【正文】 泵體的強度 過剩，造成材料的浪費，應該對其進行優(yōu)化，得到更加合理的機構。 該內(nèi)嚙合齒輪泵完成了給定的設計參數(shù)，但本人能力、經(jīng)驗有限，該設計還有需要改進的地方。對于浮動側板，為了實現(xiàn)它的軸向移動，合適選擇背壓室的面積、進出油孔的位置及大小。從得出的數(shù)據(jù)中選取了一組，并對它進行校核。泵的排量是由齒輪的多個參數(shù)決定的，排量是已知的，這是一個多變量的未知方程，有很多解。本文設計的漸開線內(nèi)嚙合齒輪泵額定工作壓力為 ，流量 350L/min，具有軸向間隙自動補償。連接法蘭的材料為鑄鋼 ，現(xiàn)行規(guī)范法蘭連接的設計主要以強度為依據(jù)，鑄鋼的機械性能完全能滿足法蘭強度的要求。 圖 前泵蓋結構圖 圖 后泵蓋結構圖 34 連接法蘭的設計 連接法蘭的結構簡圖如圖 所示。后泵蓋 作為齒輪泵體后側的終端部件，它能與泵體很好得配合，起到了很好的密 33 封作用，既防止了內(nèi)部油液的外漏，又避免了外部的污染物進入泵體內(nèi)部。泵蓋正反兩面的的圓形凸臺上都有一個密封槽，用以放置 O 形密封圈，起密封的作用。 前泵蓋主要起支撐小齒輪軸的作用，泵蓋上的兩個小孔，用來安裝穿過月牙板的兩根軸，起定位作用。 有分析結果可以知道，現(xiàn)有泵體的強度能夠滿足工作要求，但泵體有過多的強度剩余，這樣就造成了材料的浪費，應該對泵體進行優(yōu)化，適當改變它的形狀，減小應力小的地方的厚度。 圖 泵體等效應力分布圖 32 圖 泵體總變形分布圖 由 圖 可以看出 , 球墨鑄鐵 泵 體的等效應力主要分布在 泵體內(nèi)表面靠近左下角螺釘孔的位置，最大應力為 =?，此應力值遠小于材料的屈服極限值 320MPa 和抗拉強度值 500MPa。由于殼體分為高壓區(qū)和低壓區(qū)，低壓區(qū)的壓力為負值，忽略不計，所以在對殼體施加載荷時只在高壓油的出口通道的內(nèi)壁和高壓油區(qū)的內(nèi)壁施加 的壓力載荷，模擬內(nèi)嚙合齒輪泵在 額定工作壓力下的 運行情況。 （ 2）施加載荷并進行求解計算 ANSYS 軟件用來施加的載荷主要有下面的幾種：力、表面的分布載荷、位移的約束、體積載荷、慣性載荷、耦合場的載荷。選用線性單元 SOLID95 并采用 ANSYS 智能劃分網(wǎng)格方式，選用 2 31 級精度對殼體劃分網(wǎng)格。 由于內(nèi)嚙合齒輪泵在正常工作時，高壓油區(qū)和低壓油區(qū)處于穩(wěn)定狀態(tài)，壓力保持穩(wěn)定，所以殼體的強度和剛度分析屬于 ANSYS 結構分析中的靜力分析問題。這些部門往往要求較高的塑性、韌性、耐磨性、較好的耐熱性、能抵抗一定的機械沖擊、較好的尺寸穩(wěn)定性以及耐腐蝕性等 。 正是由于 它有這些優(yōu)異的性能，人們已經(jīng)用球墨鑄鐵成功地鑄造了一些強度及韌性要求高、受力復雜、要求較高耐磨性的零件。 泵體的材料為 球墨鑄鐵是一種球狀石墨，它是鑄鐵經(jīng)過球化和孕育后得到的。 m/s。 此種滑動軸承在有油潤滑條件下摩擦系數(shù)小而穩(wěn)定，耐磨性能好、抗沖擊性能好。 它的材料組織有四層，從里到外依次是： 1 是 改性聚四氟乙烯（ PTFE） 、 鉛（ Pb）及其它填充混合物 ，厚度 ?，一種耐磨材料，運作過程中可形成轉移膜以保護對磨軸； 2是 銅粉層 ，厚度 ?，提高 PTFE/Pb 與鋼板的結合強度，具有很好的承載能力和耐磨性， 同 時銅又是一種很好的導熱材料，可快速轉移軸承運作過程中產(chǎn)生的熱量； 3 是 低碳鋼 ，厚度?，提高軸承的承載能力和熱轉移作用。 中間的大孔是用來安裝滑動軸承的，滑動軸承起支撐軸作用。泵體和端蓋的結合面的地方，有一定寬度的連接凸緣，從 而 能夠改善齒輪泵的密封質(zhì)量和安裝精度。內(nèi)嚙合齒輪泵內(nèi)部 的形狀結構相對比較復雜， 內(nèi)部有安裝齒輪軸的孔，內(nèi)壁高壓區(qū)開有弧形溝槽，進油口開有較大的吸油窗口。 泵體的設計 泵體結構的分析 泵體的 結構圖 如圖 所示。然而，如果把背壓腔進油孔設成阻尼孔會使經(jīng)過壓縮的高壓油難以進入背壓腔，從而難以使浮動側板兩側壓力平衡使其穩(wěn)定工作 [16]。并且高壓油會經(jīng)過背壓腔的進油 孔 從出油孔竄入低壓腔，嚴重影響泵的容積效率。? 為嚙合角， 1a? 為小齒輪齒頂圓的壓力角。1 1 1 1 1 1( t a n t a n )baA C B A B C r ??? ? ? ?= （ ） 29 出油孔的覆蓋范圍應該為嚙合線上 39。 由 圖 有： 1 1 1 1r tanbaBA ?? （ ） 39。 為保證高壓腔中的液壓油順暢地進入背壓室，進油孔的大小取 5mm。? 為嚙合角， 2a? 為內(nèi)齒環(huán)齒頂圓的壓力角。2 2 2 2 2 2( t a n t a n )baA C B C B A r ??? ? ? ?= （ ） 28 圖 內(nèi)嚙合齒輪幾何關系圖 對于漸開線標準直齒圓柱齒輪，由齒輪傳動的幾何性質(zhì)知，進油孔覆蓋的范圍應為嚙合線上 39。 如圖 有： 39。根據(jù)高壓油進出的方向，我們稱孔 a 為進油孔，孔 c 為出油孔。同時，使 圓形的一 部分別通向小齒輪和內(nèi)齒環(huán) 的輪齒在此處嚙合時各自的齒谷位置，也就是易發(fā)生氣穴的密閉容積位置，這使得該處容易得到更多的油液，進而使消除氣穴更加徹底。這樣，背壓室的高壓油液經(jīng)過小孔 c 后，由于阻尼孔的壓力損耗，使油液的壓力很低，就不會對輪齒造成沖擊了。若將背壓室的油液直接補充到易發(fā)生氣穴的密閉容積，高壓的油液一定會對輪齒造成很大的沖擊。小孔 c 連通背壓室和低壓區(qū)的初始位置。這不是我們所期望看到的 。但這時候，該段容積還在 泵體的包圍之中，泵體 阻斷了其吸油的通路。當由小齒輪和內(nèi)齒環(huán)的一對輪齒及齒輪兩端的浮動側板組成的密閉容積由高壓區(qū)排完油進入低壓區(qū)的瞬間，其 27 體積最小。當壓油腔油液的壓力發(fā)生大小變化時，背壓室內(nèi)油液的壓力緊跟著發(fā)生大小變化，并且始終使 tF fF ，自動補償軸向間隙泄漏。 圖 浮動側板結構圖 孔 a 連通著壓油腔和背壓室 (如圖 所示 )。在背壓的作用下，齒輪泵兩側的浮動側板緊貼在小齒輪、內(nèi)齒輪和 月牙板 端面上。浮動側板背面有背壓室 b。因此，材料 5CrNiMO 完全能達到浮動側板的使用要求?；诖?，對浮動側板的材料選用合金鋼 5CrNiMO。 浮動側板結構、性能的優(yōu)劣是內(nèi)嚙合齒輪泵整體性能好壞的重要標志之一。 泵中軸向間隙的自動補償，就是通過浮動側板實現(xiàn)的。因此，材料 5CrNiMo 完全能達到 月牙板 的使用要求。基于此，對 月牙板 的材料選用合金鋼 5CrNiMo。所以，小齒輪齒頂與月牙板間隙取 ，內(nèi)齒輪齒頂與月牙板間隙取 。 這里以 46 號液壓油作為設計參考計算間隙大小。合適大小的縫隙既能保證良好的密封，又能最大程度減小功率損失。 這里采用的是固定式月牙板，有兩根軸通過月牙板將其固定在泵體和前泵蓋上。固定式月牙板結構簡單，但與齒輪齒頂之間的間隙不會變化。齒輪齒頂與月牙板之間的間隙，是內(nèi)嚙合齒輪泵內(nèi)泄漏的主要途徑之一。 小齒輪及軸的結構圖、內(nèi)齒輪的結構圖如下所示： 圖 小齒輪及軸的結構圖 24 圖 內(nèi)齒輪的結構圖 月牙板的設計 月牙板 位于兩齒輪之間，同齒輪的嚙合線一起把兩齒輪與側板圍成的密封腔分成兩部分，即吸油腔和壓油腔。設計出的齒輪副的參數(shù)如下： m=5, 1z =23,2z =35 其中分度圓壓力角 20o?? ，齒頂高系數(shù) *ah =1，頂隙系數(shù) *c =，變位系數(shù)?????？紤]該軸是一個齒輪軸，校核齒輪的右端面（靠近支撐點 B 的面），此處的當量彎矩為 22()caM M T???= （ ） 23 又抗彎截面系數(shù) 332dW ?? = 3cm ， 所以彎扭合成強度為 caca MW? ? = （ ） 顯然， ca? 1[]b?? ，故安全。 （ 5）轉矩按脈動循環(huán)變化計算，取 ? =，則 ? T= 按 22()caM M T???計算，并畫當量彎矩圖。 文獻 14 中 給出了 最大徑向力的近似公式 1rxF K Bmz p? （ ） 式中， xK 為最大徑向力系數(shù)，取 ， B 為齒寬。 （ 2）軸上受力分析 作用在齒輪軸上的力有徑向力和圓周力。 3）軸的結構設計 軸的結構設計見 圖（ ）， 軸的支撐形式見 圖（ ）。 21 ○ 9 軸的強度校核 1）選擇軸的材料 選擇軸的材料 20CrMnTi，經(jīng)淬火處理，其機械性能查表得： b? =1010MPa，s? =850MPa， 1?? =525MPa， 1?? =300MPa， 1[]b?? =90MPa。 ○ 8 輪齒彎曲強度校核 直齒圓柱齒輪的輪齒彎曲疲勞強度條件為 [13] 12312F F a Sa F PdKT Y Y Yzm ?????? （ ） 式中， K 為載荷系數(shù)，取 ； 1T 為小齒輪的轉矩，等于 ； d? 為齒寬系數(shù)，取 ； 1z 為小齒輪齒數(shù)，等于 23； m 為模數(shù)，等于 5mm； FaY 為載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)，其值取 ； SaY 為應力修正系數(shù)，其值取 ； Y? 為重合度系數(shù)，其 值取 ； FP? 為許用彎曲疲勞應力，等于 ； 將以上數(shù)據(jù)代入 式（ ） 中 得，輪齒彎曲疲勞強度 F? =， 小于 許用彎曲疲勞應力 。 將上述數(shù)據(jù)代入 公式（ ） 中得齒面接觸強度 h? = ，小于許用接觸疲勞應力。小齒輪的厚度顯然滿足這個要求。所以，不會產(chǎn)生齒廓重疊干涉。 對于 2 0?? 的高度變位齒輪和正變位齒輪，如果 2 1 2 1 m in( ) ( )z z z z? ? ?可不必校驗齒廓重疊干涉。2 2 2 1ta n ( ) ta naz z z????=59 * 11 4 ( )tan sin 2ahz ?? ???=56 顯然， 滿足條件，所以 小 齒輪不會產(chǎn)生過渡曲線干涉 ○ 5 校驗齒廓重疊干涉 一對內(nèi)嚙合齒輪傳動中，如果齒數(shù)差較小時，可能產(chǎn)生不在嚙合區(qū)域的齒廓發(fā)生相互重疊的現(xiàn)象，即嚙合終了的小齒輪齒頂在退出內(nèi)齒輪齒槽時，與內(nèi)齒輪齒頂發(fā)生重疊干涉，稱為齒廓重疊干涉。2 0 2 0 2 0 2 0 2( ) ta n ta n az z z????=26 顯然， 滿足條件，所以內(nèi)齒輪不會產(chǎn)生過渡曲線干涉 避免小齒輪齒根干涉條件 *39。1 1 2 1 2 0 2 0 2 0 2 0 2t a n ( ) t a n ( ) t a n t a naaz z z z z z? ? ? ?? ? ? ? ? （ ） 代入數(shù)據(jù)得 39。 避免內(nèi)齒輪齒根干涉條件 39。 ○ 4 校驗過渡曲線干涉 當小齒輪的齒頂與內(nèi)齒輪的齒根過渡曲線部分接觸，或者內(nèi)齒輪的齒頂與小 19 齒輪的過渡曲線部分接觸，便產(chǎn)生過渡曲線干涉。 查查文獻 [12]中 表 33 中 對應于 0z 及 0? 的 2minz ，若 2z 大于對應的 2minz ，即不會產(chǎn)生徑向切入頂切。 ○ 3 校驗插內(nèi)齒輪時，是否產(chǎn)生徑向切入頂切 加工內(nèi)齒輪時，插齒刀逐漸切入毛坯，在切入進給的同時，插齒刀與齒輪有范成運動。0202 022tan1 tan azz???? （ ） 將相應數(shù)據(jù)代入上式知，能夠滿足。1 1 2 21 [ ( ta n ta n ) ( ta n ta n ) ] 1 . 6 12a a azz? ? ? ? ??? ? ? ? ? ? ○ 2 校驗插內(nèi)齒輪時，是否使內(nèi)齒輪產(chǎn)生齒頂干涉頂切現(xiàn)象 這種頂切現(xiàn)象的實質(zhì)是：當內(nèi)齒輪的齒頂圓與嚙合線的交點低于插齒刀基圓與嚙合線的切點時，產(chǎn)生干涉頂切現(xiàn)象。 39?？紤]到輪緣上還要加工油孔，輪緣厚度取 20mm。*21 22afd d a c m? ? ?=171mm （ ） ○11 齒頂壓力角 小齒輪的齒頂壓力角 11 1co sarcco sa ad d ?? ?= （ ） 內(nèi)齒輪的齒頂壓力角 22 2co sarcco sa ad d ?? ?= 18 插齒刀的齒頂壓力角 0202 02c o sa rc c o sa ad d ?? ?= ○ 12 齒輪寬度 齒寬 b= 1mz? =69mm，元整后去 b=70mm。2 02 022fad d a??= （ ） ○10 齒頂圓直徑 小齒輪的齒頂圓直徑 39。0 2 2 0 2 39。 2 0 2022 0 22 ( ) t a nin v in v zz??? ? ???? ? （ ） 把相應數(shù)據(jù)代入上式得 39。 21()2ma a z z? ? ?=30mm （ ） ○ 3 中心距變動系數(shù) 實際中心距與理論中心距相等，所以中心距變動系數(shù) y=0。 齒輪基本參數(shù)的計算 ○ 1 嚙合角 由于內(nèi)小齒輪的變位系數(shù)相同，所以嚙合角等于分度圓壓力角，即 39。 運行上述代碼，得到一系列滿足條件的模數(shù)、齒數(shù)。)。,39。,39。,[m z1 z2 L],39。z