齒輪泵無軸向泄漏的新結構研究*

(宿遷學院機電工程學院 江蘇宿遷 223800)

目前，減小軸向間隙、加大泄漏路徑、縮小高壓油的作用區域等，都是比較有效的控制措施，尤其軸向間隙的減小，效果最為明顯。但限于軸向摩擦副的摩擦、磨損、潤滑的性能要求和加工工藝要求，軸向間隙總存在一個取值下限的問題。現有文獻主要涉及了最優間隙的計算方法[3]，側板傾斜對軸向泄漏的影響[4]，軸向間隙的動態補償機制[5]和計算[6]，保持適宜軸向間隙的補償面設計[7]，加大泄漏路徑的大徑向尺寸優化設計[8]，縮小高壓油作用區域的高壓區1～2齒密封結構[2]，軸向摩擦副油楔的動壓潤滑和性能改善[9-10]等。以上這些研究主要體現在軸向泄漏的控制方面，并沒有出現結構上的突破，從而從產生的源頭上消除軸向泄漏。為此，本文作者擬從消除軸向摩擦副的角度，提出一種無軸向泄漏的新結構，并對相應的性能參數做進一步的深入研究和分析。

1 無軸向泄漏結構方案

在常規齒輪泵中，主、從齒輪的兩端面分別與對偶面構成了2對運動副，其間的間隙是造成軸向泄漏的主要途徑。如能從結構上消除這2對運動副，即能最大限度地降低常規齒輪泵的軸向泄漏，甚至還能改善軸承的潤滑性能、降低軸向尺寸的輕量化設計等。提出的無軸向泄漏的結構方案，如圖1所示，所對應的泵稱為改進泵。

其主要部件包括：主動輪前同步旋轉圓盤1，主動輪2，主動輪后同步旋轉圓盤3；從動輪前同步旋轉圓盤4，從動輪5，從動輪后同步旋轉圓盤6；前浮動側板7，后浮動側板8；2根大聯結螺釘9，8根小聯結螺釘10，2根定位銷11。其中，零件1、2、3通過1根大聯結螺釘9、4根小聯結螺釘10和1根定位銷11，緊緊固定在一起，作為主動輪-軸，零件1、2、3的分開設計與加工，目的是易于彼此的加工與實現；部件4、5、6按同樣方法緊緊固定在一起，作為從動輪-軸。聯結螺釘的螺紋方向與齒輪的旋轉方向相反，實現了工作時的自鎖功能。另外，滑動軸承直接加工在前、后浮動側板上，簡稱為浮動側板軸承。

圓盤1、3、4、6與主、從動齒輪2、5具有圓凸臺-圓凹腔的配合，結合2根定位銷，實現了彼此間的精確裝配與定位。前、后浮動側板7、8的齒輪側接合面，均采用吸油側2齒密封的引油槽結構，實現了徑向力的最小化。上、下兩端均采用圓形引油通孔，將高壓油引到前、后浮動側板的外側面，實現軸向間隙的自動補償。

圖1 齒輪泵無軸向泄漏結構方案

針對圖1所示的結構改進方案，下面將對改進前后的軸向泄漏和軸承潤滑情況，進行計算與比較。

2 壓緊力和壓緊力系數

以從動輪O2為例，將對應于從動輪的浮動側板

內側面，首先分成分別對應于吸油低壓區、過渡區和排油高壓區的三大區域[11]，如圖2所示。

每一區域的面積為

(1)

式中:si、sg、so為浮動側板上分別對應低壓區、過渡區、高壓區的面積，mm2；αi為低壓區包角，rad；αg為過渡區包角，rad；ra為齒頂圓半徑，mm；rz為同步圓盤半徑，mm；r′為節圓半徑，mm；δ為連線aO2與中心線O1O2間的夾角，rad；h為點a到中心線O1O2的距離，mm。

其中

(2)

則

Fin=2(pisi+pgsg+poso);Fout=2po(si+sg+so)

(3)

式中:Fin為浮動側板內側面上的油壓作用力，N；Fout為外側面上的油壓作用力，N；pi為進口油壓力，MPa；po為出口油壓力，MPa；pg為泵過渡區內的油壓力，MPa，簡記pg=0.5(pi+po)。

則

(4)

式中:K為浮動側板的壓緊力系數，一般控制在1～1.2[2]。

圖2 壓緊力計算

3 圓盤軸的潤滑計算

依據文獻[12]滑動軸承的相關承載計算，得

(5)

式中:F為軸承動潤滑油膜力，N；η為潤滑油在軸承平均工作溫度下的動力黏度，Pa·s；ω為圓盤軸角速度，rad/s；φ為圓盤軸寬徑比；γ為圓盤軸-浮動側板軸承的相對偏心率；dz為圓盤軸直徑，mm；Δ為圓盤軸-浮動側板軸承的直徑間隙，mm；b為圓盤軸寬度，mm；e為圓盤軸-浮動側板軸承的偏心距，mm；CF為圓盤軸的承載量系數，為偏心率和寬徑比的擬合曲面函數[13]。

則

hmin=0.5Δ1-γ

(6)

式中：hmin為圓盤軸動壓潤滑副的最小油膜厚度，mm。

對于已知軸徑和軸寬的圓盤軸，由單個圓盤軸上的油膜力和外載荷(徑向力)相等，可求出相應的相對偏心率γ，即

F(φ,γ)-0.5Fr=0?γ

(7)

式中：Fr為從動軸上的總徑向力，N，該力由前、后兩對滑動副共同平分。

在徑向滑動軸承工作中，由于圓盤軸頸旋轉壓力的作用，導致潤滑油從圓盤軸前后兩端泄出，稱之為端泄量，可近似等于潤滑油流量。由潤滑油流量系數公式[12]

CQ(φ,γ)=Q/(ψvbdz)

(8)

得

(9)

式中:CQ為潤滑油流量系數，是偏心率和寬徑比的函數，查表可得[13]；Q為潤滑油的流量，mm3/s；Ψ為相對間隙；v圓盤軸頸圓周速度，mm/s。

4 軸向泄漏改善率分析

在圖3所示的圓盤軸-浮動側板軸承的截面圖上，依據其徑向間隙的不同，可分為1、2、3的不同間隙區域。其中，區域1的間隙比較大，且軸承兩端均布有排油的高壓，故這一區間的壓差泄漏幾乎為0。區域3、2的間隙比較小，且軸承外端為排油的高壓、內側近似為吸油的低壓，故這一區間壓差泄漏的上限，可采用潤滑油流量來計算。圖1中，由于軸向存在著4個徑向滑動軸承，故總的軸向泄漏量4倍于單一部位的泄漏量Q0。

圖3 軸向泄漏計算

對于常規的齒輪泵，簡記為普通泵，仍采用吸油側2齒密封結構。則其軸向泄漏量[8]為

(10)

式中:Q0為普通泵的軸向泄漏量，mm3/s；cz為軸向間隙，mm；rz0為軸半徑，mm；rf為齒根圓半徑，mm。

則

λ=1-Q/Q0

(11)

式中:λ為改進泵較普通泵軸向泄漏量的改善百分比，%。

5 實例運算和分析

設計的原始參數：po=3 MPa，pi=0.1 MPa，η=0.09 Pa·s，額定流量28 L/min，額定轉速3 000 r/min(即ω=314.16 rad/s)，pg=1.55 MPa。

齒形的原始參數：模數為3，齒數為10，齒頂高系數為1.159 4，頂隙系數為0.25，分度圓壓力角為20°，變位系數為0.496，齒寬為15 mm。則，節圓嚙合角為29.58°，重合度為1.155，ra=19.4 mm，r′=16.2 mm，rf=12.26 mm。

結構的原始參數：取αi=30°起始角和αi+αg=102°終止角的吸油側2齒密封的減少徑向力結構。取dz=26 mm，b=10 mm；rz0=6 mm，b0=15 mm。Δ=0.03 mm，滑動副的綜合粗糙度為0.002 mm，cz=0.05 mm。

壓緊力的相關計算結果，如表1所示。壓緊系數為K=1.18<1.2，符合要求。

表1 壓緊力的相關計算結果

普通泵與改進泵分別依據軸承潤滑計算后的相關結果，如表2所示。改進后泵的λ=93%，可視為無軸向泄漏。且γ降低了11%，hmin增加了4%，利于潤滑改善；軸寬由15 mm變為10 mm，利于降低軸向尺寸和泵的輕量化設計。

表2 普通泵與改進泵的軸承潤滑計算結果

6 結論

(1)改進泵的壓緊力系數為K=1.18，符合小于1.2的要求；泄漏改善率為93%，即泄漏率僅為原結構的7%，因此新結構可視為無軸向泄漏。

(2)改進泵的偏心率降低了11%，最小油膜厚度增加了4%，有利于潤滑改善；軸寬由15 mm變為10 mm，有利于降低軸向尺寸和輕量化設計。

(3)齒輪泵的無軸向泄漏新結構，結構簡單，加工容易。