齿轮泵毕业设计

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摘 要

齿轮油泵是一种借一对相互啮合的齿轮，依靠泵内齿轮咬合旋转达到输送流体，在低压液压系统中作为提供一定流量、压力的一种液压能源装置。具有构造简单，自吸能力好，压力波动小，工作平稳可靠，噪声低，效率高等优点。

齿轮泵可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵。工作腔是齿轮上每相邻两个齿的齿间槽、壳体与两端端盖之间形成的密封空间；内啮合齿轮泵又可分为渐开线齿轮泵和摆线齿轮泵两种。外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵都属于定量泵，可作润滑油泵、重油泵、液压泵和输液泵，主要输送润滑性的油料介质液体，适用于石油、化工、运输、机械制造等行业。

本报告主要针对齿轮泵的组成和设计进行全面分析，内容包括齿轮泵的齿轮的设计与校核，轴承的设计与校核，泵盖的校核，键的选择，齿轮泵的安装，齿轮泵的维修与保养。

关键词: 外啮合齿轮油泵；齿轮；泵盖；设计；校核；组装

I

Abstract

Gear pump is a equipment which uses a pair of mutually meshing gears,relying on the gear meshing rotary pump to achieve transmission fluid,In the low-pressure hydraulic system as a certain flow, the pressure of a hydraulic power unit.It has something good than other pumps.such as :With a simple structure, self-absorption capacity, small fluctuations in pressure, smooth and reliable, low noise and high efficiency.

The gear pump can be divided into the external gear pump and gear pump,The working chamber is sealed space formed between each adjacent two teeth interdental groove shell with both ends of the end cap on the gear;The internal gear pump Gear Pump can be divided into involute and cycloidal gear pumps .The outer meshing gear pumps and internal gear pump to belong to the dosing pumps,Can be used as a lubricating oil pump, heavy oil pump, hydraulic pump, and infusion pumps, conveyor lubrication oil liquid medium,Applicable to the petroleum, chemical, transportation, machinery manufacturing and other industries.

This report a comprehensive analysis of the composition and design of the gear pump. Include the design and checking of the design and checking of the gears of the gear pump, bearings, pumps cover the check, the choice of key, the installation of the gear pump, gear pump repair, and maintenance.

Keyword ：Outer meshing gear pump；gear ；the cover Of the pump ；calculate ； check ；assemble

II

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目录

摘 要 ......................................................................... I Abstract ....................................................................... II 第一章绪论 ...................................................................... 1

1.1齿轮泵概述 ............................................................... 1

1.1.1齿轮泵的特点、现状 ................................................. 1 1.1.2齿轮泵分类 ....................................................... 3 1.1.3齿轮泵的性能参数及其关系式 ......................................... 3 1.1.4齿轮泵的性能 ....................................................... 7 1.2 本课题研究意义 .......................................................... 7 第二章 外啮合齿轮泵结构及其工作原理 ............................................ 10

2.1外啮合齿轮泵的结构 ...................................................... 10

2.1.1齿轮泵结构简介 .................................................... 10 2.1.2外啮合齿轮泵的结构特点 ............................................ 10 2.2外啮合齿轮泵工作原理 .................................................... 13

2.2.1工作原理 .......................................................... 13 2.2.2排量和流量计算 .................................................... 14 2.2.3外啮合齿轮泵的优缺点 .............................................. 14

第三章 齿轮泵总体设计 .......................................................... 16

3.1齿轮泵的设计要求 ........................................................ 16

3.1.1主要技术参数 ...................................................... 16 3.1.2主要设计要求 ...................................................... 16 3.2齿轮参数的设计与校核 .................................................... 16

3.2.1.齿轮参数的确定原则： ............................................. 16 3.2.2齿轮参数的确定 .................................................... 16 3.2.3齿轮几何要素的计算 ................................................ 19 3.2.4齿面接触强度校核 .................................................. 20 3.2.5齿面弯曲强度校核 .................................................. 24 3.3滑动轴承的计算 .......................................................... 25

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3.4泵盖的计算与校核 ........................................................ 29

3.4.1泵盖的确定 ........................................................ 29 3.4.2泵盖的校核 ........................................................ 29 3.5卸荷槽的计算 ............................................................ 30

3.5.1两卸荷槽的间距a .................................................. 30 3.5.2卸荷槽最佳长度c的确定 ............................................ 30 3.5.3卸荷槽深度h ...................................................... 30 3.6齿轮泵进出口大小确定 .................................................... 31 3.7轴的计算 ................................................................ 31

3.7.1轴最小直径计算 .................................................... 31 3.7.2轴的强度计算 ...................................................... 32 3.7.3轴的扭转刚度 ...................................................... 32 3.7.4轴的弯曲刚度 ...................................................... 33 3.8螺栓组的连接强度计算 .................................................... 34

3.8.1初步选择螺栓 ...................................................... 34 3.8.2对螺栓组进行拉伸强度校核 .......................................... 35 3.9密封 .................................................................... 35 3.10弹性挡圈选用 ........................................................... 35 3.11键的选择 ............................................................... 36

3.11.1联轴器用键 ....................................................... 36 3.11.2齿轮用键 ......................................................... 36 3.11.3键槽 ............................................................. 36 3.12定位法兰选用 ........................................................... 36 3.13联轴器的选择及校核 ..................................................... 36

3.13.1联轴器类型选择 ................................................... 36 3.13.2联轴器几何尺寸 ................................................... 36 3.13.3载荷计算 ......................................................... 37 3.14齿轮泵的装配 ........................................................... 38 第四章 齿轮泵的安装、维护及保养 ................................................ 40

4.1齿轮泵的安装 ............................................................ 40

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4.1.1安装要求 .......................................................... 40 4.1.2安装顺序 .......................................................... 40 4.2使用要求 ................................................................ 41

4.2.1齿轮泵设备使用环境 ................................................ 41 4.2.2油液 .............................................................. 41 4.2.3滤清 .............................................................. 42 4.2.4吸油 .............................................................. 42 4.2.5传动 .............................................................. 42 4.3故障原因与排除方法 ...................................................... 42 4.4日常维护要求 ............................................................ 45 总结 ........................................................................... 46 致 谢 ......................................................................... 47 参考文献 ....................................................................... 48

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第一章绪论

1.1齿轮泵概述

在液压系统中，液压泵是液压系统的动力元件，为执行元件提供压力油，也是一种能量装换装置，它将驱动电机的机械能转换为油液的压力能，以满足执行机构驱动外负载和的需要，在整个液压系统中起着极其重要的作用，是必不可少的核心元件。

液压泵按液压泵排量是否可调分为：（1） 定量泵：单位时间内输出的油液体积不能变化；（2） 变量泵：单位时间内输出的油液体积能够变化；按泵的结构形式不同分为：（1）齿轮泵；（2）叶片泵；（3）；柱塞泵；（4）螺杆泵。

齿轮泵是以成对齿轮啮合运动完成吸、压油动作的一种定量液压泵，是液压系统中常用的液压泵。

1.1.1齿轮泵的特点、现状

（1）齿轮泵特点

在各类机械工程中，齿轮泵是一种应用极为广泛的液压泵，它的主要优点是： a. 结构简单，体积小，重量轻，零件少，工艺性好，制造容易，维修方便，价格低廉。 b. 自吸性能好，转速低至每分钟三、四百转时，仍能稳定、可靠地实现自吸。

c. 转速范围广，流量储备系数大。由于齿轮泵的转动基本上还算是平衡的，虽然常用转速在每分

钟1500转左右，但高速时可达每分钟5000转以上。这样，供给的流量就在常用转速流量的3倍以上。

d. 对油液的污染不敏感，工作过程中不易咬毛或卡死，可输送高粘度的油液和稠度大的流体。 其主要缺点是：流量和压力脉动较大，排量不可调节，高温效率低。 （2）齿轮泵的发展及研究现状

早在二千多年前，人类就发明了齿轮传动装置。早期的齿轮采用木料或金属铸造成形，只能传递两轴间的回转运动，不能保证传动的平稳性，承载能力也很小。随着生产的发展，齿轮运转的平稳性受到重视。1674年丹麦天文学家罗默首次提出用外摆线作齿廓曲线，以得到运转平稳的齿轮。18世纪工业革命时期，齿轮技术得到高速发展，人们对齿轮进行了大量的研究。1733年法国数学家卡米发表了齿廓啮合基本定律;1765年瑞士数学家L.Euler建议采用渐开线作齿廓曲线。

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渐开线圆柱齿轮自L.Euler提出后，特别是19世纪出现的滚齿机和插齿机，解决了渐开线齿轮的大量生产和精度问题，使渐开线齿轮取得了在工业界的绝对优势地位。在科学技术飞速发展的今天，齿轮传动作为机械传动的重要组成部分，由于其传动功率大、效率高、结构紧凑、传动比精确、传动平稳等优点而被广泛应用在化工、汽车、船舶、航空、能源等国民经济的重要领域中。齿轮泵作为齿轮在工业中应用的一种重要装置，在液压传动与控制技术中占有很大比重，其主要特点是结构简单、体积小、重量轻、自吸性好、耐污染、使用可靠、寿命较长、制造容易、维修方便、价格便宜。但渐开线型齿轮泵也有不少缺点，主要是流量和困油引起的压力脉动较大、噪声较大、排量不可变、高温效率低等。这些缺点在某些结构经过改进的齿轮泵上己得到了很大的改善。近年来，齿轮泵的工作压力有了很大提高，额定压力可达到25MPa，最高压力可达31.4MPa。另外，产品结构也有不少改进，特别是三联、四联齿轮泵的问世，部分地弥补了齿轮泵不能变量的缺点。而复合齿轮泵的出现使齿轮泵的流量均匀性得到了很大的改善。其使用领域也在不断扩大，许多过去使用柱塞泵的液压设备也已改用齿轮泵(如工程起重机等)。

外观上，2003年，由美国哥伦比亚大学学者sureshBabuKasaragaddat7]在研究一种结构相同而啮合齿轮齿数不等的外啮合齿轮泵流量脉动的情况下，通过数学手段分析，当增加泵的自然谐波时，能设计出一种主动齿轮齿数多、从动齿轮齿数少的齿轮泵，该齿轮泵的排量及流量脉动振幅没减少但在结构设计方面与传统齿轮泵相比具有外形简单，体积更小的特点。不过，齿轮泵也有不少缺点，主要是流量和困油引起的压力脉动较大，噪声较大，排量不可变，高温效率较低。这些缺点在某些结构经过改进的齿轮泵上，己得到很大的改善。江苏工业学院祝海林教授等人针对现有高粘度齿轮泵结构单一、径向力不平衡、轴承受力大造成磨损严重、流量及压力脉动大等问题，综合行星传动及齿轮泵原理，提出了将外啮合与内啮合两种结构相结合构成高粘度复合齿轮泵的设想，阐述了新型齿轮泵的结构及性能特点，得出了理论排量的计算公式。研究表明:新型齿轮泵的高低压腔对称、齿轮与轴受力平衡。它具有内泄漏小、轴承及泵的寿命长、输出排量成倍增加而流量脉动小等显著优点，具有良好的产业化前景。

齿轮泵可分为外啮合和内啮合两大类，齿轮泵是我国最早生产的液压元件之一。开始时仿造苏联ⅢΓ1型泵，以后逐渐形成自己的CB系列。现在国产的齿轮泵，压力从0.25-35МPa，流量自3-400l/min的均有。产品主要性能以接近或达到国外先进水平。产品结构也不断更新。据不完全统计，国产齿轮泵现有CB.CB-B,CB-G,CB-N,CB-P,CB-Q,CB-L,CB-Z等20多种，还不包括军工产品型号在内。但我国的内啮合齿轮泵产量不大，特别是内啮合摆线齿轮泵和其它非渐开线齿廓啮合齿轮泵，基本还处于初级阶段。目前，我国的齿轮泵产品性能还比较低，与国外同类产品相比，还有不小的差距。

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1.1.2齿轮泵分类

齿轮泵按分类方式不同可以分为不同种类，大体可分为以下几种，如图1-1所示： 外啮合 按齿轮啮合形式

内啮合 低 压 中 压 按工作压力 中高压 高 压 齿 直 齿 螺旋齿 轮 按齿轮齿形 摆线齿 圆弧齿 泵 人字齿 特殊齿 单 级 按泵的结构 多 级 多 联 二 对 按工作齿轮对数 多 对 图1-1齿轮泵的分类

1.1.3齿轮泵的性能参数及其关系式

齿轮泵的主要性能参数有压力、排量、功率和效率等。 （1） 齿轮泵的压力 a 工作压力（p）

齿轮泵的工作压力是指泵实际工作时的输出压力，也就是齿轮泵在工作时输出油液的压力，也是为了克服阻力损失必须建立起来的压力。工作压力的大小取决于系统的负载，负载越大，泵的工

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作压力也越大。 b 额定压力（ps）

额定压力是指齿轮泵在保证容积效率、使用寿命和额定转速等正常工作条件下按试验标准规定能连续运转的最高压力，齿轮泵的额定压力手泵本身的结构强度、密封性能等因素的制约，超过此压力值就是过载。

（2） 排量和流量 a 排量（VP）

齿轮泵的排量是指泵轴每转一周，由其密封容腔几何尺寸变化所得的排出液体的体积，即在无泄漏的情况下，齿轮泵轴转一周所能排出的液体体积。排量用VP表示，单位为L/r(或m3/r)。 b 理论流量（qt）

齿轮泵的理论流量是在不考虑泄漏的情况下，齿轮泵在单位时间内排出液体的体积。当泵的转速为n时，泵的理论流量为

c 实际流量（q）

液压泵在工作时不可避免的会有油液泄露，泵的理论流量减去泄露量称为泵的实际流量。 d 额定流量（qn）

齿轮泵的额定流量是指在正常工作条件下，按实验标准规定必须保证的流量，亦即在额定转速和额定压力下由泵输出的流量。因泵存在泄露，所以额定流量和实际流量的值都小于理论流量。

（3） 齿轮泵的功率 a 实际输入功率（Pi）

齿轮泵由原动机驱动，输入的是机械能，是电动机驱动泵轴的机械功率，齿轮若泵的实际输入转矩为T，轴的转速为n(角速度w)，则

b 实际输出功率

齿轮泵的实际输出功率是齿轮泵输出的液压功率，它等于泵输出的压力乘以实际输出的流量，若泵的工作压力为p，输出的实际流量为q，则

q?VtPn （1-1）

P?TW （1-2）

i

0P?pq （1-3）

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如果不考虑齿轮泵在能量中转换过程中的损失，则输出功率等于输入功率，也就是他们的理论

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功率是

P?pq?2?Tn （1-4）

ttt 式中,Tt-齿轮泵的理论转矩 n-齿轮泵的转速 （4） 齿轮泵的效率

T?tpVp2? （1-5）

齿轮泵在实际工作中，由于存在泄漏和机械摩擦，所以，泵在能量转换过程中总是有能量损失的，即输出功率小于输入功率，两者之间的差值即为功率损失。功率损失可以分为容积损失和机械损失两部分。功率损失的大小可以用效率来表示。

a 容积效率

容积效率是指在一定转速下，齿轮泵实际流量与理论流量的比值，容积效率是由容积损失来决定的。容积损失是指流量上的损失，主要油泵内高压引起油液泄露造成的，工作压力越高，油液的粘度越小，其泄漏量越大。在液压传动中，一般用容积效率ηv来表示容积损失的大小。如果设qt为齿轮泵在没有泄露的情况下的流量（称为理论流量），q为齿轮泵的实际输出流量，ql为泄露流量，则齿轮泵的容积效率可表示为

?qq? ??qqqtvttl?1?q （1-6） qlt齿轮泵的结构形式、几何尺寸确定后，泄漏量的大小主要取决于泵的压力p，且与p成正比关系，即

q?kp （1-7）

llll式（1-7）中，kl为泵的泄漏因数。把（1-7）带人式（1-6），有

pk?1?k ??1?qVvtpnp （1-8）

b 机械效率

齿轮泵的机械效率是由机械损失所决定的。机械损失是液体因粘性而引起的摩擦转矩损失及泵内元件相对运动引起的摩擦损失。在液压传动中，以机械效率ηm来表示机械损失的大小，是理论驱动转矩与实际驱动转矩的比值。设Tt为齿轮泵的理论驱动转矩，T为齿轮泵的实际驱动转矩，则

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pVT ??? (1-9) T2?Ttpmc 总效率

齿轮泵的输出功率Po与输入功率Pi之比为泵的总效率，用η表示，等于泵的机械效率和容积效率的乘积

??PPoipq??2?nTqpVnpV???Tpv

m（1-10）

一般情况下，在液压系统设计计算过程中，常需要计算液压泵的输入功率，以确定所需电动机的功率，液压泵所需驱动电机功率为

（5） 齿轮泵的性能曲线

PPi?P?o （1-11）

图1-2 齿轮泵的性能曲线

齿轮泵的性能是衡量液压泵优劣的技术指标，常用齿轮泵的性能曲线来表示其性能的优劣。齿轮泵的性能曲线是以工作压力p为横坐标，容积效率ηv、机械效率ηm、总效率η、输入功率Pi、为纵坐标来绘制的，主要包括压力-流量特性曲线、泵的总效率曲线等，如图1-2所示。由图可以看出，液压泵在零压时的流量即为理论流量qt，由于泵的泄漏量随泵的工作压力p的升高而增大，所以泵的容积效率ηv及实际流量q随泵的工作压力的升高而降低。

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1.1.4齿轮泵的性能

常用国产齿轮泵的技术性能如表1-1所示

类别 型号 CB-B 2.5 (CB-W) CB-C CB CB-E 单 CB-G 级 CB-N 齿 6.9-24.1 轮 泵 CB-S CB-P CB-L CB-X 20 CB-Q 双联 齿轮泵 2CB-F 16 11/11-32/11 6.9/6.9-19.8/6-9 CB-G 12.5;16 50/40-200/180 52.8-172.9 20-63 40-200 16-46 47.2-182 16 10-140 33-70.8 40-200 10-40 3.6-11 20.5-43.2 29.5-116.7 11-43.7 CB-F 16 11-39 7.9-24-1 16;20;25 6-80 3.3-18 10;12.5;16;20 16-203 10.5-112.2 10;16 10.9-32.8 32-98 60-218 4.8-11.5 3.7-27 31.8-97.8 2.5-125 0.13-6.5 额定压力МPa 排量ml/r 驱动功率kw 1.2 本课题研究意义

在供给系统中泵几乎是不可缺少的一种动力设备。液压泵是整个液压系统的动力源部分，它把机械能转化为液压能。当今社会泵的应用是很广泛的,在国民经济的许多部门都要用到它。 如：

在化工和石油部门的生产中，原料、半成品和成品大多是液体，而将原料制成半成品和成品，需要经过复杂的工艺过程，泵在这些过程中起到了输送液体和提供化学反应的压力流量的作用，此外，在很多装置中还用泵来调节温度。

在农业生产中，泵是主要的排灌机械。我国农村幅原广阔，每年农村都需要大量的泵，一般来

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说农用泵占泵总产量一半以上。

在矿业和冶金工业中，泵也是使用最多的设备。矿井需要用泵排水，在选矿、冶炼和轧制过程中，需用泵来供水洗等。

在电力部门，核电站需要核主泵、二级泵、三级泵、热电厂需要大量的锅炉给水泵、冷凝水泵、循环水泵和灰渣泵等。

在国防建设中，飞机襟翼、尾舵和起落架的调节、军舰和坦克炮塔的转动、潜艇的沉浮等都需要用泵。高压和有放射性的液体，有的还要求泵无任何泄漏等。

在船舶制造工业中，每艘远洋轮上所用的泵一般在百台以上，其类型也是各式各样的。 其它如城市的给排水、蒸汽机车的用水、机床中的润滑和冷却、纺织工业中输送漂液和染料、造纸工业中输送纸浆，以及食品工业中输送牛奶和糖类食品等，都需要有大量的泵。

从泵的性能范围看，巨型泵的流量每小时可达几十万立方米以上，而微型泵的流量每小时则在几十毫升以下；泵的压力可从常压到高达19.61Mpa(200kgf/cm2)以上；被输送液体的温度最低达-200摄氏度以下，最高可达800摄氏度以上。泵输送液体的种类繁多，诸如输送水（清水、污水等）、油液、酸碱液、悬浮液、和液态金属等。

总之，无论是飞机、火箭、坦克、潜艇、还是钻井、采矿、火车、船舶，或在日常的生活，到处都需要用泵，到处都有泵在运行。正是这样，所以把泵列为通用机械，它是机械工业中的一类重要产品，在国民经济中占有非常重要的地位。

齿轮泵是在工业应用中运用极其广泛的重要装置之一，尤其是在液压传动与控制技术中占有很大的比重，它具有结构简单、体积 小、重量轻、自吸性能好、耐污染、使用可靠、寿命较长、制造容易、维修方便、价格便宜等特点。但同时齿轮泵也还存在一些不足，如:困油比较严重、流量和压力脉动较大、径向力不平衡、泄漏大、噪声高及易产生气穴等缺点，这些特性和缺点都直接影响着齿轮泵的质量。随着齿轮泵在高温、高压、大排量、低流量脉动、低噪音等方面发展及应用，对齿轮泵的特性研究及提高齿轮泵的安全和效率已成为国内外深入研究的课题。

外啮合齿轮泵是应用最广泛的一种齿轮泵( 称为普通齿轮泵)， 其设计及生产技术水平也最成熟。多采用三片式结构、浮动轴套轴向间隙自动补偿措施， 并采用平槽以减小齿轮( 轴承) 的径向不平衡力。目前，这种齿轮泵的额定压力可达25 MPa。但是, 由于这种齿轮泵的齿数较少，导致其流量脉动较大由于齿轮泵在液压传动系统中应用广泛，因此，吸引了大量学者对其进行研究。目前，国内外学者关于齿轮泵的研究主要集中在以下方面：齿轮参数及泵体结构的优化设计；齿轮泵间隙优化及补偿技术；困油冲击及卸荷措施；齿轮泵流量品质研究；齿轮泵的噪声控制技术；轮齿表面涂覆技术；齿轮泵的变量方法研究；齿轮泵的寿命及其影响因素研究；齿轮泵液压力分析及其高压

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化的途径；水介质齿轮泵基础理论研究 。综上所知，对齿轮泵的自主研发和设计对我国尤为重要。特别是在提高其效力和降低噪音和振动方面。

本次毕业设计的主要任务书是设计：设计外啮合容积式齿轮泵，适用于输送不含固体颗粒和纤维，无腐蚀性，温度10℃～80℃，粘度为1o～8 o的润滑油。在输油系统中可用作传输、增压泵、润滑油泵。

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第二章 外啮合齿轮泵结构及其工作原理

2.1外啮合齿轮泵的结构

2.1.1齿轮泵结构简介

CB-B型齿轮泵是我国最基本最为典型的外啮合齿轮泵，属于抵押系列。该泵结构如图2-1所示。

图2-1 CB-B型齿轮泵的结构

1-后泵盖 ，2-滚针轴承，3-泵体，4-主动齿轮，5-前泵盖，6-传动轴 7-键， 8-从动齿轮

2.1.2外啮合齿轮泵的结构特点

（1）泄露问题

液压泵在工作时，其实输出流量比理论流量要小，主要原因是泄漏。外啮合齿轮泵工作时有三个可能产生泄漏的部位。

ａ 齿轮泵齿顶圆与泵体内孔之间的径向间隙。由于齿轮转动方向与泄漏方向相反且油腔通道较长，所以这种泄漏损失较小，约占总泄漏量的10%-15%。

ｂ 齿轮端面与两侧盖板之间的端面间隙。这种间隙为主要泄漏渠道，占泵总泄漏量的75%-85%。正是由于这个原因，使得齿轮泵的输出压力上不去，影响了齿轮泵的使用范围。所以，解决齿轮泵

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输出压力低的问题，就要从解决端面泄漏入手。

ｃ齿轮啮合处的间隙。由于齿轮在加工过程中存在齿形误差，齿轮再捏和过程中接触不好而产生间隙，使压油腔和吸油腔之间造成泄漏，这部分泄漏量很少。

为了提高齿轮泵的容积效率，提高泵的输出压力，就要最大肯地减少泄漏。上述的几个泄漏部位中，端面间隙为主要泄漏渠道，因此，就要从解决端面泄漏入手。一些厂家采用在齿轮两侧面加浮动轴套或弹性挡板，将齿轮泵输出压力油引到浮动轴套或弹性挡板外侧，增加对齿轮侧面盖板上的压力，以自动补偿尺侧间隙，达到减少泄漏的目的。

径向力不平衡

齿轮泵在工作过程中，压油腔和吸油腔存在压力差，因此作用在齿轮外圆圆周上的压力分布不均匀，使齿轮轴受力不平衡。如图2-2所示为齿轮泵在工作时齿轮圆周上的压力分布情况，从图中可以看出，从排油腔到吸油腔的过渡范围内，液体压力是逐渐下降的。工作压力越高，径向不平衡力也越大。当镜像不平衡力很大时，就会是齿轮轴变形，造成齿顶与内孔表面摩擦，同时加速轴承的磨损，降低轴承使用寿命，影响泵的正常工作。

为了减小径向不平衡力的影响，一种方法是开压力平衡槽，如图2-3中1、2所示，通过这两个沟槽连通低压腔和高压腔，将高压油引到低压区，产生一个与吸油腔和压油腔对应的液压径向力，但这会造成泄漏增加，影响容积效率，这种方法主要适用于高压齿轮泵中；另一种方法就是缩小压油口的尺寸，使作用在轮齿上的压力区域减小，从而减小径向力不平衡。

图2-2 径向力分布 图2-3 齿轮泵的压力平衡槽

（2）困油问题

为了使齿轮泵能够更平稳地运转，保证吸、排油腔能严格的隔离，以及齿轮泵供油的连续性，根据齿轮啮合原理，要在齿轮设计时使齿轮的重叠系数ε>1，这样在齿轮转动时，在前一对齿轮退出啮合之前，后一对齿轮已进入啮合，在啮合区有两对轮齿同时啮合，形成封闭的容腔，如图2-4

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所示，如果此时封闭的容积既不与吸油腔相通，又不与压油腔相通，油液将困在其中。

（a）

（C）

图2-4 齿轮泵的困油现象

随着齿轮泵的运转，封闭腔的容积不断变化，如图2-4（a）所示为前一对齿尚未脱开啮合（啮合点为B），而后一对车轮就开始进入啮合（啮合点为A），即形成闭死容积。这个闭死容积随着齿轮的转动逐渐减小，当达到图2-5（b）所示位置时，啮合点C和D处于节点两侧的对称位置，这时闭死容积最小；当齿轮继续旋转式，闭死容积又逐渐增大，直到前一对齿轮在A点即将退出时，闭死容积增至最大，如图2-5（c）所示。

在闭死容积变化过程中，当封闭腔容积变小时，被困油液受挤压，压力升高，并从缝隙挤压出去，造成油液发热，轴承负荷增大；而当封闭容积增大时，又会造成局部真空，时油液中溶解的气体分离出来，产生空穴现象。两者都会造成强烈的震动与噪声，降低泵的容积效率，影响泵工作平

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稳性和使用寿命，这就是齿轮泵的困油现象。

要消除困油现象，可以在齿轮两侧的端盖上各铣两个卸荷槽，如图2-4中的虚线所示，两槽之间的距离a是个重要参数。当困油区容积增大时，通过左侧的卸荷槽与吸油腔连通，补充油液；当困油区容积减少时，通过右侧的卸荷槽与压油腔相通，排出油液。

2.2外啮合齿轮泵工作原理

2.2.1工作原理

图2-2 齿轮泵工作原理

图2-2为外啮合齿轮泵的结构简图，外啮合齿轮泵的工作腔是齿轮上每相邻两个齿的齿间槽、壳体与两端盖之间形成的密封空间。当齿轮按图示方向旋转时，其右侧吸油腔的相互啮合着的齿轮逐渐脱开，使得工作腔容积增大，形成部分真空，油箱中的油液在大气压作用下被压入吸油腔内。随着齿轮的旋转，工作腔中的油液被带入左侧压油区。这时，由于齿轮的的两个轮齿逐渐进行啮合，密封工作腔容积不断减小，压力增高，油液便通过压油口被挤压出去。从图2-2中可以看出，吸油区和压油区是通过相互啮合的轮齿和泵体隔开的。

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2.2.2排量和流量计算

外啮合齿轮泵的排量就是齿轮每转一圈，齿间工作腔从吸油区带入压油区的油液容积总和。其精度的计算要根据齿轮的啮合原理来进行，计算过程比较复杂。一般情况下用近似计算，假设齿间槽的容积等于齿轮轮齿的体积，则当齿轮齿数为z、节圆 直径为D、齿高为h、模数为m、齿宽为b时，泵的排量为

V??Dhb?2?zpmb （2-1）

22实际上，齿槽容积比齿轮的体积稍大些，所以通常取经验数据为

齿轮泵的实际输出流量为 q?6.66zV?6.66zpmb （2-2）

mbn?v （2-3）

2式（2-3）只是齿轮泵的平均流量，实际上齿轮啮合过程中，啮合点沿啮合线是不断变化的，这就造成齿轮啮合过程中吸、压油腔的容积变化率式不均匀的，因此齿轮泵的瞬时流量式脉动的。设qmax、qmin分别表示最大、最小的瞬时流量，流量脉动率σ可表示为

-qq ??maxminq （2-4）

在齿轮泵中，外啮合齿轮泵的流量脉动率要高于内啮合齿轮泵，并且随着齿数的减少而增大，最高可达20%以上。液压泵的流量脉动对泵的正常使用有较大影响，它会引起液压系统的压力脉动，从而使管道、阀等元件产生振动和噪声，同时，也影响工作部件的运动平稳性，特别是对紧密机场的液压系统更为不利。所以对工作精度要求高的液压系统不宜采用齿轮泵。

2.2.3外啮合齿轮泵的优缺点

（1）优点

① 结构简单、紧凑、价格便宜；

② 自吸力强，抗污染，工作可靠，耐冲击载荷； ③ 使用寿命长，维修容易，不互换，应分组组装。 （2）缺点

① 效率低，泄漏大；

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② 流量脉动大，噪音大； ③ 不能改变流量；

④ 一般转向一定，由配油结构、泵体结构决定。

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第三章 齿轮泵总体设计

3.1齿轮泵的设计要求

3.1.1主要技术参数

根据任务要求，此型齿轮油泵的主要技术参数确定为： 理论排量：25ml/r 额定压力：0.4-0.6MPa 额定转速：750r/min 容积效率：≥90%

3.1.2主要设计要求

工作条件：使用年限15年(每年工作300天)，工作为一班工作制。 噪声：≦95dB（A）（齿轮精度好，两齿轮轴线平行，转速相对低）

3.2齿轮参数的设计与校核

3.2.1.齿轮参数的确定原则：

1) 在要求的排量下泵的体积小、重量轻。

2) 在要求的工况下，齿轮的齿形、轴颈和轴伸等具有足够的强度和刚度。 3) 在要求的工况条件下，泵的轴承载荷小。 4) 尽量减小泵的流量脉动。

5) 在泵系列设计时，尽量减少零件和齿轮刀具的种类，提高通用 化和标准化的程度。

3.2.2齿轮参数的确定

现在确定齿数z、模数m、齿宽B和转速n，由参考书可知齿轮泵每转理论流量Vp的近似计算公式为：

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V?6.66ZmBn?102p?6 （l/min）

式中：m——齿轮模数（mm） z——齿轮齿数 n——齿轮转速(r/min) B——齿宽(mm) （1）确定转速

齿轮泵的转速不宜过高，由于离心力的作用，转速高液体不能充满整个齿间，以至流量减小并引起气蚀，增大噪声和磨损，对高粘性液体的输送影响更大，转速可按表3-1选取。

表3-1 工业齿轮油粘度与节圆极限速度关系

工业齿轮油粘度 ??mm/s? 212 45 76 152 300 520 760 节圆极限速度 Vmax?m/s? 5 4 3.7 3 2.2 1.6 1.25 根据表格数据，由插补法可得液体粘度为680mm2/s时所对应的线速度V=1.5m/s。 节圆线速度

V?式中：D——节圆直径（mm) （2） 确定齿数

??D?n1000?60

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。从泵的性能抗，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。

目前齿轮泵的齿数Z一般为6-19。对于低压齿轮泵，由于应用在机床方面较多，要求流量脉动小，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。

（3）确定齿宽

齿轮泵的流量与齿宽成正比。增加齿宽可以相应地增加流量。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地增加，因此，齿宽较大时，液压泵的总效率较高.一般来说，

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齿宽与齿顶圆尺寸之比的选取范围为0.2-0.8，即：

B?（0.2—0.8）Da

式中：Da——齿顶圆尺寸（mm） （4）确定齿轮模数

对于低压齿轮泵来说，确定模数主要不是从强度方面着眼，而是从泵的流量、压力脉动、噪声以及结构尺寸大小等方面。

通过取满足以上条件的不同模数、不同齿数的齿轮油泵进行分析、比较，根据如下表3-2所示：

表3-2 齿数模数齿宽转速对照

Z 13 14 15 16 17 18 19 13 14 15 16 17 18 19 m 5 5 5 5 5 5 5 6 6 6 6 6 6 6 B 46.20004622 42.90004291 40.04004005 37.53753755 35.32944711 33.36670004 31.61055794 32.08336543 29.79169647 27.80558337 26.06773441 24.53433827 23.17131948 21.95177635 n 440.9603135 409.4631483 382.1656051 358.2802548 337.2049456 318.4713376 301.7096882 367.4669279 341.2192902 318.4713376 298.566879 281.0041214 265.3927813 251.4247402

通过对不同模数、不同齿数的齿轮油泵进行方案分析、比较结果，确定此型齿轮油泵的齿轮参数如下： ? 模数m=3

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? 齿数z=17 ? 齿宽B=20

因为齿轮的齿数为17，不会发生根切现象，所以在这里不考虑修正，以下关于齿轮参数的计算均按标准齿轮参数经行。

3.2.3齿轮几何要素的计算

齿轮泵齿轮几何要素经计算后列表如3-3所示：

表3-3 齿轮几何要素表

代名称 号 理论 中心距 实际 中心距 齿顶 圆直径 基圆 直径 齿侧 间隙 啮合角 齿顶高 齿根高 全齿高 齿根 圆直径 计算公式 计算结果 A0 A0?Df?mz?6x17?102mmA?Df?mz?102mm A0=42mm A A=42mm De DjDe?m?Z?2??6??17?2??114mm De=24mm Dj?mzcos?n?6?17?cos20??95.8mmcn??0.01～~0.08?m??0.01~0.08??6?0.06~0.48mm Dj=21.5mm cn ? Cn=0.06~0.08 ??20? *ha?ham?1?6?6mm α ha=3mm hf=2.5mm h=3mm ha hf *hf?（ha?c*)m?1.25?6?7.5mm h *h?(2ha?c*)m?2.25?6?13.5mm Di Di?De?2h?114?2?13.5?87mm Di=21mm 19

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径向 间隙 c0m c0m?A??1.5mmDeDi??102?57?43.5 22C0m=1.5mm 齿顶 压力角 ?e?arccos?e Ri?Z??arccoscos?n??Re?Z?2? ?17??arccoscos20???32.778o??17?2?sf?αe=32.778 0分度圆弧齿厚 齿厚 齿轮啮合的重叠系数 ?m2sf? cn6?0.12??2cos?n22?cos20? Sf=9.36mm ?9.36mms s??m2?9.42mm S=9.42mm ? ??Z?tg?e?tg??17??tg32.778??tg20??? ππ?1.55ε=1.55 ?n?0.5??0.015z?L?m?2.9521公法 线长度 ?1.5?0.5??0.015?17??6??2.9521L L=19.2mm ?19.2mm取侧隙 Cn?0

此设计中齿轮材料选为40Cr，调质后表面淬火。

3.2.4齿面接触强度校核

（1）使用系数KA的确定

使用3-4系数表示齿轮的工作环境（主要是振动情况）对其造成的影响，可以根据表格确定使用系数KA：

表3-4 使用系数

原动机 工作特性

均匀平稳 工作机工作特性 轻微转动 20

中等振动 强烈振动 河南理工大学本科毕业设计说明书

均匀平稳 轻微振动 中等振动 强烈振动

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KA可取为1.35。 （2）齿轮精度的确定

表3-5 各种机器所用齿轮传动的精度等级范围

机 器 名 称 汽轮机 金属 切削机床 航空发动机 轻型汽车 载重汽车

齿轮精度此处取7。 （3）动载系数KV的确定

动载系数表示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

4 - 8 5 - 8 7 - 9 锻压机床 起重机 农业机械 6 - 9 7 - 10 8 - 11 精 度 等 级 3 - 6 3 - 8 机 器 名 称 拖拉机 通用减速器 精 度 等 级 6 - 8 6 - 8 1.00 1.10 1.25 1.50 1.25 1.35 1.50 1.75 1.50 1.60 1.75 2.0 1.75 1.85 2.0 2.25或大更 KV取为1.1。

（4）齿向载荷分布系数KH?的确定

齿向载荷分布系数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KH?取1。 （5）齿间载荷分配系数的确定

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KH?以解决齿间载荷分配不均的问题。对直齿轮及修形齿轮，取KH??1。

21

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12（6）弹性系数ZE，单位—— MPa 弹性系数ZE数值列表如下3-6

表3-6弹性模量

齿轮材料 弹性模量 锻钢 铸钢 球墨铸铁 灰铸铁 灰铸铁 118000 162.0 161.4 156.6 143.7 配对齿轮材料 球墨铸铁 173000 181.4 180.5 173.9 铸钢 202000 188.9 188 锻钢 206000 189.8 夹布塑料 7850 此设计中齿轮材料选为40Cr（其含碳量为0.37%-0.44%，锻钢含碳量在0.15%-0.6%），调质后表面淬火，由上表3-6可取。

ZE?1?1??????189.8(MPa2)1

E?121?1?E

?222????图3-1弯曲疲劳强度寿命系数KFN

22

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（7）动载系数

Kt?KAKVKH?KH?=1.485

（8）齿宽系数?d

?d?b25??0.22 d1114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：

???????limSS——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?SH?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?SF?1.25~1.5。

KN——寿命系数。

循环次数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；（单位为h），则齿轮的工作应力循环次数N按下式计算：N=60njLh。 Lh为齿轮的工作寿命

（9）齿轮的输入功率

设齿轮泵功率为Pw，流量为Q，工作压力为P，则：

6?3?3P?P?10?Q?10/60?PQnx10/60?2.95kw w

所以每个齿轮的功率为：

PW1?（10）计算齿轮传递的转矩：

1PW?1.475kw2

9.55?103?PW1T??50.1N?mn

23

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（11）接触疲劳强度极限

由《机械设计》图10-21按齿面硬度差得齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim?850MPa。 （12）计算循环应力次数

N?60 njLh?60?281?1?（2?8?300?15）?6?108

（13）接触疲劳寿命系数

由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN?0.9 （14）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为0.1，安全系数S=1

??H??KHN?lim?0.9?850MPa?765MPaS（15）计算接触疲劳强度 载荷系数

K?KAKVKH?KH??1.485

径向力

Ft?因为齿数比u=1

2T?980N d1?H?2.5ZEKFtu?1?= 507MPa < ??H? bd1u所以齿轮的劫持疲劳强度满足要求。

3.2.5齿面弯曲强度校核

（1）弯曲疲劳强度极限

由《机械设计》图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限

（2）弯曲疲劳寿命系数

由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数：

24

?FE?650MPa

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KFN?0.85（3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 则：

KFN?FE0.85?650??F????394.64MPaS1.4（4）载荷系数

K?KAKVKH?KH??1.485（5）齿形系数及应力校正系数 由《机械设计》表10—5查取齿形系数

YFa?2.85

应力校正系数

YSa?1.54。

（6）计算齿根危险截面弯曲强度

?F?KFtYSaYFa1.485?980?2.85?1.54??43MPa???F?

bm25?6

所以，按齿面接触疲劳强度校核，所选齿轮参数符合要求，按齿根弯曲疲劳强度校核亦符合。

3.3滑动轴承的计算

（1）选择轴承 a. 选择轴承的类型

选整体式液体静压轴承，因为此种类类型的轴承用于低速轻载，且难以形成稳定油膜。 b. 轴承材料选择及性能如下表3-7所示：

表3-7 轴承明细表

牌号 材料类别 （名称） /MPa /m/s m/s 作温度 度、BHS [p] [v] [pv]/MP. 最高工轴颈硬 25

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（2）计算轴承宽度

宽径比B/d范围在0.3-1.5。宽径比小，有利于提高运转稳定性，增大端泄量以降低温度。但轴颈宽减小，轴承承载能力也随之降低。综合考虑宽径比选为：

B=（B/d）x25=25mm

（3）从动齿轮所受径向力计算 两滑动轴承所受径向力之和为：

铝青铜 ZCuAll0Fe3 （10-3铝青铜） 15 4 12 280 300 F?8.5△pBDe?8.5?6.3?25?114?24225N

式中：△p——进出口压差，MPa， B——齿轮宽度，mm De——齿轮齿顶圆直径，mm。 每个轴承所受径向力为：

（4）轴承PV值

F1?F2?F?24225?12112.5N22

PV?

式中：B——轴承宽度，mm （5）齿轮轴颈圆周速度

Fdn?Fn??0.58MPa?m/sBd60x1000191000?B

??（6）轴承单位平均压力（比压）

? nd60x1000?0.38m/s

p?式中:d——轴承内径， （7）选择轴承材料

F12112.5??4.75MPaB?d25x102

查《机械设计》中表12-2，在保证p??p?,v??v?,pv??pv?的条件下，选定轴承材料为ZCuAll0Fe3。

26

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（8）换算出润滑油的动力粘度

已知选用的润滑油的运动粘度v=680cSt，由《机械设计》P294对矿物油密度一般取850kg/m3-900kg/m3 ，因此可取此润滑油密度??900kg/m。

润滑油的动力粘度：

???v?0.612Pa?s

（9）计算相对间隙 由式：

3n9（）??6031?0.001mm

（10）计算直径间隙

???d?0.02mm

（11）计算承载量系数 由式：

4109

F?2Cp??0.6822??B

（12）计算轴承偏心率

根据CP和B/d的值查《机械设计》中表12-7，经过查算求出偏心率??0.55mm。 计算最小油膜厚度

由式：

dhmin??(1??)?56.3?m

2（13）确定轴颈、轴承孔表面粗糙度十点高度

按照加工加工精度要求取轴颈表面粗糙度等级为0.8，轴承孔表面粗糙度等级为1.6，查机《机械设计》书中表7-6得轴颈Rz13.2轴承孔Rz26.3。

（14）计算许用油膜厚度 取安全系数S=2, 由式：

27

河南理工大学本科毕业设计说明书 ?h??S(Rz1?Rz2)?19?m

因hmin??h?，故满足工作可靠性要求。 （15）计算轴承与轴颈的摩擦系数

因轴承的宽径比B/d=1,有《机械设计》P295知，当B/d?1时，取随宽径比变化的系数??1，计算摩擦系数

f?（16）查出润滑油流量系数

????0.55???0.0124 ?p 由宽径比B/d=1及偏心率??0.55mm查《机械设计》书中图12-16，得润滑油流量系数

q?0.123

??Bd（17）计算润滑油温升

3 按润滑油密度??900kg/m，取比热容c?1800J/(kg?C)，由《机械设计》P295知在

W/(m?C) 良好的冷却条件下表面传热系数取?s?140由式：

2f()p?t???q???sc????vBd????????34?C

（18）计算润滑油入口温度 由式：

?t34?C?t?tm??50C??33?C22

由《机械设计》P297知平均温度过低，则油的粘度较大，算出的承载能力偏高，反之偏低。一般取tm?50?75C,这里选tm?50C。

一般取t=35-40?C.故上述入口温度适合。 （19）选择配合

?? 28

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根据直径间隙??0.02mm，按GB/T1801-1999选配合

0.041025??0.020，轴颈尺寸公差25?0.013。

F7,查得轴承孔尺寸公差为h6（20）求最大、最小间隙

?max?0.041???0.013??0.054mm

?min?0.020?0?0.020mm

因??0.02mm在?min和?max范围内，故所选配合合用。

3.4泵盖的计算与校核

3.4.1泵盖的确定

泵体材料选择球墨铸铁（QT600-02）。由机械手册差得其屈服应力?s为300——420MPa。因为铸铁是脆性材料，因此其许用拉伸应力???的值应该取为屈服极限应力即此处??s??350MPa。

??s?的值应为300—420Mpa，

3.4.2泵盖的校核

泵体的强度计算可按厚薄壁圆筒粗略计算拉伸应力?，计算公式为

??

式中：Ry——泵体的外半径（mm） Re——齿顶圆半径（mm） ps——泵体的试验压力（MPa）

0.4Ra?1.3RYRy?Re2222?Ps?MPa?

一般取试验压力为齿轮泵最大压力的两倍。 即

ps=2p=2x6.3=12.6MPa

因为

????s?

29

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即

代入数据算得：

0.4Ra?1.3RY?Ps?35022Ry?Re22

Ry?58.8mm所以泵体壁厚：

h泵?Ry?Re?1.8mm

为了充分满足要求此处取泵体厚度h泵?23mm，所以泵体材料及厚度满足要求。

3.5卸荷槽的计算

3.5.1两卸荷槽的间距a

m2z62?172a?tjcos??πcos?n?π?cos220??33.3mmA51

圆整后取为33mm。

3.5.2卸荷槽最佳长度c的确定

22????a33.3????2c?2?R?Ri2?????2?51??43.5??????21.50mm???2???2??????

c21.5??10.75mm22

式中：R?节圆半径 Ri?齿根圆半径 圆整后取为11mm。 3.5.3卸荷槽深度h

h?0.8m?0.8?6?4.8mm 圆整后取为5mm。

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3.6齿轮泵进出口大小确定

齿轮泵的进出口流速计算公式：

V?

式中：Q——泵的流量（L/min）

q——泵的排量（ml/r）

Qqn?10??10?2?m/s?60S60S

n——泵的转速（r/min） S——进出口油的面积（cm2）

因为齿轮泵的进出口流速一般推荐为2—4m/s,出油口流速一般推荐为3—6m/s。这里选进油口流速为3m/s,出油口流速为5m/s。利用上一个公式算得进油口面积S进?1.56cm, 出油口面积

2S出?0.937cm2。

由：

S??R2

得进油口半径：

R进?7.05mm,R出?5.46mm圆整后得：

R进?7mm,R出?5.5mm

3.7轴的计算

3.7.1轴最小直径计算

A0的选择：由《机械设计》P370知A0?112~97,弯矩较小或只受扭矩作用、载荷较平稳、无

轴向载荷或只受很小的轴向载荷时，A0取小值,?T取较大值。而此处无轴向载荷，受弯矩较小，综合选择A0=100

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d?A03式中：d--轴端直径，mm

P1.475?A03?17.379mmn281

T--轴所传递的扭矩，N/m ，

T?9.55?106 P--轴所传递的功率，Kw n--轴的工作转速,r/min ?T--许用扭转剪应力，Mpa

P n又考虑在联轴器处有两个键槽，将直径增大10%， 则：

dmin?17.379x1.1?19.116mm

圆整后选择d=25mm。

3.7.2轴的强度计算

一般可以分为三种：1.按扭转强度或刚度计算 2.按弯矩合成刚度计算 3.精确强度校核计算，根据任务要求我们选择第一种，此法用于计算传递扭矩，不受或受较小弯矩的轴。

材料选用40Cr ，由《机械设计》P370知?T?35~55MPa

?T?T?WT9.55?1060.2d3Pn?16.04MPa?[?]

T所以直径取25mm,扭转剪应力满足要求。

轴在载荷作用下会发生弯曲和扭转变形，故要进行刚度校核。轴的刚度分为扭转刚度和弯曲刚度两种，前者用扭转角衡量，后者以挠度和偏转角来衡量。

3.7.3轴的扭转刚度

轴的扭转刚度校核是计算轴的在工作时的扭转变形量，是用每米轴长的扭转角度量的。轴的扭转变形要影响机器的性能和工作精度。

轴的扭转角

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??7350T??0.943/m 4d查《机械设计手册》表5-1-20可知对一般传动，可取?p?0.5~1???/m，满足要求。

图3-2 从动轴弯矩图

3.7.4轴的弯曲刚度

轴在受载的情况下会产生弯曲变形，过大的弯曲变形也会影轴上零件的正常工作。因此，本泵的轴也必须进行弯曲刚度校核。

yp?(0.01~0.03)mn?0.06~0.18

?p?0.001~0.002rad

轴的径向受到力与齿轮沿齿轮圆周液压产生的径向力和由齿轮啮合产生的径向力和相等。在实际设计计算时用F?0.85△pBDe近似计算作用在从动齿轮上的径向力

即轴在径向受到的力为：

F?0.85VpBDN e?0.85?6.3?25?114?24225查《机械设计手册》可得

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???Fabb1 ? 446?10?dl24225x33.5x33.533.5?(1?)446x10x2567 ??0.00174rad??pFalxa2x2[1?()?()]6?104?d4ll2224225x33.5x67x16.5??33.5??16.5?????????1??446x10x256767????????

??0.019?ypy??故可得轴满足要求。

3.8螺栓组的连接强度计算

3.8.1初步选择螺栓

选螺栓材料45钢，因此螺栓组是塑性的，故可根据第四强度理论求出预紧状态下的计算应力

22???3??1.3? ?ca对于M10到M64普通螺栓连接在拧紧时虽是同时受拉伸和扭转的联合作用，但在计算时，只按拉伸强度计算，并将所受的拉力增大30%来考虑扭转的影响见机设P81

F?PS?6.3?106?2??R2?106?6.3?10?2??57?10?128543.43N式中：F——螺栓组拉力 P——压力 S——作用面积 R——齿顶圆半径

由于壁厚b0=12mm,沉头螺钉下沉5mm ,腔体厚25mm,则取螺纹规格 d=M6,公称长度L=50, 螺钉数K=4 ,螺纹长度b=16性能等级为8.8级，表面氧化的内六角圆柱螺钉。

62?6

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3.8.2对螺栓组进行拉伸强度校核

拉伸强度条件为：

??

式中：F——工作拉力，N;

d——螺栓危险截面的直径，mm

F?4?[?]

d2 [?]——螺栓材料的许用拉应力，MPa；

F??4?409.17MPa

?2d422???3??1.3??531.92MPa ?ca由机械设计教材P57表5-8可知：性能等级为8.8级的螺钉的抗拉强度极限[?]?800MPa。 所以?ca????，满足条件，螺钉可用，校核完毕。

3.9密封

轴承盖上均装垫片，透盖上装J型无骨架橡胶油封。因轴径d=20mm，由GB/T 9877.1-1988,GB/T 9877.2-1988 查得J型无骨架橡胶油封的相关尺寸参数如下：

D?d?20?45mm D1?d?12?37mm d1?d?1?24mm H?8mm

3.10弹性挡圈选用

根据轴直径为20mm,由GB/T894.1查得，弹性挡圈为A型，具体参数为内径d0?23.2mm，宽s=1.2mm，b=3.32mm。

沟槽尺寸：内径d3?23.9?0.21mm,宽度m?1.3mm。

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3.11键的选择

3.11.1联轴器用键

由GB/T1096-2003选普通平键A型bxh=8x7和B型bxh=8x7由《机械设计》P108知当键的长度大于2.25d时其多出的长度实际上可认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过(1.6——1.8）d,因此可选键长为L=20mm。

3.11.2齿轮用键

由GB/T1096-2003选普通平键A型bxh=8x7，键长L=20mm。

3.11.3键槽

轴t1?4.0mm,毂t2?3.3mm。

3.12定位法兰选用

因为法兰外径D=160mm, 所以由中国JB标准即JB/T79.1-94，可选用数量为4的M18单头螺栓。 螺栓中心孔K=125mm,Y=88mm.d=100mm,法兰厚度C=20mm。

3.13联轴器的选择及校核

3.13.1联轴器类型选择

联轴器和离合器式机械传动中常用的部件。它们主要用来连接轴与轴（或连接其他回转零件），以传递运动与转矩；有时也可用做安全装置。可以分为刚性联轴器和挠性联轴器两种。

由于刚性凸缘联轴器结构简单，制造容易，工作可靠，装卸方便，刚性好，传递转巨大，适用于工作平稳的一般传动。因此齿轮泵选用弹性注销联轴器。

3.13.2联轴器几何尺寸

根据机械设计综合课程设计P146表6-100标准联轴器尺寸选择

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图3-3联轴器简图

表6 联轴器几何尺寸

型号 轴孔长L/mm L1/mm D1/mm D/mm d/mm d1/mm J型 44 62 45 120 25 38 3.13.3载荷计算

设齿轮泵所需功率为Pw

Pw?P?10?Q?10/60?2.95(kw)

式中：Q——流量 P——工作压力 每个轴的功率为：

6?31??1.475(kw) P?Pw1?P2?2

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公称转矩：

TI=9.55×106PI/n=9.55×106×1.475/281=50.1N·m

由《机械设计》P351表14-1查得取???1.3，故由式（14-1）计算转矩为：

?ca???????65.2??m

由《机械设计综合课程设计》P146表6-100得弹性柱销联轴器（GB/T5843—2003）轴孔直径为25的联轴器工程转矩为560N?m，许用最大转速为6300r/min，,故选用轴孔直径为25mm的联轴器满足要求。

3.14齿轮泵的装配

齿轮泵用到的部件有泵盖、齿轮轴、齿轮，连接零件是螺栓和销，密封件为垫圈。如图3-3所示：

图3-4齿轮泵装配图

序号螺 塞小 垫 片弹 簧钢珠定位圈钢 珠螺栓M6X20垫 圈 6泵 盖圆柱销垫 片主动轴齿轮锁紧螺母填料压盖填 料从动轴齿轮泵 体零件名称工业用纸工业用纸石 棉数量材 料备 注齿轮油泵 装配注意事项：

1) 装入泵体内的零件必须用煤油清洗干净，并涂上润滑油。 2) 装配不得带人任何杂质。

3) 齿轮两侧面间隙应用纸垫调整，间隙太大容易回泄，使效率降低。

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4) 装配完毕后，用手转动齿轮，检查有无轻重不均匀现象。 装配后的分解图如图3-5所示：

图3-5齿轮有泵分解图

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第四章 齿轮泵的安装、维护及保养

齿轮泵是一种中高压小排量齿轮泵，可广泛用于农机铁路工程、车辆、船舶、矿山、起重、轻工、食品等机械的液压动力源及润滑系统和转向系统中。它结构紧凑，体积小，重量轻，性能好，使用可靠，维修方便，并可串联成双联泵、三联泵使用。

4.1齿轮泵的安装

4.1.1安装要求

1．安装齿轮泵时，安装面的止口应与齿轮泵止口按间隙配合，推入止口时不应太松，亦不应太紧；主动轴插入传动装置时不应有“蹩住”、“卡滞”等现象。如发现用手推入特别费力时，应拆下检查止口是否符合配合要求花键及花键轴尺寸是否合格，绝对禁止用木棒，锤子等敲击齿轮泵强行将其打入。

2．轮泵前盖法兰面四个M8螺栓应拧紧，不应松动，螺栓拧紧后，前盖法兰和安装面之间应贴合，不应有缝隙。

4.1.2安装顺序

1) 用煤油或轻柴油清洗全部零件。

2) 在压床上用心轴把骨架油封压入前盖油封座内（也可以用小锤和芯轴把骨架油封轻轻打入），把

骨架油封压入前盖时须涂以润滑油，骨架油封的唇口应朝向里面，勿装反。 3) 将矩形密封圈、去四氟乙烯片挡片装入前盖、后盖的密封槽中。 4) 将定位销装入壳体的两个定位销空中。 5) 将主、被动齿轮与轴套的工作面涂以润滑油。

6) 将后盖装在壳体上，必须注意将低压油腔位于进油口一边。

7) 将主、被动两个齿轮装入两个轴套孔内，装成齿轮轴套副时，轴套的卸荷槽必须贴住齿轮断面；

轴套的喇叭口必须位于同一侧。

8) 将轴套齿轮副装入壳体时，轴套有喇叭口的一侧必须位于壳体进油口的一侧。

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9) 前盖装配式，应该先用专用套筒插入骨架油封内，然后套入主动齿轮轴，以防骨架油封唇口翻

边。

10) 装上四个方头螺栓、垫片，拧紧螺母。

11) 将总装后的齿轮泵夹在有铜钳口的虎钳上，用扭力扳手均匀扳紧四个紧固螺母。

12) 从虎钳上卸下齿轮泵，在齿轮泵吸油口处滴入机油少许，借助8mm或14mm开口扳手能均匀旋转

主动齿轮，应无卡滞和过紧现象，如发现过紧应重新拆卸检查配合间隙是否适当，严禁用松开螺母的办法来达到旋转均匀。

4.2使用要求

要使齿轮泵能正常工作，能否合理使用是重要一环，只有了解齿轮泵对于各种外界条件的适应性，再根据具体的使用条件，提出适当的使用要求，才能更好发挥齿轮泵的性能，从而做到经久耐用。

经过查用资料手册，提出下列使用要求，供使用者参考。

4.2.1齿轮泵设备使用环境

1) 泵体清洁，表面无灰尘、油垢。

2) 基础及底座整洁，无破损部位。表面及周围无废油、废液，环境整齐、清洁。 3) 泵体及附属管件、管线油漆完整，无鼓泡脱落现象。 4) 进出口阀门及管口法兰、泵体、端盖等处结合面均无泄漏。

4.2.2油液

油液是液压系统的工作介质，对各元件的性能和寿命影响很大，因此对液压用油有一定的质量要求，用户在选用油液时应注意下列基本要求：

适当的粘度。粘度太大（即油太稠），容易造成吸不上油或者虽吸上油，但齿轮泵轴承润滑不良，这种系列齿轮泵采用吸油低压润滑，造成齿轮泵效率降低和早期磨损；粘度太小（即油太稀），也会造成密封性能和润滑性能不良，使齿轮泵效率降低和早期磨损，因此希望油的粘度要适中。另外，因为油的粘度随温度升高而降低，要使齿轮泵在不同的环境温度下稳定工作，选用的油液最好具有这样的特性：即随温度变化，油的粘度变化不大。推荐使用下列油液：冬季8#、夏季11#柴油机油或YB-N46抗磨液压油。

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4.2.3滤清

油中如混有铁屑、砂子等机械杂物，而被吸入齿轮泵，进入系统，将造成齿轮泵轴套磨损和阀被卡住等故障。如果有良好的滤清，保证齿轮泵在使用过程中吸进的油液都是干净的，则将大大提高液压系统使用可靠性，延长使用寿命。建议在齿轮泵吸油管路中装100目/吋铜丝网做的粗滤器，在回油路上装滤清度达0.025mm的细滤器，并尽可能采用单独的油箱而不要与齿轮箱共用。

目前，某些机械产品的液压系统与传动系统为共用油液。在齿轮泵吸油管路中装有100目/吋的铜丝网滤清和一块永久磁铁作磁力滤清。另外，在传动箱底部还装有一个强大磁铁，其作用是将传动箱内齿轮磨屑和混入的铁屑吸住，不让它悬浮于油中，以减少对齿轮的磨损，并避免吸入液压系统，引起故障，为了保证齿轮泵可靠工作，对传动箱中的油液必须定期更换，磁铁和滤网必须定期清洗。

4.2.4吸油

吸油管路不允许漏气，轻者将造成吸油不足，齿轮泵的效率下降，发生噪音，重者将吸不上油，齿轮泵空磨，造成很快损坏。因此，从设计上必须尽量避免在吸油管路上布置活动接头，必要的接头处应有可靠的密封。在使用上，装油管接头，法兰螺丝应充分拧紧，密封圈应完整，不得漏装，也不许使用不符合尺寸的密封圈。

吸油管的阻力不应太高，吸油管路应尽可能短，有足够的通过面积，油管的弯头尽可能避免小于90°弯头。

油液温度范围为0～80℃，最合适的油液温度为30～55℃。

4.2.5传动

1) 齿轮泵的主动轴上，不能承受附加的轴向力和径向力，否则将大大缩短齿轮泵的寿命。 2) 不允许在齿轮泵的主动轴上直接套上齿轮，皮带轮式链轮进行传动。 3) 注意传动轴的旋转方向应与齿轮泵要求相符。

4.3故障原因与排除方法

齿轮泵在使用中最常见的故障有以下几种： （1）齿轮泵吸不上油或吸油不足

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当齿轮泵发生吸不上油或吸油不足时，液压系统将不能升降（进退）或升降（进退）缓慢；在升降（进退）过程中液压系统压力不稳定或产生噪声，油箱里出现气泡；齿轮泵油温很快升高，甚至造成齿轮泵损坏。

产生这一故障的原因及排除方法如下：

故 障 原 因 1、油箱内油面过低 2、油液的粘度过大 3、吸油滤网及吸油管堵塞 4、吸油管漏气 5、吸油管太细，太长，弯管处有死角，弯头过多 减少弯头 6、漏装吸油口法兰的密封圈或密封圈尺寸太小或装上新的符合要求的密封圈 密封圈损坏 检查密封面有无变形、毛刺、刮伤、脏物，并作适7、吸油口法兰密封面不良 当修正 拆下齿轮泵检查骨架油封是否损坏，必要时更换骨8、从齿轮泵主动轴颈骨架油封处吸入空气 架油封

（2）齿轮泵供油量不足或建立不起高的工作压力

当齿轮泵吸油情况正常，但液压系统还在升降（进退）缓慢,无负载能较快的升降(进退),而有负载则升降（进退）缓慢甚至不能升降（进退），且齿轮泵体及油温升高较快等现象,则可能是齿轮泵内部泄漏增大,引起齿轮泵供油量不足或建立不起高的工作压力所致。

造成齿轮泵供油不足或建立不起高的工作压力的原因及排除方法如下：

a齿轮泵轴套端面的磨损和刮伤，而造成齿轮泵轴向间隙增大，破坏了轴套端面与齿轮端面的密封性，使齿轮泵内部泄漏增大，引起供油量不足或建立不起高的工作压力。

轴套磨损和刮伤一般是因油液不清洁，没有按使用要求定期更换油液，以及没能及时清洗滤清装置所致。所以一旦发生轴套磨损和刮伤时，必须检查油液清洁度，必要时更换油液，清洗滤清装置，否则装上修复的或新换的齿轮泵后还会很快产生轴套磨损和刮伤。

b齿轮泵的密封圈损坏和轴套端面磨损，会使密封性能遭到破坏，使齿轮泵内部泄漏增大，引

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排 除 方 法 加油至规定油面高度 使用推荐粘度油液 清洗滤网并除去堵塞物 查出漏气处，并加以修理 加粗吸油管，缩短吸油管，弯管时防止产生死角，

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