齒輪泵設(shè)計課程設(shè)計

1、陽工程學(xué)院課程設(shè)計設(shè)計題目：CAD/CAM實訓(xùn)齒輪泵系別機(jī)械工程學(xué)院班級學(xué)生學(xué)號指導(dǎo)教師王炳達(dá)職稱副教授實驗師起止日期： 2015 年 1 月 5 日起至 2015 年 1 月 9 日止Word 文檔陽工程學(xué)院CAD/CAM課程設(shè)計成績評定表系（部）：機(jī)械學(xué)院班級：學(xué)生：指導(dǎo)教師評審意見評價具體要求權(quán)重評分加權(quán)容分調(diào)研能獨立查閱文獻(xiàn) , 收集資料；能制定課程設(shè)計方案0.15432論證和日程安排。工作工作態(tài)度認(rèn)真，遵守紀(jì)律，出勤情況是否良好，能能力0.25432夠獨立完成設(shè)計工作，態(tài)度工作按期圓滿完成規(guī)定的設(shè)計任務(wù)，工作量飽滿， 難度0.25432量適宜。說明說明書立論正確，論述充分，結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)合

2、理，文字書的通順，技術(shù)用語準(zhǔn)確，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表0.55432質(zhì)量完備，書寫工整規(guī)。指導(dǎo)教師評審成績分加權(quán)分合計（加權(quán)分合計乘以12）指導(dǎo)教師簽名：年月日評閱教師評審意見評價具體要求權(quán)重評分加權(quán)容分查閱查閱文獻(xiàn)有一定廣泛性；有綜合歸納資料的能力0.25432文獻(xiàn)工作工作量飽滿，難度適中。0.55432量說明說明書立論正確，論述充分，結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)合理，文字書的通順，技術(shù)用語準(zhǔn)確，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表0.35432質(zhì)量完備，書寫工整規(guī)。評閱教師評審成績分加權(quán)分合計（加權(quán)分合計乘以8）評閱教師簽名：年月日課程設(shè)計總評成績分Word 文檔 ( 4 ) ( 5 ) (12) (13) (14)

3、(17) (18) (20) (21) (22) (23) (24) (25) (27) (29)Word 文檔CAD/CAM實訓(xùn)任務(wù)書一、實訓(xùn)目的通過 CAD/CAM實訓(xùn)使學(xué)生能夠利用 CAD/CAM技術(shù)完成零件實體造型、裝配、機(jī)構(gòu)仿真及分析、工程圖生成、零件數(shù)控仿真加工等容。提高學(xué)生解決工程實際問題的能力，使學(xué)生將所學(xué)知識得到綜合運用和鞏固。二、實訓(xùn)任務(wù)根據(jù)設(shè)計圖紙完成以下容：1. 零件的建模工作；2. 零部件的裝配與運動仿真；3進(jìn)行機(jī)構(gòu)的干涉檢查與分析，并能夠把分析結(jié)果有效輸出；4生成工程圖；5加工工藝設(shè)計；6對加工過程進(jìn)行檢查和仿真；7對走刀路徑進(jìn)行后置處理；三、實訓(xùn)成果1、零件的實體

4、模型；2、運動裝配及機(jī)構(gòu)運動仿真文件；3、裝配后的二維工程圖文件4、仿真加工文件和G 代碼；5、實訓(xùn)報告四、實訓(xùn)進(jìn)度項目教學(xué)容時間安排序號1零件實體造型1 天2裝配0.5 天3機(jī)構(gòu)運動及分析1 天4工程圖生成1 天5數(shù)控仿真加工1 天6答辯及報告整理0.5 天合計5 天Word 文檔二、齒輪的設(shè)計與校核一、主要技術(shù)參數(shù)根據(jù)任務(wù)要求，此型齒輪油泵的主要技術(shù)參數(shù)確定為：理論排量： 125ml/r額定壓力： 6.3MPa額定轉(zhuǎn)速 : 552r/min容積效率 : 90%二、設(shè)計計算的容1. 齒輪參數(shù)的確定及幾何要素的計算由于本設(shè)計所給的工作介質(zhì)的粘度為220 mm2 / s ，由表一進(jìn)行插補(bǔ)可得此設(shè)

5、計最大節(jié)圓線速度為2.6 m / s。節(jié)圓線速度V：D nV100060式中 D 節(jié)圓直徑（mm）n轉(zhuǎn)速表 2.1齒輪泵節(jié)圓極限速度和油的粘度關(guān)系液體粘度mm2 / s124576152300520760線速度umax m / s543.732.21.61.25流量與排量關(guān)系式為：Q0P0 nQ 0 流量P0 理論排量（ml/r ）2. 齒數(shù) Z 的確定，應(yīng)根據(jù)液壓泵的設(shè)計要求從流量、壓力脈動、機(jī)械效率等各方面綜合考慮。從泵的流量方面來看，在齒輪分度圓不變的情況下，齒數(shù)越少，模數(shù)越大，泵的流量就越大。 從泵的性能看， 齒數(shù)減少后， 對改善困油及提高機(jī)械效率有利， 但使泵的流量及壓力脈動增加。目

6、前齒輪泵的齒數(shù)Z 一般為6-19。對于低壓齒輪泵，由于應(yīng)用在機(jī)床方面較多，要求流量脈動小，因此低壓齒輪泵齒數(shù)Z 一般為 13-19 。齒數(shù) 14-17 的低壓齒輪泵，由于根切較小，一般不進(jìn)行修正。3. 確定齒寬。 齒輪泵的流量與齒寬成正比。 增加齒寬可以相應(yīng)地增加流量。 而齒輪與泵體及蓋板間的摩擦損失及容積損失的總和與齒寬并不成比例地增加，因此，齒寬較大時，液壓泵的總效率較高 . 一般來說，齒寬與齒頂圓尺寸之比的選取圍為0.2 0.8，即：B （0.2 0.8）DaWord 文檔1000 q0B26.66 ZmDa齒頂圓尺寸（mm ）4. 確定齒輪模數(shù)。 對于低壓齒輪泵來說， 確定模數(shù)主要不是

7、從強(qiáng)度方面著眼， 而是從泵的流量、壓力脈動、噪聲以及結(jié)構(gòu)尺寸大小等方面。通過對不同模數(shù)、 不同齒數(shù)的齒輪油泵進(jìn)行方案分析、 比較結(jié)果， 確定此型齒輪油泵的齒輪參數(shù)如下：（1）模數(shù) m 3（ 2）齒數(shù) Z 14（ 3）齒寬 b 42因為齒輪的齒數(shù)為 18，不會發(fā)生根切現(xiàn)象，所以在這里不考慮修正，以下關(guān)于齒輪參數(shù)的計算均按標(biāo)準(zhǔn)齒輪參數(shù)經(jīng)行。（4）理論中心距 A0D fmz31472mm（5）實際中心距 AD fmz72mm（6）齒頂圓直徑 D em Z2314248mm（7）基圓直徑 D jD jmzcosn314cos 2028.8mm（8）基圓節(jié)距t jm cosn（9）齒側(cè)間隙cn1.5co

8、s204.42cn0.01 0.08 m0.01 0.0830.03 0.24（10）嚙合角20（11）齒頂高 h1.5m1.534.5（12）齒根高 h1.25m1.2533.75（13）全齒高 h2.25m2.2536.75（14）齒根圓直徑 D iDi D e2h482 6.75 13.5（15）徑向間隙c0 mDeDi7224 6.75 41.25A22Word 文檔（16）齒頂壓力角eearccos RiarccosZcosnarccos18cos 2032 .25ReZ2182（17）分度圓弧齒厚s fsfmcn50.422 cos227.10ncos20（18）齒厚 ssm4.7

9、12（19）齒輪嚙合的重疊系數(shù)Z tan etan18 tan31.77tan201.46（20）公法線跨齒數(shù)KZ0.5 2.5180（21）公法線長度（此處按側(cè)隙cn0 計算）Lm 2.9521 n0.50.015z32.9521Z1800.5 0.50.015 1424. 432(22) 油泵輸入功率N p q n 10-3 (kw)60 m6. 3 106 125 10 6 5528. 05（ kw ）60 0.9式中： N -驅(qū)動功率(kw)p - 工作壓力 ( MPa)q -理論排量(mL/r)n - 轉(zhuǎn)速(r/min)m - 機(jī)械效率，計算時可取 0.9。三、校核此設(shè)計中齒輪材料選

10、為40cr，調(diào)質(zhì)后表面淬火1. 使用系數(shù)K A 表示齒輪的工作環(huán)境（主要是振動情況）對其造成的影響，使用系Word 文檔數(shù)KA的確定：表 2.3使用系數(shù)原動機(jī)工作特工作機(jī)工作特性性均勻平穩(wěn)輕微振動中等振動強(qiáng)烈振動均勻平穩(wěn)1.001.251.501.75輕微振動1.101.351.601.85中等振動1.251.501.752.0強(qiáng)烈振動1.501.752.02.25液壓裝置一般屬于輕微振動的機(jī)械系統(tǒng)所以按上表中可查得K A 可取為 1.35。2. 齒輪精度的確定齒輪精度此處取 7表 2.4 各種機(jī)器所用齒輪傳動的精度等級圍機(jī)器名稱精度等級機(jī)器名稱精度等級汽輪機(jī)3 6拖拉機(jī)6 10金屬切削機(jī)床3

11、 8通用減速器6 9航空發(fā)動機(jī)4 8鍛壓機(jī)床6 9輕型汽車5 8起重機(jī)7 10載重汽車7 9農(nóng)業(yè)機(jī)械8 113. 動載系數(shù) KV 表示由于齒輪制造及裝配誤差造成的不定常傳動引起的動載荷或沖擊造成的影響。動載系數(shù)的實用值應(yīng)按實踐要求確定， 考慮到以上確定的精度和輪齒速度，偏于安全考慮，此設(shè)計中K V 取為 1.1。4. 齒向載荷分布系數(shù) K H 是由于齒輪作不對稱配置而添加的系數(shù)， 此設(shè)計齒輪對稱配置，故 K H 取 1.185。5. 一對相互嚙合的齒輪當(dāng)在嚙合區(qū)有兩對或以上齒同時工作時，載荷應(yīng)分配在這兩對或多對齒上。但載荷的分配并不平均，因此引進(jìn)齒間載荷分配系數(shù)K H 以解決齒間載荷分配不均的

12、問題。對直齒輪及修形齒輪，取KH =1Word 文檔1Z E22111216. 彈性系數(shù)E1E2單位 MPa2，數(shù)值列表見表 3表 2.5 彈性模量配對齒輪材料齒輪材料灰鑄鐵球墨鑄鐵鑄鋼鍛鋼夾布塑料彈性模量1180001730002020002060007850鍛鋼162.0181.4188.9189.8鑄鋼161.4180.5188球墨鑄鐵156.6173.9灰鑄鐵143.7此設(shè)計中齒輪材料選為40cr，調(diào)質(zhì)后表面淬火，由上表可取。Z1E189.8(MP 2 )a6.彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)K FN7. 選取載荷系數(shù) K 1.38. 齒寬系數(shù) d 的選擇dbd11. 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核對一般的

13、齒輪傳動，因絕對尺寸 , 齒面粗糙度，圓周速度及潤滑等對實際所用齒輪的疲勞極限影響不大，通常不予以考慮，故只需考慮應(yīng)力循環(huán)次數(shù)對疲勞極限的影響即可。齒輪的許用應(yīng)力按下式計算limSS疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)。對解除疲勞強(qiáng)度計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲，振動增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故可取SSH1。但對于彎曲疲勞強(qiáng)度來說，如果一旦發(fā)生斷齒，就會引起嚴(yán)重事故，因此在進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算時取SSF1.25 1.5 。K N 壽命系數(shù)。彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 查圖 1。循環(huán)次數(shù) N 的計算方法是：設(shè)n 為齒輪的轉(zhuǎn)速 （單位是 r/min ）；j 為齒輪每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；L h

14、 為齒輪的工作壽命（單位為 h），則齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N按下式計算：Word 文檔N 60 njL h(1) 設(shè)齒輪泵功率為 Pw ，流量為 Q，工作壓力為 P，則PwP106Q10 3 / 607.245(kw)(2) 計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩9.55 10 6PW125343 .75 N mmTnb42dd10.47(3)90Z189.8(MP1(4)E2 )a(5) 按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(6) 計算循環(huán)應(yīng)力次數(shù)Hlim500MPaN60 njL h60 552 1 （28 30015） 2.38 109(7)由機(jī)設(shè)圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù)K HN0.9(8)計算

15、接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 0.1，安全系數(shù) S=1K HNlim0.9 500MPa450MPaHS(9) 計算接觸疲勞強(qiáng)度KKAKVKH K H1.76Ft2T2785.416667Nd1齒數(shù)比 u1KFt u1H H2.5Z E764.20 MPa bd1u2. 齒根彎曲強(qiáng)度校核(1) 由圖 10-20c 查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE650MPa(2) 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN0.85Word 文檔(3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1.4 則：K FNFE0.85 650F394.64MPaS1.4(4)KKAKVKH KH 1.485載荷系數(shù)(

16、5)查取齒形系數(shù) YFa2.85 應(yīng)力校正系數(shù) YSa1.54(6) 計算齒根危險截面彎曲強(qiáng)度0.4Re21.3RY2Ry22Ps MPaReKFt YSaYFa 1.4852785.416667 2.85 1.54F86.45MPabm42 5< F所以，所選齒輪參數(shù)符合要求。三、卸荷槽的計算此處按“有側(cè)隙時的對稱雙矩形卸荷槽”計算。（1）兩卸荷槽的間距aa m2 z cos2n 52 14cos2 20 11.75A90（2）卸荷槽最佳長度c 的確定c minmcos1m 2 z 2cos 26 .35A 2（3）卸荷槽深度 hh0.8m0.832.4四、泵體的校核泵體材料選擇球墨鑄

17、鐵（QT600-02）。由機(jī)械手冊查得其屈服應(yīng)力s 為300 420MPa 。因為鑄鐵是脆性材料，因此其許用拉伸應(yīng)力的值應(yīng)該取為屈服極限應(yīng)力即的值應(yīng)為 300 420MPa泵體的強(qiáng)度計算可按厚薄壁圓筒粗略計算拉伸應(yīng)力計算公式為Word 文檔式中 Ry 泵體的外半徑（mm ）Re 齒頂圓半徑（ mm）ps 泵體的試驗壓力（MPa）一般取試驗壓力為齒輪泵最大壓力的兩倍。即ps =2p=2x6.3=12.6MPa因為s代數(shù)得 R y61.29mm考慮加工設(shè)計等其他因素，所以泵體的外半徑取為62mm 。五、滑動軸承的計算選擇軸承的類型選整體式液體靜壓軸承： 因為此種類類型的軸承用于低速輕載，且難以形成

18、穩(wěn)定油膜。軸承材料選擇及性能計算軸承寬度材料牌號pvpv最高工軸頸硬/MPa.類別（名稱）/MPa/m/s作溫度度、 BHSm/s鋁青ZCuAll0Fe3（ 10-3 鋁銅）一般軸承的寬徑比 B/d 圍在 0.3-1.5 ，寬徑比小，有利于提高運轉(zhuǎn)穩(wěn)定性，提高端卸量以降低溫度。但軸承寬度越小，軸承承載能力也隨之降低。綜合考慮寬經(jīng)比取Word 文檔0.5BdmB ()所以軸承寬度d計軸頸圓周速度Vnd0.81m / s60x1000（1）按從動齒輪所受徑向力計算，兩滑動軸承所受徑向力之和為F0 .85 pBDe0 .85 6 .3 14 1007497 N式中： p 的

19、單位為 MPa ， B 和 De 的單位為 mm 。每個軸承所受徑向力為F1F2F749723748.5N（2）軸承 PV 值2PVFn3748.555219100B191002.58MPa / m s42（3）齒輪軸頸線速度Vdn100 552601000602.89m / s1000（4）軸承單位平均壓力（比壓）pF3748.52.6775MPa0.1d B0.014(5) 選擇軸瓦材料查機(jī)械設(shè)計中表12-2，在保證 pp ,vv , pv pv 的條件下，選定軸承材料為 ZCuAll0Fe3（ 6）換算出潤滑油的動力粘度已知選用的潤滑油的運動粘度 v=220cSt取潤滑油密度900kg/

20、 m3潤滑油的動力粘度v10 -6900 220 10 -60.198Pa s（7）計算相對間隙由式44（ n ）9 （ 552）960600.0001 ，取為 0.00125313110 910 9（8）計算直徑間隙d0.00125280.035mm（9）計算承載量系數(shù)Word 文檔F23748 .50.00125 20.48由式 C pB 20.1980.81 0.0422(10)計算軸承偏心率根據(jù)的值查機(jī)械設(shè)計中表12-6，經(jīng)過查算求出偏心率0.310（11）計算最小油膜厚度由式 h mind(1)32.6m2（12）確定軸頸、軸承孔表面粗糙度十點高度按照加工加工精度要求取軸頸表面粗糙度

21、為0.8，軸承孔表面粗糙度為 1.6，查機(jī)械械設(shè)計書中表 7-6 得軸頸 Rz 13.2m ，軸承孔 Rz26.3m 。（13）計算許用油膜厚度取安全系數(shù) S=2,由式 hS(Rz1Rz2 )2 （0.81.6） 4.8 m因 h min h ，故滿足工作可靠性要求。（14）計算軸承與軸頸的摩擦系數(shù)因軸承的寬徑比B/d=0.5, 取隨寬徑比變化的系數(shù)d1.53.67 ，計算摩擦系（）B數(shù)0.198255260f0.50.50.001253.670.002756.310 6p0.00125（15）查出潤滑油流量系數(shù)由寬徑比B/d=0.5 及偏心率0.310 查機(jī)械設(shè)計書中圖12-16，得潤滑油流

22、q量系數(shù)0.11Bd（16）計算潤滑油溫升按潤滑油密度900kg / m3 ，取比熱容 c1800 J /(kg C ) ，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)s80W /(m2 C) ，由式f() p( 0.00275 )6.3 106tcq0.0012522.226 Cs18009000.1180vBd0.001252.89（17）計算潤滑油入口溫度Word 文檔由式 t itmt50 22.226C 38.887 C22因一般取 t m3540 C, 故上述入口溫度適合。（18）選擇配合根據(jù)直徑間隙0.035mm ，按 GB/T1800.3-1998 選配合F7,查得軸承孔尺寸公h6差為 28 00.04102

23、0mm，軸頸尺寸公差2800. 013 mm。（19）求最大、最小間隙max0.054mmmin0.020mm因0.035mm ，在max 與 min 之間 ，估算配合合用六、聯(lián)軸器的選擇及校核計算1.聯(lián)軸器類型選擇：為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。2.載荷計算：設(shè)齒輪泵所需功率為PwPwP10 6Q10 3 / 607.245( kw)Q 流量P 工作壓力公稱轉(zhuǎn)矩：9.55105 P125.34 N mTIn由機(jī)械設(shè)計表14-1 查得取1.3，故由式（14-1）計算轉(zhuǎn)矩為：圖 6.1聯(lián)軸器ca162.95m由機(jī)械設(shè)計綜合課程設(shè)計P143 表 6-97 得剛性凸緣聯(lián)軸器（GB/T58

24、43 2003）軸孔直徑為 28 的聯(lián)軸器工程轉(zhuǎn)矩為224N.m ，許用最大轉(zhuǎn)速為9000r/min ，,故選用軸孔直徑為28mm 的聯(lián)軸器滿足要求。軸孔長度型號L/mmL1/mmD1/mmD/mmd/mmd1/mmJ 型4462551052848七、軸的強(qiáng)度計算軸的強(qiáng)度計算一般可以分為三種：1.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度或剛度計算； 2.按彎矩合成剛度計算； 3.精確強(qiáng)度校核計算。根據(jù)任務(wù)要求我們選擇第一種，此法用于計算傳遞扭矩，不受或受較小彎矩的軸。Word 文檔材料選用 40Cr， T35 55MPa ， A 0112 97dA 03 PA 03 7.2450.2359A 0n552d-軸端直徑， mm

25、T-軸所傳遞的扭矩，N.mT 9.55 106 P nP-軸所傳遞的功率，Kwn-軸的工作轉(zhuǎn)速 ,r/minT -許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，Mpa又 0.2359 A 0 為 22.88 26.41 ，考慮有兩個鍵槽，將直徑增大15% ，則：dmax 22.881.1526.312，T9.55106 P9.55106 7.245n55234.404MPa T T0.2d30.226.3123WT考慮加工安全等其他因素，則取28 。軸在載荷作用下會發(fā)生彎曲和扭轉(zhuǎn)變形，故要進(jìn)行剛度校核。軸的剛度分為扭轉(zhuǎn)剛度和彎曲剛度兩種，前者用扭轉(zhuǎn)角衡量，后者以撓度和偏轉(zhuǎn)角來衡量。軸的扭轉(zhuǎn)剛度軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核是計算軸的在工

26、作時的扭轉(zhuǎn)變形量，是用每米軸長的扭轉(zhuǎn)角度量的。軸的扭轉(zhuǎn)變形要影響機(jī)器的性能和工作精度。7350T軸的扭轉(zhuǎn)角d4 0.150 / m查機(jī)械設(shè)計手冊表5-1-20 可知滿足要求。2、軸的彎曲剛度軸在受載的情況下會產(chǎn)生彎曲變形，過大的彎曲變形也會影啊軸上零件的正常工作，因此，本泵的軸也必須進(jìn)行彎曲剛度校核，y p(0.01 0.03)mn0.05 0.15p 0.001 0.002rad軸的徑向受到力與齒輪沿齒輪圓周液壓產(chǎn)生的徑向力和由齒輪嚙合產(chǎn)生的徑向力和相等。在實際設(shè)計計算時用F0 . 85 pBD e 近似計算作用在從動齒輪上的徑向力，即軸在徑向受到的力為Word 文檔F0 .85 pBD e

27、0.856.314100。7497N查機(jī)械設(shè)計手冊可得yF0.0282712(7)2610440.5280.0280.0769y p6F0.0282（11）1040.028420.000854radp故可得軸滿足要求。八、連接螺栓的選擇與校核1.螺栓選用材料：低碳鋼由于螺栓組是塑性的，故可根據(jù)第四強(qiáng)度理論求出預(yù)緊狀態(tài)下的計算應(yīng)力ca2321.3對于 M10 M64 普通螺栓連接在擰緊時雖是同時受拉伸和扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合作用，單在計算時，只按拉伸強(qiáng)度計算，并將所受的拉力增大30%來考慮扭轉(zhuǎn)的影響。F PS6.31062R2 1066.3 1062 50210 698960 .16859 NF 螺栓組拉力

28、P 壓力S 作用面積SR 2R 齒頂圓半徑取螺栓組中螺釘數(shù)為4由于壁厚 b 0 =12，沉頭螺釘下沉5mm , 腔體厚 42mm 則取螺紋規(guī)格d=M10, 公稱長度L=54,K=4 ， b=16 性能等級為8.8 級，表面氧化的六角圓柱螺釘。下面對它進(jìn)行拉伸強(qiáng)度校核F 拉伸強(qiáng)度條件為2（0.85d）4F 工作拉力， N;d 螺栓危險截面的直徑， mm 螺栓材料的許用拉應(yīng)力，MPa；Word 文檔F4315MPa4 d2ca2321.3409.5MPa由機(jī)械設(shè)計教材P87 表5-8 可知：性能等級為8.8 級的螺釘?shù)目估瓘?qiáng)度極限800MPa滿足條件，螺釘可用。九、齒輪泵進(jìn)出口大小確定齒輪泵的進(jìn)出

29、口流速計算公式：VQ10qn 10 2 m / s60S60S式中： Q 泵的流量（ L/min ） ;q 泵的排量（ ml/r ）;n 泵的轉(zhuǎn)速（ r/min ）;S 進(jìn)油口油的面積（ cm2 ）因為齒輪泵的進(jìn)油口流速一般推薦為2 4m/s,出油口流速一般推薦為 3 6m/s.這里選進(jìn)油口流速為3m/s,出油口流速為 5m/s利用上一個公式算得進(jìn)油口面積S進(jìn) 0.383cm 2 ,出油口面積 S出0.23cm2由 SR 2 得進(jìn)油口半徑 R進(jìn)3.49mm , R出 2.71mm十、齒輪泵的密封軸承蓋上均裝墊片，透蓋上裝J 型無骨架橡膠油封。因軸徑d=12mm ，由 GB/T9877.1-19

30、88,GB/T 9877.2-1988查得 J 型無骨架橡膠油封的相關(guān)尺寸參數(shù)如下：Word 文檔十一、法蘭的選擇因為法蘭外徑D=124, 所以由中國JB 標(biāo)準(zhǔn) JB/T79.1-94 ，可選用數(shù)量為4 的 M12 單頭螺栓十二、鍵的選擇鍵的截面尺寸b 和 h 按軸的直徑d 由標(biāo)準(zhǔn)來選定，鍵的長度L 一般可按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度；一般輪轂的長度可取L/(1.5 2)d ，這里d 為軸的直徑。由機(jī)械設(shè)計P106 表 6-1 可選得 b,8， h=7，L=40 。設(shè)計小結(jié)三周的機(jī)械課程設(shè)計結(jié)束了，說是三周，實則兩周，第一周因測繪，因而無暇搞設(shè)計，兩周的時間緊迫， 因為感覺手

31、里的資料太少了，沒有， 于是不得不晚上和周末抽時間來繼續(xù)搞設(shè)計，時間抓的緊也很充實。作為一名機(jī)械設(shè)計制造及自動化大三的學(xué)生，我覺得能做這樣的課程設(shè)計是十分有意義。在已度過的兩年半大學(xué)生活里我們大多數(shù)接觸的是專業(yè)基礎(chǔ)課。 我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎(chǔ)課的理論面， 如何去面對現(xiàn)實中的各種機(jī)械設(shè)計？如何把我們所學(xué)到的專業(yè)基礎(chǔ)理論知識用到實踐中去呢？我想做類似的大作業(yè)就為我們提供了良好的實踐平臺。在做本次課程設(shè)計的過程中， 我感觸最深的當(dāng)屬查閱了很多次設(shè)計書和指導(dǎo)書。 為了讓自己的設(shè)計更加完善， 更加符合工程標(biāo)準(zhǔn)， 一次次翻閱機(jī)械設(shè)計書是十分必要的， 同時也是必不可少的。 我們做的是課程設(shè)計， 而

32、不是藝術(shù)家的設(shè)計。 藝術(shù)家可以拋開實際， 盡情在幻想的世界里翱翔，我們是工程師，一切都要有據(jù)可依 . 有理可尋，不切實際的構(gòu)想永遠(yuǎn)只能是構(gòu)想， 永遠(yuǎn)無法升級為設(shè)計。 記得我曾經(jīng)設(shè)計了一個很“藝術(shù)化”的減速器箱蓋吊鉤，然后找老師詢問，結(jié)果馬上被老師否定了，因為這樣的設(shè)計，理論上可用，實際上加工困難，增加產(chǎn)品成本。 所以我們工程師搞設(shè)計不要認(rèn)為自己是藝術(shù)家， 除非是外形包裝設(shè)計。作為一名專業(yè)學(xué)生掌握一門或幾門制圖軟件同樣是必不可少的，雖然本次課程設(shè)Word 文檔計沒有要求用autoCAD制圖，但我卻在整個設(shè)計過程中都用到了它。用cad 制圖方便簡潔，易修改，速度快，我的設(shè)計，大部分尺寸都是在cad 上設(shè)計出來的，然后按