4WE10E73-3X/CW110N9K4

R900974640 4WRZ16W6-100-7X/6EG24N9ETK4/M

R900974754 4WRZE10W8-85-7X/6EG24EK31/A1M

R900974755 4WRZE16W8-150-7X/6EG24EK31/A1M

R900974756 4WRZE16W6-150-7X/6EG24EK31/A1M

R900974757 4WRZE25W8-325-7X/6EG24EK31/A1M

R900974758 4WRZE16E150-7X/6EG24EK31/A1M

R900974938 4WRZ10E2-85-5X/6A24ETK4/M

R900975103 4WRZ25W6-220-7X/6EG24N9K4/M

R900975131 4WRZ10E50-5X/6A24N9K4/M

R900975242 4WRZ16E1-100-7X/6EG24N9K4/D3M

R900975486 4WRZ25E1-220-7X/6EG24N9ETK4/D3M

R900975491 4WRZE16E150-7X/6EG24N9ETK31/A1D3M

R900975571 4WRZ25W6-220-7X/6EG24N9EK4/M

R900975572 4WRZ10W6-50-7X/6EG24N9K4/M

R900975643 4WRZ25W8-325-7X/6EG24N9EK4/M

R900975683 4WRZ10EA85-7X/6EG24N9EK4/D3M

R900975730 4WRZ25W9-325-7X/6EG24N9EK4/V

R900975769 4WRZE16E1-150-7X/6EG24N9EK31/A1D3V

R900975771 4WRZE32W6-520-7X/6EG24N9ETK31/A1M

R900975790 4WRZ10W8-50-7X/6EG24N9ETK4/M

R900975835 4WRZE10E1-85-7X/6EG24N9K31/A1V

R900975854 4WRZ10E50-5X/6A24ETK4/D3M

R900975860 4WRZE25EB220-7X/6EG24K31/A1M

R900975862 4WRZE10W6B85-7X/6EG24N9K31/F1V

R900975898 4WRZ25W8-220-7X/6EG24N9ETK4/D3M

R900975899 4WRZ25W8-325-7X/6EG24N9EK4/D3M

R900975945 4WRZE10W6B85-7X/6EG24N9EK31/A1D3V

R900976047 4WRZE25E220-7X/6EG24N9K31/A1D3M

R900976118 4WRZ10E1-25-7X/6EG24N9ETK4/D3M

R900976132 4WRZ10E3-85-7X/6EG24N9ETK4/D3M

R900976145 4WRZ25E325-7X/6EG24N9K4/M

R900976146 4WRZE25EA220-7X/6EG24N9K31/A1M

R900976274 4WRZ25E3-325-7X//M

R900976327 4WRZ16W8-100-7X/6EG24K4/D3M

R900976328 4WRZ25W8-325-7X/6EG24K4/D3M

R900976329 4WRZ25W8-220-7X/6EG24K4/D3M

R900976333 4WRZ10W8-85-7X/6EG24N9EK4/D3M

R900976415 4WRZE16W8-150-7X/6EG24N9K31/A1V

R900976481 4WRZ10E1-85-7X/6EG24N9ETK4/D3M

R900976586 4WRZ25E3-325-5X/6A24NEK4/D3M

R900976787 4WRZE32W6-520-7X/6EG24N9EK31/A1M下面根据齿轮啮合原 理和能量守恒定律来推导齿轮泵的瞬时流里。 假如不考虑能里损失，主动齿轮每转过-个微小角度de 1两个齿轮所作的机械功dW 等于泵输出的液体体积dV和进出口压差Ap的乘积o泵的进口压力可视为零,于是压差OP 就等于排油压力Py因此 Tda+T:ldB:=dW =p2dV (3-2-1) 式中I、I2--作用在主、从动齿轮上的扭矩; dθ」de 2一-主、从动齿轮的旋转角。 如下图所示，x、y分别为齿轮啮合点到主动齿轮及被动齿轮中心的距离，R1 R2分 别为主动齿轮及被动齿轮的齿项圆半径作用在主动齿轮上的液压力对主动齿轮转动中心的 转矩为 (RA+x)_ 1 T=p,B(Ra-x)- _=，P。B(R-x2) (3-2-2) 在进行液压泵设计时，往往希望以较小的尺寸获得较大的排童。由以上所述可知，排 里与齿轮泵的齿数成正比、与齿轮模数的平方成正比，在齿轮分度圆半径不变时，齿轮的模 数和齿数成反比R=Zm/2,因此为了获得较大的排里而又保持齿轮泵的尺寸较小的办法是增 大齿轮的模数。增大模数对减小齿轮泵齿轮所受径向力有利，但根据公式(3-2-9)、(3-2-10) 可知增大模数、减少齿数会增加流里脉动。 三外啮合齿轮泵的结构分析 在***胜任工作的基础上，泵的设计的另-个核心任务就是如何使得液压泵高效率工 作和尽里的延长使用寿命。这与我们人类不仅要求幸福的活着，在此基础上还希望长期淳 受幸福的生活是个道理 。泵的结构分析主要就是分析此类问题。液压泵造成效嫜低的主要 原因是世漏，因此如何提高效率问题就具体为如何减小泄漏的问题。使用寿命的问题，通 常是研究如何提高最易损坏的零件的寿命的问题，因为延长了最易损坏零件的使用寿命，则 机器的使用寿命就可以延长。理论分析和实践表明齿轮泵最易损坏的零件是轴承。 (一)齿轮泵的间隙世漏问题 液压泵能童损失的原因是由于泄漏造成的容积损失和由于摩擦及液体流加时的阻力所 造成的机械损失。因为减小机械员失的措施已经比较成熟，再此不再讨论，主要讨论齿轮泵 的间隙世漏问题。 1.间隙泄漏的途径( 如图3-2-1) 1)端面间隙的泄漏 为了***齿轮正常的运转，齿轮的侧面和前后端盖之间必须留有间隙,这个间隙通常 称为端面间隙。由于端面间隙两侧，以便为高压腔(排油腔)，- -边为低压腔(吸油腔),所 以产生高压腔向低压腔的间隙泄漏。端面间隙的泄漏有两条途径: ①排油腔液体和在过渡区齿谷中的液体+齿轮端面间隙- +齿轮轴颈+轴承→吸油腔° ②排油腔液体直接越过啮合点附近的端面间隙进入吸油腔。 其中以直摛越过啮合点附近的端面间隙进入吸油腔产生的泄漏量为主,因为a封油长度 短; b.世漏油液运的方向与齿轮旋转的方向一致，不仅油液压差驱使油液向低压腔运动, 固体运耐液体所产生的剪切作用也在驱使油液向低压腔运动o采用固定间的齿轮泵，端 面间隙的泄漏里一般占总泄漏童的 80%左右,是影响齿轮泵间隙泄漏的主要因素。 2)沿齿项圆周的泄漏 在高压腔和低压腔压差的作用下，高压腔的液体经齿轮的齿顶和泵体内表面的配合间 隙，流入低压腔。由于沿齿顶圆周的封油长度较大，配合间隙较小，这部分的泄漏里约占总 泄漏童的15%~ 20%。 3)啮合处的泄漏 由于制造、装配所造成的误差，相互啮合的两个轮齿在啮合点处的啮合线上不可能做 到完全接触，而且彼此押金，由于啮合点的一端是高压腔-端是低压腔，所以将产生泄漏， 由于齿轮的制造精度较高、支撑传动轴的两轴承孔的同轴度要求通常较高，所以此处的间隙 很小，所以尽管封油长度短，泄漏量依然很小，仅占总泄漏里的3%~ 5%。

R900976869 4WRZ10W8-50-7X/6EG24N9TK4/D3M

R900976964 4WRZE10W8-50-7X/6EG24K31/A1V

R900977010 4WRZ25W1-325-5X/6A24NETK4/D3V

R900977119 4WRZ16E1-150-7X/6EG24N9ETK4/M

R900977339 4WRZE10W8-50-7X/6EG24N9EK31/A1V

R900977340 4WRZ25W1-325-5X/6A24K4/M

R900977346 4WRZ32E1-520-7X/6EG24N9EK4/D3V

R900977347 4WRZ10W6-50-7X/6EG24N9EK4/D3V

R900977454 4WRZ10E1-85-7X/6EG24N9EK4/M

R900977488 4WRZE25W6-220-7X/6EG24N9ETK31/A1D3M

4WE10E73-3X/CW110N9K4

4WE10E73-3X/CW110N9K4