船用齿轮泵课件.ppt

第一节 齿 轮 泵 2-1-1 齿轮泵的工作原理 简单构造 一对互相啮合的齿轮 (The teeth meshed) 主动轮由原动机带动回转，齿顶和端面被泵体和前后端盖包围 由于相啮合齿的分隔，吸入腔和排出腔隔开 吸入和排出 图示方向回转时，齿C退出啮合，其齿间V增大，P降低，液体在吸入液面P作用下，经吸入口流入 随齿轮回转，吸满液体的齿间转过吸入腔，沿壳壁转到排出腔 当重新进入啮合时，齿间的液体即被轮齿挤出 结构特点 泵如果反转，吸排方向相反 啮合紧密，齿顶和端面间隙都小，液体不会大量漏回吸入腔 磨擦面较多，只用来排送有润滑性的油液 图2—1外啮合齿轮泵的结构 2-1-2 齿轮泵的困油现象 外齿轮泵一般采用渐开线 (involute) 齿形 为转运平稳，要求齿轮的重迭系数ε大于1 前一对啮合齿尚未脱离啮合时，后一对齿便已进入啮合。 在部分时间内相邻两对齿会同时处于啮合状态，形成一个封闭空间，使一部分油液困在其中， 而这封闭空间的容积又将随着齿轮的转动而变化 (先缩小，然后增大)，从而产生困油现象。 图2—2 齿轮泵的困油现象 2-2-2 困油现象的危害和排除 危害（当封闭V减小时，液体受挤压而P急剧升高，油液将从缝隙中强行挤出） 产生噪音和振动 使轴承受到很大的径向力 功率损失增加。 容积效率降低（当封闭V增大时，P下降，析出气泡） 对泵的工作性能和使用寿命都有害 排除(设法在封闭V变小时使之和排出腔沟通，而在增大时和吸入腔沟通) 开卸荷槽(图2—2(b)的虚线)。 结构简单，容易加工，且对称布置，泵正、反转时都适用，因此被广泛采用。 对称卸荷槽还不十分完善（还有噪音和振动） 2-2-2 困油现象的危害和排除(1) 不对称卸荷槽 两个卸荷槽同时向吸入侧移过适当距离 延长了Va和排出腔相通的时间 推迟了Vb和吸入腔相通的时间 Vb中可能出现局部真空，但不十分严重 这种卸荷槽能更好地解决困油问题 能多回收一部分高压液体 泵不允许反转使用 采用卸荷槽后困油现象影响大大减轻。 2-1-3 齿轮泵的径向力-图2-3 径向力增加轴承的负荷，影响泵的寿命 工作P越高，径向力就越大 对高压齿轮泵，要设法限制径向力，提高轴承寿命 2-1-4齿轮泵的流量-图2—4 理论上带到排出腔的油液体积应等于齿间工作容积 每转的Qt应为两个齿轮全部齿间工作容积之和。 可假设齿间工作容积与齿的有效体积相等。 每转Qt 是一个齿轮的齿间工作容积与轮齿有效体积的总和 近似等于齿的有效部分所扫过的一个径向宽度为2m的环形体积 2-1-4 齿轮泵的流量公式 用上述计算泵的Qt时，数值偏小 应乘上修正系数K。平均Qt为： 式中：D——分度圆直径，mm； m——模数(m=D／z，z为齿数)，mm； B——齿宽，mm； n——转速，r／min； ， K——修正系数，一般为1．05～1．15。 2-1-4 齿轮泵的流量公式 中、低压齿轮泵为使流量公式 Qt＝6.66zm2Bn ? 10-6 L／min (2—4) 高压齿轮泵的流量公式： Qt＝7zm2Bn ? 10-6 L／min (2—5) 2-1-4 提高齿轮泵理论流量途径 增加齿轮的直径、齿宽、转速和减少齿数。 n过高会使轮齿转过吸入腔的时间过短 n和直径增加使齿轮的圆周速度增加，离心力加大 增加吸入困难，齿根处P降低，可能析出气体，导致Q减小，造成振动和产生噪声，甚至使泵无法工作。 故最大圆周速度应根据所输油的粘度而予以限制， 最大圆周速度不超过5～6m／s， 最高转速一般在3000r／min左右。 加大齿宽会使径向力增大，齿面接触线加长，不易保持良好的密封。 减少齿数虽可使齿间V加大而Q增加，但会使Q的不均匀度加重。 2-1-4 影响齿轮泵ηv的主要因素 密封间隙 (内漏) 齿轮端面和盖板间的轴向间隙 齿顶和泵体内侧的径向间隙 轮齿的啮合线 这些漏泄量约占总漏泄量的70％～80％， 漏泄量的大小是与间隙值的立方成正比，故密封间隙特别是轴向间隙对泵的ηv影响甚大。 排出压力 漏泄量与间隙两端的压差成正比。 内漏较多，在排P升高时，Q的下降要比往复泵大 吸入压力 吸入真空度增加时，气体析出量增加， ηv亦将降低。 2-1-4 影响齿轮泵ηv的因素 油液的温度和粘度 (viscosity) 油液的T越高，μ越低，漏泄量就越大 但油T过低则μ太大，又会使吸入条件变差，吸入真空度变大，析出气体增多，也会使ηv下降。 转速 漏泄量与n关系不大 n低Qt就小，会使ηv降低 当n200～300 r／min， ηv将降到不能容许的地步 n过高又会造成吸入困难，也使ηv降低。 外齿轮泵的ηv =0.7～0.9，用间隙自动补偿装