外嚙合齒輪泵上的幾個關鍵問題

    a.困油問題及卸荷措施  外嚙合齒輪泵要連續平穩工作，齒輪嚙合的重疊系數（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。困油區與泵的高、低壓油腔均不相通，且隨齒輪的轉動而變化，如圖C所示。從圖C(a)到圖C(b)，困油區容積V逐漸減小；從圖C(b)到圖C(c)，困油區容積V逐漸增大。困油區容積的減小會使被困油液受擠壓經縫隙溢出，這不僅產生很高壓力，使泵的傳動軸和軸承受到額外的周期性負載，且導致油液發熱；而困油區容積由小變大時，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，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、后兩端蓋內表面上開設與困油區相對應的卸荷槽（凹槽）。卸荷槽除了相對齒輪中心線對稱布置的雙矩形結構（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（卸荷槽向低壓側即吸油區偏移）的細條形卸荷槽[圖D(c)]等結構形式。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，設法使困油區容積減小時與高壓腔（壓油口）連通，困油區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，當困油區容積減小時通過左側的卸荷槽與壓油腔相通[圖C(a)]，容積增大時通過右側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適當。一般的齒輪泵兩卸荷槽往往是向吸油區偏移非對稱開設，如圖E所示，兩槽間距a（最小閉死容積）必須保證在何時都不能使吸油腔和壓油腔相互串通，對于模數為m的標準漸開線齒輪（分度圓壓力角為a），其a=2.78m，當卸荷槽為非對稱時，在壓油腔一側必須保證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：齒輪兩側面與端蓋間的軸向間隙；殼體內孔和齒輪外圓間的徑向間隙；兩個齒輪的齒面嚙合間隙。其中對泄漏量影響最大的是軸向間隙，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的間隙進行控制：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、后端蓋間增設浮動軸套（浮動側板）或彈性側板，使之在液壓力的作用下，壓緊齒輪端面，從而減小泵內通過端面的泄漏，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)的數值不能太大，以保證軸套和齒輪之間能形成適當的油膜，有助于提高容積效率和機械效率。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生的徑向力FP和由齒輪嚙合產生的徑向力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生的徑向力F_P的大小完全相同，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生的徑向力F_T的大小近似相等，但方向卻不同。根據齒輪圓周液體壓力產生的徑向力FP和由齒輪嚙合產生的徑向力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。所以當主動輪和從動輪上的軸承規格相同時，從動輪上的軸承磨損較快。為了使兩軸承壽命相當或接近，可將壓油口向徑向力小的一側偏移，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。嚴重時，能便齒輪軸變形，殼體的吸油口一側被輪齒刮傷，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，或通過在蓋板上或軸套外周開設油槽（平衡槽），以減小徑向力。如圖H所示，使蓋板上開設的平衡槽1、2分別與低壓腔和高壓腔相通，產生一個與吸油腔和壓油腔對應的液壓徑向力起平衡作用來平衡徑向力。