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齿轮泵设计


1 绪论
1.1 研究意义 双联齿轮泵的结构和工艺在各类液压泵中较为简单,其价格较低 ,在齿轮 泵中具有价格优势,其可靠性较稳定,能够提供安全的使用环境,其寿命较长, 在对小型企业以及个体用户方面具有优势, 抗污染以及自吸能力等方面都有很强 的优势,综上优势及用处,在液压传动与控制技术中,大部分场合都用齿轮泵, 广泛用于机床、轻工、农林、冶金、矿山、建筑、船舶、飞机、汽车、石化机械 等机械产品的液压系统中。 但是双联齿轮泵也有其不足之处:流量和压力脉动较 大,易造成较大的震动,动态性能差,噪声较大,在人的使用环境中不具备优良 性,且高温效率低。其中流量脉动而导致的振动缺陷是最为严重和突出的,它严 重制约着齿轮泵的发展和进步,因为泵的流量脉动比较大,振动现象较为严重, 振动不仅会降低液压缸的稳定性, 同时振动现象还会导致液压马达的回转的均匀 性降低,而且会引起压力脉动,进而通过连接处振动的传递使管道、阀门乃至整 个系统振动, 特别是当各个零部件共振时特别明显,可能会导致各个零部件间隙 增大,载荷增大,使零部件之间磨损加剧并可能导致破坏,并且振动时发出很强 的噪声,这会严重影响轴、轴承、管接头及密封性。而内啮合齿轮泵结构相较于 外啮合齿轮泵更为紧凑,内啮合的齿轮尺寸也会更小,重量轻,并且由于内啮合 齿轮泵的两个齿轮同向旋转, 相对速度较小磨损较为轻微,所以它的使用寿命更 长,流量脉动更是远比外啮合齿轮泵小,所以它的噪声和压力脉动都比较小。所 以内啮合齿轮泵允许使用较高的转速,可获得较高的容积效率。但是内啮合齿轮 泵同样存在着径向压力不平衡的问题,限制了其工作压力的进一步提高。双联齿 轮泵相较于普通齿轮泵能够提供更大的流量输出及压力, 适用于工业油质液体输 送, 并且双联齿轮泵由两个单齿轮泵组合而成,压力及流量输出的范围相较于普 通齿轮泵更广泛。 1.2 研究现状 由于齿轮泵在液压系统中应用广泛,因而,吸引了大量学者对其进行研究。 目前为止,国内外学者关于齿轮泵的研究设计主要集中在以下方面: (1)齿轮参数及泵体结构的优化设计; (2)齿轮泵间隙优化及补偿技术; (3)困油冲击及卸荷措施; (4)齿轮泵流量品质研究; (5)齿轮泵的噪声控制技术;
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(6)齿轮表面涂覆技术; (7)齿轮泵的变量方法研究; (8)齿轮泵的寿命及其影响因素研究; (9)齿轮泵液压力分析及其高压化的途径; (10)水介质齿轮泵基础理论研究。 提高齿轮泵的工作压力是目前齿轮泵所面临的一个重要难题, 而要想办法提 高齿轮泵的工作压力所带来的问题是: (1)轴承寿命大大缩减; (2)泵泄露加剧,容积效率下降。 产生以上这两个问题的根本原因在于齿轮在高速转动时产生了作用在齿轮 轴上的不平衡径向液压力, 并且随着工作压力增高,所产生的径向液压力也会越 来越大。 现如今,国内外学者针对以上两个问题所进行的研究是: (1)对齿轮泵的径向间隙进行补偿; (2)减小齿轮泵的径向液压力,如对齿轮参数进行优化,为保证内部压力差不 是太悬殊将排液口尺寸缩小等; (3)采用特殊材料和合适轴承型号以提高轴承承载能力,如采用复合材料滑动 轴承代替滚针轴承等。 但是这些措施都没从根本上解决问题。 1.3 齿轮泵以及双联齿轮泵结构原理 外啮合齿轮泵结构原理如图 1-1

图 1-1 外啮合齿轮泵结构原理图

如图 1-1,齿轮Ⅰ为电动机驱动的主动齿轮,齿轮Ⅱ为从动齿轮,下方为进 油口,上方是出油口,当电动机转动时,带动齿轮Ⅰ如图所示顺时针转动,接着
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齿轮Ⅱ随着主动齿轮Ⅰ转动而转动,方向如图所示逆时针转动,下方齿轮逐渐脱 离啮合,局部容积变大,压力逐渐减小,与进油口压力形成压力差,导致外部液 体流入齿轮泵,液体进入齿槽与壳体的间隙中,由齿轮带动向出油口流动,当到 达出油口时,齿轮逐渐啮合,局部容积变小,此时压力变大,相较于出油口形成 压力差, 液体直接压出出油口, 当两侧齿轮不断旋转时能源源不断地提供压力差, 齿轮泵便不断地进行进油和排油,这就是齿轮泵的工作原理。双联齿轮泵结构原 理图如图 1-2

图 1-2 双联齿轮泵结构原理图 1.平键 2.前泵主动齿轮轴 3.前泵盖 4.前泵体 5.中间体 6.密封圈 7.轴套 8.后泵后盖 9. 后泵主动齿轮轴 10.内花键 11.外花键 12.侧板 13.后泵主动齿轮轴 14.后泵体 15.从动 轴孔隙 16.主动轴孔隙 17.前泵从动齿轮轴 18.止口

如图为双联齿轮泵结构原理图,双联齿轮泵由两个普通齿轮泵串联而成,由 联轴器连接前后齿轮泵的齿轮轴,当电动机转动驱动主动齿轮轴时,前后齿轮泵 随之旋转,内部齿轮旋转,啮合处形成压力差,将液体进行加压与输送。双联齿 轮泵的内部两个齿轮泵共用一个出口,但是两个出口是相互独立的,内部每个单 齿轮泵工作原理与普通齿轮泵原理大相径庭, 双联齿轮泵是将电动机的机械能转 换成液体压力能的元件。 1.4 主要研究内容和方法 根据双联齿轮泵的工作原理及其结构要求等方面的要求, 设计合理的齿轮啮 合数和结构形态,再根据其参数所需的强度等方面的要求,选择合适的材料。最
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后需要对其设计结构及强度进行理论试验校核。 首先查阅相关资料及书籍以加深对设计内容、原理及步骤的掌握与了解,明 确设计条件; 接着对所设计课题进行选型及工艺设计计算;然后齿轮泵的各种零 件设计及强度计算编写设计说明书;最后用 AutoCAD 绘图软件绘制出装配图及 必要的零件图。

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2 双联齿轮泵齿轮参数设计与校核
本次设计所需参数如下表 2-1
表 2-1 双联齿轮泵给定参数

额定排量 80mL/r 40mL/r 2.1 材料选择

额定压力 20MPa 16MPa

由设计所给的参数并根据《液压传动》表 3-2 压力分级可知,如下表 2-2
表 2-2 压力分级

压力等级 压力/ MPa

低压 0~2.5

中压 2.5~8

中高压 8~16

高压 16~32

超高压
? 32

资料来源:参考文献[5]

所给双联齿轮泵内部前后齿轮泵压力分别为 20MPa 和 16MPa,属于高压齿轮 泵。再根据《机械设计基础》表 11-1 常用的齿轮材料及其力学性能选取 40Cr 调制处理,其基本参数如下表 2-3
表 2-3 40Cr 力学性能

材料牌号 40Cr

热处理方式 调制

硬度 217-286HBS

接触疲劳极限

弯曲疲劳极限

? H lim / MPa
650~750

? FE / MPa
560~620

资料来源:参考文献[10]

2.2 齿轮参数设计 2.2.1 径向力分析 2.2.1.1 沿齿轮圆周液体压力所产生的径向力 Fp 在齿轮泵中, 由于高压腔和低压腔存在着压力差,并且泵体的内表面与齿轮 泵的齿顶之间存在着径向间隙, 可以大致认为高压腔压力分级呈阶梯下降到吸油 腔的压力。其径向压力分布如下图 2-1、2-2 所示:

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图 2-1 齿轮圆周径向液压力的分布曲线图

图 2-2 齿轮圆周的压力曲线展开图

同步齿轮泵相对于普通外啮合齿轮泵而言, 同步齿轮承受圆周液体压力所产 生的径向力 Fp,且两齿轮参数相同,从动轮和主动轮的径向液压力是相同的。 公式为:
Fx ? 0

(2-1) (2-2)

? sin ?1 ? Fy ? ? pH Ra B? ?1 ? ? ? ? ? ? 1? ?
式中

PH ——高压腔压力
R a ——齿顶圆半径
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B ——齿宽

?1 ——吸液区区间角,一般取 ?1 = ? / 4
“—”——表示压力指向 y 轴负方向 2.2.1.2 由齿轮啮合产生的径向力 FT 同步齿轮泵传动齿轮承受齿轮啮合产生的径向力 FT,其受力分析如下图:

图 2-3 直齿圆柱齿轮传动的作用力

2T 圆周力Ft ? 其中,各项力的公式如下: d 径向力Fr ? Ft tan? F 根据受力分析, 法向力Fn ? t 可以得到:由啮合力所产生的径向力的方向在两齿轮的中点 cos? 的连线上,且啮合力承担了轴上的扭矩,分担了同步齿轮的压力。

2.2.2 前泵齿轮参数选取及计算 2.2.2.1 选择齿数 Z 在选择齿轮泵的齿数时, 需要考虑其噪声和体积等因素,并且要求保证流量 脉动系数 ? Q 不能太大,所以一般要求最小齿数 Zmin ≧8;在对流量均匀性要求高 的场合一般 Z 选取 14~30; 而在对流量均匀性要求不太高的场合一般 Z 选取 9~15, 且该齿轮数的齿轮泵可以做到体积较小。近年来,由于人们对工作环境的要求越 来越高,齿轮数较少的齿轮泵因为脉动较大,所以噪声也相对较大,不利于工作 环境的改良和对人们身心健康, 所以在允许的范围内一般以黄金分割法选择齿数。 本齿轮 Z 取 26。

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2.2.2.2 选择模数 m 和齿宽 B 根据齿轮泵几何排量公式 qBV ? 2k?m2 ZB ; 齿宽 B 增大对几何排量 q BV 有利, 并对容积效率的提高也有很大帮助,但是齿宽 B 过大则会导致齿轮轴和轴承载 荷过大,所以要选择合适的齿宽,齿宽一般可根据模数 m 大小确定,即
B ? (6 ~ 8)m ? B m

(2-3)

式中

B ? B/m。

在这里 B 取 7,选择 B 后,可确定模数 m,即
m?3 q BV 2k?ZB

(2-4)

式中 k 为修正系数,一般 k=1.06~1.15,Z 小时取大值,Z 大时取小值。这里取 k=1.10,Z=26。 分别将上述数据代入公式 2-4 得

m?3

80000 ? 3.99 2 ?1.10? 3.14? 26? 7

将 m 进行标准化,取 m=4, B ? 7 ,所以 B=28mm。 泵排量校核

??

2k?Zm2 B ?10?3 2 ?1.10? 3.14? 26?16? 28?10?3 ? ? 100.58% qBv 80

(2-5)

误差小于 5%,排量校核合格。 本设计中齿轮选用正常齿制,由《机械设计基础》表 4-2 查知:
表 2-4 渐开线圆柱齿轮的齿顶高系数和顶隙系数

正常齿制

短齿制 0.8 0.3

ha

?

1.0 0.25 资料来源:参考文献[10]

c?

齿顶高系数 ha*=1.0,c*=0.25,分度圆压力角 ? ? 20? 计算如下: 齿顶高 ha
? ha ? ha m ? 5mm

(2-6) (2-7)

齿根高 h f
? hf ? (ha ? c? )m ? (1.0 ? 0.25) ? 5 ? 6.25mm

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分度圆直径 d
d ? mz ? 4 ? 26 ? 104 mm

(2-8) (2-9) (2-10) (2-11)

齿顶圆直径 d a

da ? d ? 2ha ? 104? 10 ? 114mm
齿根圆直径 d f
d f ? d ? 2h f ? 104?12.5 ? 91.5mm

基圆直径 d b
db ? d cos? ? 97.73mm

齿厚 s 齿槽宽 e
s?e?

?m
2

?

3.14 ? 4 ? 6.28 mm 2

(2-12)

同理,对第二个齿轮泵的排量校核;

2.3 圆周速度的选取 实际生产中,泵的运转速度会影响液体的吸入,齿轮的圆周速度不能太高, 过高不利于吸入液体, 甚至有可能产生汽蚀现象和气穴现象。这时对节圆圆周速 度 就 有 了 限 制 , 此 时 u ? R '? ? (5 ~ 6)m / s 。 齿 轮 泵 的 转 速 一 般 不 低 于 此外容积效率也会受到转速的影响, 设计中应使得容 n ? 200 r / min ~ 300 r / min 。 积效率 ? Bv ? 0.70 ,因为双联齿轮泵内部前后齿轮泵同速转动,所以前后齿轮泵 取转速相同,取 400r/min。

2.4 齿根弯曲疲劳强度校核 齿轮危险截面目前分为两种说法,对危险截面有的提出抛物线法,有的提出 30°切线法、基准齿条的齿顶线法等。1976~1978 年,我国郑州机械研究所在 对双圆弧齿轮进行光弹性弯曲应力分析中,发现弯曲应力分布的“双峰现象”, 提出: Lewis 法只适用于渐开线齿轮,30°切线法仅适用于压力角为 20°的渐开 线齿轮,应力分布的“双峰现象”也存在于渐开线齿轮。1977 年 ISO 制订了弯 曲强度计算方法, 1984 年我国参照 ISO 方法亦制订了弯曲强度计算方法 (GB3480 —83),均采用 30°切线法。如图 2-4:

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图 2-4 齿轮危险截面

前齿轮泵齿根弯曲疲劳强度校核: 根据公式 n ? 400 r / m i n
Pt ? ?Pq t ? 20 MPa ? 80 ml / r ? 400 / min ? 10.67 kw 60 s / min

(2-13) (2-14)

根据齿根弯曲强度校核公式及许用弯曲应力计算公式, P 10.67 5 T ? 9549 2 KT n ? 9549 ? 400 ? 2.55 ?10 N ? m ?F ? YFaYSaY? ? ?? F ? bdm

(2-15)

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其中,K 为载荷系数, K ? K A KV K?K? ,查询《机械设计》 P180~184 ,查得 同步齿轮按弯曲疲劳强度计算的有关数据为: KA=1.00 KV=1.10 Kα=1.10 Kβ=1.25 所以
K = 1.00 ?1.10 ?1.10 ?1.25 ? 1.5 1 2 5

由《机械设计》P192~196,分别得到

YFa ? 2.72 YSa ? 1.59 Y? ? 1.00 YN ? 1.00 YX ? 1.00 S F min ? 1.25

? F lim ? 560MPa
代入数据,得:

2 KT 2 ?1.5125? 2.55?105 ?F ? YFaYSaY? ? ? 2.72?1.59?1.00 ? 293MPa bdm 35? 65? 5 ?? F ? ? ? F limYN YX ? 560?1.0 ?1.0 ? 448MPa S F lim 1.25
由以上计算,得出

? F ? ?? F ?

所以,前驱动齿轮合格。 同理; 后齿轮泵齿根弯曲疲劳强度校核: 根据公式

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n ? 400r / min Pt ? ?Pqt ? 16MPa ? 40m l / r ? 400r / min ? 4.27kw 60s / min

P 4.27 T ? 9549 ? 9549? ? 1.02?105 N ? m n 400
根据齿根弯曲强度校核公式及许用弯曲应力计算公式,

?F ?

2 KT YFaYSaY? ? ?? F ? bdm ?? F ? ? ? F limYN YX S F lim

其中,K 为载荷系数, K ? K A KV K?K? ,查询《机械设计》 P180~184 ,查得 同步齿轮按弯曲疲劳强度计算的有关数据为: KA=1.00 KV=1.10 Kα=1.10 Kβ=1.25 所以
K = 1.00 ?1.10 ?1.10 ?1.25 ? 1.5 1 2 5

由《机械设计》P192~196,分别得到

YFa ? 2.66 YSa ? 1.61 Y? ? 1.00 YN ? 1.00 YX ? 1.00 S F min ? 1.25

? F lim ? 560MPa
代入数据,得:

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2 KT 2 ?1.5125?1.02?105 ?F ? YFaYSaY? ? ? 2.66?1.61?1.00 ? 245MPa bdm 28? 48? 4 ?? F ? ? ? F limYN YX ? 560?1.0 ?1.0 ? 448MPa S F lim 1.25
由以上计算,得出

? F ? ?? F ?

所以,通过校核,以上前后齿轮泵齿轮均合格。 2.5 从动齿轮参数确定 当电动机带动主动齿轮顺时针转动时,接触齿轮啮合时,接触处将产生一个 与运动方向相反的推动力, 从而带动从动齿轮逆时针转动,每当一个啮合齿离开 啮合处时,便会有新的齿开始啮合,如此循环反复,如上图所示。 主动齿轮材料选择了 40Cr,当从动齿轮材料选取不一样时,两个同时运作 的齿轮相互磨损时, 由于材料韧性与硬度的差别,必然会导致一个齿轮的磨损要 大于另一个齿轮,久而久之,会形成齿形误差,造成沿齿宽方向接触不好造成间 隙,使压油腔和吸油腔形成较为严重的泄露,增加齿面啮合处间隙泄露,与此同 时, 还会因为泄露使径向不平衡力更为明显,径向不平衡力的增大对轴承和轴的 磨损, 所以我们在选择从动齿轮材料时应尽量选择与主动齿轮相同的材料或者性 质相近的材料。故而,本设计前后齿轮泵从动齿轮材料选择 40Cr,关于从动齿 轮的尺寸及校核与 2.4 主动齿轮的尺寸与校核一样。

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3 齿轮轴的参数设计与校核
3.1 齿轮轴尺寸计算与校核 关于齿轮轴的材料选取一般采用 45 号钢, 40Cr 或者 20Cr, 本设计采用 40Cr 作为齿轮轴的材料进行计算,热处理表面硬度大概为 HRC60,粗糙度为 0.8;椭 圆度和锥度一般不大于 0.005mm。 3.2 前齿轮泵齿轮轴参数计算及校核 齿轮轴材料选择为 40Cr,查询《机械设计基础》表 14-2 得下表 3-1
表 3-1 常用材料的[ ? ]值和 C 值

轴的材料
[? ] / MPa

Q235,20 12~20 160~135

35 20~30 135~118

45 30~40 118~107

40Cr,35SiMn 40~52 107~98

C

资料来源:参考文献[10]

可得知轴的材料和承载情况确定参数 C 取 98,代入齿轮轴设计公式

d ?3

9.55?106 3 P P ? C 3 m m得 0.2[? ] n n
d min ? 34.95m m

(3-1)

取 d=35mm。 齿轮轴所受的径向力计算: 齿轮泵工作时,作用在齿轮轴颈及轴承上的径向力,由液压力和齿轮啮合 力组成。 1.液压力 是指沿齿轮圆周液体压力所产生的径向力 F。液压力的大小和方 向取决于液体压力沿齿顶圆周的分布情况, 吸油腔区段 (其夹角为 ? ? ) 受压力 p d 的作用,压油腔区段(其夹角为)受压力 p g 的作用,吸压油腔之间的过渡段(其 夹角为 ? ?? ? ? ? )所受的压力是变化的(由 p d 升至 p g )。为计算简便,可近似认 为吸压油腔间的过渡段,承受沿齿轮圆周线性分布压力,如图 3-1 所示。

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图 3-1 齿轮圆周压力的近似分布曲线

在实际设计时,齿轮所受的总液压力 FP 亦可按下列近似公式计算
FP ? 6.5?pbDe ( N )

(3-2)

液压力作用在主动齿轮上产生的径向力和作用在从动齿轮上产生的径向力, 其大小与方向完全相同。 2.啮合力 力 FT 。 作用在主动轮上的啮合力,其方向与作用在主动齿轮上的液压力方向相反, 可抵消一部分液压力; 作用在从动齿轮上的啮合力,其方向与作用在从动轮上的 液压力方向相同,增大了径向力。由于齿轮泵在工作过程中,啮合点的位置在节 点附近来回变动,所以啮合力也是变化的。 在实际设计中,齿轮轴颈所受的径向力 F(包括液压力和啮合力),可按下 列近似公式计算
F主 ? 7.5?pbDe ( N )

是指两齿轮啮合是,由彼此在啮合点的相互作用而产生的径

(3-3) (3-4)

F从 ? 8.5?pbDe ( N )
?p ?高低压腔压力差 b? 齿宽 De ? 齿顶圆直径

前齿轮泵齿轮轴径向力计算:
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有前面计算可知:
?p ? 20MPa b ? 28m m De ? d ? 2ha ? 104? 2 ? 5 ? 114m m

代入公式计算从动齿轮轴所受径向力:

Fr ? 8.5?pbDe ( N ) ? 8.5 ? 20MPa? 28mm?114mm ? 44625 N
知 F从 ? F主 ,本设计中从动轮与主动轮的规格、尺寸以及材料都相同,所以 我们只要选用从动轴进行校核便可。 前齿轮轴结构如下图所示: 该齿轮轴的具体分析如图 3-3、3-4、4-5

3-3 前齿轮轴受力分析图

3-4 前齿轮轴弯矩图分析图

综上,前齿轮泵齿轮轴校核合格。

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3.3 后齿轮泵齿轮轴参数计算及校核 齿轮轴材料选择为 40Cr,查询《机械设计基础》表 14-2 得下表 3-2
表 3-2 轴材料参数

轴的材料
[? ] / MPa

Q235,20 12~20 160~135

35 20~30 135~118

45 30~40 118~107

40Cr,35SiMn 40~52 107~98

C

资料来源:参考文献[10]

可得知轴的材料和承载情况确定参数 C 取 98,代入齿轮轴设计公式

d ?3

9.55?106 3 P P ? C 3 m m得 0.2[? ] n n
d min ? 29.33mm

取 d=30mm。 有前面计算可知:
?p ? 16MPa b ? 24m m De ? d ? 2ha ? 60 ? 8 ? 68m m

代入公式计算从动齿轮轴所受径向力:

Fr ? 8.5?pbDe ( N ) ? 8.5 ?16MPa?16mm? 68mm ? 22195 N
知 F从 ? F主 ,本设计中从动轮与主动轮的规格、尺寸以及材料都相同,所以 我们只要选用从动轴进行校核便可。 综合各因素,得出后齿轮轴结构图 3-6

图 3-6 后主动齿轮轴结构示意图

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下面对齿轮轴进行分析如图 3-7、3-8、3-9

3-7 后齿轮轴受力分析图

3-8 后齿轮轴弯矩分析图

3-9 后齿轮轴弯矩分析图

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下面对受弯矩、扭矩截面进行校核: 1 ?? M 2 ? T 2 ? [? ] W 查表得知 40Cr 的 [? ] ? 120MPa 其中

W?

?d 3
32

A-A 截面: A-A 截面只受到扭矩作用,弯矩为零,故有 1 32 ?? M 2 ?T 2 ? 102 2 Pa ? 38.4MPa 3 W 3.14 ? 0.030 此时有 ? ? [? ] ,A-A 截面合格。 B-B 截面: B-B 截面只受到扭矩作用,弯矩为零,故有 1 32 ?? M 2 ?T 2 ? 102 2 Pa ? 22.28 MPa 3 W 3.14 ? 0.036 此时有 ? ? [? ] ,B-B 截面合格。 C-C 截面: C-C 截面即受到扭矩的作用,同时还受到弯矩的作用,用此段的危险截面计 算有

??

1 W

M 2 ?T 2 ?

32 888 2 ? 102 2 Pa ? 106 .94 MPa 3 3.14 ? 0.044

此时有 ? ? [? ] ,C-C 截面合格。 D-D 截面: D-D 截面即受到扭矩的作用, 同时还受到弯矩的作用, 用此段的危险截面计 算有

??

1 W

M 2 ?T 2 ?

32 2220 2 ? 102 2 Pa ? 81.18 MPa 3.14 ? 0.05 3

此时有 ? ? [? ] ,D-D 截面合格。 综上,后齿轮泵齿轮轴校核合格。 从动齿轮轴的选定材料选择和尺寸与各齿轮轴的主动齿轮轴相同即可。

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4 轴承的选型
4.1 轴承的介绍与选型 轴承在分类上总计分为两大类,一类是滑动轴承,一类是滚动轴承。轴承在 机械设备上几乎是普遍存在的。轴承主要起两个作用:一个是起到支撑的作用, 可以作为支架将轴支撑固定起来,以保证轴在工作状态下的稳定和旋转精确度; 另一个是起到减少轴与机械支撑处的摩擦和磨损。并且轴承零件是可更换的,在 投入使用时,轴的制造工艺精度要求较大,成本较高,且安装时不便拆解,在安 装轴承时,可以将轴的磨损大大降低,从而节省元件的维修成本。 4.2 滑动轴承 按照轴承所受的载荷方向的不同分类, 可以分类为向心滑动轴承和推力滑动 轴承两大类, 向心滑动轴承主要承受径向载荷, 而推力滑动轴承主要承受轴向荷。 4.3 滚动轴承 滚动轴承一般由外圈、内圈、滚动体和保持架四个部分组成,外圈通常装配 在元件座上,与机架或者壳体直接接触,内圈通常直接与轴相接触。这样,内外 圈就起到了固定轴承的作用, 而内圈与外圈之间的滚动体主要起减小摩擦的作用, 沿着内圈与外圈之间的滚道滚动, 保持架的作用就是让滚动体与滚动体保持一定 的距离, 不至于相互拥挤到一起。滚动轴承一般可按照轴承承受载荷方向和内部 滚动体形状分类,按照承受载荷方向可分类如下表 4-1
表 4-1 各类轴承的公称接触角

轴承种类

向心轴承 径向接触 角接触
0? ? ? ? 45 ?

推力轴承 角接触
45 ? ? ? ? 90

轴向接触

公称接触角 ?

? ? 0?

? ? 90 ?

资料来源:机械设计基础

按照滚动体形状分类可以分成调心球轴承、调心滚子轴承、圆锥滚子轴承、 推力球轴承、深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承和角接触轴承。如图 4-4 为 深沟球轴承结构示意图。

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图 4-1 深沟球轴承结构示意图

因为本设计中的轴为齿轮轴,针对转速和磨损等因素,轴承选用 6006 型号 的深沟球轴承,B 为 13mm。D 为 55mm。

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5 轴的联接
由于该设计中的双联齿轮泵内部为两个单独的齿轮泵, 且由一个电动机驱动, 所以需要将前后齿轮泵的齿轮轴联接起来,这样才能让前后齿轮泵共同工作。 5.1 轴联接的种类 将两轴互相联接的方式有几种,可以选择联轴器联接,也可以选择键联接和 销联接。 联轴器联接就是在两轴之间用联轴器将前后轴固定, 联轴器是由两个半联轴 器用轴毂连接起来固装在主、 从动轴上再用连接件连接起来的元件,根据其功能 可大致分为刚性联轴器和挠性联轴器。 对于刚性联轴器只起连接两轴传递运动和 转矩,不具备其它方面的功能,结构简单可靠,造价也较低。对于挠性联轴器, 它是利用运动副将两个构件的相对运动来弥补两轴线的相对偏移, 它的半联轴器 可以选择金属或者非金属材料, 这样既具有金属弹性有具有非金属弹性,主要利 用弹性元件的变形来达到补偿两轴间的位移和偏转的目的。 销联接销可以分为圆柱销、 圆锥销和异形销等。圆柱销依靠少量过盈固定在 孔中。 键联接就是在两轴之间添加键以达到轴与轴之间的周向固定, 从而传递扭矩 和周向运动。 5.2 联接选型 本设计中的双联齿轮泵内部间隙较小, 所以联轴器的尺寸在联接两轴时不合 适,所以不选择联轴器作为联接两轴的零件,考虑到两轴间的间隙和周边空间, 也不选择销联接,最后确定联接方式为键联接,且为矩形花键联接,如图 5-1

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图 5-1 矩形花键结构示意图

查 询 《 机 械 设 计 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 》 附 表 4-3 可 知 , 选 择 规 格 6 ? 26 ? 30 ? 6 的矩形花键,可知具体尺寸分别为 N=6,d=26mm,D=30mm,B=6mm。

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6 双联齿轮泵其他主要问题及解决办法
同步齿轮泵同其他外啮合齿轮泵一样, 除了会有径向液压力不平衡的问题外, 同时还有泄漏和困油现象的问题需要解决。 6.1 泄漏 液压泵中组成密封工作容积的零件作相对运动, 其间隙产生的泄漏影响液压 泵的性能。 外啮合齿轮泵油液主要通过 3 条途径从高压腔泄漏到低压腔,分别是 1)径向泄漏 径向泄漏是压力油液沿齿顶圆与壳体之间的径向间隙从高压腔到低压腔的 泄漏。其泄漏量相对较小,约占总泄漏量的 10%~15%。 2)轴向泄漏 轴向泄漏是压力油液沿齿轮端面与侧板(或端盖)端面之间的轴向间隙从高 压腔到低压腔的泄漏。这部分泄漏量很大,可占总泄漏量的 70%~75%。 3)齿面啮合处间隙泄漏 由于齿形误差会造成沿齿宽方向接触不好而产生间隙, 使压油腔与吸油腔之 间造成泄漏,这部分泄漏量很少。 提高齿轮泵的压力,必须减小端面泄漏。减少端面泄漏,即使把间隙做得很 小, 随着时间的推移, 由于端面磨损而增大。 间隙不能补偿, 容积效率很快下降。 目前, 提高齿轮泵压力的方法是用齿轮端面间隙自动补偿装置,即采用浮动轴套 或弹性侧板两种自动补偿端面间隙装置。 本设计中, 采用浮动轴套自动补偿装置。 结构如图 6-1 所示

1.泵体 2.密封圈 3.轴承 4、5.轴套 图 6-1 浮动轴套结构示意图
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图中,轴套 4、5 是浮动安装的,泵工作时,轴套受与泵的压油腔相通的轴 套左侧空腔的压力油的作用而向右移动,将齿轮两侧面压紧,实现自动补偿端面 间隙,泵的压力可提高到 20MPa~26MPa,容积效率不低于 0.9。 6.2 困油现象 在封闭情况下, 继续改变油液所占的容积而产生压力急剧变化的现象称为困 油现象。其产生原因在于根据齿轮连续传动的条件,需要重合度 ? ? 1 ,即在齿 轮泵工作时, 有时会出现两对齿轮同时啮合,于是就有一部分的油液困在两对齿 轮所形成的封闭容器之内,如图 6-2 所示:

6-2 双联齿轮泵困油现象原理图

困油现象会使得齿轮泵产生强烈的噪声并引起振动和气蚀, 降低泵的容积效 率,影响工作平稳性,缩短使用寿命。为了消除困油的影响,通常是在两端盖板 上开一对矩形卸荷槽,如图 6-3 所示:

a-卸荷槽距离 b-半距离 c-宽度 h-高度 图 6-3 双联齿轮泵卸荷槽原理图

根据《机械设计基础课程设计》 P45 公式,得出同步齿轮上卸荷槽尺寸分 别为:

a ? 2.78m ? 2.78? 5 ? 13.9m m b ? a / 2 ? 13.9 ? 2 ? 6.95m m c ? 2.5m ? 2.5 ? 5 ? 12.5m m h ? 0.8m ? 0.8 ? 5 ? 4m m
分别对上述计算进行取值,a=14mm,b=7mm,c=13mm,h=5mm。
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7 双联齿轮泵其他零件的选型及壳体材料的选取
由以上设计可知,该双联齿轮泵内部的四个齿轮在材料的选取上都选用了 40Cr 作为齿轮材料,经过上面的设计与强度校核,40Cr 的啮合强度和弯曲强度 实现了达标效果,所以齿轮配件的选择与加工方式可以根据 40Cr 的材料特性进 行调整。,因为本设计的双联齿轮泵内部是两个齿轮泵串联组成的,各个齿轮泵 是由两个相同的齿轮组合而成, 所以在进行尺寸确定及材料强度校核时,只需要 对前后齿轮泵主动齿轮进行尺寸计算和校核便可, 前后齿轮泵的从动齿轮选择与 主动齿轮一样便可。 在轴的设计过程中,我们选择了与上述齿轮一样的材料 40Cr,经过第二章 的强度校核, 为了达到强度要求,重新确定了各个齿轮直径及各个轴的直径和长 度。而轴的计算和选择,因为由上述齿轮计算得知,齿轮整体尺寸偏小,根据前 人经验可得知, 尺寸过小的齿轮不易开孔设轴, 且就轴的尺寸而言也不易开键槽, 所以在设计中直接选择了齿轮轴进行计算和校核,在校核过程中,根据参考文献 表格参数选取长度,不断修改齿轮齿数和模数,以达到修改直径的目的,其中, 不能改变齿轮所要达到的流量压力要求, 从而想办法使轴和齿轮都能达到强度校 核要求。 在轴的设计过程中, 从动齿轮轴也就根据主动齿轮轴的确定而确定,但是从 动齿轮轴因为不需要与电动机相连接也不需要与后齿轮泵用联轴器相连接, 所以 不需要开前后键槽, 直接用轴套固定在壳体上便可。其它的参数与主动齿轮轴一 样。 在前后齿轮泵上的齿轮轴上, 我们选用了 6006 和 6007 两个型号的深沟球轴 承,根据选型,满足本设计的双联齿轮泵工作状态下的要求。将该深沟球轴承的 尺寸应用到图纸中即可。 根据双联齿轮泵的用途(输送黏度较大的液体),在这里该双联齿轮泵壳体 材料选择 HT250。其化学成分如下表 7-1 所示;
7-1 HT250 化学成分

C 3.16~3.30

Si 1.79~1.93

Mn 0.89~1.04
资料来源:参考文献[2]

S 0.094~0.125

P 0.120~0.170

HT250 属于珠光体类型的灰铸铁,它的强度、耐磨性以及耐热性都相较好, 并且减振性良好,适合作为泵类材料,铸造性能较优,容易成型,但是需进行人 工时效处理。

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根据第二章计算所得的齿轮转速及扭矩等参数,再查《机械设计机械设计基 础课程设计》P255 附表 9-1 可得知,型号为 Y160M2-4 的电动机可满足本设计各 参数的要求,故电动机的选型确定为 Y160M2-4。

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