一种月牙板双侧具有动润滑效应的渐开线内啮合齿轮泵

摘要

本发明公开了一种月牙板双侧具有动润滑效应的渐开线内啮合齿轮泵，该齿轮泵包括泵体、传动轴、外齿轮、安装在传动轴上的内齿轮、月牙板及端盖。本发明通过使月牙板内侧轮廓中心相对于主动齿轮中心向吸油侧偏置和外侧轮廓中心相对于从动齿轮中心向压油侧偏置，可使月牙板内外两侧形成在吸油侧具有最大间隙值、在压油侧具有最小间隙值的收敛油楔结构，该收敛油楔结构能使月牙板内外两侧的动润滑效应得到充分发挥，从而使内啮合齿轮泵的润滑性能得到改善，容积效率得到提高。

说明书

技术领域

本发明涉及一种内啮合齿轮泵，特别是涉及一种月牙板双侧具有动润滑效应的渐开线内啮合齿轮泵。

背景技术：

渐开线内啮合齿轮泵是一种泵送工作油液的液压元件，具有无困油现象，输送平稳，噪音小，使用寿命长等优点，应用广泛。

现有渐开线内啮合齿轮泵的结构如图1所示，内齿轮(主动齿轮)1和外齿轮(从动齿轮)3的节圆紧靠一边，另一边被泵盖上的“月牙板4”隔开。主动轴上的内齿轮1带动外齿轮3同向转动，在吸油口处齿轮相互分离形成负压而吸入液体，在压油口处不断嵌入啮合而将液体挤压输出。图1中，月牙板4通过其内侧表面与内齿轮齿顶圆表面相接触和外侧表面与外齿轮齿顶圆表面相接触，从而将内齿轮1和外齿轮3之间的空间分割成两个独立的密封腔——吸油腔2和压油腔5。需要说明的是，这里的接触并非真正意思上的零间隙接触，考虑到内外齿轮旋转需要以及加工误差，具有一定的间隙是必要的。

月牙板内侧表面与内齿轮齿顶圆表面之间的径向距离，称为内侧油膜间隙，如图1中的h_0i所示；月牙板外侧表面与外齿轮齿顶圆表面之间的径向距离，称为外侧间隙，如图1中的h_0o所示。在此内外油膜间隙里，液体一方面在泵压油与吸油的压力差作用下，产生自压油的高压侧向吸油的低压侧的泄漏，另一方面由于内外齿轮齿顶圆的圆周速度引起的粘性摩擦，少部分液体又从吸油侧被带向压油侧。较大的内外侧油膜间隙会使泄漏损失增加，容积效率下降。实际应用中，为避免内外齿轮齿顶的刮板现象，月牙板内外侧油膜的安装间隙一般在0.11mm～0.14mm，而且该间隙在整个密封区域内设计上是均匀等值的，因此泄漏很大。

为了避免内外齿轮齿顶的刮板现象，月牙板内外侧的油膜力需越大越好，而目前采用的等间隙油膜，由于在油膜内不能产生动压效应，所以油膜力相对比较小。如果通过月牙板内外侧轮廓的调整，使得月牙板内外两侧均具有收敛间隙的油楔结构，则将使月牙板内外两侧间隙内的动润滑效应得到充分发挥，润滑性能得到有效改善。

发明内容

本发明的目的在于提供一种月牙板双侧具有动润滑效应的渐开线内啮合齿轮泵。

为达到上述目的，本发明提供的月牙板双侧具有动润滑效应的渐开线内啮合齿轮泵包括泵体、传动轴、外齿轮、月牙板、端盖及安装在传动轴上的内齿轮，所述内、外齿轮的左侧啮合，右侧被月牙板隔开，所述月牙板内侧轮廓的中心位于内齿轮中心的正上方，外侧轮廓的中心位于外齿轮中心的正下方，即月牙板内侧轮廓的中心从与内齿轮中心相重合的位置沿竖直方向朝吸油腔一侧偏移了一微小距离，外侧轮廓的中心从与外齿轮中心相重合的位置沿竖直方向朝排油腔一侧偏移了一微小距离。

本发明通过使月牙板内侧轮廓中心相对于主动齿轮中心向吸油侧偏置和外侧轮廓中心相对于从动齿轮中心向压油侧偏置，可使月牙板内外两侧形成在吸油侧具有最大间隙值、在压油侧具有最小间隙值的收敛油楔结构，该收敛油楔结构能使月牙板内外两侧的动润滑效应得到充分发挥，从而使内啮合齿轮泵的润滑性能得到改善，容积效率得到提高。其最佳收敛比由油膜力最大的条件来确定，转速越高，最小油膜间隙越小，压油压力越小时，最佳收敛比越大，内啮合齿轮泵的润滑性能越能得到改善，寿命和容积效率越能得到提高，高速轻载时，动润滑效尤为明显。

下面结合附图和实施例对本发明作进一步说明。

附图说明

图1为现有渐开线内啮合齿轮泵的月牙板内外侧油膜间隙示意图。

图2为本发明渐开线内啮合齿轮泵的月牙板内外侧油膜间隙示意图。

图3为月牙板内、外两侧轮廓的示意图。

图4为月牙板内侧的油楔结构的示意图。

图5为月牙板外侧的油楔结构的示意图。

图6为月牙板内侧的油膜承载力的示意图。

图7为月牙板内侧由吸油腔带入到压油腔的液体流量的示意图。

图8为月牙板内侧轮廓的几何尺寸示意图。

图9为不同转速下月牙板内侧的油膜承载力的示意图。

图10为不同转速下月牙板内侧由吸油腔带入到压油腔的液体流量的示意图。

图11为不同最小间隙下月牙板内侧的油膜承载力的示意图。

图12为不同最小间隙下月牙板内侧由吸油腔带入到压油腔的液体流量示意图。

图13为不同压油压力下月牙板内侧的油膜承载力的示意图。

图14为不同压油压力下月牙板内侧由吸油腔带入到压油腔的液体流量示意图。

图中：1—内齿轮  2—吸油腔  3—外齿轮  4—月牙板5—压油腔

具体实施方式

实施例

本发明渐开线内啮合齿轮泵的结构如图2所示，包括内齿轮(主动齿轮)1、外齿轮(从动齿轮)3、传动轴、月牙板4、泵体、左浮动侧板、右浮动侧板和端盖，内齿轮1安装在传动轴上，内齿轮1和外齿轮3在左侧啮合，右侧被端盖上的月牙板4隔开，从图中可看出，月牙板4的内侧与内齿轮1的齿顶圆一侧相贴合，外侧与外齿轮3的齿顶圆一侧相贴合。月牙板4内、外侧的结构如图3所示，图中月牙板4内侧圆弧轮廓401的圆心o_i位于内齿轮1的中心o₁的正上方，即月牙板4内侧圆弧轮廓401的圆心o_i从与内齿轮1的中心o₁相重合的位置沿竖直方向朝吸油腔2一侧偏移了一微小距离，月牙板4外侧圆弧轮廓402的圆心o_o位于外齿轮3的中心o₂的正下方，即月牙板4外侧圆弧轮廓402的圆心o_o从与外齿轮3的中心o₂相重合的位置沿竖直方向朝排油腔5一侧偏移了一微小距离，所形成的收敛油楔结构如图2所示，该内、外两侧的收敛油楔在吸油侧具有最大间隙值h_2i、h_2o，在压油侧具有最小间隙值h_1i、h_1o(注：图中间隙值很小，夸大画法是便于描述)。

将月牙板4内外两侧的油楔结构沿各自的圆周方向展开，则形成如图4、图5所示的内、外侧油楔倾斜面，该倾斜面符合无限长斜面滑块的相关摩擦学理论。图中，U_i、U_o表示内齿轮1和外齿轮3齿顶的移动速度；l_i、l_o表示内齿轮1和外齿轮3与月牙板4内外侧形成的密封区长度；p₁、p₂表示泵的压油压力和吸油压力；Q_i、Q_o表示月牙板4内外侧油膜间隙内由吸油侧带入到压油侧的液体流量，该值越大，泵的容积效率越高；h_i、h_o和p_i、p_o表示月牙板4内外侧油膜间隙内某位置下的油膜间隙和油膜压力，油膜压力越大，油膜承载力越大，则所需要的最小油膜间隙将越小。

由于月牙板4内外两侧的油楔结构，设计上完全一致，这里仅以内侧油楔结构进行说明。根据无限长斜面滑块的润滑理论，经推导，得初始压差(p₁-p₂)下斜面滑块内的压力分布表达式为

$>p_i=\frac{6U_i{\mathrm{\mu l}}_i}{h_{1i}{K}_i}[\frac{1}{h_i}-\frac{h_{\mathrm{ip}}}{2h_i^2}+\frac{h_{\mathrm{ip}}}{4}(\frac{1}{h_{2i}^2}+\frac{1}{h_{1i}^2})-\frac{1}{2}(\frac{1}{h_{2i}}+\frac{1}{h_{1i}})]+\frac{1}{2}(p_2+p_1)---\left(1\right)$>

式中，μ为流体的粘度；K_i＝h_2i/h_1i-1为月牙板内侧油楔的收敛比；h_ip为油膜内最大压力处的油膜厚度。

由油膜内的最大压力处存在dp_i/dh_i＝0，得

$>h_{\mathrm{ip}}=2h_{1i}\frac{K_i+1}{K_i+2}-\frac{h_{1i}^3{(K_i+1)}^2}{3U_i\mu l_i(K_i+2)}(p_1-p_2)---\left(2\right)$>

将式(1)所示的压力分布函数沿月牙板宽度方向积分，求得月牙板4内侧油膜承载力W_i为

$>W_i=\frac{B{l}_i}{h_{1i}{K}_i}{\int }_{h_{1i}}^{h_{2i}}{p}_{i}d{h}_i\approx \frac{{\mathrm{Bl}}_i}{M}\underset{j=1}{\overset{M}{\Sigma }}{p}_i\left(j\right)---\left(3\right)$>

式中，B为月牙板4的宽度；M为积分迭代的步数。

吸油侧通过月牙板4内侧油膜间隙流向压油侧的液体流量Q_i为

式中，Q_ω1为有ω₁引起的剪切流量，值越大，泵的容积效率越高；Q_Δp为由压差(p₁-p₂)引起的压差流量，值越大，泵的容积效率越低；r_a1为内齿轮的齿顶圆半径。

如以模数为3mm，内齿轮齿数为10，外齿轮齿数为16，节圆压力角为20°，节圆啮合角为25°，齿宽20mm，l_i＝0.5πr_a1，h_0i＝h_1i＝0.06mm，p₁＝2MPa，p₂＝0.1MPa，转速n₁＝6000RPM，粘度0.0262Pa.s，M＝10000为例。此时，对于有(K_i＞0)、无(K_i＝0)油楔结构的情况，月牙板内侧的油膜承载力和由吸油腔带入到压油腔的液体流量随收敛比变化的情况，如图6、图7所示。

在图6、图7中，对于p₁＝p₂＝0的无初始压差情况，最佳收敛比为1.188，与相关文献给出的值完全一致，说明了公式(1)～(4)推导上的正确性。对于p₁＝2MPa、p₂＝0.1MPa的有初始压差情况，在K_i＝0.96的最佳收敛比下，油膜力为1172.7N，带入到压油腔的液体流量为4.01×10^-6m³/s；而在具有同等最小值的平行间隙内的油膜力，即K_i＝0位置时的油膜力为609.5N，带入到压油腔的液体流量为3.08×10^-6m³/s。由此可见，油膜力提高了(1172.7-609.5)/609.5≈92.4％，动润滑效应使得月牙板内侧的润滑性能更好；带入到压油腔的液体流量提高了(4.01-3.08)/3.08≈30.2％，月牙板4内侧的动润滑效应使得泵的容积效率更高。

当确定了某一工况下月牙板内侧收敛间隙的最佳收敛比后，就可对月牙板内侧的轮廓尺寸进行设计计算，如图8所示，月牙板内侧的轮廓尺寸主要涉及其圆心o_i到内齿轮3圆心o₁的偏心距e_i，以及圆弧半径r_ai。

在图8的三角形Δo_io₁i中，存在如下的几何关系

$>r_{\mathrm{ai}}^2=e_i^2+{(r_{a1}+h_{2i})}^2-2e_i(r_{a1}+h_{2i})\sin {\alpha }_{2i}---\left(5\right)$>

式中，α_2i为月牙板内侧密封区在泵吸油侧所对应的夹角，为由泵基本参数的确定值。

在图8的三角形Δo_io₁o中，存在如下的几何关系

$>r_{\mathrm{ai}}^2=e_i^2+{(r_{a1}+h_{1i})}^2+2e_i(r_{a1}+h_{1i})\sin {\alpha }_{1i}---\left(6\right)$>

式中，α_1i为月牙板内侧密封区在泵压油侧所对应的夹角，为由泵基本参数的确定值。

由式(4)～(5)相等，取α_1i＝α_2i＝45°，得

$>e_i=0.5K_i^{*}{h}_{1i}/\sin {\alpha }_{1i}=0.5\times 0.96\times 0.06/0.707\approx 0.02\mathrm{mm}---\left(7\right)$>

将e_i代入式(4)或(5)，即可求得相应的圆弧半径r_ai≈18.53mm；而r_a1≈18.48mm。

当转速分别为2000RPM、3000RPM和4000RPM而其它参数不变时，月牙板内侧的油膜承载力和由吸油腔带入到压油腔的液体流量随收敛比变化的情况如图9、图10所示，由图可见，转速越高，最佳收敛比越大，油膜承载力和带入到压油腔的液体流量越大，动润滑效应使得月牙板内侧的润滑性能越好，泵容积效率越高。

当最小油膜间隙分别为0.03mm、0.05mm和0.07mm而其它参数不变时，月牙板内侧的油膜承载力和由吸油腔带入到压油腔的液体流量随收敛比变化的情况如图11、图12所示，由图可见，最小油膜间隙越小，最佳收敛比越大，油膜承载力和带入到压油腔的液体流量越大，动润滑效应使得月牙板内侧的润滑性能越好，泵容积效率越高。

当泵压油压力p₁分别为1MPa、3MPa、5MPa，且其它参数不变时，月牙板内侧油膜力和带入流量，随收敛比变化的情况如图13、图14所示。图中p₁＝1MPa时，采用最佳收敛比的油膜力改善率为(604-320)/320≈88.8％；p₁＝3MPa时，为(1072-900)/900≈19.1％；p₁＝5MPa时，为(1571-1480)/1480≈6.1％。由此可见，压油压力越低，最佳收敛比越大，油膜力改善率和带入流量更大，动压效应使得月牙板内侧的润滑性能更好，泵容积效率更高。

另外，由于月牙板存在双侧的油楔结构，故本发明仅适用于单向内啮合齿轮泵。至于其它比如具有月牙板的直线共轭内啮合齿轮泵，也可采用本发明进行月牙板双侧油楔结构的设计。