简体中文
外齿轮泵中的几个关键问题
创建于05.17
外齿轮泵中的几个关键问题
a. 齿轮啮合的重叠系数（度）e 必须大于 1，即至少有两对齿轮齿必须同时啮合。因此，一部分油被困在由两对齿轮齿形成的封闭腔体之间，这也被称为困油区。困油区与泵的高压和低压油腔不相连，并随着齿轮的旋转而变化，如图 C 所示。从图 C (a) 到图 C (b)，困油区的体积 V 逐渐减少；从图 C (b) 到图 C (c)，困油区的体积 V 逐渐增加。困油体积的减少会导致困油被挤压并通过间隙溢出，这不仅会产生高压，使泵的驱动轴和轴承承受额外的周期性负荷，还会导致油加热；当困油体积从小变大时，由于没有油补充，会形成局部真空和气蚀，导致气蚀和强烈的振动和噪音。图 B 显示了困油体积的变化曲线。困油问题不仅影响齿轮泵的工作质量，
它也可能缩短其服务寿命。
解决困油问题的常用措施是在泵的前后盖内表面上设置与困油区域相对应的卸油槽（槽）。除了相对于齿轮中心线对称排列的双矩形结构（图C），还有相对于齿轮中心线对称排列的双圆形卸油槽[图D（a）]和双斜切卸油槽[图C（b）]以及相对于齿轮中心线对称排列的细条卸油槽[图D（c）]。它们的特点不同，但卸油原理相同，即在确保高低压腔不相互连接的前提下，困油区域在体积减小时与高压腔（油压口）连接，在体积增大时与低压腔（油吸口）连接。例如，图C中的双虚线显示了一个对称的双矩形卸油槽。当困油区域的体积减小时，它通过左侧的卸油槽与油压腔连接[图C（a）]，而当体积增大时，它通过右侧的卸油槽与油吸腔连接[图C（c）]。
为了确保更好的卸载效果，避免油吸入和压力区域的冲突，卸载槽的尺寸（如矩形卸载槽的宽度和深度或圆形卸载槽的直径和深度）以及两个卸载槽之间的间距应适当。一般来说，齿轮泵的两个卸载槽通常偏向油吸入区域，并且不对称开启。如图e所示，两个槽之间的间距a（最小闭合死体积）必须确保油吸入腔和油压力腔在任何时候都不能相互冲突。对于模数为m的标准渐开线齿轮（分割圆的压力角为a），a = 2.78m。当卸载槽不对称时，必须确保油压力腔侧的B = 0.8m，槽宽Cmin > 2.5m，槽深h ≥ 0.8m。
b. 高压齿轮泵的主要障碍是泄漏途径多，且通过密封措施不易解决。外齿轮泵的主要泄漏途径有三种：齿轮两侧与端盖之间的轴向间隙；壳体内孔与齿轮外圆之间的径向间隙；两个齿轮的齿面啮合间隙。轴向间隙对泄漏的影响最大，因为泄漏面积大且泄漏路径短。泄漏可以占总泄漏的75% ~ 80%。轴向间隙越大，泄漏越大，这将导致容积效率过低；如果间隙过小，齿轮端面与泵端盖之间的机械摩擦损失将增加，从而降低泵的机械效率。
泄漏问题的解决方案是选择适当的间隙进行控制：一般情况下，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，通常采用轴向间隙的自动补偿方法来减少泄漏并提高泵的容积效率。轴向间隙的自动补偿通常是在泵的前后端盖之间添加浮动轴套（浮动侧板）或弹性侧板，在液压作用下压缩齿轮端面，从而减少泵内端面泄漏，实现增压的目的。浮动轴套在磨损后可以随时更换。
轴向间隙自动补偿的原理如图F所示。两个啮合齿轮由前后轴套4和2中的滑动轴承或滚动轴承支撑，可以在壳体1中轴向浮动。压力油从压力油腔引导到轴套的外端，并作用于具有一定形状和大小的区域A1。液压压力的合力为F1 = a1pg，它将轴套压向齿轮的端面，其大小与泵的输出工作压力PG成正比。
齿轮端面的液压作用于轴套的内端面，在等效面积A2上形成反向推力，这也与工作压力成正比，即FF = a2pm（PM是作用于A2的平均压力）。
当泵启动时，浮动轴套在弹性元件（橡胶密封圈或弹簧）的作用下靠近齿轮端面，以确保密封。
为了确保轴套在各种工作压力下能够自动贴合齿轮的端面，并在磨损后自动补偿，压紧力 FY (= ft) 应该调整为 +F1) 大于反向推力 FF，但 FY 不允许过大地大于 FF。压紧力与反向推力的比率 FY / FF 取决于轴套和齿轮材料的 [PV] 值以及机械效率，也就是说，为了减少摩擦损失，剩余压紧力的值 (FY FF) 不应过大，以确保在轴套和齿轮之间形成适当的油膜，这有助于提高容积效率和机械效率。一般
Fy/Ff=1.0～1.2 (2-1)
此外，有必要确保施加力的作用线与反向推力重合，否则会产生力矩，这将导致轴套倾斜并增加泄漏。
c. 齿轮泵工作时的径向力问题及其对策，作用在齿轮泵轴承上的径向力 F 由沿齿轮周向液体压力产生的径向力 FP 和齿轮啮合产生的径向力 ft 组成，如图 G 所示。
当齿轮泵工作时，在齿轮与壳体内孔之间的径向间隙中，从油吸入腔到油压腔的液体压力分布逐渐逐步增加，液体压力的近似分布曲线如图G所示。液体压力在驱动齿轮和从动齿轮上产生的径向力FP完全相同，其方向垂直向下指向油吸入腔。齿轮啮合在驱动齿轮和从动齿轮上产生的径向力ft大致相等，但方向不同。根据液体压力在齿轮周围产生的径向力FP和齿轮啮合产生的径向力ft，可以得到驱动齿轮上径向力的合力F1和从动齿轮上径向力的合力F2的近似计算公式。
F1=0.75△pBDe (2-2)
F2=0.85△pBDe (2-3)
Where △ P -- 齿轮泵进出口之间的压力差；
B -- 齿轮的齿宽；
De -- 齿轮加高圆的直径。
显然，驱动齿轮的 resultant force F2 大于驱动齿轮的 F1。因此，当驱动轮和从动轮的轴承规格相同时，从动轮上的轴承磨损更快。为了使两个轴承的使用寿命相等或接近，可以将压力油口偏移到径向力较小的一侧，从而使 F2 ~ F1。
由于径向力是不平衡力，工作压力越高，径向不平衡力就越大。当情况严重时，齿轮轴会变形，壳体的油吸入口侧会被齿轮齿划伤。同时，轴承的磨损会加速，泵的使用寿命会减少。减少径向不平衡力的常见方法有两种。
方法1：合理选择齿轮模数m和齿宽b（低压齿轮泵的B / M = 6-10，中高压齿轮泵的B / M = 3-6）可以在不降低容积效率的情况下减少径向力。
方法二：改变沿周长的压力分布，例如减小泵的压力油口的尺寸，使压力油仅作用于一到两个齿，或在盖板或轴套周围设置油槽（平衡槽）以减少径向力。如图h所示，盖板上的平衡槽1和2分别与低压腔和高压腔连接，以产生与油吸室和油压室相对应的液压径向力，以平衡径向力。
留下您的信息并
我们将联系您。
我们将联系您。
Phone
WhatsApp
WeChat