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構（圖K）。裝在殼體3中的一對齒輪由傳動軸5驅動。在殼體3的左右斷面各銑有卸荷槽b，經殼體端面泄漏的油液經卸荷槽b流回吸油腔，以降低殼體與端蓋結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?？椎繿、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載增大而增加，難以得到高的容積效率，故此種結構只能用于低壓齒輪泵上（通常額定壓力在12MPa以下）。國產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構。齒輪5由帶圓錐軸伸的傳動軸4驅動，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間產生足夠的、必要的預緊接觸力。這種補償裝置結構簡單。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所示為采用浮動側板實現軸向間隙自動補償的高壓齒輪泵結構。該泵在殼體8與前蓋9、后蓋7之間增設了墊板2和3、浮動側板1和4(墊板比浮動側板厚0.2mm)以及密封圈5和6（嵌在泵蓋內側排油區位置）。工作時，壓油區的一部分壓力油通過浮動側板上的兩個小孔b作用在密封圈5和6包圍的區域內，反向推動浮動側板向內微量移動，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的齒輪泵結構。齒輪軸6和7的左端在殼體1內，右端在蓋板4內。殼體中裝有一塊可軸向浮動的側板3，其作用與端面間隙補償中浮動軸套相似，殼體內部結構和形狀可以使軸向間隙和徑向間隙同時得到補償。側板的軸孔和齒輪軸之間以及殼體的深度和側板寬度之間都有較大間隙，足以使側板軸向浮動和徑向浮動。在側板的外端面上，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板內表面，這個力把齒輪向吸油腔方向壓到軸承間隙的極限，同時將側板向壓油腔方向推動。從外面作用到側板上的力（工作壓力×面積A₃）將側板向吸油腔方向推動，所以徑向磨損后能夠在Φ角范圍內自動補償。受密封圈9限制的補償面積A₃，設計為在一定工作壓力下，它所產生的力能與反推力平衡并保持*間隙。在殼體底部，角度西范圍內的密封由兩個特制的彈性圈5來保證(見剖視圖C-C)。側板對齒輪的預壓緊力，在徑向上由橡膠密封圈9產生，在軸向上由密封圈2和8產生。內部泄漏油通過軸孔，再經泄漏油孔A引入吸油腔。由于兩種間隙都能補償到*值，故這種結構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?。粡膱DC(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（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*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。