一、困油
?。ㄒ唬┊a生原因
齒輪泵的困油是由齒輪設計時的重疊系數引起的,如下圖示,假設齒輪在實際嚙合中的嚙合線長度為l,齒距為t0,則齒輪嚙合時的重疊系數ε=l/t0。該重疊系數具有這樣的物理意義:當ε=1時,前一對輪齒脫離嚙合的瞬間,后一對輪齒即可進入嚙合,即開始嚙合與脫離嚙合是同時進行的。為了使齒輪傳動平穩、減小沖擊,或避免產生油液泄漏,設計齒輪傳動機構時,通常使ε>1 (一般取ε=1.05——1.3)。即當前一對輪齒脫離嚙合之前,后一對輪齒即進入嚙合。但兩對輪齒同時嚙合時,在兩個嚙合點A 、B 之間形成了一個充滿油液且與吸、壓油腔均不相通的閉死容積。在齒輪轉動由圖2-3 (a)至圖2-3 (b)的過程中,這個閉死容積逐漸減小,由于油液不能外流而產生很大壓力。困油壓力遠遠大于泵的工作壓力,使泵的零件受到沖擊,產生振動和噪聲,并且有一部分高壓油液通過各種縫隙被強行擠出。
從圖2-3 (b)的位置向圖2-3 (c)位置轉動時,閉死容積又開始由小變大,由于無處吸油而使壓力降低,容易形成真空,使油液中的氣體逸出引起汽蝕,或形成負壓力沖擊,同樣也會產生振動和噪聲。這種閉死容積在過渡中經歷“容積在封死狀態下變化”的過程,其內壓力會急劇增高或降低的現象稱為困油。
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齒輪泵的困油危害很大,為了消除困油現象,通常在兩端蓋上開設一對卸荷槽,如圖2-3 (c)所示。這樣,當閉死容積減小時,使其通過右側卸荷槽與壓油腔相通,以便排出一部分油液;當閉死容積增大時,使其與吸油腔連通,可吸入一部分低壓油以補充增大空間。
開設卸荷槽的原則是保證吸、壓油腔任何時候都不能通過卸荷槽連通,否則將降低齒輪泵的容積效率。另外,兩卸荷槽之間的距離也不能太大,以防消除困油不徹底。通常使b=0.8m ,卸荷槽寬c>2.5m ,深度h≥0.8m (m 為齒輪模數)。
二、 泄漏
外嚙合齒輪泵的內泄漏主要有三個途徑:端面泄漏、徑向泄漏及嚙合線泄漏。
?。ㄒ唬?端面泄漏
端面泄漏是指齒輪端面與泵端蓋內表面之間的泄漏,占總泄漏量的75%以上。由于旋轉的齒輪端面與泵端蓋內表面之間必然存在一定間隙,因此,間隙量稍有增加,就會導致齒輪泵的容積效率顯著下降。一般中、小型齒輪泵的內端面間隙控制在0.02——0.05mm 之間。
此外,還可采用浮動軸套、彈性側板等端面間隙補償措施來減小和消除端面泄漏。
?。ǘ?徑向泄漏
徑向泄漏是指齒輪齒頂圓與泵體內腔表面之間的泄漏,約占總泄漏量的15%。為了保證齒輪傳動過程中不產生“刮膛”現象,同時考慮制造誤差,一般中、小型齒輪泵的徑向間隙可達0.1mm。盡管徑向泄漏通道較長,但這種泄漏對齒輪泵的容積效率影響不大。有時可采用在壓油腔側增設補償側板的方法,利用高壓油的作用使補償側板浮動在輪齒頂部,阻止低壓油進入高壓油腔。
?。ㄈ﹪Ш暇€泄漏
因有齒向誤差,齒輪的全部寬度不可能都實現嚙合,由此產生的泄漏稱為嚙合線泄漏,其泄漏量在總泄漏量中所占的比例不足5%。另外,隨著齒輪泵工作壓力提高,嚙合點處接觸更加緊密,通過嚙合線處的泄漏量很小,因此,與上述兩種泄漏相比,嚙合線泄漏經常被忽略。
三、徑向力
齒輪泵中主、從動齒輪受力如圖2-4所示。由于高、低壓油腔油液壓力不同,油液壓力由低壓pd 逐漸向高壓pg 過渡,在壓油腔一側齒輪受到較大的油液壓力,其圓周液壓力的合力為Fp。兩個大小相等方向相反的嚙合力的作用方向與嚙合線重合,將作用在嚙合點處的嚙合力FT 分別簡化到主、從動齒輪中心O1 和O2 點上,并將簡化后的徑向力合成后可以看到,主動齒輪受力F1 小于從動齒輪受力F2。因此,一般情況下從動齒輪磨損較快。實際設計時, 通常取F1 =0.75ΔpBDe,而F2=0.85ΔpBDe,其中,Δp 為泵進出口壓差,B、De 分別為齒寬和齒頂圓直徑。
齒輪徑向力不平衡不僅僅使齒輪磨損不均,還使軸承、齒輪軸等產生變形,降低齒輪泵的使用壽命。為了減輕和消除徑向力不平衡現象,通常采用減小壓油口直徑、減小高壓油對齒輪徑向的不均衡作用的方法。有時,在泵端蓋上原吸油腔對面開設兩個平衡槽分別與吸、壓油腔相通,以平衡徑向不平衡力。但這種做法增大了泄漏量,使容積效率降低,僅適用于低壓齒輪泵。
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