大流量內(nèi)嚙合齒輪泵的設計

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1、 四川省宜賓普什驅(qū)動有限責任公司 大流量內(nèi)嚙合齒輪泵的設計 2012年6 月1 摘 要 內(nèi)嚙合齒輪泵具有結構緊湊、對油液污染不敏感、噪音低、流量壓力脈動小、壽命長等特點，在一些場合具有不可替代的作用，具有廣闊的發(fā)展前景。但目前國產(chǎn)的內(nèi)嚙合齒輪泵排量小，限制了內(nèi)嚙合齒輪泵的適用范圍。 本課題以大流量內(nèi)嚙合齒輪泵為設計目標。漸開線內(nèi)嚙合齒輪泵的排量主要由一對嚙合的齒輪副決定。首先完成一對內(nèi)嚙合齒輪副的設計，不僅要保證齒輪副正確傳動，還要考慮齒輪副的各種干涉以及強度要求。接著順序完成月牙板、浮動側板、泵體、前后泵蓋及連接法蘭的設計。浮動側板能夠軸向移

2、動，浮動側板上背壓室的大小、進出油孔的位置及孔徑是設計的重點。設計完成的內(nèi)嚙合齒輪泵流量達到350L/min，額定工作壓力3.5MPa，具有軸向間隙自動補償，提高了泵的容積效率。 關鍵字：漸開線內(nèi)嚙合齒輪泵，設計，內(nèi)嚙合齒輪副，浮動側板 Abstract Internal gear pumps have significant advantages over other types of pumps, such as, compact structure, less sensitive to contaminants, little flow pulsation, low n

3、oise level and long durability. Internal gear pumps have a bright prospect. However the displacement of domestic internal gear pumps is small, which makes its use limited. This research aims to design a internal gear pump in large displacement. The displacement of involute internal gear pumps is de

4、termined by internal gear. During the designing of internal gear ,we not only should make gears run right, but also take the interference and strength into account. Then a crescent, floating plate, Pump case, pump cover and connecting flange are designed. It is important to make the area of back pre

5、ssure chamber, the position and diameter of oilholes right for floating plate, which can move in the axial direction. This pump capacity is 350L/min, which can work in the pressure of 3.5MPa and have axial clearance self-compensation. Keywords: involute internal gear pump, design, internal gear,

6、floating plate 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 2 1 緒論 2 1.1 液壓泵概述 2 1.2 齒輪泵的分類 2 1.2.1 按齒輪的嚙合形式分類 2 1.2.2 按齒形曲線分類 2 1.2.3 按齒面形式分類 2 1.2.4 按嚙合齒輪的個數(shù)分類 2 1.2.5按級數(shù)分類 2 1.3 齒輪泵的研究現(xiàn)狀 2 1.4 齒輪泵的發(fā)展趨勢 2 1.5 本課題的研究內(nèi)容和方法 2 2 內(nèi)嚙合齒輪泵的工作原理 2 2.1 內(nèi)嚙合齒輪泵的分類 2 2.2 內(nèi)嚙合齒輪泵的工作原理 2

7、2.3 內(nèi)嚙合齒輪泵的性能特點 2 3 內(nèi)嚙合齒輪泵的設計 2 3.1 內(nèi)嚙合齒輪副的設計 2 3.1.1內(nèi)嚙合齒輪副正確嚙合及連續(xù)傳動條件 2 3.1.2內(nèi)嚙合齒輪副的參數(shù)選擇及計算 2 本章小結 2 3.2 月牙板的設計 2 3.3 浮動側板的設計 2 3.3.1浮動側板的結構分析 2 3.3.2進出油孔的位置及大小 2 3.4 泵體的設計 2 3.5 前泵蓋、后泵蓋的設計 2 3.6 連接法蘭的設計 2 4 總結 2 致謝 2 參考文獻 2 1 緒論 1.1 液壓泵概述 液壓技術作為現(xiàn)代工業(yè)技術的一個重要方面，在各種工業(yè)設備、行走機械以及船

8、舶、航空航天上都得到了廣泛應用。 液壓泵是液壓傳動系統(tǒng)中的能量轉(zhuǎn)換裝置，它將動力機械（如電動機、內(nèi)燃機等）傳輸?shù)臋C械能轉(zhuǎn)換成流動液體的壓力能，為液壓系統(tǒng)提供工作所需的具有一定壓力和流量的液體，從而驅(qū)動系統(tǒng)中的液壓執(zhí)行裝置，完成各項輸出的動作。 根據(jù)工作腔的容積變化而進行吸油和排油是液壓泵的共同特點，因此這種泵也稱為容積泵。液壓泵工作的基本條件是[1]: （1）必須具備一個或若干個密封油腔，且密封油腔的容積應能不斷變化。液壓泵的吸、壓油過程就是靠密封容積的不斷變化而實現(xiàn)的。密封容積的大小、數(shù)量和變化率決定了液壓泵的輸油量。 （2）油箱必須與大氣相通，這是自吸式液壓泵的吸油條件。 （3）

9、油壓決定于外界負載，這是油壓形成的條件。 （4）必須使泵在吸油時吸油腔與油箱相通時，而與壓油腔不通；在壓油時壓油腔與壓油管道相通時，而與吸油腔不通。 （5）吸油口與排油口不能溝通。 液壓泵的型式非常多，常用的類型主要可以分為:齒輪式、葉片式、螺桿式、軸向柱塞式、徑向柱塞式等五類。液壓泵的具體分類情況見圖1.1。 從世界各國以及我國的實際應用而言，齒輪泵、葉片泵、柱塞泵呈三足鼎立之勢，近年來其發(fā)展應用趨勢并無明顯的變化。但從技術發(fā)展及市場占有量的變化趨勢看，有利于通軸柱塞泵的發(fā)展，從回路組合與節(jié)能方面看，這方面會進一步加強；斜軸泵有其明顯的優(yōu)點，壓力高、壽命長，但是通軸柱塞泵在結構上有困

10、難，體積偏大，不便回路組合，因此應用有減少趨勢。齒輪泵由于結構簡單、成本低、重量輕、外形尺寸小、自吸性好、對油液不敏感、工作可靠等優(yōu)點，產(chǎn) 圖1.1 液壓泵的分類 量居絕對優(yōu)勢。圖1.2所示為我國2000年的三大類泵的產(chǎn)量占有比例情況，其中齒輪泵占78.2%。葉片泵由于壓力級的提高、噪聲低的優(yōu)勢明顯，一直具有不可替代的地位。但隨著電液傳動領域中的競爭激烈，在某些應用領域中，特別是低功率的領域中電傳動的進入，葉片泵的產(chǎn)量有輕微下降趨勢[2]。 圖1.2 三大泵的產(chǎn)量占有比 泵的應用范圍特別廣，從上天的飛機，到入地的鉆井、采礦；從陸地上的火車、坦克，到海上的輪船、潛艇；不論是重工業(yè)，還

11、是輕工業(yè)；不論是尖端科技，還是日常生活，到處都需要泵，到處都可以看到泵在運行。因為泵的應用范圍廣泛而被列為通用機械。它是機械工業(yè)中的一類重要產(chǎn)品，是發(fā)展現(xiàn)代化工業(yè)、農(nóng)業(yè)、交通運輸業(yè)、工程機械等行業(yè)不可少的機械設備之一[3]。三大泵的應用現(xiàn)狀見表1.1[4]。 表 1.1 三大泵的應用現(xiàn)狀 1.2 齒輪泵的分類 1.2.1 按齒輪的嚙合形式分類 （1）外嚙合齒輪泵 外嚙合齒輪泵的優(yōu)點是結構簡單、尺寸小、重量輕、制造維護簡單、價格低廉、工作可靠、自吸能力強、對油液污染不敏感等。它的不足是齒輪承受不平衡的徑向液壓力，軸承磨損嚴重，泄漏量大。工作壓力的提高受到徑向液壓力和容積效率的限制；

12、流量脈動大，噪聲高。 （2）內(nèi)嚙合齒輪泵 內(nèi)嚙合齒輪泵結構緊湊、尺寸小、重量輕、噪聲小、容易實現(xiàn)高壓。由于齒輪同向旋轉(zhuǎn)，齒面相對滑動速度小、磨損輕微、使用壽命長、流量脈動遠比外內(nèi)嚙合泵小，因而噪聲小。內(nèi)嚙合齒輪泵允許使用較高的轉(zhuǎn)速，可獲得較高的容積效率。但是內(nèi)嚙合齒輪泵同樣存在徑向液壓力不平衡的問題，限制了其工作壓力的進一步提高。另外，齒輪泵的排量不可調(diào)節(jié)，在一定程度上限制了其適用范圍。 1.2.2 按齒形曲線分類 在外嚙合齒輪泵中，齒輪的齒形曲線一般都采用漸開線（也有采用圓弧齒形的）。在內(nèi)嚙合齒輪泵中，除了可采用漸開線齒形外，還可采用擺線齒形、圓弧齒形、直線共軛齒形。外嚙合漸開線齒形

13、結構簡單、工藝性好，工作可靠，相對噪聲較葉片泵、柱塞泵大；內(nèi)嚙合漸開線齒形較外嚙合漸開線齒形加工難度大，但噪聲低；內(nèi)嚙合直線共軛齒形、內(nèi)嚙合擺線齒形工藝加工要求高、相對復雜、成本高[1] 章宏甲，黃誼，王積偉主編.液壓與氣動傳動.北京：機械工業(yè)出版社，2004 [2] 俞云飛.液壓泵的發(fā)展張望.液壓氣動與密封，2002，（91），2-5 [3] Peter StaddonI. Internal gear pumps and their use in industry. Word Pumps,April 1995,40-41 [4] 雷天覺.新編液壓工程手冊（上冊）.北京：北京理工大學出版

14、社，1998 [5] 雷天覺.液壓工程手冊（工版）.北京:機械工業(yè)出版社，1989 [6] 栗振輝.齒輪泵研究的現(xiàn)狀與發(fā)展.起重運輸機械，2005（5），11-13 [7] 劉臻樹.高壓齒輪泵齒輪彎曲強度計算探討.液壓與氣動，1988(2) [8] 李尚義.談談齒輪泵輪齒接觸疲勞強度的計算.機床與液壓，1988(4) [9] 許仰曾.21世紀液壓泵的發(fā)展趨勢.液壓泵，2001(5)，72-73 [10] 胡志強.泵技術發(fā)展趨勢.通用機械，2003(8)，16-17 [11] 姚培棣.內(nèi)嚙合齒輪泵和NB泵.液壓與氣動，1999(2)，32-35 [12] 張展，朱景梓，秦立高編著

15、.漸開線內(nèi)嚙合圓柱齒輪傳動.北京：國防工業(yè)出版社，1991 [13] 鐘方毅，吳昌林，唐增寶主編.機械設計（第二版）.武漢：華中科技大學出版社，2001 [14] 李宏偉，高紹站.內(nèi)嚙合齒輪泵齒輪軸的受力分析.液壓與氣動，2007（5），70-72 [15] 吳軍強，廖敏.內(nèi)嚙合漸開線齒輪泵小齒輪齒頂與月牙板間的間隙優(yōu)化.機床與液壓，2011（39），34-35 [16] 朱佳斌.內(nèi)嚙合齒輪泵浮動側板的結構分析與設計:碩士學位論文.保存地點:蘭州理工大學,2007. 。 1.2.3 按齒面形式分類 （1）直齒齒輪式； （2）斜齒齒輪式； （3）人字齒齒輪式； （4）

16、圓弧齒面的齒輪式。 其中斜齒、人字齒、圓弧齒與直齒相比，嚙合性能好一些，嚙合無聲、無撞擊，壽命長。但由于斜角不能太大，故對流量波動性的改善不很明顯；如果斜角太大，會使吸壓油腔想通，所以應用不多。 1.2.4 按嚙合齒輪的個數(shù)分類 （1）二齒輪式：常用齒輪采用的形式。 （2）多齒輪式：多齒輪組成并聯(lián)的多個齒輪泵，能同時向多個執(zhí)行元件供給壓力油；多齒輪也可組成串聯(lián)的多個齒輪泵，以使油液獲得更高的壓力。 1.2.5按級數(shù)分類 （1）單級齒輪泵； （2）多級齒輪泵：將多個齒輪泵串聯(lián)而成，可使輸出液體的壓力增高。 1.3 齒輪泵的研究現(xiàn)狀 齒輪泵是一種常用的液壓泵，廣泛地應用在

17、各種液壓及機械上，還可用于輸送潤滑性能的液體，如石油部門輸送燃料油和潤滑油。低壓齒輪泵的工作壓力為2.5MPa；中高壓齒輪泵的工作壓力為16~20MPa；某些高壓齒輪泵的工作壓力已達到33MPa。齒輪泵的最高轉(zhuǎn)速一般可達3000r/min左右，在個別情況下(如飛機用齒輪泵)最高轉(zhuǎn)速可達8000r/min。容積效率為0.88~0.96；總效率為0.78~0.92。其低速性能較差，一般不適于低速運行。當泵的轉(zhuǎn)速低于200~300r/min時，容積效率將降到不能允許的地步。 齒輪泵發(fā)展的標志是壓力等級的提高，早期的齒輪泵無論是軸向（齒輪端面方向），還是徑向（齒輪圓周方向），都是固定間隙式的，壓力低

18、于10MPa。近三十年來，經(jīng)過了液壓工作者的努力，如采用軸向、徑向間隙補償?shù)确椒?，齒輪泵的壓力等級明顯提高，己擠入中高壓泵之列，改變了過去人們認為齒輪泵只用于低壓系統(tǒng)的看法。齒輪泵的主要缺點是壓力脈動大，高壓下泄漏增加，如能得以克服，那么齒輪泵將既保持其制造容易、成本低廉的優(yōu)點，又可取代部分制造較困難的泵(如柱塞泵)，進一步擴大使用范圍，這顯然會帶來更大的技術價值和社會經(jīng)濟效益。 我國齒輪泵發(fā)展狀況為： （1）低壓齒輪泵的徑向間隙和軸向間隙為定值，采用間隙密封原理工作，上海機床廠的BC型泵和無錫液壓件廠的CB-B型泵屬于此類泵。 （2）中高壓泵按軸向間隙自動補償分為兩種，一種是浮動軸套型

19、，如長江液壓件廠的CB系列泵和石家莊煤礦機械廠的YBC系列；另一種是彈性側板式結構，如榆次液壓件廠的CB-FB型泵。 （3）典型的高壓齒輪泵有長江液壓件廠的CB-L型齒輪泵，具有軸向間隙和徑向間隙平衡結構[5]。濟南液壓件廠生產(chǎn)的CBZ2系列高壓齒輪泵，采用軸向補償和徑向跟蹤補償，縮小高壓區(qū)，減小徑向力，現(xiàn)已申請了專利。CBZb型系列采用齒輪軸向，徑向浮動補償，減小齒輪泵固有的徑向力，在使用滾動軸承的情況下，達到了高壓力，現(xiàn)已在中國、美國、日本等國家申請了專利。內(nèi)嚙合齒輪泵目前國內(nèi)主要是上海機床廠生產(chǎn)的GPA型，引進美國VICKERS公司產(chǎn)品，內(nèi)外轉(zhuǎn)子間用固定月牙板隔開，無間隙補償，排量1.

20、76~63ml/r，額定壓力10MPa，轉(zhuǎn)速范圍500~3000r/mln。上海航空發(fā)動機制造廠參照國外QT泵樣機設計制造了NB系列直線共軛內(nèi)嚙合齒輪泵。一級齒輪副可承受12.5MPa的壓差。在第二級，泵進口壓力12.5MPa，出口壓力25MPa；兩級的壓差都是12.5MPa，合理的布置致使在不增加主軸負載的同時，提高泵的輸出壓力，保證了泵的使用壽命?，F(xiàn)在航發(fā)廠的NB泵已形成4大系列、3個壓力級別、36種型號的產(chǎn)品型號。寧波華液機器制造有限公司生產(chǎn)的GPA內(nèi)嚙合齒輪泵其工作壓力也達到了31.5MPa，最高工作壓力達33MPa，現(xiàn)已發(fā)展成5大系列，其結構與GPA型類似。 世界上各國對齒輪泵的技

21、術研究在近幾年有了較大的突破，日本Shimazu Seisakusho公司的泵，為使泵的吸油腔與壓油腔有可靠的密封，在端蓋內(nèi)開設特形槽，并嵌入彈性密封條，使得容積效率提高。捷克研制的泵，從動齒輪裝在滾珠支撐上，以保證與主動輪的自定心，且降低噪聲，減小磨損。德國VOITH公司產(chǎn)品，內(nèi)外轉(zhuǎn)子均為修正漸開線齒形，內(nèi)外轉(zhuǎn)子間用活動月牙板隔開，按出口壓力分為中壓泵21MPa和高壓泵33MPa，其中高壓泵系列其內(nèi)齒環(huán)、齒輪端面都有間隙補償。該泵機械效率、容積效率都比較高，結構復雜，排量3.5~250ml/min，轉(zhuǎn)速范圍400~3600r/min。目前，國內(nèi)具有自主知識產(chǎn)權的類似產(chǎn)品在壓力等級、容積效率、

22、流量脈動性等方面與國外相比還有一定的差距。 國內(nèi)外有關齒輪泵的研究主要集中在以下幾個方面[6]： （1）齒輪參數(shù)及泵體結構的優(yōu)化設計。 （2）補償面及齒間油膜的計算機輔助分析。 （3）困油沖擊及卸荷措施。齒輪泵的困油現(xiàn)象對齒輪泵乃至整個液壓系統(tǒng)都產(chǎn)生了很大的危害。困油沖擊與齒輪嚙合的重疊系數(shù)及卸荷是否完全等有很大關系（包括卸荷槽的位置、形狀及面積等）。 （4）齒輪泵噪聲的控制技術?，F(xiàn)在人們對噪聲的控制越來越重視，而齒輪泵的噪聲大一直是令人困擾的問題。齒輪泵噪聲大的原因是多方面的，但主要是由困油現(xiàn)象、齒形設計精度以及齒輪泵的自身特點等因素造成的。 （5）降低齒輪泵的流量脈動的方法。由

23、于齒輪泵的流量脈動較大，在一些要求較高的液壓系統(tǒng)中，很少采用齒輪泵。關于降低齒輪泵流量脈動的方法已有很多，如合理選擇齒輪的參數(shù)；采用剖分式齒輪；采用多齒輪等。 （6）輪齒表面涂覆技術及其特點。 （7）輪齒彎曲應力及接觸疲勞強度的計算。齒輪泵的輪齒彎曲應力以及接觸疲勞強度計算與一般齒輪傳動的彎曲應力及接觸疲勞強度計算是有區(qū)別的。文獻[7][8]對此進行了研究。 （8）齒輪泵的變量方法研究。齒輪泵的排量不可變也是限制其更廣泛應用的一個重要因素。 （9）齒輪泵的壽命及其影響因素。 （10）齒輪泵高壓化的途徑。提高齒輪泵的工作壓力是齒輪泵的一個重要發(fā)展方向，而提高工作壓力所帶來的問題是:①軸

24、承壽命大大縮短；②泵泄漏加劇，容積效率下降。產(chǎn)生這兩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，且工作壓力越高，徑向液壓力越大。目前國內(nèi)外學者針對以上兩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。其中復合齒輪泵在這方面有很大的發(fā)展?jié)摿Α? 縱觀齒輪泵的發(fā)展，可以看出：從齒輪泵的泄漏補償技術上看，外嚙合齒輪泵的發(fā)展經(jīng)歷了：無補償→軸向補償→軸向和徑向同時補償?shù)倪^程。從減小徑向力的措施上看，齒輪泵的發(fā)展經(jīng)歷了：擴大高壓區(qū)→擴大低壓區(qū)，并利用徑向浮動補償力達到受力平衡

25、的過程，因而大大改善了齒輪泵的受力情況，明顯提高了齒輪泵的使用壽命。從壓力等級的發(fā)展來看，齒輪泵的發(fā)展經(jīng)歷了低壓→中高壓→高壓的過程。 1.4 齒輪泵的發(fā)展趨勢 近年來，隨著齒輪泵產(chǎn)量的不斷增長，在齒輪泵向高壓化、高可靠性發(fā)展的推動下，我國齒輪泵技術有了新的發(fā)展和突破。齒輪泵正在向高集成模塊化方向發(fā)展，重視環(huán)保，發(fā)展零泄漏和低噪聲元件，螺紋插裝閥得到廣泛應用，油泵噪聲顯著下降，液壓泵變量的信息化、智能化控制己經(jīng)被普遍采用。 液壓傳動系統(tǒng)正向著快響應、小體積、低噪聲的方向發(fā)展。為了適應這種要求，齒輪泵將向以下幾個方向發(fā)展[9][10]： （1）高壓化 高壓化是系統(tǒng)所要求的，也是齒輪泵與

26、柱塞泵、葉片泵競爭所必須解決的問題。齒輪泵的高壓化工作已取得較大進展，但因受其本身結構的限制，要想進一步提高工作壓力是很困難的，必須研制出新結構的齒輪泵。這方面，多齒輪泵將有很大優(yōu)勢，尤其是平衡式復合齒輪泵。 （2）低流量脈動 流量脈動將引起壓力脈動，從而導致系統(tǒng)產(chǎn)生振動和噪聲，這是與現(xiàn)代液壓系統(tǒng)的要求不符的。降低流量脈動的方法，除了前面所介紹的措施外，采用內(nèi)嚙合齒輪泵及多齒輪泵將是一種趨勢。 （3）低噪聲 隨著人們環(huán)保意識的增強，對齒輪泵的噪聲要求也越來越嚴格。齒輪泵的噪聲主要由兩部分組成，一部分是齒輪嚙合過程中所產(chǎn)生的機械噪聲，另一部分是困油沖擊所產(chǎn)生的液壓噪聲。前者與齒輪的加工和

27、安裝精度有關，后者則主要取決于泵的卸荷是否徹底。對于外嚙合齒輪泵，要實現(xiàn)完全卸荷是很困難的，因此進一步降低泵的噪聲受到一定的限制。在這方面，內(nèi)嚙合齒輪泵因具有運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、無困油現(xiàn)象、噪聲低等特點，因此今后將會有較大發(fā)展。 （4）大排量 對于一些要求快速運動的系統(tǒng)來說，大排量是必需的。但普通齒輪泵排量的提高受到很多因素的限制。 （5）變排量 齒輪泵的排量不可調(diào)節(jié)，限制了其使用范圍。為了改變齒輪泵的排量，國內(nèi)外學者進行了大量的研究工作，并取得了很多研究成果。有關齒輪泵變排量方面的專利已有很多，但真正能轉(zhuǎn)化為產(chǎn)品的很少。 （6）信息化、智能化控制 由于液壓比例技術的發(fā)展，在變量控制系統(tǒng)中采

28、用比例或伺服閥，將電子控制和液壓變量控制完美地結合起來。隨著液壓和電子技術的發(fā)展，液壓系統(tǒng)的壓力、速度、方向都可以采用信息化、智能化控制。 1.5 本課題的研究內(nèi)容和方法 本課題主要完成一個大流量內(nèi)嚙合齒輪泵的設計，詳細到每一個零部件。目前內(nèi)嚙合齒輪泵有幾種不同的形式，從不同形式泵的性能優(yōu)缺點、結構復雜程度、加工工藝、經(jīng)濟型等方面考慮，設計出一個既滿足設計參數(shù)，又性能良好的內(nèi)嚙合齒輪泵。 設計時從漸開線內(nèi)嚙合齒輪泵的排量開始。內(nèi)嚙合齒輪泵的排量主要由一對嚙合的內(nèi)齒輪副決定，由排量的大小可以計算出一對內(nèi)齒輪副的基本參數(shù)。僅僅滿足排量要求的齒輪副有很多，我們要從齒輪的各種干涉、重合度、強度等

29、方面考慮，選出既符合齒輪副的傳動要求，又滿足齒輪泵排量要求的一對齒輪副。完成齒輪副的設計后，依次設計月牙板、浮動側板、泵體、前后泵蓋、連接法蘭。其中浮動側板是重點，浮動側板可以軸向移動，實現(xiàn)軸向間隙的自動補償。浮動側板上的背壓室面積要比高壓室斷面面積稍大，一般取1.1倍，才能保證浮動側板出于過平衡狀態(tài)。進出油孔的大小及位置要設置得當，才能實現(xiàn)各自的功能。設計時還要考慮強度、密封等問題。 2 內(nèi)嚙合齒輪泵的工作原理 2.1 內(nèi)嚙合齒輪泵的分類 目前，國內(nèi)外市場上的內(nèi)嚙合齒輪泵主要有以下幾種[11]： （1）GPA泵美國 VICKERS公司產(chǎn)品，上海機床廠引進其技術消化吸收后已形

30、成大批量生產(chǎn)，其結構簡圖如圖2.1所示。 圖 1.1 GPA泵的結構簡圖 GPA泵的內(nèi)外轉(zhuǎn)子均為修正漸開線齒形，齒數(shù)比13:19。內(nèi)外轉(zhuǎn)子間用固定月牙板隔開，無間隙補償，噪音低?？纱呻p聯(lián)泵使用。排量1.76~63.6ml/r，額定壓力10MPa，轉(zhuǎn)速范圍500~3000r/min。 （2）TCP泵 日本豐興株式會社產(chǎn)品，其結構簡圖如圖2.2所示。 圖 2.2 TCP泵的結構簡圖 該泵內(nèi)轉(zhuǎn)子為短副等距外擺線，外轉(zhuǎn)子為圓弧曲線，齒數(shù)比為9:11。內(nèi)外齒輪間用固定月牙板隔開，沒有間隙補償，結構簡單、體積小、噪音低。排量5~125ml/r，額定壓力17.5MPa，轉(zhuǎn)速范圍600~4000

31、r/min。 （3）IP泵 德國VOITH公司和日本NACHI不二越公司都有該型號的產(chǎn)品，其結構簡圖如圖2.3所示。 圖 2.3 IP泵的結構簡圖 內(nèi)外轉(zhuǎn)子均為修正漸開線齒形，齒數(shù)比13:20。內(nèi)外轉(zhuǎn)子間用活動填隙片隔開。按出口壓力分為低壓泵IPN(12MPa)、中壓泵IPR(21MPa)、高壓泵IPH(32MPa)3個系列。其中IPH高壓泵齒圈外徑、齒圈、齒輪端面都有間隙補償。該泵機械效率、容積效率都比較高，結構比較復雜。與同一壓力等級的內(nèi)嚙合齒輪泵相比，該泵造價高，外形體積小，噪音較低。排量3.6~125ml/r，轉(zhuǎn)速范圍300~4000r/min。 （4）QT泵 瑞士Tu

32、rninger公司產(chǎn)品，其結構簡圖如圖2.4所示。 圖 2.4 QT泵的結構簡圖 外齒輪齒廓為直線，內(nèi)齒圈齒廓為與直線共扼的曲線，齒數(shù)比13:17。內(nèi)外轉(zhuǎn)子間用固定月牙板隔開，間隙沒有補償，結構比較簡單，噪音較低。 QT泵可由雙極、三級齒輪副串聯(lián)加壓，后者額定壓力可達30MPa。QT泵也可以串成雙聯(lián)、三聯(lián)泵。按不同的壓力和排量組合成多大1300多種規(guī)格。在有特殊需要的地方可與變頻電機配套組成變量泵。 (5)QX泵 該泵是瑞士Turninger公司在QT泵的基礎上開發(fā)的新型產(chǎn)品。同QT泵一樣，外齒輪齒廓為直線，內(nèi)齒圈齒廓為直線共軛曲線，結構與QT泵大致相同，齒數(shù)比為10:13。因為齒數(shù)

33、比QT泵少，與同樣排量的泵相比，齒輪齒根加寬，使承載能力提高，一級齒輪副即能承受32MPa的壓力。QX泵也可串成雙聯(lián)泵。 (6)擺線轉(zhuǎn)子泵 其結構簡圖如圖2.5所示。擺線轉(zhuǎn)子泵的外轉(zhuǎn)子在泵體內(nèi) 圖2.5 擺線轉(zhuǎn)子泵結構簡圖 自由旋轉(zhuǎn)，內(nèi)、外轉(zhuǎn)子的嚙合必須有正確的偏心距。偏心距不正確將影響內(nèi)、外轉(zhuǎn)子的嚙合，從而使效率下降，并產(chǎn)生噪聲，甚至導致轉(zhuǎn)子的損壞。對于擺線轉(zhuǎn)子泵，吸排油角度范圍大，在高速旋轉(zhuǎn)時，離心力的作用有利于油液在齒谷的充填，不會產(chǎn)生有害的“空穴”現(xiàn)象。擺線轉(zhuǎn)子泵的轉(zhuǎn)速范圍可達400~8000r/min。 由于漸開線齒輪的加工工藝已經(jīng)很成熟，制造成本低，本課題采用了漸開線齒形

34、的內(nèi)嚙合齒輪泵。 2.2 內(nèi)嚙合齒輪泵的工作原理 漸開線齒形內(nèi)嚙合齒輪泵的結構圖如圖2.6所示。后泵蓋2、前泵蓋8、泵體4和前端蓋9用螺釘1緊固在一起?；瑒虞S承10（兩個）裝于泵體4和前泵蓋8的軸承孔內(nèi)，用來支承外齒小齒輪12的軸頸，內(nèi)齒輪6直接用泵體4支承，兩齒輪的兩側面裝有兩個浮動側板5。小齒輪和內(nèi)齒環(huán)之間裝有月牙板7，月牙板由兩跟軸固定，這兩根軸穿過浮動側板，兩端支撐在泵體4和前泵蓋8上。浮動側板5在背壓室油液的作用下貼在小齒輪和內(nèi)齒環(huán)組成的高壓區(qū)端面，起到了自動補償端面間隙的作用，有利于提高泵的容積效率。 當小齒輪12按順時針方向旋轉(zhuǎn)時，帶動內(nèi)齒輪6在泵體內(nèi)同向旋轉(zhuǎn)，即小齒輪與內(nèi)

35、齒輪進入嚙合狀態(tài)。小齒輪的齒頂與內(nèi)齒輪輪齒之間的間隙有效容積逐 圖2.6 漸開線內(nèi)嚙合齒輪泵結構簡圖 1-螺釘 2-后泵蓋 3-O形密封圈 4-泵體 5-浮動側板 6-內(nèi)齒輪 7-月牙板 8-前泵蓋 9-前端蓋 10-滑動軸承 11-內(nèi)包骨架旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈 12-小齒輪軸 13-鍵 漸變大，即齒間容積逐漸變大，形成真空狀態(tài)，油液在大氣壓力作用下進在吸油腔a，從而進入吸油狀態(tài)，并將油液填滿泵的小齒輪與內(nèi)齒輪間的低壓腔a；這時，因為小齒輪繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，小齒輪與內(nèi)齒輪進入嚙合的區(qū)域是由小齒輪內(nèi)齒輪的嚙合最淺處的位置上逐漸向相反的位置滑動，即小齒輪的齒頂與內(nèi)齒輪輪齒間的間隙由大逐漸變小，即齒

36、間容積逐漸縮小，形成擠壓狀態(tài)，將油液排入泵的壓油腔b，并從內(nèi)齒輪6中沿著圓周布置的多個徑向小孔排擠出去，從而進入排油狀態(tài)。隨著小齒輪的繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，齒輪泵泵將重復上述的吸油、排油過程。 2.3 內(nèi)嚙合齒輪泵的性能特點 內(nèi)嚙合齒輪泵作為齒輪泵的重要組成部分，在實際當中得到了廣泛的應用，它具有以下性能特點: （1）流量、壓力的脈動小。其流量脈動系數(shù)在2%~5%之間，而外內(nèi)嚙合齒輪泵的流量和壓力脈動是很嚴重的。 （2）噪聲低。由于采用了滑動軸承；無困油現(xiàn)象；吸油腔的進口面積大，吸油充分，不會引起氣蝕現(xiàn)象；流量、壓力脈動小，所以噪聲只有50~60dB，而外內(nèi)嚙合齒輪泵的噪聲一般有70~80dB。

37、 （3）由于小齒輪和內(nèi)齒輪的轉(zhuǎn)向相同，齒間相對滑動速度小，輪齒接觸應力小，磨損小，因而壽命長。 3 內(nèi)嚙合齒輪泵的設計 3.1 內(nèi)嚙合齒輪副的設計 漸開線內(nèi)嚙合齒輪副是內(nèi)嚙合齒輪中的核心部件，其參數(shù)如何及性能好壞直接決定了內(nèi)嚙合齒輪泵性能的優(yōu)劣。泵運行時，就是依靠齒的嚙合引起容積的變化從而完成吸油、排油的過程。同時，這對齒輪副也是內(nèi)嚙合齒輪泵的主要摩擦副之一。 3.1.1內(nèi)嚙合齒輪副正確嚙合及連續(xù)傳動條件 一對漸開線內(nèi)嚙合齒輪副要正確嚙合并連續(xù)傳動，須滿足一下條件[12]： 1.正確嚙合條件： 內(nèi)嚙合傳動時正確嚙合條件和外嚙合時相同，要求兩齒輪的基圓齒距相等，即 （3.

38、1） 式中，、分別為小齒輪和內(nèi)齒輪的模數(shù)，、分別為小齒輪和內(nèi)齒輪的分度圓壓力角。 2.連續(xù)傳動條件 連續(xù)傳動條件，應使重合度>1，即 （3.2） 式中，為嚙合角，、分別為小齒輪和內(nèi)齒輪的齒頂壓力角，其計算公式分別為： （3.3） ， （3.4） ， 式中，、分別為小齒輪和內(nèi)齒輪的基圓半徑，、分別為小齒輪和內(nèi)齒輪的齒頂圓半徑。 3.為了保證在齒頂高范圍內(nèi)的齒廓曲線全部為漸開線，內(nèi)齒輪的齒頂圓必須大于基圓。否則，由于基圓內(nèi)沒有漸開線，將造成齒頂部分有一段非漸開線齒廓，這就不能保證正確嚙合傳動。為此應使 （3.5） 對于標準內(nèi)齒輪，壓力角，齒頂高系數(shù)，代入上式后

39、得內(nèi)齒輪34。由此可知，在設計標準內(nèi)齒輪時，其齒數(shù)不得小于34. 4.要保證內(nèi)齒輪能正確內(nèi)嚙合，除了要求基圓齒距彼此相等。重合度大于1外，小齒輪的基圓和內(nèi)齒輪的基圓必須相交。只有這樣才能做出嚙合線，保證嚙合角。即保證如下關系 （3.6） 式中，分別為小齒輪和內(nèi)齒輪的變位系數(shù)。 3.1.2內(nèi)嚙合齒輪副的參數(shù)選擇及計算 內(nèi)嚙合齒輪泵的流量公式為 （3.7） 式中，為泵的轉(zhuǎn)速，b為齒寬，為容積效率。 取=1500r/min，齒寬系數(shù)=0.6，即b=0.6m，容積效率=0.9。 從公式中知，內(nèi)嚙合齒輪泵的排量與齒輪的模數(shù)、齒數(shù)有關。齒輪的模數(shù)只能從一系列標注值中選

40、取，而齒數(shù)必須是整數(shù)。因此，采用列舉法，在matlab中編碼計算出符合條件的模數(shù)、齒數(shù)。 Matlab代碼如下： p=137541.3; for m=[1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50] for z1=3:100 for z2=(z1+1):100 L=z1*m^3*(2*z1+0.274*(1-z1/z2)); if p*0.9=1.5&&z2/z1<=10&&z2>=20 %篩選依據(jù)

41、 dlmwrite('D:\符合條件的參數(shù).txt',[m z1 z2 L],'-append','newline','pc'); end end end end %篩選依據(jù)：1.排量的變動范圍；2.內(nèi)嚙合直齒輪傳動的齒數(shù)比一般范圍：1.5~10；3.機械設計手冊表14-1-16，z2>=20; 運行上述代碼，得到一系列滿足條件的模數(shù)、齒數(shù)。為了使減小泵的尺寸，選取了模數(shù)較大的一組數(shù)據(jù)： m=5, =23, =35 其中分度圓壓力角，齒頂高系數(shù)=1，頂隙系數(shù)=0.25，變位系數(shù)。 齒輪基本參

42、數(shù)的計算 嚙合角 由于內(nèi)小齒輪的變位系數(shù)相同，所以嚙合角等于分度圓壓力角，即 實際中心距 由于內(nèi)外齒輪的變位系數(shù)相同，故實際中心距等于理論中心距，即 =30mm （3.8） 中心距變動系數(shù) 實際中心距與理論中心距相等，所以中心距變動系數(shù)y=0。 變位系數(shù)和 齒輪加工方法的選擇 內(nèi)齒輪：碗形直齒插齒刀（GR73-60），插齒刀的參數(shù)如下： =100，=5，=20，=0.105，=114.05，=1.3，=29 小齒輪：滾刀加工 插內(nèi)齒輪時的嚙合角

43、 （3.9） 把相應數(shù)據(jù)代入上式得 = 插內(nèi)齒輪時的中心距 =39.61mm （3.10） 分度圓直徑 小齒輪分度圓直徑=115mm （3.11） 內(nèi)齒輪分度圓直徑=175mm 齒根圓直徑 小齒輪的齒根圓直徑=108.5mm （3.12） 內(nèi)齒輪的齒根圓直徑=193.27mm （3.13） 齒頂圓直徑 小齒輪的齒頂圓直徑=130.77mm （3.14） 內(nèi)齒輪的齒頂圓直徑=171mm （3.1

44、5） 齒頂壓力角 小齒輪的齒頂壓力角= （3.16） 內(nèi)齒輪的齒頂壓力角= 插齒刀的齒頂壓力角= 齒輪寬度 齒寬b==69mm，元整后去b=70mm。 內(nèi)齒輪輪緣厚度及輪緣直徑 當輪緣厚度為8/p英寸（p為內(nèi)齒輪的齒距）時，可滿足齒輪的強度要求，及輪緣厚度為?？紤]到輪緣上還要加工油孔，輪緣厚度取20mm。 輪緣直徑=（+40）mm=233.27mm 齒輪的校核 校驗重合度 為使齒輪連續(xù)平穩(wěn)地傳動，必須保證重合度大于1。 校驗插內(nèi)齒輪時，是否使內(nèi)齒輪產(chǎn)生齒頂干涉頂切現(xiàn)象 這種頂切現(xiàn)象的實質(zhì)是：當內(nèi)齒輪的齒頂圓與嚙合線的交點低于插齒刀基圓

45、與嚙合線的切點時，產(chǎn)生干涉頂切現(xiàn)象。為避免這一現(xiàn)象的產(chǎn)生，應保證： （3.17） 將相應數(shù)據(jù)代入上式知，能夠滿足。所以，不會產(chǎn)生這種干涉頂切現(xiàn)象。 校驗插內(nèi)齒輪時，是否產(chǎn)生徑向切入頂切 加工內(nèi)齒輪時，插齒刀逐漸切入毛坯，在切入進給的同時，插齒刀與齒輪有范成運動。當內(nèi)齒輪和插齒刀的齒數(shù)差太小時，在切入進給的過程中便有可能產(chǎn)生切入頂切現(xiàn)象。 查查文獻[12]中表3-3中對應于及的，若大于對應的，即不會產(chǎn)生徑向切入頂切。查表得，=29，而=35，大于29，故不會產(chǎn)生徑向切入頂切。 校驗過渡曲線干涉 當小齒輪的齒頂與內(nèi)齒輪的齒根過渡曲線部分接觸，

46、或者內(nèi)齒輪的齒頂與小齒輪的過渡曲線部分接觸，便產(chǎn)生過渡曲線干涉。內(nèi)齒輪嚙合的情況與小齒輪相似，內(nèi)齒輪的齒廓同樣有一段非漸開線部分，因此，在嚙合時也應避免產(chǎn)生過渡曲線干涉現(xiàn)象。 避免內(nèi)齒輪齒根干涉條件 （3.18） 代入數(shù)據(jù)得 =20 =26 顯然，滿足條件，所以內(nèi)齒輪不會產(chǎn)生過渡曲線干涉 避免小齒輪齒根干涉條件 （3.19） 代入數(shù)據(jù)得 =59 =56 顯然，滿足條件，所以小齒輪不會產(chǎn)生過渡曲線干涉 校驗齒廓重疊干涉 一對內(nèi)嚙合齒輪傳動中，如果齒數(shù)差較小時，可能產(chǎn)生不在嚙合區(qū)域的齒廓發(fā)生相互重疊的現(xiàn)象，即嚙合終了的小齒輪齒頂在退出內(nèi)

47、齒輪齒槽時，與內(nèi)齒輪齒頂發(fā)生重疊干涉，稱為齒廓重疊干涉。用插齒刀加工內(nèi)齒輪時，若出現(xiàn)這種干涉，內(nèi)齒輪將產(chǎn)生頂切現(xiàn)象（即切入頂切現(xiàn)象）。 對于的高度變位齒輪和正變位齒輪，如果可不必校驗齒廓重疊干涉。當=35時，=9，=12，滿足上述條件。所以，不會產(chǎn)生齒廓重疊干涉。 校驗小齒輪齒頂厚度 小齒輪齒頂厚度 =3.4mm=0.58m （3.20） 應大于0.25m（正火調(diào)質(zhì)鋼）或大于0.4m（淬火鋼）。小齒輪的厚度顯然滿足這個要求。 齒面接觸強度校核 直齒圓柱齒輪的齒面接觸強度條件為[13] （3.21） 式中，為節(jié)點區(qū)域系數(shù)，考慮節(jié)點齒廓形狀對接觸應力

48、的影響，其值取2.5；為材料系數(shù)，其值取189.9；為重合度系數(shù)，是用以考慮因重合度增加，接觸線長度增加，接觸應力降低的系數(shù)，其值取0.9；為載荷系數(shù)，其值取1.3；為小齒輪的轉(zhuǎn)矩，等于127.78N.m；齒數(shù)比等于35/23；齒寬b等于70mm；小齒輪分度圓直徑等于115mm；為許用接觸疲勞應力，取1363.6MPa。 將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.21）中得齒面接觸強度= 550.67MPa，小于許用接觸疲勞應力。所以，小齒輪和內(nèi)齒輪的齒面接觸強度滿足要求。 輪齒彎曲強度校核 直齒圓柱齒輪的輪齒彎曲疲勞強度條件為[13] （3.22） 式中，為載荷系數(shù)，

49、取1.3；為小齒輪的轉(zhuǎn)矩，等于 127780N.mm；為齒寬系數(shù)，取0.6；為小齒輪齒數(shù)，等于23；m為模數(shù)，等于5mm；為載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)，其值取2.2；為應力修正系數(shù)，其值取1.8；為重合度系數(shù)，其值取0.7；為許用彎曲疲勞應力，等于613.3MPa； 將以上數(shù)據(jù)代入式（3.22）中得，輪齒彎曲疲勞強度=123.2MPa，小于許用彎曲疲勞應力。所以，輪齒彎曲強度滿足要求。 軸的強度校核 1）選擇軸的材料 選擇軸的材料20CrMnTi，經(jīng)淬火處理，其機械性能查表得：=1010MPa，=850MPa，=525MPa，=300MPa，=90MPa。 2）初步計算軸徑

50、 選C=100， =25.2mm （3.23） 考慮到軸端裝聯(lián)軸器需要開鍵槽，將其軸徑增加4%~5%，故取軸最小直徑為30mm。 3）軸的結構設計 軸的結構設計見圖（3.2），軸的支撐形式見圖（2.6）。 4）按彎扭合成校核 （1）畫受力簡圖 如圖（3.1）所示。 （2）軸上受力分析 作用在齒輪軸上的力有徑向力和圓周力。徑向力是由沿齒輪圓周液體壓力產(chǎn)生的徑向力和由齒輪嚙合產(chǎn)生的徑向力所組成[14]。文獻14中給出了最大徑向力的近似公式 （3.24） 式中，為最大徑向力系數(shù)，取1.058，B為齒寬。

51、軸傳遞的轉(zhuǎn)矩： =127779N.mm （3.25） 齒輪的圓周力： =2222.3N （3.26） 齒輪的徑向力： =30992.5N （3.27） （3）作用在軸上的支反力 水平面內(nèi)支反力 =1149.5N，=1072.8N 垂直面內(nèi)支反力 =16030.6N，=14961.9N （4）計算軸的彎矩，并畫彎、轉(zhuǎn)矩圖 如圖（3.1）所示。 （5）轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)變化計算，取=0.6，則 T=76667.4N.mm 按計算，并畫當量彎矩圖。 圖3.1 齒輪軸的受力分析

52、（6）校核軸的強度 由前述計算可知，當量彎矩最大的地方在齒輪軸向中心面上。考慮該軸是一個齒輪軸，校核齒輪的右端面（靠近支撐點B的面），此處的當量彎矩為 =539776N.mm （3.28） 又抗彎截面系數(shù)=6.28，所以彎扭合成強度為 =85.9MPa （3.29） 顯然，<，故安全。 本章小結 本章完成了一對內(nèi)嚙合齒輪副的設計，該內(nèi)嚙合齒輪副既滿足泵的排量要求，又滿足齒輪的傳動要求。設計出的齒輪副的參數(shù)如下： m=5, =23,=35 其中分度圓壓力角，齒頂高系數(shù)=1，頂隙系數(shù)=0.25，變位系數(shù)。 內(nèi)齒環(huán)的材料選取40

53、Cr，小齒輪的材料選取20CrMnTi，這兩種合金鋼均有很高的強度、韌性，經(jīng)熱處理后有很高的硬度和耐磨性。 小齒輪及軸的結構圖、內(nèi)齒輪的結構圖如下所示： 圖3.2 小齒輪及軸的結構圖 圖3.3 內(nèi)齒輪的結構圖 3.2 月牙板的設計 月牙板位于兩齒輪之間，同齒輪的嚙合線一起把兩齒輪與側板圍成的密封腔分成兩部分，即吸油腔和壓油腔。吸油腔和壓油腔的隔開是構成容積式泵的必要條件之一。齒輪齒頂與月牙板之間的間隙，是內(nèi)嚙合齒輪泵內(nèi)泄漏的主要途徑之一。月牙板有固定式和活動式兩種。固定式月牙板結構簡單，但與齒輪齒頂之間的間隙不會變化?；顒邮皆卵腊褰Y構復雜，與齒輪齒頂之間的間隙可以變化，能

54、夠?qū)崿F(xiàn)徑向間隙的自動補償。 這里采用的是固定式月牙板，有兩根軸通過月牙板將其固定在泵體和前泵蓋上。設計固定式月牙板，主要考慮月牙板與齒頂之間的縫隙大小如何取舍。合適大小的縫隙既能保證良好的密封，又能最大程度減小功率損失。從減小功率損失的角度出發(fā)，利用最優(yōu)化設計理論、徑向間隙泄漏理論和縫隙流量理論對內(nèi)嚙合漸開線齒輪泵小齒輪齒頂與月牙板間的間隙進行優(yōu)化研究，推導出間隙優(yōu)化模型，并求出最佳間隙解[15] （3.30） 式中，為小齒輪齒數(shù)，為為小齒輪齒頂厚，為小齒輪齒頂圓半徑，為液體的動力粘度，為小齒輪轉(zhuǎn)動角速度，為齒輪泵吸、壓油腔壓差。 這里以4

55、6號液壓油作為設計參考計算間隙大小。將=23，=3.4mm，=65.885mm，=0.04Pa.s，=157.1rad/s,=3.5MPa代入上式得=0.136mm。所以，小齒輪齒頂與月牙板間隙取0.15mm，內(nèi)齒輪齒頂與月牙板間隙取0.2mm。 根據(jù)月牙板的使用環(huán)境，要求它具有很高的強度、韌性和耐磨性，并且具有一定的熱疲勞抗力?；诖?，對月牙板的材料選用合金鋼5CrNiMo。5CrNiMo具有很高的強度、韌性和耐磨性及良好的淬透性；它在室溫時和500~600℃時的力學性能幾乎完全相同；經(jīng)高頻淬火后再回火，其表面的硬度、耐磨性進一步加強。因此，材料5CrNiMo完全能達到月牙板的使用要求。

56、 月牙板的結構圖如圖（3.4）所示： 圖3.4 月牙板結構圖 3.3 浮動側板的設計 浮動側板是漸開線內(nèi)嚙合齒輪泵中一個非常關鍵的零部件，其結構精密、復雜。泵中軸向間隙的自動補償，就是通過浮動側板實現(xiàn)的。在某種程度上浮動側板的結構、性能直接決定了泵的容積效率和壽命。浮動側板結構、性能的優(yōu)劣是內(nèi)嚙合齒輪泵整體性能好壞的重要標志之一。 根據(jù)浮動側板的使用環(huán)境，要求它具有很高的強度、硬度以及良好的塑性、韌性和耐磨性，承受沖擊性能好，并且具有一定的熱疲勞抗力。基于此，對浮動側板的材料選用合金鋼5CrNiMO。5CrNiMO具有很高的強度、韌性和耐磨性及良好的淬透性；它在室溫時和500~600℃

57、時的力學性能幾乎完全相同；經(jīng)高頻淬火后再回火，其表面的硬度、耐磨性進一步加強。因此，材料5CrNiMO完全能達到浮動側板的使用要求。 3.3.1浮動側板的結構分析 內(nèi)嚙合齒輪泵的浮動側板結構圖如圖3.5所示。浮動側板背面有背壓室b。高油腔的壓力油經(jīng)側板上的通孔a與背壓室相通，當高油腔的壓力升高時，背壓室內(nèi)的壓力也隨之升高。在背壓的作用下，齒輪泵兩側的浮動側板緊貼在小齒輪、內(nèi)齒輪和月牙板端面上。當輪齒端面使浮動側板磨損后，浮動側板在背壓室壓力油的作用下向下移動，從而自動補償軸向間隙，這就避免了因軸向間隙增大而導致容積效率下降的問題。 圖3.5 浮動側板結構圖 孔a連通著壓油腔和背壓室

58、(如圖3.5所示)。壓油腔的壓力有通過孔a進入背壓室后，就會在浮動側板上產(chǎn)生一個向下的壓緊力只，這個力稍大于壓油腔對動側板向上的反推力，從而使浮動側板緊緊貼在小齒輪和內(nèi)齒輪的輪齒端面上，減小了軸向間隙泄露，這時我們稱浮動側板所處的狀態(tài)為過平衡狀態(tài)。當壓油腔油液的壓力發(fā)生大小變化時，背壓室內(nèi)油液的壓力緊跟著發(fā)生大小變化，并且始終使>，自動補償軸向間隙泄漏。 齒輪泵運轉(zhuǎn)時，小齒輪帶動內(nèi)齒環(huán)高速旋轉(zhuǎn)。當由小齒輪和內(nèi)齒環(huán)的一對輪齒及齒輪兩端的浮動側板組成的密閉容積由高壓區(qū)排完油進入低壓區(qū)的瞬間，其體積最小。進入低壓區(qū)后，這段密封容積要增大，即完成吸油動作。但這時候，該段容積還在泵體的包圍之中，泵體阻

59、斷了其吸油的通路。若小齒輪繼續(xù)帶動內(nèi)齒環(huán)旋轉(zhuǎn)，那么這段容積就會繼續(xù)增大，同時卻無法完成吸油動作，這就勢必會造成氣穴現(xiàn)象。這不是我們所期望看到的。為了防止這段容積內(nèi)油液氣穴現(xiàn)象的發(fā)生，在浮動側板對應的區(qū)域加工了小孔c。小孔c連通背壓室和低壓區(qū)的初始位置。背壓室內(nèi)油液的壓力很高，接近于壓油腔油液的壓力。若將背壓室的油液直接補充到易發(fā)生氣穴的密閉容積，高壓的油液一定會對輪齒造成很大的沖擊。因此，小孔c的直徑開得很小，起到了阻尼孔的作用。這樣，背壓室的高壓油液經(jīng)過小孔c后，由于阻尼孔的壓力損耗，使油液的壓力很低，就不會對輪齒造成沖擊了。另外，在浮動側板正面小孔c處加工了一個圓形槽，以便在此處聚集有更多

60、的油液來補充。同時，使圓形的一部分別通向小齒輪和內(nèi)齒環(huán)的輪齒在此處嚙合時各自的齒谷位置，也就是易發(fā)生氣穴的密閉容積位置，這使得該處容易得到更多的油液，進而使消除氣穴更加徹底。 3.3.2進出油孔的位置及大小 由上文知道，浮動側板上有兩個孔與背壓室相通，孔a和孔c。根據(jù)高壓油進出的方向，我們稱孔a為進油孔，孔c為出油孔。 進油孔的位置及大小 由封閉油腔變小而產(chǎn)生的高壓困油原理可知，進油孔的位置應該設在從兩齒剛剛嚙入到嚙合點與節(jié)點重合的區(qū)間，在這個區(qū)間的封閉油腔是一個從形成到逐漸減小到最小的過程，即壓油過程。 如圖有： （3.30）

61、 （3.31） 有公式知： =6.92mm （3.32） 圖3.6 內(nèi)嚙合齒輪幾何關系圖 對于漸開線標準直齒圓柱齒輪，由齒輪傳動的幾何性質(zhì)知，進油孔覆蓋的范圍應為嚙合線上（6.92mm處）到節(jié)點之間的區(qū)間，其中，為內(nèi)齒環(huán)基圓半徑，為嚙合角，為內(nèi)齒環(huán)齒頂圓的壓力角。 為了使背壓腔有效減小困油對泵產(chǎn)生的影響并且可以使油壓順利傳遞到背壓腔中，應使背壓腔的進油孔盡可能與齒輪嚙合封閉腔相通，同時由于連接高壓油，應使油口與低壓腔相隔絕以保持泵的容積效率。 為保證高壓腔中的液壓油順暢地進入背壓室，進油孔的大小取5mm。 出油孔的位置及大小 由封閉油腔

62、變大而產(chǎn)生的負壓困油原理可知，出油孔的位置應該設置在從節(jié)點到兩齒將要分開的臨界點，因為在這個區(qū)域封閉油腔是一個由最小逐漸變大直到嚙合齒分開、從而與低壓壓力油相通的過程。 由圖3.6有： （3.33） （3.34） 有公式知： =18.3mm （3.35） 出油孔的覆蓋范圍應該為嚙合線上到節(jié)點之間的區(qū)間，其中，為小齒輪基圓半徑，為嚙合角，為小齒輪齒頂圓的壓力角。 大直徑的出油孔會影響到背壓腔壓力的穩(wěn)定性，使背壓腔的壓力有大的波動，干擾了浮動側板背壓腔與高壓油區(qū)壓力的平衡，從而使側板工作不穩(wěn)定。并且高壓油會經(jīng)

63、過背壓腔的進油孔從出油孔竄入低壓腔，嚴重影響泵的容積效率。根據(jù)該泵的條件，出油孔的大小取2mm，相當于一個阻尼孔，以達到即保壓又使油液發(fā)生必要流動來消除困油的目的。然而，如果把背壓腔進油孔設成阻尼孔會使經(jīng)過壓縮的高壓油難以進入背壓腔，從而難以使浮動側板兩側壓力平衡使其穩(wěn)定工作[16]。所以，我們可以把出油孔設為阻尼孔，這樣既可以保證背壓腔中的壓力，又能夠向負壓油區(qū)提供液壓油。 3.4 泵體的設計 3.4.1 泵體結構的分析 泵體的結構圖如圖3.7所示。泵體是內(nèi)嚙合齒輪泵的一個主要零部件，通過它將小齒輪軸、內(nèi)齒輪、浮動側板、月牙板、前泵蓋和后泵蓋等零件組合成一個整體，使這些零件相互間有一個

64、正確的位置關系，從而使齒輪泵能夠有較好的工作性能以及達到所要求的運動關系。內(nèi)嚙合齒輪泵內(nèi)部的形狀結構相對比較復雜，內(nèi)部有安裝齒輪軸的孔，內(nèi)壁高壓區(qū)開有弧形溝槽，進油口開有較大的吸油窗口。殼體的側面有兩個平面凸 臺，里面有螺孔以及連接孔，用于連接管子。泵體和端蓋的結合面的地方，有一定寬度的連接凸緣，從而能夠改善齒輪泵的密封質(zhì)量和安裝精度。兩個小孔是用來安放固定月牙板的軸。 中間的大孔是用來安裝滑動軸承的，滑動軸承起支撐軸作用。這里選用的是SF-1T齒輪泵專用滑動軸承。它的材料組織有四層，從里到外依次是：1是改性聚四氟乙烯（PTFE）、鉛（Pb）及其它填充混合物，厚度0.01~0.03mm，一種

65、耐磨材料，運作過程中可形成轉(zhuǎn)移膜以保護對磨軸；2是銅粉層，厚度0.2~0.3mm，提高PTFE/Pb與鋼板的結合強度，具有很好的承載能力和耐磨性，同時銅又是一種很好的導熱材料，可快速轉(zhuǎn)移軸承運作過程中產(chǎn)生的熱量；3是低碳鋼，厚度0.7~2.3mm，提高軸承的承載能力和熱轉(zhuǎn)移作用。4是銅/錫電鍍層，銅鍍層厚度0.008mm，錫鍍層厚度0.005mm，使軸承有很好的耐腐蝕功能。此種滑動軸承在有油潤滑條件下摩擦系數(shù)小而穩(wěn)定，耐磨性能好、抗沖擊性能好。在流體潤滑條件下PV值可達120MPa·m/s。該產(chǎn)品目前已廣泛運用于各種齒輪油泵、柱塞泵、葉片泵等場合，對流體潤滑或境界潤滑條件下的中高壓齒輪泵尤其適

66、用。 泵體的材料為球墨鑄鐵是一種球狀石墨，它是鑄鐵經(jīng)過球化和孕育后得到的。球墨鑄鐵使得鑄鐵的機械性能取得了很大的提高特別是塑性和韌性得到了提高，使得球墨鑄鐵的的強度比碳鋼還高。正是由于它有這些優(yōu)異的性能，人們已經(jīng)用球墨鑄鐵成功地鑄造了一些強度及韌性要求高、受力復雜、要求較高耐磨性的零件。球墨鑄鐵鑄件幾乎在所有主要的工業(yè)部門中都得到了應用。這些部門往往要求較高的塑性、韌性、耐磨性、較好的耐熱性、能抵抗一定的機械沖擊、較好的尺寸穩(wěn)定性以及耐腐蝕性等。 圖3.7 泵體結構圖 3.4.2 泵體的有限元分析 殼體是內(nèi)嚙合齒輪泵的重要部分，殼體的強度和剛度對于齒輪泵的質(zhì)量和工作性能有非常重要的影響，通過有限元分析模擬殼體在真實工況下的應力、變形等情況，對提高產(chǎn)品的設計水平和設計質(zhì)量提供一定的參考。 由于內(nèi)嚙合齒輪泵在正常工作時，高壓油區(qū)和低壓油區(qū)處于穩(wěn)定狀態(tài)，壓力保持穩(wěn)定，所以殼體的強度和剛度分析屬于ANSYS結構分析中的靜力分析問題。典型的ANSYS結構分析過程包括3個步驟： （1）創(chuàng)建有限元模型 將在 SolidWorks 中完成的殼體實體模型保存為*.X_T格式的文件，然后