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外啮合齿轮泵综合性能的提高液压气动与密封/2 0 2 3 年第8 期doi:10.3969/j.issn.1008-0813.2023.08.016摘要：齿轮泵作为发动机及液压系统的核心零部件，其性能影响整个设备的运行。通过对影响齿轮泵性能因素进行分析，给出相关的优化措施，对相关方法进行了详细计算及Pumplinx仿真分析，最后通过仿真及试验结果对优化方法进行验证，对齿轮泵整体性能的提高给出了设计依据。关键词：齿轮泵；综合性能；优化；仿真分析中图分类号：TH137Improvement on Comprehensive Performance of External Gear PumpWANG Ya-fei,MO Yan-liang,ZHAO Liang,LI Zheng-biao,KONG Qing-song,GAO Zhen(Henan Aerospace Hydraulicand Pneumatic Technology Co.,Ltd.,Zhengzhou 451191,China)Abstract:As the core component of the engine and hydraulic system,the performance of the gear train affects the operation of the wholeequipment.This paper analyzes the performance factors of the shadow wheel and gives the relevant optimization measures.The relevantmethods are calculated in detail and analyzed by Pumplinx simulation.Finally,the optimization method is verified by the simulation and testresults,and the design basis for improving the overall performance of the wheel is given.Key words:gear pump;comprehensive performance;optimization;simulation analysis0引言齿轮泵通过一组啮合的齿轮转动，使得进口封闭容腔扩大形成真空，完成吸油，出口齿轮啮合挤压封闭容腔减小,输出介质，连续转动能够输出一定压力和流量的介质，作燃油系统及液压系统的核心动力元件，齿轮泵的性能直接影响整个系统的运行状况。随着现代技术的发展，齿轮泵的设计及加工技术逐渐提高，使得整体性能也得到极大提升。齿轮泵的研究朝着高转速、高压力及高效率发展，综合性能稳定也使得尖端设备得到发展。尤其作为国防使用时,对综合性能要求极高。由此可见,研究齿轮泵综合性能的提高极其重要，目前国内学者对齿轮泵进行了大量研究,李玉龙 1 对中高压外啮合齿轮泵端面间隙进行理论计算，苏欣平 2 利用MATLAB对齿轮泵流量脉动特性进行仿真，章宏义 3 提出基于LabVIEW的齿轮泵性能测试分析。齿轮泵的理论设计计算及部分性能仿真已经非常完善,而对综合性能提高的研究却相对较少 4-8 。本研收稿日期：2 0 2 2-0 8-1 0作者简介：王亚飞（1 9 9 1-），男，河南新郑人，工程师,硕士，从事特种泵的研发设计和试验研究。86王亚飞,莫延亮,赵亮,李争彪,孔青松,高（河南航天液压气动技术有限公司,河南郑州45 1 1 9 1）文献标志码：A文章编号：1 0 0 8-0 8 1 3(2 0 2 3)0 8-0 0 8 6-0 5高震究通过对齿轮泵中几个影响其性能的关键因素进行分析,并通过性能仿真结果对比验证措施的有效性,最终给出提高整体性能的优化思路。1影响性能因素齿轮泵的基本性能包括压力、流量、功率、效率、振动及噪声等,其中端面间隙、径向间隙、卸荷槽、密封带宽度等综合影响齿轮泵容积效率、机械效率等。1.1端面间隙齿轮泵中形成的密闭容腔由齿轮端面与泵体端面（端面间隙）、齿轮齿顶面（径向间隙）与油井壁面及两对齿轮啮合（闭死容腔)形成，其中端面间隙占总泄漏的6 0%，对容积效率影响很大，由此可见对端面间隙的控制及其重要。端面间隙过大，则引起泄漏严重，容积效率低,齿轮泵整体效率低。甚至导致齿轮泵无法达到最高压力。如果端面间隙过小，甚至无法形成油膜，齿轮端面与泵体或浮动侧板的摩擦过大，造成机械损失增加,齿轮泵整体效率下降。端面磨损增加,间隙增大，甚至使得齿轮泵的寿命降低，引起振动和噪声。通常情况下,中、低压齿轮泵端面间隙在0.0 2 0.2 mm之间，低压选择大值，高压选择小值。高压齿轮泵需要增加浮动侧板以降低端面间隙。高压齿轮泵在装配时Hydraulics Pneumatics&Seals/No.8.2023需要存在轴向预紧力，当齿轮泵达到额定压力时，浮动模数与供油量关系密切，根据经验公式：侧板与齿轮端面之间的间隙被形成的油膜填充,既能q=2ZmB保证润滑，也使得端面泄漏降至最低。m=0.4 0.6/Q1.2径向间隙式中，Q一一泵供油量,L/min齿轮齿顶圆直径与油井直径之间一般选择间隙配B 一齿轮宽度,mm合。低压齿轮泵可以默认间隙不变，高压齿轮泵由于由式(1)可以看出,模数增大,齿轮分度圆直径增出口压力远大于进口压力，齿轮受朝向出口的径向力，大,流量成平方增大。计算模数后应按照标准模数进此力传递到转动轴上，由于传动轴非刚体，受力则产生行圆整。一定的变形量，出口方向的齿顶与油井之间的间隙减2 齿数小。如果齿轮外径与油井之间的间隙过小，在高压下将m=d/Z代人排量公式得：则易产生扫堂，使泵的机械效率降低，甚至导致整泵报q=2 BZ废。径向泄漏占总泄漏的3 0%，一般两者之间的间隙可选择基孔制H7/f7或H7/f6,具体需要根据经验及齿轮泵性能进行考虑。1.3卸荷槽齿轮泵是根据一对齿轮啮合而形成容腔变化的容积式泵,由于重叠系数在设计时大于1,即大于1 对齿同时参与啮合，导致形成闭死容腔，如果介质继续挤压,将导致腔内压力急剧升高，而轮齿退出啮合后，压力急剧下降，齿轮连续运转产生振动和噪声，对轴承寿命影响极大，在设计齿轮泵时，不论压力高低都应增加卸荷槽,将闭死容腔与进出油口连通。1.4密封带齿轮由传动轴通过花键传动，传动轴由轴承支撑，齿轮齿根圆与轴承外圆之间的接触部分为密封带。一部分高压介质可以通过密封带泄漏至轴承内圈，导致容积效率降低，此部分也是决定齿轮泵压力能否达到额定压力的关键因素。具体密封带的宽度需要根据泵的性能和空间尺寸进行设计，低压时密封带可适当减小，使得泵的整体尺寸减小。高压时可选择尺寸较小的滑动轴承,增加密封带。1.5齿轮参数齿轮作为齿轮泵的运动部件，其参数设计直接影响泵的性能，齿轮参数包括模数、齿数、压力角及齿厚等。一般技术要求中对流量和压力提出明确要求,转速可根据具体情况。转速影响齿轮泵的排量，对于坦克、舰船等液压系统齿轮泵，转速较低，航空航天用齿轮泵转速高，确定转速后根据排量设计相关参数。2优化措施及设计计算2.1齿轮参数设计1)模数(1)(2)(3)由式(1)得在模数不变的情况下,增加齿数会使排量和轮廓成比例增大，齿数与流量脉动及压力角的选择密切相关。由式（3)可以看出保证分度圆直径不变，减小齿数可以增大排量，但齿数太小，齿轮容易产生根切，齿根厚度减小，齿轮强度降低。3）齿宽齿宽增加，流量增加，假设端面间隙一定，,则泄漏量不变,最终使容积效率增加。但齿宽增大,齿轮的径向受力面积增大,同一压力下轴承所受的径向力增大，对轴承寿命造成影响。4)转速同一齿轮泵在不同转速下泄漏量一定，转速越低流量越小，泄漏量所占比例增大，容积效率降低，在设计齿轮泵时,应该限制最低转速。但转速过高可能造成进口介质无法完全填充齿间容腔，造成气蚀，另外高转速对轴承要求也相应提高。2.2轴向间隙设计计算根据N-S方程、连续性方程及二维缝隙流动原理，推导出齿轮泵端面间隙泄漏量：s(pl-P2)Q s =4q =R3ulnR式中，s端面间隙,mP1,P2高压腔与轴承腔的压力,PaRi,R一一齿轮轴与分度圆半径,m油液的动力黏度,Ns/mQ1,节圆齿厚弦角与高压区的包角,radZ。过渡区齿数由上式可知,为了减小端面间隙的泄漏Qs，除了应使R，与R。之差尽可能大些外,还应对端面间隙s严87Zo-1+ZT(4)图3 黏性摩擦损失计算关系液压气动与密封/2 0 2 3 年第8 期格控制。最好能保证齿轮两侧端面间隙相等，否则泄漏将大大增加。间隙尺寸与端面摩擦损失密切相关,泄漏与摩擦进行综合考虑，以两者之和损失最小为优化目标，机械损失为：ANhs900TnS式中,R;,R。一齿根圆、齿顶圆的半径,mn齿轮泵转速,r/min由端面引起的功率损失为：Zo-1AN0+mn?片(Rt+Rt-2R)1Tn900S在MATLAB中编程，如图1 所示,并通过曲线显示由端面间隙引起的功率损失，如图2 所示。144f式中,B齿宽,mAp齿轮泵高低压腔压力差,PaS。齿顶厚,m8一一齿顶与壳体的径向间隙,m在MATLAB中编程，如图3 所示，通过曲线显示黏1Tn?(R+Rt-2R*)+ZT3ulnR性摩擦损失与径向间隙关系,如图4所示。(5)shulyajingdianglisuanmde0b1e Y13,.1415938:t20:-15-P2)80=16.4r-3/2;Seuo.3e-3:P-15-3:RP1-L.1415026:12117(6)2M/d1.0国:10t h0:0.000:0.0005xiendehendllsotest/h;labelthior)2.52.01.510-5图1端面间隙计算公式12108M/d6420图2 功率损失与端面间隙曲线通过曲线可以看出端面间隙与功率损失最低点的位置，作为最为最优设计端面间隙。2.3径向间隙设计计算径向间隙在高压时引起扫堂和摩擦损失，由径向间隙引起的黏性摩擦损失为：1AN.BTnLpR.S30880.500.51.01.5 2.0 2.53.03.5 4.0 4.5 5.0h/m图4径向间隙与黏性摩擦损失从曲线得到最小黏性摩擦损失时对应的径向间隙。2.4密封带宽度计算通过密封带宽度泄漏量计算为：1112s/m450-1110-5Q=TDSA34BTR05Lun?6(8)12uL式中,L密封带宽度,mm根据齿轮轴颈强度计算尺寸及齿轮齿根圆直径齿轮确定密封带宽度,由式(7)可以看出，密封带宽度与泄漏量成反比，在设计时保证传动轴强度的情况下应减小轴颈增大密封带宽度。2.5卸荷槽对于外啮合齿轮泵,无卸荷槽时，在齿轮啮合旋转过程中，最大瞬时流量为：(7)qmxl=wB(r-r)(9)齿轮泵对于齿轮部分采用转子模板网格工具，如(16)图8 选择物理和机械模型2)后处理Hydraulics Pneumatics&Seals/No.8.2023最小瞬时流量：物理模型没有针对的模板，对软件操作及流体力学理Aml=oB(r-fi-gt)论有一定要求,趋于理论研究。Pumplinx 中已经集成(10)网格划分、各种模型及后处理等，更加适合工程应用。其中,t;=Tm cos。界面操作简单,结果收敛处理快,结果准确。一个周期内的平均流量：3.2车软件操作流程4m=0Br-44(3e-6e+4)1)前处理前处理包括导人模型（流体域）、划分几何体、网格(11)划分、选择分析机械模型及物理模型如图8 所示，并设此时的流量脉动系数：定对应参数，见图9,设定边界条件及工质和其他分析4 maxl-minl参数等。qavl36tcos212(Z+h)h,-(3g-68+4)cos卸荷槽的计算可参考文献 4，有卸荷槽时,在齿轮啮合旋转过程中，最大瞬时流量为：Imax2=wB(r-r)最小瞬时流量：4ma=oB(r-ri-i)一个周期内的平均流量：4ma=o(r-fi-125)此时的流量脉动系数：A max2-4 min2n2=qa2有卸荷槽时，在2 周期内齿轮啮合旋转过程中的流量脉动曲线如图5 所示。20181614121106420图5 有卸荷槽2 元内的流量脉动曲线3性能仿真3.1仿真软件CFD仿真软件常用的包含Workbench及Pumplinx等，对比这两款软件，Workbench操作开放，机械模型及图6 所示，网格划分结果如图7 所示。另外,Pumplinx可以直接在转子网格模型中设置端面间隙和径向间(12)隙,操作非常简单。Import/ExportGeometryorGridSplit/CombineGeometryorGrid(13)TransformGeometryorGridGridandGeometryInformationGeneral MesherTemplateMesh/Surface(14)RotorTemplateMesherValveTemplateMesherVehicleTemplateMesherMarineTemplateMesherFuelTankTemplateMesher(15)图6 选择网格划分模型3tco212(Z+h.)h,-ncos12图7齿轮泵网格划分Select ModulesCommonGear4FlowTurbulenceCavitation34p/rad567后处理可以得到压力云图、残差曲线及泵性能参数曲线等，如图1 0 所示。4仿真验证通过上述优化措施对方案进行改进，进行仿真验89液压气动与密封/2 0 2 3 年第8 期证。通过对同一压力下出口流量进行对比，如图1 1、图12所示，改进前出口流量为1.8 L/min，改进后出口流量为3.3 L/min,齿轮泵性能得到提升。Properties国&ModelceometrySetupOptionsTemplateModeTimeDefinitionRevolutionsNumberof Revolutions5TimeSteps PerDriveGe.30PumpConfigurationNumberof DriveGearT.Numberof SlaveGearT.DriveGearCenterSlaveGearCenterAngularVelocityDefinitionRotational DirectionRotational SpeedRotational AxisVector图9机械模型参数设定&sSimericsFlow:Pressure Pal2.7308e+0675.4959图1 0压力云图32-1363.83.63.43.23.0512.82.62.4F2435试验验证对公司一款中压齿轮泵进行优化前后试验对比，引用本文：王亚飞，莫延亮，赵亮，等.外啮合齿轮泵综合性能的提高 J.液压气动与密封，2 0 2 3，43（8）：8 6-9 0.WANG Yafei,MO Yanliang,ZHAO Liang,et al.Improvement on Comprehensive Performance of External Gear Pump J.HydraulicsPneumatics&Seals,2023,43(8):86-90.90压力从0 1 0 MPa,记录对应的电压、电流及出口流量，通过曲线对比改进前后齿轮泵的总效率，如图1 3 所示，齿轮泵总效率：(17)view60UI式中，Q一一实际出口流量,L/min0.780.680,0,00,-0.0135,0clockwise50000,0,137383940t/s图1 1改进前流量244245t/s图1 2改进后流量1000Q,Ap一改进前总效率-改进后总效率0.50.40.3rpm0.20.1012345678p/MPa图1 3齿轮泵总效率对比通过试验得出，改进后齿轮泵总效率平均提升6%,尤其在高压时显著,改进措施有效。6结论本研究对几种提高齿轮泵整体性能措施进行分析计算,通过仿真对比改进前后结果,齿轮泵部分性能得到提高，说明优化措施有效，对提高齿轮泵性能提供了参考。参考文献1 李玉龙，孙付春.中高压外啮合齿轮泵端面间隙的理论计算 J.排灌机械工程学报，2 0 1 2,3 0（2）：1 47-1 5 2.10-52苏欣平，郭仲，魏晓光，等.基于MATLAB的复合齿轮泵流41量脉动特性的仿真 J.中国工程机械学报，2 0 0 9，（3）：2 0-23.3章宏义,黄志坚，侯小华，等.基于labVIEW的齿轮泵性能测试与分析 J.液压与气动,2 0 1 2，（2)：1 1 6-1 1 8.4林建亚，何存兴.高等学校试用教材液压元件M.北京：机械工业出版社，1 9 8 8.5陈英.齿轮泵性能影响因素及改进研究 J.煤矿机械，10-52011,32(2):164-166.2462479102486文昌明,张宸赫,李玉龙.基于Pumplix的齿轮泵内部流场仿真 J成都大学学报：自然科学版，2 0 1 8,3 7（3）：3 0 7-3 1 2.7黄健,刘振侠张丽芬，等.端面间隙对齿轮泵性能影响的数值模拟研究 J.机床与液压,2 0 1 1,3 9（1 3）3 6-3 9.8甘学辉，吴晓铃，侯东海.液压齿轮泵的性能研究 J.机械设计与制造,2 0 0 1，（3）：6 9-7 0.