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1、德州學院 汽車工程學院 2014屆 交通運輸專業(yè) 畢業(yè)設計 目 錄 1 緒論 1 1.1機油泵概述 1 1.2國內(nèi)外汽車機油泵的發(fā)展概況及發(fā)展趨勢 1 1.2.1 國內(nèi)外汽車機油泵發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.2.2 國內(nèi)外汽車機油泵發(fā)展趨勢 2 1.3課題提出的目的及意義 3 2 機油泵的工作原理及其整體的結構設計 3 2.1 汽車機油泵的分類及方案選型比較 3 2.1.1機油泵的分類 3 2.1.2方案選型比較 4 2.2汽車齒輪式機油泵的結構 4 2.3 齒輪泵的工作原理 5 2.4 齒輪泵的總體結構設計 6 2.4

2、.1 軸的選擇 6 2.4.2 軸的校核 7 2.4.3 齒輪泵內(nèi)兩個相嚙合齒輪的校核 8 3. 齒輪泵的主要零部件造型設計及總體裝配圖 9 3.1機油泵零件造型設計 9 3.2 機油泵的總體裝配設計 9 4 總結 10 參考文獻 11 Abstract 12 謝 辭 13 0 發(fā)動機外嚙合齒輪機油泵設計 （德州學院汽車工程學院， 山東德州 253023）

3、 摘 要：本論文的主要研究目標是通過減小外嚙合齒輪泵的徑向力從而提高外嚙合齒輪機油泵的性能。為減小外嚙合齒輪泵的徑向力，中高壓外嚙合齒輪泵大多數(shù)情況下采用變位齒輪，此種方法對軸和軸承的性能需求較高。通過研究發(fā)現(xiàn)馬自達6轎車L3型發(fā)動機機油泵在低轉速、小功率運行的工況下，容易出現(xiàn)油壓偏低、油量偏小的現(xiàn)象，本設計通過采用機油泵增大模數(shù)、減少齒輪齒數(shù)的方法，對機油泵進行了重新規(guī)劃設計。從而提高機油泵的操作性、可靠性、使用壽命以及機油泵的工作效率。 關鍵詞： 齒輪式機油泵； 操作可靠性； 功能需求； 徑向力 1 緒論 1.1機油泵概述 機油泵對國內(nèi)工程和生產(chǎn)具有非常重要的

4、作用。隨著現(xiàn)代科技和經(jīng)濟的發(fā)展越來越快，工業(yè)工程的發(fā)展規(guī)模逐漸增大，這些使機油泵在各行各業(yè)的生產(chǎn)中起到了更大的作用，無論是工業(yè)還是工程，對機油泵的需求增大,對機油泵的要求也變得更高。機油泵總體效率對與當前發(fā)展有一定的制約。機油泵的工作效率、質(zhì)量以及可靠性等方面亟待改善。一般來說，機油泵的故障產(chǎn)生以及供油壓力大小主要受制于機油泵各部件的磨損狀況。 1.2 國內(nèi)外汽車機油泵發(fā)展概況及發(fā)展趨勢 1.2.1 國內(nèi)外汽車機油泵發(fā)展現(xiàn)狀 目前來看，齒輪泵自身有其顯著地特點。從結構上：結構簡單，體積小，重量輕。從運行性能上：功率損失小。而且在工作時加工的過程易于操作，在實際運行過程中相對對油液

5、污染程度不敏感，這些優(yōu)良特性使得齒輪泵在現(xiàn)實生活中應用較為廣泛。但是凡事都有兩面性，齒輪泵的主要缺點集中于以下幾個方面：運行過程中徑向液的壓力存在較大波動，軸承上各點受力不均衡，容易出現(xiàn)磨損；其次流量脈動大，易產(chǎn)生較高噪聲[1]。另外，有時需要中間傳動機構使得制造成本升高，使得其使用范圍受到限制。當前社會，國內(nèi)外學者對這些問題的進行了深入的研究和探討，討論和分析的問題主要傾向在以下幾個方向。 國內(nèi)方面： 1.如何選擇齒輪泵的參數(shù)和結構，并對此進行優(yōu)化； 2.運用數(shù)學建模和精確仿真等對補償面和齒輪之間的油膜進行研究； 3.齒輪泵的困油現(xiàn)象。困油現(xiàn)象及卸荷措施對齒輪泵以及

6、整個液壓系統(tǒng)都能夠輕易產(chǎn)生相對較大的危害。卸荷程度與困油沖擊及齒輪之間相互嚙合時的重疊系數(shù)之間存在較為密切的聯(lián)系(其中卸荷程度還取決于卸荷槽的大小、形狀和形狀所處的位置等) [2]； 4.對如何降低齒輪泵噪聲進行操作與研究； 5.如何降低齒輪泵的流量脈動。由于泵本身的流量脈動大，并且液壓系統(tǒng)對這方面需求的性能要求挺高，導致我們很少會選擇齒輪泵?，F(xiàn)在人們已經(jīng)研究出很多方法來降低流量脈動：一、通過采用多齒輪進行調(diào)節(jié)；二、采用剖分式的齒輪來降低；三、選擇符合條件的齒輪參數(shù)等； 國外方面： 1.輪齒表面的涂覆技術及其特點； 2.對有關于輪齒接觸疲勞強度狀況和彎曲應力的性能進行校核及計

7、算； 3.運用適當方法對齒輪泵進行變量分析 ； 4.找到影響齒輪泵使用壽命的參數(shù)并進行優(yōu)化； 5.齒輪泵所需進行高壓化進行的途徑和方法。因為提高工作壓力將會導致產(chǎn)生諸多問題，如下：軸承在使用壽命上的情況會大大縮短；加劇產(chǎn)生泵泄露的可能性，降低容積效率。再就是隨著其工作壓力不斷增高，加上齒輪上受到不平衡的徑向液壓力的作用，導致徑向液壓力會越來越大，從而產(chǎn)生了這兩個問題。 目前國內(nèi)外學者都針對以上兩個問題進行了研究： 1.對齒輪泵的徑向間隙進行有效補償； 2.提高軸承的承載能力（如采用復合材料型滑動軸承代替滾針型軸承等，但這些方法都不能從根本上有效的解決

8、產(chǎn)生的問題）； 3.通過對比參考最佳性能參數(shù)等方法降低齒輪泵的徑向液壓力； 1.2.2 汽車機油泵的發(fā)展趨勢 目前對液壓系統(tǒng)要求越來越高，為了提高液壓系統(tǒng)的運行質(zhì)量，齒輪泵采取更加積極措施，繼續(xù)保持其在潤滑系統(tǒng)等方面的領先地位的同時，其次還需向如下幾個方向進行深入的研究和探討： 1.高壓化。齒輪泵的高壓化工作情況目前來說已取得較大突破，但還是由于受其本身結構因素等的諸多限制，要想更進一步提高工作壓力相對來說是比較困難的，因此必須研制出更新結構的齒輪泵[3]。在這個方面，多齒輪泵本身就具有比較大的優(yōu)勢，尤其是平衡式的復合齒輪泵。 2.低流量脈動。由于流量脈動的

9、影響使得壓力脈動產(chǎn)生波動，進而導致整個系統(tǒng)的震動和噪聲加劇，這種情況不符合現(xiàn)代社會發(fā)展的需求[4]。 3.低噪聲。隨著人們生活品質(zhì)的提高，對噪聲降低的需求也急劇加深。以前國外就有“安靜”的液壓泵的說法。一般來說，齒輪泵產(chǎn)生噪聲的原因主要是由以下兩種情況造成的：一是齒輪在相互嚙合過程中產(chǎn)生，這取決于齒輪的加工精度和安裝精度；二是困油沖擊產(chǎn)生，這主要取決于泵的卸荷情況。 4.大排量。一些具有快速運動要求的系統(tǒng)通常要求大排量，但是普通齒輪的泵排量的提高還要受到諸多因素的限制。 5.改變排量。由于齒輪泵的排量本身自己不具有可調(diào)節(jié)性，因而限制了其在使用上的范圍廣度。國內(nèi)外

10、的學者針對這個問題，進行了深入的工作與研究，并在這方面取得了很多具有較高價值的設計成果。 1.3 課題研究的目的及意義 齒輪泵從其結構上分為內(nèi)、外嚙合齒輪泵兩大類，在液壓系統(tǒng)中的運用比較廣泛。目前世界上對外嚙合齒輪泵的運用比較熟練，其綜合性能技術也比較成熟。采用了徑向“掃膛”等工藝，并通過取用平衡槽來達到降低改善齒輪徑向不平衡力的目標。而且本身具有無論尺寸還是結構都適合社會的發(fā)展，性價比較高，并且其具有對油液的污染程度不太敏感、本身自吸能力較強等優(yōu)良特性。根據(jù)目前的市場來看，它在我國的工廠和CAD/CAM研究所中得到了廣泛地應用，有著比較廣闊的市場。 整個潤滑系統(tǒng)需要保證潤滑油在

11、其中不停地循環(huán)，并且能夠在任何轉速下都能夠保質(zhì)保量的供給足夠潤滑油，這個任務需要機油泵來完成。在日常的應用中，由于受到軸向力的作用和泵油的壓力作用使得機油泵兩嚙合齒輪端面出現(xiàn)磨損導致兩嚙合齒輪與泵蓋的端面間隙變大，降低機油泵的泵油效率，這是個不容忽視的問題。 2 齒輪式機油泵原理及總體結構設計 2.1 汽車機油泵的分類及方案選型比較 2.1.1機油泵的分類 按泵作用于液體原理分類 1.葉片式泵（動力式泵） 葉片通過旋轉產(chǎn)生離心力，在力的作用下不斷吸入液體并壓出。 2.容積式泵（正排量泵） 主要分為往復式和容積式兩種。分別由活塞不斷往復或轉子不斷旋轉進而連續(xù)的

12、將液體吸入并壓出。往復式排液過程中是具有間歇的。 3.其它類型泵 主要是流體動力泵等。 2.1.2方案選型比較 本論文設計機油泵的主要想法是用于低壓的汽車機油泵，這就要求機油泵除了必須具備較低的工作壓力外，還得具有結構簡單，抗污能力強等特性。 液壓系統(tǒng)大部分的工作壓力都在14-35Mpa這個區(qū)間內(nèi)，如果把低于21Mpa的區(qū)間歸為低壓，那么葉片泵就有很多能達到這個要求，而且柱塞泵壓力最高，其存在的結構特點使其有了相對較高的運行效率，同時壓力方面也能做到符合工作要求。目前最高壓力泵也就是柱塞泵，不過柱塞泵存在一個嚴重的弱點，那就是會產(chǎn)生很大的噪聲，泵運行時候產(chǎn)生的噪

13、音分貝數(shù)達不到是人長期呆在相同工作環(huán)境中的要求（為了保護人們的聽力和身體健康，噪音的允許值在 75~90 分貝）。目前很多國外廠家在這個方面做得就很好，既在能夠保證壓力流量的同時，又能夠盡量的減小脈動，使得泵的使用壽命也得到延長。 齒輪泵比較適用于輸送那些不含固體顆粒和纖維，同時又無腐蝕性，而且溫度不高于80℃，并且介質(zhì)粘度為510-6～1.510-3m2/s（5-1500cSt)區(qū)間的潤滑油或具有類似性質(zhì)的潤滑油其他液體 。因此我們選用外嚙合齒輪機油泵比較符合設計要求。 2.2汽車齒輪式機油泵的結構 齒輪泵從結構上來分通常齒輪泵又被分為內(nèi)、外嚙合齒輪泵兩種，一般采取定量泵的方式

14、應用于液壓系統(tǒng)，使用的范圍也比較廣泛。其中外嚙合齒輪泵的應用最常見、也最廣泛。 圖2-1為齒輪泵結構圖，這個齒輪泵由泵體，端蓋，主動齒輪軸，從動齒輪等15種零件組成的。泵體和端蓋之間用6個螺釘連接，并且用兩個圓柱銷進行定位，在這些里面墊片主要起的作用是調(diào)節(jié)間隙和密封。齒輪軸6、7兩端分別由泵體3和端蓋8支承。齒輪軸6裝有聯(lián)軸器，并用壓緊螺母1、墊圈擰緊，防止軸向松動。齒輪軸6上裝有墊片4，通過墊片4、壓緊螺母1壓緊，防止油滲出，起密封作用。[5] 1-泵體；2-泵體橫隔；3-安全閥體；4、23-彈簧；5-彈簧座；6-墊片；7-安全閥蓋；8-螺母；9-調(diào)節(jié)螺桿；10-后端蓋；11

15、-從動軸；13、31-擋板；14-鎖緊螺母；15-鎖緊環(huán)；16、17-平鍵；18、20-主動齒輪； 19、21-從動齒輪；22-軸承；24-彈簧座圈；25-橡膠密封環(huán)；26-動環(huán)；27-前端蓋；28-靜環(huán)；29-軸密壓蓋；30-銷釘。 圖2-1 齒輪泵的結構 2.3 齒輪泵的工作原理 圖2-2 齒輪泵的工作原理圖 圖2-2所示是外嚙合齒輪泵進行工作的工作原理圖，殼體內(nèi)裝有一對齒輪，并且齒輪的兩側都有端蓋（圖中未示出），齒輪的各個齒間槽、端蓋和殼體組成了諸多密閉工作腔。當齒輪沿圖

16、中所示方向進行旋轉時，右側的吸油腔會隨著相互嚙合的輪齒進而逐漸脫開，從而導致密閉工作容積會越來越大，進而導致部分真空，此時油箱中的油液會由于外界大氣壓的推動，通過吸油管進去吸油腔，充滿齒間槽，并隨著齒輪轉動，油液進入左側壓油腔內(nèi)。在壓油區(qū)一側，在這里，由于輪齒逐漸嚙合，密閉工作腔的容積越來越小，便把油液擠出去，從壓油腔把油液輸送到壓力管路中。[6] 2.4 齒輪泵的總體結構設計 當今社會許多機油泵已與發(fā)動機直接相聯(lián)接。根據(jù)上面研究馬自達6轎車L3型發(fā)動機機油泵的具體參數(shù)。知機油泵的功率為P＝3kW，轉速為n＝1420r/min，由此數(shù)據(jù)進行軸型號的選擇：軸的選材所取用的45鋼是經(jīng)調(diào)質(zhì)處理過

17、的。 2.4.1 軸的選擇 對軸的選用主要進行以下幾步： 1.選擇軸的類型 2.計算軸的轉矩 3.確定軸的型號 4.校核最大轉矩 5.進行必要的承載能力校核 6.協(xié)調(diào)軸孔直徑 表2-1工作情況系數(shù)KA 分類 工作情況及舉例 電動機、汽輪機 四缸和四缸以上內(nèi)燃機 雙缸內(nèi)燃機 單缸內(nèi)燃機 Ⅰ 　轉矩變化很小，如小型通風機、小型離心泵 1.3 1.5 1.8 2.2 Ⅱ 　轉矩變化小，如木工機床、運輸機 1.5 1.7 2.0 2.4 Ⅲ 　轉矩變化中等，如有飛輪的壓縮機、沖床 1.7

18、 1.9 2.2 2.6 Ⅳ 　沖擊載荷和轉矩變化中等，如水泥攪拌機、拖拉機 1.9 2.1 2.4 2.8 Ⅴ 　沖擊載荷轉矩變化大，如起重機、碎石機 2.3 2.5 2.8 3.2 Ⅵ 　轉矩變化大并有極強烈沖擊載荷，如無飛輪的活塞泵、重型初軋機 3.1 3.3 3.6 4.0 2.4.2 軸的校核 1.根據(jù)設計需要選擇作軸δB=600 N/m，δS=355 N/m 選擇許用扭轉剪應力 [τ]=30～40 N/m，C=118～106。 此齒輪軸是由泵蓋支承的，而且其右端軸上存在鍵槽，鍵槽存在有方向不定的徑向作用力F0的作用，F(xiàn)0=

19、（0.2～0.5）Ft，取F0=0.3Ft，可見當系數(shù)選用0.3時等于F0=114.48N， 由于作用的力的方向不確定，就按最危險情況進行計算校核。[7] 2.扭矩 扭矩T=1.45 Nmm， 扭轉切應力應按脈動應力校正系數(shù)=0.58進行計算 T=0.581.45=0.84 Nmm， (2-1) 3.計算彎矩 根據(jù)選擇軸的型號確定軸的彎矩： 最大彎矩=1.38Nmm ；最小彎矩=0.87Nmm 4.按彎矩對軸的強度進行校核 按最大彎矩截面進行校核

20、最大彎矩截面的抗彎截面系數(shù)W=1.06，查[1]P315表16.3 [τ]=55 N/m（45鋼=600 N/m）；[σ]=12.28 N/m<55 N/m 所得結果屬于安全范圍，滿足要求。 5.對靜強度進行校核 選最大彎矩截面為危險截面。 彎曲應力=30.85N/m，抗扭截面系數(shù)=0.2時 扭矩T=2.13Nmm，扭轉應力=20.42 N/m， σsb=1.4σs=1.4355=497 N/m (2-2) τs =0

21、.7σs=0.7355=249 N/m (2-3) S=9.7 查[1]P15表2.2知最小許用安全系數(shù)[S]=1.5 可見所得結果滿足要求。 2.4.3 對齒輪泵內(nèi)的兩個相嚙合齒輪進行校核 已知：發(fā)動機的 輸入功率為P=2.14kw, 主軸轉速為n=1420r/min， 轉矩T=10.9103 Nm 齒輪1:2 ：m=3；z=10；b=27 兩齒輪的材料采用的是40Cr調(diào)質(zhì)后又進行表面淬火，其硬度達48～55HRC。 齒寬系數(shù)=0.5；齒形系數(shù)=2.56；應力修正系數(shù)=1.64。 查

22、附表得： 彎曲疲勞極限=2.346HRC+605.628=2.34648+605.628=718 N/m； 彎曲許用應力[τ]=0.7718=502.6N/m 1.對齒根彎曲疲勞強度進行校核及計算 使用情況系數(shù)KA=1.25； 圓周速度V=22.39m/s； 動載系數(shù)KV=1.15； 齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.13， KFβ=0.794KHβ+0.207=1.1； (2-4)

23、KAFt1/b=33.6N/m<100N/m。 (2-5) 齒間載荷分布系數(shù)Kα=1.09，KFα=1.18 重合度=1.24； 重合度系數(shù)=0.85； 彎曲最小安全系數(shù)=1.25； 彎曲壽命系數(shù)=1； 尺寸系數(shù)=1.0； [τ]=574.4 N/m； [σ]=59.55 N/m； KH=1.251.151.131.09=1.77 (2-6) KF=1.251.151.181.1

24、=1.86 (2-7) 由結果得知齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 2.對齒面接觸疲勞強度進行校核 重合度系數(shù)=0.96； 彈性影響系數(shù)=189.8； 節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5； 接觸最小安全系數(shù)=1.05（一般可靠度）； 接觸壽命系數(shù)ZN1=1.09，ZN2=1.07；； 接觸疲勞極限=12HRC+550=1248＋550=1126N/m； 許用接觸力[τ1]=1244 N/m, [τ2]=1147.4 N/m； 由結果得知齒面彎曲疲勞強度滿足要求。 3 齒輪泵的主要零部

25、件造型設計及總體裝配圖 3.1.機油泵零件造型設計 通過運用二維工程圖進而畫出齒輪泵的主動齒輪軸與從動齒輪圖： 1.尋找并建立目標的基礎特征：操作運用各種特征進行繪圖； 2.通過操作過程畫出齒廓：需要從文本中輸入所需關系式以及需要的有關參數(shù)，使得生成軸圖的目標達成。[8] 3.畫圖所得主動齒輪軸與從動齒輪軸見附圖。 3.2機油泵的總體裝配設計 1.通過齒輪1繪出所需參數(shù)的分度圓, 找到齒輪與分度圓的交點,過交點做軸垂直端面，并過交點做軸垂直齒面，下一步作出輔助面， 然后作出符合要求的輔助面。同理在齒輪2上作輔助面。[9] 2.將不同的輔助面之間進行約束性匹配，并

26、將齒輪的兩個端面通過對齊進而裝配。 3.齒輪泵是有左端蓋、中泵體、右端蓋、主動齒輪軸、從齒輪等零件組成。 4.機油泵的效果圖如3-1所示 圖3-1 齒輪泵效果圖 圖3-2 齒輪泵爆炸圖 5.機油泵的爆炸圖如圖3-2所示 6.機油泵的總體裝配圖見附圖 4 總結 本次設計主要進行了分析了齒輪泵的工作原理、進行了齒輪與齒輪軸的設計與校核、主要零部件的三維造型設計以及總體裝配等工作。這次設計的齒輪泵操作簡單、易于安裝、可靠性高，同時使用壽命得到提高，齒輪泵的效率得到了一定提升。 唯一不足只是齒輪需要較高的強度與硬度，相應的

27、使得總體價格有所提高。不過總體來看達到了預期設計的目標?；邶X輪式機油泵的設計與實現(xiàn)涉及到多個方面的技術、方法和理論，目前本系統(tǒng)還存在許多新的問題亟待解決，在實際運用和操作中尚需要不斷的進行積累和完善。 參考文獻 [1]劉浩春，趙顯新主編. 設備控制基礎[M].北京：北京郵電大學出版社，2008. [2]張景耀. 機械制圖[M].北京：人民郵電出版社，2006. [3]艾興等. 高速切削加工技術[M].北京：國防工業(yè)出版社,2004. [4]李益民. 機械制造工藝設計簡明手冊[M].北

28、京：機械工業(yè)出版社,2006. [5]秦啟書. 數(shù)控編程與操作[M].陜西：西安電子科技大學出版社,2007. [6]甘永立. 幾何量公差與檢測[M].上海：上?？茖W技術出版社,2009. [7]邱宣懷. 機械設計[M].北京：高等教育出版社,1997. [8]吳宗澤. 機械設計課程設計手冊[M].北京：高等教育出版社，1999. [9]孫恒.陳作模主編. 機械原理[M].北京：高等教育出版社，2001. [10]龔桂義. 機械設計課程設計指導書[M].北京：人民教育出版社，1992. [11]姜繼海，宋錦春，高常識主編.

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30、 （College of Automotive Engineering Dezhou University，Shandong DeZhou 253023） Abstract: he main goal of this paper is through the radial force and reduce theexternal gear pump so as to improve the performance of external gearturbine pump. As the radial force and reduce the

31、 external gear pump, high pressure gear pump in most cases using gear, this method of shaft andbearing performance of higher demand. Through the research of Mazda 6L3 type engine oil pump in low speed, low power operation conditions,prone to low oil pressure, oil amount slants little phenomenon, thi

32、s design uses the oil pump increases, reducing the number of gear teeth modulusmethod, re planning and design for the oil pump. In order to improve the oil pump operation, reliability, service life and the efficiency of the fuel pumps. Keywords: gear type oil pump; operational reliability; function

33、al requirements; radial force 謝 辭 經(jīng)過將近兩個月的時間，終于將這篇論文寫完。在論文的寫作過程中不斷遇到各種的困難和障礙，最終都在老師和同學們的精心幫助下度過了。特別的要感謝我的論文指導老師，他對我進行了諸多的幫助和無私的指導，并不厭其煩的對我的論文進行修改和改進。還有，在圖書館中查找各種資料的過程中，圖書館的老師也給予了諸多方面的幫助。 其次感謝在這篇論文所涉及到的諸位學者。本文在寫作過程中引用了數(shù)位學者的研究和文獻，如果沒有各位學者的研究成果對我的啟發(fā)和幫助，否則我將很難完成本篇論文的寫作。 另外感謝我的同學和朋友，你們在我寫論文過程中給予我了諸多有效的素材，還有在論文的撰寫和排版過程中所給予的幫助。 最后由于我的學術水平有限，論文難免有所不足，懇請各位老師和學友指正批評！ 14