齿轮泵无径向力新结构的研究与分析∗∗

李玉龙 孙付春 钟 飞

(①宿迁学院机电工程学院，江苏宿迁223800；②成都大学机械工程学院，四川成都610160)

外啮合齿轮泵(简称齿轮泵)是一种用于泵送工作油液的动力泵,有着极其广泛的应用.但由其结构所决定的径向力不平衡,极大影响着泵的工作性能和轴承寿命[1].液压力、啮合力和困油力是造成径向力不平衡的三大主要原因.其中,排油压力越大,液压力与啮合力的合力(简称压啮力)越大[2]；转速越高,困油压力导致的困油力越大[3].虽然结构上的吸油侧两齿密封排油导槽能有效减小压啮力[4],创新卸荷槽能有效减小困油压力[5]；但仍不能满足泵的高压化、高速化的进一步发展要求[6].无径向力或径向力极小化仍是目前的创新方向.鉴于此,针对采用滑动轴承与浮动侧板的中、高压齿轮泵,提出一款双静压平衡槽+牙形卸荷槽的无径向力新结构.

1 实现方案和实施结构

为实现泵“轴承-轴颈”滑动副上的载荷Fbg≈0目的,则要求作用在轴颈的由压啮力Fpn、困油力Ftp、平衡力Fb三部分组成的径向力Fr≈0,如图1所示.其中,排油导槽能实现压啮力的初始最小化,即Fpn↓；牙形卸荷槽能实现近似的无困油现象,即Ftp≈0；两者的结合大大减轻了平衡槽所需的平衡负荷Fb,从而也决定了平衡槽在径向力方向上的最小投影面积.

常规泵的“轴径＝根径-齿轮幅宽”和泵轻量化设计控制了轴径与轴宽的上限[7],而轴径、轴宽确又限制了平衡槽最小投影面积的设计空间,为此,采用三段式的“轴径＝齿轮根径+0.5齿顶间隙”的大轴颈结构,通过加大轴径达成减小轴宽的目的.

无径向力的三段式实施结构,如图2所示.与常规泵相比,该结构由2×浮动侧板1、主前轴2、主轮3、2×键4、2×后轴5、2×紧固螺栓6、从轮7、从前轴8,共12个部件组成.

特点在于由主前轴、主轮、后轴,从前轴、从轮、后轴,彼此间均用键和紧固螺栓紧紧地固定在一起,从而形成主、从动组合轮-轴；紧固螺栓的螺纹方向与齿轮的旋转方向相反,致使主、从动组合动轮-轴的工作自锁；与齿轮端面贴合的浮动侧板内侧面上,开有吸油侧两齿密封的排油引导槽和轴孔位置上的牙形卸荷槽；浮动侧板的两轴孔内分别开有一对静压平衡槽,即吸油侧的排油高压槽和排油侧的吸油低压槽,且槽宽对称分布在浮动侧板的厚度方向上.

2 平衡槽的形位尺寸

由于从轮上的压啮力、困油力大于主轮上的[8],故采用从轮上的压啮力作为计算依据.

如困油卸荷充分,即在相对于吸、排油压力的困油压力峰值的变化值很小时,Ftp≈0,可以忽略不计.文献[9]对此给出了详细的Fpn计算式,且啮合力Fn比液压力Fp的值小许多,即Fpn的大小主要由Fp决定.因此,Fpn方向基本不随排油压力的变化而变化,大小基本与排、吸压差成线性关系.

实施例的原始参数取排油压力po＝3 MPa,吸油压力pi＝0.1 MPa,额定转速3 000 r/min；模数m＝3 mm,齿数10,齿顶高系数1.16,顶隙系数c∗＝0.25,压力角20°,变位系数0.493,齿宽15 mm,轴长18 mm.经计算,根圆半径rf＝12.26 mm. 取吸油区圆心角αi＝30°,两齿密封过渡区的圆心角为αg＝72°,如图3所示.

以从轮心o2为原点,轮中心线方向为y轴,排油方向为x轴,构建xo2y坐标系.由[9]:

式中:Fpx、Fpy为 Fp的 x、y 轴分量；Fnx、Fny为 Fn的 x、y轴分量.得:

式中:αpn为Fpn反方向与x轴间的夹角.

双静压平衡槽的结构,如图3所示.其中,槽宽为bb,槽弧半径取 rb＝15 mm,轮心角取 αb＝60°,且槽弧圆心位于压啮力方向上.

则,从轮两端的总静压平衡力Fb为:

式中:rz＝rf+0.5mc∗＝12.26+0.5×3×0.25＝12.6 mm为大轴半径.

由 Fb＝Fpn,得:

且由:

说明槽弧半径rb＝15 mm的取值合理.

3 卸荷槽的形位尺寸

基于常规对称双卸荷槽的设计准则[10],双对称牙形卸荷槽,如图4所示.其中,牙端圆弧半径1.5 mm,牙端轮心角60°,近中心线侧的牙端弧在最小困油容积位置与齿廓的过渡曲线段相切,牙内半径比轴半径rz小 1.25 mm,即为 12.6-1.25＝11.35 mm.

以偏向主轮侧的困油区为例,设主轮工作轮廓上啮合点处的曲率半径为s.且设s1为困油容积刚刚形成时的s,s2为图4所示的最小困油容积位置时的s,s3为困油容积刚刚脱开时的s.其中:

式中:L为啮合线长度,pb为基节,εw为根切重合度[11].

4 实例的困油压力

在[s1,s3]的一个困油周期内,采用三维模型旋转+重叠面积测量的方法,测出的两端总卸荷面积srf(s),如图5所示.

困油开始(s1)和结束(s3)附近的srf曲线段具有线性特征,符合困油容积线性变化率的卸荷要求[1].

基于现有的困油模型[10,12],所仿真出的困油压力p(s),如图6所示.最大峰值增加率仅为(3.07-3)/3＝2.3%,可近似为无困油现象.

5 结语

(1)平衡力方向与排油方向间的夹角约46°,基本不随排油压力的变化而变化,平衡力大小基本与排吸压差成线性关系.

(2)牙形卸荷槽下困油压力的峰值增加率仅为2.3%,可近似为无困油现象.

(3)三段式的双静压平衡槽结构能有效平衡掉径向力中的压啮力分量,牙形卸荷槽能有效消除径向力中的困油力分量.

(4)三段式轮轴、平衡槽和牙形卸荷槽,结构简单、易加工.