齒輪泵無(wú)徑向力新結(jié)構(gòu)的研究與分析??

李玉龍 孫付春 鐘 飛

(①宿遷學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院，江蘇宿遷223800；②成都大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，四川成都610160)

外嚙合齒輪泵(簡(jiǎn)稱齒輪泵)是一種用于泵送工作油液的動(dòng)力泵,有著極其廣泛的應(yīng)用.但由其結(jié)構(gòu)所決定的徑向力不平衡,極大影響著泵的工作性能和軸承壽命[1].液壓力、嚙合力和困油力是造成徑向力不平衡的三大主要原因.其中,排油壓力越大,液壓力與嚙合力的合力(簡(jiǎn)稱壓嚙力)越大[2]；轉(zhuǎn)速越高,困油壓力導(dǎo)致的困油力越大[3].雖然結(jié)構(gòu)上的吸油側(cè)兩齒密封排油導(dǎo)槽能有效減小壓嚙力[4],創(chuàng)新卸荷槽能有效減小困油壓力[5]；但仍不能滿足泵的高壓化、高速化的進(jìn)一步發(fā)展要求[6].無(wú)徑向力或徑向力極小化仍是目前的創(chuàng)新方向.鑒于此,針對(duì)采用滑動(dòng)軸承與浮動(dòng)側(cè)板的中、高壓齒輪泵,提出一款雙靜壓平衡槽+牙形卸荷槽的無(wú)徑向力新結(jié)構(gòu).

1 實(shí)現(xiàn)方案和實(shí)施結(jié)構(gòu)

為實(shí)現(xiàn)泵“軸承-軸頸”滑動(dòng)副上的載荷Fbg≈0目的,則要求作用在軸頸的由壓嚙力Fpn、困油力Ftp、平衡力Fb三部分組成的徑向力Fr≈0,如圖1所示.其中,排油導(dǎo)槽能實(shí)現(xiàn)壓嚙力的初始最小化,即Fpn↓；牙形卸荷槽能實(shí)現(xiàn)近似的無(wú)困油現(xiàn)象,即Ftp≈0；兩者的結(jié)合大大減輕了平衡槽所需的平衡負(fù)荷Fb,從而也決定了平衡槽在徑向力方向上的最小投影面積.

常規(guī)泵的“軸徑＝根徑-齒輪幅寬”和泵輕量化設(shè)計(jì)控制了軸徑與軸寬的上限[7],而軸徑、軸寬確又限制了平衡槽最小投影面積的設(shè)計(jì)空間,為此,采用三段式的“軸徑＝齒輪根徑+0.5齒頂間隙”的大軸頸結(jié)構(gòu),通過(guò)加大軸徑達(dá)成減小軸寬的目的.

無(wú)徑向力的三段式實(shí)施結(jié)構(gòu),如圖2所示.與常規(guī)泵相比,該結(jié)構(gòu)由2×浮動(dòng)側(cè)板1、主前軸2、主輪3、2×鍵4、2×后軸5、2×緊固螺栓6、從輪7、從前軸8,共12個(gè)部件組成.

特點(diǎn)在于由主前軸、主輪、后軸,從前軸、從輪、后軸,彼此間均用鍵和緊固螺栓緊緊地固定在一起,從而形成主、從動(dòng)組合輪-軸；緊固螺栓的螺紋方向與齒輪的旋轉(zhuǎn)方向相反,致使主、從動(dòng)組合動(dòng)輪-軸的工作自鎖；與齒輪端面貼合的浮動(dòng)側(cè)板內(nèi)側(cè)面上,開(kāi)有吸油側(cè)兩齒密封的排油引導(dǎo)槽和軸孔位置上的牙形卸荷槽；浮動(dòng)側(cè)板的兩軸孔內(nèi)分別開(kāi)有一對(duì)靜壓平衡槽,即吸油側(cè)的排油高壓槽和排油側(cè)的吸油低壓槽,且槽寬對(duì)稱分布在浮動(dòng)側(cè)板的厚度方向上.

2 平衡槽的形位尺寸

由于從輪上的壓嚙力、困油力大于主輪上的[8],故采用從輪上的壓嚙力作為計(jì)算依據(jù).

如困油卸荷充分,即在相對(duì)于吸、排油壓力的困油壓力峰值的變化值很小時(shí),Ftp≈0,可以忽略不計(jì).文獻(xiàn)[9]對(duì)此給出了詳細(xì)的Fpn計(jì)算式,且嚙合力Fn比液壓力Fp的值小許多,即Fpn的大小主要由Fp決定.因此,Fpn方向基本不隨排油壓力的變化而變化,大小基本與排、吸壓差成線性關(guān)系.

實(shí)施例的原始參數(shù)取排油壓力po＝3 MPa,吸油壓力pi＝0.1 MPa,額定轉(zhuǎn)速3 000 r/min；模數(shù)m＝3 mm,齒數(shù)10,齒頂高系數(shù)1.16,頂隙系數(shù)c?＝0.25,壓力角20°,變位系數(shù)0.493,齒寬15 mm,軸長(zhǎng)18 mm.經(jīng)計(jì)算,根圓半徑rf＝12.26 mm. 取吸油區(qū)圓心角αi＝30°,兩齒密封過(guò)渡區(qū)的圓心角為αg＝72°,如圖3所示.

以從輪心o2為原點(diǎn),輪中心線方向?yàn)閥軸,排油方向?yàn)閤軸,構(gòu)建xo2y坐標(biāo)系.由[9]:

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

式中:αpn為Fpn反方向與x軸間的夾角.

雙靜壓平衡槽的結(jié)構(gòu),如圖3所示.其中,槽寬為bb,槽弧半徑取 rb＝15 mm,輪心角取 αb＝60°,且槽弧圓心位于壓嚙力方向上.

則,從輪兩端的總靜壓平衡力Fb為:

式中:rz＝rf+0.5mc?＝12.26+0.5×3×0.25＝12.6 mm為大軸半徑.

由 Fb＝Fpn,得:

且由:

說(shuō)明槽弧半徑rb＝15 mm的取值合理.

3 卸荷槽的形位尺寸

基于常規(guī)對(duì)稱雙卸荷槽的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則[10],雙對(duì)稱牙形卸荷槽,如圖4所示.其中,牙端圓弧半徑1.5 mm,牙端輪心角60°,近中心線側(cè)的牙端弧在最小困油容積位置與齒廓的過(guò)渡曲線段相切,牙內(nèi)半徑比軸半徑rz小 1.25 mm,即為 12.6-1.25＝11.35 mm.

以偏向主輪側(cè)的困油區(qū)為例,設(shè)主輪工作輪廓上嚙合點(diǎn)處的曲率半徑為s.且設(shè)s1為困油容積剛剛形成時(shí)的s,s2為圖4所示的最小困油容積位置時(shí)的s,s3為困油容積剛剛脫開(kāi)時(shí)的s.其中:

式中:L為嚙合線長(zhǎng)度,pb為基節(jié),εw為根切重合度[11].

4 實(shí)例的困油壓力

在[s1,s3]的一個(gè)困油周期內(nèi),采用三維模型旋轉(zhuǎn)+重疊面積測(cè)量的方法,測(cè)出的兩端總卸荷面積srf(s),如圖5所示.

困油開(kāi)始(s1)和結(jié)束(s3)附近的srf曲線段具有線性特征,符合困油容積線性變化率的卸荷要求[1].

基于現(xiàn)有的困油模型[10,12],所仿真出的困油壓力p(s),如圖6所示.最大峰值增加率僅為(3.07-3)/3＝2.3%,可近似為無(wú)困油現(xiàn)象.

5 結(jié)語(yǔ)

(1)平衡力方向與排油方向間的夾角約46°,基本不隨排油壓力的變化而變化,平衡力大小基本與排吸壓差成線性關(guān)系.

(2)牙形卸荷槽下困油壓力的峰值增加率僅為2.3%,可近似為無(wú)困油現(xiàn)象.

(3)三段式的雙靜壓平衡槽結(jié)構(gòu)能有效平衡掉徑向力中的壓嚙力分量,牙形卸荷槽能有效消除徑向力中的困油力分量.

(4)三段式輪軸、平衡槽和牙形卸荷槽,結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、易加工.