外啮合齿轮泵-毕业设计

外啮合齿轮泵-毕业设计内容摘要：

17 mmddb 4 2 8 0c o s1 9 2c o s 2022   齿距： mmmp   齿厚： mmms   齿槽宽： mmme   顶隙： mmmc c *  标准中心距：     mmma ZZ 21  节圆直径： mmdd 51139。 1  mmdd 192239。 2  直齿齿轮节点啮合系数  2s i n22c os1 39。   tg xxxx 学院毕业设计（论文） 18 第三章 动力参数的设计 kwLM P aBmiippm i n/6015pBmtQ 式中 Bm泵机械效率，一般可在 之间选取 Δ P泵的高低压腔压力差 mNkwnM p i   xxxx 学院毕业设计（论文） 19 第四章 齿轮泵的结构设计 结构形式的确定 减轻径向力的结构措施 合理地选择齿宽 B 和齿顶圆直径 De 缩小压油腔的尺寸，即将压出角(2π φ )减小为了减小作用在齿轮上的径向力，压出角 2π φ 越小越好，压油腔的流速允许 3~5m/s，对不要求逆转的齿轮泵，一般取 2π φ 45176。 ，有时为保证压出口通道的过流面积，把压出口在轴向方向拉长，使压出口呈椭圆行。 xxxx 学院毕业设计（论文） 20 图 4— 1 齿轮泵压出角与吸入角示意图 从提高吸油性能 和避免汽蚀的角度出发，希望吸入角φ′越大越好，一般在 45176。 ~90176。 ，也可以将φ′扩大到 120176。 ，以保证吸油腔流速小于 1~2m/s。 将压油腔扩大到接近吸油腔侧在工作过程中只有 1~2个齿起密封作用在轴套的外圈开有高压油槽与高压腔相通，工作时只有 1~2 个齿起密封作用，过渡区很小，而齿轮在很大的尖形角范围内作用有出口压力 pg。 此时齿轮上的径向力得到了平衡。 采用三片式结构 由前泵盖、泵体、后泵盖组成，其优点： 毛坯制造容易 便于机械加工 寿命 便于双出轴布置 齿轮与轴做成一体式 优点：耐温耐压性高 缺点：制作成本较高 采用滑动轴承 xxxx 学院毕业设计（论文） 21 优点： 工作平稳、可靠、无噪声。 在液体润滑条件下，滑动表面被润滑油分开而不发生直接接触，还可以大大减小摩擦损失和表面磨损，油膜还具有一定的吸振能力。 缺点：摩察系数大，功率消耗多；不适于大批量生产，互换性不好，不便于安装、拆卸和维修；内部间隙大，加工精度不高；传动效率低，发热量大，润滑维护不方便，耗费 润滑剂；载荷、转速和工作温度适应范围窄，工况条件的少量变化，对轴承的性能影响较大；不能同时承受径向和轴向载荷。 确定高低压腔尺寸 确定压出角（ 2π φ ） = 40176。 吸入角 φ′ = 45176。 主动轴的计算 初步确定轴的最小直径 已知轴上的功率 P=、转速 n=1000r/min 、转矩mNnpT  8 2 3 ,选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 mmnpAd 330m in  输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d111 ，为了使所选的轴的直径 d111 与联轴器的孔径相适应，故需要同时选联轴器型号。 联轴器的计算转矩 TKT aca  xxxx 学院毕业设计（论文） 22 mmN  按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160 mmN ，半联轴器的孔径 d= 19mm，故取 d111= 19mm，半联轴器长度 L = 42mm，半联轴器与轴的配合的毂孔长度 L1= 30mm 确定轴上圆角和倒角尺寸 两轴端端倒角为 1 45 R= 1~2mm 求作用在齿轮上的力 NdTF t  NFF tr 5 6 1tan 20   NFF tn 6 6 1c o s/ 5 6 1c o s/ 20   求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图 如图中轴上所受的力作受力分析得 图 42 主动轴的受力分析图 C 是轴xxxx 学院毕业设计（论文） 23 的危险截面。 图 43 主动轴的载荷分析图 由以上图可以计算： 表 41 截面 C 载荷值 xxxx 学院毕业设计（论文） 24 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。 根据式（ 155）及上表 中的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α =，轴的计算应力     M P aM P aWTMca 26 9 8 2 4 9 2 032222  前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 151 查得  1=60MPa。 因此  1ca，故安全。 精确校核轴的疲劳强度 截面 A,II,B,III 只受扭矩 作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A,II,B,III 均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 IV 和 V 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。 截面 IV 的应力集中的影响和截面 III 的相近，但截面 IV 不受扭矩作xxxx 学院毕业设计（论文） 25 用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。 截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里中轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。 截面 V 和 VI 显然更不必校核。 由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面 III 左右两侧即可。 III 左侧 抗弯截面系数 mmmmdW 3333 22  抗扭截面系数 mmmmdWT 3333 1 2 22  截面 III 左侧的弯矩 M 为 mmNmmNM  2894738 截面 III 上的扭矩 T 为 mmNT  截面上的弯曲应力 MP aMP aWMb  截面上的扭转切应力 MP aTWTT  轴的材料为 45钢，调质处理。 由表 151查得 B =640MPa， 1 =275MPa，1 =155MPa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数  及  按附表 32 查取。 因 dr ， 2226dD ，经插值后可查得 ，  又由附图 31 可得轴的材料的敏性系数为 q， q 故有效应力集中系数按式（附表 34）为     6 7 5   qk     3 3 1    qk 由附图 32 的尺寸系数  =；由附图 33 的扭转尺寸系数xxxx 学院毕业设计（论文） 26  =。 轴按磨削加工，由附图 34 得表面质量系数为 。 轴未经表面强化处理，即 q=1，则按式（ 312）及式（ 312a）得综合系数为   kK   kK 又由167。 31 及167。 32 得碳钢的特性系数 =~，取 = =~，取 = Sca 值，按式（ 156） ~（ 158）则得 2751     mKS 22 1551      mKS 4 4 2 2222。