畢業(yè)設計（論文）變量齒輪泵的設計（2）

1、安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）i變量齒輪泵的設計（2）摘 要齒輪泵結構簡單、成本低、自吸能力強、抗油液污染能力強，在液壓系統(tǒng)中常用作動力裝置，特別是在液壓系統(tǒng)中應用更廣泛。變量齒輪泵內(nèi)有一對相互嚙合的外齒輪，其中一個為軸向位置確定的外齒輪，另一個則為可沿軸向移動的外齒輪，可沿軸向移動。當調(diào)節(jié)軸與其它調(diào)節(jié)控制機構相聯(lián)接以后就可以對泵的輸送流量實行調(diào)節(jié)或執(zhí)行自動控制。變量齒輪泵是一種恒壓力型變量齒輪泵，主要用于液壓機械變量供油和其它液狀流體需變量調(diào)節(jié)或變量自動控制的泵類產(chǎn)品。由于它的結構簡單，流量調(diào)節(jié)方便，使液壓系統(tǒng)效率提高，節(jié)省能源，適用于在中、低壓范圍內(nèi)取代市場上的變量葉片泵，或制成適用于需變量

2、供給各種液狀流體的專用變量泵，可在許多液壓系統(tǒng)中代替定量齒輪泵，將在某些領域成為齒輪泵的換代產(chǎn)品。關鍵詞：齒輪泵關鍵詞：齒輪泵, ,液壓泵液壓泵, ,外嚙合外嚙合, ,變量變量, ,流量調(diào)節(jié)流量調(diào)節(jié)安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）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安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）iii目錄變量齒輪泵的設計（2） .i摘要 .ithe design of variable gear pump (2) .iiabstractabstract .ii目錄 .iii第 1 章 齒輪泵基本參數(shù)的確定 .11.1 確定刀具角n和齒頂高系數(shù)0f.11.2 選定泵的轉速n.11.3 確定泵的理論流量 tq.11.4 選取齒寬系

8、數(shù) k.11.5 選取齒數(shù)z.11.6 計算齒輪模數(shù) m.21.7 確定齒寬 b.21.8 校驗齒輪泵的流量.21.9 校驗齒輪泵節(jié)圓線速度 hv.21.10 計算齒輪各部分尺寸.3第 2 章 動力參數(shù)的計算 .5第 3 章 齒輪泵的結構設計 .53.1 結構形式的確定.53.1.1 減輕徑向力的結構措施 .53.1.2 采用三片式結構 .63.1.3 齒輪與軸做成分離式通過鍵連接 .63.1.4 采用滾動軸承 .63.2 確定高低壓腔尺寸.63.3 主動軸的計算.73.3.1. 初步確定軸的最小直徑 .73.3.2.軸的結構設計 .73.3.3 軸上零件的周向定位.83.3.4 確定軸上圓角

9、和倒角尺寸.93.3.5 求作用在齒輪上的力.93.3.6 求軸上的載荷.9安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）iv3.3.7 按彎扭合成應力校核軸的強度.113.3.8 精確校核軸的疲勞強度.113.4 從動軸的計算 .143.4.1 軸的結構設計 .143.4.2 求軸上的載荷.143.4.3 精確校核軸的強度.153.4.4 從動軸的剛度計算.163.5 齒輪強度的計算 .173.5.1 齒輪的材料及齒數(shù)的選取.173.5.2 齒面接觸疲勞強度的計算.173.5.3 齒根彎曲疲勞強度計算 .183.6. 軸承的受力分析及壽命計算.193.6.1 主動軸上的軸承受力分析及壽命計算.193.6.2

10、從動軸上的軸承受力分析及壽命計算.203.7 泵體的設計計算和強度校核 .213.7.1 泵體的設計計算.213.7.2 泵體的強度校核.21第 4 章 齒輪泵其它部件的分析計算 .224.1 軸承端蓋的設計計算.224.2 密封圈的設計計算.234.2.1 主動軸軸承端蓋處的氈封油圈.234.2.2 從動軸上通用 o 型密封圈.234.3 小圓螺母的設計計算 .244.4 變量機構的設計計算 .26第 5 章 基于 solidworks 的齒輪泵的虛擬設計系統(tǒng) .275.1 引言.275.2 齒輪泵的參數(shù)化造型設計.275.2.1 齒輪泵零部尺寸計算 .275.2.2 關鍵部件的結構設計 .

11、285.3 利用 vb 調(diào)用 silidworks .295.4 齒輪泵的虛擬裝配模塊.295.5 結論.30參考文獻 .31致謝 .32安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）1第 1 章 齒輪泵基本參數(shù)的確定設計參數(shù)： = 15mpa , =15ml/rpq1.1 確定刀具角和齒頂高系數(shù)n0f采用標準刀具 = 20 頂高系數(shù) = 1n0f1.2 選定泵的轉速n齒輪泵采用交流電動機, 取轉速 = 1000 r/minn1.3 確定泵的理論流量 tq齒輪泵的流量= = 15 1000 = 15 tqqn310/ minl/ minl1.4 選取齒寬系數(shù) k對于低壓齒輪泵= 610 , 對于高壓齒輪泵 =3

12、6kk則取齒輪泵的齒寬系數(shù)=5k1.5 選取齒數(shù)z齒輪齒數(shù)的確定必須綜合考慮流量脈動、壓力脈動、機械效率等諸方面因素。從流量角度出發(fā)在齒輪分度圓直徑不變的情況下，齒數(shù)越少，模數(shù)越大，其輸出流量就越大；從工作性能出發(fā)，齒數(shù)減少后對改善困油現(xiàn)象及提高機械效率有利，其流量及壓力的脈動增加，對于流量計的均勻性要求較高及使工作噪音盡量低，一般1430 之間。z而對軸向并聯(lián)齒輪泵及流量計來說，齒輪的齒數(shù)滿足（k為自然數(shù)） 。z41k 取4 得44+117kz齒數(shù)較少時，會產(chǎn)生根切現(xiàn)象，對于標準齒輪（齒頂高系數(shù)=1）不產(chǎn)生根切的最少ah齒數(shù)如下：minz表表 1-11-1 壓力角與不產(chǎn)生根切的最少齒輪的關系

13、壓力角與不產(chǎn)生根切的最少齒輪的關系壓力角n1.45152022.523252730不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)323017141311108選用標準齒輪20，17不會產(chǎn)生根切現(xiàn)象，選擇合理nz安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）21.6 計算齒輪模數(shù) m對于流量計來說，確定模數(shù)主要不是從強度方面著眼，而是從流量計的流量、壓力脈動、噪音以及結構尺寸大小等方面考慮。模數(shù)越大，泵的流量就越大，并且當齒輪m節(jié)圓直徑一定時，對流量來講，增大模數(shù)比增加齒數(shù)有利。但齒數(shù)太少將使流量的輸油量及壓力脈動增加，因此模數(shù)選擇要適當= =m63102(1.27)tqnk z3627. 1175100021015 = 2.97將模數(shù)圓

14、整為 = 3m1.7 確定齒寬 b齒輪泵的流量與齒寬成正比，增加齒寬可以相應地增加流量。而齒輪與殼體及蓋板間的磨擦損失及容積損失的總和與齒寬并不成比例增加，因此，當高壓時其齒寬不宜過大，則應取大些，以便減輕軸承負載，同時加大意味著增加軸向間隙對液流的阻eded力，從而還能減小內(nèi)泄漏。齒寬的計算公式： = 53=15bkmmm1.8 校驗齒輪泵的流量 校驗公式： 2226cos211012bqbm n z 22263.14cos 202 3.14 15 3100017 11012 = 14.65minl該流量和設計理論流量相差 5 % 以內(nèi)為合格 s=2.33%5%,故所選參數(shù)合適。%100qt

15、qqtb1.9 校驗齒輪泵節(jié)圓線速度 hv齒輪泵與原動機直接相接, 所以其轉速 應與原動機的轉速一致. 由流量公式可n知, 轉速愈高, 流量愈大. 但轉速過高,由于離心力的作用, 使油液不能完全充滿齒間, 吸油不足導致了容積效率下降, 產(chǎn)生汽蝕、振動和噪聲。因此就有最高轉速的限制。允許的最高轉速與工作油液的粘度有關，粘度越大，允許的最高轉速就愈底。安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）3一般用限制齒輪節(jié)圓圓周速度的辦法來確定最高轉速，以保證在工作中不產(chǎn)生汽蝕。 = n / 100060hvhd其中 節(jié)圓直徑 （ ）hdmm = = 317= 51 hdmzmm帶人數(shù)據(jù)得= = = 2.67 hv6010

16、0010005114. 360100010005114. 3m s表表 1-21-2 工業(yè)齒輪油粘度與節(jié)圓極限速度關系工業(yè)齒輪油粘度與節(jié)圓極限速度關系工業(yè)齒輪油粘度2mms124576152300520760節(jié)圓極限速度maxvm s543.7321.61.25根據(jù)表格數(shù)據(jù)油液的粘度245mms此液體允許的齒節(jié)圓極限速度 =4maxvm s ， 則校核合格hvmaxv1.10 計算齒輪各部分尺寸模數(shù)： m = 3mm壓力角： 20分度圓直徑： d = = 317 = 51mzmm齒頂高： ha = ha* m = 13= 3 mm齒根高： =( ha* + )m = ( 1 + 0.25)3

17、= 3.75fhfhmm齒全高： h =( + c*)m = 2.253 = 6.752ahmm齒頂圓直徑： =( + z1)m = ( 21 + 17)3= 57ad2ahmm齒根圓直徑： =(z1-)m = (1721 20.25) 3= 43.5fd2ah2cmm基圓直徑： = d= 51cos20 = 47.924bdcosmm齒距： p =3.143 = 9.42mmm齒厚： s = m/2 = 4.71mm齒槽寬： e = m/2 =4.71mm頂隙： c = c*m = 0.253= 0.75mm標準中心距： a = m(z1z2)/2 = 3 (17+17) / 2 = 51m

18、m節(jié)圓直徑 ： d= d = 51 mm齒輪嚙合的重疊系數(shù)： 當兩齒輪相同時 安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）4 = z（tan - tan）/ e = = = 32.78earccosabddarccos57924.47 = 17（tan32.78 tan20）/ = 1.5安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）5第 2 章 動力參數(shù)的計算2.1 液壓泵的驅動功率 =tibmpptbmp q 1515 / min0.9mpal =4.17kw式中 -泵機械效率，一般可在 0.88-0.91 之間選取bmp-泵的高低壓腔壓力差 2.2 液壓泵的輸入扭矩 =39.84n.mm4.1722 3.14 1000m

19、inipkwnr第 3 章 齒輪泵的結構設計 3.1 結構形式的確定3.1.1 減輕徑向力的結構措施合理地選擇齒寬 和齒頂圓直徑 bed縮小壓油腔的尺寸，即將壓出角（2-）減小為了減小作用在齒輪上的徑向力，壓出角 2-越小越好，壓油腔的流速允許 ，對不要求逆轉的齒輪泵，一般取 2- 45，有時為保證壓3 5m s出口通道的過流面積 ，把壓出口在軸向方向拉長 ，使壓出口呈橢圓行。圖圖 3-13-1 齒輪泵壓出角與吸入角示意圖齒輪泵壓出角與吸入角示意圖安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）6從提高吸油性能和避免汽蝕的角度出發(fā)，希望吸入角越大越好，一般在4590，也可以將擴大到 120，以保證吸油腔流速小于

20、。1 2m s將壓油腔擴大到接近吸油腔側，在工作過程中只有 12 個齒起密封作用在軸套的外圈開有高壓油槽與高壓腔相通，工作時只有 12 個齒起密封作用，過渡區(qū)很小，而齒輪在很大的尖形角范圍內(nèi)作用有出口壓力。此時齒輪上的gp徑向力得到了平衡。3.1.2 采用三片式結構由前泵蓋、泵體、后泵蓋組成，其優(yōu)點：毛坯制造容易，甚至可用型材切料便于機械加工便于布置雙向端面間隙的液壓自動補償，從而改善補償性能和提高壽命便于雙出軸布置3.1.3 齒輪與軸做成分離式通過鍵連接優(yōu)點：加工工藝性能好，齒輪側面加工容易，在平面磨床上很容易加工相同的齒寬 。3.1.4 采用滾動軸承優(yōu)點：結構簡單；安裝方便；工作中噪聲底；

21、抗沖擊性能好；價格便宜；只要材質(zhì)和加工精度選擇恰當，潤滑條件良好，就能承受相當高的負載。缺點：抗雜質(zhì)能力差；在高溫時油膜強度低易燒壞；運動時摩擦力矩大；當轉速很低時不易形成油膜易燒壞。3.2 確定高低壓腔尺寸確定壓出角 （2-）= 40吸入角 = 45由圖（1）所示的幾何關系可知/2 - /2 = /2cos（-）1o2ogdad = -（-）gd1o2oadcos = 51 57cos40 = 7.34mm則取 = 10gdmm/2 - /2 = /2cos 1o2oddad安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）7 = -dd1o2oadcos = 51 57cos45 = 10.69mm則取 = 1

22、0gdmm3.3 主動軸的計算3.3.1. 初步確定軸的最小直徑已知軸上的功率=4.17kw、轉速=1000r/min 、轉矩pn=9.55106=39.8235nm，選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。tp n = 15.75330min100017. 4112npadmm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑iiid 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選聯(lián)軸器型號。iiid聯(lián)軸器的計算轉矩 caatk t = 1.339.8235 = 51.77055.n mm按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊選用hl1型彈性柱銷cat聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 160，半聯(lián)

23、軸器的孔徑d = 19，故取= 19，.n mmmmiiidmm半聯(lián)軸器長度l = 42，半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長度 = 30mm1lmm3.3.2.軸的結構設計圖圖 3-23-2 軸的結構與裝配軸的結構與裝配3.3.2.1 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，i-ii軸段右端需制出一軸肩，故取ii-iii段直徑= 19 +19 (0.070.1）= 22;左端用軸端擋圈定位，iiiiidmm按軸端直徑取擋圈直徑= 22，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 = 30dmm1l安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）8，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故軸的長度mm應略短一些，先取=28。iiil

24、mm 3.3.2.2 初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據(jù) =22 ，選取軸承型號 329/22，軸承配合為iiiiidmmm6，其尺寸=224012， 故=22;而dd tmmmmmmvi viidiiiiidmm=12。vi viilmm 3.3.2.3 由于齒輪輪轂寬度=15，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸bmm段應略短于輪轂寬度，故取=13。iiiivlmm3.3.2.4 取安裝齒輪處的直徑 為了便于裝配安裝且使齒輪與軸配合處有一定的厚度，應取=26。齒iiiivdmm輪的左端與左軸承右端面之間采用套筒定位，套筒長度為 23;齒輪右端采mm用軸肩定位，軸肩高度(0.070.1),取

25、=2.5，則軸環(huán)處直徑hdhmm=31，軸環(huán)寬度，取=5。iv vdmm1.4bhiv vlmm3.3.2.5 右端軸承的左端面采用軸肩進行軸向定位，定位軸肩高度=2，則hmm=27，并取長度略長些，取=32。v vidmmv vilmm3.3.2.6 左軸承左端面采用軸承端蓋進行定位，取軸承端蓋長度為 12。軸承mm端蓋放于左泵蓋中，左泵蓋與另一端面進行定位，這一端面與該軸段的左端面有一定距離，則=12+26+12+10=60。iiiiilmm以上就以初步確定了軸的各段直徑和長度。3.3.3 軸上零件的周向定位3.3.3.1 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接 查機械設計手冊得半聯(lián)軸

26、器與軸的聯(lián)接，選用 a 型平鍵 = 6625 ，b h l 半聯(lián)軸器與軸的配合為7/ 6hk齒輪與軸的聯(lián)接，選用 b 型平鍵= 8710，b h l 齒輪與軸的配合為7/ 6hn3.3.3.2 鍵的強度校核安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）9(1)a 型鍵的材料為鋼，查手冊得許用擠壓應力=100120mpa,取pp=110mpa,鍵的工作長度=25-6=19,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度llbmm=0.56=30.5khmm由式=73.54mpa,故符合要求。332102 39.8235 103 19 19ptkldp鍵的標記為：鍵 625 gb1096-79(2)b 型鍵的材料為鋼，查手冊得許用擠壓應力

27、=100120mpa,取pp=110mpa,鍵的工作長度=10，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度llmm=0.57=3.50.5khmm由式=87.52mpa,故符合要求。332102 39.8235 103.5 10 26ptkldp鍵的標記為：鍵 b810 gb1096-793.3.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 兩軸端端倒角為 145，各軸肩處的圓角半徑r = 1 2mm3.3.5 求作用在齒輪上的力 = 239.8235/0.051=1561.712tft dn = 1561.71tan20= 568.41tanrtffn =1561.71/cos20= 1661.93cosntffn3.3.6 求

28、軸上的載荷根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖如圖中軸上所受的力作受力分析得圖圖 3-33-3 軸的受力分析圖軸的受力分析圖 安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）10根據(jù)軸的結構圖做出軸的彎矩和扭矩圖，從中可以看出截面 c 是軸的危險截面。圖圖 3-43-4 軸的載荷分析圖軸的載荷分析圖由以上圖可以計算：表表 3-13-1 截面截面 c c 載荷值載荷值載荷水平面h垂直面v支反力f=863.53,=698.181nhfn2nhfn=314.30,=254.111nvfn2nvfn彎矩=32814.28hm.n mm=11943.30vm.n mm總彎矩m =34920.19m22hvmm.n mm扭矩t=3

29、9823.5t.n mm安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）113.3.7 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的c強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力 mpa=24.07mpa2222334920.190.6 39823.50.1 26camtw前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得=60mpa。因此1，故安全。1ca3.3.8 精確校核軸的疲勞強度3.3.8.1 判斷危險截面截面, , , 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應aiibiii力

30、集中均削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面, , , 均無需校核。aiibiii 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面iv和v處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面上的應力最大。截面iv的應力集中c的影響和截面iii的相近，但截面iv不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面生雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起c的應力集中均在兩端） ，而且這里中軸的直徑最大，故截面也不必校核。截面cv和vi顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面iii左右兩側即可。3.3.8.2 截

31、面 iii 左側抗彎截面系數(shù) 33330.10.1 221064.8wdmmmm抗扭截面系數(shù) 33330.20.2 222129.6twdmmmm截面 iii 左側的彎矩為m 386.534920.19.28947.38mn mmn mm截面 iii 上的扭矩為t = 39823.5t.n mm截面上的彎曲應力 2894727.191064.8bmmpampaw截面上的扭轉切應力安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）1239823.518.702129.6tttmpaw軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表 15-1 查得=640mpa，=275mpa，=155mpa。b11截面上由于軸肩而形成的理論應力

32、集中系數(shù)及按附表 3-2 查取。因=0.068，經(jīng)插值后可查得1.522rd2622dd=1.859, =1.418又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數(shù)為=0.78， =0.80qq故有效應力集中系數(shù)按式（附表 3-4）為111 0.781.859 11.670kq 111 0.801.418 11.334kq 由附圖 3-2 的尺寸系數(shù)；由附圖 3-3 的扭轉尺寸系數(shù)。0.850.92軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為q11.6701112.0520.850.92kk 11.3341111.5

33、370.920.92kk 又由3-1 及3-2 得碳鋼的特性系數(shù)，取=0.10.1 0.2，取=0.050.05 0.1于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得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右側安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）13抗彎截面系數(shù)w 按表 15-4 中的公式計算。w33330.10.1 261757.6wdmmmm抗扭截面系數(shù) 33330.

34、20.2 263515.2twdmmmm彎矩及彎曲應力為m386.534920.19.28947.382894716.471757.6bmn mmn mmmmpampaw扭矩及扭轉切應力為t39823.5 .39823.511.333515.2tttn mmtmpampaw過盈配合處的，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軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92故得綜合系數(shù)為1112.62412.7110.92kk 1112.099212.1860.92kk 所以軸在截面iii右側的安全系數(shù)為12756.1592

35、.711 16.470.1 0aamsk 115512.23711.3311.332.1860.0522amsk 2222.6.159 12.2375.501.56.15912.237cas sssss故該軸在截面iii右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，主動軸的設計計算結束。安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）143.4 從動軸的計算3.4.1 軸的結構設計圖圖 3-53-5 軸的結構與裝配軸的結構與裝配3.4.1.1 由于齒輪寬度為 22，為滿足從動軸不轉動，可在齒輪里加上滾動mm軸承，為使所用軸承寬度小于齒輪寬度和軸承外徑小于齒輪齒根圓直徑，

36、選用軸承型號，軸承配合為，其尺寸=122887100c7/6hmddbmmmm。則=12；同時為使其在左泵蓋內(nèi)部，取其長度=62 。mmiiidmmiiilmm3.4.1.2 ii-iii軸段在其內(nèi)部腔體內(nèi)，而腔體直徑為 57 ，故=57,取mmiiiiidmm其長度=5 .iiiiilmm3.4.1.3 由一較大軸肩，取=25，而其長度為=70 ；同時在軸iiiivdmmiiiivlmm段 i-ii 處也有一軸套其直徑=25。dmm3.4.1.4 軸段iv-v與軸段iii-iv有一軸肩，去軸肩高度為 2.5，則mm=20。因為在軸段iv-v與軸段iii-iv后接有變量機構，為是其滿足變iv

37、vdmm量特性軸段iv-v要稍長些，取=40，并取一橫截面，其寬度為 10iv vlmmmm這樣就確定了從動軸各段的直徑和長度。3.4.2 求軸上的載荷根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖如圖中軸上所受的力作受力分析得圖圖 3-63-6 軸的受力分析圖軸的受力分析圖安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）15根據(jù)軸的結構圖做出軸的彎矩和扭矩圖，從中可以看出截面 c 是軸的危險截面。圖圖 3-73-7 軸的載荷分析圖軸的載荷分析圖由以上圖可以計算：表表 3-23-2 截面截面 c c 的載荷值的載荷值載荷水平面h垂直面v支反力f=780.85512nhnhffn=284.20512nvnvffn彎矩=3357.6

38、765hm.n mm=1222.0815vm.n mm總彎矩m=3573.1603m22hvmm.n mm3.4.3 精確校核軸的強度3.4.3.1 進行校核時，由于軸不受扭矩作用，則只需要計算軸上危險截面的cc彎曲應力即可。截面的抗彎截面系數(shù) c33330.10.1 12172.8wdmmmm安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）16截面的彎曲應力 c3573.160320.68172.8bmmpampaw軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得= 60mpa1則 , 故安全。b13.4.3.2 求強度安全系數(shù) n過盈配合處的的值, 由附表 3-8 用插入法求出k2.283k軸按磨削加工,由附圖 3-

39、4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 = 0.92故得綜合系數(shù)為1112.28312.370.92kk 軸的材料為 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得 = 275mpa 1所以截面的安全系數(shù)為c12755.611.52.37 20.680.1 0amnsk ,故安全3.4.4 從動軸的剛度計算由于從動軸上沒有扭矩作用，所以只計算它的彎曲剛度（撓度）在采用滾動軸承的場合下，軸的撓度使局部單位壓力劇增并使?jié)櫥湍ぴ獾狡茐?，造成軸承的燒傷。為了防止這種破壞，首先必須盡可能減少軸的撓度，其受力簡圖所圖圖 3-83-8 軸的剛度分析圖軸的剛度分析圖撓曲線方程，其中 =8.62234.,04822fxllylxei

40、lmm式中 e-彈性模量，對于鋼e = 2.15102n mm i-截面 c 的軸慣性力矩，i = /64（）4d4mm安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）17 f-作用在從動齒輪上的徑向力（）n則232max2.234.48248llflflyyleiei 代入數(shù)據(jù)得 35max5244568.418.63.51 1048 2.1 101264nmmymmn mmmm對于安裝齒輪的軸而言，允許的撓度 0.01 0.030.01 0.033nym 0.03 0.09 mm則，故安全。 maxyy3.5 齒輪強度的計算3.5.1 齒輪的材料及齒數(shù)的選取選取齒輪的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 220

41、240hbs齒輪的齒數(shù)為= 17z3.5.2 齒面接觸疲勞強度的計算齒面接觸疲勞強度的校核公式321.hhehdkt uzzdu式中： -區(qū)域系數(shù)（標準直齒輪 a = 20時， = 2.5）hzhz -載荷系數(shù)k -齒輪轉遞的轉矩t -齒寬系數(shù)d 12uzz選載荷系數(shù) = 1.3tk選取齒寬系數(shù) = 1d由機械設計中表 10-6 查得材料查的彈性系數(shù) =189.8mpahz由圖 10-21 按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限 = 550mpahlim由圖 10-9 查得接觸疲勞壽命系數(shù) = 0.95hnk計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) = 1，由式 10-12 得slim.

42、550 0.95522.51hnhhkmpas安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）18計算圓周速度 v3.14 51 10002.6760 100060 1000dnvm s計算載荷系數(shù)根據(jù)v = 3.29，7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數(shù) = 1.1m svk由表 10-3 查得 = =1.2hakfak由表 10-2 查得使用系數(shù) = 1ak由表 10-4 查得 7 級精度齒輪相對支承非對稱布置230.18. 1 0.60.23 10hvdkkb231.1 0.18. 1 0.6 10.23 1015=1.391故載荷系數(shù) = kakvkhakhk= 11.11.21.391= 1.83

43、6則 33212 1.836 39.8235 1 1.2.5 189.8.1 511hhedkt uzzdu22.28hmpa故合格3.5.3 齒根彎曲疲勞強度計算彎曲強度的校核公式3212fasaffdkty ym z由機械設計中圖查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 = 380mpa1020cfe由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命 = 0.88fnk計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)= 1.4 由式(10-12)得s.0.88 380238.861.4fnfefkmpas計算載荷系數(shù) k = kakvkfakfk=11.11.21.25 安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）19= 1.65查取齒形系數(shù)由

44、表 10-5 查得 = 2.97fay查取應力校正系數(shù)由表 10-5 查得 = 1.52say選取齒寬系數(shù) = 1d計算3232122 39.8235 1.65 2.97 1.521 317fasafdkty ym z 76.03fmpa故合格3.6. 軸承的受力分析及壽命計算3.6.1 主動軸上的軸承受力分析及壽命計算主動軸上的軸承為單列圓錐滾子軸承，其型號為 329/22，其基本參數(shù)如下：表表 3-33-3 單列圓錐滾子軸承單列圓錐滾子軸承 329/22329/22 基本參數(shù)基本參數(shù)基本尺寸/mm其他尺寸/mm基本額定載荷/knddtbcarc0rc2240121298.51520因為主動

45、軸上的齒輪為標準直齒圓柱齒輪，齒輪不受軸向力，所以所選單列圓錐滾子軸承只承受徑向載荷，則軸承的受力分析：rf圖圖 3-93-9 單列圓錐滾子軸承受力分析圖單列圓錐滾子軸承受力分析圖如圖所示，安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）20124747.568.41314.304738853838.568.41254.11473885rrrrffnffn查機械設計表 13-5 可得，則 y=0,因此軸承的派生軸向力不存在，arffe軸承的當量動載荷應為：1122.1.2 314.30377.16.1.2 254.11304.932prprpf fnpf fn由上表 3-3 可知=15n, =20nrc0rc驗算

46、壽命： 因為, 驗算軸承 1 即可。12pp 106631010156060 1000 0.37716hclnp 3578773.308h滿足壽命，故合格。3.6.2 從動軸上的軸承受力分析及壽命計算從動軸上選用的軸承為角接觸球軸承，其型號為，其基本參數(shù)如下：7100c表表 3-43-4 角接觸球軸承角接觸球軸承 7100c7100c 基本參數(shù)基本參數(shù)基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定載荷/knddbadadarc0rc1228814.425.66.75.422.65從動軸上安裝的齒輪與主動軸上的一樣也為標準直齒圓柱齒輪，齒輪不受軸向力，同理所選角接觸球軸承也只承受徑向載荷，則軸承的受力分析

47、：rf圖圖 3-103-10 角接觸球軸承受力分析圖角接觸球軸承受力分析圖如圖所示，安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）21342568.41 2284.205rrrfffnn由機械設計表 13-7 可得 drfef由機械設計表 13-5 可知由插值法計算 e=0.3586 ，則兩軸承的派生軸向力3420.3586 284.205 250.958ddrffefn由可得，x=1,y=0,，則軸承的當量動載荷應為：arffe3450.958aaffn34331.21 284.2050 50.958341.046prappfxfyfn 由上表 3-4 可知 =5.42n, =2.65nrc0rc驗算壽命：3

48、6610105.426060 1000 0.341046hclnp 66897.16733h滿足壽命，故合格。3.7 泵體的設計計算和強度校核3.7.1 泵體的設計計算選取泵體的長度為 158，其厚度即為齒輪的齒寬 15，因此選擇相互對稱mmmm的管螺紋作為齒輪泵的進出油口。1 8g3.7.2 泵體的強度校核泵體的材料選擇球墨鑄鐵,由機械手冊查得其屈服應力為60002qts。因為鑄鐵是脆性材料，所以其許用拉伸應力的值應取屈服300 400mpa 極限應力，即此處。 350smpa泵體的強度計算可按厚薄壁圓筒粗略計算拉伸應力，計算公式為22220.41.3.eysyerrp mparr式中：泵體

49、的外半徑y(tǒng)rmm 齒頂圓半徑ermm 泵體的試驗壓力spmpa一般取試驗壓力為齒輪泵最大壓力的兩倍，即22 1530sppmpampa代入數(shù)據(jù)可得222222220.41.30.4 28.51.3 53.5.3053.528.5eysyerrprrmpa安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）22 59.21mpa 350smpa因此所選泵體的材料及其尺寸滿足要求。第 4 章 齒輪泵其它部件的分析計算4.1 軸承端蓋的設計計算在主動軸上的左軸承采用軸承端蓋進行定位，軸承端蓋選取凸緣式端蓋，選取軸承端蓋螺釘直徑=6，則其結構如圖 4-1 所示：3dmm圖圖 4-14-1 凸緣式軸承端蓋結構圖凸緣式軸承端蓋結

50、構圖0217ddmm ，取01.28.4edmm8emm 022.5402.5 655dddmm10.90.9 4036ddmm 2022.5552.5 670dddmm32553553 637ddmm 安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）23由結構可得 4mmm其中由密封尺寸確定，因為，則在軸承端蓋上螺釘個數(shù)，11,b d100dmm4n 均勻分布，。1123,4.3dmm bmm4.2 密封圈的設計計算4.2.1 主動軸軸承端蓋處的氈封油圈氈封油圈如下圖所示：圖圖 4-24-2 氈封油圈結構圖氈封油圈結構圖表表 4-14-1 氈封油圈和溝槽尺寸氈封油圈和溝槽尺寸軸徑 d/mm/1dmmd/mmb/

51、mm/0dmm/0dmm/1bmm/2bmm2221323.51d 11d 3.54.3根據(jù)上表可得,0123dd mm01133ddmm另外b=8。mm4.2.2 從動軸上通用 o 型密封圈通用 o 型密封圈圖形如下所示：安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）24圖圖 4-34-3 通用通用 o o 型圈結構圖型圈結構圖表表 4-24-2 通用通用 o o 型圈（代號型圈（代號 g g）尺寸）尺寸項目/1dmm極限偏差/mm/2dmm極限偏差/mm軸徑d 12mm11.80.172.650.09軸徑d 57mm53.00.442.650.09軸徑d 25mm25.00.221.800.08活塞d 57

52、mm53.00.442.650.094.3 小圓螺母的設計計算從動軸上的小圓螺母如下圖所示：標記示例：螺紋規(guī)格=，材料 45 鋼，槽或全部熱處理后硬度為dp12 1.25m,表面氧化的小圓螺母的標記：34 45hrc螺母8108812 1.25gbm注: 槽數(shù)：n100 2,4;105 2,6dmndmn 材料：45 鋼安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）25圖圖 4-44-4 小圓螺母結構圖小圓螺母結構圖表表 4-34-3 小圓螺母相關尺寸小圓螺母相關尺寸 mmht螺紋規(guī)格dpkdmmaxminmaxminc1c12 1.25m2264.342.620.50.5安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）264.4

53、 變量機構的設計計算圖圖 4-54-5 變量機構結構簡圖變量機構結構簡圖此結構與右泵蓋的外凸部分配合并用 m3 的開槽圓柱頭螺釘與泵蓋連接，變量桿與從動軸連接。當變量桿來回擺動時，從動軸作軸向的來回移動，從而由從動軸帶動齒輪來回移動，進而改變兩齒輪的嚙合長度。而當兩齒輪的嚙合長度改變其流量也隨之改變，由此實現(xiàn)齒輪泵的變量。與從動軸配合，故 = 25。1d1dmm由于齒輪的嚙合長度最少為,設其最少長度為,則變量桿的軸向13lb13lb擺動距離。22151033bmmd 與泵蓋配合，則 d=59，取，其配合的長度。mm070dmm213lmm另外設計變量機構的總長，取，。70lmm030lmm11

54、0lmm變量桿在嚙合長度最大時與豎直方向的夾角，。 0154.83,4rmm dmm變量機構突出的部分為了使其不與 所在的孔相連，則取 。1d20hmm安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）27第 5 章 基于 solidworks 的齒輪泵的虛擬設計系統(tǒng)5.1 引言齒輪泵是一種應用廣泛的液壓泵，它與其它液壓泵一樣，為液壓系統(tǒng)提供動力，保證液壓系統(tǒng)的正常運行，齒輪泵的工作原理是通過兩個齒輪輪齒的互相嚙合，實現(xiàn)密封容積的變化，從而達到輸出具有一定能量的油液目的。目前，齒輪泵的工作壓力已接近柱塞泵，組合負載傳感方案為齒輪泵提供了變量的可能性，這意味著齒輪泵與柱塞泵之間原有清楚的界限變得愈來愈模糊了。齒輪泵與

55、柱塞泵相比，具有結構簡單、低成本、抗污染能力強及維護要求低的優(yōu)點，且齒輪泵應用廣泛，型號較多，開發(fā)齒輪泵的參數(shù)化虛擬設計系統(tǒng)，有著重要的實際應用意義和現(xiàn)場應用價值。solidworks 是一套基于 windows 的 cad/cae/cam/pdm 桌面集成系統(tǒng)，是美國 solidworks 公司于 1995 年 11 月研制成功的，它總結和繼承了大型cad 軟件的優(yōu)點，可以實現(xiàn)全參數(shù)化的三維實體造型設計。它具有零件設計、鈑金設計、管理設計、繪制二維工程圖等功能，而且保持零件設計、裝配設計和工程圖保持相關性，實現(xiàn)自上向下設計或自下而上設計，從而達到三者的同步，提高了設計效率和工作強度，在模具造

56、型和工業(yè)設計等方面有相當大的優(yōu)勢。solidworks 通過 ole 技術為用戶提供了強大的二次開發(fā)接口，凡是支持ole 編程和 com 組件對象模型的開發(fā)工具，都是可以用于 solidworks 的二次開發(fā)，創(chuàng)建出用戶定制的、專用的 solidworks 功能模塊，這些都為實現(xiàn)齒輪泵的虛擬設計奠定了基礎。5.2 齒輪泵的參數(shù)化造型設計參數(shù)化造型設計是 solidworks 軟件核心功能之一，包括集成化線框、曲面和實體造型、二維草圖設計以及基于特征的造型等。它提供尺寸驅動的幾何變量，用交互式方法檢查模型變化的結果，其模型可智能化。參數(shù)化造型虛擬技術通過記錄幾何體間的所有依存關系，自動捕捉設計者

57、的意圖。5.2.1 齒輪泵零部尺寸計算齒輪泵的零部件的尺寸計算是整個齒輪泵虛擬設計系統(tǒng)的基礎部分，主要是主、從動齒輪的參數(shù)計算和傳動軸的參數(shù)計算的參數(shù)計算等，要分別編制齒輪參數(shù)計算模塊、傳動軸計算模塊等計算模塊。其中最重要的是齒輪的參數(shù)計算，為制造方便，齒輪泵的齒輪通常采用增一齒修正法，其參數(shù)計算不同于通常的齒輪設計，如圖 5-1：設計計算模塊根據(jù)已知的齒輪泵工作壓力、負載、轉速等設計參數(shù)，設計安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）28計算齒輪泵各零件的結構尺寸，并根據(jù)計算公式及設計經(jīng)驗進行優(yōu)化選型。圖 5-1 齒輪泵齒輪參數(shù)計算模塊5.2.2 關鍵部件的結構設計solidworks 不僅支持傳統(tǒng)的自下

58、而上的傳統(tǒng)設計，而且可以自上而下進行設計。在自下而上設計方法中，先設計單個零件，然后再裝配成裝配體；在自上而下設計方法中，使用裝配體內(nèi)部的布局來驅動零件和裝配體的設計。 例如，齒輪泵的外殼體的內(nèi)表面和齒輪泵的主、從動齒輪的齒頂應該互相配合，由此可以采用自上而下的設計方法，將齒輪泵的兩個齒輪配合生成裝配體，在這個裝配體中通過添加外殼體零件，從而達到二者之間的互相關聯(lián)。在構思、開發(fā)與改進模型設計的重復過程中，用約束管理來保持特定部件間的約束關系，相互關聯(lián)的配合不變。一個約束關系能使許多零部件結構設計自動進行，并可保證設計對零部件間所要求關系的一致。圖 5-2 齒輪泵的虛擬設計系統(tǒng)主界面安徽理工大學畢業(yè)設計（論文）295.3 利用 vb 調(diào)用 silidworks 利用下面一段程序就可以通過可視化編程軟件 vb 調(diào)用 solidworks 軟件，如圖 5-2 所示，就是利用 vb 開發(fā)出的齒輪泵的虛擬設計系統(tǒng)的主界面。private sub command1_click()dim swapp as sldworks.sldworksdim part as sldworks.modeldoc2set sw