外啮合齿轮泵的设计(2)

（五）从动轴的计算

1. 强度计算（计算危险断面C—C的强度（如图）

（1）.求支点反力

在计算中一般当作可动铰链双支点的梁。这种假设对于一个支座中只装有一个滚动轴承或虽装有两个轴承但能自动调心是足够精确的。如果同一支座中装有两个滚动轴承，但不能自动调心时，则不考虑外面的那个轴承，而将靠里面的轴承当作铰链支承。

对于滑动轴承，这个假定性铰链与齿轮端面的距离取为 x l。 2

由于齿轮两端面的轴颈和滑动轴承的尺寸完全相同，所以两个假象铰

链的支反力为 RA RB qBF2 (N) 22

式中 q — 齿轮部分单位长度上的载荷（N/m）;

B — 齿宽（m）；

F2 — 作用在从动齿轮上的总径向力（N）

（2）.作用在危险断面C—C处的弯曲扭矩 M RAx

（3）.断面C—C的抗弯断面系数 F2lF2l (N m) 224

d 1 W 32 d1

式中 d 、d1—空心轴的外径和内径（m）。 3 4 (m3)

外啮合齿轮泵的设计

当为实心轴时，W d3

32 0.1d3(m3)

（4）.断面C—C的弯曲应力 w

（5）.求强度安全系数n

从动轴上的弯曲应力是对称循环的，即轴颈承受着变负荷。我们假定轴颈的弯曲是由于经常作用着平均弯曲力矩所产生的。

对称循环的弯曲强度安全系数为 n 1M 10 5(bar) W

K

b

式中 1— 材料的弯曲疲劳极限，对20CrMnTi 1=4900 bar;

K —弯曲的有效应力集中系数，K 值要根据D dr、和 b值在rd

“机械设计手册”中选取（其中D—从动齿轮节圆直径，d—轴颈直径，r—轴颈与齿轮端面交接处的圆角半径， b—材料的抗拉强度）；

—绝对尺寸对疲劳极限影响系数， 值要根据材料和轴颈d值在

“机械设计手册”中选取。

2. 从动轴的刚度计算

由于从动轴上没有扭矩作用，所以只计算它的弯曲刚度（挠度）

在采用滚动轴承的场合下，精确地计算轴颈的挠度是很重要的，因

为使轴产生并不显著的挠曲，就会引起在滚针或滚珠滚道边缘上单位压力的剧烈增加，很快就会损坏这些表面。

在采用滑动轴承的场合下，轴的挠曲使局部单位压力剧增并使润滑油

膜遭到破坏，造成轴承的挠伤。

为了防止这种破坏，首先必须尽可能减少轴的挠度。

在计算轴的挠度时，我们假定：a）对于滑动轴承或滚针轴承，轴颈上所受的载荷可视为均布载荷q1 F2；b) 载荷加在轴承的轴线上；c）2l

外啮合齿轮泵的设计

从轴颈外端至齿轮端面，轴颈的直径不变；d) 齿轮部分的变形可以忽略。其受力简图如图所示。

则轴颈长度的中心A相对于齿轮端面C的挠度为 yACq1x22 (x 6l2 47lx) 24EI

将q1 F2l和x 代入上式得 22l

yACF2l317F2l3 0. 768EIEI

式中 E —弹性模量，对于钢E 2.1 105N/mm2；

I — 截面A的轴惯性力矩，J

64d4(mm4)；

d、l—轴颈的直径和长度（mm）;

。 F2—作用在从动轮上的总颈向力（N）

（六）轮齿的强度（包括齿面接触强度和轮齿弯曲强度）的计算

(1). 验算齿根弯曲疲劳强度

由式校验算齿根弯曲疲劳强度：

F1

T1 9.55 1062KT1YF1bm2z1P5.5 9.55 106 36475.7(N mm) n11440

查课本《机械设计基础》图12.13查得YF1 3.7查表12.4载荷系数K，原动机为电动机，工作机械载荷特性比较平稳K=1。代入上式得，

外啮合齿轮泵的设计

F1 2 1 36475.7 3.7 149.3(MP )<{ F}1 安全。 25 2.52 11

（2）.验算圆周速度： v 3.14 32.5 1440 2.45（m/s） 60 100060 1000 d1n1

查课本12.3知，选8级精度合适。

（七）轴承的设计计算

（八）卸荷槽尺寸的计算

（九）浮动轴承（或浮动侧板、挠性侧板）轴向液压平衡的计算

（十）泵提强度计算

（十一） 连接（泵盖与泵体）螺钉（或螺栓）的计算