外啮合齿轮泵设计说明书

外啮合齿轮泵设计说明书内容摘要：

因素，将 2π用 6， 66 代替比较符合实际情况。 因此 3 )/( 10 3 mBzVm  式中 B— 齿宽（ mm） V— 公称排量（ ml/r） z— 齿轮齿数 m— 模数（ mm） 根据额定压力 P=10MPa 齿数选择原则：目前齿轮泵的齿数一般为 z=，故要求流量均匀，因此低压齿轮泵的齿数多取为 1320。 对于高压齿轮泵，要求有较大的齿根强度。 为了减小轴承的受力，要减小齿顶圆直径，这样势必 要增大模数、减少齿数，因此高压齿轮泵的齿数较少，一般取 z=614。 为了防止根切削弱齿根强度，齿形要求进行修正。 齿宽选择原则：齿轮泵的流量成正比，增加齿宽可以相应的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的增加，因此，齿宽较大时液压泵的总效率较高，但对于高压齿轮泵，齿宽不宜过大，否则将使齿轮轴及轴承上的载荷过大使轴及轴承设计困难。 一般对于高压齿轮泵 B=(36)m，对于低压齿轮泵B=(610)m。 泵的工作压力越高，上述系数应取得越小。 根据以上原则选择齿数 z=14， B/m=，代入数据得 中高压外啮合齿轮泵设计 6 1063 3  m 取整得 m=5mm，齿轮的其他参数：压力角 20 变位系数 17317 )1417(1)(m inm in*m in  zzhx za 齿宽 B mm （ 3）校核： 齿轮泵排量校核 %%10063 32   误差小于 5 %，合格。 按齿根弯曲疲劳强度校核齿轮：因从动轮受力 大所以只需校核从动轮。 根据校核公式  FSaFadFYYmzKT   322 确定式中各参数： D=mz=5x14=70mm n＝（ V 60 1000）／（ π D）＝ 1287r／ min KWs rrmlMpapqP tt )m i n/60 m i n/1287/63(10  mmNmNnPT  3 8  dBd 查手册得 :   M p aYYKKKKKFSaFaVA220 将其代入得：  FF Mpa   325   所以齿轮合格。 中高压外啮合齿轮泵设计 7 轴的设计与校核 ．齿轮泵的径向力 齿轮泵工作时，作用在齿轮轴颈及轴承上的径向力，由液压力和齿轮啮合力组成。 是指沿齿轮圆周液体压力所产生的径向力 F。 液压力的大小和方向取决于液体压力沿齿顶圆周的分布情况，吸油腔区段（其夹角为  ）受压力 dp 的作用，压油腔区段（其夹角为）受压力 gp 的作用，吸压油 腔之间的过渡段（其夹角为   ）所受的压力是变化的（由 dp 升至 gp ）。 为计算简便，可近似认为吸压油腔间的过渡段，承受沿齿轮圆周线性分布压力，如图 21 所示。 图 21 齿轮圆周压力的近似分布曲线 在实际设计时，齿轮所受的总液压力 PF 亦可按下列近似公式计算 )( NpbDF eP  液压力作用在主动齿轮上产生的径向力和作用在从动齿轮上产生的径向力，其大小与方向完全相同。 是指两齿轮啮合是，由彼此在啮合点的相互作用而产生的径 力 TF。 中高压外啮合齿轮泵设计 8 作用在主动轮上的啮合力，其方向与作用在主动齿轮上的液压力方向相反，可抵消一部分液压力；作用在从动齿轮上的啮合力，其方向与作用在从动轮上的液压力方向相同，增大了径向力。 由于齿轮泵在工作过程中，啮合点的位置在节点附近来回变动，所以啮合力也是变化的。 在实际设计中，齿轮 轴颈所受的径向力 F（包括液压力和啮合力），可按下列近似公式计算 )(.57 NpbDF e主 )( NbDF e从 齿轮泵的径向力大，作用在齿轮轴轴颈及轴承上的负载大，这是妨碍齿轮泵提高性能和使用寿命的重要因素，如何减小齿轮泵的径向力及提高齿轮轴轴颈及轴承的承载能力，是研究齿轮泵的主要课题之一。 要解决齿轮轴轴 颈及轴承的负载问题，可以从以下方面进行研究。 1. 减小径向力 减小径向力一直是从事高压齿轮泵研制的科技人员的研究课题，因为轴承寿命与负载的 10/3（为滚针轴承；滚珠轴承为 3）次方成反比，也就是说，若轴承负载减小30%。 寿命可延长 3 倍。 减小径向力的方法，较常用的可归纳为三种： （ 1）合理地选择齿宽 b 和齿顶圆 直径 D。 （ 2）缩小压油口直径，使压力油仅作用在一个齿到两个齿的范围内，这样压力油作用于齿轮上的面积减小，因而径向力就相应的减小。 （ 3）开压力平衡槽，这种方法使作用在轴承上的径向力大大减小。 但此种方法会使泵的内泄漏增加，容积效率降低，所以很少使用此种方法。 轴的设计与校核 从动轮径向力： KN mmmmMpapB DF er   最小轴径计算 中高压外啮合齿轮泵设计 9 mmnPCd 271287 33m in  综合各方面考虑初步设计轴的结构尺寸图如下： 图 22 轴的受力分析 根据轴的弯矩平衡有： 中高压外啮合齿轮泵设计 10 ABFBCF rN 2 所以有： KNBC ABFF rN  再根据力平衡有： KNFFF NrN  A 点弯矩为 mNABFM rA   8 33 根据以上的受力分析与计算可作得弯矩和扭矩图如图 22。 并由此可知截面33,44,66 有可能是危险截面。 下面用第三强度理论一一校核。 33 截面： 首先查得 40Cr 的许用正应力为   MPa90 由截面直径为 40mm有抗弯截面系数为 : 36333 32 4032 mmmDW   弯矩为： mNACFM N  扭矩为： mNT 100 应力为：   MP aW TM 62222    所以此截面安全。 44 截面： 直径为 35mm，有抗弯截面系数为 : 36333 3532 mmmDW   弯矩为： 中高压外啮合齿轮泵设计 11 mNFM N  应力为：   MP aW TM 10089 62222   所以截面安全。 66 截面只受扭矩，其直径为 30mm，其抗扭截面系数为： 36333 16 3016 mmmDW t 。