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1、齒輪泵設計 齒輪泵的設計 課程設計任務書 題目：齒輪泵設計 原始數(shù)據(jù)： 理論排量：10kg/min； 額定壓力：5MPa； 額定轉(zhuǎn)速：1450r/min； 功率：4.5kw； 容積效率：0.885； 吸油高度：0.5m； 工作介質(zhì)軸承油：220； 液壓油密度0.85kg/L 全套圖紙加扣 3346389411或3012250582 目 錄 1緒 論 1 1.1 研發(fā)背景及意義 1 1.2齒輪泵的工作原理 2 1.3 齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點 3 1.4齒輪泵基本設計思路及關鍵技術 3 2齒輪泵

2、設計 5 2.1 齒輪的設計計算 5 2.2 軸的設計與校核 7 2.2.1．齒輪泵的徑向力 7 2.2.2減小徑向力和提高齒輪軸軸頸及軸承負載能力的措施 8 2.2.3 軸的設計與校核 8 2.3 卸荷槽尺寸設計計算 9 2.3.1 困油現(xiàn)象的產(chǎn)生及危害 9 2.3.2 消除困油危害的方法 10 2.3.3 卸荷槽尺寸計算 13 2.4 進、出油口尺寸設計 15 2.5 選軸承 15 2.6 鍵的選擇與校核 15 2.7 連接螺栓的選擇與校核 16 2.8 泵體壁厚的選擇與校核 16 2.9泵體的選擇與校核 16 考慮加工設計因素，取泵體的外半徑為100mm

3、17 總 結(jié) 18 致 謝 19 參 考 文 獻 20 1緒 論 1.1 研發(fā)背景及意義 齒輪泵是用兩個齒輪互嚙轉(zhuǎn)動來工作，對介質(zhì)要求不高。一般的壓力在6MPa以下，流量較大。齒輪油泵在泵體中裝有一對回轉(zhuǎn)齒輪，一個主動，一個被動，依靠兩齒輪的相互嚙合，把泵內(nèi)的整個工作腔分兩個獨立的部分。A為吸入腔，B為排出腔。齒輪油泵在運轉(zhuǎn)時主動齒輪帶動被動齒輪旋轉(zhuǎn)，當齒輪從嚙合到脫開時在吸入側(cè)（A）就形成局部真空，液體被吸入。被吸入的液體充滿齒輪的各個齒谷而帶到排出側(cè)（B），齒輪進入嚙合時液體被擠出，形成高壓液體并經(jīng)泵排出口排出泵外。 齒輪油泵廣泛

4、應用于石油、化工、船舶、電力、糧油、食品、醫(yī)療、建材、冶金及國防科研等行業(yè)。齒輪油泵適用于輸送不含固體顆粒和纖維,無腐蝕性、溫度不高于150℃、粘度為5～1500cst的潤滑油或性質(zhì)類似潤滑油的其它液體。試用各類在常溫下有凝固性及高寒地區(qū)室外安裝和工藝過程中要求保溫的場合。它具有結(jié)構(gòu)簡單、體積小、重量輕、自吸性能好、耐污染、使用可靠、壽命較長、制造容易、維修方便、價格便宜等特點。但同時齒輪泵也還存在一些不足，如困油現(xiàn)象比較嚴重、流量和壓力脈動較大、徑向力不平衡、泄漏大、噪聲高及易產(chǎn)生氣穴等缺點，這些特性和缺點都直接影響著齒輪泵的質(zhì)量。隨著齒輪泵在高溫、高壓等方面發(fā)展及應用，對齒輪泵的特性研究及

5、提高齒輪泵的安全和效率已成為國內(nèi)外深入研究的課題。 齒輪泵是應用最廣泛的一種齒輪泵( 稱為普通齒輪泵)， 其設計及生產(chǎn)技術水平也最成熟。多采用三片式結(jié)構(gòu)、浮動軸套軸向間隙自動補償措施， 并采用平槽以減小齒輪( 軸承) 的徑向不平衡力。目前，這種齒輪泵的額定壓力可達25 MPa。但是, 由于這種齒輪泵的齒數(shù)較少，導致其流量脈動較大由于齒輪泵在液壓傳動系統(tǒng)中應用廣泛，因此，吸引了大量學者對其進行研究。目前，國內(nèi)外學者關于齒輪泵的研究主要集中在以下方面：齒輪參數(shù)及泵體結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設計；齒輪泵間隙優(yōu)化及補償技術；困油沖擊及卸荷措施；齒輪泵流量品質(zhì)研究。綜上所知，對齒輪泵的自主研發(fā)和設計對我國尤為重要。

6、特別是在提高其效力和降低噪音和振動方面。 隨著社會的發(fā)展，齒輪泵更廣泛的被應用于各種工業(yè)，工業(yè)自動化程度越來越高，需要達到的精度也越高，市場競爭越來越激烈。這就要求齒輪泵的設計制造在秉承了原有的先進技術之外，要不斷攻克新的技術難點。 本論文針對如何降低齒輪泵的輸出流量脈動和噪聲并力求在保持齒輪泵的結(jié)構(gòu)和工藝在各類液壓泵中最簡單，在價格、可靠性、壽命、抗污染和自吸能力強的優(yōu)勢上開展了對齒輪泵的工作機理分析與研究。本論文在對齒輪泵工作原理和流量脈動機理分析的基礎上，為齒輪泵的結(jié)構(gòu)設計奠定基礎。 在此基礎上進行了齒輪泵的結(jié)構(gòu)設計，通過建立齒輪泵齒輪的優(yōu)化數(shù)學模型，優(yōu)化計算出使輸出流量脈動最小的齒

7、輪參數(shù)。這對于促進機械裝備的技術進步、降低機械裝備的制造成本具有十分重要的意義，其應用前景將十分廣闊. 1.2齒輪泵的工作原理 齒輪泵的工作原理圖下圖1.2所示： 由圖可見，這種泵的殼體內(nèi)裝有一對外嚙合齒輪。由于齒輪端面與殼體 端蓋之間的縫隙很小，齒輪齒頂與殼體內(nèi)表面的間隙也很小，因此可以看成將齒輪泵殼體內(nèi)分隔成 左、右兩個密封容腔。當齒輪按圖示方向旋轉(zhuǎn)時，右側(cè)的齒輪逐漸脫離嚙合，露出齒間。因此這 一側(cè)的密封容腔的體積逐漸增大，形成局部真空，油箱中的油液在大氣壓力的作用下經(jīng)泵的吸油 口進入這個腔體，因此這個容腔稱為吸油腔。隨著齒輪的轉(zhuǎn)

8、動，每個齒間中的油液從右側(cè)被帶到 了左側(cè)。在左側(cè)的密封容腔中，輪齒逐漸進入嚙合,使左側(cè)密封容腔的體積逐漸減小，把齒間的油 液從壓油口擠壓輸出的容腔稱為壓油腔。當齒輪泵不斷地旋轉(zhuǎn)時，齒輪泵的吸、壓油口不斷地吸油 和壓油，實現(xiàn)了向液壓系統(tǒng)輸送油液的過程。在齒輪泵中，吸油區(qū)和壓油區(qū)由相互嚙合的輪齒和泵體分隔開來，因此沒有單獨的配油機構(gòu)。 齒輪泵是容積式回轉(zhuǎn)泵的一種，其工作原理是：齒輪泵具有一對互相嚙合的齒輪，齒輪（主動輪）固定在主動軸上，齒輪泵的軸一端伸出殼外由原動機驅(qū)動，齒輪泵的另一個齒輪（從動輪）裝在另一個軸上，齒輪泵的齒輪旋轉(zhuǎn)時，液體沿吸油管進入到吸入空間，沿上下殼壁被兩個齒輪分別擠壓到排出

9、空間匯合（齒與齒嚙合前），然后進入壓油管排出。 ?? 齒輪泵的主要特點是結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、造價低。但與其他類型泵比較，有效率低、振動大、噪音大和易磨損的缺點。齒輪泵適合于輸送黏稠液體。 1.3 齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點 　　齒輪采用具有國際九十年人先進水平的新技術--雙圓弧正弦曲線齒型圓弧。它與漸開線齒輪相比，最突出的優(yōu)點是齒輪嚙合過程中齒廓面沒有相對滑動，所以齒面無磨損、運轉(zhuǎn)平衡、無困液現(xiàn)象，噪聲低、壽命長、效率高。該泵擺脫傳統(tǒng)設計的束縛，使得齒輪泵在設計、生產(chǎn)和使用上進入了一個新的領域。 　　泵設有差壓式安全閥作為超載保護，安全閥全回流壓力為泵額定排出壓力1.5倍。也可在允

10、許排出壓力范圍內(nèi)根據(jù)實際需要另行調(diào)整。但是此安全閥不能作減壓閥長期工作，需要時可在管路上另行安裝。 該泵軸端密封設計為兩種形式，一種是機械密封，另一種是填料密封，可根據(jù)具體使用情況和用戶要求確定。 1.4齒輪泵基本設計思路及關鍵技術 外嚙合泵主要由主、從動齒輪，驅(qū)動軸，泵體及側(cè)板等主要零件構(gòu)成。泵體內(nèi)相互嚙合的主、從動齒輪與兩端蓋及泵體一起構(gòu)成密封工作容積，齒輪的嚙合點將兩腔隔開，形成了吸、壓油腔，吸油腔內(nèi)的輪齒脫離嚙合，密封工作腔容積不斷增大，形成部分真空，油液在大氣壓力作用下從油箱經(jīng)吸油管進入吸油腔，并被旋轉(zhuǎn)的輪齒帶入壓油腔。壓油腔內(nèi)的輪齒不斷進入嚙合，使密封工作腔容積減

11、小，油液受到擠壓被排往系統(tǒng)，這就是齒輪泵的吸油和壓油程。在齒輪泵的嚙合過程中，嚙合點沿嚙合線，把吸油區(qū)和壓油區(qū)分開。根據(jù)齒輪泵的工作原理及齒輪泵設計方面的資料，我們可總結(jié)出齒輪泵的基本設計思路如下： 1.根據(jù)使用場合選擇齒數(shù)。均勻性要求高的一般取14到20齒。要求低的取6到14齒。 2.根據(jù)需要的排量計算模數(shù)。 （1）因為此齒輪泵是中高壓齒輪泵所以材料強度要求較高，根據(jù)資料文獻選擇齒輪材料為40Cr。 （2）確定參數(shù) 根據(jù)齒輪泵的排量公式 由于齒間容積比輪齒間的體積稍大，考慮這一因素，將2π用6.66代替比較符合實際情況。 因此 式中 B—齒寬（mm）

12、 V—公稱排量（ml/r） z—齒輪齒數(shù) m—模數(shù)（mm） K=6.66，B是齒寬(B/m)根據(jù)壓力查表，低壓較大，高壓較小 3.齒輪變位。齒輪泵齒輪勻許根切但要保證根切的情況下不漏油。所以一般要保證嚙合線始終在根切部分以外。具體要查齒輪手冊。根據(jù)以往經(jīng)驗14齒以上可以不變位。變位會使排量變小，所以需要變位時得把齒數(shù)再減小然后變位來湊出需要的排量。齒輪是核心部件，至此主要工作結(jié)束。 4. 軸的設計與校核。 5.開泄荷槽。一般都是開那種矩形對稱的。并根據(jù)《液壓元件》上的公試計算其尺寸。 6.計算吸油和排油口齒寸。 7.選密封件、軸承、鍵

13、等標準件。 8.選擇泵體壁厚畫外殼。 其中關鍵技術為齒輪的設計與軸向間隙補償裝置的設計。 2 齒輪泵設計 2.1 齒輪的設計計算 液壓油密度0.85kg/L，根據(jù)以上數(shù)據(jù)，得出排量為8ml/r 由于本設計所給的工作介質(zhì)的粘度為220，可下表得此設計最大節(jié)圓線速度為2.6。 節(jié)圓線速度V： 式中D——節(jié)圓直徑（mm） n——轉(zhuǎn)速 齒輪泵節(jié)圓極限速度和油的粘度關系 液體粘度 12 45 76 152 300 520 760 線速度 5 4 3.7 3 2.2 1.6 1.25 流量與排量關系式為： ——

14、流量 ——理論排量（ml/r） 2.齒數(shù)Z的確定，應根據(jù)液壓泵的設計要求從流量、壓力脈動、機械效率等各方面綜合考慮。從泵的流量方面來看，在齒輪分度圓不變的情況下，齒數(shù)越少，模數(shù)越大，泵的流量就越大。從泵的性能看，齒數(shù)減少后，對改善困油及提高機械效率有利，但使泵的流量及壓力脈動增加。 目前齒輪泵的齒數(shù)Z一般為6-19。對于低壓齒輪泵，由于應用在機床方面較多，要求流量脈動小，因此低壓齒輪泵齒數(shù)Z一般為13-19。齒數(shù)14-17的低壓齒輪泵，由于根切較小，一般不進行修正。 3.確定齒寬。 齒輪泵的流量成正比，增加齒寬可以相應的增加流量而齒輪與泵體及蓋板間的摩擦損失及容積損失的總和與齒寬

15、并不成比例的增加，因此，齒寬較大時液壓泵的總效率較高，但對于高壓齒輪泵，齒寬不宜過大，否則將使齒輪軸及軸承上的載荷過大使軸及軸承設計困難。一般對于高壓齒輪泵B=(3-6)m，對于低壓齒輪泵B=(6-10)m。泵的工作壓力越高，上述系數(shù)應取得越小。 根據(jù)以上原則選擇齒數(shù)z=14，B/m=7，代入數(shù)據(jù)得 m=2.2 取整得m=3mm，齒輪的其他參數(shù)：壓力角 變位系數(shù) 齒寬B=3×7=21mm 4.確定齒輪模數(shù)。對于低壓齒輪泵來說，確定模數(shù)主要不是從強度方面著眼，而是從泵的流量、壓力脈動、噪聲以及結(jié)構(gòu)尺寸大小等方面。 通過對不同模數(shù)、不同齒數(shù)的齒輪油泵進

16、行方案分析、比較結(jié)果，確定此型齒輪油泵的齒輪參數(shù)如下： （1）模數(shù) （2）齒數(shù) （3）齒寬B=21 因為齒輪的齒數(shù)為14，不會發(fā)生根切現(xiàn)象，所以在這里不考慮修正，以下關于齒輪參數(shù)的計算均按標準齒輪參數(shù)經(jīng)行。 （4）理論中心距42 （5）實際中心距42 （6）齒頂圓直徑48 （7）基圓直徑=39.4 （8）基圓節(jié)距8.85 （9）齒側(cè)間隙 （10）嚙合角 （11）齒頂高 （12）齒根高 （13）全齒高 （14）齒根圓直徑=34.5 （15）徑向間隙 （16）齒頂壓力角 （17）分度圓弧齒厚 （18）齒厚s （19）齒輪嚙合的重疊系

17、數(shù) （20）公法線跨齒數(shù) （21）公法線長度（此處按側(cè)隙 計算） (22)油泵輸入功率 =1.1kw 式中：N - 驅(qū)動功率 (kw) p -工作壓力 (MPa) q - 理論排量 (mL/r) n - 轉(zhuǎn)速 (r/min) - 機械效率，計算時可取0.9。 2.2 齒輪的校核 1.使用系數(shù)表示齒輪的工作環(huán)境（主要是振動情況）對其造成的影響，使用系數(shù)的確定： 使用系數(shù) 原動機工作特性 工作機工作特性 均勻平穩(wěn) 輕微振動 中等振動 強烈振動 均勻平穩(wěn) 1.00 1.25 1.50 1.75 輕微振動 1.10

18、1.35 1.60 1.85 中等振動 1.25 1.50 1.75 2.0 強烈振動 1.50 1.75 2.0 2.25 液壓裝置一般屬于輕微振動的機械系統(tǒng)所以按上表中可查得可取為1.35。 2.齒輪精度的確定 齒輪精度此處取7 表2.4 各種機器所用齒輪傳動的精度等級范圍 機器名稱 精度等級 機器名稱 精度等級 汽輪機 3 ~ 6 拖拉機 6 ~ 10 金屬切削機床 3 ~ 8 通用減速器 6 ~ 9 航空發(fā)動機 4 ~ 8 鍛壓機床 6 ~ 9 輕型汽車 5 ~ 8 起

19、重機 7 ~ 10 載重汽車 7 ~ 9 農(nóng)業(yè)機械 8 ~ 11 3.動載系數(shù)表示由于齒輪制造及裝配誤差造成的不定常傳動引起的動載荷或沖擊造成的影響。動載系數(shù)的實用值應按實踐要求確定，考慮到以上確定的精度和輪齒速度，偏于安全考慮，此設計中取為1.1。 4.齒向載荷分布系數(shù)是由于齒輪作不對稱配置而添加的系數(shù)，此設計齒輪對稱配置，故取1.185。 5.一對相互嚙合的齒輪當在嚙合區(qū)有兩對或以上齒同時工作時，載荷應分配在這兩對或多對齒上。但載荷的分配并不平均，因此引進齒間載荷分配系數(shù)以解決齒間載荷分配不均的問題。對直齒輪及修形齒輪，取=1

20、6.彈性系數(shù) 單位——，數(shù)值列表 彈性模量 齒輪材料 彈性模量 配對齒輪材料 灰鑄鐵 球墨鑄鐵 鑄鋼 鍛鋼 夾布塑料 7850 鍛鋼 162.0 181.4 188.9 189.8 鑄鋼 161.4 180.5 188 球墨鑄鐵 156.6 173.9 灰鑄鐵 143.7 圖2.1彎曲疲勞壽命系數(shù) 彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 7.選取載荷系數(shù) 8.齒寬系數(shù)的選擇 1.齒面接觸疲勞強度校核 對一般的齒輪傳動，因絕對尺寸,齒面粗糙度，圓周速度及潤滑等對實際所用齒輪的疲勞

21、極限影響不大，通常不予以考慮，故只需考慮應力循環(huán)次數(shù)對疲勞極限的影響即可。 齒輪的許用應力 按下式計算 S——疲勞強度安全系數(shù)。對解除疲勞強度計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲，振動增大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故可取 。但對于彎曲疲勞強度來說，如果一旦發(fā)生斷齒，就會引起嚴重事故，因此在進行齒根彎曲疲勞強度計算時取 。 ——壽命系數(shù)。彎曲疲勞壽命系數(shù)查圖1。循環(huán)次數(shù)N的計算方法是：設n為齒輪的轉(zhuǎn)速（單位是r/min）；j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；為齒輪的工作壽命（單位為h），則齒輪的工作應力循環(huán)次數(shù)N按下式計算： (1)設齒輪泵功率為，流量為Q，工作壓力為P，則

22、 (2)計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 (3) (4) (5)按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限 (6)計算循環(huán)應力次數(shù) (7)由機設圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) (8)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為0.1，安全系數(shù)S=1 (9)計算接觸疲勞強度 齒數(shù)比 2.齒根彎曲強度校核 (1)齒輪的彎曲疲勞強度極限 (2)彎曲疲勞壽命系數(shù) (3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)則： (4)載荷系數(shù) (5)查取齒形系數(shù) 應力校正系數(shù) (6)計算齒根危險截面彎曲強度 < 所以，所選齒輪參數(shù)符合要求。

23、 2.3 軸的設計與校核 軸的強度計算一般可以分為三種： 1.按扭轉(zhuǎn)強度或剛度計算； 2.按彎矩合成剛度計算； 3.精確強度校核計算。 根據(jù)任務要求我們選擇第一種，此法用于計算傳遞扭矩，不受或受較小彎矩的軸。 材料選用40Cr ，， d-軸端直徑，mm T-軸所傳遞的扭矩，N.m P-軸所傳遞的功率，Kw n-軸的工作轉(zhuǎn)速,r/min -許用扭轉(zhuǎn)剪應力，Mpa 又為12~16，考慮有兩個鍵槽，將直徑增大，則：13.8， 考慮加工安全等其他因素，則取17。 軸在載荷作用下會發(fā)生彎曲和扭轉(zhuǎn)變形，故要進行剛度校核。軸的剛度分為扭轉(zhuǎn)剛度和彎曲

24、剛度兩種，前者用扭轉(zhuǎn)角衡量，后者以撓度和偏轉(zhuǎn)角來衡量。 軸的扭轉(zhuǎn)剛度 軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核是計算軸的在工作時的扭轉(zhuǎn)變形量，是用每米軸長的扭轉(zhuǎn)角度量的。軸的扭轉(zhuǎn)變形要影響機器的性能和工作精度。 軸的扭轉(zhuǎn)角 查《機械設計手冊》表5-1-20可知滿足要求。 2、軸的彎曲剛度 軸在受載的情況下會產(chǎn)生彎曲變形，過大的彎曲變形也會影啊軸上零件的正常工作， 因此，本泵的軸也必須進行彎曲剛度校核， 軸的徑向受到力與齒輪沿齒輪圓周液壓產(chǎn)生的徑向力和由齒輪嚙合產(chǎn)生的徑向力和相等。在實際設計計算時

25、用近似計算作用在從動齒輪上的徑向力，即軸在徑向受到的力為 。 查《機械設計手冊》可得 故可得軸滿足要求。 2.3.1．齒輪泵的徑向力 齒輪泵工作時，作用在齒輪軸頸及軸承上的徑向力，由液壓力和齒輪嚙合力組成。 1.液壓力 是指沿齒輪圓周液體壓力所產(chǎn)生的徑向力F。液壓力的大小和方向取決于液體壓力沿齒頂圓周的分布情況，吸油腔區(qū)段（其夾角為）受壓力的作用，壓油腔區(qū)段（其夾角為）受壓力的作用，吸壓油腔之間的過渡段（其夾角為）所受的壓力是變化的（由升至）。為計算簡便，可近似認為吸壓油腔間的

26、過渡段，承受沿齒輪圓周線性分布壓力，如下圖所示。 齒輪圓周壓力的近似分布曲線 在實際設計時，齒輪所受的總液壓力亦可按下列近似公式計算 液壓力作用在主動齒輪上產(chǎn)生的徑向力和作用在從動齒輪上產(chǎn)生的徑向力，其大小與方向完全相同。 2.嚙合力 是指兩齒輪嚙合是，由彼此在嚙合點的相互作用而產(chǎn)生的徑 力。 作用在主動輪上的嚙合力，其方向與作用在主動齒輪上的液壓力方向相反，可抵消一部分液壓力；作用在從動齒輪上的嚙合力，其方向與作用在從動輪上的液壓力方向相同，增大了徑向力。由于齒輪泵在工作過程中，嚙合點的位置在節(jié)點附

27、近來回變動，所以嚙合力也是變化的。 在實際設計中，齒輪軸頸所受的徑向力F（包括液壓力和嚙合力），可按下列近似公式計算 2.3.2減小徑向力和提高齒輪軸軸頸及軸承負載能力的措施 齒輪泵的徑向力大，作用在齒輪軸軸頸及軸承上的負載大，這是妨礙齒輪泵提高性能和使用壽命的重要因素，如何減小齒輪泵的徑向力及提高齒輪軸軸頸及軸承的承載能力，是研究齒輪泵的主要課題之一。 要解決齒輪軸軸頸及軸承的負載問題，可以從以下方面進行研究。 1. 減小徑向力 減小徑向力一直是從事高壓齒輪泵研制的科技人員的

28、研究課題，因為軸承壽命與負載的10/3（為滾針軸承；滾珠軸承為3）次方成反比，也就是說，若軸承負載減小30%。壽命可延長3倍。減小徑向力的方法，較常用的可歸納為三種： （1）合理地選擇齒寬b和齒頂圓 直徑D。 （2）縮小壓油口直徑，使壓力油僅作用在一個齒到兩個齒的范圍內(nèi)，這樣壓力油作用于齒輪上的面積減小，因而徑向力就相應的減小。 （3）開壓力平衡槽，這種方法使作用在軸承上的徑向力大大減小。但此種方法會使泵的內(nèi)泄漏增加，容積效率降低，所以很少使用此種方法。 2.改進齒輪軸的材料及熱處理性能

29、 2.3 卸荷槽結(jié)構(gòu)及計算 2.3.1 困油現(xiàn)象的產(chǎn)生及危害 齒輪泵在工作過程中，同時嚙合的齒應多于一對，即重合度系數(shù)大于一（一般取1.05到1.15），才能正常工作。雖然從理論上講，重合度系數(shù)等于一，齒輪不會出現(xiàn)間斷吸壓油現(xiàn)象，也不產(chǎn)生困油現(xiàn)象，可以正常工作，但考慮到制造誤差，實際工作時嚙合系數(shù)往往會小于一。因而齒輪泵的輸油率就很不均勻，會出現(xiàn)時而輸油時而不輸油的不正?，F(xiàn)象，瞬時流量的差值可達30%左右，齒輪泵不能正常工作。 齒輪泵要平穩(wěn)工作，齒輪嚙合的重合度必須大于1，于是總有兩對齒輪同時嚙合，并有一部分油液被圍困在兩對輪齒所圍成的封閉容腔之間。這個封閉的

30、容腔開始隨著齒輪的轉(zhuǎn)動逐漸減小，以后又逐漸加大。封閉腔容積的減小會使被困油液受擠壓而產(chǎn)生很高的壓力，并且從縫隙中擠出，導致油液發(fā)熱，并致使機件受到額外的負載；而封閉腔容積的增大又造成局部真空，使油液中溶解的氣體分離，產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象。這些都將產(chǎn)生強烈的振動和噪聲，這就是齒輪泵的困油現(xiàn)象。 困油現(xiàn)象的危害： 徑向不平衡力很大時能使軸彎曲，齒頂與殼體接觸，同時加速軸承的磨損，降低軸承的壽命。 消除困油的方法，通常是在兩側(cè)蓋板上開卸荷槽，使封閉腔容積減小時通過左邊的卸荷槽與壓油腔相通，容積增大時通過右邊的卸荷槽與吸油腔相通。 齒輪泵的困油現(xiàn)象，由于齒側(cè)間隙的大小不同，閉死容積變化曲線也不同。下

31、面按有齒側(cè)間隙和無齒側(cè)間隙（或間隙很小）兩種情況進行分析。 下圖為有齒側(cè)間隙的齒輪泵困油現(xiàn)象示意圖。當新的一對齒在A點開始嚙合是，前一對齒在B點嚙合尚未脫開，在它們之間形成一個困油容積 ,此時的困油容積最大，由于存在齒側(cè)間隙，和是相通的（如圖2-3a），當齒輪按圖示方向旋轉(zhuǎn)，逐漸減小，逐漸增大，而整個困油容積逐漸減小，當齒輪旋轉(zhuǎn)到兩個嚙合點（D、E）對稱于節(jié)點P時，為最小（如圖2-3b）；當齒輪繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，繼續(xù)減小，繼續(xù)增大，而逐漸增大，直到前對齒即將在C點脫離嚙合時，又增加到最大。 有齒側(cè)間隙的齒輪泵困油區(qū)得形成和變化過程 2.3.2 消除困油危害的方法 困油現(xiàn)象是齒輪泵不可避

32、免的技術問題，必須采取措施解決。消除困油危害一般是在于齒輪端面接觸的泵蓋（或泵體、側(cè)板、軸套、軸承座圈）上開卸荷槽。開卸荷槽總的原則是：在保證高低壓腔互不相通的前提下，設法使困油容積與壓油腔或吸油腔相通。 卸荷槽的結(jié)構(gòu)形式，一般可分為三類： 1.相對齒輪中心連線對稱布置的雙卸荷槽 （1）對稱布置的雙矩形卸荷槽； （2）對稱布置的雙圓形卸荷槽。 2．相對齒輪中心連線不對稱布置的雙卸荷槽 （1）向低壓側(cè)偏移的不對稱布置的雙卸荷槽； （2）向高壓側(cè)偏移的不對稱雙卸荷槽（有齒側(cè)間隙的泵，一般不采用這種結(jié)構(gòu)）。 3．單個卸荷槽 （1）僅壓油腔有卸荷槽； （2）僅吸油腔有卸荷槽。 卸

33、荷槽的位置與齒輪的齒側(cè)間隙大小有關，無齒側(cè)間隙或間隙很小時，其距中心線的距離要小，只相當于有齒側(cè)間隙的一半。一般齒輪泵大都具有齒側(cè)間隙，因此這里只介紹有齒側(cè)間隙的卸荷槽。 卸荷槽的形狀一半分矩形和圓形兩種，在實際生產(chǎn)中，相對齒輪中心連線不對稱布置的雙圓形卸荷槽應用較為普遍。下面簡單介紹幾種常用的卸荷槽。 1.相對齒輪中心連線對稱布置的雙卸荷槽 對稱布置的雙卸荷槽的位置，應保證如下條件： （a）當困油容積開始由大變小、液體受擠壓時，該容積應與壓油腔相通。 （b）當困油容積為最小時，壓油腔應與吸油腔隔開。 （c）當困油容積開始由小變大時，該容積應與吸油腔相通。 （1）對稱布置的雙矩形

34、卸荷槽 圖2-4所示為有齒側(cè)間隙的對稱雙矩形卸荷槽結(jié)構(gòu)圖。圖中困油容積正處于最小位置，兩個卸荷槽的邊緣正好和嚙合點D和E相接。兩卸荷槽之間的距離a因保證困油容積在到達最小位置前始終和壓油腔相通。在最小位置時，困油容積既不和壓油腔相通，也不和吸油腔相通，過了最小位置后又始終和吸油腔相通。因此對a的尺寸要求很嚴，若a太大，困油現(xiàn)象不能徹底消除；若a太小，又會使吸油腔和壓油腔溝通，引起泄露，降低齒輪泵的效率。 有齒側(cè)間隙的對稱雙矩形卸荷槽 （2）對稱布置的雙圓形卸荷槽 所示為有齒側(cè)間隙的雙圓形卸荷槽。只要使圓形卸荷槽的圓周與困油容積處于最小位置時的齒輪嚙合點D和E相交，即可達到卸荷目的。

35、 有側(cè)隙時的對稱雙矩形卸荷槽和對稱 雙圓形卸荷槽的幾何關系 2.向低壓側(cè)偏移的不對稱雙卸荷槽 有側(cè)隙的對稱雙卸荷槽，用于低壓齒輪泵已能滿足卸荷要求，但對于中高壓，高壓齒輪泵，尚有卸荷不完善的缺點。為徹底解決困油現(xiàn)象，采用向低壓側(cè)偏移的不對稱雙卸荷槽。無側(cè)隙（或側(cè)隙很?。┑膶ΨQ雙卸荷槽，因兩卸荷槽之間的距離僅為有側(cè)隙雙卸荷槽的一半，卸荷是充分的，不需要向低壓側(cè)偏移的卸荷槽結(jié)構(gòu)。 向低壓側(cè)偏移的不對稱雙卸荷槽開設原則是：在不使壓油腔與吸油腔溝通的前提下，使在壓縮到最小值時始終和壓油腔相通，即使兩個卸荷槽邊緣分別通過困油終了時的齒輪嚙合點F和困油開始時的齒輪嚙合點C。 2.3.2卸荷

36、槽計算 根據(jù)以上所述，此處可采用對稱式的矩形卸荷槽。 （1）兩卸荷槽的間距計算公式： 式中:－刀具齒形角; A－兩個齒輪的實際中心距。 無側(cè)隙嚙合方程 節(jié)圓直徑計算公式 所以： 代入得： 高壓側(cè)和低壓側(cè)的卸荷槽邊緣與齒輪中心線之間的距離 （2）卸荷槽深度h h的大小影響困油容積的排油速度。因此應根據(jù)困油容積的變化率為最大值時，以卸荷槽中的排油速度為原則，來確定卸荷槽的尺寸h，即 由上式可得 結(jié)合理論與實驗，只要使，即可保

37、證滿足公式的條件。 取h=6mm。 （3）卸荷槽寬度c 卸荷槽寬度的最小值應等于實際嚙合線長度在中心線上的投影，即 為了保證卸荷槽暢通，應使卸荷槽寬度，同時又考慮齒根圓以內(nèi)（特別是高壓區(qū)）不宜開孔挖槽，以免削弱齒輪端面的密封，引起端面泄露增加，使容積效率下降。故最佳c值的確定原則為：使卸荷槽兩端剛好與兩個齒根圓相接。由此可得計算公式 取c=7。 2.4 進出油口 齒輪泵的進出口流速計算公式： 式中：Q——泵的流量（L/min）; q——泵的排量（ml/r）;

38、 n——泵的轉(zhuǎn)速（r/min）; S——進油口油的面積（） 因為齒輪泵的進油口流速一般推薦為2——4m/s,出油口流速一般推薦為3——6m/s. 這里選進油口流速為3m/s,出油口流速為5m/s 利用上一個公式算得進油口面積 出油口面積 由得進油口半徑 取整得：進油口半徑3.5，出油口半徑3. 2.5 鍵的選擇與校核 根據(jù)軸伸出端直徑選擇鍵的型號為：鍵B5x5 GB/T1096-79。 校核： 所以此鍵合格。 2.6 連接螺栓的選擇與校核 1.螺栓選用 材料：低碳鋼 由于螺栓組是塑性的，故可根據(jù)第四強度理論求出預緊狀態(tài)下的計算

39、應力 對于普通螺栓連接在擰緊時雖是同時受拉伸和扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合作用，單在計算時，只按M5-M20拉伸強度計算，并將所受的拉力增大30%來考慮扭轉(zhuǎn)的影響。 F——螺栓組拉力 P——壓力 S——作用面積 R——齒頂圓半徑 取螺栓組中螺釘數(shù)為6 由于壁厚=12，沉頭螺釘下沉6mm ,腔體厚42mm則取螺紋規(guī)格d=M6,公稱長度L=15性能等級為8.8級，表面氧化的內(nèi)六角圓柱螺釘。 下面對它進行拉伸強度校核 拉伸強度條件為 F——工作拉力，N; d——螺栓危險截面的直徑，mm ——螺栓材料的許用拉應力，MPa； 由機械設計教材P87 表5-8可知：性能等級為8

40、.8級的螺釘?shù)目估瓘姸葮O限 2.7 泵體壁厚的選擇與校核 首先查得ZL203的極限應力，取安全系數(shù)，參考資料初選壁厚為12mm. 根據(jù)材料力學知泵體的每個微小單元可看做是受二向應力狀態(tài)。其受力為： 所以壁厚符合要求。 2.8泵體的選擇與校核 泵體材料選擇球墨鑄鐵（QT600-02）。由機械手冊查得其屈服應力為MPa。因為鑄鐵是脆性材料，因此其許用拉伸應力的值應該取為屈服極限應力即的值應為MPa 泵體的強度計算可按厚薄壁圓筒粗略計算拉伸應力 計算公式為 式中——泵體的外半徑（mm

41、） ——齒頂圓半徑（mm） ——泵體的試驗壓力（MPa） 一般取試驗壓力為齒輪泵最大壓力的兩倍。 即 =2p=2x5=10MPa 因為 代數(shù)得=41 考慮加工設計等其他因素，所以泵體的外半徑取為44mm。 ? 總 結(jié) 齒輪泵是液壓傳動系統(tǒng)中常用的液壓元件, 在結(jié)構(gòu)上可分為齒輪泵和內(nèi)嚙合齒輪泵大類。齒輪泵的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、尺寸小、重量輕、制造維護方便、價格低廉、工作可靠、自吸能力強、對油液污染不敏感等。缺點是齒輪承受不平衡的徑向液壓力, 軸承磨損嚴重, 工作壓力的提高受到限制; 流量脈動大, 導致系統(tǒng)壓力脈動大,噪聲高。內(nèi)嚙合齒

42、輪泵結(jié)構(gòu)緊湊、尺寸小、重量輕, 并且由于齒輪同向旋轉(zhuǎn), 相對滑動速度小、磨損輕微、使用壽命長、流量脈動遠比齒輪泵小, 因而壓力脈動和噪聲都比較小。內(nèi)嚙合齒輪泵允許使用較高的轉(zhuǎn)速, 可獲得較高的容積效率。 齒輪泵的概念是很簡單的，即它的最基本形式就是兩個尺寸相同的齒輪在一個緊密配合的殼體內(nèi)相互 齒輪泵嚙合旋轉(zhuǎn)，這個殼體的內(nèi)部類似“8”字形，兩個齒輪裝在里面，齒輪的外徑及兩側(cè)與殼體緊密配合。來自于擠出機的物料在吸入口進入兩個齒輪中間，并充滿這一空間，隨著齒的旋轉(zhuǎn)沿殼體運動，最后在兩齒嚙合時排出。 齒輪泵是一種容積式泵，其結(jié)構(gòu)輕便緊湊，制造簡單，工作可靠，維護保養(yǎng)方便。一般具有輸送流量小輸送壓

43、力高的特點，且用于輸送黏性較大的液體。但工藝要求高，不易獲得精準的匹配。隨著齒輪泵在結(jié)構(gòu)上的不斷完善，它也被用于中壓、高壓液壓系統(tǒng)中，因此研究齒輪泵對農(nóng)業(yè)和工業(yè)均有重要的意義。 致 謝 首先，我感覺這次設計提高了我們解決實際問題的能力。在一個實際題目當前，怎樣才能解決問題呢？這不是哪本書上能說清楚的。這就要求我們根據(jù)實際情況，分析實際問題，想出解決方案，這就是一個能力的問題了。平時我們很少有這樣的機會，能把所學的知識運用于解決實際問題當中，但這次設計就給予了我們一個很好的機會。 再次，這次設計鍛煉了我的綜合運用知識能力。在設計時，我不但要

44、用到機械方面的知識，還要用到許多計算機方面的知識。如何把握許多方面的知識，綜合運用這些知識，這就要求我們掌握重點，靈活運用，不然是難以解決設計中的問題的。 最后在整個設計過程中，特別感謝我的老師，是他悉心指導，耐心教育，我才得以解決許多百思不得其解的問題。再有要感謝一起學習生活的同學們，與他們的一次次交流使我得以不斷進步和提高。 參 考 文 獻 [1] 李壯云.液壓元件與系統(tǒng).北京：機械工業(yè)出版社，2005.6 [2] 姜繼海，宋錦春，高常識.液壓與氣壓傳動.北京：高等教育出版社，2009.5

45、[3] 何存興主編.液壓元件.北京：機械工業(yè)出版社，1982.6 [4] 曾詳榮等.液壓傳動，北京：國防工業(yè)出版社，1980.3 [5] 張劍慈.液壓齒輪泵軸向間隙的密封.潤滑與密封.2002.06 [6] 侯東海，吳曉玲.外嚙合斜齒輪泵間隙優(yōu)化設計.機械設計.2002.04. [7] 劉小年，楊月英.機械制圖.北京：高等教育出版社，2007.7 [8] 胡鳳蘭.互換性與技術測量技術.北京：高等教育出版社，2005.2 [9] 倪小丹，楊繼英，熊運昌主編.機械制造技術基礎.北京：清華大學出版社，2007.3 [10] 鄭貞平，曹成等編著.UGNX6數(shù)控加工入門.北京：高等教育出版社，2009,9 [11] 煤炭工業(yè)部，煤炭科學研究院上海研究所編.液壓傳動設計手冊.上海：上海科學技術出版社，1986.2 [12] 洪鐘德主編.簡明機械設計手冊.上海：同濟大學出版社，2002.5 [13] 康百世·朝田液壓樣本 [14] 劉鴻文.材料力學.北京：高等教育出版社,2007.7 [15] 高為國主編.機械工程材料基礎.長沙：中南大學出版社，2002.7 30