外嚙合齒輪泵上的幾個(gè)關(guān)鍵問(wèn)題

    a.困油問(wèn)題及卸荷措施  外嚙合齒輪泵要連續(xù)平穩(wěn)工作，齒輪嚙合的重疊系數(shù)（度）e必須大于1，即同時(shí)至少要有兩對(duì)輪齒嚙合。因此，就有一部分油液被圍困在兩對(duì)輪齒所形成的封閉腔之間，該封閉腔又稱困油區(qū)。困油區(qū)與泵的高、低壓油腔均不相通，且隨齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)而變化，如圖C所示。從圖C(a)到圖C(b)，困油區(qū)容積V逐漸減??；從圖C(b)到圖C(c)，困油區(qū)容積V逐漸增大。困油區(qū)容積的減小會(huì)使被困油液受擠壓經(jīng)縫隙溢出，這不僅產(chǎn)生很高壓力，使泵的傳動(dòng)軸和軸承受到額外的周期性負(fù)載，且導(dǎo)致油液發(fā)熱；而困油區(qū)容積由小變大時(shí)，又因無(wú)油液補(bǔ)充而形成局部真空和氣穴，引起汽蝕及強(qiáng)烈振動(dòng)和噪聲。圖B所示為困油容積變化曲線。困油問(wèn)題不僅影響齒輪泵的工作品質(zhì)，還會(huì)縮短其使用壽命。

解決困油問(wèn)題的常用措施是，在泵的前、后兩端蓋內(nèi)表面上開設(shè)與困油區(qū)相對(duì)應(yīng)的卸荷槽（凹槽）。卸荷槽除了相對(duì)齒輪中心線對(duì)稱布置的雙矩形結(jié)構(gòu)（圖C）外，還有相對(duì)齒輪中心線對(duì)稱布置的雙圓形卸荷槽[圖D(a)]和雙斜切形卸荷槽[圖C(b)]以及相對(duì)齒輪中心線非對(duì)稱布置（卸荷槽向低壓側(cè)即吸油區(qū)偏移）的細(xì)條形卸荷槽[圖D(c)]等結(jié)構(gòu)形式。其特點(diǎn)各異，但卸荷原理均相同，即在保證高、低壓腔互不串通的前提下，設(shè)法使困油區(qū)容積減小時(shí)與高壓腔（壓油口）連通，困油區(qū)容積增大時(shí)與低壓腔（吸油口）連通。例如，圖C中的雙點(diǎn)劃線部分所示為對(duì)稱布置的雙矩形卸荷槽，當(dāng)困油區(qū)容積減小時(shí)通過(guò)左側(cè)的卸荷槽與壓油腔相通[圖C(a)]，容積增大時(shí)通過(guò)右側(cè)的卸荷槽與吸油腔相通[圖C(c)]。

為了保證較好的卸荷效果又不致吸、壓油區(qū)串通，卸荷槽的尺寸（如矩形卸荷槽的寬度和深度或圓形卸荷槽的孔徑和深度）及兩卸荷槽的間距應(yīng)適當(dāng)。一般的齒輪泵兩卸荷槽往往是向吸油區(qū)偏移非對(duì)稱開設(shè)，如圖E所示，兩槽間距a（最小閉死容積）必須保證在何時(shí)都不能使吸油腔和壓油腔相互串通，對(duì)于模數(shù)為m的標(biāo)準(zhǔn)漸開線齒輪（分度圓壓力角為a），其a=2.78m，當(dāng)卸荷槽為非對(duì)稱時(shí)，在壓油腔一側(cè)必須保證b=0.8m，槽寬c_min＞2.5m，槽深h≥0.8m。

    b．泄漏問(wèn)題及其對(duì)策  齒輪泵高壓化的主要障礙是泄漏途徑較多，且不易通過(guò)密封措施解決。外嚙合齒輪泵工作時(shí)有三個(gè)主要泄漏途徑：齒輪兩側(cè)面與端蓋間的軸向間隙；殼體內(nèi)孔和齒輪外圓間的徑向間隙；兩個(gè)齒輪的齒面嚙合間隙。其中對(duì)泄漏量影響最大的是軸向間隙，因?yàn)檫@里泄漏面積大，泄漏途徑短，其泄漏量可占總泄漏量的75%～80%。軸向間隙越大，泄漏量越大，會(huì)使容積效率過(guò)低；間隙過(guò)小，齒輪端面與泵的端蓋間的機(jī)械摩擦損失增大，會(huì)使泵的機(jī)械效率降低。

    解決泄漏問(wèn)題的對(duì)策是選用適當(dāng)?shù)拈g隙進(jìn)行控制：通常軸向間隙控制在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，一般采用軸向間隙的自動(dòng)補(bǔ)償方法用以減少泄漏，提高泵的容積效率。軸向間隙的自動(dòng)補(bǔ)償一般是在泵的前、后端蓋間增設(shè)浮動(dòng)軸套（浮動(dòng)側(cè)板）或彈性側(cè)板，使之在液壓力的作用下，壓緊齒輪端面，從而減小泵內(nèi)通過(guò)端面的泄漏，達(dá)到提高壓力的目的。浮動(dòng)軸套磨損后可隨時(shí)更換。

軸向間隙的自動(dòng)補(bǔ)償原理如圖F所示。兩個(gè)相互嚙合的齒輪由前、后軸套4和2中的滑動(dòng)軸承或滾動(dòng)軸承支承，軸套可在殼體1內(nèi)軸向浮動(dòng)。壓力油由壓油腔引至軸套外端并作用在有一定形狀和大小的面積A₁上，所產(chǎn)生的液壓力合力為F₁=A₁p_g，此力把軸套壓向齒輪端面，其大小與泵的輸出工作壓力p_g成正比。

    齒輪端面的液壓力作用在軸套內(nèi)端面，在等效面積A₂上形成反推力F_f，其大小也與工作壓力成正比，即F_f=A₂p_m(p_m為作用在A₂上的平均壓力)。

    泵在啟動(dòng)時(shí)，浮動(dòng)軸套在彈性元件（橡膠密封圈或彈簧）彈力F_t的作用下，緊貼齒輪端面以保證密封。

    為了保證在各種工作壓力下，軸套都能自動(dòng)貼緊齒輪端面，磨損后能自動(dòng)補(bǔ)償，應(yīng)使壓緊力F_y（=F_t +F₁）大于反推力F_f，但不允許F_y比F_f大得太多，壓緊力與反推力的比值F_y/F_f取決于軸套和齒輪材料的[pv]值及機(jī)械效率，即為了減小摩擦損失，剩余壓緊力(F_y-F_f)的數(shù)值不能太大，以保證軸套和齒輪之間能形成適當(dāng)?shù)挠湍?，有助于提高容積效率和機(jī)械效率。一般取

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

    此外，還必須保證壓緊力和反推力的作用線重合，否則會(huì)產(chǎn)生力偶，致使軸套傾斜而增大泄漏。

c．徑向力問(wèn)題及其對(duì)策  當(dāng)齒輪泵工作時(shí)，作用在齒輪泵軸承上的徑向力F，由沿齒輪圓周液體壓力產(chǎn)生的徑向力FP和由齒輪嚙合產(chǎn)生的徑向力FT所組成，如圖G所示。

    齒輪泵工作時(shí)，在齒輪和殼體內(nèi)孔的徑向間隙中，從吸油腔到壓油腔的液體壓力分布是逐漸分級(jí)增大的，液體壓力的近似分布曲線如圖G所示。液體壓力在主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪上產(chǎn)生的徑向力F_P的大小完全相同，其方向垂直向下指向吸油腔。由齒輪嚙合在主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪上產(chǎn)生的徑向力F_T的大小近似相等，但方向卻不同。根據(jù)齒輪圓周液體壓力產(chǎn)生的徑向力FP和由齒輪嚙合產(chǎn)生的徑向力FT可得主動(dòng)齒輪所受徑向力的合力F₁和從動(dòng)齒輪所受徑向力的合力F₂的近似計(jì)算公式：

                         F₁=0.75△pBD_e                           (2-2)

                         F₂=0.85△pBD_e                           (2-3)

式中  △p——齒輪泵的進(jìn)出口壓力差；

        B——齒輪的齒寬；

        D_e——齒輪的齒頂圓直徑。

    顯然，從動(dòng)齒輪的合力F₂比主動(dòng)齒輪的合力F₁大。所以當(dāng)主動(dòng)輪和從動(dòng)輪上的軸承規(guī)格相同時(shí)，從動(dòng)輪上的軸承磨損較快。為了使兩軸承壽命相當(dāng)或接近，可將壓油口向徑向力小的一側(cè)偏移，從而使F₂～F₁。

    由于上述徑向力為不平衡力，而且工作壓力越高，徑向不平衡力越大。嚴(yán)重時(shí)，能便齒輪軸變形，殼體的吸油口一側(cè)被輪齒刮傷，同時(shí)加速軸承的磨損，降低泵的壽命。減小徑向不平衡力有如下兩種常用方法。

    方法一：合理選擇齒輪模數(shù)m和齒寬B（一般低壓齒輪泵取B/m=6～10；中高壓齒輪泵取B/m =3～6），可減小徑向力又不降低容積效率。

方法二：改變沿圓周方向的壓力分布規(guī)律，如通過(guò)縮小泵的壓油口尺寸，使壓力油僅作用在一個(gè)齒到兩個(gè)齒的范圍內(nèi)，或通過(guò)在蓋板上或軸套外周開設(shè)油槽（平衡槽），以減小徑向力。如圖H所示，使蓋板上開設(shè)的平衡槽1、2分別與低壓腔和高壓腔相通，產(chǎn)生一個(gè)與吸油腔和壓油腔對(duì)應(yīng)的液壓徑向力起平衡作用來(lái)平衡徑向力。