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1、圖1 是外嚙合齒輪泵的工作原理圖。由圖可見，這種泵的殼體內裝有一對外嚙合齒輪。由于齒輪端面與殼體 端蓋之間的縫隙很小，齒輪齒頂與殼體內表面的間隙也很小，因此可以看成將齒輪泵殼體內分隔成 左、右兩個密封容腔。當齒輪按圖示方向旋轉時，右側的齒輪逐漸脫離嚙合，露出齒間。因此這 一側的密封容腔的體積逐漸增大，形成局部真空，油箱中的油液在大氣壓力的作用下經泵的吸油 口進入這個腔體，因此這個容腔稱為吸油腔。隨著齒輪的轉動，每個齒間中的油液從右側被帶到 了左側。在左側的密封容腔中，輪齒逐漸進入嚙合,使左側密封容腔的體積逐漸減小，把齒間的油 液從壓油口擠壓輸出的容腔稱為壓油腔。當齒輪泵不斷地旋轉時，齒輪泵的吸

2、、壓油口不斷地吸油 和壓油，實現了向液壓系統(tǒng)輸送油液的過程。在齒輪泵中，吸油區(qū)和壓油區(qū)由相互嚙合的輪齒和泵體分隔開來，因此沒有單獨的配油機構。 齒輪泵是容積式回轉泵的一種，其工作原理是：齒輪泵具有一對互相嚙合的齒輪，齒輪（主動輪）固定在主動軸上，齒輪泵的軸一端伸出殼外由原動機驅動，齒輪泵的另一個齒輪（從動輪）裝在另一個軸上，齒輪泵的齒輪旋轉時，液體沿吸油管進入到吸入空間，沿上下殼壁被兩個齒輪分別擠壓到排出空間匯合（齒與齒嚙合前），然后進入壓油管排出。 ?? 齒輪泵的主要特點是結構緊湊、體積小、重量輕、造價低。但與其他類型泵比較，有效率低、振動大、噪音大和易磨損的缺點。齒輪泵適合于輸送黏稠

3、液體 外嚙合齒輪泵的設計 設計齒輪泵時，應該在保證所需性能和壽命的前提下，盡可能使尺寸小、重量輕、制造容易、成本低，以求技術上先進，經濟上合理。 我們已知某潤滑油泵工作壓差=７０（bar）和排量q=62582(ml/r)用Y132S-4電動機作為原動機帶動油泵的正常工作。 一． 定刀具角和齒頂高系數 采用標準刀具，，齒頂高系數 二． 選齒數Z 排量與齒數，查資料《液壓文件》中查得（1-1）考慮到實際上齒間的容積比輪齒的有效體積稍大，所以齒輪泵的理論排量應比按式（1-1）計算的值大一些，并且齒數越少差值越大?？紤]到這一因素，就在公式（1-1）中乘以系數K以補償其誤差，則齒輪泵的排量

4、為 通常K=1.06～1.115，即．齒數少時取最小值（當Ｚ＝６時，可取K=1.115,而當Ｚ=20時，可取K=1.06）反映齒輪泵結構大小的尺寸---齒輪分度圓直徑(Df=Mz).若要增大排量,增大模數的辦法比增加齒數更為有利.若要保持排量不變,要使泵的體積很小,則應增大模數并減少齒數.減少齒數可減小泵的外形尺寸,但齒數也不能太小,否則不僅會使流量脈動嚴重,甚至會使齒輪嚙合的重迭系數<1,這是不允許的.一般齒輪泵的齒數Z＝６～３０．用于機床或其它對流量的均勻性要求較高的低壓齒輪泵，一般取Z＝１４～３０；用于工程機械和礦上極限的中高壓和高壓齒輪泵，對流量的均勻性要求不高．但要求結構尺寸小，作

5、用在齒輪上的徑向力小，從而延長軸承的壽命，就采用較少的齒數（Z＝９～１５）而近來新設計中高壓齒輪泵時，都十分注意降低齒輪泵的噪聲，因此所選齒數有增大的趨勢（取Z＝１２～２０）．只有對流量均勻性要求不高，壓力有很低的齒輪泵（如潤滑油泵）才選用Z＝６～８．所以我們初選齒數為＝11．齒輪泵所用的兩個齒輪等大 ，固傳動比ｉ＝１所以 三． 確定齒輪的模數m 　　　　由齒寬與齒頂圓的比值，得，即 對標準齒輪Ｃ＝２，對于“增一齒修正法”修正的齒輪Ｃ＝３將Ｂ的表達式代入排量近似公式得所以式中Ｋ=1.06～1.115齒數少時取大值，齒數多時取小值． 查資料知：

6、 表１ ３５ ７０ １０５ １４０ １６０ １ ０.８ ０.６ ０.４ ０.３５ 得模數m2.4,經查課本《機械設計》中表2我們應選取與該值接近的標準模數值m=2.5 四． 確定齒寬　 （mm）所以 五． 確定齒輪的其它參數 　　　　壓力角我們取標準值 選取標準值 分度圓直徑d　　 齒頂高 　　　　齒根高 　　　　齒全高h 　　　　齒頂圓直徑　 齒頂高系數 　　　　頂隙系數 (1).我們選用一般的齒輪材料，軟齒面的閉式傳動，查課本《機械設

7、計基礎》表12.1和表12.2選用45鋼，正火處理齒面硬度HBS230。齒輪油泵為一般機械中的齒輪傳動，我們處選8級精度。 (2).確定許用應力：由圖12.11c、圖12.14c分別查得 由表12.5查得和故 六． 選定工作油液 　　　　我們所用的工作油液為礦物油型（石油基）液壓油，普通液壓油。這種油液是以石油的精練物為基礎，加入各種改進性能的添加劑而成。 七． 確定齒輪泵的轉速n 齒輪泵一般都和原動機（電動機、內燃機等）直接連接，我們所用的電動機為Y132S-4型功率P=5.5kw,滿載轉速，所以其轉速n應于原動機的轉速一致。由流

8、量公式可知，轉速愈高，流量愈大。但轉速過高，由于離心力的作用，使油液不能完全充滿齒間，吸油不足導致了容積效率下降，產生氣蝕、震動和噪聲。因此就有最高的轉速限制。允許的最高轉速與工作油液的粘度有關，粘度越大，允許的最高轉速就愈低。 一般用限制齒輪頂圓圓周速度的辦法來確定最高轉速，以保證在工作中不產生氣蝕。不同粘度的油，起允許的圓周速度如表3所示。然后將允許的頂圓圓周極限速度換算成允許的極限轉速 表3 液體的運動粘度 齒頂圓周極限速度 5 4 3.7 3 2.2 1.6 1.25

9、 式中 ---頂圓直徑（mm）;---頂圓圓周極限線速度（m/s）. 另一方面齒輪泵的轉速也不能太低，因當工作壓力一定時，泵的泄露量也接近于一定值，它與轉速的關系不大，但轉速愈低，流量愈小，泄露量與理論流量比值愈大，溶劑效率愈低。所以還應對齒輪泵的最低轉速加以限制，其允許的最低頂圓圓周速度，可按以下經驗公式選取 式中　---齒輪泵高低壓腔差（bar）;---工作油液恩式粘度。 為了避免容積效率嚴重下降，在實際工作中都不允許泵的轉速低于300rpm. 八.校核排量是否符合原始設計參數中提出的要求 九．結構設計 （一） 結構形式的確定 在確定結構形式時應考慮以下幾個內容

10、1. 減輕徑向力的結構設施。 2. 是采用三片式結構（有前泵蓋、泵體、和后泵蓋組成，）還是采用兩片式結構（由殼體和前蓋組成）。 近年來其所以三片式結構得到廣泛應用，是因為三片式結構有以下優(yōu)點： （1） 毛坯制造容易，甚至可用型材切料； （2） 便于機械加工； （3） 便于布置雙向端面間隙的液壓自動補償，從而改善補償性能和提高壽命； （4） 便于雙出軸布置，根據需要可以串聯(lián)另一個齒輪泵。 3. 齒輪與軸做一個整體還是做成分離式通過鍵（或花鍵）連接 將齒輪和軸做成整體，其優(yōu)點是結構緊湊，裝配方便；將齒輪和軸作成分離式，其優(yōu)點是加工工藝性好，齒輪側面加工較容易，在平面磨床上很容易加工

11、相同的齒寬，這種結構在大排量泵中常見。 （二） 確定高低壓腔尺寸（包括壓出角、吸入角和吸壓油管道直徑） （三） 軸承負荷（徑向力）的計算 （四） 軸的計算 （1） 從我們的結構設計上看，采用的是齒輪軸，固齒輪軸也采用的是45鋼并作正火處理，由表14.1（課本---《機械設計基礎》）。查得。再由表14.5查得。 （2） 初步估算軸的最小直徑 由式 式中 C--- 由軸的材料和受載情況所決定的計算常數，見表14.4?。茫?18。mm考慮該處軸徑尺寸應當大于高速級軸頸處直徑，取根據軸上零件的定位、裝配和軸的工藝性要求，參考液壓元件中齒輪油泵（裝配表如上）初步確定中間軸的結構如下圖

12、 表14.4 軸常用材料的值和C值 軸的材料 Q235，20 35 45 40Cr,35SiMn 12～20 20～30 30～40 40～52 C 160～135 135～118 118～106 107～97 　注：當作用在軸上的彎矩比轉矩小或只受轉矩時，取較大值，Ｃ值取較小值；反之，取較小值，Ｃ值取較大值。 （3） 軸的結構設計、繪制草圖　根據估算所得的直徑，齒輪寬度和安裝情況等條件，對軸的結構和尺寸進行草圖設計。 各軸段直徑的確定 初選滾動軸承下，型號為6202 d=15 D=35 B=11 ；；；額定動負荷；額定靜負荷；極限轉速/（

13、）脂潤滑為17000、油潤滑為22000；軸頸直徑 退刀槽處直徑,, 齒輪1處直徑 軸7與電動機相連所以我們取以滿足電動機與齒輪軸之間的傳動。 2. 各軸段軸向長度的確定 按軸上零件的軸向尺寸和零件間相對位置，參考上表，確定出軸向長度，如圖所示。 　　　　?。ǎ矗┬：溯S的強度 a. 計算齒輪受力： 齒輪分度圓直徑：直齒齒輪軸所以 齒輪所受轉矩： 齒輪作用力： 圓周力： 徑向力： b. 畫出軸的受力簡圖：軸受力的大小和方向如圖所示 c. 畫出軸的垂直面受力圖，計算水平面內的約束力 和 ，如圖所示，并作出垂直面內的彎矩 圖，如圖所示。 （五） 從動軸的計算 1. 強

14、度計算（計算危險斷面C—C的強度（如圖） （1）.求支點反力 在計算中一般當作可動鉸鏈雙支點的梁。這種假設對于一個支座中只裝有一個滾動軸承或雖裝有兩個軸承但能自動調心是足夠精確的。如果同一支座中裝有兩個滾動軸承，但不能自動調心時，則不考慮外面的那個軸承，而將靠里面的軸承當作鉸鏈支承。 對于滑動軸承，這個假定性鉸鏈與齒輪端面的距離取為 。 由于齒輪兩端面的軸頸和滑動軸承的尺寸完全相同，所以兩個假象鉸鏈的支反力為 式中 q — 齒輪部分單位長度上的載荷（N/m）; B — 齒寬（m）； — 作用在從動齒輪上的總徑向力（N） （2）

15、.作用在危險斷面C—C處的彎曲扭矩 （3）.斷面C—C的抗彎斷面系數 式中 d 、—空心軸的外徑和內徑（m）。 當為實心軸時， （4）.斷面C—C的彎曲應力 （5）.求強度安全系數 從動軸上的彎曲應力是對稱循環(huán)的，即軸頸承受著變負荷。我們假定軸頸的彎曲是由于經常作用著平均彎曲力矩所產生的。 對稱循環(huán)的彎曲強度安全系數為 式中 — 材料的彎曲疲勞極限，對20CrMnTi =4900 bar; —彎曲的有效應力集中系數，值要根據、和值在“機械設計手冊”中選?。ㄆ渲蠨—從動齒輪節(jié)圓直徑，d

16、—軸頸直徑，r—軸頸與齒輪端面交接處的圓角半徑，—材料的抗拉強度）； —絕對尺寸對疲勞極限影響系數，值要根據材料和軸頸d值在“機械設計手冊”中選取。 2. 從動軸的剛度計算 由于從動軸上沒有扭矩作用，所以只計算它的彎曲剛度（撓度） 在采用滾動軸承的場合下，精確地計算軸頸的撓度是很重要的，因為使軸產生并不顯著的撓曲，就會引起在滾針或滾珠滾道邊緣上單位壓力的劇烈增加，很快就會損壞這些表面。 在采用滑動軸承的場合下，軸的撓曲使局部單位壓力劇增并使?jié)櫥湍ぴ獾狡茐?，造成軸承的撓傷。 為了防止這種破壞，首先必須盡可能減少軸的撓度。 在計算軸的撓度時，我們假定：a）對于滑動軸承或滾針軸承，軸

17、頸上所受的載荷可視為均布載荷；b) 載荷加在軸承的軸線上；c）從軸頸外端至齒輪端面，軸頸的直徑不變；d) 齒輪部分的變形可以忽略。其受力簡圖如圖所示。 則軸頸長度的中心A相對于齒輪端面C的撓度為 將和代入上式得 式中 E —彈性模量，對于鋼； I — 截面A的軸慣性力矩，； d、l—軸頸的直徑和長度（mm）; —作用在從動輪上的總頸向力（N）。 （六） 輪齒的強度（包括齒面接觸強度和輪齒彎曲強度）的計算 (1). 驗算齒根彎曲疲勞強度 由式校驗算齒根彎曲疲勞強度： 查課本《機械設計基礎》圖12.13查得查表12.4載荷系數K，原動機為電動機，工作機械載荷特性比較平穩(wěn)K=1。代入上式得，<{} 安全。 （2）.驗算圓周速度： 2.45（m/s） 查課本12.3知，選8級精度合適。 精度等級 圓周速度（直齒圓柱齒輪） 應用舉例 8（中等精度） 小于等于5 一般機械中的齒輪傳動，如機床、汽車和拖拉機中一般的齒輪；起重機中的齒輪；農業(yè)機械中的重要齒輪 （七） 軸承的設計計算 （八） 卸荷槽尺寸的計算 （九） 浮動軸承（或浮動側板、撓性側板）軸向液壓平衡的計算 （十） 泵提強度計算 （十一） 連接（泵蓋與泵體）螺釘（或螺栓）的計算 第 9 頁