定量叶片泵(双作用叶片泵)设计.doc

2 双作用叶片泵设计原始参数

设计原始参数:

额定排量：
额定压力：
额定转速：

****本科毕业设计（论文） 4 参数的计算

4 参数的计算

4.1 流量计算
4.1.1平均理论流量
(4-1)
4.1.2实际流量
叶片泵为固定侧板型，压力7.0MPa，查泵资料得：容积效率取
则 (4-2)

4.2功率计算
4.2.1输入功率轴功率
(4-3)
式中，T为作用在泵轴的扭矩，单位为；
为角速度，单位为rad/s；
n为转速，单位为r/min。
4.2.2有效输出功率液压功率
(4-4)
式中，为泵进出口之间的压力差，取值为6.3Mpa；
为出油口压力；
为进口压力，单位均为Mpa；
Q为泵输出的流量，单位为l/min。
4.2.3理论功率
(4-5)

4.3 扭矩计算
4.3.1理论扭矩
在没有摩擦损失和泄漏损失的理想情况下，轴功率与液压功率相等，所计算出的功率值为泵的理论功率。这时作用在泵轴上的扭矩是理论扭矩，泵输出的流量是理论流量，因此理论功率可表示
(4-6)
其中

式中，为理论轴功率；
为理论液压功率；
q为泵的排量，单位为ml/r。
由前面的式子导出驱动泵的理论扭矩为
=10.268 Nm (4-7)
4.3.2实际扭矩
实际上，泵在运转时要消耗一部分附加扭矩去克服摩擦阻力，所以驱动泵轴所需的实际扭矩比大，实验测得取值=96%。
T=+=10.445 Nm (4-8)
式中，为损失扭矩；P为电动机功率，本次设计中用的是10KW；为反映摩擦损失的机械效率。

4.4 双作用叶片泵设计计算参数表
由上计算得：
额定排量q
Ml/r
额定压力p
MPa
额定转速n
r/min
平均理论流量 L/min
实际扭矩T

9.0
7.0
1450
13.05
10.445
输入功率
kw
有效输出功率 kw
理论功率
kw
实际流量
L/min
实际扭矩T

1.586
1.279
1.523
10.962
10.445

****本科毕业设计（论文） 5 整体设计计算

5 整体设计计算

5.1转子的设计
5.1.1材料选择
转子材料选择：
5.1.2转子半径
转子作为与轴的连接部分，主要是力的承受着，叶片镶嵌在转子里，它承载着叶片，带动叶片做旋转运动，叶片同时在其中做伸缩运动，转子半径r应根据花键轴孔尺寸和叶片长度L考虑，取花键轴直径
初选 (5-1)
再根据初选值计算得到的叶片长度L调整r的大小。
初选转子半径计算得到叶片泵叶片的长度L为，由式(5-7)得
L=10.0mm
由于叶片镶嵌在转子内，且嵌入叶片的槽长度略等于叶片的长度L,根据叶片长度和转子强度考虑，调整转子半径为
(5-2)
5.1.3转子轴向宽度
转子﹑叶片和定子都有一个共同的轴向宽度B，B增加可减少端面泄漏的比例，使容积效率增加，但B增加会加大油窗孔的过流速度，转子轴向宽度B与流量成正比。在系列设计中，确定径向尺寸后，取不同的宽度B，可获得一组排量规格不同的泵。对于径向尺寸相同的泵，B增大会使配油窗口的过流速度增大，流动阻力增大。据统计资料可略取
(5-3)
式中 ──定子小半径。
由式(5-2)，，最终确定，取

5.1.4转子结构尺寸设计

图5-1 转子主要结构
1>转子基本尺寸
由计算得到的尺寸，转子的轴向宽度B=25mm。
根据转子半径，则考虑转子工作强度和转子上螺钉孔，取转子的大径尺寸D=58mm。
2>转子轴孔尺寸
花键轴孔直径，由传动轴花键设计及花键齿工作高度h=2mm,得
内花键大径：
花键轴段设计的键齿宽为5mm，故转子花键孔上齿宽也为5mm
3>叶片槽尺寸
由叶片的设计
叶片数z=10；叶片厚t=2mm；叶片长L=10mm；叶片安放角
平衡式叶片泵转子所受径向力平衡，主要承受扭转力的作用。由z=10,设计相邻叶片槽夹角

由叶片长度L和叶片根部通压力油的孔设计转子槽和转子槽根部通压力油孔位置。叶片长度L=10mm,各通压油孔圆心所在圆上的圆直径为

考虑压油孔直径尺寸，取
由叶片厚t=2mm，叶片底部通压油孔直径值取，槽宽为2mm
转子轴向宽度B=25mm，得槽长度为25mm。

4> 校核转子槽根强度

图5-2 转子槽受力情况
叶片和转子槽相互工作面间的作用方式为挤压和磨损
由《机械设计手册》第4篇表4-3-17查得材料的许用挤压应力为

计算转子的最大工作应力
(5-4)
式中，T——为实际转矩，
D——转子直径，
B——转子轴向宽度，
——叶片伸出长度，
当转子刚刚离开压油区时，转子承受最大挤压应力
(5-5)

故转子槽根满足强度条件。

5.2叶片的设计
5.2.1叶片材料选择
叶片材料选择：高速钢
材料特性：高硬度和耐磨性
高速钢是一种具有高硬度、高耐磨性和高耐热性的工具钢，又称高速工具钢或锋钢。高速钢的工艺性能好，强度和韧性配合好，因此主要用来制造复杂的薄刃和耐冲击的金属切削刀具，也可制造高温轴承和冷挤压模具等。
W18Cr4v，常用的钨系高速钢的一种，它属于莱氏体钢，是高速钢应用最长久的一种。和其它高速钢一样，常被称为“白钢”、“锋钢”或“风钢”空冷即可淬火>。
5.2.2 叶片数
叶片数通常取

Z过小，定子曲线对应的幅角小，吸、压油腔区间小，过流面积小，容易造成吸空并使排油阻力增大。Z过大，叶片占用工作容腔的有效容积量大，影响泵的排量，而且转子槽数增多，也影响转子强度，并增加了加工工作量。
从转子、定子所受径向力的对称平衡考虑，z应取偶数。
再考虑平衡式叶片泵的输出流量均匀性，在定子曲线上，叶片数z与定子曲线特性适当匹配，即要使处于定子曲线范围内各叶片的径向速度之和保持或近似于常数。
由方案设计的选择5次曲线作为定子曲线，则由该曲线性质，它输出流量的均匀性基本相同，且当选高次曲线作定子叶片泵时，叶片一般选择z=10或z=12。
综合以上几点，此处选择叶片数为
Z=10

5.2.3叶片安放角

图5-3 叶片前倾角度
由设计方案的设计选择，设计采用新观点的叶片安放方式，即

5.2.4叶片的厚度
叶片厚度应保证在最大压力下工作时具有足够的抗弯强度和钢度。在强度和转子槽制造工艺条件允许的前提下应尽量减薄，以减小叶片根部承受压力作用的面积，减轻对定子的压紧力。
叶片厚度，一般取
此处，取
5.2.5叶片的长度
为使叶片在转子槽内运动灵活，叶片伸缩式留在槽内的最小长度应不小于叶片总长的2/3，即
(5-6)
则 (5-7)
调整转子半径后，验算叶片长度值

故叶片长度L=10mm满足要求。
5.2.6叶片的结构尺寸设计

图5-4 叶片的结构设计

叶片结构如图5-4所示，由设计计算得到叶片尺寸：

叶片倒角查材料取
5.2.7叶片的强度校核

图5-5 叶片受剪切力图
叶片在工作状态下主要承受剪切应力，如图5-5。由《机械设计手册》第4篇表4-3-17查得材料的许用剪应力为

则叶片工作最大切应力
故 (5-8)

式中，T——为实际转矩，
D——转子直径，
B——转子轴向宽度，
——叶片厚度，
叶片强度校核至少应按额定压力的1.25倍考虑
由式(5-8)得
故叶片满足强度要求。

5.3定子的设计

图5-6 定子曲线

5.3.1定子材料选择
定子材料：
5.3.2定子短半径
定子的短半径通常取
(5-9)
调整转子半径过后，得最终设计结果
(5-10)
5.3.3定子长半径
根据平均流量公式

又
即 (5-12)
将由初选转子半径计算得出及额定转速n，叶片数z，叶片厚t代入上式得

解方程得

调整转子半径后，得到最终定子长半径

解方程得

5.3.4定子大、小圆弧角
大圆弧所对应的幅角和小圆弧对应的幅角，通常可取相同值，且等于相邻叶片间隔角，即
(5-13)
5.3.5定子过渡曲线的幅角
定子过渡曲线对应的幅角通常为
(5-14)
5.3.6定子过渡曲线设计
定子过渡曲线方程为5次曲线方程，由式(3-10)得：

由上边方程计算得到：
曲线的最大速度：
(5-15)
曲线的最大加速度：
(5-16)
曲线的最大加速度变化率：
(5-17)
代入，得双作用叶片泵定子曲线方程为
(5-18)
式中 的单位为弧度。
曲线特性：
则由式(5-18)和(5-15)(5-16)(5-17)得，
1>速度特性
(5-19)
该设计的曲线的速度特性：

2>该设计曲线的加速度特性：
(5-20)

3>该设计曲线的加速度变化率特性：
(5-21)

5.3.7校核定子曲线
1>叶片不脱离定子的条件
叶片泵正常工作的必要条件之一是叶片顶部与定子内表面保持可靠的接触密封，以形成密闭的工作容积。根据叶片受力分析，可以推导出叶片与定子保持可靠接触而不出现“脱空”现象的条件。

图5-7 吸油区时作用在叶片的径向力
一般认为，叶片进入排油区段之后，随着转子转角的增加，叶片与定子内曲线接触点A距转子中心的矢径越来越短，叶片是在定子内表面的强制作用下逐渐缩进转子槽中，一般不会出现“脱空”现象。
而在吸油区段见图5-7>，随着转子转角的增加，叶片与定于内曲线按触点A的矢径越来越长，如果叶片在离心力作用下产生的沿转子槽滑动伸出的运动跟不上定子曲线的增长、叶片与定子内表面之间将会出现“脱空”。
根据图5-7，征忽略液压作用力和摩擦力的情况下，叶片在转子半径方向上所受的力有离心力、定子对叶顶接触反力的径向分力、叶片以加速度向外伸出滑动需克服的惯性力。列出径向力平衡方程式如下：
(5-22)
其中 (5-23)
(5-24)
(5-25)
所以 (5-26)

显然，要使叶片与定子内表面保持接触，接触反力Fn必大于零，所以，叶片与定子不“脱空”的条件是

又因为压力角，即，所以上述条件又可以表述为
(5-27)
上式中式离心力作用所能产生的径向力加速度，数值上等于叶片随转子旋转的向心力加速度;是定子内曲线矢经增长的加速度，取决于定子曲线的特性。

2>叶片不脱离定子的校核
由叶片不脱离定子的条件式5-27得

要使平衡式叶片泵的叶片在定子曲线上工作时不脱离定子，即恒大于0，则有

式中 为设计的定子曲线的最大加速度，由5次曲线最大加速度计算式(5-16)得

联立求得，定子曲线上叶片不脱离定子条件定子长、短径最大允许比值
(5-28)
因此计算得到平衡式叶片泵长、短半径值比值

即校核得所设计定子曲线满足叶片在该曲线段工作时不脱离定子条件。

3>定子曲线最大压力角的验算
定子曲线某点矢径与曲线该点的法线之夹角称为定子曲线的压力角，如图3-5所示。根据高等数学的知识：
(5-29)
当叶片沿转子径向放置时，定子曲线的压力角也就是叶片与定子接触的压力角。根据式3-3>和式3-5>，压力角过大会使定子对叶片的作用力与叶片方向之间的夹角增大，导致横向分力的增大见图3-1、图3-2>，使叶片受力状态恶化，影响泵的寿命和效率。
由式)5-29)可见，越大，相应的越小，则越大。因此，为了不使压力角过大，应限制定子曲线径向速度的最大值。
平衡式叶片泵定子曲线为定子上大、小圆弧的过渡曲线，即有
(5-30)
则有
又由

故 (5-31)
又

则 ;，
得
由上
叶片泵最大压力角不能过大，压力角过大则叶片工作状况恶劣，故由上式得，故定子曲线满足设计要求。
5.3.8定子结构尺寸设计
1>定子基本尺寸
圆弧角度：
由设计计算已获得的定子尺寸，如图5-6
定子长半径 ，对应的圆弧角
定子短半径 ，对应的圆弧角
定子曲线角度：
大、小圆弧过渡曲线即定子曲线方程的单位以弧度表示为

定子曲线对应的幅度
具体曲线间位置布置如图5-6所示。
定子外径：
平衡式叶片泵装配时，定子、转子和左、右配油盘用螺钉组装成一份零件后再装入泵体内，由定子最大内半径，按定子所需强度和工作要求，和配流盘配合时油窗大小，结合定子上螺钉的布置等情况，取定子外径

2>螺钉孔尺寸
螺钉的设计选择：
参考《机械设计手册（单行本）—第4篇连接与紧固》表4-1-104，选取十字槽圆柱头螺钉（GB/T 822—2000）作为定子和配流盘连接用螺钉。
螺钉型号：；螺纹径为3mm，螺纹长度70mm
螺钉孔设计：
由选择的螺钉型号，定子上螺钉孔直径设计为，2个螺钉孔位置在分布在直径的圆上，分别位于过渡定子曲线夹角的中心点上。
通孔设计：
在吸油口端连接两配流盘的2个通孔直径选为3.3mm。

5.4左配流盘的设计

图5-8 配流盘的油窗结构
5.4.1左配油盘封油区夹角
为了保证叶片泵工作时吸、压油腔不发生沟通，侧板配流盘上的吸油窗口和排油窃口之间的间隔所对应的圆心角必须大于或等于相邻两叶片之间的圆心角 见图3—32>。这样，当叶片尚未进入排油窗时，叶片2已脱离吸油窗，才能处吸、压油腔不互相连通。
角与角的比值称为遮盖比，故
(5-32)
通常取遮盖比为1.1左右
故
取

5.4.2左配流盘V形尖槽
正因为，当相邻两叶片同时处于角范围内时，由两叶片、转子、定子和侧板所围成的容积cdef图中带点部分与吸、排油窗均隔离，出现闭死现象。
如果是从吸油区转向压油区，例如在平衡式叶片泵的大圆弧K段(出现闭死时cdef密闭容积内的油液仍保持与吸油腔压力相同的低压。随着转子向前转动，一但接通排油窗口，内于压差悬殊，压油腔的高压油将在瞬间内反冲入两叶片间的容腔。使该腔压力迅猛升高，出现所谓酌“高压回流”，造成很大的压力冲击。每转过一个角都如比重复一次。这种周期性的高压回流液压冲击不仅导致叶片泵输出流量和输出压力的脉动，更重要的是造成定子环的径向振动，
从而产生噪声．并加快定子内曲面与叶顶的磨损，对叶片泵的正常工作影响极大。叶片泵越是工作在高压，上述闭死现象所造成的高压回流液压冲击也越严重。
如果两叶片间的容腔是从压油区转向吸油区，例如在平衡式叶片泵的小圆弧阶段出现闭死时。cdef密闭容积内的油液处于等同于压油压力的高压。一旦接通吸油窗口，闭死容积内的高压油将在瞬间内向吸油腔喷出，突然泄压，同样也对泵的正常工作不利，但闭死容积内储存的液体压力能有限且不是直接与泵的输出相通，高压回流影响程度较轻些。
为了减轻闭死现象的不利影响，在配流盘窗口设计V形尖槽。
配流窗口v形尖槽如图3—33所示。减缓高压回流液压冲击的v形尖槽应当开在排油窗口的进入端。当闭死容积离开吸油窗口之后，通过v形尖榴逐渐与排油窗口连通，随着转角的增加， v形尖槽的通流截面积的逐渐增大而使两叶片间容腔内的压力p逐步升高，直至完全接通排油窗口，才升压达到压油腔的压力。闭死容积的升压过程与v形尖槽的几何尺寸有关。当V形尖楷的横截面为等边三角形时，随着v形尖槽逐渐进入两叶片间的容腔，按节流作用和油液可
压缩性计算出的闭死容腔压力P的升压过程如图3—34所示。其小，是v形尖槽的槽底倾角；是v形尖槽的范围角，是从尖槽算起的转角见图3—35>。
V形尖槽所占的幅角在之间，具体数值要通过实验来确定，有些泵为了达到降低噪声的效果，宁可稍许降低容积效率，设计成V形尖槽跨入封油区若干度。
取

5.4.3左配流盘结构尺寸设计
1>整体尺寸:
定子外径，则配流盘大径，考虑工艺要求和条件取配流盘宽度。
2>轴孔尺寸:
左配油盘的轴孔壁作为左轴承外圈的轴向定位，由手册上查得61902型深沟球轴承外圈的安装尺寸，定位高度,因此，左配油盘轴孔直径
(5-33)
C为轴孔倒角，查《机械设计手册—第一篇》零件倒圆与倒角 GB/T 6403.4—1986>表1-5-10，得 C=1.0mm
故求得轴孔直径
3>配流盘端面环槽:
配流盘端面环槽与叶片槽底部相通，由转子叶片压力油孔尺寸，各孔圆心位置，孔直径，取环槽分度圆，环槽宽度，槽深
4>配油窗口:
计算得到的配油盘封油区夹角，配流盘V形尖槽，则计算配油盘吸油窗口夹角和压油窗口夹角：

配油窗口吸、压排油窗口需要根据转子和定子的配合安装位置确定，且配油窗口在四段过渡定子曲线上，，，则配油窗口分圆直径在上。
取左配流盘两吸油窗口宽度为5mm，且为不通孔深5mm，吸油窗口为缺口型，夹角为，在吸油口入口端，吸油窗口较大，扩大角度为。
5>螺钉孔:
由定子设计选择的螺钉型号，且定子上螺钉孔直径为，4个螺钉孔位置在分布在直径的圆上，分别位于过渡定子曲线中心点上。则左配油盘上螺钉孔直径为且2个螺钉孔位置分布在直径的圆上，在吸油窗口中心点上。
6>V形尖槽:
压油窗口V形尖槽：
平衡式叶片泵叶片当随着转子向前转动，一但接通排油窗口，由于压差悬殊，压油腔的高压油将在瞬间内反冲入两叶片间的容腔。使该腔压力迅猛升高，出现所谓酌“高压回流”，造成很大的压力冲击。每转过一个角都如此重复一次。这种周期性的高压回流液压冲击不仅导致叶片泵输出流量和输出压力的脉动，更重要的是造成定子环的径向振动，从而产生噪声．并加快定子内曲面与叶顶的磨损，对叶片泵的正常工作影响极大。叶片泵越是工作在高压，上述闭死现象所造成的高压回流液压冲击也越严重。因此在压油窗口设计V形尖槽，尖槽夹角由上面的计算知

考虑安装方便，在两压油窗口两端均布置一V形尖槽。
吸油窗口V形尖槽：
当叶片接通吸油窗口，闭死容积内的高压油将在瞬间内向吸油腔喷出，突然泄压，同样也对泵的正常工作不利，但因为闭死容积内储存的液体压力能有限且不是直接与泵的输出相通，所以影响程度较高压回流轻些。
因此，闭死容积突然泄压问题对叶片泵性能的影响不太直接，所以吸油窗口有时并不开设V型槽，此处，配流盘吸油窗口不开设V形槽。

5.5右配流盘结构设计
1>右配流盘与左配流盘大部分尺寸相同，吸、压油窗口位置也相同，不同在于，右配流盘的吸油窗口为不通孔，深为5mm，压油窗口为通孔与配流盘环形槽相通，环形槽宽8mm，深5mm.
右配流盘螺纹孔为M3，与左配流盘螺钉孔配合安装螺钉。
2>在右配流盘上开有2个的孔和2个的孔，分别为2个mm向叶片槽底部输送压力油的孔，使压力油进到叶片底部，叶片在压力油和离心力作用下压向定子表面，保证紧密接触以减少泄漏。转子两侧泄漏的油液经传动轴与右配流盘孔中的间隙，经另2个孔流回吸油腔。
3>配流盘轴孔根据装配情况知，
(5-34)
取右侧板轴孔直径
配流盘右端与右泵体配合，右端轴承6005型其尺寸为

故与右泵体装配的该段直径为
4>参考《机械设计手册—第10篇润滑与密封》表10-4-5,选择O形橡胶密封圈作为密封件，型号为
G GB/T3452.1—1992
G GB/T3452.1—1992
参考《机械设计手册—第10篇润滑与密封》轴向密封沟槽尺寸 表10-4-8
G GB/T3452.1—1992的沟槽尺寸为
槽外直径 80.0mm+5.3mm=85.3mm；
槽宽；
深；
槽内直径
G GB/T3452.1—1992沟槽尺寸为
槽外直径50.0mm+3.6mm=53.6mm；
槽宽；
槽深
结合右配流盘上孔，槽等工作强度要求，右配流盘总宽45mm，和右泵体配合尺寸为15mm.
5>参考《机械设计手册—第1篇》表1-5-12配流盘与右泵体配合段倒角为

5.6传动轴的设计
平衡式叶片泵由于叶片所受径向力平衡，故轴主要承受扭矩作用，承受的弯矩很小，故称为传动轴。
5.6.1 材料选择
轴主要承受扭矩作用，在轴上有扭转切应力，由《机械设计》表15-1选择轴常用材料中剪切疲劳极限较高的材料。
5.6.2 花键轴段的设计

图5-9 传动轴花键轴段结构
由转子设计中选择的花键轴孔直径为

花键连接为多齿工作，承载能力高，对中性、导向性好，齿根较浅，应力集中小，轴的强度削弱小，平衡式叶片泵主要承受扭矩作用且对运行是对中和稳定性有一定要求，因此选择将轴段加工成花键轴，并选择为矩形花键轴。
设齿的工作高度为
(5-35)
式中 h——花键齿工作高度，mm
D——矩形花键大径，mm
d——矩形花键小径，mm
C——矩形花键齿倒角尺寸，mm
又由配合关系得
(5-36)
由取C=1mm,得
d=17mm
取键数 N=4，键宽B=5mm
即花键轴规格为

式中 N——键数
d——矩形花键小径，mm
D——矩形花键大径，mm
B——键宽，mm
5.6.3校核轴段花键的挤压强度
由《机械设计手册》第4篇表4-3-29得花键连接许用压强

又花键挤压强度
(5-37)
式中 T——转矩，
——各齿载荷不均匀系数，一般取
——齿数，即键数 z=N
——齿的工作长度，mm;即转子宽度
——平均直径，mm，矩形花键
——矩形花键大径，mm
h——花键齿工作高度，mm，矩形花键C倒角尺寸>

故轴段花键的挤压强度满足要求。
5.6.4轴的结构设计

图5-10 轴上零件的装配
1>拟定轴上零件的装配方案
如图，由图5-10知和轴上配合零件，为左右轴承、转子和密封圈。左、右配流盘不靠传动轴轴定位。
2>设计轴上B-F段
由花键轴段的设计D=23mm，确定D-E段直径

轴肩E-F段为右轴承定位轴肩,由右轴承
型号：6005
基本尺寸：
安装尺寸：
则轴肩

则
取轴肩宽度
确定B-E段的轴长度：
为转子宽度加上右配流盘的宽度，由轴肩对右配流盘无轴向定位作用，故留一定的余量，则

确定B-D段轴长度：
因为
考虑花键轴段剩余工作长度和键槽加工过渡段，取

确定C-D段轴长度：
花键轴段为加工键槽切入的过渡段 ，过短，则轴的轴径变化率大，轴强度降低。因此， 应有一定的长度。
综合考虑取
3>轴承配合轴段的设计
平衡式叶片泵的传动轴主要承受扭矩作用，承受轴向力和径向力很小，故选用深沟球轴承。
左端轴承段：
参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承61902型，其尺寸为

故

式中 ——轴承宽度，mm；
——吸油端配油盘宽度，mm；=25mm
右端轴承段：
参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6005型，其尺寸为

故
为轴承的宽度，故

参考《机械设计手册—第1篇常用设计资料》砂轮越程槽（GB/T 6403.5—1986）的表1-5-15，得
槽深 h=0.3mm;
槽宽 b=2.0mm
故 ；

4>密封圈配合轴段设计
参考《机械设计手册—第10篇润滑与密封》旋转轴唇形密封圈GB 13871—1992>的表10-4-12，选择密封圈为
型号: FB 25 40 GB 13871—1992
FB:带副唇内包骨架型
尺寸: 内径d=25mm,外径D=40mm,宽度
则H-I轴段直径为25mm,考虑H-I段要安装2个密封圈和传动机构，取
,
最后，求得平衡式叶片泵传动轴总长：

5>确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计手册—第1篇 》 表1-5-12
取轴端倒角为A-B轴端其余，轴肩处圆角半径均为r=1.0mm.

5.6.5轴上载荷分析
根据轴的结构图做出轴的计算简图和扭矩图。

从轴的结构图以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。轴扭矩

5.6.6按扭转切应力校核轴的强度
参考《机械设计》表15-3 轴常用几种材料的及值得,传动轴材料为，平衡式叶片泵旋转轴的许用扭转切应力

参考《机械设计》表15-4 抗弯、抗扭截面系数计算公式得,花键截面的抗扭截面系数计算公式为
，z为花键齿数
校核轴的扭转强度:
在危险截面C处：

=1234.753

5.6.7校核轴的刚度
平衡式叶片泵的传动轴在载荷作用下，将发生扭转变形。若变形量发生超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至丧失机器应有的工作性能。因此，对传动轴进行刚度校核。
1>许用扭转角的选取
为轴每米长的允许扭转角，与轴的使用场合有关。对于一般传动轴，可取；对于精密传动轴，可取；对于精度要求不高的轴，可大于。
此处，根据传动轴的工作情况和传动精度要求，选择许用扭转角为

将承受扭矩的轴段看成由三段阶梯轴组成
J-D段：平均圆截面直径为

长度为

D-E段：直径

长度

E-K段：直径

长度

扭转刚度校核计算

式中： T—轴所受的扭矩，
G—轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，
—轴截面的极惯性矩，，对于圆轴，
L—阶梯轴受扭矩作用的长度，mm
—分别代表阶梯轴第i段上所受的扭矩、长度和极惯性矩，单位同前.
z——阶梯轴受扭矩作用的段数
2>传动轴的三段轴的刚度计算

则
故传动轴的刚度满足要求。

5.7泵体的设计
5.7.1泵体材料选择：
1>铸件材料
铸件一般用灰铸铁铸造，灰铸铁组织相当于在钢的基体上分布着片状石墨，因此，其基体的强度和硬度不低于相应的钢，抗拉强度大，消振能力比钢大10倍。灰铸铁的强度与铸件的壁厚有关，铸件壁厚增加则强度降低。
因此，本设计选择灰铸铁HT150作为泵体铸造材料。
2>铸件的壁厚
参考《机械设计手册—第一篇常用设计资料》表1-2-3查得，灰铸铁HT150最小壁厚：
一般铸造条件下，最小允许壁厚
改善铸造条件下，最小允许壁厚
5.7.2左泵体结构设计
1>泵体外形
根据转子、配油盘直径尺寸，且靠密封圈装在泵体和泵盖中，间隙配合，故泵体内圆直径。
根据最小允许壁厚和外壁螺栓连接的工作要求，泵体宽度和高度的尺寸为
泵体长度，根据转子、配流盘、轴承装配长度和泵体底部壁厚设计，综合考虑，取泵底部壁厚15mm，轴承孔宽度查轴承尺寸得7mm,转子、配油盘在泵体内的安装配合长度25mm+25mm+15mm,轴承底部孔深3mm，则泵体总长

2>吸油腔尺寸
吸油腔宽度：
吸油腔是保证叶片泵正常工作吸油的重要结构，把它设计在与壳孔内圆成的范围内，则吸油腔宽度为

吸油腔长度：
吸油腔与右配流盘的吸油窗口相通，由此得到

吸油口螺纹：
参考普通螺纹基本尺寸GB/T 196—1981的表4-1-3，由吸油腔宽度42.5mm选择螺纹尺寸M30作为吸油孔口尺寸。
3>轴承安装孔
泵体底部轴承孔由选择的轴承型号决定，由轴承型号为61902型及其尺寸，则轴承孔径为。
参考表6-2-52，轴承孔内底孔壁为轴承内径的轴向支承，查其安装尺寸

故取轴底孔直径
4>螺栓孔布置
泵体连接螺栓选择六角头螺栓C级GB/T 5780—2000>，由《机械设计手册—第4篇连接与紧固》表4-1-76，选择螺栓型号为。
则 泵体螺栓孔为,分布在泵体的四个角上，圆心为15mm.
5>其它
泵体底部装螺钉头的孔径由螺钉型号查得螺钉头直径确定，因此，取孔径为,孔深4mm。

5.7.2右泵体结构设计
右泵体和左泵体配合，它的结构和左泵体有些相似，不同的是有泵体内孔和右配流盘相配合的台阶孔，压油口在上方，且泵体上开有一两个环形槽，一个将压油窗口的高压油导向压油口，一个槽内钻有与压力油相通的通孔，为叶片的根部提供压力油
1>泵体外形
与右泵体配合，故泵体宽和高均为110mm，长度由内孔结构决定，计算得长为60mm。
2>阶梯孔
与右配流盘配合的内孔，为过渡配合，由配流盘尺寸的内孔径为80mm；另一孔与右轴承配合，由选择的轴承型号6005的外圈为47，则孔径为47mm.
3>压油口螺纹
选择M20作为压油口螺纹标准。
参考《机械设计手册—第10篇润滑与密封》表10-4-5
选择O形橡胶密封圈 G GB/T 3452.1—1992
参考表10-4-8，所选密封沟槽尺寸，槽宽，槽深
轴承润滑，泵体内油飞溅直接润滑轴承
橡胶密封圈是用耐油橡胶制成的，利用弹簧使橡胶与轴保持一定的压力，密封性可靠。有两种结构，一种密封圈内装有金属骨架，靠外圆与孔配合实现轴向固定；另