液压传动齿轮泵齿轮的设计与校核

齿轮泵的设计一、齿轮泵齿轮的设计与校核（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：500ml/r额定压力：2.5MPa额定转速:413r/min容积效率：±90%（二）、设计计算的内容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220mm2/s，由表1.进行插补可得此设计最大节圆线速度为2.6m/s。节圆线速度V：兀-D-nV二一1000x60式中D一节圆直径（mm）n—转速表1.齿轮泵节圆极限速度和油的粘度关系液体粘度vCnm2/s)124576152300520760线速度u (m/s)max543.732.21.61.25流量与排量关系式为：Q°=P°nQ0一流量P0一理论排量（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。目前齿轮泵的齿数Z—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—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。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范围为0.2〜0.8，即：=(0.2〜0.8)Da1000qB= o—6.66Zm2Da 齿顶圆尺寸(mm)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。表2.齿轮对比表VZmB转速n齿顶圆直径比值50013890.23477.461200.751950014883.79443.361280.654650015878.20413.801360.575050016873.31387.941440.509150017860.00365.121520.453950018865.17344.841600.4072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，由表2.确定此型齿轮油泵的齿轮参数如下：⑴模数m=8⑵齿数z=16(3)齿宽b=74⑷理论中心距：A=D=mz=16x8=128mm0f(5)实际中心距：A=D=mz=16x8=128mm0f⑹齿顶圆直径D=m(Z+2)=8x(16+2)=144mme基圆直径：D=mzcosa=8x16xcos20o=120.28mmjn基圆节距：c=G.Ol〜0.08人=G.01〜0.08)x8=0.08〜0.64n齿侧间隙：T=nmcosa=nx8xcos20°=23.62jn(10)啮合角：a=cosa=20(11)齿顶咼：h=1xm=1x8=8a齿根高：h二1.25m二1.25x8二10f全齿高h=2.25m=2.25x8=18齿根圆直径：D=D—2h=108ie径向间隙：cm=A—De—D=2o 2 2(16)齿顶压力角：(16)齿顶压力角：a=arccos—=arccos( cosa)=33.35。e R z+2ne分度圆弧齿厚：s=竺—一Cn =12.226~12.524f2 2cosan齿厚：s=竺=12.5662齿轮啮合的重叠系数：“Z怎"厂tana)沁1.50n(20)公法线跨齿数：(20)公法线跨齿数：n=Z盒+0.5沁2(n按四舍五入圆整为整数)(21)公法线长度(此处按侧隙c=0计算)：n图一.齿轮L=m图一.齿轮L=mcos20。[1.5708(2n—1)zinv20。]=8x[1.4761(2n—1)+0.014z]=37.22油泵输入功率：=9.25(kw)pxqxnx10-3(kw)=兰x106x500x10—6x400=9.25(kw)60xq 60x0.9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)耳-机械效率，计算时可取0.9。m、校核此设计中齿轮材料选为40C，调质后表面淬火。r1.使用系数K表示齿轮的工作环境(主要是振动情况)对造成的影响，使A用系数K的确定：A表3.使用系数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K可取为1.35。A齿轮精度的确定齿轮精度此处取7。表4.各种机器所用齿轮传动的精度等级范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3~8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8~11动载系数K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V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取为1.1。V4•齿向载荷分布系数K。是由于齿轮作不对称配置而添加的系数，此设计齿H3

轮对称配置，故K取1.26。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KHa以解决齿间载荷分配不均的问题。对直齿轮及修形齿轮，取K=1Ha6•弹性系数Z= 一 单位 mp2E| (1—u2 1—U2] a[I兀 H+ 2HE1 E2丿表5.弹性模量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118000173000202000206007850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40c，调质后表面淬火，由表5.可取:rZ=189.8(MP2)E a图二.弯曲疲劳寿命系数弯曲疲劳寿命系数7.选取载荷系数K=1.38•齿宽系数申的选择：申二-=0.58d dd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：rIKaIG_l二一N―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二S二1。但对H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二S二1.25〜1.5。FK――寿命系数。弯曲疲劳寿命系数K查图一。循环次数N的计算方法NFN是：设n为齿轮的转速(单位是r/min)；；为齿轮每转一圈，同一齿面啮合次数；L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：hN二60njLh设齿轮泵功率为P，流量为Q,工作压力为P,则wP二PX106XQX10-3/60二9.25(kw)w计算齿轮传递的转矩9.55X9.55X106XPW=220843.75N-mmb74(3)p= = =0.513dd128

1⑷Z二189.8(MP打Ea按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限a 二850MPaHlim计算循环应力次数N二60可气二60x1000x1x(2x8x300x15)=4.32x109由机设图P209图10-21(d)取接触疲劳寿命系数K=0.9HN计算接触疲劳许用应力，取失效概率为0.1，安全系数s=1la]=—hn_lim=0.9x850MPa=765MPaHS

(9)计算接触疲劳强度：K=KAKvKHpKHa=1・842TF= =3067.27Ntd齿数比=2.5Z1E=488.34MPa齿数比=2.5Z1E=488.34MPa<[QH]齿根弯曲强度校核(1)由机械设计P208图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限q二650MPaFE⑵由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S-L4则：QLKfnee=394.64MPaFS(4)载荷系数K=KKKK=1.8711(4)载荷系数AVHPHa查取齿形系数Yf=3.46应力校正系数Ys=1.45FaSa计算齿根危险截面弯曲强度q=尺仁玄丫尸玄=57.12MPa <QFbmF所以，所选齿轮参数符合要求。

二、卸荷槽的计算此处按“有侧隙时的对称双矩形卸荷槽”计算。0.4R0.4R2+1.3R2-P(MPa)sye1）两卸荷槽的间距a:m2m2za=n cos2aAn"骨%cos220。〜20.892）卸荷槽最佳长度c的确定:m2z2c二匕兀mcosa1一 cos2a二12.40min A2（3）卸荷槽深度:h=0.8m=0.8x8=6.4三、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c为300~s420MPa。因为铸铁是脆性材料，因此其许用拉伸应力C］的值应该取为屈服极限应力即C］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c计算公式为式中R—泵体的外半径（mm）yR—齿顶圆半径（mm）ep—泵体的试验压力（MPa）s一般取试验压力为齿轮泵最大压力的两倍。即：p=2p=2x2.5=5MPas因为c<C]s代数得R=76.78mmy考虑加工设计等其他因素，所以泵体的外半径取为110mm。

四、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，且难以形成稳定油膜。轴承材料选择及性能计算轴承宽度表6.轴承材料材料类别牌号(名称)[p]/MPa[v]/m/s[pv]/MPa.m/s最高工作温度轴颈硬度、BHS铝青铜ZCuAllOFe3（10-3铝青铜般轴承的宽径比B/d范围在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0.5所以轴承宽度B=所以轴承宽度B==0.5x35=17.5mm计轴颈圆周速度V=_^ =0.73m/s60x10001)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F=0.85△pBD=0.85x2.5x17.5x152=5652.5Ne式中：△p的单位为MPa，B和D的单位为mm。e每个轴承所受径向力为F4845F=F=—= =2826.25N12222)轴承PV值3)—-2)轴承PV值3)—-n 2826.25x400PV= = =0.80MPa/m-s19100B齿轮轴颈线速度19100x74=Kx152x400沁3.18m/s4)V=dn60x1000 60x1000轴承单位平均压力（比压）F2826.25p= = =1.0625MPad-B0.152x0.0175（5）选择轴瓦材料查机械设计中表12-2,在保证p<[ph<L1pv<[pv1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p二900kg/m3润滑油的动力粘度：耳=pvx10-6=900x220x10-6=0.198Pa-s（7）由式计算相对间隙n4-）9（7）由式计算相对间隙n4-）960（400、4）9608）计算直径间隙3110931109沁0.0001，取为0.00125A=屮d=0.00125x30=0.0375mm9）9）计算承载量系数由式Cpq1.46F屮2= 2422.5x0.001252由式Cpq1.462nvB=2x0.198x0.63x0.01510）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x=0.738（11） 计算最小油膜厚度由式h =d■屮（1—x）=4.91pmmin2（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R=0.8pm，轴承孔Rz=1.6卩m。z12（13） 计算许用油膜厚度取安全系数S=2，由式lh1=S（Rz+Rz）=2x（0.8+1.6）=4.8pm12因h >DJ,故满足工作可靠性要求。min

（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2=（-1"二0.35，计算摩擦B系数皿+0.5CV=皿+0.5CV=屮P兀x0.198x2兀x400600.00125x2.5x106+0.5x0.00125x0.35=0.0085815）查出润滑油流量系数由宽径比B/d=0.5及偏心率咒二0.738查《机械设计》书中图12-16，得润滑油流量系数一^二0.22屮vBd（16）计算润滑油温升按润滑油密度p=900kg/m3，取比热容c二1800J/（kg-C），表面传热系数a=80W/（m2-C），由式s（0.00858）x2.5x（0.00858）x2.5x1060.00125=25.365OC兀x801800x900x0.22+0.00125x0.63兀a+；

l屮vBd丿屮v（17）计算润滑油入口温度由式t=t-At=50-25.365oC=37.3175。Cim22cp因一般取t二35-40C,故上述入口温度适合。i（18）选择配合根据直径间隙A=0.0375mm，按GB/T1800.3-1998选配合空，查得轴承孔h7尺寸公差为035+0.074mm，轴颈尺寸公差Q350 mm。+0.020 -0.025（19）求最大、最小间隙A=0.099mmAmax二0.020mmmin因A=因A=0.0375mm，在A与A之间，估算配合合用maxmin五、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材料选用40Cr,[t]二35〜55MPa,A二112〜97T0iPi'925d>A3二A3二0.285Ao^n o\400 od-轴端直径，mmT-轴所传递的扭矩，N.mPT二9.55xl06—nP-轴所传递的功率，Kwn-轴的工作转速,r/mint-许用扭转剪应力，MpaT又0.285A为27.645~31.92，考虑有两个键槽，将直径增大15%，贝V：0d=