CN111059048A - 一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板 - Google Patents

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Abstract

本发明公开了一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板，其特征在于，包括导油槽、八字形卸荷槽、圆形卸荷槽，所述导油槽设在浮动侧板内侧面，所述八字形卸荷槽设在进油侧，所述圆形卸荷槽设在出油侧，该结构能提供足够大的进油侧卸荷面积和较小且适宜的出油侧卸荷面积，足够大的进油侧卸荷面积能保证进油侧困油得到充分填充，避免气穴现象的发生；较小且适宜的出油侧卸荷面积，能促使出油侧困油的高压峰值达到最佳状态，从而实现泵径向力的部分平衡；且这两类卸荷槽形状简单，加工量少，工艺简单。

Description

一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板
技术领域
本发明主要涉及一种外啮合齿轮泵领域，具体涉及外啮合齿轮泵的径向力抵消领域，更具体的涉及一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板。
背景技术
外啮合齿轮泵是一种泵送工作油液的动力工具，因具有价格、可靠性、寿命和自吸能力等方面优势，应用相当广泛。但由其结构决定的困油现象（内含气穴现象）和径向力的危害严重，主要体现为由困油压缩区内的高压峰值引起的径向冲击力和固有的径向力，共同造成轴承间的润滑性能破坏，以及困油膨胀区内的低压谷值引起的气穴现象，随转速提高愈发严重，阻碍了泵高速化的进一步发展。目前，针对困油（压）力以及径向力的认识均是“负面”的，都以各自独立的结构方式加以控制。因此，本发明提出一种从“正面”重新认识困油（压）力，并从结构上充分利用困油高压的大困油力，实现固有径向力的部分平衡，从而提高轴承润滑性能和延长使用寿命；以及通过困油低压谷值大于介质的额定气穴压力，实现齿轮泵的无气穴性能要求。
发明内容
本发明公开了一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板，目的在于，以提高轴承润滑性能、延长使用寿命和实现齿轮泵的无气穴性能要求。
为了实现预期目的，本发明采取的技术方案如下：
一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板，其特征在于，包括导油槽、八字形卸荷槽、圆形卸荷槽，所述导油槽设在浮动侧板内侧面，所述八字形卸荷槽设在进油侧，所述圆形卸荷槽设在出油侧。
优选的，所述八字形卸荷槽为一双对称分布在进油侧的环弧形卸荷槽，每一个环弧形卸荷槽均由以轮心为圆心的内圆弧、外圆弧和近过渡圆弧、远过渡圆弧的首尾光滑连接组成。
优选的，所述八字形卸荷槽理论位置为：所述环弧形卸荷槽的内圆弧与本侧齿轮的根圆重合，外圆弧与另侧齿轮的齿顶圆相切且向外偏移，近过渡圆弧外切与最小困油位置时本侧齿轮的对应齿廓。
优选的，所述八字形卸荷槽理论位置沿出油方向平移第一偏移距构成八字形卸荷槽实际位置。
优选的，所述圆形卸荷槽理论位置为：所述圆形卸荷槽的圆形轮廓分别与主动齿轮、从动齿轮的根圆相切，且过侧隙点。
优选的，所述圆形卸荷槽理论位置沿出油方向平移第二偏移距构成圆形卸荷槽实际位置。
有益效果：该结构能提供足够大的进油侧卸荷面积和较小且适宜的出油侧卸荷面积，足够大的进油侧卸荷面积能保证进油侧困油得到充分填充，避免气穴现象的发生；较小且适宜的出油侧卸荷面积，能促使出油侧困油的高压峰值达到最佳状态，从而实现泵径向力的部分平衡；且这两类卸荷槽形状简单，加工量少，工艺简单。
附图说明
图1为立体结构图。
图2为浮动侧板内侧面结构图。
图3为平衡结构和尺寸的设置示意图。
图4从动轴上径向力的困油压力部分平衡示意图。
图5从动轴上径向力随困油压力的变化示意图。
具体实施方式
下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。
如图1至图5所示，一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板，其特征在于，包括导油槽、八字形卸荷槽、圆形卸荷槽。所述八字形卸荷槽为一双对称分布在进油侧的环弧形卸荷槽，每一个环弧形卸荷槽均由以轮心为圆心的内圆弧、外圆弧和近过渡圆弧、远过渡圆弧的首尾光滑连接组成。所述八字形卸荷槽理论位置为：所述环弧形卸荷槽的内圆弧与本侧齿轮的根圆重合，外圆弧与另侧齿轮的齿顶圆相切且向外偏移，近过渡圆弧外切与最小困油位置时本侧齿轮的对应齿廓。所述八字形卸荷槽理论位置沿出油方向平移第一偏移距构成八字形卸荷槽实际位置。所述圆形卸荷槽理论位置为：所述圆形卸荷槽的圆形轮廓分别与主动齿轮、从动齿轮的根圆相切，且过侧隙点。优选的，所述圆形卸荷槽理论位置沿出油方向平移第二偏移距构成圆形卸荷槽实际位置。所述导油槽设在浮动侧板内侧面，所述八字形卸荷槽设在进油侧，所述圆形卸荷槽设在出油侧。
具体设计原理：
本发明的主要设计难点在于如何确定八字形卸荷槽以及圆形卸荷槽的实际位置，也就是确定第一偏移距δ以及第二偏移距Δ的具体数值。
步骤一、八字形卸荷槽理论位置以及圆形卸荷槽理论位置应该满足以下条件：八字形卸荷槽为一双对称分布在进油侧的环弧形卸荷槽，每一个环弧形卸荷槽均由以轮心为圆心的内圆弧、外圆弧和近过渡圆弧、远过渡圆弧的首尾光滑连接的4段组成。每一个环弧形卸荷槽的理论位置为其内圆弧与本侧齿轮的根圆重合，外圆弧与另侧齿轮的齿顶圆相切且向外偏置1 mm，近过渡圆弧外切最小困油位置时本侧齿轮的对应齿廓，对应的弧心夹角大于240°/z，z为齿数。其中，最小困油位置为主动轮齿（轮心为o 1）对称轴与从动轮槽（轮心为o 2）对称轴重合时的位置。
步骤二、圆形卸荷槽的理论位置为其圆形轮廓分别与主动齿轮、从动齿轮的根圆相切，且过侧隙点m。其中，侧隙点m为啮合点n关于中心线o 1 o 2的对称点，如图1、图2所示。
步骤三、分析从动轮上的介质压力:由于从动轮上的径向力大于主动轮上的径向力，故以从动轮上的径向力加以部分平衡的实施。
图4描述了齿轮副的偏向从动轮一侧的最小困油位置，该位置也是困油压力p t 的最大峰值所在位置的附近。
在以逆时针旋转方向和中心线o 1 o 2为0°起始边的从动轮齿的[0°,360°]齿顶圆上，依据介质压力的不同分布，存在低压ea、过渡ac、高压cd和困油de的四区段，对应于轮心o 2的区域角分别记为φ i 、φ m 、φ o 和φ t 。其中
式中，α'为节圆啮合角，atan()为反正切函数，tan()为正切函数。
为简化计算，过渡区ac段从中间位置划分为低压ab段和高压bc两段。则，从动轮的[0°,360°]齿顶圆，被划分为低压eb段、高压bd段和困油de段，对应于轮心o2的区域角分别为φi+0.5φm、0.5φm +φo和φt；介质压力在每个区段的齿顶上，产生的作用力分别为F i 、F o 和F t 。
在图4所示的xo 2 y坐标系下，F i 等效于在边eb和齿宽b的矩形板上的作用力；F o 等效于在边db和齿宽b的矩形板上的作用力；F t 等效于在边de和齿宽b的矩形板上的作用力；具体计算如下
Figure 837458DEST_PATH_IMAGE002
式中，p i 为进油压力；p o 为出油压力；p t 为困油压力；r a 为齿顶圆半径。
步骤四、从动轴上的径向力分析：由上述步骤二的计算，得从动轴上所受介质作用力在x、y轴上的分量F px 、F py 为
Figure 770779DEST_PATH_IMAGE004
在图4中，由于困油区内的困油压力p t 在从动轮上的作用区域关于中心线o 1 o 2对称，所以困油压力p t 对啮合力F n 没有影响。设r为分度圆半径；r'为节圆半径。故，由
Figure 282401DEST_PATH_IMAGE006
得，从动轴上所受啮合力在x、y轴上的分量F nx 、F ny 为
Figure 72502DEST_PATH_IMAGE008
则，从动轴上所受的径向力Fr及其在x、y轴上的分量Frx、Fry为
Figure 295673DEST_PATH_IMAGE010
步骤五、泵齿形参数的优化调整：依据径向力F r 峰值的部分平衡指标和步骤三的计算，在不牺牲泵单位排量体积的性能指标前提下，对齿形参数进行适当的优化调整，以满足从动轴上径向力部分平衡的需要。
步骤六、满足要求的八字形卸荷槽实际位置以及圆形卸荷槽的实际位置确认：依据径向力F r 峰值的部分平衡指标和上述调整结果，由式（3）反求出出油侧困油的最佳高压峰值，进而计算出所需要的出油侧卸荷面积及对应的第一偏移距δ。由进油侧困油的低压谷值的无气穴性能要求，进而计算出所需要的进油侧卸荷面积及对应的第二偏移距Δ。
实施例：小侧隙、进油侧2齿密封齿轮泵的部分平衡结构。
设计要求：额定出油压力3 MPa，进油压力0.1 MPa，额定流量18 L/min，额定转速1500 r/min，介质粘度0.09 Pa.s，额定最小容积率95%。
原始参数：径向间隙0.08 mm，轴向间隙0.04 mm，顶隙系数0.25，压力角20°，模数4.5，齿数8，齿顶高系数1.1476，变位系数0.5079，齿宽10.65 mm。过渡区起始角40°、终止角130°，即采用进油侧2齿密封。
当不考虑困油压力对径向力的影响时，原始参数下的径向力为1158.5 N。现在不牺牲泵单位排量体积性能指标的前提下，采用模数3，齿数17，齿顶高系数1.25，变位系数－0.081，齿宽10.29 mm；过渡区起始角40°，过渡区终止角80°，即将泵用齿轮原先的小径向、大轴向的几何尺寸，调整为大径向、小轴向的几何尺寸。
由式（2）~（6）的计算，得p t =6 MPa下的径向力为816.7 N，降幅达29.5%；p t =16.36MPa下的径向力为623.9 N，降幅达46.15%，且此时径向力在x轴方向上的分力F rx =0。由此可见，平衡的实质在于用图4中画剖面线区域的部分困油力，弥补进油侧x方向介质作用力的不足。
径向力随困油压力的变化规律，如图5所示。其中，p t =16.36MPa为困油的最佳高压峰值，依据“困油的最佳高压峰值→小而适宜的卸荷面积→第一偏移距δ”和“无气穴要求（困油的低压谷值≥p i /3）→足够大的卸荷面积→第二偏移距Δ”的计算流程和相关公式，反求计算得δ=0.32 mm和Δ=0.56 mm。
综上，在实施例中的具体数值为条件依据的情况下，只需要将八字形卸荷槽沿出油方向平移δ=0.32 mm，将圆形卸荷槽沿出油方向平移Δ=0.56 mm，就可以满足设计要求。
综上，本发明达到预期目的。

Claims (7)

1.一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板，其特征在于，包括导油槽、八字形卸荷槽、圆形卸荷槽，所述导油槽设在浮动侧板内侧面，所述八字形卸荷槽设在进油侧，所述圆形卸荷槽设在出油侧。
2.如权利要求1所述的一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板，其特征在于，所述八字形卸荷槽为一双对称分布在进油侧的环弧形卸荷槽，每一个环弧形卸荷槽均由以轮心为圆心的内圆弧、外圆弧和近过渡圆弧、远过渡圆弧的首尾光滑连接组成。
3.如权利要求2所述的一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板，其特征在于，所述八字形卸荷槽理论位置为：所述环弧形卸荷槽的内圆弧与本侧齿轮的根圆重合，外圆弧与另侧齿轮的齿顶圆相切且向外偏移，近过渡圆弧外切与最小困油位置时本侧齿轮的对应齿廓。
4.如权利要求3所述的一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板，其特征在于，所述八字形卸荷槽理论位置沿出油方向平移第一偏移距构成八字形卸荷槽实际位置。
5.如权利要求1所述的一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板，其特征在于，所述圆形卸荷槽理论位置为：所述圆形卸荷槽的圆形轮廓分别与主动齿轮、从动齿轮的根圆相切，且过侧隙点。
6.如权利要求5所述的一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板，其特征在于，所述圆形卸荷槽理论位置沿出油方向平移第二偏移距构成圆形卸荷槽实际位置。
7.如权利要求1-6任意一项所述的一种利用困油力抵消部分径向力的浮动侧板，其特征在于，采取以下步骤设计：
步骤一、确定八字形卸荷槽理论位置，将八字形卸荷槽理论位置沿出油方向平移第一偏移距得到八字形卸荷槽实际位置；
步骤二、确定将圆形卸荷槽理论位置、将圆形卸荷槽理论位置沿出油方向平移第二偏移距得到圆形卸荷槽实际位置；
步骤三、计算从动轮上的介质压力；
步骤四、从动轴上的径向力计算；
步骤五、泵齿型参数的优化调整；
步骤六、第一偏移距和第二偏移距的数值确定。
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