毕业设计论文变量齿轮泵的设计2

《毕业设计论文变量齿轮泵的设计2》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计论文变量齿轮泵的设计2（36页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、安徽理工大学毕业设计（论文）变量齿轮泵的设计（2）摘 要齿轮泵结构简单、成本低、自吸能力强、抗油液污染能力强，在液压系统中常用作动力装置，特别是在液压系统中应用更广泛。变量齿轮泵内有一对相互啮合的外齿轮，其中一个为轴向位置确定的外齿轮，另一个则为可沿轴向移动的外齿轮，可沿轴向移动。当调节轴与其它调节控制机构相联接以后就可以对泵的输送流量实行调节或执行自动控制。变量齿轮泵是一种恒压力型变量齿轮泵，主要用于液压机械变量供油和其它液状流体需变量调节或变量自动控制的泵类产品。由于它的结构简单，流量调节方便，使液压系统效率提高，节省能源，适用于在中、低压范围内取代市场上的变量叶片泵，或制成适用于需变量供

2、给各种液状流体的专用变量泵，可在许多液压系统中代替定量齿轮泵，将在某些领域成为齿轮泵的换代产品。关键词：齿轮泵,液压泵,外啮合,变量,流量调节32THE DESIGN OF VARIABLE GEAR PUMP (2)ABSTRACTGear pump structure simple, cost low, self-absorption ability strong, anti-fat liquor pollution ability, often serves as the power unit in the hydraulic system, specially applies in t

3、he hydraulic system widely. In the variable gear pump has the external gear which a pair meshes mutually, for the axial position external gear, another for may be along the end motion external gear, be possible along the end motion. When the regulating shaft will join later with other regulating con

4、trol organization to be possible to implement the adjustment or the execution automatic control to the pump transportation current capacity .The variable gear pump is one kind of constant pressure strength variable gear pump, mainly uses in the hydraulic pressure machine variable feed and other liqu

5、idity fluid needs the quantitative governing or the variable automatic control pump class product. Because its structure is simple, the flow control is convenient, will make the hydraulic system efficiency to enhance, saves the energy, is suitable in, in the low pressure scope substitutes for in the

6、 market the variable vane pump, or makes is suitable in needs the variable supplies each kind of liquidity fluid the special-purpose variable displacement pump, may replace the quota gear pump in many hydraulic systems, will become the gear pump in certain domains the update product.KEY WORD: the ge

7、ar pump, the hydraulic pump, outside meshes, variable, flow control目录变量齿轮泵的设计（2）I摘要ITHE DESIGN OF VARIABLE GEAR PUMP (2)IIABSTRACTII目录III第1章 齿轮泵基本参数的确定11.1 确定刀具角和齿顶高系数11.2 选定泵的转速11.3 确定泵的理论流量 11.4 选取齿宽系数 11.5 选取齿数11.6 计算齿轮模数 21.7 确定齿宽 21.8 校验齿轮泵的流量21.9 校验齿轮泵节圆线速度 21.10 计算齿轮各部分尺寸3第2章 动力参数的计算5第3章 齿轮泵的

8、结构设计53.1 结构形式的确定53.1.1 减轻径向力的结构措施53.1.2 采用三片式结构63.1.3 齿轮与轴做成分离式通过键连接63.1.4 采用滚动轴承63.2 确定高低压腔尺寸63.3 主动轴的计算73.3.1. 初步确定轴的最小直径73.3.2.轴的结构设计73.3.3轴上零件的周向定位83.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸93.3.5求作用在齿轮上的力93.3.6求轴上的载荷93.3.7按弯扭合成应力校核轴的强度113.3.8精确校核轴的疲劳强度113.4从动轴的计算143.4.1 轴的结构设计143.4.2求轴上的载荷143.4.3精确校核轴的强度153.4.4从动轴的刚度计算1

9、63.5齿轮强度的计算173.5.1齿轮的材料及齿数的选取173.5.2齿面接触疲劳强度的计算173.5.3 齿根弯曲疲劳强度计算183.6. 轴承的受力分析及寿命计算193.6.1主动轴上的轴承受力分析及寿命计算193.6.2从动轴上的轴承受力分析及寿命计算203.7泵体的设计计算和强度校核213.7.1泵体的设计计算213.7.2泵体的强度校核21第4章 齿轮泵其它部件的分析计算224.1 轴承端盖的设计计算224.2 密封圈的设计计算234.2.1主动轴轴承端盖处的毡封油圈234.2.2从动轴上通用O型密封圈234.3小圆螺母的设计计算244.4变量机构的设计计算26第5章 基于Soli

10、dWorks的齿轮泵的虚拟设计系统275.1 引言275.2 齿轮泵的参数化造型设计275.2.1 齿轮泵零部尺寸计算275.2.2 关键部件的结构设计285.3 利用VB调用SilidWorks295.4 齿轮泵的虚拟装配模块295.5 结论30参考文献31致谢32第1章 齿轮泵基本参数的确定设计参数： = 15MPa , =15ml/r1.1 确定刀具角和齿顶高系数采用标准刀具 = 20 顶高系数 = 11.2 选定泵的转速齿轮泵采用交流电动机, 取转速 = 1000 r/min1.3 确定泵的理论流量 齿轮泵的流量= = 15 1000 = 15 1.4 选取齿宽系数 对于低压齿轮泵=

11、610 , 对于高压齿轮泵 =36则取齿轮泵的齿宽系数=51.5 选取齿数齿轮齿数的确定必须综合考虑流量脉动、压力脉动、机械效率等诸方面因素。从流量角度出发在齿轮分度圆直径不变的情况下，齿数越少，模数越大，其输出流量就越大；从工作性能出发，齿数减少后对改善困油现象及提高机械效率有利，其流量及压力的脉动增加，对于流量计的均匀性要求较高及使工作噪音尽量低，一般1430之间。而对轴向并联齿轮泵及流量计来说，齿轮的齿数满足（K为自然数）。取4 得44+117齿数较少时，会产生根切现象，对于标准齿轮（齿顶高系数=1）不产生根切的最少齿数如下：表 1-1压力角与不产生根切的最少齿轮的关系压力角1.4515

12、2022.523252730不产生根切的最少齿数323017141311108选用标准齿轮20，17不会产生根切现象，选择合理1.6 计算齿轮模数 对于流量计来说，确定模数主要不是从强度方面着眼，而是从流量计的流量、压力脉动、噪音以及结构尺寸大小等方面考虑。模数越大，泵的流量就越大，并且当齿轮节圆直径一定时，对流量来讲，增大模数比增加齿数有利。但齿数太少将使流量的输油量及压力脉动增加，因此模数选择要适当= = = 2.97将模数圆整为 = 31.7 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。而齿轮与壳体及盖板间的磨擦损失及容积损失的总和与齿宽并不成比例增加，因此，当高压时

13、其齿宽不宜过大，则应取大些，以便减轻轴承负载，同时加大意味着增加轴向间隙对液流的阻力，从而还能减小内泄漏。齿宽的计算公式： = 53=151.8 校验齿轮泵的流量 校验公式： = 该流量和设计理论流量相差5 % 以内为合格 S=2.33%5%,故所选参数合适。1.9 校验齿轮泵节圆线速度 齿轮泵与原动机直接相接, 所以其转速 应与原动机的转速一致. 由流量公式可知, 转速愈高, 流量愈大. 但转速过高,由于离心力的作用, 使油液不能完全充满齿间, 吸油不足导致了容积效率下降, 产生汽蚀、振动和噪声。因此就有最高转速的限制。允许的最高转速与工作油液的粘度有关，粘度越大，允许的最高转速就愈底。一般

14、用限制齿轮节圆圆周速度的办法来确定最高转速，以保证在工作中不产生汽蚀。 = n / 100060其中 节圆直径 （ ） = = 317= 51 带人数据得= = = 2.67 表1-2工业齿轮油粘度与节圆极限速度关系工业齿轮油粘度124576152300520760节圆极限速度543.7321.61.25根据表格数据油液的粘度此液体允许的齿节圆极限速度 =4 ， 则校核合格1.10 计算齿轮各部分尺寸模数： m = 3压力角： 20分度圆直径： d = = 317 = 51齿顶高： ha = ha* m = 13= 3 齿根高： =( ha* + )m = ( 1 + 0.25)3 = 3.7

15、5齿全高： h =( + c*)m = 2.253 = 6.75齿顶圆直径： =( + Z1)m = ( 21 + 17)3= 57齿根圆直径： =(Z1-)m = (1721 20.25) 3= 43.5基圆直径： = d= 51cos20 = 47.924齿距： p =3.143 = 9.42齿厚： s = m/2 = 4.71齿槽宽： e = m/2 =4.71顶隙： c = c*m = 0.253= 0.75标准中心距： a = m(Z1Z2)/2 = 3 (17+17) / 2 = 51节圆直径 ： d= d = 51 齿轮啮合的重叠系数： 当两齿轮相同时 = z（tan - tan

16、）/ = = = 32.78 = 17（tan32.78 tan20）/ = 1.5第2章 动力参数的计算2.1液压泵的驱动功率 = =4.17Kw式中 -泵机械效率，一般可在0.88-0.91之间选取P-泵的高低压腔压力差 2.2液压泵的输入扭矩 =39.84N.m第3章 齿轮泵的结构设计 3.1 结构形式的确定3.1.1 减轻径向力的结构措施合理地选择齿宽 和齿顶圆直径 缩小压油腔的尺寸，即将压出角（2-）减小为了减小作用在齿轮上的径向力，压出角 2-越小越好，压油腔的流速允许 ，对不要求逆转的齿轮泵，一般取2- 45，有时为保证压出口通道的过流面积 ，把压出口在轴向方向拉长 ，使压出口呈

17、椭圆行。图3-1齿轮泵压出角与吸入角示意图从提高吸油性能和避免汽蚀的角度出发，希望吸入角越大越好，一般在4590，也可以将扩大到120，以保证吸油腔流速小于 。将压油腔扩大到接近吸油腔侧，在工作过程中只有12个齿起密封作用在轴套的外圈开有高压油槽与高压腔相通，工作时只有12个齿起密封作用，过渡区很小，而齿轮在很大的尖形角范围内作用有出口压力。此时齿轮上的径向力得到了平衡。3.1.2 采用三片式结构由前泵盖、泵体、后泵盖组成，其优点：毛坯制造容易，甚至可用型材切料便于机械加工便于布置双向端面间隙的液压自动补偿，从而改善补偿性能和提高寿命便于双出轴布置3.1.3 齿轮与轴做成分离式通过键连接优点：

18、加工工艺性能好，齿轮侧面加工容易，在平面磨床上很容易加工相同的齿宽 。3.1.4 采用滚动轴承优点：结构简单；安装方便；工作中噪声底；抗冲击性能好；价格便宜；只要材质和加工精度选择恰当，润滑条件良好，就能承受相当高的负载。缺点：抗杂质能力差；在高温时油膜强度低易烧坏；运动时摩擦力矩大；当转速很低时不易形成油膜易烧坏。3.2 确定高低压腔尺寸确定压出角 （2-）= 40吸入角 = 45由图（1）所示的几何关系可知/2 - /2 = /2cos（-） = -（-） = 51 57cos40 = 7.34则取 = 10/2 - /2 = /2cos = - = 51 57cos45 = 10.69则

19、取 = 103.3 主动轴的计算3.3.1. 初步确定轴的最小直径已知轴上的功率=4.17KW、转速=1000r/min 、转矩=9.55106=39.8235Nm，选取轴的材料为45钢，调质处理。 = 15.75输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径 与联轴器的孔径相适应，故需要同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩 = 1.339.8235 = 51.77055按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160，半联轴器的孔径d = 19，故取= 19，半联轴器长度L = 42，半联轴器与轴的配合的毂孔长度 = 303.3.2

20、.轴的结构设计图3-2轴的结构与装配3.3.2.1为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段直径= 19 +19 (0.070.1）= 22;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径= 22，半联轴器与轴配合的毂孔长度 = 30，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度应略短一些，先取=28。 3.3.2.2初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据 =22 ，选取轴承型号329/22，轴承配合为m6，其尺寸=224012， 故=22;而=12。 3.3.2.3由于齿轮轮毂宽度=15，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故

21、取=13。3.3.2.4取安装齿轮处的直径 为了便于装配安装且使齿轮与轴配合处有一定的厚度，应取=26。齿轮的左端与左轴承右端面之间采用套筒定位，套筒长度为23;齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度(0.070.1),取=2.5，则轴环处直径=31，轴环宽度，取=5。3.3.2.5 右端轴承的左端面采用轴肩进行轴向定位，定位轴肩高度=2，则=27，并取长度略长些，取=32。3.3.2.6左轴承左端面采用轴承端盖进行定位，取轴承端盖长度为12。轴承端盖放于左泵盖中，左泵盖与另一端面进行定位，这一端面与该轴段的左端面有一定距离，则=12+26+12+10=60。以上就以初步确定了轴的各段直径和长度。3.

22、3.3轴上零件的周向定位3.3.3.1齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键联接 查机械设计手册得半联轴器与轴的联接，选用A型平键 = 6625 ，半联轴器与轴的配合为齿轮与轴的联接，选用B型平键= 8710， 齿轮与轴的配合为3.3.3.2键的强度校核(1)A型键的材料为钢，查手册得许用挤压应力=100120MPa,取=110MPa,键的工作长度=25-6=19,键与轮毂键槽的接触高度=0.56=3由式=73.54MPa,故符合要求。键的标记为：键625 GB1096-79(2)B型键的材料为钢，查手册得许用挤压应力=100120MPa,取=110MPa,键的工作长度=10，键与轮毂键槽的接

23、触高度=0.57=3.5由式=87.52MPa,故符合要求。键的标记为：键B810 GB1096-793.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸 两轴端端倒角为145，各轴肩处的圆角半径R = 1 23.3.5求作用在齿轮上的力 = 239.8235/0.051=1561.71 = 1561.71tan20= 568.41 =1561.71/cos20= 1661.933.3.6求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图如图中轴上所受的力作受力分析得图3-3轴的受力分析图 根据轴的结构图做出轴的弯矩和扭矩图，从中可以看出截面C是轴的危险截面。图3-4轴的载荷分析图由以上图可以计算：表3-1截面C载荷值载

24、荷水平面垂直面支反力=863.53,=698.18=314.30,=254.11弯矩=32814.28=11943.30总弯矩 =34920.19扭矩=39823.53.3.7按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 MPa=24.07MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa。因此，故安全。3.3.8精确校核轴的疲劳强度3.3.8.1判断危险截面截面, , , 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应

25、力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面, , , 均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面上的应力最大。截面IV的应力集中的影响和截面III的相近，但截面IV不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面生虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里中轴的直径最大，故截面也不必校核。截面V和VI显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面III左右两侧即可。3.3.8.2截面III左侧抗弯截面系

26、数 抗扭截面系数 截面III左侧的弯矩为 截面III上的扭矩为 = 39823.5截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因=0.068，经插值后可查得=1.859, =1.418又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为=0.78， =0.80故有效应力集中系数按式（附表3-4）为由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由

27、3-1及3-2得碳钢的特性系数，取=0.1，取=0.05于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得 故可知其安全。3.3.8.3截面III右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。抗扭截面系数 弯矩及弯曲应力为扭矩及扭转切应力为过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得=2.624 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92故得综合系数为所以轴在截面III右侧的安全系数为 故该轴在截面III右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，主动轴的设计计算结束。3.4从动轴的计算3.4.1 轴的结构设计图3-5轴的结构与

28、装配3.4.1.1由于齿轮宽度为22，为满足从动轴不转动，可在齿轮里加上滚动轴承，为使所用轴承宽度小于齿轮宽度和轴承外径小于齿轮齿根圆直径，选用轴承型号，轴承配合为，其尺寸=12288。则=12；同时为使其在左泵盖内部，取其长度=62 。3.4.1.2 II-III轴段在其内部腔体内，而腔体直径为57 ，故=57,取其长度=5 .3.4.1.3由一较大轴肩，取=25，而其长度为=70 ；同时在轴段I-II处也有一轴套其直径=25。3.4.1.4轴段IV-V与轴段III-IV有一轴肩，去轴肩高度为2.5，则=20。因为在轴段IV-V与轴段III-IV后接有变量机构，为是其满足变量特性轴段IV-V

29、要稍长些，取=40，并取一横截面，其宽度为10这样就确定了从动轴各段的直径和长度。3.4.2求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图如图中轴上所受的力作受力分析得图3-6轴的受力分析图根据轴的结构图做出轴的弯矩和扭矩图，从中可以看出截面C是轴的危险截面。图3-7轴的载荷分析图由以上图可以计算：表3-2截面C的载荷值载荷水平面垂直面支反力=780.855=284.205弯矩=3357.6765=1222.0815总弯矩=3573.16033.4.3精确校核轴的强度3.4.3.1进行校核时，由于轴不受扭矩作用，则只需要计算轴上危险截面的弯曲应力即可。截面的抗弯截面系数 截面的弯曲应力 轴的材料为

30、45钢，调质处理，由表查得= 60MPa则 , 故安全。3.4.3.2 求强度安全系数 过盈配合处的的值, 由附表3-8用插入法求出轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 = 0.92故得综合系数为轴的材料为45钢,调质处理，由表15-1查得 = 275MPa 所以截面的安全系数为,故安全3.4.4从动轴的刚度计算由于从动轴上没有扭矩作用，所以只计算它的弯曲刚度（挠度）在采用滚动轴承的场合下，轴的挠度使局部单位压力剧增并使润滑油膜遭到破坏，造成轴承的烧伤。为了防止这种破坏，首先必须尽可能减少轴的挠度，其受力简图所图3-8轴的刚度分析图挠曲线方程，其中=8.6式中 E-弹性模量，对于钢E =

31、 2.1 I-截面C的轴惯性力矩，I = /64（） F-作用在从动齿轮上的径向力（）则 代入数据得 对于安装齿轮的轴而言，允许的挠度 则，故安全。3.5齿轮强度的计算3.5.1齿轮的材料及齿数的选取选取齿轮的材料为45钢（调质），硬度为220240HBs齿轮的齿数为= 173.5.2齿面接触疲劳强度的计算齿面接触疲劳强度的校核公式式中： -区域系数（标准直齿轮a = 20时， = 2.5） -载荷系数 -齿轮转递的转矩 -齿宽系数 选载荷系数 = 1.3选取齿宽系数 = 1由机械设计中表10-6查得材料查的弹性系数 =189.8MPa由图10-21按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 = 5

32、50MPa由图10-9查得接触疲劳寿命系数 = 0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 = 1，由式10-12 得计算圆周速度 V计算载荷系数根据V = 3.29，7级精度，由图10-8查得动载荷系数 = 1.1由表 10-3 查得 = =1.2由表10-2查得使用系数 = 1由表10-4查得7级精度齿轮相对支承非对称布置=1.391故载荷系数 = = 11.11.21.391= 1.836则 故合格3.5.3 齿根弯曲疲劳强度计算弯曲强度的校核公式由机械设计中图查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 = 380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命 = 0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲

33、劳安全系数= 1.4 由式(10-12)得计算载荷系数K = =11.11.21.25 = 1.65查取齿形系数由表10-5查得 = 2.97查取应力校正系数由表10-5查得 = 1.52选取齿宽系数 = 1计算 故合格3.6. 轴承的受力分析及寿命计算3.6.1主动轴上的轴承受力分析及寿命计算主动轴上的轴承为单列圆锥滚子轴承，其型号为329/22，其基本参数如下：表3-3单列圆锥滚子轴承329/22基本参数基本尺寸/mm其他尺寸/mm基本额定载荷/KN2240121298.51520因为主动轴上的齿轮为标准直齿圆柱齿轮，齿轮不受轴向力，所以所选单列圆锥滚子轴承只承受径向载荷，则轴承的受力分析

34、：图3-9单列圆锥滚子轴承受力分析图如图所示，查机械设计表13-5可得，则Y=0,因此轴承的派生轴向力不存在，轴承的当量动载荷应为：由上表3-3可知=15N, =20N验算寿命： 因为, 验算轴承1即可。 满足寿命，故合格。3.6.2从动轴上的轴承受力分析及寿命计算从动轴上选用的轴承为角接触球轴承，其型号为，其基本参数如下：表3-4角接触球轴承7100C基本参数基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定载荷/KN1228814.425.66.75.422.65从动轴上安装的齿轮与主动轴上的一样也为标准直齿圆柱齿轮，齿轮不受轴向力，同理所选角接触球轴承也只承受径向载荷，则轴承的受力分析：图3-10角接

35、触球轴承受力分析图如图所示，由机械设计表13-7可得 由机械设计表13-5可知由插值法计算e=0.3586 ，则两轴承的派生轴向力由可得，X=1,Y=0,，则轴承的当量动载荷应为：由上表3-4可知 =5.42N, =2.65N验算寿命： 满足寿命，故合格。3.7泵体的设计计算和强度校核3.7.1泵体的设计计算选取泵体的长度为158，其厚度即为齿轮的齿宽15，因此选择相互对称的管螺纹作为齿轮泵的进出油口。3.7.2泵体的强度校核泵体的材料选择球墨铸铁,由机械手册查得其屈服应力为。因为铸铁是脆性材料，所以其许用拉伸应力的值应取屈服极限应力，即此处。泵体的强度计算可按厚薄壁圆筒粗略计算拉伸应力，计算

36、公式为式中：泵体的外半径 齿顶圆半径 泵体的试验压力一般取试验压力为齿轮泵最大压力的两倍，即代入数据可得 因此所选泵体的材料及其尺寸满足要求。第4章 齿轮泵其它部件的分析计算4.1 轴承端盖的设计计算在主动轴上的左轴承采用轴承端盖进行定位，轴承端盖选取凸缘式端盖，选取轴承端盖螺钉直径=6，则其结构如图4-1所示：图4-1凸缘式轴承端盖结构图，取 由结构可得 其中由密封尺寸确定，因为，则在轴承端盖上螺钉个数，均匀分布，。4.2 密封圈的设计计算4.2.1主动轴轴承端盖处的毡封油圈毡封油圈如下图所示：图4-2毡封油圈结构图表4-1毡封油圈和沟槽尺寸轴径d/D/b/2221323.53.54.3根据

37、上表可得,另外B=8。4.2.2从动轴上通用O型密封圈通用O型密封圈图形如下所示：图4-3通用O型圈结构图表4-2通用O型圈（代号G）尺寸项目/极限偏差/极限偏差/轴径d 1211.80.172.650.09轴径d 5753.00.442.650.09轴径d 2525.00.221.800.08活塞d 5753.00.442.650.094.3小圆螺母的设计计算从动轴上的小圆螺母如下图所示：标记示例：螺纹规格=，材料45钢，槽或全部热处理后硬度为,表面氧化的小圆螺母的标记：螺母注: 槽数： 材料：45钢图4-4小圆螺母结构图表4-3小圆螺母相关尺寸 螺纹规格2264.342.620.50.54

38、.4变量机构的设计计算图4-5变量机构结构简图此结构与右泵盖的外凸部分配合并用M3的开槽圆柱头螺钉与泵盖连接，变量杆与从动轴连接。当变量杆来回摆动时，从动轴作轴向的来回移动，从而由从动轴带动齿轮来回移动，进而改变两齿轮的啮合长度。而当两齿轮的啮合长度改变其流量也随之改变，由此实现齿轮泵的变量。与从动轴配合，故 = 25。由于齿轮的啮合长度最少为,设其最少长度为,则变量杆的轴向摆动距离。D与泵盖配合，则D=59，取，其配合的长度。另外设计变量机构的总长，取，。变量杆在啮合长度最大时与竖直方向的夹角，。 变量机构突出的部分为了使其不与 所在的孔相连，则取 。第5章 基于SolidWorks的齿轮泵

39、的虚拟设计系统5.1 引言齿轮泵是一种应用广泛的液压泵，它与其它液压泵一样，为液压系统提供动力，保证液压系统的正常运行，齿轮泵的工作原理是通过两个齿轮轮齿的互相啮合，实现密封容积的变化，从而达到输出具有一定能量的油液目的。目前，齿轮泵的工作压力已接近柱塞泵，组合负载传感方案为齿轮泵提供了变量的可能性，这意味着齿轮泵与柱塞泵之间原有清楚的界限变得愈来愈模糊了。齿轮泵与柱塞泵相比，具有结构简单、低成本、抗污染能力强及维护要求低的优点，且齿轮泵应用广泛，型号较多，开发齿轮泵的参数化虚拟设计系统，有着重要的实际应用意义和现场应用价值。SolidWorks是一套基于Windows的CAD/CAE/CAM

40、/PDM桌面集成系统，是美国SolidWorks公司于1995年11月研制成功的，它总结和继承了大型CAD软件的优点，可以实现全参数化的三维实体造型设计。它具有零件设计、钣金设计、管理设计、绘制二维工程图等功能，而且保持零件设计、装配设计和工程图保持相关性，实现自上向下设计或自下而上设计，从而达到三者的同步，提高了设计效率和工作强度，在模具造型和工业设计等方面有相当大的优势。SolidWorks通过OLE技术为用户提供了强大的二次开发接口，凡是支持OLE编程和COM组件对象模型的开发工具，都是可以用于SolidWorks的二次开发，创建出用户定制的、专用的SolidWorks功能模块，这些都为

41、实现齿轮泵的虚拟设计奠定了基础。5.2 齿轮泵的参数化造型设计参数化造型设计是SolidWorks软件核心功能之一，包括集成化线框、曲面和实体造型、二维草图设计以及基于特征的造型等。它提供尺寸驱动的几何变量，用交互式方法检查模型变化的结果，其模型可智能化。参数化造型虚拟技术通过记录几何体间的所有依存关系，自动捕捉设计者的意图。5.2.1 齿轮泵零部尺寸计算齿轮泵的零部件的尺寸计算是整个齿轮泵虚拟设计系统的基础部分，主要是主、从动齿轮的参数计算和传动轴的参数计算的参数计算等，要分别编制齿轮参数计算模块、传动轴计算模块等计算模块。其中最重要的是齿轮的参数计算，为制造方便，齿轮泵的齿轮通常采用增一齿

42、修正法，其参数计算不同于通常的齿轮设计，如图5-1：设计计算模块根据已知的齿轮泵工作压力、负载、转速等设计参数，设计计算齿轮泵各零件的结构尺寸，并根据计算公式及设计经验进行优化选型。图5-1齿轮泵齿轮参数计算模块5.2.2 关键部件的结构设计SolidWorks不仅支持传统的自下而上的传统设计，而且可以自上而下进行设计。在自下而上设计方法中，先设计单个零件，然后再装配成装配体；在自上而下设计方法中，使用装配体内部的布局来驱动零件和装配体的设计。 例如，齿轮泵的外壳体的内表面和齿轮泵的主、从动齿轮的齿顶应该互相配合，由此可以采用自上而下的设计方法，将齿轮泵的两个齿轮配合生成装配体，在这个装配体中

43、通过添加外壳体零件，从而达到二者之间的互相关联。在构思、开发与改进模型设计的重复过程中，用约束管理来保持特定部件间的约束关系，相互关联的配合不变。一个约束关系能使许多零部件结构设计自动进行，并可保证设计对零部件间所要求关系的一致。图5-2 齿轮泵的虚拟设计系统主界面5.3 利用VB调用SilidWorks 利用下面一段程序就可以通过可视化编程软件VB调用SolidWorks软件，如图5-2所示，就是利用VB开发出的齿轮泵的虚拟设计系统的主界面。Private Sub Command1_Click()Dim swApp As SldWorks.SldWorksDim Part As SldWor

44、ks.ModelDoc2Set swApp = CreateObject(sldworks.application)5.4 齿轮泵的虚拟装配模块齿轮泵由主动齿轮、从动齿轮、主动轴、从动轴等多个零件共同组成，这些零件被赋予了一定的约束关系，这样的约束关系在Solidworks中被称之为配合关系。使用配合关系，可以相对于其它零部件来精确地定位零部件，同时也可定义零部件如何相对于其它的零部件移动和旋转，在这里主要研究的是零件配合时相互的定位关系。在Solidworks API中可以使用的配合类型也有八种。Solidworks API在swconst.h and swconst.bas中定义的swMa

45、teType_e列表中定义了以下八种装配关系，分别是swMateCOINCIDENT（重合）、swMateCONCENTRIC（同心）、swMatePERPENDICULAR（垂直）、swMatePARALLEL（平行）、swMateTANGENT（相切）、swMateDISTANCE（距离）、swMateANGLE（角度）、swMateUNKNOWN。零件配合时还有三种相应的对齐类型，这三种对齐类型定义在swconst.h and swconst.bas中的swMateAlign_e列表中，分别是swMateAlignALIGNED（同向对齐）、swMateAlignANTI_ALIGNED

46、（反向对齐）、swMateAlignCLOSEST（最近处对齐）。本系统通过调用SolidWorks软件具有装配功能的API函数，能够自动实现齿轮泵的装配，并且可以对其进行质量检测、体积检测和干涉检查等操作，从而实现齿轮泵的虚拟装配，制作出齿轮泵的虚拟样机，如图5-3所示。图5-3 齿轮泵的装配系统5.5 结论以三维设计软件SolidWorks为基础，结合可视化编程软件VB开发的齿轮泵的虚拟设计系统具有二大功能，一是可以完成齿轮泵主体的设计任务，只需改变齿轮泵的相关参数，就可以设计出新产品；二是可以通过该系统实现齿轮的虚拟装配，为齿轮泵的虚拟制造提供了基础。从而提高设计质量,缩短设计试制周期，

47、降低试制费用，增强产品的市场竞争能力。参考文献1机械设计手册第四册化工出版社2液压传动设计手册化工出版社3液压传动国防工业出版社许贤良4机械设计机械设计基础课程设计中国矿业大学出版社 任济生 唐道武 马克新5机床液压传动 机械工业出版社 俞启荣6BCB-B型变量齿轮泵设计要点.机床与液压，1997年第5期 丁万荣 张世忠7机械设计 第八版 高等教育出版社 濮良贵 纪名刚8MAXIM 1996 NEW RELEASES DATA BOOK Volume V9AlexanderKapelevich. Geometry and design of involute spur gearswith as

48、ymmetric teethMechanism andMachineTheory, 2000 (35): 11713010Deng G, NakanishiT. Bending load capacity enhancement using an asymmetric tooth profile. JSME Int J, 2003, 46(3) : 117111Litvin F L, Lian Q. Asymmetric modified gear drives: reduction ofnoise, localization of contact, simulation ofmeshing

49、and stress analysis. Computer Methods Appl Mech Eng, 2000 (188): 363致谢在论文完成之际，首先向我的导师邓海顺老师表示我最诚挚的谢意。感谢邓老师对我学习上的悉心指导和生活上无微不至的关怀。本论文从论文选题到论文完成及修改都是在他的悉心指导和亲切关怀下完成的。在论文各个阶段他不仅传授给我理论知识和实践经验，而且他为人谦和性格也给了我深深的教益和启迪，使我在读大学这一人生的重要阶段获益匪浅，是我今后工作和学习的楷模。在此，谨向我的导师表示衷心的感谢！ 感谢曾经教育过我的辛勤工作、无私奉献的老师们，以及提供便利条件的资料室和实验室的老师！感谢我的同学,他们对我在论文的写作过程中给予了各个方面的指导和帮助！感谢各位评委老师，在百忙之中抽出时间对本文进行审阅和参加答辩。最后衷心感谢理解与支持我的爸爸妈妈。