李玉龍，孫付春，鐘飛

(1.宿遷學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，江蘇 宿遷 223800;2.成都大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，成都 610106)

外嚙合齒輪泵(簡(jiǎn)稱(chēng)齒輪泵)是一種用于泵送工作油液的動(dòng)力泵，應(yīng)用非常廣泛。但因其結(jié)構(gòu)而產(chǎn)生的徑向力不僅影響泵的工作性能和使用壽命[1]，還會(huì)把齒輪壓向一側(cè)，使齒輪軸彎曲，降低軸承壽命，甚至造成齒頂刮傷殼體[2]。液壓力、嚙合力和困油力是產(chǎn)生徑向力的主要原因，排油卸載槽能有效降低液壓力[3]，卸載槽和齒側(cè)間隙共同卸載能有效降低困油力和嚙合力[4-5]。而用諧波式嚙合面改進(jìn)線(xiàn)型[6-8]，徑向力最小化的基本參數(shù)設(shè)計(jì)[9]，徑向的多級(jí)復(fù)合式[10]等都是從源頭減小徑向力的方法；文獻(xiàn)[11]采用高壓卸載方式，使徑向力降低20%～30%，軸承使用壽命提高2.1～2.3倍。但這些方法不能消除徑向力，而軸承的全流體潤(rùn)滑是提高軸承承載能力的主要措施[12]。為此，現(xiàn)針對(duì)采用滑動(dòng)軸承、浮動(dòng)側(cè)板及輪軸連體的中高壓齒輪泵，在保持其現(xiàn)有結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，基于已知的徑向力大小和方向，從徑向雙滑動(dòng)副的角度提出一種軸承載荷最小化的新結(jié)構(gòu)，并對(duì)其參數(shù)進(jìn)行深入研究。

1 軸承載荷的最小化方案

軸承載荷的最小化方案如圖1所示。其中，圖1a為普通泵非工作時(shí)的位置狀態(tài)，此時(shí)，泵殼內(nèi)圓面的圓心、齒輪-軸頸圓心、軸承圓心均重合于O0，泵殼內(nèi)圓面與齒輪頂圓面之間的直徑間隙Δs均勻分布，即半徑間隙為0.5Δs；軸承-軸頸的直徑間隙Δb也均勻分布，即半徑間隙為0.5Δb。圖1b中，在加工泵殼內(nèi)圓面的圓心時(shí)，預(yù)先沿著已知徑向力的反方向偏心一段距離e1，此時(shí)，泵殼內(nèi)圓面的圓心為O1，e1為預(yù)偏心值。由于普通齒輪泵的Δs=0.1 mm，Δb=0.03 mm[13]，所以，應(yīng)通過(guò)泵殼的預(yù)偏心來(lái)克服Δs大于Δb所造成的Δs油膜力支承不足的問(wèn)題。圖1c為泵殼偏心后泵工作時(shí)的位置狀態(tài)，此時(shí)，由于受到徑向力Fr的影響，齒輪-軸頸分別在軸承內(nèi)、殼內(nèi)圓面內(nèi)沿徑向力方向偏心一段距離e2，新的齒輪-軸頸圓心為O2，e2為工作偏心值，偏心后軸承-軸頸、泵殼-齒頂間的最小油膜厚度分別為hbmin，hsmin；油膜力分別為Fb，F(xiàn)s。

圖1 軸承無(wú)徑向力措施的解決方案

方案的目的在于用泵殼-齒頂間的油膜力Fs承擔(dān)大部分的徑向力，從而實(shí)現(xiàn)軸承載荷的最小化。從潤(rùn)滑油楔形成的角度給出軸承載荷最小化的評(píng)定依據(jù)為

Fb≤λbFr/Nb,

(1)

式中：Nb為軸承個(gè)數(shù)，一般Nb=2；λb為軸承載荷最小化的評(píng)定系數(shù)，%。

2 雙滑動(dòng)副的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

泵用齒輪副一般為少齒數(shù)、大齒頂高系數(shù)的變位齒輪，齒頂?shù)膱A弧厚度只要大于0.15m(m為模數(shù))即可[9]，其厚度相對(duì)較小，與泵殼內(nèi)圓面形成的油膜力也很小，不可能承擔(dān)大部分的徑向力，因此，需通過(guò)結(jié)構(gòu)改進(jìn)才能解決。改進(jìn)后的軸承無(wú)徑向力結(jié)構(gòu)如圖2所示。

1—主動(dòng)輪前同步旋轉(zhuǎn)盤(pán)；2—前浮動(dòng)側(cè)板；3—主動(dòng)輪后同步旋轉(zhuǎn)盤(pán)；4—后浮動(dòng)側(cè)板；5—從動(dòng)輪后同步旋轉(zhuǎn)盤(pán)；6—定位銷(xiāo)；7—從動(dòng)輪前同步旋轉(zhuǎn)盤(pán)

將原浮動(dòng)側(cè)板沿軸向分為同步圓盤(pán)、浮動(dòng)側(cè)板、同步圓盤(pán)3個(gè)部分。通過(guò)2個(gè)螺絲和2個(gè)定位銷(xiāo)將主動(dòng)輪后端面上固定一塊能與主動(dòng)輪同步旋轉(zhuǎn)的圓盤(pán)；前浮動(dòng)側(cè)板前端通過(guò)軸和鍵固定一塊能與主動(dòng)輪同步旋轉(zhuǎn)的前圓盤(pán)。從動(dòng)輪也通過(guò)螺絲和定位銷(xiāo)在其前端面上固定一塊能與從動(dòng)輪同步旋轉(zhuǎn)的前圓盤(pán)；后浮動(dòng)側(cè)板后端通過(guò)軸和鍵固定一塊能與從動(dòng)輪同步旋轉(zhuǎn)的后圓盤(pán)。

同步圓盤(pán)1，5的內(nèi)孔與對(duì)應(yīng)的主、從軸間的配合為過(guò)盈配合，同步圓盤(pán)3，7由定位銷(xiāo)保證同軸度要求，且其內(nèi)孔與軸承外圈為大間隙配合，避免旋轉(zhuǎn)干涉。

圓盤(pán)直徑與齒頂圓直徑均相等，寬度也相等。據(jù)此，在主、從動(dòng)輪的半徑方向上分別形成了軸承-軸頸、泵殼-圓盤(pán)的雙滑動(dòng)副。

3 全流體徑向力計(jì)算

泵內(nèi)徑向力和雙滑動(dòng)副內(nèi)油膜力如圖3所示，主動(dòng)輪-軸、從動(dòng)輪-軸分別受到前、后軸承油膜力和圓盤(pán)油膜力。雖然前、后的圓盤(pán)油膜力相對(duì)于齒輪中間截面不對(duì)稱(chēng)，但差值不大，故假設(shè)前、后軸承油膜力相等，前、后的圓盤(pán)油膜力也相等，則主動(dòng)輪-軸或從動(dòng)輪-軸上的力平衡方程均為[14]

圖3 泵內(nèi)徑向力和雙滑動(dòng)副內(nèi)油膜力

Fr=2(Fb+Fs),

(2)

雙滑動(dòng)副間的最小油膜厚度為[14]

(3)

保證雙滑動(dòng)副間始終處于較好的潤(rùn)滑狀態(tài)可以延長(zhǎng)壽命，其中，全流體潤(rùn)滑是最理想的一種狀態(tài)，則需要滿(mǎn)足

(4)

式中：λb和λs分別為雙滑動(dòng)副的膜厚比；σb和σs分別為雙滑動(dòng)副的綜合表面粗糙度。

4 計(jì)算實(shí)例

以偏心距e1，e2為設(shè)計(jì)變量，以(2)式為優(yōu)化目標(biāo)，構(gòu)建優(yōu)化模型

(5)

式中：OF為目標(biāo)函數(shù)；OV為設(shè)計(jì)變量；CF為約束函數(shù)。

原始參數(shù)為：額定轉(zhuǎn)速n=2 000 r/min，η=0.09 Pa·s，ω=209.44 rad/s，Δb=0.03 mm，Δs=0.08 mm，db=12 mm，ds=31.73 mm，bb=10 mm，bs=16 mm，sb=ss=0.002 mm，λb=25%，Nb=2，采用排油卸載的壓力平衡槽，F(xiàn)r=1 500 N。

優(yōu)化結(jié)果為e1*=0.016 95 mm，e2*=0.005 1 mm，λb*=18.2%。雖然Δs大于Δb，但通過(guò)大偏心(e1*>3e2*)，泵殼-圓盤(pán)滑動(dòng)副承擔(dān)了81.8%的徑向力，軸承-軸頸滑動(dòng)副僅承擔(dān)了18.2%的徑向力。

另外，在泵的總泄漏中，軸向泄漏占75%～80%，徑向泄漏占15%～20%，嚙合泄漏占4%～5%[3]。無(wú)徑向力解決方案中，由于主、從動(dòng)齒輪均有一側(cè)的軸向端面被同步圓盤(pán)完全遮蓋，理論上軸向泄漏將減少50%。

5 結(jié)論

1)雙滑動(dòng)副中的泵殼-圓盤(pán)滑動(dòng)副承擔(dān)了81.8%的徑向力，軸承僅承擔(dān)了18.2%的徑向力。

2)雙滑動(dòng)副有利于實(shí)現(xiàn)全流體的潤(rùn)滑狀態(tài)，進(jìn)一步提高軸承的承載能力。

3)齒輪一側(cè)端面與同步旋轉(zhuǎn)圓盤(pán)完全固定，理論上軸向泄漏將減少50%。