2.1-齿轮泵(武汉理工,轮机工程,船舶辅机,周宏基).ppt

船舶辅机 第一节 齿 轮 泵 一、 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 1.齿轮泵的困油现象的形成 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.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） 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。 三、齿轮泵的径向力 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 四、齿轮泵的流量 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 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。 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) 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。 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。 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，用间隙自动补偿装置时， ηv可达0.8～0.96。 五、 齿轮泵的特点 1．有一定的自吸能力 能形成一定程度的真空，泵可装得比滑油液面高。 排送气体时密封性差，故自吸能力不如往复