齒輪泵設計步驟

1、一、主要技術參數根據任務要求，確定齒輪泵的理論設計流量qt.、根據公式選定齒輪泵的轉速n,齒寬系數kb及齒數z1. 齒輪參數的確定及幾何要素的計算然后再由表一進行插補可得此確定設計的零件在工作時的工作介質的粘度,次設計的最大節(jié)圓線速度V。即：節(jié)圓線速度V:Dn100060式中D節(jié)圓直徑（mmn轉速表齒輪泵節(jié)圓極限速度和油的粘度關系液體粘度2/mm/s124576152300520760線速度Umaxm/S543流量與排量關系式為：Q0PonQo流量R理論排量（ml/r）2. 齒數Z的確定應根據液壓泵的設計要求從流量、壓力脈動、機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

2、下，齒數越少，模數越大，泵的流量就越大。從泵的性能看，齒數減少后，對改善困油及提高機械效率有利，但使泵的流量及壓力脈動增加。目前齒輪泵的齒數Z一般為6-19。對于低壓齒輪泵，由于應用在機床方面較多，要求流量脈動小，因此低壓齒輪泵齒數Z一般為13-19。齒數14-17的低壓齒輪泵，由于根切較小，一般不進行修正。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，齒寬與齒頂圓尺寸之比的選取范圍為，即：(0.20.8)1OOOq026.66Zm2Da齒頂圓尺寸(mr

3、h4. 確定齒輪模數。對于低壓齒輪泵來說，確定模數主要不是從強度方面著眼，而是從泵的流量、壓力脈動、噪聲以及結構尺寸大小等方面。通過對不同模數、不同齒數的齒輪油泵進行方案分析、比較結果，確定此型齒輪油泵的齒輪參數，最后得到齒輪的基本參數即模數m齒數Z齒寬b。得到齒輪的齒數后，若齒輪的齒數17則不會發(fā)生根切的現象，所以在這里不考慮修正，接下來按照標準公式計算齒輪的基本參數。(1) 理論中心距A0Dfmz(2) 實際中心距ADfmz(3) 齒頂圓直徑DemZ2(4) 基圓直徑DjDjmzcosn(5)基圓節(jié)距tjmcos(6) 齒側間隙齒側間隙cn0.010.08m(7) 嚙合角20(8) 齒頂高

4、h1.5m(9) 齒根高h1.25m(10) 全齒高h2.25mDiDe2h(11) 齒根圓直徑Di(12) 徑向間隙c°mADeDi22ZcosRe(13) 齒頂壓力角eRiarccosarccos（14）分度圓弧齒厚SfSfm2Cn2cosn(15)齒厚s(16)齒輪嚙合的重疊系數Sm2Ztanetann(17)公法線跨齒數KZ0.5180（18）公法線長度（此處按側隙Cn0計算）Lm2.9521n0.50.015z（19）油泵輸入功率Npqn10-3(kw)60m式中：N-驅動功率（kw）p-工作壓力（MPa）q-理論排量（mL/r）n-轉速（r/min）m-機械效率，計算時可

5、取。三、校核根據設計時選擇的材料對設計的齒輪進行校和計算1. 使用系數Ka表示齒輪的工作環(huán)境（主要是振動情況）對其造成的影響,使用系數Ka的確定:原動機工作特性工作機工作特性均勻平穩(wěn)輕微振動中等振動強烈振動均勻平穩(wěn)輕微振動中等振動強烈振動按照一般的工作經驗來看液壓裝置一般屬于輕微振動的機械系統所以按上表中可查得Ka可取為。2. 齒輪精度的確定齒輪精度此處取7表各種機器所用齒輪傳動的精度等級范圍機器名稱精度等級機器名稱精度等級汽輪機36拖拉機610金屬切削機床38通用減速器69航空發(fā)動機48鍛壓機床69輕型汽車58起重機710載重汽車79農業(yè)機械8113. 動載系數Kv表示由于齒輪制造及裝配誤差

6、造成的不定常傳動引起的動載荷或沖擊造成的影響。動載系數的實用值應按實踐要求確定，考慮到以上確定的精度和輪齒速度，偏于安全考慮，此設計中Kv取為。4. 齒向載荷分布系數Kh是由于齒輪作不對稱配置而添加的系數，此設計齒輪對稱配置，故Kh取。5. 一對相互嚙合的齒輪當在嚙合區(qū)有兩對或以上齒同時工作時，載荷應分配在這兩對或多對齒上。但載荷的分配并不平均，因此引進齒間載荷分配系數KhZe6.彈性系數單位以解決齒間載荷分配不均的問題。對直齒輪及修形齒輪，取Kh=112MPa，數值列表見表3表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1180001730002020002060007

7、850鍛鋼鑄鋼188球墨鑄鐵灰鑄鐵根據設計時選取的齒輪材料由上表確定的值彎曲疲勞強度壽命系數Kfn7. 選取載荷系數K1.38. 齒寬系數d的選擇bdi1. 齒面接觸疲勞強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，故只需考慮應力循環(huán)次數對疲勞極限的影響即可。齒輪的許用應力按下式計算limSS疲勞強度安全系數。對解除疲勞強度計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲，振動增大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故可取SSH1。但對于彎曲疲勞強度來說，如果一旦發(fā)生斷齒，就會引起嚴重事故，因此在進行齒根彎曲疲勞強度計算時取SSf255。K

8、n壽命系數。彎曲疲勞壽命系數Kfn查圖1。循環(huán)次數N的計算方法是：設n為齒輪的轉速(單位是r/min)；j為齒輪每轉一圈，同一齒面嚙合次數；Lh為齒輪的工作壽命(單位為h)，則齒輪的工作應力循環(huán)次數N按下式計算：N60njLh(1) 設齒輪泵功率為Pw，流量為Q,工作壓力為P,則巳P106Q103/60(2) 計算齒輪傳遞的轉矩69.5510PwddiZE查表可得(5)按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim(6)計算循環(huán)應力次數：N60njLh由機設圖取接觸疲勞壽命系數Khn(8)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為，安全系數S=1KHNlimS(9)計算接觸疲勞強度KKaKvKhKhFt2

9、Td1齒數比u1KFtu1比較h2.5Ze和值得大小，若前者小于后者就合格。bd1u2. 齒根彎曲強度校核(1)由圖查得齒輪的彎曲疲勞強度極限FE由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數Kfn(3) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S4則:KFNFES載荷系數KKaKvKhkh查取齒形系數YFa2.85應力校正系數YSa1.54(6)計算齒根危險截面彎曲強度f空匹若，空匕fbmbm則齒輪參數符合要求。三、卸荷槽的計算兩卸荷槽的間距此處按“有側隙時的對稱雙矩形卸荷槽”計算。（1）2mz2ncosnA(2)卸荷槽最佳長度c的確定cminmcos22mz212cosA2(3)卸荷槽深度hh0.8m四、泵體的校