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I核準(zhǔn)通過，歸檔資料。未經(jīng)允許，請(qǐng)勿外傳！核準(zhǔn)通過，歸檔資料。未經(jīng)允許，請(qǐng)勿外傳！變量齒輪泵的設(shè)計(jì)摘要齒輪泵結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低、自吸能力強(qiáng)、抗油液污染能力強(qiáng)，在液壓系統(tǒng)中常用作動(dòng)力裝置，特別是在液壓系統(tǒng)中應(yīng)用更廣泛。變量齒輪泵內(nèi)有一對(duì)相互嚙合的外齒9JWKffwvG#tYM*Jg左端用軸端擋圈定位，Id? m按軸端直徑取擋圈直徑 = 22 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 = 30Dm1L8，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故軸的長度m應(yīng)略短一些，先取 =28 。Il?m3.3.2.2 初步選擇滾動(dòng)軸承 參照工作要求并根據(jù) =22 ，選取軸承型號(hào) 329/22，軸承配合為Id?m6，其尺寸 =22 ×40 ×12 ， 故 = =22 ;而DT? VId?Im=12 。VIl?m3.3.2.3 由于齒輪輪轂寬度 =15 ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸Bm段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 =13 。IVl?3.3.2.4 取安裝齒輪處的直徑 為了便于裝配安裝且使齒輪與軸配合處有一定的厚度，應(yīng)取 =26 。齒IVd?m輪的左端與左軸承右端面之間采用套筒定位，套筒長度為 23 ;齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度 (0.07 0.1) ,取 =2.5 ，則軸環(huán)處直徑h?~dhm=31 ，軸環(huán)寬度 ， 取 =5 。IVd?m1.4b?IVl?3.3.2.5 右端軸承的左端面采用軸肩進(jìn)行軸向定位，定位軸肩高度 =2 ，則hm=27 ，并取長度略長些，取 =32 。VI? VIl?3.3.2.6 左軸承左端面采用軸承端蓋進(jìn)行定位，取軸承端蓋長度為 12 。軸承端蓋放于左泵蓋中，左泵蓋與另一端面進(jìn)行定位，這一端面與該軸段的左端面有一定距離，則 =12+26+12+10=60 。Il?m以上就以初步確定了軸的各段直徑和長度。3.3.3 軸上零件的周向定位3.3.3.1 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用 A 型平鍵 = 6×6×25 ，bhl?半聯(lián)軸器與軸的配合為 7/6Hk齒輪與軸的聯(lián)接，選用 B 型平鍵 = 8×7×10，l齒輪與軸的配合為 /n3.3.3.2 鍵的強(qiáng)度校核9(1)A 型鍵的材料為鋼，查手冊(cè)得許用擠壓應(yīng)力[ ]=100~120MPa,取[ ]p?p?=110MPa,鍵的工作長度 =25-6=19 ,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度lLb??m=0.5×6=30.5kh?m由式 =73.54MPa[ ],故符合要求。33219.82510pTkld???p鍵的標(biāo)記為：鍵 6×25 GB1096-79(2)B 型鍵的材料為鋼，查手冊(cè)得許用擠壓應(yīng)力[ ]=100~120MPa,取[ ]p?p?=110MPa,鍵的工作長度 =10 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度lL?m=0.5×7=3.50.5kh?由式 =87.52MPa[ ],故符合要求。33219.825106pTkld???p鍵的標(biāo)記為：鍵 B8×10 GB1096-793.3.4 確定軸上圓角和倒角尺寸兩軸端端倒角為 1×45°，各軸肩處的圓角半徑 R = 1 2~m3.3.5 求作用在齒輪上的力= 2×39.8235/0.051=1561.712tFTd?N= 1561.71×tan20°= 568.41anrt?=1561.71/cos20°= 1661.93cos3.3.6 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖中軸上所受的力作受力分析得圖 3-3 軸的受力分析圖 10根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的彎矩和扭矩圖，從中可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面。圖 3-4 軸的載荷分析圖由以上圖可以計(jì)算：表 3-1 截面 C 載荷值載荷 水平面 H垂直面 V支反力 F=863.53 , =698.181NH2NF=314.30 , =254.111NVF2NF彎矩 =32814.28M.m=11943.30M.m總彎矩 = =34920.192HV?.扭矩 T=39823.5T.N113.3.7 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 ）的C強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 =0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力?MPa=24.07MPa????2 22 233490.1.698.5caMTW??????前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得 =60MPa。因此1[]??，故安全。1[]ca??3.3.8 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度3.3.8.1 判斷危險(xiǎn)截面截面 , , , 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)AIBI力集中均削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面 , , , 均無需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面 IV 和 V 處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面 上的應(yīng)力最大。截面 IV 的應(yīng)力集中C的影響和截面 III 的相近，但截面 IV 不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面 生雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起C的應(yīng)力集中均在兩端） ，而且這里中軸的直徑最大，故截面 也不必校核。截面CV 和 VI 顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 III 左右兩側(cè)即可。3.3.8.2 截面 III 左側(cè)抗彎截面系數(shù) 3330.1.21064.8Wdm???抗扭截面系數(shù) 29T截面 III 左側(cè)的彎矩 為M8.5349. 7.3Nm?截面 III 上的扭矩 為= 39823.5T.m截面上的彎曲應(yīng)力289472.19106.bMPaMW???截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力123982.51.706TMPaW???軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表 15-1 查得=640MPa， =275MPa， =155MPa。B?1?1??截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及 按附表 3-2 查取。因???=0.068， ，經(jīng)插值后可查得.52rd?26Dd?=1.859, =1.418???又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數(shù)為=0.78， =0.80q?故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表 3-4）為????110.78.591.670k??????????434???由附圖 3-2 的尺寸系數(shù) ；由附圖 3-3 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 。.85? .92??軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 .???軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 =1，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為q?` 1.67012.0585.9kK????????.34.372.??又由§3-1 及§3-2 得碳鋼的特性系數(shù)，取 =0.10.1~?????，取 =0.055??于是，計(jì)算安全系數(shù) 值，按式（15-6）~（15-8）則得caS12754.92.0.190amK???? ????1 10.68.83.22aS????.24910645ca S???????故可知其安全。3.3.8.3 截面 III 右側(cè)13抗彎截面系數(shù) W 按表 15-4 中的公式計(jì)算。 3330.1.26175.6dm???抗扭截面系數(shù) 2T彎矩 及彎曲應(yīng)力為M38.4920.18947.76.5.bNmMPaW?????扭矩 及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為T398251.3TNmPa???過盈配合處的 ，由附表 3-8 用插值法求出，并取 ，于是得k?? 0.8k????=2.624 ?0.8264.92k????軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92???故得綜合系數(shù)為 112.642.70.9kK?????????86.??所以軸在截面 III 右側(cè)的安全系數(shù)為 12756.159.16.40amSK?????????1 2.37.38.2a???2.6591.75.01.5.caSS????????故該軸在截面 III 右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，主動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)束。143.4 從動(dòng)軸的計(jì)算3.4.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖 3-5 軸的結(jié)構(gòu)與裝配3.4.1.1 由于齒輪寬度為 22 ，為滿足從動(dòng)軸不轉(zhuǎn)動(dòng)，可在齒輪里加上滾動(dòng)m軸承，為使所用軸承寬度小于齒輪寬度和軸承外徑小于齒輪齒根圓直徑，選用軸承型號(hào) ，軸承配合為 ，其尺寸 =12 ×28 ×8710C7/6HdDB?m。則 =12 ；同時(shí)為使其在左泵蓋內(nèi)部，取其長度 =62 。mId? Il?3.4.1.2 II-III 軸段在其內(nèi)部腔體內(nèi)，而腔體直徑為 57 ，故 =57 ,取Id其長度 =5 .Il3.4.1.3 由一較大軸肩，取 =25 ，而其長度為 =70 ；同時(shí)在軸IVd?mIVl?段 I-II 處也有一軸套其直徑 =25 。D3.4.1.4 軸段 IV-V 與軸段 III-IV 有一軸肩，去軸肩高度為 2.5 ，則m=20 。因?yàn)樵谳S段 IV-V 與軸段 III-IV 后接有變量機(jī)構(gòu)，為是其滿足變IVd?m量特性軸段 IV-V 要稍長些，取 =40 ，并取一橫截面，其寬度為 10IVl?這樣就確定了從動(dòng)軸各段的直徑和長度。3.4.2 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖中軸上所受的力作受力分析得圖 3-6 軸的受力分析圖15根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的彎矩和扭矩圖，從中可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面。圖 3-7 軸的載荷分析圖由以上圖可以計(jì)算：表 3-2 截面 C 的載荷值載荷 水平面 H垂直面 V支反力 F=780.85512NHF?N=284.20512NVF?N彎矩 =3357.6765M.m=1222.0815M.m總彎矩 = =3573.16032HV?.3.4.3 精確校核軸的強(qiáng)度3.4.3.1 進(jìn)行校核時(shí)，由于軸不受扭矩作用，則只需要計(jì)算軸上危險(xiǎn)截面 的C?彎曲應(yīng)力即可。截面 的抗彎截面系數(shù) C3330.1.217.8Wdm???16截面 的彎曲應(yīng)力 C357.1602.6828bMPaMW???軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得[ ]= 60MPa?則 [ ] , 故安全。b?1?3.4.3.2 求強(qiáng)度安全系數(shù) n?過盈配合處的 的值, 由附表 3-8 用插入法求出k?? 2.83k???軸按磨削加工,由附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 = 0.92?故得綜合系數(shù)為 112.832.370.9kK?????????軸的材料為 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得 = 275MPa 1?所以截面 的安全系數(shù)為C1275.61.5.30.68amn SK???????????,故安全3.4.4 從動(dòng)軸的剛度計(jì)算由于從動(dòng)軸上沒有扭矩作用，所以只計(jì)算它的彎曲剛度（撓度）在采用滾動(dòng)軸承的場(chǎng)合下，軸的撓度使局部單位壓力劇增并使?jié)櫥湍ぴ獾狡茐?，造成軸承的燒傷。為了防止這種破壞，首先必須盡可能減少軸的撓度，其受力簡(jiǎn)圖所圖 3-8 軸的剛度分析圖撓曲線方程 ，其中 =8.62234.,08FxllylxEI???????????????lm式中 E-----彈性模量，對(duì)于鋼 E = 2.1× 512NI----截面 C 的軸慣性力矩， I = /64（ ）?4d417F----作用在從動(dòng)齒輪上的徑向力（ ）N則232max2.34.88lFlFlylEIEI???????????????代入數(shù)據(jù)得 ??35max52446.11048.06Nmy m??????對(duì)于安裝齒輪的軸而言，允許的撓度 ?????0.~~.3ny ??39則 ，故安全。??maxy?3.5 齒輪強(qiáng)度的計(jì)算3.5.1 齒輪的材料及齒數(shù)的選取選取齒輪的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 220 240HBs~齒輪的齒數(shù)為 = 17Z3.5.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的計(jì)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核公式 ??321HHEdKTuZ??????式中： ----區(qū)域系數(shù)（標(biāo)準(zhǔn)直齒輪 a = 20°時(shí)， = 2.5）HZ H-----載荷系數(shù)K-----齒輪轉(zhuǎn)遞的轉(zhuǎn)矩T----齒寬系數(shù)d?12uZ?選載荷系數(shù) = 1.3t選取齒寬系數(shù) = 1d由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表 10-6 查得材料查的彈性系數(shù) =189.8MPa?HZ由圖 10-21 按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 = 550MPaLim?由圖 10-9 查得接觸疲勞壽命系數(shù) = 0.95HNK計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1%，安全系數(shù) = 1，由式 10-12 得S??lim.50.92.5HNMPa????18計(jì)算圓周速度 V 3.14502.67606dnv ms????計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù) V = 3.29 ，7 級(jí)精度，由圖 10-8 查得動(dòng)載荷系數(shù) = 1.1ms VK由表 10-3 查得 = =1.2HaKFa由表 10-2 查得使用系數(shù) = 1A由表 10-4 查得 7 級(jí)精度齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置 ??230.8.60.1Hvdb???????23.015??=1.391故載荷系數(shù)= KAVHaK?= 1×1.1×1.2×1.391= 1.836則 3 32121.869.251 .89.HHEdTuZ??????????.8MPa??故合格3.5.3 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算彎曲強(qiáng)度的校核公式 ??321FaSFFdKTYmZ?????由機(jī)械設(shè)計(jì)中圖 查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 = 380MPa102c?E由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命 = 0.88FN計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) = 1.4 由式(10-12)得S??.0.832.8614FNEKMPa????計(jì)算載荷系數(shù) K= AVFa?=1×1.1×1.2×1.25 19= 1.65查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 = 2.97FaY查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 = 1.52Sa選取齒寬系數(shù) = 1d?計(jì)算 323219.851.697.5FaSFdKTYmZ???????76.0FMP??故合格3.6. 軸承的受力分析及壽命計(jì)算3.6.1 主動(dòng)軸上的軸承受力分析及壽命計(jì)算主動(dòng)軸上的軸承為單列圓錐滾子軸承，其型號(hào)為 329/22，其基本參數(shù)如下：表 3-3 單列圓錐滾子軸承 329/22 基本參數(shù)基本尺寸/mm 其他尺寸/mm 基本額定載荷/KNdDTBCa?rC0r22 40 12 12 9 8.5 15 20因?yàn)橹鲃?dòng)軸上的齒輪為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪，齒輪不受軸向力，所以所選單列圓錐滾子軸承只承受徑向載荷 ，則軸承的受力分析：rF圖 3-9 單列圓錐滾子軸承受力分析圖如圖所示，201247.568.413.0382.rrrrFN????查機(jī)械設(shè)計(jì)表 13-5 可得， ，則 Y=0,因此軸承的派生軸向力不存在，are?軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷應(yīng)為： 112234.07.165932prPfFN???由上表 3-3 可知 =15N, =20NrC0r驗(yàn)算壽命： 因?yàn)?, 驗(yàn)算軸承 1 即可。12P?10663005.7hLn???????????????3578.h滿足壽命，故合格。3.6.2 從動(dòng)軸上的軸承受力分析及壽命計(jì)算從動(dòng)軸上選用的軸承為角接觸球軸承，其型號(hào)為 ，其基本參數(shù)如下：710C表 3-4 角接觸球軸承 7100C 基本參數(shù)基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定載荷/KNdDBadaDr0rC12 28 8 14.4 25.6 6.7 5.42 2.65從動(dòng)軸上安裝的齒輪與主動(dòng)軸上的一樣也為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪，齒輪不受軸向力，同理所選角接觸球軸承也只承受徑向載荷 ，則軸承的受力分析：rF圖 3-10 角接觸球軸承受力分析圖如圖所示，21342568.412.05rrFN??由機(jī)械設(shè)計(jì)表 13-7 可得 drFe由機(jī)械設(shè)計(jì)表 13-5 可知由插值法計(jì)算 e=0.3586 ，則兩軸承的派生軸向力340.398dre?由 可得， X=1,Y=0, ，則軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷應(yīng)為：arFe?4598a?????3431.2.05.341.06prPfF N????由上表 3-4 可知 =5.42N, =2.65NC0r驗(yàn)算壽命： 366115.4206hLnP???????????????897.3h滿足壽命，故合格。3.7 泵體的設(shè)計(jì)計(jì)算和強(qiáng)度校核3.7.1 泵體的設(shè)計(jì)計(jì)算選取泵體的長度為 158 ，其厚度即為齒輪的齒寬 15 ，因此選擇相互對(duì)稱mm的管螺紋 作為齒輪泵的進(jìn)出油口。18G3.7.2 泵體的強(qiáng)度校核泵體的材料選擇球墨鑄鐵 ,由機(jī)械手冊(cè)查得其屈服應(yīng)力 為??602QT?S?。因?yàn)殍T鐵是脆性材料，所以其許用拉伸應(yīng)力 的值應(yīng)取屈服30~4MPa ??極限應(yīng)力，即此處 。??35sa??泵體的強(qiáng)度計(jì)算可按厚薄壁圓筒粗略計(jì)算拉伸應(yīng)力 ，計(jì)算公式為???220.41.3eysyRPMa????式中： ——泵體的外半徑y(tǒng)R??m——齒頂圓半徑e——泵體的試驗(yàn)壓力sPa一般取試驗(yàn)壓力為齒輪泵最大壓力的兩倍，即 21530sPMPa???代入數(shù)據(jù)可得 2 220.41.30.48.5eysyR??????MP2259.21MPa???350sPa???因此所選泵體的材料及其尺寸滿足要求。第 4 章 齒輪泵其它部件的分析計(jì)算4.1 軸承端蓋的設(shè)計(jì)計(jì)算在主動(dòng)軸上的左軸承采用軸承端蓋進(jìn)行定位，軸承端蓋選取凸緣式端蓋，選取軸承端蓋螺釘直徑 =6 ，則其結(jié)構(gòu)如圖 4-1 所示：3dm圖 4-1 凸緣式軸承端蓋結(jié)構(gòu)圖0217dm??，取.8.4e?8e?025.65D?1.9.3202.70d??3 m??23由結(jié)構(gòu)可得 4m?其中 由密封尺寸確定，因?yàn)?，則在軸承端蓋上螺釘個(gè)數(shù) ，1,bd10D?4n?均勻分布， 。1123,.b?4.2 密封圈的設(shè)計(jì)計(jì)算4.2.1 主動(dòng)軸軸承端蓋處的氈封油圈氈封油圈如下圖所示：圖 4-2 氈封油圈結(jié)構(gòu)圖表 4-1 氈封油圈和溝槽尺寸軸徑 d/m/1dD/mb/ /0dm/0D/1bm/222 21 32 3.5 1?3.5 4.3根據(jù)上表可得,0123??03?另外 B=8 。4.2.2 從動(dòng)軸上通用 O 型密封圈通用 O 型密封圈圖形如下所示：24圖 4-3 通用 O 型圈結(jié)構(gòu)圖表 4-2 通用 O 型圈（代號(hào) G）尺寸項(xiàng)目 /1dm極限偏差/ m/2d極限偏差/ m軸徑 d 12 11.8 0.17?2.65 0.09?軸徑 d 57 53.0 0.44 2.65 0.09軸徑 d 25 25.0 0.22 1.80 0.08活塞 d 57 53.0 0.44 2.65 0.094.3 小圓螺母的設(shè)計(jì)計(jì)算從動(dòng)軸上的小圓螺母如下圖所示：標(biāo)記示例：螺紋規(guī)格 = ，材料 45 鋼，槽或全部熱處理后硬度為DP?12.5M,表面氧化的小圓螺母的標(biāo)記：34~5HRC螺母 81021.5GBM??注: ①槽數(shù) ：n0,4;,6nDn?????②材料：45 鋼25圖 4-4 小圓螺母結(jié)構(gòu)圖表 4-3 小圓螺母相關(guān)尺寸 mht螺紋規(guī)格 DP?kdaxinaxminC112.5M22 6 4.3 4 2.6 2 0.5 0.5