外啮合齿轮泵的设计图1 是外啮合齿轮泵的工作原理图。

由图可见，这种泵的壳体内装有一对外啮合齿轮。

由于齿轮端面与壳体端盖之间的缝隙很小，齿轮齿顶与壳体内表面的间隙也很小，因此可以看成将齿轮泵壳体内分隔成左、右两个密封容腔。

当齿轮按图示方向旋转时，右侧的齿轮逐渐脱离啮合，露出齿间。

因此这一侧的密封容腔的体积逐渐增大，形成局部真空，油箱中的油液在大气压力的作用下经泵的吸油口进入这个腔体，因此这个容腔称为吸油腔。

随着齿轮的转动，每个齿间中的油液从右侧被带到了左侧。

在左侧的密封容腔中，轮齿逐渐进入啮合,使左侧密封容腔的体积逐渐减小，把齿间的油液从压油口挤压输出的容腔称为压油腔。

当齿轮泵不断地旋转时，齿轮泵的吸、压油口不断地吸油和压油，实现了向液压系统输送油液的过程。

在齿轮泵中，吸油区和压油区由相互啮合的轮齿和泵体分隔开来，因此没有单独的配油机构。

齿轮泵是容积式回转泵的一种，其工作原理是：齿轮泵具有一对互相啮合的齿轮，齿轮（主动轮）固定在主动轴上，齿轮泵的轴一端伸出壳外由原动机驱动，齿轮泵的另一个齿轮（从动轮）装在另一个轴上，齿轮泵的齿轮旋转时，液体沿吸油管进入到吸入空间，沿上下壳壁被两个齿轮分别挤压到排出空间汇合（齿与齿啮合前），然后进入压油管排出。

齿轮泵的主要特点是结构紧凑、体积小、重量轻、造价低。

但与其他类型泵比较，有效率低、振动大、噪音大和易磨损的缺点。

齿轮泵适合于输送黏稠液体外啮合齿轮泵的设计设计齿轮泵时，应该在保证所需性能和寿命的前提下，尽可能使尺寸小、重量轻、制造容易、成本低，以求技术上先进，经济上合理。

我们已知某润滑油泵工作压差p ∆=７０（bar ）和排量q=62582(ml/r)用Y132S-4电动机作为原动机带动油泵的正常工作。

一．定刀具角n a 和齿顶高系数o f采用标准刀具， 20=n a ，齿顶高系数1=o f二．选齿数Z排量与齿数，查资料《液压文件》中查得)/(10232r ml B Zm q -⨯=π（1-1）考虑到实际上齿间的容积比轮齿的有效体积稍大，所以齿轮泵的理论排量应比按式（1-1）计算的值大一些，并且齿数越少差值越大。

考虑到这一因素，就在公式（1-1）中乘以系数K 以补偿其误差，则齿轮泵的排量为 )/(10232r ml B KZm q -⨯=π通常K=1.06～1.115，即7~66.62=k π．齿数少时取最小值（当Ｚ＝６时，可取K=1.115,而当Ｚ=20时，可取K=1.06）反映齿轮泵结构大小的尺寸---齿轮分度圆直径(Df=Mz).若要增大排量,增大模数的办法比增加齿数更为有利.若要保持排量不变,要使泵的体积很小,则应增大模数并减少齿数.减少齿数可减小泵的外形尺寸,但齿数也不能太小,否则不仅会使流量脉动严重,甚至会使齿轮啮合的重迭系数ε<1,这是不允许的.一般齿轮泵的齿数Z ＝６～３０．用于机床或其它对流量的均匀性要求较高的低压齿轮泵，一般取Z ＝１４～３０；用于工程机械及矿上极限的中高压和高压齿轮泵，对流量的均匀性要求不高．但要求结构尺寸小，作用在齿轮上的径向力小，从而延长轴承的寿命，就采用较少的齿数（Z ＝９～１５）而近来新设计中高压齿轮泵时，都十分注意降低齿轮泵的噪声，因此所选齿数有增大的趋势（取Z ＝１２～２０）．只有对流量均匀性要求不高，压力有很低的齿轮泵（如润滑油泵）才选用Z ＝６～８．所以我们初选齿数为1Z ＝11．齿轮泵所用的两个齿轮等大 ，固传动比ｉ＝１所以1112==iZ Z三．确定齿轮的模数m由齿宽与齿顶圆的比值eD B =ξ，得e D B ξ=，即)(C Z m B +=ξ 对标准齿轮Ｃ＝２，对于“增一齿修正法”修正的齿轮Ｃ＝３将Ｂ的表达式代入排量近似公式32102-⨯=KZm q π得3210)(2-⨯+=C Z KZm q ξπ所以3310)(2-⨯+=C Z kZ q m ξπ式中Ｋ=1.06～1.115齿数少时取大值，齿数多时取小值． 查资料知：表１得模数m ≈2.4,经查课本《机械设计》中表2我们应选取与该值接近的标准模数值m=2.5四．确定齿宽)(C Z m b +=ξ（mm ）所以25)(1=+=C Z m b ξ 2521==b b五．确定齿轮的其它参数压力角我们取标准值a 选取标准值︒=20a分度圆直径d 5.27115.211=⨯==mZ d5.27115.222=⨯==mZ d齿顶高a h 5.25.211=⨯==*m ha h a齿根高f h 125.3)(1=+=**m c h h a f 齿全高h )2(2111c h h h h a f a +=+=*齿顶圆直径a d 5.325.2)1211()2(11=⨯⨯+=+=*m h Z d a a 5.325.2)1211()2(11=⨯⨯+=+=*m h Z d a a 齿顶高系数1=*a h 顶隙系数25.0=*c(1).我们选用一般的齿轮材料，软齿面的闭式传动，查课本《机械设计基础》表12.1和表12.2选用45钢，正火处理齿面硬度HBS230。

齿轮油泵为一般机械中的齿轮传动，我们处选8级精度。

(2).确定许用应力：由图12.11c 、图12.14c 分别查得ασMP H 5601lim =，ασMP F 1951lim =由表12.5查得1.1=H S 和4.1=F S 故[H σ]1)(1.5091.1/5601lim MPa S H H ===σ[])(3.1394.11951lim 1MPa S F F F ===σσ 六．选定工作油液我们所用的工作油液为矿物油型（石油基）液压油，普通液压油。

这种油液是以石油的精练物为基础，加入各种改进性能的添加剂而成。

七．确定齿轮泵的转速n齿轮泵一般都和原动机（电动机、内燃机等）直接连接，我们所用的电动机为Y132S-4型功率P=5.5kw,满载转速m in /14401r n =，所以其转速n 应于原动机的转速一致。

由流量公式可知，转速愈高，流量愈大。

但转速过高，由于离心力的作用，使油液不能完全充满齿间，吸油不足导致了容积效率下降，产生气蚀、震动和噪声。

因此就有最高的转速限制。

允许的最高转速与工作油液的粘度有关，粘度越大，允许的最高转速就愈低。

一般用限制齿轮顶圆圆周速度的办法来确定最高转速，以保证在工作中不产生气蚀。

不同粘度的油，起允许的圆周速度如表3所示。

然后将允许的顶圆圆周极限速度m ax v 换算成允许的极限转速m ax n表3e D v n πmax 3max 1060⨯=式中 e D ---顶圆直径（mm ）;m ax v ---顶圆圆周极限线速度（m/s ）.另一方面齿轮泵的转速也不能太低，因当工作压力一定时，泵的泄露量也接近于一定值，它与转速的关系不大，但转速愈低，流量愈小，泄露量与理论流量比值愈大，溶剂效率愈低。

所以还应对齿轮泵的最低转速加以限制，其允许的最低顶圆圆周速度，可按以下经验公式选取)/(1752.0min s m Ep v ︒∆= 式中 p ∆---齿轮泵高低压腔差（bar ）;E ︒---工作油液恩式粘度。

为了避免容积效率严重下降，在实际工作中都不允许泵的转速低于300rpm.八.校核排量是否符合原始设计参数中提出的要求九．结构设计（一）结构形式的确定在确定结构形式时应考虑以下几个内容1. 减轻径向力的结构设施。

2. 是采用三片式结构（有前泵盖、泵体、和后泵盖组成，）还是采用两片式结构（由壳体和前盖组成）。

近年来其所以三片式结构得到广泛应用，是因为三片式结构有以下优点：（1） 毛坯制造容易，甚至可用型材切料；（2） 便于机械加工；（3） 便于布置双向端面间隙的液压自动补偿，从而改善补偿性能和提高寿命；（4） 便于双出轴布置，根据需要可以串联另一个齿轮泵。

3. 齿轮与轴做一个整体还是做成分离式通过键（或花键）连接将齿轮和轴做成整体，其优点是结构紧凑，装配方便；将齿轮和轴作成分离式，其优点是加工工艺性好，齿轮侧面加工较容易，在平面磨床上很容易加工相同的齿宽，这种结构在大排量泵中常见。

（二）确定高低压腔尺寸（包括压出角、吸入角和吸压油管道直径）（三）轴承负荷（径向力）的计算（四）轴的计算（1） 从我们的结构设计上看，采用的是齿轮轴，固齿轮轴也采用的是45钢并作正火处理，由表14.1（课本---《机械设计基础》）。

查得MPa b 600=σ。

再由表14.5查得[]MPa 551=-σ。

（2） 初步估算轴的最小直径 由式[]3362.01055.9nP C n p d =⨯≥τ 式中 C--- 由轴的材料和受载情况所决定的计算常数，见表14.4取Ｃ＝118。

4.12≥d mm 考虑该处轴径尺寸应当大于高速级轴颈处直径，取151=d 根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，参考液压元件中齿轮油泵（装配表如上）初步确定中间轴的结构如下图表14.4 轴常用材料的[]τ值和C 值注：当作用在轴上的弯矩比转矩小或只受转矩时，[]τ取较大值，Ｃ值取较小值；反之，[]τ取较小值，Ｃ值取较大值。

（3） 轴的结构设计、绘制草图 根据估算所得的直径，齿轮宽度及安装情况等条件，对轴的结构及尺寸进行草图设计。

各轴段直径的确定初选滚动轴承下，型号为6202 d=15 D=35 B=11 6.0m in /=s r20min /=s d ；30max /=a D ；6.0m ax /=sa r ；额定动负荷65.7/=kN C r ；额定静负荷72.3/=kN C or ；极限转速/（1min -⋅r ）脂润滑为17000、油润滑为22000；轴颈直径mm d d 1551==退刀槽处直径mm d 132=,mm d d d 13624===,齿轮1处直径mm d 5.323=轴7与电动机相连所以我们取147=d 以满足电动机与齿轮轴之间的传动。

2. 各轴段轴向长度的确定按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置，参考上表，确定出轴向长度，如图所示。

（４）校核轴的强度a. 计算齿轮受力： 齿轮分度圆直径：)(5.270cos 115.2cos mm mz d =⨯== β直齿齿轮轴所以 0=β 齿轮所受转矩：)(7.3647514405.51055.91055.96161mm N n P T ⋅=⨯=⨯= 齿轮作用力：圆周力：)(26535.277.3647522N d T F t =⨯== 径向力：)(9660cos 20tan 2653cos tan N a F F t r =⨯==β b. 画出轴的受力简图：轴受力的大小及方向如图所示 c. 画出轴的垂直面受力图，计算水平面内的约束力Av R 和Bv R ，如图所示，并作出垂直面内的弯矩V M 图，如图所示。