外啮合齿轮泵上的几个关键问题

 外啮合齿轮泵上的几个关键问题

    a.困油问题及卸荷措施  外啮合齿轮泵要连续平稳工作，齿轮啮合的重叠系数（度）e必须大于1，即同时至少要有两对轮齿啮合。因此，就有一部分油液被围困在两对轮齿所形成的封闭腔之间，该封闭腔又称困油区。困油区与泵的高、低压油腔均不相通，且随齿轮的转动而变化，如图C所示。从图C(a)到图C(b)，困油区容积V逐渐减小；从图C(b)到图C(c)，困油区容积V逐渐增大。困油区容积的减小会使被困油液受挤压经缝隙溢出，这不仅产生很高压力，使泵的传动轴和轴承受到额外的周期性负载，且导致油液发热；而困油区容积由小变大时，又因无油液补充而形成局部真空和气穴，引起汽蚀及强烈振动和噪声。图B所示为困油容积变化曲线。困油问题不仅影响齿轮泵的工作品质，还会缩短其使用寿命。

解决困油问题的常用措施是，在泵的前、后两端盖内表面上开设与困油区相对应的卸荷槽（凹槽）。卸荷槽除了相对齿轮中心线对称布置的双矩形结构（图C）外，还有相对齿轮中心线对称布置的双圆形卸荷槽[图D(a)]和双斜切形卸荷槽[图C(b)]以及相对齿轮中心线非对称布置（卸荷槽向低压侧即吸油区偏移）的细条形卸荷槽[图D(c)]等结构形式。其特点各异，但卸荷原理均相同，即在保证高、低压腔互不串通的前提下，设法使困油区容积减小时与高压腔（压油口）连通，困油区容积增大时与低压腔（吸油口）连通。例如，图C中的双点划线部分所示为对称布置的双矩形卸荷槽，当困油区容积减小时通过左侧的卸荷槽与压油腔相通[图C(a)]，容积增大时通过右侧的卸荷槽与吸油腔相通[图C(c)]。

为了保证较好的卸荷效果又不致吸、压油区串通，卸荷槽的尺寸（如矩形卸荷槽的宽度和深度或圆形卸荷槽的孔径和深度）及两卸荷槽的间距应适当。一般的齿轮泵两卸荷槽往往是向吸油区偏移非对称开设，如图E所示，两槽间距a（最小闭死容积）必须保证在何时都不能使吸油腔和压油腔相互串通，对于模数为m的标准渐开线齿轮（分度圆压力角为a），其a=2.78m，当卸荷槽为非对称时，在压油腔一侧必须保证b=0.8m，槽宽c_min＞2.5m，槽深h≥0.8m。

    b．泄漏问题及其对策  齿轮泵高压化的主要障碍是泄漏途径较多，且不易通过密封措施解决。外啮合齿轮泵工作时有三个主要泄漏途径：齿轮两侧面与端盖间的轴向间隙；壳体内孔和齿轮外圆间的径向间隙；两个齿轮的齿面啮合间隙。其中对泄漏量影响最大的是轴向间隙，因为这里泄漏面积大，泄漏途径短，其泄漏量可占总泄漏量的75%～80%。轴向间隙越大，泄漏量越大，会使容积效率过低；间隙过小，齿轮端面与泵的端盖间的机械摩擦损失增大，会使泵的机械效率降低。

    解决泄漏问题的对策是选用适当的间隙进行控制：通常轴向间隙控制在0.03～0.04mm；径向间隙控制在0.13～0.16mm。在中高压和高压齿轮泵中，一般采用轴向间隙的自动补偿方法用以减少泄漏，提高泵的容积效率。轴向间隙的自动补偿一般是在泵的前、后端盖间增设浮动轴套（浮动侧板）或弹性侧板，使之在液压力的作用下，压紧齿轮端面，从而减小泵内通过端面的泄漏，达到提高压力的目的。浮动轴套磨损后可随时更换。

轴向间隙的自动补偿原理如图F所示。两个相互啮合的齿轮由前、后轴套4和2中的滑动轴承或滚动轴承支承，轴套可在壳体1内轴向浮动。压力油由压油腔引至轴套外端并作用在有一定形状和大小的面积A₁上，所产生的液压力合力为F₁=A₁p_g，此力把轴套压向齿轮端面，其大小与泵的输出工作压力p_g成正比。

    齿轮端面的液压力作用在轴套内端面，在等效面积A₂上形成反推力F_f，其大小也与工作压力成正比，即F_f=A₂p_m(p_m为作用在A₂上的平均压力)。

    泵在启动时，浮动轴套在弹性元件（橡胶密封圈或弹簧）弹力F_t的作用下，紧贴齿轮端面以保证密封。

    为了保证在各种工作压力下，轴套都能自动贴紧齿轮端面，磨损后能自动补偿，应使压紧力F_y（=F_t +F₁）大于反推力F_f，但不允许F_y比F_f大得太多，压紧力与反推力的比值F_y/F_f取决于轴套和齿轮材料的[pv]值及机械效率，即为了减小摩擦损失，剩余压紧力(F_y-F_f)的数值不能太大，以保证轴套和齿轮之间能形成适当的油膜，有助于提高容积效率和机械效率。一般取

                          F_y/F_f=1.0～1.2                         (2-1)

    此外，还必须保证压紧力和反推力的作用线重合，否则会产生力偶，致使轴套倾斜而增大泄漏。

c．径向力问题及其对策  当齿轮泵工作时，作用在齿轮泵轴承上的径向力F，由沿齿轮圆周液体压力产生的径向力FP和由齿轮啮合产生的径向力FT所组成，如图G所示。

    齿轮泵工作时，在齿轮和壳体内孔的径向间隙中，从吸油腔到压油腔的液体压力分布是逐渐分级增大的，液体压力的近似分布曲线如图G所示。液体压力在主动齿轮和从动齿轮上产生的径向力F_P的大小完全相同，其方向垂直向下指向吸油腔。由齿轮啮合在主动齿轮和从动齿轮上产生的径向力F_T的大小近似相等，但方向却不同。根据齿轮圆周液体压力产生的径向力FP和由齿轮啮合产生的径向力FT可得主动齿轮所受径向力的合力F₁和从动齿轮所受径向力的合力F₂的近似计算公式：

                         F₁=0.75△pBD_e                           (2-2)

                         F₂=0.85△pBD_e                           (2-3)

式中  △p——齿轮泵的进出口压力差；

        B——齿轮的齿宽；

        D_e——齿轮的齿顶圆直径。

    显然，从动齿轮的合力F₂比主动齿轮的合力F₁大。所以当主动轮和从动轮上的轴承规格相同时，从动轮上的轴承磨损较快。为了使两轴承寿命相当或接近，可将压油口向径向力小的一侧偏移，从而使F₂～F₁。

    由于上述径向力为不平衡力，而且工作压力越高，径向不平衡力越大。严重时，能便齿轮轴变形，壳体的吸油口一侧被轮齿刮伤，同时加速轴承的磨损，降低泵的寿命。减小径向不平衡力有如下两种常用方法。

    方法一：合理选择齿轮模数m和齿宽B（一般低压齿轮泵取B/m=6～10；中高压齿轮泵取B/m =3～6），可减小径向力又不降低容积效率。

方法二：改变沿圆周方向的压力分布规律，如通过缩小泵的压油口尺寸，使压力油仅作用在一个齿到两个齿的范围内，或通过在盖板上或轴套外周开设油槽（平衡槽），以减小径向力。如图H所示，使盖板上开设的平衡槽1、2分别与低压腔和高压腔相通，产生一个与吸油腔和压油腔对应的液压径向力起平衡作用来平衡径向力。