毕业设计（论文）变量齿轮泵的设计（2）

1、安徽理工大学毕业设计（论文）i变量齿轮泵的设计（2）摘 要齿轮泵结构简单、成本低、自吸能力强、抗油液污染能力强，在液压系统中常用作动力装置，特别是在液压系统中应用更广泛。变量齿轮泵内有一对相互啮合的外齿轮，其中一个为轴向位置确定的外齿轮，另一个则为可沿轴向移动的外齿轮，可沿轴向移动。当调节轴与其它调节控制机构相联接以后就可以对泵的输送流量实行调节或执行自动控制。变量齿轮泵是一种恒压力型变量齿轮泵，主要用于液压机械变量供油和其它液状流体需变量调节或变量自动控制的泵类产品。由于它的结构简单，流量调节方便，使液压系统效率提高，节省能源，适用于在中、低压范围内取代市场上的变量叶片泵，或制成适用于需变量

2、供给各种液状流体的专用变量泵，可在许多液压系统中代替定量齿轮泵，将在某些领域成为齿轮泵的换代产品。关键词：齿轮泵关键词：齿轮泵, ,液压泵液压泵, ,外啮合外啮合, ,变量变量, ,流量调节流量调节安徽理工大学毕业设计（论文）iithe design of variable gear pump (2)abstractabstractgear pump structure simple, cost low, self-absorption ability strong, anti-fat liquor pollution ability, often serves as the power un

3、it in the hydraulic system, specially applies in the hydraulic system widely. in the variable gear pump has the external gear which a pair meshes mutually, for the axial position external gear, another for may be along the end motion external gear, be possible along the end motion. when the regulati

4、ng shaft will join later with other regulating control organization to be possible to implement the adjustment or the execution automatic control to the pump transportation current capacity .the variable gear pump is one kind of constant pressure strength variable gear pump, mainly uses in the hydra

5、ulic pressure machine variable feed and other liquidity fluid needs the quantitative governing or the variable automatic control pump class product. because its structure is simple, the flow control is convenient, will make the hydraulic system efficiency to enhance, saves the energy, is suitable in

6、, in the low pressure scope substitutes for in the market the variable vane pump, or makes is suitable in needs the variable supplies each kind of liquidity fluid the special-purpose variable displacement pump, may replace the quota gear pump in many hydraulic systems, will become the gear pump in c

7、ertain domains the update product.key word: the gear pump, the hydraulic pump, outside meshes, variable, flow control安徽理工大学毕业设计（论文）iii目录变量齿轮泵的设计（2） .i摘要 .ithe design of variable gear pump (2) .iiabstractabstract .ii目录 .iii第 1 章 齿轮泵基本参数的确定 .11.1 确定刀具角n和齿顶高系数0f.11.2 选定泵的转速n.11.3 确定泵的理论流量 tq.11.4 选取齿宽系

8、数 k.11.5 选取齿数z.11.6 计算齿轮模数 m.21.7 确定齿宽 b.21.8 校验齿轮泵的流量.21.9 校验齿轮泵节圆线速度 hv.21.10 计算齿轮各部分尺寸.3第 2 章 动力参数的计算 .5第 3 章 齿轮泵的结构设计 .53.1 结构形式的确定.53.1.1 减轻径向力的结构措施 .53.1.2 采用三片式结构 .63.1.3 齿轮与轴做成分离式通过键连接 .63.1.4 采用滚动轴承 .63.2 确定高低压腔尺寸.63.3 主动轴的计算.73.3.1. 初步确定轴的最小直径 .73.3.2.轴的结构设计 .73.3.3 轴上零件的周向定位.83.3.4 确定轴上圆角

9、和倒角尺寸.93.3.5 求作用在齿轮上的力.93.3.6 求轴上的载荷.9安徽理工大学毕业设计（论文）iv3.3.7 按弯扭合成应力校核轴的强度.113.3.8 精确校核轴的疲劳强度.113.4 从动轴的计算 .143.4.1 轴的结构设计 .143.4.2 求轴上的载荷.143.4.3 精确校核轴的强度.153.4.4 从动轴的刚度计算.163.5 齿轮强度的计算 .173.5.1 齿轮的材料及齿数的选取.173.5.2 齿面接触疲劳强度的计算.173.5.3 齿根弯曲疲劳强度计算 .183.6. 轴承的受力分析及寿命计算.193.6.1 主动轴上的轴承受力分析及寿命计算.193.6.2

10、从动轴上的轴承受力分析及寿命计算.203.7 泵体的设计计算和强度校核 .213.7.1 泵体的设计计算.213.7.2 泵体的强度校核.21第 4 章 齿轮泵其它部件的分析计算 .224.1 轴承端盖的设计计算.224.2 密封圈的设计计算.234.2.1 主动轴轴承端盖处的毡封油圈.234.2.2 从动轴上通用 o 型密封圈.234.3 小圆螺母的设计计算 .244.4 变量机构的设计计算 .26第 5 章 基于 solidworks 的齿轮泵的虚拟设计系统 .275.1 引言.275.2 齿轮泵的参数化造型设计.275.2.1 齿轮泵零部尺寸计算 .275.2.2 关键部件的结构设计 .

11、285.3 利用 vb 调用 silidworks .295.4 齿轮泵的虚拟装配模块.295.5 结论.30参考文献 .31致谢 .32安徽理工大学毕业设计（论文）1第 1 章 齿轮泵基本参数的确定设计参数： = 15mpa , =15ml/rpq1.1 确定刀具角和齿顶高系数n0f采用标准刀具 = 20 顶高系数 = 1n0f1.2 选定泵的转速n齿轮泵采用交流电动机, 取转速 = 1000 r/minn1.3 确定泵的理论流量 tq齿轮泵的流量= = 15 1000 = 15 tqqn310/ minl/ minl1.4 选取齿宽系数 k对于低压齿轮泵= 610 , 对于高压齿轮泵 =3

12、6kk则取齿轮泵的齿宽系数=5k1.5 选取齿数z齿轮齿数的确定必须综合考虑流量脉动、压力脉动、机械效率等诸方面因素。从流量角度出发在齿轮分度圆直径不变的情况下，齿数越少，模数越大，其输出流量就越大；从工作性能出发，齿数减少后对改善困油现象及提高机械效率有利，其流量及压力的脉动增加，对于流量计的均匀性要求较高及使工作噪音尽量低，一般1430 之间。z而对轴向并联齿轮泵及流量计来说，齿轮的齿数满足（k为自然数） 。z41k 取4 得44+117kz齿数较少时，会产生根切现象，对于标准齿轮（齿顶高系数=1）不产生根切的最少ah齿数如下：minz表表 1-11-1 压力角与不产生根切的最少齿轮的关系

13、压力角与不产生根切的最少齿轮的关系压力角n1.45152022.523252730不产生根切的最少齿数323017141311108选用标准齿轮20，17不会产生根切现象，选择合理nz安徽理工大学毕业设计（论文）21.6 计算齿轮模数 m对于流量计来说，确定模数主要不是从强度方面着眼，而是从流量计的流量、压力脉动、噪音以及结构尺寸大小等方面考虑。模数越大，泵的流量就越大，并且当齿轮m节圆直径一定时，对流量来讲，增大模数比增加齿数有利。但齿数太少将使流量的输油量及压力脉动增加，因此模数选择要适当= =m63102(1.27)tqnk z3627. 1175100021015 = 2.97将模数圆

14、整为 = 3m1.7 确定齿宽 b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。而齿轮与壳体及盖板间的磨擦损失及容积损失的总和与齿宽并不成比例增加，因此，当高压时其齿宽不宜过大，则应取大些，以便减轻轴承负载，同时加大意味着增加轴向间隙对液流的阻eded力，从而还能减小内泄漏。齿宽的计算公式： = 53=15bkmmm1.8 校验齿轮泵的流量 校验公式： 2226cos211012bqbm n z 22263.14cos 202 3.14 15 3100017 11012 = 14.65minl该流量和设计理论流量相差 5 % 以内为合格 s=2.33%5%,故所选参数合适。%100qt

15、qqtb1.9 校验齿轮泵节圆线速度 hv齿轮泵与原动机直接相接, 所以其转速 应与原动机的转速一致. 由流量公式可n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, 产生汽蚀、振动和噪声。因此就有最高转速的限制。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底。安徽理工大学毕业设计（论文）3一般用限制齿轮节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汽蚀。 = n / 100060hvhd其中 节圆直径 （ ）hdmm = = 317= 51 hdmzmm带人数据得= = = 2.67 hv6010

16、0010005114. 360100010005114. 3m s表表 1-21-2 工业齿轮油粘度与节圆极限速度关系工业齿轮油粘度与节圆极限速度关系工业齿轮油粘度2mms124576152300520760节圆极限速度maxvm s543.7321.61.25根据表格数据油液的粘度245mms此液体允许的齿节圆极限速度 =4maxvm s ， 则校核合格hvmaxv1.10 计算齿轮各部分尺寸模数： m = 3mm压力角： 20分度圆直径： d = = 317 = 51mzmm齿顶高： ha = ha* m = 13= 3 mm齿根高： =( ha* + )m = ( 1 + 0.25)3

17、= 3.75fhfhmm齿全高： h =( + c*)m = 2.253 = 6.752ahmm齿顶圆直径： =( + z1)m = ( 21 + 17)3= 57ad2ahmm齿根圆直径： =(z1-)m = (1721 20.25) 3= 43.5fd2ah2cmm基圆直径： = d= 51cos20 = 47.924bdcosmm齿距： p =3.143 = 9.42mmm齿厚： s = m/2 = 4.71mm齿槽宽： e = m/2 =4.71mm顶隙： c = c*m = 0.253= 0.75mm标准中心距： a = m(z1z2)/2 = 3 (17+17) / 2 = 51m

18、m节圆直径 ： d= d = 51 mm齿轮啮合的重叠系数： 当两齿轮相同时 安徽理工大学毕业设计（论文）4 = z（tan - tan）/ e = = = 32.78earccosabddarccos57924.47 = 17（tan32.78 tan20）/ = 1.5安徽理工大学毕业设计（论文）5第 2 章 动力参数的计算2.1 液压泵的驱动功率 =tibmpptbmp q 1515 / min0.9mpal =4.17kw式中 -泵机械效率，一般可在 0.88-0.91 之间选取bmp-泵的高低压腔压力差 2.2 液压泵的输入扭矩 =39.84n.mm4.1722 3.14 1000m

19、inipkwnr第 3 章 齿轮泵的结构设计 3.1 结构形式的确定3.1.1 减轻径向力的结构措施合理地选择齿宽 和齿顶圆直径 bed缩小压油腔的尺寸，即将压出角（2-）减小为了减小作用在齿轮上的径向力，压出角 2-越小越好，压油腔的流速允许 ，对不要求逆转的齿轮泵，一般取 2- 45，有时为保证压3 5m s出口通道的过流面积 ，把压出口在轴向方向拉长 ，使压出口呈椭圆行。图图 3-13-1 齿轮泵压出角与吸入角示意图齿轮泵压出角与吸入角示意图安徽理工大学毕业设计（论文）6从提高吸油性能和避免汽蚀的角度出发，希望吸入角越大越好，一般在4590，也可以将扩大到 120，以保证吸油腔流速小于

20、。1 2m s将压油腔扩大到接近吸油腔侧，在工作过程中只有 12 个齿起密封作用在轴套的外圈开有高压油槽与高压腔相通，工作时只有 12 个齿起密封作用，过渡区很小，而齿轮在很大的尖形角范围内作用有出口压力。此时齿轮上的gp径向力得到了平衡。3.1.2 采用三片式结构由前泵盖、泵体、后泵盖组成，其优点：毛坯制造容易，甚至可用型材切料便于机械加工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便于双出轴布置3.1.3 齿轮与轴做成分离式通过键连接优点：加工工艺性能好，齿轮侧面加工容易，在平面磨床上很容易加工相同的齿宽 。3.1.4 采用滚动轴承优点：结构简单；安装方便；工作中噪声底；

21、抗冲击性能好；价格便宜；只要材质和加工精度选择恰当，润滑条件良好，就能承受相当高的负载。缺点：抗杂质能力差；在高温时油膜强度低易烧坏；运动时摩擦力矩大；当转速很低时不易形成油膜易烧坏。3.2 确定高低压腔尺寸确定压出角 （2-）= 40吸入角 = 45由图（1）所示的几何关系可知/2 - /2 = /2cos（-）1o2ogdad = -（-）gd1o2oadcos = 51 57cos40 = 7.34mm则取 = 10gdmm/2 - /2 = /2cos 1o2oddad安徽理工大学毕业设计（论文）7 = -dd1o2oadcos = 51 57cos45 = 10.69mm则取 = 1

22、0gdmm3.3 主动轴的计算3.3.1. 初步确定轴的最小直径已知轴上的功率=4.17kw、转速=1000r/min 、转矩pn=9.55106=39.8235nm，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。tp n = 15.75330min100017. 4112npadmm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径iiid 与联轴器的孔径相适应，故需要同时选联轴器型号。iiid联轴器的计算转矩 caatk t = 1.339.8235 = 51.77055.n mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用hl1型弹性柱销cat联轴器，其公称转矩为 160，半联

23、轴器的孔径d = 19，故取= 19，.n mmmmiiidmm半联轴器长度l = 42，半联轴器与轴的配合的毂孔长度 = 30mm1lmm3.3.2.轴的结构设计图图 3-23-2 轴的结构与装配轴的结构与装配3.3.2.1 为了满足半联轴器的轴向定位要求，i-ii轴段右端需制出一轴肩，故取ii-iii段直径= 19 +19 (0.070.1）= 22;左端用轴端挡圈定位，iiiiidmm按轴端直径取挡圈直径= 22，半联轴器与轴配合的毂孔长度 = 30dmm1l安徽理工大学毕业设计（论文）8，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度mm应略短一些，先取=28。iiil

24、mm 3.3.2.2 初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据 =22 ，选取轴承型号 329/22，轴承配合为iiiiidmmm6，其尺寸=224012， 故=22;而dd tmmmmmmvi viidiiiiidmm=12。vi viilmm 3.3.2.3 由于齿轮轮毂宽度=15，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴bmm段应略短于轮毂宽度，故取=13。iiiivlmm3.3.2.4 取安装齿轮处的直径 为了便于装配安装且使齿轮与轴配合处有一定的厚度，应取=26。齿iiiivdmm轮的左端与左轴承右端面之间采用套筒定位，套筒长度为 23;齿轮右端采mm用轴肩定位，轴肩高度(0.070.1),取

25、=2.5，则轴环处直径hdhmm=31，轴环宽度，取=5。iv vdmm1.4bhiv vlmm3.3.2.5 右端轴承的左端面采用轴肩进行轴向定位，定位轴肩高度=2，则hmm=27，并取长度略长些，取=32。v vidmmv vilmm3.3.2.6 左轴承左端面采用轴承端盖进行定位，取轴承端盖长度为 12。轴承mm端盖放于左泵盖中，左泵盖与另一端面进行定位，这一端面与该轴段的左端面有一定距离，则=12+26+12+10=60。iiiiilmm以上就以初步确定了轴的各段直径和长度。3.3.3 轴上零件的周向定位3.3.3.1 齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键联接 查机械设计手册得半联轴

26、器与轴的联接，选用 a 型平键 = 6625 ，b h l 半联轴器与轴的配合为7/ 6hk齿轮与轴的联接，选用 b 型平键= 8710，b h l 齿轮与轴的配合为7/ 6hn3.3.3.2 键的强度校核安徽理工大学毕业设计（论文）9(1)a 型键的材料为钢，查手册得许用挤压应力=100120mpa,取pp=110mpa,键的工作长度=25-6=19,键与轮毂键槽的接触高度llbmm=0.56=30.5khmm由式=73.54mpa,故符合要求。332102 39.8235 103 19 19ptkldp键的标记为：键 625 gb1096-79(2)b 型键的材料为钢，查手册得许用挤压应力

27、=100120mpa,取pp=110mpa,键的工作长度=10，键与轮毂键槽的接触高度llmm=0.57=3.50.5khmm由式=87.52mpa,故符合要求。332102 39.8235 103.5 10 26ptkldp键的标记为：键 b810 gb1096-793.3.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 两轴端端倒角为 145，各轴肩处的圆角半径r = 1 2mm3.3.5 求作用在齿轮上的力 = 239.8235/0.051=1561.712tft dn = 1561.71tan20= 568.41tanrtffn =1561.71/cos20= 1661.93cosntffn3.3.6 求

28、轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图如图中轴上所受的力作受力分析得图图 3-33-3 轴的受力分析图轴的受力分析图 安徽理工大学毕业设计（论文）10根据轴的结构图做出轴的弯矩和扭矩图，从中可以看出截面 c 是轴的危险截面。图图 3-43-4 轴的载荷分析图轴的载荷分析图由以上图可以计算：表表 3-13-1 截面截面 c c 载荷值载荷值载荷水平面h垂直面v支反力f=863.53,=698.181nhfn2nhfn=314.30,=254.111nvfn2nvfn弯矩=32814.28hm.n mm=11943.30vm.n mm总弯矩m =34920.19m22hvmm.n mm扭矩t=3

29、9823.5t.n mm安徽理工大学毕业设计（论文）113.3.7 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的c强度。根据式（15-5）及上表中的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 mpa=24.07mpa2222334920.190.6 39823.50.1 26camtw前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得=60mpa。因此1，故安全。1ca3.3.8 精确校核轴的疲劳强度3.3.8.1 判断危险截面截面, , , 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应aiibiii力

30、集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面, , , 均无需校核。aiibiii 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面iv和v处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面上的应力最大。截面iv的应力集中c的影响和截面iii的相近，但截面iv不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面生虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起c的应力集中均在两端） ，而且这里中轴的直径最大，故截面也不必校核。截面cv和vi显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面iii左右两侧即可。3.3.8.2 截

31、面 iii 左侧抗弯截面系数 33330.10.1 221064.8wdmmmm抗扭截面系数 33330.20.2 222129.6twdmmmm截面 iii 左侧的弯矩为m 386.534920.19.28947.38mn mmn mm截面 iii 上的扭矩为t = 39823.5t.n mm截面上的弯曲应力 2894727.191064.8bmmpampaw截面上的扭转切应力安徽理工大学毕业设计（论文）1239823.518.702129.6tttmpaw轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得=640mpa，=275mpa，=155mpa。b11截面上由于轴肩而形成的理论应力

32、集中系数及按附表 3-2 查取。因=0.068，经插值后可查得1.522rd2622dd=1.859, =1.418又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为=0.78， =0.80qq故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为111 0.781.859 11.670kq 111 0.801.418 11.334kq 由附图 3-2 的尺寸系数；由附图 3-3 的扭转尺寸系数。0.850.92轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为q11.6701112.0520.850.92kk 11.3341111.5

33、370.920.92kk 又由3-1 及3-2 得碳钢的特性系数，取=0.10.1 0.2，取=0.050.05 0.1于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得cas12754.9292.052 27.190.1 0amsk 115510.44618.7018.701.5370.0522amsk .22224.929 10.4464.461.54.92910.446cas sssss故可知其安全。3.3.8.3 截面iii右侧安徽理工大学毕业设计（论文）13抗弯截面系数w 按表 15-4 中的公式计算。w33330.10.1 261757.6wdmmmm抗扭截面系数 33330.

34、20.2 263515.2twdmmmm弯矩及弯曲应力为m386.534920.19.28947.382894716.471757.6bmn mmn mmmmpampaw扭矩及扭转切应力为t39823.5 .39823.511.333515.2tttn mmtmpampaw过盈配合处的，由附表 3-8 用插值法求出，并取，于是得k0.8kk=2.624 k0.8 2.6242.0992k轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为=0.92故得综合系数为1112.62412.7110.92kk 1112.099212.1860.92kk 所以轴在截面iii右侧的安全系数为12756.1592

35、.711 16.470.1 0aamsk 115512.23711.3311.332.1860.0522amsk 2222.6.159 12.2375.501.56.15912.237cas sssss故该轴在截面iii右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，主动轴的设计计算结束。安徽理工大学毕业设计（论文）143.4 从动轴的计算3.4.1 轴的结构设计图图 3-53-5 轴的结构与装配轴的结构与装配3.4.1.1 由于齿轮宽度为 22，为满足从动轴不转动，可在齿轮里加上滚动mm轴承，为使所用轴承宽度小于齿轮宽度和轴承外径小于齿轮齿根圆直径，

36、选用轴承型号，轴承配合为，其尺寸=122887100c7/6hmddbmmmm。则=12；同时为使其在左泵盖内部，取其长度=62 。mmiiidmmiiilmm3.4.1.2 ii-iii轴段在其内部腔体内，而腔体直径为 57 ，故=57,取mmiiiiidmm其长度=5 .iiiiilmm3.4.1.3 由一较大轴肩，取=25，而其长度为=70 ；同时在轴iiiivdmmiiiivlmm段 i-ii 处也有一轴套其直径=25。dmm3.4.1.4 轴段iv-v与轴段iii-iv有一轴肩，去轴肩高度为 2.5，则mm=20。因为在轴段iv-v与轴段iii-iv后接有变量机构，为是其满足变iv

37、vdmm量特性轴段iv-v要稍长些，取=40，并取一横截面，其宽度为 10iv vlmmmm这样就确定了从动轴各段的直径和长度。3.4.2 求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图如图中轴上所受的力作受力分析得图图 3-63-6 轴的受力分析图轴的受力分析图安徽理工大学毕业设计（论文）15根据轴的结构图做出轴的弯矩和扭矩图，从中可以看出截面 c 是轴的危险截面。图图 3-73-7 轴的载荷分析图轴的载荷分析图由以上图可以计算：表表 3-23-2 截面截面 c c 的载荷值的载荷值载荷水平面h垂直面v支反力f=780.85512nhnhffn=284.20512nvnvffn弯矩=3357.6

38、765hm.n mm=1222.0815vm.n mm总弯矩m=3573.1603m22hvmm.n mm3.4.3 精确校核轴的强度3.4.3.1 进行校核时，由于轴不受扭矩作用，则只需要计算轴上危险截面的cc弯曲应力即可。截面的抗弯截面系数 c33330.10.1 12172.8wdmmmm安徽理工大学毕业设计（论文）16截面的弯曲应力 c3573.160320.68172.8bmmpampaw轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得= 60mpa1则 , 故安全。b13.4.3.2 求强度安全系数 n过盈配合处的的值, 由附表 3-8 用插入法求出k2.283k轴按磨削加工,由附图 3-

39、4 得表面质量系数为 = 0.92故得综合系数为1112.28312.370.92kk 轴的材料为 45 钢,调质处理，由表 15-1 查得 = 275mpa 1所以截面的安全系数为c12755.611.52.37 20.680.1 0amnsk ,故安全3.4.4 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，轴的挠度使局部单位压力剧增并使润滑油膜遭到破坏，造成轴承的烧伤。为了防止这种破坏，首先必须尽可能减少轴的挠度，其受力简图所图图 3-83-8 轴的刚度分析图轴的刚度分析图挠曲线方程，其中 =8.62234.,04822fxllylxei

40、lmm式中 e-弹性模量，对于钢e = 2.15102n mm i-截面 c 的轴惯性力矩，i = /64（）4d4mm安徽理工大学毕业设计（论文）17 f-作用在从动齿轮上的径向力（）n则232max2.234.48248llflflyyleiei 代入数据得 35max5244568.418.63.51 1048 2.1 101264nmmymmn mmmm对于安装齿轮的轴而言，允许的挠度 0.01 0.030.01 0.033nym 0.03 0.09 mm则，故安全。 maxyy3.5 齿轮强度的计算3.5.1 齿轮的材料及齿数的选取选取齿轮的材料为 45 钢（调质） ，硬度为 220

41、240hbs齿轮的齿数为= 17z3.5.2 齿面接触疲劳强度的计算齿面接触疲劳强度的校核公式321.hhehdkt uzzdu式中： -区域系数（标准直齿轮 a = 20时， = 2.5）hzhz -载荷系数k -齿轮转递的转矩t -齿宽系数d 12uzz选载荷系数 = 1.3tk选取齿宽系数 = 1d由机械设计中表 10-6 查得材料查的弹性系数 =189.8mpahz由图 10-21 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 = 550mpahlim由图 10-9 查得接触疲劳寿命系数 = 0.95hnk计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 = 1，由式 10-12 得slim.

42、550 0.95522.51hnhhkmpas安徽理工大学毕业设计（论文）18计算圆周速度 v3.14 51 10002.6760 100060 1000dnvm s计算载荷系数根据v = 3.29，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 = 1.1m svk由表 10-3 查得 = =1.2hakfak由表 10-2 查得使用系数 = 1ak由表 10-4 查得 7 级精度齿轮相对支承非对称布置230.18. 1 0.60.23 10hvdkkb231.1 0.18. 1 0.6 10.23 1015=1.391故载荷系数 = kakvkhakhk= 11.11.21.391= 1.83

43、6则 33212 1.836 39.8235 1 1.2.5 189.8.1 511hhedkt uzzdu22.28hmpa故合格3.5.3 齿根弯曲疲劳强度计算弯曲强度的校核公式3212fasaffdkty ym z由机械设计中图查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 = 380mpa1020cfe由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命 = 0.88fnk计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数= 1.4 由式(10-12)得s.0.88 380238.861.4fnfefkmpas计算载荷系数 k = kakvkfakfk=11.11.21.25 安徽理工大学毕业设计（论文）19= 1.65查取齿形系数由

44、表 10-5 查得 = 2.97fay查取应力校正系数由表 10-5 查得 = 1.52say选取齿宽系数 = 1d计算3232122 39.8235 1.65 2.97 1.521 317fasafdkty ym z 76.03fmpa故合格3.6. 轴承的受力分析及寿命计算3.6.1 主动轴上的轴承受力分析及寿命计算主动轴上的轴承为单列圆锥滚子轴承，其型号为 329/22，其基本参数如下：表表 3-33-3 单列圆锥滚子轴承单列圆锥滚子轴承 329/22329/22 基本参数基本参数基本尺寸/mm其他尺寸/mm基本额定载荷/knddtbcarc0rc2240121298.51520因为主动

45、轴上的齿轮为标准直齿圆柱齿轮，齿轮不受轴向力，所以所选单列圆锥滚子轴承只承受径向载荷，则轴承的受力分析：rf图图 3-93-9 单列圆锥滚子轴承受力分析图单列圆锥滚子轴承受力分析图如图所示，安徽理工大学毕业设计（论文）20124747.568.41314.304738853838.568.41254.11473885rrrrffnffn查机械设计表 13-5 可得，则 y=0,因此轴承的派生轴向力不存在，arffe轴承的当量动载荷应为：1122.1.2 314.30377.16.1.2 254.11304.932prprpf fnpf fn由上表 3-3 可知=15n, =20nrc0rc验算

46、寿命： 因为, 验算轴承 1 即可。12pp 106631010156060 1000 0.37716hclnp 3578773.308h满足寿命，故合格。3.6.2 从动轴上的轴承受力分析及寿命计算从动轴上选用的轴承为角接触球轴承，其型号为，其基本参数如下：7100c表表 3-43-4 角接触球轴承角接触球轴承 7100c7100c 基本参数基本参数基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定载荷/knddbadadarc0rc1228814.425.66.75.422.65从动轴上安装的齿轮与主动轴上的一样也为标准直齿圆柱齿轮，齿轮不受轴向力，同理所选角接触球轴承也只承受径向载荷，则轴承的受力分析

47、：rf图图 3-103-10 角接触球轴承受力分析图角接触球轴承受力分析图如图所示，安徽理工大学毕业设计（论文）21342568.41 2284.205rrrfffnn由机械设计表 13-7 可得 drfef由机械设计表 13-5 可知由插值法计算 e=0.3586 ，则两轴承的派生轴向力3420.3586 284.205 250.958ddrffefn由可得，x=1,y=0,，则轴承的当量动载荷应为：arffe3450.958aaffn34331.21 284.2050 50.958341.046prappfxfyfn 由上表 3-4 可知 =5.42n, =2.65nrc0rc验算寿命：3

48、6610105.426060 1000 0.341046hclnp 66897.16733h满足寿命，故合格。3.7 泵体的设计计算和强度校核3.7.1 泵体的设计计算选取泵体的长度为 158，其厚度即为齿轮的齿宽 15，因此选择相互对称mmmm的管螺纹作为齿轮泵的进出油口。1 8g3.7.2 泵体的强度校核泵体的材料选择球墨铸铁,由机械手册查得其屈服应力为60002qts。因为铸铁是脆性材料，所以其许用拉伸应力的值应取屈服300 400mpa 极限应力，即此处。 350smpa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22220.41.3.eysyerrp mparr式中：泵体

49、的外半径yrmm 齿顶圆半径ermm 泵体的试验压力spmpa一般取试验压力为齿轮泵最大压力的两倍，即22 1530sppmpampa代入数据可得222222220.41.30.4 28.51.3 53.5.3053.528.5eysyerrprrmpa安徽理工大学毕业设计（论文）22 59.21mpa 350smpa因此所选泵体的材料及其尺寸满足要求。第 4 章 齿轮泵其它部件的分析计算4.1 轴承端盖的设计计算在主动轴上的左轴承采用轴承端盖进行定位，轴承端盖选取凸缘式端盖，选取轴承端盖螺钉直径=6，则其结构如图 4-1 所示：3dmm图图 4-14-1 凸缘式轴承端盖结构图凸缘式轴承端盖结

50、构图0217ddmm ，取01.28.4edmm8emm 022.5402.5 655dddmm10.90.9 4036ddmm 2022.5552.5 670dddmm32553553 637ddmm 安徽理工大学毕业设计（论文）23由结构可得 4mmm其中由密封尺寸确定，因为，则在轴承端盖上螺钉个数，11,b d100dmm4n 均匀分布，。1123,4.3dmm bmm4.2 密封圈的设计计算4.2.1 主动轴轴承端盖处的毡封油圈毡封油圈如下图所示：图图 4-24-2 毡封油圈结构图毡封油圈结构图表表 4-14-1 毡封油圈和沟槽尺寸毡封油圈和沟槽尺寸轴径 d/mm/1dmmd/mmb/

51、mm/0dmm/0dmm/1bmm/2bmm2221323.51d 11d 3.54.3根据上表可得,0123dd mm01133ddmm另外b=8。mm4.2.2 从动轴上通用 o 型密封圈通用 o 型密封圈图形如下所示：安徽理工大学毕业设计（论文）24图图 4-34-3 通用通用 o o 型圈结构图型圈结构图表表 4-24-2 通用通用 o o 型圈（代号型圈（代号 g g）尺寸）尺寸项目/1dmm极限偏差/mm/2dmm极限偏差/mm轴径d 12mm11.80.172.650.09轴径d 57mm53.00.442.650.09轴径d 25mm25.00.221.800.08活塞d 57

52、mm53.00.442.650.094.3 小圆螺母的设计计算从动轴上的小圆螺母如下图所示：标记示例：螺纹规格=，材料 45 钢，槽或全部热处理后硬度为dp12 1.25m,表面氧化的小圆螺母的标记：34 45hrc螺母8108812 1.25gbm注: 槽数：n100 2,4;105 2,6dmndmn 材料：45 钢安徽理工大学毕业设计（论文）25图图 4-44-4 小圆螺母结构图小圆螺母结构图表表 4-34-3 小圆螺母相关尺寸小圆螺母相关尺寸 mmht螺纹规格dpkdmmaxminmaxminc1c12 1.25m2264.342.620.50.5安徽理工大学毕业设计（论文）264.4

53、 变量机构的设计计算图图 4-54-5 变量机构结构简图变量机构结构简图此结构与右泵盖的外凸部分配合并用 m3 的开槽圆柱头螺钉与泵盖连接，变量杆与从动轴连接。当变量杆来回摆动时，从动轴作轴向的来回移动，从而由从动轴带动齿轮来回移动，进而改变两齿轮的啮合长度。而当两齿轮的啮合长度改变其流量也随之改变，由此实现齿轮泵的变量。与从动轴配合，故 = 25。1d1dmm由于齿轮的啮合长度最少为,设其最少长度为,则变量杆的轴向13lb13lb摆动距离。22151033bmmd 与泵盖配合，则 d=59，取，其配合的长度。mm070dmm213lmm另外设计变量机构的总长，取，。70lmm030lmm11

54、0lmm变量杆在啮合长度最大时与竖直方向的夹角，。 0154.83,4rmm dmm变量机构突出的部分为了使其不与 所在的孔相连，则取 。1d20hmm安徽理工大学毕业设计（论文）27第 5 章 基于 solidworks 的齿轮泵的虚拟设计系统5.1 引言齿轮泵是一种应用广泛的液压泵，它与其它液压泵一样，为液压系统提供动力，保证液压系统的正常运行，齿轮泵的工作原理是通过两个齿轮轮齿的互相啮合，实现密封容积的变化，从而达到输出具有一定能量的油液目的。目前，齿轮泵的工作压力已接近柱塞泵，组合负载传感方案为齿轮泵提供了变量的可能性，这意味着齿轮泵与柱塞泵之间原有清楚的界限变得愈来愈模糊了。齿轮泵与

55、柱塞泵相比，具有结构简单、低成本、抗污染能力强及维护要求低的优点，且齿轮泵应用广泛，型号较多，开发齿轮泵的参数化虚拟设计系统，有着重要的实际应用意义和现场应用价值。solidworks 是一套基于 windows 的 cad/cae/cam/pdm 桌面集成系统，是美国 solidworks 公司于 1995 年 11 月研制成功的，它总结和继承了大型cad 软件的优点，可以实现全参数化的三维实体造型设计。它具有零件设计、钣金设计、管理设计、绘制二维工程图等功能，而且保持零件设计、装配设计和工程图保持相关性，实现自上向下设计或自下而上设计，从而达到三者的同步，提高了设计效率和工作强度，在模具造

56、型和工业设计等方面有相当大的优势。solidworks 通过 ole 技术为用户提供了强大的二次开发接口，凡是支持ole 编程和 com 组件对象模型的开发工具，都是可以用于 solidworks 的二次开发，创建出用户定制的、专用的 solidworks 功能模块，这些都为实现齿轮泵的虚拟设计奠定了基础。5.2 齿轮泵的参数化造型设计参数化造型设计是 solidworks 软件核心功能之一，包括集成化线框、曲面和实体造型、二维草图设计以及基于特征的造型等。它提供尺寸驱动的几何变量，用交互式方法检查模型变化的结果，其模型可智能化。参数化造型虚拟技术通过记录几何体间的所有依存关系，自动捕捉设计者

57、的意图。5.2.1 齿轮泵零部尺寸计算齿轮泵的零部件的尺寸计算是整个齿轮泵虚拟设计系统的基础部分，主要是主、从动齿轮的参数计算和传动轴的参数计算的参数计算等，要分别编制齿轮参数计算模块、传动轴计算模块等计算模块。其中最重要的是齿轮的参数计算，为制造方便，齿轮泵的齿轮通常采用增一齿修正法，其参数计算不同于通常的齿轮设计，如图 5-1：设计计算模块根据已知的齿轮泵工作压力、负载、转速等设计参数，设计安徽理工大学毕业设计（论文）28计算齿轮泵各零件的结构尺寸，并根据计算公式及设计经验进行优化选型。图 5-1 齿轮泵齿轮参数计算模块5.2.2 关键部件的结构设计solidworks 不仅支持传统的自下

58、而上的传统设计，而且可以自上而下进行设计。在自下而上设计方法中，先设计单个零件，然后再装配成装配体；在自上而下设计方法中，使用装配体内部的布局来驱动零件和装配体的设计。 例如，齿轮泵的外壳体的内表面和齿轮泵的主、从动齿轮的齿顶应该互相配合，由此可以采用自上而下的设计方法，将齿轮泵的两个齿轮配合生成装配体，在这个装配体中通过添加外壳体零件，从而达到二者之间的互相关联。在构思、开发与改进模型设计的重复过程中，用约束管理来保持特定部件间的约束关系，相互关联的配合不变。一个约束关系能使许多零部件结构设计自动进行，并可保证设计对零部件间所要求关系的一致。图 5-2 齿轮泵的虚拟设计系统主界面安徽理工大学毕业设计（论文）295.3 利用 vb 调用 silidworks 利用下面一段程序就可以通过可视化编程软件 vb 调用 solidworks 软件，如图 5-2 所示，就是利用 vb 开发出的齿轮泵的虚拟设计系统的主界面。private sub command1_click()dim swapp as sldworks.sldworksdim part as sldworks.modeldoc2set sw