《设计和计算一系列正齿轮泵的应用方法.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《设计和计算一系列正齿轮泵的应用方法.docx（17页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、设计和计算一系列正齿轮泵的应用方法抽象本文以一种基于参数的方法介绍了一种基于参数的正齿轮泵设计、建模和优化方法，该方法目前正在一家罗马尼亚公司生产。 为了扩大其产品范围，该公司要求对这种类型的泵进行基于参数的设计，进行FEM模拟并优化其概念，以覆盖更广泛的流量范 围，以满足当前受益人的要求。本研究的目的是通过参数化设计、数学验证和制造解决方案的有限元仿真来寻找改进的替代解 决方案。该泵型号是众所周知的，并且已经在许多国家/地区以各种许可证和建设性变体制造了几十年。研究过程分析了齿轮泵 的功能作用，其结构，其3D模型，该模型是从上次制造的解决方案中重建的，同时确定了某些需要优化的尺寸并将其用于参
2、数 化设计关系。作者使用了 CATIA V5软件和Visual Basic编程语言。通过数学计算，确定了泵齿轮中产生的压力值和力，稍 后应用于FEM仿真，以检查泵组件在这些力和压力产生的负载下的行为。本文确定并在汇总表中列出了每台泵的建设性解决方 案的最大应力值、变形和计算误差百分比。关键字:直齿轮泵家族;建设性的解决方案;参数化建模;泵流量1.引言液压齿轮泵的设计和制造是工业和学术环境中非常重要的经济，技术和研究要求。这些泵在汽车，海军，航空航天，消费 品，医疗，能源生产，电子，食品制备和保存等领域具有大量的工业应用。泵必须符合与受益人截然不同的功能要求。通常，这些泵驱动由流量和压力识别的特
3、定流体，例如燃料转移，冷却回路中 的水再循环，各种应用中医疗物质的计量，添加剂，油漆或化学品的混合等。在这种情况下，当流量非常重要时，论文回顾了用于微积分和模拟流速，外齿轮和月牙泵产生的流速的几种不同方法。 分析了选择泵控制体积的一些方法，并给出了主要的微积分参数和关系。还介绍了分布式模型的工作原理和行业应用，其中重 要的一节是指所需几何量的评估方法，如分析、数值、CAD等。本文解释了通过两个齿轮之间和/或齿轮与泵壳之间出现的间隙可能出现的泄漏。这些泄漏是由于加压流体和移动机械部 件之间的相互作用而出现的，应该加以考虑。由于其众所周知的设计简单性、低成本制造、多功能性和操作安全性，这些正齿轮泵
4、被广泛用于各种应用。在市场上，齿 轮泵有大量的建设性解决方案，可以通过以下方式来识别：压力水平（根据驱动流体在几个步骤中从低到高），齿轮类型（外 部，内部，锥形，直型，V形），齿形（渐开线，最常用于齿轮机械，或摆线，主要用于散装叶轮机的元件），泵送能力（恒 定或可变）和转子数量（双旋翼或多旋翼）。带直外部渐开线齿的齿轮泵2是最常见的类型，并且是容积泵。这些泵包含转子（安装在轴上或与轴集成）、定位销、 垫圈、螺钉、主体和盖子。它们的体积（活性杯）由齿之间的间隙组成，连续通过入口室;流体进入这些间隙并转移到液压装置 中。使用参数化设计，一家制造公司希望通过改变某些组件及其模块化整泵组件的尺寸来扩展
5、这些泵的生产范围，因此在转速 为3000 rev/min的情况下，最终的流速从2 L / min到22.52 L/ min不等。对于小流速，有不同的解决方案，其中泵的整体尺寸减小，可以被认为是0组微泵（1 cm）的一部分3/rev）。虽然制造商生产各种各样的泵，但这种特殊的泵型号可以组装成微型泵，在某些配置中是有趣的。近年来，许多研究论文都集中在构思液压齿轮泵以增加工作压力3, 4,扩大制造范围4, 5,提高运行效率6,减少压 力变化3, 7,动态载荷8, 9,重量10,振动11等。除了正齿轮泵的建设性和操作简单性、低价格和其他积极特性外，许多问题都是由于泵运行期间产生的流量波动而产生的 重要
6、振动引起的12。众所周知，振动是大多数液压系统中噪声的主要来源之一，但它们也会产生机械故障，运动部件的过早磨 损，泄漏等。因此，许多研究都集中在减少流速变化上，因为它是液压齿轮泵设计过程中一个重要且持续关注的问题。Pxl=Frxl-F=（，（9.81-zi- p m b , N(13)Frg12=? b- Dei22 nfitOcp- sMG dcp+? h- DeiZ2JZpTtsi八白 d(p-O , N(14)Fg=F4棕褐色aw , N(15)例如，齿轮角度oW=230,并且齿轮有移位齿8, 160关系(16)和(17)计算产生的力fR1和fR2,这会在齿轮轴承上产生载荷：FR1节 n
7、/vz2l+O.7, zt+O.7V , N(16)FR2=？ * bOGz22+3.q4z2+.4V , N(17)为了用上面的公式计算力，使用了以下值：p = 150 bar, m = 2 mm,1二 0.5 mm。d, FX1 , fTX2, FX1 , FX2,py, fR1和fR2为每个建设性变体确定。分析表2中提供的数据，可以观察到泵的第一个和最后一个参数化构造变体之间的计算值按比例增加8-10倍。4 .正齿轮载荷有限元仿真FEM仿真模型用于验证泵产品参数化概念的各种变体。所用的力值和压力分布如表2所示。因此，在本段中获得了有关 与泵组件相关的应力和变形分布的关键数据。在保持泵运行
8、的安全条件时，要求计算的应力低于临界应力。对于大多数关键条 件(拉伸强度、流量限制、弹性限制等)，可以选择不同的安全系数。施加在泵部件上的每种材料的屈服强度定义为在安全系数允许值施加的安全条件下实际应力的最大极限。屈服强度值决定 了模型(其几何形状、网格细化)、约束和/或载荷的变化。如果可能的话，目标是控制并保持变形在弹性域中，尊重制造商在 实际条件下测试泵后施加的安全系数21。泵组件材料的物理特性对于在有限元分析中正确实施非常重要。屈服强度值对本分析中计算的仿真结果至关重要。据泵制 造商介绍，其主体由铝合金 AISi9Cu3(Fe)制成，屈服强度 RlTI= 240 MPa, HBS 2.5
9、/62.5 = 104, Si (9.75%), Fe (0.73%), Cu (3.04%) , Ni (0.43%) , Mg (0.3%) , Zn (0.2%) , Sn (0.18%) , Ti (0.18%) , Mn (0.08%) 3o 盖子由 AISi6Cu4 制成，屈服强度 RlTI=200MPa, HBS 2.5/62.5=121,成分为：硅(7.97%),铜(5.12%),镁(0.7%), 铁(0.53%),镒(0.12%),锲(0.01%),锌(0.12%)。这些合金推荐用于铸造零件，具有非常好的切削加工性。对于齿 轮和轴，钢合金RlTI=350 MPa, HRC =
10、 51,对于装配部件(销和螺钉)，则使用优质碳钢Rm= 250兆帕。泵组件的良好3D模型之后应进行主要组件的离散化。因此，正确细化这些组件的网格可以减少计算模型的误差，因此 FEA产生的值接近实际值3, 22。为了分析泵，在CATIAV5中定义了点和单元的网格，齿轮具有良好的精度(尺寸=0.5 mm, 下垂=0.2 mm,抛物线型)。这些组成部分是最受重视的，也对拟议的研究提出了很高的兴趣。FEM分析还考虑了对齿轮轴具有轴承作用的其他部件：盖子、主体和补偿器（尺寸=1.5 mm,下垂=1 mm,线性型）。 离散化和仿真计算完成后，齿轮的结果比其他组件的错误率低得多。然而，所有这些都在与此类分析
11、相关的良好实践的公认范围内9, 21图8显示了齿轮和泵体的啮合解决方案。图8.牙齿之间间隙中压力的径向分布。根据Refs的说法，物理约束，如接触，压力，紧固和滑块，在齿轮泵的组件之间应用。3, 7, 22o分析泵组件的一个重要阶段是在组件的某些表面上施加虚拟载荷。这些虚拟载荷（压力和力）替换并模拟了操作期间模型 中出现的真实载荷8。根据理论上的考虑和实践，泵组件内部的力作用于齿，也作用于齿之间间隙中径向分布的压力。其他压力载荷会影响轴承、 盖子和补偿器的平面。这些载荷决定了泵内应力和变形的外观10, 22, 23oFEA施加的压力位于每个齿轮的齿之间的间隙中（图8）。压力分布从1.5 MPa的
12、值开始，一直到15 MPa （150 bar） 的值，这是根据制造商的规格进行泵操作的公称压力。入口室呈现最低压力，接近大气压0,最高值位于出口室19。两个值 相等但方向相反的力rd也切向作用于齿轮齿。连同施加的压力（fx1和Frx2）,泵组件加载产生的力fx1 , fx2, 适用于齿轮齿和齿轮轴上的有限元分析（图7）。将这些力与齿轮齿的反作用力相结合，Fy,产生的力fR1和fR2（图7）获得。这些力对驱动齿轮和从动齿轮的 轴承施加压力。图9显示了在某一时刻接触的两个齿轮齿上施加的载荷。上面提到的力在齿轮和轴上产生应力，也会在泵的其他部件中产 生应力：补偿器，主体，盖子，销和螺钉;图9,齿侧的
13、力分布。有限元分析表明，当齿到达对其侧翼施加最大压力的位置时，齿的应力最大3, 6o此外，这些区域的变形值由分析确定。根据表3,最大和最小应力值可以位于泵的每个组件上，以及所有12种参数化泵变体的变形和误差率。表3.最大应力、变形和误差率的变化。最后一个参数化泵型号出现最大应力（齿轮齿宽b = 22.1 mm,切向力FCl= 1326 N）。负载最大的部件是齿轮齿。最大应力（256 MPa）是在从动齿轮中获得的，在最后一个构造变体中。应力位于牙根17。 此外，驱动齿轮在齿根处产生最大应力（154 MPa）。齿轮中确定的最大应力值不超过齿轮钢的屈服强度值（350 MPa）。每个齿轮模型在接触面积
14、上经历的变形都很小（10.9 x 10-3mm从动齿轮，5.7 x 10-3mm驱动齿轮），对于正确的泵组件操作无关紧要。由抛物线型的有限元离散化的两个齿轮的误差率在7-10%的区间内。这些值对于此类组件的有限元分析是方便和可接受 的21。补偿器的最大应力为54 MPa,身体的最大应力为21 MPa,而盖子的最大应力为48.2 MPa。其他泵部件（销，螺钉和垫圈）具有不同程度的应力，但它们的值非常低，并且不会影响其功能。观察到这两个辅助销的 良好影响，它们使泵组件变硬。还观察到，从动齿轮轴承（补偿器和盖子），齿轮区域以及包含高压的齿之间的间隙中的应力分布较高。分析后在这些组件中发现的应力值小于
15、它们所制成的铝合金的屈服强度（260 MPa）值。根据F值，图10和图11显示了驱动齿轮和从动齿轮以及主体，补偿器和盖子中发生的应力演变d施加在牙齿上的力， 适用于所有参数化变体。2.8Driving gearDriven gear040080012001600Tangential force F & N图10.两个齿轮中的应力演变，取决于施加的Fd力量。60CoverCMWN90LX.SS 一55040080012001600Tangential force F（j, N图11.身体，盖子和补偿器中的应力演变，取决于施加的Fd力量。了解FEM的仿真实践并分析表中给出的所有这些结果，可以得出结
16、论，泵模型的参数化变体满足制造条件24。图12显示了第三个参数化变体在分析泵的主要部件中的最大应力位置（表3）。以图形方式显示应力增加的区域以及齿 轮齿之间的压力分布以及值调色板。此外，该图还突出显示了泵组件的啮合是如何准备的。因此，有限元网格在齿轮上的密度 更大，这导致更低（和更好）的误差百分比。图12 .第三个参数变体的主泵组件的网格表示。如果特定感兴趣区域的误差相对较高，则不会考虑分析结果，必须对3D模型进行细化并重复计算。细化泵网格11的目 的是实现尽可能小的误差率，从而在虚拟和实际条件下将泵装配行为的差异降至最低。为了完成这项研究，进行了许多计算迭代，这些迭代需要获得关于低误差百分比
17、的强加目标。5 .结语参数化设计研究、齿轮泵产品十二个构造变体的快速创建以及每个组件的有限元分析表明，完全有可能达到初步的产品验 证，这是产品设计优化的重要阶段5,对建立类似产品范围以供未来开发的过程产生重大影响。该论文介绍了一种应用于制造一系列泵的方法，以及用于计算电驱动电机所需的功率和扭矩，泵操作中涉及的力，其组件 的尺寸等。泵的尺寸参数具有连续计算和测试产生的离散值，同时考虑到可用于阀体和盖子的半成品。泵必须根据受益者的要 求提供某些流量，其组件的尺寸特别考虑到定义几何体积的参数。在参数化泵组件上应用和执行的有限元分析通过仿真对所有十二个已识别的解决方案进行了验证，因为最大应力值低于每
18、个组件的材料屈服强度。所有部件的排量最大值都非常低，在运行过程中不会导致泵组件之间的干扰，也不会导致液压油泄漏。在最佳泵组件重新建模后，对应于第三种解决方案（己经在生产和测试中），重量从546 g增加到587 g。泵组件的数量增加有几个原因。对于新泵，在补偿器中添加了一个补充的薄而刚性的塑料垫圈，以更好地密封泵室。该垫 片还防止了橡胶垫片的运动和过早磨损，橡胶垫片经过重新设计，具有略微不同的形状，以匹配补偿器较大通道的新形状。此 外，销钉数量增加是由于较大的建设性泵中出现的应力增加，但有时受益人的技术人员在完成维护和维修操作后错误地安装了 泵盖。本文的分析没有考虑压力脉动，也没有考虑液压油温度
19、在运行时间的增加，这也影响了泵部件的负载。进一步的研究可能 包括在实验条件下充分测试所得的原型变体，以测量实际的应力值，流量，温度，噪声和振动。这种验证应该是全系列生产前 的最终产品确认。参考文献11包含安装在实验室设置中测试台上的外啮合齿轮泵的实验研究和数值模态分析。许多关于液压齿轮泵的实验 模态分析的研究工作都集中在模态频率上，以便批准模型验证。泵组件及其在安装中的组装和安装都存在一些建模问题，例如确定每个组件的材料属性，螺栓连接的重要性和使用，与泵 安装相关的边界条件的关键建模。作者使用最小二乘复指数法实验观察和分析了参考家的振动模式，重点是模态的特性。通过 执行从最简单级别（组件）到整
20、个复杂组件的分析，创建，提出和确认更简单的建模策略。该论文强调，泵壳没有显示出任何重要的变形，但它接近刚体运动。在不增加3D模型复杂性的情况下，所提出的数值方 法具有良好的精度，模态频率误差低至6%,并且在模态形状方面具有良好的一致性。此外，参考文献11讨论了使用测量的振型的减振策略和提出的建模方法，这些方法可用于研究外啮合泵的大量建设性解, 这些解可能具有较低的模型复杂性，但具有合理的结果精度。2.泵的参数化设计和优化通常，新版本的泵实际上是以前工作解决方案的优化模型，具有改进的参数化设计，基于测试和用户体验的优化。参考文献13介绍了用于多种汽车应用的外啮合齿轮泵的主题，因为它们能够在高转速
21、和低压下工作。作者提出了一个参 数化设计的模型，该模型是通过广泛的有限元分析开发的，其范围是预测泵在齿轮和套管加速度方面的动态行为。他们的模型 包括泵运行中涉及的最重要现象，并在实验测试和数据收集后进行验证。在他们的工作中，作者建立了一个具有三种方法的优化过程，以降低泵的振动水平。优化过程的复杂设置包含案例加速度、 操作和几何输入变量的目标，其中最重要的是油粘度、油体积模量、轴承径向游隙。研究和优化过程使用模拟，这些模拟与使用实验设计（DOE）,响应面建模（RSM）和应用算法的组合复杂分析进行比 较，以找到最佳变量组合。这些在时间效率和最终解决方案的准确性方面进行比较。此外，作者提出了一个设计
22、过程来计算和 建立泵解决方案的制造公差，并评估它们对其性能的影响。结果提供了重要的数据，设计视角和想法，如果没有这些程序，可 能很难获得。在本文中，为了对所提出的泵进行建模和仿真，作者选择了可以执行泵模型设计，组装和参数化的CATIAV5。该软件还 包含FEM和CAM仿真工作台，组件组装，产品运动学仿真等。组件建模利用了泵制造商4提供的2D图纸，并集成了不同的尺寸和专利14制造解决方窠，以及文献综述中的想法，生 产车间的改进以及技术人员根据他们的经验提供的意见。在3D建模过程中，可以使用不同的泵设计解决方案来观察建设性解决 方案，组件的质量等。该公司坚持不懈地专注于其产品线的改进。在表面检查后
23、，观察到某些零件显示设计和/或制造故障（即非同轴性，某些区域未对准，安装引脚和补偿器困难）。作 者在CATIA v5中创建、组装和参数化了 3D模型，以识别和优化几何图形，从而消除或减少此类缺陷。制造公司的一项重要 要求是尽可能保留半产品/库存的形状和外部尺寸，作为技术过程的重要组成部分5。泵组件的设计很大程度上取决于两个齿轮的建模精度，根据施加的流量，轴之间的距离，车身口袋的尺寸和位置。两个齿 轮的齿面设计为具有渐开线轮廓，并根据特定标准校正齿形15。轮廓和侧翼线方程用于参数化，以尊重齿线的位置。绘制渐开线齿形是泵建模中的关键步骤，随后正确确定轴之间的距离，符合之前在Refs中详细介绍的方法
24、。16, 17 等。每个齿轮有12个齿，并带有轴一体制造。其他组件的建模考虑了两个齿轮的形状和位置的特殊性，使用教师控制和校准实验室中零件的图纸和测量。在建模过程中，识别出多个维度和构造条件并将其转换为参数，然后用于建立参数化设计的公式5, 15。其中一些参数 提及如下：轴的直径和长度，轴之间的距离，驱动和支撑部件的位置，形状和尺寸，齿轮轴支撑孔的直径和位置，包含旋转齿 轮和补偿器的孔的直径和深度等16, 18o补偿器，也称为推力块，是泵的基本组件，它是使用这种参数化设计创建的，因此其公称直径被定义为等于齿轮头圆的直 径，因此等于泵体内钻孔的直径。安装齿轮轴的泵体内的孔直径与这些齿轮轴具有相同
25、的值，使用轴之间的相同距离安装在一 起。侧向开口的半径也使用离散值进行参数化，使液压油润滑泵体和盖子中制造的齿轮轴轴承18。补偿器的一个面与齿轮的前表面接触;这个工作面还包含润滑通道。另一面有一个用于安装密封垫圈的凹槽。其尺寸根据 离散值进行参数化，同时考虑到公司在批量生产中使用的垫片标准尺寸的多样性。使用大型和各种公式集为齿轮泵的所有组件设置了此类示例条件，这些公式集充当泵参数化中的重要约束。图1显示了一台泵作为组件（a）和（b）作为单独的部件（c）退役，以观察其组件和磨损区域。图1 .正齿轮泵及其部件的装配视图。图2显示了一个扩展的3D模型，用于识别每个泵组件。图2,正齿轮泵CAD模型的分
26、解3D视图。几何建模完成后，泵的参数化设计根据一定的功能和尺寸约束进行4。制造公司施加的主要参数和参数化设计目标是泵 的流量，这与静液压泵的一个重要特征直接相关：几何体积。本卷通过关系（1） 19表示：79=2,工5 A-2。令厘米3/转速J(1)因此，z-每个齿轮上的齿数，b-齿轮宽度，单位为mm, A-两个连续齿之间的轮廓面积，以厘米为单位2.参数A通 过辅助拉拔泵齿轮，然后通过测量相应的面积来确定。泵组件的参数化辅助设计可实现快速准确的面积确定。此面积A是几何和自动计算的;其值取决于特定的齿轮参数，例如模量、齿数、齿轮角度和校正系数。每个泵制造商的齿 形和齿轮特征都是保密的。当齿数增加时
27、;两颗牙齿之间的轮廓面积减小。这决定了泵的整体内部尺寸。知道区域A,就可以确定两个连续齿之间的体积，以及泵的几何体积，标注为vg,使用关系（2）,泵的流量为：Qp=八工匕,升/分钟丑（2）其中n驱动轴转速，以转/分和nV容积效率，以%为单位。对于此泵，制造商将n = 3000 rev/min作为额定转速（但 该泵具有n转速的能力最,J、值= 700转/分钟和n麦克斯= 5000转/分钟）。根据泵的规格，93% 4, 18。确定齿轮宽度，使泵具有特定于HP05系列4的几何体积的相应值，目前正在批量生产中。因此，根据制造公司的技术 数据表，该参数对于泵的第一个构造变体的第一个值为1.2 cm。3/
28、修订版。齿轮齿和补偿器宽度的尺寸最小，分别不应小于2.2 mm 和 6 mrrio制造公司要求在不改变用于制造车身和盖子的库存部件的外部形状和尺寸的情况下增加这一几何体积。外部供应商提供了 库存部件。重点是使用相同类型的泵来提高泵的流量，而不是通过选择下一个在其组件的尺寸和形状上不同的泵型号。所有建 设性的变体/解决方案都必须安装在各种液压装置的狭窄空间中。通过参数化设计和根据施加的约束，可以进行计算，以找到定 义齿，补偿器和车身宽度，齿轮和补偿器安装在车身中的孔的深度等的值。当用户通过Web界面下订单时，更改泵的流速1, 10,通过Visual Basic中编写的各种关系和一个反应，车身、齿
29、 轮和补偿熔的几何参数化建模将自动更新。用户始终了解泵的尺寸及其特性，而制造公司则拥有任何定制订单生产的所有规格。表1根据一个多值参数确定了上述关系中涉及的参数，该参数的泵流量取决于构造解。表1.施加正齿轮泵流量的基本参数值。例如，用户从列表中选择流速（图3）,而其余参数采用离散值，如表1所示。Edit ParameterReaction.1: InformationI Pump flow Qp (l/mn)*053984 6 7 8图4.流量为2L/min （a）和22.52 L/min （b）的泵的参数模型。OThe pump flow i$ Qpz 3 18 l/min Eff.cien
30、cy=88% Body width H=25mm Depth of bore$ in bod产 10mm Width of gears teeth b= 34mm Ccmpeniator idth：6 6mm图3,通过参数化设计选择泵的流量并确认修改值。使用CATIA v5界面在Visual Basic中编写并在附录A中呈现的此反应基于这些参数，这些参数以有条件的方式组织 成多个序列，具体取决于所选的流速值。为了创建泵组件的3D模型，作者使用了 CATIAv5处理实体零件的功能。因此，每 个组件都是一个实体零件，需要许多参数来创建其体积，孔，型腔等。其中一些参数在Visual Basic代码中
31、使用。更改它们的 值会影响其他参数，从而影响组件的尺寸/形状。生成泵组件的构造参数变化的代码包含许多条件，这些条件不断检查所需的流 量参数值。该反应仅在CATIA v5环境中有效，因为它需要访问泵参数。它们的名称和建立值的关系在程序中存储和管理。当满足泵流量的某个条件（用户从列表中选择了某个值）时，代码序列会为泵参数施加新的离散值，并修改泵组件的3D 模型。在附录A中，简要介绍了指定泵流量值的反应代码的几个序列。图4包含参数化设计的泵的十二个构造变体中的两个，具体取决于流速，如下所示：（a）Qp=2升/分钟和（b） QP= 22.52升/分钟图中没有表示组件的某些标准组件（即盖子，螺钉和垫圈）
32、以简化它，并且只是为了突出显示参数化组件的更改方式。当修改标准是用户所需的流量时，这两个模型表达了泵组件参数化设计的可能性。图4显示了在CATIA v5中轻松、正确地安装的车身、补偿器和齿轮的不同宽度。在泵装配建模阶段，确定了一些改进措施，并向公司提出了建议。图5显示了同一类型泵的两种构造变体的组件，在改进/重新设计之后和之前。新的泵体和盖子使用四个销钉以获得更好 的盖板方向，而以前的解决方案只有两个销钉。在应用维护和维修操作后，技术人员经常不正确地安装盖子，从而施加了这种 变化。图5. （a）泵体、（b）盖和（c）补偿渊的两种变体。另一项改进是孔直径及其相对于出口室的位置。新的补偿器具有稍大
33、的垫片通道，在铸造阶段直接获得，而以前的补偿器 则经过轮廓铳削。此外，在新的补偿器中，添加并安装了一个辅助的薄塑料垫圈，以更好地密封泵室。这种塑料垫圈将橡胶垫 圈紧紧地固定在补偿器内，防止移动和过早磨损。对于每个子图，左侧显示了泵组件的新建议解决方案，而右侧则对应于先前的解决方案，遵循参数化和设计过程。这两种 解决方案仍处于生产和测试阶段。3.施加在泵正齿轮上的载荷的数值分析此步骤对于了解加载压力和力的外部正齿轮的行为非常重要，以模拟每个建设性解决方案的真实操作条件。通过数学计算, 确定了施加在泵组件中的载荷和约束。之前在参考文献中提出的特定系统方法。5, 19用于计算影响齿轮，车身，盖子，轴
34、及其支撑轴承的载荷力的分布。这 些元件由施加在齿轮上的压力力的径向分量以及对应于作用在两个连续齿之间的每个齿之间的每个齿空间的压力力分量5, 8, 9的齿轮力加载（图6）。图6.作用在齿轮上的压力的径向分布。在每颗牙齿的附录区域中，出现并运行压力分布。沿着每颗牙齿的压力有一些非常小的变化，因此，径向压力分布被认为 是连续的。沿齿轮线定向的齿轮力（标有）在两个方向上分解：切线和径向。理论和实践认为，在标称工作条件下，压力分布具有 抛物线形状19。齿轮和泵体中各个孔之间的径向间隙对流速和流体排放压力有影响。考虑角速度3下的运动方向 1 = W2 的两个齿轮，驱动齿轮Z的任意齿之间的接触1与从动齿轮
35、Z的共辄齿2发生在 属于传动系的点上。在那一刻，这对齿导致流体排入泵的出口孔。一旦这双牙齿离开啮合区域，下一对牙齿就会进入。在齿轮的外围表面上施加产生的压力会产生阻力扭矩，该扭矩通过啮合驱动齿轮来抵消。该扭矩值通过关系（3）给出必 要驱动功率的度量:P=Qp v)t=16-3- Vg-八 ，千瓦 1 其中参数在2中指示，nm 是水力机械效率（）, nt是总效率（%）。由于齿轮轴和补偿器之间的轴承联轴器中出现 粘性摩擦损失20;这些齿尖与泵内部外壳之间间隙内齿尖处的粘性摩擦损失;齿轮侧表面与泵衬套块内表面之间的间隙内产生的粘性摩擦损失;以及由于齿轮啮合引起的机械损耗，在实践中，水力机械效率nlT
36、I被考虑和应用。关系（4）决定了由于驱动齿轮（z）产生的扭矩，在水平（x-x）方向上作用在每颗牙齿上的力1）：F，二2 M 一个 Dw , N（4）其中M 一个（N- mm）是驱动轴必须产生的扭矩，DW （mm）是齿轮滚动直径。M 一个可以使用关系（5）计算19：M 一个二？恒2. / （zi+1） , N-毫米J（5）其中p泵运行时（特别是在出口室中）内产生的压力（bar） , b = A- m 齿轮宽度（mm） , A宽度系数，m 齿轮 模量（mm）, z1 = z2- 驱动齿轮（也称为小齿轮）和从动齿轮的齿数。运行泵所需的功率和扭矩值在表2中为每个参数变体确定并显示。轧制直径Di1 I
37、4, 19的位移正齿轮由（6）给出P 瓦 12=2（Z12+2。412）,毫米J（6）其中已一齿轮齿轮廓的特定位移。因此，施加在牙齿上的力的计算公式为（7）pb , NFd 作用在驱动齿轮齿z上的所产生力的切线分量1.表2.作用在泵齿轮和轴上的力的计算值。填充齿之间空间的压力下的流体是两个齿轮的径向载荷（图6）。该压力与大气压p有变化0在入口室中，直到出口室 中的公称压力p。考虑到从入口室开始的角度变化，q）E （0.TT）,压力正在上升，而对于（p （tt.3tt/2）,图6,它几乎保持不变18。在驱动齿轮z的圆周上取一个点1 ,在区间中 （0.TT）,泵送流体到出口室时产生的压力为pgz1
38、 =p,（P/TT。该压力产生径向基本力dF1 ,作用于驱动齿轮z的外半径圆周1 ,与用度d（p相对应。该力可以通过关系（8）计算：分飞 n=p. （p-rt-尻 D2, d（p , N(8)作用于区间（p的径向基本力（tt.3tt/2）是（9）：分飞匕2=p bDe2,4 ， N（9）总径向力FrX在两个齿轮上沿水平方向x-x作用，通过关系（10）产生结果。F32=p h- De2, njrcocp- cosG 4cp+p b- 2Ttpcos dcpuO.gL p, Pei2.- b, N（10）这里，（P驱动齿轮z的旋转角度1、De= Del 2齿轮的外径，使用公式（11）计算得出。De=恒（ZS+2+2Y）,毫米J（11）由于齿轮直径小，可以认为迫使FX1, FtXt （图7）也作用于齿轮中心。1和。2.由此产生的力fR1和fR2 也被认为对这些中心采取行动。Irx23TTinlet图7,作用在齿轮和轴上的力。作用在X-X方向上驱动轴上的径向力由式（12）确定6, 8,而对于施加在从动轴上和相同方向上的力，则使用关系（13）。径向力（关系（14）作用在两个齿轮上的垂直方向（y-y）的结果变为零（根据压力的径向分布）。径向排斥力Fy在相同的y-y方向上起作用，结果是牙齿接触关系的反应（15）。