齿轮泵课程设计.doc

北华大学课程设计说明书

课程名称: 机械基础综合课程设计
设计题目：外啮合直齿轮泵
所在学院: 机械工程学院
专业：机械设计制造及其自动化
年级学号: 液压11-1-02号
姓名: 张强
指导老师: 张玉峰 张金涛

一、课程设计任务书
题目：外啮合直齿轮泵
工作条件：使用年限15年(每年工作300天)，工作为二班工作制。
原始数据：理论排量：14ml/r；额定压力：2.5MPa；工作介质轴承油：68
注意事项：
课程设计任务书：
1）设计一套电机-泵组，直联立式安装泵带有安全阀
2）根据给定要求，完成总装配图和泵部件装配图，全部非标零件图；
3）完成全部零件三维实体造型，并进行数字装配；
4）完成标准件的计算选型
5）完成非标零件精度设计
6）完成非标零件生产工序卡设计
7）编写设计计算说明书一份（约7000字）。

二、齿轮的设计与校核
（一）、主要技术参数
根据任务要求，此型齿轮油泵的主要技术参数确定为：
理论排量：14ml/r
额定压力：2.5MPa
额定转速:1400r/min
容积效率:≥90%
（二）、设计计算的内容
1.齿轮参数的确定及几何要素的计算
由于本设计所给的工作介质的粘度为68，由表2.1进行插补可得此设计最大节圆线速度为3.77。
节圆线速度V：

式中D——节圆直径（mm）
n——转速
表2.1 齿轮泵节圆极限速度和油的粘度关系
液体粘度
12
45
76
152
300
520
760
线速度
5
4
3.7
3
2.2
1.6
1.25
流量与排量关系式为：

——流量
——理论排量（ml/r）
2.齿数Z的确定，应根据液压泵的设计要求从流量、压力脉动、机械效率等各方面综合考虑。从泵的流量方面来看，在齿轮分度圆不变的情况下，齿数越少，模数越大，泵的流量就越大。从泵的性能看，齿数减少后，对改善困油及提高机械效率有利，但使泵的流量及压力脉动增加。
目前齿轮泵的齿数Z一般为6-19。对于低压齿轮泵，由于应用在机床方面较多，要求流量脉动小，因此低压齿轮泵齿数Z一般为13-19。齿数14-17的低压齿轮泵，由于根切较小，一般不进行修正。
3.确定齿宽。齿轮泵的流量与齿宽成正比。增加齿宽可以相应地增加流量。而齿轮与泵体及盖板间的摩擦损失及容积损失的总和与齿宽并不成比例地增加，因此，齿宽较大时，液压泵的总效率较高.一般来说，齿宽与齿顶圆尺寸之比的选取范围为0.2～0.8，即：

Da——齿顶圆尺寸（mm）
4.确定齿轮模数。对于低压齿轮泵来说，确定模数主要不是从强度方面着眼，而是从泵的流量、压力脉动、噪声以及结构尺寸大小等方面。
通过取满足以上条件的不同模数、不同齿数的齿轮油泵进行分析、比较:
表2.2 齿轮泵各参数关系
q
Z
m
B
14
6
3
41.2
14
8
3
27.7
14
9
3
24.7
14
10
3
22.2
14
11
3
20.18
14
12
3
18.5
14
13
3
18.0
14
14
3
16.7
14
6
4
20.8
14
7
4
17.8
14
8
4
15.6
通过对不同模数、不同齿数的齿轮油泵进行方案分析、比较结果，确定此型齿轮油泵的齿轮参数如下：
（1）模数m=3
（2）齿数z=12
（3）齿宽b=19
因为齿轮的齿数为12，根切现象不明显，所以在这里不考虑修正，以下关于齿轮参数的计算均按标准齿轮参数经行。
（4）理论中心距
（5）实际中心距
（6）齿顶圆直径
（7）基圆直径

（8）基圆节距
（9）齿侧间隙

（10）啮合角
（11）齿顶高
（12）齿根高
（13）全齿高
（14）齿根圆直径

（15）径向间隙

（16）齿顶压力角
（17）分度圆弧齿厚

（18）齿厚s

（19）齿轮啮合的重叠系数

（20）公法线跨齿数

（21）公法线长度（此处按侧隙 计算）

(22)油泵输入功率

式中：N - 驱动功率 (kw)
p -工作压力 (MPa)
q - 理论排量 (mL/r)
n - 转速 (r/min)
- 机械效率，计算时可取0.9。

图2.1齿轮
三、校核
此设计中齿轮材料选为40，调质后表面淬火
1.使用系数表示齿轮的工作环境（主要是振动情况）对其造成的影响，使用系数的确定：
表2.3 使用系数
原动机工作特性
工作机工作特性
均匀平稳
轻微振动
中等振动
强烈振动
均匀平稳
1.00
1.25
1.50
1.75
轻微振动
1.10
1.35
1.60
1.85
中等振动
1.25
1.50
1.75
2.0
强烈振动
1.50
1.75
2.0
2.25
液压装置一般属于轻微振动的机械系统所以按上表中可查得可取为1.35。
2.齿轮精度的确定
齿轮精度此处取7
表2.4 各种机器所用齿轮传动的精度等级范围
机器 +名称
精度等级
机器名称
精度等级
汽轮机
3 ~ 6
拖拉机
6 ~ 10
金属切削机床
3 ~ 8
通用减速器
6 ~ 9
航空发动机
4 ~ 8
锻压机床
6 ~ 9
轻型汽车
5 ~ 8
起重机
7 ~ 10
载重汽车
7 ~ 9
农业机械
8 ~ 11
动载系数表示由于齿轮制造及装配误差造成的不定常传动引起的动载荷或冲击造成的影响。动载系数的实用值应按实践要求确定，考虑到以上确定的精度和轮齿速度，偏于安全考虑，此设计中取为1.1。
4.齿向载荷分布系数是由于齿轮作不对称配置而添加的系数，此设计齿轮对称配置，故取1.742。
5.一对相互啮合的齿轮当在啮合区有两对或以上齿同时工作时，载荷应分配在这两对或多对齿上。但载荷的分配并不平均，因此引进齿间载荷分配系数以解决齿间载荷分配不均的问题。对直齿轮及修形齿轮，取=1
6.弹性系数 单位——，数值列表见表2.5
表2.5 弹性模量

齿轮材料
弹性模量
配对齿轮材料
灰铸铁
球墨铸铁
铸钢
锻钢
夹布塑料
118000
173000
202000
206000
7850
锻钢
162.0
181.4
188.9
189.8

铸钢
161.4
180.5
188

球墨铸铁
156.6
173.9

灰铸铁
143.7

此设计中齿轮材料选为40，调质后表面淬火，由上表可取。

图2.2弯曲疲劳寿命系数
弯曲疲劳强度寿命系数
7.选取载荷系数
8.齿宽系数的选择

1.齿面接触疲劳强度校核
对一般的齿轮传动，因绝对尺寸,齿面粗糙度，圆周速度及润滑等对实际所用齿轮的疲劳极限影响不大，通常不予以考虑，故只需考虑应力循环次数对疲劳极限的影响即可。
齿轮的许用应力 按下式计算

S——疲劳强度安全系数。对解除疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声，振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取 。但对于弯曲疲劳强度来说，如果一旦发生断齿，就会引起严重事故，因此在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取 。
——寿命系数。弯曲疲劳寿命系数查图1。循环次数N的计算方法是：设n为齿轮的转速（单位是r/min）；j为齿轮每转一圈，同一齿面啮合次数；为齿轮的工作寿命（单位为h），则齿轮的工作应力循环次数N按下式计算：

(1)设齿轮泵功率为，流量为Q，工作压力为P，则

(2)计算齿轮传递的转矩

(3)
(4)
(5)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限
(6)计算循环应力次数

(7)由机设图10-19取接触疲劳寿命系数
(8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为0.1，安全系数S=1

(9)计算接触疲劳强度

齿数比

2.齿根弯曲强度校核
(1)由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
(3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数则：

(4)载荷系数
(5)查取齿形系数 应力校正系数
(6)计算齿根危险截面弯曲强度
<
所以，所选齿轮参数符合要求。

三、卸荷槽的计算
此处按“有侧隙时的对称双矩形卸荷槽”计算。
（1）两卸荷槽的间距a

（2）卸荷槽最佳长度c的确定

（3）卸荷槽深度

四、泵体的校核
泵体材料选择球墨铸铁（QT600-02）。由机械手册查得其屈服应力为300420MPa。因为铸铁是脆性材料，因此其许用拉伸应力的值应该取为屈服极限应力即的值应为300420MPa
泵体的强度计算可按厚薄壁圆筒粗略计算拉伸应力
计算公式为
式中——泵体的外半径（mm）
——齿顶圆半径（mm）
——泵体的试验压力（MPa）
一般取试验压力为齿轮泵最大压力的两倍。
即
=2p=2x2.5=5MPa
因为

代数得
考虑加工设计等其他因素，所以泵体的外半径取为。

五、滚动轴承的计算
选择轴承的类型
选取滚针轴承：由于轴承只承受径向载荷，齿轮泵是工作压力为2.5MPa的低压齿轮泵，故采用标准的滚针轴承。轴承承受的径向载荷F=0.85PDB/2=847.88N
与轴承配合的轴径为20mm，轴的转速为1400r/min.
图5.1滚针轴承
由机械设计手册选定滚针轴承选定此泵使用标准滚针轴承。基本尺寸：,,,r=0.3.安装尺寸：,。基本额定载荷cr=7.42kN.极限转速16000r/min.轴承的计算寿命：L=20933.80h符合要求。
六、联轴器的选择及校核计算
1.联轴器类型选择：
由于刚性凸缘联轴器结构简单，制造容易，工作可靠，装卸方便，刚性好，传递扭矩大，适用于工作平稳的一般传动，因此齿轮泵选用凸缘联轴器。
2.载荷计算：
设齿轮泵所需功率为

Q——流量
P——工作压力
公称转矩：

由机械设计表14-1查得取，故由式（14-1）计算转矩为： 图6.1 联轴器

由机械设计综合课程设计P143表6-97得刚性凸缘联轴器（GB/T5843—2003）轴孔直径为16的联轴器工程转矩为63N.m，许用最大转速为12000r/min，,故选用轴孔直径为16mm的联轴器满足要求。
表6.1 联轴器尺寸
型号
轴孔长度L/mm
L1/mm
D1/mm
D/mm
d/mm
d1/mm
J型
27
30
40
90
18
38
七、轴的强度计算
轴的强度计算一般可以分为三种：
1.按扭转强度或刚度计算；2.按弯矩合成刚度计算；3.精确强度校核计算。根据任务要求我们选择第一种，此法用于计算传递扭矩，不受或受较小弯矩的轴。
材料选用40Cr ，，

d-轴端直径，mm
T-轴所传递的扭矩，N.m

P-轴所传递的功率，Kw
n-轴的工作转速,r/min
-许用扭转剪应力，Mpa
考虑有两个键槽，将直径增大，则：，

考虑加工安全等其他因素，则取。
轴在载荷作用下会发生弯曲和扭转变形，故要进行刚度校核。轴的刚度分为扭转刚度和弯曲刚度两种，前者用扭转角衡量，后者以挠度和偏转角来衡量。
轴的扭转刚度
轴的扭转刚度校核是计算轴的在工作时的扭转变形量，是用每米轴长的扭转角度量的。轴的扭转变形要影响机器的性能和工作精度。
轴的扭转角
查《机械设计手册》表5-1-20可知满足要求。
2、轴的弯曲刚度
轴在受载的情况下会产生弯曲变形，过大的弯曲变形也会影啊轴上零件的正常工作，
因此，本泵的轴也必须进行弯曲刚度校核，

轴的径向受到力与齿轮沿齿轮圆周液压产生的径向力和由齿轮啮合产生的径向力和相等。在实际设计计算时用近似计算作用在从动齿轮上的径向力，即轴在径向受到的力为
。
查《机械设计手册》可得

故可得轴满足要求。

图7.1从动轴的受力分析
八、连接螺栓的选择与校核
1.螺栓选用 材料：低碳钢
由于螺栓组是塑性的，故可根据第四强度理论求出预紧状态下的计算应力

对于普通螺栓连接在拧紧时虽是同时受拉伸和扭转的联合作用，单在计算时，只按拉伸强度计算，并将所受的拉力增大30%来考虑扭转的影响。

F——螺栓组拉力
P——压力
S——作用面积

R——齿顶圆半径
取螺栓组中螺钉数为6
由于壁厚=16，沉头螺钉下沉6mm ,腔体厚19mm则取螺纹规格d=M8,K=6，b=28性能等级为8.8级，表面氧化的内六角圆柱螺钉。
下面对它进行拉伸强度校核
拉伸强度条件为
F——工作拉力，N;
d——螺栓危险截面的直径，mm
——螺栓材料的许用拉应力，MPa；

由机械设计教材P87 表5-8可知：性能等级为8.8级的螺钉的抗拉强度极限
满足条件，螺钉可用。
九、齿轮泵进出口大小确定
齿轮泵的进出口流速计算公式：

式中：Q——泵的流量（L/min）;
q——泵的排量（ml/r）;
n——泵的转速（r/min）;
S——进油口油的面积（）
因为齿轮泵的进油口流速一般推荐为2——4m/s,出油口流速一般推荐为3——6m/s.
这里选进油口流速为3m/s,出油口流速为5m/s
利用上一个公式算得进油口面积
出油口面积
由得进油口直径
十、齿轮泵的密封
选用毡圈密封。毡圈：D=33,d=19,b=6.槽：
十一、法兰的选择
由机械设计手册第4卷22-743，电动机侧可选用数量为8的M10的单头螺栓，油泵侧选用数量为4的单头螺栓。法兰为A型圆法兰，因为所选电机为Y型Y90S-4，额定功率为1.1KW，安装型式B5所以选取法兰尺寸如下：
图11.1法兰 图11.2法兰规格

图11.3电机安装型式
十二、 键的选择
键的类型：圆头平键
材料：45号钢调质许用挤压应力
键的截面尺寸b和h按轴的直径d由标准来选定，键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度；一般轮毂的长度可取，这里d为轴的直径。由机械设计P106 表6-1可选得b=6，h=6，L=12。
强度计算与校核

十三、挡圈的选择
轴的直径d=20，所以由挡圈国标 GB/T 894. 1—1986 可查得以下参数：
挡圈：，，
沟槽：
十四、销钉的选择
根据工程图学附表26，选择圆锥销的尺寸如下：d=6,a=0.8,l=40。

设计小结
三周的机械课程设计结束了，说是三周，实则两周，第一周因测绘，因而无暇搞设计，两周的时间紧迫，因为感觉手里的资料太少了，没有，于是不得不晚上和周末抽时间来继续搞设计，时间抓的紧也很充实。
作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做这样的课程设计是十分有意义。在已度过的两年半大学生活里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去面对现实中的各种机械设计？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当属查阅了很多次设计书和指导书。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计书是十分必要的，同时也是必不可少的。我们做的是课程设计，而不是艺术家的设计。艺术家可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。记得我曾经设计了一个很“艺术化”的减速器箱盖吊钩，然后找老师询问，结果马上被老师否定了，因为这样的设计，理论上可用，实际上加工困难，增加产品成本。所以我们工程师搞设计不要认为自己是艺术家，除非是外形包装设计。
作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，虽然本次课程设计没有要求用 auto CAD制图，但我却在整个设计过程中都用到了它。用cad制图方便简洁，易修改，速度快，我的设计，大部分尺寸都是在cad上设计出来的，然后按这尺寸画在图纸上。这样，有了尺寸就能很好的控制图纸的布局。
另外，课堂上也有部分知识不太清楚，于是我又不得不边学边用，时刻巩固所学知识，这也是我作本次课程设计的第二大收获。整个设计我基本上还满意，由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。希望答辩时，老师多提些问题，由此我可用更好地了解到自己的不足，以便课后加以弥补。
经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。
除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。
刚刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。
经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word和CAD。并
所以这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大。打完这行字，真的心一下子放了下来，看到自己完成的成果，真的觉得虽然很累，但觉得很欣慰，这次课程设计应该是达到了预期的效果。

参考文献
[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社，2006．
[2] 龚溎义、罗圣国．机械设计课程设计指导书（第二版）．北京：高等教育出版社，1990．
[3] 吴宗泽、罗圣国．机械设计课程设计手册（第二版）．北京：高等教育出版社，1999．
[4] 陈铁鸣．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003．

运动粘度
《机械设计》
表4-1 P53

齿轮各参数
《机械原理》
P180

公法线跨齿数
《液压技术手册》范存德P242

油泵输入功率
《液压元件》严金坤
P34

各种机器所用齿轮传动的精度等级范围
《机械精度设计与检测基础》P201
《机械设计》P210

《机械设计》P194

《机械设计》
P195

弹性模量
《机械设计》
P201

齿轮校核
《机械设计》
P219

图10-21

齿面接触疲劳强度
《机械设计》
P201

《机械设计》
p202

《液压技术手册》

泵体材料
《液压技术手册》范存德P250
材力P25

腔体厚即齿轮宽度
《课设》P94

滚动轴承的计算
《机械设计》P299

机械设计手册第3卷12-19

综合设计指导书表6-40
工程图学

齿轮泵进出口大小确定
《液压技术手册》范存德P242

密封
《机械设计综合课程设计》
P139

联轴器
《课程设计》P143

机械设计

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