基于catia的齿轮油泵设计大学本科毕业论文

基于CATIA的齿轮油泵设计第1页共17页基于CATIA的齿轮油泵设计

摘要：齿轮油泵是一种非常常见的液压泵，主要用于输送液体油料等，在工业

润滑领域有着非常广泛的应用，本课题的是为了通过对齿轮泵的设计来发现一

些现有齿轮油泵的缺点，从而更好的去了解齿轮油泵。在设计过程中需要应用

到理论力学、材料力学、机械设计以及液压与气体传动等相关知识。

在原有的齿轮油泵装配图的基础上进行的完善设计，课题原定为基于PRO-

E进行的三维建模设计，但由于作者本人对于PRO-E操作不熟，所以改为应用CATIA进行齿轮油泵的总体造型及零部件设计。同时也运用了AUTO-CAD等二维

绘图软件来绘制齿轮油泵的零部件图纸，在此过程中作者本人对齿轮油泵的各

零件进行了设计计算和力学校核。

关键词：齿轮油泵 CATIA 齿轮装配图计算校核

Abstract

Gear pump is a hydraulic pump very common, mainly used for conveying liquid oil and so on. Be widely used in the industrial field of lubrication, this topic is to design the gear pump gear pump to find some existing shortcomings, in order to have a better understanding of the gear oil pump. Need to apply to the theoretical mechanics, mechanics of materials, mechanical design and hydraulic and gas transmission and other relevant knowledge in the design process.

Improve the design based on the gear oil pump assembly on the original, subject was scheduled for the three-dimensional modeling design based on PRO-E, but because of the author for the PRO-E operating properly, overall modelling and parts design so as for the application of CATIA gear pump. At the same time also uses the AUTO-CAD two-dimensional drawing software to draw gear pump parts drawings, in this process, the author to the gear pump parts design and mechanics analysis.

第 2 页共 17 页基于CATIA的齿轮油泵设计第页共18页Keywords Gear pump CATIA Gear Calculation Assembly drawing

1 绪论

齿轮油泵是一种应用非常广泛的液压泵，它具有体积小，重量轻，结构简单，制造成本低以及自吸性能好，工作可靠等显著的优点，同时它的缺点也非常突出，易出现困油现象，流量不均，噪声较大，排量也不容易调节。齿轮油泵多用于发动机的润滑系统，它将润滑油输送到机械中需要润滑的部位。适用于输送粘度在5X10-6～1.5X10-3m2/s，温度在300℃以下的润滑油料。齿轮油泵在输油系统中可做传送，增压泵；在燃油系统中可做输送，加压，喷射加压的燃油泵；在工业领域又可做润滑油泵使用。

齿轮油泵是用一对相互啮合的齿轮，将原有的机械能转化为液压能的装置，有外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵之分。泵的工作腔有泵盖，泵体及齿轮组成。通过齿轮的转动将齿间的液体排除。

随着科技产业的进步我国的齿轮油泵也有了长足的进步，但相对于国外的同等产品还有很多不足。其主要表现在齿轮的寿命短，噪声大，精度低自动化程度也不高等方面，其主要原因在于我国虽然是一个生产大国，但生产的零部件的工艺水平不高，导致虽然齿轮油泵整体没有损坏也提前报废的情况发生。这一问题时间上是可以通过更加现代化的生产设计技术来改变的，我们可以对报废齿轮进行失效分析，以此来找到问题的所在，从而提高产品的质量，保证油泵的运转。

基于CATIA的齿轮油泵设计第2页共17页2 齿轮泵的介绍

2.1齿轮油泵的工作原理

齿轮油泵是机器中用来输送润滑油的部件，其工作原理非常简单，通过一对齿轮的高速旋转运动来带动润滑油的运动。齿轮的内外侧与泵体间紧密结合，来自吸入口的油料进入两个齿轮中间，并充满齿轮与泵体间的空腔，随着齿轮的旋转沿着泵体运动，最后在两齿啮合时排出。

两个齿轮一个为主动轮，另一个是从动轮，通过啮合将泵体内空腔分为两部分即吸入腔和排出腔，齿轮油泵工作时主动齿轮转动带动从动齿轮一起旋转，当齿轮从啮合到脱离的过程，吸入腔就形成了暂时的真空状态，液体被吸入，被吸入的液体又随着齿轮转动到排出腔，齿轮啮合时液体被挤出形成高压油被排出油泵。可见下图

图2.1 齿轮泵工作原理图

2.2齿轮泵的机构特点

2.2.1 泄漏

液压泵中组成密封工作容积的零件做相对运动其间隙产生的泄露会影响液压泵的性能。外啮合齿轮泵压油腔的压力油主要通过以下三条途径泄露到低压腔中去。

(1) 齿顶径向间隙和泵体内表面的泄露。由于齿轮传动方向与泄露方向相反，压油腔到吸油腔通道较长，所以其泄漏量相对较小，约占总泄漏量的百分之10到百分之15左右。

（2）齿面啮合处间隙的泄露。由于齿形误差的存在,造成沿齿宽方向接触不好而产生间隙，使吸油腔与压油腔之间造成泄露，但这部分泄漏量很少。

（3）齿轮端面间隙的泄露。前后盖之间的端面与齿轮端面之间的间隙较大，此端面间隙封油长度又短，所以泄露量最大，可占总泄漏量的百分之70到

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百分之75。

从上述可知，齿轮泵由于泄露量较大以及额定工作压力不高，如果想提高齿轮泵的额定压力,保证较高的容积效率，首先要减少沿端面间隙的泄露问题。

2.2.2液压径向不平衡力

在齿轮泵中，由于在吸油腔和压油腔之间存在着压力差，又因齿轮齿顶与泵体内表面之间存在着径向间隙，可以认为压油腔压力逐渐分级下降到吸油腔压力，这些压力的方向与大小都不同，他们的合力就是作用在轴上的径向不平衡力F，其大小为

F=K△pBD

式中：K—系数，对于主动轮，K=0.75；对从动轮，K=0.85；

△p—泵进出口压力差；

D—齿顶圆直径

作用在泵轴上的径向力会导致轴弯曲，从而引起齿顶与泵壳体相接触，会降低轴承的使用寿命，这种危害会随着齿轮泵压力的提高而加剧，所以应采取措施尽量减小径向不平衡力，其方法如下：

(1) 缩小压油口的直径，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，因而径向不平衡力也就相应地减小。

(2) 增大泵体内表面与齿轮齿顶圆的间隙，使齿轮在径向不平衡力作用下，齿顶也不能和泵体相接触。

(3) 开压力平衡槽，平衡吸油腔与压油腔相对应的径向力，使作用在轴承上的径向力大大地减小。但此种方法会使泵的内泄漏增加，容积效率降低，所以目前很少使用此种方法。

2.2.3困油现象

为了使齿轮啮合运转时平稳，吸、压油腔应严格地密封且要连续均匀地供油，根据齿轮的啮合原理，必须使齿轮的重合度ε大于1（一般取ε=1.05至1.3），即在齿轮泵工作时有两对轮齿同时啮合，因此，就造成一部分油液困在主从动轮齿所形成的封闭容腔之内。

这个封闭容积先随齿轮传动逐渐减小，然后又逐渐增大。封闭容积的减少会使被困油液受挤压从而产生高压，并从缝隙中流出，导致油液发热，轴承等机件也会受到附加的不平衡负载作用。封闭容积的增大又会造成局部真空，使溶于油液中的气体分离出来，产生气穴，这就是齿轮泵的困油现象。困油现象使齿轮泵产生强烈的噪声并引起振动和气蚀，降低泵的容积效率，影响工作平稳性，缩短泵的使用寿命。

基于CATIA 的齿轮油泵设计

第 5 页 共 17 页 消除困油的方法通常是在两端盖板上开一对矩形卸荷槽，在开卸荷槽时，必须保证齿轮泵吸、压油腔任何时候不能通过卸荷槽直接相通，否则将使齿轮泵的容积效率降低。

3齿轮油泵的设计与校核

齿轮油泵在设计时，应在保证所需性能和使用寿命的前提下，尽量减小泵

的尺寸及重量以及制造成本。

3.1齿轮泵工作参数要求

外啮合齿轮泵在没有泄漏的情况下每一转所排出的液体体积叫做齿轮泵的

理论排量，用P 0表示，并且外啮合齿轮的齿数一般相同所以

P 0=πb/2(D e 2-A 2-t 2/3-b 2tan 2β)X10-3

(ml/r)

式中b —齿宽

D e —齿顶圆直径 A —齿轮中心距 t —基圆节距 β—螺旋角

不修正的标准直齿圆柱齿轮的齿轮泵的理论排量：

P= 2πbm 2(z+1-π2cos 2α)X10-3

(ml/r)

式中m —齿轮模数

z —齿轮齿数 α—齿轮压力角 流量与排量关系式为：

Q 0=P 0n

由于本设计所给的工作介质的粘度为220mm 2/s ，由表3.1进行插补可得此设计最大节圆线速度为2.6m/s 。 节圆线速度V ：

601000V ???=

n

D π

式中D ——节圆直径（mm ）

n ——转速

表3.1泵节圆极限速度和油的粘度关系

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3.2 齿轮的设计

3.2.1齿数z、模数m、齿宽b

我们只要确定了齿数z、模数m、齿宽b，整个泵的大体尺寸就确定了，在确定了泵的结构尺寸后在进行对泵的有关机构设计以及强度校核。

3.2.2 齿数z的确定

齿数的确定应根据液压泵的设计要求从流量、压力脉动、机械效率等各方面综合考虑。从泵的流量方面来看，在齿轮分度圆不变的情况下，齿数越少，模数越大，泵的流量就越大。从泵的性能看，齿数减少后，对改善困油及提高机械效率有利，但使泵的流量及压力脉动增加。

齿轮泵的齿数一般取6～19之间，对于低压齿轮泵，由于应用在机床方面较多，要求流量波动小，因此低压齿轮泵齿数Z一般为13-19。齿数14-17的低压齿轮泵，由于根切较小，一般不进行修正。而对于高齿轮泵要求有较高的齿根强度为了减小齿根受力，就要缩小齿顶圆直径，这样就会增大模数减少齿数，因此就会使高压齿轮泵的齿数较少。现初选齿数z为14.

3.2.3齿宽B确定

齿轮泵的流量与齿宽成正比，适当的增加齿宽可以增加流量，但是齿轮与泵体和泵盖间的摩擦损失和容量损失的和的增加并不与齿宽成正比，因此齿宽较大时，齿轮泵的总效率较高。对于低压泵，B=(610)m,泵的工作压力越高，系数就越小。齿宽按表3.2来确定。

表3.2工作压力与齿宽

3.2.4模数m的确定

因为本次设计为低压齿轮泵，所以确定模数主要不是从强度方面考虑，而是要考虑泵的流量、压力以及机构的尺寸来考虑。

从前面我们已经知道了模数m越大，那么泵的排量P也就越大.

齿轮泵的排量公式：

V= 2πzm2B

根据上式可计算出齿轮的模数，中低压模数按表3.3来选取

基于CATIA 的齿轮油泵设计

第 7 页 共 17 页 表3.3流量与模数

综合考虑现初步确定一对啮合齿轮的齿数为14，模数为3，齿宽为25，电动机转速设为2000r/min,工作压力为10Mp,由此确定齿轮的参数如下所示：

（1）模数m=3

（2）齿数z=14

（3）齿宽b=25

（4）理论中心距A 0 = mz = 3×14 = 42

（5）实际中心距A = mz = 42

（6）齿顶圆直径D e = m(z+2) = 3×16 =48

（7）基圆直径D j = mzcos α=3×14cos20°=17.14

（8）齿侧间隙n c = 0.01~0.08 m=0.03～0.24

(9) 压力角α= 20°

（10）齿顶高h=1.5m=1.5×3=4.5

（11）齿根高h ’=1.25m=1.25×3=3.75

（12）全齿高H=2.25m=2.25×3=6.75

（13）齿根圆直径D i =D e -2H=48-13.5=34.5

（14）齿厚 S=πm/2=4.86

(15)油泵输入功率

(kw)1060 3-????=m n q p N η

）（kw 05.89.06055210125103.666=?????=-

式中：N - 驱动功率 (kw)

p -工作压力 (MPa)

q - 理论排量 (ml/r)

n - 转速 (r/min)

ηm - 机械效率，计算时可取0.9

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3.3 齿轮的校核

，调质后表面淬火

此设计中齿轮材料选为40C

r

3.3.1 齿轮传动的计算载荷

在实际传动中，由于原动机及工作机性能的影响，以及齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法向载荷增大，此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配并不均匀，因此在计算齿轮传动的强度时应按照接触线单位长度上的最大载荷即计算载荷P ca来计算。

P ca=Kp=KF n/L

(1)使用系数K A表示齿轮的工作环境（主要是振动情况）对其造成的影响，使用系数的确定：查

表3.4 使用系数

液压装置一般属于轻微振动的机械系统所以按上表中可查得K A可取为

1.35。

(2) 齿轮精度此处取7

(3) 动载系数K v:由于齿轮制造及装配误差造成的不定常传动引起的动载荷或冲击造成的影响。动载系数的实用值应按实践要求确定，考虑到以上确定的精度和轮齿速度，偏于安全考虑，此设计中K V取为1.1。

(4) 齿向载荷分布系数K Hβ是由于齿轮作不对称配置而添加的系数，此设计齿轮对称配置，故K Hβ取1.185。

(5)一对相互啮合的齿轮当在啮合区有两对或以上齿同时工作时，载荷应分配在这两对或多对齿上。但载荷的分配并不平均，因此引进齿间载荷分配系数K Hα以解决齿间载荷分配不均的问题。对直齿轮及修形齿轮，取K Hα=1

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弹性系数

?

???

??-+-=

22

21

21111

E

E Z E υυπ 单位——21a MP ，数值列表见表3.5

表3.5弹性影响系数

此设计中齿轮材料选为40C r ，调质后表面淬火，由上表可取。

)(8.1892

1a E MP Z =

弯曲疲劳强度寿命系数为K Fn

(7)选取载荷系数K=1.3

(8) 齿宽系数d ?

的选择

1

d d b =

? 3.3.2齿面接触疲劳强度校核

对一般的齿轮传动，因绝对尺寸,齿面粗糙度，圆周速度及润滑等对实际所用齿轮的疲劳极限影响不大，通常不予以考虑，故只需考虑应力循环次数对疲劳极限的影响即可。

齿轮的许用应力 按下式计算

[]S

lim σσN K =

S ——疲劳强度安全系数。对解除疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声，振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=S H =1。但对于弯曲疲劳强度来说，如果一旦发生断齿，就会引起严重事故，因此在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取S=S F =1.25～1.5。

K N ——寿命系数。弯曲疲劳寿命系数K FN 查《机械设计》图10-18。循环次

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第 10 页 共 17 页 数N 的计算方法是：设n 为齿轮的转速（单位是r/min ）；j 为齿轮每转一圈，同一齿面啮合次数；L h 为齿轮的工作寿命（单位为h ），则齿轮的工作应力循环次数N 按下式计算：

h njL 60N =

(1)设齿轮泵功率为P w ，流量为Q ，工作压力为P ，则

)(245.760/101036w kw Q P P =???=- (2)计算齿轮传递的转矩

mm 75.125343n P 109.55T W 6?=??=N (3) 595.04225d b 1d ===? (4))(8.18921

a E MP Z =

(5)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限σ

Hlim =500MPa

(6)计算循环应力次数 9h 1038.21530082155260njL 60N ?=??????==）（

(7)由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数K HN =0.9

(8)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为0.1，安全系数S=1

[]MPa 504MPa 0050.9S

K lim HN H =?==σσ

(9)计算接触疲劳强度 76

.1==αβH H V A K K K K K N 416667.2785d T 2F 1t ==

齿数比u=1 ][ MPa 764.20u 1u bd KF 2.5Z H 1t E H σσ<=+?=

3.3.3齿根弯曲强度校核

(1)由《机械设计》图10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限σ

FE =650MPa (2)由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN =0.85

(3)计算弯曲疲劳许用应力

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第 11 页 共 17 页 取弯曲疲劳安全系数S=1.4则：

[]394.64MPa 1.46500.85S K FE

FN F =?=

=σσ

(4)载荷系数K= K A K V K H αK H β = 1.485

(5)查取齿形系数Y Fa =2.85应力校正系数Y Sa =1.54 (6)计算齿根危险截面弯曲强度 MPa 06.24232554.185.2416667.2785485.1bm Y Y KF Fa Sa t F =????==

σ <[]F σ

所选齿轮参数符合要求。

4. 材料的选择与处理

4.1 材料的选择原则

（1）材料的力学性能：材料性能应满足零件的工作需求，尽量使零件经久耐用，安全可靠。为此，必须根据零件的功用、受力状况、工作环境等，分析零件失效的形式与原因来确定材料抵抗失效应力具备的重要性能，根据主要性能来选择材料。

（2）材料的工艺性：材料工艺性指的的是零件在制作过程中，材料适应冷、热加工工的性能包括：铸造性--锻造性--焊接性--切削加工性--热处理工艺性。

（3）材料的经济性：在满足使用性能要求的前提下，应尽量采用便宜的材料，把零件的总成本降低到最低，以获得最大的经济利益。

4.2 材料的选择方法

4.2.1 力学性能为主时的选材

在机器制造业中，相当的机械零件，如轴类，杆类。工作时受到不同程度的载荷和工作环境的制约，要求零件具有较高的强度和良好的塑性。因此根据零件的受力情况的大小，选用中碳钢或者合金钢材料（如45号钢、40Cr 钢等），并进行正火或者调质处理满足使用需求。零件受力越大，零件选用的材料的综合力学性能也应越高。

4.2.2 以疲劳强度为主时的选材

交变载荷作用下的零件容易出现疲劳破坏，同时应力集中也是导致零件疲劳破坏的重要零件，如发动机的曲轴、轴承、齿轮等零件，应选用疲劳强度高的材料制作，并合理设计结构形状，制定正确的加工工艺来减少应力集中。

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4.2.3 以磨损为主时的选材

在工作条件下，磨损较大，受力小的零件，如各种量具，钻套等，选用高碳钢或者高碳合金钢，进行淬火，低温回火来获得高硬度的回火马氏体组织，满足耐磨需求。

同时承受磨损和交变应力的零件，应选合适表面淬火、渗碳或者氮化后的钢材进行热处理。

综上所述另查《机械设计课程设计手册》表2-3～9可知：

轮轴类零件应选择高强度耐磨材料，因此可选择45号钢作为材料。而压紧螺母、填料压盖及垫圈可选择不耐磨的心部强度要求不高的材料Q235。由于泵体于泵盖只起到了固定其他零件及容纳液体的作用，因此使用HT200灰铸铁比较合适。所以做出以下表4-1中各齿轮油泵零部件的材料的选择。

表4.1零件与选材

4.3 零件的热处理

金属零件的热处理主要指钢的热处理。钢的热处理是将固态钢加热到一定温度，保温一定时间，再将介质中以一定的速度冷却的一种工艺过程。与其他加工工艺相比，热处理一般不改变工件的形状和整体的化学成分，而是通过改变工件内部的显微组织，或改变工件表面的化学成分，赋予或改善工件的使用性能。其特点是改善工件的内在质量，而这一般不是肉眼所能看到的。钢经过热处理后，可以改善其机械性能、力学性能及工艺性能，提高零件的使用寿命。

热处理方法很多，常用的有：退火、正火、淬火、回火、调质等。

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（1）退火：是将工件加热到适当温度，根据材料和工件尺寸采用不同的保温时间，然后进行缓慢冷却，目的是使金属内部组织达到或接近平衡状态，获得良好的工艺性能和使用性能，为进一步淬火作组织准备。

（2）正火：是将工件加热到适宜的温度后在空气中冷却，正火的效果同退火相似，只是得到的组织更细，常用于改善材料的切削性能，也有时用于对一些要求不高的零件作为最终热处理。

（3）淬火：是将工件加热保温后，在水、油或其它无机盐、有机水溶液等淬冷介质中快速冷却。淬火后钢件变硬，但同时变脆。

（4）回火：为了降低钢件的脆性，将淬火后的钢件在高于室温而低于650摄氏度的某一适当温度进行长时间的保温，再进行冷却。

（5）调质：调质就是淬火加高温回火，硬度在HBS210~250左右，改善力学性能,可以承受较大载荷。

轴类材料与热处理选择必须考虑受力大小、轴承类型和主轴形状及可能引起的热处理缺陷。可用45、45Cr,调质,HB220-250,50Mn,正火或调质HRC28-35。主动轴的热处理选用调质HB220～240C，可以使主动轴获得高的韧性和足够的强度来满足工作需要。

5. 齿轮油泵主要零件Auto-CAD绘图及三维视图

图5.1主动齿轮轴

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主动齿轮轴为阶梯类轴类零件，此图并没有比较复杂之处，它主要是用来做支撑类零件，并与齿轮连为一体，画三维图时在画好齿轮的基础上拉伸得到，另外对于更阶梯部分的尺寸要计算清楚，因为要在其上安装其他零件。

以下为齿轮油泵主要零件的三维视图

图5.2 齿轮油泵端盖

图5.3 齿轮油泵泵体

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图5.4 主动齿轮轴图5.5 从动齿轮轴

图5.6齿轮油泵装配体图

齿轮油泵装配体图是由各个零件的三维图装配而成，为了显示出其内部结构，特意将其泵体和泵盖设为透明，以便观察。

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/6kxl.html