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1、安徽理工大学毕业设计（论文） I 变量齿轮泵的设计（2） 摘 要 齿轮泵结构简单、成本低、自吸能力强、抗油液污染能力强，在液压系统中常用 作动力装置，特别是在液压系统中应用更广泛。变量齿轮泵内有一对相互啮合的外齿 轮，其中一个为轴向位置确定的外齿轮，另一个则为可沿轴向移动的外齿轮，可沿轴 向移动。当调节轴与其它调节控制机构相联接以后就可以对泵的输送流量实行调节或 执行自动控制。变量齿轮泵是一种恒压力型变量齿轮泵，主要用于液压机械变量供油 和其它液状流体需变量调节或变量自动控制的泵类产品。由于它的结构简单，流量调 节方便，使液压系统效率提高，节省能源，适用于在中、低压范围内取代市场上的变 量叶片
2、泵，或制成适用于需变量供给各种液状流体的专用变量泵，可在许多液压系统 中代替定量齿轮泵，将在某些领域成为齿轮泵的换代产品。 关键词：齿轮泵关键词：齿轮泵, ,液压泵液压泵, ,外啮合外啮合, ,变量变量, ,流量调节流量调节 安徽理工大学毕业设计（论文） II THE DESIGN OF VARIABLE GEAR PUMP (2) ABSTRACTABSTRACT Gear pump structure simple, cost low, self-absorption ability strong, anti-fat liquor pollution ability, often serv
3、es as the power unit in the hydraulic system, specially applies in the hydraulic system widely. In the variable gear pump has the external gear which a pair meshes mutually, for the axial position external gear, another for may be along the end motion external gear, be possible along the end motion.
4、 When the regulating shaft will join later with other regulating control organization to be possible to implement the adjustment or the execution automatic control to the pump transportation current capacity .The variable gear pump is one kind of constant pressure strength variable gear pump, mainly
5、 uses in the hydraulic pressure machine variable feed and other liquidity fluid needs the quantitative governing or the variable automatic control pump class product. Because its structure is simple, the flow control is convenient, will make the hydraulic system efficiency to enhance, saves the ener
6、gy, is suitable in, in the low pressure scope substitutes for in the market the variable vane pump, or makes is suitable in needs the variable supplies each kind of liquidity fluid the special-purpose variable displacement pump, may replace the quota gear pump in many hydraulic systems, will become
7、the gear pump in certain domains the update product. KEY WORD: the gear pump, the hydraulic pump, outside meshes, variable, flow control 安徽理工大学毕业设计（论文） III 目录 变量齿轮泵的设计（2） .I 摘要 I THE DESIGN OF VARIABLE GEAR PUMP (2) .II ABSTRACTABSTRACT .II 目录 III 第 1 章 齿轮泵基本参数的确定 .1 1.1 确定刀具角 n 和齿顶高系数 0 f1 1.2 选定泵的
8、转速n.1 1.3 确定泵的理论流量 t Q.1 1.4 选取齿宽系数 k1 1.5 选取齿数Z.1 1.6 计算齿轮模数 m.2 1.7 确定齿宽 B2 1.8 校验齿轮泵的流量.2 1.9 校验齿轮泵节圆线速度 h V .2 1.10 计算齿轮各部分尺寸3 第 2 章 动力参数的计算 .5 第 3 章 齿轮泵的结构设计 .5 3.1 结构形式的确定.5 3.1.1 减轻径向力的结构措施 .5 3.1.2 采用三片式结构 .6 3.1.3 齿轮与轴做成分离式通过键连接 .6 3.1.4 采用滚动轴承 .6 3.2 确定高低压腔尺寸.6 3.3 主动轴的计算.7 3.3.1. 初步确定轴的最小
9、直径 7 3.3.2.轴的结构设计 .7 3.3.3 轴上零件的周向定位8 3.3.4 确定轴上圆角和倒角尺寸9 3.3.5 求作用在齿轮上的力9 3.3.6 求轴上的载荷9 安徽理工大学毕业设计（论文） IV 3.3.7 按弯扭合成应力校核轴的强度.11 3.3.8 精确校核轴的疲劳强度.11 3.4 从动轴的计算 14 3.4.1 轴的结构设计 14 3.4.2 求轴上的载荷.14 3.4.3 精确校核轴的强度.15 3.4.4 从动轴的刚度计算.16 3.5 齿轮强度的计算 17 3.5.1 齿轮的材料及齿数的选取.17 3.5.2 齿面接触疲劳强度的计算.17 3.5.3 齿根弯曲疲劳
10、强度计算 18 3.6. 轴承的受力分析及寿命计算.19 3.6.1 主动轴上的轴承受力分析及寿命计算.19 3.6.2 从动轴上的轴承受力分析及寿命计算.20 3.7 泵体的设计计算和强度校核 21 3.7.1 泵体的设计计算.21 3.7.2 泵体的强度校核.21 第 4 章 齿轮泵其它部件的分析计算 22 4.1 轴承端盖的设计计算22 4.2 密封圈的设计计算23 4.2.1 主动轴轴承端盖处的毡封油圈.23 4.2.2 从动轴上通用 O 型密封圈.23 4.3 小圆螺母的设计计算 24 4.4 变量机构的设计计算 26 第 5 章 基于 SolidWorks 的齿轮泵的虚拟设计系统
11、.27 5.1 引言27 5.2 齿轮泵的参数化造型设计27 5.2.1 齿轮泵零部尺寸计算 27 5.2.2 关键部件的结构设计 28 5.3 利用 VB 调用 SilidWorks 29 5.4 齿轮泵的虚拟装配模块29 5.5 结论30 参考文献 .31 致谢 .32 安徽理工大学毕业设计（论文） 1 第 1 章 齿轮泵基本参数的确定 设计参数： = 15MPa , =15ml/rPq 1.1 确定刀具角和齿顶高系数 n 0 f 采用标准刀具 = 20 顶高系数 = 1 n 0 f 1.2 选定泵的转速n 齿轮泵采用交流电动机, 取转速 = 1000 r/minn 1.3 确定泵的理论流
12、量 t Q 齿轮泵的流量= = 15 1000 = 15 t Qqn 3 10 / minL/ minL 1.4 选取齿宽系数 k 对于低压齿轮泵= 610 , 对于高压齿轮泵 =36kk 则取齿轮泵的齿宽系数=5k 1.5 选取齿数Z 齿轮齿数的确定必须综合考虑流量脉动、压力脉动、机械效率等诸方面因素。从流量 角度出发在齿轮分度圆直径不变的情况下，齿数越少，模数越大，其输出流量就越大； 从工作性能出发，齿数减少后对改善困油现象及提高机械效率有利，其流量及压力的 脉动增加，对于流量计的均匀性要求较高及使工作噪音尽量低，一般1430 之间。Z 而对轴向并联齿轮泵及流量计来说，齿轮的齿数满足（K为
13、自然数） 。Z41K 取4 得 44+117KZ 齿数较少时，会产生根切现象，对于标准齿轮（齿顶高系数=1）不产生根切的最少 a h 齿数如下： min Z 表表 1-11-1 压力角与不产生根切的最少齿轮的关系压力角与不产生根切的最少齿轮的关系 压力角 n 1.45152022.523252730 不产生根切的最少齿数323017141311108 选用标准齿轮20，17 不会产生根切现象，选择合理 n Z 安徽理工大学毕业设计（论文） 2 1.6 计算齿轮模数 m 对于流量计来说，确定模数主要不是从强度方面着眼，而是从流量计的流量、压力脉 动、噪音以及结构尺寸大小等方面考虑。模数越大，泵的
14、流量就越大，并且当齿轮m 节圆直径一定时，对流量来讲，增大模数比增加齿数有利。但齿数太少将使流量的输 油量及压力脉动增加，因此模数选择要适当 = =m 6 3 10 2(1.27) t Q nk Z 3 6 27 . 1 17510002 1015 = 2.97 将模数圆整为 = 3m 1.7 确定齿宽 B 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。而齿轮与壳体及盖板间 的磨擦损失及容积损失的总和与齿宽并不成比例增加，因此，当高压时其齿宽不宜过 大，则应取大些，以便减轻轴承负载，同时加大意味着增加轴向间隙对液流的阻 e D e D 力，从而还能减小内泄漏。 齿宽的计算公式： = 5
15、3=15Bkmmm 1.8 校验齿轮泵的流量 校验公式： 22 26 cos 2110 12 B QBm n Z 22 26 3.14cos 20 2 3.14 15 3100017 110 12 = 14.65minL 该流量和设计理论流量相差 5 % 以内为合格 S=2.33%5%,故所选参数合适。%100 Qt QQtB 1.9 校验齿轮泵节圆线速度 h V 齿轮泵与原动机直接相接, 所以其转速 应与原动机的转速一致. 由流量公式可n 知, 转速愈高, 流量愈大. 但转速过高,由于离心力的作用, 使油液不能完全充满齿间, 吸油不足导致了容积效率下降, 产生汽蚀、振动和噪声。因此就有最高转
16、速的限制。 允许的最高转速与工作油液的粘度有关，粘度越大，允许的最高转速就愈底。 安徽理工大学毕业设计（论文） 3 一般用限制齿轮节圆圆周速度的办法来确定最高转速，以保证在工作中不产生汽 蚀。 = n / 100060 h V h D 其中 节圆直径 （ ） h D mm = = 317= 51 h D mZmm 带人数据得= = = 2.67 h V 601000 10005114 . 3 601000 10005114 . 3 m s 表表 1-21-2 工业齿轮油粘度与节圆极限速度关系工业齿轮油粘度与节圆极限速度关系 工业齿轮油粘度 2 mms 124576152300520760 节圆
17、极限速度 max Vm s 543.7321.61.25 根据表格数据油液的粘度 2 45mms 此液体允许的齿节圆极限速度 =4 max Vm s ， 则校核合格 h V max V 1.10 计算齿轮各部分尺寸 模数： m = 3mm 压力角： 20 分度圆直径： d = = 317 = 51mZmm 齿顶高： ha = ha* m = 13= 3 mm 齿根高： =( ha* + )m = ( 1 + 0.25)3 = 3.75 f h f hmm 齿全高： h =( + c*)m = 2.253 = 6.752 a hmm 齿顶圆直径： =( + Z1)m = ( 21 + 17)3=
18、 57 a d2 a hmm 齿根圆直径： =(Z1-)m = (1721 20.25) 3= 43.5 f d2 a h2cmm 基圆直径： = d= 51cos20 = 47.924 b d cos mm 齿距： p =3.143 = 9.42mmm 齿厚： s = m/2 = 4.71mm 齿槽宽： e = m/2 =4.71mm 顶隙： c = c*m = 0.253= 0.75mm 标准中心距： a = m(Z1Z2)/2 = 3 (17+17) / 2 = 51mm 节圆直径 ： d= d = 51 mm 齿轮啮合的重叠系数： 当两齿轮相同时 安徽理工大学毕业设计（论文） 4 =
19、z（tan - tan）/ e = = = 32.78 e arccos ab ddarccos57924.47 = 17（tan32.78 tan20）/ = 1.5 安徽理工大学毕业设计（论文） 5 第 2 章 动力参数的计算 2.1 液压泵的驱动功率 = t i Bm P P t Bm p Q 1515 / min 0.9 MPaL =4.17Kw 式中 -泵机械效率，一般可在 0.88-0.91 之间选取 Bm P-泵的高低压腔压力差 2.2 液压泵的输入扭矩 =39.84N.mM 4.17 22 3.14 1000min i PKw nr 第 3 章 齿轮泵的结构设计 3.1 结构形
20、式的确定 3.1.1 减轻径向力的结构措施 合理地选择齿宽 和齿顶圆直径 B e D 缩小压油腔的尺寸，即将压出角（2-“）减小 为了减小作用在齿轮上的径向力，压出角 2-“越小越好，压油腔的流速允 许 ，对不要求逆转的齿轮泵，一般取 2-“ 45，有时为保证压3 5m s 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。 图图 3-13-1 齿轮泵压出角与吸入角示意图齿轮泵压出角与吸入角示意图 安徽理工大学毕业设计（论文） 6 从提高吸油性能和避免汽蚀的角度出发，希望吸入角越大越好，一般在 4590，也可以将扩大到 120，以保证吸油腔流速小于 。 1 2m s 将压油腔扩
21、大到接近吸油腔侧，在工作过程中只有 12 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 12 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。此时齿轮上的 g p 径向力得到了平衡。 3.1.2 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，甚至可用型材切料 便于机械加工 便于布置双向端面间隙的液压自动补偿，从而改善补偿性能和提高寿命 便于双出轴布置 3.1.3 齿轮与轴做成分离式通过键连接 优点：加工工艺性能好，齿轮侧面加工容易，在平面磨床上很容易加工相同的 齿宽 。 3.1.4 采用滚动轴承 优点：结构简单；安装方便；工作中
22、噪声底；抗冲击性能好；价格便宜；只要 材质和加工精度选择恰当，润滑条件良好，就能承受相当高的负载。 缺点：抗杂质能力差；在高温时油膜强度低易烧坏；运动时摩擦力矩大；当转 速很低时不易形成油膜易烧坏。 3.2 确定高低压腔尺寸 确定压出角 （2-“）= 40 吸入角 = 45 由图（1）所示的几何关系可知 /2 - /2 = /2cos（-“） 1 O 2 O g D a D = -（-“） g D 1 O 2 O a D cos = 51 57cos40 = 7.34mm 则取 = 10 g D mm /2 - /2 = /2cos 1 O 2 O d D a D 安徽理工大学毕业设计（论文）
23、 7 = - d D 1 O 2 O a D cos = 51 57cos45 = 10.69mm 则取 = 10 g D mm 3.3 主动轴的计算 3.3.1. 初步确定轴的最小直径 已知轴上的功率=4.17KW、转速=1000r/min 、转矩Pn =9.55106=39.8235Nm，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。TP n = 15.75 33 0min 1000 17 . 4 112 n P Admm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径 III d 与联轴器的孔径相适应，故需要同时选联轴器型号。 III d 联轴器的计算转矩 caa TK T =
24、1.339.8235 = 51.77055.N mm 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用HL1型弹性柱销 ca T 联轴器， 其公称转矩为 160，半联轴器的孔径d = 19，故取= 19，.N mmmm III d mm 半联轴器长度L = 42，半联轴器与轴的配合的毂孔长度 = 30mm 1 L mm 3.3.2.轴的结构设计 图图 3-23-2 轴的结构与装配轴的结构与装配 3.3.2.1 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故 取II-III段直径= 19 +19 (0.070.1）= 22;左端用轴端挡圈定位， IIIII d mm 按轴端直
25、径取挡圈直径= 22，半联轴器与轴配合的毂孔长度 = 30Dmm 1 L 安徽理工大学毕业设计（论文） 8 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度mm 应略短一些，先取=28。 III l mm 3.3.2.2 初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据 =22 ，选取轴承型号 329/22，轴承配合为 IIIII d mm m6，其尺寸=224012， 故=22;而dD Tmmmmmm VI VII d IIIII d mm =12。 VI VII l mm 3.3.2.3 由于齿轮轮毂宽度=15，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴Bmm 段应略短于轮毂宽度，故取=13。
26、 IIIIV l mm 3.3.2.4 取安装齿轮处的直径 为了便于装配安装且使齿轮与轴配合处有一定的厚度，应取=26。齿 IIIIV d mm 轮的左端与左轴承右端面之间采用套筒定位，套筒长度为 23;齿轮右端采mm 用轴肩定位，轴肩高度(0.070.1),取=2.5，则轴环处直径hdhmm =31，轴环宽度，取=5。 IV V d mm1.4bh IV V l mm 3.3.2.5 右端轴承的左端面采用轴肩进行轴向定位，定位轴肩高度=2，则hmm =27，并取长度略长些，取=32。 V VI d mm V VI l mm 3.3.2.6 左轴承左端面采用轴承端盖进行定位，取轴承端盖长度为
27、12。轴承mm 端盖放于左泵盖中，左泵盖与另一端面进行定位，这一端面与该轴段的左端面 有一定距离，则=12+26+12+10=60。 IIIII l mm 以上就以初步确定了轴的各段直径和长度。 3.3.3 轴上零件的周向定位 3.3.3.1 齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键联接 查机械设计手册得 半联轴器与轴的联接，选用 A 型平键 = 6625 ，b h l 半联轴器与轴的配合为7/ 6Hk 齿轮与轴的联接，选用 B 型平键= 8710，b h l 齿轮与轴的配合为7/ 6Hn 3.3.3.2 键的强度校核 安徽理工大学毕业设计（论文） 9 (1)A 型键的材料为钢，查手册得许用挤压
28、应力=100120MPa,取 p p =110MPa,键的工作长度=25-6=19,键与轮毂键槽的接触高度lLbmm =0.56=30.5khmm 由式=73.54MPa,故符合要求。 33 2102 39.8235 10 3 19 19 p T kld p 键的标记为：键 625 GB1096-79 (2)B 型键的材料为钢，查手册得许用挤压应力=100120MPa,取 p p =110MPa,键的工作长度=10，键与轮毂键槽的接触高度lLmm =0.57=3.50.5khmm 由式=87.52MPa,故符合要求。 33 2102 39.8235 10 3.5 10 26 p T kld p
29、 键的标记为：键 B810 GB1096-79 3.3.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 两轴端端倒角为 145，各轴肩处的圆角半径R = 1 2mm 3.3.5 求作用在齿轮上的力 = 239.8235/0.051=1561.712 t FT dN = 1561.71tan20= 568.41tan rt FFN =1561.71/cos20= 1661.93cos nt FFN 3.3.6 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 图图 3-33-3 轴的受力分析图轴的受力分析图 安徽理工大学毕业设计（论文） 10 根据轴的结构图做出轴的弯矩和扭矩图，从中可以
30、看出截面 C 是轴的危险截面。 图图 3-43-4 轴的载荷分析图轴的载荷分析图 由以上图可以计算： 表表 3-13-1 截面截面 C C 载荷值载荷值 载荷水平面H垂直面V 支反力F =863.53,=698.18 1NH FN 2NH FN=314.30,=254.11 1NV FN 2NV FN 弯矩=32814.28 H M.N mm=11943.30 V M.N mm 总弯矩M =34920.19M 22 HV MM.N mm 扭矩T=39823.5T.N mm 安徽理工大学毕业设计（论文） 11 3.3.7 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
31、截面（即危险截面）的C 强度。根据式（15-5）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=0.6，轴的计算应力 MPa=24.07MPa 22 22 3 34920.190.6 39823.5 0.1 26 ca MT W 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得=60MPa。因此 1 ，故安全。 1 ca 3.3.8 精确校核轴的疲劳强度 3.3.8.1 判断危险截面 截面, , , 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应AIIBIII 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, , , 均无需校核
32、。AIIBIII 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，截面上的应力最大。截面IV的应力集中C 的影响和截面III的相近，但截面IV不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必 做强度校核。截面生虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起C 的应力集中均在两端） ，而且这里中轴的直径最大，故截面也不必校核。截面C 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。 3.3.8.2 截面 III 左侧 抗弯截面系数 3333 0.10.1 221064.8Wdmmmm
33、抗扭截面系数 3333 0.20.2 222129.6 T Wdmmmm 截面 III 左侧的弯矩为M 386.5 34920.19.28947. 38 MN mmN mm 截面 III 上的扭矩为T = 39823.5T.N mm 截面上的弯曲应力 28947 27.19 1064.8 b M MPaMPa W 截面上的扭转切应力 安徽理工大学毕业设计（论文） 12 39823.5 18.70 2129.6 T T T MPa W 轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得 =640MPa，=275MPa，=155MPa。 B 1 1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表
34、 3-2 查取。因 =0.068，经插值后可查得 1.5 22 r d 26 22 D d =1.859, =1.418 又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为 =0.78， =0.80qq 故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为 111 0.781.859 11.670kq 111 0.801.418 11.334kq 由附图 3-2 的尺寸系数；由附图 3-3 的扭转尺寸系数。0.85 0.92 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为0.92 轴未经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为 q 11.6701 112.052 0.850.92 k
35、 K 11.3341 111.537 0.920.92 k K 又由3-1 及3-2 得碳钢的特性系数 ，取=0.10.1 0.2 ，取=0.050.05 0.1 于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得 ca S 1 275 4.929 2.052 27.190.1 0 am S K 1 155 10.446 18.7018.70 1.5370.05 22 am S K . 2222 4.929 10.446 4.461.5 4.92910.446 ca S S SS SS 故可知其安全。 3.3.8.3 截面III右侧 安徽理工大学毕业设计（论文） 13 抗弯截面系数W 按表
36、 15-4 中的公式计算。W 3333 0.10.1 261757.6Wdmmmm 抗扭截面系数 3333 0.20.2 263515.2 T Wdmmmm 弯矩及弯曲应力为M 386.5 34920.19.28947. 38 28947 16.47 1757.6 b MN mmN mm M MPaMPa W 扭矩及扭转切应力为T 39823.5 . 39823.5 11.33 3515.2 T T TN mm T MPaMPa W 过盈配合处的，由附表 3-8 用插值法求出，并取，于是得 k 0.8 kk =2.624 k 0.8 2.6242.0992 k 轴按磨削加工，由附图 3-4 得
37、表面质量系数为 =0.92 故得综合系数为 11 12.62412.711 0.92 k K 11 12.099212.186 0.92 k K 所以轴在截面III右侧的安全系数为 1 275 6.159 2.711 16.470.1 0 aam S K 1 155 12.237 11.3311.33 2.1860.05 22 am S K 2222 .6.159 12.237 5.501.5 6.15912.237 ca S S SS SS 故该轴在截面III右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循 环不对称性，故可略去静强度校核。至此，主动轴的设计计算结束。 安徽理工大学毕业设
38、计（论文） 14 3.4 从动轴的计算 3.4.1 轴的结构设计 图图 3-53-5 轴的结构与装配轴的结构与装配 3.4.1.1 由于齿轮宽度为 22，为满足从动轴不转动，可在齿轮里加上滚动mm 轴承，为使所用轴承宽度小于齿轮宽度和轴承外径小于齿轮齿根圆直径，选用 轴承型号，轴承配合为，其尺寸=122887100C7/6HmdDBmmmm 。则=12；同时为使其在左泵盖内部，取其长度=62 。mm III d mm III l mm 3.4.1.2 II-III轴段在其内部腔体内，而腔体直径为 57 ，故=57,取mm IIIII d mm 其长度=5 . IIIII l mm 3.4.1.
39、3 由一较大轴肩，取=25，而其长度为=70 ；同时在轴 IIIIV d mm IIIIV l mm 段 I-II 处也有一轴套其直径=25。Dmm 3.4.1.4 轴段IV-V与轴段III-IV有一轴肩，去轴肩高度为 2.5，则mm =20。因为在轴段IV-V与轴段III-IV后接有变量机构，为是其满足变 IV V d mm 量特性轴段IV-V要稍长些，取=40，并取一横截面，其宽度为 10 IV V l mmmm 这样就确定了从动轴各段的直径和长度。 3.4.2 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 图图 3-63-6 轴的受力分析图轴的受力分析图
40、安徽理工大学毕业设计（论文） 15 根据轴的结构图做出轴的弯矩和扭矩图，从中可以看出截面 C 是轴的危险截面。 图图 3-73-7 轴的载荷分析图轴的载荷分析图 由以上图可以计算： 表表 3-23-2 截面截面 C C 的载荷值的载荷值 载荷水平面H垂直面V 支反力F=780.855 12NHNH FFN=284.205 12NVNV FFN 弯矩=3357.6765 H M.N mm=1222.0815 V M.N mm 总弯矩M=3573.1603M 22 HV MM.N mm 3.4.3 精确校核轴的强度 3.4.3.1 进行校核时，由于轴不受扭矩作用，则只需要计算轴上危险截面的CC 弯
41、曲应力即可。 截面的抗弯截面系数 C 3333 0.10.1 12172.8Wdmmmm 安徽理工大学毕业设计（论文） 16 截面的弯曲应力 C 3573.1603 20.68 172.8 b M MPaMPa W 轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得= 60MPa 1 则 , 故安全。 b 1 3.4.3.2 求强度安全系数 n 过盈配合处的的值, 由附表 3-8 用插入法求出 k 2.283 k 轴按磨削加工,由附图 3-4 得表面质量系数为 = 0.92 故得综合系数为 11 12.28312.37 0.92 k K 轴的材料为 45 钢,调质处理，由表 15-1 查得 = 275M
42、Pa 1 所以截面的安全系数为C 1 275 5.611.5 2.37 20.680.1 0 am nS K ,故安全 3.4.4 从动轴的刚度计算 由于从动轴上没有扭矩作用，所以只计算它的弯曲刚度（挠度） 在采用滚动轴承的场合下，轴的挠度使局部单位压力剧增并使润滑油膜遭到破 坏，造成轴承的烧伤。为了防止这种破坏，首先必须尽可能减少轴的挠度，其 受力简图所 图图 3-83-8 轴的刚度分析图轴的刚度分析图 挠曲线方程，其中 =8.6 2 2 34.,0 4822 Fxll ylx EI lmm 式中 E-弹性模量，对于钢E = 2.1 5 10 2 N mm I-截面 C 的轴惯性力矩，I =
43、 /64（） 4 d 4 mm 安徽理工大学毕业设计（论文） 17 F-作用在从动齿轮上的径向力（）N 则 2 3 2 max 2 . 2 34. 48248 l l F lFl yyl EIEI 代入数据得 3 5 max 5244 568.418.6 3.51 10 48 2.1 101264 Nmm ymm N mmmm 对于安装齿轮的轴而言，允许的挠度 0.01 0.030.01 0.033 n ym 0.03 0.09 mm 则，故安全。 max yy 3.5 齿轮强度的计算 3.5.1 齿轮的材料及齿数的选取 选取齿轮的材料为 45 钢（调质） ，硬度为 220240HBs 齿轮的
44、齿数为= 17Z 3.5.2 齿面接触疲劳强度的计算 齿面接触疲劳强度的校核公式 3 21 . HHEH d KT u ZZ du 式中： -区域系数（标准直齿轮 a = 20时， = 2.5） H Z H Z -载荷系数K -齿轮转递的转矩T -齿宽系数 d 12 uZZ 选载荷系数 = 1.3 t K 选取齿宽系数 = 1 d 由机械设计中表 10-6 查得材料查的弹性系数 =189.8MPa H Z 由图 10-21 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 = 550MPa HLim 由图 10-9 查得接触疲劳寿命系数 = 0.95 HN K 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 = 1，由式 10-12 得S lim .550 0.95 522.5 1 HNH H K MPa S 安徽理工大学毕业设计（论文） 18 计算圆周速度 V 3.14 51 1000 2.67 60 100060 1