简要介绍了齿轮泵的发展状况

第

3

期

工

程

机

59

国外齿轮泵的发展概况太原重机学院周则恭2 10

一

、

公斤/厘米“,,

流量,

4 5.

升/分时可达

10 00仓。

前言、

转/分

当 1 6升/分时转速为 3 0 0 0转/分 ) 0。

结构简单日本统计资料

价格便宜

、

使用可靠的齿轮泵。

效率一般中下达93%

最佳状态下的容积效率可:

在液压传动的工程机械中占有重要地位, r’〕

根据

六十年代日本每年生产的齿

据介绍压

〔‘ 1, 3

最新的日本齿轮泵50 17 514 0

轮泵中约 4~ 4% (按产值计算 )用于工程机 0 7械部门。

使用寿命力输出功率全效率

0小时公斤/厘米马力0 8公斤/马力。

美国的液压传动工程机械一直采用齿〔“飞。

“

轮泵和叶片泵

苏联工程机械和车辆的液压r”’。,

传动系统也采用齿轮泵由于结构上的原因

0 9%.

齿轮泵的效率低,

,

轴

单位马力重量 0三、

承负载大

,

因此有所谓齿轮泵效率较低和不适。

合高压的说法

但是近十几年来

齿轮泵在提。

间隙的补偿,

高压力和效率等方面取得了很大进展技术进,,

齿轮泵的齿轮在机壳内运转压区与低压区之间形成泄漏通道

齿轮侧面和,

日本液压工业部门于 6~ 6年间进口欧美 1 4

齿顶与机壳之间必须具有一定的间隙。

因此高,

在齿轮泵方面主要通过,

:

(1 (2

)采用齿

其中

轴向

轮轴向间隙的液压补偿技术

)轴承的改2、

间隙 (齿轮侧面与机壳或侧板之间的间隙 )泄漏量比径向间隙 (齿顶与机壳或密封块之间 )的泄漏量大得多。

(3、

)采用铝合金机壳’

,

在高压化 (从 7 0

一 1 4 0公斤/厘米进入 1 7 5一 2 1 0公斤/厘米 )

为了提高容积效率。

,

必须设,

高效率展力70

小型化

、

轻量化等方面取得了进,

法减少这种内部泄漏

〔”〔。‘〕

随着向高压

、

小型

、

低噪音方面的发展〔7’:

美国改进了齿轮泵压力侧板、

解决了压。

齿轮泵间隙补偿设计不断得到发展

从固定

效率

、

使用寿命

、

大马力等方面的问题,

间隙发展到轴向间隙压力补偿,向和径向间隙压力补偿;

随后又进行轴

年以来无实质性进展,

主要是品种系列的增〔,、。

由于外啮合齿轮泵的,

加

材料与工艺上的改善二、

径向间隙压力补偿难于实现

又发展到采用轴。

向径

向间隙压力补偿的内啮合齿轮泵目前水平f,」

固定间隙齿轮泵的压力限于 1 0~ 1 2 0〔,。一:

公2

外啮合渐开线齿轮泵米2

斤/厘米以下“

。

当排油腔压力.

10。

公斤/厘米

7最大压力范围 1公斤/厘米~2

2

0 1公斤/厘

时

,

1轴向间隙为0 0~;。

0

.

2 0毫米,

间隙过大则。

(间断使用 2 8公斤/厘米 0公斤/厘米 )2。

2,

特殊型号超过大气压时 )11

容积效率急骤下降烧伤同时,

过小则由于材料膨胀而易

210

磨损后又使间隙增大由于轴向间隙很小,,

容积效率下降,

流量范围 (吸人压力为6 80升/

1

一

对于盖板端面与轴

分

。

孔的垂直度

前后盖板轴孔的同心度。

泵体端

最大转速范围 (吸入压力为18 00~ 7000

大气压时 ),

面的平行度等加工精度要求很高

转/分 (当吸入情况良好

压力为

新型高压齿轮泵采用的轴向间隙压力补偿

简要介绍了齿轮泵的发展状况

.

60

.

工

程

机

械,

19 7 3

。

6

机构侧上,

大致可分三种型式 (图

1

)

:

( 1 )浮动轴套式。

:

把高压油引到轴套外。

在液体压力作用下贴合在齿轮侧面或垫片轴套可沿轴向浮动补偿磨损量

(2 )浮动侧板式下,

:

在排油腔液体的压力。

侧板紧压在齿轮端面

( 3 )挠性侧板式图浮动轴套式2

。

是日本新生产之具有轴向间隙压力补。

偿机构的齿轮泵

侧板

广“

一一

-

一

-

~

几卫二

全弓飞i湃}‘.

一

一饰洲—_

l

三飞

侧

浮动侧板式

图2

.

具有轴向间隙压力补偿机构的齿

轮泵1详文献〔 6〕细讨论了高压齿轮泵轴向补偿

与径向补偿的方法及结构型式隙,

。

以前内啮合齿轮泵由于设计成为固定间

齿顶很难与密封直接接触,

,

因此运转时受。

到很大的粘性摩擦阻力Ec ker le

效率低。

西德 O t

to

-

公司解决了这个问题t。一E c

日本不二越公,。

图1

.

挠性侧板式轴向间隙补偿机构示意图

司与西德 O t

k

e r2

l

e

公司进行技术合作

生产了 3 0公斤/厘米的 I型内啮合齿轮泵 P

一厂

{

i

闰1

!}日}{{‘}‘」

乙北~问

尸州一

,

二

.

l

!

干,

1

l

一

毛

剖面结构图

简要介绍了齿轮泵的发展状况

第

3

期

工

程

机

械/

/~\

、

、

一

,

户

b

。

立体图止动销型内咱合齿轮泵

¹º泵体

¾齿轮轴

¿经向活塞

À内齿环图3。.

轴向侧板

@垫片

滑动轴承

IP

a其剖面结构图见图3

,

立体图如图 3 b

式中,

,

P

一排油腔与吸油腔压力差

内齿环À的外沿支承在径向半圆支承块¿的内圆面上,

D b

一齿顶圆直径一齿宽,

¿的背面设有三处背压容积,

在米,

背压力作用下

径向半圆支承块¿始终压在内,

例如齿顶圆直径为 5毫米 0P=

齿宽为 2毫 55公斤的压力。

齿环À的外圆面上的压力作用垫片上。

使径向间隙保持一定

。

5 1

0,

公斤/厘米气则作用于齿轮轴的力

轴向间隙压力补偿则由于背压室内液压油,

为1 8 7 5公斤的。

每个轴承受到 9 3 7,

.

使

侧板贴合在齿轮二侧面或,

齿轮泵的轴间距离小滚针轴承缺点是。

采用滚针轴承是合适噪音大,

因此间隙最小

磨损量也可自动补

:

对齿轮轴的制,

偿

。

造工艺要求高高四、

如果轴具有椭圆度。。

硬度不够

,

都会损伤滚针,,

近年来由于液体动力润滑如果轴承材料,

轴承问题

理论的发展,

又采用滑动轴承

齿轮泵的寿命在很大程度上取决于轴承的

和加工精度合适压力补偿。

润滑条件良好,

滑动轴承是

寿命

。

由于高压齿轮泵轴承负载大。

近年来都

能够承受高负载的

同时也便于进行轴向间隙。〔”〔.’

采用滑动轴承或滚针轴承可载荷限制齿宽。

并且根据轴承的许,

滑动轴承的缺点是在高温下油膜强,

度下降大体上因此b,

,

对于油中异物的抵抗力差,

齿轮的负载因泵壳的构造而不同

根据文献〔2〕析分荷与齿轮直径成反比,

在一定条件下轴承载’

沿泵壳在吸油腔与排油腔之间与角度呈线性变

与 (齿宽)/ b D

2 1

成正比

。

化

。

因此作用在齿轮轴上的力近似可按下式计‘

在高速齿轮泵中增大直径 D。

,

减小齿宽

算

〔 *幻

可降低轴承载荷

的标准值如下

F招 0 SPD b,.

表

:

简要介绍了齿轮泵的发展状况

19 7 3

。

6

P公斤/厘米 2

}

35

70

}

10 5

} 14 0

为了减轻轴承载荷

,

也采取在吸油腔与排重量、

油腔之间设立通道

,

使油压平衡的一些措施、

(图 4 )来问题,

,

但是在效率

费用方面又带图6.

筋油开困

业困终姆

所以很少采用

〔 1。,

困油容积变化示意图

今踌困z压加油 1日墉幼蚤拓.

: xX二0目.

幢奕东欲

图4

.

压力平衡示意图

. .曰.

X

o

O

五

、

困油现象与解决的方法,

如图 5所示

由于渐开线齿轮的啮合率一,

般都大于 1象。

,

有时二点啮合

因此产生困油现,

霆阵

二啮合点之间的困油部分 (斜线表示 )用,

容积

在困油开始时容积减小。

随后又增大,

1 8

赶

对

o二

(图 6 )

因为液压油的压缩率很小,。

尽管困,

‘数图7.

油部分容积压缩量很小,

也产生很大的压力、

困油压缩量与齿轮齿数及变位系

增加了轴承负载困油部分的容积增大后产生真空使吸油效率降低同时产生噪音振,

数的关系

动

、

气饱和增大脉动率

。

六;

、

设计计算方法与计算机的应用,

‘

7’

解决的方法

:

( 1 )端板上开卸载槽

(2

)齿沟钻孔;.

(3

)采用变位齿轮、

,

一般

近年来

随着计算机的发展,

,

在求解偏微。

啮合率1 0~ 5,

1 3;、

.

(4 )采用特殊齿型的齿轮正弦型齿轮。

分方程的近似计算方法中

以有限元法已n。

(例如圆弧齿轮次摆线齿轮等但由于加工困难应用较少 ),

(I

n

f in i t e

e

le m

e n

t

一

m

e

th od

)应用最为广泛一c o

根据有限元法的计算结果设计了泵体广泛比较法 (Cmeo

还采用r

如图

7

所示

,

当齿宽与模数一定,

,

困油压

m P

r e

h

e n s iv e

m pa

is o。

缩量随齿数减少有些减小增大而变化很大。

但随齿轮变位系数

h d t o )

,

能得出齿轮泵设计系统的数据,,

由于采用快速电子计算机

给定使用寿”

命

、

噪音最大值,,

按照

“

泵整体尺寸最小,

进

砂秘砂困油开始图5.

行的最优设计

把五个变量 (容积效率,

机械

效率

总效率等)列入程序,。

用给定容积的主

要特性比较图

几分钟就能把 4 0

多个泵的设

计参数计算出来

b

.

中间位置

。

.

困油终了

国外也有用计算机控制的液压机械试验设

困油过程示意图

备

。

简要介绍了齿轮泵的发展状况

第

3

期

63

参

考

文

献《

(9 )S ys t e ms

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H yd r,

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M a e h in

D

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V

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施rs

13r

1970 P r o f it

(1设计a》

)齿轮泵的高压化与问题.

油压化25,

(1 0 ) pM a k in g D4,

r es su r e

Ga u

en e ra

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V

7

,

摊》

5

,

1969

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ig

n

《

H yd r

lie& P n

m

a

t ie

》

V

.

( 2 )油压工业概论 (W )一齿轮泵油压技术V.

沁》,

1972《

9

,

冲

5

,

19 70忆

(1 )齿轮泵设计》

最新油压机器及其《

(3

)高速齿轮泵《

油压技术,

V

.

, 4

应用,

1964

(日本,

*

少夕一编辑部编 )

饨

8

,

196 5

2 (1 )齿轮泵的一些问题

最

新油压机器

( 4 )统计资料197 1

油压

V

.

14

,

摊l

及其应用

》

19 64

(1 )连续接触齿轮泵的设计计算 3( 5 )苏联东欧油压市场调查报告书械设计《

机

》

V

.

9

,

沁》

3

,

1965

。

油压》

》

V

.

14

,

冲1,

1

,

197 1

(1 4油》《

)向高压低噪音化迈进的齿轮泵 (上 )V.

( 6 )关于美国的油压工业 ( 1 )

油压化设计5,

10

,

冲

6

,

19 7 2》

压V.

V

.

14

,

倾4,

197 1《

(1 5 )齿轮泵油压《

《

油压化设计一Ksa.

V

.

10,

( 7 )关于欧洲油压工业的现状14,

灿G

1972

冲》

197 1

(1 6 )油e sta

Za hn de re u

ra

d P u m Pe n

o n s

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( 8 )高压油压技术的现状与将来压化设计V.

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S Pa lt k o m Pe nma

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13

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3

1969

翻碳豁豁

国* . l1 0日至 1 8

简体。

第 1 7届国际建筑机械展览会3。

7第1届国际建筑机械展览会于 1 9 7 3年日在西德慕尼黑举行30万米“,

月

日召开了建筑机械会议

参加单位有建筑机械,

展出总面积为“,

和建筑材料机械专业协会

巴塞尔建筑工业联

其中室内面积、

5

.

5万米。

来自2多个 0:、

盟和慕尼黑展览会协会等瑞典、

。

西德

、

南斯拉夫

、

国家的 8 5个厂家参加了展出 0挖掘机械打桩机、

主要展品有、

奥地利和端士等国代表在会上作了报“

铲土运输机械、、

、

混凝土搅拌设备、

告等。

。

主要内容有

建筑机械在公路建设和隧道”

压路机,

路面机械拖车等。

风动工具

矿山

施工中的合理使用

和

“

道路建筑新发展

”

机械和自卸卡车展出期间

西德建筑工业总联盟于 3月1 3

‘,摘自 d hf, 1 9 7 3

神3