JHP系列高压齿轮油泵结构设计

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. Structure Design for JHP Series High Pressure Gear PumpWEN Deying(School of Mechanical Engineering，Qinghai University，Xining Qinghai 810016，China)Abstract：As a typical hydraulic component，high-pressure gear pump is widely used in construction machinery hydraulic sys-tem.High pressure gear pump design work focuses on the structural design.A novel asymmetric structure gear pump-JHP series highpressure gear pump was proposed.The parts of the gear pump were designed。

Keywords：High pressure gear pump；Structure design1 JHP系列高压齿轮油泵概述1.1 结构特征以前外啮合齿轮泵典型的内部结构是将高压腔扩大至接近低压腔侧，使其在工作过程中只有 1-2个齿起径向和轴向密封作用，齿轮泵齿轮受力得到了很大的改善，但是由于从动齿轮所受合力较主动齿轮大(约15%)，所以齿轮泵的压力和寿命主要受从动齿轮轴承的限制 。JHP系列高压齿轮油泵的内部结构特点是采用非对称结构设计，减小了齿轮泵从动齿轮轴承受的液压力和啮合力的合力，从而使主、从动齿轮支承轴承的负荷基本相当，平衡了整个齿轮泵的受力。另外设计该齿轮泵时采用DU轴承，提高了轴承的承载能力和齿轮泵的可靠性和使用寿命。图1是对称结构齿轮受力分析图，图2是非对称结构齿轮受力分析图1 对称结构齿轮受力分析图图2 非对称结构齿轮受力分析图l-卡簧 2-轴端轴承 3-垫板 4-油封 §-前盖 6"--轴承 7-垫片8-耳型垫片 -耳型密封 lO-侧板 ll-主动齿轮 l 从动齿轮13-侧板组件 14矩形密封圈 I5-后盖体 16--螺栓垫圈图3 JHP高压齿轮油泵爆炸视图收稿日期：2012-12-18作者简介：温得英 (1978-)，女，工学硕士，讲师，主要研究方向为先进制造技术。E-mail：wenwen9898###163.com。

· 96· 机床与液压 第41卷由受力分析图的对比可以得出以下结论：非对称结构设计使从动齿轮所受合力小于对称结构所受合力，并且主、从齿轮所受的合力大轩本相等。

1.2 结构原理如图3是JHP高压齿轮油泵的结构原理图，主要包括：后盖体、前盖、主动齿轮轴和从动齿轮轴，在齿轮两侧有8字型侧板和垫板，在侧板背面3字型凹槽内装有密封圈和密封挡圈，在后盖体上有与吸油口连接的低压腔和与排油口连接的高压腔。该设计的主要特点有：后盖体的低压腔上两顶点中间线与主、从动齿轮轴心连线的垂直平分线偏移-段距离，并偏向主动齿轮侧。

2 齿轮油泵结构设计2.1 齿轮油泵径向力分析要延长高压齿轮泵使用寿命，最主要的是解决轴承的负载问题：-方面可以采用使轴承能承受更大载荷的措施，比如选用更优的轴承材料、改进轴承结构和改善润滑等；另-方面应采用更有效的减小轴承上径向力的措施。因为随着径向力加大，不但降低了轴承寿命，而且使齿轮泵壳体和齿轮轴等的变形急剧增大，导致严重的齿顶刮壳现象，所以必须加大齿顶与壳体齿轮孔壁之间的间隙，这样做又必然使泄漏加大，降低了容积效率。这种矛盾在高压齿轮泵中表现得更加明显。所以在设计高压齿轮泵的时候，应采取更为有效的措施来减小齿轮径向受 。

2.2 壳体和齿轮结构分析齿轮泵壳体和齿轮结构决定了其整体强度和刚性，基本上确定了其各方面的性能，是高压齿轮油泵设计的主要内容之-。

目前三片式结构得到广泛应用，三片式结构特点：零件结构简单和方便布置自动补偿结构 。但是三片式结构固有的强度、刚度低，加工和装配精度低的缺点又限制了高压齿轮油泵压力的进-步提高(额定压力由20 MPa提高至25 MPa)。而随着国内制造技术的发展和推广，两片式结构中的壳体零件(前盖和后盖体)的毛坯制造和机械加工等关键制造技术已非常成熟，并且两片式结构较三片式结构，其整体结构强度和刚度更高，加工和装配精度也更高。

大排量齿轮泵结构尺寸较大，-般可将齿轮和轴做成分离结构，其优点非常明显：制造工艺性好，齿轮加工较容易。而小排量高压齿轮油泵不但结构尺寸小，而且对强度和刚度要求很高，所以必须将齿轮和轴做成整体，其优点是结构紧凑、整体强度和刚度高、装配方便。

2.3 轴承及润滑方法研究目前高压齿轮油泵广泛采用的滚针轴承具有很多优点：承载能力较高；摩擦因数小，启动和工作时摩擦力都较小，机械效率非常高；能同时适用于高、低转速；能适用于较大的温度范围；抗油液污染能力很强。但同时其缺点也很多：噪声大，外形尺寸较大，整体结构布置不方便；特别是在高压齿轮油泵中，需采用较长滚针轴承，导致轴承性能对制造和装配精度较敏感，对滚针精度要求高，并且热处理工艺规程要求也十分严格；当前这种滚针轴承是非标准零件，需要特殊定制，成本较 。

近年来，随着我国DU轴承的研发和制造技术逐渐完善和成熟，其承载能力和使用寿命相应不断提高，而价格也迅速下降，应用也越来越广泛。-般DU轴承许用比压可稳定在34 MPa，如结构合理、保证充分的润滑，其许用比压可稳定在44 MPa，轴承最大极限比压可达到58 MPa 。

DU轴承的基体为低碳冷轧钢板，中间层为烧结球形青铜粉，摩擦表面层为轧制改性聚四氟乙烯。轴套壁厚为0.7～2.5 mm，摩擦表面层厚度为0.02～0.06 mm。钢背防腐可选用镀锡和镀铜。

DU轴承可在无润滑的条件下工作，阻力小，耐磨损，寿命长，更适应齿轮油泵轴承特殊复杂工况。

薄壁结构，具有结构紧凑、质量轻、体积小的优点，并使齿轮油泵的结构更加合理，结构设计方便。例如可以加大齿轮轴颈尺寸，增加齿轮轴的整体强度和刚性。

JHP高压齿轮油泵采用 DU轴承后达到了提高高压齿轮油泵额定压力、降低噪声、提高抗冲击性能、提高使用寿命的目的。

- 般情况下，轴承润滑方式选择正确与否决定了轴承使用条件和寿命，所以这也是高压齿轮油泵设计至关重要的-环。目前高压齿轮泵的润滑方式有以下几种：利用高压泄漏油进行润滑；向轴承连续或脉冲供油的高压润滑；利用困油容积的缩小向轴承脉冲供油的高压润滑；将高压油直接引入轴承孔内承载处实现高压润滑；利用困油容积扩大时形成的真空吸油低压自吸润滑；螺旋排油或吸油式低压润滑和利用辅助泵供油进行低压润滑。

第-种润滑方式-般应用于滚动轴承等对油液清洁度要求低和工作油温不敏感的润滑方式，第2～4种润滑方式全部是利用高压油进行润滑，损失了部分高压油，降低了齿轮油泵的容积效率，最后两种润滑方式其中-种降低了轴承承载面承载能力，另-种是由于结构复杂、成本高而没有被采用。利用困油容积扩大时形成的真空吸油低压自吸润滑由于结构简单、制造成本低和综合性能高，广泛应用于高压齿轮油泵的滚动和滑动轴承的润滑。

如图4为利用困油容积扩大时形成的真空吸油低第 16期 温得英：JHP系列高压齿轮油泵结构设计 ·97·压自吸润滑，在轴承的外部有较大的油道与低压区相连，这样可以使轴承外侧的压力与低压区相同。由于采用DU轴承，所以需在轴承内孔的非承载面轴向设计润滑油槽，并在侧板内孔的内侧倒角形成润滑油槽，达到使润滑油顺利通过和贮油稳压的目的。侧板内侧的低压区设计矩形细长槽，并与两轴承孔润滑油槽连通。在齿轮旋转时，由于困油容积扩大首先在矩形槽处形成了真空，这样在轴承两端就产生了瞬间压差，从而使低压区有小部分油液沿设计好的油路进入轴承孔的轴向油槽 ，此时油液可以对轴承进行充分的润滑和冷却，然后油液依次经过集油槽和矩形长槽，最后填充到扩大的齿间容积。这样就可以形成了-个完整的润滑系统。

l～轴承润滑油槽2-侧板倒角3-矩形槽4～低压油道图4 低压自吸润滑示意图作者采用的这种润滑方式有非常多的优点：因为低压区的油液温度比较低，更利于滑动轴承承压油膜的形成，而且低温油液可以带走绝大部分轴承热量，起到优良的轴承润滑和冷却效果。由此可以看出，此润滑方式与其他润滑方式相比，不但结构简单、损耗小，而且提高了齿轮油泵的容积效率。

2.4 轴向间隙补偿分析影响高压齿轮油泵容积效率的主要因素包括：齿轮端面间隙泄漏、齿轮径向间隙泄漏、齿面啮合点处泄漏和液体压缩时的弹性损失。

齿轮径向间隙泄漏，即高压腔油液经齿顶圆径向间隙向低压腔泄漏，约占高压齿轮油泵总泄漏量的15%，而且简单易行的 扫膛”工艺应用于高压齿轮油泵制造后，其所占泄漏比重更进-步减小 。另外径向间隙补偿由于结构复杂，增大了齿轮油泵体积和质量，-般与缩小压油腔面积的减卸向力措施同时采用等原因，作者没有选用此种措施。齿面啮合点的泄漏和液体压缩时的弹性损失对齿轮油泵容积效率的影响非常小，所以在设计时很少考虑。

但是由于端面间隙泄漏的途径多，封油长度短，其泄漏约占总泄漏的75% -80%，所以在设计齿轮泵时采取适当措施减小端面间隙的泄漏，对提高容积效率起着决定性作用。目前轴向间隙补偿具有结构简单、技术成熟、应用广泛、成本低等优点，所以作者采用8字形浮动侧板式轴向间隙补偿。

浮动侧板式轴向间隙补偿装置的基本工作原理是把高压油引到浮动侧板的背部，并由密封圈和密封挡圈密封，使侧板在高压油的作用下缩小了侧板与齿轮端面的间隙，起到轴向间隙的补偿作用。

JHP高压齿轮油泵采用了浮动侧板式的轴向间隙补偿装置，通过结构原理可知在齿轮端面布置了侧板，侧板是在钢板的-侧烧结了约 1 mm厚的磷青铜，因此确保了侧板与齿轮端面间有良好的摩擦性能。侧板的外侧为垫片，在侧板的凹槽内嵌有3字形密封圈和密封挡圈，3字形密封圈的位置正好在齿轮泵高压区侧，因此在3字形密封圈、密封垫圈、侧板和垫板之间形成了-个密封腔，使在密封腔内充满了- 定压力的油液，侧板在压力油的作用下移动而紧贴在齿轮端面上，并在侧板和齿轮端面间能够产生-层适当厚度的油膜。当端面磨损后，侧板也可以自动补偿间隙。侧板外侧的压紧力是由3字形密封圈的面积和内部压力决定的，又因为侧板内侧的压力分布是从低压区到高压区逐步增大的，压力分布比较复杂，而且计算困难，所以作者通过实验确定侧板两端倒角和密封槽角度大小，最终使侧板外侧压紧力合力的大小比侧板内侧推力的合力刚好稍大，并且方向相反，达到良好的补偿效果。

2.5 因油现象分析及卸荷槽设计在进行齿轮油泵设计时必须保证齿轮啮合重迭系数 >1(-般取 占1.05-1.3)，只有这样才能使齿轮泵的齿轮连续稳定地啮合转动，确兵出油腔充分地密封，并使齿轮泵能够均匀而连续地供油。这就要求在-对轮齿刚进入啮合时，前-对轮齿还没有脱开啮合，所以在-段时间之内，存在同时啮合的两对轮齿，在两对轮齿之间就必然形成了与进出油腔都不相通的封闭容积，随着齿轮继续旋转，封闭容积的大小也会不断变化，这种现象就称之为齿轮油泵的困油现象。

图 (a)是-对轮齿开始在点A啮合，而之前的-对轮齿仍同时在点 日啮合，因为两齿轮啮合时无齿侧间隙，并且在两个啮合点之间还存在-个啮合点村，所以此时3个啮合点把困油容积分成了两个独立的部分困油容积 和 ，这时 最大，当齿轮按图 (a)所示的方向继续转动，则 逐渐变小， 逐渐变大，当齿轮转至图 (b)所示位置时， 变为最大。

齿轮继续转动， .继续减小，之前的-对轮齿在点D处脱开，这时候就只存在-个困油容积，当此轮齿的对称中心线和两齿轮中心连线完全重合的时候，困油容积 变至最校随着齿轮旋转， 又开始逐渐变大，达到图 (d)所示位置时，又有-对新的轮齿开始进入啮合，这时候又有另-新的困油容积 形· 98· 机床与液压 第 41卷成，这时候 最大，齿轮继续转动， 继续变大，减小，转至图 (e)所示位置的时候， 增加到最大，转至，部分所示的位置时， 变为最校- - -E F-B'(e)e位 置 (fl p窿置图5 无齿侧间隙时的困油过程示意图因为工作油液的可压缩性非常小，在困油容积从最大逐渐变小的过程中，封闭的油液瞬间被挤压，压力迅速升高，在这-瞬间会大大超过齿轮泵的最高输出压力，导致齿轮轴和轴承受到了非常大的高频率的冲击载荷，齿轮泵功率损失增大，并引起振动和噪声，致使油液发热、齿轮泵工作不稳定和寿命降低。

在困油容积从最小逐渐变大的过程中，会形成真空并产生气泡，带来振动、噪声、气蚀等严重后果。所以困油现象对齿轮泵工作性能和寿命都有非常大的危害。

齿轮泵卸荷槽的结构和形式非常多，但是其卸荷原则是相同的。作者在JHP高压齿轮油泵设计中采用在侧板上加工卸荷槽的方法来消除困油现象以及其导致的种种危害。在保证进出油孔互不沟通的前提下，在出油孔侧采用无侧隙圆形卸荷槽，使困油容积与出油孔相通，在进油孔侧采用矩形卸荷槽并结合真空低压油的轴承自吸润滑，开设润滑油槽，使困油容积与轴承孔和低压腔相通。

3 结论随着工程机械液压系统向高压化方向发展，工作压力逐步提高至20～25 MPa，这就要求进-步提高高压齿轮油泵额定工作压力 (25 MPa)。在对国内外同类产品进行详细分析和研究的基础上，结合产品设计制造经验，采用计算机辅助设计 (CAD)和计算机辅助工程 (CAE)实现创新设计 ，开发了 JHP系列高压齿轮油泵。详细介绍了JHP系列高压齿轮油泵的基本组成和结构原理，对齿轮油泵各部分进行了详细的设计和研究。JHP系列高压齿轮油泵的内部结构特点是采用非对称结构设计，减小了齿轮泵从动齿轮轴承受的液压力和啮合力的合力，从而使主、从动齿轮支承轴承的负荷基本相当，平衡了整个齿轮泵的受力。