第二節(jié)_齒輪泵及齒輪馬達(dá)

1、第二節(jié) 齒輪泵和齒輪馬達(dá)齒輪式的液壓泵和液壓馬達(dá)分為外嚙合和內(nèi)嚙合兩種形式，其中外嚙合式齒輪泵和齒輪馬達(dá)允許轉(zhuǎn)速較高，一般可達(dá)3000r/min左右，在個(gè)別情況下（如飛機(jī)用齒輪泵）最高轉(zhuǎn)速可達(dá)8000r/min；外嚙合齒輪泵的結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)單，價(jià)格便宜，外形尺寸小，重量輕，這些優(yōu)點(diǎn)使得外嚙合齒輪泵成為目前應(yīng)用最為廣泛的液壓泵和液壓馬達(dá)。內(nèi)嚙合齒輪馬達(dá)是低速大扭矩液壓馬達(dá)的一種形式，與其他大扭矩液壓馬達(dá)比較它具有體積小重量輕的優(yōu)點(diǎn)。齒輪泵的自吸能力好，抗污染能力較強(qiáng)。齒輪泵的缺點(diǎn)是流量脈動(dòng)和困油現(xiàn)象比較突出，噪聲高，排量不可變。通常齒輪泵根據(jù)壓力的不同分為三類(lèi)，額定壓力為2.5MPa的稱(chēng)為低壓齒輪泵

2、、額定壓力為1620MPa的稱(chēng)為中高壓齒輪泵，還有工作壓力可達(dá)32MPa的高壓齒輪泵。一 外齒輪泵的工作原理圖3-2-1所示為額定壓力為2.5MPa的CB型低壓齒輪泵的結(jié)構(gòu)圖。從外觀上看這種泵由前泵蓋、泵體和后泵蓋三片組成，前泵蓋上裸露著輸入軸，后泵蓋上開(kāi)設(shè)著泵的進(jìn)、出油口，這種結(jié)構(gòu)又稱(chēng)為三片分離式結(jié)構(gòu)。從內(nèi)部看，一對(duì)相互嚙合的齒輪支承在主、從動(dòng)軸上，其中主動(dòng)軸外伸，將原動(dòng)機(jī)的動(dòng)力輸入，主、從動(dòng)軸分別支承在四個(gè)帶有保持架的滾針軸承上，（滾針軸承與其他形式的滾動(dòng)軸承比較，在內(nèi)徑相同時(shí)具有最小的外徑，適合于齒輪泵結(jié)構(gòu)緊湊的特點(diǎn)。）四個(gè)滾針軸承又分別安裝在前后泵蓋中。為了保證開(kāi)設(shè)在前、后泵蓋上軸承孔

3、同軸度要求，用兩個(gè)銷(xiāo)釘對(duì)前、后端蓋和泵體進(jìn)行定位。圖3-2-1齒輪泵的前、后端蓋與泵體形成的密封工作腔（僅通過(guò)進(jìn)油口與油箱中的油液相通，通過(guò)排油口與系統(tǒng)相通），被一對(duì)相互嚙合的齒輪的嚙合點(diǎn)以及齒頂與泵體內(nèi)表面的配合所形成的密封，分割成吸油腔、排油腔以及吸、排油腔之間的過(guò)渡區(qū)間（兩部分）。圖3-2-2所示圖3-2-2當(dāng)主動(dòng)齒輪按照?qǐng)D示方向旋轉(zhuǎn)時(shí)，輪齒將在兩齒輪中心連線的上側(cè)進(jìn)入嚙合，主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的輪齒逐漸進(jìn)入各自對(duì)方的齒谷，同時(shí)把各自對(duì)方齒谷的液體排入高壓腔，由于高壓腔原本充滿液體，無(wú)法再接納排入高壓腔的液體，于是必定有一部分液體被強(qiáng)迫通過(guò)齒輪泵的排油口排出。由于齒輪泵在旋轉(zhuǎn)時(shí)，連續(xù)不斷的

4、有輪齒進(jìn)入嚙合，所以齒輪泵的排油是連續(xù)進(jìn)行的，這就是齒輪泵的排油過(guò)程。兩齒輪的中心連線的上側(cè)輪齒進(jìn)入嚙合的同時(shí)，在中心連線的下側(cè)，主、從動(dòng)齒輪的輪齒在退出各自對(duì)方的齒谷，退出輪齒的齒谷沒(méi)有油液并進(jìn)入了吸油腔。同時(shí)，隨著齒輪的旋轉(zhuǎn)，原來(lái)處在吸油腔的部分齒谷充滿著油液退出吸油腔，進(jìn)入了過(guò)渡區(qū)間。由于退出吸油區(qū)的的齒谷把油液帶入過(guò)渡區(qū)間，進(jìn)入吸油腔的齒谷又不帶有油液，所以吸油腔產(chǎn)生了一定的真空度。當(dāng)齒輪連續(xù)旋轉(zhuǎn)時(shí)，輪齒退出齒谷是連續(xù)進(jìn)行的，所以當(dāng)齒輪連續(xù)旋轉(zhuǎn)時(shí)，吸油腔的真空度也是連續(xù)存在的，因此油箱中的液體在大氣壓力的推動(dòng)之下，經(jīng)吸油管路和吸油口進(jìn)入吸油腔，填補(bǔ)真空，這就是齒輪泵的吸油過(guò)程。根據(jù)以上

5、所述可知，齒輪泵的容積變化實(shí)際上變化的不是容積本身，而是變化液體的質(zhì)量，即輪齒的齒谷是儲(chǔ)存液體質(zhì)量的容器，容器在吸油腔裝滿液體后（通過(guò)大氣壓與低壓腔的壓差填裝完成），隨著齒輪的旋轉(zhuǎn)將液體向排油腔搬運(yùn)，進(jìn)入排油腔后將容器中的液體傾卸掉（通過(guò)主、從動(dòng)齒輪的輪齒壓入各自對(duì)方的齒谷將油液壓出完成），由于排油腔無(wú)法容納，從而形成排油。雖然，吸油腔和排油腔的容積本身隨著齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)，周期性的膨脹和收縮，但是這種膨脹和收縮不是造成連續(xù)吸油和排油的原因。造成連續(xù)吸油的原因是連續(xù)的在低壓腔取出液體，形成的真空度；造成連續(xù)排油的原因是，在排油腔連續(xù)的強(qiáng)制傾卸液體，造成排油清無(wú)法容納。根據(jù)液壓泵的基本原理和以上所述齒

6、輪泵的工作原理可知，液壓泵的容積變化的含義不是單純的指容積本身的變化，而是廣義的。容積即密封工作腔中有兩個(gè)可供改變的參數(shù)容積V和容積中所包含的液體質(zhì)量M，可以通過(guò)改變V實(shí)現(xiàn)吸油和排油（即在M不變時(shí)，通過(guò)V增大產(chǎn)生真空，造成吸油；通過(guò)V收縮，無(wú)法容納M，造成強(qiáng)迫排油），也可以通過(guò)改變M實(shí)現(xiàn)吸油和排油（即在V不變時(shí)，通過(guò)減少M(fèi)造成真空，產(chǎn)生吸油；通過(guò)增多M，使容積無(wú)法容納，造成強(qiáng)迫排油），齒輪泵的工作原理即符合后一種形式。二 外嚙合齒輪泵的流量計(jì)算（一）瞬時(shí)流量對(duì)于液壓系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，傳動(dòng)的均勻性、平穩(wěn)性及噪聲都和泵的流量脈動(dòng)有關(guān)。瞬時(shí)流量分析的目的，在于了解影響瞬時(shí)流量脈動(dòng)的因素，以便減小流量脈動(dòng)。下

7、面根據(jù)齒輪嚙合原理和能量守恒定律來(lái)推導(dǎo)齒輪泵的瞬時(shí)流量。假如不考慮能量損失，主動(dòng)齒輪每轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)微小角度d1，兩個(gè)齒輪所作的機(jī)械功dW等于泵輸出的液體體積dV和進(jìn)出口壓差p的乘積。泵的進(jìn)口壓力可視為零，于是壓差P就等于排油壓力pg，因此 （3-2-1）式中 T1、T2作用在主、從動(dòng)齒輪上的扭矩；d1、d2主、從動(dòng)齒輪的旋轉(zhuǎn)角。如下圖所示，x、y分別為齒輪嚙合點(diǎn)到主動(dòng)齒輪及被動(dòng)齒輪中心的距離，Re1、Re2分別為主動(dòng)齒輪及被動(dòng)齒輪的齒頂圓半徑。作用在主動(dòng)齒輪上的液壓力對(duì)主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)中心的轉(zhuǎn)矩為 （3-2-2）式中 B齒輪寬度。同理可得從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩為 （3-2-3）將式（3-2-2）和式（3-2

8、-3）代入（3-2-1），并考慮d1/d2=R2/R1（R1、R2分別為主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑），則得將等式的兩端對(duì)時(shí)間求導(dǎo)數(shù)，可求得瞬時(shí)流量的表達(dá)式 （3-2-4）圖3-2-3 公式中x、y值可以用上圖的幾何關(guān)系進(jìn)行簡(jiǎn)化。途中f為嚙合點(diǎn)C到節(jié)點(diǎn)P的距離，O1、O2分別為主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的中心。由圖可知假定主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的齒高分別為h1和h2，則有將上述四式代入公式（3-2-4）后經(jīng)整理后得 （3-2-5）通常齒輪泵齒輪的參數(shù)是一樣的，故上式又可寫(xiě)成 （3-2-6）式中 Re=Re1= Re2 R=R1=R2可見(jiàn)，由于嚙合點(diǎn)到節(jié)點(diǎn)的位置是變化的所以齒輪泵的實(shí)施流量是變化的。在齒輪剛

9、進(jìn)入嚙合和即將退出嚙合時(shí)嚙合點(diǎn)距節(jié)點(diǎn)的距離最大所以瞬時(shí)流量最小，在節(jié)點(diǎn)處瞬時(shí)流量最大。（二）排量計(jì)算液壓泵在dt是安排出的液體體積為根據(jù)齒輪嚙合原理，若R0為齒輪基圓半徑，則df/dt=R0，因此假定在嚙合點(diǎn)到節(jié)點(diǎn)的距離為f=f1處開(kāi)始排油，f=f2處排油結(jié)束，則以對(duì)池派出的液體體積為 液壓泵的排量為齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)一周（即轉(zhuǎn)過(guò)Z個(gè)齒）排出的液體體積：對(duì)于任何結(jié)構(gòu)形式的外嚙合齒輪泵，只要確定每對(duì)嚙合齒排油過(guò)程的始、終位置f1及f2值，便可得知其理論排量。如齒輪的基節(jié)為tj，則一對(duì)嚙合的齒在f=0.5tj時(shí)開(kāi)始排油，在f=0.5tj排油結(jié)束。故排量為 （3-2-7）因齒輪嚙合的重疊系數(shù)1，和為了解決困油

10、現(xiàn)象在結(jié)構(gòu)上采取的措施，上式的計(jì)算結(jié)果與泵的理論流量有些誤差。（三）流量脈動(dòng)分析根據(jù)公式（3-2-6）可知，齒輪泵流量脈動(dòng)的原因是由于嚙合點(diǎn)的不斷變化，造成嚙合點(diǎn)到節(jié)點(diǎn)的距離f不斷的變化。當(dāng)f=0時(shí)瞬時(shí)流量最大，當(dāng)f=±0.5tj時(shí)瞬時(shí)流量最小，一對(duì)齒嚙合過(guò)程中的瞬時(shí)流量變化過(guò)程如下圖所示圖3-2-4當(dāng)嚙合點(diǎn)與節(jié)點(diǎn)重合時(shí)瞬時(shí)流量最大，其值為 當(dāng)一對(duì)齒剛進(jìn)入嚙合和即將退出嚙合時(shí)，既f(wàn)=±0.5tj時(shí)，瞬時(shí)流量最小，其值為 根據(jù)（3-2-7）可得齒輪泵的理論平均流量為式中 Qt泵的理論平均流量，m3/s；n泵的轉(zhuǎn)速，r/min。 瞬時(shí)流量在平均流量附近上下脈動(dòng)，為了評(píng)價(jià)瞬時(shí)流量

11、的脈動(dòng)程度，引入了流量不均勻系數(shù)Q齒輪泵的流量不均勻系數(shù)為 （3-2-8）式中 n齒輪刀具壓力角。 若采用20°壓力角、齒高系數(shù)為1，則流量不均勻系數(shù)為 （3-2-9） 顯然，增加齒數(shù)Z和增大壓力角可以減小流量不均勻系數(shù)。（四）排量和平均流量粗略估算通常外嚙合齒輪泵兩個(gè)齒輪的參數(shù)是完全一樣的，因此當(dāng)主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)一圈時(shí)，從動(dòng)齒輪也轉(zhuǎn)動(dòng)了一圈，于是所有主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的輪齒壓入各自對(duì)方齒谷一次，因此泵的排量等于所有主動(dòng)齒輪的齒谷與從動(dòng)齒輪的齒谷之和。假設(shè)輪齒的體積等于齒谷的容積，則不難想象齒輪泵的排量等于主動(dòng)齒輪（或從動(dòng)齒輪）的基圓和頂圓所圍環(huán)形圓柱體的體積，如下圖所示，齒輪泵排量估算

12、式為圖3-2-5經(jīng)實(shí)際應(yīng)用對(duì)此式進(jìn)行了修正，得目前常用的齒輪泵排量估算式 對(duì)z=1319 對(duì)Z=612 齒輪泵平均流量估算式為對(duì)z=1319 對(duì)Z=612 在進(jìn)行液壓泵設(shè)計(jì)時(shí)，往往希望以較小的尺寸獲得較大的排量。由以上所述可知，排量與齒輪泵的齒數(shù)成正比、與齒輪模數(shù)的平方成正比，在齒輪分度圓半徑不變時(shí)，齒輪的模數(shù)和齒數(shù)成反比R=Zm/2，因此為了獲得較大的排量而又保持齒輪泵的尺寸較小的辦法是增大齒輪的模數(shù)。增大模數(shù)對(duì)減小齒輪泵齒輪所受徑向力有利，但根據(jù)公式（3-2-9）、（3-2-10）可知增大模數(shù)、減少齒數(shù)會(huì)增加流量脈動(dòng)。三 外嚙合齒輪泵的結(jié)構(gòu)分析在保證勝任工作的基礎(chǔ)上，泵的設(shè)計(jì)的另一個(gè)核心任

13、務(wù)就是如何使得液壓泵高效率工作和盡量的延長(zhǎng)使用壽命。這與我們?nèi)祟?lèi)不僅要求幸福的活著，在此基礎(chǔ)上還希望長(zhǎng)期的享受幸福的生活是一個(gè)道理。泵的結(jié)構(gòu)分析主要就是分析此類(lèi)問(wèn)題。液壓泵造成效率低的主要原因是泄漏，因此如何提高效率問(wèn)題就具體為如何減小泄漏量的問(wèn)題。使用壽命的問(wèn)題，通常是研究如何提高最易損壞的零件的壽命的問(wèn)題，因?yàn)檠娱L(zhǎng)了最易損壞零件的使用壽命，則機(jī)器的使用壽命就可以延長(zhǎng)。理論分析和實(shí)踐表明齒輪泵最易損壞的零件是軸承。（一）齒輪泵的間隙泄漏問(wèn)題液壓泵能量損失的原因是由于泄漏造成的容積損失和由于摩擦及液體流動(dòng)時(shí)的阻力所造成的機(jī)械損失。因?yàn)闇p小機(jī)械損失的措施已經(jīng)比較成熟，再此不再討論，主要討論齒輪泵

14、的間隙泄漏問(wèn)題。1. 間隙泄漏的途徑（如圖3-2-1）1） 端面間隙的泄漏為了保證齒輪正常的運(yùn)轉(zhuǎn)，齒輪的側(cè)面和前后端蓋之間必須留有間隙，這個(gè)間隙通常稱(chēng)為端面間隙。由于端面間隙兩側(cè)，以便為高壓腔（排油腔），一邊為低壓腔（吸油腔），所以產(chǎn)生高壓腔向低壓腔的間隙泄漏。端面間隙的泄漏有兩條途徑：排油腔液體和在過(guò)渡區(qū)齒谷中的液體齒輪端面間隙齒輪軸頸軸承吸油腔。排油腔液體直接越過(guò)嚙合點(diǎn)附近的端面間隙進(jìn)入吸油腔。其中以直接越過(guò)嚙合點(diǎn)附近的端面間隙進(jìn)入吸油腔產(chǎn)生的泄漏量為主，因?yàn)閍.封油長(zhǎng)度短；b.泄漏油液運(yùn)動(dòng)的方向與齒輪旋轉(zhuǎn)的方向一致，不僅油液壓差驅(qū)使油液向低壓腔運(yùn)動(dòng)，固體運(yùn)動(dòng)對(duì)液體所產(chǎn)生的剪切作用也在驅(qū)使

15、油液向低壓腔運(yùn)動(dòng)。采用固定間隙的齒輪泵，端面間隙的泄漏量一般占總泄漏量的80%左右，是影響齒輪泵間隙泄漏的主要因素。2）沿齒頂圓周的泄漏在高壓腔和低壓腔壓差的作用下，高壓腔的液體經(jīng)齒輪的齒頂和泵體內(nèi)表面的配合間隙，流入低壓腔。由于沿齒頂圓周的封油長(zhǎng)度較大，配合間隙較小，這部分的泄漏量約占總泄漏量的15%20%。3）嚙合點(diǎn)處的泄漏由于制造、裝配所造成的誤差，相互嚙合的兩個(gè)輪齒在嚙合點(diǎn)處的嚙合線上不可能做到完全接觸，而且彼此押金，由于嚙合點(diǎn)的一端是高壓腔一端是低壓腔，所以將產(chǎn)生泄漏，由于齒輪的制造精度較高、支撐傳動(dòng)軸的兩軸承孔的同軸度要求通常較高，所以此處的間隙很小，所以盡管封油長(zhǎng)度短，泄漏量依然

16、很小，僅占總泄漏量的3%5%。2減小間隙泄漏的措施 1）固定間隙的措施根據(jù)不同位置的間隙所產(chǎn)生間隙泄漏量占總泄漏量的比例可知：控制端面間隙，減少端面泄漏量是提高齒輪泵容積效率的主要措施。然而間隙過(guò)小會(huì)造成摩擦損失的增大，機(jī)械效率降低，嚴(yán)重的磨損將造成間隙重新加大，并且磨損往往不是均勻的，會(huì)引起更嚴(yán)重的泄漏。雖然采用泄漏造成的容積損失與機(jī)械損失之和最小時(shí)的間隙（最佳間隙）較為合理，但是最佳間隙對(duì)于不同的工作壓力卻有不同的數(shù)值，而液壓泵的工作壓力是由負(fù)荷決定的，所以最佳間隙的求取沒(méi)有太大的意義。目前采用固定端面間隙的齒輪泵的端面間隙，通常根據(jù)可能達(dá)到的制造精度和長(zhǎng)期工作不發(fā)生劇烈磨損的原則來(lái)選定，

17、小排量齒輪泵的端面間隙s=0.010.03，大排量齒輪泵的端面間隙s=0.030.05。2）端面間隙自動(dòng)補(bǔ)償措施固定間隙的措施僅適用于低壓齒輪泵，中高壓齒輪泵和高壓齒輪泵一般都采用端面間隙自動(dòng)補(bǔ)償?shù)慕Y(jié)構(gòu)。其原因是壓力越高，工作時(shí)壓力的變化范圍越寬，為了保證在高壓之下泵仍具有較高的容積效率，基于間隙泄漏量與間隙兩端的壓差成正比的道理，端面間隙只能進(jìn)一步減小，這樣一方面造成加工困難，另一方面，當(dāng)泵在低壓下工作時(shí)，由于摩擦損失嚴(yán)重將造成泵機(jī)械效率的降低、磨損嚴(yán)重和使用受命下降，中高壓齒輪泵和高壓齒輪泵采用了在高壓下和低壓狀態(tài)下均能正常工作的的結(jié)構(gòu)間隙自動(dòng)補(bǔ)償。間隙自動(dòng)補(bǔ)償?shù)脑碓诟邏罕弥械玫搅似毡榈?/p>

18、應(yīng)用，下面介紹軸向間隙自動(dòng)補(bǔ)償?shù)墓ぷ髟?。下圖所示為軸向間隙補(bǔ)償原理圖。兩個(gè)相互嚙合的齒輪支承在軸套上，軸套一方面支撐傳動(dòng)軸，另一方面可以沿著傳動(dòng)軸的軸線方向浮動(dòng)。泵的排油口油液被引到軸套的外側(cè)，作用在面積A（其大小和形狀可以認(rèn)為地進(jìn)行變化）上，產(chǎn)生一個(gè)將軸套壓向齒輪端面的軸向壓緊力F=Apg，顯然壓緊力Fl與泵的工作壓力成正比。在軸套和齒輪之間存在著端面泄漏的液體，泄漏的液體對(duì)軸套產(chǎn)生了使軸套離開(kāi)齒輪端面的反推力Fl。盡管在端面間隙中液體壓力的分布規(guī)律非常復(fù)雜，然而根據(jù)壓力損失與泄漏的長(zhǎng)度成正比，在齒輪的端面上的壓力都是從高壓腔到低壓腔按照線性規(guī)律分布的基本道理，可以得出反推力Fl也與泵的工

19、作壓力成正比。圖3-2-6 在啟動(dòng)時(shí)，泵的出口壓力為零，因而壓緊力為零為了保證軸套貼在齒輪端面上，需要利用彈性元件的彈力將軸套壓在齒輪端面上，建立初始蜜蜂，齒輪泵一般采用橡膠密封圈達(dá)到這個(gè)目的。通常橡膠密封圈除了為初始密封提供彈力Ft以外，還起到隔斷高低壓腔的密封作用。啟動(dòng)后，壓緊力F和密封圈彈力Ft克服端面泄漏油液產(chǎn)生的反推力F1，將軸套貼緊齒輪端面。為了確保在高壓和低壓下均有較高的效率和較長(zhǎng)的使用壽命，正確的選擇A的大小和位置是非常重要的。為了保證密封，F(xiàn)+FtFl，為了保證較高的機(jī)械效率和使用壽命F+Ft與Fl的差值（通常稱(chēng)為剩余壓緊力）不能大，為此在大量的實(shí)踐和理論研究的基礎(chǔ)上普遍采用

20、 存在于齒輪端面和軸套端面之間的液體，由高壓腔向低壓腔泄漏的過(guò)程中，由于縫隙的阻力作用，運(yùn)動(dòng)過(guò)程中將產(chǎn)生壓力損失，導(dǎo)致其油液壓力靠近高壓腔壓力較高，靠近低壓腔壓力較低，進(jìn)而造成反推力的作用線偏向高壓腔。為了保證壓緊力和反推力的作用線重合或盡量接近，避免由于力偶所形成的傾側(cè)力矩所造成的端面間隙出現(xiàn)“翹縫”和軸套偏磨，需要將壓緊力的作用線也向高壓腔偏移。是壓緊力作用線向高壓腔偏移的措施有多種，如在低壓腔利用卸壓片和O型密封圈，在低壓腔附近造成低壓，使壓緊力的作用線向高壓腔偏移；采用偏心八字型補(bǔ)償面的浮動(dòng)軸套等。齒輪泵采用間隙補(bǔ)償措施的常見(jiàn)結(jié)構(gòu)有：浮動(dòng)軸套、浮動(dòng)側(cè)板和撓性側(cè)板。前者是通過(guò)軸套在傳動(dòng)軸

21、上的軸向移動(dòng)補(bǔ)償間隙，后者則是通過(guò)側(cè)板的變形補(bǔ)償間隙。3）二次密封措施根據(jù)流體力學(xué)可知，間隙泄漏量不僅與間隙有關(guān)，還與間隙兩端的壓力差成正比，因此可以通過(guò)減小間隙兩端壓差的方法減小間隙泄漏量。如圖所示，在主動(dòng)軸前端周景處設(shè)置用鋁錫青銅做的密封環(huán)，其作用是使溝通外泄孔的低壓吸油腔與通過(guò)端面間隙的泄漏油隔開(kāi)，形成第二密封。由于密封環(huán)的密封作用，第二米鳳強(qiáng)壓力可達(dá)工作壓力的四分之三。因而端面間隙泄漏量可以減小。這類(lèi)泵采用固定端面間隙結(jié)構(gòu)，由于二次密封的作用，是泵在16MPa的工作壓力下，容積效率仍然達(dá)到90%以上。在采用了泄漏腔內(nèi)部高壓的二次密封結(jié)構(gòu)以后，主動(dòng)軸的一端外伸，另一端則作用著軸向液壓推力

22、，所以軸向液壓推力是不平衡的，因此必須在泵的主動(dòng)軸上裝向心推力軸承。4)間隙自動(dòng)補(bǔ)償?shù)某Ｒ?jiàn)結(jié)構(gòu)（1）浮動(dòng)軸套端面間隙自動(dòng)補(bǔ)償如圖3-2-7所示 ，將排油腔直接與a腔溝通對(duì)浮動(dòng)軸套2產(chǎn)生壓緊力F壓緊，浮動(dòng)軸套的另一端面作用著反推力F反推。設(shè)計(jì)時(shí)使F壓緊/F反推=1.051.1，保證隨著壓力的上升端面間隙自動(dòng)減小。由于泄漏在齒輪端面上的液體靠近高壓取壓力高，靠近低壓取壓力低，因此F反推的作用線偏向高壓區(qū)。為了使壓緊力F壓緊與反推力F反推共線，保證浮動(dòng)軸套能均勻地壓緊在齒輪端面上，在軸套的a腔側(cè)設(shè)置了卸壓片9和密封圈，使F壓緊向高壓腔側(cè)偏移，與F反推的作用線趨于重合，減小使浮動(dòng)軸套傾斜的力偶。密封圈

23、的另一個(gè)作用是泵在啟動(dòng)時(shí)，使浮動(dòng)軸套貼緊齒輪端面以保證初始密封。圖3-2-7（二）齒輪泵的徑向力問(wèn)題及解決措施1.齒輪泵徑向力分析軸承是齒輪泵最易損壞的零件之一，因而有人說(shuō)，延長(zhǎng)齒輪泵軸承的壽命就延長(zhǎng)了齒輪泵的使用壽命。通常延長(zhǎng)軸承壽命的方法有：改善軸承材料；改善軸承的潤(rùn)滑和冷卻條件；減小軸承負(fù)荷。齒輪泵也不例外，他除了利用端面泄漏的液體潤(rùn)滑軸承，并設(shè)有專(zhuān)門(mén)的與低壓腔連通的油道使油液流動(dòng)冷卻軸承以外。還在減小軸承負(fù)荷方面采取了非常有效的措施。齒輪泵軸承的負(fù)荷主要來(lái)自于他所承受的徑向力。作用在軸承上的徑向力F，由沿齒頂圓周分布的液壓力所產(chǎn)生的徑向力Fp、齒輪嚙合傳遞力矩時(shí)產(chǎn)生的徑向力FT和困油現(xiàn)

24、象產(chǎn)生的徑向力三部分組成。由于齒輪泵都必須采取措施消除或減弱困油現(xiàn)象，其影響已經(jīng)非常小了，故以下不再討論困油現(xiàn)象對(duì)徑向力的影響。如圖3-2-8所示，齒輪與高壓腔接觸的區(qū)段所受的壓力為高壓腔壓力，與低壓腔接觸的區(qū)段所受的壓力為低壓腔壓力，在過(guò)渡區(qū)段，沿齒頂圓周液體由高壓腔向低壓腔泄漏的過(guò)程中，由于齒頂與泵體內(nèi)表面配合間隙的阻尼作用，液體壓力每過(guò)一齒降低一級(jí)，所以在過(guò)渡區(qū)段液體壓力是分級(jí)逐步降低的。沿齒頂圓周分布的液壓力所產(chǎn)生的徑向力Fp如圖3-2-8所示。也可以近似的認(rèn)為沿齒頂圓周壓力是按照線性規(guī)律下降的，如圖3-2-9所示齒輪泵的主動(dòng)齒輪通過(guò)嚙合點(diǎn)把力矩傳遞給從動(dòng)齒輪并驅(qū)動(dòng)其一起轉(zhuǎn)動(dòng)，在傳遞力

25、矩時(shí)主、從動(dòng)齒輪產(chǎn)生大小相等方向相反的作用力FT（圖3-2-9），分別作用在主、從動(dòng)齒輪上，根據(jù)理論力學(xué)可知齒輪又把此力傳遞到支撐齒輪的軸和軸承上，通常FT比FP小得多。作用在主動(dòng)齒輪的徑向力FP和FT成鈍角，合力F1較小；作用在從動(dòng)齒輪的徑向力FP和FT成銳角，合力F2較大，。所以當(dāng)主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪上的軸承的規(guī)格相同時(shí)，從動(dòng)齒輪的軸承磨損快，往往首先損壞。圖3-2-8圖3-2-9低壓齒輪泵的徑向力可采用下述公式計(jì)算對(duì)于主動(dòng)齒輪 對(duì)于從動(dòng)齒輪 式中 F1、F2主、從動(dòng)齒輪上的徑向力(N)；p液壓泵的出口壓力(Mpa)；B齒寬（）；De齒頂圓直徑（）。齒輪泵的徑向力不僅使軸承的壽命縮短，在徑向

26、力的作用下傳動(dòng)軸還會(huì)產(chǎn)生彈性變形，使齒輪在徑向力的方向上移動(dòng)，當(dāng)徑向力過(guò)大時(shí)，齒頂與泵體內(nèi)表面的直接接觸，出現(xiàn)所謂“齒頂刮殼”現(xiàn)象。2.減小徑向力，延長(zhǎng)軸承的使用壽命的措施理論和實(shí)踐均已證明，齒輪泵的軸承是齒輪泵最薄弱的環(huán)節(jié)，因而延長(zhǎng)了軸承的壽命就延長(zhǎng)了泵的壽命。可以通過(guò)改善軸承材料、改善潤(rùn)滑和冷卻以及減小軸承負(fù)荷的方法延長(zhǎng)軸承的壽命，下面介紹齒輪泵減小軸承負(fù)荷的措施(就是減小徑向力的措施)。（1） 縮小壓油腔尺寸為了減小徑向力的影響，許多齒輪泵采用了縮小壓油腔尺寸的措施，通過(guò)減小高壓腔的作用面積改變沿齒頂圓周壓力分布規(guī)律，從而減小徑向力。（2）合理的選擇齒輪的模數(shù)合理的選擇齒輪的模數(shù)m也可以

27、減小徑向力。這是因?yàn)辇X輪泵從動(dòng)齒輪上的徑向力可近似的寫(xiě)成而泵的排量所以 顯然，對(duì)于相同排量的齒輪泵，增大模數(shù)可減小徑向力。但是模數(shù)的增大會(huì)使齒高增加（齒高h(yuǎn)=2m），使端面間隙的泄漏面積增大和封油長(zhǎng)度縮短，導(dǎo)致端面泄漏量的增大。一般對(duì)于低壓齒輪泵可取齒寬和模數(shù)之比B/m=106。采用端面間隙自動(dòng)補(bǔ)償?shù)凝X輪泵可選取較大的齒輪模數(shù)，但在齒數(shù)不變的情況下，過(guò)大的模數(shù)會(huì)使齒輪直徑較大（齒頂圓直徑De=Zm）不僅使齒輪泵的體積增大，還會(huì)使齒輪的摩擦阻力矩增大，導(dǎo)致泵的機(jī)械效率降低。對(duì)于中高壓齒輪泵（p10Mpa）通常取B/m=36。（3）采用端面間隙自動(dòng)補(bǔ)償?shù)闹懈邏糊X輪泵的泄漏途徑主要通過(guò)徑向間隙，作用

28、在齒輪上的徑向力較大，其方向指向過(guò)渡區(qū)的低壓側(cè)，在徑向力的作用下，傳動(dòng)軸發(fā)生彈性變形，齒輪向過(guò)渡區(qū)低壓側(cè)偏移，因此各齒頂與泵體內(nèi)表面的徑向間隙并不相等，接近高壓區(qū)的壓力大，接近低壓區(qū)的壓力小，使得過(guò)渡區(qū)沿齒頂圓周的徑向力并不是從高壓區(qū)到低壓區(qū)按線性規(guī)律分布。許多中高壓齒輪泵的實(shí)測(cè)結(jié)果表明：徑向間隙中，沿齒頂圓周的徑向力不是均勻下降，在靠近低壓腔的最后12遲遲頂間隙的壓力下降值占高低壓腔壓差的800/0左右。中高壓齒輪泵除了采用縮小壓油腔尺寸的措施減小不平衡的徑向力以外，還可采用以下措施：如圖3-2-10所示，把高壓區(qū)擴(kuò)大到低壓區(qū)附近，只留最后12個(gè)齒其密封作用。這樣使沿齒頂圓周很大范圍的徑向力

29、得到平衡，從而減小了軸承所承受的徑向力。由于沿齒頂圖3-2-10 CBN齒輪泵結(jié)構(gòu)圓周的封油長(zhǎng)度大大的縮短，將引起沿齒頂圓周間隙泄漏量的增大，為了保證泵的容積效率，可以采用“掃鏜工藝”（齒輪在徑向力的作用下，齒頂圓對(duì)吸油腔附近的殼體內(nèi)壁進(jìn)行微量切削，切削量一般控制在0,050.1左右）使徑向間隙接近零，徑向泄漏量大大減少。CBZ2高壓齒輪泵，與CBN型齒輪泵相反，CBZ2齒輪泵采用擴(kuò)大低壓區(qū)至高壓區(qū)，只留最后12個(gè)齒其密封作用。這種措施在齒輪周?chē)暮艽蠓秶鷥?nèi)卸除了液壓力，從而減小了徑向力。采用這種措施，在高壓下由于徑向力的作用傳動(dòng)軸將產(chǎn)生彈性變形，使齒輪向過(guò)渡區(qū)靠近低壓區(qū)的部分移動(dòng)，造成徑向間

30、隙不均勻，同時(shí)封油長(zhǎng)度也較短，會(huì)使容積效率降低。為此采用了徑向間隙自動(dòng)補(bǔ)償措施，其工作原理如下：過(guò)渡區(qū)液體將齒輪壓向吸油腔方向，同時(shí)產(chǎn)生推開(kāi)力，將徑向間隙密封塊12向排油腔方向推動(dòng)，而從密封塊另一側(cè)的油液壓力與排由腔壓力相同，并對(duì)密封塊12施加壓緊力，將密封塊12向吸油腔方向推動(dòng)，由于在設(shè)計(jì)使時(shí)壓緊力大于推開(kāi)力，根據(jù)前述間隙自動(dòng)補(bǔ)償?shù)墓ぷ髟砜芍担@種措施能夠保證間隙密封。CBZ2高壓齒輪泵由于軸向間隙和徑向間隙均采用了間隙自動(dòng)補(bǔ)償?shù)慕Y(jié)構(gòu)，因而具有較高的容積效率。其額定壓力為25.5Mpa，最大壓力為32Mpa，在額定工況俠容積效率達(dá)920/0、總效率達(dá)860/0。（三）齒輪泵的困油現(xiàn)象及解決

31、措施1、困油現(xiàn)象及危害困油現(xiàn)象是液壓泵存在的一種普遍的非常有害的現(xiàn)象。困油現(xiàn)象發(fā)生的必要條件是存在困油容積（也稱(chēng)為封閉容積）。所謂困油容積是指一種包容著液體的、封閉起來(lái)的、與外界不直接相通的容腔。在液壓泵和液壓馬達(dá)上，困油容積通常出現(xiàn)在進(jìn)油腔與排油腔之間的過(guò)渡區(qū)間。當(dāng)困油容積的大小發(fā)生變化時(shí)，由于液體的壓縮性與膨脹性極小，必將引起困油容積內(nèi)液體壓力的急劇變化，造成破壞。由機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)可知，為了保證嚙合的齒輪平穩(wěn)的工作，齒輪嚙合的重疊系數(shù)必須大于1（>1），一般齒輪泵的齒輪嚙合的重疊系數(shù)1<<2。這就是說(shuō)在任意瞬時(shí)都有一對(duì)輪齒或兩對(duì)輪齒處于嚙合狀態(tài)，具體一點(diǎn)就是，在前一對(duì)輪齒未脫

32、開(kāi)嚙合之前，后一對(duì)輪齒將進(jìn)入嚙合，并同時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)一段距離,在這段時(shí)間內(nèi)，兩對(duì)嚙合的輪齒一方面把吸、排油腔隔開(kāi)，在吸、排油腔之間形成了過(guò)渡區(qū)，同時(shí)與前后端蓋緊密配合又形成了困油容積。如圖38a所示，當(dāng)前一對(duì)輪齒未脫開(kāi)嚙合，后一對(duì)輪齒剛剛進(jìn)入嚙合時(shí)，困油容積V=Va+Vb為最大值，隨著齒輪的旋轉(zhuǎn)困油容積V逐漸減小，這時(shí)困在困油容積內(nèi)的油液壓力急劇上升，由于收縮后的容積無(wú)法容納原有的液體，于是部分液體將通過(guò)端面間隙和嚙合點(diǎn)處的間隙擠出 ，流回吸油腔。液體擠出產(chǎn)生的容積損失轉(zhuǎn)化為熱能使油溫上升，擠出時(shí)由于液體質(zhì)點(diǎn)間劇烈的碰撞和受到劇烈的剪切而發(fā)出劇烈的嘯叫和震動(dòng)。當(dāng)齒輪轉(zhuǎn)到兩嚙合點(diǎn)對(duì)稱(chēng)于節(jié)點(diǎn)的位置時(shí)圖38

33、b，困油容積V達(dá)到了最小值，困油容積內(nèi)的油液壓力也達(dá)到了最大值，此壓力對(duì)主、從動(dòng)齒輪產(chǎn)生徑向力并傳遞給主、從動(dòng)軸和軸承。對(duì)軸和軸承來(lái)講，這是一個(gè)高頻率的沖擊載荷。徑向力使軸承的壽命縮短，當(dāng)徑向力過(guò)大時(shí)甚至?xí)斐奢S承的直接損壞。齒輪繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，困油容積增大，困在其內(nèi)的油液壓力急速下降，出現(xiàn)真空，當(dāng)前一對(duì)輪齒即將脫開(kāi)嚙合時(shí)，困油容積內(nèi)的真空度達(dá)到了最大值。于是溶解在液體當(dāng)中的氣體分子被分離出來(lái)，形成空穴。隨著齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)空穴被帶入吸油腔，由于空穴占有了一定的空間使得泵的吸由不足。空穴被齒谷帶入齒頂與泵體內(nèi)表面形成的過(guò)渡區(qū)向高壓腔運(yùn)動(dòng)時(shí)，由于壓力逐漸升高，空穴收縮，當(dāng)空穴承受不了高壓的作用時(shí)，空穴潰滅，

34、于是產(chǎn)生了氣蝕現(xiàn)象。 困油現(xiàn)象對(duì)外嚙合齒輪泵的危害時(shí)非常大的，所以必須采取措施消除困油現(xiàn)象。2、消除困油現(xiàn)象的措施常用的方法是在端蓋（或軸套）上開(kāi)設(shè)卸荷槽（如圖36中的槽e），卸荷槽的種類(lèi)是很多的（常見(jiàn)的有單卸荷槽、雙卸荷槽，卸荷槽的形狀有圓形、矩形和非規(guī)則形狀等），但其開(kāi)設(shè)原則是一致的，都是要消除困油容積。以下主要介紹雙矩形卸荷槽。圖3-2-11 困油現(xiàn)象1） 對(duì)稱(chēng)雙矩形卸荷槽對(duì)稱(chēng)雙矩形卸荷槽的開(kāi)設(shè)原則是：當(dāng)困油容積由大變小時(shí)，使困油容積與排油腔相通；當(dāng)困油容積由小變大時(shí)，使困由容積與吸油腔相通；當(dāng)困由容積最小時(shí)，使困由容積與吸、排油腔都不相通。稱(chēng)形卸荷槽尺寸，由于兩嚙合點(diǎn)C、D對(duì)稱(chēng)與節(jié)點(diǎn)P

35、,所以圖中所示的困由容積處于最小狀態(tài)。為了防止卸荷槽和困由容積將高低壓腔溝通，同時(shí)保證困由容積變化時(shí)使其與吸、排油腔溝通，兩卸荷槽的邊緣應(yīng)與C、D兩點(diǎn)相接（圖中虛線所示位置），即兩卸荷槽之間的距離a為式中 tj齒輪基節(jié)；齒輪嚙合角。在困油容積由最大到最小的過(guò)程中，困由容積須與排油腔相同；在困油容積由最小到最大的過(guò)程中，困油容積須與吸油腔相通。所以卸和槽寬度的最小值Cmin為式中 A1A2嚙合線長(zhǎng)度。為了保證卸荷槽的暢通，卸荷槽的寬度CCmin，但齒根圓以?xún)?nèi)不能開(kāi)溝挖槽，以免削弱端面密封。卸荷槽的深度h影響到困油容積吸入和排出液體的流速，為了減小流動(dòng)阻力應(yīng)適當(dāng)加大深度，一般取 式中 m齒輪模數(shù)。2） 非對(duì)稱(chēng)雙矩形卸和槽上面的分析是基于齒側(cè)間隙較大，容積Va與容積Vb相互溝通的，因而只考慮困油總?cè)莘eV的變化。但是齒側(cè)間隙大，將縮短從排油強(qiáng)盜吸油腔的密封距離，使泵的泄漏量增大；而齒側(cè)間隙很小，就意味著從排油腔困由容積吸油腔的泄漏通道中，增加了一道密封從而使泄漏量減小。為此齒輪泵的齒側(cè)間隙一般較小，通常在0.08m（m齒輪模數(shù)）左右。由于齒側(cè)間隙很小，實(shí)際上Va與Vb相互間并不相通。當(dāng)兩嚙合點(diǎn)對(duì)稱(chēng)于節(jié)點(diǎn)時(shí)，前一對(duì)輪齒已經(jīng)開(kāi)始退出嚙合，即Vb已經(jīng)開(kāi)始增大，并已經(jīng)與吸油腔相通，較好的解決了Vb腔困油現(xiàn)象問(wèn)題；而后一對(duì)相互嚙合的輪齒所形成的困