大流量内啮合齿轮泵的设计

宜宾普什驱动有限责任公司

大流量内啮合齿轮泵的设计

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摘  要

内啮合齿轮泵具有结构紧凑、对油液污染不敏感、噪音低、流量压力脉动小、寿命长等特点，在一些场合具有不可替代的作用，具有广阔的发展前景。但目前国产的内啮合齿轮泵排量小，了内啮合齿轮泵的适用范围。

本课题以大流量内啮合齿轮泵为设计目标。渐开线内啮合齿轮泵的排量主要由一对啮合的齿轮副决定。首先完成一对内啮合齿轮副的设计，不仅要保证齿轮副正确传动，还要考虑齿轮副的各种干涉以及强度要求。接着顺序完成月牙板、浮动侧板、泵体、前后泵盖及连接法兰的设计。浮动侧板能够轴向移动，浮动侧板上背压室的大小、进出油孔的位置及孔径是设计的重点。设计完成的内啮合齿轮泵流量达到350L/min，额定工作压力3.5MPa，具有轴向间隙自动补偿，提高了泵的容积效率。

关键字：渐开线内啮合齿轮泵，设计，内啮合齿轮副，浮动侧板

Abstract

Internal gear pumps have significant advantages over other types of pumps, such as, compact structure, less sensitive to contaminants, little flow pulsation, low noise level and long durability. Internal gear pumps have a bright prospect. However the displacement of domestic internal gear pumps is small, which makes its use limited.

This research aims to design a internal gear pump in large displacement. The displacement of involute internal gear pumps is determined by internal gear. During the designing of internal gear ,we not only should make gears run right, but also take the interference and strength into account. Then a crescent, floating plate, Pump case, pump cover and connecting flange are designed. It is important to make the area of back pressure chamber, the position and diameter of oilholes right for floating plate, which can move in the axial direction. This pump capacity is 350L/min, which can work in the pressure of 3.5MPa and have axial clearance self-compensation.

Keywords: involute internal gear pump, design, internal gear, floating plate

摘  要    I

Abstract    II

目  录    2

1    绪论    2

1.1 液压泵概述    2

1.2    齿轮泵的分类    2

1.2.1 按齿轮的啮合形式分类    2

1.2.2 按齿形曲线分类    2

1.2.3 按齿面形式分类    2

1.2.4 按啮合齿轮的个数分类    2

1.2.5按级数分类    2

1.3 齿轮泵的研究现状    2

1.4 齿轮泵的发展趋势    2

1.5 本课题的研究内容和方法    2

2 内啮合齿轮泵的工作原理    2

2.1 内啮合齿轮泵的分类    2

2.2 内啮合齿轮泵的工作原理    2

2.3 内啮合齿轮泵的性能特点    2

3 内啮合齿轮泵的设计    2

3.1 内啮合齿轮副的设计    2

3.1.1内啮合齿轮副正确啮合及连续传动条件    2

3.1.2内啮合齿轮副的参数选择及计算    2

本章小结    2

3.2 月牙板的设计    2

3.3 浮动侧板的设计    2

3.3.1浮动侧板的结构分析    2

3.3.2进出油孔的位置及大小    2

3.4 泵体的设计    2

3.5 前泵盖、后泵盖的设计    2

3.6 连接法兰的设计    2

4 总结    2

致谢    2

参考文献    2

1 绪论

1.1 液压泵概述

液压技术作为现代工业技术的一个重要方面，在各种工业设备、行走机械以及船舶、航空航天上都得到了广泛应用。

液压泵是液压传动系统中的能量转换装置，它将动力机械（如电动机、内燃机等）传输的机械能转换成流动液体的压力能，为液压系统提供工作所需的具有一定压力和流量的液体，从而驱动系统中的液压执行装置，完成各项输出的动作。

根据工作腔的容积变化而进行吸油和排油是液压泵的共同特点，因此这种泵也称为容积泵。液压泵工作的基本条件是[1]:

（1）必须具备一个或若干个密封油腔，且密封油腔的容积应能不断变化。液压泵的吸、压油过程就是靠密封容积的不断变化而实现的。密封容积的大小、数量和变化率决定了液压泵的输油量。

（2）油箱必须与大气相通，这是自吸式液压泵的吸油条件。

（3）油压决定于外界负载，这是油压形成的条件。

（4）必须使泵在吸油时吸油腔与油箱相通时，而与压油腔不通；在压油时压油腔与压道相通时，而与吸油腔不通。

（5）吸油口与排油口不能沟通。

液压泵的型式非常多，常用的类型主要可以分为:齿轮式、叶片式、螺杆式、轴向柱塞式、径向柱塞式等五类。液压泵的具体分类情况见图1.1。

从世界各国以及我国的实际应用而言，齿轮泵、叶片泵、柱塞泵呈三足鼎立之势，近年来其发展应用趋势并无明显的变化。但从技术发展及市场占有量的变化趋势看，有利于通轴柱塞泵的发展，从回路组合与节能方面看，这方面会进一步加强；斜轴泵有其明显的优点，压力高、寿命长，但是通轴柱塞泵在结构上有困难，体积偏大，不便回路组合，因此应用有减少趋势。齿轮泵由于结构简单、成本低、重量轻、外形尺寸小、自吸性好、对油液不敏感、工作可靠等优点，产

图1.1 液压泵的分类

量居绝对优势。图1.2所示为我国2000年的三大类泵的产量占有比例情况，其中齿轮泵占78.2%。叶片泵由于压力级的提高、噪声低的优势明显，一直具有不可替代的地位。但随着电液传动领域中的竞争激烈，在某些应用领域中，特别是低功率的领域中电传动的进入，叶片泵的产量有轻微下降趋势[2]。

图1.2 三大泵的产量占有比

泵的应用范围特别广，从上天的飞机，到入地的钻井、采矿；从陆地上的火车、坦克，到海上的轮船、潜艇；不论是重工业，还是轻工业；不论是尖端科技，还是日常生活，到处都需要泵，到处都可以看到泵在运行。因为泵的应用范围广泛而被列为通用机械。它是机械工业中的一类重要产品，是发展现代化工业、农业、交通运输业、工程机械等行业不可少的机械设备之一[3]。三大泵的应用现状见表1.1[4]。

表 1.1 三大泵的应用现状

1.2齿轮泵的分类

1.2.1 按齿轮的啮合形式分类

（1）外啮合齿轮泵  外啮合齿轮泵的优点是结构简单、尺寸小、重量轻、制造维护简单、价格低廉、工作可靠、自吸能力强、对油液污染不敏感等。它的不足是齿轮承受不平衡的径向液压力，轴承磨损严重，泄漏量大。工作压力的提高受到径向液压力和容积效率的；流量脉动大，噪声高。

（2）内啮合齿轮泵  内啮合齿轮泵结构紧凑、尺寸小、重量轻、噪声小、容易实现高压。由于齿轮同向旋转，齿面相对滑动速度小、磨损轻微、使用寿命长、流量脉动远比外内啮合泵小，因而噪声小。内啮合齿轮泵允许使用较高的转速，可获得较高的容积效率。但是内啮合齿轮泵同样存在径向液压力不平衡的问题，了其工作压力的进一步提高。另外，齿轮泵的排量不可调节，在一定程度上了其适用范围。

1.2.2 按齿形曲线分类

在外啮合齿轮泵中，齿轮的齿形曲线一般都采用渐开线（也有采用圆弧齿形的）。在内啮合齿轮泵中，除了可采用渐开线齿形外，还可采用摆线齿形、圆弧齿形、直线共轭齿形。外啮合渐开线齿形结构简单、工艺性好，工作可靠，相对噪声较叶片泵、柱塞泵大；内啮合渐开线齿形较外啮合渐开线齿形加工难度大，但噪声低；内啮合直线共轭齿形、内啮合摆线齿形工艺加工要求高、相对复杂、成本高。

1.2.3 按齿面形式分类

（1）直齿齿轮式；

（2）斜齿齿轮式；

（3）人字齿齿轮式；

（4）圆弧齿面的齿轮式。

其中斜齿、人字齿、圆弧齿与直齿相比，啮合性能好一些，啮合无声、无撞击，寿命长。但由于斜角不能太大，故对流量波动性的改善不很明显；如果斜角太大，会使吸压油腔想通，所以应用不多。

1.2.4 按啮合齿轮的个数分类

（1）二齿轮式：常用齿轮采用的形式。

（2）多齿轮式：多齿轮组成并联的多个齿轮泵，能同时向多个执行元件供给压力油；多齿轮也可组成串联的多个齿轮泵，以使油液获得更高的压力。

1.2.5按级数分类

（1）单级齿轮泵；

（2）多级齿轮泵：将多个齿轮泵串联而成，可使输出液体的压力增高。

1.3 齿轮泵的研究现状

齿轮泵是一种常用的液压泵，广泛地应用在各种液压及机械上，还可用于输送润滑性能的液体，如石油部门输送燃料油和润滑油。低压齿轮泵的工作压力为2.5MPa；中高压齿轮泵的工作压力为16~20MPa；某些高压齿轮泵的工作压力已达到33MPa。齿轮泵的最高转速一般可达3000r/min左右，在个别情况下(如飞机用齿轮泵)最高转速可达8000r/min。容积效率为0.88~0.96；总效率为0.78~0.92。其低速性能较差，一般不适于低速运行。当泵的转速低于200~300r/min时，容积效率将降到不能允许的地步。

齿轮泵发展的标志是压力等级的提高，早期的齿轮泵无论是轴向（齿轮端面方向），还是径向（齿轮圆周方向），都是固定间隙式的，压力低于10MPa。近三十年来，经过了液压工作者的努力，如采用轴向、径向间隙补偿等方法，齿轮泵的压力等级明显提高，己挤入中高压泵之列，改变了过去人们认为齿轮泵只用于低压系统的看法。齿轮泵的主要缺点是压力脉动大，高压下泄漏增加，如能得以克服，那么齿轮泵将既保持其制造容易、成本低廉的优点，又可取代部分制造较困难的泵(如柱塞泵)，进一步扩大使用范围，这显然会带来更大的技术价值和社会经济效益。

我国齿轮泵发展状况为：

（1）低压齿轮泵的径向间隙和轴向间隙为定值，采用间隙密封原理工作，上海机床厂的BC型泵和无锡液压件厂的CB-B型泵属于此类泵。

（2）中高压泵按轴向间隙自动补偿分为两种，一种是浮动轴套型，如长江液压件厂的CB系列泵和石家庄煤矿机械厂的YBC系列；另一种是弹性侧板式结构，如榆次液压件厂的CB-FB型泵。

（3）典型的高压齿轮泵有长江液压件厂的CB-L型齿轮泵，具有轴向间隙和径向间隙平衡结构[5]。济南液压件厂生产的CBZ2系列高压齿轮泵，采用轴向补偿和径向跟踪补偿，缩小高压区，减小径向力，现已申请了专利。CBZb型系列采用齿轮轴向，径向浮动补偿，减小齿轮泵固有的径向力，在使用滚动轴承的情况下，达到了高压力，现已在中国、美国、日本等国家申请了专利。内啮合齿轮泵目前国内主要是上海机床厂生产的GPA型，引进美国VICKERS公司产品，内外转子间用固定月牙板隔开，无间隙补偿，排量1.76~63ml/r，额定压力10MPa，转速范围500~3000r/mln。上海航空发动机制造厂参照国外QT泵样机设计制造了NB系列直线共轭内啮合齿轮泵。一级齿轮副可承受12.5MPa的压差。在第二级，泵进口压力12.5MPa，出口压力25MPa；两级的压差都是12.5MPa，合理的布置致使在不增加主轴负载的同时，提高泵的输出压力，保证了泵的使用寿命。现在航发厂的NB泵已形成4大系列、3个压力级别、36种型号的产品型号。宁波华液机器制造有限公司生产的GPA内啮合齿轮泵其工作压力也达到了31.5MPa，最高工作压力达33MPa，现已发展成5大系列，其结构与GPA型类似。

世界上各国对齿轮泵的技术研究在近几年有了较大的突破，日本Shimazu Seisakusho公司的泵，为使泵的吸油腔与压油腔有可靠的密封，在端盖内开设特形槽，并嵌入弹性密封条，使得容积效率提高。捷克研制的泵，从动齿轮装在滚珠支撑上，以保证与主动轮的自定心，且降低噪声，减小磨损。德国VOITH公司产品，内外转子均为修正渐开线齿形，内外转子间用活动月牙板隔开，按出口压力分为中压泵21MPa和高压泵33MPa，其中高压泵系列其内齿环、齿轮端面都有间隙补偿。该泵机械效率、容积效率都比较高，结构复杂，排量3.5~250ml/min，转速范围400~3600r/min。目前，国内具有自主知识产权的类似产品在压力等级、容积效率、流量脉动性等方面与国外相比还有一定的差距。

国内外有关齿轮泵的研究主要集中在以下几个方面[6]：

（1）齿轮参数及泵体结构的优化设计。

（2）补偿面及齿间油膜的计算机辅助分析。

（3）困油冲击及卸荷措施。齿轮泵的困油现象对齿轮泵乃至整个液压系统都产生了很大的危害。困油冲击与齿轮啮合的重叠系数及卸荷是否完全等有很大关系（包括卸荷槽的位置、形状及面积等）。

（4）齿轮泵噪声的控制技术。现在人们对噪声的控制越来越重视，而齿轮泵的噪声大一直是令人困扰的问题。齿轮泵噪声大的原因是多方面的，但主要是由困油现象、齿形设计精度以及齿轮泵的自身特点等因素造成的。

（5）降低齿轮泵的流量脉动的方法。由于齿轮泵的流量脉动较大，在一些要求较高的液压系统中，很少采用齿轮泵。关于降低齿轮泵流量脉动的方法已有很多，如合理选择齿轮的参数；采用剖分式齿轮；采用多齿轮等。

（6）轮齿表面涂覆技术及其特点。

（7）轮齿弯曲应力及接触疲劳强度的计算。齿轮泵的轮齿弯曲应力以及接触疲劳强度计算与一般齿轮传动的弯曲应力及接触疲劳强度计算是有区别的。文献[7][8]对此进行了研究。

（8）齿轮泵的变量方法研究。齿轮泵的排量不可变也是其更广泛应用的一个重要因素。

（9）齿轮泵的寿命及其影响因素。

（10）齿轮泵高压化的途径。提高齿轮泵的工作压力是齿轮泵的一个重要发展方向，而提高工作压力所带来的问题是:①轴承寿命大大缩短；②泵泄漏加剧，容积效率下降。产生这两个问题的根本原因在于齿轮上作用了不平衡的径向液压力，且工作压力越高，径向液压力越大。目前国内外学者针对以上两个问题所进行的研究是:①对齿轮泵的径向间隙进行补偿；②减小齿轮泵的径向液压力，如优化齿轮参数，缩小排液口尺寸等；③提高轴承承载能力，如采用复合材料滑动轴承代替滚针轴承等。其中复合齿轮泵在这方面有很大的发展潜力。

纵观齿轮泵的发展，可以看出：从齿轮泵的泄漏补偿技术上看，外啮合齿轮泵的发展经历了：无补偿→轴向补偿→轴向和径向同时补偿的过程。从减小径向力的措施上看，齿轮泵的发展经历了：扩大高压区→扩大低压区，并利用径向浮动补偿力达到受力平衡的过程，因而大大改善了齿轮泵的受力情况，明显提高了齿轮泵的使用寿命。从压力等级的发展来看，齿轮泵的发展经历了低压→中高压→高压的过程。

1.4 齿轮泵的发展趋势

近年来，随着齿轮泵产量的不断增长，在齿轮泵向高压化、高可靠性发展的推动下，我国齿轮泵技术有了新的发展和突破。齿轮泵正在向高集成模块化方向发展，重视环保，发展零泄漏和低噪声元件，螺纹插装阀得到广泛应用，油泵噪声显著下降，液压泵变量的信息化、智能化控制己经被普遍采用。

液压传动系统正向着快响应、小体积、低噪声的方向发展。为了适应这种要求，齿轮泵将向以下几个方向发展[9][10]：

（1）高压化  高压化是系统所要求的，也是齿轮泵与柱塞泵、叶片泵竞争所必须解决的问题。齿轮泵的高压化工作已取得较大进展，但因受其本身结构的，要想进一步提高工作压力是很困难的，必须研制出新结构的齿轮泵。这方面，多齿轮泵将有很大优势，尤其是平衡式复合齿轮泵。

（2）低流量脉动  流量脉动将引起压力脉动，从而导致系统产生振动和噪声，这是与现代液压系统的要求不符的。降低流量脉动的方法，除了前面所介绍的措施外，采用内啮合齿轮泵及多齿轮泵将是一种趋势。

（3）低噪声  随着人们环保意识的增强，对齿轮泵的噪声要求也越来越严格。齿轮泵的噪声主要由两部分组成，一部分是齿轮啮合过程中所产生的机械噪声，另一部分是困油冲击所产生的液压噪声。前者与齿轮的加工和安装精度有关，后者则主要取决于泵的卸荷是否彻底。对于外啮合齿轮泵，要实现完全卸荷是很困难的，因此进一步降低泵的噪声受到一定的。在这方面，内啮合齿轮泵因具有运转平稳、无困油现象、噪声低等特点，因此今后将会有较大发展。

（4）大排量  对于一些要求快速运动的系统来说，大排量是必需的。但普通齿轮泵排量的提高受到很多因素的。

（5）变排量  齿轮泵的排量不可调节，了其使用范围。为了改变齿轮泵的排量，国内外学者进行了大量的研究工作，并取得了很多研究成果。有关齿轮泵变排量方面的专利已有很多，但真正能转化为产品的很少。

（6）信息化、智能化控制  由于液压比例技术的发展，在变量控制系统中采用比例或伺服阀，将电子控制和液压变量控制完美地结合起来。随着液压和电子技术的发展，液压系统的压力、速度、方向都可以采用信息化、智能化控制。

1.5 本课题的研究内容和方法

本课题主要完成一个大流量内啮合齿轮泵的设计，详细到每一个零部件。目前内啮合齿轮泵有几种不同的形式，从不同形式泵的性能优缺点、结构复杂程度、加工工艺、经济型等方面考虑，设计出一个既满足设计参数，又性能良好的内啮合齿轮泵。

设计时从渐开线内啮合齿轮泵的排量开始。内啮合齿轮泵的排量主要由一对啮合的内齿轮副决定，由排量的大小可以计算出一对内齿轮副的基本参数。仅仅满足排量要求的齿轮副有很多，我们要从齿轮的各种干涉、重合度、强度等方面考虑，选出既符合齿轮副的传动要求，又满足齿轮泵排量要求的一对齿轮副。完成齿轮副的设计后，依次设计月牙板、浮动侧板、泵体、前后泵盖、连接法兰。其中浮动侧板是重点，浮动侧板可以轴向移动，实现轴向间隙的自动补偿。浮动侧板上的背压室面积要比高压室断面面积稍大，一般取1.1倍，才能保证浮动侧板出于过平衡状态。进出油孔的大小及位置要设置得当，才能实现各自的功能。设计时还要考虑强度、密封等问题。

2 内啮合齿轮泵的工作原理

2.1 内啮合齿轮泵的分类

目前，国内外市场上的内啮合齿轮泵主要有以下几种[11]：

（1）GPA泵美国  VICKERS公司产品，上海机床厂引进其技术消化吸收后已形成大批量生产，其结构简图如图2.1所示。

图 2.1 GPA泵的结构简图

GPA泵的内外转子均为修正渐开线齿形，齿数比13:19。内外转子间用固定月牙板隔开，无间隙补偿，噪音低。可串成双联泵使用。排量1.76~63.6ml/r，额定压力10MPa，转速范围500~3000r/min。

（2）TCP泵  日本丰兴株式会社产品，其结构简图如图2.2所示。

图 2.2 TCP泵的结构简图

该泵内转子为短副等距外摆线，外转子为圆弧曲线，齿数比为9:11。内外齿轮间用固定月牙板隔开，没有间隙补偿，结构简单、体积小、噪音低。排量5~125ml/r，额定压力17.5MPa，转速范围600~4000r/min。

（3）IP泵  德国VOITH公司和日本NACHI不二越公司都有该型号的产品，其结构简图如图2.3所示。

图 2.3 IP泵的结构简图

内外转子均为修正渐开线齿形，齿数比13:20。内外转子间用活动填隙片隔开。按出口压力分为低压泵IPN(12MPa)、中压泵IPR(21MPa)、高压泵IPH(32MPa)3个系列。其中IPH高压泵齿圈外径、齿圈、齿轮端面都有间隙补偿。该泵机械效率、容积效率都比较高，结构比较复杂。与同一压力等级的内啮合齿轮泵相比，该泵造价高，外形体积小，噪音较低。排量3.6~125ml/r，转速范围300~4000r/min。

（4）QT泵  瑞士Turninger公司产品，其结构简图如图2.4所示。

图 2.4 QT泵的结构简图

外齿轮齿廓为直线，内齿圈齿廓为与直线共扼的曲线，齿数比13:17。内外转子间用固定月牙板隔开，间隙没有补偿，结构比较简单，噪音较低。

QT泵可由双极、三级齿轮副串联加压，后者额定压力可达30MPa。QT泵也可以串成双联、三联泵。按不同的压力和排量组合成多大1300多种规格。在有特殊需要的地方可与变频电机配套组成变量泵。

(5)QX泵  该泵是瑞士Turninger公司在QT泵的基础上开发的新型产品。同QT泵一样，外齿轮齿廓为直线，内齿圈齿廓为直线共轭曲线，结构与QT泵大致相同，齿数比为10:13。因为齿数比QT泵少，与同样排量的泵相比，齿轮齿根加宽，使承载能力提高，一级齿轮副即能承受32MPa的压力。QX泵也可串成双联泵。

(6)摆线转子泵  其结构简图如图2.5所示。摆线转子泵的外转子在泵体内

图2.5 摆线转子泵结构简图

自由旋转，内、外转子的啮合必须有正确的偏心距。偏心距不正确将影响内、外转子的啮合，从而使效率下降，并产生噪声，甚至导致转子的损坏。对于摆线转子泵，吸排油角度范围大，在高速旋转时，离心力的作用有利于油液在齿谷的充填，不会产生有害的“空穴”现象。摆线转子泵的转速范围可达400~8000r/min。

由于渐开线齿轮的加工工艺已经很成熟，制造成本低，本课题采用了渐开线齿形的内啮合齿轮泵。

2.2 内啮合齿轮泵的工作原理

渐开线齿形内啮合齿轮泵的结构图如图2.6所示。后泵盖2、前泵盖8、泵体4和前端盖9用螺钉1紧固在一起。滑动轴承10（两个）装于泵体4和前泵盖8的轴承孔内，用来支承外齿小齿轮12的轴颈，内齿轮6直接用泵体4支承，两齿轮的两侧面装有两个浮动侧板5。小齿轮和内齿环之间装有月牙板7，月牙板由两跟轴固定，这两根轴穿过浮动侧板，两端支撑在泵体4和前泵盖8上。浮动侧板5在背压室油液的作用下贴在小齿轮和内齿环组成的高压区端面，起到了自动补偿端面间隙的作用，有利于提高泵的容积效率。

当小齿轮12按顺时针方向旋转时，带动内齿轮6在泵体内同向旋转，即小齿轮与内齿轮进入啮合状态。小齿轮的齿顶与内齿轮轮齿之间的间隙有效容积逐

图2.6 渐开线内啮合齿轮泵结构简图

1-螺钉 2-后泵盖 3-O形密封圈 4-泵体 5-浮动侧板 6-内齿轮 7-月牙板 8-前泵盖  9-前端盖 10-滑动轴承 11-内包骨架旋转轴唇形密封圈 12-小齿轮轴 13-键

渐变大，即齿间容积逐渐变大，形成真空状态，油液在大气压力作用下进在吸油腔a，从而进入吸油状态，并将油液填满泵的小齿轮与内齿轮间的低压腔a；这时，因为小齿轮继续旋转，小齿轮与内齿轮进入啮合的区域是由小齿轮内齿轮的啮合最浅处的位置上逐渐向相反的位置滑动，即小齿轮的齿顶与内齿轮轮齿间的间隙由大逐渐变小，即齿间容积逐渐缩小，形成挤压状态，将油液排入泵的压油腔b，并从内齿轮6中沿着圆周布置的多个径向小孔排挤出去，从而进入排油状态。随着小齿轮的继续旋转，齿轮泵泵将重复上述的吸油、排油过程。

2.3 内啮合齿轮泵的性能特点

内啮合齿轮泵作为齿轮泵的重要组成部分，在实际当中得到了广泛的应用，它具有以下性能特点:

（1）流量、压力的脉动小。其流量脉动系数在2%~5%之间，而外内啮合齿轮泵的流量和压力脉动是很严重的。

（2）噪声低。由于采用了滑动轴承；无困油现象；吸油腔的进口面积大，吸油充分，不会引起气蚀现象；流量、压力脉动小，所以噪声只有50~60dB，而外内啮合齿轮泵的噪声一般有70~80dB。

（3）由于小齿轮和内齿轮的转向相同，齿间相对滑动速度小，轮齿接触应力小，磨损小，因而寿命长。

3 内啮合齿轮泵的设计

3.1 内啮合齿轮副的设计

渐开线内啮合齿轮副是内啮合齿轮中的核心部件，其参数如何及性能好坏直接决定了内啮合齿轮泵性能的优劣。泵运行时，就是依靠齿的啮合引起容积的变化从而完成吸油、排油的过程。同时，这对齿轮副也是内啮合齿轮泵的主要摩擦副之一。

3.1.1内啮合齿轮副正确啮合及连续传动条件

一对渐开线内啮合齿轮副要正确啮合并连续传动，须满足一下条件[12]：

1.正确啮合条件：

内啮合传动时正确啮合条件和外啮合时相同，要求两齿轮的基圆齿距相等，即

式中，、分别为小齿轮和内齿轮的模数，、分别为小齿轮和内齿轮的分度圆压力角。

2.连续传动条件

连续传动条件，应使重合度>1，即

式中，为啮合角，、分别为小齿轮和内齿轮的齿顶压力角，其计算公式分别为：

，

，

式中，、分别为小齿轮和内齿轮的基圆半径，、分别为小齿轮和内齿轮的齿顶圆半径。

3.为了保证在齿顶高范围内的齿廓曲线全部为渐开线，内齿轮的齿顶圆必须大于基圆。否则，由于基圆内没有渐开线，将造成齿顶部分有一段非渐开线齿廓，这就不能保证正确啮合传动。为此应使

（3.5）

对于标准内齿轮，压力角，齿顶高系数，代入上式后得内齿轮34。由此可知，在设计标准内齿轮时，其齿数不得小于34. 

4.要保证内齿轮能正确内啮合，除了要求基圆齿距彼此相等。重合度大于1外，小齿轮的基圆和内齿轮的基圆必须相交。只有这样才能做出啮合线，保证啮合角。即保证如下关系

（3.6）

式中，分别为小齿轮和内齿轮的变位系数。

3.1.2内啮合齿轮副的参数选择及计算

内啮合齿轮泵的流量公式为

       （3.7）

式中，为泵的转速，b为齿宽，为容积效率。

取=1500r/min，齿宽系数=0.6，即b=0.6m，容积效率=0.9。

从公式中知，内啮合齿轮泵的排量与齿轮的模数、齿数有关。齿轮的模数只能从一系列标注值中选取，而齿数必须是整数。因此，采用列举法，在matlab中编码计算出符合条件的模数、齿数。

Matlab代码如下：

p=137541.3;

for m=[1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50]

    for z1=3:100

        for z2=(z1+1):100

            L=z1*m^3*(2*z1+0.274*(1-z1/z2));

if p*0.9=1.5&&z2/z1<=10&&z2>=20 %筛选依据

                dlmwrite('D:\符合条件的参数.txt',[m z1 z2 L],'-append','newline','pc');

            end

        end

    end

end

%筛选依据：1.排量的变动范围；2.内啮合直齿轮传动的齿数比一般范围：1.5~10；3.机械设计手册表14-1-16，z2>=20;

运行上述代码，得到一系列满足条件的模数、齿数。为了使减小泵的尺寸，选取了模数较大的一组数据：

m=5, =23, =35

其中分度圆压力角，齿顶高系数=1，顶隙系数=0.25，变位系数。

    齿轮基本参数的计算

啮合角

由于内小齿轮的变位系数相同，所以啮合角等于分度圆压力角，即

实际中心距

由于内外齿轮的变位系数相同，故实际中心距等于理论中心距，即

                          =30mm                   （3.8）

中心距变动系数

实际中心距与理论中心距相等，所以中心距变动系数y=0。

变位系数和

齿轮加工方法的选择

内齿轮：碗形直齿插齿刀（GR73-60），插齿刀的参数如下：

=100，=5，=20，=0.105，=114.05，=1.3，=29

小齿轮：滚刀加工

插内齿轮时的啮合角

               （3.9）

把相应数据代入上式得  =

插内齿轮时的中心距

=39.61mm            （3.10）

分度圆直径

小齿轮分度圆直径=115mm                             （3.11）

内齿轮分度圆直径=175mm

齿根圆直径

小齿轮的齿根圆直径=108.5mm         （3.12）

内齿轮的齿根圆直径=193.27mm                 （3.13）

齿顶圆直径

小齿轮的齿顶圆直径=130.77mm            （3.14）

内齿轮的齿顶圆直径=171mm               （3.15）

齿顶压力角

小齿轮的齿顶压力角=               （3.16）

内齿轮的齿顶压力角=

插齿刀的齿顶压力角=

齿轮宽度

齿宽b==69mm，元整后去b=70mm。

内齿轮轮缘厚度及轮缘直径

当轮缘厚度为8/p英寸（p为内齿轮的齿距）时，可满足齿轮的强度要求，及轮缘厚度为。考虑到轮缘上还要加工油孔，轮缘厚度取20mm。

轮缘直径=（+40）mm=233.27mm

齿轮的校核

校验重合度

为使齿轮连续平稳地传动，必须保证重合度大于1。

校验插内齿轮时，是否使内齿轮产生齿顶干涉顶切现象

这种顶切现象的实质是：当内齿轮的齿顶圆与啮合线的交点低于插齿刀基圆与啮合线的切点时，产生干涉顶切现象。为避免这一现象的产生，应保证：

                     （3.17）

将相应数据代入上式知，能够满足。所以，不会产生这种干涉顶切现象。

校验插内齿轮时，是否产生径向切入顶切

加工内齿轮时，插齿刀逐渐切入毛坯，在切入进给的同时，插齿刀与齿轮有范成运动。当内齿轮和插齿刀的齿数差太小时，在切入进给的过程中便有可能产生切入顶切现象。

查查文献[12]中表3-3中对应于及的，若大于对应的，即不会产生径向切入顶切。查表得，=29，而=35，大于29，故不会产生径向切入顶切。

校验过渡曲线干涉

当小齿轮的齿顶与内齿轮的齿根过渡曲线部分接触，或者内齿轮的齿顶与小齿轮的过渡曲线部分接触，便产生过渡曲线干涉。内齿轮啮合的情况与小齿轮相似，内齿轮的齿廓同样有一段非渐开线部分，因此，在啮合时也应避免产生过渡曲线干涉现象。

避免内齿轮齿根干涉条件

     （3.18）

代入数据得

=20

=26

显然，满足条件，所以内齿轮不会产生过渡曲线干涉

避免小齿轮齿根干涉条件

        （3.19）

代入数据得

=59

=56

显然，满足条件，所以小齿轮不会产生过渡曲线干涉

校验齿廓重叠干涉

一对内啮合齿轮传动中，如果齿数差较小时，可能产生不在啮合区域的齿廓发生相互重叠的现象，即啮合终了的小齿轮齿顶在退出内齿轮齿槽时，与内齿轮齿顶发生重叠干涉，称为齿廓重叠干涉。用插齿刀加工内齿轮时，若出现这种干涉，内齿轮将产生顶切现象（即切入顶切现象）。

对于的高度变位齿轮和正变位齿轮，如果可不必校验齿廓重叠干涉。当=35时，=9，=12，满足上述条件。所以，不会产生齿廓重叠干涉。

校验小齿轮齿顶厚度

小齿轮齿顶厚度

=3.4mm=0.58m   （3.20）

应大于0.25m（正火调质钢）或大于0.4m（淬火钢）。小齿轮的厚度显然满足这个要求。

齿面接触强度校核

直齿圆柱齿轮的齿面接触强度条件为[13]

             （3.21）

式中，为节点区域系数，考虑节点齿廓形状对接触应力的影响，其值取2.5；为材料系数，其值取1.9；为重合度系数，是用以考虑因重合度增加，接触线长度增加，接触应力降低的系数，其值取0.9；为载荷系数，其值取1.3；为小齿轮的转矩，等于127.78N.m；齿数比等于35/23；齿宽b等于70mm；小齿轮分度圆直径等于115mm；为许用接触疲劳应力，取1363.6MPa。

将上述数据代入公式（3.21）中得齿面接触强度= 550.67MPa，小于许用接触疲劳应力。所以，小齿轮和内齿轮的齿面接触强度满足要求。

轮齿弯曲强度校核

直齿圆柱齿轮的轮齿弯曲疲劳强度条件为[13]

                （3.22）

式中，为载荷系数，取1.3；为小齿轮的转矩，等于 127780N.mm；为齿宽系数，取0.6；为小齿轮齿数，等于23；m为模数，等于5mm；为载荷作用于齿顶时的齿形系数，其值取2.2；为应力修正系数，其值取1.8；为重合度系数，其值取0.7；为许用弯曲疲劳应力，等于613.3MPa；

将以上数据代入式（3.22）中得，轮齿弯曲疲劳强度=123.2MPa，小于许用弯曲疲劳应力。所以，轮齿弯曲强度满足要求。

轴的强度校核

1）选择轴的材料

选择轴的材料20CrMnTi，经淬火处理，其机械性能查表得：=1010MPa，=850MPa，=525MPa，=300MPa，=90MPa。

2）初步计算轴径

    选C=100，

=25.2mm                （3.23）

考虑到轴端装联轴器需要开键槽，将其轴径增加4%~5%，故取轴最小直径为30mm。

3）轴的结构设计

轴的结构设计见图（3.2），轴的支撑形式见图（2.6）。

4）按弯扭合成校核

（1）画受力简图

如图（3.1）所示。

（2）轴上受力分析

作用在齿轮轴上的力有径向力和圆周力。径向力是由沿齿轮圆周液体压力产生的径向力和由齿轮啮合产生的径向力所组成[14]。文献14中给出了最大径向力的近似公式

                     （3.24）

式中，为最大径向力系数，取1.058，B为齿宽。

轴传递的转矩：

=127779N.mm             （3.25）

齿轮的圆周力：

=2222.3N                 （3.26）

齿轮的径向力：

=30992.5N                （3.27）

（3）作用在轴上的支反力

水平面内支反力

=1149.5N，=1072.8N

垂直面内支反力

=16030.6N，=14961.9N

（4）计算轴的弯矩，并画弯、转矩图

如图（3.1）所示。

（5）转矩按脉动循环变化计算，取=0.6，则

T=76667.4N.mm

按计算，并画当量弯矩图。

图3.1 齿轮轴的受力分析

（6）校核轴的强度

由前述计算可知，当量弯矩最大的地方在齿轮轴向中心面上。考虑该轴是一个齿轮轴，校核齿轮的右端面（靠近支撑点B的面），此处的当量弯矩为

=539776N.mm           （3.28）

又抗弯截面系数=6.28，所以弯扭合成强度为

=85.9MPa                 （3.29）

显然，<，故安全。

本章小结

本章完成了一对内啮合齿轮副的设计，该内啮合齿轮副既满足泵的排量要求，又满足齿轮的传动要求。设计出的齿轮副的参数如下：

m=5, =23,=35

其中分度圆压力角，齿顶高系数=1，顶隙系数=0.25，变位系数。

内齿环的材料选取40Cr，小齿轮的材料选取20CrMnTi，这两种合金钢均有很高的强度、韧性，经热处理后有很高的硬度和耐磨性。

小齿轮及轴的结构图、内齿轮的结构图如下所示：

图3.2 小齿轮及轴的结构图

图3.3 内齿轮的结构图

3.2 月牙板的设计

月牙板位于两齿轮之间，同齿轮的啮合线一起把两齿轮与侧板围成的密封腔分成两部分，即吸油腔和压油腔。吸油腔和压油腔的隔开是构成容积式泵的必要条件之一。齿轮齿顶与月牙板之间的间隙，是内啮合齿轮泵内泄漏的主要途径之一。月牙板有固定式和活动式两种。固定式月牙板结构简单，但与齿轮齿顶之间的间隙不会变化。活动式月牙板结构复杂，与齿轮齿顶之间的间隙可以变化，能够实现径向间隙的自动补偿。

这里采用的是固定式月牙板，有两根轴通过月牙板将其固定在泵体和前泵盖上。设计固定式月牙板，主要考虑月牙板与齿顶之间的缝隙大小如何取舍。合适大小的缝隙既能保证良好的密封，又能最大程度减小功率损失。从减小功率损失的角度出发，利用最优化设计理论、径向间隙泄漏理论和缝隙流量理论对内啮合渐开线齿轮泵小齿轮齿顶与月牙板间的间隙进行优化研究，推导出间隙优化模型，并求出最佳间隙解[15]

                     （3.30）

式中，为小齿轮齿数，为为小齿轮齿顶厚，为小齿轮齿顶圆半径，为液体的动力粘度，为小齿轮转动角速度，为齿轮泵吸、压油腔压差。

这里以46号液压油作为设计参考计算间隙大小。将=23，=3.4mm，=65.885mm，=0.04Pa.s，=157.1rad/s,=3.5MPa代入上式得=0.136mm。所以，小齿轮齿顶与月牙板间隙取0.15mm，内齿轮齿顶与月牙板间隙取0.2mm。

根据月牙板的使用环境，要求它具有很高的强度、韧性和耐磨性，并且具有一定的热疲劳抗力。基于此，对月牙板的材料选用合金钢5CrNiMo。5CrNiMo具有很高的强度、韧性和耐磨性及良好的淬透性；它在室温时和500~600℃时的力学性能几乎完全相同；经高频淬火后再回火，其表面的硬度、耐磨性进一步加强。因此，材料5CrNiMo完全能达到月牙板的使用要求。

月牙板的结构图如图（3.4）所示：

图3.4 月牙板结构图

3.3 浮动侧板的设计

浮动侧板是渐开线内啮合齿轮泵中一个非常关键的零部件，其结构精密、复杂。泵中轴向间隙的自动补偿，就是通过浮动侧板实现的。在某种程度上浮动侧板的结构、性能直接决定了泵的容积效率和寿命。浮动侧板结构、性能的优劣是内啮合齿轮泵整体性能好坏的重要标志之一。

根据浮动侧板的使用环境，要求它具有很高的强度、硬度以及良好的塑性、韧性和耐磨性，承受冲击性能好，并且具有一定的热疲劳抗力。基于此，对浮动侧板的材料选用合金钢5CrNiMO。5CrNiMO具有很高的强度、韧性和耐磨性及良好的淬透性；它在室温时和500~600℃时的力学性能几乎完全相同；经高频淬火后再回火，其表面的硬度、耐磨性进一步加强。因此，材料5CrNiMO完全能达到浮动侧板的使用要求。

3.3.1浮动侧板的结构分析

内啮合齿轮泵的浮动侧板结构图如图3.5所示。浮动侧板背面有背压室b。高油腔的压力油经侧板上的通孔a与背压室相通，当高油腔的压力升高时，背压室内的压力也随之升高。在背压的作用下，齿轮泵两侧的浮动侧板紧贴在小齿轮、内齿轮和月牙板端面上。当轮齿端面使浮动侧板磨损后，浮动侧板在背压室压力油的作用下向下移动，从而自动补偿轴向间隙，这就避免了因轴向间隙增大而导致容积效率下降的问题。

图3.5 浮动侧板结构图

孔a连通着压油腔和背压室(如图3.5所示)。压油腔的压力有通过孔a进入背压室后，就会在浮动侧板上产生一个向下的压紧力只，这个力稍大于压油腔对动侧板向上的反推力，从而使浮动侧板紧紧贴在小齿轮和内齿轮的轮齿端面上，减小了轴向间隙泄露，这时我们称浮动侧板所处的状态为过平衡状态。当压油腔油液的压力发生大小变化时，背压室内油液的压力紧跟着发生大小变化，并且始终使>，自动补偿轴向间隙泄漏。

齿轮泵运转时，小齿轮带动内齿环高速旋转。当由小齿轮和内齿环的一对轮齿及齿轮两端的浮动侧板组成的密闭容积由高压区排完油进入低压区的瞬间，其体积最小。进入低压区后，这段密封容积要增大，即完成吸油动作。但这时候，该段容积还在泵体的包围之中，泵体阻断了其吸油的通路。若小齿轮继续带动内齿环旋转，那么这段容积就会继续增大，同时却无法完成吸油动作，这就势必会造成气穴现象。这不是我们所期望看到的。为了防止这段容积内油液气穴现象的发生，在浮动侧板对应的区域加工了小孔c。小孔c连通背压室和低压区的初始位置。背压室内油液的压力很高，接近于压油腔油液的压力。若将背压室的油液直接补充到易发生气穴的密闭容积，高压的油液一定会对轮齿造成很大的冲击。因此，小孔c的直径开得很小，起到了阻尼孔的作用。这样，背压室的高压油液经过小孔c后，由于阻尼孔的压力损耗，使油液的压力很低，就不会对轮齿造成冲击了。另外，在浮动侧板正面小孔c处加工了一个圆形槽，以便在此处聚集有更多的油液来补充。同时，使圆形的一部分别通向小齿轮和内齿环的轮齿在此处啮合时各自的齿谷位置，也就是易发生气穴的密闭容积位置，这使得该处容易得到更多的油液，进而使消除气穴更加彻底。

3.3.2进出油孔的位置及大小

由上文知道，浮动侧板上有两个孔与背压室相通，孔a和孔c。根据高压油进出的方向，我们称孔a为进油孔，孔c为出油孔。

进油孔的位置及大小

由封闭油腔变小而产生的高压困油原理可知，进油孔的位置应该设在从两齿刚刚啮入到啮合点与节点重合的区间，在这个区间的封闭油腔是一个从形成到逐渐减小到最小的过程，即压油过程。

如图有：

                    （3.30）

                    （3.31）

有公式知：

=6.92mm      （3.32）

图3.6 内啮合齿轮几何关系图

对于渐开线标准直齿圆柱齿轮，由齿轮传动的几何性质知，进油孔覆盖的范围应为啮合线上（6.92mm处）到节点之间的区间，其中，为内齿环基圆半径，为啮合角，为内齿环齿顶圆的压力角。

为了使背压腔有效减小困油对泵产生的影响并且可以使油压顺利传递到背压腔中，应使背压腔的进油孔尽可能与齿轮啮合封闭腔相通，同时由于连接高压油，应使油口与低压腔相隔绝以保持泵的容积效率。

为保证高压腔中的液压油顺畅地进入背压室，进油孔的大小取5mm。

出油孔的位置及大小

由封闭油腔变大而产生的负压困油原理可知，出油孔的位置应该设置在从节点到两齿将要分开的临界点，因为在这个区域封闭油腔是一个由最小逐渐变大直到啮合齿分开、从而与低压压力油相通的过程。

由图3.6有：

                 （3.33）

                  （3.34）

有公式知：

=18.3mm    （3.35）

出油孔的覆盖范围应该为啮合线上到节点之间的区间，其中，为小齿轮基圆半径，为啮合角，为小齿轮齿顶圆的压力角。

大直径的出油孔会影响到背压腔压力的稳定性，使背压腔的压力有大的波动，干扰了浮动侧板背压腔与高压油区压力的平衡，从而使侧板工作不稳定。并且高压油会经过背压腔的进油孔从出油孔窜入低压腔，严重影响泵的容积效率。根据该泵的条件，出油孔的大小取2mm，相当于一个阻尼孔，以达到即保压又使油液发生必要流动来消除困油的目的。然而，如果把背压腔进油孔设成阻尼孔会使经过压缩的高压油难以进入背压腔，从而难以使浮动侧板两侧压力平衡使其稳定工作[16]。所以，我们可以把出油孔设为阻尼孔，这样既可以保证背压腔中的压力，又能够向负压油区提供液压油。

3.4 泵体的设计

3.4.1 泵体结构的分析

泵体的结构图如图3.7所示。泵体是内啮合齿轮泵的一个主要零部件，通过它将小齿轮轴、内齿轮、浮动侧板、月牙板、前泵盖和后泵盖等零件组合成一个整体，使这些零件相互间有一个正确的位置关系，从而使齿轮泵能够有较好的工作性能以及达到所要求的运动关系。内啮合齿轮泵内部的形状结构相对比较复杂，内部有安装齿轮轴的孔，内壁高压区开有弧形沟槽，进油口开有较大的吸油窗口。壳体的侧面有两个平面凸 台，里面有螺孔以及连接孔，用于连接管子。泵体和端盖的结合面的地方，有一定宽度的连接凸缘，从而能够改善齿轮泵的密封质量和安装精度。两个小孔是用来安放固定月牙板的轴。

中间的大孔是用来安装滑动轴承的，滑动轴承起支撑轴作用。这里选用的是SF-1T齿轮泵专用滑动轴承。它的材料组织有四层，从里到外依次是：1是改性聚四氟乙烯（PTFE）、铅（Pb）及其它填充混合物，厚度0.01~0.03mm，一种耐磨材料，运作过程中可形成转移膜以保护对磨轴；2是铜粉层，厚度0.2~0.3mm，提高PTFE/Pb与钢板的结合强度，具有很好的承载能力和耐磨性，同时铜又是一种很好的导热材料，可快速转移轴承运作过程中产生的热量；3是低碳钢，厚度0.7~2.3mm，提高轴承的承载能力和热转移作用。4是铜/锡电镀层，铜镀层厚度0.008mm，锡镀层厚度0.005mm，使轴承有很好的耐腐蚀功能。此种滑动轴承在有油润滑条件下摩擦系数小而稳定，耐磨性能好、抗冲击性能好。在流体润滑条件下PV值可达120MPa·m/s。该产品目前已广泛运用于各种齿轮油泵、柱塞泵、叶片泵等场合，对流体润滑或境界润滑条件下的中高压齿轮泵尤其适用。

泵体的材料为球墨铸铁是一种球状石墨，它是铸铁经过球化和孕育后得到的。球墨铸铁使得铸铁的机械性能取得了很大的提高特别是塑性和韧性得到了提高，使得球墨铸铁的的强度比碳钢还高。正是由于它有这些优异的性能，人们已经用球墨铸铁成功地铸造了一些强度及韧性要求高、受力复杂、要求较高耐磨性的零件。球墨铸铁铸件几乎在所有主要的工业部门中都得到了应用。这些部门往往要求较高的塑性、韧性、耐磨性、较好的耐热性、能抵抗一定的机械冲击、较好的尺寸稳定性以及耐腐蚀性等。

图3.7 泵体结构图

3.4.2 泵体的有限元分析

壳体是内啮合齿轮泵的重要部分，壳体的强度和刚度对于齿轮泵的质量和工作性能有非常重要的影响，通过有限元分析模拟壳体在真实工况下的应力、变形等情况，对提高产品的设计水平和设计质量提供一定的参考。

由于内啮合齿轮泵在正常工作时，高压油区和低压油区处于稳定状态，压力保持稳定，所以壳体的强度和刚度分析属于ANSYS结构分析中的静力分析问题。典型的ANSYS结构分析过程包括3个步骤：

（1）创建有限元模型

将在 SolidWorks 中完成的壳体实体模型保存为*.X_T格式的文件，然后导入到ANSYS中。选用线性单元SOLID95并采用ANSYS智能划分网格方式，选用2级精度对壳体划分网格。

泵壳体的材料为球墨铸铁时，选用的型号为QT500-7时, 它的弹性模量、泊松比、抗拉强度、密度、屈服点。

（2）施加载荷并进行求解计算

ANSYS软件用来施加的载荷主要有下面的几种：力、表面的分布载荷、位移的约束、体积载荷、惯性载荷、耦合场的载荷。在对这里的内啮合齿轮泵施加约束条件时，通过分析可以看出齿轮泵的浮动侧板在功能上与壳体共同形成高压油腔和低压油腔；在约束关系上,借助于壳体的连接螺栓孔对内啮合齿轮泵壳体的自由度实现约束，因此对壳体的4个连接螺栓孔需要施加UX、UY、UZ三个方向的约束，即对壳体的螺孔的内部施加全约束。由于壳体分为高压区和低压区，低压区的压力为负值，忽略不计，所以在对壳体施加载荷时只在高压油的出口通道的内壁和高压油区的内壁施加3.5MPa的压力载荷，模拟内啮合齿轮泵在3.5MPa额定工作压力下的运行情况。

(3)运行结果并查看求解结果

ANSYS计算完成后，通过后处理器来查看壳体的变形情况和等效应力云图。

图3.8 泵体等效应力分布图

图3.9 泵体总变形分布图

由图3.8可以看出, 球墨铸铁泵体的等效应力主要分布在泵体内表面靠近左下角螺钉孔的位置，最大应力为13.275MPa，此应力值远小于材料的屈服极限值320MPa和抗拉强度值500MPa。由图3.9可以看出泵体的变形主要分布在左侧中部和出油孔，最大变形为0.006mm，能够满足泵的工作要求。

有分析结果可以知道，现有泵体的强度能够满足工作要求，但泵体有过多的强度剩余，这样就造成了材料的浪费，应该对泵体进行优化，适当改变它的形状，减小应力小的地方的厚度。

3.5 前泵盖、后泵盖的设计

前泵盖的结构简图如图3.8所示。前泵盖主要起支撑小齿轮轴的作用，泵盖上的两个小孔，用来安装穿过月牙板的两根轴，起定位作用。中间的轴孔用来安装滑动轴承，选用的滑动轴承与泵体的一样。泵盖正反两面的的圆形凸台上都有一个密封槽，用以放置O形密封圈，起密封的作用。

齿轮泵的后泵盖结构图如图3.9所示，其形状规则、对称，结构比较简单。后泵盖作为齿轮泵体后侧的终端部件，它能与泵体很好得配合，起到了很好的密封作用，既防止了内部油液的外漏，又避免了外部的污染物进入泵体内部。

齿轮泵的前泵盖和后泵盖的材料都是铝合金，该材料的密度比较小，相对于同体积的铸钢、铸铁重量要小：其强度、硬度、韧性等机械性能都满足泵的设计要求；另外，铝合金还有较好的导热性和散热性，这就为齿轮泵的持续运行提供了先决条件。

图3.10 前泵盖结构图

图3.11 后泵盖结构图

3.6 连接法兰的设计

连接法兰的结构简图如图3.12所示。连接法兰在这里主要是把齿轮泵和电机或其它动力输出装置连接起来，把电机或其它动力输出装置的扭矩传递给齿轮泵，然后齿轮泵在把机械能(扭矩)转化为压力能输出。连接法兰的材料为铸钢，现行规范法兰连接的设计主要以强度为依据，铸钢的机械性能完全能满足法兰强度的要求。

图3.12 连接法兰结构图

4 总结

内啮合齿轮泵因其结构简单、压力脉动小、噪声小等优势得到广泛的应用。本文设计的渐开线内啮合齿轮泵额定工作压力为3.5MPa，流量350L/min，具有轴向间隙自动补偿。

内啮合齿轮泵的排量由一对啮合的内齿轮决定，因此设计从渐开线内啮合齿轮副开始。泵的排量是由齿轮的多个参数决定的，排量是已知的，这是一个多变量的未知方程，有很多解。我使用了matlab编码，用列举法，在算法中对数据进行了初步筛选。从得出的数据中选取了一组，并对它进行校核。月牙板的设计主要考虑月牙板与齿顶的间隙。对于浮动侧板，为了实现它的轴向移动，合适选择背压室的面积、进出油孔的位置及大小。内齿轮、月牙板及浮动侧板设计完成后，剩下零部件的形状也就基本确定了，主要是考虑了强度、支撑、密封等因素。

该内啮合齿轮泵完成了给定的设计参数，但本人能力、经验有限，该设计还有需要改进的地方。可以采用活动的月牙板，使泵具有径向间隙的自动补偿。泵体的强度过剩，造成材料的浪费，应该对其进行优化，得到更加合理的机构。

致谢

参考文献