齿轮泵设计说明

1、液压元件与系统综合训练综合训练一： 液压泵的设计Q=60L/min n=1450rad/min p=2.5MPa班级：流体13-2班姓名：单德兴指导教师：魏晓华学号外 齿轮 泵 31.1 外齿轮泵的工作原理 32. 齿 轮泵的困油现象（也 称齿 封现象 ） 33. 齿轮 泵设计 43.1 齿轮泵参数设计 44. 齿 轮泵校 核 84.1 参 数 选 择 84.2 齿 轮 校 核 104.3 轴的剪切力校核 134.4 泵 体 的 校 核 145. 其 他零件 选 择与 校 核 155.1 卸 荷 槽 的 计 算 155.2 联 轴 器 的 选 择 及 校 核 计 算

2、155.3 连 接 螺 栓 的 选 择 与 校 核 165.4 齿轮泵进出口大小 确定 175.5 键 的 选 择 175.6 销 的 选 用 186. 使 用说 明 196.1 安 装 196.2 故 障 排 除 201、外齿轮泵1.1外齿轮泵的工作原理基本结构组成：齿轮（主动齿轮、从动齿轮）、泵体、吸入口、排出口。装配关系：主动齿轮和从动齿轮分别安装在两根平行的转轴上；两根平行的泵转 轴由泵体和端盖支承；两齿轮被安装在泵体内。工作原理：KCB齿轮式输油泵在泵体中装有一对回转齿轮，一个主动，一个被动， 依靠两齿轮的相互啮合，把泵内的整个工作腔分两个独立的部分。A为入吸腔，B为 排出腔。泵运转

3、时主动齿轮带动被动齿轮旋转，当齿化从啮合到脱开时在吸入侧（A） 就形成局部真空，液体被吸入。被吸入的液体充满齿轮的各个齿谷而带到排出侧（B）， 齿轮进入啮合时液体被挤出，形成高压液体并经泵的排出口排出泵外2. 齿轮泵的困油现象 （也称齿封现象 ）齿轮泵的啮合过程中，同时啮合的齿轮对数应该多于一对，即重叠系数&应大 于1（ =1.4）才能正常工作。留在齿间的油液就被困在两对同时啮合的轮齿所形成的 一个封闭空间内，这个空间的容积又将随着齿轮的转动而变化。这就是齿轮泵的困油 现象3. 齿轮泵设计3.1齿轮泵参数设计齿轮泵的流量Q、压力p为已知的设计参数。1. 确定泵的理论流量Qo为Qo Q/ v =

4、6%9563.16ml( 2 9)式中：V泵的容积效率 V =0.95。2. 选定转速：由原动机直接驱动，原动机的转速即为泵的转速，或将原 动机减速后作泵的转速。若采用交流电动机驱动，一般转速为1450r/min 。3. 选取齿宽系数K：对于低压齿轮泵K=7,压力高取小值，压力低取大值。4. 选取齿数Z：对于中低压齿轮泵：Z=135. 计算齿轮模数m：当为标准齿轮时：m 3Qo 1063 67 1064.28 =4.28 乞5 ( mm)2 nK(Z 0.27)3.14 1450 6 (13 0.27)圆整后去4.56. 校验齿轮泵的流量。该流量与设计理论流量相差5%以内为合格。当为标准齿轮时

5、：2 22COS62Q02 Bnm2(Z 1) 10 62 3.14 27 14504.52 13.274566.09(L/min)12当泵流量与设计理论流量相差控制在5%以内7. 校核齿轮节圆线速度VhVhDh n1000 603.14 58.5 14501000 604.4 Vh式中： Dh 节圆直径，(mm)n转速，(r/min)若轮周速度太大，须减少节圆直径，办法是减少齿数或增加齿宽，有时 也可以修改转速n。2 !工业齿轮油粘度mm /s124576152300520760节圆极限速度Vmax m/s543.732.21.61.25表1-18. 确定困油卸荷槽尺寸。两卸荷槽之间的距离a

6、m2Z2acosA式中：t0 齿轮基节（mm）H 齿轮啮合角（）分度圆压力角取20（ ）A两齿轮实际中心距（mn）m模数（mn）Z齿数（2）卸荷槽宽度：Cminm2Z22Cminmcos 1A2 cos式中：重叠系数 1.4当压力角 20且中心距为标准值时，Cmin 1.3m为保证卸荷槽畅通cmin2.5m（3）卸荷槽深度h :卸荷槽深度的大小，影响困油排出的速度，一般取h 0.8m。式中：m齿轮模数（mm。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=4.5(2) 齿数 z=13(3) 齿宽 b=27目前我国广泛采用的是“增一尺

7、修正法”设计计算齿轮泵的齿轮参数。 采用这种方法的优点是：可以使压力角为20。的标准齿轮刀具，避免发生根 切，齿轮的齿顶圆直径和中心距为整数。(13)全齿高 h 2.25m2.25 4.5 10.125mm(14)齿根圆直径DiDe 2h 72-2*5.62560.75mm(4)理论中心距 Ao=mz=58.5(5)实际中心距 Ao=m(z+1)=63(6)齿顶圆直径De m Z 34.513 372 mm(7)基圆直径Djmz cos n 4.5 15 cos 2063.4 mm(8)基圆节距tjmcos n4.5 cos 2013.28mm(9)齿侧间隙cn0.01 0.08 m0.010

8、.084.5 0.045 0.36(10)啮合角arccos (z/z 1) cosa n 28(11)齿顶高h1.5m1.5 4.56.75mm(12)( 12)齿根高h1.25m1.25 4.55.625mmcm A “ P 3.375(15)径向间隙22(16)齿顶高 h 1.5m1.5 4.56.75e(17)齿顶压力角arccos RRearccoscosarccos132cos 2036(18)分度圆弧齿厚Sf mCn4.50.27.0 cos202cos n2 22(19)齿厚s m7.102(20)齿轮啮合的重叠系数14 ta ne tan14 tan36 tan28.1 An

9、I 什n(21)公法线跨齿数K Z1800.5 2.12?4. 齿轮泵校核4.1参数选择此设计中齿轮材料选为40 Cr ,调质后表面淬火使用系数Ka表示齿轮的工作环境（主要是振动情况）对其造成的影响，使用系数Ka的确定：原动机工作特性工作机工作特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Ka可取为1.35。2. 齿轮精度的确定齿轮精度此处取7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、10金属切削机床3 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Kv取为1.1 。K4. 齿向载荷分布系数Kh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Kh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Kh以解决齿 间载荷分配不均

11、的问题。对直齿轮及修形齿轮，取Kh =1Ze6.弹性系数1单位一一MPa2，数值列表齿轮材料弹性模量配对齿轮材料灰铸铁球墨铸铁铸钢锻钢夹布塑料1180001730002020002060007850锻钢162.0181.4188.9189.8铸钢161.4180.5188球墨铸铁156.6173.9灰铸铁143.7E2此设计中齿轮材料选为40 Cr ,调质后表面淬火，由上表可取1ZE 189.8(MPa2)弯曲疲劳强度寿命系数Kfn7.选取载荷系数K 1-34.2齿轮校核1.齿面接触疲劳强度校核对一般的齿轮传动，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

12、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。齿轮受力图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 S Sh 1。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S Sf 1.251.5。Kn寿命系数。弯曲疲劳寿命系数Kfn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；Lh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：N 60 njLh(

13、1)设齿轮泵功率为Pw，流量为Q,工作压力为P,则PwP 106 Q 10 3/60 2.5(kw)计算齿轮传递的转矩T 9.55 10Pw 15916.67N mmn d B 270.43d1631 Ze189.8(MPa2)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 500MPa计算循环应力次数N 60 njL h 60 1500 1 (2 8 300 15)6.4 109 由机设图10-19取接触疲劳寿命系数Khn 1.15(8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为0.1，安全系数S=1K HN limS0.9 850MPa 575MPa(9)计算接触疲劳强度K KaKvKh Kh 1.

14、76Ft 红 505.27N d1齿数比u 1KFt u2.5Zebd160.0 MPa 575MPa H故该项校核符合要求650MPa2.齿根弯曲强度校核由图10-20C查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn 0.95计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4则：载荷系数KKaKvKh Kh1.3查取齿形系数YFa3.03应力校正系数Ysa 1.5计算齿根危险截面弯曲强度K FN FES0.95 6501.4441MPaKFtYSaYFa 1.485 261.22 3.004 1.51t Sa Fa14.5MPa fbm27 4.5所以，所选齿轮参数符

15、合要求。4.3轴的剪切力校核齿轮泵输出功率p1p Q2.5 602.5KW60603.12520.58N?m1450P2 P/2%8 3.125kw9550P29550n齿轮泵总效率取80%T-轴所传递的扭矩，N.m材料选用 40Cr , t35 55MPa , Ao 11297 d-轴端直径，mmA03P Ao3 2515000.12A0考虑有两个键槽，将直径增大15% ,贝, dmax 13.44 1.15 13.4415.5mm6 P9.55 10 inT3WT0.2d9.55 106 -250.2(15.5500 21MPa t合格考虑加工安全等其他因素，则取40。轴在载荷作用下会发生

16、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。轴的扭转角735叮4 0.051 /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，yp (0.010.03)mn0.07 0.210.001 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

17、的径向力和相等。在实际设计计算时用F 0.85 pBD e近似计算作用 在从F动齿轮上彳径向力e,即轴在径向受到的力为0.852.565126 o查机17403计.手5卿可得F 0.0282 7 y44 16 104 0.028427 20.52()228F 0.028,14 4 (16 1 04 0.0284 20.00146 yp0.0005rad p故可得轴满足要求。4.4泵体的校核泵体材料选择球墨铸铁（QT600-02 ）。由机械手册查得其屈服应力s为 300420MPa。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300420MPa泵体的强度计算可按

18、厚薄壁圆筒粗略计算拉伸应力计算公式为：2 20.4Re 1.3Ry22PsRy Re式中Ry泵体的外半径（mn）ReRe齿顶圆半径（mn）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=2x1.45=5MPa因为s代数得Ry 42.5mm考虑加工设计等其他因素，所以泵体的外半径取为85mm5. 其他零件选择与校核5.1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a2m z 2 n COS nA24.514n 1262 cccos 206.24mm9.3u型号轴孔长度L/mmL1/mmD1/mmD/mmd/mmb/mmJ型4230401

19、2090205.3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J 23 21.3ca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。6 2 6 6 2 6F PS 2.5 102 R 102.5 10266.51069464.54056 NF螺栓组拉力P压力S作用面积S R2R 齿顶圆半径 取螺栓组中螺钉数为4由于壁厚b0=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

20、级为8.8级，表面氧化的内六角圆柱螺钉。下面对它进行拉伸强度校核拉伸强度条件为F F工作拉力，N; 7（ 0.85d）d 螺栓危险截面的直径，mm螺栓材料的许用拉应力，MPa；42 315MPa J 2 3 21.3409.5MPa4d2ca、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 ；所以，满足条件，螺钉可用。5.4齿轮泵进出口大小确定齿轮泵的进出口流速计算公式：Qqn2V1010 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24

21、m/s,出油口流速一般推荐为 36m/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0.210cm2出油口面积S出 0.123cm2由S R2得进油口半径R进 8mm , R出 6.3mm5.5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/（1.52）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=405.6销的选用据齿轮泵上销的作用，即其主要起定位的作用，所以选择公称直径d=6的圆锥销。6.9电动机的选择根据功率与转速，可确定电

22、机型号为丫132S-4 ，功率5kw，转速1500rad/s6. 使 用 说 明6.1 安 装a. 安装前应检 查泵 在运 输中是否受到 损坏 ，如 电机是否受潮 、泵 进出 口 的防尘盖是否损坏而使污物进入泵腔内部等。b. 安 装管道前应先 对管道内 壁用清水或蒸 气清洗干 净。安装时应 避免使 管道的重量由泵来承担，以免影响泵的精度及寿命。c. 油 泵应尽量 靠近油池 ；管 道各联接 部位不得 漏气 、漏液， 否则会发 生 吸不上液体的现象。d. 为 防止颗粒杂盾 等污物进 入泵内，应在 吸入口安 装金属过滤网 ，过滤 精度为30目/in ,过滤面积应大于进油管横截面积三倍以上。e. 进出口 管路 建议 安装 真空表及 压力 表， 以便 监视泵的 工作 状态 。f. 当油 池较 深、 吸油 管路 较长或介 质粘 度较 高而 造 成真 空度过 高 时， 可 将进油 管 加粗一 挡。 吸油 管 路 较长时还 应安 装底阀。2、工作前的检