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編號
無錫太湖學院
畢業(yè)設計（論文）
相關資料
題目： 齒輪泵的結(jié)構(gòu)改進設計
信機 系 機械工程及自動化專業(yè)
學 號： 0923807
學生姓名： 陳 浩
指導教師：何雪明（職稱：副教授 ）
（職稱： ）
2013年5月25日
目 錄
一、畢業(yè)設計（論文）開題報告
二、畢業(yè)設計（論文）外文資料翻譯及原文
三、畢業(yè)論文（論文）計劃、進度、檢查及落實表
四、實習鑒定表
無錫太湖學院
畢業(yè)設計（論文）
開題報告
題目： 齒輪泵結(jié)構(gòu)改進設計
信機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
學 號： 0923807
學生姓名： 陳 浩
指導教師： 何雪明（職稱：副教授 ）
（職稱 ）
2012年11月10日
課題來源
課題來源于工程生產(chǎn)實際。
齒輪傳動因其具有傳動功率大、效率比較高、結(jié)構(gòu)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(jīng)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(gòu)。在液壓傳動與控制技術中占有很大比重，其主要特點是結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)經(jīng)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(chǎn)品結(jié)構(gòu)也有不少改進，特別是三聯(lián)、四聯(lián)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(xiàn)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）。
科學依據(jù)（包括課題的科學意義；國內(nèi)外研究概況、水平和發(fā)展趨勢；應用前景等）
由于齒輪泵在液壓傳動系統(tǒng)中應用廣泛, 因此, 吸引了大量學者對其進行研究。目前, 國內(nèi)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(shù)及泵體結(jié)構(gòu)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(zhì)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(zhì)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(chǎn)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(nèi)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(shù)、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(tǒng)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(tǒng)、中低壓定量系統(tǒng)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。
研究內(nèi)容
1、收集齒輪泵的相關資料，確定方案。
2、完成齒輪泵的三維結(jié)構(gòu)模型建模，并制作成二維圖。
3、根據(jù)收集的資料，制作不同齒廓的齒輪
4、借助有限元分析對不同齒廓的齒輪泵進行流體力學分析。
5、利用流體力學軟件fluent分析各類型齒輪泵的流體力學性能的優(yōu)劣。
6、選取綜合性能最好的齒輪泵，并提出優(yōu)化方案，
擬采取的研究方法、技術路線、實驗方案及可行性分析
查閱各種資料，了解齒輪泵的工作原理、結(jié)構(gòu)、流量計算方法和優(yōu)化設計方法。學會熟悉UG軟件對產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的設計，并了解齒輪泵的運動特性，對其不同齒廓進行有限元分析，比較不同齒廓的優(yōu)劣，在綜合性性能較好的齒輪泵上提出優(yōu)化方案。
研究計劃及預期成果
研究計劃：
2012年11月1日-2012年12月25日：按照任務書要求查閱論文相關參考資料，填寫畢業(yè)設計開題報告書。
2013年1月11日-2013年3月5日：填寫畢業(yè)實習報告。
2013年3月8日-2013年3月14日：按照要求修改畢業(yè)設計開題報告。
2013年3月15日-2013年3月21日：學習并翻譯一篇與畢業(yè)設計相關的英文材料。
2013年3月22日-2013年4月11日：齒輪泵建模、有限元分析、比較優(yōu)劣。
2013年4月12日-2013年4月25日：齒廓設計、裝配圖和說明書。
2013年4月26日-2013年5月21日：畢業(yè)論文撰寫和修改工作。
預期成果：
工藝規(guī)程：有限元分析資料，齒輪泵總圖及主要零件圖，設計說明書
特色或創(chuàng)新之處
運用UG對產(chǎn)品完成三維建模，制作完成二維圖形，通過對二維圖形有限元結(jié)構(gòu)分析，盡早發(fā)現(xiàn)產(chǎn)品設計的缺陷，及時更改問題和缺陷，并對其優(yōu)化，以提高齒輪泵的性能
已具備的條件和尚需解決的問題
在比較熟悉運用UG的基礎上制作齒輪泵的二維圖，能運用Gambit和Fluent軟件對不同齒輪泵的齒廓分析比較，總結(jié)出不同齒廓的優(yōu)劣，尚需解決的是，如果在硬件條件允許下，可以嘗試對三維的軟件進行流體分析，更能準確的了解不同齒輪泵的優(yōu)劣。
指導教師意見
指導教師簽名：
2012年11月10日
教研室（學科組、研究所）意見
教研室主任簽名：
年 月 日
系意見
主管領導簽名：
年 月 日
無錫太湖學院
畢業(yè)設計（論文）外文資料翻譯
信機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
院 （系）： 信 機 系
專 業(yè)： 機械工程及自動化
班 級： 機械97
姓 名： 陳 浩
學 號： 0923807
外文出處： 機械專業(yè)英語教程
附 件： 1.譯文；2.原文；3.評分表
2013年5月20日
英文原文
4.3 Flow in an Oil Injected Screw Compressor
Figure 4-27 Comparison of pressure change for turbulent and laminar flow calculations
The difference in the compressor flow obtained from laminar and turbulent calcu-lations is presented in Figure 4-28. The mass flows at suction and discharge are given as functions of the shaft angle. On average, 4% higher low is calculated with the turbulent model. The difference was greater at the discharge end of the compressor, both in the mean value and in the amplitude. This agrees with the re-sults obtained from the approximate calculations where turbulent transport through clearances is significant. The difference in flow obtained at the suction end is, on average, less than 3%. This shows that a compressor with a large suc-tion opening has no significant dynamical losses, although turbulence exists in the compressor low pressure domains. It is expected that the difference between the laminar and turbulent flow calculations will be smaller for higher discharge pres-sures and lower compressor speeds.
Figure 4-28 Comparison of fluid flow at inlet and exit of screw compressor
The integral parameters obtained from both the laminar and turbulent numerical models are presented in Table 4-2. According to these results, it can be concluded that turbulence has some influence on the screw compressor. Its effect is greater at lower pressure ratios and low compressor speeds.
More detailed insights into the results obtained from the k-model of turbulence can be found in the following four figures; Figure 4-29 shows the kinetic energy of turbulence. The dissipation rate is presented in Figure 4-30, the turbulent vis-cosity in Figure 4-31 and the dimensionless distance from wall y+ is given in Figure 4-32.
Figure 4-29 Kinetic energy of turbulence within the screw compressor
4.3 Flow in an Oil Injected Screw Compressor
Figure 4-30 Dissipation rate within the screw compressor
Figure 4-31 Turbulent viscosity within the screw compressor
Figure 4-32 Dimensionless distances from the wall within the compressor
The results in all these diagrams are presented in horizontal sections through the blow hole areas on the suction and discharge side of the compressor, in vertical sections through the rotor axes and in cross sections at suction and discharge. The kinetic energy of turbulence, dissipation, turbulent viscosity and y+ are all high for the lobes exposed to the suction domains. All these gradually die out towards discharge. The dissipation rate is extremely high in the clearance gaps between the rotors, as shown in Figure 4-30, while in the other domains it is significantly lower. On the other hand, y+ is small in the clearance gaps while in the main do-mains at suction it has higher values, as shown in Figure 4-32.
4.3.5 The Influence of the Mesh Size on Calculation Accuracy
Most calculations in this book are presented for numerical meshes with an average number of 30 cells along one interlobe and a similar number of time steps selected for the rotor to rotate between two interlobe positions. The numerical mesh for thecompressor in this example consists of about 450,000 cells of which About 322,000 numerical cells define the rotor domains. This was a convenient numberof cells to use with a PC computer with an ATHLON 800 processor and 1GB of RAM, which was used for this study. Although the results obtained on that mesh appeared to be satisfactory and agreed well with the experimental data, an investi-gation of the influence of the mesh size on the calculation accuracy had to be con-ducted. For that reason, two additional meshes were generated for the same com-pressor. A smaller one was generated with 20 points along the rotor interlobe, which gave 190,000 cells on both rotors while the other compressor parts were mapped with almost the same number of cells as originally. The overall number of numerical cells was about 353,000. A lower number of cells on the rotors results in a geometry, which does not follow the rotor shape precisely, and the intercon-nection between rotors would possibly become inappropriate. This number of nu-merical cells is probably the lowest for which reliable results can be obtained. Thelargest numerical mesh generated for this investigation consists of 45 numerical cells along the rotor interlobe. That gave 515,520 cell on the rotors and 637,000 cells for the entire compressor domain. This was the biggest numerical mesh that could be loaded into the available computer memory without disc swapping dur-ing the solution. These three numerical meshes are presented in Figure 4-33 in the cross section perpendicular to the rotor axes.
Figure 4-33 Three different mesh sizes for the same compressor
The results of the calculations are presented in Figure 4-34 in the form of a pres-sure-angle diagram, and in Figure 4-36 as a discharge flow-angle diagram. The first diagram shows how the calculated working pressures for all three investi-gated mesh sizes agree with the measurements. The lowest number of cells gives the highest pressure in the working chamber and vice versa. As a result of that, the consumed power is changed slightly, from 42 kW obtained with the smallest mesh to slightly less then 41 kW for the largest mesh. The difference between the two is less then 3%. This situation is shown in Figure 4-35. The diagram shows the larg-est difference within the cycle to be in the discharge area of the compressor. Some difference is also visible in the middle area of the diagram which seems to be a consequence of the leakage flows obtained with smaller meshes between the ro-tors. In that area, the mesh is probably too coarse to capture all the oscillations which appear in the flow.
Figure 4-34 P-alpha diagrams for three different mesh sizes
Figure 4-35 Compressor power calculated with three different mesh sizes
4.3 Flow in an Oil Injected Screw Compressor
Figure 4-36 Discharge flow rates for different mesh sizes
Figure 4-37 Integral flow rate and Specific power obtained with different mesh sizes
Diagrams of discharge flow as a function of rotation angle are given in Figure4-36. The coarser mesh shows less oscillation in the flow then the finer meshes. However, the mean value of the flow remained the same for all three mesh sizes, as shown in Figure 4-37. Specific power is calculated from the values obtained previously. It shows a slight fall in value as the number of computational cells is increased.
The results obtained with the three different mesh sizes for the compressor in-vestigated here give the impression that the calculation conducted for the com-pressor on an average size of the mesh with 25 to 30 numerical cells along the ro-tor interlobe is sufficiently accurate.
中文譯文
4.3 噴油螺桿壓縮機的流量
圖4-27計算比較湍流和層流壓力變化
如圖4-28為在計算吸氣和排氣的質(zhì)量流量功能軸角中獲得的壓縮機流從層流和湍流差異?？傮w而言，湍流模型比流從層流高4%，無論是在平均值和振幅，壓縮機的排出端是最大的，通過計算近似結(jié)果獲得間隙顯著的湍流輸送的重。在吸入端獲得的流量差異的平均值，小于3％。這表明，具有大的吸入端的壓縮機吸氣開口沒有任何顯著的動力損失，雖然在壓縮機低壓域存在湍流。這是預期的層流和湍流之間的差異計算將提高排氣壓力和減小壓縮機速度。
圖4-28根據(jù)流體的流動比較螺桿式壓縮機的入口和出口
從層流和湍流數(shù)值模型的積分獲得的參數(shù)，如表4-2中。根據(jù)這些結(jié)果，可以得出結(jié)論，在湍流的螺桿式壓縮機上有一定的影響。其效果是在壓力越小，流速越大。從第k湍流模型獲得的結(jié)果的更詳細的分析，可以發(fā)現(xiàn)在以下四個數(shù)字，如圖4-29的湍流的動能。圖4-30，圖4-31動蕩對粘度和無量綱距離墻Y +耗散率，如圖4-32。
圖4-29螺桿壓縮機內(nèi)的湍流動能
圖4-30螺桿式壓縮機內(nèi)的損耗率
圖4-31螺桿壓縮機內(nèi)的湍流粘度
圖4-32從墻壁內(nèi)壓縮機的量綱距離通過吸入閥和排出側(cè)的壓縮機的結(jié)果列于所有這些圖中，在通過轉(zhuǎn)子軸的吸入閥和排出的橫截面的垂直剖面上的吹孔區(qū)域的水平部分。動蕩，耗散，湍流粘度和y+的動能都是高暴露在吸域葉上，所有這些逐漸消亡走向放電。耗散率非常高，轉(zhuǎn)子之間的間隙差距，如圖4-30所示，而在其他領域，它是顯著較低。另一方面，如圖4-32所示，+小的間隙中，在主電源處于吸入它具有較高的值。
4.3.5 網(wǎng)格大小對計算精度的影響
在計算這本書中的大部分平均30個細胞的數(shù)量沿一個和類似用于轉(zhuǎn)子之間旋轉(zhuǎn)兩位置的數(shù)量的選擇步驟嚙合。在這個例子中包括約45萬個細胞數(shù)值網(wǎng)格，其中約322,000數(shù)字單元格定義轉(zhuǎn)子域。這是用于這項研究為了方便使用的細胞數(shù)量與PC電腦的Athlon800處理器和1GB的RAM，雖然網(wǎng)格上，得到的結(jié)果似乎是令人滿意的，并與實驗數(shù)據(jù)相同，但在康秀紅，杜強，李殿中，李依依的調(diào)查中，影響網(wǎng)格尺寸的計算精度的到的結(jié)果是可靠的。本次調(diào)查由45個數(shù)字單元格沿轉(zhuǎn)子的數(shù)值t網(wǎng)。這給了整個壓縮機515,520細胞轉(zhuǎn)子和637,000細胞領域。這是最大的數(shù)值的網(wǎng)格，可以在裝入光盤交換過程中溶液沒有可用的計算機內(nèi)存。圖4-33中介紹這在轉(zhuǎn)子軸垂直的截面中的三個數(shù)值的嚙合。圖4-37獲得不同的網(wǎng)目尺寸和比功率的積分流量。圖36中給出的是作為旋轉(zhuǎn)角度的函數(shù)的排出流，粗網(wǎng)格顯示振蕩流，但是，所有三個網(wǎng)目尺寸仍然是流量的平均值，如在圖4-37所示，從先前得到的值計算比功率。它顯示了輕微的下降值，計算增加的細胞數(shù)目。得到的結(jié)果是在研究壓縮機的平均面積為25至30數(shù)值RO涵道。出于這個原因，產(chǎn)生相同的壓縮機的是兩個額外的嚙合。產(chǎn)生一個較小以20分沿的轉(zhuǎn)子，這兩個轉(zhuǎn)子給了19萬個細胞，而其它的壓縮機部件幾乎相同被最初的細胞數(shù)量映射。數(shù)值細胞的總?cè)藬?shù)為353,000左右。在較低的數(shù)字的單元格的幾何形狀，這并不精確地說，按照轉(zhuǎn)子的形狀和轉(zhuǎn)子之間的互連，連接在轉(zhuǎn)子上的結(jié)果就可能是不恰當?shù)?。這個數(shù)值的細胞的數(shù)量可能是最低的，得到的結(jié)果是可靠的。本次調(diào)查由45個數(shù)字單元格沿轉(zhuǎn)子的數(shù)值t網(wǎng)。這給了整個壓縮機515,520細胞轉(zhuǎn)子和637,000細胞領域。這是最大的數(shù)值的網(wǎng)格，可以在裝入光盤交換過程中溶液沒有可用的計算機內(nèi)存。圖4-33中介紹這在轉(zhuǎn)子軸垂直的截面中的三個數(shù)值的嚙合。
圖4-33網(wǎng)格大小相同的三鐘不同的壓縮機
在圖4-34中壓力角圖的計算結(jié)果，圖4-36中的排放流角圖。第一個圖表顯示如何計算研究所有三個門控網(wǎng)目尺寸的工作壓力。最低的細胞數(shù)量給出了工作腔的最高壓力，反之亦然。消耗功率略有變化，從42千瓦獲得的最小的最大網(wǎng)格，略小宇1千瓦。兩者之間的差異小于3%。這種情況如圖4-35所示，該圖顯示了在周期內(nèi)所述壓縮機的排放區(qū)的最大的差異。這些差異也顯示在圖的中間區(qū)域，這是泄露流器RO-小網(wǎng)格之間獲得的結(jié)果。在這方面，可能是網(wǎng)格捕捉太粗以致所有的震蕩出現(xiàn)流動。
圖4-34 三種不同網(wǎng)格大小的P-阿爾法圖
圖4-35 三種不同的網(wǎng)格尺寸壓縮機功率計算
圖4-36 不同網(wǎng)格尺寸放電流速
圖4-37 獲得的不同網(wǎng)目尺寸和比功率的積分流量
圖36中給出的是作為旋轉(zhuǎn)角度的函數(shù)的排出流，粗網(wǎng)格顯示振蕩流，但是，所有三個網(wǎng)目尺寸仍然是流量的平均值，如在圖4-37所示，從先前得到的值計算比功率。它顯示了輕微的下降值，計算增加的細胞數(shù)目。得到的結(jié)果是在研究壓縮機的平均面積為25至30數(shù)值RO-器的細胞沿網(wǎng)格進行計算三種不同的網(wǎng)目尺寸的壓縮機是足夠準確的。
齒輪泵的結(jié)構(gòu)改進設計
編號
無錫太湖學院
畢業(yè)設計（論文）
題目： 齒輪泵的結(jié)構(gòu)改進設計
信機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
學 號： 0923807
學生姓名： 陳 浩
指導教師： 何雪明（職稱：副教授）
（職稱： ）
2013年5月25日
無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文）
誠 信 承 諾 書
本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 齒輪泵的結(jié)構(gòu)改進設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內(nèi)容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用，表示致謝的內(nèi)容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。
班 級： 機械97
學 號： 0923807
作者姓名：
2013 年 5 月 25 日
無錫太湖學院
信 機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
畢 業(yè) 設 計論 文 任 務 書
一、題目及專題：
1、題目 齒 輪 泵 的 結(jié) 構(gòu) 改 進 設 計
2、專題
二、課題來源及選題依據(jù)
自古以來，人類就對水運輸以及提升非常重視。很早以前人類就已經(jīng)發(fā)明了多種水的運輸及提升工具。比如三千年前轆轤和桔槔已經(jīng)在中國使用了；三千七百年前埃及的鏈泵也對水的運輸及提升起到很大的作用；在三千三百年前，螺旋桿的誕生能將水持續(xù)不斷的提升到一定高度，這種螺旋桿是由阿基米德發(fā)明出來的，同現(xiàn)代螺桿泵的機械原理是一樣的。
隨著工業(yè)的發(fā)展，液體運輸也應用在多種多樣的情況下，因此回轉(zhuǎn)泵出現(xiàn)了。16世紀初，回轉(zhuǎn)泵得到了普遍的應用，但是回轉(zhuǎn)泵一直存在重大的設計缺點，比如效率低，能耗大，泄露大。直到20世紀，回轉(zhuǎn)泵的各個問題才逐漸得到解決，齒輪泵就是一種典型的離心泵，其具有很多優(yōu)點，比如小體積、結(jié)構(gòu)簡單、重量輕、容易加工，并且具有很強的自吸能力，應用范圍廣泛，可以適用于多種液體介質(zhì)。
三、本設計（論文或其他）應達到的要求：
① 熟悉齒輪泵的結(jié)構(gòu)，及工作原理；
② 熟練運用UG對齒輪泵進行建模及裝配；
③ 了解并分析齒輪泵的瞬間流量、理論排量等輸出特性；
④ 研究流體動力學知識，了解并掌握FLUENT流體分析軟件，并對不同齒廓類型的齒輪泵進行流體分析；
⑤ 比較不同齒廓類型的齒輪泵，分析結(jié)果并優(yōu)化設計出一條新的齒輪泵；
四、接受任務學生：
機械97 班 姓名 陳 浩
五、開始及完成日期：
自2012年11月1日 至2013年5月25日
六、設計（論文）指導（或顧問）：
指導教師 簽名
簽名
簽名
教研室主任
〔學科組組長研究所所長〕 簽名
系主任 簽名
2012年11月1日
I
摘 要
齒輪泵是液壓系統(tǒng)中最重要的動力源,在液壓傳動系統(tǒng)中應用廣泛, 因此, 吸引了大量學者對其進行研究,其主要部件是內(nèi)部相互嚙合的一對齒輪。現(xiàn)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(jié)了齒輪泵的特點，深入研究了齒輪泵整體結(jié)構(gòu)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(shù)值計算，為齒輪泵的設計提供必要的理論依據(jù)。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CFD前處理軟件Gambit和后處理軟件Fluent對以上五種齒廓齒輪泵進行流體分析，并比較不同齒廓分析后的結(jié)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(zhuǎn)速確定的情況下，得到齒輪泵的流速。外嚙合齒輪泵的結(jié)構(gòu)對其內(nèi)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(jié)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，最后結(jié)合流體動力學理論，運用CFD前處理軟件Gambit和后處理軟件Fluent對以上五種不同的齒廓齒輪泵進行流體分析，在相同的轉(zhuǎn)速下，比較不同齒廓的分析結(jié)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；有限元法；輸出特性；流體分析
V
Abstract
Gear pump is the most important source of power in the hydraulic system, widely used in the hydraulic drive system, therefore, attracted a large number of scholars study, and its main components are a pair of gears meshing with each other by the internal。Modern mechanical engineering have made ??a lot of new requirements to gear pump ,such as high pressure, large displacement, low ripple and low noise, Performance Analysis and Improvement of the gear pump has become a very important issue.
The topics to gear pump for the study, summed up the characteristics of the gear pump, in-depth study of the overall structure and principle of the gear pump and UG three-dimensional modeling software, solid modeling, the flow characteristics of the gear pump, theoretical analysis and numerical calculation of the radial direction meshing force of radial direction, to provide the necessary theoretical basis for the design of gear pump. A variety of the type tooth profile of the gear pump and derive the equations of these tooth profile. Finally learn the basic theoretical knowledge of fluid dynamics, to CFD pre-processing software Gambit and post-processing software Fluent for more than five tooth profile gear pump fluid analysis, and comparison results of different tooth profile analysis were calculated flow rate of the area of the interdental, gear meshing area of flow of the gear pumpthe, and finally got the flow of the gear pump. In the case of time and speed determined to obtain flow rate of the gear pump. Structure of the external gear pump has a great influence on its internal flow field, using the fluent finite element method for solving the calculation model, comparison of the changes in the characteristics of the different tooth profile can be drawn from the corresponding advantages and disadvantages of each type of tooth profileto arrive at the best results of the analysis to improve the design of a new tooth profile on this basis.
The output characteristics of the gear pump onto the tooth profile equation and finally the theory of fluid dynamics, the use of pre-processing of software CFD Gambit and post-processing software Fluent fluid analysis more than five different tooth profile of the gear pump in the same speed, different tooth profile analysis result of that the best of booster effect is involute line tooth profile of the gear pump, and put forward some optimization program of it.
Keywords: gear pump; tooth profile; finite element method; output characteristics;
fluid analysis
目錄
摘 要 III
Abstract IV
目錄 V
1 緒論 1
1.1 齒輪泵的研究內(nèi)容及意義 1
1.2 齒輪泵國內(nèi)外的發(fā)展概況 1
1.3 本課題應達到的要求 3
2 齒輪泵的工作原理及三維建模 4
2.1 外嚙合液壓齒輪泵的工作原理 4
2.2 齒輪泵分類、用途、應用范圍 4
2.2.1 齒輪泵的分類 4
2.2.2 齒輪泵的用途及應用范圍 5
2.3 齒輪泵的三維建模 5
3 齒輪泵的流量特性 8
3.1 齒輪泵流量的研究 8
3.1.1 齒輪泵平均流量 10
3.1.2 齒輪泵瞬態(tài)流量 10
3.2 齒輪泵排量的研究 11
3.2.1 根據(jù)齒槽有效容積的排量計算方法 11
3.2.2 根據(jù)輪齒有效體積的排量計算方法 12
3.3 本章小結(jié) 13
4 流體動力學理論知識研究 14
4.1 流體力學簡介 14
4.2 流體動力學的基本思想 14
4.3 計算流體動力學的特點 15
4.4 計算流體力學的基本步驟 15
4.5 流體力學基本方程 17
4.6 流體流動模型的確定 19
4.7 一般結(jié)構(gòu) 19
4.7.1 前處理 19
4.7.2 求解器 19
4.7.3 后處理 19
4.8 本章小結(jié) 19
5 齒輪泵不同齒廓的流體動力學分析 20
5.1 Fluent簡介 20
5.2 齒輪泵的流體力學分析 20
5.2.1 建立流體模型 20
5.2.2 劃分流體模型的網(wǎng)格 20
5.2.3 設置流體模型的邊界條件 20
5.3 齒輪泵不同齒廓的流體分析 21
5.3.1 漸開線齒廓齒輪泵的流體分析 21
5.3.2 余弦齒廓齒輪泵的流體分析 23
5.3.3 圓弧齒廓齒輪泵的流體分析 26
5.3.4 三齒擺線齒廓齒輪泵的流體分析 29
5.3.5 二齒擺線齒廓齒輪泵的流體分析 32
5.4 齒輪泵的結(jié)構(gòu)改進設計 36
5.4.1 齒輪泵齒廓的改進 36
5.5 本章小結(jié) 39
6 結(jié)論與展望 40
6.1 課題總結(jié) 40
6.2 課題展望 40
致謝 41
參考文獻 42
齒輪泵的結(jié)構(gòu)改進設計
1 緒論
1.1 齒輪泵的研究內(nèi)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(tǒng)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(nèi)部相嚙合的一對齒輪，在結(jié)構(gòu)上可分為內(nèi)嚙合齒輪泵和外嚙合齒輪泵兩大類。由于它具有結(jié)構(gòu)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。現(xiàn)在齒輪泵的制造已經(jīng)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(jù)機構(gòu)運動分析法進行實際的動作仿真，并將根據(jù)分析和仿真結(jié)果指導該齒輪裝置進行修正，結(jié)合現(xiàn)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(shù)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(chǎn)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(nèi)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(jīng)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(xié)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(jīng)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(jīng)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(chǎn)、實施產(chǎn)業(yè)政策、行業(yè)規(guī)劃、規(guī)范市場秩序、進行宏觀調(diào)控和市場準入的重要基礎。為此，根據(jù)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(chǎn)業(yè)基本情況概述
1、齒輪油泵行業(yè)及其主要產(chǎn)業(yè)的內(nèi)涵和構(gòu)成齒輪油泵行業(yè)主要由生產(chǎn)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(zhuǎn)式容積泵、往復式容積泵和水環(huán)真空泵等企業(yè)構(gòu)成。在這些泵類產(chǎn)品中，按臺份計，離心泵約占接近70%，回轉(zhuǎn)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(chǎn)品種類約有450個系列，5000多個品種。2002年統(tǒng)計，在這些泵制造廠中，較大的699家泵制造廠共生產(chǎn)2663萬臺，總產(chǎn)值約為208億元。這些泵被廣泛用于國民經(jīng)濟各部門，基本滿足了我國經(jīng)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(jù)不完全統(tǒng)計，約有21%的電機用于驅(qū)動各類泵，在能源中約有近五分之一的能源用于驅(qū)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(chǎn)品，已經(jīng)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(chǎn)業(yè)發(fā)展現(xiàn)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(chǎn)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(chǎn)值約占世界泵業(yè)總產(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(shù)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(jīng)濟規(guī)模，還有利于利用原來的商標和知名度，實現(xiàn)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(shù)都準備或已經(jīng)在中國建制造分廠。
3、國內(nèi)泵行業(yè)及其主要產(chǎn)業(yè)現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢
泵行業(yè)現(xiàn)狀：（1）通過執(zhí)行國家提出的“以市場換技術”合作生產(chǎn)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(chǎn)品水平接近；（2）近幾年，齒輪油泵類產(chǎn)品的產(chǎn)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(chǎn)品結(jié)構(gòu)調(diào)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(shù)量明顯減少；（5）市場競爭更激烈，齒輪油泵產(chǎn)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(chǎn)”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(jīng)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(lián)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(shù)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。
1.3 本課題應達到的要求
對齒輪泵的結(jié)構(gòu)及基本原理有簡單了解。
運用UG軟件完成設計工作，對產(chǎn)品進行造型、結(jié)構(gòu)設計，在設計階段完成傳統(tǒng)的設計方法，分析齒輪泵的流量特性，了解流量對齒輪泵的影響。運用Gambit和Fluent軟件對齒輪泵的不同齒廓主動件和從動件進行流體分析，得出壓力圖和速度圖，分析比較結(jié)果，選擇一條在綜合性能上都比較好的齒廓，并在其基礎上改進設計出一條新的齒廓，以達到提高齒輪泵效率的功效。
43
2 齒輪泵的工作原理及三維建模
2.1 外嚙合液壓齒輪泵的工作原理
圖2.1 外嚙合齒輪泵工作原理圖
圖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(nèi)裝有一對外嚙合齒輪。當齒輪按圖示方向旋轉(zhuǎn)時，右側(cè)的齒輪逐漸脫離嚙合，露出齒間。因此這 一側(cè)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(jīng)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(zhuǎn)動，每個齒間中的油液從右側(cè)被帶到 了左側(cè)。在左側(cè)的密封容腔中，輪齒逐漸進入嚙合,使左側(cè)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(zhuǎn)時，齒輪泵的吸、壓油口不斷地吸油 和壓油，實現(xiàn)了向液壓系統(tǒng)輸送油液的過程。
2.2 齒輪泵分類、用途、應用范圍
2.2.1 齒輪泵的分類
按其結(jié)構(gòu)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(diào)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(nèi)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(shù)分：一對齒齒輪泵、多對齒齒輪泵；
按泵的結(jié)構(gòu)形式分：單級齒輪泵、多級齒輪泵、雙聯(lián)齒輪泵；
2.2.2 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(zhì)的液體（影響泵的使用壽命），可作為潤滑系統(tǒng)油泵和液體系統(tǒng)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。
2.3 齒輪泵的三維建模
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(nèi)有吸油孔和出油孔 ，內(nèi)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(cè)的內(nèi)部體積，使得出油孔一側(cè)內(nèi)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2.2 機座的三維模型 圖2.3 后端蓋的三維模型
圖2.4 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(shù)為10，模數(shù)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2.5 長齒輪軸的三維模型
圖2.6 短齒輪軸的三維模型
除了以上五個主要部件，還需一些附加部件，如下面的齒輪泵裝配圖：
圖2.7 齒輪泵裝配圖
3 齒輪泵的流量特性
齒輪泵是液壓系統(tǒng)中廣泛采用的一種液壓泵，以外嚙合齒輪泵的應用最廣，它的的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，尺寸小，重量輕，制造方面，價格低廉，工作可靠，自吸能力強（容許的吸油真空度大），對油液污染不敏感，維護容易。液壓泵的主要性能參數(shù)是壓力、流量和排量。本課題從外嚙合齒輪泵的結(jié)構(gòu)和工作原理出發(fā)，導出排量計算公式。由于自身結(jié)構(gòu)特點的原因,其輸出的流量是隨轉(zhuǎn)動軸的轉(zhuǎn)角按拋物線的規(guī)律變化。這種變化的流量被稱為瞬時流量,而這種輸出流量的不均勻現(xiàn)象被稱為流量脈動。
去大多數(shù)學者沿用“能量法”和“掃過面積法”來計算齒輪泵的流量,本文利用幾何法計算了泵齒輪從剛剛開始嚙合到泵齒輪轉(zhuǎn)過一個基節(jié)時端面密封面積的變化量,從而推導出了齒輪泵的流量公式。
3.1 齒輪泵流量的研究
漸開線、漸開線發(fā)生線和基圓所圍成的面積如圖1所示,當用直角坐標來表示漸開線時,其方程式為
（3.1）
（3.2）
式中 μ———參數(shù)變量(μ等于漸開線的展角與壓力角之和)
rb———基圓半徑
通過計算,可以求得漸開線PK、發(fā)生線KB和基圓弧PB所圍成的面積
圖3.1 漸開線、漸開線發(fā)生線、基圓所圍的面積
齒輪轉(zhuǎn)過一個基節(jié)端面密封面積的變化S
如圖3-2所示,μ1、μ2、μ3、μ4的值計算如下：
（3.3） （3.4） （3.5） （3.6）
式中 rb1、rb2———主、從動齒輪基圓半徑
z1、z2———主、從動齒輪齒數(shù)
ε———齒輪嚙合重合度
α′———嚙合角
圖3.2 漸開線齒輪泵流量計算
在齒輪泵排油腔,泵齒輪從嚙合始點至泵齒輪轉(zhuǎn)過一個基節(jié)(即泵齒輪轉(zhuǎn)2π/z1角)端面密封面積的變化量為S。S的計算公式如下
(3.7)
式中 S1、S2———分別指主、從動齒輪轉(zhuǎn)過2πz1角由齒頂與基圓所圍成的扇形面積
S3、S4———分別指主、從動齒輪轉(zhuǎn)過2πz1角由漸開線、嚙合線和基圓所圍成的面積
通過計算得
（3.8）
式中 i———傳動比
ra1、ra2———主、從動齒輪齒頂圓半徑
r1′、r2′———主、從動齒輪節(jié)圓半徑
pb———基節(jié)
3.1.1 齒輪泵平均流量
單齒排量等于端面密封面積的變化量乘以齒寬則單齒排量的 （3.9）
式中 b———齒寬
平均流量q為
(3.10)
當兩齒輪的齒數(shù)相同時,式(10)可簡化為
（3.11）
式中 ra———齒頂圓半徑
r′———節(jié)圓半徑
n———主動齒輪轉(zhuǎn)速
3.1.2 齒輪泵瞬態(tài)流量
在如圖3-3所示的外嚙合齒輪泵中, 主動輪1 轉(zhuǎn)過時, 位于壓油腔的齒面所掃過的體積為:
(3.12)
從動輪2 位于壓油腔的齒面所掃過的體積為:
(3.13)
圖3.3 齒輪泵工作示意圖
從壓油腔排除的體積為：
(3.14)
瞬間流量為：
(3.15)
設f為嚙合點位移，根據(jù)齒輪幾何尺寸關系可以推導出瞬間流量：
(3.16)
當f = 0 時, 瞬態(tài)流量有最大值, f = ±0.5時, 瞬態(tài)流量有最小值。
式中, ——— 為齒輪齒頂圓半徑;
——— 為嚙合點半徑;
U ——— 為齒數(shù)比;
B ——— 為齒輪齒寬
3.2 齒輪泵排量的研究
3.2.1 根據(jù)齒槽有效容積的排量計算方法
目前齒輪泵中使用最多的是采用兩個具有相同參數(shù)的漸開線直齒輪構(gòu)成的外嚙合齒輪泵。
齒輪泵的排量指齒輪泵每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)所排出的液體的體積，是齒輪泵的一項重要指標。排量的計算通常采用下面的近似計算公式：
(3.17)
式中 Z ———齒輪的齒數(shù)；
B———齒輪的齒寬
m——— 齒輪的模數(shù)；
K——— 為考慮齒槽與輪齒之間的面積差而引入的排量補償系數(shù)，K=1.06～1．1 15(齒數(shù)少時取大值，齒數(shù)多時取小值，例如當Z=6時，可取K=1.115；當Z=20時，可取K=1.06。
公式(1)常常簡化為：
(3.18)
有觀點認為齒輪變位后，齒輪泵的排量若仍按照式(1)進行計算誤差較大，于是有文獻給出如下公式計算變位齒輪泵排量閻，這個公式不僅適用于變位齒輪，也適用于標準齒輪。
（3.19）
式中 q ——— 變位齒輪泵排量；
——— 主動齒輪的齒數(shù)；
B ——— 齒輪的齒寬；
m ———齒輪的模數(shù)；
———標準壓力角(通常取0=20。)；
———相嚙合的兩個齒輪的齒數(shù)之和，即;
——— 配對齒輪的變位系數(shù)之和，即；
K ———考慮齒槽與輪齒之間的面積差而引入的排量補償系數(shù)，K=1．06～1．1 15(齒數(shù)少時取大值，齒數(shù)多時取小值，例如當Z=6時，可取K=1．115；當Z=20時，可取K=1.06；
——— 對嚙合齒輪間的嚙合角，對于標準齒輪或者高度變位齒輪而言，=0；對于角度變位齒輪而言嚙合角大小用下式計算：
(3.20)
式中 ——— 標準中心距；
——— 實際安裝中心距。
3.2.2 根據(jù)輪齒有效體積的排量計算方法
上述計算均是從表面現(xiàn)象出發(fā)，認為齒輪泵將油液吸入吸油腔內(nèi)，充滿各個齒槽，然后隨著齒輪的旋轉(zhuǎn)，油液被齒槽從吸油腔帶到壓油腔，并擠壓出去。表面上看，當泵軸轉(zhuǎn)l周時，從吸油腔被帶到壓油腔的油液總體積正好等于2個齒輪所有齒槽體積之和，所以齒輪泵排量應按齒槽體積之和計算。但是，這里忽略一個非常重要的問題，那就是被齒槽從吸油腔帶到壓油腔的油液體積不等于齒輪泵吸人的油液體積，也不等于齒輪泵輸出的油液體積，這并不是考慮齒輪泵泄漏的原因(忽略泵的泄漏)，而是由于齒輪泵困油部分的回流造成的。
我們知道，齒輪泵要平穩(wěn)工作，齒輪嚙合的重疊系數(shù)必須大于1，也就是說要求在前一對輪齒即將脫開嚙合前，后面的一對輪齒就要開始嚙合，在這一小段時間內(nèi)，同時嚙合的就有2對輪齒，這時留在齒槽的油液就被困在2對輪齒和前后泵蓋所形成的一個密封空間中，如圖3-4所示。
圖3.4 齒輪泵的困油
3.3 本章小結(jié)
本章主要對齒輪泵的整體結(jié)構(gòu)和原理進行研究，并通過三維軟件叫齒輪泵的齒輪模型化，對齒輪泵的輸出特性進行研究，例如齒輪的品平均流量、瞬時流量及理論排量，推導出這些參數(shù)的數(shù)學表達式。這些參數(shù)對齒輪泵的性能及效率有至關重要的影響。
4 流體動力學理論知識研究
4.1 流體力學簡介
自從1687年牛頓發(fā)現(xiàn)宏觀物體運動的基本定律以來，直到20世紀50年代初，研究流體運動規(guī)律的主要方法有兩種：實驗研究和理論研究。流體力學從其發(fā)展歷史來看，最早是一門實驗科學。在17世紀，法國和英國的科學家奠定了實驗流體力學的基礎。在18和19世紀，理論流體力學得到了持續(xù)的發(fā)展，Euler、Lagrange、Navier、Stokes等人建立了描述流體運動的基本方程。在20世紀，由于軍事和民用航空工業(yè)的需要，人們建造了以風洞、水洞為代表的多種實驗裝置，用來顯示飛行器運動時的流場和測量飛行器受到的空氣作用力。在這個過程中，實驗流體力學得到了迅速發(fā)展。實驗研究也促進了理論流體力學的發(fā)展，代表性的工作有Prantl的邊界層理論和Von Karman在空氣動力學方面的成果。隨著流體力學研究的進展，實驗和理論研究的優(yōu)勢和困難也逐漸為人們所認識。實驗研究的優(yōu)點是可以借助各種先進儀器設備，給出多種復雜流動的準確、可靠的觀測結(jié)果。這些結(jié)果對于流動機理的研究和與流體運動有關的機械和飛行器的設計具有不可替代的作用。但是，實驗研究通常費用高昂，周期很長；而且有些流動條件難以通過實驗模擬（如航天飛行器周圍的高速、高溫流動）。理論研究的優(yōu)點是可以給出具有一定適用范圍的簡潔明了的解析解或近似解析解。這些解析解對于分析流動的機理和預測流動隨參數(shù)的變化非常有用
計算流體動力學(Computational Fluid Dynamics簡稱CFD) 產(chǎn)生于第二次世界大戰(zhàn)前后，在20世紀60年代左右逐漸形成了一門獨立的學科。，CFD發(fā)展的主要動因是利用高速電子計算機這一新的工具，克服理論研究和實驗研究的缺點，深化對于流體運動規(guī)律的認識并提高解決工程實際問題的能力。CFD得到的是某一特定流體運動區(qū)域內(nèi)，在特定邊界條件和參數(shù)的特定取值下的離散的數(shù)值解。因而，我們無法預知參數(shù)變化對于流動的影響和流場的精確的分布情況。因此，它提供的信息不如解析解詳盡、完整。在這一點，它于實驗測量相近，所以，用CFD研究流動的過程也稱“數(shù)值實驗”。但是，與理論流體力學相比，CFD的突出優(yōu)點是它本質(zhì)上可以研究流體在任何條件下的運動。在CFD中采用簡化數(shù)學模型的目的在于提高計算效率以及和計算機硬件水平相適應；如果計算機條件允許，我們在求解任意復雜的流動問題時，都可以采用最適合流動物理本質(zhì)的數(shù)學模型。因此，CFD使得我們研究流體運動的范圍和能力都有了本質(zhì)的擴大和提高。在模擬極端條件下的流體運動的方面，和實驗測量相比，CFD也顯示了明顯的優(yōu)勢。同實驗研究相比，CFD還具有費用少，周期短的優(yōu)點。今天， CFD已經(jīng)取得了和實驗流體力學及理論流體力學同等重要的地位，流體力學的研究呈現(xiàn)出“三足鼎立”之勢。
4.2 流體動力學的基本思想
計算流體動力學(computational Fluid Dynamics,簡稱CFD)是通過計算機數(shù)值計算和圖像顯示，對包含有流體流動和熱傳導等相關物理現(xiàn)象的系統(tǒng)所做的分析。就是把原來在時間域及空間域上連續(xù)的物理量的場，如速度場和壓力場，用一系列有限個離散點上的變量值的集合來代替，通過一定的原則和方式建立起關于這些離散點上場變量之間關系的代數(shù)方程組，然后求解代數(shù)方程組獲得場變量的近似值。
CFD可以看做是在流動基本方程(質(zhì)量守恒方程、動量守恒方程、能量守恒方程)控制下對流動的數(shù)值模擬。通過這種數(shù)值模擬，我們可以得到極其復雜問題的流場內(nèi)各個位置上的基本物理量(如速度、壓力、溫度、濃度等)的分布，以及這些物理量隨時間的變化情況，確定旋渦分布特性、空化特性及脫流區(qū)等。還可據(jù)此算出相關的其他物理星，如旋轉(zhuǎn)式流體機械的轉(zhuǎn)矩、水力損失和效率等。此外，與CAD聯(lián)合，還可進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計等。
4.3 計算流體動力學的特點
（1）流動問題的控制方程一般是非線性的，自變量多，計算域的幾何形狀和邊界條件復雜，很難求得解析解，而用CFD方法則有可能找出滿足工程需要的數(shù)值解。
（2）可利用計算機進行各種數(shù)值試驗，例如，選擇不同流動參數(shù)進行物理方程中各項有效性和敏感性試驗，從而進行方案比較。
（3）它不受物理模型和實驗模型的限制，省錢省時，有較多的靈活性，能給出詳細和完整的資料，很容易模擬特殊尺寸、高溫、有毒、易燃等真實條件和實驗中只能接近而無法達到的理想條件。
（4）數(shù)值解法是一種離散近似的計算方無法達到的法，依賴于物理上合理、數(shù)學上適用、適合于在計算機上進行計算的離散的有限數(shù)學模型，且最終結(jié)果不能提供任何形式的解析表達式，只是有限個離散點上的數(shù)值解，并有一定的計算誤差。
（5）它不像物理模型實驗一開始就能給出流動現(xiàn)象并定性地描述，往往需要由原體觀測或物理模型試驗提供某些流動參數(shù)，并需要對建立的數(shù)學模型進行驗證。
（6）程序的編制及資料的收集、整理與正確利用，在很大程度上依賴于經(jīng)驗與技巧。
（7）因數(shù)值處理方法等原因有可能導致計算結(jié)果的不真實，例如產(chǎn)生數(shù)值粘性和頻散等偽物理效應。
（8）CFD因涉及大量數(shù)值計算，因此，常需要較高的計算機軟硬件配置。接近而無法達到的理想條件。
4.4 計算流體力學的基本步驟
流體動力學的在解算過程中可大概分為以下幾個步驟：
1、借助基本原理/定律給出數(shù)學模型
質(zhì)量守恒（Mass Conservation）
能量守恒（Energy Conservation）
動量守恒（Momentum Conservation）
傅立葉定律（Fourier’s heat conduction law)
菲克定律（Fick’s mass diffusion law）
牛頓內(nèi)摩擦定律（Newton’s friction law）
2、確定邊界條件與初始條件
初始條件與邊界條件是控制方程有確定解的前提，控制方程與相應的初始條件、邊界條件的組合構(gòu)成對一個物理過程完整的數(shù)學描述。
初始條件是所研究對象在過程開始時刻各個求解變量的空間分布情況。對于瞬態(tài)問題，必須給定初始條件。對于穩(wěn)態(tài)問題，不需要初始條件。
邊界條件是在求解區(qū)域的邊界上所求解的變量或其導數(shù)隨地點和時間的變化規(guī)律。對于任何問題，都需要給定邊界條件。例如，在錐管內(nèi)的流動，在錐管進口斷面上，我們可給定速度、壓力沿半徑方向的分布，而在管壁上，對速度取無滑移邊界條件。
對于初始條件和邊界條件的處理，直接影響計算結(jié)果的精度
3、劃分計算網(wǎng)
采用數(shù)值方法求解控制方程時，都是想辦法將控制方程在空間區(qū)域上進行離散，然后求解得到的離散方程組。要想在空間域上離散控制方程，必須使用網(wǎng)格?，F(xiàn)已發(fā)展出多種對各種區(qū)域進行離散以生成網(wǎng)格的方法，統(tǒng)稱為網(wǎng)格生成技術。
不同的問題采用不同數(shù)值解法時，所需要的網(wǎng)格形式是有一定區(qū)別的，但生成網(wǎng)格的方法基本是一致的。目前，網(wǎng)格分結(jié)構(gòu)網(wǎng)格和非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格兩大類。簡單地講，結(jié)構(gòu)網(wǎng)格在空間上比較規(guī)范，如對一個四邊形區(qū)域，網(wǎng)格往往是成行成列分布的，行線和列線比較明顯。而對非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格在空間分布上沒有明顯的行線和列線。
對于二維問題，常用的網(wǎng)格單元有三角形和四邊形等形式；對于三維問題，常用的網(wǎng)格單元有四面體、六面體、三棱體等形式。在整個計算域上，網(wǎng)格通過節(jié)點聯(lián)系在一起。
日前各種CFD軟件都配有專用的網(wǎng)格生成工具，如Fluent使用Gambit作為前處理軟件。多數(shù)CFD軟件可接收采用其他CAD或CFD／FEM軟件產(chǎn)生的網(wǎng)格模型。如Fluent可以接收ANSYS所生成的網(wǎng)格。
4、建立離散方程
對于在求解域內(nèi)所建立的偏微分方程，理論上是有真解（或稱精確解或解析解）的。但由于所處理的問題自身的復雜性，一般很難獲得方程的真解。因此，就需要通過數(shù)值方法把計算域內(nèi)有限數(shù)量位置(網(wǎng)格節(jié)點或網(wǎng)格中心點)上的因變量值當作基本未知量來處理，從而建立一組關于這些未知量的代數(shù)方程組，然后通過求解代數(shù)方程組來得到這些節(jié)點值，而計算域內(nèi)其他位置上的值則根據(jù)節(jié)點位置上的值來確定。由于所引入的應變量在節(jié)點之間的分布假設及推導離散化方程的方法不同，就形成了有限差分法、有限元法、有限元體積法等不同類型的離散化方法。
5、離散初始條件和邊界條件
如給定的初始條件和邊界條件是連續(xù)性的，則需要針對所生成的網(wǎng)格，將連續(xù)型的初始條件和邊界條件轉(zhuǎn)化為特定節(jié)點上的值，這樣，連同在各節(jié)點處所建立的離散的控制方程，才能對方程組進行求解。
6、給定求解控制參數(shù)
在離散空間上建立了離散化的代數(shù)方程組，并施加離散化的初始條件和邊界條件后，還需要給定流體的物理參數(shù)和紊流模型的經(jīng)驗系數(shù)等。此外，還要給定迭代計算的控制精度、瞬態(tài)問題的時間步長和輸出頻率等
7、求解離散方程
在進行了上述設置后，生成了具有定解條件的代數(shù)方程組。對于這些方程組，數(shù)學上已有相應的解法，如線性方程組可采用Guass消去法或Guass-Seidel迭代法求解，而對非線性方程組，可采用Newton-Raphson方法。
8、判斷解的收斂性
對于穩(wěn)態(tài)問題的解，或是瞬態(tài)問題在某個特定時間步上的解；往往要通過多次迭代才能得到。有時，因網(wǎng)格形式或網(wǎng)格大小、對流項的離散插值格式等原因，可能導致解的發(fā)散。對于瞬態(tài)問題，若采用顯式格式進行時間域上的積分，當時間步長過大時，也可能造成解的振蕩或發(fā)散。因此，在迭代過程中，要對解的收斂性隨時進行監(jiān)視，并在系統(tǒng)達到指定精度后，結(jié)束迭代過程。
9、顯示和輸出計算結(jié)果
線值圖：在二維或三維空間上，將橫坐標取為空間長度或時間歷程，將縱坐標取為某一物理量，然后用光滑曲線或曲面在坐標系內(nèi)繪制出某一物理量沿空間或時間的變化情況。
矢量圖：直接給出二維或三維空間里矢量（如速度）的方向及大小，一般用不同顏色和長度的箭頭表示速度矢量。矢量圖可以比較容易地讓用戶發(fā)現(xiàn)其中存在的旋渦區(qū)。
等值線圖：用不同顏色的線條表示相等物理量(如溫度)的一條線。
流線圖：用不同顏色線條表示質(zhì)點運動軌跡。
云圖：使用渲染的方式，將流場某個截面上的物理量(如壓力或溫度)用連續(xù)變化的顏色塊表示其分布。
圖4.1 計算流體力學基本步驟
4.5 流體力學基本方程
流體的運動滿足質(zhì)量守恒，動量守恒和能量守恒的規(guī)律。在牛頓流體范圍內(nèi)，這些規(guī)律可以用Navier－Stokes方程描述（在CFD中常把連續(xù)方程、動量方程和能量方程通稱Navier－Stokes方程）：
（1） 連續(xù)方程
(積分型) （4.1）
(微分型) （4.2）
（2） 動量方程
（積分型） （4.3）
（微分型） （4.4）
其中，, 為粘性應力張量。
則動量方程也可以寫為：
（4.5）
（4.6）
( 3 ) 能量方程
(積分型) （4.7）
(微分型) （4.8）
其中，
(e: 內(nèi)能， E:總能) （4.9）
（4.10）
（4.11）
能量方程也可以寫為：
（4.12）
（4.13）
為了使上述方程封閉，還應補充流體的狀態(tài)方程。對于完全氣體，有
(4.14)
(4.15)
4.6 流體流動模型的確定
根據(jù)流體流動物理屬性的變化、流態(tài)、結(jié)構(gòu)等可以將流體的流動分為：
1、 定常與非定常流
2、 均勻流與非均勻流
3、 漸變流與急變流
4、 層流與湍流
5、 有旋流和無旋流
6、 內(nèi)部流動與外部流動
當模型為齒輪泵時，由于泵內(nèi)齒輪嚙合等原因，選擇湍流計算模型能更貼近分析的原型，湍流的特征是在物理
上近乎于無窮多的尺度和數(shù)學上強烈的非線性，所以不論是理論研究、實驗研究還是計算機模擬對湍流分析都不容易，相比較還是計算模擬更具有可操作性。
4.7 一般結(jié)構(gòu)
CFD 軟件的一般結(jié)構(gòu)由前處理、求解器、后處理三部分組成。前處理、求解器及后處理三大模塊，各有其獨特的作用，分別表示如下：
4.7.1 前處理
1、幾何模型
2、劃分網(wǎng)格
4.7.2 求解器
1、確定CFD 方法的控制方程
2、選擇離散方法進行離散
3、選用數(shù)值計算方法
4、輸入相關參數(shù)
4.7.3 后處理
速度場、溫度場、壓力場及其它參數(shù)的計算機可視化及動畫處理
4.8 本章小結(jié)
在本章中，詳細介紹計算流體力學，并闡述了流體力學的基本思想和基本方法，從而說明了Fluent流體分析軟件在本課題中有很多的優(yōu)勢，在運用CFD時，我們必須要確定其邊界和初始條件，我們必須要掌握流體力學的三個重要守恒方程：連續(xù)方程、動量方程、能量方程。流場條件和計算方法多變對Fluent軟件的實際應用提出了很高的要求，在復雜的情況下，可以運用計算流體動力學的耦合解算法和分離解算。
5 齒輪泵不同齒廓的流體動力學分析
5.1 Fluent簡介
Fluent 的軟件設計基于“CFD 計算機軟件群的概念”，針對每一種流動的物理問題的特點，采用適合它的數(shù)值解法在計算速度，穩(wěn)定性和精度等各方面達到最佳。Fluent 軟件能推出多種優(yōu)化的物理模型，如定常和非定常流動；層流(包括各種非牛頓流模型)；紊流(包括最先進的紊流模型)；不可壓縮和可壓縮流動等等。在Fluent 中, 采用Gambit 的專用前處理軟件，使網(wǎng)格可以有多種形狀。對二維流動，可以生成三角形和矩形網(wǎng)格; 對于三維流動, 則可生成四面體、六面體、三角柱和金字塔等網(wǎng)格，結(jié)合具體計算還可生成混合網(wǎng)格, 其自適應功能, 能對網(wǎng)格進行細分或粗化, 或生成不連續(xù)網(wǎng)格、可變網(wǎng)格和滑動網(wǎng)格。
5.2 齒輪泵的流體力學分析
5.2.1 建立流體模型
簡化模型 采用Fluent動網(wǎng)格做三維流場對計算機的要求非常高。齒輪泵的流體模型過于復雜，劃分網(wǎng)格的數(shù)目非常的大，兩個平行的齒輪要繞各自的旋轉(zhuǎn)軸旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)子在運動的過程中，流體區(qū)域的網(wǎng)格會發(fā)生變化，每個迭代時間步網(wǎng)格會按照設置的數(shù)值進行更新，由于網(wǎng)格的數(shù)目非常的大，這個過程非常地緩慢。需將齒輪泵的流體模型簡化成二維平面來進行分析。根據(jù)動網(wǎng)格計算的要求運動部件之間要留有一定的間隙，為了劃分網(wǎng)格的方便，在構(gòu)建模型時，我們需設定一定的間隙。將齒輪與腔壁的間隙設置為0.2mm，兩齒輪之間的中心距在保持原有設計數(shù)值39mm。
5.2.2 劃分流體模型的網(wǎng)格
初始的網(wǎng)格由Gambit程序來生成，在劃分二維模型的網(wǎng)格時，可以使用三角形和四邊形網(wǎng)格。在選用動網(wǎng)格進行模擬分析時，網(wǎng)格會被光順和重新劃分，有些區(qū)域的網(wǎng)格會發(fā)生嚴重的畸變，
由于三角形網(wǎng)格的適應性更好，因此在網(wǎng)格劃分時，采用非結(jié)構(gòu)化的三角形網(wǎng)格單元，將幾何模型劃分為若干個個三角形網(wǎng)格單元。
5.2.3 設置流體模型的邊界條件
將齒輪泵上邊界口、下邊界口分別定義成入口邊界、出口邊界，左側(cè)齒輪定義成壁面邊界（WALL），同樣的方法定義右側(cè)齒輪。為了計算模型的簡化，將計算的區(qū)域尺寸縮小1000倍，基本的計算模型采用可實現(xiàn)k-epsilon model,油液的粘性系數(shù)取0.048 pa gs、其密度960 kg /m3；將油液的入口處定義為泵內(nèi)的參考壓強位置；左齒輪旋轉(zhuǎn)設置成逆時針方向，相應的右齒輪順時針旋轉(zhuǎn)，速度設置成大小取430r/min的剛性旋轉(zhuǎn)；計算的壓力設置成PRESTO！，速度偶合使用SIMPLE計算方法，使用中心格式離散擴散項。接下來使用Fluent軟件對泵內(nèi)流場進行數(shù)值計算分析，計算收斂精度為0.001，由于左齒輪為主動輪逆時針轉(zhuǎn)動，液油從上口進入吸油區(qū)，通過輸送區(qū)和壓油區(qū)從下口排出。
表5-1計算域邊界條件
進氣口邊界條件
出氣口邊界條件
進氣口壓力
1.01325x105pa
出氣口壓力
1.01325x105pa
湍流強度
5
湍流強度
5
水力直徑
0.004m
水力直徑
0.004m
5.3 齒輪泵不同齒廓的流體分析
5.3.1 漸開線齒廓齒輪泵的流體分析
1、CAD建模
在CAD中，畫出漸開線齒廓如圖5.1：
圖5.1 漸開線齒廓
2、Gambit劃分網(wǎng)格
由軟件對模型進行處理，得到流體有效的計算空間，定義好齒