CBZ-100齿轮泵设计

- 1 -1 前言齿轮泵的结构和工艺在各类泵中简单，在价格、可靠性、寿命、抗污染以及自吸能力等方面都有较强的优势。在液压传动与控制技术中，齿轮泵的应用占很大的比重，广泛应用于机床、轻工、农林、冶金、矿山、建筑、船舶、机、汽车、石化机械等机械产品的液压系统中。同时齿轮泵也有不少缺点，主要是流量和压力脉动较大，动态性能差，噪声较大，排量不可变，高温效率较低。其中流量脉动问题显得尤其突出，它严重制约着齿轮泵的应用。泵的流量脉动大，不仅会使液压缸运动的平稳性、液压马达回转的均匀性变差，而且会引起压力脉动，更有甚会使管道、阀门乃至整个系统振动(特别是在共振时)并发出很强的噪声，对轴、轴承、管接头及密封都有破坏性影响。因此，本文在力求保持齿轮泵各方面优势的基础上，以提高各零部件的设计精度降低齿轮泵的流量脉动，提高其动态性能，并提高齿轮泵的整体工作性能为目的，作为本次毕业设计课题来研究。1.1 齿轮泵设计概述1.1.1 齿轮泵的结构及特点作为液压系统中的动力元件，齿轮泵作为典型的容积泵广泛应用于各种场合，在液压传动与控制以及润滑设备中是不可缺少的重要元件。齿轮泵由泵齿轮、齿轮轴、侧板、泵体、轴承、泵端盖等组成。齿轮泵按压力可分为:低压(02.5MPa)、中低压( 大于 2.58.0MPa)及中高压(大于8.016.0MPa)齿轮泵;按齿轮啮合形式可分为:内啮合、外啮合齿轮泵;根据齿形可分为: 直齿、斜齿、人字齿齿轮泵。在结构上可以做成单级泵、双级泵、双联泵等形式。最常见外啮合直齿齿轮泵，与其它类型的泵(如螺杆泵、叶片泵)相比，齿轮泵的特点十分突出。齿轮泵的优点为:(l)工艺性较好，价格便宜;(2)结构简单紧凑，外形尺寸小，重量轻，寿命较长;(3)自吸性好;(4)转速范围大，一般可以达到 1500r/min，最高可达 5000r/min;(5)对油中的脏物不敏感，不易咬死，能在工况较差的工程机械中也能得到良好应用;(6)具有间隙补偿装置的高压齿轮泵，工作压力可达 20.0MPa。齿轮泵的缺点为:(1)工作时齿轮及齿轮轴等机件承受径向不平衡力，磨损严重，泄漏大，工作压- 2 -力的提高受到限制;(2)流量和压力脉动大、噪声大。1.1.2 齿轮泵设计中应注意的问题齿轮泵的设计可分为对泵齿轮的设计和齿轮泵结构的设计。在设计过程中应尽量发挥齿轮泵的优点，减轻由于齿轮泵自身的缺点给系统带来的不利。在设计制造时必须考虑以下几方面问题 1:1 轴向间隙问题（即泄露问题）齿轮泵容易漏油的地方较多，例如齿轮端面和端盖间，齿轮外圆和泵体内孔间以及两个齿轮的齿面啮合等处。其中对泄漏影响最大的是齿轮端面和端盖间的轴向间隙。因为这里泄漏面积较大，泄漏路程较短，轴向间隙越大，漏油越多，容积效率也越低。但间隙过小，齿轮端面和端盖之间的机械摩擦增加，也会降低泵的机械效率。因此，必须选择适当的轴向间隙，并要在工艺上容易实现。例如 CB 型齿轮油泵由于采用了泵体和两侧端盖组成的分离三片式结构，装配后油泵的轴向间隙为0.030.04mm，容积效率和机械效率都可达 90%以上。2 径向压力不平衡问题齿轮泵工作时，作用在齿轮轴颈及轴承上的径向力，是由液压力和齿轮啮合力所组成的。这个径向压力是不均匀分布的，吸油腔的压力最低，一般低于大气压力，压油腔的压力( 即工作压力)最高。由于齿轮顶与泵体内壁表面间有径向间隙，所以在齿轮外圆上，从压油腔到吸油腔油液的压力是逐步降低的，它的合力作用在齿轮轴上。因此，轴承受到单方向压力。油泵的工作压力越高，这个单向压力就越大。3 困油现象齿轮泵要能平稳工作，就要求齿轮啮合的重合度 必须大于 1，即要求在一对轮齿啮合即将脱开之前，后继的一对齿轮就要开始啮合(这样才能保证泵的吸油腔和压油腔完全分隔开)。在这一段时间内，同时啮合的就有两对轮齿。这时留在齿间的油液就被困在两对啮合的轮齿形成的一个封闭空间内，这个密闭容积，开始时随随齿轮的转动逐渐减小，以后又逐渐加大。封闭腔容积减小会使被困油液受挤压而产生很高的压力，从缝隙处挤出，油液发热，并使机件（如轴承等）受到额外负载；而密闭腔容积的增大又会造成局部真空，使使油液中溶解的气体分离，产生空穴现象。这些都将使泵产生强烈的噪音，影响泵的工作平稳性和寿命，加速了油液老化变质，对齿轮泵极为不利，这就是泵的困油现象。通过以上论述，可以发现泵齿轮设计得正确与否直接影响到齿轮泵设计的成败。1.2 外啮合齿轮泵工作原理如图 1.1 示，齿轮泵主要由两个相互啮合的齿轮和，以及容纳它们的泵体- 3 -和前后盖所组成。在泵体上，在齿轮开始啮合和脱离啮合之处，分别开有排油口和吸油口。如图 1.1 示，由轮齿 6、7、8、8、7、6的表面及泵体的内表面组成吸油腔，由轮齿 1、2、3、2、l的表面及泵体的内表面组成压油腔，两腔互不相通。当主动齿轮 I 和从动齿轮按箭头所示方向旋转时，由于相互啮合轮齿 8 和8逐渐脱开，密封工作腔容积增大，形成部分真空，油箱中的的油液被吸进来，将齿槽充满，并随着齿轮旋转，把油液带到上侧排油腔内。同时，在排油腔内，1 和1逐渐啮合，密闭工作腔容积不断减小，油液便被挤出。图 1.1 外啮合齿轮泵工作原理图图 1.2 CBZ-100 齿轮泵的齿轮啮合剖视图1.3 齿轮泵的研究现状和发展1.3.1 齿轮泵的研究现状- 4 -国内外有关齿轮泵的研究主要集中在以下几个方面。1.齿轮参数的优化设计齿轮是油泵最关键的元件，其参数选择合理与否，将直接影响着泵的性能、噪声和寿命。现有较先进的研究如：利用多目标离散变量优化设计数学模型，同时考虑到齿轮泵工作条件，按具体条件，构建有所侧重的目标函数如:流量脉动率最小、单位排量体积最小和径向力最小等目标函数。2.针对困油的卸荷措施齿轮泵的困油现象对齿轮泵乃至整个液压系统都产生很大的危害。困油与齿轮啮合的重叠系数及卸荷是否完全等有很大关系(包括卸荷槽的位置、形状及面积等)。通常消除困油的方法是在两侧盖板上开卸荷槽，使密闭腔容积减小时与排油腔相通，容积增大时与吸油腔相通。3.噪声控制技术齿轮泵噪声大有多方面原因，主要是由困油现象、齿形设计精度以及齿轮泵的自身结构特点等因素造成的。解决途径，例如：一种增加齿轮泵齿轮的重合度，或在轴端增加了一对过渡齿轮来保证齿轮传动的连续性和稳定性，以消除由于冲击产生的噪声。4.高压化研究提高泵的工作压力是齿轮泵必然发展方向，提高工作压力所带来的问题是:(l)轴承寿命缩短;(2) 泵泄漏加剧，容积效率下降。产生这两个问题的根本原因在于齿轮上不平衡的径向液压力，工作压力越高，径向液压力越大。目前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，如优化齿轮参数，缩小排液口尺寸等;(3)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。5.降低流量脉动的研究(1)级联齿轮泵主要是通过二级并联直齿轮泵输出流量进行叠加从而使泵总体输出流量脉动下降，通过该方法组成的二级并联齿轮泵比一般结构齿轮泵的流量脉动率低，比同规格普通齿轮泵流量脉动率下降 25。(2)非对称渐开线多齿轮泵通常，为达到减少脉动、降低噪音，一般可以采取增加齿轮齿数的方法。而采用非对称渐开线齿形，增加齿数的修正系数，可适当使齿轮的齿数增多。齿轮齿数增加后，瞬时流量的脉动率增高，振幅下降。但由于采用了非对称的渐开线齿轮，给加工带来了困难。(3)增设滤波器降低齿轮泵输出压力脉动这种方法是根据压力脉动的主要公式p=f(Zs，Ze)Q- 5 -式中p压力脉动; Q流量脉动;Zs泵内部阻抗;Ze为外部阻抗。由上式可知可以通过改变泵外部系统阻抗和泵内部阻抗来降低泵的压力脉动，为了切实改善泵的性能，也可以从改变齿轮泵内部抗阻着手，在泵内加入一个 K 型滤波器来减小泵的压力脉动，以降低齿轮泵的输出压力脉动。(4)平衡式复合齿轮泵平衡式复合齿轮泵齿轮泵的一个新的研究热点，它主要由中心轮、行星轮、内齿轮、密封块及前后泵盖等组成。由于 1 台平衡式复合齿轮泵相当于 6 台单个齿轮泵同时供油，它们的相位相错，使输出流量脉动下降。(5)其它降低齿轮泵的输出流量脉动另外还有一些降低齿轮泵的输出流量脉动的方法，如从泵本身的结构着手，对泵及齿轮参数优化，取得最佳值，使输出流量脉动最小；采用双模数齿轮的设计方法，利用这种齿轮可使齿轮泵的体积减小，轴承负载减轻，并降低了输出流量脉动；改善齿轮泵的困油也是减少泵的流量脉动的重要途径，这种方法主要是通过改善齿轮泵卸荷槽的设计，利用卸荷槽中的流量进行脉动补偿，从而使压力脉动减小；另外，还可以采用负变位齿轮等。此外，如补偿面及齿间油膜的计算机辅助分析、齿轮泵的寿命及其影响因素等。综合对以上现有先进技术及原理的分析整理，本设计中的 CBZ2 系列齿轮泵是我国新研制的高压齿轮泵，是轴向间隙和径向间隙均可自动补偿的典型示例，泵体为三片式结构，由前轴盖、泵体和后泵盖组成。它的内腔与一般齿轮泵的 8 字形腔体不同，而呈圆形，主动齿轮和从动齿轮的齿顶不直接与泵体内腔接触，而是与浮动的径向密封块接触。该型号产品因采用轴向补偿和径向跟踪补偿，缩小了高压区，减少了径向力，所以能提高使用寿命，具有结构先进、合理、性能好、效率高和工作稳定可靠等特点。广泛应用于工程机械、起重运输、矿山井下机械等液压装置。1.3.2 齿轮泵的发展趋势液压传动系统正向着快响应、小体积、低噪声的方向发展。齿轮泵的发展方向趋于:1.高压化高压化是系统所要求的，齿轮泵的高压化工作已进展显著，但因受其本身结构的限制，要想进一步提高工作压力是很困难的，必须研制出新结构的齿轮泵。本设计中 CBZ-100 就是典型的中高压齿轮泵。2.低流量脉动流量脉动将引起压力脉动，从而导致系统产生振动和噪声，这是与现代液压系- 6 -统的要求不符的。3.低噪声国外早就有“安静”的液压泵之说。随着人们环保意识的增强，对齿轮泵的噪声要求也越来越严格。内啮合齿轮泵因具有运转平稳、无困油现象、噪声低等特点，因此将会有较大发展。4.大排量对于一些要求快速运动的系统来说，大排量是必需的。但普通齿轮泵排量的提高受到很多因素的限制。这方面，平衡式复合齿轮泵具有显著优势，如 1 台平衡式复合齿轮泵的排量相当于 6 台单泵的排量。5.变排量齿轮泵的排量不可调节，限制了其使用范围。为了改变齿轮泵的排量，国内外学者进行了大量的研究工作，并取得了很多研究成果。有关齿轮泵变排量方面的专利已有很多，但真正能转化为产品的很少。1.4 本文的主要研究工作根据给定课题 CBZ-100 外啮合齿轮泵的基本参数如：型号 CBZ-100，公称排量100mL/r,额定压力 25Mpa，最高压力 28Mpa，额定转速 2000r/min,最高转速2500r/min，容积功率92，总功率83。设计齿轮泵的主要部件如 :1：齿轮轴;2：壳体;3：卸荷结构：两侧板上开卸荷槽在设计过程中，作为外啮合高压变位齿轮泵，应熟知其的工作原理，精确计算齿轮几何尺寸及啮合参数（例如齿轮啮合中变位系数的确定） ；和在传动中，传动轴即齿轮轴的参数计算及校核，另外壳体设计也是不可或缺的重点，尤其是有关卸荷机构的设计。能够灵活运用计算机辅助设计，本设计中运用 VB6.0 编程实现部分齿轮泵计算并结合三维制图软件 solidworks 辅助零件强度及其它相关性能分析。1.5 本章小结本章阐述了外啮合齿轮泵的工作原理及其特点，在已知部分设计参数前提下，对齿轮泵的研究现状和发展趋势做认真分析，有所侧重的提出了本文的主要研究内容及要解决的关键问题。- 7 -2 泵齿轮参数及齿轮轴的确定齿轮泵是依靠泵齿轮相互啮合转动，实现工作腔容积的不断变化，形成吸油和压油腔，使得它能够不间断吸油和排油。齿轮泵这样的工作原理就决定了其性能的高低与泵齿轮参数是否合理有很大关系。因此，正确合理的确定泵齿轮参数是设计齿轮泵最重要，也最基本的工作。2.1 变位齿轮传动在确定齿轮的具体参数之前，首先必须了解变位齿轮传动以及其分类与比较 4。一对变位齿轮传动的特性主要与变位系数总和 （= ）的大小以及变位x12系数的分配情况有关。因此可以根据 和 、 的数值，把齿轮传动分为三种基12本类型：标准齿轮传动（ = = =0） ，高度变位齿轮传动（ = =0 即x12 12x=- ） ，角度变位齿轮传动（ = 0） 。现分述如下：1x2 x1.标准齿轮传动（1）啮合及安装特点由于是标准传动齿轮，其变位系数 。按照无侧隙啮合方程式：120（2.1）122tan()/()invixz其啮合角 等于分度圆压力角 ，即 。其中心距 （2.2）1212()mzr即标准齿轮传动的中心距等于两分度圆半径之和。因两分度圆为相切的互作纯滚动的节圆，即中心距变动系数 y=0，如图 2.1 示：- 8 -图 2.1 变位齿轮传动类型（2）齿数的限制由于两齿轮的变位系数 ，所以，为避免根切，两齿轮齿数都必须大120x于最小齿数，即应有： 。minin,z（3）优缺点:标准齿轮传动设计简单，使用方便，还可以保持标准中心距。但是其小齿轮的齿根较弱，而且齿根的滑动系数较大，故易于磨损，特别是当其传动比较大时更明显。2.高度变位齿轮传动高度变位齿轮传动又称等移距变位齿轮传动，其变位系数 = =0 即x1212x（1）啮合及安装特点根据无侧隙啮合方程式（2.1）分析，与标准齿轮传动一样，因 =0，故12，y=0， y=0 。a从啮合传动看，高度变位齿轮与标准齿轮传动一样，两分度圆相切做纯滚动。但是，对于每个齿轮而言，其变位系数 、 并不为零，因而其每个齿轮都是变1x2位齿轮，其齿顶高和齿根高均发生变化，因而称高度变位齿轮传动，如图 2-1 中所示。（2.3）*1122*2(),()aaf fammhxhccx（2）齿数限制等移距变位齿轮传动的变位系数，一个为正，另一个为负。从提高强度、改善传动质量或从避免根切的角度来看，都希望小齿轮为正变位。但为了保证两齿轮均不根切，其变位系数应为- 9 -*min1min212,aazzxhx有应保证： =0.则有1212minz即要采用高度变位齿轮传动时，两齿轮的齿数和应大于或等于最少齿数 的minz两倍。（3）优缺点：1）可以减小机构尺寸。当齿轮机构的齿数比 u 一定时，可以利用正变位使小齿轮 而不根切，同时大齿轮齿数 相应减少，从而使整个齿轮机构的尺寸减minz2z小。2）提高承载能力，改善磨损情况。由于小齿轮采用正变位，其齿根厚增大，齿根的最大滑动系数减小，因而抗弯曲强度和耐磨损情况得到改善。虽然大齿轮采用负变位而使其齿根厚变薄，但可以调整至大小齿轮的抗弯强度趋于一致，使两齿轮的承载能力得到充分的发挥。3）缺点主要是传动重合度略有减小。3.角度变位齿轮传动角度变位齿轮传动又称不等移距变位齿轮传动，可分两种情况：一是 =x0，称正传动；一是 = 0，由无侧隙啮合方程式（2.1） 、变位齿轮实际中心距12（2.4）1212cos()cosamrz和中心距变动系数公式（2.5）12cos()(1)yz可知，其啮合角 大于分度圆压力角 ，实际中心距 大于标准中心距，中心a距变动系数 y0。因此，该种齿轮传动中，两啮合齿轮的分度圆不再相切，而是相距 ym。其节圆不再与其分度圆重合，而是大于各自的分度圆。由于啮合角 发生- 10 -变化，不再等于分度圆压力角，故称为角度变位齿轮传动（包括负传动） 。为保证标准顶隙为无侧隙啮合，其全齿高要比标准齿轮减小ym ，及y0 .2）齿数限制。根据不产生根切条件及 0，得 。即当两齿12x12minz轮的齿数均小于最少齿数 时，应用正传动可避免根切。当然若齿数均大于minz时，应用正传动也可以提高其传动质量。minz3）正传动优缺点：可减小齿轮机构尺寸。可减小齿轮磨损，提高齿轮传动承载能力。可配凑中心距。适当选择变位系数，可得到不同的啮合角 ，从而满足不同中心距的要求。缺点主要是设计计算麻烦，且其传动重合度有所减小。（2）负传动1）啮合及安装特点由于 = 0.2）齿数限制。由于 ，为避免根切，必须有 。即两齿轮的齿数和必须120x12minz大于最少齿数 的两倍。minz3）负传动优缺点：适当选择变位系数，可配凑不同中心距。使重合度增大。会使齿轮的弯曲强度和接触强度降低。使轮齿根部的最大滑动系数增大，加剧轮齿的磨损。设计计算较麻烦。综合以上对齿轮传动的分析，在本次设计中 CBZ-100 齿轮泵中的齿轮应采用角度变位齿轮传动中的正传动。2.2 确定基本泵齿轮参数2.2.1 泵齿轮参数的选取原则- 11 -图 2.2 泵齿轮参数与齿轮性能的关系如图 2.2 示，泵基本齿轮参数与泵各参数的关系，综合分析泵齿轮参数的选取原则如下：1泵齿轮的齿数对流量脉动起决定性影响并对齿轮泵的噪音振动也有较大的影响。因此，应根据齿轮泵应用的场合不同，首先确定泵齿轮的齿数。据目前使用经验齿数一般在 10 一 14 之间。2泵齿轮模数对齿轮泵的排量起决定性的作用。模数的影响远远大于齿数的影响。通常，在齿轮泵排量确定的情况下，应尽可能的增大泵齿轮的模数，而非增大齿数。3齿顶高系数和变位系数是以增大泵齿轮齿顶圆为目的，以提高齿轮泵的性能。齿顶高系数比变位系数对齿轮泵流量的影响要大，但齿顶高系数和变位系数的确定应是在考虑泵齿轮正常啮合条件下选取的，必须保证合理的重合度。正确合理的确定这两个系数对齿轮泵性能的优化有重要意义。4泵齿轮的齿宽越小越好。但在设计中应注意的是过小的齿宽会使齿轮泵在结构上无法保证进出油口的尺寸。5应综合考虑泵齿轮的齿数，齿顶高系数和变位系数，准确分析泵齿轮的啮合过程，正确确定泵齿轮的各个特征啮合点及实际重合度大小，对于消除困油现象，以及减小流量脉动有着重要的意义。6泵齿轮的顶隙不能太大。太大的顶隙会造成轮齿困油量的增加。2.2.2 齿轮基本参数的确定已知参数：型号 CBZ-100，公称排量 100mL/r,额定压力 25Mpa，最高压力28Mpa，额定转速 2000r/min,最高转速 2500r/min，容积功率92，总功率83。1. 测量齿轮泵齿轮的基本尺寸参数如下：， ， ， ， ， 9.62D14.b67.0B36.1w04.34231z其中， 齿顶圆粗测直径； 齿宽 ；- 12 -、 分别为跨三个齿和四个齿的公法线长度；3w4分度圆压力角。1） 由于该齿轮齿数为奇数，无法直接测出齿顶圆直径，测量中采用以下方法确定齿顶圆直径，如图下图 2.3 示： 图 2.3 齿轮齿顶圆测量示意图根据公式： 2secDda2barctgD将 代入上式有：9.667.04Brct 413.69.rct2seda5.20os.62） 模数根据基节 确定：bP根据公式 ， ， ， ， 34wb4.14.3wcosbPm则有 34b 70.16.0.将 ， 代入公式 得：bP70.12cosbPmcosb2074.1965.3圆整后取 ，据此，取标准齿轮模数为 m=44m3）变位啮合形式的确定通过标准中心距和实际中心距的比较，可以判定齿轮啮合的变位形式。结合在2.1 节中对齿轮传动的分析，其中根据齿数及模数可以确定：- 13 -标准中心距 mza215243实际中心距可以通过测量两轴承孔的距离来确定，具体方法如下（参考下图示）：图 2.4 中心距测量示意图实际中心距： 90.635aLd2a所以很容易判定该齿轮啮合时正变位（角度变为） 。根据中心距求啮合角 a)cosr( 52arsco07.325192确定中心距变动系数 yma 75.0424）确定变位系数此处采用齿轮公法线长度公式反推变位系数，具体计算如下：已知公法线长度公式 cos0.52sinkWkZinvmx将 代入上式34.1w又由，齿轮为渐开线齿轮，渐开线方程：且已知 taniv20求得 =0.014904inv则- 14 -3cos0.52in1.43.0.398526siwmkZivxi圆整后取 .0x5）齿顶高变动系数 y2.475.0y6）齿根圆直径 64.3)8.39(fd7）齿顶高系数 与顶隙系数 *ah*c齿轮泵中齿轮的齿顶高系数 与顶隙系数 ，与普通传动齿轮的齿顶高系数ah*c与顶隙系数 不同。其中齿轮泵中齿顶高系数 较普通齿轮齿顶高系数*ahc ah大，而顶隙系数 较普通齿轮顶隙系数 要小。原因是齿轮泵中齿轮要满足泵*c排量要求，增大 减小 使的齿轮泵中轮齿比普通齿轮轮齿要长，这样可以尽可ahc能的增大齿轮泵的排量。同时减小 还可以防止齿根圆直径过小，造成的齿根强度*减弱。由 可得*ahxym(63.952)0.451.87.1ah由 可得c 2.0.42.*mc8）齿顶高 和齿根高ahf*ahxy8.54)0.1.(cf 632则， 全齿高 相对普通齿轮全齿高大于 0.8，这4.96.385fa样就增大了齿轮泵的排量。- 15 -9）节圆直径 cosdcos204135.237.10）中心距计算系数 =y10.7691=.058cs.11）分度圆分离系数 yz21358.412）齿顶高变动系数 x10.7.0613）实际中心距校核 63.954.2.752fadcm由于受加工精度及装配精度影响，无法保证其过高精度，因此 取 。a14）基圆直径 bcos52cs0=48.61bd2.2.3 齿轮其他参数计算及相关参数校验整合以上计算所得基本参数，作以下计算：1、公法线长度 和跨齿数kw已知对于变位齿轮跨齿数及公法线长度公式： 5.02cosar180xzzksin5.cosmivmWk则，该变位齿轮的跨齿数 13s20arc.5021.80.8z圆正后取 3k已求出变位系数 校验公法线长度4.xcos0.52sinkWmkzinvmx34.104.813.20i与实际值只相差 ，基本满足条件。4.2、固定弦齿高 和固定弦齿厚chcs- 16 -)2(cos2xtgm 57.6204.cos42tgmzd513tgcdcsha21 62.407.6269. tg3、齿顶圆直径校验 已知 *1.ayxhzmda2*4(132.08.5)64.比实测 大 0.705，亦在误差允许范围内。)695.3(a4、验算中心距 12 tginvinvzx0.82.0149.37023tg查渐开线函数表得 6.765ztginviy1cos2 0.9360.3765260.137874yx.8.86mac520635473.5与实测中心距 只相差)(.5、验算齿顶厚变位齿轮的齿顶厚随变位系数的增大而减小，故变位系数较大；齿数又较小时，应验证齿顶厚。齿顶厚计算公式 aainvzxtgds24齿轮的齿顶压力角 abarcos- 17 -基圆直径 cosmzdb864.20cos134将 代入 有86.4b abadrabarcos9.365.84rcs则 aainvzxtgds24 63.9501860.149.3741.329因为 . msa所以，齿顶厚满足要求6、重合度计算已知公式 212 tgtztgtzaa则21ttzttgzaa239.6.7813.741.2故重合度满足要求以上参数运用 VB 实现，结果可以更直观，如图 2.5 所示为泵齿轮基本参数输出窗口图 2.5 齿轮基本参数计算窗口- 18 -2.3 齿轮轴受力分析及其校核和结构确定由于所确定齿轮尺寸较小，在本设计泵中，直接将其做成齿轮轴形式。根据齿轮泵的结构特点及其工作条件，6 级精度，确定齿轮轴材料为：20CrMnTi，热处理为渗碳后淬火。则其强度极限： （Mpa） ，屈服极限为： （Mpa）310B850s硬度：齿芯为 300HBS, 齿面为 5862HRC1. 确定齿轮的载荷系数 K 及齿轮强度校核 使用系数 A已知 CBZ 系列泵广泛应用于工程机械、起重运输、矿山井下机械等液压装置，载荷状态属轻微冲击，电动机做原动机，故确定使用系数 1.25AK动载系数 v图 2.6 动载系数 值vK根据图 2.6 示，查得 值为 1.10vK齿间载荷分布系数 本设计泵中齿轮为直齿圆柱齿轮，故确定 1HF齿向载荷分布系数 已知齿宽 B=67.04，齿宽系数 167.04.2895db1.83，HK- 19 -图 2.7 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 KF由图 2.7 查得， 1.5FK则齿轮载荷系数： .2.158Av1）接触强度校核齿轮传递的转矩 npT510.9 mN535049.2061.9切向力 2dFt5.2.84.径向力 gtr 41.03678.51tg法向力 costn N40cos5已知齿数比 21z综合所参考资料，确定齿轮比系数 4.1z则 121221 cossincosin tgdzdzu2.40.58925cos067tg圆周速度 1nd sm076181.查资料得 8.9Ez- 20 -2cos1tgzH12.184266.7cos0tg则 E.489.45.98zbdkFtH1 251362.01.667.02Nm查资料得 0N3m取 NHk则 021H9.06H2130mN所以， 3211HzdkT 253.582496.9150.7613m152d因此， 该齿轮满足接触疲劳强度要求2）弯曲强度校核校核公式 bsatsabYmkF0根据 查阅参考资料得 ，4.x13z 45.274.1saY将其代入上式得 bsatsabk04 21.58312.578.4567. Nm参考 290mNkbNb03.15bb因此，齿根弯曲疲劳强度满足要求综合以上计算可确定齿轮计算合格。2.齿轮径向力计算齿轮泵工作时，作用在齿轮轴颈及轴承的径向力，由液压力和齿轮啮合力所组成。在实际设计时，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- 21 -公式计算主动齿轮轴（N）110.75RapBdF从动齿轮轴（N）21.8Ra3.齿轮轴的结构设计实际设计中，一般只对从动齿轮轴的支反力进行计算首先考虑，齿轮轴的齿顶圆直径应大于两倍的轴颈时，才可以做成齿轮轴。已知，初步确定轴颈处直径为163.95ad135d1) 确定轴的最小直径根据齿轮轴材料扭转疲劳极限 10计算轴的最小直径 2： 3308.6241.30indpA已初定轴颈处直径为 35mm，此处轴接联轴器，存在键槽，加大（37），并圆整 d=30 （ mm） ，联轴器选择 LT4 型，孔径 d=30，孔长 L=608；此处键，选择普通平键，具体尺寸如下： ，18bh50l轴上深度 ，毂深5t13.t2) 主动轴结构确定取轴肩高为 2mm 做定位用， mm， mm；齿轮两端对称安装一对12d140L圆柱滚子轴承 N407，直径 mm，宽度 mm，在安装时，齿轮泵需考23525虑浮动轴套等其他相关零部件的尺寸，故此处轴长初定为 ；齿轮与轴做成一26体处，已知齿宽 mm，即 mm；轴两轴承尺寸相同，故此处轴颈67.04B367.04也为 35mm，考虑安装过程中在原有配合件基础上加固定，初定此处轴长 ；48L综上所述，确定轴的跨度为 277mm3) 轴的输入扭矩及齿轮受力（Nmm）52.8491T（ N）410rF圆周力- 22 -（ N）412.035tTFd综合以上设计数据，利用三维软件 solidworks 对其进行分析。所选材料及确定尺寸基本满足强度条件。最终确定齿轮轴如图 2.8 示。图 2.8 设计主动齿轮轴图 2.9 齿轮轴结构及齿轮应力分布图2.4 本章小结综合利用所查阅资料及书籍，明确变位齿轮工作原理。根据给定参数，结合可视化编程软件 VB6.0 及三维绘图软件 solidworks 的造型及分析功能，严格谨慎的计算确定齿轮和齿轮轴基本参数及其部分校核。- 23 -3 泵基本参数及壳体的确定3.1 泵基本性能尺寸已知泵基本参数：型号 CBZ-100，公称排量 V=100mL/r,额定压力 p=25Mpa，最高压力 Mpa，额定转速 n=2000r/min,最高转速 r/min，容积功max28p max250n率 92，总功率 83v1） 泵的机械效率 m0.83.902174v2） 泵的输出流量 q（L/min）312.8vVn根据齿轮确定的齿轮泵平均流量 Q9（L/min）2 26637.04175.90zBQ根据容积效率，泵的理论流量 :t tttQvN（L/min ）175.290.46tV3） 泵的输出功率 op（Kw ）2517.9.580476QP则泵的输入功率 in（Kw ）7.1580.6243oinp- 24 -输入转矩 T（Nm）8.6241010=.6832inip液压泵齿轮轴的角速度 （rad/s）/.齿轮的线速度（mm/s ）521.061.74vr4） 泵泄露流量（L/min）.98.vsq综上计算，确定泵的驱动功率为：8.624kw3.2 泵壳体基本尺寸已知两啮合齿轮的齿顶圆直径 1263.95ad且变位后中心距 5a确定两齿轮啮合后，最大径向长度（mm ） 21)/563.918.650(aL3.2.1 求齿顶与泵体间隙，确定壳体直径由于间隙值远小于齿厚, 因此可以简化为两平板间的间隙流,如图 3.1 示， 图 3.1 齿顶与泵体间隙的简化模型以理想牛顿流体为假设, 其基本特性为: duy式中 流体中的剪力 流体的黏性系数- 25 -为流体 X 方向的流速u流体 Pa.s) (m2/s)氢 0.910-5 10.710-5甲烷 1.3410-5 2.0010-5空气 1.8110-5 1.4910-5二氧化碳 1.4810-5 0.810-5水 1.00210-3 1.00410-6汽油 0.3110-3 0.4610-6轻油 2.010-3 2.410-6甘油 14.910-3 11.810-6水银 1.5510-3 0.11510-6表 3.1 在常温(20oC)及标准压力（1 个大气压）下流体的粘性由上表看出，气体的粘性较小，液体的粘性较大。取 =2.010-3以单位体积内的压力平衡推导, 可得间隙内的流体速度的分布为 11 10 12 13:12dpUuyhyx式中 h间隙宽度U 两平板的速度差P 压力由于假设间隙极小, 因此 Y 方向并无压力差以及流量 :312ttUdpxhq导出流体速度分布公式,可由 Y 方向速度变化求间隙内的功率损失。先在流体中取小矩形单元, 施于此单元上之剪力为: 12ty tdupdpyxxh因此，单元中损失的功率为： 22 214hey tt t tuduxzduzydypUpdxzyxWh 其中， ，视为常数，t 为一齿的齿顶厚度。10dxt将上式以齿顶厚度 t、齿轮宽度 b、间隙宽度 h t 的空间积分后, 可得:- 26 -2321tT tZBphUW即为齿顶与泵体之间间隙的功率损失。或者, 由压力流量的乘积加上齿顶与泵体间的粘性摩擦损失功率, 如下式所示, 亦得同样结果。 23 2232|1ttTht t ttt tduZBpUhypBZBq 其中，Z 为齿顶与泵体接触的齿数。以 h t 为函数, 其他参数为常数, 绘成功率损失曲线, 如图 3.2 所示。该曲线表示了损失功率与间隙之间的关系。图 3.2 功率损失与间隙关系图为求得使齿顶与泵体间功率损失最小的间隙 ,将功率损失对间隙 微分, 0thth并代入应为 :0th02200|4tht tdBpWU解得 02ttp考虑液压泵的工作状况，工作温度大约在 540，取 由于齿轮泵32.01稳定工作情况下，壳体固定，故确定两平板的速度差 U=0.552m/s- 27 -由于齿轮泵为容积式泵, 因此齿轮泵的理论输出量可以直接由齿与齿间的空间计算而得到, 外啮合齿轮泵每转一圈输出的理论容积为: 220 2321cos067.4389.461iBzQm08.64.907.minp则 ： 302.1.9046.89745th即齿顶与泵体的最佳间隙 =0.08096740t在运转过程中，齿轮泵的实际径向间隙是很小的。通常在设计时，齿轮泵的径向间隙一般取 H7d7 动配合，或在 0.05-0.16mm 之间选取。故计算结果符合条件。在 CBZ-100 齿轮泵的高压腔内，有一密封块（如图 3.3）依靠所划定的圆形背压区形成径向背压力，来推动径向密封块紧靠齿轮齿顶，以保持径向密封，这种补偿方法称为“追踪补偿” 。从而也改善了侧板结构，使其不再是密封齿轮全部端面的整块侧板，而是形状特殊的异形侧板（如图 3.4 示） ，形成的只局部密封的高压区。前后侧板直接定位在轴承上，侧板背面有背压槽，通过小孔与高压腔相通，使侧板靠紧贴齿轮端面而保持轴向密封。在泵体内除密封块为高压封油区外，其余都是低压油区。综合以上分析计算，考虑密封块结构尺寸，以此可以确定齿轮泵壳体的内腔直径 0218.3920.812.5kttLdh考虑密封块尺寸，圆整 =140（mm） ；根据轴长确定壳体高度 mmkt 10H- 28 -图 3.3 齿轮泵高压 密封块及承压面形状图 3.4 轴向补偿侧板3.2.2 进、排油口径尺寸确定81）进油口 4.6ssqdc， 分别表示进油和排油口容许流速，通常，大流量、高压力时取大值。scd一般， 1.360sdc这里分别取 1.5,3.sdc则， 1844.6.50.972.ssqc2）排油口 .3.8.5d为方便壳体加工，通常将进油口和排油口直径趋于相等。取 = =40mmds- 29 -图 3.5 VB 实现进油、排油口径3.3 本章小结综合以上对泵基本尺寸的计算，大体上确定壳体尺寸。选定壳体材料为 HT300.考虑齿轮泵的结构轻便及美观性，在保证壳体承受齿轮啮合时冲击力及径向力、轴向力前提下，确定泵体外径为椭圆形状。其他孔尺寸，在满足其强度条件下，也力求经济实用性和壳体更美观。如图3.6 示，为所设计壳体的整体外观形式。图 3.6 壳体外观- 30 -4 泵其他部件的确定综合以上两章，具体确定了齿轮泵的核心工作元件齿轮轴及重要工作部件壳体基本尺寸及校核。4.1 轴向间隙补偿相关设计本章结合高压外啮合齿轮泵的工作原理，及仔细研究分析 CBZ 系列齿轮泵特点，在满足其基本功能尺寸的基础上，为保证其有良好的工作性能，首先应考虑泵的轴向间隙的液压补偿。具有固定轴向间隙的齿轮泵，当排出压力超过 1Mpa 时，泄露将加剧，容积效率降低。为减少泄露，在高压齿轮泵中通常采用液压补偿轴向间隙的方法，即在齿轮端面和侧盖之间加入一浮动轴套或挠性侧板。从排油腔引高压液体至轴套及侧板外侧，由于轴套可浮动和侧板的挠性，液压即将轴套或侧板压向齿轮端面，使轴向间隙保持最小。其补偿原理是在浮动轴套( 侧板) 外端面上划出多个独立区域, 并分别注入吸油腔中的低压油和排油腔中的高压油, 从而对其产生一定的外侧力和偏心矩, 以平衡其内端由分布在不同齿槽间的压力油所产生的内侧力和偏心力矩。 “力矩平衡”能避免轴套( 侧板 ) 发生歪斜 。补偿面设计, 就是要在轴套( 侧板)外侧上, 设计出划分独立区域的密封圈参数 16。1 齿端面积及其圆心矩计算- 31 -图 4.1 齿轮参数示意图如图 4.1 齿端的面积包括两部分, 一部分是由顶圆、基圆及两侧的渐开线所围成的面积 , 另一部分则是由基圆、根圆及两侧假设的直线轮廓所围成的面积531246s16 17 。7568（4.1）3225312467582 23tanababLcabafsinvrrrr1t4.50.6tan27.06419smx91LCs、 这两块面积对圆心的矩设为 、 。则齿端面积5312467568 531246M7568的圆心矩 为:LCM（4.2）32253124675683 33 3124tanseclnsectaaL abbbbabba bfaivrrrr 594.18736LC2槽端面积及其圆心矩计算式( 4.1) 、(4.2) 给出了齿端面积 和圆心矩 的关于齿轮参数的函数表LsLCM达式, 设 为两轮齿中心夹角, 则槽端面积 和圆心矩 为:C（4.3）2874.19aif afCLCLrdzsSSr- 32 -（4.4）2 324867.30aifCLCafLCrdzMrM3 内侧力和 y 轴偏心力矩计算由槽端面积 和圆心矩 , 可根据下列公式计算出轴套( 侧板) 内侧CsC的受力情况（4.5）1zinCipsF（4.6）1360izinyi iz式中 齿轮如图 4.2 示，是在 0 360/z 之间的变化角。虽然每一齿槽中油压力 在一个周期 360/Z 内略有变化 , 但所有齿槽中的压pi力和 在这个周期内可认为近似不变。因此轴套( 侧板) 内侧所受到的压力1zip也可看成近似不变, 但齿轮在周期运动时, 这个内侧压力对 y 轴产生的力矩inF却是以周期 360/Z 而变化的。iyM式( 4.5) 、 （4.6）中 为各齿槽内的油压力。对于减小径向力措施, 主pi pi要有以下 3 种分布:1）油腔扩大到接近排油腔, 只有 1 到 2 齿起密封作用。2）排油腔扩大至接近吸油腔, 只有 1 到 2 齿起密封作用。 3）排油腔到吸油腔之间, 所有轮齿都起密封作用。通常，第 1）和 2） 种压力分布较第 3)种压力分布而言, 它们对轴套( 侧板) 关于 y 轴的偏心力矩起到缓解作用, 计算也相对简单。图 4.2 圆形密封圈补偿面示意图综上对于轴向间隙补偿原理及补偿面设计的分析，为保证压紧面间的密封要求，又要防止磨损和功率消耗过大，必须选取恰当的承压面积和压紧力。常见的承压面- 33 -形状有偏心 8 字形（如图 4.2 示）弓形 3 字形。侧板具体形式如图 4.4 示：为使压紧力和推开力作用线重合，合理的承压面形状及位置应能保证。通常是使高压液体作用于一个具有特殊形状的橡胶密封圈构成的面积内。密封圈截面是圆形，可嵌在相应槽内，如图 4.2 中所示。4.2 卸荷槽尺寸确定卸荷槽是为消除困液现象，在与齿轮端面接触的两侧板上开的两个用于引出困液的两个沟槽。卸荷槽有相对于节点 P 对称布置和非对称布置两种。它的位置应保证困液空间在其容积达到最小值以前与排除腔连通。过了最小位置后与吸入腔连通。本次设计泵中采用对称布置，则卸荷槽尺寸：卸荷槽间距：（mm） （4.7）222 1301.93576.945coscoszyam卸荷槽长度：（mm） （4.8）1.2.e卸荷槽宽度：应保证 ，取 （mm）.5cm3c图 4.3 VB 计算卸荷槽窗口4.3 本章小结综上两节，本章主要完成对齿轮轴向补偿优化及卸荷槽的初步尺寸确定。根据泵强度要求确定侧板为粉末冶金齿轮泵双金属浮动侧板及浮动轴套。至此，本设计基本完成齿轮泵上各重要部件的选型及