畢業(yè)設計（論文）-基于NX齒輪泵的設計與仿真

摘要齒輪泵是液壓系統中最重要的動力源,在液壓傳動系統中應用廣泛，其主要部件是內部相互嚙合的一對齒輪?，F代機械工程對齒輪泵提出很多新要求，如壓強高、排量大、脈動低、噪音低等，所以對齒輪泵的性能分析與改進成為了很重要的課題。本課題以齒輪泵為研究對象，總結了齒輪泵的特點，深入研究了齒輪泵整體結構及其原理，并利用UG三維建模軟件對其進行實體建模，對齒輪泵的流量特征、徑向嚙合力進行理論分析和數值計算，為齒輪泵的設計提供必要的理論依據。研究了多種齒輪泵的齒廓類型，并推導出這些齒廓線方程。最后學習了流體動力學相關的基礎理論知識，利用UG進行三維建模并裝配仿真，并比較不同齒廓分析后的結果，分別計算了齒輪泵齒間區(qū)的流量、齒輪嚙合區(qū)域的流量，最后就得到了齒輪泵的流量。在時間和轉速確定的情況下，得到齒輪泵的流速。外嚙合齒輪泵的結構對其內部的流場有很大的影響，采用fluent有限元法求解計算模型，就不同齒廓的變化特點進行對比，可以得出每種類型齒廓的相應的優(yōu)缺點，從而得出最優(yōu)的分析結果并在此基礎上改進設計出新的齒廓線。本文對齒輪泵的輸出特性研究，推到出齒廓線方程，在相同的轉速下，比較不同齒廓的分析結果，漸開線齒廓在齒輪泵中的增壓效果最好，并提出一些優(yōu)化方案。關鍵詞：齒輪泵；齒廓；輸出特性；三維建模AbstractGearpumpisthemostimportantsourceofpowerinthehydraulicsystem,widelyusedinthehydraulicdrivesystem,thereforeanditsmaincomponentsareapairofgearsmeshingwitheachotherbytheinternal。Modernmechanicalengineeringhavemade??alotofnewrequirementstogearpump,suchashighpressure,largedisplacement,lowrippleandlownoise,PerformanceAnalysisandImprovementofthegearpumphasbecomeaveryimportantissue.Thetopicstogearpumpforthestudy,summedupthecharacteristicsofthegearpump,in-depthstudyoftheoverallstructureandprincipleofthegearpumpandUGthree-dimensionalmodelingsoftware,solidmodeling,theflowcharacteristicsofthegearpump,theoreticalanalysisandnumericalcalculationoftheradialdirectionmeshingforceofradialdirection,toprovidethenecessarytheoreticalbasisforthedesignofgearpump.Avarietyofthetypetoothprofileofthegearpumpandderivetheequationsofthesetoothprofile.Finallylearnthebasictheoreticalknowledgeoffluiddynamics,usingUGthree-dimensionalmodelingandassemblysimulation,andcomparisonresultsofdifferenttoothprofileanalysiswerecalculatedflowrateoftheareaoftheinterdental,gearmeshingareaofflowofthegearpumpthe,andfinallygottheflowofthegearpump.Inthecaseoftimeandspeeddeterminedtoobtainflowrateofthegearpump.Structureoftheexternalgearpumphasagreatinfluenceonitsinternalflowfield,usingthefluentfiniteelementmethodforsolvingthecalculationmodel,comparisonofthechangesinthecharacteristicsofthedifferenttoothprofilecanbedrawnfromthecorrespondingadvantagesanddisadvantagesofeachtypeoftoothprofiletoarriveatthebestresultsoftheanalysistoimprovethedesignofanewtoothprofileonthisbasis.Theoutputcharacteristicsofthegearpumpontothetoothprofileequationandfinallythetheoryoffluiddynamics,inthesamespeed,differenttoothprofileanalysisresultofthatthebestofboostereffectisinvolutelinetoothprofileofthegearpump,andputforwardsomeoptimizationprogramofit.

Keywords:gearpump;toothprofile;outputcharacteristics;3dmodeling

目錄1緒論 11.1齒輪泵的研究內容及意義 11.2齒輪泵國內外的發(fā)展概況 12齒輪泵的設計及校核 42.1齒輪的理論知識 42.2齒輪泵相關知識 52.3齒輪泵的參數選擇原則 62.3.1泵齒輪參數對齒輪泵性能的影響 62.3.2泵齒輪參數對齒輪泵軸承負載的影響 62.3.3泵齒輪參數對流量脈動的影響 62.3.4泵齒輪參數對齒輪泵效率的影響 72.3.5泵齒輪參數對齒輪泵噪音、振動的影響 72.3.6最佳泵齒輪參數選取原則 82.4最佳泵齒輪參數的選擇 92.5齒輪的計算和校核 92.5.1主要技術參數 92.5.2設計計算的內容 92.5.3校核 132.6卸荷槽的計算 172.7泵體的校核 182.8滑動軸承的計算 182.9聯軸器的選擇及校核計算 212.9.1聯軸器的選擇 212.9.2軸的強度計算 222.10連接螺栓的選擇與校核 242.11齒輪泵進出口大小確定 252.12齒輪泵的密封 252.13法蘭的選擇 252.14鍵的選擇 252.15擋圈的選擇 263齒輪泵的工作原理及三維建模 273.1外嚙合液壓齒輪泵的工作原理 273.2齒輪泵分類、用途、應用范圍 283.2.1齒輪泵的分類 283.2.2齒輪泵的用途及應用范圍 283.3齒輪泵的三維建模 283.3.1齒輪泵的三維建模和裝配 283.4齒輪泵裝配中需注意的問題 323.4.1齒輪泵的端面間隙問題 323.4.2齒輪軸上大齒輪的傳動問題 323.5UG設計齒輪泵的優(yōu)勢 323.5.1齒輪參數的優(yōu)化設計 333.5.2參數化生成齒輪模型 363.5.3有限元（FEA）分析 384齒輪泵的優(yōu)化 394.1外嚙合齒輪的參數選擇與設計 394.1.1參數的確定 394.1.2設計的步驟 394.2困油及卸荷措施 405結論與展望 425.1課題總結 425.2課題展望 42致謝 43參考文獻 44

1緒論1.1齒輪泵的研究內容及意義在21世紀，節(jié)約能源使我們亙古不變的話題，在工業(yè)中也一直提倡能源的節(jié)約，動力源是液壓系統中最重要的部分，這個動力源也包含齒輪泵，所以我們要對齒輪泵的齒輪優(yōu)化設計，以達到提高齒輪泵的效率和節(jié)約能源的問題，最主要的部件是內部相嚙合的一對齒輪，在結構上可分為內嚙合齒輪泵和外嚙合齒輪泵兩大類。由于它具有結構簡單、加工方便、體積小、自吸能力強且重量輕等特點,使它在機械、國防、能源、冶金、交通、石化、輕工、食品等領域得到廣泛的應用?，F在齒輪泵的制造已經很成熟，我們可以對齒廓加已修理，對齒輪泵進行改良設計，所以齒輪的工作原理我們是必須要掌握的，然后利用相關CAD/CAM軟件建立計算機實體模型，借助有限元分析法進行詳細的受力和變形分析，依據機構運動分析法進行實際的動作仿真，并將根據分析和仿真結果指導該齒輪裝置進行修正，結合現代自動控制理論對齒輪裝置進行有效的控制，最后盡可能考慮裝置和有關零部件的標準化和參數化。優(yōu)化好齒輪后，效率就能提高，從而可以節(jié)約能源。當大家在倡導可持續(xù)發(fā)展的時候，節(jié)約能源就變得越來越重要了。隨著技術的不斷進步，齒輪泵產品必將向環(huán)保、節(jié)能、智能化方向發(fā)展。1.2齒輪泵國內外的發(fā)展概況由于我國工業(yè)基礎溥弱,齒輪油泵行業(yè)起步較慢，但其發(fā)展速度比較快。齒輪油泵在發(fā)展的過程中，存在相當嚴重的問題。綜合多方面原因,陳列出如下幾條：1、國家缺乏對機械基礎件齒輪油泵行業(yè)有力的政策支持；2、企業(yè)基礎薄弱：機械基礎件行業(yè)基礎差，底子薄，科技投入少，開發(fā)力量薄弱；經由二十余年消化吸收國外提高前輩技術以及自主立異。我國齒輪油泵設備制造行業(yè)有了奔騰發(fā)展。齒輪油泵的進一步發(fā)展得靠多方面的支持，國家政策的支持，科研技術的大量投入，機械基礎件工藝行業(yè)的提高等等。齒輪油泵行業(yè)2010年全國業(yè)標準化發(fā)展規(guī)劃,齒輪油泵全國協會提出了全面建設小康社會的宏偉目標，明確了21世紀前20年我國經濟建設和改革的主要任務。“十一五”時期，是全面建設小康社會承前啟后的關鍵時期，“十一五”規(guī)劃，是全面建設小康社會的第一個五年規(guī)劃。標準作為經濟建設和行業(yè)發(fā)展的技術支撐，是“十一五”規(guī)劃不可缺少的重要組成部分，是指導生產、實施產業(yè)政策、行業(yè)規(guī)劃、規(guī)范市場秩序、進行宏觀調控和市場準入的重要基礎。為此，根據機械科學研究院的要求，特編制“十一五”全國泵行業(yè)標準化發(fā)展規(guī)劃。齒輪油泵行業(yè)及其產業(yè)基本情況概述：1、齒輪油泵行業(yè)及其主要產業(yè)的內涵和構成齒輪油泵行業(yè)主要由生產各類離心油泵、重油煤焦油泵,渣油泵,導熱油泵,自吸油泵、輸油泵、旋渦泵、回轉式容積泵、往復式容積泵和水環(huán)真空泵等企業(yè)構成。在這些泵類產品中，按臺份計，離心泵約占接近70%，回轉式容積泵和往復式容積泵約占18%。全國具有一定規(guī)模的泵制造廠約有2000家，產品種類約有450個系列，5000多個品種。2002年統計，在這些泵制造廠中，較大的699家泵制造廠共生產2663萬臺，總產值約為208億元。這些泵被廣泛用于國民經濟各部門，基本滿足了我國經濟發(fā)展對泵的需要，其中也包括具備為各種大型成套裝置提供配套用泵的能力。據不完全統計，約有21%的電機用于驅動各類泵，在能源中約有近五分之一的能源用于驅動各類泵。在火電和核電業(yè)中，泵已成為最重要的輔機，在石化業(yè)中泵已成為重要的設備之一，泵在通用機械中已成為最量大面廣的產品，已經成為裝備制造業(yè)重要的裝置之一。2、國外齒輪油泵行業(yè)及其主要產業(yè)發(fā)展現狀和發(fā)展趨勢世界泵業(yè)一直在不斷發(fā)展，近幾年的增長率平均4.5%左右，2002年泵業(yè)產值約270億美元，約有近萬家制造廠，其中10大家泵制造廠的產值約占世界泵業(yè)總產值的31%。這10家泵制造廠中，美國4家，德國2家，日本、英國、丹麥、瑞士各1家。世界泵業(yè)的發(fā)展趨勢：（1）競爭和壟斷進一步加劇，跨國齒輪油泵業(yè)公司的壟斷勢頭進一步加劇。如世界泵業(yè)最大的前五家泵制造廠壟斷著世界泵業(yè)總產值22%。世界泵業(yè)中的一些主要制造廠的制造技術已達到相當成熟和完善的水平，其產品有極高的知名度，在特定的領域中有很高的市場占有率；(2）世界齒輪油泵業(yè)中泵制造廠家數量會不斷減少，自2000年以來，世界泵業(yè)已有80起大的合并和收購，通過這種集團化的合作發(fā)展戰(zhàn)略，不僅可以得到最大的經濟規(guī)模，還有利于利用原來的商標和知名度，實現持續(xù)發(fā)展；（3）世界齒輪油泵業(yè)會持續(xù)發(fā)展，預計今后3~5年中，世界齒輪油泵業(yè)將會以每年5.5左右的增長率發(fā)展；（4）不斷開拓新的市場范圍和領域，中國加入WTO后，世界各大泵制造廠都非常關注中國的用泵市場，世界泵業(yè)前20家制造廠絕大多數都準備或已經在中國建制造分廠。3、國內泵行業(yè)及其主要產業(yè)現狀和發(fā)展趨勢泵行業(yè)現狀：（1）通過執(zhí)行國家提出的“以市場換技術”合作生產的方式，使我國泵業(yè)中具有極高技術水平的關鍵用泵的技術水平與國外發(fā)達國家的同類泵產品水平接近；（2）近幾年，齒輪油泵類產品的產值皆以11%~12%的速率發(fā)展；（3）股份制和民營制造廠在我國泵業(yè)中占主導地位；（4）齒輪油泵制造廠都在進行產品結構調整和技術改造，企業(yè)都在做強、做大，每年新增泵制造廠的數量明顯減少；（5）市場競爭更激烈，齒輪油泵產品中的普通泵供大于求的局面沒有改變，單臺泵的利潤率在逐年降低。由于材料漲價等因素影響，泵制造廠的利潤增長率明顯降低。發(fā)展趨勢：（1）由于執(zhí)行“以市場換技術合作生產”的方式，關鍵用泵，如：百萬級核電用泵、火電用泵、大型輸水泵，近幾年會快速增長；（2）在經濟全球化、市場國際化形勢的影響下，對貫徹國際標準和執(zhí)行國外先進標準的意識會強烈和自覺；（3）隨著我國裝備制造業(yè)的快速發(fā)展，我國泵業(yè)還會以高出我國機械工業(yè)增長速度2-3%的速度持續(xù)發(fā)展；（4）泵制造廠的合并和聯合必然增多，向集團化發(fā)展是趨勢。今后我國的泵制造廠的數量將逐年減少；（5）我國2002年出口齒輪油泵為4.73億美元(同年進口泵為7.76億美元)，今后幾年出口泵會明顯增加，尤其是通用泵的出口量會更快增加。

2齒輪泵的設計及校核2.1齒輪的理論知識1、齒數z一個齒輪的輪齒總數。2、模數m齒距與齒數的乘積等于分度圓的周長，即pz=πd,式中z是自然數，π是無理數。為使d為有理數的條件是p/π為有理數，稱之為模數。即：m=p/π3、分度圓直徑d齒輪的輪齒尺寸均以此圓為基準而加以確定，d=mz4、齒頂圓直徑da和齒根圓直徑df由齒頂高、齒根高計算公式可以推出齒頂圓直徑和齒根圓直徑的計算公式：da=d+2hadf=d-2hf=mz+2m=mz-2×1.25m=m(z+2)=m(z-2.5)5、模數z:齒輪的分度圓是設計、計算齒輪各部分尺寸的基準,而齒輪分度圓的周長=πd=zp,于是得分度圓的直徑d=zp/π由于在上式中π為一無理數,不便于作為基準的分度圓的定位.為了便于計算,制造和檢驗,現將比值p/π人為地規(guī)定為一些簡單的數值,并把這個比值叫做模數(module),以m表示,即令其單位為mm.于是得:模數m是決定齒輪尺寸的一個基本參數.齒數相同的齒輪模數大,則其尺寸也大.為了便于制造,檢驗和互換使用,齒輪的模數值已經標準化了.6、分度圓直徑d：在齒輪計算中必須規(guī)定一個圓作為尺寸計算的基準圓，定義：直徑為模數乘以齒數的乘積的圓。實際在齒輪中并不存在，只是一個定義上的圓。其直徑和半徑分別用d和r表示，值只和模數和齒數的乘積有關，模數為端面模數。與變位系數無關。標準齒輪中為槽寬和齒厚相等的那個圓（不考慮齒側間隙）就為分度圓。標準齒輪傳動中和節(jié)圓重合。但若是變位齒輪中，分度圓上齒槽和齒厚將不再相等。若為變位齒輪傳動中高變位齒輪傳動分度圓仍和節(jié)圓重合。但角變位的齒輪傳動將分度圓和節(jié)圓分離。7、壓力角α——在兩齒輪節(jié)圓相切點P處，兩齒廓曲線的公法線（即齒廓的受力方向）與兩節(jié)圓的公切線（即P點處的瞬時運動方向）所夾的銳角稱為壓力角，也稱嚙合角。對單個齒輪即為齒形角。標準齒輪的壓力角一般為20”。小壓力角齒輪的承載能力較??；而大壓力角齒輪，雖然承載能力較高，但在傳遞轉矩相同的情況下軸承的負荷增大，因此僅用于特殊情況。8、模數和齒數是齒輪最主要的參數，在齒數不變的情況下，模數越大則輪齒越大，抗折斷的能力越強，當然齒輪輪坯也越大，空間尺寸越大；模數不變的情況下，齒數越大則漸開線越平緩，齒頂圓齒厚、齒根圓齒厚相應地越厚。2.2齒輪泵相關知識齒輪傳動因其具有傳動功率大、效率比較高、結構相當緊湊、傳動比穩(wěn)定精確等優(yōu)點而應用在化工、汽車、船舶、航空、能源等國民經濟的重要領域中。齒輪泵是液壓傳動中一種廣泛應用的液壓機構。在液壓傳動與控制技術中占有很大比重，其主要特點是結構簡單、體積小、重量輕、自吸性好、耐污染、使用可靠、壽命較長、制造容易、維修方便、價格便宜。但漸開線型齒輪泵也有不少缺點，主要是流量和困油引起的壓力脈動較大、噪聲較大、排量不可變、高溫效率低等。這些缺點在某些結構經過改進的齒輪泵上己得到了很大的改善。近年來，齒輪泵的工作壓力有了很大提高，額定壓力可達到25Mpa，最高壓力可達31.5Mpa。另外，產品結構也有不少改進，特別是三聯、四聯齒輪泵的問世，部分地彌補了齒輪泵不能變量的缺點。而復合齒輪泵的出現使齒輪泵的流量均勻性得到了很大的改善。其使用領域也在不斷擴大，許多過去使用柱塞泵的液壓設備也已改用齒輪泵（如工程起重機等）。由于齒輪泵在液壓傳動系統中應用廣泛,因此,吸引了大量學者對其進行研究。目前,國內外學者關于齒輪泵的研究主要集中在以下方面:(1)齒輪參數及泵體結構的優(yōu)化設計;(2)齒輪泵間隙優(yōu)化及補償技術;(3)困油沖擊及卸荷措施;(4)齒輪泵流量品質研究;(5)齒輪泵的噪聲控制技術;(6)輪齒表面涂覆技術;(7)齒輪泵的變量方法研究;(8)齒輪泵的壽命及其影響因素研究;(9)齒輪泵液壓力分析及其高壓化的途徑;(10)水介質齒輪泵基礎理論研究。提高齒輪泵的工作壓力是齒輪泵的一個發(fā)展方向,而提高工作壓力所帶來的問題是:(1)軸承壽命大大縮短;(2)泵泄漏加劇,容積效率下降。產生這2個問題的根本原因在于齒輪上作用了不平衡的徑向液壓力,并且工作壓力越高,徑向液壓力越大。目前,國內外學者針對以上2個問題所進行的研究是:(1)對齒輪泵的徑向間隙進行補償;(2)減小齒輪泵的徑向液壓力,如優(yōu)化齒輪參數、縮小排液口尺寸等;(3)提高軸承承載能力,如采用復合材料滑動軸承代替滾針軸承等。但這些措施都沒從根本上解決問題。目前液壓傳動系統的發(fā)展目標是：縮小體積、快速響應、降低噪音。因此要想達到這個目的，齒輪泵除了要穩(wěn)住其在潤滑系統、中低壓定量系統的絕對優(yōu)勢地位，另外還需要向以下幾個方面縱深發(fā)展：(1)高壓化(2)低流量脈動(3)低噪音(4)大排量(5)變排量。2.3齒輪泵的參數選擇原則2.3.1泵齒輪參數對齒輪泵性能的影響嚙合點半徑所掃過的容積,致使其容積減小,將液體排出。隨著齒輪不斷地旋轉,齒輪泵就不間斷地吸油和排油。其輸出壓力決定于負載和排油管路的壓力損失。泵齒輪每轉一周所排出液體的體積,叫泵的排量q。1、齒數:排量q與齒數Z成正比。齒數多,排量大,但齒數多,泵的體積增大。如保持體積不變,Z增大時,排量減小。齒數一般取Z=10~14為宜。2、模數:排量q與模數的平方成正比。模數大,排量大。因此,若要增加增大模數比增加齒數更好。3、泵齒輪變位系數x的影響：增大變位系數會增大排量。4、齒頂高系數對排量的影響:增大齒頂高系數ha*,會增大排量q對排量的增加,齒頂高系數ha*比變位系數影響更大。5、齒輪寬度b對排量的影響:泵齒輪寬度越大,排量越大。2.3.2泵齒輪參數對齒輪泵軸承負載的影響齒輪泵工作時,作用在齒輪軸頸及軸承上的徑向力,是由液壓力和齒輪嚙合力所組成的。齒輪泵軸承壽命對齒輪泵整體壽命起決定性的影響。因此在對齒輪泵設計時,一方面選用性能更高的軸承,另一方面盡可能減小齒輪軸頸所受到的徑向力,以提高軸承壽命。欲減小徑向力就必須減小泵齒輪齒寬與泵齒輪齒頂圓直徑da之積。當齒輪泵排量一定的情況下,增大泵齒輪頂圓直徑就會減小齒寬。當齒輪泵排量及泵齒輪的模數、齒數確定之后增大變位系數和齒頂高系數ha*會減小徑向力。2.3.3泵齒輪參數對流量脈動的影響齒輪泵的輸油是靠齒輪轉動時嚙合點形成的吸、壓油腔的容積變化來實現的,因此流量或輸油率是不均勻的,即齒輪泵在各個瞬時的流量是不一樣的,并不都等于式(2一l)等所計算的數值。由于齒輪泵在各瞬時的流量不等,而產生了流量脈動,現根據瞬時流量公式,對流量脈動進行分析。齒輪泵一對輪齒的嚙合情況的位置而變化的?？梢?x變化范圍愈大,齒輪泵的流量脈動也愈大。當x=L/2，即嚙合點M位于距節(jié)點O最遠的位置時,Qs可達到最小值時流量脈動情況。當泵齒輪重合度￡>1時,流量脈動曲線應有重迭,但在實際使用的齒輪泵中,一般都開設有卸荷槽,它能使困油排出。由于液體的可壓縮性很小,當困油容積大小發(fā)生變化時,流量發(fā)生變化,壓力也發(fā)生變化。隨著流量脈動,引起壓力脈動。這樣會產生振動和噪音。齒輪泵是依靠泵齒輪相互嚙合轉動,實現工作腔容積的不斷變化,形成吸油和壓油腔,使得它能夠不間斷吸油和排油。齒輪泵這樣的工作原理就決定了其性能的高低與泵齒輪參數的合理與否關系極大。因此,正確合理的確定泵齒輪參數是設計齒輪泵最重要、最基本的工作。齒輪泵除具有流量、機械效率、流量脈動、工作壓力等這些基本特性之外,還存在困油、噪聲和氣穴現象,這些特性和問題直接影響著齒輪泵的質量,而這所有的特性都與泵齒輪參數有關。(1)泵齒輪的齒數對流量脈動率有決定性的影響,當齒輪泵的排量以及泵齒輪齒數確定后,應盡可能的增大頂高系數ha*,變位系數x,這樣可以降低流量脈動率。(2)正確的分析嚙合過程,確定泵齒輪嚙合各個特征嚙合界點,保證合理的重合度,對降低流量脈動率有重要意義。(3)流量脈動率與泵齒輪的模數無關。(4)不開卸荷槽,脈動率最大。卸荷槽結構不同,脈動率也不同。2.3.4泵齒輪參數對齒輪泵效率的影響齒輪泵的內泄漏直接決定了齒輪泵的容積效率。通過對齒輪泵結構的分析,發(fā)現內泄漏主要有三個途徑:l、通過齒輪端面與側板之間的軸間間隙;2、通過泵齒輪頂圓與泵內腔間的徑向間隙;3、齒輪嚙合處的接觸間隙。齒輪端面與側板之間的軸向間隙是由齒輪泵結構決定的,齒輪嚙合處的接觸間隙由泵齒輪精度決定,通過提高加工精度可以減小以上兩種間隙。通過泵齒輪齒頂圓與泵體內腔間的徑向間隙的泄漏量,與齒輪參數的選取有極大關系。增大變位系數、齒頂高系數固然對增大齒頂圓半徑R。但是卻大大減小了泵齒輪齒頂厚Sa,這也會使齒輪泵的內泄漏增大,降低齒輪泵的效率,同時由于削弱了泵齒輪齒頂強度,因而也會降低齒輪的壽命。所以在設計泵齒輪時,應綜合考慮齒頂高系數和變位系數對齒頂厚的影響,確定合理的齒頂厚尺寸。2.3.5泵齒輪參數對齒輪泵噪音、振動的影響隨著社會環(huán)保意識的增強,如何減小齒輪泵的噪聲和振動,已成為齒輪泵設計研制中考慮的重要因素。就設計因素來說,減小振動和噪聲主要是采取以下兩項措施:1、增加泵齒輪齒數,減小流量脈動。2、合理地設計卸荷槽,徹底解決齒輪泵的困油現象。齒輪泵在工作過程中,同時嚙合的齒應多于一對,即重迭系數￡>1(一般0.5一1.15),才一能正常工作。雖然從理論上講,重迭系數￡=l,齒輪泵不會出現間斷吸壓油現象,也不產生困油現象,可以正常工作,但考慮到制造誤差,實際工作時嚙合系數￡往往會小于1。因而齒輪泵的輸油率就很不均勻,會出現時而輸油時而不輸油的不正常現象,齒輪泵不能正常工作。當重迭系數￡>1時,齒輪泵在嚙合過程中,前一對齒尚未脫開嚙合,后一對齒已進入嚙合,所以同時嚙合的齒就有兩對。例如當￡司.05時,兩對齒同時嚙合的時間為9.5%;當￡=l.15時,兩對齒同時嚙合的時間為26%。因此在兩對齒之間形成了和吸壓油腔均不相通的閉死容積,即困油容積,隨著齒輪的旋轉,閉死容積的大小還會發(fā)生變化,這就是困油現象。齒輪泵的困油現象,由于齒側間隙的大小不同,閉死容積變化曲線也不同。下面僅就本文研究的有齒側間隙情況進行分析。由于液體的可壓性很小,當困油容積由大變小時,存在于困油容積中的液體受擠壓,壓力急劇升高,大大超過齒輪泵的工作壓力,同時困油容積中的液體也從一切可泄漏的縫隙中強行擠出,使軸和軸承受到很大的沖擊載荷,產生很大的徑向力,增加功率損失,并使液體發(fā)熱,引起噪聲和振動,降低齒輪泵的平穩(wěn)性和壽命。當困油容積由小變大時,形成真空,使溶于液體中的空氣分離出來,產生氣泡,帶來氣蝕、噪聲、振動、流量和壓力脈動等危害。困油現象是齒輪泵不可避免的技術問題,必須采取措施解決。消除困油危害一般是在與齒輪端面接觸的泵蓋(或泵體、側板、軸套、軸承座圈)上開卸荷槽。開卸荷槽總的原則是:在保證高低壓腔互不溝通的前提下,設法使困油容積與壓油腔或吸油腔相通。由以上的分析可知:正確地分析泵齒輪嚙合過程,準確的確定各特點嚙合點和泵齒輪副的重合度對合理地設計出卸荷槽位置和形狀消除困油現象具有重要意義。2.3.6最佳泵齒輪參數選取原則1、泵齒輪的齒數對流量脈動起決定性的影響，并且對齒輪泵的噪音振動也有較大的影響。因此，應根據齒輪泵應用的場合不同，首先確定泵齒輪的齒數。隨著目前系統要求的提高，以及環(huán)保意識的增強，齒數應取大些。據目前使用經驗齒數一般在10-14之間。2、泵齒輪模數對齒輪泵的排量起決定性的作用。模數的影響遠遠大于齒數的影響。因此，在齒輪泵排量確定的情況下，應盡可能的增大泵齒輪的模數，而不是增大齒數。3、齒頂高系數和變位系數是以增大泵齒輪齒頂圓為目的，以提高齒輪泵的性能。齒頂高系數比變位系數對齒輪泵流量的影響要大，但齒頂高系數和變位系數的確定應是在考慮泵齒輪正常嚙合條件下選取的，必須保證合理的重合度。正確合理的確定這兩個系數對齒輪泵性能的優(yōu)化有重要的意義。4、泵齒輪的齒寬越小越好。但在設計中應注意的是過小的齒寬會使齒輪泵在結構上無法保證進出油口的尺寸。5、應綜合考慮泵齒輪的齒數，齒頂高系數和變位系數，準確分析泵齒輪的嚙合過程，正確確定泵齒輪的各個特征嚙合點及實際重合度大小，對于消除困油現象的存在，以及減小流量脈動有著重要的意義。6、泵齒輪的頂隙不能太大。太大的頂隙會造成輪齒困油量的增加。2.4最佳泵齒輪參數的選擇漸開線齒廓的齒輪泵相對于其他齒廓的齒輪泵要好，所以，我們基于漸開線齒廓進行一些改進。我們在漸開線的齒根處用圓弧進行擬合，形成的齒廓（漸開線+圓弧齒廓）如圖2.1圖2.1漸開線+圓弧齒廓齒輪泵的具體相關零件的參數及尺寸選擇詳見設計圖紙。2.5齒輪的計算和校核2.5.1主要技術參數根據任務要求，此型齒輪油泵的主要技術參數確定為：理論排量：125ml/r額定壓力：6.3MPa額定轉速:552r/min容積效率:≥90%2.5.2設計計算的內容1.齒輪參數的確定及幾何要素的計算由于本設計所給的工作介質的粘度為220，由表一進行插補可得此設計最大節(jié)圓線速度為2.6。節(jié)圓線速度V：式中D——節(jié)圓直徑（mm）n——轉速液體粘度124576152300520760線速度543.75表2.1齒輪泵節(jié)圓極限速度和油的粘度關系流量與排量關系式為：——流量——理論排量（ml/r）2.齒數Z的確定，應根據液壓泵的設計要求從流量、壓力脈動、機械效率等各方面綜合考慮。從泵的流量方面來看，在齒輪分度圓不變的情況下，齒數越少，模數越大，泵的流量就越大。從泵的性能看，齒數減少后，對改善困油及提高機械效率有利，但使泵的流量及壓力脈動增加。目前齒輪泵的齒數Z一般為6-19。對于低壓齒輪泵，由于應用在機床方面較多，要求流量脈動小，因此低壓齒輪泵齒數Z一般為13-19。齒數14-17的低壓齒輪泵，由于根切較小，一般不進行修正。3.確定齒寬。齒輪泵的流量與齒寬成正比。增加齒寬可以相應地增加流量。而齒輪與泵體及蓋板間的摩擦損失及容積損失的總和與齒寬并不成比例地增加，因此，齒寬較大時，液壓泵的總效率較高.一般來說，齒寬與齒頂圓尺寸之比的選取范圍為0.2～0.8，即：Da——齒頂圓尺寸（mm）4.確定齒輪模數。對于低壓齒輪泵來說，確定模數主要不是從強度方面著眼，而是從泵的流量、壓力脈動、噪聲以及結構尺寸大小等方面。通過取滿足以上條件的不同模數、不同齒數的齒輪油泵進行分析、比較:qZmB最大轉速n12513557.750057754763.9437267712514553.625053629709.3763177112515550.050050053662.084563212516546.921921925620.70427812517544.161808871584.1922616512518541.708375044551.73713612519539.513197411522.6983393712513640.104206774636.6197723112514637.239620575591.1469314312515634.756979204551.73713612516632.584668003517.25356512517630.667922827486.8268847112518628.964149336459.7809466712519627.439720424435.58194947表2.2齒輪泵各參數關系通過對不同模數、不同齒數的齒輪油泵進行方案分析、比較結果，確定此型齒輪油泵的齒輪參數如下：（1）模數（2）齒數（3）齒寬因為齒輪的齒數為18，不會發(fā)生根切現象，所以在這里不考慮修正，以下關于齒輪參數的計算均按標準齒輪參數經行。（4）理論中心距（5）實際中心距（6）齒頂圓直徑（7）基圓直徑（8）基圓節(jié)距（9）齒側間隙（10）嚙合角（11）齒頂高（12）齒根高（13）全齒高（14）齒根圓直徑（15）徑向間隙（16）齒頂壓力角（17）分度圓弧齒厚（18）齒厚s（19）齒輪嚙合的重疊系數（20）公法線跨齒數（21）公法線長度（此處按側隙計算）(22)油泵輸入功率式中：N-驅動功率(kw)p-工作壓力(MPa)q-理論排量(mL/r)n-轉速(r/min)-機械效率，計算時可取0.9。2.5.3校核此設計中齒輪材料選為40，調質后表面淬火1.使用系數表示齒輪的工作環(huán)境（主要是振動情況）對其造成的影響，使用系數的確定：原動機工作特性工作機工作特性均勻平穩(wěn)輕微振動中等振動強烈振動均勻平穩(wěn)1.001.251.501.75輕微振動1.101.351.601.85中等振動1.251.501.752.0強烈振動1.501.752.02.25表2.3使用系數液壓裝置一般屬于輕微振動的機械系統所以按上表中可查得可取為1.35。2.齒輪精度的確定齒輪精度此處取7機器名稱精度等級機器名稱精度等級汽輪機3~6拖拉機6~10金屬切削機床3~8通用減速器6~9航空發(fā)動機4~8鍛壓機床6~9輕型汽車5~8起重機7~10載重汽車7~9農業(yè)機械8~11表2.4各種機器所用齒輪傳動的精度等級范圍3.動載系數表示由于齒輪制造及裝配誤差造成的不定常傳動引起的動載荷或沖擊造成的影響。動載系數的實用值應按實踐要求確定，考慮到以上確定的精度和輪齒速度，偏于安全考慮，此設計中取為1.1。4.齒向載荷分布系數是由于齒輪作不對稱配置而添加的系數，此設計齒輪對稱配置，故取1.185。5.一對相互嚙合的齒輪當在嚙合區(qū)有兩對或以上齒同時工作時，載荷應分配在這兩對或多對齒上。但載荷的分配并不平均，因此引進齒間載荷分配系數以解決齒間載荷分配不均的問題。對直齒輪及修形齒輪，取=16.彈性系數單位——，數值列表見表2.5

齒輪材料彈性模量配對齒輪材料灰鑄鐵球墨鑄鐵鑄鋼鍛鋼夾布塑料1180001730002020002060007850鍛鋼162.0181.4188.9189.8鑄鋼161.4180.5188球墨鑄鐵156.6173.9灰鑄鐵143.7表2.5彈性模量此設計中齒輪材料選為40，調質后表面淬火，由上表可取。圖2.2彎曲疲勞壽命系數彎曲疲勞強度壽命系數7.選取載荷系數8.齒寬系數的選擇1.齒面接觸疲勞強度校核對一般的齒輪傳動，因絕對尺寸,齒面粗糙度，圓周速度及潤滑等對實際所用齒輪的疲勞極限影響不大，通常不予以考慮，故只需考慮應力循環(huán)次數對疲勞極限的影響即可。齒輪的許用應力按下式計算S——疲勞強度安全系數。對解除疲勞強度計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲，振動增大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故可取。但對于彎曲疲勞強度來說，如果一旦發(fā)生斷齒，就會引起嚴重事故，因此在進行齒根彎曲疲勞強度計算時取?！獕勖禂怠澢趬勖禂挡閳D1。循環(huán)次數N的計算方法是：設n為齒輪的轉速（單位是r/min）；j為齒輪每轉一圈，同一齒面嚙合次數；為齒輪的工作壽命（單位為h），則齒輪的工作應力循環(huán)次數N按下式計算：(1)設齒輪泵功率為，流量為Q，工作壓力為P，則(2)計算齒輪傳遞的轉矩(3)(4)(5)按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限(6)計算循環(huán)應力次數(7)由機設圖10-19取接觸疲勞壽命系數(8)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為0.1，安全系數S=1(9)計算接觸疲勞強度齒數比2.齒根彎曲強度校核(1)由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限(2)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(3)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數則：(4)載荷系數(5)查取齒形系數應力校正系數(6)計算齒根危險截面彎曲強度 <所以，所選齒輪參數符合要求。2.6卸荷槽的計算此處按“有側隙時的對稱雙矩形卸荷槽”計算。（1）兩卸荷槽的間距a（2）卸荷槽最佳長度c的確定（3）卸荷槽深度2.7泵體的校核泵體材料選擇球墨鑄鐵（QT600-02）。由機械手冊查得其屈服應力為300420MPa。因為鑄鐵是脆性材料，因此其許用拉伸應力的值應該取為屈服極限應力即的值應為300420MPa泵體的強度計算可按厚薄壁圓筒粗略計算拉伸應力計算公式為式中——泵體的外半徑（mm）——齒頂圓半徑（mm）——泵體的試驗壓力（MPa）一般取試驗壓力為齒輪泵最大壓力的兩倍。即=2p=2x6.3=12.6MPa因為代數得考慮加工設計等其他因素，所以泵體的外半徑取為。2.8滑動軸承的計算選擇軸承的類型選整體式液體靜壓軸承：因為此種類類型的軸承用于低速輕載，且難以形成穩(wěn)定油膜。軸承材料選擇及性能計算軸承寬度一般軸承的寬徑比B/d范圍在0.3-1.5，寬徑比小，有利于提高運轉穩(wěn)定性，提高端卸量以降低溫度。但軸承寬度越小，軸承承載能力也隨之降低。綜合考慮寬經比取0.5所以軸承寬度計軸頸圓周速度（1）按從動齒輪所受徑向力計算，兩滑動軸承所受徑向力之和為式中：△p的單位為，和的單位為。每個軸承所受徑向力為（2）軸承PV值（3）齒輪軸頸線速度（4）軸承單位平均壓力（比壓）(5)選擇軸瓦材料查機械設計中表12-2，在保證的條件下，選定軸承材料為ZCuAll0Fe3（6）換算出潤滑油的動力粘度已知選用的潤滑油的運動粘度v=220cSt取潤滑油密度潤滑油的動力粘度（7）計算相對間隙由式，取為0.00125（8）計算直徑間隙（9）計算承載量系數由式(10)計算軸承偏心率根據的值查《機械設計》中表12-6，經過查算求出偏心率（11）計算最小油膜厚度由式（12）確定軸頸、軸承孔表面粗糙度十點高度按照加工加工精度要求取軸頸表面粗糙度為0.8，軸承孔表面粗糙度為1.6，查機《械械設計》書中表7-6得軸頸，軸承孔。（13）計算許用油膜厚度取安全系數S=2,由式因，故滿足工作可靠性要求。（14）計算軸承與軸頸的摩擦系數因軸承的寬徑比B/d=0.5,取隨寬徑比變化的系數，計算摩擦系數（15）查出潤滑油流量系數由寬徑比B/d=0.5及偏心率查《機械設計》書中圖12-16，得潤滑油流量系數（16）計算潤滑油溫升按潤滑油密度，取比熱容，表面?zhèn)鳠嵯禂担墒剑?7）計算潤滑油入口溫度由式因一般取故上述入口溫度適合。（18）選擇配合根據直徑間隙，按GB/T1800.3-1998選配合,查得軸承孔尺寸公差為mm，軸頸尺寸公差mm。（19）求最大、最小間隙因，在，估算配合合用2.9聯軸器的選擇及校核計算2.9.1聯軸器的選擇1.聯軸器類型選擇：為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器。2.載荷計算：設齒輪泵所需功率為Q——流量P——工作壓力公稱轉矩：由機械設計表14-1查得取，故由式（14-1）計算轉矩為：圖2.3聯軸器由機械設計綜合課程設計P143表6-97得剛性凸緣聯軸器（GB/T5843—2003）軸孔直徑為28的聯軸器工程轉矩為224N.m，許用最大轉速為9000r/min，,故選用軸孔直徑為28mm的聯軸器滿足要求。2.9.2軸的強度計算軸的強度計算一般可以分為三種：1.按扭轉強度或剛度計算；2.按彎矩合成剛度計算；3.精確強度校核計算。根據任務要求我們選擇第一種，此法用于計算傳遞扭矩，不受或受較小彎矩的軸。材料選用40Cr，，d-軸端直徑，mmT-軸所傳遞的扭矩，N.mP-軸所傳遞的功率，Kwn-軸的工作轉速,r/min-許用扭轉剪應力，Mpa又為，考慮有兩個鍵槽，將直徑增大，則：，考慮加工安全等其他因素，則取。軸在載荷作用下會發(fā)生彎曲和扭轉變形，故要進行剛度校核。軸的剛度分為扭轉剛度和彎曲剛度兩種，前者用扭轉角衡量，后者以撓度和偏轉角來衡量。軸的扭轉剛度軸的扭轉剛度校核是計算軸的在工作時的扭轉變形量，是用每米軸長的扭轉角度量的。軸的扭轉變形要影響機器的性能和工作精度。軸的扭轉角查《機械設計手冊》表5-1-20可知滿足要求。2、軸的彎曲剛度軸在受載的情況下會產生彎曲變形，過大的彎曲變形也會影啊軸上零件的正常工作，因此，本泵的軸也必須進行彎曲剛度校核，軸的徑向受到力與齒輪沿齒輪圓周液壓產生的徑向力和由齒輪嚙合產生的徑向力和相等。在實際設計計算時用近似計算作用在從動齒輪上的徑向力，即軸在徑向受到的力為。查《機械設計手冊》可得故可得軸滿足要求。2.10連接螺栓的選擇與校核1.螺栓選用材料：低碳鋼由于螺栓組是塑性的，故可根據第四強度理論求出預緊狀態(tài)下的計算應力對于普通螺栓連接在擰緊時雖是同時受拉伸和扭轉的聯合作用，單在計算時，只按拉伸強度計算，并將所受的拉力增大30%來考慮扭轉的影響。F——螺栓組拉力P——壓力S——作用面積R——齒頂圓半徑取螺栓組中螺釘數為4由于壁厚=12，沉頭螺釘下沉5mm,腔體厚42mm則取螺紋規(guī)格d=M10,公稱長度L=54,K=4，b=16性能等級為8.8級，表面氧化的內六角圓柱螺釘。下面對它進行拉伸強度校核拉伸強度條件為F——工作拉力，N;d——螺栓危險截面的直徑，mm——螺栓材料的許用拉應力，MPa；由機械設計教材P87表5-8可知：性能等級為8.8級的螺釘的抗拉強度極限滿足條件，螺釘可用。2.11齒輪泵進出口大小確定齒輪泵的進出口流速計算公式：式中：Q——泵的流量（L/min）;q——泵的排量（ml/r）;n——泵的轉速（r/min）;S——進油口油的面積（）因為齒輪泵的進油口流速一般推薦為2——4m/s,出油口流速一般推薦為3——6m/s.這里選進油口流速為3m/s,出油口流速為5m/s利用上一個公式算得進油口面積出油口面積由得進油口半徑2.12齒輪泵的密封軸承蓋上均裝墊片，透蓋上裝J型無骨架橡膠油封。因軸徑d=12mm，由GB/T9877.1-1988,GB/T9877.2-1988查得J型無骨架橡膠油封的相關尺寸參數如下：內徑，外徑。高度H=12mm。2.13法蘭的選擇因為法蘭外徑D=124,所以由中國JB標準JB/T79.1-94，可選用數量為4的M12單頭螺栓。2.14鍵的選擇鍵的截面尺寸b和h按軸的直徑d由標準來選定，鍵的長度L一般可按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度；一般輪轂的長度可取，這里d為軸的直徑。由機械設計P106表6-1可選得b,8，h=7，L=40。2.15擋圈的選擇軸的直徑d=12，所以由擋圈國標GB/T894.1—1986可查得以下參數：擋圈：，，溝槽：，，

3齒輪泵的工作原理及三維建模3.1外嚙合液壓齒輪泵的工作原理圖3.1是外嚙合齒輪泵的工作原理圖。由圖可見，這種泵的殼體內裝有一對外嚙合齒輪。當齒輪按圖示方向旋轉時，右側的齒輪逐漸脫離嚙合，露出齒間。因此這一側的密封容腔的體積逐漸增大，形成局部真空，油箱中的油液在大氣壓力的作用下經泵的吸油口進入這個腔體，因此這個容腔稱為吸油腔。隨著齒輪的轉動，每個齒間中的油液從右側被帶到了左側。在左側的密封容腔中，輪齒逐漸進入嚙合,使左側密封容腔的體積逐漸減小，把齒間的油液從壓油口擠壓輸出的容腔稱為壓油腔。當齒輪泵不斷地旋轉時，齒輪泵的吸、壓油口不斷地吸油和壓油，實現了向液壓系統輸送油液的過程。圖3.1外嚙合齒輪泵工作原理圖3.2齒輪泵分類、用途、應用范圍3.2.1齒輪泵的分類按其結構分：齒輪泵、葉片泵、柱塞泵和螺桿泵；按其壓力分：低壓泵、中壓泵、中高壓泵、高壓泵和超高壓泵；按其輸出流量能否調節(jié)分：定量泵和變量泵；按齒輪泵按齒輪嚙合形式分：外嚙合齒輪泵和內嚙合齒輪泵；按工作壓力分：低壓齒輪泵、中高壓齒輪泵、高壓齒輪泵；按齒輪采用的齒形分：直齒齒輪泵、螺旋齒齒輪泵、人字齒齒輪泵、擺線齒齒輪泵；按泵工作齒輪對數分：一對齒齒輪泵、多對齒齒輪泵；按泵的結構形式分：單級齒輪泵、多級齒輪泵、雙聯齒輪泵；3.2.2齒輪泵的用途及應用范圍齒輪泵利用兩齒間空間的變化來輸送液體，用于輸送粘性較大的液體，如潤滑油和燃燒油，不宜輸送粘性較低的液體（例如水和汽油等），不宜輸送含有顆粒雜質的液體（影響泵的使用壽命），可作為潤滑系統油泵和液體系統油泵，廣泛用于發(fā)動機、汽輪機、離心壓縮機、機床以及其他設備。齒輪泵工藝要求高，不易獲得精確的匹配。3.3齒輪泵的三維建模3.3.1齒輪泵的三維建模和裝配該課題使用軟件UG，此軟件具有強大的實體造型和裝配的功能。齒輪泵的主要零件有機座、前端蓋、后端蓋、長齒輪軸（主動輪）、短齒輪軸（從動輪）等。機座、前端蓋和后端蓋都是齒輪泵的主要部分，機座內有吸油孔和出油孔，內部是油泵能夠增壓的關鍵部分，通過齒輪在其中的嚙合從而改變齒輪兩側的內部體積，使得出油孔一側內部壓力增大，達到增壓的效果。機座的下面一部分是機架部分，主要起到固定齒輪泵位置的作用。具體的三維建模如下圖：

圖3.2機座的三維模型圖3.3后端蓋的三維模型

圖3.4前端蓋的三維模型前端蓋與長齒輪軸的一段配合（基孔制），一段接輸入裝置，齒輪的齒數為10，模數為3，壓力角為20。短齒輪軸一端與前端蓋基孔制配合，一端與后端蓋基孔制配合。長動齒輪和短動齒輪的三維建模如下圖：圖3.5長齒輪軸的三維模型圖3.6短齒輪軸的三維模型

完成了所有零件的三維實體造型之后，就可以進行部件與整機的裝配。整個流程先從零件到部件，然后到整機。即采用自下而上的倒樹狀層次結構法，各級部件通過引用一系列下級零部件模型組裝而成，它不僅描述一個部件與下級零部件之間的裝配從屬關系，同時也記錄所屬下級零部件之間的裝配定位關系。在裝配環(huán)境中調入機座作為齒輪泵模型的基準部件，也就是采用絕對定位方式使其固定。隨后，按照一定的順序、采用一定的配對關系裝配前端蓋、長齒輪軸、短齒輪軸、鍵、大齒輪等零部件。裝配好的齒輪泵如圖3.7所示。圖3.7齒輪泵裝配圖3.4齒輪泵裝配中需注意的問題3.4.1齒輪泵的端面間隙問題齒輪泵在結構上有自己的一些特點，其中一個就是泄露問題。在外嚙合齒輪泵里，主要有三種泄露途徑，以齒輪端面間隙的泄露量最大，占總泄露量的70％～75％。因此，在齒輪泵的裝配上，一定要考慮到這一點。如果讓圖3中端蓋面和齒輪側面兩個面“配對”定位的話，齒輪在轉動過程中將受到很大的摩擦力；但是如果留的縫隙較大的話，又會加大齒輪泵的泄露。因此，在裝配齒輪軸的時候，可以用“距離”的定位方式，讓圖3所示的兩個面有0．2到0．4mm的距離，這樣就符合了齒輪泵的正常工作條件。3.4.2齒輪軸上大齒輪的傳動問題在裝配大齒輪的時候，往往用平鍵的上表面和齒輪上鍵槽的地面組成的“配對”加上齒輪中心和軸中心組成的的“中心”配對來完成，但實際上這不符合齒輪的傳動原理。因為，平鍵的傳動平面是側面，而不是底面。顯然，三維實體造型一定要在符合實際運動的規(guī)律上創(chuàng)建，否則就起不到模擬實物運動的作用。3.5UG設計齒輪泵的優(yōu)勢(1)利用UG軟件，對齒輪泵的組成零件進行了三維造型設計，并將各零部件組裝成整機，模擬了真實齒輪泵的結構情況；(2)提出了齒輪泵裝配中經常出現的錯誤裝配方法，并結合齒輪泵自身的特點和運動規(guī)律；通過兩個實例介紹了正確的裝配思想和方法。三維造型技術有著二維繪圖軟件所無法比擬的許多優(yōu)點，正得到越來越多的應用。但是在創(chuàng)建三維模型的過程中，一定要注意結合實際的運動特性和規(guī)律，這樣才能夠降低設計成本，達到為用戶帶來直觀感受的目的，也為后續(xù)的運動仿真打下良好的基礎。齒輪泵結構簡單、制造方便、重量輕、體積小等特點，使得它獲得了廣泛的應用。外嚙合齒輪泵作為一種典型的液壓泵，在3D結構優(yōu)化設計和分析方面，國內外都進行了大量的工作，已發(fā)表的文章也很多，但傳統的分散型數值方法效率低、通用性差，齒輪的設計CAD/CAE流程圖不利于企業(yè)的直接應用。目前，隨著CAX（CAD/CAM/CAE）技術的迅猛發(fā)展，采用3D設計已成必然。UG就是這樣的一個CAX軟件，它匯集了美國航空航天和汽車工業(yè)的專業(yè)經驗，是目前最先進和最集成的CAX高端軟件，從工程設計、性能分析到概念設計等，正廣泛應用于我國各制造業(yè)。在外嚙合齒輪泵設計過程中，導入這種先進的CAX技術，可以實現傳統的分散型數值方法集成化。作為其心臟的一對嚙合齒輪，其基本參數是外嚙合齒輪泵設計的開始，也是其他零件設計的數據依據。設計前一般要給出齒輪泵的最大輸出壓力（pg）和理論排量（O）作為原始設計參數。外嚙合齒輪泵齒輪3D設計和分析，主要解決以下三方面及它們相互間數據的連接問題。圖3.8設計和分析流程圖（1）UG下齒輪參數的優(yōu)化設計；（2）UG下齒輪3D模型的參數生成；（3）UG下齒輪強度分析。3.5.1齒輪參數的優(yōu)化設計不同實際應用環(huán)境，對外嚙合齒輪泵的性能指標要求，也是不同的。例如，用于機床驅動的中、低壓齒輪泵，比較側重于較高的流量均勻指標；用于礦山工程機械驅動的高壓齒輪泵，對流量均勻性要求不高，則比較側重于小結構尺寸的體積指標等。為盡量考慮各種可能的工作條件和應用場合，采用多目標加權組合函數的最優(yōu)化方法，構建統一的優(yōu)化目標函數F（x），其中包括以下三個目標函數：（1）側重流量均勻指標的第一分目標函數：F1（x）:t2j/［4（R2e-R2-t2j/12）］（2）側重體積指標的第二分目標函數：F2（x）:（!R2e+2aRe）/［2!（R2e-R2-t2j/12）］（3）側重壽命（徑向力）指標的第三分目標函數：F3（x）:170pgReJ則統一的優(yōu)化目標函數為：F（x）:!t2j/［4（R2e-R2-t2j/12）］+"（!R2e+2aRe）/［2!（R2e-R2-t2j/12）］+（1-!-"）170pgReB其中：!、"、（1-!-"）分別為各自對應的分目標函數在總目標函數中的相對重要程度。要完全確定一個齒輪的幾何形狀，需要模數m、齒數z、齒頂高系數ha、頂隙系數c、變位系數I、齒寬6等6個設計變量。對于上述優(yōu)化目標函數而言，齒頂高系數ha越大越好［3］，變位系數I越小越好［3］。同樣為加工方便，一般采用標準齒頂高系數，則取ha=1（頂隙系數c=0.25），并采用標準齒輪刀具，則壓力角n=20。由于齒寬6是有設計輸入的理論排量0決定的（6=0/［2!（R2e-R2-t2j/12）］），因此，設計變量就剩余下模數m、齒數z和變位系數I，取x=（x1，x2，x3）=（m，z，I）?？紤]以下約束條件：模數邊界約束g1（x）：mmin＜m＜mmax齒數邊界約束g2（x）：zmin＜z＜zmax變位系數約束g3（x）：I3Imin=（14-z）/17（允許少量根切）齒寬系數約束g4（x）：min＜=6/m＜max齒頂厚度約束g5（x）：Se3Semin=0.15m彎曲應力約束g6（x）：F＜［F］接觸應力約束g7（x）：H＜［H］重合度約束g8（x）：=［z（tge-tg）］/!3min=1.05徑向間隙約束g9（x）：#a-Re-m（z-2.5+2I）/2-0.15m#＜0.1m為此，外嚙合齒輪泵齒輪優(yōu)化模型為：求解最小值：F（x）=t2j/［4（R2e-R2-t2j/12）］+（!R2e+2aRe）/［2!（R2e-R2-t2j/12）］+（1--）170pgReBUG軟件提供的優(yōu)化向導模塊，在將模數m和齒數z作為連續(xù)變量看待時，是能夠執(zhí)行優(yōu)化分析的，只是速度受到一定限制，比操作系統下的數值運算速度要慢些。提升運算速度以及設計變量離散問題，可以通過UG/OpenGRIP語言，調用外部優(yōu)化子程序的途徑來很好解決。UG/OpenGRIP是Unigraphics面向工程師的二次交互開發(fā)工具之一，主要用于完成某些專業(yè)需要的特定功能。采用GRIP程序，將使重復性的3D設計工作程序化，大大降低工程師的重復性勞動。通過調用FORTRAN語言編制的，放在操作系統環(huán)境下運行的優(yōu)化子程序，可以將復雜的優(yōu)化計算以及數據處理等部分，放在UG應用系統外運行，這樣的GRIP程序對于復雜優(yōu)化運算，能夠數十倍的提高程序優(yōu)化速度，以及很好的解決設計變量離散化問題。圖3.9和圖3.10分別給出了UG執(zhí)行外部齒輪優(yōu)化程序和UG執(zhí)行內部優(yōu)化向導的過程圖，以供比較。圖3.9UG執(zhí)行齒輪外部優(yōu)化程序過程圖3UG執(zhí)行內部優(yōu)化向導定義圖。圖3.9UG執(zhí)行齒輪外部優(yōu)化程序的過程圖3.10UG執(zhí)行內部優(yōu)化向導定義圖3.5.2參數化生成齒輪模型UG軟件提供了多種途徑和接口，實現3D模型的自動生成，既可以通過表達式的人機對話功能，通過修改設計變量m和z的初值m0和z0，然后利用UG的CAD主模型功能，自動更新原有的3D模型。也可以通過Unigraphics的UG/OpenGRIP的開發(fā)工具，實現齒輪3D模型的自動生成和修改。因此，根據上面齒輪泵不同優(yōu)化指標下得到的優(yōu)化結果，通過修改齒輪UG/OpenGRIP開發(fā)程序中的設圖3.11齒輪計算變量標識圖，輸入變量（m=m＊，z=z＊，k=k＊）后，系統將會自動更新齒輪3D模型和后面的有限元分析模型。也可以通過使用者在表達式對話框中，輸入或者修改齒輪設計變量初值（模數m0、齒數z0、等變位系數k0）和中間變量（齒頂圓da、分度圓d、基圓db、齒根圓df、任意圓半徑Ri、任意圓齒厚對應的夾角!、圖3.11中的Ai和Bi坐標等），然后利用UG的規(guī)律曲線，分別生成齒輪兩側的齒廓線，最后利用UG特征建模，生成齒輪3D模型。這兩條技術路線都比較簡單，均適宜于企業(yè)設計人員的使用。齒輪GRIP繪圖部分程序如下：NUMBER/nn，ii，k，b，f，c，p，gg（150）mbt1（24），mbtENTTY/pt1.p（t150），sp1（300），cir1（30cir2（300），in，pt2，fe（3），ci1，csys（2），cir3，in1，in2DATA/nn，0，ii，0，b，20，f，1，c，0.25，p，3.1415926：begin：PARAM/'pieaseinputgearparameters'，"'模數（M）='，m，'齒數（Z）='，Z，'respIF/resp。1，JUMP/begin：IF/resp<>3，JUMP/end：ax=ACOSF（Z＊COSF（a）（/Z+2＊g）kb=INTF（ax/180＊Z+0.5+0.5）gb1=SINF（a）/COSF（a）-a＊p/180c=（kb-0.5）＊p+Z＊gb1w=m＊COSF（a）＊+2＊g＊m＊SINF（a）圖3.11齒輪計算變量標識圖3.5.3有限元（FEA）分析外嚙合齒輪泵外部殼體和內裝的一對嚙合齒輪，及其兩側的軸承套，組成泵的基本結構。殼體內表面、軸承套端面和嚙合齒輪齒間槽組成了許多密封腔，齒輪泵正是依靠這些密封腔在齒輪轉動時容積的變化，實現將原動件的機械能轉化為工作油液的輸出壓力能。因此，齒輪泵的輪齒副一方面是起傳動作用的傳動副，另一方面是起輸送壓力油的泵油副,這里不做過多介紹。

4齒輪泵的優(yōu)化設計外嚙合齒輪泵時，應在保證其性能指標和壽命要求前提下，使齒輪泵的結構簡單、易于制造、尺寸小、制造成本低。所以選擇合理的設計參數和尺寸很關鍵，一般將工作壓力和排量作為最初始設計目標，所有的設計都是圍繞這兩個參數展開。4.1外嚙合齒輪的參數選擇與設計從第三章齒輪泵排量公式可知道，只要確定了齒數Z、模數m、齒厚b，齒輪泵的結構基本就可以確定了。確定結構以后再進行泵的結構優(yōu)化和強度校核。首先討論齒數Z、模數m、齒厚b值的確定。4.1.1參數的確定齒數Z的確定，確定齒數前要考慮泵的壓力、脈動、機械效率等因數。在齒輪的分度圓直徑不改變的情況下，模數變大、齒數減少都會使泵的排量變大，但是齒數的減少能夠提高嚙合的機械效率、改善泵內的困油情況，但是增加了泵的流量和壓力脈動。目前齒輪泵的設計齒數Z～般是6到20之間。在機床中應用的齒輪泵一般屬于低壓齒輪泵，但是對流量的均勻性要求比較高，所以一般采用齒數較多的泵，齒數為14到17間的齒輪根切比較小，一般不需對齒形進行修正。高壓的齒輪泵要求齒根強度很大，為了降低軸承的受力還要考慮減小齒頂圓的大小，這樣會導致齒輪的齒數減少、模數增加，所以高壓齒輪的齒數一般比較少，當齒數少時比較容易發(fā)生根切，所以需要對齒形修正。齒厚b的確定，齒輪泵的輪齒越寬相應的流量也會增加，輪齒的厚度對軸承的受力影響非常大，厚度太大使軸和軸承的受力太大，加大了其設計的難度。所以設計的原則是泵內的壓力越大，齒厚應設計的越小。齒輪模數m的確定，對于低壓的齒輪泵，主要是從泵內的流量、壓力、脈動以及泵結構的角度來考慮模數選擇。根據排量公式可以知道模數設計的越大，泵的排量也越大，當齒輪節(jié)點圓不變時，相對于齒數，模數對泵的排量影響更大，所以通常在滿足齒輪最初始參數要求的前提下減少齒數、增大模數，齒數太少時泵內壓強和流量的脈動很大，所以在增大模數的時也需要考慮脈動，設計出體積最小的齒輪泵。4.1.2設計的步驟1．根據齒輪泵最初始參數的要求選擇齒數、模數，并且根據齒數確定是否需要修正齒形。2．根據泵內的壓力確定6／m的值，最后確定齒寬b。3．確定泵的轉速，速度過快可能產生氣蝕，速度太低泵的容積效率又可能嚴重降低，所以速度要適中。4．校和泵的排量，誤差要在5％以內。5．校和齒輪的節(jié)圓線速度，可以通過齒寬、齒厚來調節(jié)改變轉速。6．設計卸載槽的形狀和位置。7．設計齒輪的尺寸，對于修正齒輪還要計算其中心距和嚙合角。8．對齒輪泵結構整體設計，如材料選擇，加工方式等。9．根據齒輪的嚙合力和軸與軸承的受力計算。對于高壓齒輪泵必須清楚其齒根的受力和軸的受力，低壓可以不做。10．選配軸承。4.2困油及卸荷措施在設計中為了保證齒輪傳動的連續(xù)性和平穩(wěn)性，齒輪泵能均勻而連續(xù)地供油，其重合度占必須要大于1，一般占取1．05—1．30之間的值。只有占>l時才能