齿轮泵设计项目说明指导书.doc

武汉科技大学本科毕业设计（论文） 题 目： 中高压外啮合齿轮泵设计 姓 名： 专 业： 学 号： 指导老师： 武汉科技大学机械工程学院二0一三年五月 目 录摘 要IAbstractII1绪 论11.1 研发背景及意义11.2齿轮泵工作原理21.3 齿轮泵结构特点31.4外啮合齿轮泵基础设计思绪及关键技术32 外啮合齿轮泵设计52.1 齿轮设计计算52.2 轴设计和校核72.2.1齿轮泵径向力72.2.2减小径向力和提升齿轮轴轴颈及轴承负载能力方法82.2.3 轴设计和校核82.3 卸荷槽尺寸设计计算112.3.1 困油现象产生及危害112.3.2 消除困油危害方法132.3.3 卸荷槽尺寸计算152.4 进、出油口尺寸设计172.5 选轴承172.6 键选择和校核172.7 连接螺栓选择和校核182.8 泵体壁厚选择和校核18总 结19致 谢20参 考 文 献22摘 要外啮合齿轮泵是一个常见液压泵，它靠一对齿轮进入和脱离啮合完成吸油和压油，且均存在泄漏现象、困油现象和噪声和振动。减小外啮合齿轮泵径向力是研究外啮合齿轮泵一大课题，为减小径向力中高压外啮合齿轮泵多采取是变位齿轮，而且对轴和轴承要求较高。为处理泄漏问题，低压外啮合齿轮泵可采取提升加工精度等方法处理，而对于中高压外啮合齿轮泵则需要采取加浮动轴套或弹性侧板方法处理。困油现象引发齿轮泵强烈振动和噪声还大大所短外啮合齿轮泵使用寿命，处理困油问题方法是开卸荷槽。关键词：外啮合齿轮泵，变位齿轮，浮动轴套，困油现象，卸荷槽（此毕业设计取得优异毕业设计荣誉，共有5张零件图，1张装配图，而且有开题汇报、外文翻译、答辩稿，答辩ppt，确保让你毕业设计顺利过关！先找份好工作，不再为毕业设计而发愁！有需要零件图和装配图同学请联络QQ：）AbstractThe external gear pump is a commonly used hydraulic pumps, which rely on a pair of meshing gears into and out of oil and oil pressure to complete, and there are leakage, the phenomenon of trapped oil and noise and vibration. Reduce the external gear pump of the radial force is the external gear pump is a major issue, in order to reduce the radial force more pressure external gear pump uses a variable gear and the shaft and bearings are higher. To solve the leakage problem, low pressure gear pump and other methods can be used to solve higher precision, while for the high-pressure external gear pumps are needed to increase the floating sleeve or elastic side panels of the solutions. Phenomenon caused by trapped oil gear pump is also a strong vibration and noise are considerably shorter service life of external gear pump to solve the oil problem is trapped unloading opening slot. Key words：external gear pump, variable gear, floating shaft, trapping phenomenon, unloading tank 1绪 论1.1 研发背景及意义齿轮泵是在工业应用中利用极其广泛关键装置之一，尤其是在液压传动和控制技术中占有很大比重，它含有结构简单、体积小、重量轻、自吸性能好、耐污染、使用可靠、寿命较长、制造轻易、维修方便、价格廉价等特点L一”。但同时齿轮泵也还存在部分不足，如困油现象比较严重、流量和压力脉动较大、径向力不平衡、泄漏大、噪声高及易产生气穴等缺点，这些特征和缺点全部直接影响着齿轮泵质量。伴随齿轮泵在高温、高压、大排量、低流量脉动、低噪音等方面发展及应用，对齿轮泵特征研究及提升齿轮泵安全和效率已成为中国外深入研究课题。外啮合齿轮泵是应用最广泛一个齿轮泵( 称为一般齿轮泵)， 其设计及生产技术水平也最成熟。多采取三片式结构、浮动轴套轴向间隙自动赔偿方法， 并采取平槽以减小齿轮( 轴承) 径向不平衡力。现在，这种齿轮泵额定压力可达25 MPa。不过, 因为这种齿轮泵齿数较少，造成其流量脉动较大因为齿轮泵在液压传动系统中应用广泛，所以，吸引了大量学者对其进行研究。现在，中国外学者相关齿轮泵研究关键集中在以下方面：齿轮参数及泵体结构优化设计；齿轮泵间隙优化及赔偿技术；困油冲击及卸荷方法；齿轮泵流量品质研究；齿轮泵噪声控制技术；轮齿表面涂覆技术；齿轮泵变量方法研究；齿轮泵寿命及其影响原因研究；齿轮泵液压力分析及其高压化路径；水介质齿轮泵基础理论研究 。综上所知，对齿轮泵自主研发和设计对中国尤为关键。尤其是在提升其效力和降低噪音和振动方面。伴随社会发展，齿轮泵更广泛被应用于多种工业，工业自动化程度越来越高，需要达成精度也越高，市场竞争越来越猛烈。这就要求齿轮泵设计制造在秉承了原有优异技术之外，要不停攻克新技术难点。此次研究在达成课题给出条件要求之外努力争取改善外啮合齿轮泵以下难点：（1）高压化；（2）低流量脉动；（3）低噪声；（4）大排量；（5）变排量，为社会工业发展提供性能更强、更稳定外啮合齿轮泵。本论文针对怎样降低外啮合齿轮泵输出流量脉动和噪声并努力争取在保持外啮合齿轮泵结构和工艺在各类液压泵中最简单，在价格、可靠性、寿命、抗污染和自吸能力强优势上开展了对齿轮泵工作机理分析和研究。本论文在对外啮合齿轮泵工作原理和流量脉动机理分析基础上，为外啮合齿轮泵结构设计奠定基础。 在此基础上进行了外啮合齿轮泵结构设计，经过建立外啮合齿轮泵齿轮优化数学模型，优化计算出使输出流量脉动最小齿轮参数。这对于促进机械装备技术进步、降低机械装备制造成本含有十分关键意义，其应用前景将十分宽广.1.2齿轮泵工作原理外啮合齿轮泵工作原理图图1.2所表示： 图1-2齿轮泵工作原理图由图可见，这种泵壳体内装有一对外啮合齿轮。因为齿轮端面和壳体 端盖之间缝隙很小，齿轮齿顶和壳体内表面间隙也很小，所以能够看成将齿轮泵壳体内分隔成 左、右两个密封容腔。当齿轮按图示方向旋转时，右侧齿轮逐步脱离啮合，露出齿间。所以这 一侧密封容腔体积逐步增大，形成局部真空，油箱中油液在大气压力作用下经泵吸油 口进入这个腔体，所以这个容腔称为吸油腔。伴随齿轮转动，每个齿间中油液从右侧被带到 了左侧。在左侧密封容腔中，轮齿逐步进入啮合,使左侧密封容腔体积逐步减小，把齿间油 液从压油口挤压输出容腔称为压油腔。当齿轮泵不停地旋转时，齿轮泵吸、压油口不停地吸油 和压油，实现了向液压系统输送油液过程。在齿轮泵中，吸油区和压油区由相互啮合轮齿和泵体分隔开来，所以没有单独配油机构。齿轮泵是容积式回转泵一个，其工作原理是：齿轮泵含有一对相互啮合齿轮，齿轮（主动轮）固定在主动轴上，齿轮泵轴一端伸出壳外由原动机驱动，齿轮泵另一个齿轮（从动轮）装在另一个轴上，齿轮泵齿轮旋转时，液体沿吸油管进入到吸入空间，沿上下壳壁被两个齿轮分别挤压到排出空间汇合（齿和齿啮合前），然后进入压油管排出。 齿轮泵关键特点是结构紧凑、体积小、重量轻、造价低。但和其它类型泵比较，有效率低、振动大、噪音大和易磨损缺点。齿轮泵适合于输送黏稠液体。1.3 齿轮泵结构特点齿轮采取含有国际九十年人优异水平新技术-双圆弧正弦曲线齿型圆弧。它和渐开线齿轮相比，最突出优点是齿轮啮合过程中齿廓面没有相对滑动，所以齿面无磨损、运转平衡、无困液现象，噪声低、寿命长、效率高。该泵摆脱传统设计束缚，使得齿轮泵在设计、生产和使用上进入了一个新领域。 泵设有差压式安全阀作为超载保护，安全阀全回流压力为泵额定排出压力1.5倍。也可在许可排出压力范围内依据实际需要另行调整。不过此安全阀不能作减压阀长久工作，需要时可在管路上另行安装。 该泵轴端密封设计为两种形式，一个是机械密封，另一个是填料密封，可依据具体使用情况和用户要求确定。 1.4外啮合齿轮泵基础设计思绪及关键技术 外啮合泵关键由主、从动齿轮，驱动轴，泵体及侧板等关键零件组成。泵体内相互啮合主、从动齿轮和两端盖及泵体一起组成密封工作容积，齿轮啮合点将两腔隔开，形成了吸、压油腔，吸油腔内轮齿脱离啮合，密封工作腔容积不停增大，形成部分真空，油液在大气压力作用下从油箱经吸油管进入吸油腔，并被旋转轮齿带入压油腔。压油腔内轮齿不停进入啮合，使密封工作腔容积减小，油液受到挤压被排往系统，这就是齿轮泵吸油和压油程。在齿轮泵啮合过程中，啮合点沿啮合线，把吸油区和压油区分开。依据外啮合齿轮泵工作原理及外啮合齿轮泵设计方面资料，我们可总结出外啮合齿轮泵基础设计思绪以下：1.依据使用场所选择齿数。均匀性要求高通常取14到,20齿。要求低取6到14齿。2.依据需要排量计算模数。m=q/KZ(B/m)开三次根号。m是模数Z是齿数q是排量。K=6.66，B是齿宽(B/m)依据压力查表低压较大，高压较小3.齿轮变位。齿轮泵齿轮匀许根切但要确保根切情况下不漏油。所以通常要确保啮合线一直在根切部分以外。具体要查齿轮手册。依据以往经验14齿以上能够不变位。变位会使排量变小，所以需要变位时得把齿数再减小然后变位来凑出需要排量。齿轮是关键部件，至此关键工作结束。4. 轴设计和校核。5.开泄荷槽。通常全部是开那种矩形对称。并依据液压元件上公试计算其尺寸。6.计算吸油和排油口齿寸。7.选密封件、轴承、键等标准件。8.选择泵体壁厚画外壳。其中关键技术为齿轮设计和轴向间隙赔偿装置设计。 2 外啮合齿轮泵设计 2.1 齿轮设计计算（1）因为另外啮合齿轮泵是中高压齿轮泵所以材料强度要求较高，依据资料文件选择齿轮材料为40Cr。（2）确定参数 依据齿轮泵排量公式因为齿间容积比轮齿间体积稍大，考虑这一原因，将2用6，66替换比较符合实际情况。所以 式中 B齿宽（mm） V公称排量（ml/r） z齿轮齿数 m模数（mm）依据额定压力P=10MPa齿数选择标准：现在齿轮泵齿数通常为z=6-20.因为低压齿轮泵多应用在机床上，故要求流量均匀，所以低压齿轮泵齿数多取为13-20。对于高压齿轮泵，要求有较大齿根强度。为了减小轴承受力，要减小齿顶圆直径，这么势必需增大模数、降低齿数，所以高压齿轮泵齿数较少，通常取z=6-14。为了预防根切减弱齿根强度，齿形要求进行修正。 齿宽选择标准：齿轮泵流量成正比，增加齿宽能够对应增加流量而齿轮和泵体及盖板间摩擦损失及容积损失总和和齿宽并不成百分比增加，所以，齿宽较大时液压泵总效率较高，但对于高压齿轮泵，齿宽不宜过大，不然将使齿轮轴及轴承上载荷过大使轴及轴承设计困难。通常对于高压齿轮泵B=(3-6)m，对于低压齿轮泵B=(6-10)m。泵工作压力越高，上述系数应取得越小。依据以上标准选择齿数z=14，B/m=5.4，代入数据得取整得m=5mm，齿轮其它参数：压力角变位系数 齿宽mm（3）校核：齿轮泵排量校核 误差小于5 %，合格。按齿根弯曲疲惫强度校核齿轮：因从动轮受力大所以只需校核从动轮。依据校核公式确定式中各参数：D=mz=5x14=70mm n（V601000）（D）1287rmin 查手册得: 将其代入得： 所以齿轮合格。2.2 轴设计和校核2.2.1齿轮泵径向力齿轮泵工作时，作用在齿轮轴颈及轴承上径向力，由液压力和齿轮啮协力组成。1.液压力 是指沿齿轮圆周液体压力所产生径向力F。液压力大小和方向取决于液体压力沿齿顶圆周分布情况，吸油腔区段（其夹角为）受压力作用，压油腔区段（其夹角为）受压力作用，吸压油腔之间过渡段（其夹角为）所受压力是改变（由升至）。为计算简便，可近似认为吸压油腔间过渡段，承受沿齿轮圆周线性分布压力，图2-1所表示。 图2-1 齿轮圆周压力近似分布曲线在实际设计时，齿轮所受总液压力亦可按下列近似公式计算 液压力作用在主动齿轮上产生径向力和作用在从动齿轮上产生径向力，其大小和方向完全相同。2.啮协力 是指两齿轮啮合是，由相互在啮合点相互作用而产生径力。作用在主动轮上啮协力，其方向和作用在主动齿轮上液压力方向相反，可抵消一部分液压力；作用在从动齿轮上啮协力，其方向和作用在从动轮上液压力方向相同，增大了径向力。因为齿轮泵在工作过程中，啮合点位置在节点周围往返变动，所以啮协力也是改变。在实际设计中，齿轮轴颈所受径向力F（包含液压力和啮协力），可按下列近似公式计算 2.2.2减小径向力和提升齿轮轴轴颈及轴承负载能力方法 齿轮泵径向力大，作用在齿轮轴轴颈及轴承上负载大，这是妨碍齿轮泵提升性能和使用寿命关键原因，怎样减小齿轮泵径向力及提升齿轮轴轴颈及轴承承载能力，是研究齿轮泵关键课题之一。要处理齿轮轴轴颈及轴承负载问题，能够从以下方面进行研究。1. 减小径向力减小径向力一直是从事高压齿轮泵研制科技人员研究课题，因为轴承寿命和负载10/3（为滚针轴承；滚珠轴承为3）次方成反比，也就是说，若轴承负载减小30%。寿命可延长3倍。减小径向力方法，较常见可归纳为三种： （1）合理地选择齿宽b和齿顶圆 直径D。 （2）缩小压油口直径，使压力油仅作用在一个齿到两个齿范围内，这么压力油作用于齿轮上面积减小，所以径向力就对应减小。 （3）开压力平衡槽，这种方法使作用在轴承上径向力大大减小。但此种方法会使泵内泄漏增加，容积效率降低，所以极少使用此种方法。 2.改善齿轮轴材料及热处理性能2.2.3 轴设计和校核从动轮径向力：最小轴径计算 综合各方面考虑初步设计轴结构尺寸图以下： 图2-2 轴受力分析依据轴弯矩平衡有： 所以有： 再依据力平衡有： A点弯矩为依据以上受力分析和计算可作得弯矩和扭矩图图2-2。并由此可知截面3-3,4-4,6-6有可能是危险截面。下面用第三强度理论一一校核。3-3截面：首先查得40Cr许用正应力为由截面直径为40mm有抗弯截面系数为: 弯矩为： 扭矩为： 应力为： 所以此截面安全。4-4截面：直径为35mm，有抗弯截面系数为: 弯矩为： 应力为： 所以截面安全。6-6截面只受扭矩，其直径为30mm，其抗扭截面系数为： 切应力为： 所以此截面安全。2.3 卸荷槽尺寸设计计算2.3.1 困油现象产生及危害齿轮泵在工作过程中，同时啮合齿应多于一对，即重合度系数大于一（通常取1.05到1.15），才能正常工作。即使从理论上讲，重合度系数等于一，齿轮不会出现间断吸压油现象，也不产生困油现象，能够正常工作，但考虑到制造误差，实际工作时啮合系数往往会小于一。所以齿轮泵输油率就很不均匀，会出现时而输油时而不输油不正常现象，瞬时流量差值可达30%左右，齿轮泵不能正常工作。齿轮泵要平稳工作，齿轮啮合重合度必需大于1，于是总有两对齿轮同时啮合，并有一部分油液被围困在两对轮齿所围成封闭容腔之间。这个封闭容腔开始伴随齿轮转动逐步减小，以后又逐步加大。封闭腔容积减小会使被困油液受挤压而产生很高压力，而且从缝隙中挤出，造成油液发烧，并致使机件受到额外负载；而封闭腔容积增大又造成局部真空，使油液中溶解气体分离，产生气穴现象。这些全部将产生强烈振动和噪声，这就是齿轮泵困油现象。困油现象危害： 径向不平衡力很大时能使轴弯曲，齿顶和壳体接触，同时加速轴承磨损，降低轴承寿命。 消除困油方法，通常是在两侧盖板上开卸荷槽，使封闭腔容积减小时经过左边卸荷槽和压油腔相通，容积增大时经过右边卸荷槽和吸油腔相通。 齿轮泵困油现象，因为齿侧间隙大小不一样，闭死容积改变曲线也不一样。下面按有齿侧间隙和无齿侧间隙（或间隙很小）两种情况进行分析。图2-3为有齿侧间隙齿轮泵困油现象示意图。当新一对齿在A点开始啮合是，前一对齿在B点啮合还未脱开，在它们之间形成一个困油容积 ,此时困油容积最大，因为存在齿侧间隙，和是相通（图2-3a），当齿轮按图示方向旋转，逐步减小，逐步增大，而整个困油容积逐步减小，当齿轮旋转到两个啮合点（D、E）对称于节点P时，为最小（图2-3b）；当齿轮继续旋转，继续减小，继续增大，而逐步增大，直到前对齿立即在C点脱离啮合时，又增加到最大（图2-3c）。图2-3 有齿侧间隙齿轮泵困油区得形成和改变过程2.3.2 消除困油危害方法困油现象是齿轮泵不可避免技术问题，必需采取方法处理。消除困油危害通常是在于齿轮端面接触泵盖（或泵体、侧板、轴套、轴承座圈）上开卸荷槽。开卸荷槽总标准是：在确保高低压腔互不相通前提下，设法使困油容积和压油腔或吸油腔相通。卸荷槽结构形式，通常可分为三类：1.相对齿轮中心连线对称部署双卸荷槽（1）对称部署双矩形卸荷槽；（2）对称部署双圆形卸荷槽。2相对齿轮中心连线不对称部署双卸荷槽（1）向低压侧偏移不对称部署双卸荷槽；（2）向高压侧偏移不对称双卸荷槽（有齿侧间隙泵，通常不采取这种结构）。3单个卸荷槽（1）仅压油腔有卸荷槽；（2）仅吸油腔有卸荷槽。卸荷槽位置和齿轮齿侧间隙大小相关，无齿侧间隙或间隙很小时，其距中心线距离要小，只相当于有齿侧间隙二分之一。通常齿轮泵大全部含有齿侧间隙，所以这里只介绍有齿侧间隙卸荷槽。卸荷槽形状二分之一分矩形和圆形两种，在实际生产中，相对齿轮中心连线不对称部署双圆形卸荷槽应用较为普遍。下面简单介绍多个常见卸荷槽。1.相对齿轮中心连线对称部署双卸荷槽对称部署双卸荷槽位置，应确保以下条件：（a）当困油容积开始由大变小、液体受挤压时，该容积应和压油腔相通。（b）当困油容积为最小时，压油腔应和吸油腔隔开。（c）当困油容积开始由小变大时，该容积应和吸油腔相通。（1）对称部署双矩形卸荷槽图2-4所表示为有齿侧间隙对称双矩形卸荷槽结构图。图中困油容积正处于最小位置，两个卸荷槽边缘恰好和啮合点D和E相接。两卸荷槽之间距离a因确保困油容积在抵达最小位置前一直和压油腔相通。在最小位置时，困油容积既不和压油腔相通，也不和吸油腔相通，过了最小位置后又一直和吸油腔相通。所以对a尺寸要求很严，若a太大，困油现象不能根本消除；若a太小，又会使吸油腔和压油腔沟通，引发泄露，降低齿轮泵效率。图2-4 有齿侧间隙对称双矩形卸荷槽（2）对称部署双圆形卸荷槽图2-5所表示为有齿侧间隙双圆形卸荷槽。只要使圆形卸荷槽圆周和困油容积处于最小位置时（见图2-3b）齿轮啮合点D和E相交，即可达成卸荷目标。图2-5 有侧隙时对称双矩形卸荷槽和对称双圆形卸荷槽几何关系2.向低压侧偏移不对称双卸荷槽有侧隙对称双卸荷槽，用于低压齿轮泵已能满足卸荷要求，但对于中高压，高压齿轮泵，还有卸荷不完善缺点。为根本处理困油现象，采取向低压侧偏移不对称双卸荷槽。无侧隙（或侧隙很小）对称双卸荷槽，因两卸荷槽之间距离仅为有侧隙双卸荷槽二分之一，卸荷是充足，不需要向低压侧偏移卸荷槽结构。向低压侧偏移不对称双卸荷槽开设标准是：在不使压油腔和吸油腔沟通前提下，使在压缩到最小值时一直和压油腔相通，即使两个卸荷槽边缘分别经过困油终了时齿轮啮合点F和困油开始时齿轮啮合点C（图2-5）。2.3.3 卸荷槽尺寸计算 依据以上所述，此处可采取对称式矩形卸荷槽。（1）两卸荷槽间距计算公式： 式中:刀具齿形角; A两个齿轮实际中心距。无侧隙啮合方程 节圆直径计算公式 所以： 代入得： 高压侧和低压侧卸荷槽边缘和齿轮中心线之间距离 （2）卸荷槽深度h h大小影响困油容积排油速度。所以应依据困油容积改变率为最大值时，以卸荷槽中排油速度为标准，来确定卸荷槽尺寸h，即由上式可得 结合理论和试验，只要使，即可确保满足公式条件。 取h=6mm。（3）卸荷槽宽度c 卸荷槽宽度最小值应等于实际啮合线长度在中心线上投影，即 为了确保卸荷槽通畅，应使卸荷槽宽度，同时又考虑齿根圆以内（尤其是高压区）不宜开孔挖槽，以免减弱齿轮端面密封，引发端面泄露增加，使容积效率下降。故最好c值确实定标准为：使卸荷槽两端刚好和两个齿根圆相接。由此可得计算公式 取c=13.5。2.4 进、出油口尺寸设计依据,且出油口油速小于8m/s，进油口油速小于4m/s，算得：进油口，可选接头螺母G34 JB-75 M42X2，其内径为25mm出油口可选接头螺母G28 JB-75 M33X2，其内径,20mm2.5 选轴承从动轮径向力：最小轴径计算 依据轴承所受载荷及轴承内圈内径要求选择轴承型号为NA4907其关键参数以下：外径D=55mm,内径d=35mm,宽度B=20mm,基础额定静载荷2.6 键选择和校核 依据轴伸出端直径选择键型号为：键B8x32 GB/T1096-79。校核： 所以此键合格。2.7 连接螺栓选择和校核作用在“8”字形浮动轴套上轴向力：采取6个螺钉连接，则每个螺钉受力为依据得： 所以取螺栓为M10.2.8 泵体壁厚选择和校核 首先查得ZL203极限应力，取安全系数，参考资料初选壁厚为20mm. 依据材料力学知泵体每个微小单元可看做是受二向应力状态。其受力为： 所以壁厚符合要求。总 结齿轮泵是液压传动系统中常见液压元件, 在结构上可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵大类。外啮合齿轮泵优点是结构简单、尺寸小、重量轻、制造维护方便、价格低廉、工作可靠、自吸能力强、对油液污染不敏感等。缺点是齿轮承受不平衡径向液压力, 轴承磨损严重, 工作压力提升受到限制; 流量脉动大, 造成系统压力脉动大,噪声高。内啮合齿轮泵结构紧凑、尺寸小、重量轻, 而且因为齿轮同向旋转, 相对滑动速度小、磨损轻微、使用寿命长、流量脉动远比外啮合齿轮泵小, 所以压力脉动和噪声全部比较小。内啮合齿轮泵许可使用较高转速, 可取得较高容积效率。齿轮泵概念是很简单，即它最基础形式就是两个尺寸相同齿轮在一个紧密配合壳体内相互 齿轮泵啮合旋转，这个壳体内部类似“8”字形，两个齿轮装在里面，齿轮外径及两侧和壳体紧密配合。来自于挤出机物料在吸入口进入两个齿轮中间，并充满这一空间，伴随齿旋转沿壳体运动，最终在两齿啮合时排出。齿轮泵是一个容积式泵，其结构轻便紧凑，制造简单，工作可靠，维护保养方便。通常含有输送流量小输送压力高特点，且用于输送黏性较大液体。但工艺要求高，不易取得正确匹配。伴随齿轮泵在结构上不停完善，它也被用于中压、高压液压系统中，所以研究齿轮泵对农业和工业全部相关键意义。致 谢从开学到现在，已经过去两个多月了。在这多个月里，我得到了指导老师极大帮助。因为现在市面上相关齿轮泵书籍极少，她们不仅帮我们找到相关书籍资料，毕业设计我学到了不少东西，不仅有和毕业设计相关，还有部分其它专业知识。在此，我要衷心地对她们说一声：“您辛劳了，谢谢您！”衷心感谢学校这次毕业设计学习锻炼机会，经过这次毕业设计，我收获颇多，知识面有了很大提升，综合利用能力得到加强，能够说经过这么一次设计，我们才真正达成了毕业要求。首先，我感觉这次设计提升了我们处理实际问题能力。在一个实际题目目前，怎样才能处理问题呢？这不是哪本书上能说清楚。这就要求我们依据实际情况，分析实际问题，想出处理方案，这就是一个能力问题了。平时我们极少有这么机会，能把所学知识利用于处理实际问题当中，但这次设计就给了我们一个很好机会。其次，这次设计考验了我自学能力。在整个设计过程中，很多知识全部不是我以前所学过，尤其是软件应用方面。所以这让我意识到学习能力关键性，活学活用，才能立于不败之地。再次，这次设计锻炼了我综合利用知识能力。在设计时，我不仅要用到机械方面知识，还要用到很多计算机方面知识。怎样把握很多方面知识，综合利用这些知识，这就要求我们掌握关键，灵活利用，不然是难以处理设计中问题。最终在整个设计过程中，尤其感谢我指导老师周里群教授，是她悉心指导，耐心教育，我才得以处理很多百思不得其解问题，尤其是很多论文细节。全部这些，全部让我内心深处感激不尽！ 编写本说明书时，努力争取符合设计步骤，具体说明了齿轮泵设计方法，和多种参数具体计算方法，如齿轮，轴设计。本说明书在编写过程中，得到陈长庚老师和相关同学大力支持和热情帮助，在此谨以致意。再有要感谢一起学习生活同学们，和她们一次次交流使我得以不停进步和提升。我能够用心学习，顺利完成学业，和我父母培养、激励和支持是分不开，在此向她们表示最真挚感谢！感谢文中所引用文件全部作者们！再次感谢全部关心、支持和帮助过我老师、同学和好友们！因为本人设计水平有限，在设计过程中难免有错误之处，敬请各位老师批评指正。参 考 文 献1 李壮云.液压元件和系统.北京：机械工业出版社，.62 姜继海，宋锦春，高常识.液压和气压传动.北京：高等教育出版社，.53 何存兴主编.液压元件.北京：机械工业出版社，1982.64 曾详荣等.液压传动，北京：国防工业出版社，1980.35 张剑慈.液压齿轮泵轴向间隙密封.润滑和密封.066 侯东海，吴晓玲.外啮合斜齿轮泵间隙优化设计.机械设计.04.7 刘小年，杨月英.机械制图.北京：高等教育出版社，.78 胡凤兰.交换性和技术测量技术.北京：高等教育出版社，.29 倪小丹，杨继英，熊运昌主编.机械制造技术基础.北京：清华大学出版社，.3 10 郑贞平，曹成等编著.UGNX6数控加工入门.北京：高等教育出版社，,911 煤炭工业部，煤炭科学研究院上海研究所编.液压传动设计手册.上海：上海科学技术出版社，1986.212 洪钟德主编.简明机械设计手册.上海：同济大学出版社，.513 康百世朝田液压样本14 刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社,.715 高为国主编.机械工程材料基础.长沙：中南大学出版社，.716 Zhang L M，Kanda H，Brown D L，et al. A polyreference frequency domain method for modal parameters. ASME Paper，Number 85-Det-106.