外啮合齿轮泵设计说明书.doc

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1、武汉科技大学本科毕业设计（论文） 题 目： 中高压外啮合齿轮泵设计 姓 名： 专 业： 交通运输 学 号： 200934011 指导教师： 武汉科技大学机械工程学院二0一三年五月 目 录摘 要IAbstractII1绪 论11.1 研发背景及意义11.2齿轮泵的工作原理21.3 齿轮泵的结构特点31.4外啮合齿轮泵基本设计思路及关键技术32 外啮合齿轮泵设计52.1 齿轮的设计计算52.2 轴的设计与校核72.2.1齿轮泵的径向力72.2.2减小径向力和提高齿轮轴轴颈及轴承负载能力的措施82.2.3 轴的设计与校核82.3 卸荷槽尺寸设计计算112.3.1 困油现象的产生及危害112.3.2

2、消除困油危害的方法132.3.3 卸荷槽尺寸计算152.4 进、出油口尺寸设计172.5 选轴承172.6 键的选择与校核172.7 连接螺栓的选择与校核182.8 泵体壁厚的选择与校核18总 结19致 谢20参 考 文 献22摘 要（想要此课题的CAD装配图与零件图与本人联系 qq：994166684，保证你的毕业设计过关）外啮合齿轮泵是一种常用的液压泵，它靠一对齿轮的进入和脱离啮合完成吸油和压油，且均存在泄漏现象、困油现象以及噪声和振动。减小外啮合齿轮泵的径向力是研究外啮合齿轮泵的一大课题，为减小径向力中高压外啮合齿轮泵多采用的是变位齿轮，并且对轴和轴承的要求较高。为解决泄漏问题，低压外啮

3、合齿轮泵可采用提高加工精度等方法解决，而对于中高压外啮合齿轮泵则需要采取加浮动轴套或弹性侧板的方法解决。困油现象引起齿轮泵强烈的振动和噪声还大大所短外啮合齿轮泵的使用寿命，解决困油问题的方法是开卸荷槽。关键词：外啮合齿轮泵，变位齿轮，浮动轴套，困油现象，卸荷槽AbstractThe external gear pump is a commonly used hydraulic pumps, which rely on a pair of meshing gears into and out of oil and oil pressure to complete, and there are l

4、eakage, the phenomenon of trapped oil and noise and vibration. Reduce the external gear pump of the radial force is the external gear pump is a major issue, in order to reduce the radial force more pressure external gear pump uses a variable gear and the shaft and bearings are higher. To solve the l

5、eakage problem, low pressure gear pump and other methods can be used to solve higher precision, while for the high-pressure external gear pumps are needed to increase the floating sleeve or elastic side panels of the solutions. Phenomenon caused by trapped oil gear pump is also a strong vibration an

6、d noise are considerably shorter service life of external gear pump to solve the oil problem is trapped unloading opening slot. Key words：external gear pump, variable gear, floating shaft, trapping phenomenon, unloading tank 1绪 论1.1 研发背景及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

7、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、噪声高及易产生气穴等缺点，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、低噪音等方面发展及应用，对齿轮泵的特性研究及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)， 其设计及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

8、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：齿轮参数及泵体结构的优化设计；齿轮泵间隙优化及补偿技术；困油冲击及卸荷措施；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；齿轮泵的寿命及其影响因素研究；齿轮泵液压力分析及其高压化的途径；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。随着社会的发展，齿轮泵更广泛的被应用于各种工业，工业自动化程度越来越高，

9、需要达到的精度也越高，市场竞争越来越激烈。这就要求齿轮泵的设计制造在秉承了原有的先进技术之外，要不断攻克新的技术难点。此次研究在达到课题给出的条件要求之外力争改善外啮合齿轮泵的如下难点：（1）高压化；（2）低流量脉动；（3）低噪声；（4）大排量；（5）变排量，为社会工业发展提供性能更强、更稳定的外啮合齿轮泵。本论文针对如何降低外啮合齿轮泵的输出流量脉动和噪声并力求在保持外啮合齿轮泵的结构和工艺在各类液压泵中最简单，在价格、可靠性、寿命、抗污染和自吸能力强的优势上开展了对齿轮泵的工作机理分析与研究。本论文在对外啮合齿轮泵工作原理和流量脉动机理分析的基础上，为外啮合齿轮泵的结构设计奠定基础。 在此

10、基础上进行了外啮合齿轮泵的结构设计，通过建立外啮合齿轮泵齿轮的优化数学模型，优化计算出使输出流量脉动最小的齿轮参数。这对于促进机械装备的技术进步、降低机械装备的制造成本具有十分重要的意义，其应用前景将十分广阔.1.2齿轮泵的工作原理外啮合齿轮泵的工作原理图如图1.2所示： 图1-2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

11、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

12、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。1.3 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

13、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。 1.4外啮合齿轮泵基本设计思路及关键技术 外啮合泵主要由主、从动齿轮，驱动轴，泵体及侧板等主要零件构成。泵体内相互啮合的主、从动齿轮与两端盖及泵体一起构成密封工作容积，齿轮的啮合点将两腔隔开，形成了吸、压油腔，吸油腔内的轮齿脱离啮合，密封工作腔容积不断增大，形成部分真空，油液在大气压力作用下从油箱经吸油管进入吸油腔，并被旋转的轮齿带入压油腔。压油腔内的轮齿不断进入啮

14、合，使密封工作腔容积减小，油液受到挤压被排往系统，这就是齿轮泵的吸油和压油程。在齿轮泵的啮合过程中，啮合点沿啮合线，把吸油区和压油区分开。根据外啮合齿轮泵的工作原理及外啮合齿轮泵设计方面的资料，我们可总结出外啮合齿轮泵的基本设计思路如下：1.根据使用场合选择齿数。均匀性要求高的一般取14到,20齿。要求低的取6到14齿。2.根据需要的排量计算模数。m=q/KZ(B/m)开三次根号。m是模数Z是齿数q是排量。K=6.66，B是齿宽(B/m)根据压力查表低压较大，高压较小3.齿轮变位。齿轮泵齿轮匀许根切但要保证根切的情况下不漏油。所以一般要保证啮合线始终在根切部分以外。具体要查齿轮手册。根据以往经

15、验14齿以上可以不变位。变位会使排量变小，所以需要变位时得把齿数再减小然后变位来凑出需要的排量。齿轮是核心部件，至此主要工作结束。4. 轴的设计与校核。5.开泄荷槽。一般都是开那种矩形对称的。并根据液压元件上的公试计算其尺寸。6.计算吸油和排油口齿寸。7.选密封件、轴承、键等标准件。8.选择泵体壁厚画外壳。其中关键技术为齿轮的设计与轴向间隙补偿装置的设计。 2 外啮合齿轮泵设计 2.1 齿轮的设计计算（1）因为此外啮合齿轮泵是中高压齿轮泵所以材料强度要求较高，根据资料文献选择齿轮材料为40Cr。（2）确定参数 根据齿轮泵的排量公式由于齿间容积比轮齿间的体积稍大，考虑这一因素，将2用6，66代替

16、比较符合实际情况。因此 式中 B齿宽（mm） V公称排量（ml/r） z齿轮齿数 m模数（mm）根据额定压力P=10MPa齿数选择原则：目前齿轮泵的齿数一般为z=6-20.由于低压齿轮泵多应用在机床上，故要求流量均匀，因此低压齿轮泵的齿数多取为13-20。对于高压齿轮泵，要求有较大的齿根强度。为了减小轴承的受力，要减小齿顶圆直径，这样势必要增大模数、减少齿数，因此高压齿轮泵的齿数较少，一般取z=6-14。为了防止根切削弱齿根强度，齿形要求进行修正。 齿宽选择原则：齿轮泵的流量成正比，增加齿宽可以相应的增加流量而齿轮与泵体及盖板间的摩擦损失及容积损失的总和与齿宽并不成比例的增加，因此，齿宽较大时

17、液压泵的总效率较高，但对于高压齿轮泵，齿宽不宜过大，否则将使齿轮轴及轴承上的载荷过大使轴及轴承设计困难。一般对于高压齿轮泵B=(3-6)m，对于低压齿轮泵B=(6-10)m。泵的工作压力越高，上述系数应取得越小。根据以上原则选择齿数z=14，B/m=5.4，代入数据得取整得m=5mm，齿轮的其他参数：压力角变位系数 齿宽mm（3）校核：齿轮泵排量校核 误差小于5 %，合格。按齿根弯曲疲劳强度校核齿轮：因从动轮受力大所以只需校核从动轮。根据校核公式确定式中各参数：D=mz=5x14=70mm n（V601000）（D）1287rmin 查手册得: 将其代入得： 所以齿轮合格。2.2 轴的设计与校

18、核2.2.1齿轮泵的径向力齿轮泵工作时，作用在齿轮轴颈及轴承上的径向力，由液压力和齿轮啮合力组成。1.液压力 是指沿齿轮圆周液体压力所产生的径向力F。液压力的大小和方向取决于液体压力沿齿顶圆周的分布情况，吸油腔区段（其夹角为）受压力的作用，压油腔区段（其夹角为）受压力的作用，吸压油腔之间的过渡段（其夹角为）所受的压力是变化的（由升至）。为计算简便，可近似认为吸压油腔间的过渡段，承受沿齿轮圆周线性分布压力，如图2-1所示。 图2-1 齿轮圆周压力的近似分布曲线在实际设计时，齿轮所受的总液压力亦可按下列近似公式计算 液压力作用在主动齿轮上产生的径向力和作用在从动齿轮上产生的径向力，其大小与方向完全

19、相同。2.啮合力 是指两齿轮啮合是，由彼此在啮合点的相互作用而产生的径力。作用在主动轮上的啮合力，其方向与作用在主动齿轮上的液压力方向相反，可抵消一部分液压力；作用在从动齿轮上的啮合力，其方向与作用在从动轮上的液压力方向相同，增大了径向力。由于齿轮泵在工作过程中，啮合点的位置在节点附近来回变动，所以啮合力也是变化的。在实际设计中，齿轮轴颈所受的径向力F（包括液压力和啮合力），可按下列近似公式计算 2.2.2减小径向力和提高齿轮轴轴颈及轴承负载能力的措施 齿轮泵的径向力大，作用在齿轮轴轴颈及轴承上的负载大，这是妨碍齿轮泵提高性能和使用寿命的重要因素，如何减小齿轮泵的径向力及提高齿轮轴轴颈及轴承的

20、承载能力，是研究齿轮泵的主要课题之一。要解决齿轮轴轴颈及轴承的负载问题，可以从以下方面进行研究。1. 减小径向力减小径向力一直是从事高压齿轮泵研制的科技人员的研究课题，因为轴承寿命与负载的10/3（为滚针轴承；滚珠轴承为3）次方成反比，也就是说，若轴承负载减小30%。寿命可延长3倍。减小径向力的方法，较常用的可归纳为三种： （1）合理地选择齿宽b和齿顶圆 直径D。 （2）缩小压油口直径，使压力油仅作用在一个齿到两个齿的范围内，这样压力油作用于齿轮上的面积减小，因而径向力就相应的减小。 （3）开压力平衡槽，这种方法使作用在轴承上的径向力大大减小。但此种方法会使泵的内泄漏增加，容积效率降低，所以很

21、少使用此种方法。 2.改进齿轮轴的材料及热处理性能2.2.3 轴的设计与校核从动轮径向力：最小轴径计算 综合各方面考虑初步设计轴的结构尺寸图如下： 图2-2 轴的受力分析根据轴的弯矩平衡有： 所以有： 再根据力平衡有： A点弯矩为根据以上的受力分析与计算可作得弯矩和扭矩图如图2-2。并由此可知截面3-3,4-4,6-6有可能是危险截面。下面用第三强度理论一一校核。3-3截面：首先查得40Cr的许用正应力为由截面直径为40mm有抗弯截面系数为: 弯矩为： 扭矩为： 应力为： 所以此截面安全。4-4截面：直径为35mm，有抗弯截面系数为: 弯矩为： 应力为： 所以截面安全。6-6截面只受扭矩，其直

22、径为30mm，其抗扭截面系数为： 切应力为： 所以此截面安全。2.3 卸荷槽尺寸设计计算2.3.1 困油现象的产生及危害齿轮泵在工作过程中，同时啮合的齿应多于一对，即重合度系数大于一（一般取1.05到1.15），才能正常工作。虽然从理论上讲，重合度系数等于一，齿轮不会出现间断吸压油现象，也不产生困油现象，可以正常工作，但考虑到制造误差，实际工作时啮合系数往往会小于一。因而齿轮泵的输油率就很不均匀，会出现时而输油时而不输油的不正常现象，瞬时流量的差值可达30%左右，齿轮泵不能正常工作。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

23、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。困油现象的危害： 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。 齿轮泵的困油现象，由于齿侧间隙的大小不同，闭死容积变化曲线

24、也不同。下面按有齿侧间隙和无齿侧间隙（或间隙很小）两种情况进行分析。图2-3为有齿侧间隙的齿轮泵困油现象示意图。当新的一对齿在A点开始啮合是，前一对齿在B点啮合尚未脱开，在它们之间形成一个困油容积 ,此时的困油容积最大，由于存在齿侧间隙，和是相通的（如图2-3a），当齿轮按图示方向旋转，逐渐减小，逐渐增大，而整个困油容积逐渐减小，当齿轮旋转到两个啮合点（D、E）对称于节点P时，为最小（如图2-3b）；当齿轮继续旋转，继续减小，继续增大，而逐渐增大，直到前对齿即将在C点脱离啮合时，又增加到最大（如图2-3c）。图2-3 有齿侧间隙的齿轮泵困油区得形成和变化过程2.3.2 消除困油危害的方法困油现

25、象是齿轮泵不可避免的技术问题，必须采取措施解决。消除困油危害一般是在于齿轮端面接触的泵盖（或泵体、侧板、轴套、轴承座圈）上开卸荷槽。开卸荷槽总的原则是：在保证高低压腔互不相通的前提下，设法使困油容积与压油腔或吸油腔相通。卸荷槽的结构形式，一般可分为三类：1.相对齿轮中心连线对称布置的双卸荷槽（1）对称布置的双矩形卸荷槽；（2）对称布置的双圆形卸荷槽。2相对齿轮中心连线不对称布置的双卸荷槽（1）向低压侧偏移的不对称布置的双卸荷槽；（2）向高压侧偏移的不对称双卸荷槽（有齿侧间隙的泵，一般不采用这种结构）。3单个卸荷槽（1）仅压油腔有卸荷槽；（2）仅吸油腔有卸荷槽。卸荷槽的位置与齿轮的齿侧间隙大小有

26、关，无齿侧间隙或间隙很小时，其距中心线的距离要小，只相当于有齿侧间隙的一半。一般齿轮泵大都具有齿侧间隙，因此这里只介绍有齿侧间隙的卸荷槽。卸荷槽的形状一半分矩形和圆形两种，在实际生产中，相对齿轮中心连线不对称布置的双圆形卸荷槽应用较为普遍。下面简单介绍几种常用的卸荷槽。1.相对齿轮中心连线对称布置的双卸荷槽对称布置的双卸荷槽的位置，应保证如下条件：（a）当困油容积开始由大变小、液体受挤压时，该容积应与压油腔相通。（b）当困油容积为最小时，压油腔应与吸油腔隔开。（c）当困油容积开始由小变大时，该容积应与吸油腔相通。（1）对称布置的双矩形卸荷槽图2-4所示为有齿侧间隙的对称双矩形卸荷槽结构图。图中

27、困油容积正处于最小位置，两个卸荷槽的边缘正好和啮合点D和E相接。两卸荷槽之间的距离a因保证困油容积在到达最小位置前始终和压油腔相通。在最小位置时，困油容积既不和压油腔相通，也不和吸油腔相通，过了最小位置后又始终和吸油腔相通。因此对a的尺寸要求很严，若a太大，困油现象不能彻底消除；若a太小，又会使吸油腔和压油腔沟通，引起泄露，降低齿轮泵的效率。图2-4 有齿侧间隙的对称双矩形卸荷槽（2）对称布置的双圆形卸荷槽图2-5所示为有齿侧间隙的双圆形卸荷槽。只要使圆形卸荷槽的圆周与困油容积处于最小位置时（见图2-3b）的齿轮啮合点D和E相交，即可达到卸荷目的。图2-5 有侧隙时的对称双矩形卸荷槽和对称双圆

28、形卸荷槽的几何关系2.向低压侧偏移的不对称双卸荷槽有侧隙的对称双卸荷槽，用于低压齿轮泵已能满足卸荷要求，但对于中高压，高压齿轮泵，尚有卸荷不完善的缺点。为彻底解决困油现象，采用向低压侧偏移的不对称双卸荷槽。无侧隙（或侧隙很小）的对称双卸荷槽，因两卸荷槽之间的距离仅为有侧隙双卸荷槽的一半，卸荷是充分的，不需要向低压侧偏移的卸荷槽结构。向低压侧偏移的不对称双卸荷槽开设原则是：在不使压油腔与吸油腔沟通的前提下，使在压缩到最小值时始终和压油腔相通，即使两个卸荷槽边缘分别通过困油终了时的齿轮啮合点F和困油开始时的齿轮啮合点C（如图2-5）。2.3.3 卸荷槽尺寸计算 根据以上所述，此处可采用对称式的矩形

29、卸荷槽。（1）两卸荷槽的间距计算公式： 式中:刀具齿形角; A两个齿轮的实际中心距。无侧隙啮合方程 节圆直径计算公式 所以： 代入得： 高压侧和低压侧的卸荷槽边缘与齿轮中心线之间的距离 （2）卸荷槽深度h h的大小影响困油容积的排油速度。因此应根据困油容积的变化率为最大值时，以卸荷槽中的排油速度为原则，来确定卸荷槽的尺寸h，即由上式可得 结合理论与实验，只要使，即可保证满足公式的条件。 取h=6mm。（3）卸荷槽宽度c 卸荷槽宽度的最小值应等于实际啮合线长度在中心线上的投影，即 为了保证卸荷槽畅通，应使卸荷槽宽度，同时又考虑齿根圆以内（特别是高压区）不宜开孔挖槽，以免削弱齿轮端面的密封，引起端

30、面泄露增加，使容积效率下降。故最佳c值的确定原则为：使卸荷槽两端刚好与两个齿根圆相接。由此可得计算公式 取c=13.5。2.4 进、出油口尺寸设计根据,且出油口油速小于8m/s，进油口油速小于4m/s，算得：进油口，可选接头螺母G34 JB-75 M42X2，其内径为25mm出油口可选接头螺母G28 JB-75 M33X2，其内径,20mm2.5 选轴承从动轮径向力：最小轴径计算 根据轴承所受载荷及轴承内圈内径要求选择轴承型号为NA4907其主要参数如下：外径D=55mm,内径d=35mm,宽度B=20mm,基本额定静载荷2.6 键的选择与校核 根据轴伸出端直径选择键的型号为：键B8x32 G

31、B/T1096-79。校核： 所以此键合格。2.7 连接螺栓的选择与校核作用在“8”字形浮动轴套上的轴向力：采用6个螺钉连接，则每个螺钉受力为根据得： 所以取螺栓为M10.2.8 泵体壁厚的选择与校核 首先查得ZL203的极限应力，取安全系数，参考资料初选壁厚为20mm. 根据材料力学知泵体的每个微小单元可看做是受二向应力状态。其受力为： 所以壁厚符合要求。总 结齿轮泵是液压传动系统中常用的液压元件, 在结构上可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵大类。外啮合齿轮泵的优点是结构简单、尺寸小、重量轻、制造维护方便、价格低廉、工作可靠、自吸能力强、对油液污染不敏感等。缺点是齿轮承受不平衡的径向液压力,

32、轴承磨损严重, 工作压力的提高受到限制; 流量脉动大, 导致系统压力脉动大,噪声高。内啮合齿轮泵结构紧凑、尺寸小、重量轻, 并且由于齿轮同向旋转, 相对滑动速度小、磨损轻微、使用寿命长、流量脉动远比外啮合齿轮泵小, 因而压力脉动和噪声都比较小。内啮合齿轮泵允许使用较高的转速, 可获得较高的容积效率。齿轮泵的概念是很简单的，即它的最基本形式就是两个尺寸相同的齿轮在一个紧密配合的壳体内相互 齿轮泵啮合旋转，这个壳体的内部类似“8”字形，两个齿轮装在里面，齿轮的外径及两侧与壳体紧密配合。来自于挤出机的物料在吸入口进入两个齿轮中间，并充满这一空间，随着齿的旋转沿壳体运动，最后在两齿啮合时排出。齿轮泵是

33、一种容积式泵，其结构轻便紧凑，制造简单，工作可靠，维护保养方便。一般具有输送流量小输送压力高的特点，且用于输送黏性较大的液体。但工艺要求高，不易获得精准的匹配。随着齿轮泵在结构上的不断完善，它也被用于中压、高压液压系统中，因此研究齿轮泵对农业和工业均有重要的意义。致 谢从开学到现在，已经过去两个多月了。在这几个月里，我得到了指导老师的极大帮助。由于目前市面上关于齿轮泵的书籍很少，他们不仅帮我们找到相关书籍资料，毕业设计我学到了不少东西，不仅有与毕业设计相关的，还有一些其他专业知识。在此，我要衷心地对他们说一声：“您辛苦了，谢谢您！”衷心感谢学校这次毕业设计的学习锻炼机会，通过这次毕业设计，我收

34、获颇多，知识面有了很大的提高，综合运用能力得到加强，可以说经过这样一次设计，我们才真正达到了毕业的要求。首先，我感觉这次设计提高了我们解决实际问题的能力。在一个实际题目当前，怎样才能解决问题呢？这不是哪本书上能说清楚的。这就要求我们根据实际情况，分析实际问题，想出解决方案，这就是一个能力的问题了。平时我们很少有这样的机会，能把所学的知识运用于解决实际问题当中，但这次设计就给予了我们一个很好的机会。其次，这次设计考验了我的自学能力。在整个设计过程中，许多知识都不是我以前所学过的，特别是软件的应用方面。因此这让我意识到学习能力的重要性，活学活用，才能立于不败之地。再次，这次设计锻炼了我的综合运用知

35、识能力。在设计时，我不但要用到机械方面的知识，还要用到许多计算机方面的知识。如何把握许多方面的知识，综合运用这些知识，这就要求我们掌握重点，灵活运用，不然是难以解决设计中的问题的。最后在整个设计过程中，特别感谢我的指导老师周里群教授，是他悉心指导，耐心教育，我才得以解决许多百思不得其解的问题，尤其是许多论文的细节。所有这些，都让我内心深处感激不尽！ 编写本说明书时，力求符合设计步骤，详细说明了齿轮泵设计方法，以及各种参数的具体计算方法，如齿轮，轴的设计。本说明书在编写过程中，得到陈长庚老师和相关同学的大力支持和热情帮助，在此谨以致意。再有要感谢一起学习生活的同学们，与他们的一次次交流使我得以不

36、断进步和提高。我能够专心学习，顺利完成学业，与我的父母的培养、鼓励和支持是分不开的，在此向他们表示最诚挚的感谢！感谢文中所引用文献的所有作者们！再次感谢所有关心、支持和帮助过我的老师、同学和朋友们！由于本人设计水平有限，在设计过程中难免有错误之处，敬请各位老师批评指正。参 考 文 献1 李壮云.液压元件与系统.北京：机械工业出版社，2005.62 姜继海，宋锦春，高常识.液压与气压传动.北京：高等教育出版社，2009.53 何存兴主编.液压元件.北京：机械工业出版社，1982.64 曾详荣等.液压传动，北京：国防工业出版社，1980.35 张剑慈.液压齿轮泵轴向间隙的密封.润滑与密封.2002

37、.066 侯东海，吴晓玲.外啮合斜齿轮泵间隙优化设计.机械设计.2002.04.7 刘小年，杨月英.机械制图.北京：高等教育出版社，2007.78 胡凤兰.互换性与技术测量技术.北京：高等教育出版社，2005.29 倪小丹，杨继英，熊运昌主编.机械制造技术基础.北京：清华大学出版社，2007.3 10 郑贞平，曹成等编著.UGNX6数控加工入门.北京：高等教育出版社，2009,911 煤炭工业部，煤炭科学研究院上海研究所编.液压传动设计手册.上海：上海科学技术出版社，1986.212 洪钟德主编.简明机械设计手册.上海：同济大学出版社，2002.513 康百世朝田液压样本14 刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社,2007.715 高为国主编.机械工程材料基础.长沙：中南大学出版社，2002.716 Zhang L M，Kanda H，Brown D L，et al. A polyreference frequency domain method for modal parameters. ASME Paper，Number 85-Det-106.