題目：外嚙合齒輪泵設計

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學號：TOC\o"1-5"\h\z摘要 41緒論 1\o"CurrentDocument"1.1研發背景及意義 1\o"CurrentDocument"1.2齒輪泵的工作原理 2\o"CurrentDocument"1.3齒輪泵的結構特點 3\o"CurrentDocument"1.4外嚙合齒輪泵基本設計思路及關鍵技術 3\o"CurrentDocument"2外嚙合齒輪泵設計 52.1齒輪的設計計算 5\o"CurrentDocument"2.2軸的設計與校核 7\o"CurrentDocument"2.2.1.齒輪泵的徑向力 7\o"CurrentDocument"2.2.2減小徑向力和提高齒輪軸軸頸及軸承負載能力的措施 8\o"CurrentDocument"2.2.3軸的設計與校核 9\o"CurrentDocument"2.3卸荷槽尺寸設計計算 12\o"CurrentDocument"2.3.1困油現象的產生及危害 12\o"CurrentDocument"2.3.2消除困油危害的方法 13\o"CurrentDocument"2.3.3卸荷槽尺寸計算 162.4進、出油口尺寸設計 182.5選軸承 182.6鍵的選擇與校核 18\o"CurrentDocument"2.7連接螺栓的選擇與校核 192.8泵體壁厚的選擇與校核 19總結 20外嚙合齒輪泵是一種常用的液壓泵，它靠一對齒輪的進入和脫離嚙合完成吸油和壓油，且均存在泄漏現象、困油現象以及噪聲和振動。減小外嚙合齒輪泵的徑向力是研究外嚙合齒輪泵的一大課題，為減小徑向力中高壓外嚙合齒輪泵多采用的是變位齒輪，并且對軸和軸承的要求較高。為解決泄漏問題，低壓外嚙合齒輪泵可采用提高加工精度等方法解決，而對于中高壓外嚙合齒輪泵則需要采取加浮動軸套或彈性側板的方法解決。困油現象引起齒輪泵強烈的振動和噪聲還大大所短外嚙合齒輪泵的使用壽命，解決困油問題的方法是開卸荷槽。關鍵詞：外嚙合齒輪泵，變位齒輪，浮動軸套，困油現象，卸荷槽1.1研發背景及意義齒輪泵是在工業應用中運用極其廣泛的重要裝置之一，尤其是在液壓傳動與控制技術中占有很大的比重，它具有結構簡單、體積小、重量輕、自吸性能好、耐污染、使用可靠、壽命較長、制造容易、維修方便、價格便宜等特點L一”。但同時齒輪泵也還存在一些不足，如困油現象比較嚴重、流量和壓力脈動較大、徑向力不平衡、泄漏大、噪聲高及易產生氣穴等缺點，這些特性和缺點都直接影響著齒輪泵的質量。隨著齒輪泵在高溫、高壓、大排量、低流量脈動、低噪音等方面發展及應用，對齒輪泵的特性研究及提高齒輪泵的安全和效率已成為國內外深入研究的課題。外嚙合齒輪泵是應用最廣泛的一種齒輪泵（稱為普通齒輪泵），其設計及生產技術水平也最成熟。多采用三片式結構、浮動軸套軸向間隙自動補償措施，并采用平槽以減小齒輪（軸承）的徑向不平衡力。目前，這種齒輪泵的額定壓力可達25MPa。但是，由于這種齒輪泵的齒數較少，導致其流量脈動較大由于齒輪泵在液壓傳動系統中應用廣泛，因此，吸引了大量學者對其進行研究。目前，國內外學者關于齒輪泵的研究主要集中在以下方面：齒輪參數及泵體結構的優化設計；齒輪泵間隙優化及補償技術；困油沖擊及卸荷措施；齒輪泵流量品質研究；齒輪泵的噪聲控制技術；輪齒表面涂覆技術；齒輪泵的變量方法研究；齒輪泵的壽命及其影響因素研究；齒輪泵液壓力分析及其高壓化的途徑；水介質齒輪泵基礎理論研究。綜上所知，對齒輪泵的自主研發和設計對我國尤為重要。特別是在提高其效力和降低噪音和振動方面。隨著社會的發展，齒輪泵更廣泛的被應用于各種工業，工業自動化程度越來越高，需要達到的精度也越高，市場競爭越來越激烈。這就要求齒輪泵的設計制造在秉承了原有的先進技術之外，要不斷攻克新的技術難點。此次研究在達到課題給出的條件要求之外力爭改善外嚙合齒輪泵的如下難點：（1）高壓化；（2）低流量脈動；（3）低噪聲；（4）大排量；（5）變排量，為社會工業發展提供性能更強、更穩定的外嚙合齒輪泵。本論文針對如何降低外嚙合齒輪泵的輸出流量脈動和噪聲并力求在保持外嚙合齒輪泵的結構和工藝在各類液壓泵中最簡單，在價格、可靠性、壽命、抗污染和自吸能力強的優勢上開展了對齒輪泵的工作機理分析與研究。本論文在對外嚙合齒輪泵工作原理和流量脈動機理分析的基礎上，為外嚙合齒輪泵的結構設計奠定基礎。在此基礎上進行了外嚙合齒輪泵的結構設計，通過建立外嚙合齒輪泵齒輪的優化數學模型，優化計算出使輸出流量脈動最小的齒輪參數。這對于促進機械裝備的技術進步、降低機械裝備的制造成本具有十分重要的意義，其應用前景將十分廣闊.1.2齒輪泵的工作原理外嚙合齒輪泵的工作原理圖如圖1.2所示:圖975外噸含出輪袖系圖1-2齒輪泵工作原理圖由圖可見，這種泵的殼體內裝有一對外嚙合齒輪。由于齒輪端面與殼體端蓋之間的縫隙很小，齒輪齒頂與殼體內表面的間隙也很小，因此可以看成將齒輪泵殼體內分隔成左、右兩個密封容腔。當齒輪按圖示方向旋轉時，右側的齒輪逐漸脫離嚙合，露出齒間。因此這一側的密封容腔的體積逐漸增大，形成局部真空，油箱中的油液在大氣壓力的作用下經泵的吸油口進入這個腔體，因此這個容腔稱為吸油腔。隨著齒輪的轉動，每個齒間中的油液從右側被帶到了左側。在左側的密封容腔中，輪齒逐漸進入嚙合,使左側密封容腔的體積逐漸減小，把齒間的油液從壓油口擠壓輸出的容腔稱為壓油腔。當齒輪泵不斷地旋轉時，齒輪泵的吸、壓油口不斷地吸油和壓油，實現了向液壓系統輸送油液的過程。在齒輪泵中，吸油區和壓油區由相互嚙合的輪齒和泵體分隔開來，因此沒有單獨的配油機構。齒輪泵是容積式回轉泵的一種，其工作原理是：齒輪泵具有一對互相嚙合的齒輪，齒輪（主動輪）固定在主動軸上，齒輪泵的軸一端伸出殼外由原動機驅動，齒輪泵的另一個齒輪（從動輪）裝在另一個軸上，齒輪泵的齒輪旋轉時，液體沿吸油管進入到吸入空間，沿上下殼壁被兩個齒輪分別擠壓到排出空間匯合（齒與齒嚙合前），然后進入壓油管排出。齒輪泵的主要特點是結構緊湊、體積小、重量輕、造價低。但與其他類型泵比較，有效率低、振動大、噪音大和易磨損的缺點。齒輪泵適合于輸送黏稠液體。1.3齒輪泵的結構特點齒輪采用具有國際九十年人先進水平的新技術一雙圓弧正弦曲線齒型圓弧。它與漸開線齒輪相比，最突出的優點是齒輪嚙合過程中齒廓面沒有相對滑動，所以齒面無磨損、運轉平衡、無困液現象，噪聲低、壽命長、效率高。該泵擺脫傳統設計的束縛，使得齒輪泵在設計、生產和使用上進入了一個新的領域。泵設有差壓式安全閥作為超載保護，安全閥全回流壓力為泵額定排出壓力1.5倍。也可在允許排出壓力范圍內根據實際需要另行調整。但是此安全閥不能作減壓閥長期工作，需要時可在管路上另行安裝。該泵軸端密封設計為兩種形式，一種是機械密封，另一種是 填料密封，可根據具體使用情況和用戶要求確定。1.4外嚙合齒輪泵基本設計思路及關鍵技術外嚙合泵主要由主、從動齒輪，驅動軸，泵體及側板等主要零件構成。泵體內相互嚙合的主、從動齒輪與兩端蓋及泵體一起構成密封工作容積，齒輪的嚙合點將兩腔隔開，形成了吸、壓油腔，吸油腔內的輪齒脫離嚙合，密封工作腔容積不斷增大，形成部分真空，油液在大氣壓力作用下從油箱經吸油管進入吸油腔，并被旋轉的輪齒帶入壓油腔。壓油腔內的輪齒不斷進入嚙合，使密封工作腔容積減小，油液受到擠壓被排往系統，這就是齒輪泵的吸油和壓油程。在齒輪泵的嚙合過程中，嚙合點沿嚙合線，把吸油區和壓油區分開。根據外嚙合齒輪泵的工作原理及外嚙合齒輪泵設計方面的資料，我們可總結出外嚙合齒輪泵的基本設計思路如下：根據使用場合選擇齒數。均勻性要求高的一般取14到,20齒。要求低的取6到14齒。根據需要的排量計算模數°m=q/KZ(B/m)開三次根號。m是模數Z是齒數q是排量。K=6.66,B是齒寬(B/m)根據壓力查表低壓較大，高壓較小齒輪變位。齒輪泵齒輪勻許根切但要保證根切的情況下不漏油。所以一般要保證嚙合線始終在根切部分以外。具體要查齒輪手冊。根據以往經驗14齒以上可以不變位。變位會使排量變小，所以需要變位時得把齒數再減小然后變位來湊出需要的排量。齒輪是核心部件，至此主要工作結束。軸的設計與校核。開泄荷槽。一般都是開那種矩形對稱的。并根據《液壓元件》上的公試計算其尺寸。計算吸油和排油口齒寸。選密封件、軸承、鍵等標準件。選擇泵體壁厚畫外殼。其中關鍵技術為齒輪的設計與軸向間隙補償裝置的設計。2外嚙合齒輪泵設計2.1齒輪的設計計算（1） 因為此外嚙合齒輪泵是中高壓齒輪泵所以材料強度要求較高，根據資料文獻選擇齒輪材料為40Cr。（2） 確定參數根據齒輪泵的排量公式V=2nzm3（B/m）x10-3=2nZm2Bx10-3由于齒間容積比輪齒間的體積稍大，考慮這一因素，將2兀用6,66代替比較符合實際情況。因此m—3!vxio36.66z（B/m）式中B—齒寬（mm）V—公稱排量（ml/r）z—齒輪齒數m一模數（mm）根據額定壓力P=10MPa齒數選擇原則：目前齒輪泵的齒數一般為z=6-20.由于低壓齒輪泵多應用在機床上，故要求流量均勻，因此低壓齒輪泵的齒數多取為13-20。對于高壓齒輪泵，要求有較大的齒根強度。為了減小軸承的受力，要減小齒頂圓直徑，這樣勢必要增大模數、減少齒數，因此高壓齒輪泵的齒數較少，一般取z=6-14。為了防止根切削弱齒根強度，齒形要求進行修正。齒寬選擇原則：齒輪泵的流量成正比，增加齒寬可以相應的增加流量而齒輪與泵體及蓋板間的摩擦損失及容積損失的總和與齒寬并不成比例的增加，因此，齒寬較大時液壓泵的總效率較高，但對于高壓齒輪泵，齒寬不宜過大，否則將使齒輪軸及軸承上的載荷過大使軸及軸承設計困難。一般對于高壓齒輪泵B=（3-6）m，對于低壓齒輪泵B=（6-10）m。泵的工作壓力越高，上述系數應取得越小。根據以上原則詵擇齒數z=14,B/m=5.4，代入數據得

―63x103_6.66x14x―63x103_6.66x14x5.4=4.97取整得m=5mm，齒輪的其他參數：壓力角a-20°x變位系數minh*(z-z)_1x(17-14)__3minzmin1717（3）校核:齒輪泵排量校核636.66Q"52乂2"10一3x100%-99.9%63誤差小于5%，合格。按齒根彎曲疲勞強度校核齒輪：因從動輪受力大所以只需校核從動輪。根據校核公式°F=^Km七、-^fId確定式中各參數：D=mz=5x14=70mmn=(VX60X1000)/(n?D)=1287r/minP=Npq-10Mpax(63ml/rx1287r/min)-13.5KWff 60s/min_ P 13.5一— 一八…T-9549—-9549x—-100N?m-1.0x105N?mmn 12874-B/d-27/70-0.386d查手冊得：-1.1x1.15x1x1.08-1.366K-1.1x1.15x1x1.08-1.366Y-3.2Ya-1.49SaIn」-220MpaF將其代入得：2xL%6xL°x105x3.2x1.49-137.7Mpa°]0.386x142x53所以齒輪合格。2.2軸的設計與校核2.2.1.齒輪泵的徑向力齒輪泵工作時，作用在齒輪軸頸及軸承上的徑向力，由液壓力和齒輪嚙合力組成。液壓力是指沿齒輪圓周液體壓力所產生的徑向力F。液壓力的大小和方向取決于液體壓力沿齒頂圓周的分布情況，吸油腔區段（其夾角為中，）受壓力pd的作用，壓油腔區段（其夾角為）受壓力pg的作用，吸壓油腔之間的過渡段（其夾角為中〃-0）所受的壓力是變化的（由pd升至Pg）。為計算簡便，可近似認為吸壓油腔間的過渡段，承受沿齒輪圓周線性分布壓力，如圖2-1所示。圖2-1齒輪圓周壓力的近似分布曲線在實際設計時，齒輪所受的總液壓力Fp亦可按下列近似公式計算Fp=6.5ApbDN）液壓力作用在主動齒輪上產生的徑向力和作用在從動齒輪上產生的徑向力，其大小與方向完全相同。嚙合力是指兩齒輪嚙合是，由彼此在嚙合點的相互作用而產生的徑力ft。作用在主動輪上的嚙合力，其方向與作用在主動齒輪上的液壓力方向相反，可抵消一部分液壓力；作用在從動齒輪上的嚙合力，其方向與作用在從動輪上的液壓力方向相同，增大了徑向力。由于齒輪泵在工作過程中，嚙合點的位置在節點附近來回變動，所以嚙合力也是變化的。在實際設計中，齒輪軸頸所受的徑向力F（包括液壓力和嚙合力），可按下列近似公式計算F主=7.5詢bD（N）F從=8.5ApbD（N）2.2.2減小徑向力和提高齒輪軸軸頸及軸承負載能力的措施齒輪泵的徑向力大，作用在齒輪軸軸頸及軸承上的負載大，這是妨礙齒輪泵提高性能和使用壽命的重要因素，如何減小齒輪泵的徑向力及提高齒輪軸軸頸及軸承的承載能力，是研究齒輪泵的主要課題之一。要解決齒輪軸軸頸及軸承的負載問題，可以從以下方面進行研究。減小徑向力減小徑向力一直是從事高壓齒輪泵研制的科技人員的研究課題，因為軸承壽命與負載的10/3（為滾針軸承；滾珠軸承為3）次方成反比，也就是說，若軸承負載減小30%。壽命可延長3倍。減小徑向力的方法，較常用的可歸納為三種：（1） 合理地選擇齒寬b和齒頂圓直徑D。（2） 縮小壓油口直徑，使壓力油僅作用在一個齒到兩個齒的范圍內，這樣壓力油作用于齒輪上的面積減小，因而徑向力就相應的減小。（3） 開壓力平衡槽，這種方法使作用在軸承上的徑向力大大減小。但此種方法會使泵的內泄漏增加，容積效率降低，所以很少使用此種方法。改進齒輪軸的材料及熱處理性能2.2.3軸的設計與校核從動輪徑向力：F=0.85ApBD=0.85x10Mpax27mmx78mm」\7.9KN '最小軸徑計算:P j79"d.=C.—=110X^-2___=27mm綜合各方面考慮初步設計軸的結構尺寸圖如下：4 5M/(N.m)l680根據軸的彎矩平衡有:Fn2?BCM/(N.m)l680根據軸的彎矩平衡有:Fn2?BC=F?AB所以有:F?ABBC17.9x3876.5=8.9KN再根據力平衡有：Fn1=F-Fn2=17.9-8.9=9.0KN并由此可知截面A點彎矩為Ma=FAB=17.9x103x38x10-3=680.2N?m并由此可知截面根據以上的受力分析與計算可作得彎矩和扭矩圖如圖 2-2。3-3,4-4,6-6有可能是危險截面。下面用第三強度理論一一校核。3-3截面：

首先查得40Cr的許用正應力為L]=90MPa由截面直徑為40mm有抗彎截面系數為：兀D3 兀X403W= = =6283.2mm3?6.3x10-6m332 32彎矩為：M=Fn2AC=8.9x38.5=342.7N?m扭矩為：T=10N?m應力為：e'M2+t2=l'342.72+1002=57MP低GW 6.3x10-6所以此截面安全。4-4截面：直徑為35mm，有抗彎截面系數為：…兀D3 兀x353W= = =4209mm3機4.2x10-6m332 32彎矩為：M=^2x10=8.9x10=89N?m應力為：\.M2+T2 v'892+1002 r]b= = =31.9MPa<bJW 4.2x10-6所以截面安全。6-6截面只受扭矩，其直徑為30mm，其抗扭截面系數為:…冗D3 兀X3031616W= = =5289.8mm3=5.3x10-6m31616t切應力為:t=—=―100—=18.9MPa￡;]=旦=45MPaW5.3x10-6 2所以此截面安全。2.3卸荷槽尺寸設計計算2.3.1困油現象的產生及危害齒輪泵在工作過程中，同時嚙合的齒應多于一對，即重合度系數大于一（一般取1.05到1.15），才能正常工作。雖然從理論上講，重合度系數等于一，齒輪不會出現間斷吸壓油現象，也不產生困油現象，可以正常工作，但考慮到制造誤差，實際工作時嚙合系數往往會小于一。因而齒輪泵的輸油率就很不均勻，會出現時而輸油時而不輸油的不正?，F象，瞬時流量的差值可達30%左右，齒輪泵不能正常工作。齒輪泵要平穩工作，齒輪嚙合的重合度必須大于 1，于是總有兩對齒輪同時嚙合，并有一部分油液被圍困在兩對輪齒所圍成的封閉容腔之間。這個封閉的容腔開始隨著齒輪的轉動逐漸減小，以后又逐漸加大。封閉腔容積的減小會使被困油液受擠壓而產生很高的壓力，并且從縫隙中擠出，導致油液發熱，并致使機件受到額外的負載；而封閉腔容積的增大又造成局部真空，使油液中溶解的氣體分離，產生氣穴現象。這些都將產生強烈的振動和噪聲，這就是齒輪泵的困油現象。困油現象的危害：徑向不平衡力很大時能使軸彎曲，齒頂與殼體接觸，同時加速軸承的磨損，降低軸承的壽命。消除困油的方法，通常是在兩側蓋板上開卸荷槽，使封閉腔容積減小時通過左邊的卸荷槽與壓油腔相通，容積增大時通過右邊的卸荷槽與吸油腔相通。齒輪泵的困油現象，由于齒側間隙的大小不同，閉死容積變化曲線也不同。下面按有齒側間隙和無齒側間隙（或間隙很?。﹥煞N情況進行分析。圖2-3為有齒側間隙的齒輪泵困油現象示意圖。當新的一對齒在A點開始嚙合是，前一對齒在B點嚙合尚未脫開，在它們之間形成一個困油容積匕=匕+匕，此時的困油容積最大，由于存在齒側間隙，V和V是相通的（如圖2-3a），當齒輪按圖示方向旋轉，1 2V逐漸減小，V2逐漸增大，而整個困油容積匕逐漸減小，當齒輪旋轉到兩個嚙合點（D、E）對稱于節點P時，匕為最小（如圖23b）；當齒輪繼續旋轉，匕繼續減小，匕繼續

增大，而匕逐漸增大，直到前對齒即將在。點脫離嚙合時，匕又增加到最大（如圖2-3c）。2.3.2消除困油危害的方法困油現象是齒輪泵不可避免的技術問題，必須采取措施解決。消除困油危害一般是在于齒輪端面接觸的泵蓋（或泵體、側板、軸套、軸承座圈）上開卸荷槽。開卸荷槽總的原則是：在保證高低壓腔互不相通的前提下，設法使困油容積與壓油腔或吸油腔相通。卸荷槽的結構形式，一般可分為三類：相對齒輪中心連線對稱布置的雙卸荷槽（1）對稱布置的雙矩形卸荷槽:對稱布置的雙圓形卸荷槽。相對齒輪中心連線不對稱布置的雙卸荷槽向低壓側偏移的不對稱布置的雙卸荷槽；向高壓側偏移的不對稱雙卸荷槽(有齒側間隙的泵，一般不采用這種結構)。單個卸荷槽僅壓油腔有卸荷槽；僅吸油腔有卸荷槽。卸荷槽的位置與齒輪的齒側間隙大小有關，無齒側間隙或間隙很小時，其距中心線的距離要小，只相當于有齒側間隙的一半。一般齒輪泵大都具有齒側間隙，因此這里只介紹有齒側間隙的卸荷槽。卸荷槽的形狀一半分矩形和圓形兩種，在實際生產中，相對齒輪中心連線不對稱布置的雙圓形卸荷槽應用較為普遍。下面簡單介紹幾種常用的卸荷槽。相對齒輪中心連線對稱布置的雙卸荷槽對稱布置的雙卸荷槽的位置，應保證如下條件：當困油容積開始由大變小、液體受擠壓時，該容積應與壓油腔相通。當困油容積為最小時，壓油腔應與吸油腔隔開。當困油容積開始由小變大時，該容積應與吸油腔相通。(1)對稱布置的雙矩形卸荷槽圖2-4所示為有齒側間隙的對稱雙矩形卸荷槽結構圖。圖中困油容積匕正處于最小位置，兩個卸荷槽的邊緣正好和嚙合點D和E相接。兩卸荷槽之間的距離a因保證困油容積匕在到達最小位置前始終和壓油腔相通。匕在最小位置時，困油容積匕既不和壓油腔相通，也不和吸油腔相通，過了最小位置后又始終和吸油腔相通。因此對a的尺寸要求很嚴，若a太大，困油現象不能徹底消除；若a太小，又會使吸油腔和壓油腔溝通，引起泄露，降低齒輪泵的效率。

圖2-4 有齒側間隙的對稱雙矩形卸荷槽(2)對稱布置的雙圓形卸荷槽圖2-5所示為有齒側間隙的雙圓形卸荷槽。只要使圓形卸荷槽的圓周與困油容積處于最小位置時(見圖2-3b)的齒輪嚙合點D和E相交，即可達到卸荷目的。圖2-5有側隙時的對稱雙矩形卸荷槽和對稱雙圓形卸荷槽的幾何關系向低壓側偏移的不對稱雙卸荷槽有側隙的對稱雙卸荷槽，用于低壓齒輪泵已能滿足卸荷要求，但對于中高壓，高壓齒輪泵，尚有卸荷不完善的缺點。為徹底解決困油現象，采用向低壓側偏移的不對稱雙卸荷槽。無側隙（或側隙很?。┑膶ΨQ雙卸荷槽，因兩卸荷槽之間的距離僅為有側隙雙卸荷槽的一半，卸荷是充分的，不需要向低壓側偏移的卸荷槽結構。向低壓側偏移的不對稱雙卸荷槽開設原則是：在不使壓油腔與吸油腔溝通的前提下，使匕在壓縮到最小值時始終和壓油腔相通，即使兩個卸荷槽邊緣分別通過困油終了時的齒輪嚙合點F和困油開始時的齒輪嚙合點C（如圖2-5）。2.3.3卸荷槽尺寸計算根據以上所述，此處可采用對稱式的矩形卸荷槽。（1）兩卸荷槽的間距?計算公式：冗zm2a=———cosa

式中:a^—刀具齒形角；A一兩個齒輪的實際中心距。無側隙嚙合方程.a,2(x+x)taa^.鈦z1+z2節圓直徑計算公式d，=d冬coa',，，，所以： A= 『=60mm2代入得:兀x20兀x20x32a= 60xcos20°=8.856mm高壓側和低壓側的卸荷槽邊緣與齒輪中心線之間的距離。『口氣a=a=—=4.428gd2（2） 卸荷槽深度hh的大小影響困油容積的排油速度。因此應根據困油容積的變化率為最大值qBmax時，以卸荷槽中的排油速度V<3-5m/S為原則，來確定卸荷槽的尺寸h，即v=q /（hc）<3-5m/s由上式可得h2—勺Bmax-（3-5）c結合理論與實驗，只要使h>0.8m，即可保證滿足公式的條件。h>0.8m=0.8x3=2.4mm取h=3mm。（3） 卸荷槽寬度c卸荷槽寬度的最小值c皿萬應等于實際嚙合線長度在中心線上的投影，即c =￡tsina=SKmcosaX1-cos2a=￡兀mcosa：1-（竺cosa）2minj n n\A n為了保證卸荷槽暢通，應使卸荷槽寬度。cmin，同時又考慮齒根圓以內(特別是高壓區)不宜開孔挖槽，以免削弱齒輪端面的密封，引起端面泄露增加，使容積效率下降。故最佳c值的確定原則為：使卸荷槽兩端剛好與兩個齒根圓相接。由此可得計算公式c=2(R-%"—(a/2)2)=2x(30-\.，'282—(8.856/2)2)=4.704mm取c=5mm。2.4進、出油口尺寸設計根據v=—=-^，且出油口油速小于8m/s，進油口油速小于4m/s，算得：A兀R2進油口R>11mm，可選接頭螺母G34JB-75M42X2，其內徑為25mm出油口R>7.8mm，可選接頭螺母G28JB-75M33X2，其內徑,20mm2.5選軸承從動輪徑向力：F=0.85ApBD=0.85x10Mpax27mmx80mm=18.36KN最小軸徑計算P'135d.=勺―=11。x,1287=24mm根據軸承所受載荷及軸承內圈內徑要求選擇軸承型號為NA4907其主要參數如下：外徑D=55mm,內徑d=35mm，寬度