资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共37页)
编号：6720388
类型：共享资源
大小：849.97KB
格式：RAR
上传时间：2017-12-27
上传人：专业****设计
认证信息
个人认证
葛**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
20
积分
- 关 键 词：
-
齿轮泵
改进
改良
设计
- 资源描述：
-
齿轮泵改进设计,齿轮泵,改进,改良,设计
- 内容简介：
-
毕业设计参考资料-1-第一章概述1.1液压泵的概述1.1.1液压泵在国民经济中的作用液压泵是整个液压系统的动力源部分，它把机械能转化为液压能，其作用是很重要的。从泵的性能范围看，巨型泵的流量每小时可达几十万立方米以上，而微型泵的流量每小时则在几十毫升以下；泵的压力可从常压到高达19.61Mpa(200kgf/cm2)以上；被输送液体的温度最低达-200摄氏度以下，最高可达800摄氏度以上。泵输送液体的种类繁多，诸如输送水（清水、污水等）、油液、酸碱液、悬浮液、和液态金属等。如：在化工和石油部门的生产中，原料、半成品和成品大多是液体，而将原料制成半成品和成品，需要经过复杂的工艺过程，泵在这些过程中起到了输送液体和提供化学反应的压力流量的作用，此外，在很多装置中还用泵来调节温度。在农业生产中，泵是主要的排灌机械。我国农村幅原广阔，每年农村都需要大量的泵，一般来说农用泵占泵总产量一半以上。在矿业和冶金工业中，泵也是使用最多的设备。矿井需要用泵排水，在选矿、冶炼和轧制过程中，需用泵来供水洗等。在电力部门，核电站需要核主泵、二级泵、三级泵、热电厂需要大量的锅炉给水泵、冷凝水泵、循环水泵和灰渣泵等。在国防建设中，飞机襟翼、尾舵和起落架的调节、军舰和坦克炮塔的转动、潜艇的沉浮等都需要用泵。高压和有放射性的液体，有的还要求泵无任何泄漏等。在船舶制造工业中，每艘远洋轮上所用的泵一般在百台以上，其类型也是各式各样的。其它如城市的给排水、蒸汽机车的用水、机床中的润滑和冷却、纺织工业中输送漂液和染料、造纸工业中输送纸浆，以及食品工业中输送牛奶和糖类食品等，都需要有大量的泵。Commentsj1:这部分可删去！Commentsj2:整理留下毕业设计参考资料-2-总之，无论是飞机、火箭、坦克、潜艇、还是钻井、采矿、火车、船舶，或在日常的生活，到处都需要用泵，到处都有泵在运行。正是这样，所以把泵列为通用机械，它是机械工业中的一类重要产品，在国民经济中占有非常重要的地位。1.2.2液压泵的历史、现状与发展趋势公元前200年左右，古希腊工匠克特西比乌斯发明的灭火泵是一种最原始的活塞泵，已具备典型活塞泵的主要元件，但活塞泵只是在出现了蒸汽机之后才得到迅速发展。18401850年，美国沃辛顿发明泵缸和蒸汽缸对置的，蒸汽直接作用的活塞泵，标志着现代活塞泵的形成。19世纪是活塞泵发展的高潮时期，当时已用于水压机等多种机械中。然而随着需水量的剧增，从20世纪20年代起，低速的、流量受到很大限制的活塞泵逐渐被高速的离心泵和回转泵所代替。但是在高压小流量领域往复泵仍占有主要地位，尤其是隔膜泵、柱塞泵独具优点，应用日益增多。早在1588年就有了关于四叶片滑片泵的记载，以后陆续出现了其他各种回转泵，但直到19世纪回转泵仍存在泄漏大、磨损大和效率低等缺点。20世纪初，人们解决了转子润滑和密封等问题，并采用高速电动机驱动，适合较高压力、中小流量和各种粘性液体的回转泵才得到迅速发展。回转泵的类型和适宜输送的液体种类之多为其他各类泵所不及。利用离心力输水的想法最早出现在列奥纳多达芬奇所作的草图中。1689年，法国物理学家帕潘发明了四叶片叶轮的蜗壳离心泵。但更接近于现代离心泵的，则是1818年在美国出现的具有径向直叶片、半开式双吸叶轮和蜗壳的所谓马萨诸塞泵。18511875年，带有导叶的多级离心泵相继被发明，使得发展高扬程离心泵成为可能。19世纪末，高速电动机的发明使离心泵获得理想动力源之后，它的优越性才得以充分发挥。在英国的雷诺和德国的普夫莱德雷尔等许多学者的理论研究和实践的基础上，离心泵的效率大大提高，它的性能范围和使用领域也日益扩大，已成为现代应用最广、产量最大的泵。直至今日，液压技术渗透到很多领域，不断在民用工业、在机床、工程机械、冶金机械、塑料机械、农林机械、汽车、船舶等行业得到大幅毕业设计参考资料-3-度的应用和发展，而且发展成为包括传动、控制和检测在内的一门完整的自动化技术。现今，采用液压传动的程度已成为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。如发达国家生产的95%的工程机械、90%的数控加工中心、95%以上的自动线都采用了液压传动技术。现在世界各国都重视发展基础产品。近年来，国外液压技术由于广泛应用了高新技术成果，使基础产品在水平、品种及扩展应用领域方面都有很大提高和发展。我国液压产品有一定生产能力和技术水平的生产科研体系。尤其是近十年来基础产品工业得到国家支持，装备水平有所提高，目前已能生产品种规格齐全的产品，已能为汽车、工程机械、农业机械、机床、塑机、冶金矿山、发电设备、石油化工、铁路、船舶、港口、轻工、电子、医药以及国防工业提供品种基本齐全的产品。通过科研攻关和产学研结合，在液压伺服比例系统和元件等成果已用于生产。在产品CAD和CAT等方面已取得可喜的进展，并得到广泛应用。并且在国内建立了不少独资、合资企业，在提高我国行业技术水平的同时，为主机提供了急需的高性能和高水平产品，填补了国内空白。泵的技术发展一如其他产业的发展一样，是由市场需求的推动取得的。如今，历史已进入到二十一世纪，人们在以环保、电子等领域高科技发展及世界可持续发展为主所产生的巨大需求的大背景下，对于包括泵行业在内的许多行业或领域都带来了技术的飞速变革和发展。泵技术的发展趋势，主要有以下几个方向：1）产品的多元化：产品的生命力在于市场的需求。如今的市场需求正是要求有各自的特色特点，做到与众不同；正是这一点，造就了泵产品的多元化趋势。它的多元性主要体现在泵输送介质的多样性、产品结构的差异性和运行要求的不同性等几个方面。从输送介质的多样性来看，最早泵的输送对象为单一的水及其它可流动的液体、气体或浆体到现在可输送固液混合物、气液混合物、固液气混合物，直至输送活的物体如土豆、鱼等等。不同的输送对象对于泵的内部结构要求均不同。除了输送对象对泵的结构有不同要求外，在泵的安装形式、管道布置形式、毕业设计参考资料-4-维护维修等方面对泵的内在或外在的结构提出新要求。同时，各个生产厂商，在结构的设计上又加入了各自企业的理念，更加提高了泵结构的多元化程度。基于可持续发展和环保的总体背景，泵的运行环境对泵的设计又提出了众多的要求，如泄漏减少、噪声振动降低、可靠性增加、寿命延长等等均对泵的设计提出了不同的侧重点或几个着重点并行均需考虑，也必然形成泵的多元化形式。2）泵设计水平提升与制造技术优化的有机结合：进入信息时代的今天，泵的设计人员早已经利用计算机技术来进行产品的开发设计（如CAD的利用），大大提高了设计本身的速度，缩短了产品设计的周期。而在生产为主的制造当中，以数控技术CAM为代表的制造技术业已深入到泵的生产当中。但是，从目前国内的情况看，数控技术CAM主要应用在批量产品的生产上。对于单件或小批的生产，目前CAM技术尚未在泵行业当中普遍实施，单件小批的生产仍旧以传统生产设备为主。由于市场要求生产厂商的货期尽可能缩短，尤其对于特殊产品（针对用户要求生产的产品）供货周期缩短，必然要求泵的生产企业加速利用CAM技术，甚至是计算机集成制造系统（CIMS）、柔性制造（FMC和FMS）对从设计到制造模具、零件加工等各环节协调一致处理，保证一但设计完成，产品零部件的加工也是趋于同期完成，以确保缩短产品的生产周期。与此同时，除利用计算机制图外，还将在计算机这个载体上实现产品的强度分析、可靠性预估和三维立体设计，将原来需要在生产中发现和解决的工艺问题和局部结构问题及装配性问题等方面提到生产前进行防范，缩短产品的试制期。3）产品的标准化与模块化：在产品出现多元化的同时，泵作为通用产品，总体总量依旧巨大。在市场中，除出现技术性竞争外，产品的价格竞争尤其是通用化产品的价格竞争是必然趋势。在产品出现多元化的趋势下，要实现产品价格的竞争优势，提高产品零部件的标准化程度，实现产品零部件的模块化是必须的。在众多零部件实现模块化后，通过不同模块的组合或改变个别零件的特性，以实现产品的多元化。同时，只有当零部件标准化程度提高后才有可能基于产品的多元化基础上实际毕业设计参考资料-5-规模化的零部件生产，用以降低产品的生产成本和形成产品的价格竞争优势，也可以在产品多元化的基础上进一步地缩短产品的交货周期。4）泵内在特性的提升与追求外在特性：所谓泵的内在特性是指包括产品性能、零部件质量、整机装配质量、外观质量等在内的产品固有特性，或者简称之为品质。在这一点上，是目前许多泵生产厂商所关注的也是努力在提高、改进的方面。而实际上，我们可以发现，有许多的产品在工厂检测符合发至使用单位运行后，往往达不到工厂出厂检测的效果，发生诸如过载、噪声增大，使用达不到要求或寿命降低等等方面的问题；而泵在实际当中所处的运行点或运行特征，我们称之为泵的外在特性或系统特性。技术人员在进行产品设计时，为提高某一产品的百分之一效率常常花费不少心思；而泵运行如果偏离设计的高效点，实际运行的效率远不止降低百分之一。现在，泵生产厂家同时为用户配套包括变频在内的控制设备及成套设备，实际上已介入到泵的外在特性的追求上了。在此基础上，再关注泵的集中控制系统，提高整个泵及泵站运行效率，则是在泵外特性的追求上更上一层楼。从销售角度看，推销产品即是在推销泵的内在特性；而关注泵的外特性则是生产厂商不仅是推销产品，而是在推销泵站（成套项目）。从使用角度看，好的产品必定是适合运行环境的产品而非出厂检测判别的产品。5）机电一体化的进一步发展：正如科学技术的发展一样，现阶段科技领域中交叉学科、边缘学科越来越丰富，跨学科的共同研究是十分普遍的事情，作为泵产品的技术发展亦是如此。以屏蔽式泵为例，取消泵的轴封问题，必须从电机结构开始，单局限于泵本身是没有办法实现的；解决泵的噪声问题，除解决泵的流态和振动外，同时需要解决电机风叶的噪声和电磁场的噪声；提高潜水泵的可靠性，必须在潜水电机内加设诸如泄漏保护、过载保护等措施；提高泵的运行效率，须借助于控制技术的运用等等。这些无一不说明要发展泵技术水平，必须从配套的电机、控制技术等方面同时着手，综合考虑，最大限度地提升机电一体化综合水平。6）新材料新工艺的加速利用：Commentsj3:这部分可删除！Commentsj4:整理毕业设计参考资料-6-过去的十多年来，新材料和新工艺的运用是推动泵技术发展的一个主要的因素。泵用材料从铸铁到特种金属合金，从橡胶制品、陶瓷等典型非金属材料到工程塑料，在解决泵的耐腐蚀、耐磨损、耐高温等环境上都发挥了突出的作用。同时新工艺的运用，又更好地使新材料运用到泵的零部件仍至整个泵当中。如国外有些厂商已设计并推出了全部采用工程塑料制成的泵。比用一般金属材料生产的泵在强度上毫不逊色，在耐蚀耐磨上更胜一筹。又比如利用新的表面涂覆技术和表面处理技术，同样可解决泵的抗蚀和抗磨问题。新材料的进一步发展和新工艺的运用深入，在泵领域内的应用将更加广泛。1.1.3液压泵存在的问题与解决方法1）难以提供高压齿轮泵由于泄漏大(主要是端面泄漏,约占总泄漏量的70%80%),且存在径向不平衡力,故压力不易提高。高压齿轮泵主要是针对上述问题采取了一些措施,如尽量减小径向不平衡力和提高轴与轴承的刚度;对泄漏量最大处的端面间隙,采用了自动补偿装置等。2）平稳性不高由于齿轮泵采用齿轮传动中间隙的变化提供动力,而齿轮间隙变化存在不连续性,而困油现象以及径向不平衡力的存在,由此导致齿轮泵传动平稳性不高。现在通常采用提高齿轮齿数以及在泵的前后盖板或浮动轴套（浮动侧板）等零件上开卸荷槽来提高齿轮平稳性。3）流量较低齿轮泵属于容积式泵，其结构由一对相互啮合的齿轮和泵壳组成，泵每转一转，排出的量是一样的。随着驱动轴的不间断地旋转，泵也就不间断地排出流体。泵的流量直接与泵的转速有关。要想获得大流量就必须提高泵的转速，对于一台泵的转速，实际上是有限制的。而齿轮泵也存在内部泄漏现象，即一部分液压油从压油腔流回吸油腔，没有输送到系统中去，降低了齿轮泵的容积效率。现在通常采用端面间隙的自动补偿来减小端面泄漏，增加齿轮泵的容积效率来提高齿轮泵流量。1.2设计思路目前，直齿齿轮泵是一种应用较广泛的泵，因为它结构简单、体积小，制Commentsj5:可删除毕业设计参考资料-7-造相对较容易，自吸能力强，对油污染相对敏感小，且价格相对较低。但在实际使用过程中，它也存在着其固有的缺陷：如：流量脉动大，困油现象较严重等。本课题设计的内容是多级齿轮副弧齿齿轮泵，以双级串联齿轮泵为例，本泵在齿轮部分采用渐开线弧齿圆柱齿轮。本设计的主要目的是用渐开线弧齿圆柱齿轮代替直齿齿轮,以实现产生更高的输出压力、更大的流量、更小的脉动的期望。设计思路：1.查阅现有的关于齿轮副以及弧齿圆柱齿轮副的相关资料，以此为参考进行弧齿圆柱齿轮副的结构设计；2.由于弧齿圆柱齿轮的研究目前还只是处于探索阶段，所以弧齿圆柱齿轮参数确定与齿轮强度分析均参照斜齿圆柱齿轮进行；3.弧齿齿轮泵设计及运行特性分析，首先在圆弧齿轮副结构已定的基础上设计出齿轮泵，然后对其运行特性既可以进行理论上的定性分析，还可以将其与直齿圆柱齿轮泵进行比较，分析比较其优缺点；4.完成弧齿齿轮泵的零件图、装配图的绘制和毕业设计说明书的撰写；5.运用PRO/E三维造型软件将弧齿齿轮泵中各个零件逐一绘制,并进行总的三维装配图的绘制；6.进一步完善毕业设计说明书与相关资料，准备毕业答辩。毕业设计参考资料-8-第二章液压泵2.1液压泵的作用液压泵作为液压系统的动力元件，将原动机（电动机、柴油机等）输入的机械能（转矩T和角速度）转换为压力能（压力p和流量q）输出，为执行元件提供压力油。液压泵的性能好坏直接影响到液压系统的工作性能和可靠性，在液压传动中具有极其重要的地位。2.1.1液压泵的基本工作原理以单柱塞泵为例：如图2-1所示组成：偏心轮、柱塞、弹簧、缸体、两个单向阀。柱塞与缸体孔之间形成密闭容积。柱塞直径为d，偏心轮偏心距为e。偏心轮旋转一转，柱塞上下往复运动一次，向下运动吸油，向上运动排油。如图2-2泵每转一转排出的油液体积称为排量，排量只与泵的结构参数有关。计算公式：V=Sd2/4=ed2/2液压泵若正常工作，必须具备以下基本条件：1）存在密封容积并且发生变化。密封容积的变化是液压泵实现吸液和排液的根本原因。所以，这种泵又称容积式液压泵；2）密封容积在变化过程中，分别与吸、排液腔相沟通；3）吸液腔与排液腔必须隔开，既不能同时相互沟通；图2-1单柱塞泵的工作原理图1-偏心轮2-柱塞3-弹簧4-缸体5、6-单向阀7-油箱图2-2液压泵的吸压油过程毕业设计参考资料-9-4）油箱内液体绝对压力必须不小于大气压力，这是容积式液压泵能吸液的外部条件。值得指出的式，以上四个基本条件尽管是由单柱塞泵吸液和排液过程中总结出来的，但它完全适合于其他结构形式的容积式液压泵。2.1.2液压泵的分类按运动部件的形状和运动方式分为齿轮泵，叶片泵，柱塞泵，螺杆泵；齿轮泵又分外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵；叶片泵又分双作用叶片泵，单作用叶片泵和凸轮转子泵；柱塞泵又分径向柱塞泵和轴向柱塞泵；按排量能否变量分定量泵和变量泵；单作用叶片泵，径向柱塞泵和轴向柱塞泵可以作变量泵。2.1.3液压泵的功用液压泵是液压动力元件，它是将电动机（或其他原动机）输入的机械能转变成液压能的能量转换装置。其作用是向液压系统提供压力油。各种液压泵的技术性能和应用范围如表2-1所示:齿轮泵叶片泵柱塞泵内啮合轴向性能参数外啮合楔块式摆线转子式螺杆泵单作用双作用直轴端面配流斜轴端面配流阀配流径向轴配流卧式轴配流压力范围MPa25.030.01.616.02.510.06.36.332.010.040.070.010.020.040.0排量范围(mL/r)0.36500.83002.515025150013200.54800.25600.23600420207201250转速范围rmin-130070001500200010004500100023005002000500400060022006001800180070018002002200毕业设计参考资料-10-最大功率kW120350120390303207302660750250260容积效率(%)709596809070958592809488938893909580909095总效率(%)638790658070856481658281888188838881838388功率质量比kWkg-1中大中小小中大大大中中最高自吸能力kPa50404063.533.533.516.516.516.516.516.5流量脉动(%)11271331（一般取=1.051.3）。也就是说，要求在前一对齿轮尚未脱开啮合前，后一对轮齿又进入啮合，所以在这段时间内，同时啮合的就有两对轮齿，这时在两对轮齿之间形成了和吸压油腔均不相通的闭死容积，而齿轮继续旋转时，闭死容积的大小会发生变化，这种现象成为困油现象。由于液体的可压缩性很小，当困油容积由大变小时，被封闭的液体受挤压，压力急剧升高，远远超过齿轮泵的输出压力（被封闭的液体也从一切可泄漏的缝隙中强行挤出），使轴和轴承受到很大的冲击载荷，增加了功率损失，并使油液发热、引起振动和噪声，降低了齿轮泵工作的平稳性和寿命。当困油容积由小变大时，形成真空，产生气泡，带来汽蚀、振动、噪声等危害。所以困油现象对齿轮泵工作性能、寿命和强度都是有害的。产生困油现象的原因是重迭系数1，从理论上讲取=1就会消除困油现象，但事实上往往由于制造和安装精度的误差，会出现1的现象，这就造成齿轮的不连续传动，出现高压油腔向低压腔倒流现象。所以的减小受到限制（设计时，一般要求不小于1.05）。齿轮泵的困油现象及其消除措施,如图2.4所示：毕业设计参考资料-13-一般采用在齿轮端面的端盖（或侧板、轴套、轴承座圈）上开卸荷槽的方法来消除困油现象。虽然卸荷槽的结构形式多种多样，但其卸荷原则时相同的，即在保证高低压腔互不沟通的前提下，设法使困油容积与高压腔或低压腔相通。几种常用的卸荷槽：（一）相对齿轮中心连线对称布置的双卸荷槽这种卸荷槽的开设原则使：当困油容积由大变小时，该容积应和压油腔相通；当困油容积为最小时，该容积既不与压油腔相通，也不与吸油腔相通；当困油容积由小变大时，该容积应与吸油腔相通。（二）相对齿轮中心线不对称双卸荷槽通常所说的“不对称布置的双卸荷槽”都是指“向低压侧偏移的不对称双卸荷槽”。“不对称布置的双卸荷槽”是针对“由侧隙的对称双卸荷槽”卸荷不完善的缺点而采用的改进措施。不过对无侧隙（或侧隙很小）的齿轮泵而言，因在图2.4齿轮泵的困油现象及其消除措施(a)(b)(c)(d)毕业设计参考资料-14-实际设计无侧隙齿轮泵的一对齿轮时，总时考虑到加工、装配的误差以及工作中液压油的压力、粘度、温度的影响以及改善润滑条件减少齿面摩擦等因素，实际都留有很小的侧隙，而在确定其“对称布置的卸荷槽”时，又一律按无侧隙这个极端情况来考虑，即取对称双卸荷槽的间距为“有侧隙双卸荷槽间距”的一半，所以卸荷时充分的。实际不存在“不对称布置的双卸荷槽”结构。（三）单个卸荷槽单个卸荷槽的开设原则时：在整个困油期间，困油容积始终与压油腔（或吸油腔）相通，而在任何时候，高低压腔均不互相沟通。2.2.2.2泄漏问题为保证齿轮泵的齿轮齿顶与泵壳体之间，齿轮的端面与端盖（或轴套）之间正常的相对运动，就必须存在一定的间隙。正是这些间隙的存在，使一部分液压油从高压腔泄漏到低压腔，其泄漏的途径为三条；一是齿轮端面与端盖（或轴套）之间的端面间隙；二是齿轮的齿顶与泵壳体的内表面之间的径向间隙；三是轮齿啮合处的间隙。由于端面间隙泄漏的路线较短，泄漏面积大，所以该条途径泄漏量较大，可占总泄漏量的75%80%。由于径向间隙泄漏的路线较长，齿轮的转向与泄漏方向相反，因此通过径向间隙泄漏比端面间隙小得多。由于齿轮加工精度较高，而且轮齿啮合处得比压较大，所以通过轮齿啮合处的泄漏很小，仅占总泄漏量的5%左右。综上分析看出，在设计和制造齿轮时应严格控制端面间隙，中小型低压齿轮泵端面间隙一般为0.020.05mm。高压齿轮泵往往采用浮动轴套结构来实现对端面间隙的自动补偿。图2.5浮动轴套的工作原理毕业设计参考资料-15-图2.5中是采用浮动轴套实现对端面间隙自动补偿的工作原理图。一对浮动轴套1和2可在齿轮轴上滑动。浮动轴套左表面与端盖3内表面之间留有“8”字形空间c。因空间c中孔d与排油腔相通，所以空间c内压力油对浮动轴套会产生一个压向齿轮端面的压紧力。齿轮齿间的油液作用在浮动轴套的另一侧，产生一个分离力。当齿轮端面与轴套之间磨损后，只要保证压紧力大于分离力，浮动轴套就能靠向齿轮端面，从而减少了端面间隙，起到了对端面间隙进行自动补偿的作用。这样，就会减少由端面间隙的泄漏。为防止高、低压腔液体经空间c串通，并减缓因浮动轴套两侧油液作用力不在一条直线上产生浮动轴套歪斜，通常在靠吸油腔一侧安装一个套有O形圈的弓形支承板，见图所示。O形圈2（其厚度大于弓形支承板的厚度）被端盖3压紧在浮动轴套上，一方面将空间c分成了A腔和B腔两个部分，同时也起到了将高、低压腔隔开的作用。A腔在吸油侧，通过小孔与吸油腔相通；B腔与排油腔相通。由于A腔作用是低压油，B腔作用是高压油，因此空间c内液体的液压力产生偏移，使浮动轴套两侧油液作用接近在一条直线上而减缓了其歪斜程度。2.2.2.3减少径向力的措施要解决高压齿轮的轴承负载问题，可从两方面着手：一方面从提高轴承材料性能，改进轴承结构设计，改善润滑条件着手，使轴承能承受更大的载荷；另一方面应从减少轴承上负载径向力着手，因为径向力大了，除了降低轴承寿命外，还会使齿轮轴的变形加大，出现齿顶刮壳体现象，为了消除刮壳现象，必须相应地加大齿顶与壳体的间隙，这又导致泄漏增加，容积效率下降。再者，径向力大了，设计时需将轴承相应加大，使得整个齿轮泵的尺寸增大，重量增加。齿轮泵的工作压力越高，矛盾越突出。因此在设计时，应尽量设法减小径向力。为了减小径向力，可采取以下措施：一合理地选择齿宽B和齿顶圆直径De；二缩小压油腔的尺寸，即将压出角(2-)减小；三将压油腔扩大到接近吸油腔侧，工作过程中只有12个齿起密封作用；四将吸油腔扩大到接近压油腔侧，只留12个齿起密封作用，并在高压Commentsj6:可去掉毕业设计参考资料-16-腔设径向间隙补偿装置；五使过渡密封区内压力一致；六在过渡区开设两个平衡槽，分别与低、高压腔相通；七除了规定不准通过齿轮、皮带直接驱动泵轴外，还应采用隔离传动机构，保证齿轮轴承免受外来的径向力。主动齿轮轴应采用锥形轴端或花键轴端，以便安装隔离传动机构（如十字联轴节等），以免因安装不正而由原动机或传动机构来的外界径向力传给齿轮泵轴承。2.2.3内啮合齿轮泵2.2.3.1渐开线内啮合齿轮泵渐开线内啮合齿轮泵的工作原理如图2.6所示。在一对相互啮合的具有渐开线齿形的小齿轮1和内齿环2之间由月牙板3将吸入腔4与压出腔5隔开。当小齿轮按图示方向旋转时内齿环也以相同方向旋转。图中上半部轮齿脱开啮合的地方齿间容积逐渐扩大，形成真空，液体在大气压力作用下，进入吸油腔，填满各齿间（即吸油）；而在图中下半部轮齿进入啮合的地方，齿间容积逐渐缩小，油液被挤压出去（即压油）。2.2.3.2摆线内啮合齿轮泵在摆线齿形的内啮合齿轮泵中，如图2.7所示，小齿轮和内齿轮只差一个齿，因而不需设置隔板。其工作原理与渐开线齿形的内啮合齿轮泵相同。摆线泵与外啮合齿轮泵相比，结构简单且紧凑，流量脉动小，噪声低，自吸性能好；由于啮图2.6渐开线内啮合齿轮泵工作原理图2.7摆线内啮合齿轮泵工作原理毕业设计参考资料-17-合重叠系数大，传动平稳。摆线泵有“内外转子式摆线泵”和“行星转子式摆线泵”2.2.4高压齿轮泵高压齿轮泵和低压齿轮泵的工作原理是相同的，但低压齿轮泵却不能在高压下使用。其原因有二：a)由于低压齿轮泵的端面间隙s和径向间隙都是定值，当工作压力提高后，其间隙的泄漏量大大增加，使容积效率显著下降，以致于达到不能允许的程度；b)随着工作压力的提高，不平衡的径向力液随之增大，以致轴承不能承受和不能正常工作。为了提高齿轮泵的使用压力，应针对上述两个问题，在结构上采取各种措施以提高泵的容积效率和轴承的寿命。2.2.4.1提高容积效率的措施（一）轴向间隙的自动补偿1,浮动轴套（或浮动侧板）式轴向间隙补偿装置；2,弹性侧板（或称挠性侧板）式轴向间隙补偿装置。（二）轴向间隙和径向间隙都可自动补偿（三）采用减小径向力的结构措施（四）泄油腔内部高压2.2.4.2提高轴承寿命的措施（一）采取减小径向力的结构措施（二）在开困油卸荷槽的同时，还应尽可能减小重迭系数，以减小冲击载荷（三）对轴承进行充分的润滑和冷却1润滑方式的介绍目前高压齿轮泵的润滑方式有以下几种：(1)利用高压泄漏油进行润滑；(2)向轴承连续供油的高压润滑；(3)由压油腔向轴承脉冲供油的高压润滑；(4)利用困油容积的缩小向轴承脉冲供油的高压润滑；Commentsj7:可去掉毕业设计参考资料-18-(5)将高压油直接引入轴承孔内承载处实现高压润滑；(6)利用困油容积扩大及齿轮脱开啮合时形成的真空实现低压油的自吸润滑；(7)螺旋排油式低压润滑；(8)螺旋吸油式低压润滑；(9)利用辅助泵供油进行低压润滑。2润滑方式的选择比较上面几种润滑方式可知，“螺旋吸油式低压润滑”在各方面的性能都是最优的，而“利用困油容积的扩大及轮齿脱开啮合时形成的真空实现低压油的自吸润滑”的综合性能居第二位。“将高压油直接引入轴承孔内承载处的高压润滑”有承载能力强、轴承寿命长的特点，虽然要损耗一部分高压油，但对大流量的泵而言其相对损失也就不大了，所以这种润滑方式仍有可取之处。因此，对于使用滑动轴承的齿轮泵，推荐优先采用“螺旋吸油式低压润滑”；对于使用滚针轴承的高压齿轮泵，由于在结构上难以实现“螺旋吸油式低压润滑”，所以推荐采用“困油容积的扩大及轮齿脱开啮合时形成的真空实现低压油的自吸润滑”；而对于压力很高流量很大的齿轮泵，由于径向力相当大，轴承的矛盾特别突出，采用“将高压油直接引入轴承孔内承载处的高压润滑”是合理的，当然还可以“利用辅助泵供油进行低压”。（四）采用高精度高pv值的滚针轴承或提高滑动轴承材料的性能（包括p值、pv值、机械强度、跑合性、减摩性和耐摩性、抗胶合性、耐疲劳性、对异物的嵌藏性等）。Commentsj8:这部分为论文主体毕业设计参考资料-19-第三章多级齿轮副弧齿齿轮泵设计3.1弧齿圆柱齿轮圆柱齿轮传动是齿轮机构中应用最广泛的一种传动方式，目前它有直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮和人字齿圆柱齿轮3种形式。由于结构上的原因，上述圆柱齿轮存在一定的缺点。为此，本齿轮泵采用弧齿圆柱齿轮，其主要特征是在圆柱体上的轮齿呈弧形。弧齿圆柱齿轮的齿廓与普通圆柱齿轮一样，既可以是渐开线，也可以是圆弧曲线。弧齿圆柱齿轮具有啮合性能好、重叠系数大、轴向力可以相互抵消、传动效率高、抗弯强度大、齿面接触强度好等优点。弧齿圆柱齿轮具有优越的传动特性，在大多数应用环境下可以代替直齿、斜齿及人字齿圆柱齿轮的应用，同时具有传动平稳、传动噪声低、效率高、使用寿命长、使用与安装要求低等特征，具有广阔的应用前景。本齿轮泵所使用的弧齿圆柱齿轮的主要特点是：齿线是圆弧的一部分，齿廓为渐开线，轮齿的周向齿厚相等，其外形如图3.1所示。在图3.2中，弧齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮几何参数最主要的区别是多了齿线圆弧半径值RT，RT必须大于齿轮厚度的一半，或者可以认为直齿圆柱齿轮的齿线圆弧半径值RT。在弧齿圆柱齿轮轮齿的分度圆截面处各点的周向齿厚相等，即StSc，周向槽宽相等，即PtPc。1轴孔2弧齿端面3轮齿齿线4齿轮槽图3.1渐开线弧齿圆柱齿轮毕业设计参考资料-20-图3.2弧齿圆柱齿轮主要几何参数3.1.1齿面方程渐开线弧齿圆柱齿轮的齿面方程是计算共轭齿面、齿面啮合线、传动重合度以及分析齿轮加工刀具形状的基础。如图3.3a所示，该齿面可以认为是由某一径向截面齿面渐开线齿廓T，沿基圆柱齿线S扫描形成，令坐标系S1(O1X1Y1Z1)的X1O1Y1面通过基圆柱中间截面，z1轴通过基圆柱轴线，基圆柱半径为Rb1分度圆柱半径为R1。在图3.3b中Q线是分度圆柱面展开齿线，Q线是一段半径为RT的圆弧。图3.3弧齿圆柱齿轮齿面与齿线图3.4是图3.3弧齿圆柱齿轮的中间截面，齿轮齿廓为渐开线，通过图3.4可以建立齿廓渐开线方程为：11)1(kzjyixrsinco1bbRcsi1y毕业设计参考资料-21-01z式中，为渐开线展开角。图3.4中间截面渐开线齿廓在渐开线k点处的幺切矢为sinco1jig在渐开线k点处的幺法矢为cossi1jn如图3.5所示，可以认为齿面是由齿廓沿基圆柱hT齿线S扫描而成，由此建立齿面方程。在图3.5a中，建立坐标系Sh(XhYhZh)，Zh与Z1轴同向，平面XhOhYh与平面X1O1Y1相距h，Xh轴过基圆柱齿线S，这样Xh轴与X1轴相比，绕Z1(Zh)轴转动了角。平面XhOhYh与齿轮的截面如图3.5b所示，其与齿面的交线Th为渐开线，该齿廓渐开线表达式为（a）(b)图3.5弧齿圆柱齿轮渐开线齿廓毕业设计参考资料-22-hhjyixr)(hbbRsincos11hhycoin根据弧齿圆柱齿轮的几何关系可以推出：12/)(RRT式中，R1为分度圆半径。由Sh坐标系转换到S1坐标系的变换矩阵为10cosinihMh通过坐标变换：hhMzyxzyx11可推导出齿面方程：11)1(kzjirsincos1bbRRxcoin1y式中，B为齿宽。3.1.2齿面接触线方程在建立弧齿圆柱齿轮的齿面方程后，就可以通过齿面啮合关系式求导出共轭齿面方程、齿面啮合线方程，由啮合线方程和齿轮几何参数可以求出齿而啮合接触线方程。如图3.6所示，I、II是两个齿轮的瞬心线，1、2依次是与它们相固连的齿廓。齿轮传动过程中，两条瞬心线作无滑动的滚动，它们的节圆半径分别是R1、R2，角速度依次为、，齿轮1为主动轮。两齿廓保持相切接触，12两齿廓为共轭齿廓。设有3个坐标系、，其中为固定坐标系，坐)1()2(毕业设计参考资料-23-标中心在O点；与是分别与齿廓1、齿廓2相固连的动坐标系，坐标中)1()(心分别在O1、O2点。图3.6渐开线齿廓啮合两齿面啮合平面与齿面的交线即为齿面接触线，齿面1上的接触线方程为0cossin1cossincoinco11121)1(1)(xyinvjrxyxrMrz121/zi/BZ100cosini111M式中，为齿面1在旋转角时的坐标变换矩阵。分析了渐开线弧齿圆柱齿轮齿面方程及其共轭齿面方程和齿面接触线方程，并将其数学表达式以图形的方式表示出来，从而可以直观地分析齿轮齿面的啮合特性。为研究弧齿圆柱齿轮的强度及其加工方法打下了基础。毕业设计参考资料-24-3.1.3重合度计算图3.7轮齿的啮合区域图3.7所示为端面尺寸相同的直齿轮及斜齿轮传动时各自的啮合平面。直齿轮轮齿由B2B2处沿全齿宽b同时进入啮合，而在B1B1处沿全齿宽同时脱离啮合；B2B2与B1B1之间的区域为轮齿啮合区，其长度为L，如图3.7a所示。斜齿轮轮齿也是在B2B2处进入啮合，不过它不是沿全齿宽同时进入啮合，而是由轮齿一端先进入啮合；在B1B1处脱离啮合时也是一样，也是由轮齿一端先脱离啮合，如图3.7b所示，直到轮齿另一端也脱离啮合时，这对轮齿才完全脱离接触。故斜齿轮传动的实际啮合区就比直齿轮传动增大了一段，因此斜齿轮传bLtan动的重合度为btbtbtpLpL/式中为端面重合度，其大小可用直齿轮传动的重合度计算公式来求，不过这是要用斜齿轮的端面参数来进行计算，即2/tanttant2211ttzz为轴面重合度（即由于轮齿相对轴线的倾斜而产生的附加重合度），其大小为mbpbpLttt/sinco/an/同理，圆弧齿轮的重合度也分为横向重合度和纵向重合度，即为毕业设计参考资料-25-npH图3.8弧齿轮齿单齿面与齿面接触线图3.9两啮合齿廓与啮合线从图3.8中可以发现，弧齿圆柱齿轮齿面接触线呈空间曲线状，齿面接触线长，并且相对于齿轮中间截面对称分布，因此，该齿轮齿面的接触强度与轮齿的承载力比直齿或斜齿圆柱齿轮好。从图3.9中可以发现，在齿轮分度圆直径不变的情况下，适当的增大齿顶圆直径并减少齿根圆直径可以增长齿轮副的实际啮合线，并提高齿轮副的啮合重合度。渐开线弧齿圆柱齿轮是一种新型的齿轮，它具有较好的传动特性，将会在许多场合取代直齿圆柱齿轮或斜齿圆柱齿轮的应用。3.2总体结构目前，应用最为广泛的齿轮泵为单级的直齿圆柱齿轮泵（如图3.10所示），其结构最为简单，也最为成熟，充分应用了卸荷槽、浮动轴套、浮动侧板等各种减小困油现象和减小径向力的措施。因此，单级直齿圆柱齿轮泵的结构很具毕业设计参考资料-26-有借鉴价值。现在所使用的双级齿轮泵通常分为并联和串联两种形式。并联形式通常可以理解成是两个单级齿轮泵并联起来的，它的效果是在输入电机转速不变的情况下获得更大的流量，如果要获得大的输出压力则需要将输出口做处理，缩小输出口的截面积。这种形式的齿轮泵受限于其结构的影响，输出压力通常不大。故本课题不采用这种形式。串联形式可以理解为两个单级齿轮泵串联起来，它的效果是在电机输入转速不变的情况下，经过两级齿轮的增压，从而获得较大的输出压力，但是其流量并没有发生很大的变化。这正是本课题需要的，故选用这种形式，如图3.11所示。因为，主动齿轮同时与两对从动齿轮啮合，故三组齿轮的模数m是相等的。即在齿轮宽度相等的情况下齿轮的齿间间隙空间是相差不大的，又因为齿轮泵的流量是与齿间间隙空间有直接的关系，所以需要将第二级齿轮的宽度减小，从而使液体在中间腔内得以进一步加压，最终达到高压输出的目的。3.3分析计算3.3.1重合度计算图3.11双级齿轮泵结构示意图图3.10单级直齿圆柱齿轮泵结构示意图毕业设计参考资料-27-根据本章第一节的理论，圆弧齿轮的重合度分为横向重合度和纵向重合度npH其中，横向重合度2sintat2*11ahz又有m=4,z1=16,rb1=27,ra1=36;z2=26,rb2=47,ra2=56,，0*ah，4.1367rcosrcs11aba，所以9.25rr22aba31.29.03.14sin)0t4.1(tn6167a932图3.12重合度计算横向重合度毕业设计参考资料-28-65.02cos413cos11mHpn34.22n故96.25.03121a423.3.2排量和流量计算1，排量的精确计算1)一对轮齿在啮合过程中的排油体积nV对有侧隙的渐开线齿轮泵而言，主动齿轮每转过一齿（即每转过一个基节）就有一个新的啮合点形成。当主动齿轮转过一个基节时，排出的液体体jtjt积（即一对轮齿在啮合过程中的排油体积），可通过对瞬时流量公式积分而nV得(3-1)jjTTeshndtfRBdtQV22式中，齿轮转过一个基节所需的时间。j在此积分式中有两个变量（f和t）,不便于积分。为了将它们统一为一个变量f（啮合点C至节点P的距离，当啮合点未到达节点P以前f为负值，啮合点越过点P以后f越为正值），根据渐开线的性质，有，则，jRfdtj所以(3-2)jRdft将式(3-2)带入(3-1)，并考虑到积分极限的变换则122ltejnjdfBV即毕业设计参考资料-29-122jcejntKRBtV又考虑到齿轮的性质Ztjj/则1222jcentKRZBV或1222jcnth式中463cK2)排量排量q等于一对轮齿在啮合过程中的排油体积和齿数Z的乘积，即nV1222jcentKRBZV或1222jcthq式中463cK2，排量的近似计算以上的排量公式，虽然很精确，但计算起来比较麻烦，所以一般只在对齿轮泵的流量进行品质分析或精密测量容积效率时才使用上述的精确计算法。在工程计算中，通常采用以下的近似计算公式：(ml/r)3210BKZmq通常，即。齿数少时取大值，齿数多时取小值5.06.176.（当Z=6时，可取K=1.115，而当Z=20时，可取K=1.06）。由以上公式可得ml/r17.68q毕业设计参考资料-30-ml/r08.32q流量近似计算选用电机转速min/15rml/min102567.68101zrqQml/min7895.3202ml/min256113.3.3各齿轮副的校核由于目前弧齿圆柱齿轮还没有具体的计算校核公式，所以下面以直齿圆柱齿轮的计算校核公式代替来进行计算校核。3.3.3.1圆弧齿轮副的校核圆弧齿轮m=4z=13n=1500r/minm=3z=18n=1000r/min11222圆弧齿轮副11）齿根弯曲疲劳强度校核由图10-21d查齿轮接触疲劳强度极限=550MPa由图10-20c查得齿轮齿F根弯曲疲劳强度为=380MPaFT=95.510P/n=6.35710N*mm1513F=2T/d=244.8Nth=2.25m=9mm1b/h=30/9=3.33v=dn/60*1000=4.082m/s11根据v=4.08m/s6级精度，由图10-8查动载系数K=1.05v假设KF/b100N/mm查表10-3得K=K=1.2AtHF由表10-2查得使用系数K=1.75A由表10-4查的6级精度齿轮相对支承对称布置毕业设计参考资料-31-K=1.11+0.18d+0.1510bH23带入数据K=1.3由b/h=3.33K=1.3查图10-13得K=1.18故载荷系数HFK=KKKK=1.751.051.21.18=2.602AvF由表10-5推出Y=3.21Y=1.48aSa则=KFYY/bm=25.20MPatS1F2）齿面接触疲劳强度校核由图10-21d查齿轮接触疲劳强度极限=550MPaHK=KKKK=1.751.051.21.3=2.8665AvH=ZZubdFt1)(EZ为弹性影响系数189.8MPaZ=E21Hcosin/标准直齿轮=20时Z=2.5带入公式=450.06MPaHH圆弧齿轮副21）齿根弯曲疲劳强度校核由图10-20c查得齿轮齿根弯曲疲劳强度为=380MPaP=1KWF2T=95.510P/n=9.5510N*mm2523F=2T/d=353.7Nth=2.25m=6.75mm2b/h=30/6.75=4.44v=dn/60*1000=2.826m/s22根据v=2.826m/s6级精度，由图10-8查动载系数K=1.03v假设KF/b100N/mm查表10-3得K=K=1.2AtHF毕业设计参考资料-32-由表10-2查得使用系数K=1.75A由表10-4查的6级精度齿轮相对支承对称布置K=1.11+0.18d+0.1510bH23带入数据K=1.3由b/h=4.44K=1.3查图10-13得K=1.24故载荷系数HFK=KKKK=1.751.031.21.24=2.682AvF由表10-5推出Y=2.91Y=1.53aSa则=KFYY/bm=46.93MPatSF2）齿面接触疲劳强度校核由图10-21d查齿轮接触疲劳强度极限=550MPaHK=KKKK=1.751.031.21.3=2.8119AvH=ZZubdFt1)(EZ为弹性影响系数189.8MPaE21Z=标准直齿轮=20时Z=2.5Hcosin/2H带入公式=525.8MPaHH3.3.3.2传动齿轮的校核材料40Cr6级精度输入功率P=2KW5年300天/年一班制8h/天齿厚b=20mmd=0.5U=1U=1.512z=20z=20z=30123zz的校核1）zz齿根弯曲疲劳强度校核2由图10-20c查得齿轮齿根弯曲疲劳强度为=380MPaFT=95.510P/n=6.36710N*mm1513毕业设计参考资料-33-F=2T/d=318.3Nt1h=2.25m=4.5mmb/h=20/4.5=4.44v=dn/60*1000=3.14m/s11根据v=3.14m/s6级精度，由图10-8查动载系数K=1.04v假设KF/b100N/mm查表10-3得K=K=1.2AtHF由表10-2查得使用系数K=1.25A由表10-4查的6级精度齿轮相对支承悬臂布置K=1.11+0.18（1+6.7d）d+0.1510bH223带入数据K=1.23由b/h=4.44K=1.23查图10-13得K=1.18故载荷系数HFK=KKKK=1.751.041.21.18=1.84AvF由表10-5推出Y=2.80Y=1.55aSa则=KFYY/bm=63.55MPatS1F2）zz齿面接触疲劳强度校核12由图10-21d查齿轮接触疲劳强度极限=600MPaHK=KKKK=1.251.041.21.23=1.92AvH=ZZubdFt1)(EZ为弹性影响系数189.8MPaE21Z=标
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号