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《
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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,
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7
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摊》
5
,
1969
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.
( 2 )油压工业概论 (W )一齿轮泵油压技术V.