(畢業(yè)設(shè)計(jì))外嚙合齒輪泵設(shè)計(jì)(編輯修改稿)
2024-09-10 11:14 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 齒輪泵排量校核誤差小于5 %，合格。按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒輪：因從動(dòng)輪受力大所以只需校核從動(dòng)輪。根據(jù)校核公式確定式中各參數(shù)：D mz 5x14 70mm查手冊(cè)得: 將其代入得：所以齒輪合格。 軸的設(shè)計(jì)與校核．齒輪泵的徑向力齒輪泵工作時(shí)，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）受壓力的作用，壓油腔區(qū)段（其夾角為）受壓力的作用，吸壓油腔之間的過渡段（其夾角為）所受的壓力是變化的（由升至）。為計(jì)算簡便，可近似認(rèn)為吸壓油腔間的過渡段，承受沿齒輪圓周線性分布?jí)毫?，如圖21所示。 圖21 齒輪圓周壓力的近似分布曲線在實(shí)際設(shè)計(jì)時(shí)，齒輪所受的總液壓力亦可按下列近似公式計(jì)算液壓力作用在主動(dòng)齒輪上產(chǎn)生的徑向力和作用在從動(dòng)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(diǎn)的相互作用而產(chǎn)生的徑力。作用在主動(dòng)輪上的嚙合力，其方向與作用在主動(dòng)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(dòng)齒輪上的嚙合力，其方向與作用在從動(dòng)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(diǎn)的位置在節(jié)點(diǎn)附近來回變動(dòng)，所以嚙合力也是變化的。在實(shí)際設(shè)計(jì)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(jì)算向力和提高齒輪軸軸頸及軸承負(fù)載能力的措施齒輪泵的徑向力大，作用在齒輪軸軸頸及軸承上的負(fù)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(fù)載問題，可以從以下方面進(jìn)行研究。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?yàn)檩S承壽命與負(fù)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(fù)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：合理地選擇齒寬b和齒頂圓 直徑D?？s小壓油口直徑，使壓力油僅作用在一個(gè)齒到兩個(gè)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(yīng)的減小。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(huì)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(shè)計(jì)與校核從動(dòng)輪徑向力：最小軸徑計(jì)算綜合各方面考慮初步設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸圖如下： 圖22 軸的受力分析根據(jù)軸的彎矩平衡有：所以有：再根據(jù)力平衡有：A點(diǎn)彎矩為根據(jù)以上的受力分析與計(jì)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(xiǎn)截面。下面用第三強(qiáng)度理論一一校核。33截面：首先查得40Cr的許用正應(yīng)力為由截面直徑為40mm有抗彎截面系數(shù)為:彎矩為：扭矩為： 應(yīng)力為：所以此截面安全。44截面：直徑為35mm，有抗彎截面系數(shù)為:彎矩為：應(yīng)力為：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：切應(yīng)力為：所以此截面安全。 卸荷槽尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算 困油現(xiàn)象的產(chǎn)生及危害齒輪泵在工作過程中，同時(shí)嚙合的齒應(yīng)多于一對(duì)，即重合度系數(shù)大于一（），才能正常工作。雖然從理論上講，重合度系數(shù)等于一，齒輪不會(huì)出現(xiàn)間斷吸壓油現(xiàn)象，也不產(chǎn)生困油現(xiàn)象，可以正常工作，但考慮到制造誤差，實(shí)際工作時(shí)嚙合系數(shù)往往會(huì)小于一。因而齒輪泵的輸油率就很不均勻，會(huì)出現(xiàn)時(shí)而輸油時(shí)而不輸油的不正?，F(xiàn)象，瞬時(shí)流量的差值可達(dá)30%左右，齒輪泵不能正常工作。當(dāng)重合度系數(shù)大于一時(shí)，齒輪泵在嚙合過程中，前一對(duì)齒尚未脫開嚙合，后一對(duì)齒已進(jìn)入嚙合，所以同時(shí)嚙合的齒就有兩對(duì)。%；，兩對(duì)齒同時(shí)嚙合的時(shí)間為26%。因此在兩對(duì)齒之間形成了和吸壓油腔均不相通的閉死容積，即困油容積，隨著齒輪的旋轉(zhuǎn)，閉死容積的大小還會(huì)發(fā)生變化，這就是困油現(xiàn)象。齒輪泵的困油現(xiàn)象，由于齒側(cè)間隙的大小不同，閉死容積變化曲線也不同。下面按有齒側(cè)間隙和無齒側(cè)間隙（或間隙很?。﹥煞N情況進(jìn)行分析。圖23為有齒側(cè)間隙的齒輪泵困油現(xiàn)象示意圖。當(dāng)新的一對(duì)齒在A點(diǎn)開始嚙合是，前一對(duì)齒在B點(diǎn)嚙合尚未脫開，在它們之間形成一個(gè)困油容積 ,此時(shí)的困油容積最大，由于存在齒側(cè)間隙，和是相通的（如圖23a）逐漸減小，逐漸增大，而整個(gè)困油容積逐漸減小，當(dāng)齒輪旋轉(zhuǎn)到兩個(gè)嚙合點(diǎn)（D、E）為最?。ㄈ鐖D23b）繼續(xù)減小，繼續(xù)增大，而逐漸增大，直到前對(duì)齒即將在C點(diǎn)脫離嚙合時(shí)，又增加到最大（如圖23c））））正處于最小位置，兩個(gè)卸荷槽的邊緣正好和嚙合點(diǎn)D和E相接。兩卸荷槽之間的距離a因保證困油容積在到達(dá)最小位置前始終和壓油腔相通。在最小位置時(shí)，困油容積既不和壓油腔相通，也不和吸油腔相通，過了最小位置后又始終和吸油腔相通。因此對(duì)a的尺寸要求很嚴(yán)，若a太大，困油現(xiàn)象不能徹底消除；若a太小，又會(huì)使吸油腔和壓油腔溝通，引起泄露，降低齒輪泵的效率。圖24 有齒側(cè)間隙的對(duì)稱雙矩形卸荷槽（2）對(duì)稱布置的雙圓形卸荷槽圖25所示為有齒側(cè)間隙的雙圓形卸荷槽。只要使圓形卸荷槽的圓周與困油容積處于最小位置時(shí)（見圖23b）的齒輪嚙合點(diǎn)D和E相交，即可達(dá)到卸荷目的。圖25 有側(cè)隙時(shí)的對(duì)稱雙矩形卸荷槽和對(duì)稱雙圓形卸荷槽的幾何關(guān)系有側(cè)隙的對(duì)稱雙卸荷槽，用于低壓齒輪泵已能滿足卸荷要求，但對(duì)于中高壓，高壓齒輪泵，尚有卸荷不完善的缺點(diǎn)。為徹底解決困油現(xiàn)象，采用向低壓側(cè)偏移的不對(duì)稱雙卸荷槽。無側(cè)隙（或側(cè)隙很?。┑膶?duì)稱雙卸荷槽，因兩卸荷槽之間的距離僅為有側(cè)隙雙卸荷槽的一半，卸荷是充分的，不需要向低壓側(cè)偏移的卸荷槽結(jié)構(gòu)。向低壓側(cè)偏移的不對(duì)稱雙卸荷槽開設(shè)原則是：在不使壓油腔與吸油腔溝通的前提下，使在壓縮到最小值時(shí)始終和壓油腔相通，即使兩個(gè)卸荷槽邊緣分別通過困油終了時(shí)的齒輪嚙合點(diǎn)F和困油開始時(shí)的齒輪嚙合點(diǎn)C（如圖25）。 卸荷槽尺寸計(jì)算 根據(jù)以上所述，此處可采用對(duì)稱式的矩形卸荷槽。（1）兩卸荷槽的間距計(jì)算公
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