齿轮泵设计课程设计

1、阳工程学院课程设计设计题目：CAD/CAM实训齿轮泵系别机械工程学院班级学生学号指导教师王炳达职称副教授实验师起止日期： 2015 年 1 月 5 日起至 2015 年 1 月 9 日止Word 文档阳工程学院CAD/CAM课程设计成绩评定表系（部）：机械学院班级：学生：指导教师评审意见评价具体要求权重评分加权容分调研能独立查阅文献 , 收集资料；能制定课程设计方案0.15432论证和日程安排。工作工作态度认真，遵守纪律，出勤情况是否良好，能能力0.25432够独立完成设计工作，态度工作按期圆满完成规定的设计任务，工作量饱满， 难度0.25432量适宜。说明说明书立论正确，论述充分，结论严谨合

2、理，文字书的通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表0.55432质量完备，书写工整规。指导教师评审成绩分加权分合计（加权分合计乘以12）指导教师签名：年月日评阅教师评审意见评价具体要求权重评分加权容分查阅查阅文献有一定广泛性；有综合归纳资料的能力0.25432文献工作工作量饱满，难度适中。0.55432量说明说明书立论正确，论述充分，结论严谨合理，文字书的通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表0.35432质量完备，书写工整规。评阅教师评审成绩分加权分合计（加权分合计乘以8）评阅教师签名：年月日课程设计总评成绩分Word 文档 ( 4 ) ( 5 ) (12) (13) (14)

3、(17) (18) (20) (21) (22) (23) (24) (25) (27) (29)Word 文档CAD/CAM实训任务书一、实训目的通过 CAD/CAM实训使学生能够利用 CAD/CAM技术完成零件实体造型、装配、机构仿真及分析、工程图生成、零件数控仿真加工等容。提高学生解决工程实际问题的能力，使学生将所学知识得到综合运用和巩固。二、实训任务根据设计图纸完成以下容：1. 零件的建模工作；2. 零部件的装配与运动仿真；3进行机构的干涉检查与分析，并能够把分析结果有效输出；4生成工程图；5加工工艺设计；6对加工过程进行检查和仿真；7对走刀路径进行后置处理；三、实训成果1、零件的实体

4、模型；2、运动装配及机构运动仿真文件；3、装配后的二维工程图文件4、仿真加工文件和G 代码；5、实训报告四、实训进度项目教学容时间安排序号1零件实体造型1 天2装配0.5 天3机构运动及分析1 天4工程图生成1 天5数控仿真加工1 天6答辩及报告整理0.5 天合计5 天Word 文档二、齿轮的设计与校核一、主要技术参数根据任务要求，此型齿轮油泵的主要技术参数确定为：理论排量： 125ml/r额定压力： 6.3MPa额定转速 : 552r/min容积效率 : 90%二、设计计算的容1. 齿轮参数的确定及几何要素的计算由于本设计所给的工作介质的粘度为220 mm2 / s ，由表一进行插补可得此设

5、计最大节圆线速度为2.6 m / s。节圆线速度V：D nV100060式中 D 节圆直径（mm）n转速表 2.1齿轮泵节圆极限速度和油的粘度关系液体粘度mm2 / s124576152300520760线速度umax m / s543.732.21.61.25流量与排量关系式为：Q0P0 nQ 0 流量P0 理论排量（ml/r ）2. 齿数 Z 的确定，应根据液压泵的设计要求从流量、压力脉动、机械效率等各方面综合考虑。从泵的流量方面来看，在齿轮分度圆不变的情况下，齿数越少，模数越大，泵的流量就越大。 从泵的性能看， 齿数减少后， 对改善困油及提高机械效率有利， 但使泵的流量及压力脉动增加。目

6、前齿轮泵的齿数Z 一般为6-19。对于低压齿轮泵，由于应用在机床方面较多，要求流量脉动小，因此低压齿轮泵齿数Z 一般为 13-19 。齿数 14-17 的低压齿轮泵，由于根切较小，一般不进行修正。3. 确定齿宽。 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，液压泵的总效率较高 . 一般来说，齿宽与齿顶圆尺寸之比的选取围为0.2 0.8，即：B （0.2 0.8）DaWord 文档1000 q0B26.66 ZmDa齿顶圆尺寸（mm ）4. 确定齿轮模数。 对于低压齿轮泵来说， 确定模数主要不是

7、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。通过对不同模数、 不同齿数的齿轮油泵进行方案分析、 比较结果， 确定此型齿轮油泵的齿轮参数如下：（1）模数 m 3（ 2）齿数 Z 14（ 3）齿宽 b 42因为齿轮的齿数为 18，不会发生根切现象，所以在这里不考虑修正，以下关于齿轮参数的计算均按标准齿轮参数经行。（4）理论中心距 A0D fmz31472mm（5）实际中心距 AD fmz72mm（6）齿顶圆直径 D em Z2314248mm（7）基圆直径 D jD jmzcosn314cos 2028.8mm（8）基圆节距t jm cosn（9）齿侧间隙cn1.5co

8、s204.42cn0.01 0.08 m0.01 0.0830.03 0.24（10）啮合角20（11）齿顶高 h1.5m1.534.5（12）齿根高 h1.25m1.2533.75（13）全齿高 h2.25m2.2536.75（14）齿根圆直径 D iDi D e2h482 6.75 13.5（15）径向间隙c0 mDeDi7224 6.75 41.25A22Word 文档（16）齿顶压力角eearccos RiarccosZcosnarccos18cos 2032 .25ReZ2182（17）分度圆弧齿厚s fsfmcn50.422 cos227.10ncos20（18）齿厚 ssm4.7

9、12（19）齿轮啮合的重叠系数Z tan etan18 tan31.77tan201.46（20）公法线跨齿数KZ0.5 2.5180（21）公法线长度（此处按侧隙cn0 计算）Lm 2.9521 n0.50.015z32.9521Z1800.5 0.50.015 1424. 432(22) 油泵输入功率N p q n 10-3 (kw)60 m6. 3 106 125 10 6 5528. 05（ kw ）60 0.9式中： N -驱动功率(kw)p - 工作压力 ( MPa)q -理论排量(mL/r)n - 转速(r/min)m - 机械效率，计算时可取 0.9。三、校核此设计中齿轮材料选

10、为40cr，调质后表面淬火1. 使用系数K A 表示齿轮的工作环境（主要是振动情况）对其造成的影响，使用系Word 文档数KA的确定：表 2.3使用系数原动机工作特工作机工作特性性均匀平稳轻微振动中等振动强烈振动均匀平稳1.001.251.501.75轻微振动1.101.351.601.85中等振动1.251.501.752.0强烈振动1.501.752.02.25液压装置一般属于轻微振动的机械系统所以按上表中可查得K A 可取为 1.35。2. 齿轮精度的确定齿轮精度此处取 7表 2.4 各种机器所用齿轮传动的精度等级围机器名称精度等级机器名称精度等级汽轮机3 6拖拉机6 10金属切削机床3

11、 8通用减速器6 9航空发动机4 8锻压机床6 9轻型汽车5 8起重机7 10载重汽车7 9农业机械8 113. 动载系数 KV 表示由于齿轮制造及装配误差造成的不定常传动引起的动载荷或冲击造成的影响。动载系数的实用值应按实践要求确定， 考虑到以上确定的精度和轮齿速度，偏于安全考虑，此设计中K V 取为 1.1。4. 齿向载荷分布系数 K H 是由于齿轮作不对称配置而添加的系数， 此设计齿轮对称配置，故 K H 取 1.185。5. 一对相互啮合的齿轮当在啮合区有两对或以上齿同时工作时，载荷应分配在这两对或多对齿上。但载荷的分配并不平均，因此引进齿间载荷分配系数K H 以解决齿间载荷分配不均的

12、问题。对直齿轮及修形齿轮，取KH =1Word 文档1Z E22111216. 弹性系数E1E2单位 MPa2，数值列表见表 3表 2.5 弹性模量配对齿轮材料齿轮材料灰铸铁球墨铸铁铸钢锻钢夹布塑料弹性模量1180001730002020002060007850锻钢162.0181.4188.9189.8铸钢161.4180.5188球墨铸铁156.6173.9灰铸铁143.7此设计中齿轮材料选为40cr，调质后表面淬火，由上表可取。Z1E189.8(MP 2 )a6.弯曲疲劳强度寿命系数K FN7. 选取载荷系数 K 1.38. 齿宽系数 d 的选择dbd11. 齿面接触疲劳强度校核对一般的

13、齿轮传动，因绝对尺寸 , 齿面粗糙度，圆周速度及润滑等对实际所用齿轮的疲劳极限影响不大，通常不予以考虑，故只需考虑应力循环次数对疲劳极限的影响即可。齿轮的许用应力按下式计算limSS疲劳强度安全系数。对解除疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声，振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取SSH1。但对于弯曲疲劳强度来说，如果一旦发生断齿，就会引起严重事故，因此在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取SSF1.25 1.5 。K N 寿命系数。弯曲疲劳寿命系数K FN 查图 1。循环次数 N 的计算方法是：设n 为齿轮的转速 （单位是 r/min ）；j 为齿轮每转一圈，同一齿面啮合次数；L h

14、 为齿轮的工作寿命（单位为 h），则齿轮的工作应力循环次数 N按下式计算：Word 文档N 60 njL h(1) 设齿轮泵功率为 Pw ，流量为 Q，工作压力为 P，则PwP106Q10 3 / 607.245(kw)(2) 计算齿轮传递的转矩9.55 10 6PW125343 .75 N mmTnb42dd10.47(3)90Z189.8(MP1(4)E2 )a(5) 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限(6) 计算循环应力次数Hlim500MPaN60 njL h60 552 1 （28 30015） 2.38 109(7)由机设图 10-19 取接触疲劳寿命系数K HN0.9(8)计算

15、接触疲劳许用应力取失效概率为 0.1，安全系数 S=1K HNlim0.9 500MPa450MPaHS(9) 计算接触疲劳强度KKAKVKH K H1.76Ft2T2785.416667Nd1齿数比 u1KFt u1H H2.5Z E764.20 MPa bd1u2. 齿根弯曲强度校核(1) 由图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FE650MPa(2) 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K FN0.85Word 文档(3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S 1.4 则：K FNFE0.85 650F394.64MPaS1.4(4)KKAKVKH KH 1.485载荷系数(

16、5)查取齿形系数 YFa2.85 应力校正系数 YSa1.54(6) 计算齿根危险截面弯曲强度0.4Re21.3RY2Ry22Ps MPaReKFt YSaYFa 1.4852785.416667 2.85 1.54F86.45MPabm42 5< F所以，所选齿轮参数符合要求。三、卸荷槽的计算此处按“有侧隙时的对称双矩形卸荷槽”计算。（1）两卸荷槽的间距aa m2 z cos2n 52 14cos2 20 11.75A90（2）卸荷槽最佳长度c 的确定c minmcos1m 2 z 2cos 26 .35A 2（3）卸荷槽深度 hh0.8m0.832.4四、泵体的校核泵体材料选择球墨铸

17、铁（QT600-02）。由机械手册查得其屈服应力s 为300 420MPa 。因为铸铁是脆性材料，因此其许用拉伸应力的值应该取为屈服极限应力即的值应为 300 420MPa泵体的强度计算可按厚薄壁圆筒粗略计算拉伸应力计算公式为Word 文档式中 Ry 泵体的外半径（mm ）Re 齿顶圆半径（ mm）ps 泵体的试验压力（MPa）一般取试验压力为齿轮泵最大压力的两倍。即ps =2p=2x6.3=12.6MPa因为s代数得 R y61.29mm考虑加工设计等其他因素，所以泵体的外半径取为62mm 。五、滑动轴承的计算选择轴承的类型选整体式液体静压轴承： 因为此种类类型的轴承用于低速轻载，且难以形成

18、稳定油膜。轴承材料选择及性能计算轴承宽度材料牌号pvpv最高工轴颈硬/MPa.类别（名称）/MPa/m/s作温度度、 BHSm/s铝青ZCuAll0Fe3（ 10-3 铝铜）一般轴承的宽径比 B/d 围在 0.3-1.5 ，宽径比小，有利于提高运转稳定性，提高端卸量以降低温度。但轴承宽度越小，轴承承载能力也随之降低。综合考虑宽经比取Word 文档0.5BdmB ()所以轴承宽度d计轴颈圆周速度Vnd0.81m / s60x1000（1）按从动齿轮所受径向力计算，两滑动轴承所受径向力之和为F0 .85 pBDe0 .85 6 .3 14 1007497 N式中： p 的

19、单位为 MPa ， B 和 De 的单位为 mm 。每个轴承所受径向力为F1F2F749723748.5N（2）轴承 PV 值2PVFn3748.555219100B191002.58MPa / m s42（3）齿轮轴颈线速度Vdn100 552601000602.89m / s1000（4）轴承单位平均压力（比压）pF3748.52.6775MPa0.1d B0.014(5) 选择轴瓦材料查机械设计中表12-2，在保证 pp ,vv , pv pv 的条件下，选定轴承材料为 ZCuAll0Fe3（ 6）换算出润滑油的动力粘度已知选用的润滑油的运动粘度 v=220cSt取润滑油密度900kg/

20、 m3润滑油的动力粘度v10 -6900 220 10 -60.198Pa s（7）计算相对间隙由式44（ n ）9 （ 552）960600.0001 ，取为 0.00125313110 910 9（8）计算直径间隙d0.00125280.035mm（9）计算承载量系数Word 文档F23748 .50.00125 20.48由式 C pB 20.1980.81 0.0422(10)计算轴承偏心率根据的值查机械设计中表12-6，经过查算求出偏心率0.310（11）计算最小油膜厚度由式 h mind(1)32.6m2（12）确定轴颈、轴承孔表面粗糙度十点高度按照加工加工精度要求取轴颈表面粗糙度

21、为0.8，轴承孔表面粗糙度为 1.6，查机械械设计书中表 7-6 得轴颈 Rz 13.2m ，轴承孔 Rz26.3m 。（13）计算许用油膜厚度取安全系数 S=2,由式 hS(Rz1Rz2 )2 （0.81.6） 4.8 m因 h min h ，故满足工作可靠性要求。（14）计算轴承与轴颈的摩擦系数因轴承的宽径比B/d=0.5, 取随宽径比变化的系数d1.53.67 ，计算摩擦系（）B数0.198255260f0.50.50.001253.670.002756.310 6p0.00125（15）查出润滑油流量系数由宽径比B/d=0.5 及偏心率0.310 查机械设计书中图12-16，得润滑油流

22、q量系数0.11Bd（16）计算润滑油温升按润滑油密度900kg / m3 ，取比热容 c1800 J /(kg C ) ，表面传热系数s80W /(m2 C) ，由式f() p( 0.00275 )6.3 106tcq0.0012522.226 Cs18009000.1180vBd0.001252.89（17）计算润滑油入口温度Word 文档由式 t itmt50 22.226C 38.887 C22因一般取 t m3540 C, 故上述入口温度适合。（18）选择配合根据直径间隙0.035mm ，按 GB/T1800.3-1998 选配合F7,查得轴承孔尺寸公h6差为 28 00.04102

23、0mm，轴颈尺寸公差2800. 013 mm。（19）求最大、最小间隙max0.054mmmin0.020mm因0.035mm ，在max 与 min 之间 ，估算配合合用六、联轴器的选择及校核计算1.联轴器类型选择：为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。2.载荷计算：设齿轮泵所需功率为PwPwP10 6Q10 3 / 607.245( kw)Q 流量P 工作压力公称转矩：9.55105 P125.34 N mTIn由机械设计表14-1 查得取1.3，故由式（14-1）计算转矩为：图 6.1联轴器ca162.95m由机械设计综合课程设计P143 表 6-97 得刚性凸缘联轴器（GB/T58

24、43 2003）轴孔直径为 28 的联轴器工程转矩为224N.m ，许用最大转速为9000r/min ，,故选用轴孔直径为28mm 的联轴器满足要求。轴孔长度型号L/mmL1/mmD1/mmD/mmd/mmd1/mmJ 型4462551052848七、轴的强度计算轴的强度计算一般可以分为三种：1.按扭转强度或刚度计算； 2.按弯矩合成刚度计算； 3.精确强度校核计算。根据任务要求我们选择第一种，此法用于计算传递扭矩，不受或受较小弯矩的轴。Word 文档材料选用 40Cr， T35 55MPa ， A 0112 97dA 03 PA 03 7.2450.2359A 0n552d-轴端直径， mm

25、T-轴所传递的扭矩，N.mT 9.55 106 P nP-轴所传递的功率，Kwn-轴的工作转速 ,r/minT -许用扭转剪应力，Mpa又 0.2359 A 0 为 22.88 26.41 ，考虑有两个键槽，将直径增大15% ，则：dmax 22.881.1526.312，T9.55106 P9.55106 7.245n55234.404MPa T T0.2d30.226.3123WT考虑加工安全等其他因素，则取28 。轴在载荷作用下会发生弯曲和扭转变形，故要进行刚度校核。轴的刚度分为扭转刚度和弯曲刚度两种，前者用扭转角衡量，后者以挠度和偏转角来衡量。轴的扭转刚度轴的扭转刚度校核是计算轴的在工

26、作时的扭转变形量，是用每米轴长的扭转角度量的。轴的扭转变形要影响机器的性能和工作精度。7350T轴的扭转角d4 0.150 / m查机械设计手册表5-1-20 可知满足要求。2、轴的弯曲刚度轴在受载的情况下会产生弯曲变形，过大的弯曲变形也会影啊轴上零件的正常工作，因此，本泵的轴也必须进行弯曲刚度校核，y p(0.01 0.03)mn0.05 0.15p 0.001 0.002rad轴的径向受到力与齿轮沿齿轮圆周液压产生的径向力和由齿轮啮合产生的径向力和相等。在实际设计计算时用F0 . 85 pBD e 近似计算作用在从动齿轮上的径向力，即轴在径向受到的力为Word 文档F0 .85 pBD e

27、0.856.314100。7497N查机械设计手册可得yF0.0282712(7)2610440.5280.0280.0769y p6F0.0282（11）1040.028420.000854radp故可得轴满足要求。八、连接螺栓的选择与校核1.螺栓选用材料：低碳钢由于螺栓组是塑性的，故可根据第四强度理论求出预紧状态下的计算应力ca2321.3对于 M10 M64 普通螺栓连接在拧紧时虽是同时受拉伸和扭转的联合作用，单在计算时，只按拉伸强度计算，并将所受的拉力增大30%来考虑扭转的影响。F PS6.31062R2 1066.3 1062 50210 698960 .16859 NF 螺栓组拉力

28、P 压力S 作用面积SR 2R 齿顶圆半径取螺栓组中螺钉数为4由于壁厚 b 0 =12，沉头螺钉下沉5mm , 腔体厚 42mm 则取螺纹规格d=M10, 公称长度L=54,K=4 ， b=16 性能等级为8.8 级，表面氧化的六角圆柱螺钉。下面对它进行拉伸强度校核F 拉伸强度条件为2（0.85d）4F 工作拉力， N;d 螺栓危险截面的直径， mm 螺栓材料的许用拉应力，MPa；Word 文档F4315MPa4 d2ca2321.3409.5MPa由机械设计教材P87 表5-8 可知：性能等级为8.8 级的螺钉的抗拉强度极限800MPa满足条件，螺钉可用。九、齿轮泵进出口大小确定齿轮泵的进出

29、口流速计算公式：VQ10qn 10 2 m / s60S60S式中： Q 泵的流量（ L/min ） ;q 泵的排量（ ml/r ）;n 泵的转速（ r/min ）;S 进油口油的面积（ cm2 ）因为齿轮泵的进油口流速一般推荐为2 4m/s,出油口流速一般推荐为 3 6m/s.这里选进油口流速为3m/s,出油口流速为 5m/s利用上一个公式算得进油口面积S进 0.383cm 2 ,出油口面积 S出0.23cm2由 SR 2 得进油口半径 R进3.49mm , R出 2.71mm十、齿轮泵的密封轴承盖上均装垫片，透盖上装J 型无骨架橡胶油封。因轴径d=12mm ，由 GB/T9877.1-19

30、88,GB/T 9877.2-1988查得 J 型无骨架橡胶油封的相关尺寸参数如下：Word 文档十一、法兰的选择因为法兰外径D=124, 所以由中国JB 标准 JB/T79.1-94 ，可选用数量为4 的 M12 单头螺栓十二、键的选择键的截面尺寸b 和 h 按轴的直径d 由标准来选定，键的长度L 一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度；一般轮毂的长度可取L/(1.5 2)d ，这里d 为轴的直径。由机械设计P106 表 6-1 可选得 b,8， h=7，L=40 。设计小结三周的机械课程设计结束了，说是三周，实则两周，第一周因测绘，因而无暇搞设计，两周的时间紧迫， 因为感觉手

31、里的资料太少了，没有， 于是不得不晚上和周末抽时间来继续搞设计，时间抓的紧也很充实。作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做这样的课程设计是十分有意义。在已度过的两年半大学生活里我们大多数接触的是专业基础课。 我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面， 如何去面对现实中的各种机械设计？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中， 我感触最深的当属查阅了很多次设计书和指导书。 为了让自己的设计更加完善， 更加符合工程标准， 一次次翻阅机械设计书是十分必要的， 同时也是必不可少的。 我们做的是课程设计， 而

32、不是艺术家的设计。 艺术家可以抛开实际， 尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依 . 有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想， 永远无法升级为设计。 记得我曾经设计了一个很“艺术化”的减速器箱盖吊钩，然后找老师询问，结果马上被老师否定了，因为这样的设计，理论上可用，实际上加工困难，增加产品成本。 所以我们工程师搞设计不要认为自己是艺术家， 除非是外形包装设计。作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，虽然本次课程设Word 文档计没有要求用autoCAD制图，但我却在整个设计过程中都用到了它。用cad 制图方便简洁，易修改，速度快，我的设计，大部分尺寸都是在cad 上设计出来的，然后按