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外齒輪泵的幾個關鍵問題
創建於 05.17
外齒輪泵中的幾個關鍵問題
a. 齒輪啮合的重疊係數（度）e 必須大於 1，也就是說，至少必須有兩對齒輪齒同時啮合。因此，部分油被困在由兩對齒輪齒形成的封閉腔體之間，這也被稱為困油區。困油區與泵的高壓和低壓油腔無關，並隨著齒輪的旋轉而變化，如圖 C 所示。從圖 C（a）到圖 C（b），困油區的體積 V 逐漸減少；從圖 C（b）到圖 C（c），困油區的體積 V 逐漸增加。困油體積的減少將導致困油被擠壓並通過間隙溢出，這不僅會產生高壓，使泵的驅動軸和軸承承受額外的周期性負荷，還會導致油加熱；當困油體積從小變大時，由於沒有油補充，將形成局部真空和氣蝕，導致氣蝕和強烈的振動和噪音。圖 B 顯示了困油體積的變化曲線。困油問題不僅影響齒輪泵的工作質量，
它也可以縮短其服務壽命。
解決困油問題的常見措施是在泵的前後蓋內表面設置與困油區域相對應的卸油槽（槽）。除了相對於齒輪中心線對稱排列的雙矩形結構（圖C）外，還有相對於齒輪中心線對稱排列的雙圓形卸油槽[圖D（a）]和雙斜切卸油槽[圖C（b）]以及相對於齒輪中心線對稱排列的細條卸油槽[圖D（c）]。特點各異，但卸油原理相同，即在確保高低壓腔不相互連通的前提下，當體積減小時，困油區域與高壓腔（油壓口）連通，當體積增大時，則與低壓腔（油吸口）連通。例如，圖C中的雙虛線顯示了一個對稱的雙矩形卸油槽。當困油區域的體積減少時，通過左側的卸油槽與油壓腔連通[圖C（a）]，而當體積增大時，則通過右側的卸油槽與油吸腔連通[圖C（c）]。
為了確保更好的卸載效果，避免油吸入和壓力區域的碰撞，卸載槽的大小（例如矩形卸載槽的寬度和深度或圓形卸載槽的直徑和深度）以及兩個卸載槽之間的間距應該適當。一般來說，齒輪泵的兩個卸載槽通常偏移到油吸入區並且不對稱開口。如圖e所示，兩個槽之間的間距a（最小封閉死容積）必須確保油吸入腔和油壓腔在任何時候都不能相互碰撞。對於模數為m的標準漸開線齒輪（分割圓的壓力角為a），a = 2.78m。當卸載槽不對稱時，必須確保油壓腔一側的B = 0.8m，槽寬Cmin > 2.5m，槽深h ≥ 0.8m。
b. 高壓齒輪泵的主要障礙在於有許多漏油途徑，且透過密封措施不易解決。外齒輪泵的主要漏油途徑有三個：齒輪兩側與端蓋之間的軸向間隙；外殼內孔與齒輪外圓之間的徑向間隙；兩個齒輪的齒面啮合間隙。軸向間隙對漏油的影響最大，因為漏油面積大且漏油路徑短。漏油可佔總漏油的75% ~ 80%。軸向間隙越大，漏油越多，這會使容積效率過低；如果間隙過小，齒輪端面與泵端蓋之間的機械摩擦損失將增加，這會降低泵的機械效率。
解決漏油問題的方法是選擇適當的間隙進行控制：一般來說，軸向間隙控制在0.03 ~ 0.04mm；徑向間隙控制在0.13 ~ 0.16mm。在中高壓和高壓齒輪泵中，通常使用軸向間隙的自動補償方法來減少漏油並提高泵的容積效率。軸向間隙的自動補償通常是在泵的前後端蓋之間添加浮動軸套（浮動側板）或彈性側板，以在液壓作用下壓縮齒輪端面，從而減少泵內端面的漏油，達到提高壓力的目的。浮動軸套在磨損後可以隨時更換。
自動補償軸向間隙的原理如圖F所示。兩個啮合齒輪由滑動軸承或滾動軸承支撐在前後軸套4和2中，這些軸承可以在外殼1中軸向浮動。壓力油從壓力油腔引導至軸套的外端，並作用於具有一定形狀和大小的區域A1。液壓壓力的合力為F1 = a1pg，這將軸套壓向齒輪的端面，其大小與泵的輸出工作壓力PG成正比。
齒輪端面上的液壓壓力作用於軸套的內端面，形成對等面積 A2 的反向推力，這也與工作壓力成正比，即 FF = a2pm（PM 是作用於 A2 的平均壓力）。
當泵啟動時，浮動軸套在彈性元件（橡膠密封圈或彈簧）的作用下靠近齒輪端面，以確保密封。
為了確保軸套能夠在各種工作壓力下自動緊貼齒輪的端面並在磨損後自動補償，壓力 F_Y (= f_t) 應調整為大於反向推力 F_F，但 F_Y 不允許過於大於 F_F。壓力與反向推力的比率 F_Y / F_F 取決於軸套和齒輪材料的 [PV] 值及機械效率，即為了減少摩擦損失，剩餘壓力 (F_Y - F_F) 的值不應過大，以確保在軸套和齒輪之間能形成適當的油膜，這有助於提高容積效率和機械效率。一般
Fy/Ff=1.0～1.2 (2-1)
此外，必須確保壓力和反推的作用線重合，否則會產生力矩，這將導致軸套傾斜並增加泄漏。
c. 齒輪泵運作時的徑向力問題及其對策，作用於齒輪泵軸承上的徑向力 F 由沿齒輪圓周的液壓產生的徑向力 FP 和齒輪啮合產生的徑向力 ft 組成，如圖 G 所示。
當齒輪泵運作時，在齒輪與外殼內孔之間的徑向間隙中，從油吸入腔到油壓腔的液體壓力分佈逐漸逐步增加，液體壓力的近似分佈曲線如圖 G 所示。液體壓力對驅動齒輪和從動齒輪產生的徑向力 FP 完全相同，其方向垂直並向下指向油吸入腔。由齒輪啮合在驅動齒輪和從動齒輪上產生的徑向力 ft 大致相等，但方向不同。根據液體壓力在齒輪周圍產生的徑向力 FP 和齒輪啮合產生的徑向力 ft，可以得到驅動齒輪的徑向力合力 F1 和從動齒輪的徑向力合力 F2 的近似計算公式。
F1=0.75△pBDe (2-2)
F2=0.85△pBDe (2-3)
Where △ P -- 壓力差在齒輪泵的進口和出口之間;
B -- 齒輪的齒寬;
De -- 齒輪的附加圓直徑。
顯然，驅動齒輪的結果力 F2 大於驅動齒輪的 F1。因此，當驅動輪和被驅動輪的軸承規格相同時，被驅動輪的軸承磨損速度較快。為了使兩個軸承的使用壽命相等或接近，可以將壓力油口偏移到徑向力較小的一側，以使 F2 ~ F1。
因為徑向力是不平衡力，而工作壓力越高，徑向不平衡力就越大。當情況嚴重時，齒輪軸會變形，外殼的油吸入口側會被齒輪齒刮傷。同時，軸承的磨損會加速，泵的使用壽命會縮短。減少徑向不平衡力有兩種常見的方法。
方法一：合理選擇齒輪模數 m 和齒寬 b（低壓齒輪泵的 B / M = 6-10，中高壓齒輪泵的 B / M = 3-6）可以在不降低容積效率的情況下減少徑向力。
方法二：改變圓周上的壓力分佈，例如減小泵的壓力油口的大小，使得壓力油僅作用於一到兩個齒，或在蓋板或軸套周圍設置油槽（平衡槽）以減少徑向力。如圖h所示，蓋板上的平衡槽1和2分別與低壓腔和高壓腔相連，以產生與油吸入腔和油壓腔相對應的液壓徑向力，以平衡徑向力。
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