外啮合齿轮泵的设计

图 1 是外啮合齿轮泵的工作原理图 由图可见 这种泵的壳体内装有一对外 啮合齿轮 由于齿轮端面与壳体 端盖之间的缝隙很小 齿轮齿顶与壳体内表面 的间隙也很小 因此可以看成将齿轮泵壳体内分隔成 左 右两个密封容腔 当 齿轮按图示方向旋转时 右侧的齿轮逐渐脱离啮合 露出齿间 因此这 一侧的 密封容腔的体积逐渐增大 形成局部真空 油箱中的油液在大气压力的作用下 经泵的吸油 口进入这个腔体 因此这个容腔称为吸油腔 随着齿轮的转动 每 个齿间中的油液从右侧被带到 了左侧 在左侧的密封容腔中 轮齿逐渐进入啮 合 使左侧密封容腔的体积逐渐减小 把齿间的油 液从压油口挤压输出的容腔 称为压油腔 当齿轮泵不断地旋转时 齿轮泵的吸 压油口不断地吸油 和压油 实现了向液压系统输送油液的过程 在齿轮泵中 吸油区和压油区由相互啮合 的轮齿和泵体分隔开来 因此没有单独的配油机构 齿轮泵是容积式回转泵的一种 其工作原理是 齿轮泵具有一对互相啮合 的齿轮 齿轮 主动轮 固定在主动轴上 齿轮泵的轴一端伸出壳外由原动机 驱动 齿轮泵的另一个齿轮 从动轮 装在另一个轴上 齿轮泵的齿轮旋转时 液体沿吸油管进入到吸入空间 沿上下壳壁被两个齿轮分别挤压到排出空间汇 合 齿与齿啮合前 然后进入压油管排出 齿轮泵的主要特点是结构紧凑 体积小 重量轻 造价低 但与其他类型泵 比较 有效率低 振动大 噪音大和易磨损的缺点 齿轮泵适合于输送黏稠液 体 外啮合齿轮泵的设计外啮合齿轮泵的设计 设计齿轮泵时 应该在保证所需性能和寿命的前提下 尽可能使尺寸小 重量轻 制造容易 成本低 以求技术上先进 经济上合理 我们已知某润滑油泵工作压差 bar 和排量 q 62582 ml r 用p Y132S 4 电动机作为原动机带动油泵的正常工作 一 定刀具角和齿顶高系数 n a o f 采用标准刀具 齿顶高系数 20 n a1 o f 二 选齿数 Z 排量与齿数 查资料 液压文件 中查得 1 1 考虑到实际上齿间的容积比轮齿的有效体 102 32 rmlBZmq 积稍大 所以齿轮泵的理论排量应比按式 1 1 计算的值大一些 并且齿 数越少差值越大 考虑到这一因素 就在公式 1 1 中乘以系数 K 以补偿 其误差 则齿轮泵的排量为 通常 102 32 rmlBKZmq K 1 06 1 115 即 齿数少时取最小值 当 时 可取7 66 6 2 k K 1 115 而当 20 时 可取 K 1 06 反映齿轮泵结构大小的尺寸 齿轮 分度圆直径 Df Mz 若要增大排量 增大模数的办法比增加齿数更为有利 若 要保持排量不变 要使泵的体积很小 则应增大模数并减少齿数 减少齿数可 减小泵的外形尺寸 但齿数也不能太小 否则不仅会使流量脉动严重 甚至会 使齿轮啮合的重迭系数 1 这是不允许的 一般齿轮泵的齿数 Z 用于机床或其它对流量的均匀性要求较高的低压齿轮泵 一 般取 Z 用于工程机械及矿上极限的中高压和高压齿轮泵 对流量的均匀性要求不高 但要求结构尺寸小 作用在齿轮上的径向力小 从而延长轴承的寿命 就采用较少的齿数 Z 而近来新设计中 高压齿轮泵时 都十分注意降低齿轮泵的噪声 因此所选齿数有增大的趋 势 取 Z 只有对流量均匀性要求不高 压力有很低的齿轮 泵 如润滑油泵 才选用 Z 所以我们初选齿数为 11 齿轮 1 Z 泵所用的两个齿轮等大 固传动比 所以11 12 iZZ 三 确定齿轮的模数 m 由齿宽与齿顶圆的比值 得 即 e D B e DB CZmB 对标准齿轮 对于 增一齿修正法 修正的齿轮 将 的表达 式代入排量近似公式得所以 32 102 KZmq 32 10 2 CZKZmq 式中 1 06 1 115 齿数少时取大值 齿数多时3 3 10 2 CZkZ q m 取小值 查资料知 表 barp e D B 得模数 m2 4 经查课本 机械设计 中表 2 我们应选取与该值接近的标准 模数值 m 2 5 四 确定齿宽 mm 所以 CZmb 25 1 CZmb 25 21 bb 五 确定齿轮的其它参数 压力角我们取标准值 选取标准值a 20a 分度圆直径 d 5 27115 2 11 mZd 5 27115 2 22 mZd 齿顶高 a h5 25 21 1 m haha 齿根高 f h125 3 1 mchh af 齿全高 h 2 2 111 chhhh afa 齿顶圆直径 a d 5 325 2 1211 2 11 mhZd aa 5 325 2 1211 2 11 mhZd aa 齿顶高系数1 a h 顶隙系数25 0 c 1 我们选用一般的齿轮材料 软齿面的闭式传动 查课本 机 械设计基础 表 12 1 和表 12 2 选用 45 钢 正火处理齿面硬度 HBS230 齿轮油泵为一般机械中的齿轮传动 我们处选 8 级精度 2 确定许用应力 由图 12 11c 图 12 14c 分别查得 MP H 560 1lim MP F 195 1lim 由表 12 5 查得和故1 1 H S4 1 F S H 1 1 5091 1 560 1lim MPa SH H 3 139 4 1 195 1lim 1 MPa SF F F 六 选定工作油液 我们所用的工作油液为矿物油型 石油基 液压油 普通液压油 这种油液是以石油的精练物为基础 加入各种改进性能的添加剂而成 七 确定齿轮泵的转速 n 齿轮泵一般都和原动机 电动机 内燃机等 直接连接 我们所 用的电动机为 Y132S 4 型功率 P 5 5kw 满载转速 所以其min 1440 1 rn 转速 n 应于原动机的转速一致 由流量公式可知 转速愈高 流量愈大 但转速过高 由于离心力的作用 使油液不能完全充满齿间 吸油不足导 致了容积效率下降 产生气蚀 震动和噪声 因此就有最高的转速限制 允许的最高转速与工作油液的粘度有关 粘度越大 允许的最高转速就愈 低 一般用限制齿轮顶圆圆周速度的办法来确定最高转速 以保证在 工作中不产生气蚀 不同粘度的油 起允许的圆周速度如表 3 所示 然后 将允许的顶圆圆周极限速度换算成允许的极限转速 max v max n 表 3 液体的运动粘度 2 smv 4 1012 0 4 1045 0 4 1076 0 4 1052 1 4 103 4 103 5 4 106 7 齿顶圆周极限速度 max smv 543 732 21 61 25 e D v n max 3 max 1060 式中 顶圆直径 mm 顶圆圆周极限线速度 m s e D max v 另一方面齿轮泵的转速也不能太低 因当工作压力一定时 泵的泄露量也 接近于一定值 它与转速的关系不大 但转速愈低 流量愈小 泄露量与理论 流量比值愈大 溶剂效率愈低 所以还应对齿轮泵的最低转速加以限制 其允 许的最低顶圆圆周速度 可按以下经验公式选取 1752 0 min sm E p v 式中 齿轮泵高低压腔差 bar 工作油液恩式粘度 p E 为了避免容积效率严重下降 在实际工作中都不允许泵的转速低于 300rpm 八 校核排量是否符合原始设计参数中提出的要求 九 结构设计 一 结构形式的确定 在确定结构形式时应考虑以下几个内容 1 减轻径向力的结构设施 2 是采用三片式结构 有前泵盖 泵体 和后泵盖组成 还是采用两片 式结构 由壳体和前盖组成 近年来其所以三片式结构得到广泛应用 是因为三片式结构有以下优点 1 毛坯制造容易 甚至可用型材切料 2 便于机械加工 3 便于布置双向端面间隙的液压自动补偿 从而改善补偿性能和提 高寿命 4 便于双出轴布置 根据需要可以串联另一个齿轮泵 3 齿轮与轴做一个整体还是做成分离式通过键 或花键 连接 将齿轮和轴做成整体 其优点是结构紧凑 装配方便 将齿轮和 轴作成分离式 其优点是加工工艺性好 齿轮侧面加工较容易 在平面磨 床上很容易加工相同的齿宽 这种结构在大排量泵中常见 二 确定高低压腔尺寸 包括压出角 吸入角和吸压油管道直径 三 轴承负荷 径向力 的计算 四 轴的计算 1 从我们的结构设计上看 采用的是齿轮轴 固齿轮轴也采用的是 45 钢并作正火处理 由表 14 1 课本 机械设计基础 查 得 再由表 14 5 查得 MPa b 600 MPa55 1 2 初步估算轴的最小直径 由式 33 6 2 0 1055 9 n P C n p d 式中 C 由轴的材料和受载情况所决定的计算常数 见表 14 4 取 118 mm 考虑该处轴径尺寸应当大于高速级轴颈处直径 4 12 d 取根据轴上零件的定位 装配及轴的工艺性要求 参考液压元15 1 d 件中齿轮油泵 装配表如上 初步确定中间轴的结构如下图 表 14 4 轴常用材料的值和 C 值 轴的材料Q235 20354540Cr 35SiMn 12 2020 3030 4040 52 C160 135135 118118 106107 97 注 当作用在轴上的弯矩比转矩小或只受转矩时 取较大值 值取较小值 反之 取较小值 值取较大值 3 轴的结构设计 绘制草图 根据估算所得的直径 齿轮宽度及安 装情况等条件 对轴的结构及尺寸进行草图设计 各轴段直径的确定 初选滚动轴承下 型号为 6202 d 15 D 35 B 11 6 0min s r 额定动负荷20min s d30max a D6 0max sa r 额定静负荷 极限转速65 7 kNCr72 3 kNCor 脂润滑为 17000 油润滑为 22000 轴颈直径 1 min r mmdd15 51 退刀槽处直径 mmd13 2 mmddd13 624 齿轮 1 处直径mmd 5 32 3 轴 7 与电动机相连所以我们取以满足电动机与齿轮轴之14 7 d 间的传动 2 各轴段轴向长度的确定 按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置 参考上表 确定出轴向长度 如图所示 校核轴的强度 a 计算齿轮受力 齿轮分度圆直径 直齿齿轮轴所以 5 27 0cos 115 2 cos mm mz d 0 齿轮所受转矩 7 36475 1440 5 5 1055 9 1055 9 6 1 6 1 mmN n P T 齿轮作用力 圆周力 2653 5 27 7 3647522 N d T Ft 径向力 966 0cos 20tan2653 cos tan N aF F t r b 画出轴的受力简图 轴受力的大小及方向如图所示 c 画出轴的垂直面受力图 计算水平面内的约束力 和 如图所示 Av R Bv R 并作出垂直面内的弯矩 图 如图所示 V M 483 128 96664 128 64 2 N F dF R r a Av 483 NRFR AvrBv 五 从动轴的计算 1 强度计算 计算危险断面 C C 的强度 如图 1 求支点反力 在计算中一般当作可动铰链双支点的梁 这种假设对于一个支座中只装 有一个滚动轴承或虽装有两个轴承但能自动调心是足够精确的 如果同 一支座中装有两个滚动轴承 但不能自动调心时 则不考虑外面的那个 轴承 而将靠里面的轴承当作铰链支承 对于滑动轴承 这个假定性铰链与齿轮端面的距离取为 2 l x 由于齿轮两端面的轴颈和滑动轴承的尺寸完全相同 所以两个假象 铰链的支反力为 22 2 N FqB RR BA 式中 q 齿轮部分单位长度上的载荷 N m B 齿宽 m 作用在从动齿轮上的总径向力 N 2 F 2 作用在危险断面 C C 处的弯曲扭矩 422 22 mN lFlF xRM A 3 断面 C C 的抗弯断面系数 1 32 3 4 1 3 m d d W d 式中 d 空心轴的外径和内径 m 1 d 当为实心轴时 1 0 32 33 3 md d W 4 断面 C C 的弯曲应力 10 5 bar W M w 5 求强度安全系数 n 从动轴上的弯曲应力是对称循环的 即轴颈承受着变负荷 我们假定轴颈的弯曲是由于经常作用着平均弯曲力矩所产生的 对称循环的弯曲强度安全系数为 b K n 1 式中 材料的弯曲疲劳极限 对 20CrMnTi 4900 bar 1 1 弯曲的有效应力集中系数 值要根据 和值在 K K r dD d r b 机械设计手册 中选取 其中 D 从动齿轮节圆直径 d 轴颈直径 r 轴 颈与齿轮端面交接处的圆角半径 材料的抗拉强度 b 绝对尺寸对疲劳极限影响系数 值要根据材料和轴颈 d 值在 机械设计手册 中选取 2 从动轴的刚度计算 由于从动轴上没有扭矩作用 所以只计算它的弯曲刚度 挠度 在采用滚动轴承的场合下 精确地计算轴颈的挠度是很重要的 因 为使轴产生并不显著的挠曲 就会引起在滚针或滚珠滚道边缘上单位压 力的剧烈增加 很快就会损坏这些表面 在采用滑动轴承的场合下 轴的挠曲使局部单位压力剧增并使润滑 油膜遭到破坏 造成轴承的挠伤 为了防止这种破坏 首先必须尽可能减少轴的挠度 在计算轴的挠度时 我们假定 a 对于滑动轴承或滚针轴承 轴颈 上所受的载荷可视为均布载荷 b 载荷加在轴承的轴线上 c l F q 2 2 1 从轴颈外端至齿轮端面 轴颈的直径不变 d 齿轮部分的变形可以忽略 其受力简图如图所示 则轴颈长度的中心 A 相对于齿轮端面 C 的挠度为 476 24 22 2 1 lxlx EI xq yAC 将和代入上式得 l F q 2 2 1 2 l