完整word版齿轮泵课程设计Word文档格式.docx
- 文档编号:22132559
- 上传时间:2023-02-02
- 格式:DOCX
- 页数:26
- 大小:201.49KB
完整word版齿轮泵课程设计Word文档格式.docx
《完整word版齿轮泵课程设计Word文档格式.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《完整word版齿轮泵课程设计Word文档格式.docx(26页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
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6-19o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
13-19o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:
(0.2~0.8)
1000q0
齿轮各参数
《机械原理》
P180
6.66Zm2
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
最大转速n
125
13
57.
763.
14
53.
709.
15
50.
662.
16
46.
620.
17
44.
584.
「18
r41.
551.
19
39.
522.
「13
6
r40.
636.
37.
591.
「15
:
34.
32.
517.
「17
P30.
486.
18
28.
459.
27.
435.
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=5
(2)齿数Z二18
(3)齿宽b=42
因为齿轮的齿数为18,不会发生根切现象,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。
A0=Df=mz=518=90mm
(4)理论中心距0f
A=Df=mz=90mm
(5)实际中心距
(6)齿顶圆直径D厂mZ,2=5182=100mm
(7)基圆直径Dj
Dj=mzcosan=5疋18xcos20°
=84.57mm
(8)基圆节距tjRmcosdn=乂汇1.5>
<
cos20。
=4.42
(9)齿侧间隙cn
cn=(0.01~0.08m=(0.01~0.08)<
5=0.05~0.4
(10)啮合角a=20°
(11)齿顶咼h=「5m=「5汉5=7.5
(12)齿根高h=「25m=匸25汉5=6・25
(13)全齿高h“amXaW1.25
(14)齿根圆直径Di
Dj=De—2h=100—2汉11.25=77.5
(15)径向间隙
qm=ADeDi=905038.75=1.25
22
(16)齿顶压力角e
RiZ、r18cJ
%—arccos-arccoscosan1—arccoscos20
Reiz+2丿118+2丿
(17)分度圆弧齿厚sf
兀mcn5兀0.4_…
Sf——--;
&
7.10
22cosan22>
cos20*
(18)齿厚s
兀ms—7.85
(19)齿轮啮合的重叠系数s
Z(tanae—tana)18"
tan31.77°
—tan20°
)
z=="
46
nn
(20)公法线跨齿数
壬32.25°
公法线跨齿数
《液压技术手册》范
存德P242
a
K=Z0.5=2.5
180
(21)公法线长度(此处按侧隙&
计算)
L2.9521n—0.50.015zl
-(a、]
=52.9521iZ0.5-0.50.01518
IL匕180
30.871
(22)油泵输入功率
pxqxn3
油泵输入功率
《液压元件》严金坤
P34
N10-3(kw)
60m
6_6
=6.烹10"
25"
°
汎552=8.05(kw)
600.9
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)
m-机械效率,计算时可取0.9。
三、校核
此设计中齿轮材料选为40Cr,调质后表面淬火
1.使用系数Ka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Ka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
1.00
1.50
1.75
1.10
1.35
1.60
1.85
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
Ka可取为1.35。
2.齿轮精度的确定齿轮精度此处取7
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
轻型汽车
5~8
起重机
7~10
载重汽车
7~9
农业机械
8~11
表2.4各种机器所用齿轮传动的精度等级范围
.动
载系数
Kv
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Kv取为1.1
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
4.齿向载荷分布系数Kh1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K「取1.185。
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
Kh、£
=1
Kh:
《机械设计》
P195
Ze
6.弹性系数
表见表3
1
1一J2'
忌
E1E2单位
1
MPa,数值列
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
7850
162.0
181.4
188.9
189.8
161.4
180.5
188
P156.6
173.9:
143.7
表2.5弹性模量
此设计中齿轮材料选为40Cr,调质后表面淬火,由上表可取。
P201
Ze=189.8(MPa2)
图2.1弯曲疲劳寿命系数
弯曲疲劳强度寿命系数Kfn
7.选取载荷系数K"
.3
cp
8.齿宽系数d的选择
bdi
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
VHm
S
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,
齿轮校核
P219
故可取S=SH「。
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
S二Sf=1.25~1.5
Kn――寿命系数。
弯曲疲劳寿命系数Kfn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;
Lh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:
N=60njLh
(1)设齿轮泵功率为Pw,流量为Q,工作压力为P,则
Pw=Px106xQx10°
/60=7.245(kw)
(2)计算齿轮传递的转矩
9.55汉10xPW
T=W=125343.75Nmm
n
—=4^=0.47⑶a90
⑷Ze=189.8(MPa2)
(5)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限aHlm-500MPa
(6)计算循环应力次数
N=60njLh=60X552心(2x8x300父15)=2.38"
09
(7)由机设图10-19取接触疲劳寿命系数Khn0.9
(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
Ko-
&
H]=hn讪=0.9x500MPa=450MPaHS
(9)计算接触疲劳强度
K=KaKvKh0h汀1.76
2T
Ft=—=2785.416667Nd
齿数比u二1
H=2.5Zej呼=764.20MPa<
[%]
\bd1u
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
▽fe=650MPa
⑵由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn0.85
齿面接触疲劳强度
u
p202
(3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=h4则:
1-1Kfe0.85汇650
g】一—-394.64MPa
FS1.4
⑷载荷系数K=KaKvKhbK时“485
⑸查取齿形系数YFa2.85应力校正系数Ysa1.54
(6)计算齿根危险截面弯曲强度
尺KFtYsaYFa1.485汉2785.416667汇2.85X.54“
bm42x5
GF】
f
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。
Pa
(1)两卸荷槽的间距a
mz25182
a=ncos:
-n=n<
cos20:
13.87
A90
(2)卸荷槽最佳长度c的确定
(3)卸荷槽深度h
h=0.8m=0.85=4
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~MPa。
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t】的值应为~MPa
泵体的强度计算可按厚薄壁圆筒粗略计算拉伸应力a
计算公式为
式中Ry泵体的外半径(mm)
0.4Re+1.3Ry
—e22YR(MPa)
Ry_Re
Re齿顶圆半径(mm)
Ps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
ps=2p=2x6.3=12.6MPa
因为
CT兰匕】
代数得Ry=61.29mm
考虑加工设计等其他因素,所以泵体的外半径取为62mm。
五、滑动轴承的计算
选择轴承的类型
选整体式液体静压轴承:
因为此种类类型的轴承用于低速轻载,
泵体材料
存德P250
材力P25
△p的单位为MPa,B和De的单位为mm。
每个轴承所受径向力为
F3748.5
p2.6775MPa
dB0.10.014
(5)选择轴瓦材料
查机械设计中表12-2,在保证p-b,v三v,pv込'
-pv1的条件下,
选定轴承材料为ZCuAII0Fe3
(6)换算出润滑油的动力粘度已知选用的润滑油的运动粘度v=220cSt
取润滑油密度P=900kg/m3
润滑油的动力粘度口=H0"
=900x220x10"
=0.198pas
(7)计算相对间隙由式
44
(n))(552))
屮拓一6031——60317.0001,取为0.00125
10®
10®
(8)计算直径间隙
也=^d=0.00125x28=0.035mm
(9)计算承载量系数
出卡小F屮23748.^0.001252介“
由式Cd==&
0.48
p2^vB2汉0.198汉0.81汉0.042
(10)计算轴承偏心率
根据的值查《机械设计》中表12-6,经过查算求出偏心率
工=0.310
(11)计算最小油膜厚度
pl由式hmin=—屮(1一丫)=32.6卩m
(12)确定轴颈、轴承孔表面粗糙度十点高度
按照加工加工精度要求取轴颈表面粗糙度为0.8,轴承孔表面粗
糙度为1.6,查机《械械设计》书中表7-6得轴颈Rz1=3.2Pm,轴
承孑LRz2=6.3Am。
(13)计算许用油膜厚度
取安全系数S=2,由式hl^R^+Rz2)=2x(0.8+1.6)=4.8»
因hmin>
hI故满足工作可靠性要求。
(14)计算轴承与轴颈的摩擦系数
因轴承的宽径比B/d=0.5,取随宽径比变化的系数©
=(—)1.5=3.67,计算摩擦系数
2兀汉552
叫…"
919站’
f—询+0.52屮一+0.5汉0.00125汉3.67—0.0
屮p0.00125^6.3^10
(15)查出润滑油流量系数
运动粘度
表4-1P53
0275
由宽径比B/d=0.5及偏心率=0.310查《机械设计》书中图
12-16,得润滑油流量系数q=0.11
屮vBd
(16)计算润滑油温升
按润滑油密度卜=900kg/m3,取比热容c=1800J/(kgC),表
面传热系数:
-s=8CW/(m2C),由式
(17)计算润滑油入口温度
由式ti=tm-:
t=50-22.226:
C=38.887922
因一般取tm=35-40C,故上述入口温度适合。
(18)选择配合
0.035mm,按GB/T1800.3-1998选配合-F7
h6
(19)求最大、最小间隙
工图355
公差,课设150
查得轴承孔尺寸公差为280.020mm,轴颈尺寸公差'
28爲13mm
二max=0.054mm
min=0.020mm
因二=0.035mm,在max与人山之间,估算配合合用
六、联轴器的选择及校核计算
1.联轴器类型选择:
为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销联轴器。
2.载荷计算:
3.
-ca二工上•一-=162.951■m
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28的联轴器工程转矩为224N.m,许用最大转速为9000r/min,,故选用轴孔直径为28mm的联轴器满足要求。
型号
轴孔长度L/mm
L1/mm
D1/mm
D/mm
d/mm
d1/mm
J型
44:
62
55
105
28
48
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,[.T]=35~55MPa,A0=112~97
d一A。
3P二A°
37.245=0.2359A°
\n片552
d-轴端直径,mm
T-轴所传递的扭矩,N.m
6p
T=9.5510
P-轴所传递的功率,Kw
n-轴的工作转速,r/min
t-许用扭转剪应力,Mpa
又0.2359A。
为22.88~26.41,考虑有两个键槽,将直径增大
15%,则:
dmax=22.881.15=26.312,
T9.55106P9.551067.245
Tt=—紀=55^=34.404MPa兰[斤]
WT0.2d0.226.312
考虑加工安全等其他因素,则取28。
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,7350T4、0.150:
/m
d4
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,
yp=(0.01~0.03)mn=0.05~0.15
%=0.001~0.002rad
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F=0.85△pBDe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
F=0.85△pBDe
二0.856.314100。
二7497N
查《机械设计手册》可得
密封
《机械设计综合课程设计》
P139
--0.0769"
、F7.0282“1
.八44(1'
6"
04汇0.02842
--0.000854rad乞片
故可得轴满足要求。
图7.1轴的分析
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
CTca=2+3可2fc1.3cr
对于M10~M64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。
62662_6
F=PS=6.3x10x2兀汉Rx10=6.3汉10汉2兀汉50x10
=98960.16859N
f――螺栓组拉力
p压力s――作用面积
S"
R2
R――齿顶圆半径取螺栓组中螺钉数为4
由于壁厚b°
=12,沉头螺钉下沉5mm,腔体厚42mm则取螺纹规格d=M10,公称长度L=54,K=4,b=16性能等级为8.8级,表面氧化的内六角圆柱螺钉。
卜面对它进行拉伸强度校核
拉伸强度条件为^=F兰[G
-(0.85d)2
F――工作拉力,N;
d――螺栓危险截面的直径,mm
[6螺栓材料的许用拉应力,MPa;
F/
u=^^=315MPa
>
4d2
aca=Jb2+3弔2痒1.3貯=409.5MPa
ca
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
抗拉强度极限闪]=800MPa
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:
V=-10=n10(m/s)
60S60S
螺栓校核
机设P81
腔体厚即齿轮宽度
《课设》P94
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(cm)
因为齿轮泵的进油口流速一般推荐为24m/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5进=0.383cm2,
出油口面积5出=0.23cm2
由S=xR2得进油口半径Rffi=3.49mm,甩=2.71mm
十、齿轮泵的密封
轴承盖上均装垫片,透盖上装J型无骨架橡胶油封。
因轴径
d=12mm,由GB/T9877.1-1988,GB/T9877.2-1988查得J型无骨架橡胶油封的相关尺寸参数如下:
内径D^!
=28mm,外径D0=42mm。
齿轮泵进出口大小
确定
高度H=12mm。
十一、法兰的选择
因为法兰外径D=124,所以由中国JB标准JB/T79.1-94,可选用数量为4的M12单头螺栓。
《课程设计》
十二、键的选择
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U=(1.5〜2)d,这里d为轴的直径。
由机械设计
P106表6-1可选得b,8,h=7,
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 完整 word 齿轮泵 课程设计