外啮合齿轮泵的建模及仿真

I外啮合齿轮泵建模及仿真摘要:在液压统中各类泵几乎是不可缺少的一种设备。而齿轮具有结构紧凑、对油液污染不敏，成本低，寿命长等特点。齿轮泵是靠相互啮合旋转的一对齿轮输送液体，分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵。泵工作腔由泵体、泵盖及齿轮的各齿槽构成。由齿的啮合线将泵吸入腔和排出腔分开。随着齿轮的转动，齿间的液体被带至排出腔。本设计基于这样的原理，设计一款排量为160L/min,额定压力为6.3MPa的齿轮泵，并选用ProE软件作为设计工具。关键字：齿轮泵、设计、变位齿轮IISpurgearexternalgearpumpdesignAbstract:Varioustypesofpumpsinthehydraulicsysteminanearlyindispensabledevice.Thecompactgearhasthestructureofoilpollutioninsensitive,lowcost,longlifeandothercharacteristics.Gearpumpsarerelyingonapairofrotatingintermeshinggeartransmissionfluid,intoanexternalgearpumpandgearpump.Pumpchamberiscomposedofvariousalveolarpump,pumpcoverandgear.Wiremeshingteethofthepumpsuctionchamberandadischargechamberseparately.Withtherotationofthegear,theteethoftheliquidisbroughttothedischargechamber,theliquidisdischargedunderpressure.Thedesignisbasedonthisprinciple,designadisplacement160L/min,ratedpressureof6.3MPagearpump,andchoosePro/Esoftwareasadesigntool.Keywords:gearpump,design,changegearsIII目录前言.11设计背景.21.1齿轮泵的工作原理.21.2齿轮泵的发展.42齿轮泵主要参数选择.62.1设计初始条件.62.2选择配用电机.62.3选取齿轮主要技术参数.63齿轮组设计.83.1变位系数选择.83.2齿轮组几何参数计算.83.2.1选定齿轮传动类型、材料等参数。.83.2.2.按齿面接触强度设计计算.83.2.3.计算齿轮传动的主要参数.93.2.4.按齿根弯曲强度设计.103.2.5齿轮上的作用力计算.113.2.7齿轮传动几何公差.123.3齿轮的三维设计.13IV4轴系设计.194.1轴系设计改进.205三维零部件设计.225.1泵体的创建过程.225.2泵盖的创建过程.235.3齿轮泵虚拟装配.236齿轮泵运动模拟.266.1齿轮油泵机构仿真设计.267齿轮泵安全操作规程.30结论.31参考文献.32致谢.331前言外啮合齿轮泵是一种常用的液压泵，它靠一对齿轮的进入和脱离啮合完成吸油和压油，且均存在泄漏现象、困油现象以及噪声和振动。减小外啮合齿轮泵的径向力是研究外啮合齿轮泵的一大课题，为减小径向力中高压外啮合齿轮泵多采用的是变位齿轮，并且对轴和轴承的要求较高。为解决泄漏问题，低压外啮合齿轮泵可采用提高加工精度等方法解决，而对于中高压外啮合齿轮泵则需要采取加浮动轴套或弹性侧板的方法解决。困油现象引起齿轮泵强烈的振动和噪声还大大所短外啮合齿轮泵的使用寿命，解决困油问题的方法是开卸荷槽。在已有齿轮泵设计的基本理论基础上，利用CAD绘图软件进行二维平面设计，建立齿轮、轴、轴承、端盖、上箱体及下箱体的三维参数化模型，将各零件进行装配并且运用Pro/E绘图软件对其进行运动仿真。21设计背景1.1齿轮泵的工作原理齿轮泵的概念是很简单的，即它的最基本形式就是两个尺寸相同的齿轮在一个紧密配合的壳体内相互啮合旋转，这个壳体的内部类似“8”字形，两个齿轮装在里面，齿轮的外径及两侧与壳体紧密配合。来自于挤出机的物料在吸入口进入两个齿轮中间，并充满这一空间，随着齿的旋转沿壳体运动，最后在两齿啮合时排出。图1：齿轮泵基本构造由图1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3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。在术语上讲，齿轮泵也叫正排量装置，即像一个缸筒内的活塞，当一个齿进入另一个齿的流体空间时，液体就被机械性地挤排出来。因为液体是不可压缩的，所以液体和齿就不能在同一时间占据同一空间，这样，液体就被排除了。由于齿的不断啮合，这一现象就连续在发生，因而也就在泵的出口提供了一个连续排除量，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。际上，在泵内有很少量的流体损失，这使泵的运行效率不能达到100，因为这些流体被用来润滑轴承及齿轮两侧，而泵体也绝不可能无间隙配合，故不能使流体100地从出口排出，所以少量的流体损失是必然的。然而泵还是可以良好地运行，对大多数挤出物料来说，仍可以达到9398的效率。对于粘度或密度在工艺中有变化的流体，这种泵不会受到太多影响。如果有一个阻尼器，比如在排出口侧放一个滤网或一个限制器，泵则会推动流体通过它们。如果这个阻尼器在工作中变化，亦即如果滤网变脏、堵塞了，或限制器的背压升高了，则泵仍将保持恒定的流量，直至达到装置中最弱的部件的机械极限(通常装有一个扭矩限制器)。对于一台泵的转速，实际上是有限制的，这主要取决于工艺流体，如果传送的是油类，泵则能以很高的速度转动，但当流体是一种高粘度的聚合物熔体时，这种限制就会大幅度降低。推动高粘流体进入吸入口一侧的两齿空间是非常重要的，如果这一空间没有填充满，则泵就不能排出准确的流量，所以PV值(压力流速)也是另外一个限制因素，而且是一个工艺变量。由于这些限制，齿轮泵制造商将提供一系列产品，即不同的规格及排量(每转一周所排出的量)。这些泵将与具体的应用工艺相配合，以使系统能力及价格达到最优。保旋转轴的有效润滑。这一特性减少了聚合物滞留并降解的可能性。精密加工的泵体可使“D”型轴承与齿轮轴精确配合，确保齿轮轴不偏心，以防齿轮磨损。Parkool密封结构与聚四氟唇型密封4共同构成水冷密封。这种密封实际上并不接触轴的表面，对于一台泵的转速，实际上是有限制的，这主要取决于工艺流体，如果传送的是油类，泵则能以很高的速度转动，但当流体是一种高粘度的聚合物熔体时，这种限制就会大幅度降低。推动高粘流体进入吸入口一侧的两齿空间是非常重要的，如果这一空间没有填充满，则泵就不能排出准确的流量，所以PV值(压力流速)也是另外一个限制因素，而且是一个工艺变量。由于这些限制，齿轮泵制造商将提供一系列产品，即不同的规格及排量(每转一周所排出的量)。这些泵将与具体的应用工艺相配合，以使系统能力及价格达到最优。保旋转轴的有效润滑。这一特性减少了聚合物滞留并降解的可能性。精密加工的泵体可使“D”型轴承与齿轮轴精确配合，确保齿轮轴不偏心，以防齿轮磨损。Parkool密封结构与聚四氟唇型密封共同构成水冷密封。这种密封实际上并不接触轴的表面。1.2齿轮泵的发展液压系统已经越来越广泛应用与各种机械产品，液压驱动以自身的优越性已经广泛应用于汽车行业，特别是专用车辆行业。液压举升机构、助力液压制动机构以及驱动液压马达工作的液压泵，已经受到越来越多的人的青睐。其中的液压齿轮泵是液压系统的核心部件，显得尤为中要。为了适应液压传动系统正向着快响应、小体积、低噪声的方向发展，齿轮泵除积极采取措施保持其在中低压定量系统、润滑系统等的霸主地位外，尚需向以下几个方向发展：(1)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，这是与现代液压系统的要求不符的。降低流量脉动的方法，除了前面所介绍的措施外，采川复合多齿轮泵是一种趋势。(2)高压化：高压化是系统所要求的，也是齿轮泵与柱塞泵、叶片泵竞争所必须解决的问题。齿轮泵的高压化工作己取得较大进展，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。在这方面，由多个齿轮组成的复合齿轮泵将有很大优势，国内已有许多研究者对此进行了研究，并取得了显著的成果。5(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。齿轮泵的噪声主要由两部分组成，一部分是齿轮啮合过程中所产生的机械噪声，另一部分是困油冲击所产生的液压噪声。前者与齿轮的加工和安装精度有关，后者则主要取决于泵的卸荷是否彻底。对于外啮合齿轮泵，要实现完全卸荷是很困难的，因此进一步降低泵的噪声受到一定的限制。在这方面，内啮合齿轮泵因具有运转平稳、无困油现象、噪声低等特点而受到普遍重视，特别是直线共轭齿廓的内啮合齿轮泵因其具有运转平稳、噪声低而倍受青睐，正成为研究的焦点。(4)变排量：齿轮泵的排量不可调节，限制了其使用范同。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。平衡式复合齿轮泵可通过调节内齿轮的转速米改变泵的排量，但具体方法和结构尚待进一步研究。(5)大排量：对于一些要求快速运动的系统米说，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。这一方面，平衡式复合齿轮泵具有显著优势，如1台三惰轮复合齿轮泵的排量相当于6台同外形尺寸单泵的排量。62齿轮泵主要参数选择2.1设计初始条件工作条件：使用年限10年(每年工作300天)，工作为一班工作制。原始数据：齿轮泵类型：外啮合直齿轮泵,理论排量：160ml/r,额定压力：6.3MPa,工作介质轴承油：46#液压油2.2选择配用电机选择电机额定转速为720r/min齿轮泵最大功率Pmax=QVN/(60106)=12.09Kw齿轮泵轴功率P=12.09/0.8=15.11Kw，选取电机Y200L-8额定功率/kW:15并联支路数:2铁心长度/mm:195绕组型式:双层叠式气隙长度/mm:0.5节距:17定子外径/mm:327槽数Z1/Z2:54/58定子内径/mm:230转动惯量/(kgm2):0.339定子线规nc-dc:1-1.06/1-1.12质量/kg:250每槽线数:38表：Y200L-8性能数据72.3选取齿轮主要技术参数根据理论排量的公司可得，Z、M、b之间的关系：90(2.1)确定齿轮模数。对于低压齿轮泵来说，确定模数主要不是从强度方面着眼，而是从泵的流量、压力脉动、噪声以及结构尺寸大小等方面。齿轮泵的流量与齿宽成正比。增加齿宽可以相应地增加流量。而齿轮与泵体及盖板间的摩擦损失及容积损失的总和与齿宽并不成比例地增加，因此，齿宽较大时，液压泵的总效率较液体粘度高。通过取满足以上条件的不同模数、不同齿数的齿轮油泵进行分析、比较：q160160160160160160160160160z121314121314121314m333444555b235.9217.8202.2132.7122.5113.784.978.472.8表：Q、Z、M、b之间的关系从上述关系看到，z与m越大，b越小，可见齿轮泵相当对紧凑。故本设计取：Z=14,m=5,b=75。估算齿顶圆直径：(2.2)8带入数据算得，De=106.106493齿轮组设计齿轮油泵是通过一对参数和结构相同的渐开线齿轮的相互滚动啮合，将油箱内的低压油升至能做功的高压油的重要部件。是把电机的机械能转换成液压能的动力装置。3.1变位系数选择避免根切，提高齿根的弯曲强度当小齿轮齿数z1zmin时，可以利用正变位避免根切，提高齿根的弯曲强度。xxmin=(Z-Zmin)/Zmin。本设计采用经验进行变位系数的选取，计算得：x1+x2=4.4x1=2.2x2=2.23.2齿轮组几何参数计算3.2.1选定齿轮传动类型、材料等参数(1)传动类型选择：根据设计要求选择直齿圆柱齿轮传动。(2)传动精度选择：本课题要求设计的机器为一般工作机器，速度不高，故选择7级传动精度。(3)齿轮材料选择：根据机械手册第三卷常用齿轮材料及力学特性表，选择小齿轮材料为20Cr,热处理采用渗碳淬火热处理，硬度为60HRC,大齿轮材料为20Cr，热处理采用渗碳淬火热处理，硬度60HRC。(4)初步选择齿轮传动主要参数：选择小齿轮齿数为Z1=14,大齿轮齿数为10Z2=114=14，圆整得Z2=14。3.2.2.按齿面接触强度设计计算由齿面接触疲劳强度计算公式初步计算小齿轮分度圆直径：(3.1)12.3231()2确定公式内的各个计算数值(1)试选载荷系数：Kt=1.3。(2)小齿轮传动扭矩为：T=200400N/mm。(3)查圆柱齿轮齿宽系数表得到：两支撑相对于小齿轮对称布置,时齿宽系数为d=0.8。(4)查弹性影响系数表得ZE=189.8Mpa。(5)查接触疲劳极限应力表得：小齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim1=1500Mpa,大齿轮的接触疲劳极限为Hlim2=1500Mpa。(6)计算应力循环次数：N1=60n1jLh=6072012830010=2.074109N2=2.074109/1=2.074109(7)查接触疲劳强度寿命系数表得：小齿轮接触疲劳寿命系数KHN1=0.94;大齿轮接触疲劳寿命系数KHN2=0.94。(8)计算接触疲劳许用应力11取失效率为0.001%，安全系数S=1.2，得H1=0.941500=1007.1MpaKHN1lim1SH2=0.941500=1007.1MpaKHN2lim2S3.2.3.计算齿轮传动的主要参数计算小齿轮分度圆直径d1，带入H中较小值：=(3.2d1t2.323KTdu1u(ZEH)22.3231.32004000.8111(189.81007.1)2)=65.883mm计算齿轮传动圆周速度：v=2.48m/sd1tn1601000=3.1465.883720601000计算齿宽b：bt=dd1t=0.865.883=52.7064mm计算齿宽与齿高之比b/h：小齿轮模数：mt=d1t/z1=65.883/14=3.76mmh=2.25mt=2.253.76=8.5mmb/h=65.396/6.13=6.2计算载荷系数：12由齿轮传动圆周速度v=2.48m/s,7级传动精度，查图动载荷系数得：KV=1.06；对于直齿轮KH=KF=1；查使用系数表得：KA=1；根据小齿轮相对支撑对称布置及7级别传动精度，查齿向载荷分布系数表得：Kh=1.45；由b/h=6.2，Kh=1.45,查齿向载荷分布系数表得：kf=1.53故载荷系数：K=KAKvKHKH=11.0611.45=1.54(1)按照实际载荷系数校正初算所得的分度圆直径：d1=69.707mmd1t3KKt=65.88331.541.3(2)计算模数:m=d1/z1=69.707/14=4.979mm,取模数为m=5mm。(3)修正小齿轮分度圆：d1=mz1=514=70mm3.2.4.按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为：F=(3.3)21(1)查齿轮弯曲疲劳强度极限图得，小齿轮弯曲疲劳强度F1=920Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2=920Mpa；(2)查弯曲疲劳寿命系数图得，KFN1=0.84,KFN2=0.84；13(3)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.2F1=644MpaKFN1FE1S=9200.841.2F2=644MpaKFN2FE2S=9200.841.2(4)计算载荷系数K:K=KAKVKFKF=11.0611.53=1.62(5)查重合度系数图得：Y=0.78；(6)查齿形系数及应力校正系数表得齿形系数：YFa1=2.97;YFa2=2.91应力校正系数：Ysa1=1.52;Ysa2=1.53(7)计算大、小齿轮的弯曲应力F1=(3.4)21=21.6220040052.7064569.7072.971.520.78=136.26MpaF1F2=(3.5)12211=136.262.911.532.971.52=134.39MpaF2(8)结论：故计算结果满足齿根弯曲强度满足设计要求，安全可靠。根据计算所得的结果设计出齿轮传动既满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度且结构紧凑。143.2.5齿轮上的作用力计算(1)圆周力计算：Ft=2T/d1=(270)/200400=5725.7N圆周力方向与作用点圆周速度方向相反(2)径向力计算Fr=Ftan=5725.70.363=2083.9N径向力方向由作用点指向小齿轮转动中心6.齿轮传动几何尺寸计算(1)分度圆：小齿轮d1=mz1=514=70mm；大齿轮小齿轮d2=mz2=514=70mm(2)齿数：小齿轮z1=14；大齿轮z2=14(3)齿宽：b=dd1=0.870=75mm(4)中心距：a=(d1+d2)/2=(70+70)/2=70mm(5)齿顶高：ha=ha*m=15=5mm(6)齿根高：hf=(ha*+c*)m=(1+2)5=6.25mm(7)全齿高：h=ha+hf=5+6.25=11.25mm(8)齿顶圆直径：大齿轮da1=d1+2ha=70+25=80mm小齿轮da2=d2+2ha=70+25=80mm15(9)齿根圆直径：大齿轮df1=d1-2hf=70+26.25=57.5mm小齿轮df2=d2-2hf=70+26.25=57.5mm(10)基圆直径：大齿轮db1=d1cos=700.94=65.78mm小齿轮db2=d2cos=700.94=65.78mm(11)齿距：p=m=3.145=15.71mm(12)齿厚：s=m/2=(3.145)/2=7.85mm(13)槽宽：e=m/2=(3.145)/2=7.85mm(14)顶隙：c=c*m=15=1.25mm(15)法相齿距：pn=mcos=3.1450.94=14.76mm(16)齿顶圆压力角：大齿轮a1=arccos(rb1/ra1)=34.7o小齿轮a2=arccos(rb2/ra2)=34.7o(17)重合度：=z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)(3.6)12=14(0.82-0.36)+14(0.82-0.36)16.28=1.46163.2.7齿轮传动几何公差(1)单个齿距偏差fpt：fpt1=0.013mm；fpt2=0.013mm(2)齿距积累偏差Fpk：Fpk1=0.02mm；Fpk2=0.02mm(3)齿距积累总偏差Fp：Fp1=0.038mm；Fp2=0.038mm(4)齿廓总偏差Fa:Fa1=0.019mm；Fa2=0.019mm(5)齿形公差fr:fr1=0.017mm；fr2=0.017mm(6)齿廓形状偏差fta:fta1=0.028mm；fta2=0.028mm(7)公法线长度变动公差Fu:Fu1=0.015mm；Fu2=0.015mm(8)中心距极限偏差fa：fa=0.023mm3.3齿轮的三维设计启动PROE软件，单击工具栏（新建）工具，或单击菜单“文件”“新建”。出现如图所示对话框。选择系统默认“零件”，子类型“实体”方式，“名称”栏中输入zhichilun，同时注意不勾选“使用缺省模板”。选择公制模板mmns-part-solid，如图2所示：选择菜单栏“工具”“参数”命令，出现如图3所示对话框。单击（添加）按钮，依次添加齿轮设计参数及初始值，m(模数)值4，alpha（压力角）值20度，df（齿根圆直径），da（齿顶圆直径），db（基圆直径），d（分度圆直径），b（齿宽）值70mm，z（齿数）值24个。添加完毕单击“确定”。17图2：选择模板18图3：设置初始参数选择“插入”“模型基准”“草绘”特征工具，或单击工具栏（草绘）命令，出现所示对话框。选择FRONT基准平面为草绘平面，系统自动捕捉到与其垂直的RIGHT基准平面为其参考平面。单击“草绘”确认，进入二维草绘模式如图所示：19图4：绘制齿轮的基圆、分度圆、齿根圆、齿顶圆选择工具菜单中的关系式，输入以下关系，确认。5：输入渐开线的关系式HA=(HAX+X)*MHF=(HAX+CX-X)*MD=M*Z/COS(BETA)DA=D+2*HADB=D*COS(ALPHA)DF=D-2*HF单击“笛卡尔”坐标系，出现记事本点划线下方，输入渐开线方程，渐开线方20程以参数方程形式表示，t为proe的默认变量，取值范围0-1，常量PI为圆周率，s为中间变量，用户自行定义，渐开线以X-Y直角坐标系建立，Z轴取值为0。渐开线方程输入完毕，单击记事本“文件”“保存”。最后单击曲线对话框“确定”按钮，生成如：图6：生成渐开线创建镜像基准平面特征。1）创建基准轴。单击工具栏的（基准轴）工具，或选择“插入”“模型基准”“轴”创建基准轴。出现如图7所示“基准轴”对话框。在工作区按住Ctrl键，选择RIGHT和TOP基准平面，基准轴的约束类型为“穿过”两个相交基面，单击“确定”完成创建如图7所示：21图7：完成后的齿轮基准单击工具栏（拉伸）命令或选择“插入”“拉伸”工具按钮，选择实体拉伸方式，指定拉伸深度“b”等于尺宽，如图所示。此时系统提示，“是否添加关系”，单击“是”：图8：完成齿轮的初始轮廓在工作区或在模型树上，首先选择上步创建的复制的组特征，此时工具栏的（阵列）特征将被激活，或者选取工具菜单栏“编辑”“阵列”，出现如图所示对22话框，阵列方式选择“尺寸”阵列，阵列个数为9个，然后在工作区选择复制旋转角度作为尺寸参照，如图9所示，完毕直接单击确认按钮或鼠标中键，完成阵列特征，如图所示。注意添加阵列关系式，选择“工具/关系”命令，添加阵列旋转角度和阵列数目，在工作区单击旋转角度符号尺寸和阵列尺寸符号，如图所示，添加关系式旋转角度d73=360/Z，阵列个数p74=Z-1，如图9所示，完毕单击“确定”。图9：阵列齿轮修饰特征。单击工具栏（拉伸）命令或选择菜单栏“插入”“拉伸”工具按钮，选择实体“除材料”方式，指定拉伸深度“穿透”，选择齿轮的端面为草绘平面，23单击草绘工具绘制轴孔和键槽，如图所示。完毕单击确认，进入三维模式，直接单击确认按钮或鼠标中键，完成拉伸特征，如图10所示：24图10：完成后的齿轮模型254轴系设计1.最小轴直径计算已经数据：选择电机额定转速为720r/min齿轮泵最大功率Pmax=QVN/(60106)=12.09Kw齿轮泵轴功率P=12.09/0.8=15.11Kw，选取电机Y200L-8(1)轴的材料选用因传递功率不大，并对重量和尺寸没有特殊要求，故轴的材料选用45钢，调质处理。(2)轴的最小直径确定查表得到A=120，根据轴最小直径公式：dmin=20.63mm(4.1)A3Pn12031.2776.42由于在轴上有键槽，轴的直径应该增大0.05，故轴的最小直径为dmin=20.63mm。2.轴的结构设计(1)、轴上各段直径的初步确定。A段:d1=25由最小直径算出。B段：d2=30，根据毡圈油封标准，选择轴径长度130mm。3.轴的受力分析在水平面内有：26(4.2)Rah=Rbh=Fr2l2Fr2l2l2+l3=1534.272.572.5+72.5=263.9N在垂直面内有：(4.3)Rav=Rbv=Ft2l2l2+l3=524.772.572.572.5=767.1N弯矩计算M2h=Rahl3=263.972.5=-19132.88N/mmM2v=Ravl3=767.172.5=55614.75N/mm=58813.84N/mmM2=22h+22=22+224.校核轴强度(4)轴的强度校核计算危险截面的抗弯系数：W=453/32=8945.9mm3计算危险截面抗扭系数WT=453/64=17891.8mm3最大弯曲应力为b=Mb/W=89079.2/8945.9=9.96Mpa扭剪应力为=T/WT=158710/17891.8=8.87Mpa按弯扭合成强度径向校核计算，对于单向转动轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6,则当量应力为：27e=(4.3)2+4()2=9.962+4(0.68.87)2=14.5840CR钢调质热处理抗拉强度极限B=650Mpa，eB，故满足强度要求。4.2轴系设计改进对设计进行正确性评估是一项很重要的工作，根据上述计算，设计出轴的结构。通过ProE调出齿轮泵模型，对模型进行分析，发现有两处问题需要改进。A.输入轴没有台阶，无法进行轴向固定，在改进后的方案可以看出设计出台阶，保证输入轴的轴向固定。B.输入轴开有两个键槽，但是原始方案中，两个键槽方向不一致，这样会导致额外的加工成本，同时轴的加工精度也不好控制，从改进方案从可以看出，把两键槽的方向改成了同向，满足合理的工艺性与结构的要求。28图11：改进前方案图12：改进后方案图13：改进前方案图14：改进后的方案利用ProE的强大的参数化设计功能，可以在设计之初避免设计的缺陷，并及时更改工程图的设计，现已更改后的图样如下：29图15：输入中的CAD结构图图16：中间轴的CAD结构图5三维零部件设计5.1泵体的创建过程箱体类是机器或部件的基础零件，它将机器或部件中的轴、套、齿轮等有关零件组装成一个整体，使它们之间保持正确的相互位置，并按照一定的传动关系协调地传递运动或动力。因此，箱体的加工质量将直接影响机器或部件的精度、性能和寿命。本设计利用PROE对泵体进行绘制。创建泵体的大致轮廓（拉伸命令）创建底座（拉伸命令）创建进油口（拉伸命令）创建出油口（拉伸命令）拉通油口（拉伸命令）钻孔（钻孔命令）圆角底部（圆角命令）细化底面完成整个泵体的创建。30图17：箱体的零件绘制流程5.2泵盖的创建过程创建泵盖的大致轮廓（拉伸命令）圆角泵盖（圆角命令）绘制轴承位置（拉伸命令）绘制轴承链接凹槽（拉伸命令）钻端面链接孔（钻孔命令）绘制凸台（拉伸命令）绘制油封凹台（拉伸命令）细化模型完成泵盖的设计。31图18：箱体的零件绘制流程325.3齿轮泵虚拟装配在菜单栏选择“文件”下拉菜单，选取“新建”选项，在系统弹出的新建对话框中选择“组件”按钮，在后面的“子类型”中勾选按钮，在“名称”栏中输入.asm装配图文件，单击，进入齿轮泵的装配界面：1、导入下箱体。单击有工具箱中的“将元件添加到组件”按钮，在弹出的“打开”对话框中找到下箱体的prt文件（可以点击对话框下面右侧的“预览”按钮查看文件效果图），单击“确定”按钮，将零件导入到组件。在下面的“放置操控板”中的约束方式中选择“缺省”，单击右侧的完成下箱体的放置。2，导入大端盖。仿照箱体的导入方法。在约束方式中选择“对齐”，在主视区中选择盖得旋转轴和箱体的大齿轮支撑套的的轴线作为参照；选择“匹配”方式，在主视区中选择下箱体的一个侧面和盖的大圆的内侧面作为参照；选择“对齐”，在主视区中选择盖的紧固螺孔旋转轴线作为参照，单击右侧的完成大端盖的装配。3、装配大轴承。仿照箱体的导入方法。在约束方式中选择“对齐”，在主视区中选择轴承的旋转轴和箱体的大齿轮支撑套的的轴线作为参照；选择“匹配”方式，在主视区中选择盖的内侧面和盖的内侧面作为参照单击右侧的完成大轴承的装配。4、装配大齿轮轴。仿照箱体的导入方法。在约束方式中选择“对齐”，在主视区中选择轴的旋转轴和箱体的大齿轮支撑套的的轴线作为参照；选择“匹配”方式，在主视区中选择轴的直径为20和30相邻的侧面和盖的内侧面作为参照单击右侧的完成大轴承的装配。5、装配平键。约束方式为“匹配”和“插入”。6、装配齿轮。约束方式为“对齐”和“匹配”。7、装配厚轴套。约束方式为“对齐”和“匹配”。8、装配轴套。约束方式为“对齐”和“匹配”。339、转配轴承。约束方式为“对齐”和“匹配”。10、装配透盖。约束方式为“对齐”和“匹配”。11、装配端盖。约束方式为“对齐”和“匹配”。11、装配端盖。约束方式为“对齐”和“匹配”。12、装配轴承。约束方式为“对齐”和“匹配”。13、装配轴套。约束方式为“对齐”和“匹配”。14、装配齿轮轴。约束方式为“对齐”和“匹配”。17、装配透盖。约束方式为“对齐”和“匹配”。34图19：泵体的装配效果图20：齿轮泵的装配关系356齿轮泵运动模拟6.1齿轮油泵机构仿真设计（1）准备工作设置模型显示外观，结果如图21:图21:模型显示结果（2）进入“机构”模块；在“应用程序”主菜单中选取“机构”选项，进入机构仿真界面。36图22：切换进入机构模块（3）定义齿轮副连接；1）单击“定义齿轮副连接”按钮，打开“齿轮副定义”对话框；37图23：“齿轮定义”对话框图24：“齿轮定义”对话框2）定义齿轮1选项卡，选“gear_shft_1”为运动轴，节圆直径“27”，如图23；3）定义齿轮2选项卡，选“gear_shft_2”为运动轴，节圆直径“27”，如图24；4）打开“属性”选项卡，在“齿轮比”选项组中选取“节圆直径”选项。（4）创建驱动；1）单击“定义伺服电机”按钮，系统弹出“伺服电机定义”对话框；2）在“从动图元”选项组中选取“连接轴”选项，然后选取“gear_shaft_1”的轴线作为连接轴；3）在“伺服电机定义”对话框中打开“轮廓”选项卡，在“规范”中选“速度”选项在“模”中选“常数”，并将“A”值设为“40”，完成后的对话框如图25图25：“电机定义”对话框图26：定义结果4）完成所以设置后在“伺服电机定义”对话框中单击“确定，机构设计的最终结果如图26所示。38（5）创建连接；1）在“编辑”主菜单中选取“连接”选项，弹出“连接组件”对话框，如：；2）单击“运行”按钮，打开“确认”对话框，单击“是”按钮，完成连接的创建工作，如：图27：“连接组件”对话框图28：“确认”对话框（6）创建运动分析；1）单击“运动分析”按钮，系统打开如图“分析定义”对话框；2）在“类型”下拉列表框中选择“运动学”选项，并把运动“终止时间”栏的值修改为“60”，接着单击“运行”按钮，观察齿轮油泵的运动情况；3）完成上述操作后，单击“确定”按钮关闭“分析定义”对话框，完成运动分析创建。（7）回放结果并制作多媒体播放文件。1）单击“回放以前的运动分析”按钮，系统弹出如图所示“回放”对话框如图29，单击其中“回放”按钮，打开如图所示“动画”对话框如图；39图29：“回放”对话框图30：“动画”对话框2）在动画对话框中可以单击“播放”按钮观察仿真结果；单击“停止”按钮结束运动仿真；单击“捕获”按钮打开“捕获”对话框如图所示。单击其中的“浏览”按钮，弹出“保存副本”对话框，在次选择文件的保存路径，选择保存格式并填写文件名称。完成后单击“捕获”对话框中的“确定”按钮，开始媒体播放文件的制作。407齿轮泵安全操作规程第一条起动前注意检查电机相序，否则不可起动。第二条起动前泵内必须有油，齿轮泵虽有干吸能力，但要防止干转而使啮合面过度磨损。第三条起动前，应检查油柜油位，打开吸、排阀和回油阀。检查泵周围有无妨碍物及各部螺栓的紧固情况，确认正常后，方可起动。第四条泵运转后，调节回油阀，使其达到规定压力，不宜在超出额定压力的情况下工作。注意压力，温度变化情况，有无异常声响，防止干吸，保证正常运转。如有异常现象应立即停泵查找原因。第五条泵吸入压力不可过低，否则产生“气蚀”损坏泵内零件的表面，为此要经常清洗滤器，开足吸入关路上的阀门，保持适当油温和转速。第六条防止空气吸入系统中，否则泵的排量降低，系统中产生噪声。第七条停止运转时，应先打开回油阀，待压力降低后方可停泵，关闭吸、排阀，清洁机体排除运转中出现的故障。齿轮泵安全操作规程第一条起动前注意检查电机相序，否则不可起动。第二条起动前泵内必须有油，齿轮泵虽有干吸能力，但要防止干转而使啮合面过度磨损。第三条起动前，应检查油柜油位，打开吸、排阀和回油阀。检查泵周围有无妨碍物及各部螺栓的紧固情况，确认正常后，方可起动。第四条泵运转后，调节回油阀，使其达到规定压力，不宜在超出额定压力的情况下工作。注意压力，温度变化情况，有无异常声响，防止干吸，保证正常运转。如有异常现象应立即停泵查找原因。第五条泵吸入压力不可过低，否则产生“气蚀”损坏泵内零件的表面，为此要41经常清洗滤器，开足吸入关路上的阀门，保持适当油温和转速。第六条防止空气吸入系统中，否则泵的排量降低，系统中产生噪声。第七条停止运转时，应先打开回油阀，待压力降低后方可停泵，关闭吸、排阀，清洁机体排除运转中出现的故障。结论经过数周的毕业设计，我终于完成了齿轮泵从零件设计到整机装配，再到工程图的设计，最后到说明书的完成。能够熟练的掌握和运用pro/e软件是这次课程设计的挑战，我基本上处于边