【文章內(nèi)容簡介】 因素，將 2π用 6， 66 代替比較符合實際情況。 因此 3 )/( 10 3 mBzVm ?? 式中 B— 齒寬（ mm） V— 公稱排量（ ml/r） z— 齒輪齒數(shù) m— 模數(shù)（ mm） 根據(jù)額定壓力 P=10MPa 齒數(shù)選擇原則：目前齒輪泵的齒數(shù)一般為 z=，故要求流量均勻，因此低壓齒輪泵的齒數(shù)多取為 1320。對于高壓齒輪泵，要求有較大的齒根強度。為了減小軸承的受力，要減小齒頂圓直徑，這樣勢必 要增大模數(shù)、減少齒數(shù)，因此高壓齒輪泵的齒數(shù)較少，一般取 z=614。為了防止根切削弱齒根強度，齒形要求進行修正。 齒寬選擇原則：齒輪泵的流量成正比，增加齒寬可以相應的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的增加，因此，齒寬較大時液壓泵的總效率較高，但對于高壓齒輪泵，齒寬不宜過大，否則將使齒輪軸及軸承上的載荷過大使軸及軸承設計困難。一般對于高壓齒輪泵 B=(36)m，對于低壓齒輪泵B=(610)m。泵的工作壓力越高，上述系數(shù)應取得越小。 根據(jù)以上原則選擇齒數(shù) z=14， B/m=，代入數(shù)據(jù)得 中高壓外嚙合齒輪泵設計 6 1063 3 ?? ???m 取整得 m=5mm，齒輪的其他參數(shù)：壓力角 ??20? 變位系數(shù) 17317 )1417(1)(m inm in*m in ?????? zzhx za 齒寬 ???B mm （ 3）校核： 齒輪泵排量校核 %%10063 32 ??????? ?? 誤差小于 5 %，合格。 按齒根彎曲疲勞強度校核齒輪：因從動輪受力 大所以只需校核從動輪。 根據(jù)校核公式 ? ?FSaFadFYYmzKT ??? ?? 322 確定式中各參數(shù)： D=mz=5x14=70mm n＝（ V 60 1000）／（ π D）＝ 1287r／ min KWs rrmlMpapqP tt )m i n/60 m i n/1287/63(10 ?????? mmNmNnPT ???????? 3 8 ??? dBd? 查手冊得 : ? ? M p aYYKKKKKFSaFaVA220???????????? 將其代入得： ? ?FF Mpa ?? ? 325 ????? ???? 所以齒輪合格。 中高壓外嚙合齒輪泵設計 7 軸的設計與校核 ．齒輪泵的徑向力 齒輪泵工作時，作用在齒輪軸頸及軸承上的徑向力，由液壓力和齒輪嚙合力組成。 是指沿齒輪圓周液體壓力所產(chǎn)生的徑向力 F。液壓力的大小和方向取決于液體壓力沿齒頂圓周的分布情況，吸油腔區(qū)段（其夾角為 ?? ）受壓力 dp 的作用，壓油腔區(qū)段（其夾角為）受壓力 gp 的作用，吸壓油 腔之間的過渡段（其夾角為 ?? ??? ）所受的壓力是變化的（由 dp 升至 gp ）。為計算簡便，可近似認為吸壓油腔間的過渡段，承受沿齒輪圓周線性分布壓力，如圖 21 所示。 圖 21 齒輪圓周壓力的近似分布曲線 在實際設計時，齒輪所受的總液壓力 PF 亦可按下列近似公式計算 )( NpbDF eP ?? 液壓力作用在主動齒輪上產(chǎn)生的徑向力和作用在從動齒輪上產(chǎn)生的徑向力，其大小與方向完全相同。 是指兩齒輪嚙合是，由彼此在嚙合點的相互作用而產(chǎn)生的徑 力 TF 。 中高壓外嚙合齒輪泵設計 8 作用在主動輪上的嚙合力，其方向與作用在主動齒輪上的液壓力方向相反，可抵消一部分液壓力；作用在從動齒輪上的嚙合力，其方向與作用在從動輪上的液壓力方向相同，增大了徑向力。由于齒輪泵在工作過程中，嚙合點的位置在節(jié)點附近來回變動，所以嚙合力也是變化的。 在實際設計中，齒輪 軸頸所受的徑向力 F（包括液壓力和嚙合力），可按下列近似公式計算 )(.57 NpbDF e??主 )( NbDF e??從 齒輪泵的徑向力大，作用在齒輪軸軸頸及軸承上的負載大，這是妨礙齒輪泵提高性能和使用壽命的重要因素，如何減小齒輪泵的徑向力及提高齒輪軸軸頸及軸承的承載能力，是研究齒輪泵的主要課題之一。 要解決齒輪軸軸 頸及軸承的負載問題，可以從以下方面進行研究。 1. 減小徑向力 減小徑向力一直是從事高壓齒輪泵研制的科技人員的研究課題，因為軸承壽命與負載的 10/3（為滾針軸承；滾珠軸承為 3）次方成反比，也就是說，若軸承負載減小30%。壽命可延長 3 倍。減小徑向力的方法，較常用的可歸納為三種： （ 1）合理地選擇齒寬 b 和齒頂圓 直徑 D。 （ 2）縮小壓油口直徑，使壓力油僅作用在一個齒到兩個齒的范圍內(nèi)，這樣壓力油作用于齒輪上的面積減小，因而徑向力就相應的減小。 （ 3）開壓力平衡槽，這種方法使作用在軸承上的徑向力大大減小。但此種方法會使泵的內(nèi)泄漏增加，容積效率降低，所以很少使用此種方法。 軸的設計與校核 從動輪徑向力： KN mmmmMpapB DF er ? ?????? 最小軸徑計算 中高壓外嚙合齒輪泵設計 9 mmnPCd 271287 33m in ???? 綜合各方面考慮初步設計軸的結構尺寸圖如下： 圖 22 軸的受力分析 根據(jù)軸的彎矩平衡有： 中高壓外嚙合齒輪泵設計 10 ABFBCF rN ???2 所以有： KNBC ABFF rN ????? 再根據(jù)力平衡有： KNFFF NrN ????? A 點彎矩為 mNABFM rA ??????? ?? 8 33 根據(jù)以上的受力分析與計算可作得彎矩和扭矩圖如圖 22。并由此可知截面33,44,66 有可能是危險截面。下面用第三強度理論一一校核。 33 截面： 首先查得 40Cr 的許用正應力為 ? ? MPa90?? 由截面直徑為 40mm有抗彎截面系數(shù)為 : 36333 32 4032 mmmDW ??????? ?? 彎矩為： mNACFM N ????? 扭矩為： mNT ??100 應力為： ? ??? ?MP aW TM 62222 ?? ???? ? 所以此截面安全。 44 截面： 直徑為 35mm，有抗彎截面系數(shù)為 : 36333 3532 mmmDW ??????? ?? 彎矩為： 中高壓外嚙合齒輪泵設計 11 mNFM N ?????? 應力為： ? ??? ?MP aW TM 10089 62222 ?????? ? 所以截面安全。 66 截面只受扭矩，其直徑為 30mm，其抗扭截面系數(shù)為： 36333 16 3016 mmmDW t ???