变量齿轮泵的设计

I核准通过，归档资料。未经允许，请勿外传！核准通过，归档资料。未经允许，请勿外传！变量齿轮泵的设计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9JWKffwvG#tYM*Jg左端用轴端挡圈定位，Id m按轴端直径取挡圈直径 = 22 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 = 30Dm1L8，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m应略短一些，先取 =28 。Ilm3.3.2.2 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Idm6，其尺寸 =22 40 12 ， 故 = =22 ;而DT VIdIm=12 。VIlm3.3.2.3 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Bm段应略短于轮毂宽度，故取 =13 。IVl3.3.2.4 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IVdm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 ;齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 (0.07 0.1) ,取 =2.5 ，则轴环处直径hdhm=31 ，轴环宽度 ， 取 =5 。IVdm1.4bIVl3.3.2.5 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hm=27 ，并取长度略长些，取 =32 。VI VIl3.3.2.6 左轴承左端面采用轴承端盖进行定位，取轴承端盖长度为 12 。轴承端盖放于左泵盖中，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 。Ilm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 ，bhl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，l齿轮与轴的配合为 /n3.3.3.2 键的强度校核9(1)A 型键的材料为钢，查手册得许用挤压应力 =100120MPa,取 pp=110MPa,键的工作长度 =25-6=19 ,键与轮毂键槽的接触高度lLbm=0.56=30.5khm由式 =73.54MPa ,故符合要求。33219.82510pTkldp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 pp=110MPa,键的工作长度 =10 ，键与轮毂键槽的接触高度lLm=0.57=3.50.5kh由式 =87.52MPa ,故符合要求。33219.825106pTkldp键的标记为：键 B810 GB1096-793.3.4 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 2m3.3.5 求作用在齿轮上的力= 239.8235/0.051=1561.712tFTdN= 1561.71tan20= 568.41anrt=1561.71/cos20= 1661.93cos3.3.6 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 3-3 轴的受力分析图 10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 3-4 轴的载荷分析图由以上图可以计算：表 3-1 截面 C 载荷值载荷 水平面 H垂直面 V支反力 F=863.53 , =698.181NH2NF=314.30 , =254.111NVF2NF弯矩 =32814.28M.m=11943.30M.m总弯矩 = =34920.192HV.扭矩 T=39823.5T.N113.3.7 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=24.07MPa2 22 233490.1.698.5caMTW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。1ca3.3.8 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AIBI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。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CV 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 3330.1.21064.8Wdm抗扭截面系数 29T截面 III 左侧的弯矩 为M8.5349. 7.3Nm截面 III 上的扭矩 为= 39823.5T.m截面上的弯曲应力289472.19106.bMPaMW截面上的扭转切应力123982.51.706TMPaW轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得=640MPa， =275MPa， =155MPa。B11截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按附表 3-2 查取。因=0.068， ，经插值后可查得.52rd26Dd=1.859, =1.418又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为=0.78， =0.80q故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为110.78.591.670k434由附图 3-2 的尺寸系数 ；由附图 3-3 的扭转尺寸系数 。.85 .92轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 .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 1.67012.0585.9kK.34.372.又由3-1 及3-2 得碳钢的特性系数，取 =0.10.1，取 =0.055于是，计算安全系数 值，按式（15-6）（15-8）则得caS12754.92.0.190amK 1 10.68.83.22aS.24910645ca S故可知其安全。3.3.8.3 截面 III 右侧13抗弯截面系数 W 按表 15-4 中的公式计算。 3330.1.26175.6dm抗扭截面系数 2T弯矩 及弯曲应力为M38.4920.18947.76.5.bNmMPaW扭矩 及扭转切应力为T398251.3TNmPa过盈配合处的 ，由附表 3-8 用插值法求出，并取 ，于是得k 0.8k=2.624 0.8264.92k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 112.642.70.9kK86.所以轴在截面 III 右侧的安全系数为 12756.159.16.40amSK1 2.37.38.2a2.6591.75.01.5.caSS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。143.4 从动轴的计算3.4.1 轴的结构设计图 3-5 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m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 =12 28 8710C7/6HdDBm。则 =12 ；同时为使其在左泵盖内部，取其长度 =62 。mId Il3.4.1.2 II-III 轴段在其内部腔体内，而腔体直径为 57 ，故 =57 ,取Id其长度 =5 .Il3.4.1.3 由一较大轴肩，取 =25 ，而其长度为 =70 ；同时在轴IVdmIVl段 I-II 处也有一轴套其直径 =25 。D3.4.1.4 轴段 IV-V 与轴段 III-IV 有一轴肩，去轴肩高度为 2.5 ，则m=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IVdm量特性轴段 IV-V 要稍长些，取 =40 ，并取一横截面，其宽度为 10IVl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 3-6 轴的受力分析图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 3-7 轴的载荷分析图由以上图可以计算：表 3-2 截面 C 的载荷值载荷 水平面 H垂直面 V支反力 F=780.85512NHFN=284.20512NVFN弯矩 =3357.6765M.m=1222.0815M.m总弯矩 = =3573.16032HV.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C弯曲应力即可。截面 的抗弯截面系数 C3330.1.217.8Wdm16截面 的弯曲应力 C357.1602.6828bMPaMW轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得 = 60MPa则 , 故安全。b13.4.3.2 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 2.83k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 112.832.370.9kK轴的材料为 45 钢,调质处理，由表 15-1 查得 = 275MPa 1所以截面 的安全系数为C1275.61.5.30.68amn SK,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 3-8 轴的刚度分析图挠曲线方程 ，其中 =8.62234.,08FxllylxEIlm式中 E-弹性模量，对于钢 E = 2.1 512NI-截面 C 的轴惯性力矩， I = /64（ ）4d417F-作用在从动齿轮上的径向力（ ）N则232max2.34.88lFlFlylEIEI代入数据得 35max52446.11048.06Nmy m对于安装齿轮的轴而言，允许的挠度 0.3ny 39则 ，故安全。maxy3.5 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 220 240HBs齿轮的齿数为 = 17Z3.5.2 齿面接触疲劳强度的计算齿面接触疲劳强度的校核公式 321HHEdKTuZ式中： -区域系数（标准直齿轮 a = 20时， = 2.5）HZ H-载荷系数K-齿轮转递的转矩T-齿宽系数d12uZ选载荷系数 = 1.3t选取齿宽系数 = 1d由机械设计中表 10-6 查得材料查的弹性系数 =189.8MPaHZ由图 10-21 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 = 550MPaLim由图 10-9 查得接触疲劳寿命系数 = 0.95HNK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Slim.50.92.5HNMPa18计算圆周速度 V 3.14502.67606dnv ms计算载荷系数根据 V = 3.29 ，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 = 1.1ms VK由表 10-3 查得 = =1.2HaKFa由表 10-2 查得使用系数 = 1A由表 10-4 查得 7 级精度齿轮相对支承非对称布置 230.8.60.1Hvdb23.015=1.391故载荷系数= KAVHaK= 11.11.21.391= 1.836则 3 32121.869.251 .89.HHEdTuZ.8MPa故合格3.5.3 齿根弯曲疲劳强度计算弯曲强度的校核公式 321FaSFFdKTYmZ由机械设计中图 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 = 380MPa102cE由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命 = 0.88FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 = 1.4 由式(10-12)得S.0.832.8614FNEKMPa计算载荷系数 K= AVFa=11.11.21.25 19= 1.65查取齿形系数由表 10-5 查得 = 2.97FaY查取应力校正系数由表 10-5 查得 = 1.52Sa选取齿宽系数 = 1d计算 323219.851.697.5FaSFdKTYmZ76.0FMP故合格3.6. 轴承的受力分析及寿命计算3.6.1 主动轴上的轴承受力分析及寿命计算主动轴上的轴承为单列圆锥滚子轴承，其型号为 329/22，其基本参数如下：表 3-3 单列圆锥滚子轴承 329/22 基本参数基本尺寸/mm 其他尺寸/mm 基本额定载荷/KNdDTBCarC0r22 40 12 12 9 8.5 15 20因为主动轴上的齿轮为标准直齿圆柱齿轮，齿轮不受轴向力，所以所选单列圆锥滚子轴承只承受径向载荷 ，则轴承的受力分析：rF图 3-9 单列圆锥滚子轴承受力分析图如图所示，201247.568.413.0382.rrrrFN查机械设计表 13-5 可得， ，则 Y=0,因此轴承的派生轴向力不存在，are轴承的当量动载荷应为： 112234.07.165932prPfFN由上表 3-3 可知 =15N, =20NrC0r验算寿命： 因为 , 验算轴承 1 即可。12P10663005.7hLn3578.h满足寿命，故合格。3.6.2 从动轴上的轴承受力分析及寿命计算从动轴上选用的轴承为角接触球轴承，其型号为 ，其基本参数如下：710C表 3-4 角接触球轴承 7100C 基本参数基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定载荷/KNdDBadaDr0rC12 28 8 14.4 25.6 6.7 5.42 2.65从动轴上安装的齿轮与主动轴上的一样也为标准直齿圆柱齿轮，齿轮不受轴向力，同理所选角接触球轴承也只承受径向载荷 ，则轴承的受力分析：rF图 3-10 角接触球轴承受力分析图如图所示，21342568.412.05rrFN由机械设计表 13-7 可得 drFe由机械设计表 13-5 可知由插值法计算 e=0.3586 ，则两轴承的派生轴向力340.398dre由 可得， X=1,Y=0, ，则轴承的当量动载荷应为：arFe4598a3431.2.05.341.06prPfF N由上表 3-4 可知 =5.42N, =2.65NC0r验算寿命： 366115.4206hLnP897.3h满足寿命，故合格。3.7 泵体的设计计算和强度校核3.7.1 泵体的设计计算选取泵体的长度为 158 ，其厚度即为齿轮的齿宽 15 ，因此选择相互对称mm的管螺纹 作为齿轮泵的进出油口。18G3.7.2 泵体的强度校核泵体的材料选择球墨铸铁 ,由机械手册查得其屈服应力 为602QTS。因为铸铁是脆性材料，所以其许用拉伸应力 的值应取屈服304MPa 极限应力，即此处 。35sa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220.41.3eysyRPMa式中： 泵体的外半径yRm齿顶圆半径e泵体的试验压力sPa一般取试验压力为齿轮泵最大压力的两倍，即 21530sPMPa代入数据可得 2 220.41.30.48.5eysyRMP2259.21MPa350sPa因此所选泵体的材料及其尺寸满足要求。第 4 章 齿轮泵其它部件的分析计算4.1 轴承端盖的设计计算在主动轴上的左轴承采用轴承端盖进行定位，轴承端盖选取凸缘式端盖，选取轴承端盖螺钉直径 =6 ，则其结构如图 4-1 所示：3dm图 4-1 凸缘式轴承端盖结构图0217dm，取.8.4e8e025.65D1.9.3202.70d3 m23由结构可得 4m其中 由密封尺寸确定，因为 ，则在轴承端盖上螺钉个数 ，1,bd10D4n均匀分布， 。1123,.b4.2 密封圈的设计计算4.2.1 主动轴轴承端盖处的毡封油圈毡封油圈如下图所示：图 4-2 毡封油圈结构图表 4-1 毡封油圈和沟槽尺寸轴径 d/m/1dD/mb/ /0dm/0D/1bm/222 21 32 3.5 13.5 4.3根据上表可得,012303另外 B=8 。4.2.2 从动轴上通用 O 型密封圈通用 O 型密封圈图形如下所示：24图 4-3 通用 O 型圈结构图表 4-2 通用 O 型圈（代号 G）尺寸项目 /1dm极限偏差/ m/2d极限偏差/ m轴径 d 12 11.8 0.172.65 0.09轴径 d 57 53.0 0.44 2.65 0.09轴径 d 25 25.0 0.22 1.80 0.08活塞 d 57 53.0 0.44 2.65 0.094.3 小圆螺母的设计计算从动轴上的小圆螺母如下图所示：标记示例：螺纹规格 = ，材料 45 钢，槽或全部热处理后硬度为DP12.5M,表面氧化的小圆螺母的标记：345HRC螺母 81021.5GBM注: 槽数 ：n0,4;,6nDn材料：45 钢25图 4-4 小圆螺母结构图表 4-3 小圆螺母相关尺寸 mht螺纹规格 DPkdaxinaxminC112.5M22 6 4.3 4 2.6 2 0.5 0.5