齿轮泵的设计及加工.docx
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齿轮泵的设计及加工
------大学
毕业设计(论文)
题目:
齿轮泵的设计及加工
函授站:
专 业:
机械设计制造及自动化
学生姓名:
指导教师:
20年月 日
摘要
计算机辅助设计(CAD)和计算机辅助工程(CAE)是实现创新设计的关键手段,它在工程设计中的应用大大提高了设计质量,缩短了设计周期,减少了设计费用。
本课题以广泛应用于各种行业中的液压动力元件—外啮合齿轮泵为研究对象,在新产品的设计过程中,通过分析国内外现阶段的研究成果,以solidworks绘图为主要绘图手段,解决以前手工绘图及二维CAD绘图难以解决的问题。
本文应用三维软件(solidworks)的绘图技术对产品的各零部件进行三维绘图,并对各零部件进行装配,使齿轮泵更直观的展现出来。
并通过图形分析和拟出加工工序,制作工序卡。
关键词:
CAD;solidworks;齿轮泵;工艺
1绪论
1.1课题的来源及意义
齿轮泵作为一种典型的液压元件,被广泛运用于机床工艺、农用机械、工程机械、航空航天和船舶工艺等众多工艺领域。
其中外啮合齿轮泵是开发的比较早,结构简单,应用广泛,主要工作部件只有主被动齿轮,较之叶片泵(叶子、转子及其它附件)及各种型式的柱塞泵(斜盘、柱塞、缸体和回程盘等部件),在原始设计、制造工艺和加工手段等方面有着无法比拟的优越性。
同时齿轮泵的工作部件是轴对称的旋转体,故其高速性能很好(一般高转速可达3000r/min,飞机用齿轮泵的最高转速达到8000r/min)。
它具有良好的自吸性能齿轮对油液污染的敏感性远远低于叶片及柱塞等部件,在齿轮泵的运行故障中很少是由于液压油污染所致。
但是我们也知道齿轮泵具有流量脉动率较大、噪声高、效率相对较低以及个别零件受力情况恶劣等特点。
现在大多的设计图都还是二维的CAD绘制,甚至还有手工绘制图纸,这导致设计的时间增加,而利用三维设计,更直观的体现了产品的形状,并且有利于加工工艺的编写。
外啮合齿轮泵是一种开发早,结构简单,应用十分广泛的液压元件。
早期的齿轮泵效率低,压力低,随着研究的深入,齿轮泵的一些新技术和结构形式的发展,外啮合齿轮泵也朝着高压、高转速、低噪音的方向发展。
齿轮泵的发展现状
在提高齿轮泵工作性能、优化零部件结构、延长使用寿命方面,国内外的专家学者及企业中的设计人员做了大量的研究工作,对于减小影响齿轮泵性能的几个特点,在实际应用中,起到了一定的效果。
归纳起来,这些工作主要分一下几个方面:
1.2以常规方法为基础研究的工作
以齿轮泵的各零件结构改进为开展研究的出发点,针对关键部件做结构上的调整,从部分着手到整体性能的提高。
这是传统常规机械设计的思路,这方面的研究可大体概括为以下几点:
1.对非对称齿形的研究和应用。
非对称齿形齿轮具有双模数、双压力角渐开线非对称齿形,其齿顶圆和分度圆较一般对称齿轮大,且齿顶圆弧齿厚较短,从而增大了齿轮与壳体间的工作腔容积,提高了泵的排量及功率,相同外形尺寸情况下,此两项指标增大约20%。
这种齿轮的齿轮两侧重合度不等,以重合度较小一侧作为工作侧,可减小困油现象、降低噪声、改善齿轮受力及延长齿轮泵的寿命。
另外其轮齿两侧压力角不等,以压力角大的一侧承载,改善了齿轮受力状况。
但非对称齿轮齿形需用不同的刀具加工,而且由于工作侧和非工作侧之间工精度也不同,加工起来不方便,工艺性差。
2.齿轮的设计也可结合CAD三维造型技术通过参数化设计能力,找出适合于实际工作的理想齿形参数。
卸荷槽的结构形式与参数的合理与否对困油引起的液压冲击振动影响很大,设计要求卸荷槽在高转速下能泄油通畅,不会因困油产生高压和气穴的现象。
合肥工业大学与原机械部通用研究所联合研制的齿轮泵卸荷槽面积计算程序对合理设计齿轮泵卸荷槽提供很好的参考。
另外,武汉冶金科技大学研究的一种同时适用于无齿侧间隙和有齿侧间隙的通用阻尼槽式卸荷槽,结构新颖,很好地解决了因卸荷槽的存在容积效率随齿侧间隙增大而降低的问题。
改善体内流场边界条件,使流道壁面尽量圆滑,采用高阻尼材料或采取附加阻尼等办法会对泵的降低噪声有所帮助。
也有些厂家通过改进泵体材料。
采用经挤压工艺形成的拉伸形材,可使泵体在强度、刚度都有一定改善。
3.高压齿轮泵中的滑动轴承往往是决定泵的寿命的重要环节。
浙江大学通过对齿轮泵的轴挠曲变形对其轴承承载能力的研究,提出了一个近似公式计算挠曲变形轴的滑动轴承的方法,为轴承设计提供了有价值的借鉴。
较新的齿轮档次一般采用钢背塑料复合滑动轴承,其自润滑功能好,摩擦系数低。
在此基础上适当加大轴径尺寸,改善润滑槽结构,可有效延长轴承寿命。
通过合理设计摩擦副的油膜厚度使其形成功压平衡,也可提高轴承的寿命。
4.从密封方面考虑,采用在齿轮泵的轴端部和轴径处真空密封的方法,从二次压力密封腔经泄漏孔引到吸油腔,有效根治了轴向泄漏,降低了轴径处旋转摩擦力,减少了泵体和两端盖间轴端和轴径处的轴向推力。
5.通过对外啮合齿轮泵轴套两端受力的精确计算,给出一套切实可行的补偿计算机辅助设计方法,以提高泵的机械效率、容积率和机械平稳性。
1.3采用优化设计理论选择出齿轮泵的最佳参数
优化设计是60年代开始发展起来的一门新的学科。
这种设计方法是数学划和现代电子计算机技术相结合的产物。
我们知道对于一种工程设计问题可能有许多解决方案,如何确定最优方案,实现设计参数的最优化是优化设计要解决的问题。
优化设计的原理的不同分为数学规划法和推测法。
数学规划法以严格的数学规划理论为基础,保证结果收敛到问题的最优解。
其算法平稳、成熟,但迭代次数多、收敛时间长,对于大型复杂的设计问题有一定的缺陷。
但现在计算机硬件的发展十分惊人,以前许多计算速度和容量约束的问题现在已受到越来越少的限制。
准则法是以一些基本概念出发,建立一些准则的可行方案,即为最优或金丝最优方案。
与前一方法相比缺乏严格数学理论依据,有时还需要凭直觉做近视处理,结果比较粗糙。
但这种方法能较快的出优化结果,往往用于较复杂的工程设计问题,然而其应用面较窄。
目前一般只能作工程结构的最小体积或最轻重量的优化设计。
根据占有的文献资料,国内外在齿轮优化设计方面有一些研究先例,传动装置的齿轮优化有些可借鉴的资料,例如关于齿面接触强度最佳齿廓的设计;最佳油膜或其它条件下齿轮几何参数的最优化设计;传动参数的最优化及满足强度要求等约束条件下单位功率或体积最小的变速器的优化;齿轮副及其传动系统的动态性能的最优化等。
对于齿轮泵中的齿轮做专业上要求的优化设计很少,只有一些文章简单地提出以等排量下体积最小为目标函数的优化思路。
波兰的W.kollek在这方面有过论述,他通过穷举的方法求的最优变向量,提出可借鉴的思路和模型。
2外啮合齿轮泵的运动和几何尺寸设计
2.1设计依据
2.1.1齿轮泵的工作原理及主要结构特点
外啮合齿轮泵如图(2.1)所示。
结构上主要由泵体、一对啮合齿轮、传动轴、前盖和后盖组成。
工作腔是由齿槽、泵体、前后盖密闭而成。
有Z个齿,就有2Z个工作腔。
配油机构是由齿顶和泵体内表面、齿轮端面和前后盖两齿轮啮合而自然形成的。
一般情况下,外啮合齿轮泵的两个齿轮具有相同的参数。
两齿轮齿廓与泵体和前后盖板形成若干密封容积,密封线(啮合线)把吸油腔隔开。
当齿轮按照图示方向旋转时,啮合点下侧的轮齿逐渐退出啮合,密封体积增大,形成局部真空,液体在大气压力的作用下进入密封容积,形成吸油腔。
啮合点上侧的轮齿逐渐进入啮合,容积减小,压力升高,液体被挤压出去形成排油腔。
这就是齿轮泵的吸、排油过程。
齿轮不停的旋转,齿轮泵就可以连续不断的吸油和排油
图(2.1)
2.1.2设计参数
目前齿轮泵的流量范围为
=2.5L/min-750L/min,最高工作压力
=
31.5MPa,齿轮工作压力为P=12MPa∽20MPa,
=0.8∽0.95,总效率
=0.75∽0.92。
n=1450r/min
为了使齿轮流量均匀性最好,即流量脉动系数最小,并且流量脉动频率最高,齿数可选为偶齿数,可选主、从动齿轮均为Z=14。
确定齿轮的模数m和齿宽B
2.2主要零件的几何尺寸设计
2.2.1齿轮的几何尺寸设计
考虑到综合因素的作用,可选m=3(标准数),则d=mz=14
齿宽b=
=0.57×42=24(硬齿面时可取
=0.57)
确定齿轮的其他参数
齿轮少时会产生根切现象,对于标准齿轮(齿顶高系数
=1),在压力角
=
时,不产生根切的最小齿数
=17.若产生根切,将会使
<1,其结果是
(1)破坏了传动的连续性,产生撞击和噪声.
(2)在出现不连续转动的瞬时,还会使高压区的油液流回到低压区去,使泵的容积效率下降.(3)削弱了齿根的强度,为了避免根切,对齿轮进行修正.目前国内外广泛采用“增一齿修正法”来修正.
1)理论中心距:
=
m(
+
)=42
2)齿轮节圆直径:
=
=m(Z+1)=45
3)齿轮齿顶圆的直径:
=
=mz+2
m=48
4)齿根圆直径
=
=d-2.5m=34.5
2.2.2轴的设计
轴的结构和形状取决于下面几个因素:
(1)轴的毛坯种类;
(2)轴上作用力的大小及其分布情况;(3)轴上零件的位置、配合性质以及连接固定的方法;(4)轴承的类型、尺寸和位置;(5)轴的加工方法、装配方法及其他特殊要求。
可见影响轴的结构与尺寸的因素很多,设计轴时要全面综合地考虑各种因素。
对轴的结构进行设计主要是确定轴的结构形状和尺寸。
一般在进行结构设计时的已知条件有:
机器的装配简图,轴的转速,传递的功率,轴上零件的主要参数和尺寸等。
轴直径的计算公式:
d≥C
=16(为标准直径系列),考虑到齿轮宽b=24,也即是键槽的长度L=24,同时轴上需安装轴承,故可取短轴长度为64,长轴长度为112。
轴上开有键槽,键槽两边开有卡簧槽。
键的设计
由齿轮宽b=24,可知键的长度为24,再由轴径查键的深度和宽度,可知为5×5。
pm。
齿轮泵的设计过程如4轴承的设计
由轴径d=16可查轴承的数据为内圈直径d=16,外圈直径D=20,宽度为12
轴承的选择及润滑
2.2.3轴承的选择及润滑
1.采用滚针轴承,滑动轴承还是滚动轴承
滚针轴承的优点是:
工作时一摩擦系数小,起动摩擦力矩小,机械效率高:
既适用低转速也适合高转速;能在较大的温度范围内工作;抗杂质和污染能力强;但由于滚针轴承在工作时噪声大且轴承尺寸较大,结构布置不便等缺点,不宜选用滚针轴承。
滚动轴承的优点:
1).滚动轴承的摩擦系数比滑动轴承小,传动效率高。
一般滑动轴承的摩擦系数为0.08-0.12,而滚动轴承的摩擦系数仅为0.001-0.005;
2).滚动轴承已实现标准化、系列化、通用化,适于大批量生产和供应,使用和维修十分方便;
3).滚动轴承用轴承钢制造,并经过热处理,因此,滚动轴承不仅具有较高的机械性能和较长的使用寿命,而且可以节省制造滑动轴承所用的价格较为昂贵的有色金属;
4).滚动轴承内部间隙很小,各零件的加工精度较高,因此,运转精度较高。
同时,可以通过预加负荷的方法使轴承的刚性增加。
这对于精密机械是非常重要的;
5).某些滚动轴承可同时承受径向负荷和轴向负荷,因此,可以简化轴承支座的结构;
6).由于滚动轴承传动效率高,发热量少,因此,可以减少润滑油的消耗,润滑维护较为省事;
7).滚动轴承可以方便地应用于空间任何方位的铀上。
故本设计中选用滚动轴承。
2.轴承的润滑
轴承的润滑方式有高压润滑和低压润滑两种。
一.高压润滑方式有:
1)利用泄漏高压油进行润滑——用于滚动轴承中;2)向轴承连续供给高压油;3)由压油腔向轴承脉冲供油;4)利用困油容积缩小时向轴承脉冲供油;5)将高压油直接引入轴承孔内承载处进行润滑。
由于高压油温度较高,粘度较低,使轴承的承载能力降低,并损耗一部分高压油,而使容积效率下降,故一般不宜采用高压润滑。
二.低压润滑方式有:
1)利用泵的内泄漏进行低压润滑;2)利用困油容积扩大时形成的真空实现低压油的自吸润滑;3)螺旋排油式低压润滑;4)螺旋吸油式低压润滑;5)利用辅助泵供油进行低压润滑。
低压润滑方式使用较普遍,以利用泵的内泄漏进行低压润滑应用较多。
对于滑动轴承来说,推荐采用螺旋吸油式低压润滑,如图3-3所示。
其特点是可以获得充足的润滑油流量,进入轴承的油液温度较低,对轴承起到良好润滑和冷却作用;能改善泵的自吸性能,避免吸空现象。
利用困油容积扩大时形成的真空实现低压油的自吸润滑,用于滑动轴承和滚动轴承都很理想。
这种低压润滑方式值得注意的卸荷槽,应采用理想的特殊形状的卸荷槽,图3-4所示的三种卸荷槽形状可供参考。
这种卸荷槽的特点是不但能保证困油在消除过程中有最大的通流面积,而且能保证当困油容积在扩张过程中,困油腔始终不与低压腔直接沟通。
因此轴承能获得充分的润滑与冷却。
图3-5所示是一种齿轮泵采用的轴承低压润滑系统,其原理与上述利用困油容积扩大时形成真空实现低压油的低压润滑相通。
吸油腔的油液从⑥通过孔道⑤,从轴承底部空隙④进入轴承油槽③,然后经过齿轮端面环形槽②、低压卸荷槽①吸入困油容积。
由于每对齿轮啮合时均有困油过程,使轴承不断补充脉冲的润滑油,改善了轴承的润滑与冷却条件,提高了轴承的承载能力。
2.4齿轮泵的常见问题及解决措施
2.4.1困油问题及解决措施
为了使外啮合齿轮泵连续平稳工作要求齿轮啮合系数
1。
也就是至少要有两对齿在啮合,这样两对齿间就形成了封闭的小容腔。
这个封闭的容腔被称为困油区见图(2.2)
图(2.2)
图(2.2)为齿轮泵困油现象原理图
为啮合线长度,
=CD=
E为周节
。
图(2.2)a为一对齿在
开始进入啮合前一对齿在B点仍处于(未退出)啮合状态。
形成闭死容积V=
,并为最大值。
当齿轮按图示方向转动时V逐渐减小(
变小,
变大),当齿轮转至啮合点C和D与节点P对称时,V为最小值,(图b,
=
),当前一对即将脱离啮合时,V达到最大值(图c,
)。
由于油液的可压缩性很小,当困油容积内的油液受到挤压,油液压力急剧升高,会大大超过泵的工作压力。
同时,困油容积内的油液会从一切可泄露的缝隙中被强行挤出,产生冲击和功率损失,并使油液发热,产生噪声和震动,而当困油容积由小变大时,其间会形成真空,使溶于油液中的空气分离出来,产生气泡,带来气蚀、噪声、震动、流量(压力)脉动等危害。
齿轮泵的困油现象是不可避免的。
一般采用在齿轮断面的端盖(或侧板、轴套、轴承座圈)上开卸荷槽的方法来消除困油现象。
卸荷槽的结构形式多种多样,但卸荷的原则是相同的,即:
在保证、高低压腔互不相通的前提下,设法使困油容积与压油腔或吸油腔相通。
卸荷槽的形式一般有三大类:
1.相对两齿轮中心线对称布置的双卸荷槽;
2.相对两齿轮中心连线不对称布置的双卸荷槽;
3.单个卸荷槽(仅吸油腔有或仅排油腔有)
2.4.2径向不平衡问题及解决措施
齿轮泵工作时从排油区到吸油区的压力是逐渐减小的。
其原因是顶隙(缝隙流)的阻尼效应。
这样,齿轮及其传动轴会受到排油区径向力不平衡力的作用,使齿轮及其传动轴被推向吸油区一侧。
负载越大,作用效果越大。
严重时,泵体的吸油区一侧会被齿刮伤,降低容积效益,同时产生较大的摩擦力影响机械效益,也减小泵的寿命。
解决此问题的措施很多。
最多采用的措施是通过减小排油口通径来减小径向不平衡。
有的高压齿轮泵还采用了径向压力补偿措施。
2.4.3泄漏油问题及解决措施
齿轮泵工作压力难以提高的主要因素泄漏途径多,而且不易通过密封措施解决。
主要的泄漏途径有:
一是齿顶与泵体内表面之间的径向间隙泄漏(占总泄漏的12%左右);二是齿轮端面与泵盖之间的轴向间隙泄漏(占总泄漏的70%~80%以上);三是齿轮啮合面的间隙泄漏。
解决泄漏问题的措施是选用合适的来控制。
通常径向间隙控制在0.13~0.16mm;轴向间隙控制在0.03~0.04mm。
高压级以上的齿轮泵还采用轴向压力补偿,或轴向、径向联合压力补偿措施控制间隙。
2.4.4齿轮泵的噪声及降低的措施
2.5齿轮泵的噪声及其解决措施
2.5.1齿轮泵的噪声
齿轮泵的噪声与其他液压泵相比是较高的。
在额定工况下,低压齿轮泵约在75dB(A)左右,中高压及高压齿轮泵约有78~88dB(A)。
齿轮泵噪声的产生,原因是多方面的,除去外界因素的影响,如吸油管及系统吸入空气、与原动机安装连接不良等,泵本身噪声的产生,主要原因有以下几点:
1)·泵的固定噪声,即齿轮泵几何学上的周期性变化引起的噪声,这是由于齿轮泵在一转中流量及压力的周期性变化所造成的。
2)·齿轮泵吸入空气或在吸油腔形成真空溶解在油液中的空气析出等形成气穴现象而引起的强烈噪声。
3)·由于卸荷槽设计不合理或制造误差,困油现象未很好消除而产生噪声。
4)·泵中油液流经齿谷及进、出油口时,高速留底偶那个产生的紊流声。
5)·齿轮啮合不正确产生的噪声,这也是齿轮泵比其他液压泵噪声高的主要原因。
由于齿形不正确,齿轮表面粗糙度较高,因齿轮的基节误差在旋转中产生冲击,因轴线不平行齿面接触不良,吃侧间隙过小等,均可造成较强的噪声。
两啮合齿接触斑点的位置,对噪声的影响亦很大,接触斑点在中部较好,若在两端或仅有两个接触点,都将引起强烈的噪声。
6)·泵中机械振动引起的噪声。
产生机械振动有两个原因:
一是压力波动引起的;二是纯机械原因造成的。
如轴承在工作过程中周期受力产生弹性变形,齿轮啮合等造成的机械振动,
2.5.2降低齿轮泵噪声的措施
降低齿轮泵噪声是一项综合性的研究工作,可以从以下几方面采取措施:
1)·正确设计、制造卸荷槽,困油现象。
2)·适当增加齿轮齿数(一般增加到12个齿),可以增加流动量脉动频率,减小脉动幅度。
3)·从齿轮泵结构上改进,减小径向力及齿轮啮合时的压力波动,如扩大低压区等。
4)·提高零件制造精度及装配质量,特别是齿轮及轴颈的精度。
齿轮运动精度及工作平稳性精度应提高到6级。
5)·正确安装吸油管及密封,防止漏气及吸空现象的发生。
液压泵噪声的测定,可参阅国际标准ISO4412/1“空气传声噪声级测定试验范围——第一部分:
泵”的规定进行,其中比较难解决的是实验环境,采用的测试方法不同,实验环境的要求也不同。
测试方法分工程法和精确法两种,工程法要求在“在反射平面上的自由场”或“特殊混响”条件下进行试验,其环境鉴定应符合ISO3743和ISO3744的要求;精确法要求在“消声”和“混响”环境下进行试验,要求采用ISO3742和ISO3745所规定的更为严格的环境鉴定程序和测试技术。
目前,国内大多用“工程法”测试噪声。
试验环境采用有一个反射面的半消声室,这种半消声室投资较省,又能满足ISO3744的要求。
3外啮合齿轮泵的泵体及端盖的设计及排量、流量的计算
3.1泵体的设计
由齿轮的尺寸可确定泵体的长度为129,宽度为87,由齿轮的宽度可知泵体的厚度为24。
内部挖槽,可容下两个齿轮,泵体的两个端面均开有回油槽。
泵体上开有6个直径为8,完全贯穿的螺丝孔,开有2个直径为10,完全贯穿的销孔通过8个孔与泵盖相连,对泵体进行约束。
3.2前端盖的设计
1.对称布置的双矩形卸荷槽
如图所示为有齿侧间隙的对称双矩形卸荷槽结构图。
图中困油容积
正处于最小位置,两个卸荷槽的边缘正好和啮合点D、E相接。
两卸荷槽之间的距离a应保证困油容积
在到达最小位置前始终和压油腔相通,
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,过了最小位置后又始终和吸油腔相通。
因此对a的尺寸要求很严,若a太大,困油想象不能彻底消除;若a太小,又会使吸油腔和压油腔相通,引起泄漏,降低齿轮泵的容积效率。
这种卸荷槽的主要尺寸计算公式如下:
两卸荷槽的间距a
a=
=
28.7mm
式中α——齿轮啮合角,A——两个齿轮的实际中心距
图有齿侧间隙的对称双矩形卸荷槽
卸荷槽的最佳长度c
卸荷槽的最小长度
应等于实际啮合线长度l(=
)在中心线上的投影。
卸荷槽的最佳长度c应大于
,使卸荷槽两端刚好与两个齿轮的齿根圆相接。
即
=
式中
——齿根圆半径
3)卸荷槽深度h
h的大小影响困油容积排油的速度,它与模数有关,可产考下表选取:
(mm)
模数m
2345678
深度h
11.52.545.57.510
实际应用中,根据齿轮泵结构不同,h可在较大范围内变化,例如有侧板的齿轮泵,h可以较小。
有的资料推荐h≥0.8m,亦可供参考。
即h=1.5mm
3.3后端盖的设计
后泵盖的长度为129,宽度为87,厚度为24。
开有凸台,台内有密封圈。
后端盖上开有6个直径为8,完全贯穿的螺丝孔,开有2个直径为10,完全贯穿的销孔。
中间开有对称的卸荷槽
齿轮泵进、出油口尺寸如图所示。
压出角
的大小,根据压力高低,是否逆转而定。
压力高时为了减小轴承负载,希望
尽可能小,但受流速限制,出口流速不应超过8m/s,也不能过小。
需要逆转时,压出角
和吸入角
不需逆转时,则
>
。
为了改善吸入性能,避免吸空,进口流速不应超过4m/s,希望
应尽可能大些。
一般地,
在
之间选择,
在
之间选取。
为了提高高速泵的吸入性能,也可将
扩大到
。
进、出油口流速计算公式为
(m/s)
式中F——进出油口面积(mm2);
n——齿轮泵转速(r/min)。
3.4排量和流量的计算
影响排量变化因素
1)齿数的影响排量q与齿数Z成正比,齿数多,排量大。
但齿数多,泵的体积增大,如果保持体积不变,Z增大时,排量减小。
因此齿数不能太多,一般取Z=8~20为宜。
要求流量脉动小的低压泵,可取Z=14~30。
2)模数的影响排量q与模数m的平方成正比,模数大,排量大。
因此若要增加排量,适当增大模数比增加齿数更好。
3)齿形修正的影响齿轮泵的齿轮由于齿数小,大多采用修正齿。
齿形修正不仅可以避免齿数Z<17的产生根切,而且对排量也有一定的影响。
当变位系数ξ=0~0.3时,变位齿轮泵比标准齿轮泵的排量大;当ξ>0.3时,其排量比标准齿轮泵小。
若采用双模数非对称渐开线齿形修正法,在齿数、齿顶圆外径不变的情况下,排量比采用一般修正法的齿轮泵为大。
4)齿斜角的影响根据法相变位斜齿轮即变位直齿圆柱齿轮泵的理论排量计算结果比较,可知当齿轮小时,β增大,排量增加;反之,当齿宽大时,随着β的增大,排量减小。
5)侧隙的影响齿轮泵有无间隙,排量的计算公式也不同。
由有侧隙时的排量计算公式可见,随着侧隙的增大,排量增加。
假想将齿轮展开成齿条,计算各齿槽的容积之和即为所求排量Vp。
Vp=2Vz=2Abz=htbz=2
bz(2.1)
V——任意工作腔容积(
);
A——齿槽端面积(
);
b——齿宽(m);
z——齿数;
h——齿高,h=2m(m);
t——齿距t=
m(m);
m——模数(m)。
考虑到简化的误差,以3.33-3.5代替
,齿数少的取大值,通常按下式计算
Vp=6.66
bz
即Vp=20.1L/min
理论流量
=
=6.66
bz
=29
/h
4外啮合齿轮泵的主要零部件加工工艺的设计
4.1数控加工工艺简介
数控机床加工工艺是以机械制造中的工艺基本理论为基础,结合数控机床的特点,综合运用多方面的知识解决数控机床加工过程中面临的工艺问题,其内容包括金属切削原理与刀具、加工工艺、典型零件加工及工艺性分析等方面的基础知识和基本理论。
本章的宗旨在于从工程实际应用的角度。
通过齿轮泵的一些零件加工,合理设计加工工艺,充分发挥机床特点实
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- 齿轮泵 设计 加工