齿轮泵毕业设计

苏州托普信息职业技术学院
毕业论文
论文题目齿轮泵的设计
指导教师吴小花
专业机械制造与自动化班级机械1201 姓名张杰学号 1205300125
摘要：在当今社会泵的应用是很广泛的,在国民经济的许多部门要用到它。

在供给系统中几乎是不可缺少的一种设备。

在泵的实际应用中损耗严重，特别是化工用泵在实际应用中损耗，主要是轴封部分，在输送过程中由于密封不当而出现泄漏造成重大损失和事故。

轴封有填料密封和机械密封。

填料密封使用周期短，损耗高，效率低。

本设计中设计的齿轮泵排量较小安全性较高，轴封设计合理，精度较高，齿轮泵使用寿命较高。

关键词：泵填料密封机械密封
一、课程设计任务书………………………………………( 4 )
二、齿轮的设计与校核……………………………………( 5 )
三、卸荷槽的计算…………………………………………( 12 )
四、泵体的校核……………………………………………( 13 )
五、滑动轴承的计算………………………………………( 14 )
六、联轴器的选择与校核计算……………………………( 17 )
七、连接螺栓的选择与校核………………………………( 18 )
八、连接螺栓的选择与校核………………………………( 20 )
九、齿轮泵进出口大小确定………………………………( 21 )
十、齿轮泵的密封…………………………………………( 22 ) 十一、法兰的选择…………………………………………( 23 ) 十二、键的选择……………………………………………( 24 ) 十三、键的选择……………………………………………( 25 ) 设计小结……………………………………………………( 27 ) 参考文献……………………………………………………( 29 )
一、课程设计任务书
题目：齿轮泵设计
工作条件：使用年限10年(每年工作300天)，工作为二班工作制。

原始数据：理论排量：125ml/r；额定压力：6.3MPa；工作介质轴承油：220s
mm/2
注意事项：
课程设计任务书：
1）测绘一套相近部件或产品，完成测绘图；
2）根据给定要求设计齿轮泵，完成一套齿轮泵装配图和全部非标零件图；
3）完成全部零件三维实体造型，并进行数字装配；
4）完成齿轮泵标准件的计算选型
5）完成齿轮泵非标零件精度设计
第一章引言
1.1 本课题研究意义
齿轮泵是在工业应用中运用极其广泛的重要装置之一，尤其是在液压传动与控制技术中占有很大的比重，它具有结构简单、体积小、重量轻、自吸性能好、耐污染、使用可靠、寿命较长、制造容易、维修方便、价格便宜等特点〔L一”。

但同时齿轮泵也还存在一些不足，如困油现象比较严重、流量和压力脉动较大、径向力不平衡、泄漏大、噪声高与易产生气穴等缺点，这些特性和缺点都直接影响着齿轮泵的质量。

随着齿轮泵在高温、高压、大排量、低流量脉动、低噪音等方面发展与应用，对齿轮泵的特性研究与提高齿轮泵的安全和效率已成为国内外深入研究的课题。

外啮合齿轮泵是应用最广泛的一种齿轮泵( 称为普通齿轮泵)，其设计与生产技术水平也最成熟。

多采用三片式结构、浮动轴套轴向间隙自动补偿措施，并采用平槽以减小齿轮( 轴承) 的径向不平衡力。

目前，这种齿轮泵的额定压力可达25 MPa。

但是, 由于这种齿轮泵的齿数较少，导致其流量脉动较大由于齿轮泵在液压传动系统中应用广泛，因此，吸引了大量学者对其进行研究。

目前，国内外学者关于齿轮泵的研究主要集中在以下方面：齿轮参数与泵体结构的优化设计；齿轮泵间隙优化与补偿技术；困油冲击与卸荷措施；齿轮泵流量品质研究；齿轮泵的噪声控制技术；轮齿表面涂覆技术；齿轮泵的变量方法研究；齿轮泵的寿命与其影响因素研究；齿轮泵液压力分析与其高压化的途径；水介质齿轮泵基础理论研究。

综上所知，对齿轮泵的自主研发和设计对我国尤为重要。

特别是在提高其效力和降低噪音和振动方面。

本次毕业设计的主要任务书是设计：设计外啮合容积式齿轮泵，适用于输送不含
mm/2
固体颗粒和纤维，工作介质轴承油：220s
在输油系统中可用作传输、增压泵、润滑油泵。

1.2 齿轮泵的发展研究现状
早在二千多年前，人类就发明了齿轮传动装置。

早期的齿轮采用木料或金属铸造成形，只能传递两轴间的回转运动，不能保证传动的平稳性，承载能力也很小。

随着生产的发展，齿轮运转的平稳性受到重视。

1674年丹麦天文学家罗默首次提出用外摆线作齿廓曲线，以得到运转平稳的齿轮。

18世纪工业革命时期，齿轮技术得到高速发展，人们对齿轮进行了大量的研究。

江苏工业学院祝海林教授等人针对现有高粘度齿轮泵结构单一、径向力不平衡、轴承受力大造成磨损严重、流量与压力脉动大等问题，综合行星传动与齿轮泵原理，提出了将外啮合与内啮合两种结构相结合构成高粘度复合齿轮泵的设想，阐述了新型齿轮泵的结构与性能特点，得出了理论排量的计算公式。

研究表明:新型齿轮泵的高低压腔对称、齿轮与轴受力平衡。

它具有内泄漏小、轴承与泵的寿命长、输出排量成倍增加而流量脉动小等显著优点，具有良好的产业化前景。

齿轮泵可分为外啮合和内啮合两大类，国外某些工业发达国家齿轮泵的产量在液压泵中占有很大比重与外啮合齿轮泵相比内啮合齿轮泵以其体积小，重量轻、噪声低、自吸性能好、流量脉动小等优点而倍受重视，其产量在齿轮泵的总产量中占有很大比例。

一些发达国家内啮合与外啮合齿轮泵的产量比接近于1:1。

齿轮泵是我国最早生产的液压元件之一，压力从0.5MPa至25Mpa(最高压力达到31.SMpa)，流量从3Umin至4OOL/min的齿轮泵均有生产;我国的内啮合齿轮泵产量不大，特别是内啮合摆线齿轮泵和其它非渐开线齿廓啮合齿轮泵，基本还处于初级阶段。

目前，我国的齿轮泵产品性能还比较低，与国外同类产品相比，还有不小的差距。

第二章齿轮泵简介
2.1 齿轮泵的工作原理
外啮合齿轮泵的工作原理图如图2-1所示：
图2-1齿轮泵工作原理图
由图可见，这种泵的壳体内装有一对外啮合齿轮。

由于齿轮端面与壳体端盖之间的缝隙很小，齿轮齿顶与壳体内表面的间隙也很小，因此可以看成将齿轮泵壳体内分隔成左、右两个密封容腔。

当齿轮按图示方向旋转时，右侧的齿轮逐渐脱离啮合，露出齿间。

因此这一侧的密封容腔的体积逐渐增大，形成局部真空，油箱中的油液在大气压力的作用下经泵的吸油口进入这个腔体，因此这个容腔称为吸油腔。

随着齿轮的转动，每个齿间中的油液从右侧被带到了左侧。

在左侧的密封容腔中，轮齿逐渐进入啮合,使左侧密封容腔的体积逐渐减小，把齿间的油液从压油口挤压输出的容腔称为压油腔。

当齿轮泵不断地旋转时，齿轮泵的吸、压油口不断地吸油和压油，实现了向液压系统输送油液的过程。

在齿轮泵中，吸油区和压油区由相互啮合的轮齿和泵体分隔开来，因此没有单独的配油机构。

齿轮泵是容积式回转泵的一种，其工作原理是：齿轮泵具有一对互相啮合的齿轮，齿轮（主动轮）固定在主动轴上，齿轮泵的轴一端伸出壳外由原动机驱动，齿轮泵的另一个齿轮（从动轮）装在另一个轴上，齿轮泵的齿轮旋转时，液体沿
吸油管进入到吸入空间，沿上下壳壁被两个齿轮分别挤压到排出空间汇合（齿与齿啮合前），然后进入压油管排出。

齿轮泵的主要特点是结构紧凑、体积小、重量轻、造价低。

但与其他类型泵比较，有效率低、振动大、噪音大和易磨损的缺点。

齿轮泵适合于输送黏稠液体。

2.2 齿轮泵的结构特点
齿轮采用具有国际九十年人先进水平的新技术--双圆弧正弦曲线齿型圆弧。

它与渐开线齿轮相比，最突出的优点是齿轮啮合过程中齿廓面没有相对滑动，所以齿面无磨损、运转平衡、无困液现象，噪声低、寿命长、效率高。

该泵摆脱传统设计的束缚，使得齿轮泵在设计、生产和使用上进入了一个新的领域。

泵设有差压式安全阀作为超载保护，安全阀全回流压力为泵额定排出压力1.5倍。

也可在允许排出压力范围内根据实际需要另行调整。

但是此安全阀不能作减压阀长期工作，需要时可在管路上另行安装。

该泵轴端密封设计为两种形式，一种是机械密封，另一种是填料密封，可根据具体使用情况和用户要求确定。

2.3 困油现象与卸荷
困油现象
齿轮泵要平稳工作，齿轮啮合的重合度必须大于1，于是总有两对齿轮同时啮合，并有一部分油液被围困在两对轮齿所围成的封闭容腔之间。

这个封闭的容腔开始随着齿轮的转动逐渐减小，以后又逐渐加大。

封闭腔容积的减小会使被困油液受挤压而产生很高的压力，并且从缝隙中挤出，导致油液发热，并致使机件受到额外的负载；而封闭腔容积的增大又造成局部真空，使油液中溶解的气体分离，产生气穴现象。

这些都将产生强烈的振动和噪声，这就是齿轮泵的困油现象。

危害
径向不平衡力很大时能使轴弯曲，齿顶与壳体接触，同时加速轴承的磨损，降低轴承的寿命。

消除困油现象方法
消除困油的方法，通常是在两侧盖板上开卸荷槽，使封闭腔容积减小时通过左边的卸荷槽与压油腔相通，容积增大时通过右边的卸荷槽与吸油腔相通。

第三章 齿轮泵总体设计
一、主要技术参数
根据任务要求，此型齿轮油泵的主要技术参数确定为：
理论排量：125ml/r
额定压力：6.3MPa
额定转速:552r/min
容积效率:≥90%
二、设计计算的内容
1.齿轮参数的确定与几何要素的计算
由于本设计所给的工作介质的粘度为220s mm /2，由表一进行插补可得此设
计最大节圆线速度为2.6s m /。

节圆线速度V ：
601000V ⨯⋅⋅=n
D π
式中D ——节圆直径（mm ）
n ——转速
表2.1 齿轮泵节圆极限速度和油的粘度关系
流量与排量关系式为： n 00P Q =
0Q ——流量
0P ——理论排量（ml/r ）
齿数Z 的确定，应根据液压泵的设计要求从流量、压力脉动、机械效率等各方面综合考虑。

从泵的流量方面来看，在齿轮分度圆不变的情况下，齿数越少，模数越大，泵的流量就越大。

从泵的性能看，齿数减少后，对改善困油与提高机械效率有利，但使泵的流量与压力脉动增加。

目前齿轮泵的齿数Z 一般为6-19。

对于低压齿轮泵，由于应用在机床方面较多，要求流量脉动小，因此低压齿轮泵齿数Z 一般为13-19。

齿数14-17的低压齿轮泵，由于根切较小，一般不进行修正。

3.确定齿宽。

齿轮泵的流量与齿宽成正比。

增加齿宽可以相应地增加流量。

而齿轮与泵体与盖板间的摩擦损失与容积损失的总和与齿宽并不成比例地增加，因此，齿宽较大时，液压泵的总效率较高.一般来说，齿宽与齿顶圆尺寸之比的选取范围为0.2～0.8，即：
）（8.0~2.0B =a D
20
m 66.6q 1000Z B =
Da ——齿顶圆尺寸（mm ）
对于低压齿轮泵来说，确定模数主要不是从强度方面着眼，而是从泵的流量、压力脉动、噪声以与结构尺寸大小等方面。

通过对不同模数、不同齿数的齿轮油泵进行方案分析、比较结果，确定此型齿轮油泵的齿轮参数如下：
（1）模数3=m
（2）齿数14=Z
（3）齿宽42=b
因为齿轮的齿数为18，不会发生根切现象，所以在这里不考虑修正，以下关于齿轮参数的计算均按标准齿轮参数经行。

（4）理论中心距mm mz D A f 721430=⨯===
（5）实际中心距mm mz D A f 72===
（6）齿顶圆直径()()mm Z m D e 4821432=+⨯=+=
（7）基圆直径j D
mm mz D n j 8.2820cos 143cos =︒⨯⨯==α
（8）基圆节距
42.420cos 5.1cos =︒⨯⨯==παπn j m t （9）齿侧间隙n c
()()24.0~03.0308.0~01.008.0~01.0=⨯==m c n
（10）啮合角︒=20α
（11）齿顶高5.435.15.1=⨯=='m h （12）齿根高75.3325.125.1=⨯=="m h （13）全齿高75.6325.225.2=⨯==m h （14）齿根圆直径
i
D
5.1375.62482=⨯-=-=h D D e i
（15）径向间隙
25.4175.624722
20=--=--
=i
e D D A m c （16）齿顶压力角
e α
︒≈⎪⎭
⎫
⎝⎛︒+=⎪⎭⎫ ⎝⎛+==25.3220cos 21818arccos cos 2arccos arccos
n e i e Z Z R R αα
（17）分度圆弧齿厚f
s
10.720cos 24
.025cos 22≈︒⨯-=-=
παπn n f c m s
（18）齿厚s
71.42
≈=
m
s π
（19）齿轮啮合的重叠系数ε
()()46
.120an 77.31an 18tan tan ≈︒-︒⨯=-=
ππt t Z e ααε
（20）公法线跨齿数
5
.25.0180
K =+=α
Z
（21）公法线长度（此处按侧隙 0=n c 计算）
()[]
432
.2414015.05.05.01809521.23015.05.09521.2≈⎥⎦
⎤⎢⎣⎡⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛-+⨯=+-=αZ z n m L
(22)油泵输入功率
(kw)
1060 3-⨯⨯⨯⨯=
m
n
q p N η
）
（kw 05.89.06055210125103.666=⨯⨯⨯⨯⨯=-
式中：N - 驱动功率 (kw)
p -工作压力 (MPa) q - 理论排量 (mL/r) n - 转速 (r/min)
m η- 机械效率，计算时可取0.9。

三、校核
此设计中齿轮材料选为40cr ，调质后表面淬火
1.使用系数A K 表示齿轮的工作环境（主要是振动情况）对其造成的影响，使用系数A K 的确定：
表2.3 使用系数
液压装置一般属于轻微振动的机械系统所以按上表中可查得A K 可取为1.35。

2.齿轮精度的确定 齿轮精度此处取7
表2.4 各种机器所用齿轮传动的精度等级范围
3.动载系数
V
K 表示由于齿轮制造与装配误差造成的不定常传动引起的动载荷或
冲击造成的影响。

动载系数的实用值应按实践要求确定，考虑到以上确定的精度和轮齿速度，偏于安全考虑，此设计中
V
K 取为1.1。

4.齿向载荷分布系数β
H K 是由于齿轮作不对称配置而添加的系数，此设计齿
轮对称配置，故
β
H K 取1.185。

5.一对相互啮合的齿轮当在啮合区有两对或以上齿同时工作时，载荷应分配在这两对或多对齿上。

但载荷的分配并不平均，因此引进齿间载荷分配系数αH K 以解决齿间载荷分配不均的问题。

对直齿轮与修形齿轮，取αH K =1
6.弹性系数
⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+-=
22
21
21111
E E Z E υυπ 单位——21a MP ，数值列表见表3
表2.5 弹性模量
此设计中齿轮材料选为40cr ，调质后表面淬火，由上表可取。

)(8.1892
1
a E MP Z =.弯曲疲劳强度寿命系数FN K
7.选取载荷系数 1.3K = 8.齿宽系数d ϕ的选择
1d d b =
ϕ
1.齿面接触疲劳强度校核
对一般的齿轮传动，因绝对尺寸,齿面粗糙度，圆周速度与润滑等对实际所用齿轮的疲劳极限影响不大，通常不予以考虑，故只需考虑应力循环次数对疲劳极限的影响即可。

齿轮的许用应力 按下式计算
[]S
lim σσN K =
S ——疲劳强度安全系数。

对解除疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声，振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取 1S S H ==。

但对于弯曲疲劳强度来说，如果一旦发生断齿，就会引起严重事故，因此在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取 1.5~1.25S S F ==。

N
K ——寿命系数。

弯曲疲劳寿命系数FN K 查图1。

循环次数N 的计算方法
是：设n 为齿轮的转速（单位是r/min ）；j 为齿轮每转一圈，同一齿面啮合次数；
h L 为齿轮的工作寿命（单位为h ），则齿轮的工作应力循环次数N 按下式计算：
h njL 60N =
(1)设齿轮泵功率为w P ，流量为Q ，工作压力为P ，则
)
(245.760/101036w kw Q P P =⨯⨯⨯=-
(2)计算齿轮传递的转矩
m m
75.125343n P 109.55T W
6⋅=⨯⨯=N
(3)
47.09042
d b 1d ===
ϕ
(4)
)(8.1892
1
a E MP Z =
(5)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 MPa 500Hlim =σ
(6)计算循环应力次数
9h 1038.21530082155260njL 60N ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==）（
(7)由机设图10-19取接触疲劳寿命系数0.9K HN = (8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为0.1，安全系数S=1
[]MPa
504MPa 0050.9S
K lim
HN H =⨯==σσ
(9)计算接触疲劳强度
76
.1==αβH H V A K K K K K
N 416667.2785d T
2F 1
t ==
齿数比1u =
][ MPa 764.20u
1
u bd KF 2.5Z H 1t E
H σσ<=+⋅=
2.齿根弯曲强度校核
(1)由图10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 650MPa FE =σ
(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85K FN =
(3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4S =则：
[]394.64MPa
1.4650
0.85S
K FE
FN F =⨯=
=σσ
(4)载荷系数
485
.1==αβH H V A K K K K K
(5)查取齿形系数
85.2Y Fa = 应力校正系数54.1Y Sa =
(6)计算齿根危险截面弯曲强度
MPa
45.8654254.185.2416667.2785485.1bm Y Y KF Fa Sa t F =⨯⨯⨯⨯==
σ <[]F σ
所以，所选齿轮参数符合要求。

三、卸荷槽的计算
此处按“有侧隙时的对称双矩形卸荷槽”计算。

（1）两卸荷槽的间距a
75.1120cos 90
145cos 222
2≈︒⨯⨯==ππn A z m a α
（2）卸荷槽最佳长度c 的确定
35.6cos z m 1mcos 2
2
22min
=-=ααεπA
c （3）卸荷槽深度h
4.238.08.0=⨯==m h
四、泵体的校核
泵体材料选择球墨铸铁（QT600-02）。

由机械手册查得其屈服应力s σ为300~420MPa 。

因为铸铁是脆性材料，因此其许用拉伸应力[]σ的值应该取为屈服极限应力即[]σ的值应为300~420MPa
泵体的强度计算可按厚薄壁圆筒粗略计算拉伸应力σ 计算公式为
式中y R ——泵体的外半径（mm ）
e R ——齿顶圆半径（mm ） s p ——泵体的试验压力（MPa ）
一般取试验压力为齿轮泵最大压力的两倍。

即
s p =2p=2x6.3=12.6MPa
()MPa P R R R R s e
y Y
⋅-+=2
22
2
e 3.14.0σ
因为
[]s σσ≤
代数得mm 29.61R y =
考虑加工设计等其他因素，所以泵体的外半径取为2mm 6。

五、滑动轴承的计算
选择轴承的类型
选整体式液体静压轴承：因为此种类类型的轴承用于低速轻载，且难以形成稳定油膜。

轴承材料选择与性能 计算轴承宽度
一般轴承的宽径比B/d 范围在0.3-1.5，宽径比小，有利于提高运转稳定性，提高端卸量以降低温度。

但轴承宽度越小，轴承承载能力也随之降低。

综合考虑宽经比取0.5
所以轴承宽度m d B
B 014.0028.05.0)d
(=⨯==
计轴颈圆周速度
s m x /81.01000
60nd V ==π
（1）按从动齿轮所受径向力计算，两滑动轴承所受径向力之和为
N 7497100143.685.085.0=⨯⨯⨯==e pBD F △式中：△p 的单
位为MPa ，B 和e D 的单位为mm 。

每个轴承所受径向力为
N 5.37482
7497
221===
=F F F （2）轴承PV 值
s n F PV ⋅=⨯⨯=⋅=
m /MPa 58.242
191005525.3748B 19100
（3）齿轮轴颈线速度
s m V /89.21000
60552
100100060dn ≈⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
（4）轴承单位平均压力（比压）
MPa 6775.2014
.01.05.3748d =⨯=⋅=B F p
(5) 选择轴瓦材料
查机械设计中表12-2，在保证[][][]pv pv v v p ≤≤≤,,p 的条件下，选定轴承材料为ZCuAll0Fe3
（6）换算出润滑油的动力粘度
已知选用的润滑油的运动粘度v=220cSt
取润滑油密度3/kg 900m =ρ
润滑油的动力粘度s a 198.010********v -6-6⋅=⨯⨯=⨯=P ρη （7）计算相对间隙 由式
0001.010*********n 9
3194
93194≈=≈）
（）（ψ ，取为0.00125
（8）计算直径间隙
mm d 035.02800125.0=⨯==∆ψ
（9）计算承载量系数
由式48.0042
.081.0198.0200125.05.374822
2≈⨯⨯⨯⨯==
B F
C p ηνψ (10)计算轴承偏心率
根据的值查《机械设计》中表12-6，经过查算求出偏心率310.0=χ （11）计算最小油膜厚度
由式m 6.32)1(2
h min μχψ=-=d
（12）确定轴颈、轴承孔表面粗糙度十点高度
按照加工加工精度要求取轴颈表面粗糙度为0.8，轴承孔表面粗糙度为1.6，查机《械械设计》书中表7-6得轴颈m 2.3Rz 1μ=，轴承孔m 3.62μ=Rz 。

（13）计算许用油膜厚度
取安全系数S=2,由式[]m Rz Rz S μ8.46.18.02)(h 21=+⨯
=+=）（ 因[]h >min h ，故满足工作可靠性要求。

（14）计算轴承与轴颈的摩擦系数
因轴承的宽径比B/d=0.5,取随宽径比变化的系数67.3d 5.1==）（B
ξ，计算摩擦系数
00275.067.300125.05.010
3.600125.060552
2198.05.0f 6=⨯⨯+⨯⨯⨯⨯
⨯=+=ππζψψπηωp （15）查出润滑油流量系数
由宽径比B/d=0.5与偏心率310.0=χ查《机械设计》书中图12-16，得润滑油流量系数
11.0q
=Bd
ψν （16）计算润滑油温升
按润滑油密度3/kg 900m =ρ，取比热容)/(1800C kg J c ⋅=，表面传热系数
)/(802C m W s ⋅=α，由式
C vBd q c p
f
t s οπψνπαψρψ226.2289.200125.08011.09001800103.6)00125.000275
.0(
)(6
=⨯⨯+
⨯⨯⨯⨯=+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=∆（17）
计算润滑油入口温度
由式C 887.83C 2
226.22502t i οο
=-=∆-=t t m
因一般取,4035t C m -=故上述入口温度适合。

（18）选择配合
根据直径间隙mm 035.0=∆，按GB/T1800.3-1998选配合
h6
F7
,查得轴承孔尺寸公差为041
.0020.028++φmm ，轴颈尺寸公差0013.028-φmm 。

（19）求最大、最小间隙
mm
020.0mm 054.0min max =∆=∆
因35mm 0.0=∆，在之间与min max ∆∆，估算配合合用
六、联轴器的选择与校核计算
1.联轴器类型选择：
为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。

2.载荷计算：
设齿轮泵所需功率为w P
)(245.760/101036kw Q P P w =⨯⨯⨯=-
Q ——流量 P ——工作压力 公称转矩：
m N 34.125n
P 109.55T 5I ⋅=⨯=
3.1=K A ，
由机械设计表14-1查得取
故由式（14-1）计算转矩为： 图6.1 联轴器
m ca ⋅N =T ⋅K =T I A 95.162
由机械设计综合课程设计P143表6-97得刚性凸缘联轴器（GB/T5843—2003）轴孔直径为28的联轴器工程转矩为224N.m ，许用最大转速为9000r/min ，,故选用轴孔直径为28mm 的联轴器满足要求。

七、轴的强度计算
轴的强度计算一般可以分为三种：
1.按扭转强度或刚度计算；
2.按弯矩合成刚度计算；
3.精确强度校核计算。

根据任务要求我们选择第一种，此法用于计算传递扭矩，不受或受较小弯矩的轴。

材料选用40Cr ，MPa 55~35][=T τ，97~112A 0=
0303
0A 2359.0552
7.245
A n P A d ==≥ d-轴端直径，mm
T-轴所传递的扭矩，N.m
n
P T 6
1055.9⨯= P-轴所传递的功率，Kw
型号 轴孔长度L/mm L1/m m D1/m m D/mm d/mm d1/mm J 型
44 62 55
105
28
48
n-轴的工作转速,r/min
T τ-许用扭转剪应力，Mpa
又0A 2359.0为26.41~22.88，考虑有两个键槽，将
直径增大%15，则：312.2615.188.22d max =⨯=，
][MPa 404.34312.262.05527.2451055.9d 2.0n P 1055.9W T 3636
T
T T ττ≤=⨯⨯=⨯≈=
考虑加工安全等其他因素，则取28。

轴在载荷作用下会发生弯曲和扭转变形，故要进行
刚度校核。

轴的刚度分为扭转刚度和弯曲刚度两种，前
者用扭转角衡量，后者以挠度和偏转角来衡量。

轴的扭转刚度
轴的扭转刚度校核是计算轴的在工作时的扭转变形量，是用每米轴长的扭转角度量的。

轴的扭转变形要影响机器的性能和工作精度。

轴的扭转角m T /150.0d
73504οφ≈= 查《机械设计手册》表5-1-20可知满足要求。

2、轴的弯曲刚度
轴在受载的情况下会产生弯曲变形，过大的弯曲变形也会影啊轴上零件的正常工作，
因此，本泵的轴也必须进行弯曲刚度校核，
15.0~05.0)03.0~01.0(y p ==n m
rad 002.0~001.0p =θ
轴的径向受到力与齿轮沿齿轮圆周液压产生的径向力和由齿轮啮合产生的径向力和相等。

在实际设计计算时用e pBD F △85.0=近似计算作用在从动齿轮上的径向力，即轴在径向受到的力为
N
7497100143.685.085.0=⨯⨯⨯==e
pBD F △。

查《机械设计手册》可得
p 22442y 0769.0])287(5.01[028.01067028.0y ≤-=--⨯⨯⨯⨯-=F p
442rad 000854.0211028.0106028.0θθ≤-=+⨯⨯⨯-=）（F 故可得轴满足要求。

八、连接螺栓的选择与校核
1.螺栓选用 材料：低碳钢
由于螺栓组是塑性的，故可根据第四强度理论求出预紧状态下的计算应力
στσσ3.1322≈+=ca
对于M64~M10普通螺栓连接在拧紧时虽是同时受拉伸和扭转的联合作用，单在计算时，只按拉伸强度计算，并将所受的拉力增大30%来考虑扭转的影响。

N
16859.9896010502103.610R 2103.6PS F 6
26626=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯==-ππ F ——螺栓组拉力
P ——压力
S ——作用面积
2R S π=
R ——齿顶圆半径
取螺栓组中螺钉数为4
由于壁厚0b =12，沉头螺钉下沉5mm ,腔体厚42mm 则取螺纹规格d=M10,公称长度L=54,K=4，b=16性能等级为8.8级，表面氧化的内六角圆柱螺钉。

下面对它进行拉伸强度校核 拉伸强度条件为][d 85.04
F 2σπσ≤=）（ F ——工作拉力，N;
d ——螺栓危险截面的直径，mm
][σ——螺栓材料的许用拉应力，MPa ；
MPa 315d 44F
2==πσ MPa 5.4093.1322=≈+=στσσ
ca 由机械设计教材P87 表5-8可知：性能等级为8.8级的螺钉的抗拉强度极限
MPa 800][=σ 满足条件，螺钉可用。

九、齿轮泵进出口大小确定
齿轮泵的进出口流速计算公式： ()s m S
qn S Q V /106010602-⋅=⋅= 式中：Q ——泵的流量（L/min ）;
q ——泵的排量（ml/r ）;
n ——泵的转速（r/min ）;
S ——进油口油的面积（2cm ）
因为齿轮泵的进油口流速一般推荐为2——4m/s,出油口流速一般推荐为3——6m/s.
这里选进油口流速为3m/s,出油口流速为5m/s
利用上一个公式算得进油口面积,cm 383.02=进S
出油口面积2cm 23.0=出S
由2R S π=得进油口半径m m 71.2,m m 49.3==出进R R
十、齿轮泵的密封
轴承盖上均装垫片，透盖上装J 型无骨架橡胶油封。

因轴径d=12mm ，由GB/T 9877.1-1988,GB/T 9877.2-1988 查得J 型无骨架橡胶油封的相关尺寸参数如下：
内径m m 82D 1=，外径mm 24D 0=。

高度H=12mm 。

十一、法兰的选择
因为法兰外径D=124,所以由中国JB标准JB/T79.1-94，可选用数量为4的M12单头螺栓
十二、键的选择
键的截面尺寸b 和h 按轴的直径d 由标准来选定，键的长度L 一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度；一般轮毂的长度可取2)d ~(1.5L /=，这里d 为轴的直径。

由机械设计P106 表6-1可选得b,8，h=7，L=40。

十三、挡圈的选择
轴的直径d=12，所以由挡圈国标 GB/T 894. 1—1986 可查得以下参数： 挡圈：mm 9.25d 0=，6.3b ≈，2d 1=
沟槽：0
21.026.26d -=， 1.3m =，1.2n ≥
设计小结
作为一名机械制造与自动化大三的学生，我觉得能做这样的课程设计是十分有意义。

在已度过的两年半大学生活里我们大多数接触的是专业基础课。

我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去面对现实中的各种机械设计？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。

在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当属查阅了很多次设计书和指导书。

为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计书是十分必要的，同时也是必不可少的。

作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，虽然本次课程设计没有要求用auto CAD制图，但我却在整个设计过程中都用到了它。

用cad制图方便简洁，易修改，速度快，我的设计，大部分尺寸都是在cad上设计出来的，然后按这尺寸画在图纸上。

这样，有了尺寸就能很好的控制图纸的布局。

另外，课堂上也有部分知识不太清楚，于是我又不得不边学边用，
时刻巩固所学知识，这也是我作本次课程设计的第二大收获。

整个设计我
基本上还满意，由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。

由此
我可用更好
地了解到自己的不足。

参考文献
[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社，2006．
[2] 龚溎义、罗圣国．机械设计课程设计指导书（第二版）．北京：高等教育出版社，1990．
[3] 吴宗泽、罗圣国．机械设计课程设计手册（第二版）．北京：高等教育出版社，1999．
[4] 陈铁鸣．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003．。