車用電子旋片真空泵的設計與研究任務書

1、<p>　　本科畢業(yè)論文（設計）</p><p>　　題 目 車用電子旋片真空泵的設計與研究</p><p>　　學 院 </p><p>　　專 業(yè) 車輛工程 </p><p>　　年 級 </p><p><b>　　學 號

2、</b></p><p>　　姓 名 </p><p><b>　　指 導 教 師 </b></p><p>　　成 績 </p><p>　　2014 年 5 月 5 日 </p><p><

3、b>　　目錄</b></p><p><b>　　摘要iii</b></p><p>　　Abstractiv</p><p><b>　　0文獻綜述1</b></p><p><b>　　0.1研究背景1</b></p><p&g

4、t;　　0.2真空泵的類型1</p><p>　　0.3旋片式真空泵的起源與發(fā)展現狀2</p><p><b>　　1 引言6</b></p><p>　　1.1旋片泵的工作原理6</p><p>　　1.2 旋片泵的工作循環(huán)過程7</p><p>　　1.3本文設計研究內容8<

5、/p><p><b>　　2 設計要求8</b></p><p>　　2.1 性能要求9</p><p>　　2.2 材料選擇要求9</p><p>　　3 結構參數的選擇10</p><p>　　3.1幾何抽速Sth10</p><p>　　3.2驅動主軸轉速n1

6、1</p><p>　　3.3旋片數目Z11</p><p>　　3.4直徑比b11</p><p>　　3.5長徑比a11</p><p>　　3.6實際容積利用系數Kv11</p><p>　　3.7計算泵腔尺寸13</p><p>　　3.8計算旋片尺寸13</p>

7、<p>　　4 三維結構模型的建立14</p><p>　　4.1 三維建模技術概述14</p><p>　　4.2 零部件的建模過程15</p><p>　　4.3 泵體總成的虛擬裝配21</p><p>　　4.4 二維工程圖的生成24</p><p>　　5 旋片泵的動力學研究25<

8、;/p><p>　　5.1旋片的運動速度研究26</p><p>　　5.2 旋片的運動加速度研究28</p><p>　　5.3旋片的受力分析研究29</p><p><b>　　6 結論32</b></p><p><b>　　參考文獻32</b></p>

9、;<p><b>　　致謝34</b></p><p>　　車用電子旋片式真空泵的設計與研究</p><p>　　摘要：本文對小型乘用車電子旋片真空泵的具體性能需求進行分析，并根據實際設計要求計算出旋片泵抽氣機構的尺寸大小。系統的進行旋片式真空泵的結構設計，并著重對進、排氣口角度進行設計，采用在上下端蓋上設置進、排氣口的方案。以及對泵體的噪音源進行分析

10、，確定采用抗性消音器的原理設計外殼的消聲器。利用三維設計軟件 CATIA 的裝配設計模塊對各個零部件進行虛擬裝配，檢查裝配后虛擬總成的合理性。并根據三維到二維的高效轉化方法，轉化為工程圖紙。最后對旋片機構進行運動學和動力學研究分析，為其平衡及強度設計建立基礎。</p><p>　　關鍵詞：制動系統；旋片式；電子真空泵；結構設計</p><p>　　A Study on Design and

11、 Research of a Rotary Vane Electronic</p><p>　　Yong Jiang</p><p>　　College of Engineering and Technology, Southwest University, Chongqing 400716, China</p><p>　　Abstract: With advan

12、tage of compact frame, excellent dynamical equilibrator and convenient mend, the rotary vane vacuum pump plays an important role in the vacuum equipment market. In this paper, the basic structure of the rotary vane pump,

13、 working principle and the main factors affecting the work performance is analyzed and studied. With the analysis of movement and the force of rotary vane, the calculation method of the performance of rotary vane pump is

14、 derived, and the dynamic mathematical m</p><p>　　Keywords: Braking system; Rotary vane; Electronic vacuum pump; Structural design</p><p><b>　　0文獻綜述</b></p><p><b>

15、　　0.1研究背景</b></p><p>　　制動性作為是汽車主要性能之一,它涉及到駕駛員和乘客的生命以及財產安全，是汽車在高速行駛時能迅速完成剎車的重要保障。目前．絕大多數的轎車和裝載質量小于3．5t的輕型汽車多采用真空助力伺服制動系統，該系統可提高制動可靠性和減輕駕駛員的疲勞，有利于降低行車事故發(fā)生率，提高整車安全性，應用日益廣泛。真空泵主要作用是為真空助力制動系統中的制動伺服裝置提供動力。多裝

16、在2．5L以下柴油動力的車上。早期的汽油動力車助力制動系統的動力源主要來自于發(fā)動機的進氣歧管產生的真空。但是汽油發(fā)動機在低速時，會出現進氣歧管真空度下降，導致剎車助力下降，影響剎車性能。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展和人們駕乘標準的不斷提高，越來越多的汽油動力車上也開始加裝了獨立式真空泵[1]。</p><p><b>　　0.2真空泵的類型</b></p><p>　　真空泵即

17、產生、改善和維持真空的裝置。</p><p>　　基本上分為氣體傳輸泵和氣體捕集泵兩種類型，氣體傳輸泵又分為變容真空泵和動量傳輸泵。具體分類見圖0-1。</p><p>　　圖0-1真空泵的分類</p><p>　　Figure 0-1 Classification of vacuum pumps</p><p>　　0.3旋片式真空泵的起源

18、與發(fā)展現狀</p><p>　　0.3.1旋轉式葉片泵的發(fā)展概述</p><p>　　1909年蓋德(W．Gaede)發(fā)明旋片泵并取得德國專利，1936年又發(fā)明氣鎮(zhèn)泵，1941年取得專利[2]。60 年代末，國際上對旋片泵進行了提高轉速和小型化的改進；直到 70 年代初，市場上出現了直聯式旋片泵。80 年代初，設計人員又對旋片泵結構進行改進，增加了油路止回閥和氣道截止閥，來改善抽氣時的返油

19、現象；另外在附件上，消霧器、入口過濾器、氣味過濾器、灰塵過濾器等的加入，給了用戶更多的選擇空間。90 年代初，又推出了能監(jiān)視油壓、油溫、油質等的電子顯示器，一些附件甚至開始可以與計算機聯接，便于對旋片泵運行工況進行自動控制。一百多年來，通過研究人員不斷的改進推廣，旋片式真空泵得到了廣泛應用和不斷完善。</p><p>　　旋片式真空泵是一種利用轉子和可在轉子槽內滑動的旋片，組合形成旋轉運動以獲得真空的一種變容機械

20、真空泵，具有結構簡單、體積小、重量輕、抽氣量大、效率高等特點。它可以作為其他真空泵的前級泵，也可以單獨使用。旋片式真空泵主要用于抽取容器中的干燥氣體，如果安裝有氣鎮(zhèn)裝置，還可以抽取含一定量油氣的可凝性氣體。目前，旋片泵已被廣泛應用于機械、電子、冶金、化工、輕工、石油及醫(yī)藥等領域[3]。但旋片泵不適合用于抽取有爆炸性的、對金屬有腐蝕性的、含有顆粒塵埃的氣體。當采用工作液來進行潤滑并填充泵腔死隙，分隔排氣閥和大氣時，即為通常所稱的油封旋片真

21、空泵。無工作液時，即為干式旋片真空泵。</p><p>　　0.3.2國內外發(fā)展現狀比較</p><p>　　近年來，隨著我國電子科技、食品加工、醫(yī)療生產等方面的不斷進步，對旋片式真空泵的各項性能指標的要求也越來越高，急切需要更可靠、更高效的旋片泵產品來滿足國內生產的需求。</p><p>　　(1)國內外的旋片泵產品性價比參數相差巨大。雖然近幾年來，國產旋片泵的性

22、能指標比如：抽氣速率、極限真空、用油量、最高使用溫度等方面取得了一定的進步，但是在一些用戶比較關心的方面，如密封、重量、比功率、使用壽命、外形、噪聲等方面，與國外的同類產品相比還存在著很大的差距[4]。與國外產品相比，國產旋片泵存在的問題具體表現在以下幾個方面[5-6]：</p><p><b>　　抽氣效率過低</b></p><p>　　泵的抽氣效率是指實際抽速與

23、理論抽速之比。按照JB／T6533—1997《旋片真空泵》標準規(guī)定，2Pa時雙級泵的抽氣效率不應低于45％，1．5kPa時不低于80％。該項指標表示了泵的抽氣能力，旋片泵不合格產品中有40％是因為該項指標過低。</p><p><b>　　存在噴油漏油現象</b></p><p>　　不噴油、不漏油是關系著環(huán)境保護的重要指標，對于制冷、半導體、電子、食品包裝行業(yè)來說都

24、是不允許有噴油漏油現象的。當前旋片泵不合格產品中有20％是因為該問題的存在。</p><p><b>　　噪聲過大</b></p><p>　　工作噪聲也是評價旋片式真空泵的重要指標,特別是在對NVH要求較高的工作場</p><p>　　合,比如汽車發(fā)動機艙。標準JB/T6533-1997中規(guī)定,抽速為2L/s的旋片泵噪聲不得大于72dB,國產

25、旋片泵中有些產品噪聲高達75dB,在不合格的產品中,有20%是因為工作噪聲過大。</p><p>　　以上三個方面是目前國產旋片泵存在問題比較嚴重的地方。此外，在極限壓力、比功率、用油量、重量、最高使用溫度、外觀造型上都還有待提高。我國的真空泵市場十分巨大,旋片式真空泵又占據了真空泵設備銷量的第一位。但這個銷售情況也僅限于油封式旋片泵,在干式旋片泵市場,具有自主知識產權的干式旋片泵基本沒有。旋片式真空泵的結構雖然

26、相對簡單,但其對工藝設計、加工及裝配精度的均有很高要求,特別是對于干式旋片泵,其核心部件對材料的要求很高,這也是導致我國干式旋片真空泵發(fā)展緩慢的主要原因之一。</p><p>　　目前,在汽車配套方面,旋片泵市場幾乎被德國壟斷。配套高級轎車的有德國大陸</p><p>　　(CONTINENTAL)集團生產的膜片泵,主要應用于奔馳、寶馬等品牌的車型;配套中、低級轎車的有德國海拉(HELLA

27、)生產的旋片泵,主要應用于大眾、通用、奇瑞等品牌的</p><p><b>　　車型。</b></p><p>　　0.3.3旋片式真空泵理論研究現狀</p><p>　　目前，真空泵的理論研究主要集中在泵的材料、結構、流體流動、傳熱、噴油、可靠性等方面的計算和簡化模型的分析和實驗，以及對整體或部分的計算機模擬仿真。其中，相對于其他的真空泵，如

28、渦旋泵、羅茨泵、螺桿泵、水環(huán)泵等，旋片泵的理論研究更少。綜合各文獻，真空泵的理論研究主要集中在以下幾個方面：</p><p>　　結構研究：包括真空泵的整體和部件結構，如吸氣口和排氣口的確定，工作腔局部的位置和形狀，工作副的間隙大小，以及結構的有限元分析等。</p><p>　　傳熱研究：包括對傳熱模型的簡化分析計算和實驗以及計算機模擬分析。</p><p>　　材

29、料研究：主要是對材料的測試和分析，對其強度及耐磨性等相關信息進行比較。在滿足強度要求的情況下，求取最合適的摩擦副。</p><p>　　真空泵性能研究：包括對真空泵的運動特性、功率損耗、振動噪聲等整體性能的分析比較和實驗。</p><p>　　泵油的研究：油液對真空泵的工作過程和內部參數的影響，包括噴油對其的</p><p>　　影響和對噴油狀態(tài)的測試分析。<

30、/p><p>　　在真空泵的理論研究文獻中，以旋片式真空泵作為研究對象的很少，主要集中在渦旋泵、羅茨泵、螺桿泵、滑閥泵等方面。而且，在現有的旋片泵研究中，對主題結構研究主要集中在材料和局部結構上，對整體結構的改進的研究較少。</p><p><b>　　1 引言</b></p><p>　　電子式真空泵是指在汽車上由直流電機驅動，并由電子元件控制的

31、旋片式真空泵，</p><p>　　近年來在小型汽油發(fā)動機汽車中廣泛使用。電子式旋片泵由工作腔、連接支架和驅動電機組成。電子式旋片泵的特點是：驅動力由直流電機提供，電力來自 12V的車載電源；發(fā)動機轉速較高，一般為 3000~5000r/min，工作時間可根據汽車需要由電子元件控制；為了減輕泵體總量，一般采用自潤滑的工作方式，轉子與旋片多為自潤滑性能較好的非金屬材料。</p><p>　　

32、電子式旋片泵由直流電機驅動，因此它的抽氣速率不會受發(fā)動機的運行工況的影響，而且真空度傳感器與控制單元的加入，可以使汽車智能的啟動或暫停旋片泵，大大減少旋片泵的實際運行時間。另外，在汽油發(fā)動機中增加電子式旋片泵，不需要發(fā)動機直接提供動力，對汽車動力性的影響較小。</p><p>　　1.1旋片泵的工作原理</p><p>　　旋片泵在工作時，轉子帶動葉片旋轉，葉片借離心力(有的還有彈簧力)緊

33、貼定子</p><p>　　內壁，把進排氣口分割開來，使葉片兩側氣腔的容積大小發(fā)生周期性變化，從而完成吸氣、壓縮、排出氣體的過程[7]。</p><p>　　其中起抽氣作用的是各個基元腔，它是由前后兩葉片、轉子和定子組成的容積腔。工作過程可分為三個步驟：</p><p>　　當第一個葉片掃過進氣口時，基元腔體積逐漸變大，開始吸氣過程；</p><

34、p>　　當第二個葉片關閉進氣口時，基元腔體積達到最大并開始逐漸變小，開始壓縮過程；</p><p>　　當第一個葉片掃過排氣口時，基元腔體積繼續(xù)變小，開始排氣過程。</p><p><b>　　(b)</b></p><p>　　R-工作腔半徑 r-轉子半徑 E-轉子偏心距</p><p>　　e-葉片偏心距 B-

35、葉片厚度</p><p>　　圖 1-1 旋片泵工作腔結構原理圖</p><p>　　Figure 1-1 Rotary vane pump cavity structure diagram</p><p>　　1.2 旋片泵的工作循環(huán)過程</p><p>　　車用旋片式真空泵的工作腔由多個基元容積腔組成，在轉子的每個運動周期內，各個基元都完

36、成相同的工作循環(huán)過程。因此，只需研究其中一個基元容積腔的循環(huán)過程，就可以了解整個真空泵的工作情況。</p><p>　　基元的容積大小隨轉子的轉角變化而變化，設轉子旋轉一周的時間為 T，則每過一個周期 T，基元容積腔便完成一個完整的循環(huán)過程。假設基元容積最小時為零，并以此刻作為轉子轉角的起點，便可繪制轉子旋轉過程中基元容積和轉角的關系曲線，如圖1-2(a)所示。圖中 V2 便是每個基元所能吸入的最大氣體體積。&l

37、t;/p><p>　　通過合理的設計，可以保證基元容積在不斷變大的情況下，基元始終與進氣口相連接，直到基元容積腔體積達最大時停止進氣；進氣口關閉后，氣體開始壓縮，且基元內氣體壓力的升高；排氣口接通，當基元內氣體壓力足夠高時，開始排氣。如圖 1-2(b)所示，由 1 到 2 是旋片泵的吸氣過程，2 到 3 是氣體的壓縮過程，3 到 4 是排氣過程。其中，2 ? 、2 ? 、2 ? 是分別考慮到壓縮過程可能為絕熱、多

38、方、等溫等情況。</p><p>　　基元容積與轉角的關系曲線 (b)工作腔內氣體循環(huán)過程</p><p>　　圖 1-2 旋片泵基元的理論工作循環(huán)</p><p>　　(a) a primitive volume and angle of the curve (b) working cycle of the gas chamber</p><

39、p>　　Figure 1-2 theoretical work cycle rotary vane pump primitives</p><p>　　1.3本文研究設計內容</p><p>　　根據小型乘用車對電子真空泵的性能要求，推導旋片泵主要性能參數的設計方法，并確定旋片泵的結構尺寸，然后建立車用旋片泵的三維結構模型。</p><p>　　對零部件進行虛

40、擬裝配，檢查其設計的合理性，并探究在三維設計軟件中從三維到二維的高效設計方法。</p><p>　　對旋片機構進行運動學和動力學進行研究分析，推導葉片的速度、加速度以及受力的計算公式，為其平衡及強度設計建立基礎。</p><p><b>　　2 設計要求</b></p><p>　　在車用旋片泵的結構設計過程中，可以簡單分為以下四個步驟。首先，

41、根據汽車對該電子真空泵的性能要求，計算出旋片泵的主要結構尺寸；其次，設計旋片泵的內部結構，包括工作腔形狀及氣體管道的布置等；再次，設計旋片泵的外觀形狀及與汽車車架的連接方式；最后根據實際需求對零件總成進行結構優(yōu)化，在保證功能強度的前提下，減輕旋片泵總成的質量和體積。</p><p><b>　　2.1 性能要求</b></p><p>　　本課題設計的旋片式電子真空泵

42、，是向小型乘用汽車的助力制動系統提供真空源的汽車零部件，根據《汽車真空泵性能要求及臺架實驗方法》，其性能必需滿足以下幾個要求：</p><p>　?。?）該電子真空泵的極限工作溫度至少為?40°C~+120°C，以保證汽車助力制動系統在極寒或極熱環(huán)境下均能正常工作；</p><p>　　（2）該電子真空泵的極限工作電壓至少為6V~16V，以保證汽車助力制動系統在電壓不穩(wěn)

43、定時能正常工作；</p><p>　?。?）旋片泵的極限真空度要達到當前大氣壓的 86%以上，以保證汽車助力制動系統的助力強度；</p><p>　?。?）在當前大氣壓下，從容積為 4.5L 的真空罐開始抽氣，必須保證真空罐內部真空度達 50%時所需時間不超過 4 秒，真空度達 70%時所需時間不超過 10 秒，以保證汽車的助力制動系統的響應速度。</p><p>

44、　　（5）電子真空泵的累積工作時間不低于 500 小時。</p><p>　　表2-1車用電子真空泵的性能要求</p><p>　　Table 2-1 automotive electronic pump performance requirements</p><p>　　2.2 材料選擇要求</p><p>　　在旋片泵工作時，轉子與旋片

45、是泵腔內的主要運動部件，受到來自泵腔內壁摩擦、氣體壓力、自身慣性力等載荷的作用，運行條件比較惡劣，因此在材料的選擇上必須重點關注。在干式旋片泵的設計中，由于缺少泵油的潤滑，旋片與轉子的材料選擇不僅需要滿足強度要求、輕量化要求，還要滿足自潤滑性能的要求。另外，考慮提高旋片泵的使用壽命，旋片材料還要具有較高的耐磨性。</p><p>　　參考機械設計手冊，干式旋片泵的旋片材料一般以非金屬材料為主，如陶瓷、酚醛樹脂、石

46、墨等。本課題中，旋片與轉子均采用聚甲醛材料，具有強度高、質量輕、自潤滑和耐磨性好等優(yōu)點。</p><p><b>　　3 結構參數的選擇</b></p><p>　　結構參數的確定是產品結構設計的前提，根據車用旋片泵的性能要求，對每一個影響性能參數的結構參數進行計算分析，最終得出產品的結構尺寸。</p><p>　　3.1幾何抽速Sth<

47、/p><p>　　抽氣速率是指旋片式真空泵在單位時間內抽出氣體的體積，常用單位為升/秒（L/s），主要包括名義抽速、幾何抽速和實際抽速。</p><p><b>　　名義抽速</b></p><p>　　名義抽速是指泵在出廠時，標牌上鎖表明的抽氣速率。</p><p><b>　　幾何抽速</b><

48、;/p><p>　　幾何抽速是泵按照額定轉速運轉時，在單位時間內抽出氣體的體積。幾何抽速Sth是吸氣終了時吸氣腔容積Vs與轉子轉速n，以及旋片數目z的乘積，即：</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中A——吸氣終了時吸氣腔的截面積；</p><p><b>　　L——泵腔高度。&l

49、t;/b></p><p><b>　　實際抽速</b></p><p>　　實際抽速是在實際應用中測得的泵的抽氣速率。實際抽速是入口處壓力的函數，在實際抽氣過程中，隨著入口處壓力的下降而下降。當入口處壓力等于極限壓力時，實際抽速變?yōu)榱?。此時，泵抽取的空氣的體積等于泵內氣體通過間隙返回吸氣腔的氣體體積。在正常大氣壓下，泵在設計時要考慮使實際抽速等于名義抽速。&l

50、t;/p><p>　　國內行業(yè)標準規(guī)定用幾何抽速來考核抽氣效率。根據表 2-1 對旋片泵抽氣速率的要求，結合旋片泵性能參數的計算方法，可得當名義抽速Sm≥ 1(L/S)時，可以滿足抽速需求。根據標準 JB/T6533-1997，泵的幾何抽速Sth應為名義抽速的1.0~1.2倍[8]。為了保證名義抽速，則應選較大的Sth值。，這里取Sth= 1.2Sm。</p><p>　　3.2驅動主軸轉速n

51、</p><p>　　對于同一抽速，轉速小則尺寸大，體積大，重量大，材料消耗較大，但溫升較低，旋片頭部最大線速度較小，對旋片材質和泵油要求較低，橡膠件不易老化?？紤]到汽車發(fā)動機艙空間有限，對泵體體積、重量要求嚴格，這里取較高轉速n = 3800 r/ min 。</p><p><b>　　3.3旋片數目Z</b></p><p>　　普通真空

52、泵一般葉片數為2。因為片數多，加工復雜，成本高。通過旋片泵幾何抽速的計算可知，當泵的轉速達到較高的數值時，再增加旋片可以在不加大轉子偏心距，又不增加最大線速度的情況下提高抽速。車輛用真空泵為增加怠速時的抽速，取Z=5，這樣多個葉片可共同工作，也可使真空泵性能更加穩(wěn)定。</p><p><b>　　3.4直徑比b</b></p><p>　　B=d／D，d為轉子直徑，D

53、是泵腔直徑，抽速一定，b小則泵的定子尺寸小，偏心距e大，泵運轉時旋片最大伸出長度與留在槽內的長度之比大，旋片受力大，容易磨損或發(fā)生故障，在實用中b=0．75~0．90。連續(xù)工作入口壓力較低的可取小值，反之可取大值。在這里，初選 b =?0.85。</p><p><b>　　3.5長徑比a</b></p><p>　　a=h/D，h是泵腔長度，D是泵腔直徑，a值的選取

54、影響葉片頭部的最大線速度，與泵溫、磨損有關，影響加工工藝性外形尺寸和重量以及外形的美觀。a值還受進氣口結構的限制。通用化規(guī)格選擇不當，會使泵溫度較高，外形尺寸大，重量大，一般取a=o．5～1．5，對于大泵取大值，小泵取小值。初選 a =?0.5。</p><p>　　3.6實際容積利用系數Kv??</p><p>　　容積利用系數即旋片泵吸氣結束時，進氣腔容積占整個工作腔容積的比例，通?？?/p>

55、通過合理的布置進氣口和進氣導流槽來獲得最大吸氣容積利用系數。由圖 3-1，可以很清楚的看到當相鄰兩葉片相對于 x 軸對稱時，吸氣腔的橫截面積最大。</p><p>　　圖3-1旋轉式真空泵幾何示意圖</p><p>　　Figure 3-1 Schematic rotary vacuum pump geometry</p><p>　　設 r 為轉子半徑、R 為定子

56、半徑、z 為葉片數目，則直徑比 b =d/ D=?r/R、P 2= /z。</p><p>　　令S 為工作腔橫截面積，S0 為吸氣腔橫截面積，S1為 O1O2B面積，S2為扇形BO1C面積,S3為扇形 AO2D面積。則</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p><b>　?。?-3）</b><

57、;/p><p><b>　?。?-4）</b></p><p><b>　?。?-5）</b></p><p><b>　?。?-6）</b></p><p><b>　?。?-7）</b></p><p>　　當采用五片式旋片泵結構時

58、，初步設計容積利用系數 Kv=?0.418。</p><p><b>　　3.7計算泵腔尺寸</b></p><p>　　D為泵腔直徑，d為轉子直徑，h為泵腔長度，e為偏心距。旋片泵腔的主要尺寸間存在如下關系[9]：</p><p><b>　　（3-8）</b></p><p><b>

59、　?。?-9）</b></p><p><b>　?。?-10）</b></p><p><b>　?。?-11）</b></p><p>　　把前面選定的系數代入上式，再對計算出的數值圓整后，可得： D =?48, d =?40，</p><p>　　h =?22, e =?4，單位為

60、 mm。</p><p><b>　　3.8計算旋片尺寸</b></p><p>　?、?轉子中葉片槽偏置距離 的選取</p><p>　　根據轉子尺寸大小，選取 =? 11( mm)。</p><p>　?、?旋片厚度 B 的選取</p><p>　　對于高速直聯干式真空泵，一般都應采用非金

61、屬的旋片材料。這里選用聚甲醇材料，厚度B = 3(mm)。根據上面的分析計算，可以得出車用旋片式電子真空泵的主要結構參數，如表 3-1所示</p><p>　　表3-1旋片泵的主要結構參數</p><p>　　Tab 3-1 The main structural parameters of rotary vane pumps</p><p>　　4 三維結構模型的

62、建立</p><p>　　4.1 三維建模技術概述</p><p>　　三維建模技術是結構設計的主要技術手段，是計算機視覺、計算機動畫、計算機虛擬現實等領域中建立三維實體模型的關鍵技術。任何形狀的產品都可以看作是由三維幾何構成的組合體，用來描述產品的形狀、尺寸大小、位置與結構關系等幾何信息的模型稱為幾何模型。而設計建立這個集合模型的技術即稱為三維建模技術。</p><p

63、>　　在旋片泵的結構設計中，本課題采用 CATIA 三維建模軟件。CATIA 是法國達索公司的產品開發(fā)的旗艦解決方案。CATIA 軟件可以幫助制造廠商設計他們未來的產品，并支持從項目前階段、具體的設計、分析、模擬、組裝到維護在內的全部工業(yè)設計流程。</p><p>　　圖4-1 CATIA軟件主界面</p><p>　　Figure 4-1 CATIA software main i

64、nterface</p><p>　　4.2 零部件的建模過程</p><p>　　旋片式真空泵的結構各種各樣，本課題設計的旋片泵采用無潤滑油的工作形式，且安裝于汽車發(fā)動機艙，設計過程中重點考慮了結構的簡單化和輕量化。該旋片泵由近 30個零件組成，按照各個零部件的功能劃分，產品模型可以分為三大部分：抽氣機構、驅動機構、外殼及附件機構。</p><p>　　圖4-2

65、旋片泵的組織結構圖</p><p>　　Figure 4-2 Organization Chart rotary vane pumps</p><p>　　4.2.1抽氣機構的結構設計</p><p><b>　?、?泵腔組件的設計</b></p><p>　　旋片泵的工作腔是由定子、上下端蓋組成的密閉空間，是旋片泵的核

66、心部件，必須保證采用可靠的材料。對于干式旋片泵，由于沒有潤滑油的冷卻作用，選取的材料必須是耐摩擦和耐高溫的，經過查閱機械設計手冊，這里選用碳素結構鋼45。工作腔大小決定著旋片泵的抽氣速率，通過上一章的理論計算，已知當轉子直徑為40mm、高度為 22mm，定子內壁直徑為 48mm 時，可以滿足對抽速的設計要求。</p><p>　?、?轉子與旋片組件的設計</p><p>　　在干式旋片泵中

67、，為減小真空泵的內泄漏，一般采用 3~6 個槽的轉子結構，本次設計采用五槽的轉子結構。由一般旋片泵的設計經驗可知，使葉片相對轉子徑向傾斜一定角度，可以減小葉片頂部作用力對葉片沿滑槽運動的阻礙，改善葉片在滑槽中的運動情況，避免葉片側面與滑槽間的嚴重磨損。</p><p>　　在油封式旋片泵中，一般采用強度高、變形小的鑄鐵作為轉子與葉片的材料；而在干式旋片泵中，一般采用非金屬材料，如陶瓷、酚醛樹脂、石墨等，這里選用耐

68、磨性好的聚甲醛材料。轉子的高度為 22mm，直徑為 40mm；葉片高度為 22mm，厚度為 3mm，長度為 18mm。</p><p>　　圖4-3 泵腔組件模型示意圖</p><p>　　Figure 4-3 Schematic model of the pump chamber assembly</p><p>　　圖4-4 轉子與旋片模型示意圖</p&g

69、t;<p>　　Figure 4-4 Schematic model of the rotor and the rotary vane</p><p><b>　?、?進氣口的開設 </b></p><p>　　對于油潤滑的旋片泵，進排氣口一般開設在定子上，這樣便于整體的鑄造加工。而這里設計的旋片泵，是無油潤滑，且必須考慮結構的緊湊性。因此，本課題設計的

70、旋片泵進排氣口開設在上下端蓋。進排氣口角度的開設，直接影響了旋片泵的抽速及工作效率。對于進氣口角度的開設，要求當基元容積達到最大時，進氣口恰好關閉，這樣可以保證旋片泵的抽氣速率達到最快[10]。在吸氣過程中，相鄰兩葉片的軸線與定子內壁交點 A、B，關于 X 軸對稱時，它們組成的吸氣腔容積達到最大。對于五槽式旋片泵，兩葉片間的夾角為 72°，此時 OA 與x 軸的夾角為 36°。如圖 4-5 所示，為保證此時進氣口恰好

71、關閉，通過幾何作圖，可以確定進氣口角度為 46°。</p><p>　　圖 4-5 利用幾何作圖原理確定進氣口的角度</p><p>　　Figure 4-5 geometric mapping principle to determine the angle of the inlet</p><p><b>　?、?排氣口的開設</b&g

72、t;</p><p>　　在干式旋片真空泵中，轉子偏心的安裝于定子內部，轉子外圈與定子內壁接觸，并存在相對運動。一般在初次安裝時，盡量讓轉子與定子內壁壓緊接觸，但由于磨損效應，轉子與定子總會出現間隙。這個間隙的出現會導致排氣腔內的氣體回流到吸氣腔，降低了旋片泵的極限這空度與工作效率。因此，必須合理設計排氣口的角度，使回流的氣體體積達到最小。在排氣過程中，當相鄰兩葉片的軸線與定子內壁交點 A、B，關于 X 軸對稱時

73、，它們組成的回流腔容積達最小。對于五槽式旋片泵，兩葉片間的夾角為 72°，此時 OA 與x 軸的夾角為 36°。為保證此時排氣口恰好關閉，通過幾何作圖，可以確定排氣口的角度，如圖 4-6 所示。</p><p>　　圖 4-6 利用幾何作圖原理確定排氣口的角度</p><p>　　Figure 4-6 Geometric mapping principle to det

74、ermine the angle of the exhaust port</p><p>　　4.2.2驅動機構的結構設計</p><p><b>　?、?支架結構的設計</b></p><p>　　直聯式旋片泵的支架具有連接泵體工作腔與直流電機、開設進排氣道，與汽車車架連接等作用。它作為一個連接部件，既要保證其強度，又要盡可能的減輕重量。經過

75、對比分析，鋁鋅合金zl401符合要求，其鑄造性能好，將起作為支架的加工材料。</p><p>　　在結構設計的過程中，首先根據泵腔組件的結構，確定支架上表面的氣道開孔位置；再次，根據選擇的電機模型，設計支架下表面的結構形狀，并確保不與電機上端蓋的電子器件干涉；最后，根據旋片泵在發(fā)動機艙的固定方式，設計兩個安裝泵體總成用的支臂。</p><p>　　圖 4-7 支架組件的模型示意圖</

76、p><p>　　Figure 4-7 Schematic model of the bracket assembly</p><p>　?、?電機與驅動組件的設計</p><p>　　在動力驅動組件的設計中，根據上一章的計算結果，選用德昌電機集團生產的直流電機，該電機在轉速 3800r/min 時，可以輸出0.5N ? m的扭矩，符合該旋片泵所需的動力需求。該旋片泵采用

77、電機直驅的動力傳遞方案，相比傳統的直聯式旋片泵，中間省略了聯軸器零件，使整體結構更緊湊，運行更平穩(wěn)。電機直驅方案是指在直流電機的輸出軸處壓入一個用于遞扭矩的撥動塊（起到類似鍵連接的作用），通過撥動塊驅動轉子，實現旋片泵的正常運轉。</p><p>　　圖 4-8 電機與驅動組件的模型示意圖</p><p>　　Figure 4-8 Schematic model of the motor

78、and drive components</p><p>　　4.2.3外殼及附件機構的結構設計</p><p>　?、?外殼消聲器組件的設計</p><p>　　對于直聯式旋片泵，運行過程中的噪聲主要來自三個方面：泵體、聯軸器和電機。本課題選用的直流電機功率較小，相對泵體而言，其運行過程中產生的噪聲可以忽略；該旋片泵采用電機直驅方式，取消了聯軸器結構，也不存在聯軸

79、器產生噪聲問題；因此，泵體噪聲是在設計過程中唯一需要重點考慮的噪聲源。</p><p>　　泵體噪聲又可分為機械噪聲和氣壓噪聲。機械噪聲包括轉子與泵腔內壁的摩擦噪聲、運轉過程中旋片對定子內壁的沖擊噪聲、機械不平衡引起的振動噪聲和共振噪聲；氣壓噪聲主要包括進排氣時氣體的沖擊噪聲、有害空間引起的氣流噪聲。這些噪聲都會隨著氣體排到空氣，影響乘車人員的舒適性。因此很有必要在旋片泵的排氣口出設計一消聲器，減小噪聲的對外擴散

80、。</p><p>　　抗性消聲器是指利用管道的突然擴張、收縮或旁接共振腔，使沿管道傳播的噪聲在截面突變處有一部分向聲源反射回去，而不通過消聲器,這種消聲器對中低頻噪聲消聲效果好高頻較差[11]。 這里設計的消聲器便是利用了抗性消聲器的工作原理，該消聲器由外殼、橡膠圈、上端蓋和定子組合而成，如圖 4-9 所示。噪聲通過泵腔排氣口時，噪聲的通道截面突然擴張，通過橡膠圈口時又突然收縮、擴張，然后通過外殼與定子組成的通

81、道時截面再次收縮，這一過程取到了抗性消聲的作用，如圖 4-10 所示。</p><p>　　圖 4-9 外殼消聲器組件的結構示意圖</p><p>　　Figure 4-9 Schematic diagram of the muffler housing assembly</p><p>　　圖 4-10噪聲的傳播路線及消聲器原理圖</p><p

82、>　　Figure 4-10 Route propagation and noise muffler schematics</p><p><b>　　② 密封組件的設計</b></p><p>　　旋片式真空泵作為一臺真空抽氣機械，其密封性直接影響了整機的性能。旋片泵總成除了進氣口與排氣口與外部零件相連，其余部位均要實現密封，保證內部氣體不對外泄漏，外部水汽也

83、不進入泵體。在泵腔內部，通過轉子、葉片與泵腔的滑動接觸在實現密封，少量的泄漏無法避免；在泵腔外部，選用橡膠圈，基本可以保證連接件間的密封無泄漏。密封圈的形狀必須根據連接部件接口處的形狀來設計，因為橡膠的可變形性，密封圈大小可以比接口處間隙稍大。</p><p><b>　?、?其它組件的設計</b></p><p>　　除了以上介紹的零部件，一臺旋片泵總成還需要用于減

84、小振動的橡膠襯套和用于固定的螺栓等零部件，這里就不再詳細介紹。</p><p>　　4.3 泵體總成的虛擬裝配</p><p>　　虛擬裝配是三維結構設計中的一個重要環(huán)節(jié)，在虛擬技術領域和仿真領域中都得到廣泛的應用。它是一種零件模型按照約束關系進行重新定位的過程，可以根據產品設計的形狀特性、精度特性，真實地模擬產品的裝配過程。通過虛擬裝配，可以檢查各零部件間是否存在干涉，有效的分析產品結構

85、設計的合理性。</p><p>　　本課題的采用由里到外、逐級引用的方式，建立旋片式真空泵的虛擬裝配模型。其裝配方式如下：</p><p>　?。?）按照功能把旋片泵分成 3 個一級部件，每個部件又可以分成 3 到 7 個二級部件；</p><p>　?。?）逐次對上下級的從屬關系進行描述，利用幾何特征位置記錄下零件間的裝配關系；</p><p&

86、gt;　　（3）在 CATIA 中，新建一級部件的存檔，把各個零件插入進去，再根據裝配特征進行約束；</p><p>　　（4）新建用于存放總裝模型的存檔，插入各個一個部件，再次對其進行裝配約束；</p><p>　?。?）最后把附件都裝配上去，虛擬裝配就完成了。裝配后的零部件可以通過參數化和無約束化兩種方式來修改，并把修改后的零件更新到總裝圖，保證了零部件與總裝配圖的數據一致性，具體裝配

87、步驟如下。</p><p>　　4.3.1抽氣機構的裝配</p><p>　　抽氣機構的裝配是以定子為固定元件，其它零部件通過插入“相合”、“接觸”、“偏移”和“角度”命令裝配到定子上，組成一個具有抽氣功用的泵腔。</p><p>　　圖 4-11抽氣機構裝配示意圖</p><p>　　Figure 4-11 Schematic pumpin

88、g mechanism assembly</p><p>　　4.3.2驅動機構的裝配</p><p>　　在實際裝配中，撥動塊內孔與電機主軸是過盈配合，必須通過壓機才能把它們裝配上；而電機與支架間是通過圓孔定位，再用三顆 M4 螺栓進行固定。在虛擬裝配中，與抽氣機構的裝配一樣，通過 CATIA 的約束命令，就可以準確無誤的把撥動塊安裝到驅動主軸上面。</p><p&g

89、t;　　圖 4-12 驅動機構裝配示意圖</p><p>　　Figure 4-12 Schematic assembly drive mechanism</p><p>　　4.3.3旋片泵總成的裝配</p><p>　　圖 4-13 旋片式電子真空泵虛擬裝配模型</p><p>　　Figure 4-13 rotary vane va

90、cuum pump electronic virtual assembly model</p><p>　　圖 4-14 旋片式電子真空泵裝配剖切模型</p><p>　　Figure 4-14 rotary vane vacuum pump assembly cutaway model of electronic</p><p>　　4.4 二維工程圖的生成&l

91、t;/p><p>　　在機械產品的設計過程中，一般都要以二維工程圖來表達產品中零件的尺寸、材料和工藝特征，并以此來指導生產。在傳統的設計思路里，二維 CAD 制圖有獨立的制圖工序，經常脫離了產品的三維設計；現在三維制圖軟件的普及，比如三維軟件 CATIA，可以通過三維實體圖形直接生成二維工程圖紙，并進行詳細標注，從三維模型到二維工程圖的制圖流程如圖4-15 所示：</p><p>　　圖 4-

92、15 二維工程圖的生成流程圖</p><p>　　Figure 4-15 The generate a flow chart of 2D drawing</p><p>　　5 旋片泵的動力學研究</p><p>　　旋片式真空泵在運行過程中，主要運動部件是轉子與旋片。其中，旋片作隨轉子旋轉和沿旋片槽來回滑動的復合運動，運動及受力情況比較復雜，也是旋片泵最脆弱的零

93、件[13]。因此，對旋片進行運動與受力分析，是旋片泵產品動力平衡設計、強度設計和可靠性分析的基礎。</p><p>　　5.1旋片的運動速度研究</p><p>　　圖 5-1 旋片運動的速度分析圖</p><p>　　Figure 5-1 The speeding motion analysis chart of rotary vane</p>&

94、lt;p>　　根據復合運動的特點，旋片的絕對運動速度為：</p><p><b>　　（5-1）</b></p><p>　　式中， 為牽連速度，即角速度ω與牽連向徑 之積，方向順ω的轉向，與牽連向徑垂直； 為相對速度，即旋片相對轉子槽的運動速度。</p><p>　　根據上式，旋片端點 C 的速度為[14]：</p>&l

95、t;p><b>　　（5-2）</b></p><p>　　端點 C 的牽連速度方向與ρ垂直，大小為：</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　式中，ρ為圓心 O 到點 C 間的直線距離。</p><p>　　端點 C 的相對速度為：</p><

96、p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　上式的求解比較復雜，若可以找到 C 點的運動瞬心，則可以大大簡化分析計算。由圖 5-1 可知，假設定子固定，轉子繞O點轉動時，端點 C 沿著轉子槽作相對運動，其相對速度方向與向量CA平行；假設轉子固定，定子沿繞O′點轉動時，端點 C 的相對運動方向與向量O′C共線。因此，兩個運動方向的交點 P 即為端點 C 的相對運動瞬心[12]

97、。因此，端點 C 的相對速度可以簡化為：</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　式中，Lop為圓心 O 到點 P 的直線距離。</p><p>　　由此可得旋片端點 C 的絕對速度為：</p><p><b>　?。?-6）</b></p><p&g

98、t;　　同理可得，旋片質心 G 點的牽連速度為：</p><p><b>　?。?-7）</b></p><p>　　式中，Log為圓心 O 到質心點 G 的直線距離；其相對速度為：</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p>　　因此，旋片質心 G 點的絕對速度為：</p

99、><p><b>　　（5-9）</b></p><p>　　5.2 旋片的運動加速度研究</p><p>　　圖 5-2 旋片運動的加速度分析圖</p><p>　　Figure 5-2 The motion analysis diagram of acceleration rotary vane</p>

100、<p>　　由理論力學知識可知，剛體作平面復合運動時，其絕對加速度[15]為：</p><p><b>　　（5-10）</b></p><p>　　式中， 為牽連加速度； 為相對加速度； 為科氏加速度；</p><p>　　如圖 5-2 所示，牽連加速度是由轉子旋轉產生的向心加速度，方向沿 OG 指向圓心O，其大小為:</p&

101、gt;<p><b>　　（5-11）</b></p><p>　　相對加速度是由相對速度的變化引起的加速度，方向沿著轉子槽 AC，其大小為：</p><p><b>　　（5-12）</b></p><p>　　科氏加速度是指旋片在作旋轉和往復的復合運動時，所產生的加速度，方向與旋片垂直，并按照轉子角速度ω

102、和旋片相對運動速度Vr的大小決定其指向，其大小為：</p><p><b>　?。?-13）</b></p><p>　　5.3旋片的受力分析</p><p>　　旋片泵在運行過程時，旋片作旋轉與相對滑動的復合運動，其運動及受力情況復雜。分析中，把定子、轉子和氣體對旋片的作用力視為載荷，則旋片可作為懸臂梁結構來分析處理。為簡化計算分析，在建立受

103、力數學模型之前，假設旋片不受重力影響，旋片泵工作腔內部不存在氣體泄漏損失。則旋片的受力情況如圖 4-3 所示，并可歸結為四種力：慣性力、支反力、摩擦力和氣體壓力[16]。</p><p>　　圖 5-3 旋片的受力分析圖</p><p>　　Figure 5-3 The mechanical analysis diagram of rotary vane</p><

104、p><b>　　1）慣性力</b></p><p>　　根據運動情況，旋片所受慣性力又可分為牽連慣性力Fe、離心慣性力Fr、科氏慣性力Fk。根據牛頓第二定律F = ma，以及上一節(jié)計算出的三種對應的加速度，可以計算出三種慣性力的大小，方向與對應加速度方向相反，如圖 5-3 所示。</p><p>　　旋片所受的牽連慣性力為：</p><p&g

105、t;<b>　?。?-14）</b></p><p>　　式中，m 為旋片質量。</p><p>　　旋片所受的相對慣性力為：</p><p><b>　?。?-15）</b></p><p>　　旋片所受的科氏慣性力為：</p><p><b>　　（5-16）&

106、lt;/b></p><p><b>　?。?）支反力</b></p><p>　　旋片在運行過程中，收到來自旋片槽和定子內壁對其的支反力。來自旋片槽的支反力 和 均垂直于旋片槽平面，來自定子的支反力Fm則沿著向量CO指向定子圓心。</p><p><b>　?。?）摩擦力</b></p><p&

107、gt;　　在干式旋片泵中，由于沒有泵油的潤滑，摩擦對其性能的影響很大。旋片所受的摩擦力由對應的支反力所引起，因此存在因旋片與旋片槽相對運動產生的摩擦力f1、f2和因旋片與定子內壁相對運動產生的摩擦力fm，其大小分別為：</p><p><b>　?。?-17）</b></p><p><b>　　（5-18）</b></p><

108、;p><b>　　（5-19）</b></p><p>　　式中，μr為旋片與旋片槽之間的摩擦系數，μc為旋片與定子內壁之間的摩擦系數。摩擦系數的大小取決于摩擦副的材料、相對運動速度、表面粗糙度和潤滑方式等，因此這里的μr、μc并不是為常數，旋片泵工作腔內的摩擦系數如表 5-1 中所示。</p><p>　　表 5-1 摩擦系數</p><

109、p>　　Tab 5-1 Friction coefficient</p><p><b>　　4）氣體壓力</b></p><p>　　氣體對旋片的作用力是由于相鄰兩基元容積腔的壓力差產生，用?Fp表示。因為容積腔的體積隨轉角變化而變化，它們之間存在函數關系，該函數關系較復雜，需要通過編程來計算獲得。因此設轉子轉角為φ1時，旋片前基元容積腔的體積為V1(φ1)

110、，則后基元容積腔為V1(φ1? ?φ)。則旋片前腔的壓強為：</p><p><b>　?。?-20）</b></p><p><b>　?。?-21）</b></p><p>　　式中，P0為旋片泵進氣口壓強，Vmax為進氣結束瞬間進氣腔的基元容積，Kb為比熱比。</p><p>　　因此，當轉角

111、為φ1時，葉片前后壓力差為：</p><p><b>　　（5-22）</b></p><p>　　式中，Lbc為旋片伸出旋片槽的長度，h 為旋片的高度。</p><p>　?。?）旋片受力的求解</p><p>　　綜上所述，根據旋片的受力特性，可以把它簡化為一根簡支梁來求解，得出以下三個方程：</p>

112、<p>　　以 C 點有中心，求解力矩平衡，即 ，則：</p><p><b>　　（5-23）</b></p><p>　　求解 X 軸方向的力平衡，即 ，則：</p><p><b>　?。?-24）</b></p><p>　　式中符號函數定義如下：</p><

113、;p><b>　?。?-25）</b></p><p>　　求解 Y 軸方向的力平衡，即 ，則：</p><p><b>　?。?-26）</b></p><p>　　因此，旋片的受力矩陣可表示為：</p><p>　　A ? X = ξ （5-27）</p>

114、;<p>　　借助 MATLAB 編程，可以求出該方程的唯一解。</p><p><b>　　6 結論</b></p><p>　　本文通過對葉片偏心配置的旋片式電子真空泵進行深入細致的研究，推導了旋片式真空泵的設計計算公式并建立了動力學模型，同時進行了結構設計，研究成果具有理論意義和明顯的工程應用價值。</p><p>　　對車

115、用電子真空泵的具體性能需求進行分析，并根據實際設計要求計算出旋片泵抽氣機構的尺寸大小。在設計過程中，對進排氣口開始角度進行了幾何推導，并在泵體外殼加入了消聲器的結構設計。利用三維設計軟件 CATIA 的裝配設計模塊對各個零部件進行虛擬裝配，檢查裝配后虛擬總成的合理性。區(qū)別傳統工程人員脫離三維模型的工程圖設計模式，介紹了在 CATIA 軟件中，從三維設計到二維工程圖的高效設計方法。</p><p>　　通過對旋片運

116、動與受力的分析，為旋片泵動力平衡和強度的設計提供了理論依據。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 李紅亮, 雷洪闖, 王世雄, 等. 一種新型汽車真空助力泵[J]. 中國機械,2010,3:45-47.</p><p>　　[2] 劉玉波. 旋片式真空泵的研究[D]. 蘭州: 蘭州理工大學, 2010.&l

117、t;/p><p>　　[3] 楊乃恒. 真空獲得設備[M]. 北京: 冶金工業(yè)出版社, 1996. 15-18.</p><p>　　[4] Huang Y. M, Yang S. A measurement method for air pressures in compressor vane segments [J]. Measurement, 2008, 41: 835-841.<