齿轮输油泵

液压元件与系统综合训练

综合训练一：液压泵的设计

Q=60L/minn=1450rad/minp=

班级：流体13-2班

姓名：单德兴

指导教师：魏晓华

学号：02

1、外齿轮泵

外齿轮泵的工作原理

基本结构组成：齿轮（主动齿轮、从动齿轮）、泵体、吸入口、排出口。

装配关系：主动齿轮和从动齿轮分别安装在两根平行的转轴上；两根平行的泵转

轴由泵体和端盖支承；两齿轮被安装在泵体内。

工作原理：KCB齿轮式输油泵在泵体中装有一对回转齿轮，一个主动，一个被动，

依靠两齿轮的相互啮合，把泵内的整个工作腔分两个独立的部分。A为入吸腔，B为

排出腔。泵运转时主动齿轮带动被动齿轮旋转，当齿化从啮合到脱开时在吸入侧(A)

就形成局部真空，液体被吸入。被吸入的液体充满齿轮的各个齿谷而带到排出侧(B)，

齿轮进入啮合时液体被挤出，形成高压液体并经泵的排出口排出泵外

2.齿轮泵的困油现象(也称齿封现象)

齿轮泵的啮合过程中，同时啮合的齿轮对数应该多于一对，即重叠系数ε应大

于1(ε=才能正常工作。留在齿间的油液就被困在两对同时啮合的轮齿所形成的一个

封闭空间内，这个空间的容积又将随着齿轮的转动而变化。这就是齿轮泵的困油现象

3.齿轮泵设计

齿轮泵参数设计

齿轮泵的流量Q、压力

p

为已知的设计参数。

1.确定泵的理论流量

0

Q为

V

QQ/

0

=ml16.63

95.0

60

（2—9）

式中：

V

——泵的容积效率

V

=。

2.选定转速：由原动机直接驱动，原动机的转速即为泵的转速，或将原

动机减速后作泵的转速。若采用交流电动机驱动，一般转速为1450r/min。

3.选取齿宽系数K：对于低压齿轮泵K=7,压力高取小值，压力低取大值。

4.选取齿数Z：

对于中低压齿轮泵：Z=13

5.计算齿轮模数m：

当为标准齿轮时：

28.4

)27.013(6145014.32

1067

)27.0(2

10

3

6

3

6

0













ZnK

Q

m



=≈（mm）圆整后

去

6.校验齿轮泵的流量。该流量与设计理论流量相差5%以内为合格。

当为标准齿轮时：

当泵流量与设计理论流量相差控制在5%以内。

7.校核齿轮节圆线速度

H

V。

式中：

H

D——节圆直径，(mm)

n——转速，(r/min)

][

H

V——齿轮节圆许用线速度，其值见表1-1

若轮周速度太大，须减少节圆直径，办法是减少齿数或增加齿宽，有时

也可以修改转速n。

表1-1

8.确定困油卸荷槽尺寸。

(1)两卸荷槽之间的距离a

式中：

0

t——齿轮基节（mm）

H



——齿轮啮合角（°）

——分度圆压力角取20（°）

A

——两齿轮实际中心距（mm）

m——模数（mm）

Z

——齿数

(2)卸荷槽宽度：

min

C

式中：——重叠系数

4.1当压力角20

且中心距为标准值时，mc3.1

min



为保证卸荷槽畅通mc5.2

min



(3)卸荷槽深度h：

卸荷槽深度的大小，影响困油排出的速度，一般取

mh8.0

。

式中：m——齿轮模数（mm）。

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m=

（2）齿数z=13

（3）齿宽b=27

目前我国广泛采用的是“增一尺修正法”设计计算齿轮泵的齿轮参数。

采用这种方法的优点是：可以使压力角为20°的标准齿轮刀具，避免发生根

工业齿轮油粘度

smm/2

0520760

节圆极限速度

sm/V

max543

切，齿轮的齿顶圆直径和中心距为整数。

（4）理论中心距Ao=mz=

（5）实际中心距Ao=m(z+1)=63

（6）齿顶圆直径mmZmD

e

723135.43

（7）基圆直径mm4.6320cos155.4cos

nj

mzD

（8）基圆节距mmmt

nj

28.1320cos5.4cos

（9）齿侧间隙36.0~045.05.408.0~01.008.0~01.0mc

n

（10）啮合角

28ncos1/arccosα）（zz

（11）齿顶高mmmh75.65.45.15.1

（12）（12）齿根高mmmh625.55.425.125.1

（13）全齿高

mmmh125.105.425.225.2

（14）齿根圆直径mmhDD

ei

75.60625.5*2-722

（15）径向间隙

375.3

220

ie

DD

Amc

(16）齿顶高

75.65.45.15.1mh

（17）齿顶压力角

3620cos

213

13

arccos

cos

2

arccosarccos





































n

e

i

eZ

Z

R

R



（18）分度圆弧齿厚

0.7

20cos2

2.0

2

5.4

cos22













n

n

f

c

m

s

（19）齿厚10.7

2

m





s

（20）齿轮啮合的重叠系数





4.1

28an36an14

tantan14











ππ

tt

e





（21）公法线跨齿数

1.25.0

180

K



Z

4.齿轮泵校核

参数选择

此设计中齿轮材料选为40r

C

，调质后表面淬火

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：

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。

2.齿轮精度的确定

齿轮精度此处取7

3.动载系数V

K

表示由于齿轮制造及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。

4.齿向载荷分布系数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H

K

取。

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H

K

以解决齿

间载荷分配不均的问题。对直齿轮及修形齿轮，取H

K

=1

原动机工作

特性

工作机工作特性

均匀平稳轻微振动中等振动强烈振动

均匀平稳

轻微振动

中等振动

强烈振动

机器+名称精度等级机器名称精度等级

汽轮机

3~6

拖拉机

6~10

金属切削机床

3~8

通用减速器

6~9

航空发动机

4~8

锻压机床

6~9

轻型汽车

5~8

起重机

7~10

载重汽车

7~9

农业机械

8~11

6.弹性系数

























2

2

2

1

2

1

11

1

EE

Z

E



单位——

2

1

a

MP

，数值列表

此设计中齿轮材料选为40r

C

，调质后表面淬火，由上表可取。

弯曲疲劳强度寿命系数FN

K

7.选取载荷系数

1.3K

齿轮校核

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，圆周速度及润滑等对实

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。

齿轮受力图

齿轮的许用应力按下式计算

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

1SS

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

1.5~1.25SS

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：

(1)设齿轮泵功率为w

P

，流量为Q，工作压力为P，则

(2)计算齿轮传递的转矩

齿轮材料

弹性模量

配对齿轮材料

灰铸铁球墨铸铁铸钢锻钢夹布塑料

1180

锻钢

铸钢188

球墨铸铁

灰铸铁

(3)43.0

63

27

d

b

1

d



(4)

)(8.1892

1

aE

MPZ

(5)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限MPa500

Hlim



(6)计算循环应力次数

(7)由机设图10-19取接触疲劳寿命系数1.15K

HN



(8)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为，安全系数S=1

(9)计算接触疲劳强度

齿数比

1u

][a575MPa60.0

u

1u

bd

KF

2.5Z

H

1

t

EH





MP

故该项校核符合

要求。

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



(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

0.95K

FN



(3)计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数

1.4S

则：

(4)载荷系数

3.1

HHVA

KKKKK

(5)查取齿形系数

03.3Y

Fa

应力校正系数

5.1Y

Sa



(6)计算齿根危险截面弯曲强度

441MPa

1.4

6500.95

S

K

FEFN

F











MPa5.14

5.427

51.1004.322.261485.1

bm

YYKF

FaSat

F









<



F



所以，所选齿轮参数符合要求。

轴的剪切力校核

齿轮泵输出功率KW

Qp

p5.2

60

605.2

601











kw

p

p125.3

8.0

5.21

2





mN

n

p

•58.20

1450

125.3

955095502齿轮泵总效

率取80%

T-轴所传递的扭矩，

材料选用40Cr，

MPa55~35][

T



，

97~112A

0



d-轴端直径，mm

考虑有两个键槽，将直径增大%15，则：mm5.1544.1315.144.13d

max



][MPa371.21

5.152.0

1500

2.5

1055.9

d2.0

n

P

1055.9

W

T

3

6

3

6

T

TT













）（

合格

考虑加工安全等其他因素，则取40。

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

/051.0

d

7350

4



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，

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

pBDF△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

N75.17403

126655.285.0

85.0







e

pBDF△

。

查《机械设计手册》可得

故可得轴满足要求。

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

为

300~420MPa。因为铸铁是脆性材料，因此其许用拉伸应力的值应该取为

屈服极限应力即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计算公式为：

22

22

0.41.3

ey

s

ye

RR

P

RR









式中

y

R——泵体的外半径（mm）

Re

e

R

——齿顶圆半径（mm）

Ps——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==5MPa

因为

代数得mm5.42R

y



考虑加工设计等其他因素，所以泵体的外半径取为

mm85

。

5.其他零件选择与校核

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

（2）卸荷槽最佳长度c的确定

（3）卸荷槽深度h

联轴器的选择及校核计算

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

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

型号

轴孔长度

L/mm

L1/mmD1/mmD/mmd/mmb/mm

J型423

力

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。

F——螺栓组拉力

P——压力

S——作用面积2RS

R——齿顶圆半径

取螺栓组中螺钉数为4

由于壁厚

0

b=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

][

d85.0

4

F

2







）（

F——工作拉力，N;

d——螺栓危险截面的直径，mm

][——螺栓材料的许用拉应力，MPa；

由机械设计教材P87表5-8可知：性能等级为级的螺钉的抗拉强度极限

MPa800][

；

所以，满足条件，螺钉可用。

齿轮泵进出口大小确定

齿轮泵的进出口流速计算公式：

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2cm210.0

进

S

出油口面积2cm123.0

出

S

由2RS得进油口半径mm3.6,mm8

出进

RR

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。

销的选用

据齿轮泵上销的作用，即其主要起定位的作用，所以选择公称直径d=6的圆锥销。

电动机的选择

根据功率与转速，可确定电机型号为Y132s-4，功率5kw，转速

1500rad/s。

6.使用说明

安装

a.安装前应检查泵在运输中是否受到损坏，如电机是否受潮、泵进出口

的防尘盖是否损坏而使污物进入泵腔内部等。

b.安装管道前应先对管道内壁用清水或蒸气清洗干净。安装时应避免使

管道的重量由泵来承担，以免影响泵的精度及寿命。

c.油泵应尽量靠近油池；管道各联接部位不得漏气、漏液，否则会发生

吸不上液体的现象。

d.为防止颗粒杂盾等污物进入泵内，应在吸入口安装金属过滤网，过滤

精度为30目/in，过滤面积应大于进油管横截面积三倍以上。

e.进出口管路建议安装真空表及压力表，以便监视泵的工作状态。

f.当油池较深、吸油管路较长或介质粘度较高而造成真空度过高时，可

将进油管加粗一挡。吸油管路较长时还应安装底阀。

2、工作前的检查

a.泵的各紧固件是否牢固。

b.主动轴转动是否轻重均匀一致。

c.进出管道的阀门是否打开。

d.泵的旋转方向是否符合要求。

e.初次使用前应向泵内注入适量介质。

3、工作时的维护

a.注意泵的压力表及真空表的读数应符合该泵所规定的技术规范以内。

b.当泵在运转中有不正常的噪音或温升过高时，应立即停泵检查。

c.一般情况下，不得任意调整安全阀，如需调整时，要用仪器校正。使

安全阀的截止压力为泵

d.额定压力的倍。4、泵的停止

a.切断电源。

b.关闭进出管道阀门。

故障排除

现象产生原因排除方法

不排油或

排油量少

1、吸入高度超过额定值

2、吸入管道漏气

3、旋转方向不对

4、吸入管道堵塞或阀门关

闭

5、安全阀卡死或研伤

6、液体温度低而粘度增大

1、提高吸入液面

2、检查各接合处，最好加密封材料密封

3、按泵的所示方向纠正

4、检查管道是否堵塞，阀门是否全开

5、拆开安全阀清洗并用细研磨砂研磨阀

孔，使之密合

6、予热液体或降低非出压力

密封漏油

1、密封圈磨损

2、填料密封填料磨损

3、机械密封磨损或有划痕等

缺陷

4、机械密封弹簧失效

1、更换密封圈

2、调节填料压盖松紧，使之不漏且轴能转

动；补充填料

3、更换动静环或重新研磨

4、更换弹簧

噪音或

振动大

1、吸入管或过滤网堵塞

2、吸入管伸入液面较浅

3、管道内进入空气

4、排出管道阻力太大

5、齿轮轴承或侧板严重磨损

6、吸入液体的粘度太大

7、吸入高度超过额定值

1、消除过滤网上的污物

2、吸入管应伸入液面以下

3、检查各联接处，使其密封

4、检查排出管道及阀门是否堵塞

5、拆下清洗，并修整缺陷或更换

6、加温降粘处理

7、减少吸油高度及缩短吸油管长度