液压传动齿轮泵齿轮的设计与校核.doc

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1、液压传动齿轮泵齿轮的设计与校核 齿轮泵的设计 一 、齿轮泵齿轮的设计与校核 (一)、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：500ml/r 额定压力：2.5MPa 额定转速: 413r/min 容积效率: 90% (二)、设计计算的内容 1.齿轮参数的确定及几何要素的计算 由于本设计所给的工作介质的粘度为220mm2/s，由表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： ?D?nV?1000?60 式中D节圆直径（mm） n转速 流量与排量关系式为：Q0?P0n Q0流量 P0理论排量（ml/r） 2.齿数Z的确定，应根据液压泵的设计要

2、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。 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，齿宽与齿顶圆

3、尺寸之比的选取范围为0.20.8，即： B?（0.20.8）Da B? 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。 1000q0 6.66Zm2 2.确定此型齿轮油泵的齿轮参数如下： (1) 模数m?8 (2) 齿数Z?16 (3) 齿宽b?74 (4) 理论中心距:A0?Df?mz?16?8?128mm (5) 实际中心距:A0?Df?mz?16?8?128mm (6) 齿顶圆直径De?m?Z?2?8?16?2?144mm (7) 基圆直径：Dj?mzcos?n?8?16?cos20?1

4、20.28mm (8) 基圆节距： cn?0.010.08?m?0.010.08?8?0.080.64(9) 齿侧间隙：tj?mcos?n?8?cos20?23.62 (10) 啮合角：?cos?n?20? (11) 齿顶高：ha?1?m?1?8?8 (12) 齿根高：hf?1.25m?1.25?8?10 (13) 全齿高h?2.25m?2.25?8?18 (14) 齿根圆直径：Di?De?2h?108 (15) 径向间隙：c0m?A?De 2?Di 2?2 (16) 齿顶压力角：?Rj e?R?z z?2cos?n)?33.35? e (17) 分度圆弧齿厚：s?mcn f?2?2cos?1

5、2.22612.524 n (18) 齿厚：s?m 2?12.566 (19) 齿轮啮合的重叠系数：?z?tan?e?tan? ?1.50 (20) 公法线跨齿数：n?Z? 180?0.5?2（n按四舍五入圆整为整数） (21) 公法线长度（此处按侧隙cn?0 计算L?mcos20?1.5708(2n?1)zinv20?8?1.4761(2n?1)?0.014z?37.22 图一.齿轮 5.油泵输入功率： p?q?n2.5?106?500?10?6 N?60? ?10-3 (kw)?400 60?0.9?9.25(kw) m： ） 式中：N - 驱动功率 (kw) p -工作压力 (MPa)

6、q - 理论排量 (mL/r) n - 转速 (r/min) ?m- 机械效率，计算时可取0.9。 (三)、校核 此设计中齿轮材料选为40Cr，调质后表面淬火。 1.使用系数KA表示齿轮的工作环境（主要是振动情况）对造成的影响，使用系数KA的确定： 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 齿轮精度此处取7。 3.动载系数KV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KV取为1.1。 4.齿向载荷分布系数KH?是由于齿轮作不对

7、称配置而添加的系数，此设计齿 轮对称配置，故KH?取1.26。 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 6.弹性系数ZE? 1 2 ?1?121?2? ?EE2?1? 单位MP 1 2a 此设计中齿轮材料选为40Cr，调质后表面淬火，由表5.可取： ZE?189.8(MPa) 12 图二.弯曲疲劳寿命系数 弯曲疲劳寿命系数 7.选取载荷系数 K=1.3 8.齿宽系数?d的选择：?d? b ?0.58 d 齿面接触疲劳强度校核 对一般

8、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 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?lim 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?1.251.5。 KN寿命系数。弯曲疲劳寿命系数KFN查图一。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； ，则齿轮

9、的工作应力循环次数N按下式计算： Lh为齿轮的工作寿命（单位为h） N?60 njLh (1)设齿轮泵功率为Pw，流量为Q，工作压力为P，则 Pw?P?106?Q?10?3/60?9.25(kw) (2)计算齿轮传递的转矩 9.55?106?PWT?220843.75N?mm n （3）?d?b74?0.513 d1128 1 2(4)ZE?189.8(MPa) (5)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 ?Hlim?850MPa (6)计算循环应力次数 N?60 njLh?60?1000?1?（2?8?300?15）?4.32?109 （7）由机设图P209图10-21（d）取接触疲劳寿命系

10、数KHN?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 ?H?KHN?lim?0.9?850MPa?765MPaS （9）计算接触疲劳强度：K?KAKVKH?KH?1.84 Ft?2T?3067.27N d1 齿数比u?1?H?2.5ZEKFtu?1?488.34 MPa ?H bd1u 齿根弯曲强度校核 (1)由机械设计P208图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 ?FE?650MPa (2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数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： ?F?KFN?FE S (4)载荷系数 K?394.64MP

11、a ?KAKVKH?KH?1.8711 (5)查取齿形系数YFa?3.46应力校正系数YSa?1.45 (6)计算齿根危险截面弯曲强度 ?F?KFtYSaYFa?57.12MPa <?F bm? 所以，所选齿轮参数符合要求。 二、卸荷槽的计算 此处按“有侧隙时的对称双矩形卸荷槽”计算。 0.4Re?1.3Ry Ry?Re2222?Ps?MPa? （1）两卸荷槽的间距a: m2z82?162a?cos?n?cos220?20.89 A136 （2）卸荷槽最佳长度c的确定: cminm2z22?mcos?cos?12.40 2A （3）卸荷槽深度:h?0.8m?0.8?8?6.4 三、泵体的

12、校核 泵体材料选择球墨铸铁（QT600-02）。由机械手册查得其屈服应力?s为300420MPa。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?的值应为300420MPa 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） 一般取试验压力为齿轮泵最大压力的两倍。 即： ps?2p?2?2.5?5MPa 因为 ?s? 代数得Ry?76.78mm 考虑加工设计等其他因素，所以泵体的外半径取为110mm。 四、滑动轴承的计算 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

13、于低速轻载，且难以形成稳定油膜。 轴承材料选择及性能 计算轴承宽度 表6.轴承材料 一般轴承的宽径比B/d范围在0.3-1.5，宽径比小，有利于提高运转稳定性，提高端卸量以降低温度。但轴承宽度越小，轴承承载能力也随之降低。综合考虑宽经比取0.5 B所以轴承宽度B?()d?0.5?35?17.5mm d 计轴颈圆周速度 ?ndV?0.73m/s 60x1000 （1）按从动齿轮所受径向力计算，两滑动轴承所受径向力之和为 F?0.85pBD.5?152?5652.5Ne?0.85?2.5?17 式中：p的单位为MPa，B和De的单位为mm。 每个轴承所受径向力为 F1?F2?F4845?2826.

14、25N 22 （2）轴承PV值 F?n2826.25?400?0.80MPa/m?s 19100B19100?74 （3）齿轮轴颈线速度 ?dn?152?400V?3.18m/s 60?100060?1000 （4）轴承单位平均压力（比压） F2826.25p?1.0625MPa d?B0.152?0.0175PV? （5）选择轴瓦材料 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 （6）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=220cSt 取润滑油密度?900kg/m3 润滑油的动力粘度： ?v?10-6?900?2

15、20?10-6?0.198Pa?s （7）计算相对间隙 由式 n94009（）（）?0.0001 ，取为0.00125 3131 109109 （8）计算直径间隙 ?d?0.00125?30?0.0375mm 44 （9）计算承载量系数 2F?22422.5?0.00125由式Cp?1.46 2?B2?0.198?0.63?0.015 （10）计算轴承偏心率 根据的值查机械设计中表12-6，经过查算求出偏心率?0.738 （11）计算最小油膜厚度 d?(1?)?4.91?m 2 （12）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为0.8，轴承孔表面粗糙度为1.6，

16、由式hmin?查机械械设计书中表7-6得轴颈Rz1?0.8?m，轴承孔Rz2?1.6?m。 （13）计算许用油膜厚度 取安全系数S=2,由式 ?h?S(Rz1?Rz2)?2?（0.8?1.6）?4.8?m 因hmin?h?，故满足工作可靠性要求。 （14）计算轴承与轴颈的摩擦系数 d1.5因轴承的宽径比B/d=0.5,取随宽径比变化的系数?计算摩擦（）?0.35，B 系数 2?400 ?f?0.5?0.5?0.00125?0.35?0.00858 6?p0.00125?2.5?10?0.198? （15）查出润滑油流量系数 由宽径比B/d=0.5及偏心率?0.738查机械设计书中图12-16，

17、得润滑油流量系数q?0.22 ?Bd （16）计算润滑油温升 按润滑油密度?900kg/m3，取比热容c?1800J/(kg?C)，表面传热系数?s?80W/(m2?C)，由式 0.00858)?2.5?106 ?t?25.365?C?q?s1800?900?0.22?c?vBd?0.00125?0.63?(f()p （17）计算润滑油入口温度 ?t25.365?50?C?37.3175?C 由式ti?tm?22 因一般取ti?35?40?C,故上述入口温度适合。 （18）选择配合 根据直径间隙?0.0375mm，按GB/T1800.3-1998选配合 0.0740尺寸公差为?35? ?0.0

18、20mm，轴颈尺寸公差?35?0.025mm。 F8,查得轴承孔h7 （19）求最大、最小间隙 ?max?0.099mm ?min?0.020mm 因?0.0375mm，在?max与?min之间，估算配合合用 五、轴的强度计算 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 ，?T?3555MPa，A0?11297 d?A0d-轴端直径，mm T-轴所传递的扭矩，N.m P9.25?A0?0.285A0 n400 T?9.55?106 P-轴所传递

19、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0.285A0为27.64531.92，考虑有两个键槽，将直径增大15%，则：dmin?27.645?1.15?31.79175， ?T?T?WT9.55?1060.2d39.25P9.55?106?34.365MPa? ?T30.2?31.79175 考虑加工安全等其他因素，则取35。 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。 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。

20、轴的扭转变形要影响机器的性能和工作精度。 T轴的扭转角?4?0.11?/m d 查机械设计手册表5-1-20可知满足要求。 2、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啊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?(0.010.03)mn?0.050.15 ?p?0.0010.002rad 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?0.85pBDe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?0.85pBDN e?0.85?2.5?15?152?4845 查机械设计手册可得 y?FblxF?44.5?89?7.57.522?1?0.5?()?0.000563?yp 6?104d46?104?35435 Faba2422.5?44.52 ?(1?)?1.5?0.0000799rad?p 44446?10?dl6?10?35 故可得轴满足要求。 主动轴轴伸依据GB/T2353.2-93选择67mm 图三.从动轴受力分析