一种进油正压、高转速、宽温域小排量双联齿轮泵的优化设计详解.doc

一种进油正压、高转速、宽温域小排量双联齿轮泵的优化设计详解 齿轮泵因结构简单、易加工、自吸能力强以及对油液污染不敏感等优点而被广泛应用于船舶、机床、国防、采矿、汽车、冶金等[1]领域。目前，国内外已开展了齿轮泵间隙[2]、泵体结构[3]、轴向间隙补偿[4]、径向压力平衡、自吸性能[5]、浮动轴套结构设计、高转速齿轮泵主动供油系统以及关于液压系统的气蚀问题及预防措施[6]等方面的研究。结果发现：齿轮泵转速越高，其吸油腔真空度越高，自吸性能越好，但随着齿轮泵转速进一步提高，由于齿廓间油液的离心运动，齿轮泵会产生一定的吸空现象，导致油液内部溶解的气体析出从而产生气穴现象。研究人员虽已对齿轮泵的真空度以及过度真空产生气穴的情况进行了研究，也为消除齿轮泵高转速工况下产生气穴提出了主动供油系统的解决方案，但对因主动供油系统产生的压力对齿轮泵轴封的可靠性没有很好的解决方案，基本上从提高轴封的耐压能力予以着手，有些耐压油封的耐压值达到了10MPa以上，但因其工作原理导致在高转速工况下极易磨损失效产生故障，从而影响主机的可靠性和齿轮泵的使用寿命。本文以外啮合齿轮泵为研究对象，阐述了齿轮泵结构特征及其工作原理，分析了齿轮泵自吸和主动供油系统工况之间的不同关系，并结合实际生产中经验积累实现了多种优化方法的分析和应用。本文为应用于一种主动供油系统的进油正压、高转速、宽温域高压力输出双联齿轮泵的优化设计。 气穴是指流动的油液在局部位置压力下降（流速高或者压力低真空）达到饱和蒸气压或空气分离压时，产生空气的分离而形成大量气泡的现象。当再次从局部低压流向高压区时，气泡破裂消失，在破裂消失过程产生局部高压和高温，出现振动和发出不规则的噪声，金属表面被氧化剥蚀，这种现象叫气穴，又叫气蚀。气穴现象的产生对主机系统有极其严重的危害性，因而必须予以采取相应的预防措施。 某些主机系统由于内部空间狭小，必须通过提高齿轮泵的工作转速以达到系统流量需求。由于高转速齿轮泵容易形成吸空，导致气穴现象发生。因而，在此类主机系统中均采用主动正压供油系统，为了保持供油的稳定性，一般设置一定的供油压力以保证齿轮泵的进油腔无低压真空现象的产生。主动供油系统原理如图1所示。 1.双向结构双联泵（小排量）2-1、2-2、2-3、2-4、2-5.压力表3-1、3-2、3-3.温度计 4-1、4-2.流量计5-1、5-2、5-3.溢流阀 6-1、6-2.加热器?7-1、7-2.散热8.増压补油泵（大排量）?9.低速电机 10.高速电机11-1、11-2.油箱 12-1、12-2、12-3.真空表图1 主动供油系统原理主动供油系统中，工作泵为小排量高转速齿轮泵，其进油口和增压补油泵出油口相连通，齿轮泵的旋转轴封处始终承受系统设定的补油压力，一般为2.5MPa左右。而且根据旋转油封的使用特性，在高压工况下，其允许运行转速将大幅下降。齿轮泵旋转油封装配位置典型结构如图2所示。 图2 齿轮泵油封处结构示意图由图2所示可知，齿轮泵轴伸直径d，其工作转速为n，油封唇口承压环带直径为D，宽度为B，如果设定主轴和油封唇口的摩擦系数为μ，油封唇口处油压为p入，设定此处油封唇口弹簧力为F弹，唇口橡胶变形张力为F张，则可以得出此处摩擦副所受延径向的总法向力为：F总=F弹+F张+π×D×B×p入? ?（1）此处摩擦力f近似计算结果如下：f=μ×F总? （2）根据上述公式，我们可以得出影响油封唇口摩擦力的要素主要有三个方面，一是由轴颈粗糙度和油封唇口材料之间形成的摩擦副对应的摩擦系数μ，二是油封设计形成弹簧力F弹和橡胶变形张力为F张以及唇口结构π×D×B承压环带面积，三是油封唇口处的油液输入压力p入。常规齿轮泵在油封唇口处由于齿轮泵的自吸形成真空，因而油封唇口一般在结构上设置弹簧和一定的压缩量使其紧密贴合齿轮轴伸，此处油压一般为负值，可以忽略。因而油封唇口所受压力为唇口弹簧力和橡胶压缩变形张力之和。即：F总=F弹+F张?（3）在主动供油系统中，由于供油压力的存在，油封唇口处F总因存在p入而大幅增加，在高转速工况下，此处产生大量的摩擦热能。其计算公式如下：?W=F总×s? ?（4）s=π×d×n? ?（5）实际工况中，因供油压力的存在，F总大幅增加，由于高转速应用工况的需求，行程s值较常规齿轮泵大，因而在唇口将产生大量摩擦热能。由于供油压力的存在，油封唇口处的油液不能因齿轮泵自吸返回进油口，此处的热量无法有效带走产生高温，从而导致油封唇口老化（见图3）密封失效以及烧轴（见图4）等故障的发生，产品故障率高，使用寿命短。 常规齿轮泵因结构适应性以及内部参数设计强度不足等问题，在实际使用中已经出现了螺栓断裂（见图5），轴套烧蚀（见图6），双联齿轮泵连接套磨损（见图7），容积效率下降过快等多种故障。为了提高