【文章內(nèi)容簡介】 o s 2021 ??? ?? 山東協(xié)和學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 17 mmddb 4 2 8 0c o s1 9 2c o s 2022 ??? ?? 齒距： mmmp ???? ? 齒厚： mmms ?? ? 齒槽寬： mmme ?? ? 頂隙： mmmc c * ???? 標(biāo)準(zhǔn)中心距： ? ? ? ? mmma ZZ 21 ?????? 節(jié)圓直徑： mmdd 51139。1 ?? mmdd 192239。2 ?? 直齒齒輪節(jié)點嚙合系數(shù) ? 2s i n22c os1 39。 ??? ??? ?tg 山東協(xié)和學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 18 第三章 動力參數(shù)的設(shè)計 kwLM P aBmiippm i n/6015pBmtQ????????? 式中 ?Bm泵機械效率，一般可在 之間選取 Δ P泵的高低壓腔壓力差 mNkwnM p i ?????? ? 山東協(xié)和學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 19 第四章 齒輪泵的結(jié)構(gòu)設(shè)計 結(jié)構(gòu)形式的確定 減輕徑向力的結(jié)構(gòu)措施 合理地選擇齒寬 B 和齒頂圓直徑 De 縮小壓油腔的尺寸，即將壓出角(2π φ )減小為了減小作用在齒輪上的徑向力，壓出角 2π φ 越小越好，壓油腔的流速允許 3~5m/s，對不要求逆轉(zhuǎn)的齒輪泵，一般取 2π φ 45176。，有時為保證壓出口通道的過流面積，把壓出口在軸向方向拉長，使壓出口呈橢圓行。 山東協(xié)和學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 20 圖 4— 1 齒輪泵壓出角與吸入角示意圖 從提高吸油性能和避免汽蝕的角度出發(fā)，希望吸入角φ′越大越好，一般在 45176。 ~90176。，也可以將φ′擴大到 120176。，以保證吸油腔流速小于 1~2m/s。將壓油腔擴大到接近吸油腔側(cè)在工作過程中只有 1~2個齒起密封作用在軸套的外圈開有高壓油槽與高壓腔相通，工作時只有 1~2 個齒起密封作用，過渡區(qū)很小，而齒輪在很大的尖形角范圍內(nèi)作用有出口壓力 pg。此時齒輪上的徑向力得到了平衡 。 采用三片式結(jié)構(gòu) 由前泵蓋、泵體、后泵蓋組成，其優(yōu)點： 便于機械加工 壽命 便于雙出軸布置 齒輪與軸做成一體式 優(yōu)點：耐溫耐壓性高 缺點：制作成本較高 采用滑動軸承 山東協(xié)和學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 21 優(yōu)點： 工作平穩(wěn)、可靠、無噪聲。在液體潤滑條件下，滑動表面被潤滑油分開而不發(fā)生直接接觸，還可以大大減小摩擦損失和表面磨損，油膜還具有一定的吸振能力。 缺點：摩察系數(shù)大，功率消耗多；不適于大批量生產(chǎn)，互換性不好，不便于安 裝、拆卸和維修；內(nèi)部間隙大，加工精度不高；傳動效率低，發(fā)熱量大，潤滑維護不方便，耗費潤滑劑；載荷、轉(zhuǎn)速和工作溫度適應(yīng)范圍窄，工況條件的少量變化，對軸承的性能影響較大；不能同時承受徑向和軸向載荷。 確定高低壓腔尺寸 確定壓出角（ 2π φ ） = 40176。 吸入角 φ′ = 45176。 主動軸的計算 初步確定軸的最小直徑 已知軸上的功率 P=、轉(zhuǎn)速 n=1000r/min 、轉(zhuǎn)矩mNnpT ???? 8 2 3 ,選取軸的材料 為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 mmnpAd 330m in ??? 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d111? ，為了使所選的軸的直徑 d111? 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 TKT aca? ?? 山東協(xié)和學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 22 mmN ?? 按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選用 HL1 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 160 mmN? ，半聯(lián)軸器的孔徑 d= 19mm，故取 d111?= 19mm，半聯(lián)軸器長度 L = 42mm，半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長度 L1= 30mm 確定軸上圓角和倒角尺寸 兩軸端端倒角為 1 45 R= 1~2mm 求作用在齒輪上的力 NdTF t ???? NFF tr 5 6 1tan 20 ???? ?? NFF tn 6 6 1c o s/ 5 6 1c o s/ 20 ??? ?? 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖 如圖中軸上所受的力作受力分析得 圖 42 主動軸的受力分析圖 C 是軸山東協(xié)和學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 23 的危險截面。 圖 43 主動軸的載荷分析圖 由以上圖可以計算： 表 41 截面 C 載荷值 山東協(xié)和學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 24 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通 常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。根據(jù)式（ 155）及上表中的數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取α =，軸的計算應(yīng)力 ? ? ? ? M P aM P aWTMca 26 9 8 2 4 9 2 032222?????? ??? 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 151 查得 ? ??1?=60MPa。因此 ? ???1??ca，故安全。 精 確校核軸的疲勞強度 截面 A,II,B,III 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面 A,II,B,III 均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 IV 和 V 處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面 C 上的應(yīng)力最大。截面 IV 的應(yīng)力集中的影響和截面 III 的相近，但截面 IV 不受扭矩作山東協(xié)和學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 25 用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面 C 上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合 及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里中軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。截面 V 和 VI 顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 III 左右兩側(cè)即可。 III 左側(cè) 抗彎截面系數(shù) mmmmdW 3333 22 ???? 抗扭截面系數(shù) mmmmdWT 3333 1 2 22 ???? 截面 III 左側(cè)的彎矩 M 為 mmNmmNM ?????? 2894738 截面 III 上的扭矩 T 為 mmNT ?? 截面上的彎曲應(yīng)力 MP aMP aWMb ???? 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MP aTWTT ???? 軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表 151查得 ?B =640MPa， ?1? =275MPa，?1? =155MPa。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) ?? 及 ?? 按附表 32 查取。因 ??dr ， 2226?dD ，經(jīng)插值后可查得 ???， ??? 又由附圖 31 可 得軸的材料的敏性系數(shù)為 ?q?， ?q? 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表 34）為 ? ? ? ? 6 7 5 ???????? ???? qk ? ? ? ? 3 3 1 ???????? ? ??? qk 由附圖 32 的尺寸系數(shù) ?? =；由附圖 33 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)山東協(xié)和學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 26 ?? =。 軸按磨削加工，由附圖 34 得表面質(zhì)量系數(shù)為 ??????。 軸未經(jīng)表面強化處理，即 ?q=1，則按式（ 312）及式（ 312a）得綜合系數(shù)為 ??????? ?????? kK ??????? ?????? kK 又由167。 31 及167。 32 得碳鋼的特性系數(shù) ??=~，取 ??= ??=~，取 ??= Sca 值，按式（ 156） ~（ 158）則得 2751 ??????? ? ??? ????? mKS 2