外啮合齿轮泵的设计

外啮合齿轮泵的设计内容摘要：

长度的确定 按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置，参考上 表 ，确定出轴向 长度，如图所示。 （４）校核轴的强度 a. 计算齿轮受力： 齿轮分度圆直径： )(0c o s o s mmmzd  直齿齿轮轴所以 0 齿轮所受转矩： )(1440 6161 mmNnPT  齿轮作用力： 圆周力： )( NdTFt  径向力： )(9660c o s 20t a n2653c o st a n NaFF tr   b. 画出轴的受力简图：轴受力的大小及方向如图所示 c. 画出轴的垂直面受力图， 计算水平面内的约束力 AvR 和 BvR ，如图所示，并作出垂直面内的弯矩 VM 图，如图所示。 )(483128 96664128 642 NFdFR raAv  )(4 8 3 NRFR AvrBv  （五） 从动轴的计算 1. 强度计算（计算危险断面 C— C 的强度（如图） （ 1） .求支点反力 在计算中一般当作可动铰链双支点的梁。 这种假设对于一个支座中只装有一个滚动轴承或虽装有两个轴承但能自动调心是足 够精确的。 如果同一支座中装有两个滚动轴承，但不能自动调心时，则不考虑外面的那个轴承，而将靠里面的轴承当作铰链支承。 对于滑动轴承，这个假定性铰链与齿轮端面的距离取为 2lx。 由于齿轮两端面的轴颈和滑动轴承的尺寸完全相同，所以两个假象铰链的支反力为 )(22 2 NFqBRRBA  式中 q — 齿轮部分单位长度上的载荷（ N/m）。 B — 齿宽（ m）； 2F — 作用在从动齿 轮上的总径向力（ N） （ 2） .作用在危险断面 C— C 处的弯曲扭矩 )(422 22 mNlFlFxRMA  （ 3） .断面 C— C 的抗弯断面系数 )(132 3413 mddW d    式中 d 、 1d — 空心轴的外径和内径（ m）。 当为实心轴时， )( 333 mddW   （ 4） .断面 C— C 的弯曲应力 )(10 5 barWMw  （ 5） .求强度安全系数 n 从动轴上的弯曲应力是对称循环的，即轴颈承受着变负荷。 我们假定轴颈的弯曲是由于经常作用着平均弯曲力矩所产生的。 对称循环的弯曲强度安全系数为 bKn  1 式中 1 — 材料的弯曲疲劳极限，对 20CrMnTi 1 =4900 bar。 K — 弯曲的有效应力集中系数， K 值要根据 rdD 、 dr 和 b 值在“机械设计手册”中选取（其中 D— 从动齿轮节圆直径， d— 轴颈 直径， r— 轴颈与齿轮端面交接处的圆角半径， b — 材料的抗拉强度）；  — 绝对尺寸对疲劳极限影响系数，  值要根据材料和轴颈 d 值在“机械设计手册”中选取。 2. 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，精确地计算轴颈的挠度是很重要的，因为使轴产生并不显著的挠曲，就会引起在滚针或滚珠滚道边缘上单位压力的剧烈增加，很快就会损坏这些表面。 在采用滑动轴承的场合下，轴的挠曲使局部单位压力剧增并使润滑油膜遭到破坏，造成轴承的挠伤。 为了防止这种破坏，首先必须尽可能减少轴的挠度。 在计算轴的挠度时，我们假定： a）对于滑动轴承或滚针轴承，轴颈上所受的载荷可视为均布载荷 lFq 221； b) 载荷加在轴承的轴线上； c）从轴颈外端至齿轮端面，轴颈的直径不变； d) 齿轮部分的变形可以忽略。 其受力简图如图所示。 则轴颈长度的中心 A 相对于齿轮端面 C 的挠度为 )476(24 2221 lxlxEIxqyAC  将 lFq 221和 2lx 代入上式得 EIlFEIlFyAC3232 0 2 2 1 6 817  式中 E — 弹性模量，对于钢 25 / mmNE  ； I — 截面 A 的轴惯性力矩， )(64 44 mmdJ  ； d、 l— 轴颈的直径和长度（ mm）。 2F — 作用在从动轮上的总颈向力（ N）。 （六） 轮齿的强度（包括齿面接触强度和轮齿弯曲强度）的计算 (1). 验算齿根弯曲疲劳强度 由式校验算齿根弯曲疲劳强度： 12111 2 zbm YKT FF  )。