齒輪泵徑向雙滑動副的軸承載荷最小化

李玉龍，孫付春，鐘飛

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

外嚙合齒輪泵(簡稱齒輪泵)是一種用于泵送工作油液的動力泵，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線型[6-8]，徑向力最小化的基本參數(shù)設(shè)計[9]，徑向的多級復(fù)合式[10]等都是從源頭減小徑向力的方法；文獻[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，而軸承的全流體潤滑是提高軸承承載能力的主要措施[12]。為此，現(xiàn)針對采用滑動軸承、浮動側(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，從徑向雙滑動副的角度提出一種軸承載荷最小化的新結(jié)構(gòu)，并對其參數(shù)進行深入研究。

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為普通泵非工作時的位置狀態(tài)，此時，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，預(yù)先沿著已知徑向力的反方向偏心一段距離e1，此時，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)通過泵殼的預(yù)偏心來克服Δs大于Δb所造成的Δs油膜力支承不足的問題。圖1c為泵殼偏心后泵工作時的位置狀態(tài)，此時，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，從而實現(xiàn)軸承載荷的最小化。從潤滑油楔形成的角度給出軸承載荷最小化的評定依據(jù)為

Fb≤λbFr/Nb,

(1)

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

2 雙滑動副的結(jié)構(gòu)設(shè)計

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，需通過結(jié)構(gòu)改進才能解決。改進后的軸承無徑向力結(jié)構(gòu)如圖2所示。

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

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

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

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

3 全流體徑向力計算

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

圖3 泵內(nèi)徑向力和雙滑動副內(nèi)油膜力

Fr=2(Fb+Fs),

(2)

雙滑動副間的最小油膜厚度為[14]

(3)

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

(4)

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

4 計算實例

以偏心距e1，e2為設(shè)計變量，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，但通過大偏心(e1*>3e2*)，泵殼-圓盤滑動副承擔(dān)了81.8%的徑向力，軸承-軸頸滑動副僅承擔(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]。無徑向力解決方案中，由于主、從動齒輪均有一側(cè)的軸向端面被同步圓盤完全遮蓋，理論上軸向泄漏將減少50%。

5 結(jié)論

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

2)雙滑動副有利于實現(xiàn)全流體的潤滑狀態(tài)，進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)圓盤完全固定，理論上軸向泄漏將減少50%。