第二节_齿轮泵和齿轮马达

1、第二节 齿轮泵和齿轮马达齿轮式的液压泵和液压马达分为外啮合和内啮合两种形式，其中外啮合式齿轮泵和齿轮马达允许转速较高，一般可达3000r/min左右，在个别情况下（如飞机用齿轮泵）最高转速可达8000r/min；外啮合齿轮泵的结构比较简单，价格便宜，外形尺寸小，重量轻，这些优点使得外啮合齿轮泵成为目前应用最为广泛的液压泵和液压马达。内啮合齿轮马达是低速大扭矩液压马达的一种形式，与其他大扭矩液压马达比较它具有体积小重量轻的优点。齿轮泵的自吸能力好，抗污染能力较强。齿轮泵的缺点是流量脉动和困油现象比较突出，噪声高，排量不可变。通常齿轮泵根据压力的不同分为三类，额定压力为2.5MPa的称为低压齿轮泵

2、、额定压力为1620MPa的称为中高压齿轮泵，还有工作压力可达32MPa的高压齿轮泵。一 外齿轮泵的工作原理图3-2-1所示为额定压力为2.5MPa的CB型低压齿轮泵的结构图。从外观上看这种泵由前泵盖、泵体和后泵盖三片组成，前泵盖上裸露着输入轴，后泵盖上开设着泵的进、出油口，这种结构又称为三片分离式结构。从内部看，一对相互啮合的齿轮支承在主、从动轴上，其中主动轴外伸，将原动机的动力输入，主、从动轴分别支承在四个带有保持架的滚针轴承上，（滚针轴承与其他形式的滚动轴承比较，在内径相同时具有最小的外径，适合于齿轮泵结构紧凑的特点。）四个滚针轴承又分别安装在前后泵盖中。为了保证开设在前、后泵盖上轴承孔

3、同轴度要求，用两个销钉对前、后端盖和泵体进行定位。图3-2-1齿轮泵的前、后端盖与泵体形成的密封工作腔（仅通过进油口与油箱中的油液相通，通过排油口与系统相通），被一对相互啮合的齿轮的啮合点以及齿顶与泵体内表面的配合所形成的密封，分割成吸油腔、排油腔以及吸、排油腔之间的过渡区间（两部分）。图3-2-2所示图3-2-2当主动齿轮按照图示方向旋转时，轮齿将在两齿轮中心连线的上侧进入啮合，主动齿轮和从动齿轮的轮齿逐渐进入各自对方的齿谷，同时把各自对方齿谷的液体排入高压腔，由于高压腔原本充满液体，无法再接纳排入高压腔的液体，于是必定有一部分液体被强迫通过齿轮泵的排油口排出。由于齿轮泵在旋转时，连续不断的

4、有轮齿进入啮合，所以齿轮泵的排油是连续进行的，这就是齿轮泵的排油过程。两齿轮的中心连线的上侧轮齿进入啮合的同时，在中心连线的下侧，主、从动齿轮的轮齿在退出各自对方的齿谷，退出轮齿的齿谷没有油液并进入了吸油腔。同时，随着齿轮的旋转，原来处在吸油腔的部分齿谷充满着油液退出吸油腔，进入了过渡区间。由于退出吸油区的的齿谷把油液带入过渡区间，进入吸油腔的齿谷又不带有油液，所以吸油腔产生了一定的真空度。当齿轮连续旋转时，轮齿退出齿谷是连续进行的，所以当齿轮连续旋转时，吸油腔的真空度也是连续存在的，因此油箱中的液体在大气压力的推动之下，经吸油管路和吸油口进入吸油腔，填补真空，这就是齿轮泵的吸油过程。根据以上

5、所述可知，齿轮泵的容积变化实际上变化的不是容积本身，而是变化液体的质量，即轮齿的齿谷是储存液体质量的容器，容器在吸油腔装满液体后（通过大气压与低压腔的压差填装完成），随着齿轮的旋转将液体向排油腔搬运，进入排油腔后将容器中的液体倾卸掉（通过主、从动齿轮的轮齿压入各自对方的齿谷将油液压出完成），由于排油腔无法容纳，从而形成排油。虽然，吸油腔和排油腔的容积本身随着齿轮的转动，周期性的膨胀和收缩，但是这种膨胀和收缩不是造成连续吸油和排油的原因。造成连续吸油的原因是连续的在低压腔取出液体，形成的真空度；造成连续排油的原因是，在排油腔连续的强制倾卸液体，造成排油清无法容纳。根据液压泵的基本原理和以上所述齿

6、轮泵的工作原理可知，液压泵的容积变化的含义不是单纯的指容积本身的变化，而是广义的。容积即密封工作腔中有两个可供改变的参数容积V和容积中所包含的液体质量M，可以通过改变V实现吸油和排油（即在M不变时，通过V增大产生真空，造成吸油；通过V收缩，无法容纳M，造成强迫排油），也可以通过改变M实现吸油和排油（即在V不变时，通过减少M造成真空，产生吸油；通过增多M，使容积无法容纳，造成强迫排油），齿轮泵的工作原理即符合后一种形式。二 外啮合齿轮泵的流量计算（一）瞬时流量对于液压系统来说，传动的均匀性、平稳性及噪声都和泵的流量脉动有关。瞬时流量分析的目的，在于了解影响瞬时流量脉动的因素，以便减小流量脉动。下

7、面根据齿轮啮合原理和能量守恒定律来推导齿轮泵的瞬时流量。假如不考虑能量损失，主动齿轮每转过一个微小角度d1，两个齿轮所作的机械功dW等于泵输出的液体体积dV和进出口压差p的乘积。泵的进口压力可视为零，于是压差P就等于排油压力pg，因此 （3-2-1）式中 T1、T2作用在主、从动齿轮上的扭矩；d1、d2主、从动齿轮的旋转角。如下图所示，x、y分别为齿轮啮合点到主动齿轮及被动齿轮中心的距离，Re1、Re2分别为主动齿轮及被动齿轮的齿顶圆半径。作用在主动齿轮上的液压力对主动齿轮转动中心的转矩为 （3-2-2）式中 B齿轮宽度。同理可得从动齿轮上的转矩为 （3-2-3）将式（3-2-2）和式（3-2

8、-3）代入（3-2-1），并考虑d1/d2=R2/R1（R1、R2分别为主动齿轮和从动齿轮的节圆半径），则得将等式的两端对时间求导数，可求得瞬时流量的表达式 （3-2-4）图3-2-3 公式中x、y值可以用上图的几何关系进行简化。途中f为啮合点C到节点P的距离，O1、O2分别为主动齿轮和从动齿轮的中心。由图可知假定主动齿轮和从动齿轮的齿高分别为h1和h2，则有将上述四式代入公式（3-2-4）后经整理后得 （3-2-5）通常齿轮泵齿轮的参数是一样的，故上式又可写成 （3-2-6）式中 Re=Re1= Re2 R=R1=R2可见，由于啮合点到节点的位置是变化的所以齿轮泵的实施流量是变化的。在齿轮刚

9、进入啮合和即将退出啮合时啮合点距节点的距离最大所以瞬时流量最小，在节点处瞬时流量最大。（二）排量计算液压泵在dt是安排出的液体体积为根据齿轮啮合原理，若R0为齿轮基圆半径，则df/dt=R0，因此假定在啮合点到节点的距离为f=f1处开始排油，f=f2处排油结束，则以对池派出的液体体积为 液压泵的排量为齿轮转动一周（即转过Z个齿）排出的液体体积：对于任何结构形式的外啮合齿轮泵，只要确定每对啮合齿排油过程的始、终位置f1及f2值，便可得知其理论排量。如齿轮的基节为tj，则一对啮合的齿在f=0.5tj时开始排油，在f=0.5tj排油结束。故排量为 （3-2-7）因齿轮啮合的重叠系数1，和为了解决困油

10、现象在结构上采取的措施，上式的计算结果与泵的理论流量有些误差。（三）流量脉动分析根据公式（3-2-6）可知，齿轮泵流量脉动的原因是由于啮合点的不断变化，造成啮合点到节点的距离f不断的变化。当f=0时瞬时流量最大，当f=0.5tj时瞬时流量最小，一对齿啮合过程中的瞬时流量变化过程如下图所示图3-2-4当啮合点与节点重合时瞬时流量最大，其值为 当一对齿刚进入啮合和即将退出啮合时，既f=0.5tj时，瞬时流量最小，其值为 根据（3-2-7）可得齿轮泵的理论平均流量为式中 Qt泵的理论平均流量，m3/s；n泵的转速，r/min。 瞬时流量在平均流量附近上下脉动，为了评价瞬时流量的脉动程度，引入了流量不

11、均匀系数Q齿轮泵的流量不均匀系数为 （3-2-8）式中 n齿轮刀具压力角。 若采用20压力角、齿高系数为1，则流量不均匀系数为 （3-2-9） 显然，增加齿数Z和增大压力角可以减小流量不均匀系数。（四）排量和平均流量粗略估算通常外啮合齿轮泵两个齿轮的参数是完全一样的，因此当主动齿轮转动一圈时，从动齿轮也转动了一圈，于是所有主动齿轮和从动齿轮的轮齿压入各自对方齿谷一次，因此泵的排量等于所有主动齿轮的齿谷与从动齿轮的齿谷之和。假设轮齿的体积等于齿谷的容积，则不难想象齿轮泵的排量等于主动齿轮（或从动齿轮）的基圆和顶圆所围环形圆柱体的体积，如下图所示，齿轮泵排量估算式为图3-2-5经实际应用对此式进行

12、了修正，得目前常用的齿轮泵排量估算式 对z=1319 对Z=612 齿轮泵平均流量估算式为对z=1319 对Z=612 在进行液压泵设计时，往往希望以较小的尺寸获得较大的排量。由以上所述可知，排量与齿轮泵的齿数成正比、与齿轮模数的平方成正比，在齿轮分度圆半径不变时，齿轮的模数和齿数成反比R=Zm/2，因此为了获得较大的排量而又保持齿轮泵的尺寸较小的办法是增大齿轮的模数。增大模数对减小齿轮泵齿轮所受径向力有利，但根据公式（3-2-9）、（3-2-10）可知增大模数、减少齿数会增加流量脉动。三 外啮合齿轮泵的结构分析在保证胜任工作的基础上，泵的设计的另一个核心任务就是如何使得液压泵高效率工作和尽量

13、的延长使用寿命。这与我们人类不仅要求幸福的活着，在此基础上还希望长期的享受幸福的生活是一个道理。泵的结构分析主要就是分析此类问题。液压泵造成效率低的主要原因是泄漏，因此如何提高效率问题就具体为如何减小泄漏量的问题。使用寿命的问题，通常是研究如何提高最易损坏的零件的寿命的问题，因为延长了最易损坏零件的使用寿命，则机器的使用寿命就可以延长。理论分析和实践表明齿轮泵最易损坏的零件是轴承。（一）齿轮泵的间隙泄漏问题液压泵能量损失的原因是由于泄漏造成的容积损失和由于摩擦及液体流动时的阻力所造成的机械损失。因为减小机械损失的措施已经比较成熟，再此不再讨论，主要讨论齿轮泵的间隙泄漏问题。1. 间隙泄漏的途径

14、（如图3-2-1）1） 端面间隙的泄漏为了保证齿轮正常的运转，齿轮的侧面和前后端盖之间必须留有间隙，这个间隙通常称为端面间隙。由于端面间隙两侧，以便为高压腔（排油腔），一边为低压腔（吸油腔），所以产生高压腔向低压腔的间隙泄漏。端面间隙的泄漏有两条途径：排油腔液体和在过渡区齿谷中的液体齿轮端面间隙齿轮轴颈轴承吸油腔。排油腔液体直接越过啮合点附近的端面间隙进入吸油腔。其中以直接越过啮合点附近的端面间隙进入吸油腔产生的泄漏量为主，因为a.封油长度短；b.泄漏油液运动的方向与齿轮旋转的方向一致，不仅油液压差驱使油液向低压腔运动，固体运动对液体所产生的剪切作用也在驱使油液向低压腔运动。采用固定间隙的齿轮

15、泵，端面间隙的泄漏量一般占总泄漏量的80%左右，是影响齿轮泵间隙泄漏的主要因素。2）沿齿顶圆周的泄漏在高压腔和低压腔压差的作用下，高压腔的液体经齿轮的齿顶和泵体内表面的配合间隙，流入低压腔。由于沿齿顶圆周的封油长度较大，配合间隙较小，这部分的泄漏量约占总泄漏量的15%20%。3）啮合点处的泄漏由于制造、装配所造成的误差，相互啮合的两个轮齿在啮合点处的啮合线上不可能做到完全接触，而且彼此押金，由于啮合点的一端是高压腔一端是低压腔，所以将产生泄漏，由于齿轮的制造精度较高、支撑传动轴的两轴承孔的同轴度要求通常较高，所以此处的间隙很小，所以尽管封油长度短，泄漏量依然很小，仅占总泄漏量的3%5%。2减小

16、间隙泄漏的措施 1）固定间隙的措施根据不同位置的间隙所产生间隙泄漏量占总泄漏量的比例可知：控制端面间隙，减少端面泄漏量是提高齿轮泵容积效率的主要措施。然而间隙过小会造成摩擦损失的增大，机械效率降低，严重的磨损将造成间隙重新加大，并且磨损往往不是均匀的，会引起更严重的泄漏。虽然采用泄漏造成的容积损失与机械损失之和最小时的间隙（最佳间隙）较为合理，但是最佳间隙对于不同的工作压力却有不同的数值，而液压泵的工作压力是由负荷决定的，所以最佳间隙的求取没有太大的意义。目前采用固定端面间隙的齿轮泵的端面间隙，通常根据可能达到的制造精度和长期工作不发生剧烈磨损的原则来选定，小排量齿轮泵的端面间隙s=0.010

17、.03，大排量齿轮泵的端面间隙s=0.030.05。2）端面间隙自动补偿措施固定间隙的措施仅适用于低压齿轮泵，中高压齿轮泵和高压齿轮泵一般都采用端面间隙自动补偿的结构。其原因是压力越高，工作时压力的变化范围越宽，为了保证在高压之下泵仍具有较高的容积效率，基于间隙泄漏量与间隙两端的压差成正比的道理，端面间隙只能进一步减小，这样一方面造成加工困难，另一方面，当泵在低压下工作时，由于摩擦损失严重将造成泵机械效率的降低、磨损严重和使用受命下降，中高压齿轮泵和高压齿轮泵采用了在高压下和低压状态下均能正常工作的的结构间隙自动补偿。间隙自动补偿的原理在高压泵中得到了普遍的应用，下面介绍轴向间隙自动补偿的工作

18、原理。下图所示为轴向间隙补偿原理图。两个相互啮合的齿轮支承在轴套上，轴套一方面支撑传动轴，另一方面可以沿着传动轴的轴线方向浮动。泵的排油口油液被引到轴套的外侧，作用在面积A（其大小和形状可以认为地进行变化）上，产生一个将轴套压向齿轮端面的轴向压紧力F=Apg，显然压紧力Fl与泵的工作压力成正比。在轴套和齿轮之间存在着端面泄漏的液体，泄漏的液体对轴套产生了使轴套离开齿轮端面的反推力Fl。尽管在端面间隙中液体压力的分布规律非常复杂，然而根据压力损失与泄漏的长度成正比，在齿轮的端面上的压力都是从高压腔到低压腔按照线性规律分布的基本道理，可以得出反推力Fl也与泵的工作压力成正比。图3-2-6 在启动时

19、，泵的出口压力为零，因而压紧力为零为了保证轴套贴在齿轮端面上，需要利用弹性元件的弹力将轴套压在齿轮端面上，建立初始蜜蜂，齿轮泵一般采用橡胶密封圈达到这个目的。通常橡胶密封圈除了为初始密封提供弹力Ft以外，还起到隔断高低压腔的密封作用。启动后，压紧力F和密封圈弹力Ft克服端面泄漏油液产生的反推力F1，将轴套贴紧齿轮端面。为了确保在高压和低压下均有较高的效率和较长的使用寿命，正确的选择A的大小和位置是非常重要的。为了保证密封，F+FtFl，为了保证较高的机械效率和使用寿命F+Ft与Fl的差值（通常称为剩余压紧力）不能大，为此在大量的实践和理论研究的基础上普遍采用 存在于齿轮端面和轴套端面之间的液体

20、，由高压腔向低压腔泄漏的过程中，由于缝隙的阻力作用，运动过程中将产生压力损失，导致其油液压力靠近高压腔压力较高，靠近低压腔压力较低，进而造成反推力的作用线偏向高压腔。为了保证压紧力和反推力的作用线重合或尽量接近，避免由于力偶所形成的倾侧力矩所造成的端面间隙出现“翘缝”和轴套偏磨，需要将压紧力的作用线也向高压腔偏移。是压紧力作用线向高压腔偏移的措施有多种，如在低压腔利用卸压片和O型密封圈，在低压腔附近造成低压，使压紧力的作用线向高压腔偏移；采用偏心八字型补偿面的浮动轴套等。齿轮泵采用间隙补偿措施的常见结构有：浮动轴套、浮动侧板和挠性侧板。前者是通过轴套在传动轴上的轴向移动补偿间隙，后者则是通过侧

21、板的变形补偿间隙。3）二次密封措施根据流体力学可知，间隙泄漏量不仅与间隙有关，还与间隙两端的压力差成正比，因此可以通过减小间隙两端压差的方法减小间隙泄漏量。如图所示，在主动轴前端周景处设置用铝锡青铜做的密封环，其作用是使沟通外泄孔的低压吸油腔与通过端面间隙的泄漏油隔开，形成第二密封。由于密封环的密封作用，第二米凤强压力可达工作压力的四分之三。因而端面间隙泄漏量可以减小。这类泵采用固定端面间隙结构，由于二次密封的作用，是泵在16MPa的工作压力下，容积效率仍然达到90%以上。在采用了泄漏腔内部高压的二次密封结构以后，主动轴的一端外伸，另一端则作用着轴向液压推力，所以轴向液压推力是不平衡的，因此必

22、须在泵的主动轴上装向心推力轴承。4)间隙自动补偿的常见结构（1）浮动轴套端面间隙自动补偿如图3-2-7所示 ，将排油腔直接与a腔沟通对浮动轴套2产生压紧力F压紧，浮动轴套的另一端面作用着反推力F反推。设计时使F压紧/F反推=1.051.1，保证随着压力的上升端面间隙自动减小。由于泄漏在齿轮端面上的液体靠近高压取压力高，靠近低压取压力低，因此F反推的作用线偏向高压区。为了使压紧力F压紧与反推力F反推共线，保证浮动轴套能均匀地压紧在齿轮端面上，在轴套的a腔侧设置了卸压片9和密封圈，使F压紧向高压腔侧偏移，与F反推的作用线趋于重合，减小使浮动轴套倾斜的力偶。密封圈的另一个作用是泵在启动时，使浮动轴套

23、贴紧齿轮端面以保证初始密封。图3-2-7（二）齿轮泵的径向力问题及解决措施1.齿轮泵径向力分析轴承是齿轮泵最易损坏的零件之一，因而有人说，延长齿轮泵轴承的寿命就延长了齿轮泵的使用寿命。通常延长轴承寿命的方法有：改善轴承材料；改善轴承的润滑和冷却条件；减小轴承负荷。齿轮泵也不例外，他除了利用端面泄漏的液体润滑轴承，并设有专门的与低压腔连通的油道使油液流动冷却轴承以外。还在减小轴承负荷方面采取了非常有效的措施。齿轮泵轴承的负荷主要来自于他所承受的径向力。作用在轴承上的径向力F，由沿齿顶圆周分布的液压力所产生的径向力Fp、齿轮啮合传递力矩时产生的径向力FT和困油现象产生的径向力三部分组成。由于齿轮泵

24、都必须采取措施消除或减弱困油现象，其影响已经非常小了，故以下不再讨论困油现象对径向力的影响。如图3-2-8所示，齿轮与高压腔接触的区段所受的压力为高压腔压力，与低压腔接触的区段所受的压力为低压腔压力，在过渡区段，沿齿顶圆周液体由高压腔向低压腔泄漏的过程中，由于齿顶与泵体内表面配合间隙的阻尼作用，液体压力每过一齿降低一级，所以在过渡区段液体压力是分级逐步降低的。沿齿顶圆周分布的液压力所产生的径向力Fp如图3-2-8所示。也可以近似的认为沿齿顶圆周压力是按照线性规律下降的，如图3-2-9所示齿轮泵的主动齿轮通过啮合点把力矩传递给从动齿轮并驱动其一起转动，在传递力矩时主、从动齿轮产生大小相等方向相反

25、的作用力FT（图3-2-9），分别作用在主、从动齿轮上，根据理论力学可知齿轮又把此力传递到支撑齿轮的轴和轴承上，通常FT比FP小得多。作用在主动齿轮的径向力FP和FT成钝角，合力F1较小；作用在从动齿轮的径向力FP和FT成锐角，合力F2较大，。所以当主动齿轮和从动齿轮上的轴承的规格相同时，从动齿轮的轴承磨损快，往往首先损坏。图3-2-8图3-2-9低压齿轮泵的径向力可采用下述公式计算对于主动齿轮 对于从动齿轮 式中 F1、F2主、从动齿轮上的径向力(N)；p液压泵的出口压力(Mpa)；B齿宽（）；De齿顶圆直径（）。齿轮泵的径向力不仅使轴承的寿命缩短，在径向力的作用下传动轴还会产生弹性变形，使

26、齿轮在径向力的方向上移动，当径向力过大时，齿顶与泵体内表面的直接接触，出现所谓“齿顶刮壳”现象。2.减小径向力，延长轴承的使用寿命的措施理论和实践均已证明，齿轮泵的轴承是齿轮泵最薄弱的环节，因而延长了轴承的寿命就延长了泵的寿命。可以通过改善轴承材料、改善润滑和冷却以及减小轴承负荷的方法延长轴承的寿命，下面介绍齿轮泵减小轴承负荷的措施(就是减小径向力的措施)。（1） 缩小压油腔尺寸为了减小径向力的影响，许多齿轮泵采用了缩小压油腔尺寸的措施，通过减小高压腔的作用面积改变沿齿顶圆周压力分布规律，从而减小径向力。（2）合理的选择齿轮的模数合理的选择齿轮的模数m也可以减小径向力。这是因为齿轮泵从动齿轮上

27、的径向力可近似的写成而泵的排量所以 显然，对于相同排量的齿轮泵，增大模数可减小径向力。但是模数的增大会使齿高增加（齿高h=2m），使端面间隙的泄漏面积增大和封油长度缩短，导致端面泄漏量的增大。一般对于低压齿轮泵可取齿宽和模数之比B/m=106。采用端面间隙自动补偿的齿轮泵可选取较大的齿轮模数，但在齿数不变的情况下，过大的模数会使齿轮直径较大（齿顶圆直径De=Zm）不仅使齿轮泵的体积增大，还会使齿轮的摩擦阻力矩增大，导致泵的机械效率降低。对于中高压齿轮泵（p10Mpa）通常取B/m=36。（3）采用端面间隙自动补偿的中高压齿轮泵的泄漏途径主要通过径向间隙，作用在齿轮上的径向力较大，其方向指向过渡

28、区的低压侧，在径向力的作用下，传动轴发生弹性变形，齿轮向过渡区低压侧偏移，因此各齿顶与泵体内表面的径向间隙并不相等，接近高压区的压力大，接近低压区的压力小，使得过渡区沿齿顶圆周的径向力并不是从高压区到低压区按线性规律分布。许多中高压齿轮泵的实测结果表明：径向间隙中，沿齿顶圆周的径向力不是均匀下降，在靠近低压腔的最后12迟迟顶间隙的压力下降值占高低压腔压差的800/0左右。中高压齿轮泵除了采用缩小压油腔尺寸的措施减小不平衡的径向力以外，还可采用以下措施：如图3-2-10所示，把高压区扩大到低压区附近，只留最后12个齿其密封作用。这样使沿齿顶圆周很大范围的径向力得到平衡，从而减小了轴承所承受的径向

29、力。由于沿齿顶图3-2-10 CBN齿轮泵结构圆周的封油长度大大的缩短，将引起沿齿顶圆周间隙泄漏量的增大，为了保证泵的容积效率，可以采用“扫镗工艺”（齿轮在径向力的作用下，齿顶圆对吸油腔附近的壳体内壁进行微量切削，切削量一般控制在0,050.1左右）使径向间隙接近零，径向泄漏量大大减少。CBZ2高压齿轮泵，与CBN型齿轮泵相反，CBZ2齿轮泵采用扩大低压区至高压区，只留最后12个齿其密封作用。这种措施在齿轮周围的很大范围内卸除了液压力，从而减小了径向力。采用这种措施，在高压下由于径向力的作用传动轴将产生弹性变形，使齿轮向过渡区靠近低压区的部分移动，造成径向间隙不均匀，同时封油长度也较短，会使容

30、积效率降低。为此采用了径向间隙自动补偿措施，其工作原理如下：过渡区液体将齿轮压向吸油腔方向，同时产生推开力，将径向间隙密封块12向排油腔方向推动，而从密封块另一侧的油液压力与排由腔压力相同，并对密封块12施加压紧力，将密封块12向吸油腔方向推动，由于在设计使时压紧力大于推开力，根据前述间隙自动补偿的工作原理可值，这种措施能够保证间隙密封。CBZ2高压齿轮泵由于轴向间隙和径向间隙均采用了间隙自动补偿的结构，因而具有较高的容积效率。其额定压力为25.5Mpa，最大压力为32Mpa，在额定工况侠容积效率达920/0、总效率达860/0。（三）齿轮泵的困油现象及解决措施1、困油现象及危害困油现象是液压

31、泵存在的一种普遍的非常有害的现象。困油现象发生的必要条件是存在困油容积（也称为封闭容积）。所谓困油容积是指一种包容着液体的、封闭起来的、与外界不直接相通的容腔。在液压泵和液压马达上，困油容积通常出现在进油腔与排油腔之间的过渡区间。当困油容积的大小发生变化时，由于液体的压缩性与膨胀性极小，必将引起困油容积内液体压力的急剧变化，造成破坏。由机械设计学可知，为了保证啮合的齿轮平稳的工作，齿轮啮合的重叠系数必须大于1（1），一般齿轮泵的齿轮啮合的重叠系数12。这就是说在任意瞬时都有一对轮齿或两对轮齿处于啮合状态，具体一点就是，在前一对轮齿未脱开啮合之前，后一对轮齿将进入啮合，并同时转动一段距离,在这段

32、时间内，两对啮合的轮齿一方面把吸、排油腔隔开，在吸、排油腔之间形成了过渡区，同时与前后端盖紧密配合又形成了困油容积。如图38a所示，当前一对轮齿未脱开啮合，后一对轮齿刚刚进入啮合时，困油容积V=Va+Vb为最大值，随着齿轮的旋转困油容积V逐渐减小，这时困在困油容积内的油液压力急剧上升，由于收缩后的容积无法容纳原有的液体，于是部分液体将通过端面间隙和啮合点处的间隙挤出 ，流回吸油腔。液体挤出产生的容积损失转化为热能使油温上升，挤出时由于液体质点间剧烈的碰撞和受到剧烈的剪切而发出剧烈的啸叫和震动。当齿轮转到两啮合点对称于节点的位置时图38b，困油容积V达到了最小值，困油容积内的油液压力也达到了最大

33、值，此压力对主、从动齿轮产生径向力并传递给主、从动轴和轴承。对轴和轴承来讲，这是一个高频率的冲击载荷。径向力使轴承的寿命缩短，当径向力过大时甚至会造成轴承的直接损坏。齿轮继续旋转，困油容积增大，困在其内的油液压力急速下降，出现真空，当前一对轮齿即将脱开啮合时，困油容积内的真空度达到了最大值。于是溶解在液体当中的气体分子被分离出来，形成空穴。随着齿轮的转动空穴被带入吸油腔，由于空穴占有了一定的空间使得泵的吸由不足。空穴被齿谷带入齿顶与泵体内表面形成的过渡区向高压腔运动时，由于压力逐渐升高，空穴收缩，当空穴承受不了高压的作用时，空穴溃灭，于是产生了气蚀现象。 困油现象对外啮合齿轮泵的危害时非常大的

34、，所以必须采取措施消除困油现象。2、消除困油现象的措施常用的方法是在端盖（或轴套）上开设卸荷槽（如图36中的槽e），卸荷槽的种类是很多的（常见的有单卸荷槽、双卸荷槽，卸荷槽的形状有圆形、矩形和非规则形状等），但其开设原则是一致的，都是要消除困油容积。以下主要介绍双矩形卸荷槽。图3-2-11 困油现象1） 对称双矩形卸荷槽对称双矩形卸荷槽的开设原则是：当困油容积由大变小时，使困油容积与排油腔相通；当困油容积由小变大时，使困由容积与吸油腔相通；当困由容积最小时，使困由容积与吸、排油腔都不相通。称形卸荷槽尺寸，由于两啮合点C、D对称与节点P,所以图中所示的困由容积处于最小状态。为了防止卸荷槽和困由容

35、积将高低压腔沟通，同时保证困由容积变化时使其与吸、排油腔沟通，两卸荷槽的边缘应与C、D两点相接（图中虚线所示位置），即两卸荷槽之间的距离a为式中 tj齿轮基节；齿轮啮合角。在困油容积由最大到最小的过程中，困由容积须与排油腔相同；在困油容积由最小到最大的过程中，困油容积须与吸油腔相通。所以卸和槽宽度的最小值Cmin为式中 A1A2啮合线长度。为了保证卸荷槽的畅通，卸荷槽的宽度CCmin，但齿根圆以内不能开沟挖槽，以免削弱端面密封。卸荷槽的深度h影响到困油容积吸入和排出液体的流速，为了减小流动阻力应适当加大深度，一般取 式中 m齿轮模数。2） 非对称双矩形卸和槽上面的分析是基于齿侧间隙较大，容积Va与容积Vb相互沟通的，因而只考虑困油总容积V的变化。但是齿侧间隙大，将缩短从排油强盗吸油腔的密封距离，使泵的泄漏量增大；而齿侧间隙很小，就意味着从排油腔困由容积吸油腔的泄漏通道中，增加了一道密封从而使泄漏量减小。为此齿轮泵的齿侧间隙一般较小，通常在0.08m（m齿轮模数）左右。由于齿侧间隙很小，实际上Va与Vb相互间并不相通。当两啮合点对称于节点时，前一对轮齿已经开始退出啮合，即Vb已经开始增大，并已经与吸油腔相通，较好的解决了Vb腔困油现象问题；而后一对相互啮合的轮齿所形成的困由容腔