渐开线内啮合齿轮泵的

陆燕渐开线内啮合齿轮泵的设计32-渐开线内啮合齿轮泵的设计摘要齿轮泵由于结构紧凑、体积小、重量轻、转速范围大、自吸性能好和对油液的污染部敏感等优点而广泛应用在机床工业、航天工业、造船工业及工程机械等各种机械的液压系统中。流量脉动、噪声和效率是评价齿轮泵性能的三大指标，它们之间互相联系，互相作用。齿轮泵的流量脉动引起压力脉动，而压力脉动是引起齿轮泵流体噪声的主要因素，在降低噪声和流体脉动的同时，应防止齿轮泵溶积效率的降低。因此，在齿轮泵的设计中，应综合考虑这三者的影响。本论文以渐开线内啮合齿轮泵为研究对象，从其工作原理出发以及内啮合齿轮泵的齿轮几何参数上对其进行较为详细的分析和计算。从内啮合齿轮泵的设计要点出发，计算出内啮合齿轮泵齿轮副的几何参数，推导出其轮齿啮合时不发生渐开线干涉、齿廓重迭干涉和径向干涉的条件，并代入各参数进行验证，最终确定其几何参数。在此基础上，对渐开线内啮合齿轮泵的总体结构进行研究设计，并选取合适的零部件材料。参考何存兴老师的《液压元件》教材进行内啮合齿轮泵排量的计算公式的推导。关键词：内啮合齿轮泵几何参数干涉排量ThedesignofinvoluteinternalpumpAbstractGearpumpsarewidelyusedinhydraulicsystemsofmachinetool,aviation,shipbuildingandengineeringmachinesetc,becauseoftheirvirtues,suchassimpleandcompactstructure,lighterweight,widerangeofrotatespeed,bettercapabilityofself-suckandnothavingathickskinwiththeoil’spolluting.Flowpulsation,noiseandefficiency,whicheffectoneachother,arethreeprimarycriterionsthatevaluatetheperformanceofgearpumps.Thehydro-noiseisprimarycausedbypressurepulsation,andpressurepulsationiscausedbyflowpulsation..Thecubageefficiencyshouldbepreventedtoreducedwhennoiseandflowpulsationarereduced.So,theireffectshouldbeconsideredwhengearpumpsaredesigned.Theresearchobjectofthisdissertationareinvoluteinternalgearpumps.Onthebasisoftheirworkingprinciple,analysesandcalculatesthegeometryparametersoftheinternalgearpumps.Fromthedesigningmainpointofthegeometryparametersoftheinternalgearpumps,anewdesireiscalledfor.Whichworkedoutinthegearpumpgearsmeshingofthegeometricparameters,deriveditstoothmeshingnottointerfereininvoluteline,toothoverlapinterventionandinterferenceintheradialconditions,Andintothevariousparameterstoverify,ultimatelydeterminetheirgeometricparameters.Onthisbasis,tograduallyopenlinesmeshgearpumptostudytheoverallstructuredesign,andselecttheappropriatepartsmaterials.ConsultingwiththemechanicaldesigntextbookwrittenbyHeCunXing,thisdissertationdeducediaplacemengofinternalgearpumps.KeyWords:InternalGearPump;GearParameters;Interference;deliverycapacity毕业论文（设计）原创性声明本人所呈交的毕业论文（设计）是我在导师的指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据我所知，除文中已经注明引用的内容外，本论文（设计）不包含其他个人已经发表或撰写过的研究成果。对本论文（设计）的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确说明并表示谢意。作者签名：日期：毕业论文（设计）授权使用说明本论文（设计）作者完全了解**学院有关保留、使用毕业论文（设计）的规定，学校有权保留论文（设计）并向相关部门送交论文（设计）的电子版和纸质版。有权将论文（设计）用于非赢利目的的少量复制并允许论文（设计）进入学校图书馆被查阅。学校可以公布论文（设计）的全部或部分内容。保密的论文（设计）在解密后适用本规定。

作者签名：指导教师签名：日期：日期：

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目录1.绪论…………………11.1内啮合齿轮泵的概述……………11.2内啮合齿轮泵的研究现状……………………11.3内啮合齿轮泵的发展趋势……………………21.4本论文研究的主要内容及意义…………………22.渐开线内啮合齿轮泵工作原理及结构特点……42.1内啮合齿轮泵的工作原理……………………42.2内啮合齿轮泵的结构特点……………………42.3内啮合齿轮泵的设计要求……………………53.内啮合齿轮泵总体结构设计的思路和设计注意事项…………63.1结构设计思路…………………63.2设计注意事项…………………63.2.1防止干涉的发生…………63.2.2重合度………………………3.2.3降低内啮合齿轮泵的噪声…………………74.渐开线内啮合齿轮泵的总体结构设计…………94.1内啮合齿轮泵中采用变位齿轮的必要性…………………94.1.1渐开线标准齿轮传动的局限性………………94.1.2齿轮变位理论…………………94.2齿轮副设计基本参数及主要尺寸……………104.2.1设计基本参数………………104.2.2齿轮副几何计算………………104.3运用MATLAB软件进行齿轮副几何计算……134.3.1编写相关程序段………………134.3.2运行计算程序…………………16

4.3.3精确计算齿轮副的几何参数…………………17

4.4零件材料的选用………………194.5绘制总装图以及各零件图……………………20

5.内啮合齿轮泵的主要性能参数………………215.1内啮合齿轮泵主要性能参数………………215.2内啮合齿轮泵排量的计算………225.3内啮合齿轮泵瞬时排量的计算……………………22结束语………………………24参考文献………………25致谢………………………261.绪论随着现代技术的发展，液压传动在越来越多的场合取代了机械传动，然而液压传动在向高压、高速、大功率的方向发展的同时，噪声问题也显得越来越突出。为了在提高工作效率的同时降低液压系统的噪声，改善工作条件，国内外厂商研制了许多新颖的低噪声液压泵。液压泵是液压系统中的能量转换装置，它将原动机转动的机械能转换成工作液体的压力能，为液压系统工作提供所需的具有一定压力和流量的液体，从而驱动系统中的各液体执行装置，完成各项规定的动作。液压泵从流量上主要分为变量泵和定量泵；从结构上主要分为齿轮泵、叶片泵、柱塞泵。（1）齿轮泵：体积较小，结构较简单，对油的清洁度要求不严，价格较便宜；但泵轴受不平衡力，磨损严重，泄漏较大（2）叶片泵：分为双作用叶片泵和单作用叶片泵。这种泵流量均匀、运转平稳、噪音小、作压力和容积效率比齿轮泵高、结构比齿轮泵复杂。（3）柱塞泵：容积效率高、泄漏小、可在高压下工作、大多用於大功率液压系统；但结构复杂，材料和加工精度要求高、价格贵、对油的清洁度要求高。一般在齿轮泵和叶片泵不能满足要求时才用柱塞泵。随着液压系统的发展，齿轮泵得到日益广泛的应用，在我国三大泵类的常量中，齿轮泵占78.2%，如下图1.1所示。图1.1我国三大类泵的产量占有比齿轮泵按其啮合性质可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵。内啮合齿轮泵与外啮合齿轮泵相比，结构紧凑、体积小、噪声小、吸入性好且流量脉动小，但不宜加工。由于内啮合齿轮泵的齿轮转向相同，相对滑动速度小，磨损小，因此使用寿命长，流量脉动和噪声都较小，内啮合齿轮泵允许使用高转速(高转速下的离心力能使油液更好地充入密封工作腔)，可以获得较大的容积效率，因此内啮合齿轮泵的应用相当广泛。1.1内啮合齿轮泵的概述内啮合齿轮泵是一种能量转换装置，它将机械能转换为液压能，是液压系统中的动力元件，为系统提供压力油液。其输入参数为机械能，输出为液压参量。1.2内啮合齿轮泵的研究现状目前，国内外有关齿轮泵的研究主要集中在以下方面：齿轮参数及泵体结构的优化设计；补偿面及齿间油膜的计算机辅助分析；困油冲击及卸荷措施；齿轮泵噪声的控制技术。降低齿轮泵的流量脉动的方法；轮齿表面涂覆技术及其特点；轮齿弯曲应力及接触疲劳强度的计算；齿轮泵的变量方法研究；齿轮泵的寿命及其影响因素；齿轮泵高压化的途径。1.3内啮合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，为适应这种要求，齿轮泵除积极采取措施保持其在中低压定量系统、润滑系统的霸主地位外，尚需从以下几个方面发展：（1）高压化。为了让用户在大功率的情况下优先选用或者只有选用液压传动，其中一个决定性因素就是提高使用压力。液压泵压力等级的提高意味着机械体积的减小，也会使整个液压系统所用介质明显减小。（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，这是与现代液压系统的要求不符的。内啮合泵和复合齿轮泵都是降低流量脉动的很好的方法。（3）低噪声。随着人们环保意识的增强，对齿轮泵的噪声要求越来越严格。齿轮泵的噪声主要有两部分组成，一部分是齿轮啮合过程中产生的机械噪声，另一部分是困油冲击所产生的液压噪声。（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。但普通齿轮泵排量大提高受到很多因素的限制。1.4本论文研究的主要内容及意义随着现代技术的发展，液压传动在越来越多的场合取代了机械传动，然而液压传动在向高压、高速、大功率的方向发展的同时，噪声问题也显得越来越突出。为了在提高工作效率的同时降低液压系统的噪声，改善工作条件，国内外厂商研制了许多新颖的低噪声液压泵。内啮合齿轮泵虽然制造工艺比较复杂，但因其结构紧凑、对介质污染不敏感、流量脉动及压力脉动小、噪声特别低的优点，近年来得到较快的发展，销量直线上升。而且由于内啮合齿轮泵的齿轮转向相同，相对滑动速度小，磨损小，因此使用寿命长，流量脉动和噪声都较小，内啮合齿轮泵允许使用高转速(高转速下的离心力能使油液更好地充入密封工作腔)，可以获得较大的容积效率，因此内啮合齿轮泵的应用相当广泛。本论文的主要研究内容是：（1）渐开线内啮合齿轮泵结构的总体设计。包括渐开线内啮合齿轮泵的结构特点、齿轮副主要尺寸及参数的计算、以及齿轮泵各零部件的设计等。（2）排量的计算。进行内啮合齿轮泵排量的计算公式的推导，得到近似排量。2．渐开线内啮合齿轮泵的工作原理及结构特点2.1内啮合齿轮泵的工作原理图1.2内啮合齿轮泵的工作原理内啮合齿轮泵的主体结构由一对内啮合的渐开线齿轮组成，采用轴向间隙和径向间隙自动补偿的密封装置，从而提高了齿轮泵的容积效率，其输出功率与输出压力随之得到大幅度提高在渐开线内啮合齿轮泵中，小齿轮和内齿轮之间要安装一对活动的月牙块3和密封棒4，以便把吸油腔与压油腔隔开。小齿轮按某一方向旋转时，内齿轮也以相同的方向旋转，轮齿脱开啮合的部分，齿间容积逐渐扩大形成真空，油液在大气压力作用下，进入吸油腔，填满各齿间，而轮齿进入啮合的地方，齿间容积逐渐缩小，形成高压腔，油液被挤压出去。2.2内啮合齿轮泵的结构特点渐开线内啮合齿轮泵由一对相互啮合的具有渐开线齿形的内齿轮和外齿轮组成，内齿轮和外齿轮之间有一与泵盖相连的月牙形隔板将吸油腔和压油腔隔开。内齿轮和外齿轮都可以做主动齿轮。若外齿轮作主动齿轮，当它由泵轴带动逆时针旋转时，内齿轮也以相同的方向旋转，但月牙隔板不动。齿轮转动时，一侧轮齿逐渐分离，腔室容积不断增大，此为吸入过程；另一侧例轮齿逐渐啮合，腔室容积不断缩小，油液被挤压出去，此为压出过程。采用挠性轴承，使得轴和轴承之间接触良好，运转平稳；并在内齿轮的轮齿间上钻通孔，使压力油从孔中引出，这样泵的困油现象就不会发生了；采用浮动侧板在齿轮副的两侧，在背压作用下，两侧的浮动侧板紧贴在齿轮端面上，当齿轮端面与侧板磨损后，侧板在被背压作用下向前移动，自动补偿轴间间隙。2.3内啮合齿轮泵的设计要求液压系统中内啮合齿轮泵的设计应满足如下要求：（1）结构简单，体积小，重量轻，维护方便，使用寿命长；（2）摩擦损失小，泄露小，发热小，效率高；（3）对工作介质污染不敏感；（4）自吸能力大。3.内啮合齿轮泵总体结构的设计思路和设计注意事项3.1结构设计思路首先是内、外齿轮的设计，采用渐开线齿轮的方法，根据齿轮副几何尺寸进行设计，由于齿轮的尺寸较小，可设计成内齿轮为齿圈，而外齿轮是一个阶梯齿轮轴；接着，为把吸油腔和压油腔隔开，需要设计一个月牙隔板，月牙隔板的形状由内、外齿轮的齿顶圆相交而成，为减少磨损，可适当削去月牙隔板两端的尖角；再设计齿轮两侧的浮动侧板；考虑到齿轮泵中的齿轮副是转动的，而与之接触的泵体是固定不动的，故在两者之间应设计带有轴承座的滑动轴承，此滑动轴承和齿轮轴以及轴承座之间是间隙配合，与泵体之间是过盈配合，保证齿轮泵的正常工作。在以上基础上设计泵体、泵盖等零件，泵体上应开有进油口和出油口。最后，考虑各零件间的联接，选用螺钉联接，同时考虑密封问题，选择适当的密封元件。3.2设计注意事项3.2.1防止干涉的发生（1）渐开线干涉内啮合传动中，当内齿轮的齿顶超过齿轮理论啮合极限点时，便产生渐开线干涉。为避免产生渐开线干涉，通常采用加大齿形角；增大外齿轮和内齿轮的变位系数。图4.3渐开线干涉（2）齿廓重迭干涉一对内啮合齿轮传动中，如果齿数差较小时，在非啮合区域可能产生齿廓发生相互重迭的现象，即啮合终了的外齿轮的齿顶在退出内齿轮的齿槽时，与内齿轮的齿顶发生重迭干涉，称为齿廓重迭干涉。为避免产生齿廓重迭干涉，通常采用减小齿顶高；增大内齿轮和外齿轮的齿数差；增大内齿轮的变位系数；增大变位系数差，使传动啮合角增大。图4.4齿廓重迭干涉（3）径向干涉在装配呢齿轮副时，有时只能沿轴向把外齿轮装配到内齿轮里，而不能从内齿轮的中心沿径向把外齿轮安装到设计的啮合位置。沿轴向安装到啮合位置的外齿轮，也不能沿径向退出来，这种现象称为径向干涉。为避免产生径向干涉，通常采用增大齿形角；减小齿顶高；增大内齿轮与外齿轮的齿数差；增大内齿轮的变位系数。图3.5径向干涉3.2.2重合度为了保证连续传动，设计时应保证重合度。但重合度选得过大，会使液体关死在两对啮合齿之间，增大噪声和冲击振动，加剧齿部的磨损，降低使用寿命。因此，重合度应稍大于1。3.2.3降低内啮合齿轮泵的噪声随着齿轮泵向高速、高压、大流量和大功率方向发展，噪声问题越来越严重，目前降低齿轮泵噪声已成为治理公害和改善劳动条件等方面的重要课题。为了降低齿轮泵的噪声，更好的适应工作过程的要求，我们力求设计具有低噪声的齿轮泵，为此，我们采取了以下措施：（1）采取优良的齿形来降低噪声（2）通过改进齿轮泵的结构来降低噪声①利用修正内齿轮齿形，使噪声和振动减小；②采用轴向间隙补偿措施；③采用挠性轴承支架，可适应外齿轮在受高压时的弯曲，轴承架可作相应的弹性变形，使整个轴承接触面上的负载保持均匀；④正确设计月牙版，可提高效率，减小噪声；⑤由于压力油是从内齿轮齿间部位孔引出，泵无困油现象。4.渐开线内啮合齿轮泵的总体结构设计4.1内啮合齿轮泵中采用变位齿轮的必要性4.1.1渐开线标准齿轮传动的局限性齿轮机构因其具有传递的功率范围大、传递效率高、传动比恒定、寿命长等优点，是各种机构中使用得最多的一种传动机构，其中以渐开线齿轮传动的应用为主。但随着齿轮传动向高速、重载、轻型趋势的发展，标准齿轮则存在着一些不足之处：用范成法加工标准齿轮，当时，齿形发生根切，因此标准齿轮只能用于的场合，使传动系统体积、重量增加。一对互相啮合的标准齿轮，当工作中心距大于标准中心局势虽然可以保证以定传动比传动，但这样一来齿侧间隙增大，使传动发生冲击；若工作中心距小于标准中心距，则两齿轮无法安装，所以渐开线标准齿轮只能用于工作中心距等于标准中心距的场合。一对互相啮合的标准齿轮，外齿轮齿根齿厚比内齿轮齿厚薄，若两轮材料相同，则外齿轮齿根弯曲强度低，易先破坏。4.1.2齿轮变位理论考虑到渐开线标准齿轮传动的局限性，在长期的生产实践中，为了解决由局限性带来的问题，改善传动性能，提高承载能力，采用变位齿轮传动。图4.1变位齿轮加工原理图4.2变位齿轮齿轮经变位后，其齿形与标准齿轮同属一条渐开线,但其应用的区段却不同。利用这一点，通过选择变位系数，可以得到有利的渐开线区段，使齿轮传动性能得到改善。应用变位齿轮可以避免根切，提高齿面的接触强度和齿根的弯曲强度，提高齿面的抗胶合能力和耐磨损性能。4.2齿轮副设计基本参数及主要尺寸在进行渐开线内啮合齿轮的参数设计时，若参数选择不合理，会使啮合质量差、渐开线齿轮易产生尖角及发生齿廓重迭干涉等问题，导致其效率低、承载能力小和寿命短。4.2.1设计基本参数（1）齿数外齿轮齿数，内齿轮齿数；由此可知齿数差。（2）模数给定模数mm，参照渐开线齿轮关于模数的定义和计算公式，当内外齿轮的齿数确定之后，模数与中心距之间存在下列关系：(4-1)式中：——模数（mm）；——中心距（mm）；——齿数差所以标准中心距mm。（3）齿宽给定齿宽mm。（4）齿顶高系数=0.8；顶隙系数=0.25。4.2.2齿轮副的几何计算根据参考文献[1]P78-102，已知原始齿形角，假设啮合角为，可得以下数据：（1）分度圆直径根据公式，可得mm；(4-2)mm。(4-3)（2）外齿轮变位系数和内齿轮变位系数因为少齿差内齿轮副容易发生齿廓重迭干涉，所以可选择适当的正变位系数来减小外齿轮的齿顶厚度，增大内齿轮的齿槽宽度，从齿厚方向消除齿廓重迭。（3）插齿中心分离系数以及插齿刀和初切内齿轮的切削啮合角内齿轮是用插齿刀加工的，插齿刀齿数要比内齿轮齿数少，故取插齿刀齿数，插齿刀变位系数。插制正变位内齿轮时，在内齿轮坯和插齿刀之间的中心距增大了，为插齿中心分离系数，可由下式求得：(4-4)切削啮合角由下式求得：=+(4-5)（4）中心距与中心距分离系数变位内齿轮副中心距与标准内齿轮副中心距之差，用模数的倍数表示，称为中心距分离系数，即(4-6)（5）齿顶降低系数正变位外齿轮用滚齿刀切制，正变位内齿轮用插齿刀插制，它们的齿根高分别为(4-7)(4-8)外齿轮和内齿轮的齿根圆直径分别为(4-9)(4-10)外齿轮和内齿轮的齿顶圆半径分别为(4-11)(4-12)考虑到中心距和中心距分离系数，则可求得全齿高为(4-13)设(4-14)则得(4-15)即变位齿轮的全齿高较标准齿轮降低了，其中称为齿顶降低系数。（6）节圆半径外齿轮和内齿轮的节圆直径分别为(4-16)(4-17)（7）齿顶压力角外齿轮和内齿轮的齿顶压力角分别为(4-18)(4-19)（8）齿廓不重迭干涉

满足0，即不发生齿廓重迭干涉，=(4-20)其中（9）验证重合度(4-21)满足，即符合条件。（10）验算齿顶不相碰(4-22)满足，即符合条件。（11）外齿轮跨齿数(4-23)(4-24)所得取整。（12）全齿高、齿顶高、齿根高外齿轮和内齿轮的全齿高分别为(4-25)(4-26)其中滚齿刀齿顶高系数=1.25插齿刀齿顶高系数=1.30外齿轮和内齿轮的齿顶高分别为(4-27)(4-28)外齿轮和内齿轮的齿根高分别为(4-29)(4-30)4.3运用MATLAB软件进行齿轮副几何计算由于只根据以上计算公式计算，要计算出一组符合要求的数据，比较困难，且花费时间较长，因此我们可以根据上述公式编出一段计算内啮合齿轮副的几何计算的程序。4.3.1编写相关程序段%/选择少齿差变位系统的主程序diary('xgr.txt');m=input('请输入齿轮的模数');z1=input('输入外齿轮的齿数');z2=input('输入内齿轮的齿数');while(z1>z2)disp('输入齿数有误,外齿轮的齿数必须小于内齿轮的齿数.请重新输入齿数.');z1=input('输入外齿轮的齿数');z2=input('输入内齿轮的齿数');endzc=input('输入插齿刀齿数（小于内、外齿轮齿数）');xmax=2.1;xmin=0.0;deg_rad=atan(1.0)/45;alf0=20.0*pi/180;hax=0.8;r1=m*z1/2.0;r2=m*z2/2.0;i=1;ml=input('需要多少组数据');disp('Nx1x2alfGsepsla');while(i<=ml)x1(i)=xmin+rand(1)*(xmax-xmin);x2(i)=xmin+rand(1)*(xmax-xmin);%/x1=1.143;x2=1.816;xc=0.0;alf=mesha(x1(i),x2(i),z2,z1,alf0);alfdegree=alf/deg_rad;ac2=mesha(xc,x2(i),z2,zc,alf0);lmc2=lamdc(ac2,z2,zc,alf0);a0=m*(z2-z1)/2.0;a=a0*cos(alf0)/cos(alf);lmd=(a-a0)/m;sigm=lmd-lmc2+x1(i);ha1=m*(hax+x1(i)-sigm); ha2=m*(hax-lmc2-sigm);ra1=r1+ha1;ra2=r2-ha2;rb1=r1*cos(alf0);rb2=r2*cos(alf0);alfa1=acos(rb1/ra1);alfa2=acos(rb2/ra2);g=ra2+a-ra1;gs=interfer(ra1,ra2,alfa1,alfa2,a,alf,z1,z2);epsl=coinf(alfa2,alfa1,alf,z1,z2);if(g>0.0&gs>0.0&epsl>1.0&sigm>0)ac2d=ac2/deg_rad;alfa1d=alfa1/deg_rad;alfa2d=alfa2/deg_rad;fprintf('%4.1f%8.4f%8.4f%8.4f%8.4f%8.4f%8.4f\n',i,x1(i),x2(i),alfdegree,gs,epsl,a);i=i+1;endendi=input('选择第几组数据');disp('设计计算结果:');d1=2*r1;d2=2*r2;alf=mesha(x1(i),x2(i),z2,z1,alf0);a=a0*cos(alf0)/cos(alf);fprintf('外齿轮的分度圆直径为:%8.4fmm\n',d1);fprintf('内齿轮的分度圆直径为:%8.4fmm\n',d2);fprintf('传动中心距:%8.4fmm\n',a);fprintf('变位系数x1=%8.4fx2=%8.4f\n',x1(i),x2(i));alfdegree=alf/deg_rad;fprintf('少齿差传动啮合角为:%8.4f度\n',alfdegree);ac2=mesha(xc,x2(i),z2,zc,alf0);lmc2=lamdc(ac2,z2,zc,alf0);a0=m*(z2-z1)/2.0;a=a0*cos(alf0)/cos(alf);lmd=(a-a0)/m;sigm=lmd-lmc2+x1(i);ha1=m*(hax+x1(i)-sigm); ha2=m*(hax-lmc2-sigm);ra1=r1+ha1;ra2=r2-ha2;rb1=r1*cos(alf0);rb2=r2*cos(alf0);alfa1=acos(rb1/ra1);alfa2=acos(rb2/ra2);g=ra2+a-ra1;gs=interfer(ra1,ra2,alfa1,alfa2,a,alf,z1,z2);epsl=coinf(alfa2,alfa1,alf,z1,z2);fprintf('齿轮传动的重合度为:%8.4f\n',epsl);fprintf('齿轮传动的不重迭干涉系数为:%8.4f\n',gs);ac2d=ac2/deg_rad;alfa1d=alfa1/deg_rad;alfa2d=alfa2/deg_rad;fprintf('外齿轮的齿顶压力角为:%8.4f度\n',alfa1d);fprintf('内齿轮的齿顶压力角为:%8.4f度\n',alfa2d);4.3.2运行计算程序输入齿轮的模数5，外齿轮的齿数13，内齿轮的齿数17，插齿刀齿数（小于内、外齿轮齿数）12，需要20组数据，得出以下数据：Nx1x2alfGsepsla1.00.10351.199244.98341.69851.094813.28542.00.18680.569734.43290.60121.291211.39313.00.51940.740730.24220.38861.041310.87734.00.39451.030439.13151.04451.007712.11415.00.18430.931340.78261.20631.132612.41026.00.10301.586248.54552.17791.009814.19427.00.43950.955737.10720.86961.008311.78298.00.13260.554935.27890.65721.338311.51099.00.15600.405831.08740.31511.463310.972810.00.38081.054139.70971.09801.007612.215011.00.05641.091044.33021.62101.147713.136612.00.28811.095441.60271.28971.037212.566713.00.28531.118241.93761.32491.032712.632414.00.57970.773829.37880.35111.004510.783815.00.21720.330426.36740.01931.540410.488116.00.31490.807236.66320.82181.110111.714517.00.35551.102040.77381.20101.006512.408618.00.40530.935237.35420.88881.028611.821519.00.27340.534131.39710.39181.260811.008920.00.29700.959639.54741.08381.069912.1864对比20组数据，找出安装中心距最接近整数的一组，即第19组数据，得到设计计算结果：外齿轮的分度圆直径为：65.0000mm内齿轮的分度圆直径为：85.0000mm传动中心距：11.0089mm变位系数x1=0.2734x2=0.5341少齿差传动啮合角为：31.3971度齿轮传动的重合度为：1.2608齿轮传动的不重迭干涉系数为：0.3918外齿轮的齿顶压力角为：35.2527度内齿轮的齿顶压力角为：12.3051度4.3.3精确计算齿轮副的几何参数（1）取安装中心距=11mm，则可根据，算出啮合角。中心距分离系数（2）根据公式则根据公式得=0.2583可取=0.2748，=0.5331。（3）根据公式=+=算出=0.0925，切削啮合角插齿中心分离系数=0.38（4）齿顶降低系数==0.0948全齿高=mm=mm齿顶高=mm=mm齿根高=mmmm（5）分度圆直径mmmm齿顶圆直径mmmm齿根圆直径mmmm节圆直径（6）重合度==1.26（符合）齿顶不相碰（符合）齿廓不重迭干涉=其中，，则（符合）综上所述，齿轮副几何尺寸符合要求。4.4零件材料的选用在机械零件产品的设计与制造过程中，不仅要考虑材料的性能是否能够适应零件的工作条件，使零件经久耐用，而且要求材料有较好的加工工艺性能和经济性，以便提高零件的生产率，降低成本，减少消耗。因此如何选择和使用适当的金属材料是一项十分重要的工作。本设计中主要用到了以下几种材料：（1）齿轮材料齿轮是齿轮泵核心部分，若齿轮材料选用不当，则会使齿轮过早损伤，甚至失效。齿轮在啮合时齿面接触处有接触应力，齿根部有最大弯曲应力，可能产生齿面或齿体强度失效。因此要求齿轮材料要有较高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度，齿面要有足够的硬度和耐磨性，芯部要有一定的强度和韧性。齿轮的制造要经过锻造、切削加工和热处理等几种加工，因此选材时要对材料的工艺性能加以注意。一般来说，碳钢的锻造、切削加工等工艺性能较好，其机械性能可以满足一般工作条件的要求。但强度不够高，淬透性较差。而合金钢淬透性好、强度高，但锻造、切削加工性能较差。我们可以通过改变工艺规程、热处理方法等途径来改善材料的工艺性能。40Cr具有良好的淬透性经调质处理后具有高的力学性能，回火稳定性高；一般在调质状态下使用。适用于制造截面尺寸较大而又需高强度和高韧性的零件，如后桥半轴、轴、偏心轴、齿轮轴、齿轮、连杆以及汽轮机有头部件。所以本设计中的齿轮和齿轮轴的材料选用40Cr。（2）滑动轴承材料由于铸造铜合金ZCuSn10Pb1硬度高，耐磨性极好，不易产生咬死现象，有较好的铸造和切削加工性能，在大气和淡水中有良好的耐蚀性。可用于高负荷和高滑动速度下工作的耐磨零件，如连杆、衬套、轴瓦、齿轮、蜗轮等。本设计中的滑动轴承需要较好的耐磨性，故选用ZCuSn10Pb1。（3）销和垫圈材料碳素结构钢Q215塑性大，抗拉强度低，易焊接。用于制造炉撑、铆钉、垫圈、开口销等。由于本设计中对导销、止动销的力学性能要求不高，所以导销、止动销的垫圈的材料可以选用Q215。（4）月牙板和浮动侧板材料碳素结构钢Q235有较高的强度和硬度，延伸率也相当大，耐磨性较好，用途很广，是一般机械上的主要材料，能满足本设计中月牙板和浮动侧板的性能要求，故选用此材料。（5）泵体和轴承座材料灰铸铁HT200属于高强度铸铁，用于中等负荷和对耐磨性有一定要求的零件，且价格相对便宜。可用于机床床身、立柱、飞轮、汽缸、泵体、轴承座、活塞、齿轮箱、阀体。本设计中泵体选用这种材料。（6）泵盖材料灰铸铁HT150属于中等强度铸铁，用于一般铸件，如机床座、端盖、皮带轮、工作台等。价格便宜，且能满足设计中泵盖的性能要求，故泵盖选用此材料。（7）螺栓材料优质碳素结构钢45用于强度要求较高的零件，冷热加工性能都不错，机械性能较好，且价格低、来源广，所以应用广泛。本设计中螺栓的力学性能要求未知，故选用45钢为螺栓材料。（8）密封元件材料本设计选用密封圈类型有O形密封圈和旋转轴唇形密封圈。其中O形密封圈用于轴承座与泵体和泵盖之间的密封，旋转轴唇形密封圈用于齿轮轴与泵盖之间的密封。密封元件的材料选用橡胶。4.5绘制总装图以及各零件图根据所得的齿轮副几何尺寸绘制渐开线齿轮，内齿轮为齿圈，外齿轮为齿轮轴；由内、外齿轮的齿顶圆相交而成月牙隔板，适当削去月牙隔板两端的尖角；结合所设计的浮动侧板、滑动轴承、轴承座，确定齿轮轴的最大直径和长度；然后结合以上零件设计泵体和泵盖；最后绘出总装图。根据零件的尺寸选用合适的螺钉及密封元件尺寸。零件具体形状及尺寸请见设计零件图。5.内啮合齿轮泵排量和瞬时流量的计算5.1内啮合齿轮泵主要性能参数内啮合齿轮泵的主要性能参数有：压力P、排量V和流量q、转速n、功率N和效率η等。压力齿轮泵的工作压力是指它的输出压力，即泵出口处的油液为了克服阻力所必需建立的压力。它随阻力的增大而升高，随阻力的减小而降低。所以，在一定程度上来说，齿轮泵的工作压力取决于外负载的大小。（2）排量、流量和容积效率齿轮泵的排量是指，在无泄露的情况下，泵轴每转一周，泵所排出的油液的容积。它的大小完全取决于泵密封工作容积的大小。齿轮泵的流量分为理论流量与实际流量。理论流量是指，在不考虑泄露情况下的流量，它取决于泵的结构参数和转速，即(5-1)泵的实际流量是指，泵在工作时的输出流量，这时的流量必须考虑到泵的泄露。泵的泄露损失，通常用容积效率来表示，对于齿轮泵其容积效率等于实际流量与理论流量之比。即(5-2)（3）转速为了保证齿轮泵正常工作，驱动泵的原动机的转速应与泵的额定转速相适应。齿轮泵的额定转速是指在额定功率输出情况下，正常连续工作情况下的转速。这个转速应基本保持恒定，再高将使泵吸油不足而产生气穴，再低将使其相对漏损增加，容积效率降低，影响齿轮泵的正常工作。由于上述因素，故对泵的转速有一定的限制。（4）齿轮泵的功率和效率齿轮泵是电机或其他原动机带动旋转的，所以它的输入量是转矩和转速，输出量是液体的压力和流量，如果齿轮泵在能量转换过程中没有能量损失，则其理论功率为液压泵的输出压力与理论流量的乘积。实际上，齿轮泵在能量转换过程中是有各种损失的，主要包括容积损失和机械损失。容积损失是指液压泵流量上的损失，机械损失是指齿轮泵在转矩上的损失。本设计只需算出内啮合齿轮泵的近似排量。5.2内啮合齿轮泵排量的计算目前，内啮合齿轮泵排量的计算基本依照以下公式(5-3)式中——齿宽——外齿轮节圆半径——内齿轮节圆半径——齿轮基节——外齿轮齿高——内齿轮齿高图5.1轮齿排油最大值从公式可以看出，依据此公式计算内啮合齿轮泵的排量比较繁琐且物理意义不明确。我们可以寻求一个较简捷且物理意义明确的计算公式。根据内啮合齿轮泵的工作原理，在其工作过程中，当外齿轮的轮齿顶点到达两个轮齿齿顶圆的交点时，该齿开始排油。当外齿轮和内齿轮处于图5.1中所示的阴影位置时，该齿排油结束并且排油量最大。由排量定义可得其计算公式：(5-4)式中——外齿轮齿数、——齿数的有效工作齿的截面积图5.2环形面积根据上面的几何关系，内啮合齿轮泵的排量可近似等于齿轮副好环形面积(图5.2)与齿宽的乘积，即(5-5)又因为，，所以(5-6)式中——变位后的中心距，即安装中心距代入数据得：mm3/rcm3/r5.3内啮合齿轮泵瞬时流量的计算目前，内啮合齿轮泵排量的计算基本依照以下公式(5-7)式中——外齿轮角速度——啮合点到节点的距离只需知道每个瞬时啮合点到节点的距离，根据公式即可计算出齿轮泵的瞬时流量。由于齿轮泵瞬时流量变化太快，目前还没有一种流量计能准确反映其变化。6.结束语内啮合齿轮泵由于具有结构紧凑、尺寸小，重量轻、压力脉动和噪声小的特点，因此采用内啮合齿轮泵作为泵源比较合适，主要应用于对技术要求较高的各类液压机械上。本文从工程实际需要以及齿轮泵的工作原理出发，先进行齿轮副的几何计算；再进行渐开线内啮合齿轮泵的总体结构设计，并选择合适的零件材料；最后进行内啮合齿轮泵排量的近似计算。但是由于齿轮泵瞬时流量变化太快，目前还没有一种流量计能准确反映其变化，因此，还需在这方面进行深入研究。同时希望我的工作能给国内同行在进行内啮合齿轮泵的研究时提供一定的参考和借鉴。毕业设计是在我们学完了大学的全部基础课以及专业课之后，对所学各课程的一次综合性的总复习，也是一次理论联系实际的训练。使我们提高了处理问题以及对资料的合理运用能力，并使我们能够熟练使用计算、绘图软件。对我们进行了一次全方面的训练。参考文献[1]何存兴.液压元件[M].北京:机械工业出版社,1982.[2]李壮云.液压元件与系统[M].(第二版).北京:机械工业出版社,2006,41-45.[3]许福玲,陈尧明.液压与气压传动[M].北京:机械工业出版社,2004.[4]刘学厚,黎巨泉.行星传动设计[M].北京:北京工业学院出版社,1988,78-103.[5]江耕华等.机械传动设计手册(上册)[M].北京:煤炭工业出版社,1992.[6]成大先.机械设计手册(第三版第1卷)[M].北京:化学工业出版社,1993.[7]成大先.机械设计手册(第三版第2卷)[M].北京:化学工业出版社,1993.[8]成大先.机械设计手册(第三版第3卷)[M].北京:化学工业出版社,1993.[9]成大先.机械设计手册(第三版第4卷)[M].北京:化学工业出版社,1993.[10]吴相宪,王正为,黄玉堂.实用机械设计手册[M].江苏:中国矿业大学出版社,1995.[11]朱辉,曹恍,唐宝宁等.画法几何及工程制图[M].(第五版)上海:上海科学技术出版社,2003.[12]叶清.内啮合齿轮泵几何及流量脉动的研究.兰州:兰州理工大学,2007.致谢本论文是在指导老师的悉心指导、热情关怀和鼓励下完成的。导师在论文的选题、课题的研究设计方法以及论文的撰写、修改过程中，都给予我精心的指导和教诲。导师以他严谨的治学态度、一丝不苟的治学精神、求实的科研作风、渊博的知识和为人师表的风范使我受益匪浅，并将在以后的工作和生活中给我树立学习的榜样。值此毕业论文完成之际，谨向我的导师致以最诚挚的感谢。感谢学院所有教导过我的老师，他们不仅传授了我很多理论知识，同时我也从他们身上学到了对科学知识的执着精神。还要感谢我的舍友们，她们不论在学习上还是生活上都给了我很大帮助和支持。最后，特别感谢我的父母，他们在我的求学过程中给予了无私的关怀和奉献，也使我能够全身心的投入到学习和毕业设计，是我在学业上取得进步的源泉。目录TOC\o"1-3"\f\h\u15739第一章总论 452391.1项目概述 4HYPER