CN103671091B - 一种强化齿轮端面动压润滑效应的外啮合齿轮泵 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种强化齿轮端面动压润滑效应的外啮合齿轮泵，该齿轮泵的浮动侧板的内侧面由上、中、下三部分构成，其中位于主动齿轮中心以上的部分为上部分，位于从动齿轮中心以下的部分为下部分，其余为中间部分，所述上部分和下部分为一斜面，该斜面从靠近排油腔的一侧向靠近吸油腔的一侧逐渐向远离主、从动齿轮端面的方向倾斜，从而在主、从动齿轮的端面间隙内形成具有收敛特性的油楔结构，所述中间部分为竖直平面，卸荷槽设于中间部分上，其中位于吸油侧的卸荷槽与轴孔及端面间隙的大口连通。本发明通过改变浮动侧板内侧表面的形状来强化齿轮端面动压润滑效应，继而使泵的润滑性能得到改善。

Description

一种强化齿轮端面动压润滑效应的外啮合齿轮泵

技术领域

本发明涉及一种外啮合齿轮泵，特别是涉及一种强化齿轮端面动压润滑效应的外啮合齿轮泵。

背景技术：

外啮合齿轮泵一般用于工作油液的输送、泵运，该装置主要包括泵体，泵体内设有一对外啮合的齿轮，泵体一侧设有进油口，另一侧设有排油口，泵体上设有与齿轮的端面相配合的浮动侧板，齿轮轴经轴承安装在端盖上设置的轴承座内，其中主动齿轮的齿轮轴穿过端盖与驱动机构传动连接。

外啮合齿轮泵内主要存在四对摩擦副，它们分别是泵体的内表面与主动齿轮轴和从动齿轮轴的齿顶圆间形成的摩擦副(摩擦副1)、齿轮端面与浮动侧板内表面间形成的摩擦副(摩擦副2)、主动齿轮和从动齿轮在齿轮啮合处形成的摩擦副(摩擦副3)和轴与轴承间形成的摩擦副(摩擦副4)。曾有文献对28件失效的外啮合齿轮泵做了一个统计，其中摩擦副4的失效率为17.8％；摩擦副2的失效率为67.9％；摩擦副1的失效率为28.6％；摩擦副3的失效率为3.5％(注：对于同样一个外啮合齿轮泵，引起的失效形式可能有多种)。由此可见，外啮合齿轮泵的失效与摩擦副的失效有很大的关联，尤其摩擦副2引起的失效率最高。

从摩擦学角度看，摩擦副2内的良好润滑能够有效地降低磨损和提高寿命。目前，主要通过改善浮动侧板的材料来提高摩擦副2内的润滑性能，如公告号为CN102359447A的专利申请公开的利用连续浇注铜合金侧板的齿轮泵等。目前还未见通过合理的结构设计来提高润滑性能的报道。

发明内容

本发明的目的在于提供一种强化齿轮端面动压润滑效应的外啮合齿轮泵，该齿轮泵通过改变浮动侧板内侧表面的形状来强化齿轮端面动压润滑效应，继而使泵的润滑性能得到改善。

本发明提供的强化齿轮端面动压润滑效应的外啮合齿轮泵，包括主动齿轮、轴、泵体、浮动侧板和从动齿轮，浮动侧板的内侧面紧贴主、从动齿轮端面，浮动侧板上加工有卸荷槽，所述浮动侧板的内侧面由上、中、下三部分构成，其中位于主动齿轮中心以上的部分为上部分，位于从动齿轮中心以下的部分为下部分，其余为中间部分，所述上部分和下部分为一斜面，该斜面从靠近排油腔的一侧向靠近吸油腔的一侧逐渐向远离主、从动齿轮端面的方向倾斜，从而在主、从动齿轮的端面间隙内形成具有收敛特性的油楔结构，所述中间部分为竖直平面，卸荷槽设于中间部分上，其位于吸油侧的卸荷槽与轴孔及端面间隙的大口连通。

现有外啮合齿轮泵由于浮动侧板端面与齿轮的轴向端面平行，因此由旋转的齿轮端面和静止的侧板端面所引起的动压效应为零。这时在该摩擦副内就只存在着两种效应的组合润滑，一种是由浮动侧板的轴向振动力W所引起的挤压效应，此时的油膜厚度h是取决于W的动态变化量，属于流体动压润滑范畴，如图4a所示。为了降低泵的振动与噪音，设计上都希望抑制浮动侧板的轴向振动，因此这一部分的润滑效果将大幅降低，油膜厚度h大幅减小，导致磨损增加，失效概率高。

另一种是由泵排油口与吸油口之间的压差Δp＝(p₀-p₁)所引起的压差效应，此时的油膜厚度h为取决于Δp的确定值，属于流体静压润滑范畴，如图4b所示。其中，p₀表示泵排油口压力，p₁表示吸油口压力。

在图5a中，当位于吸油区的齿谷在装满油液后，随着齿轮的旋转被带到排油区，在转移的过程中，齿谷内的油液由吸油区的低压将逐步增压到排油区的高压，由此在齿轮轴上就产生了如图5a所示的液压径向力F₁、F₂，液压径向力不仅直接影响轴承的寿命，而且使齿轮轴变形，导致齿顶刮削泵体内圆。为了平衡径向力F₁、F₂，常在浮动侧板上开设平衡槽，如图5b所示，使它们分别与低、高压腔相通，产生一个与吸油腔和排油腔对应的液压径向力起平衡作用。还有就是扩大吸油腔，只保留靠近压油腔的1到2个齿起密封作用，如图5c中Ⅰ-Ⅱ齿所示。

当采用如图5b所示的平衡槽时，图5b中打“●”轮齿两侧的压差为零，故丧失了该部分的流体静压润滑的压差效应，导致油膜力降低，油膜厚度减小。同样，当采用如图5c所示的Ⅰ-Ⅱ齿密封时，随着图5c中打“●”轮齿数量的增多，压差效应的丧失最严重，油膜力降低和油膜厚度减小明显，导致磨损增加，失效率高。因此，如能充分发挥旋转齿轮端面和静止侧板端面间的动压效应，就有可能通过增加其间的油膜力和提高油膜厚度，达到减少磨损和提高摩擦副的使用寿命。

产生流体动压效应的条件是：(1)两摩擦面有足够的相对运动速度；(2)流体有适当的粘度；(3)两表面间的间隙是收敛的，且在相对运动中，流体从大口流向小口，构成油楔。据此，在齿轮端面摩擦副上构建如图6所示的组合油楔结构。其中，h₀为小口的最小油膜厚度，为摩擦副在特定条件下由摩擦学理论设计出的已知值；h₁为大口的最小油膜厚度，U为相对运动速度(注：油膜厚度其实很小，夸大画法是便于描述)。

在图6的组合滑块内，可推导出由速度引起的剪切流量Q_U为

$Q_U={\mathrm{UBh}}_0\frac{{(K+1)}^2{l}_1/l_2+(K+1)}{2{(K+1)}^2{l}_1/l_2+(K+2)}---\left(1\right)$

式中，B为齿宽；K为收敛比，定义为K＝h₁/h₀-1。

当l₁/l₂＝0，即图4中的组合滑块将变成无限长斜面滑块时

$Q_U={\mathrm{UBh}}_0\frac{K+1}{K+2}---\left(2\right)$

这与相关文献给出的公式完全一致，说明了式(1)推导的正确性。

根据无限长组合滑块的相关摩擦学理论，当l₁/l₂＝0.2；K＝1.25时，油膜承载量处于最佳状态。相较于具有同样最小油膜厚度h₀的平行摩擦副(K＝0，l₁/l₂＝0)而言，由U引起的的剪切流量增加了

${\mathrm{\λ}}_U=\frac{Q_U(K=1.25,l_1/l_2=0.2)}{Q_U(K=0,l_1/l_2=0)}-1=12.4\%---\left(3\right)$

图6所要求的组合油楔结构，反映在浮动侧板端面上，是要求沿圆周方向形成油楔倾斜面。考虑到油楔倾斜面的加工应尽量简单，因此采用了本发明技术方案。

本发明由于采用将浮动侧板的内侧表面分为上、中、下三部分，并将上、下两部分设计成倾斜面，从而可在主、从动齿轮的端面间隙内形成具有收敛特性的油楔结构，该收敛油楔使得其内的动润滑效应得到充分发挥，润滑性能得到改善，容积效率得到提高，进而有效地降低了泵的磨损，提高了泵的寿命。

附图说明

图1为本发明中浮动侧板的主视图。

图2为本发明中浮动侧板的右视图。

图3为本发明中浮动侧板的俯视图。

图4为齿轮端面与浮动侧板内侧表面平行的挤压效应和压差效应示意图。

图5为现有齿轮泵的径向力及改善措施示意图。

图6为无限长组合斜面滑块示意图。

图7为本发明的结构参数说明图。

图8不同的斜面倾角与对应的剪切流量示意图。

图4中：4a图为流体动压润滑-挤压效应图；4b图为流体静压润滑-压差效应图。

图5中：5a图为现有齿轮泵的液压径向力F₁、F₂的说明图；5b图为现有齿轮泵开设平衡槽后的结构示意图；5c图为现有齿轮泵扩大吸油腔后的结构示意图。

具体实施方式

实施例

本发明包括主动齿轮、主动齿轮轴、泵体、浮动侧板、从动齿轮和从动齿轮轴，浮动侧板紧贴主、从动齿轮端面，浮动侧板的结构如图1、图2、图3所示，包括外侧面1和紧贴主、从动齿轮端面的内侧面，内侧面由上部分2、中间部分3和下部分4组成，位于主动齿轮中心以上的部分为上部分2，位于从动齿轮中心以下的部分为下部分4，所述上部分2和下部分4为一斜面，该斜面从靠近排油腔的一侧向靠近吸油腔的一侧逐渐向远离主、从动齿轮端面的方向倾斜，如图3所示，所形成的端面间隙大口在吸油侧，小口在排油侧，斜面倾角为β。卸荷槽5和卸荷槽6设于中间部分3上，其中位于排油侧的卸荷槽5与现有设计保持一致，主要起泵油液Ⅰ～Ⅱ齿的密封作用，位于吸油侧的卸荷槽6与轴孔及与上、两部分的端面间隙大口连通，如图7中打剖面线区域，确保组合油楔结构的充分供油。

由于轴孔内润滑油液与泵吸油口油液的压差几乎为零，故吸油侧卸荷区域的加大，不会影响该区域的径向泄漏，反而能使轴孔所需的润滑油液得到充分供给。对于采用像图5c所示的排油侧Ⅰ～Ⅱ齿密封的径向力改善措施，由于上部分2和下部分4内到轴孔的压差几乎为零，故上、下两部分的斜面间隙也不会影响该区域内的径向泄漏。

齿轮端面由速度引起的剪切流量Q_U可分为两部分，其中，一部分为轴孔半径r_z到根圆半径r_f区域内的剪切流量Q_zf，该部分在排油侧由于受到排油压力的影响，绝大部分会流入到轴孔内，基本上不会对泵的容积效率产生影响；另一部分为根圆半径r_f到顶圆半径r_a区域内的剪切流量Q_fa，该部分在排油侧直接排入到排油口，对泵的容积效率产生积极的影响。

在上部分2和下部分4的r_f到r_a区域内，由于任意半径r(r_f≤r≤r_a)处的收敛比K_r并不一样，设半径r处排油侧的小口间隙为h_r0,吸油侧的大口间隙为h_r1，则

$\left.\begin{array}{c}{h}_{r0}\left(r\right)=h_0+(r_a-r)\tan \mathrm{\β}\≈h_0+(r_a-r)\mathrm{\β}\\ h_{r1}\left(r\right)=h_0+(r_a+r)\tan \mathrm{\β}\≈h_0+(r_a+r)\mathrm{\β}\\ K_r\left(r\right)=2r\mathrm{\β}\[h_0+(r_a-r)\mathrm{\β}\]\end{array}\right\}---\left(4\right)$

如以半径r处的收敛比等于1.25的最佳条件。那么

β(r)＝h₀/(2.6r-r_a)(5)

如设图7中Ⅰ～Ⅱ齿密封区域的圆心夹角，即线cd与线ef的夹角为36°，那么，任意半径r处的l₁/l₂≡0.2，如设泵的旋转角速度为ω，则

$Q_{fa}\left(\mathrm{\β}\right)=\mathrm{\ω}{\∫}_{r_z}^{r_a}{h}_{r0}\frac{0.2{(K_r+1)}^2+(K_r+1)}{0.4{(K_r+1)}^2+(K_r+2)}rdr---\left(6\right)$

如以模数3mm，齿数12，节圆压力角20°，节圆啮合角25°，h₀＝0.13mm，且泵以排油侧1～2齿密封的径向力改善措施为例。那么，斜面倾角β(r)与对应的剪切流量Q_fa(β)之间的关系如图8所示。由此可见，采用根圆处的1.25最佳收敛比，可以得到3.64×10^-6m³/s更大的剪切流量，此时的倾斜角为0.428°，相较于同样h₀下无倾斜角的2.46×10^-6m³/s，增加了(3.64-2.46)/2.46≈48％，从而提高了泵的容积效率。

对于低压外啮合齿轮泵而言，由于取消了浮动侧板，那么，原本在浮动侧板端面上的油楔斜面设计，只要改变在泵盖板的端面上即可，设计内容完全一致。

本发明由于浮动侧板上存在倾斜面，故仅适用于单向齿轮泵。

Claims (1)

1.一种强化齿轮端面动压润滑效应的外啮合齿轮泵，包括主动齿轮、轴、泵体、浮动侧板和从动齿轮，浮动侧板的内侧面紧贴主、从动齿轮端面，浮动侧板上加工有卸荷槽，其特征在于：浮动侧板的内侧面由上、中、下三部分构成，其中位于主动齿轮中心以上的部分为上部分，位于从动齿轮中心以下的部分为下部分，其余为中间部分，所述上部分和下部分为一斜面，该斜面从靠近排油腔的一侧向靠近吸油腔的一侧逐渐向远离主、从动齿轮端面的方向倾斜，从而在主、从动齿轮的端面间隙内形成具有收敛特性的油楔结构，所述中间部分为竖直平面，卸荷槽设于中间部分上，其中位于吸油侧的卸荷槽与轴孔及端面间隙的大口连通。