畢業(yè)設(shè)計(jì)--齒輪油泵設(shè)計(jì)

1、<p><b>　　1 引言</b></p><p>　　隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的不斷發(fā)展，以及CAD技術(shù)的日新月異和其在實(shí)踐生產(chǎn)和理論教學(xué)中都得到了廣泛的應(yīng)用。傳統(tǒng)的二維平面圖形已經(jīng)無法對物體的真實(shí)形體進(jìn)行預(yù)演，而三維造型對設(shè)計(jì)產(chǎn)品的造型可以進(jìn)行預(yù)先展示，并能裝配各個(gè)零部件，通過裝配，還可以檢查各個(gè)零部件是否符合質(zhì)量要求，這也大大降低了設(shè)計(jì)的成本和時(shí)間，提高了設(shè)計(jì)的質(zhì)量。。</p

2、><p>　　本課題主要圍繞齒輪油泵設(shè)計(jì)這個(gè)實(shí)例展開。液壓油泵作為一種重要的液壓元件，其規(guī)格和型號比較繁多，傳統(tǒng)的開發(fā)過程繁瑣、 效率低下、 繪圖量大，solidworks 作為一款高效快捷的CAD/CAM軟件，克服了以上的不足之處，大大提高設(shè)計(jì)人員的開發(fā)速度，本文將著重就solidworks的實(shí)體建模、虛擬裝配、機(jī)構(gòu)仿真等功能進(jìn)行齒輪油泵的設(shè)計(jì)。齒輪油泵包含多個(gè)零部件，本設(shè)計(jì)巧妙利用solidworks關(guān)聯(lián)性的單一

3、數(shù)據(jù)庫這一特點(diǎn)并綜合運(yùn)用多種建模方法和設(shè)計(jì)方法進(jìn)行。</p><p><b>　　2.1 齒輪泵簡介</b></p><p>　　液壓泵是將原動(dòng)機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為液壓能的能量轉(zhuǎn)換元件, 在液壓傳動(dòng)中, 液壓泵作為動(dòng)力元件向液壓系統(tǒng)提供液壓能。</p><p>　　泵在國內(nèi)是應(yīng)用相當(dāng)廣泛的能用機(jī)械產(chǎn)品，不管是農(nóng)業(yè)機(jī)械，還是工業(yè)機(jī)械，應(yīng)用都很普通，大

4、體類型主要有齒輪泵，齒輪油泵，熱油泵，圓弧泵，導(dǎo)熱油泵，滑片泵，自吸式離心油泵，真空泵，液壓齒輪泵，螺桿泵，高壓齒輪泵，污水泵等等?；居猛局饕脕磔斔鸵后w，包括水，油，乳化液，液態(tài)金屬等，也可以輸送液體、氣體混合物。它的基本工作原理是受原動(dòng)機(jī)控制，驅(qū)使流體介質(zhì)運(yùn)動(dòng)，是將原動(dòng)機(jī)輸出的機(jī)械能量轉(zhuǎn)換成介質(zhì)的壓力能量，從而達(dá)到一定的做功效果。</p><p>　　隨著驅(qū)動(dòng)軸的不間斷地旋轉(zhuǎn)，泵也就不間斷地排出液體。泵的流

5、量直接與泵的轉(zhuǎn)速有關(guān)。對于一臺(tái)泵的轉(zhuǎn)速，實(shí)際上是有限制的，這主要取決于工藝流體。實(shí)際上，在泵內(nèi)有很少量的流體損失，這使泵的運(yùn)行效率不能達(dá)到100%，因?yàn)檫@些流體被用來潤滑軸承及齒輪兩側(cè)，而泵體也絕無可能無間隙配合，故不能使流體100%地從出口排出，所以少量的流體損失是必然的。然而泵還是可以良好地運(yùn)行，對大多數(shù)擠出物料來說，認(rèn)可以達(dá)到85%~98%的效率。如果傳送的是油類，泵則能以很高的速度轉(zhuǎn)動(dòng)，但當(dāng)流體是一種高粘度的聚合物溶體時(shí)，這種限

6、制就會(huì)大幅度降低。推動(dòng)高粘度流體進(jìn)入吸入口一側(cè)的兩齒空間是非常重要的，如果這一空間沒有填充滿，則泵就不能排出準(zhǔn)確的流量，所以壓力和流速的乘積也是另一個(gè)限制因素，而且是一個(gè)工藝變量。由于這些限制，齒輪泵制造商將提供一系列產(chǎn)品，即不同的規(guī)格及排量（每轉(zhuǎn)一周所排出的量）。這些泵將與具體的應(yīng)用工藝相配合，以使系統(tǒng)能力及價(jià)格達(dá)到最優(yōu)，即產(chǎn)品的性價(jià)比達(dá)到最高。</p><p>　　2.2 齒輪泵的工作原理</p>

7、<p>　　外嚙合齒輪泵的工作原理如圖所示，它由裝在殼體內(nèi)的一對齒輪所組成，齒輪兩</p><p>　　側(cè)有端蓋（圖中未示出），殼體、端蓋和齒輪的各個(gè)齒槽組成了許多密封工作腔。當(dāng)齒輪泵主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，吸油腔齒輪脫開嚙合，齒輪的輪齒退出齒間，使密封容積增大，形成局部真空，油箱中的油液在外界大氣壓的作用下，經(jīng)吸油管路、吸油腔進(jìn)入齒間。隨著齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，吸入齒間的油液被帶到另一側(cè)，進(jìn)入壓油腔。這是齒輪進(jìn)入嚙合，

8、使密封性逐漸減小，齒輪間部分的油液被擠出，形成了齒輪的壓油過程。齒輪嚙合時(shí)齒向接觸線把吸油腔和壓油腔分開，起配油作用。當(dāng)齒輪泵的主動(dòng)齒輪有電機(jī)帶動(dòng)不斷轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，齒輪脫開嚙合一側(cè)，由于密封容積變大，則不斷從油箱中吸油，輪齒進(jìn)入嚙合的一側(cè)，由于密封容積減小則不斷地排油，形成一個(gè)不斷循環(huán)的過程。</p><p>　　圖2.1 齒輪泵工作原理示意圖</p><p>　　2.3 本課題設(shè)計(jì)的內(nèi)容和意義

9、</p><p>　　齒輪泵是液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中常見的液壓元件，在結(jié)構(gòu)上可分為外嚙合齒輪泵和內(nèi)嚙合齒輪泵兩大類。外嚙合齒輪泵的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單、尺寸小、重量輕、制造維護(hù)方便、價(jià)格低廉、工作可靠、自吸能力強(qiáng)、對油液污染不敏感等。外嚙合齒輪泵是應(yīng)用最廣泛的一種齒輪泵（稱為普通齒輪泵），其設(shè)計(jì)及生產(chǎn)技術(shù)水平也最成熟。多采用三片式結(jié)構(gòu)、浮動(dòng)軸套軸向間隙自動(dòng)補(bǔ)償措施、鋁合金殼體徑向“掃膛”工藝，并采用平衡槽以減小齒輪（軸承）的徑

10、向不平衡力。目前，這種齒輪泵的額定壓力可達(dá)6.3 MPa。正因?yàn)槠渲T多的特點(diǎn)引起了多人對其進(jìn)行研究，目前，其三維設(shè)計(jì)技術(shù)已經(jīng)達(dá)到了一個(gè)很高的境界，它能為產(chǎn)品開發(fā)人員提供更先進(jìn)的設(shè)計(jì)方法和設(shè)計(jì)手段，具有形象生動(dòng)、直觀明了、快速響應(yīng)的設(shè)計(jì)特點(diǎn)，其開發(fā)過程很符合設(shè)計(jì)人員的設(shè)計(jì)思維。三維開發(fā)平臺(tái)的出現(xiàn)和完善，為增強(qiáng)企業(yè)的開發(fā)能力、提高設(shè)計(jì)效率和產(chǎn)品的質(zhì)量，提供了強(qiáng)有力的技術(shù)支持。三維開發(fā)技術(shù)的應(yīng)用和推廣，可謂是傳統(tǒng)的機(jī)械設(shè)計(jì)的一次革命。三維立體

11、設(shè)計(jì)逐步代替?zhèn)鹘y(tǒng)的二維平面是必然的趨勢。目前，市面上可供選擇的軟件很多，主要包括高端的UG、Pro/E和中端的Solidworks等3D設(shè)計(jì)軟件。這些軟件的一個(gè)共性就</p><p>　　在本次畢業(yè)設(shè)計(jì)中，對外嚙合齒輪泵的三維造型進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，并用三維造型軟件繪制出各個(gè)零件的實(shí)體造型，將各個(gè)零件進(jìn)行精確的裝配，并且生成爆炸試圖等輔助更加清晰的看透各零件的裝配過程的圖素，從而全面了解齒輪泵的三維造型。</p&

12、gt;<p>　　2.4 外嚙合齒輪泵的研究現(xiàn)狀</p><p>　　國內(nèi)外有關(guān)齒輪泵的研究主要集中在以下幾方面：</p><p>　　1.困油沖擊及卸荷措施</p><p>　　齒輪泵的困油現(xiàn)象對齒輪泵及整個(gè)液壓系統(tǒng)都產(chǎn)生了很大的危害。困油沖擊與齒輪嚙合的重疊系數(shù)及卸荷是否完全等有和大的關(guān)系。</p><p>　　2齒輪泵噪

13、聲的控制技術(shù)</p><p>　　液壓系統(tǒng)噪聲的根源是復(fù)雜的和很多方面的。它涉及到液壓技術(shù)，流體力學(xué)，</p><p>　　振動(dòng)力學(xué)，聲學(xué)極其他學(xué)科的滲透和影響，液壓泵產(chǎn)生的噪聲，一般與其種類，</p><p>　　結(jié)構(gòu)，大小，轉(zhuǎn)數(shù)及工作壓力有關(guān)。液壓泵的噪聲隨液壓功率的增加而增加，而</p><p>　　液壓功率是由泵的輸出功率P，每轉(zhuǎn)排量

14、q，及轉(zhuǎn)速n這三個(gè)工作參數(shù)的增加而</p><p>　　增加。對于齒輪泵，可以采取如下措施來降低噪聲：加大罩殼的厚度，提高零部</p><p>　　件的剛性，使油更容易吸進(jìn)，改進(jìn)困油卸荷槽，改進(jìn)齒形，使齒輪的模數(shù)減小，</p><p>　　加大齒寬，提高零部件尺寸的精度及降低表面粗糙度等。</p><p>　　3.降低齒輪泵流量脈動(dòng)的方法&l

15、t;/p><p>　　由于齒輪泵流量脈動(dòng)較大，在一些要求較高的液壓系統(tǒng)中，很少采用齒輪泵，關(guān)于降低齒輪泵流量脈動(dòng)的方法有很多，如合理選擇齒輪的參數(shù)；采用剖式齒輪；采用多齒輪。</p><p>　　4.齒輪泵高壓的研究</p><p>　　高壓齒輪泵和低壓齒輪泵的工作原理是相同的，但低壓齒輪泵卻不能在高壓</p><p>　　下使用。其原因有二：（

16、a）由于低壓齒輪泵齒輪的端面間隙和徑向間隙是定值，</p><p>　　當(dāng)工作壓力提高后，期間隙的泄漏量大大增加，使容積效率下降。（b）隨著工作壓力的提高，不平衡的徑向力也隨之增大，以至于軸承承載能力不足而不能工作</p><p>　　2.5 外嚙合齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和優(yōu)缺點(diǎn)</p><p>　　2.5.1 外嚙合齒輪泵的三大問題</p><p

17、>　　外嚙合齒輪泵的泄漏、困油和徑向力不平衡是影響齒輪泵性能指標(biāo)和壽命的三大問題。各種不同齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)之所以不同，都因采用了不同結(jié)構(gòu)措施來解決這三大問題所致。</p><p><b>　　1）泄漏</b></p><p>　　齒輪泵存在著三個(gè)可能產(chǎn)生泄漏的部位：齒輪端面與端蓋間；齒輪外圓和殼體內(nèi)孔間以及兩個(gè)齒輪的齒面嚙合處。其中對泄漏影響最大的是齒輪端面與端

18、蓋間的周向間隙，通過軸向間隙的泄漏量可占總泄漏量的75%～85%，因?yàn)檫@里泄漏途徑短，泄漏面積大。軸向間隙過大，泄漏量多，會(huì)使容積效率降低；但間隙過小，齒輪端面與端蓋之間的機(jī)械摩擦損失增加，會(huì)使泵的機(jī)械效率降低。因此設(shè)計(jì)和制造時(shí)必須嚴(yán)格控制泵的軸向間隙。</p><p><b>　　2）困油</b></p><p>　　齒輪泵要平穩(wěn)工作，齒輪泵嚙合的重疊系數(shù)必須大于1

19、，也就是說要求在一對輪齒間即將脫開嚙合前，后面的一對輪齒就要開始嚙合。就在兩對輪齒同時(shí)嚙合的這一小段時(shí)間內(nèi)，留在齒間的油也困在兩對輪齒和上下蓋所形成的一個(gè)密閉空間內(nèi)，當(dāng)輪齒繼續(xù)旋轉(zhuǎn)時(shí)，這個(gè)空間的容積逐漸減小，直到兩個(gè)嚙合點(diǎn)處于節(jié)點(diǎn)兩側(cè)的對稱位置時(shí)，這時(shí)封閉容積減至最小。由于油液的可壓縮性很小，當(dāng)封閉空間的容積減小時(shí)，被困的油液受擠壓，壓力急劇上升，油液從零件接合面的縫隙中強(qiáng)行擠出，使齒輪和軸承受到很大的徑向力；當(dāng)齒輪繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，這個(gè)封閉容

20、積又逐漸增大到最大位置，容積增大時(shí)又會(huì)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，這些都將使齒輪泵產(chǎn)生強(qiáng)烈的噪聲，這就是齒輪泵的困油現(xiàn)象。</p><p>　　消除困油的方法，通常是在齒輪泵的兩側(cè)端蓋上銑兩條卸荷槽，當(dāng)密閉容積減小時(shí)，使其與壓油腔相通；而密閉容積增大時(shí)，使其與吸油腔相通。一般的齒輪泵兩卸荷槽是非對稱開設(shè)的，往往向吸油腔偏移，但無論怎樣，兩槽間的距離必須保證在任何時(shí)候都不能使吸油腔和壓油腔相

21、互串通。</p><p><b>　　3）徑向不平衡力</b></p><p>　　在齒輪泵中，作用在齒輪外圓上的壓力是不相等的，在壓油腔和吸油腔處齒輪外圓和齒廓表面承受著工作壓力和吸油腔壓力，在齒輪和殼體內(nèi)孔的徑向間隙中，可以認(rèn)為壓力由壓油腔壓力逐漸分級下降到吸油腔壓力，這些液體壓力綜合作用的結(jié)果，相當(dāng)于給齒輪一個(gè)徑向的作用力使齒輪和軸承受載。工作壓力越大，徑向不平

22、衡力也越大。徑向不平衡力很大時(shí)能使軸彎曲，齒頂和軸套產(chǎn)生接觸，同時(shí)加速軸承的磨損，降低軸承的壽命。為了減小徑向不平衡力的影響，有的泵上采取了縮小壓油口的辦法，使壓力油僅作用在一個(gè)齒到兩個(gè)齒的范圍內(nèi)，同時(shí)適當(dāng)增大徑向間隙，是齒輪在壓力作用下，齒頂不能和殼體相接觸。</p><p><b>　　4）優(yōu)缺點(diǎn)</b></p><p>　　外嚙合齒輪泵的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，尺寸小，

23、重量輕，制造方便，價(jià)格低廉，工作可靠，自吸能力強(qiáng)，對油液污染不敏感，維護(hù)容易。它的缺點(diǎn)是一些機(jī)件承受不平衡徑向力，磨損嚴(yán)重，泄漏大，工作壓力的提高受到限制。此外，他的流量脈動(dòng)大，因而壓力脈動(dòng)和噪聲都比較大。</p><p>　　2.5.2 提高外嚙合齒輪泵壓力的措施</p><p>　　要提高齒輪泵的壓力，必須要減小端面的泄露，一般采用齒輪端面間隙自動(dòng)補(bǔ)償?shù)霓k法。利用特制的通道把泵內(nèi)壓力

24、油引到浮動(dòng)軸套的外側(cè)，產(chǎn)生液壓作用力，使軸套壓向齒輪端面，這個(gè)力必須大于齒輪端面作用在軸套內(nèi)側(cè)的作用力，才能保證在各種壓力下，軸套始終自動(dòng)貼緊齒輪端面，減小泵內(nèi)通過端面的泄露，達(dá)到提高壓力的目的。</p><p>　　2.6 齒輪泵造型的相關(guān)基礎(chǔ)技術(shù)</p><p>　　本課題的三維造型軟件選擇Solidworks，其是一套基于Windows的CAD/CAM/CAE桌面集成系統(tǒng)，是由美國

25、Solidworks公司在總結(jié)和繼承了大型機(jī)械CAD軟件的基礎(chǔ)上，在Windows環(huán)境下實(shí)現(xiàn)的第一個(gè)機(jī)械三維CAD軟件，于1995年研制成功。</p><p>　　Solidworks是市場份額增長最快、技術(shù)發(fā)展最好、性能價(jià)格比最優(yōu)的軟件。隨著Solidworks版本的不斷提高、其性能不斷提高和完善，已從根本上改變了傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)、生產(chǎn)、組織模式，對推動(dòng)現(xiàn)有企業(yè)的技術(shù)改造、帶動(dòng)整個(gè)產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)的變革、發(fā)展新技術(shù)、促進(jìn)經(jīng)濟(jì)

26、增長都具有十分重要的作用。</p><p>　　該軟件的動(dòng)畫演示形象、直觀，能表達(dá)文字或者敘述不易講解清楚的復(fù)雜產(chǎn)品的內(nèi)部結(jié)構(gòu)，模擬產(chǎn)品的工作情況，達(dá)到與非專業(yè)人士交流設(shè)計(jì)思想的目的。建立運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)模型，進(jìn)行機(jī)構(gòu)的干涉分析，跟蹤零件的運(yùn)動(dòng)軌跡，分析機(jī)構(gòu)中零件的速度、加速度、作用力、反作用力和轉(zhuǎn)矩等，并用動(dòng)畫、圖形等多種形式輸出結(jié)果，其結(jié)果可指導(dǎo)修改零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。此外還可以將零部件在復(fù)雜運(yùn)動(dòng)情況下的復(fù)雜卸荷情況直接

27、輸出到主流有限元分析軟件中以做出正確的強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)分析。</p><p>　　3 齒輪泵的設(shè)計(jì)、校核及流量計(jì)算</p><p>　　3.1 齒輪軸的設(shè)計(jì)</p><p>　　3.1.1 各軸參數(shù)的確定 </p><p>　　選取電機(jī)型號為YE112M-2,功率P =3.0 kw 轉(zhuǎn)速n = 1450 r/min 液壓泵的容積效率為0.9。

28、</p><p><b>　　各軸輸入功率：</b></p><p>　　主動(dòng)軸（長軸） P1 = P·η1=P×0.99=2.97 kw</p><p>　　η1---聯(lián)軸器的效率 值為0.99</p><p>　　從動(dòng)軸（短軸） P2 = P1·η2=P×0.97=2.88 k

29、w</p><p>　　η2---齒輪傳動(dòng)的效率 值為0.97</p><p><b>　　各軸輸出轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　電機(jī)軸 Td = 9.55 × 106× P/n =19758.6 N.mm</p><p>　　主動(dòng)軸 T1 = 9.55 × 106 

30、5; P1/n =19561 N.mm</p><p>　　從動(dòng)軸 T2 = 9.55 × 106 × P2/n =18968.3N.mm</p><p>　　3.1.2 齒輪的設(shè)計(jì)</p><p>　　齒輪分度圓直徑的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　d>=2.32×{(KT1/Ψd) ×[(

31、u+1)/u] ×(ZE/[σ H])}1/3</p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　K=1.5</b></p><p>　　T1=2.064×104N.mm</p><p><b>　　Ψd =0.8</b></p&

32、gt;<p><b>　　u=z2/z1=1</b></p><p>　　查表得 材料系數(shù)ZE = 189.8(MPa)1/2</p><p>　　兩齒輪材料采用40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火硬度為48～55HRC，</p><p>　　接觸疲勞強(qiáng)度極限為σHlim1=σHlim2 = 1260MPa</p><p&g

33、t;　　設(shè)計(jì)齒輪泵的使用壽命為5年，每天工作16h，每年300天</p><p>　　使用壽命N1=N2=60njLh=60×1440×1×5×300×16=2.0448×109h</p><p><b>　　查表得</b></p><p>　　泵的接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1= ZN2=0

34、.9 </p><p>　　最小安全系數(shù)SHlim=1.05</p><p>　　許用應(yīng)力[σ H1]= [σ H2]=ZN1·σHlim1/SHlim= 1200 MPa</p><p>　　分度圓直徑d1>=2.32×{(KT1/Ψd) ×[(u+1)/u] ×(ZE/[σ H])}</p><p

35、><b>　　=27.78mm</b></p><p>　　圓周速度V=π·d1·n/(60×100)</p><p>　　=3.14×28.88×1440/(60×100)</p><p>　　=21.08 m/s</p><p><b>　　

36、查表得</b></p><p>　　使用系數(shù)KA = 1</p><p>　　根據(jù)V=21.46m/s 7級精度 得 動(dòng)載系數(shù)KV=1.25</p><p>　　齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.25</p><p>　　載荷系數(shù)K=KA·KV·KHβ= 1×1.25×1.25=1.56

37、 </p><p>　　校正分度圓直徑d= d1·(K/Kt)1/3 = 29.28 mm</p><p>　　模數(shù)m=d/z=29.28/10=2.928mm < 3mm</p><p>　　即按標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取m = 3 mm</p><p>　　分度圓直徑d1= d2=m·

38、z= 3×11 = 33 mm</p><p>　　中心距a=m·(z1+z2)/2=33mm</p><p>　　齒寬b=Ψd·d=0.8×33=26mm</p><p>　　齒底圓df=( z1-2ha*-2c*)m=26mm</p><p>　　齒頂圓da=( z1+2ha*)m=39mm<

39、/p><p>　　基圓直徑db= d·cosα=28.7mm(標(biāo)準(zhǔn)壓力角α=200)</p><p>　　3.1.3 軸的設(shè)計(jì)</p><p><b>　　1） 短軸的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　短軸的總長應(yīng)稍小于泵體的厚度，泵體厚度為71mm,則短軸總長為L=71-3=68mm</p>&

40、lt;p>　　由于短軸的齒輪兩側(cè)相互對稱，齒寬b=26mm，所以兩側(cè)的軸的長度相等，且為：L1=L2=（68-26）/ 2 = 21 mm</p><p><b>　　2) 長軸的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　長軸是在短軸的基礎(chǔ)上加上一段與聯(lián)軸器相連的長度的階梯軸，聯(lián)軸器與泵體之間隔有一個(gè)上蓋，其厚度為22mm,同時(shí)上蓋于聯(lián)軸器之間應(yīng)有1～2mm的間隔，聯(lián)

41、軸器與長軸的接觸部分約為20mm,故長軸的總長約為：L=71+21+20+2=114mm,第三段軸長應(yīng)為L3= 20+2=22mm。</p><p>　　3.1.4 泵體設(shè)計(jì)分析</p><p>　　作為齒輪泵的主要部件，齒輪泵泵體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性將直接關(guān)系到齒輪泵的性能指標(biāo)及產(chǎn)品可靠性。通過合理的規(guī)劃，可以大大提高齒輪泵的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，同時(shí)也可提高齒輪泵的壽命。</p>&l

42、t;p>　　在齒輪泵的使用過程中，泵體出現(xiàn)的常見問題是泵體爆裂，這主要是由泵體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理所造成的。根據(jù)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，泵體爆裂主要出現(xiàn)在圖3.1中所示的A處和B處。</p><p>　　由于A處鉆有螺紋孔，使其截面積比其他剖面的截面積要小，在齒輪泵承受內(nèi)部壓力的情況下，此處受到的拉應(yīng)力大于平均拉應(yīng)力，形成危險(xiǎn)的截面。因此必須改善A截面處的承載能力。在不改變螺孔尺寸的條件下，減小連接螺孔之間的距離，增加螺孔外

43、部的尺厚，從而使危險(xiǎn)截面的面積增大，提高了A截面的安全系數(shù)。</p><p>　　B處位于齒輪泵的壓力油的出油口的橫向剖面上，兩個(gè)螺孔也在此橫向剖面上。在此結(jié)構(gòu)下，出油口的橫向剖面的實(shí)際承載面積比其他橫向的剖面面積要小很多，大大削弱了承載能力，為了降低此種危險(xiǎn)，我們可以把四個(gè)螺孔的位置旋轉(zhuǎn)一個(gè)角度，如45度。比較好的設(shè)計(jì)方案如圖3.2所示。</p><p>　　圖3.1 泵體結(jié)構(gòu)（改進(jìn)前）

44、</p><p>　　圖3.2泵體結(jié)構(gòu)（改進(jìn)后）</p><p>　　3.1.5 齒輪泵的閉死容積和卸荷槽</p><p><b>　　1） 閉死容積</b></p><p>　　為保證齒輪泵能連續(xù)輸液，必須使齒輪的重疊系數(shù)ε>1，即要求在一對齒嚙合行將脫開前，后面一對就進(jìn)入嚙合，因此在一段時(shí)間內(nèi)同時(shí)嚙合的就有兩

45、對齒，留在齒間的液體被困在兩對嚙合齒后形成一個(gè)封閉容積（稱閉死容積）內(nèi)，當(dāng)齒輪繼續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，閉死容積逐漸減小，直至兩嚙合點(diǎn)處于對稱于節(jié)點(diǎn)P的位置時(shí)，閉死容積變至最小，隨后這一容積又逐漸增大，至第一對齒開始脫開時(shí)增至最大。</p><p>　　當(dāng)閉死容積由大變小時(shí)，被困在里面的液體受到擠壓，壓力急劇升高，遠(yuǎn)大于泵排出壓力，可超過10倍以上的程度。于是被困液體從一切可以泄露的縫隙里強(qiáng)行排出，這時(shí)齒輪和軸承受到很大的脈沖

46、徑向力，功率損失增大，當(dāng)閉死容積由小變大時(shí)，剩余的被困液體壓力降低，里面形成局部真空，使容解在液體中的氣體析出，液體本身產(chǎn)生氣化，泵隨之產(chǎn)生噪聲和振動(dòng)，困油現(xiàn)象對齒輪的工作性能和壽命均造成很大的危害。</p><p><b>　　2） 卸荷槽</b></p><p>　　為消除困油現(xiàn)象，可在與齒輪端面接觸的兩側(cè)板上開兩個(gè)用來引出困液的溝槽，即卸荷槽。卸荷槽有相對于節(jié)

47、點(diǎn)P對稱布置和非對稱布置兩種。它的位置應(yīng)保證困液空間在容積達(dá)到最小位置以前與排出腔相連，過了最小位置后與吸引腔相連通。本設(shè)計(jì)卸荷槽采用非對稱布置。</p><p>　　表3.1 卸荷槽深度</p><p>　　用插值法取卸荷槽深度值為2mm 。</p><p>　?。?）非對稱布置卸荷槽尺寸</p><p>　　齒側(cè)間隙很?。ń咏鼰o齒側(cè)間隙）

48、時(shí)，采用非對稱布置卸荷槽，其位置向吸入腔一方偏移一段距離，這樣不僅可以解決困液問題，還可以回收一部分高壓液體。</p><p>　　3.2 齒輪泵的校核</p><p>　　3.2.1 齒輪的校核</p><p>　　已知輸入功率為P=3. 0kw，主軸轉(zhuǎn)速為n =1450r/min，轉(zhuǎn)矩T = 20848.6 N.mm</p><p>

49、　　齒輪1、2 模數(shù)m= 3 齒數(shù)z=11 齒寬b=26</p><p>　　兩齒輪材料采用40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火硬度為48～55HRC，</p><p>　　則 齒寬系數(shù)Ψd=0.8</p><p>　　齒形系數(shù)YFa1= YFa2=2.60</p><p>　　應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1 =Ysa2=1.64</p><

50、p><b>　　查表得</b></p><p>　　彎曲疲勞極限σFlim1=σFlim2=2.346×HRC+605.628N/mm2</p><p>　　=2.346×48+605.628 N/mm2</p><p>　　=718 N/mm2</p><p>　　彎曲許用應(yīng)力[σF3]= [

51、σF4]=0.7σlim=0.7×718N/mm2</p><p>　　=502.6 N/mm2</p><p>　　1）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度</p><p>　　使用情況系數(shù)KA=1</p><p>　　圓周速度V=π·dn/(60×100)</p><p>　　=3.14×3

52、3×1440/(60×100)</p><p><b>　　=22.29m/s</b></p><p><b>　　查表得</b></p><p>　　動(dòng)載系數(shù)KV=1.25</p><p>　　齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.25</p><p>　　KFβ

53、=0.794×KHβ+0.207=1.20</p><p>　　Ft=2T1/d=2×2.065×104/33 = 1376.7N</p><p>　　KAFt1/b=1×1376.7/26=57.36 N.m <100N.m</p><p><b>　　查表得</b></p><

54、;p>　　齒向載荷分布系數(shù)KHα=1.09 KFα=1.18</p><p>　　重合度εα=[1.88-3.2×(1/z+1/z)] ×cosβ</p><p>　　=[1.88-3.2×1/5]=1.24</p><p><b>　　式中β=00</b></p><p>　

55、　重合度系數(shù)Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.24=0.85</p><p>　　KH=KA·KV·KHβ·KHα=1×1.25×1.25×1.09=1.7</p><p>　　KF=KA·KV·KFβ·KFα=1×1.25×1.20×1.18=1.

56、 77</p><p><b>　　查表得</b></p><p>　　彎曲最小安全系數(shù)SFmin= 1.25</p><p>　　彎曲壽命系數(shù)YN1= YN2 = 1</p><p>　　尺寸系數(shù)Yx=1.1</p><p>　　[σF1]]=δFlim1· YN1·Yx/S

57、Fmin=718×1×1.1/1.25=574.4 N/mm2=[σF2]</p><p>　　σF1=2KF*T1· YFa1· Ysa1·Yε/b·d·m</p><p>　　=2×1.77×2.064×2.60×1.64×0.85/24×30×3

58、</p><p>　　=122.61 N/mm2 <[σH]</p><p>　　σF2=σF1· YFa2· Ysa2/ (YFa1·Ysa1) = σF1,</p><p>　　齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　　2）校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度</p><p>　　重合度系

59、數(shù)Zε=[(4-εα)/3]1/2</p><p>　　=[(4-1.24)/3]1/2</p><p><b>　　=0.96</b></p><p><b>　　查表得</b></p><p>　　材料系數(shù)ZE=189.8(MPa)1/2</p><p>　　節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)

60、ZH=2.5</p><p>　　接觸最小安全系數(shù)SHmin=1.05</p><p>　　接觸壽命系數(shù)ZN1=1.09，ZN2=1.07</p><p>　　接觸疲勞極限σHlim1=σHlim2</p><p>　　=12HRC+550</p><p>　　=12×48+550</p>&l

61、t;p>　　=1126 N/mm2，</p><p>　　許用接觸力[σH1]= σHlim1· ZN1/SHmin</p><p>　　=1126·1.09/1.05</p><p>　　=1244 N/mm2</p><p>　　[σH2]= σHlim2· ZN2/SHmin</p>&

62、lt;p>　　=1126×1.07/1.05</p><p>　　=1147.4 N/mm2</p><p>　　σH=ZH·ZE·Zε·{[2KH·T1/(b·d2)]· [(u+1)/u]}1/2</p><p>　　=455.52×{[2×1.5×2.06

63、4×104/(24× 302)] × [(1+1)/1]}1/2</p><p>　　=1090.7 N/mm2<[σH2]，</p><p>　　齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求。（其三維實(shí)體造型見圖3.3和3.4）</p><p>　　圖3.3 主動(dòng)齒輪軸（長軸）</p><p>　　圖3.4 從動(dòng)齒輪軸（短軸

64、）</p><p>　　3.2.2 齒輪軸的校核</p><p>　　1、主動(dòng)齒輪軸的強(qiáng)度計(jì)算</p><p>　　1）、主動(dòng)齒輪軸經(jīng)的支反力RA 和 RB（其受力分析見圖3.5）</p><p>　　由于主動(dòng)齒輪軸在受力上對稱，軸徑的支反力為主動(dòng)齒輪承受的徑向力的一半，即，</p><p>　　Fr1= Ft1/t

65、anα = (2 T1/d) /tanα=3780.53N</p><p>　　RA = RB = F1/2 = 1890.27 N </p><p>　　其中：F1為作用在主動(dòng)齒輪軸上的徑向力，F(xiàn)1 = q·b(N)，q為均布載荷（N/mm2）</p><p>　　圖3.5 主動(dòng)齒輪軸的受力分析</p><p>　　2）、危險(xiǎn)截面

66、S-S處的彎矩MWA</p><p>　　MWA =RA · L =1890.27×23=43476.11N.mm</p><p>　　3）、表面的抗彎斷面模數(shù)WA</p><p>　　WA = π·d3/32 =3.14× 183/32= 572.265mm3</p><p><b>　　其

67、中，d為軸徑直徑</b></p><p>　　4）截面的彎曲應(yīng)力σWA</p><p>　　σWA= MWA / WA=43476.11/572.265=75.972N/ mm2<[σ]</p><p>　　所以抗彎強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　　5）、傳動(dòng)軸傳遞的扭矩Mn</p><p>　　M

68、n=p·q×103/（2×π×ηm)=28917.2N.mm</p><p>　　其中,p為泵的最大壓力,q為泵的理論排量, ηm為泵的機(jī)械效率,一般為0.9</p><p>　　6）、截面的抗扭斷面模數(shù)Wn</p><p>　　Wn = π·d3/16 =286.13mm3</p><p>

69、　　7）、截面的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力τn</p><p>　　τn = Mn / Wn = 101.07 N/mm2 = < [τ]</p><p>　　2、從動(dòng)齒輪軸的強(qiáng)度計(jì)算</p><p>　　1）、從動(dòng)齒輪軸經(jīng)的支反力RA’和RB’ （其受力分析見圖3.6）</p><p>　　由于從動(dòng)齒輪軸在受力上對稱，軸徑的支反力為從動(dòng)齒輪承受的徑向

70、力的一半，即，</p><p>　　Fr2= Ft2/tanα=(2 T2/d) /tanα=3667.11N</p><p>　　RA’= RB = F2/2=1833.56 N</p><p>　　其中：F2為作用在主動(dòng)齒輪軸上的徑向力，F(xiàn)2 = q·b(N)，q為均布載荷（N/mm2）</p><p>　　2）、危險(xiǎn)截面S-S

71、處的彎矩MWA’</p><p>　　MWA’ =RA’·L =1833.56×23=42171.88N.mm</p><p>　　3）、截面S-S的抗彎斷面模數(shù)WA’</p><p>　　WA’ = π×d3/32 =572.265mm3</p><p><b>　　其中，d為軸徑直徑</b&g

72、t;</p><p>　　圖3.6 從動(dòng)齒輪軸的受力分析</p><p>　　4）截面S-S的彎曲應(yīng)力σWA’</p><p>　　σWA’= MWA’/ WA’ =42171.88/572.265=73.69N/mm2<[σW’]</p><p><b>　　抗彎強(qiáng)度滿足要求</b></p><

73、;p>　　3.2.3 泵體的校核</p><p>　　泵體的強(qiáng)度計(jì)算可按后筒壁圓筒粗略計(jì)算拉伸應(yīng)力，計(jì)算公式如下：</p><p>　　σ= [(0.4Ra2 + 1.3Ry2）/ (Ra2- Ry2)]* Ps </p><p>　　=7.73 MPa = < [σ] = 88 MPa</p><p>　　其中，Ra：齒輪

74、齒頂圓半徑，</p><p>　　Ry：泵體的外半徑，</p><p>　　Ps：泵體的實(shí)驗(yàn)壓力</p><p>　　泵體的強(qiáng)度滿足要求。（泵體的三維實(shí)體造型見圖3.7）</p><p><b>　　圖3.7 泵體</b></p><p>　　3.3 齒輪泵的流量計(jì)算</p>&l

75、t;p>　　3.3.1 齒輪泵的主要性能參數(shù)</p><p>　　齒輪泵的主要性能參數(shù)的確定:q=20.43L/min=1.226 m3/h；壓力P=6.3MPa；容積效率為90%；機(jī)械效率為90%；轉(zhuǎn)速為1440r/min；電動(dòng)機(jī)額定功率為3.10kw。</p><p><b>　　理論功率Pt:</b></p><p>　　由于泵的

76、進(jìn)口壓力很小，近乎為零，所以泵的進(jìn)出口壓力差△P=P-0=P，即泵的出口壓力。</p><p>　　Pt=P·qt=6.3×106×1.226/3600=2.724kw</p><p>　　輸入功率:Pi=π·w·Nt</p><p>　　輸入功率:P0=△P·q·ηv=8×106

77、15;20.43×10-3×/60×0.9</p><p><b>　　=2.32kw</b></p><p><b>　　理論轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　當(dāng)忽略能量轉(zhuǎn)換及運(yùn)輸過程中的能量損失時(shí)，液壓泵的輸出功率與理論功率相等，即P0= Pt</p><p>　　

78、Pt= Pi=2×n×πTI</p><p>　　TI= Pt /(2×n×π)=2724×60/(2×3.14×1440)</p><p>　　=18327 N.mm</p><p><b>　　實(shí)際轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　T= TI/ηp

79、 =18327/0.9=20364 N.mm</p><p>　　電動(dòng)機(jī)的輸入功率及輸出轉(zhuǎn)矩</p><p>　　輸入功率Pi = P0 /ηp =2.32/0.9=2.58kw</p><p>　　輸入轉(zhuǎn)矩Ti=9.55×106× Pi /n</p><p>　　=9.55×106× 2.58 /14

80、40 </p><p>　　=17351N.mm</p><p>　　3.3.2 齒輪泵的主要參數(shù)的確定</p><p>　　外嚙合齒輪泵的排量為</p><p>　　V = 6.66zm2B</p><p>　　= 6.66×11×32×26 L/r</p><p&

81、gt;　　= 0.0143856L/r</p><p>　　式中 z---齒輪齒數(shù)</p><p><b>　　m---齒輪模數(shù)</b></p><p><b>　　B---齒寬</b></p><p>　　外嚙合齒輪泵的理論流量為</p><p>　　qt = 6.66

82、zm2Bn</p><p>　　= 6.66×11×32×26×1440 L/min</p><p>　　= 20.43L/min</p><p>　　式中 n---電機(jī)轉(zhuǎn)速</p><p>　　外嚙合齒輪泵的實(shí)際流量為</p><p>　　q = 6.66zm2Bn·

83、;ηv</p><p>　　= 6.66×11×32×26×1440×0.9 L/min</p><p>　　= 18.39L/min</p><p>　　式中 ηv ---容積效率</p><p>　　4 齒輪泵的輔助三維實(shí)體造型</p><p><b>

84、;　　圖4.1泵體橡膠墊</b></p><p><b>　　圖4.2定位銷</b></p><p><b>　　圖4.3 螺母</b></p><p><b>　　圖4.4墊片</b></p><p><b>　　圖4.5 螺栓</b><

85、;/p><p><b>　　圖4.6 軸套</b></p><p>　　圖4.7 軸套橡膠墊</p><p><b>　　圖4.8 泵體下蓋</b></p><p><b>　　圖4.9 泵體上蓋</b></p><p><b>　　圖4.10裝配

86、體</b></p><p>　　圖4.11裝配體的爆炸示圖</p><p>　　5 齒輪泵的仿真運(yùn)動(dòng)</p><p>　　5.1 先打開裝配圖中運(yùn)動(dòng)算列</p><p><b>　　圖5.1運(yùn)動(dòng)算例</b></p><p>　　5.2 在運(yùn)動(dòng)算列中添加一個(gè)馬達(dá)</p>

87、<p><b>　　圖5.2馬達(dá)</b></p><p>　　5.3 選擇長軸為運(yùn)動(dòng)零件</p><p><b>　　圖5.3仿真運(yùn)動(dòng)</b></p><p><b>　　結(jié) 論</b></p><p>　　在此次畢業(yè)論文的設(shè)計(jì)及寫作過程中，主要進(jìn)行了以下方面

88、的工作：</p><p>　　1.對齒輪泵的市場需求和現(xiàn)有產(chǎn)品的生產(chǎn)制造進(jìn)行了調(diào)查分析，分析了所</p><p>　　要設(shè)計(jì)的齒輪泵的市場前景，并制定設(shè)計(jì)的基本方案；</p><p>　　2.分析所設(shè)計(jì)的齒輪泵的工作原理及其應(yīng)用；</p><p>　　3.進(jìn)行齒輪泵各零件的設(shè)計(jì)及校核工作；</p><p>　　4.繪制

89、出三維造型并進(jìn)行精確的裝配并讓其仿真運(yùn)動(dòng).</p><p>　　5.對齒輪泵的發(fā)展前景進(jìn)行了比較詳細(xì)的預(yù)測。</p><p>　　在日常的實(shí)踐生產(chǎn)和理論教學(xué)的過程中，齒輪泵都具有非常重要的作用。</p><p>　　在實(shí)踐生產(chǎn)過程中，齒輪泵在船舶和機(jī)械工程上有著廣泛的應(yīng)用，系統(tǒng)的掌握其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和工作原理有著極其重要的作用。其將液壓能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能的能量轉(zhuǎn)換形式對生產(chǎn)生

90、活的益處決定了它的發(fā)展。</p><p>　　在理論教學(xué)方面，齒輪泵經(jīng)三維繪圖軟件的繪制以其逼真的實(shí)體造型展示給學(xué)生，方便了老師的教學(xué)，精準(zhǔn)的轉(zhuǎn)配體形象生動(dòng)的揭露了其內(nèi)部相對復(fù)雜的結(jié)構(gòu)，讓學(xué)生更加直觀的了解其結(jié)構(gòu)，將實(shí)踐生產(chǎn)與理論教學(xué)緊密的聯(lián)系起來，為社會(huì)源源不斷的培養(yǎng)綜合能力過硬的人才。</p><p><b>　　致 謝</b></p><p

91、>　　本次畢業(yè)設(shè)計(jì)及論文的完成，首先要感謝我的母校---**對我的培</p><p>　　養(yǎng)之恩，其次要感謝機(jī)械工程學(xué)院為我提供了良好的學(xué)習(xí)環(huán)境。在此次設(shè)計(jì)及論</p><p>　　文完成的過程中，**老師給予了我多方面的指導(dǎo)與幫助，在此也對許老師表</p><p>　　示深深的謝意，通過本次設(shè)計(jì)及論文，我學(xué)到了許多新的知識。</p><p

92、>　　在這三個(gè)多月的設(shè)計(jì)學(xué)習(xí)中，我以最端正的學(xué)習(xí)態(tài)度投入到本次論文的寫作，</p><p>　　對設(shè)計(jì)及論文也進(jìn)行了多次修改，終于比較順利的完成了此篇論文，但在學(xué)習(xí)中</p><p>　　仍然存在有不夠深入的地方，論文的寫作難免有一些瑕疵，請各位老師予以批評</p><p><b>　　和指導(dǎo)。</b></p><p&

93、gt;　　在此次論文的完成過程中多次遇到一些問題，得到了許兆美老師的大力支持</p><p>　　與多方面的指導(dǎo)。許老師提出了許多寶貴的意見，并耐心的給我指導(dǎo)。老師豐富</p><p>　　的知識，敏感的洞察力，給予了我很大的幫助，同時(shí)，也在此次設(shè)計(jì)及論文中讓</p><p>　　我感受到母校老師偉大的人格魅力，在此特向母校老師說聲“謝謝”，以此表達(dá)</p&g

94、t;<p>　　我深深地謝意！另外，還要感謝在這過程中幫助過我的同學(xué)，謝謝你們的支持和</p><p><b>　　幫助!</b></p><p><b>　　參 考 文 獻(xiàn)</b></p><p>　　1 吳彥農(nóng)，康志軍.Solidworks2005實(shí)踐教程. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005 2 云

95、杰媒體工作室.Pro/Engineer零件設(shè)計(jì)初級指南.北京：北京大學(xué)出版社，2002 3葉偉昌.機(jī)械工程及自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊（上冊）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001</p><p>　　4 徐錦康.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001</p><p>　　5 吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊（下冊）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2002</p><p>　　6 魯屏宇

96、.工程制圖（第一版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005</p><p>　　7 《最新液壓傳動(dòng)控制系統(tǒng)選型設(shè)計(jì)制造新技術(shù)新工藝與出廠質(zhì)量檢驗(yàn)及故障論斷標(biāo)準(zhǔn)實(shí)施手冊》</p><p>　　8張利平..液壓傳動(dòng)系統(tǒng)及設(shè)計(jì).北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2005</p><p>　　9 劉鴻之.材料力學(xué)（第三版 上、下冊）.北京：高等教育出版社，2001</p>&l

97、t;p>　　10呂廣庶，張遠(yuǎn)明.工程材料及成型技術(shù).北京：高等教育出版社，2001</p><p>　　11郝建民.機(jī)械工程材料.西安：西北工業(yè)大學(xué)出版社，2003</p><p>　　12汪萬清，曾慶亨，郝建華.機(jī)械加工工藝基礎(chǔ).重慶：重慶大學(xué)出版社，1999</p><p>　　13 何少平，李國順，舒金波.機(jī)械結(jié)構(gòu)工藝性.長沙：中南大學(xué)出版社，2003&

98、lt;/p><p>　　14張福潤，徐鴻本，劉延林.機(jī)械制造技術(shù)基礎(chǔ)（第二版）.武漢：華中科大出版社，2002</p><p>　　15寧汝新，趙汝嘉.CAD/CAM技術(shù).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003</p><p>　　16章躍.機(jī)械制造專業(yè)英語.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003</p><p>　　17宋瑞苓，趙繼永.機(jī)電工程專業(yè)英語.北京：