齿轮泵无轴向泄漏的新结构研究*

(宿迁学院机电工程学院 江苏宿迁 223800)

目前，减小轴向间隙、加大泄漏路径、缩小高压油的作用区域等，都是比较有效的控制措施，尤其轴向间隙的减小，效果最为明显。但限于轴向摩擦副的摩擦、磨损、润滑的性能要求和加工工艺要求，轴向间隙总存在一个取值下限的问题。现有文献主要涉及了最优间隙的计算方法[3]，侧板倾斜对轴向泄漏的影响[4]，轴向间隙的动态补偿机制[5]和计算[6]，保持适宜轴向间隙的补偿面设计[7]，加大泄漏路径的大径向尺寸优化设计[8]，缩小高压油作用区域的高压区1～2齿密封结构[2]，轴向摩擦副油楔的动压润滑和性能改善[9-10]等。以上这些研究主要体现在轴向泄漏的控制方面，并没有出现结构上的突破，从而从产生的源头上消除轴向泄漏。为此，本文作者拟从消除轴向摩擦副的角度，提出一种无轴向泄漏的新结构，并对相应的性能参数做进一步的深入研究和分析。

1 无轴向泄漏结构方案

在常规齿轮泵中，主、从齿轮的两端面分别与对偶面构成了2对运动副，其间的间隙是造成轴向泄漏的主要途径。如能从结构上消除这2对运动副，即能最大限度地降低常规齿轮泵的轴向泄漏，甚至还能改善轴承的润滑性能、降低轴向尺寸的轻量化设计等。提出的无轴向泄漏的结构方案，如图1所示，所对应的泵称为改进泵。

其主要部件包括：主动轮前同步旋转圆盘1，主动轮2，主动轮后同步旋转圆盘3；从动轮前同步旋转圆盘4，从动轮5，从动轮后同步旋转圆盘6；前浮动侧板7，后浮动侧板8；2根大联结螺钉9，8根小联结螺钉10，2根定位销11。其中，零件1、2、3通过1根大联结螺钉9、4根小联结螺钉10和1根定位销11，紧紧固定在一起，作为主动轮-轴，零件1、2、3的分开设计与加工，目的是易于彼此的加工与实现；部件4、5、6按同样方法紧紧固定在一起，作为从动轮-轴。联结螺钉的螺纹方向与齿轮的旋转方向相反，实现了工作时的自锁功能。另外，滑动轴承直接加工在前、后浮动侧板上，简称为浮动侧板轴承。

圆盘1、3、4、6与主、从动齿轮2、5具有圆凸台-圆凹腔的配合，结合2根定位销，实现了彼此间的精确装配与定位。前、后浮动侧板7、8的齿轮侧接合面，均采用吸油侧2齿密封的引油槽结构，实现了径向力的最小化。上、下两端均采用圆形引油通孔，将高压油引到前、后浮动侧板的外侧面，实现轴向间隙的自动补偿。

图1 齿轮泵无轴向泄漏结构方案

针对图1所示的结构改进方案，下面将对改进前后的轴向泄漏和轴承润滑情况，进行计算与比较。

2 压紧力和压紧力系数

以从动轮O2为例，将对应于从动轮的浮动侧板

内侧面，首先分成分别对应于吸油低压区、过渡区和排油高压区的三大区域[11]，如图2所示。

每一区域的面积为

(1)

式中:si、sg、so为浮动侧板上分别对应低压区、过渡区、高压区的面积，mm2；αi为低压区包角，rad；αg为过渡区包角，rad；ra为齿顶圆半径，mm；rz为同步圆盘半径，mm；r′为节圆半径，mm；δ为连线aO2与中心线O1O2间的夹角，rad；h为点a到中心线O1O2的距离，mm。

其中

(2)

则

Fin=2(pisi+pgsg+poso);Fout=2po(si+sg+so)

(3)

式中:Fin为浮动侧板内侧面上的油压作用力，N；Fout为外侧面上的油压作用力，N；pi为进口油压力，MPa；po为出口油压力，MPa；pg为泵过渡区内的油压力，MPa，简记pg=0.5(pi+po)。

则

(4)

式中:K为浮动侧板的压紧力系数，一般控制在1～1.2[2]。

图2 压紧力计算

3 圆盘轴的润滑计算

依据文献[12]滑动轴承的相关承载计算，得

(5)

式中:F为轴承动润滑油膜力，N；η为润滑油在轴承平均工作温度下的动力黏度，Pa·s；ω为圆盘轴角速度，rad/s；φ为圆盘轴宽径比；γ为圆盘轴-浮动侧板轴承的相对偏心率；dz为圆盘轴直径，mm；Δ为圆盘轴-浮动侧板轴承的直径间隙，mm；b为圆盘轴宽度，mm；e为圆盘轴-浮动侧板轴承的偏心距，mm；CF为圆盘轴的承载量系数，为偏心率和宽径比的拟合曲面函数[13]。

则

hmin=0.5Δ1-γ

(6)

式中：hmin为圆盘轴动压润滑副的最小油膜厚度，mm。

对于已知轴径和轴宽的圆盘轴，由单个圆盘轴上的油膜力和外载荷(径向力)相等，可求出相应的相对偏心率γ，即

F(φ,γ)-0.5Fr=0⟹γ

(7)

式中：Fr为从动轴上的总径向力，N，该力由前、后两对滑动副共同平分。

在径向滑动轴承工作中，由于圆盘轴颈旋转压力的作用，导致润滑油从圆盘轴前后两端泄出，称之为端泄量，可近似等于润滑油流量。由润滑油流量系数公式[12]

CQ(φ,γ)=Q/(ψvbdz)

(8)

得

(9)

式中:CQ为润滑油流量系数，是偏心率和宽径比的函数，查表可得[13]；Q为润滑油的流量，mm3/s；Ψ为相对间隙；v圆盘轴颈圆周速度，mm/s。

4 轴向泄漏改善率分析

在图3所示的圆盘轴-浮动侧板轴承的截面图上，依据其径向间隙的不同，可分为1、2、3的不同间隙区域。其中，区域1的间隙比较大，且轴承两端均布有排油的高压，故这一区间的压差泄漏几乎为0。区域3、2的间隙比较小，且轴承外端为排油的高压、内侧近似为吸油的低压，故这一区间压差泄漏的上限，可采用润滑油流量来计算。图1中，由于轴向存在着4个径向滑动轴承，故总的轴向泄漏量4倍于单一部位的泄漏量Q0。

图3 轴向泄漏计算

对于常规的齿轮泵，简记为普通泵，仍采用吸油侧2齿密封结构。则其轴向泄漏量[8]为

(10)

式中:Q0为普通泵的轴向泄漏量，mm3/s；cz为轴向间隙，mm；rz0为轴半径，mm；rf为齿根圆半径，mm。

则

λ=1-Q/Q0

(11)

式中:λ为改进泵较普通泵轴向泄漏量的改善百分比，%。

5 实例运算和分析

设计的原始参数：po=3 MPa，pi=0.1 MPa，η=0.09 Pa·s，额定流量28 L/min，额定转速3 000 r/min(即ω=314.16 rad/s)，pg=1.55 MPa。

齿形的原始参数：模数为3，齿数为10，齿顶高系数为1.159 4，顶隙系数为0.25，分度圆压力角为20°，变位系数为0.496，齿宽为15 mm。则，节圆啮合角为29.58°，重合度为1.155，ra=19.4 mm，r′=16.2 mm，rf=12.26 mm。

结构的原始参数：取αi=30°起始角和αi+αg=102°终止角的吸油侧2齿密封的减少径向力结构。取dz=26 mm，b=10 mm；rz0=6 mm，b0=15 mm。Δ=0.03 mm，滑动副的综合粗糙度为0.002 mm，cz=0.05 mm。

压紧力的相关计算结果，如表1所示。压紧系数为K=1.18<1.2，符合要求。

表1 压紧力的相关计算结果

普通泵与改进泵分别依据轴承润滑计算后的相关结果，如表2所示。改进后泵的λ=93%，可视为无轴向泄漏。且γ降低了11%，hmin增加了4%，利于润滑改善；轴宽由15 mm变为10 mm，利于降低轴向尺寸和泵的轻量化设计。

表2 普通泵与改进泵的轴承润滑计算结果

6 结论

(1)改进泵的压紧力系数为K=1.18，符合小于1.2的要求；泄漏改善率为93%，即泄漏率仅为原结构的7%，因此新结构可视为无轴向泄漏。

(2)改进泵的偏心率降低了11%，最小油膜厚度增加了4%，有利于润滑改善；轴宽由15 mm变为10 mm，有利于降低轴向尺寸和轻量化设计。

(3)齿轮泵的无轴向泄漏新结构，结构简单，加工容易。