摆线齿轮泵论文

2024-10-11

摆线齿轮泵论文（共4篇）

摆线齿轮泵论文篇1

1 引言

在工业设备中,齿轮泵应用广泛。齿轮泵在高速、低速,甚至手摇时,都能可靠地进行抽吸液体,因此它广泛应用于机床、轻工、农林、冶金、矿山、建筑、船舶、飞机、汽车、石化机械等行业,特别是输送粘度较大的液体,如:高粘度聚合物、润滑油、燃烧油等。同外啮合齿轮泵相比,内啮合齿轮泵除了加工难度有所增加、成本有所提高以外,其优点是结构更加紧凑、体积更小,特别是可以采用较大面积的吸油窗口,吸入性能好,允许转速更高,另一重要优点是噪声较低,内啮合齿轮泵的流量脉动率较小,一般为0.02~0.05(外啮合齿轮泵的流量脉动率0.15~0.20,甚至更大些),并且内啮合齿轮泵的困油容积变化率较小,所以内啮合齿轮泵的噪声一般比外啮合齿轮泵低10~20d B,内啮合齿轮泵估计工作寿命可达到20000h,容积效率在95%以上。随着工业生产的发展,低噪声内啮合齿轮泵的应用将会越来越普遍,是一种很有发展前途的液体泵。

近些年,国内通过引进国外先进技术开始了内啮合齿轮泵的研究与开发,但国内尚无自己开发的类似产品,因此,对内啮合齿轮泵性能影响因素进行研究,具有一定的研究和实用价值。综合考虑这些影响因素,作者已经为引进的内啮合齿轮泵进行了维修和零件的制造,在实际的生产中满足了齿轮泵的性能要求。

2 影响内啮合齿轮泵的性能因素

2.1 齿轮参数对内啮合齿轮泵排量的影响

齿轮泵的排量指齿轮泵每转一转所排出的液体的体积,是齿轮泵的一项重要指标。

近似公式:V=2πKzm2B×10-3(ml/r)(1)

K为排量补偿系数,K=1.06~1.115(齿数少时取大值,齿数多时取小值,例如当z=6时可取,K=1.115;当z=20时可取K=1.06)。但是齿轮变位后,式(1)在计算齿轮泵的排量时误差较大,内啮合齿轮泵排量的精确计算公式为:

式中:r1′、r2′为两齿轮的节圆半径;h1′、h2′为两齿轮的有效齿顶高;tj为齿轮的基节。

从式(1)、(2)可知影响排量的泵齿轮参数为:

(1)齿数:排量V与齿数z成正比。齿数多,排量大,但齿数太多,泵的体积增大。如保持体积不变,z增大时,排量V减小。齿数一般取z=5~10为宜。

(2)模数:排量V与模数m的平方成正比。模数大,则排量大。因此,若要增加排量,增大模数比增大齿数要好。

(3)齿顶高系数:内啮合齿轮泵的排量与这对齿轮的有效工作齿高有关。通过合理设计齿顶高系数来增大有效工作齿高,会增大排量V。

(4)变位系数:齿轮采用变位以后,以小齿轮为例:

ha1=(ha1*+x1+△y)m,hf1=(hf1*+c*-x1)m

齿顶高、齿根高的计算公式都发生了改变,从而齿顶圆直径、齿根圆直径有所改变。选择合理的变位系数,可以增大齿轮泵的排量。

(5)齿轮宽度B对排量的影响:泵齿轮宽度越大,排量越大。

2.2 齿轮参数对内啮合齿轮泵效率的影响

齿轮泵的内泄漏直接决定了齿轮泵的容积效率。通过对齿轮泵结构的分析,发现内泄漏主要有3个途径:(1)通过齿轮端面与侧板之间的轴间间隙;(2)通过泵齿轮齿顶圆与泵内腔间的径向间隙;(3)齿轮啮合处的接触间隙。

齿轮端面与侧板之间的轴向间隙是由齿轮泵的结构决定的,齿轮啮合处的接触间隙由泵齿轮精度决定,通过提高加工精度可以减小以上两种间隙。通过泵齿轮齿顶圆与泵体内腔间的径向间隙的泄漏量,与齿轮参数的选取有极大关系。

端面间隙对流量泄漏的影响最大。这主要是由于端面间隙流量泄漏的途径短而宽,资料表明,通过端面间隙的泄漏可占总泄漏量的75%~80%。端面间隙每增加0.1mm,容积效率下降20%,径向间隙每增加0.1mm,容积效率下降0.25%,转子轴向端面与泵盖间的端面间隙约为0.02~0.12mm。其泄漏量与压力的三次方成正比[2]。间隙越大、压力越高,泄漏越多,容积效率也就越低。对粘度较低的柴油泵尤其如此。间隙小可提高容积效率,但间隙过小,加工精度要求高,生产成本增加,也易出现卡死现象。对于高压泵类,必须采用端面间隙补偿结构的设计方法。在保证转子灵活运转、加工精度、装配性及其灵活运转的前提下应尽可能减小端面间隙。

通常采用的自动补偿端面间隙装置有:浮动轴套式或弹性侧板式两种,其原理都是引入压力油使轴套或侧板紧贴在齿轮端面上,压力愈高,间隙愈小,可自动补偿端面磨损和减小间隙。齿轮泵的浮动轴套是浮动安装的,轴套外侧的空腔与泵的压油腔相通,当泵工作时,浮动轴套受油压的作用而压向齿轮端面,将齿轮两侧面压紧,从而补偿了端面间隙。

外转子的外圆与泵体(偏心套)的配合间隙大约在0.03~0.25mm之间,对于直径大、转速高、转子宽度大的泵取大值,反之取小值。内、外转子径向齿顶啮合间隙为0.02~0.15mm,对油液粘度低、压力高、低转速的泵应选较小值。

2.3 齿轮泵参数和结构对内啮合齿轮泵噪声、振动的影响

(1)合理确定泵齿轮参数,减小流量脉动

流量脉动将引起压力脉动,从而导致系统产生振动和噪声。齿数z、创成系数k和弧径系数h是影响流量脉动率的主要因素。其中齿数对流量脉动率影响最大。由表1可知,齿数越少,摆线泵的流量脉动越大,齿数越多,流量脉动率越小。但齿数增多时,单位体积的排量减小。增大创成系数k,减小弧径系数h可使流量脉动率减小,同时也增大了泵的排量,但也增加了泵的体积。因此在设计中应综合考虑各种因素。

适当地选择设计参数可以降低泵的流量脉动,提高液压系统的平稳性。选择参数时要综合考虑排量、体积、流量脉动等设计指标。

(2)合理地设计卸荷槽,解决齿轮泵的困油现象

当重叠系数ξ>1时,齿轮泵在啮合过程中,前一对齿尚未脱开啮合,后一对齿己进入啮合,所以同时啮合的齿就有两对。因此在两对齿之间形成了和吸压油腔均不相通的闭死容积,即困油容积,随着齿轮的旋转,闭死容积的大小还会发生变化,这就是困油现象。由于液体的可压缩性很小,当困油容积由大变小时,存在于困油容积中的液体受挤压,压力急剧升高,大大超过齿轮泵的工作压力,同时困油容积中的液体也从一切可泄漏的缝隙中强行挤出,使轴和轴承受到很大的冲击载荷,产生很大的径向力,增加功率损失,并使液体发热,引起噪声和振动,降低齿轮泵的工作平稳性和寿命。当困油容积由小变大时,形成真空,使溶于液体中的空气分离出来,产生气泡,带来气蚀、噪声、振动、流量和压力脉动等危害。

消除困油现象的方法,通常是在齿轮的两端盖板上开卸荷槽,使封闭容积减小时卸荷槽与压油腔相通,封闭容积增大时通过卸荷槽与吸油腔相通。

2.4 其它因素对内啮合齿轮泵性能的影响

(1)泵齿轮参数对内啮合齿轮泵轴承负载的影响

齿轮泵工作时,作用在齿轮轴颈及轴承上的径向力,是由液压力和齿轮啮合力所组成的。齿轮泵轴承寿命对齿轮泵整体寿命起决定性的影响。因此在对齿轮泵设计时,一方面选用性能更高的轴承,另一方面尽可能减小齿轮轴颈所受到的径向力,以提高轴承寿命。

主动齿轮所受的径向力Fr1为:Fr1=75p Bda(N)

被动齿轮所受的径向力Fr2为:Fr2=85p Bda(N)

式中:p-泵齿轮的工作压力,MPa;B-泵齿轮宽度,mm;da-分泵齿轮齿顶圆直径,mm。

由公式可以看出:欲减小径向力就必须减小泵齿轮齿宽B与泵齿轮齿顶圆直径da的乘积。

为了减小径向不平衡力的影响,常采取缩小压油口的办法,使压油腔的压力仅作用在一个齿到两个齿的范围内,同时,适当增大径向间隙,使齿顶不与定子内表面产生金属接触,并在支撑上多采用滚针轴承或滑动轴承。为了减小转子轴向不平衡力的影响,可在进出油槽的另一侧设计两个与进出油腔完全相对应的圆环形凹坑。这样会减少因进、出油腔所存在的压差而在转子上产生不平衡的轴向力,从而减少转子与泵盖偏磨。

(2)偏心距、齿厚和转速的影响

偏心距a决定了泵的流量和结构尺寸的大小,其选择必须与转速n和齿厚B一起考虑,以求好的折中。经验表明:在选择a、B、n时,只有泵的流量特性保持线性关系的范围才是合适的。a与n决定了齿间液体离心增压作用的大小,偏心距设计过大时,应适当降低转速,反之亦然。转速降低可使泵高空性能提高,由于齿腔轴向进油,使转子厚度的增加来不及受到充油的限制,这在进口压力较低时,尤为敏感。因此在相同转速下,薄转子的流量特性与高空性能要好些。

一般宽度B小一些的转子其自位能力强,但过小会增大泄漏,还易发生转子变形,且受力不好,一般不宜小于1.5mm。增大B对减少泄漏、提高容积效率有利,但B过大对加工精度要求高,且使非两点支承的悬臂泵轴弯曲负荷加大,还会因油腔过深油液来不及充满,反而使容积效率降低。

(3)进、出油槽的影响

进、出油槽的选择直接影响转子泵的效率。理论上,进、出口油槽尺寸确定的原则是:泵在旋转中,当其形成最大容积面积之前,齿间容积腔始终与进油槽相通,使齿间充满油液,而不应与出口油槽相通,直到形成最大容积后,开始减少容积时才与出口油槽相通;在可能的条件下,进、出口油槽应尽量大,一般可从啮合的两个极限位置来决定。

(4)单面或双面进油的影响

单面进油是指从转子的一个端面进油,双面进油是指从转子的两个端面进油,这样就增大了进口面积,特别是对厚的转子和高转速下工作的泵可改善其齿间充填性能,提高效率。

(5)进出口压力差对泄漏的影响

当转子泵的各个间隙保持一定时,泵的进出口压力差越大,通过泵内各间隙的流量泄漏也就越大,泵的实际供油量就越小。

(6)油液温度对泄漏的影响

工作油液温度改变,一方面将带来液体粘度的改变,从而使液体流过间隙时阻力改变,流量泄漏随之改变;另一方面,当各相对运动件的材料不同时,温度改变后,它们的膨胀量也不尽相同,从而使各相对运动件之间的间隙和泄漏量也由此随之改变。

(7)油腔的形状对容积效率的影响

进、排油腔窗口通常呈月牙状布置在泵盖上,油腔的形状是否合理对容积效率有影响。一般月牙状油腔的内缘是以内转子的回转中心为中心,以内转子的短半径(齿根圆半径)为半径的圆弧;而月牙状油腔的外缘则是以外转子的回转中心为中心,以外转子的限制圆(齿根圆)半径为半径的圆弧。对于双向摆线泵的设计要求,可知一般月牙状油腔并不适合,在此建议进行改进,使泵正、反方向旋转时具有相同的进、排油性能,即:进、排油腔的内、外缘均为以内转子的回转中心为圆心的圆弧。其中油腔内缘为以内转子齿根圆半径为半径的圆弧,外缘为以内转子齿顶圆半径为半径的圆弧[10]。若考虑用月牙形油腔,为保证双向进油具有相同的性能,可采用类似偏心套的结构,当转向改变时,油腔和偏心套旋转同样的角度。

3 结语

由于国外研究部门和生产企业对我国的技术保密,使进口设备上的摆线泵的更新和维修完全依赖进口,国内生产企业则主要以仿制为主,通过以上对影响内啮合齿轮泵性能因素的分析,为内啮合摆线齿轮泵的优化设计和制造提供参考和依据。

摘要：在工业设备中,内啮合摆线齿轮泵以其结构紧凑、体积小、重量轻、自吸性能好、对污染不敏感、工作可靠、寿命长、便于维修、成本低等优点得到了广泛的应用。文中重点对影响内啮合摆线齿轮泵性能的因素进行了分析,为内啮合摆线齿轮泵的优化设计和制造提供参考和依据。

关键词：内啮合,摆线齿轮泵,性能影响因素

参考文献

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摆线齿轮泵论文篇2

关键词：摆线齿轮泵,参数方程,建模,UG

摆线齿轮泵是一种特殊的内啮合齿轮泵,内转子为摆线,外转子的齿形为圆弧,两种齿线为一对共轭曲线。内啮合摆线齿轮泵具有结构紧凑、体积小、重量轻、允许转速高、脉动小、工作平稳、轴受力小[1]等优点,被广泛应用于航空航天、汽车、船舶、化工机械等液压系统中。如摆线油泵作为燃、滑油系统的供油油泵和回油油泵广泛应用于飞机和发动机的燃油系统和滑油系统中[2]。在摆线泵的设计过程中,由于内转子摆线的形成较复杂,绘制内齿轮齿形时常采用样条曲线来近似,不仅精度不高而且耗费工时。本文根据摆线的形成原理,推导出内齿轮摆线的运动方程式,然后利用UG表达式功能,直接根据参数方程绘制出精确的内转子齿廓曲线。该方法可以快速方便地绘制出内转子齿廓的二维曲线和建立内转子三维模型。

1 摆线的形成原理[1,3,4]

摆线的形成条件是必须有一个基圆O和在基圆上作纯滚动的滚动圆O',滚动圆心O'运动轨迹所形成的圆为创成圆(半径为R)。如图1所示,基圆半径为r1,滚动圆半径为r2,滚动圆在基圆上由A点纯滚动到B点,滚动圆内一定点C(点C半径为内外转子偏心距e)运转到C',此定点形成的运动轨迹CC'即为短幅外摆线。当滚动圆绕基圆滚动一周,便形成完整的摆线曲线,称为理论摆线。内转子齿廓曲线实际为泛摆线,以理论摆线上若干点为圆心,以外转子圆弧半径r为半径绘制若干圆,这些圆内侧的包络线即为内转子实际齿廓曲线,称为短幅外摆线圆内等距线,如图1所示。

2 泛摆线参数方程

为了得到泛摆线的参数方程,首先建立理论摆线的参数方程。如图2所示,理论摆线上一点S(x,y),XOY坐标系原点固定于内转子旋转中心O,不随内转子转动。把XOY坐标系平移到外转子旋转中心O1,得到X1O1Y1坐标系。内外转子传动比i=z1/z2,当内转子旋转α角时,外转子相对内转子转角为iα,外转子相对XOY坐标系实际转动角为α-iα。于是得到S(x,y)点摆线方程式为:

${\begin{cases} x = R c o s (1 - i) α + e c o s α \\ y = R s i n (1 - i) α + e s i n α \end{cases} (1)$

然后根据摆线方程,推导泛摆线方程式。如图1所示,圆弧相切于包络线某点Mi(xi,yi)。做出两点假设:①圆弧在Mi(xi,yi)点坐标必等于包络线在相应点坐标;②圆弧在该点切线斜率必等于包络线在该点的斜率。

包络线方程为

${\begin{cases} x = x (α) \\ y = y (α) \end{cases} (2)$

圆弧方程为

${\begin{cases} x = x (ε, α) \\ y = y (ε, α) \end{cases} (3)$

由上述假设可得

$\begin{array}{l} {\begin{cases} x (ε, α) = x (α) \\ y (ε, α) = y (α) \end{cases} (4) \\ \frac{y_{ε}' (ε, α)}{x_{ε}' (ε, α)} = \frac{y' (α)}{x' (α)} (5) \end{array}$

对方程(4)进行微分得

${\begin{cases} x^{'}_{ε} (ε, α) d ε + x^{'}_{α} (ε, α) d α - x^{'} (α) d α = 0 \\ y^{'}_{ε} (ε, α) d ε + y^{'}_{α} (ε, α) d α - y^{'} (α) d α = 0 \end{cases} (6)$

以y′ε(ε,α)、x′ε(ε,α)分别乘以式(6)中两方程式,得

y′ε(ε,α)x′ε(ε,α)dε+y′ε(ε,α)x′α(ε,α)dα-y′ε(ε,α)x′(α)dα=0 (7)

x′ε(ε,α)y′ε(ε,α)dε+x′ε(ε,α)y′α(ε,α)dα-x′ε(ε,α)y′(α)dα=0 (8)

将式(8)减去式(7)得

x′ε(ε,α)y′α(ε,α)dα-y′ε(ε,α)x′α(ε,α)dα+

[y′ε(ε,α)x′(α)dα-x′ε(ε,α)y′(α)dα]=0 (9)

由式(5)知,式(9)中方括号内的值为零。所以

x′ε(ε,α)y′α(ε,α)dα-y′ε(ε,α)x′α(ε,α)dα=0 (10)

因为实际摆线是以理论摆线上的点为圆心,以外转子圆弧半径r为半径的圆内侧包络线,因此根据图2中M点,写出泛摆线参数方程式

${\begin{cases} x (ε, α) = R c o s (1 - i) α + e c o s α - r c o s ε \\ y (ε, α) = R s i n (1 - i) α + e s i n α - r s i n ε \end{cases} (11)$

将x′ε(ε,α)=rsinε,y′ε(ε,α)=-rcosε带入式(10),得

rsinεy′α(ε,α)+rcosεx′α(ε,α)=0。

即 $\tan ε = - \frac{x^{'}_{α} (ε, α)}{y^{'}_{α} (ε, α)} (12)$

根据式(12)和三角函数关系可以求出sinε和cosε的值,然后代入式(11),得

${\begin{cases} x (ε, α) = R c o s (1 - i) α + ε \cos α - \\ r \frac{y^{'}_{α} (ε, α)}{\sqrt{[x^{'}_{α} (ε, α)]^{2} + [y^{'}_{α} (ε, α)]^{2}}} \\ y (ε, α) = R s i n (1 - i) α + ε \sin α + \\ r \frac{x^{'}_{α} (ε, α)}{\sqrt{[x^{'}_{α} (ε, α)]^{2} + [y^{'}_{α} (ε, α)]^{2}}} \end{cases} (13)$

由式(11)得出对α的微分y′α(ε,α)和x′α(ε,α),然后代入式(13),即得到泛摆线轨迹运动方程式

${\begin{cases} x = R c o s (1 - i) α + e c o s α - \\ r \frac{R (1 - i) \cos (1 - i) α + e c o s α}{\sqrt{[ε^{2} + R^{2} (1 - i)^{2} + 2 ε R (1 - i) c o s i α}} \\ y = R s i n (1 - i) α + e s i n α - \\ r \frac{R (1 - i) \sin (1 - i) α + ε \sin α}{\sqrt{[ε^{2} + R^{2} (1 - i)^{2} + 2 ε R (1 - i) c o s i α}} \end{cases} (14)$

3 内外转子三维实体建模

在得出内转子泛摆线方程式后,利用UG表达式功能实现内转子参数化设计。首先确定泛摆线齿轮泵基本参数,例如取z1=4,z2=5,e=2,根据文献[5],由创成系数k确定创成圆半径R,由弧径系数h确定圆弧半径r,即R=kz2ε,r=hz2ε。选取k=1.32,h=0.58。UG中默认三维变量为xt,yt,zt,参数为t∈[0,1]。根据式(14)在UG表达式里输入下述内转子齿廓曲线计算公式,绘制内转子齿廓曲线。UG软件会根据输入的表达式直接产生内转子齿廓曲线,结果如图3所示。

然后根据内转子厚度直接拉伸得到三维模型,如图4所示。可以把上述输入表达式导出保存为.exp文件,以后建其他摆线泵模型时可以导入该文件,修改基本参数,即可得到所要模型。

由于外转子齿形为圆弧,因此建模较为简单,根据创成圆半径、圆弧半径、齿根圆半径和齿数,可以绘制外转子齿廓草图,建立外转子实体模型,如图5所示。图6为内外转子装配图。

4 结束语

本文根据内啮合泛摆线齿轮泵摆线的形成原理,给出了理论摆线的参数方程式,并利用微分几何关系推导出实际摆线的参数方程式,根据此方程利用UG的表达式功能实现了内转子的参数化建模,并给出了一个内外转子建模实例。在建模过程中,只需输入摆线齿轮泵基本参数,即可得出精确模型。此建模方法不仅准确而且方便快捷,给内啮合泛摆线齿轮泵的生产研发设计带来极大方便。

参考文献

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[4]许贤良,王传礼,张军,等.液压传动.北京:国防工业出版社,2011

摆线齿轮泵论文篇3

Unigraphics(简称UG),是当今全球主流的CAD系统,它集成了CAD/CAE/CAM/PDM。同众多的CAD系统一样,它也具备强大的二次开发功能。UG提供的二次开发模块包括:UG/Open GRIP,UG/Open API,UG/Open Menuscript和UG/Open UIStyler。通过UG/Open API的编程,用户几乎可以实现UG中的所有功能;另外,UG/Open API具有高级语言支持能力,用户可以借助VC++6.0强大的编译功能,开发出自己需要的功能模块。

1 摆线齿轮

1.1 摆线方程

摆线是一种循环曲线。这种循环曲线的形成过程如图1所示:当某一滚圆O2沿另一固定圆O1作无滑动的滚动时,在滚圆O2的圆周上任一点M的运动轨迹就是摆线曲线。用这种方法可以形成外摆线和内摆线。

摆线上的任一点M(x1,y1),其矢量式为:

$Ο_{1} Μ = Ο_{1} Ο_{2} + Ο_{2} Μ$

根据图(1)的几何关系,把上式写成如下的分量形式:

${\begin{cases} x_{1} = (r_{1} + r_{2}) \sin φ - r_{2} \sin (\frac{r_{1}}{r_{2}} φ) \\ y_{1} = (r_{1} + r_{2}) \cos φ - r_{2} \cos (\frac{r_{1}}{r_{2}} φ) \end{cases}$

式中:r1——表示基圆O1的半径;

r2 ——表示滚圆O2的半径;

φ ——表示形成摆线时滚圆绕定圆心所转过的角度。

1.2 摆线齿轮的几何参数

齿轮的齿数:Z;

齿轮的节距:P;

齿轮的节圆直径: $d = \frac{Ρ}{π} Ζ$

齿轮厚度:h。

1.3 建立参数方程表达式

t=1

r2=10angle=360×t

h=40

zt=0

xt=(r1+r2)×sin(angle)-r2×sin[(r1/r2)×angle]

yt=(r1+r2)×cos(angle)-r2×cos[(r1/r2)×angle]

在记事本中输入上述参数方程,并把它存为gear_curves.exp或*.exp文件。

2 创建摆线齿轮的模型

在UG的建模模块中,导入上述表达式文件gear_curves.exp,利用UG中规律曲线(law curve)功能创建如图2所示的摆线齿轮的轮廓曲线。然后运用拉伸命令创建如图3所示的摆线齿轮模型。把建立的齿轮模型保存为bai_xian_gear.prt或*.prt。

3API程序设计过程

3.1 环境设置

在进行UG/Open API开发之前要进行必要的环境设置,具体包括如下几点:1)建立工作目录,如D:bai_xian_gear;2)增加环境变量UGII_USER_DIR,设置为:D:bai_xian_gear;3)在工作目录D:bai_xian_gear下必须建立两个新的目录,而且它们的名称必须是startup和application。在目录application中存放对话框文件*.dlg;在startup存放MenuScrip文件*.men和动态链接库文件*.dll。

3.2 创建用户菜单

用户菜单利用MenuScript模块进行开发,它是UG/Open的一个重要组成部分,为用户提供创建编辑Unigraphics的下拉菜单及工具条。在目录startup下,运用记事本编写如下内容:

VERSION 120

EDIT UG_GATEWAY_MAIN_MENUBAR

BEFORE UG_HELP

CASCADE_BUTTON UISTYLER_DLG_CASCADE_BTN

LABEL &摆线齿轮

ACTIONS bai_xian_gear.dlg

END_OF_BEFORE

MENU UISTYLER_DLG_CASCADE_BTN

BUTTON BAI_XIAN_GEAR_BTN

LABEL &摆线齿轮

ACTIONS bai_xian_gear.dlg

END_OF_MENU

然后存为bai_xian_gear.men或*.men文件。在启动UG后显示如图4所示的用户菜单栏。

3.3 创建用户自定义对话框

UG中的UG/Open UIStyler模块提供了强大的制作Unigraphics风格窗口的功能。利用对话框能实现人机交互功能,用户可以由它输入数据,执行操作。另外,应用程序通过回调函数来响应用户事件。利用UG/Open UIStyler模块创建如图5所示的对话框。

4API编程

在VC++中建立Win32 Dynamic Link Library工程。然后在工程中进行必要的环境设置,把在UG/Open UIStyler模块生成的bai_xian_gear.h加载到工程中。根据模板文件bai_xian_gear_template.c的顺序编写bai_xian_gear.cpp文件。最后编译工程,生成所需的bai_xian_gear.dll文件

在bai_xian_gear.cpp文件, 通过回调函数GEAR_action_create_gear_cb来实现摆线齿轮的生成。函数中的关键代码如下:

程序要有更强的健壮性,就必须对输入的数据值进行一定的判断,对于那些不满足要求的数据,程序将不执行。为了让软件有更好的操作性,可以通过UG的状态栏或信息框来显示相应的提示信息。

5 结语

在分析了摆线齿轮的轮廓曲线后,得出摆线齿轮的轮廓曲线方程,根据方程式在UG中建立摆线齿轮的模型文件,然后利用UG/Open API来实现摆线齿轮的二次开发。在进行产品设计时,设计者就不需再考虑摆线齿轮复杂的轮廓,只需要输入一些齿轮的重要参数后,系统自动生成所需的摆线齿轮模型,这大大地加快了产品的设计进度。

参考文献

[1]董正卫,田立中,付宜利.UG/Open API的编程基础[M].北京:清华大学出版社,2002.

[2]黄翔,李迎光.UG应用开发教程与实例精解[M].北京:清华大学出版社,2005.

[3]董学朱.摆线齿轮锥齿轮及准双曲面齿轮设计与制造[M].北京:机械工业出版社,2003.

[4]李富成.双转子摆线齿廓齿轮式气动马达主要参数设计计算[J].凿岩机械气动工具,1999(3):11-16.

摆线齿轮泵论文篇4

新型进动式锥摆线齿轮减速机由电机、端盖、机体、中心锥齿轮和分别置于端盖、机体上的输入轴、输出轴几大部分组成。

1.电机2.输入轴3.上端盖4.中心锥齿轮1 5.行星轮体6.圆锥滚子轴承7.箱体8.中心锥齿轮4 9.输出轴壳体10.输出轴11.圆锥滚子轴承12.输出轴大齿轮

如图1所示, 输入轴 (2) 为空心的曲轴置于箱体 (7) 内的中间部分, 行星轮体 (5) 通过一对圆锥滚子轴承 (6) 置于该空心的曲轴上, 该行星轮体 (5) 的两端分别通过两个圆锥形滚子齿圈与连接在上端盖 (3) 上的固定中心锥齿轮1 (4) 和连接在输出轴 (10) 上的可动中心锥齿轮4 (8) 相啮合。输入轴 (2) 的回转运动是借助于圆锥滚子轴承 (6) 使行星轮体 (5) 改变为像罗盘回转器一样的进动运动, 行星轮体 (5) 一端的圆锥形滚子齿圈无滑动的沿固定中心锥齿轮1 (4) 的齿面滚动, 另一端的圆锥形滚子齿圈沿可动中心锥齿轮4 (8) 的齿面滚动。由于相啮合的齿滚的齿数差小, 输入轴 (2) 的回转运动通过倾斜的曲轴传给做进动运动的行星轮体 (5) , 又传给可动中心锥齿轮4 (8) , 从而使输出轴 (10) 做减速回转运动。

2 性能特点

本减速机是一种空间行星机构, 具有行星轮作进动运动的特点。采用具有多对齿同时接触的齿滚啮合, 新齿形、硬齿面、新型曲轴、结构紧凑, 克服和解决了现有渐开线圆柱齿轮减速机、少齿差等减速机存在的一些问题, 成为能在工业上广泛应用的大速比、高承载能力、高效率的减速机。其优点如下:

(1) 由于多对齿同时啮合, 载荷分配给同时接触的多对齿 (在一定条件下, 可以达到多齿啮合系数ε=100%, 即各对齿全部接触) 。因而, 可以改善传动的许多性能指标。

(2) 由于具有较高的多齿啮合性能, 齿面为硬齿面, 故承载能力高, 大大改善了外廓尺寸, 使结构紧凑, 体积小。

(3) 锥齿轮与锥形滚子的啮合传动形式, 啮合为滚动摩擦, 可以减少滑动摩擦损失, 可以提高传动效率, 故传动效率可达90%以上。另外, 由于多对齿连续不断的啮合, 故消除了轮齿的移动、跳跃性, 提高了工作平稳性, 降低了噪声和传动的振动。

(4) 体积小、质量轻, 具有很宽的传动比范围, 传动比大, 单级传动比可达到3600。

(5) 中心锥齿轮的齿形为锥摆线齿形, 存在着大量的齿廓形状, 因而可以保证在较大范围内选出最佳的齿廓外形, 满足实际需要。

(6) 具有较高的运动精度, 可以制成具有无隙啮合的较高扭转刚度的传动。

(7) 零件数量少, 造价低, 无W输出机构, 调整和维护方便。

(8) 在较大范围内可以同其它种传动形式进行综合设计, 以满足不同用途的需要。如可制成自制动减速机、增速机、差速机、多功能液压马达、变速箱、无级变速器及输出轴具有多速的同轴式减速机等。

3 使用及维护

(1) 适于连续工作制, 允许正向反向运转。