一種進油正壓、高轉速、寬溫域小排量雙聯齒輪泵的優化設計詳解

時間：2023/7/24閱讀：2323

齒輪泵因結構簡單、易加工、自吸能力強以及對油液污染不敏感等優點而被廣泛應用于船舶、機床、國防、采礦、汽車、冶金等^[1]領域。目前，國內外已開展了齒輪泵間隙^[2]、泵體結構^[3]、軸向間隙補償^[4]、徑向壓力平衡、自吸性能^[5]、浮動軸套結構設計、高轉速齒輪泵主動供油系統以及關于液壓系統的氣蝕問題及預防措施^[6]等方面的研究。結果發現：齒輪泵轉速越高，其吸油腔真空度越高，自吸性能越好，但隨著齒輪泵轉速進一步提高，由于齒廓間油液的離心運動，齒輪泵會產生一定的吸空現象，導致油液內部溶解的氣體析出從而產生氣穴現象。研究人員雖已對齒輪泵的真空度以及過度真空產生氣穴的情況進行了研究，也為消除齒輪泵高轉速工況下產生氣穴提出了主動供油系統的解決方案，但對因主動供油系統產生的壓力對齒輪泵軸封的可靠性沒有很好的解決方案，基本上從提高軸封的耐壓能力予以著手，有些耐壓油封的耐壓值達到了10MPa以上，但因其工作原理導致在高轉速工況下極易磨損失效產生故障，從而影響主機的可靠性和齒輪泵的使用壽命。本文以外嚙合齒輪泵為研究對象，闡述了齒輪泵結構特征及其工作原理，分析了齒輪泵自吸和主動供油系統工況之間的不同關系，并結合實際生產中經驗積累實現了多種優化方法的分析和應用。本文為應用于一種主動供油系統的進油正壓、高轉速、寬溫域高壓力輸出雙聯齒輪泵的優化設計。

氣穴是指流動的油液在局部位置壓力下降（流速高或者壓力低真空）達到飽和蒸氣壓或空氣分離壓時，產生空氣的分離而形成大量氣泡的現象。當再次從局部低壓流向高壓區時，氣泡破裂消失，在破裂消失過程產生局部高壓和高溫，出現振動和發出不規則的噪聲，金屬表面被氧化剝蝕，這種現象叫氣穴，又叫氣蝕。氣穴現象的產生對主機系統有極其嚴重的危害性，因而必須予以采取相應的預防措施。

某些主機系統由于內部空間狹小，必須通過提高齒輪泵的工作轉速以達到系統流量需求。由于高轉速齒輪泵容易形成吸空，導致氣穴現象發生。因而，在此類主機系統中均采用主動正壓供油系統，為了保持供油的穩定性，一般設置一定的供油壓力以保證齒輪泵的進油腔無低壓真空現象的產生。主動供油系統原理如圖1所示。

1.雙向結構雙聯泵（小排量）

2-1、2-2、2-3、2-4、2-5.壓力表

3-1、3-2、3-3.溫度計 4-1、4-2.流量計

5-1、5-2、5-3.溢流閥 6-1、6-2.加熱器

7-1、7-2.散熱8.増壓補油泵（大排量）

9.低速電機 10.高速電機

11-1、11-2.油箱 12-1、12-2、12-3.真空表

圖1 主動供油系統原理

主動供油系統中，工作泵為小排量高轉速齒輪泵，其進油口和增壓補油泵出油口相連通，齒輪泵的旋轉軸封處始終承受系統設定的補油壓力，一般為2.5MPa左右。而且根據旋轉油封的使用特性，在高壓工況下，其允許運行轉速將大幅下降。齒輪泵旋轉油封裝配位置典型結構如圖2所示。

圖2 齒輪泵油封處結構示意圖

由圖2所示可知，齒輪泵軸伸直徑d，其工作轉速為n，油封唇口承壓環帶直徑為D，寬度為B，如果設定主軸和油封唇口的摩擦系數為μ，油封唇口處油壓為p_入，設定此處油封唇口彈簧力為F_彈，唇口橡膠變形張力為F_張，則可以得出此處摩擦副所受延徑向的總法向力為：

F_總=F_彈+F_張+π×D×B×p_入（1）

此處摩擦力f近似計算結果如下：

f=μ×F_總（2）

根據上述公式，我們可以得出影響油封唇口摩擦力的要素主要有三個方面，一是由軸頸粗糙度和油封唇口材料之間形成的摩擦副對應的摩擦系數μ，二是油封設計形成彈簧力F_彈和橡膠變形張力為F_張以及唇口結構π×D×B承壓環帶面積，三是油封唇口處的油液輸入壓力p_入。

常規齒輪泵在油封唇口處由于齒輪泵的自吸形成真空，因而油封唇口一般在結構上設置彈簧和一定的壓縮量使其緊密貼合齒輪軸伸，此處油壓一般為負值，可以忽略。因而油封唇口所受壓力為唇口彈簧力和橡膠壓縮變形張力之和。即：

F_總=F_彈+F_張（3）

在主動供油系統中，由于供油壓力的存在，油封唇口處F_總因存在p_入而大幅增加，在高轉速工況下，此處產生大量的摩擦熱能。其計算公式如下：

W=F_總×s （4）

s=π×d×n （5）

實際工況中，因供油壓力的存在，F_總大幅增加，由于高轉速應用工況的需求，行程s值較常規齒輪泵大，因而在唇口將產生大量摩擦熱能。由于供油壓力的存在，油封唇口處的油液不能因齒輪泵自吸返回進油口，此處的熱量無法有效帶走產生高溫，從而導致油封唇口老化（見圖3）密封失效以及燒軸（見圖4）等故障的發生，產品故障率高，使用壽命短。

常規齒輪泵因結構適應性以及內部參數設計強度不足等問題，在實際使用中已經出現了螺栓斷裂（見圖5），軸套燒蝕（見圖6），雙聯齒輪泵連接套磨損（見圖7），容積效率下降過快等多種故障。為了提高齒輪泵的應用前景，要求齒輪泵需具有向寬溫域（-43℃~150℃）高功率密度（高壓、高速、小型化）方向發展的能力。

如圖3~圖5，產品在工作過程將產生軸封漏油、片間漏油以及不建壓等影響主機使用性能或者直接造成停機等嚴重故障，圖6、圖7由于承載能力不足產生微動磨損影響產品使用壽命和可靠性。為了有效解決上述故障現象，提高產品的承載能力和使用壽命，滿足特殊工況的可靠性需求，我們從產品結構，齒輪參數，材料應用等多方面予以分析解決。

2.1 軸套采用雙向密封結構設計解決齒輪泵進油腔道正壓油封不承受高壓問題

常規齒輪泵浮動軸套內部密封采用高、低壓區分開，單旋轉方向的密封方式，其進油口的壓力不允許高于0.3MPa。對于齒輪泵進油腔道正壓供油，當齒輪泵進油口壓力為2.5MPa，這就需要油封的耐壓大于2.5MPa至3MPa以上，這種方案由于進油腔道通過軸套背面回油槽處和旋轉密封腔道的接通（見圖8）。因而，進油腔道的壓力和壓力波動將直接傳遞到旋轉油封處，對油封的要求較高，在高溫、高壓、高速的情況下容易產生泄漏，造成齒輪泵漏油故障，可靠性差。

根據齒輪泵工作原理的幾何模型，抽取流體域作為流體仿真計算的區域，流體域共分成三部分：入口流域、泵內齒輪傳動流域以及出口流域。大致可以得到如圖9所示的流線圖和壓力云圖。

為了解決主動供油系統齒輪泵軸封的可靠性問題，采用一種雙向密封結構方案，在軸套的背面將壓力區分為4個區，低壓區、高壓區和2個次高壓區（見圖10），這種方案通過內部異形密封圈將齒輪泵進油腔道和旋轉密封腔道隔離，進油腔道即使高壓也不會對旋轉密封腔造成影響，有效提高了旋轉密封的可靠性，同時通過縮小高壓區面積降低了浮動軸套的傾覆力矩，增加了軸套的平衡性能，降低齒輪徑向液壓不平衡力，改善齒輪和齒輪軸所受力情況。

2.2 增加泄油口解決高溫導致的油封唇口老化、油封失效問題

后蓋端增加泄漏油口結構如圖11所示，充分利用產品內部循環機構的泄漏油對各重要摩擦副形成有效潤滑，由高壓區至低壓區產生的內泄油液與泄油口的無壓力形成壓差，促使泄漏油的循環（如圖11中的循環回油腔道），從而通過外泄形式及時將各摩擦副產生的熱量充分散熱、排出，也確保了齒輪泵油封處的壓力和系統回油管路壓力一致，不超0.5MPa，油封唇口可靠性得到大幅提高。

優化后的主機主動供油系統工作原理如圖12所示。

1.雙向結構雙聯泵（小排量）

2-1、2-2、2-3、2-4、2-5.壓力表

3-1、3-2、3-3.溫度計 4-1、4-2.流量計

5-1、5-2、5-3.溢流閥 6-1、6-2.加熱器

7-1、7-2.散熱器 8.増壓補油泵（大排量）

9.低速電機10.高速電機

11-1、11-2.油箱 12-1、12-2、12-3.真空表

圖12 優化后的主機主動供油系統工作原理

3.1 采用五段式結構設計，縮短雙聯泵總體長度提高整體剛度

整體結構采用前蓋、前泵體、聯結板、后泵體、后蓋五段式結構（如圖13）。更改常規產品（如圖14）的六段式雙連接板十字接頭連接方案（如圖15）為花鍵軸傳動單連接板（如圖16）形式，有效減小齒輪泵的軸向尺寸，提高功率傳輸的可靠性和穩定性，切實提高了產品的功率密度水平。避免了如圖7所示十字接頭和連接扁鍵早期磨損故障的發生，提高了產品的承載能力和可靠性。

1.前泵主動齒輪 2.前蓋 3.前泵體

4.浮動軸套 5.聯結板 6.后泵體

7.后泵主動齒輪 8.花鍵軸 9.后蓋 10.從動齒輪

（五段指2、3、5、6、9外形結構）

圖13 五段式結構圖

圖14 常規齒輪泵外形結構

圖15 十字接頭雙連接板結構圖

圖16 花鍵軸單連接板

3.2 齒輪參數優化設計^[7]提高承載能力，解決產品高壓、高溫工況下容積效率低問題

采用小模數多齒雙嚙合齒輪參數化設計，并進行三維仿真，模擬齒輪嚙合狀況，確定齒輪雙嚙合狀況最佳公法線工藝控制參數（見圖17），提高齒輪的承載能力。

圖17 齒輪三維參數化設計

齒輪軸頸采用大模數系列產品軸頸尺寸，有效提高齒輪軸頸的抗撓度變形，增加了低溫環境啟動扭矩性能。

齒輪采用滾、剃齒形修形工藝優化，改變齒輪齒面嚙合的應力變形，有效降低齒輪嚙合噪聲（如圖18）^[8]。

圖18 圓柱與平板的殘余變形

3.3 優化浮動軸套高壓區設計提高產品軸向承載能力

采用縮小高壓區雙向密封結構（如圖8和圖10所示）。通過對單向和雙向密封結構分析，設計的齒輪泵高壓、次高壓、低壓區域，有效降低齒輪承受的徑向液壓不平衡力。同時也減少了齒輪泵內部高壓區面積，齒輪泵安裝螺栓承受高壓沖擊載荷狀況得到很好改善，增加了產品的整體剛度，避免出現螺栓斷裂故障（如圖5）。通過三維模擬齒輪雙面嚙合困油區間（如圖19），精確計算卸荷槽尺寸，優化卸荷槽的高低溫、高速、高壓工況下的有效卸荷性能。

（1）采用氫化丁腈橡膠密封材料和PTFE組合油封結構設計解決寬溫域工況密封有效性問題。

旋轉油封采用聚四氟乙烯特制油封以及特殊的唇口設計使產品滿足高轉速（4000r/min）以及低溫性能需求。氫化丁腈橡膠異形密封圈以及低塑性尼龍材料擋條組合式內密封結構滿足產品、正壓（2.5MPa）和寬溫域（-45℃～150℃）使用要求。

（2）內部雙向浮動軸套密封結構設計解決低溫高黏度啟動扭矩大以及高溫低黏度內部泄漏大問題。

對齒輪泵的間隙和內泄漏方面的研究,國內有很多。關于外嚙合齒輪泵內泄漏理論模型的建立及參數優化^[9]均有所涉及。在低溫環境下，鋁合金泵體、浮動軸套和合金鋼齒輪由于材料特性不同，低溫環境下收縮率差異較大。隨著環境溫度降低，齒輪泵體內壁與齒頂間間隙以及泵體厚度與齒輪厚度和浮動軸套厚度間形成的軸向間隙將逐步減小，在低溫運行時齒輪旋轉切割鋁殼和軸套端面，不合適的間隙，造成泵體孔掃膛面以及軸套和齒輪間摩擦副面的破壞。恢復常溫后，齒輪泵的容積效率將大幅下降。

通過大量的試驗和仿真分析，我們發現在高溫時，由于油液黏度的降低，齒輪泵的內泄加大，但當隨著溫度的升高，齒輪泵油液黏度下降有限，泄漏量總體變化不大。原因是高溫下，油液黏度變小，在不變的間隙下，泄漏已經達到相應的臨界值，幾乎接近泄漏的最大值，所以隨著溫度再增高，泄漏量變化不大。

為了使產品具有低溫工況下的啟動低摩性，降低低溫下油液高黏度以及摩擦副間因間隙過小導致失效的可能性，減少產品高溫工況下泄漏量滿足產品高溫高效使用性能。結合小高壓區和雙向結構設計思路，通過仿真和對比試驗最終確定合理的徑向間隙和軸向間隙配合尺寸。并確定了三種壓力區間密封區域的分布和組合密封結構內部密封形式，提高了大軸向間隙配合下齒輪泵端面密封的有效性。具體密封結構和區間劃分如圖20所示。

通過對主動供油系統工況以及齒輪泵內部結構的研究，綜合國內外相關專業研究機構對高流速導致氣穴現象發生以及高、低溫液壓系統以及低摩材料方面的研究方案的綜合應用。結合多年的齒輪泵生產和產品設計經驗，本文很好地解決了齒輪泵的進油正壓、高轉速、寬溫域以及高可靠性等方面性能需求問題。各項研究內容也通過產品的實際應用得到很好的驗證。結合現階段綠色電動能源的高速發展也為齒輪泵向高轉速、寬溫域以及與變頻電機組合實現變流量控制方面的應用提供了理論和方法支撐。

一種進油正壓、高轉速、寬溫域小排量雙聯齒輪泵的優化設計詳解

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