外嚙合齒輪泵

    ①低壓齒輪泵  該泵為泵蓋一殼體一泵蓋三片式結(jié)構(gòu)（圖K）。裝在殼體3中的一對齒輪由傳動軸5驅(qū)動。在殼體3的左右斷面各銑有卸荷槽b，經(jīng)殼體端面泄漏的油液經(jīng)卸荷槽b流回吸油腔，以降低殼體與端蓋結(jié)合面上的油壓對軸承造成的軸向推力，減小螺釘載荷。在泵前、后端蓋上的困油卸荷槽e可消除泵工作時的困油問題。孔道a、c、d可將軸向泄漏并潤滑軸承的油液送回到吸油腔，使傳動軸的密封圈6處于低壓，因而不必設(shè)置單獨的外泄漏油管。

此種泵無徑向力平衡裝置；軸向間隙固定，軸向間隙及其泄漏會因工作負(fù)載增大而增加，難以得到高的容積效率，故此種結(jié)構(gòu)只能用于低壓齒輪泵上（通常額定壓力在12MPa以下）。國產(chǎn)CB-B型外嚙合齒輪泵即屬于此類泵，其額定壓力為2.5MPa。

②高壓齒輪泵  圖M所示為具有“8”字形浮動軸套的齒輪泵結(jié)構(gòu)。齒輪5由帶圓錐軸伸的傳動軸4驅(qū)動，浮動軸套6的“8’’字形補償面積A₁由殼體1和兩個與齒輪同心的密封圈2圍成，壓力油自高壓引油孔b引入并作用在“8”字形補償面積A₁上，泄漏油孔a可把內(nèi)部的泄漏油引入吸油腔。在泵啟動或空載而油壓還未建立時，0形密封圈2可以使浮動軸套6與齒輪5間產(chǎn)生足夠的、必要的預(yù)緊接觸力。這種補償裝置結(jié)構(gòu)簡單。但由于補償面積的對稱中心與主、從動齒輪端面對稱中心重合，液壓壓緊力（即補償液壓力的合力）的作用線通過浮動軸套的中心，而軸套另一側(cè)液壓反推力的合力作用線離開軸套中心向壓油腔偏離，這兩個力對軸套就形成了力偶。該力偶易使軸套傾斜，這不僅會加大端面間隙、增加泄漏，還會使軸套浮動不靈活及產(chǎn)生局部磨損。為了克服上述缺點，通常要加大軸套與殼體的配合長度并提高加工精度。

圖N所示為采用浮動側(cè)板實現(xiàn)軸向間隙自動補償?shù)母邏糊X輪泵結(jié)構(gòu)。該泵在殼體8與前蓋9、后蓋7之間增設(shè)了墊板2和3、浮動側(cè)板1和4(墊板比浮動側(cè)板厚0.2mm)以及密封圈5和6（嵌在泵蓋內(nèi)側(cè)排油區(qū)位置）。工作時，壓油區(qū)的一部分壓力油通過浮動側(cè)板上的兩個小孔b作用在密封圈5和6包圍的區(qū)域內(nèi)，反向推動浮動側(cè)板向內(nèi)微量移動，從而使軸向間隙保持在0.03～0.04mm之間。這樣可控制700%～80%以上的泄漏量。故此類泵容積效率較高，適用于高壓齒輪泵。國產(chǎn)CB-FX系列中高壓齒輪泵即屬于此類泵，其額定壓力達到20MPa。

圖O所示為軸向間隙和徑向間隙都可以自動補償?shù)凝X輪泵結(jié)構(gòu)。齒輪軸6和7的左端在殼體1內(nèi)，右端在蓋板4內(nèi)。殼體中裝有一塊可軸向浮動的側(cè)板3，其作用與端面間隙補償中浮動軸套相似，殼體內(nèi)部結(jié)構(gòu)和形狀可以使軸向間隙和徑向間隙同時得到補償。側(cè)板的軸孔和齒輪軸之間以及殼體的深度和側(cè)板寬度之間都有較大間隙，足以使側(cè)板軸向浮動和徑向浮動。在側(cè)板的外端面上，有一個特殊形狀的橡膠密封圈2嵌入相配的凹槽里（見剖視圖A-A）。該密封圈確定了補償面積A₁，泵的壓油腔的高壓油經(jīng)高壓引油孔b引入并作用在面積A₁上。面積A₁的形狀和大小使壓緊力與反推力平衡，同時保證軸向間隙為*值。徑向間隙補償在角Φ范圍內(nèi)起作用（見剖視圖B-B）。吸油壓力作用在齒輪圓周的其余部分；壓油腔的壓力作用在由齒輪的扇形角Φ和齒輪寬度決定的側(cè)板內(nèi)表面，這個力把齒輪向吸油腔方向壓到軸承間隙的極限，同時將側(cè)板向壓油腔方向推動。從外面作用到側(cè)板上的力（工作壓力×面積A₃）將側(cè)板向吸油腔方向推動，所以徑向磨損后能夠在Φ角范圍內(nèi)自動補償。受密封圈9限制的補償面積A₃，設(shè)計為在一定工作壓力下，它所產(chǎn)生的力能與反推力平衡并保持*間隙。在殼體底部，角度西范圍內(nèi)的密封由兩個特制的彈性圈5來保證(見剖視圖C-C)。側(cè)板對齒輪的預(yù)壓緊力，在徑向上由橡膠密封圈9產(chǎn)生，在軸向上由密封圈2和8產(chǎn)生。內(nèi)部泄漏油通過軸孔，再經(jīng)泄漏油孔A引入吸油腔。由于兩種間隙都能補償?shù)?值，故這種結(jié)構(gòu)形式的齒輪泵可用于更高的工作壓力。

接下來威斯特小編幫你解決外嚙合齒輪泵上的幾個關(guān)鍵問題

    a.困油問題及卸荷措施外嚙合齒輪泵要連續(xù)平穩(wěn)工作，齒輪嚙合的重疊系數(shù)（度）e必須大于1，即同時至少要有兩對輪齒嚙合。因此，就有一部分油液被圍困在兩對輪齒所形成的封閉腔之間，該封閉腔又稱困油區(qū)。困油區(qū)與泵的高、低壓油腔均不相通，且隨齒輪的轉(zhuǎn)動而變化，如圖C所示。從圖C(a)到圖C(b)，困油區(qū)容積V逐漸減?。粡膱DC(b)到圖C(c)，困油區(qū)容積V逐漸增大。困油區(qū)容積的減小會使被困油液受擠壓經(jīng)縫隙溢出，這不僅產(chǎn)生很高壓力，使泵的傳動軸和軸承受到額外的周期性負(fù)載，且導(dǎo)致油液發(fā)熱；而困油區(qū)容積由小變大時，又因無油液補充而形成局部真空和氣穴，引起汽蝕及強烈振動和噪聲。圖B所示為困油容積變化曲線。困油問題不僅影響齒輪泵的工作品質(zhì)，還會縮短其使用壽命。

解決困油問題的常用措施是，在泵的前、后兩端蓋內(nèi)表面上開設(shè)與困油區(qū)相對應(yīng)的卸荷槽（凹槽）。卸荷槽除了相對齒輪中心線對稱布置的雙矩形結(jié)構(gòu)（圖C）外，還有相對齒輪中心線對稱布置的雙圓形卸荷槽[圖D(a)]和雙斜切形卸荷槽[圖C(b)]以及相對齒輪中心線非對稱布置（卸荷槽向低壓側(cè)即吸油區(qū)偏移）的細(xì)條形卸荷槽[圖D(c)]等結(jié)構(gòu)形式。其特點各異，但卸荷原理均相同，即在保證高、低壓腔互不串通的前提下，設(shè)法使困油區(qū)容積減小時與高壓腔（壓油口）連通，困油區(qū)容積增大時與低壓腔（吸油口）連通。例如，圖C中的雙點劃線部分所示為對稱布置的雙矩形卸荷槽，當(dāng)困油區(qū)容積減小時通過左側(cè)的卸荷槽與壓油腔相通[圖C(a)]，容積增大時通過右側(cè)的卸荷槽與吸油腔相通[圖C(c)]。

為了保證較好的卸荷效果又不致吸、壓油區(qū)串通，卸荷槽的尺寸（如矩形卸荷槽的寬度和深度或圓形卸荷槽的孔徑和深度）及兩卸荷槽的間距應(yīng)適當(dāng)。一般的齒輪泵兩卸荷槽往往是向吸油區(qū)偏移非對稱開設(shè)，如圖E所示，兩槽間距a（zui小閉死容積）必須保證在何時都不能使吸油腔和壓油腔相互串通，對于模數(shù)為m的標(biāo)準(zhǔn)漸開線齒輪（分度圓壓力角為a），其a=2.78m，當(dāng)卸荷槽為非對稱時，在壓油腔一側(cè)必須保證b=0.8m，槽寬c_min＞2.5m，槽深h≥0.8m。

    b．泄漏問題及其對策  齒輪泵高壓化的主要障礙是泄漏途徑較多，且不易通過密封措施解決。外嚙合齒輪泵工作時有三個主要泄漏途徑：齒輪兩側(cè)面與端蓋間的軸向間隙；殼體內(nèi)孔和齒輪外圓間的徑向間隙；兩個齒輪的齒面嚙合間隙。其中對泄漏量影響zui大的是軸向間隙，因為這里泄漏面積大，泄漏途徑短，其泄漏量可占總泄漏量的75%～80%。軸向間隙越大，泄漏量越大，會使容積效率過低；間隙過小，齒輪端面與泵的端蓋間的機械摩擦損失增大，會使泵的機械效率降低。

    解決泄漏問題的對策是選用適當(dāng)?shù)拈g隙進行控制：通常軸向間隙控制在0.03～0.04mm；徑向間隙控制在0.13～0.16mm。在中高壓和高壓齒輪泵中，一般采用軸向間隙的自動補償方法用以減少泄漏，提高泵的容積效率。軸向間隙的自動補償一般是在泵的前、后端蓋間增設(shè)浮動軸套（浮動側(cè)板）或彈性側(cè)板，使之在液壓力的作用下，壓緊齒輪端面，從而減小泵內(nèi)通過端面的泄漏，達到提高壓力的目的。浮動軸套磨損后可隨時更換。

軸向間隙的自動補償原理如圖F所示。兩個相互嚙合的齒輪由前、后軸套4和2中的滑動軸承或滾動軸承支承，軸套可在殼體1內(nèi)軸向浮動。壓力油由壓油腔引至軸套外端并作用在有一定形狀和大小的面積A₁上，所產(chǎn)生的液壓力合力為F₁=A₁p_g，此力把軸套壓向齒輪端面，其大小與泵的輸出工作壓力p_g成正比。

    齒輪端面的液壓力作用在軸套內(nèi)端面，在等效面積A₂上形成反推力F_f，其大小也與工作壓力成正比，即F_f=A₂p_m(p_m為作用在A₂上的平均壓力)。

    泵在啟動時，浮動軸套在彈性元件（橡膠密封圈或彈簧）彈力F_t的作用下，緊貼齒輪端面以保證密封。

    為了保證在各種工作壓力下，軸套都能自動貼緊齒輪端面，磨損后能自動補償，應(yīng)使壓緊力F_y（=F_t +F₁）大于反推力F_f，但不允許F_y比F_f大得太多，壓緊力與反推力的比值F_y/F_f取決于軸套和齒輪材料的[pv]值及機械效率，即為了減小摩擦損失，剩余壓緊力(F_y-F_f)的數(shù)值不能太大，以保證軸套和齒輪之間能形成適當(dāng)?shù)挠湍ぃ兄谔岣呷莘e效率和機械效率。一般取

                          F_y/F_f=1.0～1.2                         (2-1)

    此外，還必須保證壓緊力和反推力的作用線重合，否則會產(chǎn)生力偶，致使軸套傾斜而增大泄漏。

c．徑向力問題及其對策  當(dāng)齒輪泵工作時，作用在齒輪泵軸承上的徑向力F，由沿齒輪圓周液體壓力產(chǎn)生的徑向力FP和由齒輪嚙合產(chǎn)生的徑向力FT所組成，如圖G所示。

    齒輪泵工作時，在齒輪和殼體內(nèi)孔的徑向間隙中，從吸油腔到壓油腔的液體壓力分布是逐漸分級增大的，液體壓力的近似分布曲線如圖G所示。液體壓力在主動齒輪和從動齒輪上產(chǎn)生的徑向力F_P的大小*相同，其方向垂直向下指向吸油腔。由齒輪嚙合在主動齒輪和從動齒輪上產(chǎn)生的徑向力F_T的大小近似相等，但方向卻不同。根據(jù)齒輪圓周液體壓力產(chǎn)生的徑向力FP和由齒輪嚙合產(chǎn)生的徑向力FT可得主動齒輪所受徑向力的合力F₁和從動齒輪所受徑向力的合力F₂的近似計算公式：

                         F₁=0.75△pBD_e                           (2-2)

                         F₂=0.85△pBD_e                           (2-3)

式中  △p——齒輪泵的進出口壓力差；

        B——齒輪的齒寬；

        D_e——齒輪的齒頂圓直徑。

    顯然，從動齒輪的合力F₂比主動齒輪的合力F₁大。所以當(dāng)主動輪和從動輪上的軸承規(guī)格相同時，從動輪上的軸承磨損較快。為了使兩軸承壽命相當(dāng)或接近，可將壓油口向徑向力小的一側(cè)偏移，從而使F₂～F₁。

    由于上述徑向力為不平衡力，而且工作壓力越高，徑向不平衡力越大。嚴(yán)重時，能便齒輪軸變形，殼體的吸油口一側(cè)被輪齒刮傷，同時加速軸承的磨損，降低泵的壽命。減小徑向不平衡力有如下兩種常用方法。

    方法一：合理選擇齒輪模數(shù)m和齒寬B（一般低壓齒輪泵取B/m=6～10；中高壓齒輪泵取B/m =3～6），可減小徑向力又不降低容積效率。

方法二：改變沿圓周方向的壓力分布規(guī)律，如通過縮小泵的壓油口尺寸，使壓力油僅作用在一個齒到兩個齒的范圍內(nèi)，或通過在蓋板上或軸套外周開設(shè)油槽（平衡槽），以減小徑向力。如圖H所示，使蓋板上開設(shè)的平衡槽1、2分別與低壓腔和高壓腔相通，產(chǎn)生一個與吸油腔和壓油腔對應(yīng)的液壓徑向力起平衡作用來平衡徑向力。