在应用广泛的各种液压设备中，液压泵是至关重要的动力元件，它们的工作性能及寿命在很大程度上决定着整个液压系统的工作状态，随时代的发展和技术的进步，液压泵性能得到特别大程度的完善，在各种工业设施、行路机构以及船舶和航天航空器上都得到了广泛地应用。因此十分有必要学习并且认识叶片泵的相关知识，特别是对丁从事液压工作领域工作的人显得很重要。因为双作用叶片泵具有流量的均匀性好的特点，转子所受的径向力几乎平衡，并且大多数都会做成定量泵型式，大范围的应用丁各种液压系统领域，成为液压工业上不可或缺的关键性动力元件。

  时至今日，液压叶片泵已形成了一个很大系列，产品性能几乎包含了所有液压领域所需要的工作性能的液压泵。 YB型为最早使用的一种双作用叶片泵，现在已经得到

  很大的发展，形成了YBNffl变量叶片泵和Y2B双机叶片泵等型号。为了适应液压系统有些特别的要求，乂产生了带定量减压阀的叶片泵和YBCffl号的稳流量式变量叶片泵。随着液压系统对高压力的需求，在原有的叶片泵基础上改善其性能，诞生了PV2F®中高压叶片泵和柱销式叶片泵。

  从低压到高压：随着液压技术的发展与进步，对叶片泵压力的需求也慢慢变得高，对多种高性能的叶片泵产生了许多新的要求。而随着现在加工技术的发展和技术完善，开发各种高压叶片泵也慢慢的变成了可能。以往的叶片泵只能在 6.3-7.0Mp的中低液压系统中

  工作，近些年来叶片泵的发展大幅度提升了叶片泵的性能，压力等级普遍提高到了16.0-17.5Mp,更多更高性能的叶片泵也被研发成功，大大丰富了叶片泵的种类和性能。2.高效、低耗叶片泵的效率逐渐提高，随着时下人们环保节能意识的提高，设计师已逐渐重视叶片泵的低功耗，因此诞生了一批高效能、低功耗的叶片泵。3.泵结构工艺的提高改善了噪音和寿命，特别是定子曲线的设计和改善，大幅度的提升了叶片泵的寿命和降低了叶片泵的工作噪音。4.机电一体化促使叶片泵和电子机械、微机等等结合实现简单的智能化。

  本次设计主要是对YB型叶片泵结构设计，首先要对叶片泵的工作原理、结构、特点、性能等进行学习掌握，然后根据设计的要求确定基本信息参数，之后根据所掌握的参数进行具体的设计，如叶片、转子、定子、配油盘、定子过渡曲线的设计。最终做补充设计

  工作所承受的压力较高。目前双作用叶片泵的工作压力为6.86〜10.3MPa有时可达20.6

  叶片易咬死，工作的可靠性差，对油液污染比较敏感，故要求工作环境活洁，油液要求严格过滤。

  要求吸油的可靠转速在8.3-25r/s围。如果转速低丁8.3rls，因离心力不够，叶片不能紧贴在定子的表面，不能够形成密封良好的封闭容积，导致吸不上油。如果转

  速太高，由丁吸油速度太快，会产生气穴现象，也会吸不上油，或者吸油不连续。

  如图1-1所示，从工作原理角度来说双作用叶片泵和单作用叶片泵是相似的，不同之处是双作用叶片泵的定子曲线是由两段长圆弧和两段短圆弧加上四条过渡的曲线所构成的，而且定子和转子是同心的。当图1-1所示转子逆时针方向旋转时，在一、三象限处密封工作腔的容积一点一点地变大，该区域为吸油区，在二、四象限处的密封容积一点一点减小，该区域为压油区；压油区与吸油区的围之间会有一段封油区把高、低压油区分开。当转子按照图1-1所示得方向旋转时，叶片根部所包含的液压油以及叶片在转动时产生的离心力的作用促使使叶片非常紧密地贴在定子的壁上，转子与定子在相邻两叶片和转子两边的配油盘一起形成密封的容积。当相邻的两片叶片沿着小半径圆弧开始向大半径圆弧转动时，这个密封腔的容积将会逐渐增大，由此就会形成局部区域真空以此来实现吸油过程；当相邻的两片叶片沿着大半径圆弧开始向小半径圆弧转动时，这个密封腔的体积会逐渐减小，进而压迫油液从出口排出完成压油的过程。转子在转动的一的时候，转子槽里面的叶片是在做往复的运动，一转会运动两次，能完成 2次吸油和压

  油过程，这样的一种情况下，双作用叶片泵在其转子上面径向受到的液压力处丁平衡状态，所以乂被称作平衡式叶片泵。

  如果叶片泵的叶片厚度可以趋近丁 0的话，当转子在有一时间段转动过一定角度后, 叶片在大圆弧上所划过的体积减去其在小圆弧段划过的体积其实就是叶片泵这段时间排

  出的液体得体积。实际上，叶片具有一定的厚度。在压油区，叶片泵叶片的两端的油液

  都是高压油，它的动作不会产生吸油和排油的作用；在吸油区，叶片泵叶片头部油液为

  吸油低压，叶片在其底部的高压油推动作用下向外面伸出，那么叶片泵排出来的液压油

  式（2-1 ）中的括号外的2是考虑双作用叶片泵中会同时有两对叶片起吸油和排油的

  若近似的认为其是常数，那么则。那么只有吸油区的数值会影响叶片泵瞬时流量的

  所示为YB型双作用定量叶片泵结构图，该泵的前泵体8和后泵体6采用螺栓紧固在 一起，叶片泵中装有配流盘 2和7,用圆柱销将配流盘和定子定位，固定在泵体上，以 保证配流盘上吸油窗口 a和压油窗口 b位置与定子表面曲线个叶片槽（在实际使用中具体数目由叶片泵的性能决定），叶片12可以在槽中自由 滑动。压油窗口中一部分压力油通过 e与配流盘上的环形槽c相连，而环形槽c 乂与叶 片槽底部d相对，使压力油进入叶片槽底部，使叶片顶部紧贴在定子的表面上。而且在 转子、定子、叶片和配油盘四者之间形成了 12个密封容腔，YB型双作用定量叶片泵就 是依靠这些密封的容腔容积的交替变化来工作的。注意，叶片泵叶片的方向必须与传动

  叶片泵叶片倾角的选择，关系到叶片与定子及转子的摩擦、磨损及噪声。目前国产 双作用叶片泵，叶片在转子槽不采用径向防止，而是有一个沿转向的前倾角 0。实际上， 这在学术界还有争议，试从叶片的受力角度试做分析。

  双作用叶片泵的叶片倾角，在压油区，叶片在离心力、液压力的作用下，压向定子 表面，丁是定子便对叶片产生一个法向反力 N,这个法向反力N 乂可分解成两个分力；

  一个沿叶片运动方向的分力N n = Ncos 丫，一个与叶片垂直的分子N n = Nsin 丫，丫成为 叶片的压力较，压力角大，垂直分力也大，使叶片弯曲变形，产生磨损和噪音；Y = 24 时，叶片卡死。卡死发生在吸油腔并不可怕，因为此时叶片沿槽外伸，不至被折断；但 在压油腔，卡片卡死后无法缩回，势必要折断。因此，在压油区，应对叶片的压力角加 以限制。

  如果叶片径向放置，压力角6将会很大。所以，通常应该讲叶片向旋转方向前倾一 个角度0,以减小叶片的压力角，一般取叶片前倾角。为叶片径向安防时最大压力角的 1

  一半，即：9 = 2 P max。这是叶片的压力角为丫 = 6 - 9 ,叶片前倾后，叶片在压油区 受力情况得以改善，但在吸油取受力情况将更为恶劣。此时吸油区的实际压力角丫 =

  6 +0。在吸油区，叶片根部作用有压力而顶部没有压力，故不处丁平衡状态，同事叶 片要做径向运动，所以受力及磨损大，这从泵的实际使用中充分证明了这一点。下面就 着重就吸油区叶片的受力情况做分析。

  按图2所示在叶片吸油区各种角度时的集合关系，0即为叶片倾角， N线时B点的 法线，角度丫为叶片在过渡曲线为向心线的压力较，叶片前倾时，Y = 6 +0,按照我国目前生产的定量泵的定子过渡曲线采用等加速减速曲线，过渡曲线的

  图4位叶片在吸油区过渡曲线上的受力情况，图中F c为叶片离心力，N 3位法线方向 的反作用力，F 3位定子接触点处的摩擦力,N 1、N2分别为转子槽与叶片接触处的反作用 力，Fl、F2分别为相应处的摩擦力，P为压力油作用在叶片底部的力。 除上述作用力外， 还有叶片粘性摩擦力等。这些力与图 4所示的力相比，数值很小，所以不予考虑。作用 力N1、N2、N3的变化是很有规律，随着倾角0的变化N 1、N2逐渐减小，到一定倾角后，力 的作用方向发生改变，以后绝对值乂增大；其中很重要的是，不论叶片在过度曲线上什么 位置，叶片作用在过渡曲线的绝对值为最小（接 近为0）。也就是说，从减小N 1、N2的观点出发，压力角在7~8度时有一最佳值。「角为 7~8度时，相应的叶片倾斜角0在-6~+7度之间。从N3的变化规律看，当0角为零度附 近时，N3时较小的。

  由此能够准确的看出，为了减小压力角，以改善叶片受力情况，因此将叶片前倾一个角度， 这对吸油区来说显然是不对的，因这是实际压力角丫 = 6 +0,即压力角反而增大了。

  而且，从叶片的受力分析中可知，为减小叶片的磨损，压力角并不是越小越好，压力角 为0, N1、N2并不等丁零，而丫约为7~8度时，N1、N2才接近丁零。所以0值应近似丁 零度，N3才最小。

  双作用叶片泵的定子表面由两段长半径圆弧、两段短半径圆弧和四段过渡曲线所组 成，影响泵性能的关键是过渡曲线。理想的过渡曲线应能使叶片在槽中滑动时的 径向速

  度和加度速变化均匀，以保证流量均匀，还应使叶片转到过渡曲线和圆弧连接处无死点， 以减小冲击和噪声。双作用叶片泵一般都会采用综合性能较好的等加速和等减速曲线作为过 渡曲线。有些高性能泵的过渡曲线双作用叶片泵主要参数的计算

  理论流量：不考虑液压泵泄露损失的情况，单位时间，双作用叶片泵输出液压油液 的体积。即

  实际流量：考虑液压泵泄露损失的情况，单位时间，双作用叶片泵输出的液压油液

  体积。此双作用叶片泵额定压力 7.0MPa,考虑泵的容积效率，容积效率取可v=90%则

  确定转子半径时，考虑因素主要有花键轴孔尺寸和叶片长度，校核转子槽根部的强 度是否满足材料要求即可。

  转子轴向宽度B与流量是成正比的关系。结构设计中，确定径向尺寸R、r、 调整转子轴向宽度B,设计出的叶片泵的排量规格不同。径向尺寸近似的叶片泵，转子 轴向宽度小的端面流量泄露所占比例相对增大， 即容积效率会变低；增大转子轴向宽度，

  会使配油盘的配流窗口过流速度变大，引起流动阻变大。根据已有资料设计的具体方案，一般 转子轴向宽度B=(0.45~1)r

  转子的轴向宽度 B=39.6mm根据转子半径r t0 = 43mm,主要考虑以下两个因素，转 子的工作强度和转子上要开螺钉孔，设计转子的大径尺寸 D=86mm

  轴和转子的连接方式是花键轴连接，轴孔直径尺寸：d0=37.84mm键齿工作高度h=2mm 则花键大径尺寸：D0=41.84mm键齿宽度设计为5mm转子上的花键孔上的键齿宽度也 为5mm

  由5.2中可知，叶片安放角0 =0° ；叶片数z=12;叶片厚t=2mm叶片长l=5mm 此 次设计的叶片泵转子受径向方向力相等抵消，因此只承受扭转力的作用。

  转子槽和其根部通液压油孔的位置主要由两个因素确定， 一是叶片长度l ,二是叶片 根部通液压油的孔的位置。叶片长1 = 5mm

  若Z特别小，定子的过渡曲线所对应的幅角就会相对减小，那么吸油腔、压油腔区 间就小，从而过流面积就小，这样非常易产生吸空并且导致压油的阻力增大。如果 Z

  特别大，叶片所占用工作容腔变大，有效容积减小，这样不仅造成叶片泵的排量变小， 而且转子槽的数量增多也会影响转子的强度，并增添了工件加工的工作量。

  考虑转子与定子所受径向力需要平衡对称，Z应取偶数。另一方面，z的确定还 要满足输出流量的均匀性的要求，通过与定子曲线特性适当匹配，要保证处在吸油区过 渡曲线围每个叶片的速度之和保持(或近似丁)常数。

  该方案设计的定子曲线选择的是高次方曲线，由曲线性质，它输出流量的能够保证 其均匀性，而且当选定3、4、5次典型高次曲线作定子过渡曲线这两种结果。

  叶片首先应有充足的抗弯强度用以承受最大工作所承受的压力。其次，在转子槽的制造工 艺条件允许的情况下，应尽可能的减小叶片的厚度，叶片根部承载压力的面积就可以减 小，对定子的压紧力就随之而减小。

  叶片厚度，通常选取s=1.8~2.5mni在进行强度计算时，至少应按额定压力的 1.25

  叶片在转子槽可以运动灵活，伸缩式的叶片留在槽的最小长度应不小丁叶片总长度

  )在工作过程中的叶片主要承受剪切应力，如图 1-6。由《机械设计手册》 4-3-17查得材料的许用剪应力为:

  调整后转子半径，由式5.3计算出r t0 = 38mm (具体设计过程详见5.3) 果