液壓傳動齒輪泵齒輪的設(shè)計與校核

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上齒輪泵的設(shè)計一、齒輪泵齒輪的設(shè)計與校核(一)、主要技術(shù)參數(shù)根據(jù)任務(wù)要求，此型齒輪油泵的主要技術(shù)參數(shù)確定為：理論排量：500ml/r額定壓力：2.5MPa額定轉(zhuǎn)速: 413r/min容積效率: 90%(二)、設(shè)計計算的內(nèi)容1.齒輪參數(shù)的確定及幾何要素的計算由于本設(shè)計所給的工作介質(zhì)的粘度為220，由表1.進(jìn)行插補(bǔ)可得此設(shè)計最大節(jié)圓線速度為2.6。節(jié)圓線速度V： 式中D節(jié)圓直徑（mm） n轉(zhuǎn)速表1.齒輪泵節(jié)圓極限速度和油的粘度關(guān)系液體粘度124576152300520760線速度543.732.21.61.25流量與排量關(guān)系式為：流量理論排量（ml/r）2.齒數(shù)Z的確定，應(yīng)

2、根據(jù)液壓泵的設(shè)計要求從流量、壓力脈動、機(jī)械效率等各方面綜合考慮。從泵的流量方面來看，在齒輪分度圓不變的情況下，齒數(shù)越少，模數(shù)越大，泵的流量就越大。從泵的性能看，齒數(shù)減少后，對改善困油及提高機(jī)械效率有利，但使泵的流量及壓力脈動增加。目前齒輪泵的齒數(shù)Z一般為6-19。對于低壓齒輪泵，由于應(yīng)用在機(jī)床方面較多，要求流量脈動小，因此低壓齒輪泵齒數(shù)Z一般為13-19。齒數(shù)14-17的低壓齒輪泵，由于根切較小，一般不進(jìn)行修正。3.確定齒寬。齒輪泵的流量與齒寬成正比。增加齒寬可以相應(yīng)地增加流量。而齒輪與泵體及蓋板間的摩擦損失及容積損失的總和與齒寬并不成比例地增加，因此，齒寬較大時，液壓泵的總效率較高.一般來說

3、，齒寬與齒頂圓尺寸之比的選取范圍為0.20.8，即： Da齒頂圓尺寸（mm） 4.確定齒輪模數(shù)。對于低壓齒輪泵來說，確定模數(shù)主要不是從強(qiáng)度方面著眼，而是從泵的流量、壓力脈動、噪聲以及結(jié)構(gòu)尺寸大小等方面。表2.齒輪對比表VZmB轉(zhuǎn)速n齒頂圓直徑比值50013890.23477.461200.751950014883.79443.361280.654650015878.20413.801360.575050016873.31387.941440.509150017860.00365.121520.453950018865.17344.841600.4072通過對不同模數(shù)、不同齒數(shù)的齒輪油泵進(jìn)行方案

4、分析、比較結(jié)果，由表2.確定此型齒輪油泵的齒輪參數(shù)如下：(1) 模數(shù)(2) 齒數(shù)(3) 齒寬(4) 理論中心距:(5) 實際中心距:(6) 齒頂圓直徑(7) 基圓直徑：(8) 基圓節(jié)距：(9) 齒側(cè)間隙：(10) 嚙合角：(11) 齒頂高：(12) 齒根高：(13) 全齒高(14) 齒根圓直徑：(15) 徑向間隙：(16) 齒頂壓力角：(17) 分度圓弧齒厚：(18) 齒厚：(19) 齒輪嚙合的重疊系數(shù)：(20) 公法線跨齒數(shù)：（n按四舍五入圓整為整數(shù)）(21) 公法線長度（此處按側(cè)隙 計算）：圖一.齒輪5. 油泵輸入功率： 式中：N - 驅(qū)動功率 (kw) p -工作壓力 (MPa) q -

5、 理論排量 (mL/r) n - 轉(zhuǎn)速 (r/min) - 機(jī)械效率，計算時可取0.9。(三)、校核此設(shè)計中齒輪材料選為40，調(diào)質(zhì)后表面淬火。 1.使用系數(shù)表示齒輪的工作環(huán)境（主要是振動情況）對造成的影響，使用系數(shù)的確定：表3.使用系數(shù)原動機(jī)工作特性工作機(jī)工作特性均勻平穩(wěn)輕微振動中等振動強(qiáng)烈振動均勻平穩(wěn)1.001.251.501.75輕微振動1.101.351.601.85中等振動1.251.501.752.0強(qiáng)烈振動1.501.752.02.25液壓裝置一般屬于輕微振動的機(jī)械系統(tǒng)所以按上表中可查得可取為1.35。2.齒輪精度的確定齒輪精度此處取7。表4.各種機(jī)器所用齒輪傳動的精度等級范圍機(jī)器

6、名稱精度等級機(jī)器名稱精度等級汽輪機(jī)3 6拖拉機(jī)6 10金屬切削機(jī)床3 8通用減速器6 9航空發(fā)動機(jī)4 8鍛壓機(jī)床6 9輕型汽車5 8起重機(jī)7 10載重汽車7 9農(nóng)業(yè)機(jī)械8 113. 動載系數(shù)表示由于齒輪制造及裝配誤差造成的不定常傳動引起的動載荷或沖擊造成的影響。動載系數(shù)的實用值應(yīng)按實踐要求確定，考慮到以上確定的精度和輪齒速度，偏于安全考慮，此設(shè)計中取為1.1。4.齒向載荷分布系數(shù)是由于齒輪作不對稱配置而添加的系數(shù)，此設(shè)計齒輪對稱配置，故取1.26。5.一對相互嚙合的齒輪當(dāng)在嚙合區(qū)有兩對或以上齒同時工作時，載荷應(yīng)分配在這兩對或多對齒上。但載荷的分配并不平均，因此引進(jìn)齒間載荷分配系數(shù)以解決齒間載荷

7、分配不均的問題。對直齒輪及修形齒輪，取=16.彈性系數(shù) 單位表5.彈性模量齒輪材料彈性模量配對齒輪材料灰鑄鐵球墨鑄鐵鑄鋼鍛鋼夾布塑料206007850鍛鋼162.0181.4188.9189.8鑄鋼161.4180.5188球墨鑄鐵156.6173.9灰鑄鐵143.7此設(shè)計中齒輪材料選為40，調(diào)質(zhì)后表面淬火，由表5.可?。簣D二.彎曲疲勞壽命系數(shù)彎曲疲勞壽命系數(shù)7. 選取載荷系數(shù) K=1.38. 齒寬系數(shù)的選擇：齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核對一般的齒輪傳動，因絕對尺寸,齒面粗糙度，圓周速度及潤滑等對實際所用齒輪的疲勞極限影響不大，通常不予以考慮，故只需考慮應(yīng)力循環(huán)次數(shù)對疲勞極限的影響即可。齒輪的許用應(yīng)力

8、按下式計算：S疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)。對解除疲勞強(qiáng)度計算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲，振動增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故可取 。但對于彎曲疲勞強(qiáng)度來說，如果一旦發(fā)生斷齒，就會引起嚴(yán)重事故，因此在進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算時取 。壽命系數(shù)。彎曲疲勞壽命系數(shù)查圖一。循環(huán)次數(shù)N的計算方法是：設(shè)n為齒輪的轉(zhuǎn)速（單位是r/min）；j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；為齒輪的工作壽命（單位為h），則齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N按下式計算：(1)設(shè)齒輪泵功率為，流量為Q，工作壓力為P，則 (2)計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（3）(4)(5)按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 (6)計算循環(huán)應(yīng)力次數(shù) （7）由機(jī)設(shè)圖

9、P209圖10-21（d）取接觸疲勞壽命系數(shù)(8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為0.1，安全系數(shù)S=1（9）計算接觸疲勞強(qiáng)度： 齒數(shù)比 齒根彎曲強(qiáng)度校核(1)由機(jī)械設(shè)計P208圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 (2)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)(3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)則： (4)載荷系數(shù) (5)查取齒形系數(shù) 應(yīng)力校正系數(shù)(6)計算齒根危險截面彎曲強(qiáng)度<所以，所選齒輪參數(shù)符合要求。二、卸荷槽的計算此處按“有側(cè)隙時的對稱雙矩形卸荷槽”計算。（1）兩卸荷槽的間距a:（2）卸荷槽最佳長度c的確定: （3）卸荷槽深度:三、泵體的校核泵體材料選擇球墨鑄鐵（QT60

10、0-02）。由機(jī)械手冊查得其屈服應(yīng)力為MPa。因為鑄鐵是脆性材料，因此其許用拉伸應(yīng)力的值應(yīng)該取為屈服極限應(yīng)力即的值應(yīng)為MPa泵體的強(qiáng)度計算可按厚薄壁圓筒粗略計算拉伸應(yīng)力計算公式為式中泵體的外半徑（mm）齒頂圓半徑（mm） 泵體的試驗壓力（MPa）一般取試驗壓力為齒輪泵最大壓力的兩倍。即：因為代數(shù)得考慮加工設(shè)計等其他因素，所以泵體的外半徑取為。四、滑動軸承的計算選擇軸承的類型：選整體式液體靜壓軸承，因為此種類類型的軸承用于低速輕載，且難以形成穩(wěn)定油膜。軸承材料選擇及性能計算軸承寬度表6.軸承材料材料類別牌號（名稱）p/MPav/m/spv/MPa.m/s最高工作溫度軸頸硬度、BHS鋁青銅ZCuA

11、ll0Fe3（10-3鋁青銅一般軸承的寬徑比B/d范圍在0.3-1.5，寬徑比小，有利于提高運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性，提高端卸量以降低溫度。但軸承寬度越小，軸承承載能力也隨之降低。綜合考慮寬經(jīng)比取0.5 所以軸承寬度 計軸頸圓周速度（1）按從動齒輪所受徑向力計算，兩滑動軸承所受徑向力之和為式中：p的單位為，和的單位為。 每個軸承所受徑向力為（2）軸承PV值（3）齒輪軸頸線速度（4）軸承單位平均壓力（比壓）（5）選擇軸瓦材料查機(jī)械設(shè)計中表12-2，在保證的條件下，選定軸承材料為ZCuAll0Fe3（6）換算出潤滑油的動力粘度已知選用的潤滑油的運(yùn)動粘度v=220cSt取潤滑油密度潤滑油

12、的動力粘度：（7） 計算相對間隙由式 ，取為0.00125（8）計算直徑間隙（9）計算承載量系數(shù)由式 （10）計算軸承偏心率根據(jù)的值查機(jī)械設(shè)計中表12-6，經(jīng)過查算求出偏心率（11）計算最小油膜厚度由式（12）確定軸頸、軸承孔表面粗糙度十點(diǎn)高度按照加工加工精度要求取軸頸表面粗糙度為0.8，軸承孔表面粗糙度為1.6，查機(jī)械械設(shè)計書中表7-6得軸頸，軸承孔。（13）計算許用油膜厚度取安全系數(shù)S=2,由式因，故滿足工作可靠性要求。（14）計算軸承與軸頸的摩擦系數(shù)因軸承的寬徑比B/d=0.5,取隨寬徑比變化的系數(shù)，計算摩擦系數(shù)（15）查出潤滑油流量系數(shù)由寬徑比B/d=0.5及偏心率查機(jī)械設(shè)計書中圖12

13、-16，得潤滑油流量系數(shù)（16）計算潤滑油溫升按潤滑油密度，取比熱容，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，由式（17）計算潤滑油入口溫度由式因一般取故上述入口溫度適合。（18）選擇配合根據(jù)直徑間隙，按GB/T1800.3-1998選配合,查得軸承孔尺寸公差為mm，軸頸尺寸公差mm。（19）求最大、最小間隙因，在，估算配合合用五、軸的強(qiáng)度計算軸的強(qiáng)度計算一般可以分為三種：1.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度或剛度計算；2.按彎矩合成剛度計算；3.精確強(qiáng)度校核計算。根據(jù)任務(wù)要求我們選擇第一種，此法用于計算傳遞扭矩，不受或受較小彎矩的軸。材料選用40Cr ，d-軸端直徑，mmT-軸所傳遞的扭矩，N.m P-軸所傳遞的功率，Kwn-軸的工作轉(zhuǎn)速,r/min-許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，Mpa又為，考慮有兩個鍵槽，將直徑增大，則：，考慮加工安全等其他因素，則取。軸在載荷作用下會發(fā)生彎曲和扭轉(zhuǎn)變形，故要進(jìn)行剛度校核。軸的剛度分為扭轉(zhuǎn)剛度和彎曲剛度兩種，前者用扭轉(zhuǎn)角衡量，后者以撓度和偏轉(zhuǎn)角來衡量。軸的扭轉(zhuǎn)剛度軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核是計算軸的在工作時的扭轉(zhuǎn)變形量，是用每米軸長的扭轉(zhuǎn)角度量的。軸的扭轉(zhuǎn)變形要影響機(jī)器的性能和工作精度。軸的扭轉(zhuǎn)角查機(jī)械設(shè)計手冊表