【JX18-19】内啮合容积式齿轮泵设计（二维+三维+论文）
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JX18-19
【JX18-19】内啮合容积式齿轮泵设计二维+三维+论文
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【JX18-19】内啮合容积式齿轮泵设计（二维+三维+论文）,JX18-19,【JX18-19】内啮合容积式齿轮泵设计二维+三维+论文
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西南林业大学西南林业大学本科毕业（设计）论文（2017届）题目 内啮合齿轮泵的设计 教学院系 机械与交通学院 专 业 机械电子工程学生姓名 指导教师 王应彪（副教授）评 阅 人2018年4月2日- 36 -摘要齿轮泵以其结构紧凑、体积小、重量轻、转速范围大、自吸性能好、对油污染敏感等优点，广泛应用于各种机械液压系统中，如机床工业、航空航天工业、造船工业和工程机械等。流量脉动、噪声和效率是评价齿轮泵性能的三个主要指标，它们相互关联，相互影响。压力脉动是齿轮泵流量脉动引起的，压力波动是引起齿轮泵噪声的主要因素。减少噪声和流体脉动时，应防止齿轮泵效率下降。因此，在齿轮泵的设计中，应考虑这三种因素的影响。本论文以渐开线内啮合齿轮泵为研究对象，从其工作原理出发以及内啮合齿轮泵的齿轮几何参数上对其进行较为详细的分析和计算。从内啮合齿轮泵的设计要点出发，计算出内啮合齿轮泵齿轮副的几何参数，推导出其轮齿啮合时不发生渐开线干涉、齿廓重迭干涉和径向干涉的条件，并代入各参数进行验证，最终确定其几何参数。在此基础上，对渐开线内啮合齿轮泵的总体结构进行研究设计，并选取合适的零部件材料。关键词：内啮合齿轮泵 几何参数 干涉 排量AbstractGear pumps are widely used in hydraulic systems of machine tool，aviation，shipbuilding and engineering machinesetc，because of their virtues，such as simple and compact structure，lighter weight，wide range of rotate speed，better capability of self-suck and not having a thick skin with the oils polluting.Flow pulsation，noise and efficiency，which effect on each other，are three primary criterions that evaluate the performance of gear pumps. The hydro-noise is primary causedby pressure pulsation，and pressure pulsation is caused by flow pulsation.The cubage efficiency should be prevented to reduced when noise and flow pulsation are reduced.So，their effect should be considered when gear pumps are designed. The research object of this dissertation are involute internal gear pumps.On the basis of their working principle，analyses and calculates the geometry parameters of the internal gear pumps. From the designing mainpoint of the geometry parameters of the internal gear pumps，a new desire is called for. Which worked out in the gear pump gears meshing of the geometric parameters，derived its tooth meshing not to interfere in involute line，tooth overlap intervention and interference in the radial conditions，And into the various parameters to verify，ultimately determine their geometric parameters. On this basis，to gradually open lines mesh gear pump to study the overall structure design，and select the appropriate parts materials. Key Words: Internal Gear Pump；Gear Parameters；Interference；delivery capacity目录摘要- 2 -Abstract- 3 -目录- 4 -1. 绪论- 6 -1.1 内啮合齿轮泵的概述- 7 -1.2 内啮合齿轮泵的研究现状- 7 -1.3内啮合齿轮泵的发展趋势- 7 -1.4 本论文研究的主要内容及意义- 7 -2渐开线内啮合齿轮泵的工作原理及结构特点- 9 -2.1 内啮合齿轮泵的工作原理- 9 -2.2 内啮合齿轮泵的结构特点- 9 -2.3内啮合齿轮泵的设计要求- 10 -3. 内啮合齿轮泵总体结构的设计概述- 11 -3.1 结构设计思路- 11 -3.2 设计注意事项- 11 -3.2.1 防止干涉的发生- 11 -3.2.2 重合度- 12 -3.2.3 降低内啮合齿轮泵的噪声- 13 -4.渐开线内啮合齿轮泵的总体结构设计- 14 -4.1 内啮合齿轮泵中采用变位齿轮的必要性- 14 -4.1.1 渐开线标准齿轮传动的局限性- 14 -4.1.2 齿轮变位理论- 14 -4.2 齿轮副设计基本参数及主要尺寸- 15 -4.2.1 设计基本参数- 15 -4.2.2 圆周速度的选取- 16 -4.2.3 齿根弯曲疲劳强度校核- 17 -4.3 齿轮轴的设计与校核- 18 -4.3.1 齿轮轴材料选择- 18 -4.3.2 外齿轮轴参数计算与校核- 18 -4.3.3 内齿轮轴参数计算与校核- 21 -4.4 滑动轴承的计算- 23 -4.5 连接螺栓的选择与校核- 26 -4.6 齿轮泵的密封- 27 -4.7 绘制总装图以及各零件图- 27 -5.内啮合齿轮泵排量和瞬时流量的计算- 28 -5.1 内啮合齿轮泵主要性能参数- 28 -5.2 内啮合齿轮泵排量的计算- 29 -5.3 内啮合齿轮泵瞬时流量的计算- 30 -6.内啮合齿轮泵主要部件的建模- 32 -6.1 内齿轮建模- 32 -6.2 外齿轮建模- 33 -6.3 轴承端盖建模- 33 -6.4 壳体建模- 34 -6.5 轴承建模- 35 -6.6 基于SolidWorks的装配- 35 -7.结束语- 36 -参考文献- 37 -致谢- 38 -1. 绪论随着现代技术的发展，液压传动在越来越多的场合取代了机械传动，然而液压传动在向高压、高速、大功率的方向发展的同时，噪声问题也显得越来越突出。为了在提高工作效率的同时降低液压系统的噪声，改善工作条件，国内外厂商研制了许多新颖的低噪声液压泵。液压泵是液压系统中的能量转换装置，它将原动机转动的机械能转换成工作液体的压力能，为液压系统工作提供所需的具有一定压力和流量的液体，从而驱动系统中的各液体执行装置，完成各项规定的动作。液压泵主要从流量上分为变量泵和定量泵，从结构上主要分为齿轮泵、叶片泵和柱塞泵。（1）齿轮泵体积小、结构简单、对油洁净度要求低、价格便宜，但由于不平衡力和泄漏量大，造成泵轴严重不平衡。（2）叶片泵分为双作用叶片泵和单作用叶片泵。该泵流量均匀、运转平稳、噪音低、压力高、容积效率高，比齿轮泵和齿轮泵复杂。（3）柱塞泵：容积效率高，泄漏小，可在高压下工作，主要用于大功率液压系统。但结构复杂，材料和加工精度高，价格高，油洁净度高。一般来说，当齿轮泵和叶片泵不能满足要求时，使用柱塞泵。随着液压系统的发展，齿轮泵得到日益广泛的应用，在我国三大泵类的常量中，齿轮泵占78.2%，如下图1.1所示。图1.1 我国三大类泵的产量占有比齿轮泵按其啮合性质可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵。内啮合齿轮泵与外啮合齿轮泵相比，结构紧凑、体积小、噪声小、吸入性好且流量脉动小，但不宜加工。在同一方向的内啮合齿轮泵的齿轮转动，相对滑动速度，磨损小，使用寿命长，因此，流量脉动和噪声小，内部齿轮泵允许高速的使用（对油液高速离心力可以更好地填充在密封室），可以获得更大的容积效率因此，一系列内齿轮泵的应用。1.1 内啮合齿轮泵的概述内啮合齿轮泵是一种能量转换装置。它将机械能转化为液压能，是液压系统中的动力元件。它为系统提供压力油。输入参数为机械能，输出为水力参数。1.2 内啮合齿轮泵的研究现状目前，齿轮泵的研究主要集中在以下几个方面：齿轮参数和泵体结构的优化设计；补偿面与齿轮间油膜的计算机辅助分析；油冲击卸荷措施；齿轮泵噪声控制技术。介绍了减小齿轮泵流量脉动的方法、齿轮表面涂层的技术和特点、齿轮弯曲应力和接触疲劳强度的计算、齿轮泵的变量化方法、齿轮泵的寿命和影响因素以及齿轮泵高压的方法。1.3内啮合齿轮泵的发展趋势液压传动系统正朝着响应快、体积小、噪声低的方向发展。为满足这一要求，齿轮泵除了要在中低压定量系统和润滑系统中保持优势地位外，还应从以下几个方面开展工作。（1）高压。为了让用户选择或选择在高功率条件下的液压传动，决定因素之一是增加压力的使用。液压泵压力水平的提高意味着机械体积的减小，整个液压系统的介质将明显减少。（2）低流量脉动。流量脉动会引起压力脉动，使系统产生振动和噪声，这与现代液压系统的要求不相适应。内齿轮和复合齿轮泵都是减少流量脉动的好方法。（3）低噪声。随着人们环保意识的增强，齿轮泵对噪声的要求也越来越高。齿轮泵的噪声主要由两部分组成，一是齿轮啮合过程中产生的机械噪声，另一部分是被困油冲击引起的液压噪声。（4）大位移。对于一些需要快速运动的系统来说，大排量是必要的。但是，普通齿轮泵排量大，受诸多因素制约。1.4 本论文研究的主要内容及意义随着现代技术的发展，液压传动越来越取代机械传动。然而，当液压传动向高电压、高速、高功率方向发展时，噪声问题日益突出。为了提高工作效率，降低液压系统的噪声，改善工作条件，国内外许多厂家研制开发了许多新型低噪声液压泵。内啮合齿轮泵的制造工艺相当复杂，但由于其结构紧凑、对介质污染不敏感、流量脉动小、压力脉动小、噪声小等优点，近年来得到了迅速发展，销售量直线上升。因为在同一方向的内啮合齿轮泵的齿轮转动，相对滑动速度，磨损小，使用寿命长，因此，流量脉动和噪声小，内部齿轮泵允许高速的使用（对油液高速离心力可以更好地填充在密封室）因此，可以获得更高的容积效率，一系列内齿轮泵的应用。本论文的主要研究内容是：（1）渐开线内啮合齿轮泵结构的总体设计。包括渐开线内啮合齿轮泵的结构特点、齿轮副主要尺寸及参数的计算、以及齿轮泵各零部件的设计等。（2）排量的计算。 进行内啮合齿轮泵排量的计算公式的推导，得到近似排量。设计原始参数: (1)流量：45L/min (2)压力：2.8MPa(3)容积效率：95%2渐开线内啮合齿轮泵的工作原理及结构特点2.1 内啮合齿轮泵的工作原理图1.2 内啮合齿轮泵的工作原理主要结构由渐开线内啮合齿轮泵是由一对相互啮合的，轴向和径向间隙补偿密封装置，从而提高齿轮泵的容积效率、输出功率和输出压力将渐开线内齿轮泵大大提高，小齿轮和内齿轮的月牙块安装和密封杆的活动，所以将吸油腔和压室。在一个方向转动小齿轮，内齿轮在同一方向旋转，将齿槽的齿部逐渐扩大形成真空，在大气压力油，进入吸入室，每个齿和齿啮合齿，到位，体积逐渐缩小，对高压腔的形成，油被挤出来。2.2 内啮合齿轮泵的结构特点渐开线内啮合齿轮泵由一对相互啮合的具有渐开线齿形的内齿轮和外齿轮组成，内齿轮和外齿轮之间有一与泵盖相连的月牙形隔板将吸油腔和压油腔隔开。内齿轮和外齿轮都可以做主动齿轮。若外齿轮作主动齿轮，当它由泵轴带动逆时针旋转时，内齿轮也以相同的方向旋转，但月牙隔板不动。齿轮转动时，一侧轮齿逐渐分离，腔室容积不断增大，此为吸入过程；另一侧例轮齿逐渐啮合，腔室容积不断缩小，油液被挤压出去，此为压出过程。采用挠性轴承，使得轴和轴承之间接触良好，运转平稳；并在内齿轮的轮齿间上钻通孔，使压力油从孔中引出，这样泵的困油现象就不会发生了；采用浮动侧板在齿轮副的两侧，在背压作用下，两侧的浮动侧板紧贴在齿轮端面上，当齿轮端面与侧板磨损后，侧板在被背压作用下向前移动，自动补偿轴间间隙。2.3内啮合齿轮泵的设计要求液压系统中内啮合齿轮泵的设计应满足如下要求：（1） 结构简单，体积小，重量轻，维护方便，使用寿命长；（2） 摩擦损失小，泄露小，发热小，效率高；（3） 对工作介质污染不敏感；（4） 自吸能力大。3. 内啮合齿轮泵总体结构的设计概述3.1 结构设计思路首先是内、外齿轮的设计，采用渐开线齿轮的方法，根据齿轮副几何尺寸进行设计，由于齿轮的尺寸较小，可设计成内齿轮为齿圈，而外齿轮是一个阶梯齿轮轴；接着，为把吸油腔和压油腔隔开，需要设计一个月牙隔板，月牙隔板的形状由内、外齿轮的齿顶圆相交而成，为减少磨损，可适当削去月牙隔板两端的尖角；再设计齿轮两侧的浮动侧板；考虑到齿轮泵中的齿轮副是转动的，而与之接触的泵体是固定不动的，故在两者之间应设计带有轴承座的滑动轴承，此滑动轴承和齿轮轴以及轴承座之间是间隙配合，与泵体之间是过盈配合，保证齿轮泵的正常工作。在以上基础上设计泵体、泵盖等零件，泵体上应开有进油口和出油口。最后，考虑各零件间的联接，选用螺钉联接，同时考虑密封问题，选择适当的密封元件。3.2 设计注意事项3.2.1 防止干涉的发生（1） 渐开线干涉内啮合传动中，当内齿轮的齿顶超过齿轮理论啮合极限点时，便产生渐开线干涉。为避免产生渐开线干涉，通常采用加大齿形角；增大外齿轮和内齿轮的变位系数。图3.1 渐开线干涉（2）齿廓重迭干涉一对内啮合齿轮传动中，如果齿数差较小时，在非啮合区域可能产生齿廓发生相互重迭的现象，即啮合终了的外齿轮的齿顶在退出内齿轮的齿槽时，与内齿轮的齿顶发生重迭干涉，称为齿廓重迭干涉。为避免产生齿廓重迭干涉，通常采用减小齿顶高；增大内齿轮和外齿轮的齿数差；增大内齿轮的变位系数；增大变位系数差，使传动啮合角增大。图3.2 齿廓重迭干涉（3）径向干涉在装配呢齿轮副时，有时只能沿轴向把外齿轮装配到内齿轮里，而不能从内齿轮的中心沿径向把外齿轮安装到设计的啮合位置。沿轴向安装到啮合位置的外齿轮，也不能沿径向退出来，这种现象称为径向干涉。为避免产生径向干涉，通常采用增大齿形角；减小齿顶高；增大内齿轮与外齿轮的齿数差；增大内齿轮的变位系数。图3.3 径向干涉3.2.2 重合度为了保证连续传动，设计时应保证重合度。但重合度选得过大，会使液体关死在两对啮合齿之间，增大噪声和冲击振动，加剧齿部的磨损，降低使用寿命。因此，重合度应稍大于1。3.2.3 降低内啮合齿轮泵的噪声随着齿轮泵向高速、高压、大流量、大功率方向的发展，噪声问题越来越严重。目前，降低齿轮泵噪声已成为治理公害、改善劳动条件的重要课题。为了降低齿轮泵的噪声，更好地适应工作过程的要求，我们力求设计出低噪声齿轮泵。为此，我们采取了以下措施。（1） 采取优良的齿形来降低噪声（2） 通过改进齿轮泵的结构来降低噪声利用修正内齿轮齿形，使噪声和振动减小；采用轴向间隙补偿措施；采用挠性轴承支架，可适应外齿轮在受高压时的弯曲，轴承架可作相应的弹性变形，使整个轴承接触面上的负载保持均匀；正确设计月牙版，可提高效率，减小噪声；由于压力油是从内齿轮齿间部位孔引出，泵无困油现象。4.渐开线内啮合齿轮泵的总体结构设计4.1 内啮合齿轮泵中采用变位齿轮的必要性4.1.1 渐开线标准齿轮传动的局限性齿轮机构以其传动功率大、传动效率高、传动比恒定、使用寿命长等优点，在各机构中应用最为广泛，尤其是渐开线齿轮传动的应用更为广泛。然而，随着齿轮传动向高速化、重载化、轻量化方向发展，标准齿轮也存在一些不足：（1） 用范成法加工标准齿轮，当时，齿形发生根切，因此标准齿轮只能用于的场合，使传动系统体积、重量增加。（2） 一对标准齿轮啮合，当中心距大于标准中心的情况下能保证定传动比传动，但随后的齿侧间隙增大，影响传输；如果工作中心距离小于两齿轮不能标准中心距安装，所以标准渐开线齿轮只能用于工作中心标准螺距等于场合中心距离。（3） 一对互相啮合的标准齿轮，外齿轮齿根齿厚比内齿轮齿厚薄，若两轮材料相同，则外齿轮齿根弯曲强度低，易先破坏。4.1.2 齿轮变位理论考虑到渐开线标准齿轮传动的局限性，在长期的生产实践中，为了解决由局限性带来的问题，改善传动性能，提高承载能力，采用变位齿轮传动。图4.1 变位齿轮加工原理 图4.2变位齿轮齿轮的齿形是标准齿轮的渐开线，但它的截面是不同的。利用这一点，可以通过选择变异系数得到有利的渐开线截面，从而提高齿轮传动的性能。变位齿轮避免根切的应用，提高齿面、齿根齿面接触强度、弯曲强度、提高抗划伤和耐磨性。4.2 齿轮副设计基本参数及主要尺寸在进行渐开线内啮合齿轮的参数设计时，若参数选择不合理，会使啮合质量差、渐开线齿轮易产生尖角及发生齿廓重迭干涉等问题，导致其效率低、承载能力小和寿命短。4.2.1 设计基本参数根据齿轮泵几何排量公式，齿宽B增大对几何排量有利，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12，即：式中：在这里取6选取齿数Z：对于中低压齿轮泵：Z=614，对于高压齿轮泵：Z=1319，由于本次设计要求的压力为2.8Mpa，属于中低压泵，故取齿数Z=11。选择及齿数Z后，可确定模数，即：式中k为修正系数，一般取k=1.061.15，这里取k=1.1，分别将上述数据代入公式得：，取。则。泵排量校核 大于设计要求95%，排量校核合格。（1）齿数 内齿轮齿数，外齿轮齿数；由此可知齿数差。（2）模数 给定模数mm，参照渐开线齿轮关于模数的定义和计算公式，当内外齿轮的齿数确定之后，模数与中心距之间存在下列关系： (4-1)式中：模数（mm）；中心距（mm）；齿数差所以标准中心距mm。（3）齿宽 给定齿宽mm。（4）齿顶高系数 =0.8；顶隙系数 =0.25。分度圆压力角内齿轮参数如下：齿顶高 齿根高 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿厚s齿槽宽e 外齿轮参数如下：齿顶高 齿根高 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿厚s齿槽宽e 4.2.2 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。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，设计中应使得容积效率，齿轮泵转速取400r/min。4.2.3 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。19761978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（GB348083），均采用30切线法。如图4-4：图4-4齿轮危险截面齿轮泵齿根弯曲疲劳强度校核：根据公式 （4-13） （4-14） 根据齿根弯曲强度校核公式及许用弯曲应力计算公式， （4-15）其中，K为载荷系数，查询机械设计P180184，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 K=1.10K=1.25所以 由机械设计P192196，分别得到 代入数据，得： 由以上计算，得出所以，齿轮合格。4.3 齿轮轴的设计与校核4.3.1 齿轮轴材料选择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。4.3.2 外齿轮轴参数计算与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Q235，20354540Cr，35SiMn1220203030404052C16013513511811810710798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 得 （4-1）取d=30mm。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）受压力的作用，压油腔区段（其夹角为）受压力的作用，吸压油腔之间的过渡段（其夹角为）所受的压力是变化的（由升至）。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。在实际设计时，齿轮所受的总液压力亦可按下列近似公式计算 （4-2）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 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力。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 （4-3） （4-4） 齿轮泵齿轮轴径向力计算：有前面计算可知：代入公式计算从动齿轮轴所受径向力：知，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。外齿轮轴的具体分析如图4-3、4-4、4-54-3 齿轮轴受力分析图4-4 齿轮轴弯矩图分析图综上，齿轮泵齿轮轴校核合格。4.3.3 内齿轮轴参数计算与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4-2表4-2 轴材料参数轴的材料Q235，20354540Cr，35SiMn122020303040405216013513511811810710798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得 取d=30mm。有前面计算可知：代入公式计算从动齿轮轴所受径向力： 下面对齿轮轴进行分析如图4-7、4-8、4-94-7 齿轮轴受力分析图4-8 齿轮轴弯矩分析图4-9 齿轮轴弯矩分析图下面对受弯矩、扭矩截面进行校核：查表得知40Cr的其中 A-A截面：A-A截面只受到扭矩作用，弯矩为零，故有此时有，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 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此时有，D-D截面合格。综上，外齿轮轴校核合格。从动齿轮轴的选定材料选择和尺寸与主动齿轮轴相同即可。4.4 滑动轴承的计算选择轴承的类型选整体式液体静压轴承：因为此种类类型的轴承用于低速轻载，且难以形成稳定油膜。轴承材料选择及性能计算轴承宽度材料类别牌号（名称）p/MPav/m/spv/MPa.m/s最高工作温度轴颈硬度、BHS铝青铜ZCuAll0Fe3（10-3铝青铜）15412280300 一般轴承的宽径比B/d范围在0.3-1.5，宽径比小，有利于提高运转稳定性，提高端卸量以降低温度。但轴承宽度越小，轴承承载能力也随之降低。综合考虑宽经比取0.5 所以轴承宽度 计轴颈圆周速度（1）按从动齿轮所受径向力计算，两滑动轴承所受径向力之和为式中：p的单位为，和的单位为。每个轴承所受径向力为（2）轴承PV值（3）齿轮轴颈线速度（4）轴承单位平均压力（比压）(5) 选择轴瓦材料查机械设计中表12-2，在保证的条件下，选定轴承材料为ZCuAll0Fe3（6）计算相对间隙由式，取为0.00125（7）计算直径间隙（8）计算承载量系数由式 (9)计算轴承偏心率根据的值查机械设计中表12-6，经过查算求出偏心率（10）计算最小油膜厚度由式（11）确定轴颈、轴承孔表面粗糙度十点高度按照加工加工精度要求取轴颈表面粗糙度为0.8，轴承孔表面粗糙度为1.6，查机械械设计书中表7-6得轴颈，轴承孔。（12）计算许用油膜厚度取安全系数S=2，由式因，故满足工作可靠性要求。（13）计算轴承与轴颈的摩擦系数因轴承的宽径比B/d=0.5，取随宽径比变化的系数，计算摩擦系数 （14）查出润滑油流量系数由宽径比B/d=0.5及偏心率查机械设计书中图12-16，得润滑油流量系数（15）计算润滑油温升按润滑油密度，取比热容，表面传热系数，由式（16）计算润滑油入口温度由式因一般取，故上述入口温度适合。（17）选择配合根据直径间隙，按GB/T1800.3-1998选配合，查得轴承孔尺寸公差为mm，轴颈尺寸公差mm。（18）求最大、最小间隙因，在，估算配合合用。4.5 连接螺栓的选择与校核1.螺栓选用 材料：低碳钢由于螺栓组是塑性的，故可根据第四强度理论求出预紧状态下的计算应力对于普通螺栓连接在拧紧时虽是同时受拉伸和扭转的联合作用，单在计算时，只按拉伸强度计算，并将所受的拉力增大30%来考虑扭转的影响。 F螺栓组拉力P压力S作用面积R齿顶圆半径取螺栓组中螺钉数为4由于壁厚=12，沉头螺钉下沉5mm ，腔体厚42mm则取螺纹规格d=M8，公称长度L=25，K=4，b=16性能等级为8.8级，表面氧化的内六角圆柱螺钉。下面对它进行拉伸强度校核拉伸强度条件为F工作拉力，N；d螺栓危险截面的直径，mm螺栓材料的许用拉应力，MPa；由机械设计教材P87 表5-8可知：性能等级为8.8级的螺钉的抗拉强度极限满足条件，螺钉可用。4.6 齿轮泵的密封轴承盖上均装垫片，透盖上装J型无骨架橡胶油封。因轴径d=30mm，由GB/T 9877.1-1988，GB/T 9877.2-1988 查得J型无骨架橡胶油封的相关尺寸参数如下：内径，外径。高度H=36mm。4.7 绘制总装图以及各零件图根据所得的齿轮副几何尺寸绘制渐开线齿轮，内齿轮为齿圈，外齿轮为齿轮轴；由内、外齿轮的齿顶圆相交而成月牙隔板，适当削去月牙隔板两端的尖角；结合所设计的浮动侧板、滑动轴承、轴承座，确定齿轮轴的最大直径和长度；然后结合以上零件设计泵体和泵盖；最后绘出总装图。根据零件的尺寸选用合适的螺钉及密封元件尺寸。零件具体形状及尺寸请见设计零件图。5.内啮合齿轮泵排量和瞬时流量的计算5.1 内啮合齿轮泵主要性能参数内啮合齿轮泵的主要性能参数有：压力P、排量V和流量q、转速n、功率N和效率等。（1） 压力齿轮泵的工作压力是指它的输出压力，即克服泵出口处的油阻力所必需的压力。随电阻的增大而增大，随电阻的减小而减小。因此，齿轮泵的工作压力在一定程度上取决于外载荷的大小。（2） 排量、流量和容积效率齿轮泵的排量是指，在无泄露的情况下，泵轴每转一周，泵所排出的油液的容积。它的大小完全取决于泵密封工作容积的大小。齿轮泵的流量分为理论流量与实际流量。理论流量是指，在不考虑泄露情况下的流量，它取决于泵的结构参数和转速，即 (5-1)泵的实际流量是指，泵在工作时的输出流量，这时的流量必须考虑到泵的泄露。泵的泄露损失，通常用容积效率来表示，对于齿轮泵其容积效率等于实际流量与理论流量之比。即 (5-2)（3） 转速为保证齿轮泵的正常工作，驱动泵的原动机转速应与泵的额定转速相适应。齿轮泵额定转速是指额定功率输出下正常连续运转的速度。这个速度基本上应该保持不变。泵高会导致汽蚀，增加相对泄漏量，降低容积效率，影响齿轮泵的正常工作。由于上述因素，泵的转速是有限的。（4） 齿轮泵的功率和效率齿轮泵是电机或其它驱动旋转，所以它是输入转矩和转速，输出压力和流量都是液体，如果齿轮泵在能量转换过程中没有能量损失，则输出功率理论和液压泵流量理论。事实上，齿轮泵在能量转换过程中存在着各种损耗，主要包括容积损失和机械损失。容积损失是指液压泵流量的损失，齿轮泵的损失是齿轮泵的损失。本设计只需算出内啮合齿轮泵的近似排量。5.2 内啮合齿轮泵排量的计算目前，内啮合齿轮泵排量的计算基本依照以下公式 (5-3) 式中 齿宽外齿轮节圆半径内齿轮节圆半径齿轮基节外齿轮齿高内齿轮齿高图5.1 轮齿排油最大值从公式可以看出，依据此公式计算内啮合齿轮泵的排量比较繁琐且物理意义不明确。我们可以寻求一个较简捷且物理意义明确的计算公式。根据内啮合齿轮泵的工作原理，在其工作过程中，当外齿轮的轮齿顶点到达两个轮齿齿顶圆的交点时，该齿开始排油。当外齿轮和内齿轮处于图5.1中所示的阴影位置时，该齿排油结束并且排油量最大。由排量定义可得其计算公式： (5-4)式中 外齿轮齿数 、齿数的有效工作齿的截面积图5.2 环形面积根据上面的几何关系，内啮合齿轮泵的排量可近似等于齿轮副好环形面积(图5.2)与齿宽的乘积，即 (5-5)又因为， ，所以 (5-6)式中 变位后的中心距，即安装中心距代入数据得： mm3/r cm3/r，由于设计要求该齿轮泵的流量为45L/min，则可得齿轮泵电机的转速：，此转速选用一般的交流电机即可达到。5.3 内啮合齿轮泵瞬时流量的计算目前，内啮合齿轮泵排量的计算基本依照以下公式 (5-7)式中 外齿轮角速度啮合点到节点的距离 只需知道每个瞬时啮合点到节点的距离，根据公式即可计算出齿轮泵的瞬时流量。由于齿轮泵瞬时流量变化太快，目前还没有一种流量计能准确反映其变化。6.内啮合齿轮泵主要部件的建模Solidworks是参数化技术的先驱，参数化是其最突出特点。是现今主流的CAD/CAM/CAE软件之一，特别是在国内汽车行业、工程机械行业和产品设计领域占据不可替代位置。本论文运用solidworks软件对减速器各零件进行建模，然后进行装配和运动仿真。其中在对齿轮及其它标准件的建模时通过solidworks软件的数化设计来输入各零件的参数完成对零件的建模。通过solidworks的建模清楚、形象、直观地表达减速器各部分的特点15。6.1 内齿轮建模内齿轮为渐开线圆柱齿轮，应用参数化设计，输入已经计算好的斜齿轮各参数（法向模数、齿数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数、顶系系数和变位系数）生成齿轮，通过“拉伸”命令生成齿轮轮毂。内齿轮的三维模型如图6.1所示。图6.1 内齿轮模型6.2 外齿轮建模外齿轮建模方式与内齿轮相似。外齿轮的三维模型如图6.2所示。图6.2 外齿轮模型6.3 轴承端盖建模端盖分为闷盖和透盖，闷盖用于轴不伸出端面，透盖用于轴伸出端面。二者的建模基本相同，通过“旋转”和孔特征命令即可生成。端盖的三维建模如图6.3所示。图6.3 端盖的三维模型6.4 壳体建模壳体为齿轮泵的支撑部分，起保护和承载作用。对壳体的建模相对复杂，需通过“拉伸”、“旋转”命令，再孔特征、筋特征和阵列特征等一系列步骤可生成壳体。壳体的三维模型如图6.4所示。图6.4 壳体的三维模型6.5 轴承建模轴承采用分步建模然后在装配，分别使用“旋转”命令生成轴承内圈、外圈和滚子，然后装配完成轴承的建模，轴承的三维模型如图6.5所示。 图6.5 轴承的三维模型6.6 基于SolidWorks的装配齿轮泵的三维装配将使设计好的各零件的装配关系直观地展现在人们面前，同时在装配过程中可以意识到设计中各个零部件的尺寸是否正确，外观是否美观等。在solidworks组件坏境下调用建模好的各个零件，按照设计思路和轴的结构对结构进行装配。装配好的齿轮泵如图6.6所示。图6.4 减速器的装配模型7.结束语内啮合齿轮泵由于具有结构紧凑、尺寸小，重量轻、压力脉动和噪声小的特点，因此采用内啮合齿轮泵作为泵源比较合适，主要应用于对技术要求较高的各类液压机械上。本文从工程实际需要以及齿轮泵的工作原理出发，先进行齿轮副的几何计算；再进行渐开线内啮合齿轮泵的总体结构设计，并选择合适的零件材料；最后进行内啮合齿轮泵排量的近似计算。但是由于齿轮泵瞬时流量变化太快，目前还没有一种流量计能准确反映其变化，因此，还需在这方面进行深入研究。同时希望我的工作能给国内同行在进行内啮合齿轮泵的研究时提供一定的参考和借鉴。毕业设计是在我们学完了大学的全部基础课以及专业课之后，对所学各课程的一次综合性的总复习，也是一次理论联系实际的训练。使我们提高了处理问题以及对资料的合理运用能力，并使我们能够熟练使用计算、绘图软件。对我们进行了一次全方面的训练。参考文献1 何存兴. 液压元件M. 北京: 机械工业出版社， 1982. 2 李壮云. 液压元件与系统 M. (第二版).北京: 机械工业出版社， 2006， 41-45.3 许福玲， 陈尧明. 液压与气压传动M. 北京: 机械工业出版社， 2004.4 刘学厚，黎巨泉. 行星传动设计M.北京: 北京工业学院出版社， 1988， 78-103.5 江耕华等. 机械传动设计手册(上册)M. 北京: 煤炭工业出版社， 1992.6 成大先. 机械设计手
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