发动机外啮合齿轮机油泵设计.docx

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发动机外啮合齿轮机油泵设计

发动机外啮合齿轮机油泵设计

（德州学院汽车工程学院，山东德州253023）

摘要：

本论文的主要研究目标是通过减小外啮合齿轮泵的径向力从而提高外啮合齿轮机油泵的性能。

为减小外啮合齿轮泵的径向力，中高压外啮合齿轮泵大多数情况下采用变位齿轮，此种方法对轴和轴承的性能需求较高。

通过研究发现马自达6轿车L3型发动机机油泵在低转速、小功率运行的工况下，容易出现油压偏低、油量偏小的现象，本设计通过采用机油泵增大模数、减少齿轮齿数的方法，对机油泵进行了重新规划设计。

从而提高机油泵的操作性、可靠性、使用寿命以及机油泵的工作效率。

关键词：

齿轮式机油泵；操作可靠性；功能需求；径向力

1绪论

1.1机油泵概述

机油泵对国内工程和生产具有非常重要的作用。

随着现代科技和经济的发展越来越快，工业工程的发展规模逐渐增大，这些使机油泵在各行各业的生产中起到了更大的作用，无论是工业还是工程，对机油泵的需求增大,对机油泵的要求也变得更高。

机油泵总体效率对与当前发展有一定的制约。

机油泵的工作效率、质量以及可靠性等方面亟待改善。

一般来说，机油泵的故障产生以及供油压力大小主要受制于机油泵各部件的磨损状况。

1.2国内外汽车机油泵发展概况及发展趋势

1.2.1国内外汽车机油泵发展现状

目前来看，齿轮泵自身有其显著地特点。

从结构上：

结构简单，体积小，重量轻。

从运行性能上：

功率损失小。

而且在工作时加工的过程易于操作，在实际运行过程中相对对油液污染程度不敏感，这些优良特性使得齿轮泵在现实生活中应用较为广泛。

但是凡事都有两面性，齿轮泵的主要缺点集中于以下几个方面：

运行过程中径向液的压力存在较大波动，轴承上各点受力不均衡，容易出现磨损；其次流量脉动大，易产生较高噪声[1]。

另外，有时需要中间传动机构使得制造成本升高，使得其使用范围受到限制。

当前社会，国内外学者对这些问题的进行了深入的研究和探讨，讨论和分析的问题主要倾向在以下几个方向。

国内方面：

1.如何选择齿轮泵的参数和结构，并对此进行优化；

2.运用数学建模和精确仿真等对补偿面和齿轮之间的油膜进行研究；

3.齿轮泵的困油现象。

困油现象及卸荷措施对齿轮泵以及整个液压系统都能够轻易产生相对较大的危害。

卸荷程度与困油冲击及齿轮之间相互啮合时的重叠系数之间存在较为密切的联系（其中卸荷程度还取决于卸荷槽的大小、形状和形状所处的位置等）[2]；

4.对如何降低齿轮泵噪声进行操作与研究；

5.如何降低齿轮泵的流量脉动。

由于泵本身的流量脉动大，并且液压系统对这方面需求的性能要求挺高，导致我们很少会选择齿轮泵。

现在人们已经研究出很多方法来降低流量脉动：

一、通过采用多齿轮进行调节；二、采用剖分式的齿轮来降低；三、选择符合条件的齿轮参数等；

国外方面：

1.轮齿表面的涂覆技术及其特点；

2.对有关于轮齿接触疲劳强度状况和弯曲应力的性能进行校核及计算；

3.运用适当方法对齿轮泵进行变量分析；

4.找到影响齿轮泵使用寿命的参数并进行优化；

5.齿轮泵所需进行高压化进行的途径和方法。

因为提高工作压力将会导致产生诸多问题，如下：

轴承在使用寿命上的情况会大大缩短；加剧产生泵泄露的可能性，降低容积效率。

再就是随着其工作压力不断增高，加上齿轮上受到不平衡的径向液压力的作用，导致径向液压力会越来越大，从而产生了这两个问题。

目前国内外学者都针对以上两个问题进行了研究：

1.对齿轮泵的径向间隙进行有效补偿；

2.提高轴承的承载能力（如采用复合材料型滑动轴承代替滚针型轴承等，但这些方法都不能从根本上有效的解决产生的问题）；

3.通过对比参考最佳性能参数等方法降低齿轮泵的径向液压力；

1.2.2汽车机油泵的发展趋势

目前对液压系统要求越来越高，为了提高液压系统的运行质量，齿轮泵采取更加积极措施，继续保持其在润滑系统等方面的领先地位的同时，其次还需向如下几个方向进行深入的研究和探讨：

1.高压化。

齿轮泵的高压化工作情况目前来说已取得较大突破，但还是由于受其本身结构因素等的诸多限制，要想更进一步提高工作压力相对来说是比较困难的，因此必须研制出更新结构的齿轮泵[3]。

在这个方面，多齿轮泵本身就具有比较大的优势，尤其是平衡式的复合齿轮泵。

2.低流量脉动。

由于流量脉动的影响使得压力脉动产生波动，进而导致整个系统的震动和噪声加剧，这种情况不符合现代社会发展的需求[4]。

3.低噪声。

随着人们生活品质的提高，对噪声降低的需求也急剧加深。

以前国外就有“安静”的液压泵的说法。

一般来说，齿轮泵产生噪声的原因主要是由以下两种情况造成的：

一是齿轮在相互啮合过程中产生，这取决于齿轮的加工精度和安装精度；二是困油冲击产生，这主要取决于泵的卸荷情况。

4.大排量。

一些具有快速运动要求的系统通常要求大排量，但是普通齿轮的泵排量的提高还要受到诸多因素的限制。

5.改变排量。

由于齿轮泵的排量本身自己不具有可调节性，因而限制了其在使用上的范围广度。

国内外的学者针对这个问题，进行了深入的工作与研究，并在这方面取得了很多具有较高价值的设计成果。

1.3课题研究的目的及意义

齿轮泵从其结构上分为内、外啮合齿轮泵两大类，在液压系统中的运用比较广泛。

目前世界上对外啮合齿轮泵的运用比较熟练，其综合性能技术也比较成熟。

采用了径向“扫膛”等工艺，并通过取用平衡槽来达到降低改善齿轮径向不平衡力的目标。

而且本身具有无论尺寸还是结构都适合社会的发展，性价比较高，并且其具有对油液的污染程度不太敏感、本身自吸能力较强等优良特性。

根据目前的市场来看，它在我国的工厂和CAD/CAM研究所中得到了广泛地应用，有着比较广阔的市场。

整个润滑系统需要保证润滑油在其中不停地循环，并且能够在任何转速下都能够保质保量的供给足够润滑油，这个任务需要机油泵来完成。

在日常的应用中，由于受到轴向力的作用和泵油的压力作用使得机油泵两啮合齿轮端面出现磨损导致两啮合齿轮与泵盖的端面间隙变大，降低机油泵的泵油效率，这是个不容忽视的问题。

2齿轮式机油泵原理及总体结构设计

2.1汽车机油泵的分类及方案选型比较

2.1.1机油泵的分类

按泵作用于液体原理分类

1.叶片式泵（动力式泵）叶片通过旋转产生离心力，在力的作用下不断吸入液体并压出。

2.容积式泵（正排量泵）主要分为往复式和容积式两种。

分别由活塞不断往复或转子不断旋转进而连续的将液体吸入并压出。

往复式排液过程中是具有间歇的。

3.其它类型泵主要是流体动力泵等。

2.1.2方案选型比较

本论文设计机油泵的主要想法是用于低压的汽车机油泵，这就要求机油泵除了必须具备较低的工作压力外，还得具有结构简单，抗污能力强等特性。

液压系统大部分的工作压力都在14-35Mpa这个区间内，如果把低于21Mpa的区间归为低压，那么叶片泵就有很多能达到这个要求，而且柱塞泵压力最高，其存在的结构特点使其有了相对较高的运行效率，同时压力方面也能做到符合工作要求。

目前最高压力泵也就是柱塞泵，不过柱塞泵存在一个严重的弱点，那就是会产生很大的噪声，泵运行时候产生的噪音分贝数达不到是人长期呆在相同工作环境中的要求（为了保护人们的听力和身体健康，噪音的允许值在75~90分贝）。

目前很多国外厂家在这个方面做得就很好，既在能够保证压力流量的同时，又能够尽量的减小脉动，使得泵的使用寿命也得到延长。

齿轮泵比较适用于输送那些不含固体颗粒和纤维，同时又无腐蚀性，而且温度不高于80℃，并且介质粘度为5×10-6～1.5×10-3m2/s（5-1500cSt）区间的润滑油或具有类似性质的润滑油其他液体。

因此我们选用外啮合齿轮机油泵比较符合设计要求。

2.2汽车齿轮式机油泵的结构

齿轮泵从结构上来分通常齿轮泵又被分为内、外啮合齿轮泵两种，一般采取定量泵的方式应用于液压系统，使用的范围也比较广泛。

其中外啮合齿轮泵的应用最常见、也最广泛。

图2-1为齿轮泵结构图，这个齿轮泵由泵体，端盖，主动齿轮轴，从动齿轮等15种零件组成的。

泵体和端盖之间用6个螺钉连接，并且用两个圆柱销进行定位，在这些里面垫片主要起的作用是调节间隙和密封。

齿轮轴6、7两端分别由泵体3和端盖8支承。

齿轮轴6装有联轴器，并用压紧螺母1、垫圈拧紧，防止轴向松动。

齿轮轴6上装有垫片4，通过垫片4、压紧螺母1压紧，防止油渗出，起密封作用。

[5]

1-泵体；2-泵体横隔；3-安全阀体；4、23-弹簧；5-弹簧座；6-垫片；7-安全阀盖；8-螺母；9-调节螺杆；10-后端盖；11-从动轴；13、31-挡板；14-锁紧螺母；15-锁紧环；16、17-平键；18、20-主动齿轮；

19、21-从动齿轮；22-轴承；24-弹簧座圈；25-橡胶密封环；26-动环；27-前端盖；28-静环；29-轴密压盖；30-销钉。

图2-1齿轮泵的结构

2.3齿轮泵的工作原理

图2-2齿轮泵的工作原理图

图2-2所示是外啮合齿轮泵进行工作的工作原理图，壳体内装有一对齿轮，并且齿轮的两侧都有端盖（图中未示出），齿轮的各个齿间槽、端盖和壳体组成了诸多密闭工作腔。

当齿轮沿图中所示方向进行旋转时，右侧的吸油腔会随着相互啮合的轮齿进而逐渐脱开，从而导致密闭工作容积会越来越大，进而导致部分真空，此时油箱中的油液会由于外界大气压的推动，通过吸油管进去吸油腔，充满齿间槽，并随着齿轮转动，油液进入左侧压油腔内。

在压油区一侧，在这里，由于轮齿逐渐啮合，密闭工作腔的容积越来越小，便把油液挤出去，从压油腔把油液输送到压力管路中。

[6]

2.4齿轮泵的总体结构设计

当今社会许多机油泵已与发动机直接相联接。

根据上面研究马自达6轿车L3型发动机机油泵的具体参数。

知机油泵的功率为P＝3kW，转速为n＝1420r/min，由此数据进行轴型号的选择：

轴的选材所取用的45钢是经调质处理过的。

2.4.1轴的选择

对轴的选用主要进行以下几步：

1.选择轴的类型

2.计算轴的转矩

3.确定轴的型号

4.校核最大转矩

5.进行必要的承载能力校核

6.协调轴孔直径

表2-1工作情况系数KA

分类

工作情况及举例

电动机、汽轮机

四缸和四缸以上内燃机

双缸内燃机

单缸内燃机

Ⅰ

　转矩变化很小，如小型通风机、小型离心泵

1.3

1.5

1.8

2.2

Ⅱ

　转矩变化小，如木工机床、运输机

1.5

1.7

2.0

2.4

Ⅲ

　转矩变化中等，如有飞轮的压缩机、冲床

1.7

1.9

2.2

2.6

Ⅳ

　冲击载荷和转矩变化中等，如水泥搅拌机、拖拉机

1.9

2.1

2.4

2.8

Ⅴ

　冲击载荷转矩变化大，如起重机、碎石机

2.3

2.5

2.8

3.2

Ⅵ

　转矩变化大并有极强烈冲击载荷，如无飞轮的活塞泵、重型初轧机

3.1

3.3

3.6

4.0

2.4.2轴的校核

1.根据设计需要选择作轴δB=600N/m，δS=355N/m

选择许用扭转剪应力[τ]=30～40N/m，C=118～106。

此齿轮轴是由泵盖支承的，而且其右端轴上存在键槽，键槽存在有方向不定的径向作用力F0的作用，F0=（0.2～0.5）Ft，取F0=0.3Ft，可见当系数选用0.3时等于F0=114.48N，由于作用的力的方向不确定，就按最危险情况进行计算校核。

[7]

2.扭矩

扭矩T=1.45N·mm，

扭转切应力应按脉动应力校正系数=0.58进行计算

T=0.58×1.45=0.84N·mm，（2-1）

3.计算弯矩

根据选择轴的型号确定轴的弯矩：

最大弯矩=1.38N·mm；最小弯矩=0.87N·mm

4.按弯矩对轴的强度进行校核

按最大弯矩截面进行校核最大弯矩截面的抗弯截面系数W=1.06，查[1]P315表16.3

[τ]=55N/m（45钢=600N/m）；[σ]=12.28N/m<55N/m

所得结果属于安全范围，满足要求。

5.对静强度进行校核

选最大弯矩截面为危险截面。

弯曲应力=30.85N/m，抗扭截面系数=0.2时

扭矩T=2.13N·mm，扭转应力=20.42N/m，

σsb=1.4σs=1.4×355=497N/m（2-2）

τs=0.7σs=0.7×355=249N/m（2-3）

S=9.7

查[1]P15表2.2知最小许用安全系数[S]=1.5

可见所得结果满足要求。

2.4.3对齿轮泵内的两个相啮合齿轮进行校核

已知：

发动机的输入功率为P=2.14kw,主轴转速为n=1420r/min，

转矩T=10.9

103N·m

齿轮1:

2：

m=3；z=10；b=27

两齿轮的材料采用的是40Cr调质后又进行表面淬火，其硬度达48～55HRC。

齿宽系数=0.5；齿形系数=2.56；应力修正系数=1.64。

查附表得：

弯曲疲劳极限=2.346HRC+605.628=2.346×48+605.628=718N/m；

弯曲许用应力[τ]=0.7×718=502.6N/m

1.对齿根弯曲疲劳强度进行校核及计算

使用情况系数KA=1.25；

圆周速度V=22.39m/s；

动载系数KV=1.15；

齿向载荷分布系数KHβ=1.13，

KFβ=0.794KHβ+0.207=1.1；（2-4）

KAFt1/b=33.6N/m<100N/m。

（2-5）

齿间载荷分布系数Kα=1.09，KFα=1.18

重合度=1.24；

重合度系数=0.85；

弯曲最小安全系数=1.25；

弯曲寿命系数=1；

尺寸系数=1.0；

[τ]=574.4N/m；

[σ]=59.55N/m；

KH=1.25×1.15×1.13×1.09=1.77（2-6）

KF=1.25×1.15×1.18×1.1=1.86（2-7）

由结果得知齿根弯曲疲劳强度满足要求。

2.对齿面接触疲劳强度进行校核

重合度系数=0.96；

弹性影响系数=189.8；

节点区域系数=2.5；

接触最小安全系数=1.05（一般可靠度）；

接触寿命系数ZN1=1.09，ZN2=1.07；；

接触疲劳极限=12HRC+550=12×48＋550=1126N/m；

许用接触力[τ1]=1244N/m,[τ2]=1147.4N/m；

由结果得知齿面弯曲疲劳强度满足要求。

3齿轮泵的主要零部件造型设计及总体装配图

3.1.机油泵零件造型设计

通过运用二维工程图进而画出齿轮泵的主动齿轮轴与从动齿轮图：

1.寻找并建立目标的基础特征：

操作运用各种特征进行绘图；

2.通过操作过程画出齿廓：

需要从文本中输入所需关系式以及需要的有关参数，使得生成轴图的目标达成。

[8]

3.画图所得主动齿轮轴与从动齿轮轴见附图。

3.2机油泵的总体装配设计

1.通过齿轮1绘出所需参数的分度圆,找到齿轮与分度圆的交点,过交点做轴垂直端面，并过交点做轴垂直齿面，下一步作出辅助面，然后作出符合要求的辅助面。

同理在齿轮2上作辅助面。

[9]

2.将不同的辅助面之间进行约束性匹配，并将齿轮的两个端面通过对齐进而装配。

3.齿轮泵是有左端盖、中泵体、右端盖、主动齿轮轴、从齿轮等零件组成。

4.机油泵的效果图如3-1所示

图3-1齿轮泵效果图图3-2齿轮泵爆炸图

5.机油泵的爆炸图如图3-2所示

6.机油泵的总体装配图见附图

4总结

本次设计主要进行了分析了齿轮泵的工作原理、进行了齿轮与齿轮轴的设计与校核、主要零部件的三维造型设计以及总体装配等工作。

这次设计的齿轮泵操作简单、易于安装、可靠性高，同时使用寿命得到提高，齿轮泵的效率得到了一定提升。

唯一不足只是齿轮需要较高的强度与硬度，相应的使得总体价格有所提高。

不过总体来看达到了预期设计的目标。

基于齿轮式机油泵的设计与实现涉及到多个方面的技术、方法和理论，目前本系统还存在许多新的问题亟待解决，在实际运用和操作中尚需要不断的进行积累和完善。

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机械工业出版社，2005．

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机械工业出社社，2004.

EngineOutsideMeshingGearMachinePumpDesignSummary

（CollegeofAutomotiveEngineeringDezhouUniversity，ShandongDeZhou253023）

Abstract:

hemaingoalofthispaperisthroughtheradialforceandreducetheexternalgearpumpsoastoimprovetheperformanceofexternalgearturbinepump.Astheradialforceandreducetheexternalgearpump,highpressuregearpumpinmostcasesusinggear,thismethodofshaftandbearingperformanceofhigherdemand.ThroughtheresearchofMazda6L3typeengineoilpumpinlowspeed,lowpoweroperationconditions,pronetolowoilpressure,oilamountslantslittlephenomenon,thisdesignusestheoilpumpincreases,reducingthenumberofgearteethmodulusmethod,replanninganddesignfortheoilpump.Inordertoimprovetheoilpumpoperation,reliability,servicelifeandtheefficiencyofthefuelpumps.

Keywords:

geartypeoilpump;operationalreliability;functionalrequirements;radialforce

谢辞

经过将近两个月的时间，终于将这篇论文写完。

在论文的写作过程中不断遇到各种的困难和障碍，最终都在老师和同学们的精心帮助下度过了。

特别的要感谢我的论文指导老师，他对我进行了诸多的帮助和无私的指导，并不厌其烦的对我的论文进行修改和改进。

还有，在图书馆中查找各种资料的过程中，图书馆的老师也给予了诸多方面的帮助。

其次感谢在这篇论文所涉及到的诸位学者。

本文在写作过程中引用了数位学者的研究和文献，如果没有各位学者的研究成果对我的启发和帮助，否则我将很难完成本篇论文的写作。

另外感谢我的同学和朋友，你们在我写论文过程中给予我了诸多有效的素材，还有在论文的撰写和排版过程中所给予的帮助。

最后由于我的学术水平有限，论文难免有所不足，恳请各位老师和学友指正批评！