齿轮泵设计及关键部件工艺设计-职业学院毕业论文

安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） I 齿轮泵设计及关键部件工艺设计齿轮泵设计及关键部件工艺设计 摘摘要要 本文介绍了齿轮泵的设计及工艺设计，同时要利用 solidworks 软件，来完成齿轮 油泵各个零件的三维建模设计。齿轮泵的设计主要是从齿轮泵零件的设计、零件的建模 三维图的装配这几个方面来展开的。 通过对齿轮泵各个零件的设计再利用 solidworks 软件来建立相应的三维模型及模 型库，对齿轮泵的所有零部件的三维模型进行虚拟装配，同时是将三维模型与机械课本 知识相融合，调高学生对这些知识的学习积极性，从而达到现代教学手段中的降低教学 要求并且可以提高教学质量的目的。 关键词关键词：齿轮泵，工艺，solidworks，三维建模， 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 II ABSTRCTABSTRCT The article introduces the design and the process design of gear pump, meanwhile use solidworks software to design all parts of the gear pump 3d modeling. The design of gear pumps mainly from gear pump parts design, parts of the modeling, three-dimensional assembly graph on these aspects. Various parts of the gear pump through the design, used solidworks software to create the corresponding three-dimensional model and model library and virtual assembly all parts of the gear pump three-dimensional model. At the same time three-dimensional model is the integration of mechanical textbook knowledge, Increase student motivation to learn the knowledge. Modern teaching methods so as to achieve the reduction in teaching requirements and to improve teaching quality Keyword: Gear pump, process, solidworks, 3d modeling 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） III 目录目录 引言引言.- 1 - 第第 1 1 章章 绪绪 论论 - 2 - 1.1 齿轮泵的特点及研究意义- 2 - 1.2 本课体研究的内容- 2 - 第第 2 2 章章 泵的结构确定泵的结构确定 - 4 - 2.1 性能参数的确定- 4 - 2.2 泵的结构的确定- 4 - 第第 3 3 章章 齿轮的设计齿轮的设计 - 7 - 3.1 选定齿数- 7 - 3.2 模数- 7 - 3.3 齿轮计算- 7 - 第第 4 4 章章 轴的设计轴的设计 - 9 - 4.1 计算轴的最小直径- 9 - 4.2 键的选择.- 10 - 4.3 轴承的选择- 10 - 第第 5 5 章章 进出油口尺寸计算进出油口尺寸计算 - 11 - 第第 6 6 章章 卸荷槽的分析与设计卸荷槽的分析与设计 - 12 - 6.1 卸荷槽的选择.- 12 - 6.2 卸荷槽的计算.- 16 - 第第 7 7 章章 泵体和泵盖的设计泵体和泵盖的设计 - 17 - 第第 8 8 章章 密封件的设计密封件的设计 - 18 - 第第 9 9 章章 零件的校核零件的校核 - 19 - 9.1 主动轴的校核.- 19 - 9.2 轴承的校核.- 20 - 9.3 齿轮的校核.- 21 - 9.3.1 齿轮的接触疲劳强度计算- 22 - 9.3.2 齿轮的弯曲疲劳强度计算.- 23 - 第第 1010 章章 工艺规程设计工艺规程设计 - 24 - 10.1 制定加工路线- 24 - 10.2 工艺方案的确定- 25 - 10.3 加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定- 26 - 10.4 工序尺寸的确定.- 27 - 10.5 切削用量计算.- 28 - 第第 1111 章章 专用夹具设计专用夹具设计 - 35 - 11.1 夹具方案分析设计.- 35 - 11.2 定位基准确定- 35 - 11.3 定位误差分析与计算- 35 - 11.4 夹紧力的计算- 36 - 结论与展望结论与展望 - 38 - 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 IV 致致 谢谢 - 39 - 参考文献参考文献 - 40 - 附录附录 A A. - 41 - 附录附录 B B. - 45 - 附录附录 C C. - 47 - 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） V 插图清单插图清单 图 2-1CB-C 型齿轮油泵5 图 2-2CB-B 型齿轮油泵5 图 2-3 轴向间隙补偿原理6 图 4-1 主动轴9 图 4-2 从动轴10 图 4-3 平键结构10 图 4-4 滑动轴承10 图 5-1 进出油口尺寸11 图 6-1 双矩形卸荷槽结构13 图 6-2 双圆形卸荷槽结构14 图 6-3 低压侧偏移不对称卸荷槽15 图 6-4 卸荷槽尺寸结构16 图 7-1 泵体、泵盖外部结构17 图 7-2 溢流阀170 图 8-1 垫片结构18 图 8-2 轴端密封件结构18 图 9-1 主动轴结构计算简图20 图 11-1 夹具装配图35 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 VI 表格清单表格清单 表 6-1 卸荷槽 h.14 表 10-1 方案一24 表 10-2 方案二24 表 10-3 终选方案.25 表 10-4 加工余量.36 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 1 - 引言引言 齿轮泵是液压系统中的传动元件， 在液压传动与控制技术中， 齿轮泵占很大的比重， 它广泛应用于机床、轻工、冶金、建筑、船舶、飞机、汽车、石化等机械产品中。其主 要特点是:等。同时，齿轮泵还存在一些不足，如排量小、流量和压力脉动较大、噪声 较大、高温效率低等。这些不足在某些经过改进的齿轮泵上，虽已得到很大的改善，但 尚需继续研究予以解决。随着科学技术发展的今天，各种传统动力传动装置的不断被淘 汰，齿轮泵在液压动力装置的应用领域仍然占有很大的一个比例，它具有许多其他零件 不能够替代的地方，结构简单，体积小，重量轻，自吸性好，污染敏感性小，可靠性高， 寿命长，制造容易，维修方便，价格便宜，这些特点就是齿轮泵在液压动力领域仍然具 有很高的地位的基础。 齿轮泵有两个齿轮，一主齿轮，一个是从动轮。当齿轮泵主动齿轮转动，吸油腔齿 轮脱开啮合，齿轮的轮齿退出齿间，使密封容积增大，形成局部真空，油箱中的油液在 外界大气压的作用下，经吸油管路、吸油腔进入齿间。随着齿轮转动，吸入齿间的油液 被带到另一侧，进入压油腔。这是齿轮进入啮合，使密封性逐渐减小，齿轮间部分的油 液被挤出，形成了齿轮的压油过程。齿轮啮合时齿向接触线把吸油腔和压油腔分开，起 配油作用。当齿轮泵的主动齿轮有电机带动不断转动时，齿轮脱开啮合一侧，由于密封 容积变大，则不断从油箱中吸油，轮齿进入啮合的一侧，由于密封容积减小则不断地排 油，形成一个不断循环的过程。 由于齿轮泵的重要应用，大量学者进行了研究，现在国内主要关于齿轮泵的研究集 中在以下几个方面：齿轮泵的寿命及其影响因素的研究，齿轮变量方法的研究和齿轮表 面涂覆技术的研究这几个方面。 作为机械专业的学生，对于齿轮泵的了解有过一些，也曾做过与之相似得减速器的 课程设计，但是对于独立的设计一个齿轮泵还是没有做过的，本次设计就是为了可以在 设计一个齿轮泵的过程中，了解一个齿轮泵设计需要哪些步骤。一个完整的齿轮泵的设 计首先需要设计一对齿轮，齿轮传动作为齿轮泵设计的重要组成部分也是齿轮泵的基 础。本次设计中会通过一些制图软件来建立齿轮泵的相关图形，相信在利用这些软件的 过程中让我们会对齿轮泵有一个更加深刻的了解。 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 2 - 第第 1 章章 绪绪 论论 1.1 齿轮泵的特点及研究意义齿轮泵的特点及研究意义 齿轮泵在现实的生产中在许多的场合都得到了广泛的应用，它具有许多别的零件不 能替代的作用，它的特点是：体积小，重量轻，制造方便，价格低，自吸性比较好且对 有的污染不敏感，便于维修和保养。这么多的优点奠定了它在工业生产中不可替代的作 用。齿轮泵是运输高黏度液体较为理想的设备，其作用范围广泛。目前，尽管国内的许 多企业都生产出不少用于输送高黏度液体的齿轮泵，但是由于测试的手段的不完善，在 材料的选择，泄露与噪声防治方面仍有一些问题。特别的国产高黏度齿轮泵在效率、可 靠性与使用寿命方面与国外的产品还有比较大的差距。因此，我国许多的企业所使用的 齿轮泵还在依靠进口。这就给我们国家发展带来了隐患，为了更好的发展我国的生产也 为了提高我们国家的生产工艺水平，生产出高技术含量和高精度的产品，以解决依靠国 外的目的。 在当前制造环境中，加工工艺规程已成为困扰零件加工的一个大问题。为此人们也 做了大量的工作，由于种种原因至今效果并不明显。因此目前由于加工工艺规程不当而 影响零件的加工质量、 加工效率和刀具磨损的情况还比较严重。 就齿轮泵壳的加工而言， 虽然有国际领先水平的高速加工机床，但相应的工艺技术却相对落后，致使硬件资源不 能得到充分利用。通过调研发现存在如下主要问题： 1） 在加工零件缘条或轮廓时，由于拉刀或让刀造成厚度尺寸和轮廓形状不准确； 2）空刀过多，零件有效切削的时间较少，从而延长了零件的加工周期； 3）切削力过大，造成零件变形或定位状态改变； 4）加剧了机床和刀具的振动，降低了零件的表面质量； 5）刀具磨损剧烈，从而降低了刀具耐用度； 6）在零件转角处拉刀，造成零件过切； 7）工时定额不准，使得高速切削加工的管理水平难以进一步提高； 8）在数控加工中心，由于工艺过程选择不当而造成的零件超差报废现象十分普遍， 以至于目前大多数工艺人员依然依靠工作经验， 或是通过查询有关的资料来拟定工艺规 程。 基于上述等等原因，对机械加工工艺规程的优化和整理研究已势在必行。我们将针 对齿轮壳的加工过程，对涉及加工过程中的机床、刀具、零件及其相配套的工艺规程等 进行科学整理、归纳和完善，对其加工工艺进行优化和管理。 1.2 本课体研究的内容本课体研究的内容 本课题通过齿轮泵的加工制造过程，掌握一般机械箱体装置的加工方法、加工步 骤，运用和熟悉加工零件，了解有关的国家标准、部颁标准及规范，为从事机械制造加 工打好基础。同时，要掌握利用 solidworks 软件进行三维建模的基本方法。本课题的 主要研究内容有： （1）齿轮泵零件的分析与设计； （2）齿轮泵的加工工艺设计； （3）用 CAD 软件绘制零件的二维结构图形； 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 3 - （4）用 solidworks 软件进行齿轮泵零件的三维建模。 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 4 - 第第 2 章章 泵的结构确定泵的结构确定 2.1 性能参数的确定 由任务书可知，本次设计齿轮泵的工作压力为 20MPa，实际流量为 15 升/分。 根据泵的流量可以求出泵的内部啮合齿轮的相关参数， 此次设计的是外啮合齿轮油 泵。 电机本次设计选用的是 Y132S-4 型功率 P=5.5KW，满载转速 n1=1440r/m，所以齿轮 泵的转速应该与电机的转速相同。 2.2 泵的结构的确定 泵的结构的设计可以分为以下几个步骤进行： 2.2.1 泵体的结构的确定 泵体有两种结构形式： （1） 由前泵盖、泵体、后泵盖三部分组成的三片式结构 （2） 由泵盖和泵体组成的两片式结构 两片式泵体具有结构简单、装配方便的好处，泵体的材料大多数才有 HT200 便 于机械加工。 2.2.2 齿轮结构的确定 齿轮也有两种结构形式 （1） 由齿轮和轴做成一体的齿轮轴形式 （2） 由齿轮和轴做成分离的结构形式 通过键来连接 齿轮轴的结构形式由于结构紧凑、装配方便比较普遍应用。而由于分离式的齿轮 与轴的结构形式具有较好的加工工艺性，所以在泵的应用中比较普遍。本次设计中选用 的就是齿轮与轴分离的结构形式，采用圆头平键来连接轴与齿轮的。 2.2.3 间隙补偿装置的确定 根据泵的工作情况和结构可以选用采用什么样的间隙补偿装置，常用的间隙补偿 装置可以分为线面几种： 固定间隙补偿装置 应用此种装置的齿轮泵的典型结构如图 2-1 是工程、建筑、矿山、林业行业上用 的较为普遍的液压泵，泵的规格不同所用的间隙也不同，规格大的其间隙也就大。通过 轴向的间隙泄露的油液流入轴承内以实现对轴承的润滑作用。 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 5 - 图 2-1 CBC 型齿轮泵 图 2-2 中的齿轮泵是 CB-B 型齿轮泵，也是一种采用固定间隙的齿轮泵，工作压力 为 2.5MPa。 泵体为三片式结构， 在泵体与前后泵盖之间没有侧板， 采用单个圆形卸荷槽， 加工在前后泵盖的压油腔一侧，轴向间隙为 0.0250.04mm。采用带保持架的滚针轴承， 提高了轴承的寿命。 在前后泵盖的吸压油腔一侧加工一直槽使之与轴承部位可以相通利 用吸油腔的油液来润滑轴承，吸油腔和排油腔均设在后泵盖上。 图 2-2CB-B 型齿轮油泵 液压自动补偿间隙 在中高压和高压齿轮泵中，采用液压自动补偿间隙装置结构的比较普遍。 轴向液压间隙补偿大多数采用浮动侧板或是浮动轴套，很少采用挠性侧板的。在液压力 作用，侧板紧贴齿轮端面，使轴向间隙减小，当端面磨损后可以自动补偿，从而保持轴 向间隙的基本恒定。侧板又可以分为一面浮动式和两面浮动式。 浮动侧板式轴向间隙补偿装置 结构如图 2-3，两个互相啮合的齿轮，装在前后轴套的滑动轴承里，轴轴套可在泵 体内做轴向浮动，从压油腔引至轴套外面的液体作用在侧板上，把轴套压向齿轮端面， 泵启动时在力的作用下可以使浮动轴套紧贴齿轮端面。 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 6 - 图 2 -3 轴向间隙补偿原理图 挠性侧板式轴向间隙补偿装置 挠性侧板式间隙补偿装置与浮动侧板的工作原理是一样的， 把高压油引到挠性侧板 的背面，侧板在高压油的作用下产生挠度，限制侧板与齿轮端面的间隙，从而起到轴向 间隙补偿的作用 通过以上的比较，固定间隙补偿装置结构较为简单，所以本次设计选用固定间隙 补偿装置。 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 7 - 第第 3 章章 齿轮的设计齿轮的设计 3.1 选定齿数 排量一定时，齿数多的泵的外形尺寸大，但压力脉动小，一般外啮合齿轮的齿数在 814 之间，本次设计选用 Z=14 即齿数为 14 的外啮合齿轮。 3.2 模数 排量一定时，模数大的，泵的外形尺寸小，根据公式 Qm)44. 024. 0(（3-1） 式中 Q-流量 通过计算对照标准选用齿轮模数 m=4 3.3 齿轮计算 根据参考文献2表 10-2 和 10-4 可知 齿轮的齿顶高系数 ha*=1 顶隙系数 c*=0.25 将此系数带入公式可以计算出齿轮的 各个相关直径参数 根据渐开线啮合原理可以知道，不产生根切的最小变位系数 xmin可以计算的 176. 0 17 14 1 17 1 min z x（3-2） 本次设计采用的是等变位齿轮传动，所以 x1=x2=xi=0.176，现在已知齿轮的变位系 数、模数、齿数 z1=z2=14，我们可以参考文献2表 10-4 求的齿轮其他参数为： 1.齿轮的分度圆直径 mmmzdd56144 1 （3-3） 2.齿顶高 mmmxhh aa 704. 44)176. 01 ()*( 11 (3-3) 3.齿根高 mmmxchh af 296. 44)176. 025. 01 ()*( 11 (3-4) 4.齿全高 mmmchh a 94)25. 012(*)*2(3-5) 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 8 - 5.齿顶圆直径 mmhdd aa 408.65704. 42562 111 (3-6) 6.齿根圆直径 mmhdd ff 408.47296. 42562 111 (3-7) 7.中心距 mmdda562/ 21 (3-8) 8.齿轮啮合角 3120cos 15 14 arccoscos 1 arccos 0 z z (3-9) 9.移距系数 0 0 tan2 04. 0)( invinvz 5 . 064. 0 20tan2 04. 0)2031(14 invinv (3-10) 10.重叠系数 mm z 056. 1tantan 0 ）（ (3-11) 11.齿轮的厚度 s=24mm 12.齿侧间隙 在 实 际 设 计 中 一 般 都 留 有 一 定 的 齿 侧 间 隙 n c。 mmmmmcn32. 004. 0)08. 001. 0(， 齿顶间隙 在齿轮泵的设计中留有齿顶间隙mmmm5 . 15 . 0，本次设计齿顶间隙取mm796. 0。 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 9 - 第第 4 章章 轴的设计轴的设计 4.1 计算轴的最小直径 轴的材料为 45#钢，调质处理 根据参考文献3式 15-2 可知轴的最小直径 d， 3 1 0 n P Ad (4-1) 式中 0 A取 112，n 为轴的转速即电机转速为 1440r/min， 1 P为主轴的功率，查参考 文献6表 1-7 可知带轮的传动效率96. 0 带轮 ，主轴与电机之间传动效率即为 96. 0 带轮 ，电机功率为 5.5 千瓦，所以主轴的功率为kwPP28. 596. 05 . 5 1 带轮 。 将上面的值代入公式可得主动轴的最小直径 d 3 1 0 n P Admm66.18 1440 28. 5 112 3 (4-2) 由轴的最小直径可以确定，轴和带轮装配处轴的直径为mm18，计算轴肩高度为 1mm，所以轴和轴承的装配段直径为mm20，主动轴的大致结构如下面图 4-1， 图 4-1 主动轴 由图 4-1 可知主动轴全长 L=L1+L2+L3+L4+L5，L1 为螺纹段主要是为了固定主动轴 的轴向移动所以 L1 长取 15mm，L2 根据带轮宽度来确定为 20mm，L3 段长度为密封件、 轴承及内壁厚度来确定的为 55mm，L4 段是根据齿轮厚度定为 24mm，L5 段是轴承与轴的 装配处，轴承宽为 24，考虑轴端面与泵盖之间要有一定间隙，所以 L5 长度定为 15mm， 由此可以确定主动轴的全长 L=15+20+55+24+15=134mm。 从动轴的设计可以参考主动轴的设计，从动轴结构如下图 4-2 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 10 - 图 4-2 从动轴 4.2 键的选择 此次设计中，一共有三处采用平键连接，分别为主动轴与带轮连接和齿轮与轴的连 接，根据轴的直径，可以确定，带轮与主动轴连接选用 GB/T 1096 圆头普通平键（A） 型 键1666，齿轮连接采用的键都为键1878连接。 图 4-3 平键结构 4.3 轴承的选择 此次设计中的轴承选用的是 GB2509-81 环形铜合金滑动轴承，直径为mm20，厚 度为 2mm。实体图如 图 4-4 滑动轴承 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 11 - 第第 5 章章 进出油口尺寸计算进出油口尺寸计算 齿轮泵的油液的导入和导出是通过其进出油口来实现的， 进出油口的大小可以控制 齿轮泵的油液的量和速度， 本次设计的齿轮泵的进出油口是根据极限流速限制的原则来 确定的。 齿轮泵进出油口尺寸如下图 5-1，压出角 d 的大小根据压力的大小来确定的。压力 高时， d 尽可能的小以减小轴承负载，但受到流速限制，出口流速不应超过 8m/s，所 以可以根据公式 sm D Q F Q V/8 4 2 （5-1） 式中 F 为进出油口面积（ 2 mm） ，D 为进出油口直径（mm） ，Q 为泵的流量为 15 升/ 分。 将数值代入上面公式（5-1）得 mmD98. 3 8 105 . 14 4 (5-2) 图 5-1 进出油口尺寸 但是出油口直径不能太小所以取mmDd12，同理可以计算出mmDs16。 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 12 - 第第 6 章章 卸荷槽的分析与设计卸荷槽的分析与设计 6.1 卸荷槽的选择 齿轮泵在工作的过程中， 同时啮合的齿应多于一对， 即重叠系数1 （一般取 1.05 到 1.15 之间） ，才能正常工作。虽然从理论上来说=1，不会出现间断吸压油现象，也 不产生困油现象，可以正常工作，但考虑到制造误差，实际工作中常常会小于 1，因 而齿轮泵的输油率很不均匀，会出现时而输油时而不输油的不正常现象，瞬时流量的差 值可能达到 30%，齿轮泵不能正常工作。 当重叠系数1 时，齿轮泵在啮合的过程中，前一对齿轮尚未脱开啮合，后一对 齿轮以开始啮合，所以同时啮合的吃有两对。当=1.05 时，齿轮的啮合时间为 9.5%； 当=1.15 时，齿轮泵的啮合时间为 26%，因此在两对齿之间形成了和吸压油腔均不能 相通的闭死容积，即困油容积，随着齿轮的旋转，闭死容积的大小还会发生变化，这就 是困油现象。 由于液体的可压缩性很小，当困油容积由大变小时，存在于困油容积中的油液受挤 压，压力急剧上升，大大超过齿轮泵的工作压力，同时困油容积中的油液也会从一切可 泄露的缝隙强行挤出，使轴和轴承受到很大的冲击载荷，产生很大的径向力，增加功率 损失，并使液体发热，产生噪声和振动，降低齿轮泵的工作平稳性和寿命。当困油容积 由小变大时，形成真空，使溶于液体中的空气分离出来，产生气泡，带来气蚀、噪声、 振动、流量和压力脉动等危害。 困油现象是齿轮泵不可避免的技术问题，必须采取措施解决。消除困油危害一般是 在泵盖（或泵体、轴套、侧板、轴承座圈）上开卸荷槽。开卸荷槽总的原则是：在保证 高低压腔互不沟通的前提下，设法使困油容积和吸油腔或压油腔相通。 卸荷槽的种类可分为三种： 1. 相对齿轮中心连线对称布置的双卸荷槽 （1） 对称布置的双矩形卸荷槽； （2） 对称布置的双圆形卸荷槽。 2. 相对齿轮中心线不对称布置的双卸荷槽 （1） 向低压侧偏移的不对称双卸荷槽； （2） 向高压侧偏移的不对称双卸荷槽（有齿侧间隙的泵一般不采用这种结构） 。 3. 单个卸荷槽 （1） 仅吸油腔有卸荷槽； （2） 仅压油腔有卸荷槽。 卸荷槽的位置与齿轮泵的齿侧间隙大小有关，无齿侧间隙或间隙很小时，其距中心 线的距离要小，只相当于有齿侧间隙的一半。一般齿轮泵大都具有齿侧间隙。一般卸荷 槽的形状分矩形和圆形， 在实际生产中相对中心线不对称布置双圆形卸荷槽应用较为普 遍。 常用卸荷槽有如下几种： 1.相对齿轮中心连线对称布置的双卸荷槽 对称布置的双卸荷槽的位置，应作如下保证： （a） 当困油容积开始由大变小、液体受挤压时，该容积应与压油腔相通; （b） 当困有容积最小时，吸油腔应与压油腔隔开； （c） 当困油容积由小变大时，该容积应与吸油腔相通。 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 13 - （1）对称布置的双矩形卸荷槽 图 6-1 为一对称布置双矩形卸荷槽结构图。 图 6-1 双矩形卸荷槽结构图 图中困油容积 VB正处于最小位置，两个卸荷槽的边缘正好与啮合点 D、E 相接。两 卸荷槽之间的距离 a 应保证困 油容积 VB在到达最小位置前始 终和压油腔相通 VB在最小位置 时，困油容积 VB既不与压油腔相通也不和吸油腔相通。过了最小位置，又始终与吸油腔 相通。因此对 a 的尺寸要求很严，若 a 太大，困油显现不能彻底消除；若 a 太小又会使 吸油腔与压油腔相通，引起泄露，降低齿轮泵的容积效率。 这种卸荷槽的的主要尺寸的计算公式如下： 1）卸荷槽的间距 a (6-1) 式中为齿轮的啮合角，A 为齿轮的实际中心距。 2）卸荷槽的最佳长度 c 卸荷槽的最小长度 min c应等于实际啮合线长度l在中心线上的投影，卸荷槽的最佳 长度 c 应大于最小长度 min c，使卸荷槽的两端刚好与两个齿轮的齿根圆相接。 即 (6-2) 式中 Ri为齿根圆直径。 0 2 coscos A zm ta j ) 2 (2 22 a RRc i 0 2 coscos A zm ta j 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 14 - 3）卸荷槽深度 h h 的大小影响到困油容积的排油的速度，它与模数有关，h 的数值可以参考下表： 表 6-1 卸荷槽 h 单位（mm） 模数 m2345678 深度 h11.5245.57.510 （2）对称布置的双圆形卸荷槽 如下图 6-2 所示为有齿侧间隙的双圆形卸荷槽。 只要使圆形卸荷槽的圆周与困油容 积处于最小位置时的两个啮合点相交就可以达到协和的目的。 图 6-2 双圆形卸荷槽结构 这种卸荷槽的主要尺寸计算方法如下： 1）双圆形卸荷槽最佳直径 z d、 g d 最佳直径的确定原则是： 圆形卸荷槽的圆周除了要与困油容积最小位置时的啮合点 相交外，还与齿轮的齿根圆相切，计算简化公式如下： (6-3) 2）圆形卸荷槽中心与齿轮中心连线的距离 g b 、 d b (6-4) 22 )cos 2 (4 . 2 j idg t RRdd gg g dg aa d bb 2 2 )tan( 4 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 15 - 式中 g a为卸荷槽边缘与齿轮中心线的距离。 3）卸荷槽深度 (6-5) 2.向低压偏移的不对称双卸荷槽 有侧隙的对称双卸荷槽，用于低压齿轮泵已能满足卸荷要求，但对于中高压、高压 齿轮泵，尚有卸荷不完善的地方。为了彻底解决困油现象，采用向低压侧偏移的不对称 卸荷槽。无侧隙（或侧隙很小时）的对称双卸荷槽，因两卸荷槽之间的的距离仅为有侧 隙卸荷槽的一半，卸荷是充分的，不需要向低压侧偏移的卸荷槽结构。 向低压侧偏移的不对称卸荷槽的开设原则：在不使压油腔和吸油腔沟通的前提下， 使 V1再压缩到最小位置时，始终和压油腔相通，即两个卸荷槽边缘分别通过困有终了时 的齿轮啮合点 F 和困油开始时的齿轮啮合点 C。 图 6-3 低压侧偏移不对称卸荷槽 这种卸荷槽主要尺寸计算方法如下： （1） 不对称双矩形卸荷槽 1）高压侧的边缘与齿轮中心线的距离 g a (6-6) 2）卸荷槽最佳长度 g c、 d c )(2 22 gig aRRc(6-7) (6-8) 式中 d a为低压侧的边缘与齿轮中心线的距离。 mh8 . 0 0 2 cos)2( 2 1 A Zm ag )(2 22 did aRRc 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 16 - 3）两卸荷槽之间的距离a及卸荷槽深度h与对称双卸荷槽相同。 6.2 卸荷槽的计算 通过前面的比较，本次设计的卸荷槽形式选用对称双矩形卸荷槽的形式，由前面介 绍时可以得到计算的方法， 已知中心距 A=56mm,齿数 Z=14， 模数 m=4,压力角 0 为 20， 代入公式得 卸荷槽间距 a 0 2 coscos A zm ta j =mm1120cos 56 144 14. 3 2 卸荷槽最佳长度 c ) 2 (2 22 a RRc i =mm8 .20) 2 11 (408.4756(2 22 卸荷槽的深度 已知齿轮模数 m=4，根据表 6-1 可以得到齿轮泵的深度 h=2mm。 图 6-4 卸荷槽尺寸结构 所以最后卸荷槽设计尺寸如下图 6-4。 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 17 - 第第 7 章章 泵体和泵盖的设计泵体和泵盖的设计 泵体的结构本次设计采用的是成型铸造， 泵体的结构选用的是泵盖和泵体的两片式 结构，泵体表面尺寸采用经验尺寸。 （1）（2） （3）（4）（5） 图 7-1 泵体、泵盖的外部结构 由图 7-1 可以看到，泵体在水平方向（3）图看可以假设分为三个阶段，第一阶段 主要为用于与泵盖的连接；第二阶段主要是泵的工作区，泵通过这部分来实现了油液的 输送，左右两边凸台为齿轮泵的进、出油口；第三阶段为辅助支撑阶段，用于支撑轴和 轴承的。 齿轮泵内部尺寸结构可以根据齿轮、轴和轴承来确定。 泵盖的尺寸根据泵体和轴承可以确定。 考虑泵体是采用铸造成形，在第二、三阶段采用 5的倾斜角度便于铸造时可以方 便取出泵体铸件。 由于外部结构对齿轮泵的功能影响不大可以采用以往的经验数值进行 设计，具体数值可参看附录泵体的零件图。 泵盖上的溢流阀结构如下图 图 7-2 溢流阀 钢球直径为mm10，阀的左端孔的直径为mm6，右端与螺纹连接段直径为mm18。 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 18 - 第第 8 章章 密封件的设计密封件的设计 密封件的作用是为了使齿轮泵油腔理得有避免因为轴与泵体的连接部位有缝隙而 泄露出泵的外面来，造成资源的损失和清洁的。 本次设计中需要密封件的地方有轴与泵体的连接处、泵盖与泵体连接处都需要密 封，泵体与泵盖连接处密封所用的是一种垫片结构，具体尺寸可以根据泵体与泵盖的连 接面的尺寸来确定，具体结构如图 8-1 图 8-1 垫片的结构 轴与泵体连接处密封件根据轴的尺寸来确定的，与泵体连接处的轴的直径为 mm20，因此可以确定密封件的内径为mm20；环形部分厚度为 5mm，深度为 15mm， 尺寸及结构如图 8-2。 图 8-2 轴端密封件结构图 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 19 - 第第 9 章章 零件的校核零件的校核 9.1 主动轴的校核 1.求主轴上的功率 1 P、转速 1 n和转矩 1 T 由前面轴的设计可知主动轴的传动效率为kwkw28. 55 . 596. 0 1 ，主轴的转速 min/1440 1 rnn 电机 ，于是有主轴的转矩 T1=35017 1440 28. 5 95500009550000 1 1 n P （Nmm）(9-1) 2.求作用在齿轮上的力 因已知齿轮的分度圆直径为 56144 21 mzddd（mm）(9-2) 查参考文献3（10-3）可知 作用在齿轮上的切向力 Ft 1251 56 3501722 1 d T Ft（N）(9-3) 齿轮所受的径向力 Fr 45520tan1251tan 0 tr FF（N）(9-4) 齿轮所受的轴向力 Fn 1331 20cos 1251 cos 0 t n F F（N）(9-5) 3.求轴上的载荷 由轴的结构可以做出州的计算简图。 如下图 9-1。 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 20 - 图 9-1 主动轴结构计算简图 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6 . 0，mNM19584 1 ，轴的计 算应力 78.20 241 . 0 )350176 . 0(19584)( 3 222 1 2 1 W TM ca MPa(9-6) 前面选定的轴材料的为#45钢的正火处理，查参考文献3表 15-1 得 55 1 MPa。因此 ca 1 ，所以可以确定轴是安全的。 9.2 轴承的校核 在设计时，通常是已知轴承所受的景象载荷 F（单位 N） 、轴颈转速 n（单位为 r/m） 及轴颈的直径 d（单位为 mm） ，然后进行以下验算。 1.验算轴承的平均压力 p(单位为 MPa) (9-7) 式中：B 为轴承宽度 24mm（根据宽径比 B/d 确定） ； p为轴瓦材料的许用应力，MPa，查参考文献3表 12-2，轴承材料为铝基 合金， MPaP3528。 轴承所受径向力 F (9-8) 代入数值可以得到 p dB F p 22 rt FFF 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 21 -2222 rt FFF（N）(9-9) MPa dB F p3108. 2 2424 1331 P 所以，滑动轴承所选材料强度验算合格。符合设计的需要。 9.3 齿轮的校核 1.齿轮所受径向力 F2222 rt FFF（N）(9-10) 2.齿轮传递力矩 T1 )(35017 1440 28. 5 95500009550000 1 1 1 mmN n P T(9-11) 3.接触应力 H （9-12） 式中3 . 0u 4.弯曲应力 F （9-13） 式中 FS Y为齿形系数， E Y为重合度系数与螺旋角系数的积取 0.1275。 5.许用应力 （9-14） 式中 S-为疲劳强度安全系数，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起 噪声、振动增大，并不能立即导致不能继续工作的后果，故可取1 H SS。 N K-考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数。 N K分为 FN K、 HN K,由参 考文献3图 10-18 可得9 . 1 FN K图 10-19 可得6 . 1 HN K。 lim -齿轮的疲劳极限， 弯曲疲劳强度极限值用 FE 代入， 查参考文献3图 10-20 HEHH ZZ u u bd KF 1 1 1 EFSFFVA t F YYKKKK bm F S KN lim 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 22 - （c）图可得MPa H 390 lim ，查图 10-21（c）图可得MPa FE 320。 齿轮的许用接触应力 H MPa S K H HHN H 624 1 3906 . 1 lim 齿轮的许用弯曲应力 F MPa S K F FEFN F 608 1 3209 . 1 6.载荷系数 K （9-15） A K-使用系数，查参考文献 3表 10-2 可得0 . 1 A K。 V K-动载系数，查参考文献3图 10-8 可得3 . 1 V K。 K-齿间载荷分配系数，分齿间载荷接触分配系数 H K和齿间载荷弯曲分配系 数 F K，查参考文献3表 10-3，本次设计齿轮为直齿轮故 H K= F K=1。 K-齿向载荷分布系数，同样分为 H K、 F K，查参考文献3表 10-4 可得 158. 1 H K，齿轮齿宽 B 与齿高 h 比 B/h3 查图 10-13 可得23. 1 F K。 5054. 1158. 113 . 10 . 1 HHVAH KKKKK 599. 123. 113 . 10 . 1 FFVAF KKKKK 9.3.1 齿轮的接触疲劳强度计算 1.弹性系数 E Z 查参考文献3表 10-6 得 E Z=189.8N/mm 2.区域系数 H Z 因为齿轮为等变位系数，所以20 K KKKK VA 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 23 - （9-16） 所以有 HEH tH H MPaZZ u u bd FK 4298 .18925. 1 3 . 0 3 . 01 5624 12515054. 11 1 所以齿轮接触疲劳强度合格。 9.3.2 齿轮的弯曲疲劳强度计算 查参考文献12图 16.2-23 得6 . 3 FS Y FEFSFFVA t F MPaYYKKKK bm F 6 . 91275. 06 . 30 . 123. 13 . 10 . 1 424 1251 所以齿轮的弯曲疲劳强度合格。 25. 1 20tan20cos 2 tancos 2 22 H Z 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 24 - 第第 10 章章 工艺规程设计工艺规程设计 本次设计由于其他零件结构简单，故选择泵体的工艺规程设计为例。 10.1 制定加工路线 方案一 表 10-1 单位（mm） 工序号工序内容 0铸造、清砂、退火 10粗铣、精铣 I 面 20 镗孔7533H及面 30钻、铰及攻丝 6-M8 螺孔 40 钻、铰 2- 022. 0 0 6孔 50铣卸荷面 60钻铰 2-24 孔 70铣后端面 80钻、攻丝16 螺孔 90钻、攻丝12 螺孔 100钻 2-16 孔 110钻 2-20 孔 120钻2 斜孔 最终检查 入库 方案二 表 10-2 单位（mm） 工序号工序内容 0铸造、清砂、退火 10粗铣、精铣 I 面 20铣后端面 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 25 - 30钻铰 2-24 孔 40 镗孔7533H及面 50钻 2-16 孔 60钻 2-20 孔 70钻、攻丝16 螺孔 80钻、攻丝12 螺孔 90 钻3斜孔 100钻、铰及攻丝 6-M8 螺孔 110 钻、铰 2- 022. 0 0 6孔 最终检查、入库 10.2 工艺方案的确定 选择机械加工工艺的顺序的方法： 零件主要表面及其他表面的机械加工顺序，对组织生产、保证质量和降低成本有较 大的作用，应根据工序的划分和定位基准的建立与转换来决定。一般原则为： 1先粗后精。既粗加工-半精密加工-精密加工，最后安排主要表面的终加工顺 序。 2在各阶段中，先加工基准表面，然后以它定位加工其他表面。 3先加工主要表面，当其达到一定精度后再加工次要表面。 4先平面后孔。这是因为平面定位比较稳定可靠，所以对于箱体、支架、连杆 等类平面轮廓尺寸较大的零件，常先加工平面。 5除用为基准的平面外，精度越高、粗糙度 A R值越小的表面应放在后面加工， 以防划伤。 6表面位置尺寸及公差标注方式也影响工序顺序， 应力求能直接保证或使尺寸 链数目减少。 最终确定工艺如下: 表 10-3 单位（mm） 工序号工序内容 0铸造、清砂、退火 10粗铣、精铣 I 面 20 镗孔7533H及面 30钻、铰及攻丝 6-M8 螺孔 高成心：齿轮泵设计及关键部件工艺设计 - 26 - 40 钻、铰 022. 0 0 62 孔 50铣卸荷面 60 钻铰242孔 70铣后端面 80 钻、攻丝16螺孔 90 钻、攻丝12螺孔 100 钻162孔 110 钻202孔 120 钻2斜孔 最终检查 入库 10.3 加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定 10.3.1 机械加工余量、毛坯尺寸 齿轮泵零件材料为 HT200,生产类型为大批生产,采用机器砂箱铸型。 由参考文献1 得铸件的最小壁厚应mm5 . 4。壁厚差异不能太大，以避免造成各部分因温差悬殊而引 起缩裂、缩孔与裂纹。铸件应进行人工时效。消除残余应力后再送机械加工车间加工， 否则工件将产生大的变形。 根据上述资料及加工工艺,确定各加工表面的机械加工余量如下: 表 10-4 单位： （mm） 图中部位机械加工余量 I 面2.5 753H孔底面 2.0 753H孔 2.0 30孔 2.0 24孔 2.0 安徽工程大学机电学院毕业设计（论文） - 27 - 卸荷面2.0 后端面2.0 10.4 工序尺寸的确定 在一般情况下，加工某表面的最终工序尺寸可直接按零件图的要求来确定。而中间 工序的尺寸则是零件图的尺寸（最终工序尺寸） ，加上或减去工序的加工余量，即采用 由后往前推的方法，由零件图的尺寸，一直推算到毛坯尺寸。由此可知，若某表面经过 n-1 次加工，则其工序尺寸为 n L= 1n L 1 n Z= 1 L 1 1 n i i Z（n1）（式 10-1） 因此，确定了加工余量后，即可根据设计尺寸推算出各工序尺寸以上只适用较简单的工 序尺寸的确定，对于较复杂的工序尺寸的确定需进行尺寸链的换算。 因此，确定了加工余量后，即可根据设计尺寸推算出各工序尺寸以上只适用较简单的工 序尺寸的确定，对于较复杂的工序尺寸的确定需进行尺寸链的换算。 （1）工序号 10：粗铣、精铣 I 面 查1表 8-33 粗铣余量为 1.7mm，查18-35 公差确定工序尺寸为 0 30. 0 58 由表 1-4 中加工总余量为 2.5mm，精铣为 2.5-1.7=0.8mm 查18-35 公差确定工序尺寸为 0 22. 0 3 .56 mm （2）工序号 20：镗533mm 查18-24 粗镗余量为 1.5mm，工序尺寸为49mm， 查18-24 精镗余量为 0.5mm，工序尺寸为52mm。 （3）工序号 30：钻、铰及攻螺纹 6-M8 查1表 8-18 钻孔加工余量为 3.5mm，工序尺寸为 0mm 查1表 8