齿轮泵设计

11绪论1.1研究意义双联齿轮泵的结构和工艺在各类液压泵中较为简单，其价格较低，在齿轮泵中具有价格优势，其可靠性较稳定，能够提供安全的使用环境，其寿命较长，在对小型企业以及个体用户方面具有优势，抗污染以及自吸能力等方面都有很强的优势，综上优势及用处，在液压传动与控制技术中，大部分场合都用齿轮泵，广泛用于机床、轻工、农林、冶金、矿山、建筑、船舶、飞机、汽车、石化机械等机械产品的液压系统中。但是双联齿轮泵也有其不足之处：流量和压力脉动较大，易造成较大的震动，动态性能差，噪声较大，在人的使用环境中不具备优良性，且高温效率低。其中流量脉动而导致的振动缺陷是最为严重和突出的，它严重制约着齿轮泵的发展和进步，因为泵的流量脉动比较大，振动现象较为严重，振动不仅会降低液压缸的稳定性，同时振动现象还会导致液压马达的回转的均匀性降低，而且会引起压力脉动，进而通过连接处振动的传递使管道、阀门乃至整个系统振动，特别是当各个零部件共振时特别明显，可能会导致各个零部件间隙增大，载荷增大，使零部件之间磨损加剧并可能导致破坏，并且振动时发出很强的噪声，这会严重影响轴、轴承、管接头及密封性。而内啮合齿轮泵结构相较于外啮合齿轮泵更为紧凑，内啮合的齿轮尺寸也会更小，重量轻，并且由于内啮合齿轮泵的两个齿轮同向旋转，相对速度较小磨损较为轻微，所以它的使用寿命更长，流量脉动更是远比外啮合齿轮泵小，所以它的噪声和压力脉动都比较小。所以内啮合齿轮泵允许使用较高的转速，可获得较高的容积效率。但是内啮合齿轮泵同样存在着径向压力不平衡的问题，限制了其工作压力的进一步提高。双联齿轮泵相较于普通齿轮泵能够提供更大的流量输出及压力，适用于工业油质液体输送，并且双联齿轮泵由两个单齿轮泵组合而成，压力及流量输出的范围相较于普通齿轮泵更广泛。1.2研究现状由于齿轮泵在液压系统中应用广泛，因而，吸引了大量学者对其进行研究。目前为止，国内外学者关于齿轮泵的研究设计主要集中在以下方面：（1）齿轮参数及泵体结构的优化设计；（2）齿轮泵间隙优化及补偿技术；（3）困油冲击及卸荷措施；（4）齿轮泵流量品质研究；（5）齿轮泵的噪声控制技术；2（6）齿轮表面涂覆技术；（7）齿轮泵的变量方法研究；（8）齿轮泵的寿命及其影响因素研究；（9）齿轮泵液压力分析及其高压化的途径；（10）水介质齿轮泵基础理论研究。提高齿轮泵的工作压力是目前齿轮泵所面临的一个重要难题，而要想办法提高齿轮泵的工作压力所带来的问题是：（1）轴承寿命大大缩减；（2）泵泄露加剧，容积效率下降。产生以上这两个问题的根本原因在于齿轮在高速转动时产生了作用在齿轮轴上的不平衡径向液压力，并且随着工作压力增高，所产生的径向液压力也会越来越大。现如今，国内外学者针对以上两个问题所进行的研究是：（1）对齿轮泵的径向间隙进行补偿；（2）减小齿轮泵的径向液压力，如对齿轮参数进行优化，为保证内部压力差不是太悬殊将排液口尺寸缩小等；（3）采用特殊材料和合适轴承型号以提高轴承承载能力，如采用复合材料滑动轴承代替滚针轴承等。但是这些措施都没从根本上解决问题。1.3齿轮泵以及双联齿轮泵结构原理外啮合齿轮泵结构原理如图1-1图1-1外啮合齿轮泵结构原理图如图1-1，齿轮Ⅰ为电动机驱动的主动齿轮，齿轮Ⅱ为从动齿轮，下方为进油口，上方是出油口，当电动机转动时，带动齿轮Ⅰ如图所示顺时针转动，接着3齿轮Ⅱ随着主动齿轮Ⅰ转动而转动，方向如图所示逆时针转动，下方齿轮逐渐脱离啮合，局部容积变大，压力逐渐减小，与进油口压力形成压力差，导致外部液体流入齿轮泵，液体进入齿槽与壳体的间隙中，由齿轮带动向出油口流动，当到达出油口时，齿轮逐渐啮合，局部容积变小，此时压力变大，相较于出油口形成压力差，液体直接压出出油口，当两侧齿轮不断旋转时能源源不断地提供压力差，齿轮泵便不断地进行进油和排油，这就是齿轮泵的工作原理。双联齿轮泵结构原理图如图1-2图1-2双联齿轮泵结构原理图1.平键2.前泵主动齿轮轴3.前泵盖4.前泵体5.中间体6.密封圈7.轴套8.后泵后盖9.后泵主动齿轮轴10.内花键11.外花键12.侧板13.后泵主动齿轮轴14.后泵体15.从动轴孔隙16.主动轴孔隙17.前泵从动齿轮轴18.止口如图为双联齿轮泵结构原理图，双联齿轮泵由两个普通齿轮泵串联而成，由联轴器连接前后齿轮泵的齿轮轴，当电动机转动驱动主动齿轮轴时，前后齿轮泵随之旋转，内部齿轮旋转，啮合处形成压力差，将液体进行加压与输送。双联齿轮泵的内部两个齿轮泵共用一个出口，但是两个出口是相互独立的，内部每个单齿轮泵工作原理与普通齿轮泵原理大相径庭，双联齿轮泵是将电动机的机械能转换成液体压力能的元件。1.4主要研究内容和方法根据双联齿轮泵的工作原理及其结构要求等方面的要求，设计合理的齿轮啮合数和结构形态，再根据其参数所需的强度等方面的要求，选择合适的材料。最4后需要对其设计结构及强度进行理论试验校核。首先查阅相关资料及书籍以加深对设计内容、原理及步骤的掌握与了解，明确设计条件；接着对所设计课题进行选型及工艺设计计算；然后齿轮泵的各种零件设计及强度计算编写设计说明书；最后用AutoCAD绘图软件绘制出装配图及必要的零件图。52双联齿轮泵齿轮参数设计与校核本次设计所需参数如下表2-1表2-1双联齿轮泵给定参数额定排量额定压力80mL/r40mL/r20MPa16MPa2.1材料选择由设计所给的参数并根据《液压传动》表3-2压力分级可知，如下表2-2表2-2压力分级压力等级低压中压中高压高压超高压压力/MPa0~2.52.5~88~1616~3232资料来源：参考文献[5]所给双联齿轮泵内部前后齿轮泵压力分别为20MPa和16MPa，属于高压齿轮泵。再根据《机械设计基础》表11-1常用的齿轮材料及其力学性能选取40Cr调制处理，其基本参数如下表2-3表2-340Cr力学性能材料牌号热处理方式硬度接触疲劳极限MPaH/lim弯曲疲劳极限MPaFE/40Cr调制217-286HBS650~750560~620资料来源：参考文献[10]2.2齿轮参数设计2.2.1径向力分析2.2.1.1沿齿轮圆周液体压力所产生的径向力Fp在齿轮泵中，由于高压腔和低压腔存在着压力差，并且泵体的内表面与齿轮泵的齿顶之间存在着径向间隙，可以大致认为高压腔压力分级呈阶梯下降到吸油腔的压力。其径向压力分布如下图2-1、2-2所示：6图2-1齿轮圆周径向液压力的分布曲线图图2-2齿轮圆周的压力曲线展开图同步齿轮泵相对于普通外啮合齿轮泵而言，同步齿轮承受圆周液体压力所产生的径向力Fp，且两齿轮参数相同，从动轮和主动轮的径向液压力是相同的。公式为：0xF（2-1）11sin1BRpFaHy（2-2）式中HP——高压腔压力aR——齿顶圆半径7B——齿宽1——吸液区区间角，一般取1=4/“—”——表示压力指向y轴负方向2.2.1.2由齿轮啮合产生的径向力FT同步齿轮泵传动齿轮承受齿轮啮合产生的径向力FT，其受力分析如下图：图2-3直齿圆柱齿轮传动的作用力其中，各项力的公式如下：costan2tntrtFFFFdTF法向力径向力圆周力根据受力分析，可以得到：由啮合力所产生的径向力的方向在两齿轮的中点的连线上，且啮合力承担了轴上的扭矩，分担了同步齿轮的压力。2.2.2前泵齿轮参数选取及计算2.2.2.1选择齿数Z在选择齿轮泵的齿数时，需要考虑其噪声和体积等因素，并且要求保证流量脉动系数Q不能太大，所以一般要求最小齿数minZ≧8；在对流量均匀性要求高的场合一般Z选取14~30；而在对流量均匀性要求不太高的场合一般Z选取9~15，且该齿轮数的齿轮泵可以做到体积较小。近年来，由于人们对工作环境的要求越来越高，齿轮数较少的齿轮泵因为脉动较大，所以噪声也相对较大，不利于工作环境的改良和对人们身心健康，所以在允许的范围内一般以黄金分割法选择齿数。本齿轮Z取26。82.2.2.2选择模数m和齿宽B根据齿轮泵几何排量公式ZBmkqBV22；齿宽B增大对几何排量BVq有利，并对容积效率的提高也有很大帮助，但是齿宽B过大则会导致齿轮轴和轴承载荷过大，所以要选择合适的齿宽，齿宽一般可根据模数m大小确定，即mBmB)8~6(（2-3）式中mBB/。在这里B取7，选择B后，可确定模数m，即32ZBkqmBV（2-4）式中k为修正系数，一般k=1.06~1.15，Z小时取大值，Z大时取小值。这里取k=1.10，Z=26。分别将上述数据代入公式2-4得99.372614.310.12800003m将m进行标准化，取m=4，7B，所以B=28mm。泵排量校核%58.100801028162614.310.12102332BvqBZmk（2-5）误差小于5%，排量校核合格。本设计中齿轮选用正常齿制，由《机械设计基础》表4-2查知：表2-4渐开线圆柱齿轮的齿顶高系数和顶隙系数正常齿制短齿制ah1.00.8c0.250.3资料来源：参考文献[10]齿顶高系数ha*=1.0，c*=0.25，分度圆压力角20计算如下：齿顶高ahmmmhhaa5（2-6）齿根高fhmmmchhaf25.65)25.00.1()(（2-7）9分度圆直径dmmmzd104264（2-8）齿顶圆直径admmhddaa114101042（2-9）齿根圆直径fdmmhddff5.915.121042（2-10）基圆直径bdmmddb73.97cos（2-11）齿厚s齿槽宽emmmes28.62414.32（2-12）同理，对第二个齿轮泵的排量校核；2.3圆周速度的选取实际生产中，泵的运转速度会影响液体的吸入，齿轮的圆周速度不能太高，过高不利于吸入液体，甚至有可能产生汽蚀现象和气穴现象。这时对节圆圆周速度就有了限制，此时smRu/)6~5('。齿轮泵的转速一般不低于min/300~min/200rrn。此外容积效率也会受到转速的影响，设计中应使得容积效率70.0Bv，因为双联齿轮泵内部前后齿轮泵同速转动，所以前后齿轮泵取转速相同，取400r/min。2.4齿根弯曲疲劳强度校核齿轮危险截面目前分为两种说法，对危险截面有的提出抛物线法，有的提出30°切线法、基准齿条的齿顶线法等。1976～1978年，我国郑州机械研究所在对双圆弧齿轮进行光弹性弯曲应力分析中，发现弯曲应力分布的“双峰现象”，提出：Lewis法只适用于渐开线齿轮，30°切线法仅适用于压力角为20°的渐开线齿轮，应力分布的“双峰现象”也存在于渐开线齿轮。1977年ISO制订了弯曲强度计算方法，1984年我国参照ISO方法亦制订了弯曲强度计算方法（GB3480—83），均采用30°切线法。如图2-4：10图2-4齿轮危险截面前齿轮泵齿根弯曲疲劳强度校核：根据公式min/400rn（2-13）kwsrmlMPaPqPtt67.10min/60min/400/8020（2-14）mNnPT51055.240067.1095499549根据齿根弯曲强度校核公式及许用弯曲应力计算公式，FSaFaFYYYbdmKT2（2-15）11其中，K为载荷系数，KKKKKVA，查询《机械设计》P180~184，查得同步齿轮按弯曲疲劳强度计算的有关数据为：KA=1.00KV=1.10Kα=1.10Kβ=1.25所以5125.125.110.11.101.00=K由《机械设计》P192~196，分别得到MPaSYYYYYFFXNSaFa56025.100.100.100.159.172.2limmin代入数据，得：MPaSYYMPaYYYbdmKTFXNFFSaFaF44825.10.10.156029300.159.172.2565351055.25125.122limlim5由以上计算，得出F