2007年 9月 第 35卷 第 9期 机床与液压
MACH I N E T OOL &HY DRAUL I CS Sep 12007 Vol 135No 19
外啮合齿轮泵的间隙优化 陈英 1 , 荆宝德 2 , 王义强 2
(11吉林工程技术师范学院 , 长春 130052; 21吉林大学 , 长春 130025 摘要 :液压传动属于低效率的传动 , 液压泵作为主要能量转换装置 , 对系统总效率影响很大 。本文从节能的角度出 发 , 建立齿轮泵间隙优化模型 。 以 C BZb2系列泵为例 , 得到各型号泵的优化间隙 , 并求得优化间隙下的效率 , 与试验结果 进行了对比分析 。
关键词 :齿轮泵 ; 能量损失 ; 理论模型 ; 优化间隙 中图分类号 :TH325 文献标识码 :A 文章编号 :1001-3881(2007 9-156-3
The M ost O pti m i za ti on Gap of the Externa l Gear Pum ps CHE N Ying 1 , J I N G Baode 2
, WANG Yiqiang 2
(11J ilin Teachers I nstitute of Engineering and Technol ogy, Changchun J ilin 130052, China;
21J ilin University, Changchun J ilin 130025, China
Abstract:The efficiency of hydraulic driving is l ow . A s the energy transf or mati on unit, the pu mp has great effect t o t o 2tal efficiency of hydraulic syste m. I n order t o reduce energy l oss, the gap op ti m almodel of external was established . The op 2ti m izati on gap and the efficiency under it was calculated f or CBZb2series gear was compared with experi m ental data .
Keywords:Gear pu mp; Energy l oss; Theoretical model; ti m 0 引言
在建筑机械中 , 动化发展的需要 :节能 提高效率 , , 以适应机电一体化的发 展 , 提高可靠性、 寿命、安全性和维修性。
液压传动在某种意义上是属于低效率的传动 , 所 以研究高效率的液压元件与液压系统 , 是一项重要的 课题 。 加之过去人们往往只注重其控制和调节性能的 指标 , 并没有把系统效率明确地作为设计目标之一 , 造成大量能源的浪费 , 液压传动的功率损失大部分转 化为液压系统的发热 , 而热能是一种不可回收的能量 损失 , 使系统温度升高。 而工作液性质与温度有密切 的依赖关系 , 高温会加速液体老化 , 而过热又会导致 油变质 , 形成胶状沉淀 , 使密封件变质 , 使配合间隙 变化 , 使效率进一步降低 。 诱发各种故障 , 影响元件 的使用寿命和系统工作的可靠性 。 因此现代液压系统 设计把提高系统效率 , 降低能耗作为重要的质量指 标 。 要提高液压装置的效率 , 就是要提高每个液压元 件的效率 , 液压泵作为主要能量转换装置 , 对系统总 效率的影响很大。 为了提高泵的效率 , 需要对泵的能 量损失进行分析。
本文主要从节能的角度出发 , 建立齿轮泵间隙优 化模型。 1 齿轮泵的机械损失 ΔN
齿轮泵的容积损失主要是由机械摩擦造成的 , 齿 轮泵的机械损失主要包括 : (1 齿顶端面与液体的粘性摩擦损失 ΔN h δ;
( 齿轮端面与液体的粘性摩擦损失 ΔN hs ; (3 轴和轴承的摩擦损失 ΔN c ; (4 齿轮啮合的摩擦损失 ΔN n ; (5 轴和轴封的摩擦损失 ΔN f 。
由于齿轮泵在 ΔN c 、 ΔN n 、 ΔN f 的能量损失相对 ΔN h δ、 ΔN hs 两部分损失比较 , 占的份额较小 , 故在这 里只讨论与齿轮间隙有关的 2种粘性摩擦损失。 111 齿顶与液体的粘性摩擦损失 ΔN h δ
根据牛顿摩擦定律可知 , 齿端面上液体的摩擦切 应力 (单位 :Pa : τδ=9y =0= Δp δ 2SeZ 0+ 2 πnR 2u 60
δ其中 :Δp 为齿轮泵高低压腔压差 (Pa ; δ为齿端与壳体的径向间隙 (m ; Se 为齿顶厚 (m ; Z 0为过渡区齿数。 一个齿轮的齿顶摩擦面积 (单位 :m 2 为 :
A =Z 0BSe
所以两个齿轮齿顶总的粘性摩擦损失 ΔN h δ(单 位 :W 为 :
ΔN h δ=2τδAv 15nR 2Z 0Δp δ2SeZ 0+2πnR 260δ112 齿轮端面与液体的粘性摩擦损失 ΔN hs
2个 齿 轮 共 4个 端 面 , 其 粘 性 损 失 (单 位 :W 为 : ΔN hs =4(ΔN hs 1 +ΔN hs 2 =1800 π3n 2s (R 4i -R 4 1 +
27003n 2R μs (R 32-R 3 i =253n s 18
(R 4i -R 41 +27 R (R 32-R 3
i (1
图 1 齿轮端面上的 微小环形面积 其中 :ΔN hs 1 为齿轮的一个端面 从齿轮轴到齿根圆的粘性摩擦 损失 ; ΔN hs 2
为齿轮的一个端面 从齿根圆到齿顶圆的粘性摩擦 损失 ; R i 为齿根圆的半径 (m ;
s 为齿轮端面间隙 (m 。 由以上推导可知 :粘性摩 擦损失随油液粘性的增大而增
大 , 而随着间隙的增大而减小 。 而油液的泄漏随着油 液粘性的增大而减小 , 随着间隙的增大而增大 。 2 间隙优化模型
211 齿轮泵端面最佳间隙
由端面间隙所产生的总功率损失由两部分组成 , 粘性摩擦损失。 (1 :
ΔN Q s =60-s Δp =3 Δ p 2 3 πμ∞
外啮合齿轮泵的间隙优化（精）
