1 双作用叶片泵简介1.1双作用叶片泵组成结构组成结构：定子、转子、叶片、配油盘、传动轴、壳体等1.2 双作用叶片泵工作原理图3-19 双作用叶片泵工作原理1-定子 2-压油口 3-转子 4-叶片 5-吸油口图1-1 双作用叶片泵工作原理 Fig 1-1 Double-acting vane pump principle of work1—定子；2—吸油口；3—转子；4—叶片；5—压油口如图1-1所示。

它的作用原理和单作用叶片泵相似，不同之处只在于定子表面是由两段长半径圆弧、两段短半径圆弧和四段过渡曲线八个部分组成，且定子和转子是同心的。

在图示转子顺时针方向旋转的情况下，密封工作腔的容积在左上角和右下角处逐渐增大，为吸油区，在左下角和右上角处逐渐减小，为压油区；吸油区和压油区之间有一段封油区把它们隔开。

这种泵的转子每转一转，每个密封工作腔完成吸油和压油动作各两次，所以称为双作用叶片泵。

泵的两个吸油区和两个压油区是径向对称的，作用在转子上的液压力径向平衡，所以又称为平衡式叶片泵。

定子内表面近似为椭圆柱形,该椭圆形由两段长半径R 、两段短半径r 和四段过渡曲线所组成。

当转子转动时,叶片在离心力和建压后>根部压力油的作用下,在转子槽内作径向移动而压向定子内表,由叶片、定子的内表面、转子的外表面和两侧配油盘间形成若干个密封空间,当转子按图示方向旋转时,处在小圆弧上的密封空间经过渡曲线而运动到大圆弧的过程中,叶片外伸,密封空间的容积增大,要吸入油液;再从大圆弧经过渡曲线运动到小圆弧的过程中,叶片被定子内壁逐渐压进槽内,密封空间容积变小,将油液从压油口压出,因而,当转子每转一周,每个工作空间要完成两次吸油和压油,所以称之为双作用叶片泵,这种叶片泵由于有两个吸油腔和两个压油腔,并且各自的中心夹角是对称的,所以作用在转子上的油液压力相互平衡,因此双作用叶片泵又称为卸荷式叶片泵,为了要使径向力完全平衡,密封空间数即叶片数>应当是双数。

1.3 双作用叶片泵结构特点1>双作用叶片泵的转子与定子同心;2>双作用叶片泵的定子内表面由两段大圆弧、两段小圆弧和四段定子过渡曲线组成;3>双作用叶片泵的圆周上有两个压油腔、两个吸油腔，转子每转一转，吸、压油各两次双作用式>。

4>双作用叶片泵的吸、压油口对称，转子轴和轴承的径向液压作用力基本平衡;即径向力平衡卸荷式>。

5>双作用叶片泵的所有叶片根部均由压油腔引入高压油，使叶片顶部可靠地与定子内表面密切接触。

6>传统双作用叶片泵的叶片通常倾斜安放，叶片倾斜方向与转子径向辐射线成倾角θ，且倾斜方向不同于单作用叶片泵，而沿旋转方向前倾，用于改善叶片的受力情况，最近观点认为倾角为0最佳。

1.4 双作用叶片泵排量和流量计算图3-20 双作用叶片泵的流量计算1-转子 2-叶片 3-定子图1-2 双作用叶片泵的流量计算 1-转子 2-叶片 3-定子如图1-2所示，泵的排量为())()2/(22221r R B Z V V V p -=-=π (1-1)式中 R ——定子内表面长圆弧半径；r ——定子内表面短圆弧半径；B ——转子或叶片宽度；Z ——叶片数。

若叶片厚度为δ，且倾斜θ角安装，则它在槽内往复运动时造成叶片泵的排量损失为θπδθπδcos )(cos 2)(2Z r R B Z r R B -=-双作用叶片泵的真正排量为⎥⎦⎤⎢⎣⎡-+-=θπδcos )()(Z r R r R B V )/(3rad m (1-2)泵的实际流量为pv pv Z r R r R B V q ωηθπδηω⎥⎦⎤⎢⎣⎡-+-=⋅⋅=cos )()()/(3s m (1-3)2 双作用叶片泵设计原始参数设计原始参数:额定排量：9.0/=q ml r额定压力：7.0=p MPa额定转速：1450/min=n r3 设计方案分析与选定3.1 设计总体思路本设计为定量叶片泵的设计，叶片泵实现定量可以是定心的单作用叶片泵和双作用叶片泵，此处选择双作用叶片泵进行设计。

以双作用叶片泵本身的结构特点实现定量，并参考YB型叶片泵结构，结合现有新技术和新观点进行双作用叶片泵的设计。

3.2泵体结构方案分析与选定本设计为单级双作用叶片泵，它分为单级圆形平衡式叶片泵和单级方形平衡式叶片泵两种类型。

3.2.1圆形叶片泵圆形叶片泵的主要结构特点和存在问题：1>采用固定侧板，转子侧面与侧板之间的间隙不能自动补偿，高压时泄漏严重。

只能工作在7.0MPa以下的中、低压。

2>进、出油道都铸造在泵体内称为暗油道>，铸造清沙困难。

而且油道狭窄，高转速时由于流速过快，流动阻力大，容易出现吸空和气蚀。

3>侧板与转子均带耳轴，虽然支承定心较好，但毛坯费料，加工不方便。

这种结构装配时对后泵盖联接螺钉拧紧扭矩的均匀性要求很严，否则容易导致侧板和转子的倾侧，使侧板与转子端面的轴向间隙不均匀，造成局部磨损。

3.2.2方形叶片泵方形叶片泵主要结构特点与圆形叶片泵相比，主要有以下改进：1>简化了结构，在同等排量的情况下，外形尺寸和重量比圆形泵大大减小。

2>取梢转子和侧板的耳轴，改善了加工工艺性，而且可节省毛坯材料。

装配时即使泵盖四个螺栓的拧紧力矩不很均匀，也不致影响侧板与转子端面的均匀密合。

3>采用浮动压力侧板，提高了容积效率和工作压力。

4>进油道设在泵体，排油道设在泵盖，均为开式油道，不仅铸造方便，而且油道通畅，即使高转速工作时流动阻力也较小．5>传动釉输入端一侧的支承较强，能够承受径向载荷，允许用皮带或齿轮直接驱动，有一定的耐冲击和振动能力。

3.2.3 方案选定综上所述，方形叶片泵具有结构紧凑，体积小，能够适应高转速和较高压力工作，耐冲击、振动能力较强等特点，因此特别适用于工程车辆液压系统。

加之其加工工艺性也比圆形泵优越得多，所以在一般工业机械上也获得广泛应用，已逐步取代圆形泵。

综合考虑以上因素选定方形叶片泵为本设计的叶片泵类型。

3.3 叶片倾斜角方案分析选定3.3.1 叶片倾角对叶片受力的影响图3-1 叶片顶端受力分解图3-2 转子对叶片的作用力定子对叶片顶部产生的反作用合力F 可以分解为p F 和t F 两个分力见图3—1>，其中横向分力t F 枝叶片靠向转于榴一侧并形成转子槽对叶片的接触反力和摩擦阻力见图3-2>，对叶片的自由滑动十分不利，严重时将会造成转子槽的局部磨损，导致泄漏增加，甚至因摩擦力太大而使叶片被咬住不能伸缩滑动。

此外，t F 还使叶片悬伸部分承受弯矩作用，假如t F 力过大，或者叶片悬伸过长，叶片还有可能折断。

因此，t F 分力的存在对叶片泵的寿命和效率都很不利，设计上应设法尽量减小其数值。

由图3-1和图3-2cos sin P tF F F F φφ=⎧⎨=⎩ (3-1) 式中，φ为合力F 的作用方向与叶片间的夹角1122r r F f T F f T =⨯⎧⎨=⨯⎩ (3-2) 式中，r f 为转子槽与叶片摩擦系数。

合力F 与叶片之间的夹角φ越小，则分力t F 越小。

最理想的情况是令叶片的方向正好与F 力的作用方向一致，这时0,0t F φ==，由t F 引起的转于对叶片的接触反力和摩擦力亦为零，叶片的伸缩滑动将完全不受转于槽阻碍。

图3-3 叶片倾角与作用力方向在图3-3中，α是定子曲线接触点处法线方向与叶片方向的夹角，称为压力角，γ是定子与叶片的摩擦角。

由图可见，各角度之间存在如下关系φαγ=- (3-3)因此，要使φ角为0应使压力角等于摩擦角γ。

由此得出结论；定子曲线与叶片作用的压力角α等于摩擦角γ时．对叶片产生的横向作用力t F 最小，叶片与转子槽之间的相互作用力和摩擦磨损量最小，所以压力角的最优值op α为0op arctgf αγ== (3-4)当摩擦系数00.13f =时，7op αγ==。

如图3-3所示，在叶片向旋转方向前倾放置的情况下，吸油区定子与叶片作用的用力角α为1αψθ=+ (3-5)式中ψ为定子曲线接触点A 处的法线与半径OA 的夹角，1θ为叶片的倾斜角，即叶片方向与半径方向OA 的夹角。

3.3.2叶片倾角的两种观点1> 传统观点：平衡泵叶片应具有一定的前倾角1θ传统观点认为，平衡式叶片泵的叶片应该向旋转方向朝前倾斜放置。

以往生产的大多数叶片泵亦按此原则设计制造，叶片前倾角其至达1014。

这种观点的主要理由如图3-4a 所示：定子对叶片作用的横向分力t F 取决于法向接触反力n F 和压力角α，即sin t n F F α=，为了使n F 尽可能沿叶片方向作用，以减小有害的横向分t F ，压力角α越小越好。

因此令叶片相对于半径方向倾斜一个角度1θ，倾斜方向是叶项沿旋转方向朝前偏斜，使压力角α小于ψ角，即1αψθ=-，否则压力角αψ=将较大。

2> 新观点：认为取叶片前倾角10θ=更为合理影响压力角α大小的因素包括定子曲线的形状反映为ψ角的大小>和叶片的倾斜角1θ。

实际上定子曲线各点的ψ角是不同的，转子旋转过程中，要使压力角α在定子各接触点均保持为最优值op ααγ==，除非叶片倾斜角1θ能在不同转角时取不同的值，且与ψ保持同步反值变化，而这在结构上是不可能实现的。

因此，叶片在转子上安放的倾斜角只能取—个固定平均合理值，使得运转时在定子曲线上有较多的压力角接近于最优值op αγ=。

由计算机对不同叶片泵所作的计算表明，为使压力角α保持为最优值，相府的叶片倾斜角1θ通常需在正负几度沿转子旋转方向朝后倾斜为负>的范围内变化，其平均值接近于零度；加之从制远方便考虑，所以近期开发的高性能叶片泵倾向于将叶片沿转子径向放置，即叶片的倾斜角10θ=。

a>b>图3-4 叶片前倾时压力角a>压油区 b>吸油区3.3.3我倾向的观点新观点：叶片倾角为0.理由：传统观点是靠经验得出的值，而现代通过先进的计算机技术已经能计算解决这类复杂问题，并通过计算证明了传统观点的错误。

传统观点的错误还在于：1>在分析定子对叶项的作用力时未考感摩擦力f F 的影响，计算有害的横向分力t F 使不是以反作用合力F 为依据，而是以法向接触反力n F 为依据，因而得出压力角α越小越好的错误结论。

实际上由于存在摩擦力f F ，当压力角0α=时，定子对叶顶的反作用合力F 并不沿叶片方向作用，即并非处于最有利的受力状态，这时转子槽对叶片的接触反力和摩擦力并不为零。

2>忽视了平衡式叶片泵的叶片在吸油区和压油区受力情况大不相同，而且吸油区叶片受力较压油区严重得多的现实，错误地把改善叶片受力的着眼点放在压油区而不是吸油区。

叶片向前倾角1θ有利于成小压力角的结论实际上只适用于压油区。