齿轮泵壳结构设计

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1、第20卷第2期厦门理工学院学报Vo1．2ONo．22012年6月JournalofXiamenUniversityofTechnologyJun．2012齿轮泵壳结构设计郭善新(福州大学液压件厂，福建福州350002)[摘要]从力学的角度分析、介绍齿轮泵壳体容腔结构的公式，给出不同强度理论下壳体承压与强度的关系式．为验证关系式和设计的正确性，在实验室中常采用静压试验或光弹试验来检验．这种优化设计的方法也可以推广到不用型号不同压力等级的壳体设计中，为高压齿轮泵壳体结构设计、螺钉孔分布及优化提供有价值的理论依据．[关键词]高压齿轮泵；壳体；承压；可靠性[中图分类号]TH137．5[文

2、献标志码]A[文章编号]1673—4432(2012)02—0053—04泵壳体属于齿轮油泵的关键零件，对材质的致密性要求极高，常用铸造性较好的铁浇铸、铝合金压铸成型．随着工业技术的发展，工程机械系统压力提升，对壳体的结构和强度提出了更高的要求．本文从力学的角度分析、介绍齿轮泵壳体容腔结构的公式，给出不同强度理论下壳体承压与强度的关系式，可用来计算齿轮泵壳体的瞬间破裂压力和额定压力，供高压齿轮泵结构设计或校核时参考．1泵腔承载常见的齿轮泵壳体为前盖、中泵体和后盖组成的三片式结构J，也有中泵体和盖子铸成整体与另一盖子组成的两片式结构J．不论是哪种结构的壳体，中泵体与另一盖子都是通过

3、螺钉紧固连接．齿轮泵中间段壳体横截面是带有直线段的长圆形环，即由内壁半径为r、壁厚为t的2个半圆柱环和4段长度为a、厚度也为t的平板条组成．半圆柱环段均匀分布有直径为d的螺钉孔．实际工况下，由于齿与齿的隔档、转速和间隙的影响，泵腔的压力分布极为复杂．设计中常采用静压试验的模型(如图1所示)确定壳体的外形尺寸J．当壳体材质及外形尺寸确定后，讨论壳体能承受的压力P和壳体强度[]之间的关系．为便于分析问题，截取单位厚度的一段横截面，如图2所示．图1静压试验模型图2齿轮泵壳体横截面及承载Fig．1HydrostatictestmodelFig．2Cross-sectiongearpump

4、andcarryingcase[收稿日期]2012—01—22[修回日期]2012—03—14[基金项目]福建省科技厅重大专题项目(2008HZ0002—1)[作者简介]郭善新(1981一)，男，工程师，研究方向为液压试验台和齿轮泵的设计与制造．E—mailguos~10@163．com厦门理工学院学报2内力分析计算由于壳体截面对称于轴和y轴，取其1／4段分析．由图3可知，AB段可以代表整个壳体，在内压P下将发生微小的变形．由于截面A及截面均位于对称轴上，所以两截面的转角和剪力都为零．由于截面A对称于y轴，则在向位移为零；截面对称于轴，则在l，向位移为零．如果认为截面A的y向位移

5、为零，这时便可认为图3内力分析示意图截面B可进行y向的位移．这1／4壳体AB段可Fig．3Forceanalysisdiagram以看成是以A为固定端，以为自由端的悬臂曲梁，在曲梁的内侧受有均布载荷P．根据平衡原理，求得截面A、B的内力、分别为：No=pr．(1)Nb=P(口+r)．(2)曲梁上的弯矩为：M=Mb—P(口+r)+p／2(x+)．(3)圆弧上任意点的坐标为：=a+rCOSO~，E[0，,rr／2]，Yrsinot．将上式代入等式(3)，得圆弧上任意点弯矩：=M6一par+parCOSOL．(4)直线段坐标满足E[0，口]，Y=r，代人等式(3)得直线段上任意点弯矩：

6、』l=fc=Mb—pet2一pra+p．(5)应用能量积分法(莫尔定理)-5】、B截面相对于A截面的转角为(1／D)lMds，式中D为弯梁的弯Js曲刚度，．s为仙的弧长，由于对称可得fMds=0．ds各段方程代入下式：r,~／2一IM=rda+IMAcdx=0可得截面A、B，螺钉孔各截面的弯矩、、．2．1周向正应力由(4)(5)式可知曲梁上A处弯矩最小，四处弯矩最大，A的外壁，B的内壁是危险截面．在螺钉孔处因为形状异形，受力分布不规则，常常会形成危险截面，在螺钉孔处采用局部补强措施，增加壁厚．由于应力集中的影响，必须分析核算最小壁厚处应力．对壳体外形尺寸进行几何学分析，螺钉孔中心

7、连线的截面是危险截面．计算各危险截面周向正应力．截面：=Ⅳ。／t一6M=／t=pr／t一6／t[一pa／6×(2a。+3,trar+12r2)／(2a+1Tr)]=。p／t[r+a／tX(2a+3~rar+12r)／(2a+盯r)]令L=r／t+a／t×(2a+3war+12r2)／(2a+1Tr)，贝0=。(6)B截面：6=Nb／t+6M6／t=Nb／t+6Mb／t=p／t{口+r+2a／tX[2a+6at+3(叮T一2)r=]／(2a+叮Tr)}第2期郭善新：齿轮泵壳结构设计