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    基于流場的外嚙合齒輪泵徑向力計算

    2013-03-31 07:11:24冀宏趙光明
    機(jī)床與液壓 2013年7期
    關(guān)鍵詞:油腔齒輪泵卸荷

    冀宏,趙光明

    (蘭州理工大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,甘肅蘭州730050)

    齒輪泵是一種常用液壓泵,具有結(jié)構(gòu)簡單、自吸性能好、對油液的污染不敏感、工作可靠等優(yōu)點,齒輪泵的缺點主要是內(nèi)泄漏較大、徑向力大和困油現(xiàn)象引起較大的噪聲、振動。困油容腔內(nèi)壓力驟升驟降,可進(jìn)一步加劇齒輪泵徑向力,周期性的壓力沖擊和氣蝕使泵的各零件受到很大的沖擊荷載[1],嚴(yán)重影響齒輪泵的使用壽命。而合理開設(shè)卸荷槽,是降低齒輪泵困油壓力的首要方法[2],也是減小徑向力不平衡的措施之一。

    齒輪泵實際工作過程中,齒輪的高速旋轉(zhuǎn)和嚙合點變動,齒輪泵內(nèi)的流場和困油壓力周期性變化,齒輪所受的徑向力也相應(yīng)變化。一般常用經(jīng)驗公式[3]對齒輪泵徑向力進(jìn)行計算,而精確求解相當(dāng)困難。文獻(xiàn)[4]分析了具有擴(kuò)大高壓區(qū)結(jié)構(gòu)的外嚙合齒輪泵的徑向力和傳動扭矩,給出較為精確的計算公式。文獻(xiàn)[5]利用ADINA軟件對水壓外嚙合齒輪泵內(nèi)的流場進(jìn)行了仿真與分析,得到更接近于實際的齒輪圓周壓力分布。文獻(xiàn)[6]提出了一種在AutoCAD環(huán)境下外嚙合齒輪泵各容腔的測量方法。作者聯(lián)合應(yīng)用三維設(shè)計軟件Pro/E和FLUENT流場分析軟件對齒輪泵困油壓力和內(nèi)部流場進(jìn)行計算,計算出旋轉(zhuǎn)工作過程中齒輪泵內(nèi)部流場,獲得卸荷槽改進(jìn)前、后齒輪泵徑向力變化規(guī)律,為齒輪泵徑向力準(zhǔn)確計算和優(yōu)化設(shè)計提供了一種方法。

    1 齒輪泵困油現(xiàn)象分析

    1.1 原齒輪泵困油模型

    某型齒輪泵原卸荷槽如圖1所示。在工作中發(fā)現(xiàn)齒輪泵噪聲很高,一段時間后軸承磨損較為嚴(yán)重。經(jīng)過實物測量后,發(fā)現(xiàn)連通困油腔Va和Vb的齒側(cè)間隙尺寸很小,當(dāng)齒輪繼續(xù)旋轉(zhuǎn),Vb中的油液來不及排到Va中去,從而引起Vb中的油液壓力激增,使齒輪軸和軸承受到很大的周期性沖擊荷載,加速齒輪軸承的磨損,從而影響齒輪泵的使用壽命。

    圖1 原齒輪泵卸荷槽

    1.2 改進(jìn)卸荷槽消除困油壓力

    當(dāng)齒側(cè)間隙很小時,由齒側(cè)間隙通過的油液流量微乎其微,因此近似認(rèn)為Va和Vb是互不相通的兩個小困油腔,在確定卸荷槽尺寸時,按無齒側(cè)間隙的關(guān)系來確定。齒輪泵卸荷槽改進(jìn)后如圖2所示,其結(jié)構(gòu)為對稱布置,在保證高低壓腔互不相通的前提下,使困油腔Va和Vb在壓縮到最小值的過程中始終與壓油腔相通,經(jīng)過最小容積位置后,困油腔開始增大并與吸油腔相通,這樣便有效地消除了困油壓力。

    圖2 改進(jìn)后齒輪泵卸荷槽

    2 困油壓力計算與分析

    對齒輪泵卸荷槽改進(jìn)前、后對應(yīng)的困油壓力進(jìn)行計算與分析。計算條件如下:(1)齒輪泵轉(zhuǎn)速2 500 r/min,工作壓力20 MPa,齒輪為漸開線標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪,齒數(shù)z為9,模數(shù)m為4,壓力角α為30°,齒寬40 mm,齒頂高系數(shù)取1,頂隙系數(shù)c*取0.25;(2)兩齒輪為無側(cè)隙嚙合;(3)困油區(qū)內(nèi)的泄漏主要包括側(cè)隙處qvh、齒輪端面間隙處qvo和卸荷槽口處qvr,由于齒側(cè)間隙和端面間隙很小、過渡時間很短,qvh和qvo予以忽略。

    2.1 困油腔容積計算

    在計算各困油腔容積過程中,作者規(guī)定困油腔Va在最小值時為起始位置0°,根據(jù)精度要求確定步長為1°,即齒輪每轉(zhuǎn)動1°計算一次困油腔容積,該齒輪泵嚙合40°為一個周期,共需計算40次。具體計算過程為:首先利用Pro/E建立齒輪泵模型,然后導(dǎo)入FLUENT前處理軟件GAMBIT進(jìn)行布爾運算得到困油腔內(nèi)的油液模型,對其劃分網(wǎng)格后在FLUENT中進(jìn)行體積積分運算,得到各困油腔容積。根據(jù)步長要求共建立40種模型,計算結(jié)果如圖3所示。

    圖3給出了齒輪泵困油腔Va和Vb在一個周期內(nèi)的變化曲線。由于兩齒輪為無側(cè)隙嚙合,困油容積分成兩個封閉困油腔Va和Vb,兩困油腔容積在周期內(nèi)呈交替變化,Va和Vb最大值和最小值均相等,最大值為395.344 mm3,最小值為192.802 mm3。

    圖3 齒輪泵困油腔容積變化曲線

    2.2 困油腔壓力

    根據(jù)流體體積彈性模量公式,可得困油腔壓力變化值為:

    式中:K為液壓油有效體積彈性模量,取K=0.7 GPa;V0為困油腔初始容積;ΔV為困油腔容積的變化;qvr為卸荷槽口處流量;Δt為時間步長,即齒輪轉(zhuǎn)過1°所需時間。

    圖4分別給出了齒輪泵卸荷槽改進(jìn)前、后 (工作壓力20 MPa時)的困油壓力在一個周期內(nèi)的變化曲線。圖4(a)為原齒輪泵困油壓力變化曲線,困油腔內(nèi)壓力在周期內(nèi)驟升驟降,最高壓力為165.55 MPa,最低壓力為-0.11 MPa,壓力變化幅度過大,將加劇齒輪泵徑向不平衡力,使齒輪軸和軸承受到很大的周期性沖擊荷載,加快軸和軸承的磨損。圖4(b)為卸荷槽修改后困油壓力的變化曲線,困油壓力變化較為平緩,最高壓力為20 MPa,最低壓力為0,困油壓力的峰值和平均值較原齒輪泵均有大幅度降低,峰值為原來的12.1%,平均值降為原來的16.8%。

    圖4 卸荷槽修改前后各困油腔壓力變化曲線

    3 齒輪泵內(nèi)部流場解析

    3.1 內(nèi)部流體模型和網(wǎng)格劃分

    圖5為齒輪泵流場計算區(qū)域,泵殼體內(nèi)表面、齒輪齒形表面和兩側(cè)蓋板的內(nèi)表面構(gòu)成了齒輪泵工作容腔,齒輪泵工作容腔由吸油腔、齒間腔、困油腔和排油腔組成,兩個齒輪呈相反方向旋轉(zhuǎn),齒頂與殼體內(nèi)表面的徑向間隙δ取0.1 mm。

    圖5 齒輪泵流場計算區(qū)域

    為提高網(wǎng)格質(zhì)量并減少網(wǎng)格數(shù)量,采用三角形網(wǎng)格對齒輪泵內(nèi)部流體進(jìn)行網(wǎng)格劃分,并對流場參數(shù)變化劇烈的徑向間隙處區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化,為了保證計算的精度,此處共劃分了5層網(wǎng)格,圖6給出了一種轉(zhuǎn)角時的網(wǎng)格圖。

    圖6 網(wǎng)格劃分及局部細(xì)化

    3.2 計算條件

    利用FLUENT軟件RNG k-ε湍流模型計算齒輪泵內(nèi)部流場。計算條件分別設(shè)置為:齒輪泵的進(jìn)口設(shè)置為壓力進(jìn)口邊界,設(shè)為1個標(biāo)準(zhǔn)大氣壓;出口設(shè)置為壓力出口邊界,設(shè)為20 MPa;困油腔進(jìn)口設(shè)置為壓力進(jìn)口邊界,困油腔進(jìn)口壓力大小根據(jù)圖4所示的轉(zhuǎn)角-困油壓力曲線給出;將兩齒輪的壁面設(shè)為轉(zhuǎn)動壁面邊界,轉(zhuǎn)速為2 500 r/min,油液密度860 kg/m3,油液黏度0.032 kg/m·s,收斂精度為10-6。

    計算時先不加入齒輪壁面旋轉(zhuǎn)條件,只求解流體的連續(xù)性方程和動量方程,待求解收斂后再加入壁面旋轉(zhuǎn)條件繼續(xù)計算直到收斂。

    3.3 流場計算結(jié)果

    圖7給出了轉(zhuǎn)角為0°時修改卸荷槽后齒輪泵內(nèi)部流體靜壓分布,整個流場 (除困油腔外)的靜壓從排油腔到齒間腔再到吸油腔逐漸降低,最高壓力出現(xiàn)在排油腔內(nèi)的齒輪嚙合處附近,這是由于齒輪副進(jìn)行嚙合運動時,兩齒輪的齒相互擠入對方的齒間,對齒間油液進(jìn)行擠壓所致,最高壓力值達(dá)到21.63 MPa,最低壓力出現(xiàn)在吸油腔內(nèi)兩側(cè)齒面處,由于兩側(cè)齒面反向高速旋轉(zhuǎn)運動,使吸油腔容積增大,造成壁面附近區(qū)域內(nèi)油液得不到及時的補充而出現(xiàn)較大的負(fù)壓。同一齒間容腔內(nèi)靜壓大小基本相等,齒頂徑向間隙內(nèi)靜壓由高向低過渡分布,最高壓力出現(xiàn)在排油腔齒間容腔的入口處,最低壓力出現(xiàn)在吸油腔齒間容腔的出口處,這是由于油液在此間隙內(nèi)壓差流動造成能量損失所致。

    圖7 齒輪泵內(nèi)部流場靜壓分布

    4 齒輪泵徑向力的分析與計算

    4.1 齒輪泵徑向力的組成

    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(chǎn)生的徑向力FP和由齒輪嚙合產(chǎn)生的徑向力FT所組成,如圖8所示。

    圖8 齒輪泵徑向受力示意圖

    由液壓力產(chǎn)生的徑向力為:

    式中:FPx、FPy為FP在x、y方向上的分力。

    齒輪泵工作時,液壓力對從動齒輪產(chǎn)生的液壓力矩為:

    式中:B為齒寬;Δp為排、吸油腔壓差;Re為齒頂圓半徑;Rc為嚙合點至從動齒輪中心O2的距離。

    由齒輪嚙合產(chǎn)生的徑向力為:

    式中:rb為齒輪基圓半徑。

    FT在x、y方向上的分力FTx和FTy分別為:

    式中:α為分度圓上的壓力角。

    作用在齒輪上的徑向力為:

    式中:Fx、Fy為F在x、y方向上的分力。

    4.2 齒輪泵徑向力計算

    在FLUENT軟件中,對兩齒輪的齒面進(jìn)行力和力矩分析,分別得到卸荷槽改進(jìn)前后齒輪泵的 FPx、FPy、FTx以及FTy,然后根據(jù)公式 (6)計算出相應(yīng)的徑向力F。

    圖9給出了原齒輪泵和卸荷槽改進(jìn)后齒輪泵的徑向力在x、y方向上的分力在一個周期內(nèi)的變化曲線。其中:出口壓力p1=20 MPa。由圖可見:同一齒輪泵的主動輪和從動輪的Fx大小基本相等,原齒輪泵的Fx在周期內(nèi)呈波形變化,最大值和最小值交替出現(xiàn)兩次且幅度較大;改進(jìn)后齒輪泵的Fx在周期內(nèi)呈鋸齒形變化,最大值和最小值各出現(xiàn)4次但幅度較小;改進(jìn)后齒輪泵 Fx最大值為原齒輪泵 Fx最大值的13%,平均值為原齒輪泵的11%,而齒輪泵卸荷槽改進(jìn)前后的Fy變化不明顯,說明困油引起的齒輪泵徑向力的不平衡主要表現(xiàn)在x方向分力上。

    圖9 卸荷槽改進(jìn)前、后齒輪泵徑向力分力對比

    圖10給出了卸荷槽改進(jìn)前、后齒輪泵的徑向力在一個周期內(nèi)的變化曲線,其中:出口壓力p1=20 MPa。由圖可見:同一齒輪泵的從動輪上的徑向力比主動齒輪上的徑向力大,后者約為前者的1.0~1.5倍,原齒輪泵主動輪和從動輪的徑向力在周期內(nèi)呈波形變化,最大值和最小值交替出現(xiàn)兩次且幅度較大,這主要是由于困油引起的在x方向上徑向力分力變化所致;改進(jìn)后齒輪泵主動輪和從動輪的徑向力在周期內(nèi)呈凸凹形變化,變化較為平緩;改進(jìn)后齒輪泵徑向力最大值為原齒輪泵徑向力最大值的51%,平均值為原齒輪泵的76.5%。

    圖10 齒輪泵改進(jìn)前、后徑向力變化曲

    5 結(jié)論

    采用Pro/E和FLUENT流場分析軟件分別計算出卸荷槽改進(jìn)前、后齒輪泵在一個周期內(nèi)不同轉(zhuǎn)角時內(nèi)部流場,獲得了卸荷槽改進(jìn)前、后齒輪泵徑向力數(shù)值變化。由數(shù)值計算結(jié)果發(fā)現(xiàn):最高壓力出現(xiàn)在排油腔內(nèi)的齒輪嚙合處附近,最低壓力出現(xiàn)在吸油腔內(nèi)兩側(cè)齒面區(qū)域;困油加劇徑向力的不平衡主要表現(xiàn)在x方向徑向力分力上;改進(jìn)齒輪泵的徑向力最大值和平均值分別降為原齒輪泵徑向力的51%和76.5%。表明合理地設(shè)計卸荷槽可以有效地降低齒輪泵的徑向力不平衡,從而有效延長齒輪泵的壽命。

    【1】冀宏.液壓氣動傳動與控制[M].武漢:華中科技大學(xué)出版社,2009.

    【2】欒振輝.齒輪泵研究的現(xiàn)狀與發(fā)展[J].起重運輸機(jī)械,2005(6):11-13.

    【3】何存興.液壓元件[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1982.

    【4】沙道航.外嚙合齒輪泵徑向力分析及其精確計算[J].西安工業(yè)學(xué)院學(xué)報,1990,10(2):65-70.

    【5】姜繼海,袁俊超,王強(qiáng),等.水壓外嚙合齒輪泵內(nèi)的仿真與分析[J].機(jī)床與液壓,2008,36(3):86-88.

    【6】臧克江,劉宇輝,周欣,等.外嚙合齒輪泵工作容腔容積的測量[J].機(jī)床與液壓,2003(1):256-257.

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