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摘要：高压齿轮油泵作为典型的液压动力元件，广泛应用于工程机械液压系统。高压齿轮油泵设计工作的重点是结构设计，本文提出了一种新型非对称结构齿轮泵——JHP系列高压齿轮油泵。在此基础上对齿轮油泵各部分结构进行了研究和设计。
关键词：高压齿轮油泵 结构设计 研究
【中图分类号】U463.212+.43
1、JHP系列高压齿轮油泵概述
1.1 结构特征
以前外啮合齿轮泵典型的内部结构是将高压腔扩大至接近低压腔侧，使其在工作的过程中只有 个齿起径向和轴向密封作用，齿轮泵齿轮受力得到了很大的改善，但是由于从动齿轮所受合力较主动齿轮大（约 ），所以齿轮泵的压力和寿命主要受从动齿轮轴承的限制[1]。JHP系列高压齿轮油泵的内部结构特点是采用非对称结构设计，减小了齿轮泵从动齿轮轴承受的液压力和啮合力的合力，从而使主、从动齿轮支承轴承的负荷基本相当，平衡了整个齿轮泵的受力。另外本齿轮泵设计时采用DU轴承，提高轴承的承载能力和齿轮泵的可靠性和使用寿命。
1.2 结构原理
JHP高压齿轮油泵的结构主要包括：后盖体、前盖、内部装有主动齿轮轴和从动齿轮轴，在齿轮两侧有8字型侧板和垫板，在侧板背面3字型凹槽内装有密封圈和密封挡圈，在后盖体上有与吸油口连接的低压腔和排油口连接的高压腔。本设计的主要特点有：后盖体的低压腔上两顶点 中间线与主、从动齿轮轴心连线的垂直平分线偏移一段距离，并偏向主动齿轮侧。
2 齿轮油泵结构设计
2.1 齿轮油泵径向力分析
要延长高压齿轮泵使用寿命最主要的是解决轴承的负载问题：一方面可以采用使轴承能承受更大的载荷的措施，比如选用更优的轴承材料、改进轴承结构和改善润滑等；另一方面应采用更有效的减小轴承上径向力措施。因为随着径向力加大，不但降低了轴承寿命，而且致使齿轮泵壳体和齿轮轴等的变形急剧增大，导致严重的齿顶刮壳现象，所以必须加大齿顶与壳体齿轮孔壁之间的间隙，这样做又必然使泄漏加大，降低了容积效率。这种矛盾在高压齿轮泵中表现的更加明显。所以我们在设计高压齿轮泵的时候，应采取更为有效的措施来减小齿轮径向受力[2]。
2.2 壳体和齿轮结构分析
齿轮泵壳体和齿轮结构决定了其整体强度和刚性，基本上确定了其各方面的性能，是高压齿轮油泵设计的主要内容之一。
目前三片式结构得到广泛应用，其中最具代表性的产品是第一章介绍的该公司1998年开发的CBGj系列高压齿轮油泵，三片式结构特点：零件结构简单和方便布置自动补偿的结构[3]。但是三片式结构整体结构固有的强度、刚度低，加工和装配精度低的缺点又限制了高压齿轮油泵压力的进一步提高（额定压力由 提高至 ），而随着国内制造技术的发展和推广，两片式结构中的壳体零件（前盖和后盖体）的毛坯制造和机械加工等关键制造技术应用已非常成熟，并且两片式结构较三片式结构，其整体结构强度和刚度更高，加工和装配精度也更高。
在大排量齿轮泵中结构尺寸较大，一般可将齿轮和轴做成分离结构，其优点非常明显：制造工艺性好，齿轮加工较容易。而在小排量高压齿轮油泵中不但结构尺寸小，而且对强度和刚度要求很高，所以必须将齿轮和轴做成整体，其优点是结构紧凑，整体强度和刚度高和装配方便。
2.3轴向间隙补偿的研究和分析
影响高压齿轮油泵容积效率的主要因素包括：齿轮端面间隙泄漏、齿轮径向间隙泄漏、齿面啮合点处泄漏和液体压缩时的弹性损失。
JHP高压齿轮油泵采用了浮动侧板式的轴向间隙补偿装置，通过结构原理可知在齿轮端面布置了侧板，侧板是在钢板的一侧烧结了约 厚的磷青铜，因此确保了侧板与齿轮端面间有良好的摩擦性能。侧板的外侧为垫片，在侧板的凹槽内嵌有3字形密封圈和密封挡圈，3字形密封圈的位置正好在齿轮泵高压区侧，因此由3字形密封圈、密封垫圈、侧板和垫板之间形成了一个密封腔，使在密封腔内充满了一定压力的油液，侧板在压力油的作用下移动而紧贴在齿轮端面上，并在侧板和齿轮端面能够产生一层适当厚度的油膜。当端面磨损后，侧板也可以自动补偿间隙。侧板外侧的压紧力是由3字形密封圈的面积和内部压力决定的，又因为侧板内侧的压力分布是从低压区到高压区逐步增大的，压力分布比较复杂，而且计算困难，所以我们通过实验确定侧板两端倒角和密封槽角度大小，最终达到侧板外侧压紧力的合力的大小比侧板内侧推力的合力刚好稍大，并且方向相反，达到良好的补偿效果。
2.4 困油现象分析及卸荷槽设计
在进行齿轮油泵设计时必须保证齿轮啮合重迭系数 （一般取 ），只有这样才能使齿轮泵的齿轮连续稳定地啮合转动，确保进出油腔充分地密封，并使齿轮泵能够均匀而连续地供油。这就要求齿轮在一对轮齿刚进入啮合时，前一对轮齿还没有脱开啮合，所以在一段时间之内，存在同时啮合的两对轮齿，在两对轮齿之间就必然形成了与进出油腔都不相通的封闭容积，随着齿轮继续旋转，封闭容积的大小也会不断变化，这种现象就称之为齿轮油泵的困油现象。
齿轮泵卸荷槽的结构和形式非常多，但是其卸荷原则是相同的。我们在JHP高压齿轮油泵设计中采用在侧板上加工卸荷槽的方法来消除困油现象以及其导致的种种危害。在保证进出油孔互不沟通的前提下，在出油孔侧采用无侧隙圆形卸荷槽，使困油容积与出油孔相通，在进油孔侧采用矩形卸荷槽并结合真空低压油的轴承自吸润滑，开设润滑油槽，使困油容积与轴承孔和低压腔相通。
结论
本文详细介绍了JHP系列高压齿轮油泵的基本组成和结构原理，对齿轮油泵各部分结构进行了详细的设计和研究。JHP系列高压齿轮油泵的内部结构特点是采用非对称结构设计，减小了齿轮泵从动齿轮轴承受的液压力和啮合力的合力，从而使主、从动齿轮支承轴承的负荷基本相当，平衡了整个齿轮泵的受力。
参考文献
[1] 李玉龙，孙付春. 中高压外啮合齿轮泵端面问隙的理论计算[J]. 排灌工程学报，2010，30（2）：147-152.
[2] 羅骥，蔡盈，吴盛林，袁子荣. 水液压内啮合齿轮泵的制造技术分析[J]. 机床与液压，2003，6：37-42.
关键词：高压齿轮油泵 结构设计 研究
【中图分类号】U463.212+.43
1、JHP系列高压齿轮油泵概述
1.1 结构特征
以前外啮合齿轮泵典型的内部结构是将高压腔扩大至接近低压腔侧，使其在工作的过程中只有 个齿起径向和轴向密封作用，齿轮泵齿轮受力得到了很大的改善，但是由于从动齿轮所受合力较主动齿轮大（约 ），所以齿轮泵的压力和寿命主要受从动齿轮轴承的限制[1]。JHP系列高压齿轮油泵的内部结构特点是采用非对称结构设计，减小了齿轮泵从动齿轮轴承受的液压力和啮合力的合力，从而使主、从动齿轮支承轴承的负荷基本相当，平衡了整个齿轮泵的受力。另外本齿轮泵设计时采用DU轴承，提高轴承的承载能力和齿轮泵的可靠性和使用寿命。
1.2 结构原理
JHP高压齿轮油泵的结构主要包括：后盖体、前盖、内部装有主动齿轮轴和从动齿轮轴，在齿轮两侧有8字型侧板和垫板，在侧板背面3字型凹槽内装有密封圈和密封挡圈，在后盖体上有与吸油口连接的低压腔和排油口连接的高压腔。本设计的主要特点有：后盖体的低压腔上两顶点 中间线与主、从动齿轮轴心连线的垂直平分线偏移一段距离，并偏向主动齿轮侧。
2 齿轮油泵结构设计
2.1 齿轮油泵径向力分析
要延长高压齿轮泵使用寿命最主要的是解决轴承的负载问题：一方面可以采用使轴承能承受更大的载荷的措施，比如选用更优的轴承材料、改进轴承结构和改善润滑等；另一方面应采用更有效的减小轴承上径向力措施。因为随着径向力加大，不但降低了轴承寿命，而且致使齿轮泵壳体和齿轮轴等的变形急剧增大，导致严重的齿顶刮壳现象，所以必须加大齿顶与壳体齿轮孔壁之间的间隙，这样做又必然使泄漏加大，降低了容积效率。这种矛盾在高压齿轮泵中表现的更加明显。所以我们在设计高压齿轮泵的时候，应采取更为有效的措施来减小齿轮径向受力[2]。
2.2 壳体和齿轮结构分析
齿轮泵壳体和齿轮结构决定了其整体强度和刚性，基本上确定了其各方面的性能，是高压齿轮油泵设计的主要内容之一。
目前三片式结构得到广泛应用，其中最具代表性的产品是第一章介绍的该公司1998年开发的CBGj系列高压齿轮油泵，三片式结构特点：零件结构简单和方便布置自动补偿的结构[3]。但是三片式结构整体结构固有的强度、刚度低，加工和装配精度低的缺点又限制了高压齿轮油泵压力的进一步提高（额定压力由 提高至 ），而随着国内制造技术的发展和推广，两片式结构中的壳体零件（前盖和后盖体）的毛坯制造和机械加工等关键制造技术应用已非常成熟，并且两片式结构较三片式结构，其整体结构强度和刚度更高，加工和装配精度也更高。
在大排量齿轮泵中结构尺寸较大，一般可将齿轮和轴做成分离结构，其优点非常明显：制造工艺性好，齿轮加工较容易。而在小排量高压齿轮油泵中不但结构尺寸小，而且对强度和刚度要求很高，所以必须将齿轮和轴做成整体，其优点是结构紧凑，整体强度和刚度高和装配方便。
2.3轴向间隙补偿的研究和分析
影响高压齿轮油泵容积效率的主要因素包括：齿轮端面间隙泄漏、齿轮径向间隙泄漏、齿面啮合点处泄漏和液体压缩时的弹性损失。
JHP高压齿轮油泵采用了浮动侧板式的轴向间隙补偿装置，通过结构原理可知在齿轮端面布置了侧板，侧板是在钢板的一侧烧结了约 厚的磷青铜，因此确保了侧板与齿轮端面间有良好的摩擦性能。侧板的外侧为垫片，在侧板的凹槽内嵌有3字形密封圈和密封挡圈，3字形密封圈的位置正好在齿轮泵高压区侧，因此由3字形密封圈、密封垫圈、侧板和垫板之间形成了一个密封腔，使在密封腔内充满了一定压力的油液，侧板在压力油的作用下移动而紧贴在齿轮端面上，并在侧板和齿轮端面能够产生一层适当厚度的油膜。当端面磨损后，侧板也可以自动补偿间隙。侧板外侧的压紧力是由3字形密封圈的面积和内部压力决定的，又因为侧板内侧的压力分布是从低压区到高压区逐步增大的，压力分布比较复杂，而且计算困难，所以我们通过实验确定侧板两端倒角和密封槽角度大小，最终达到侧板外侧压紧力的合力的大小比侧板内侧推力的合力刚好稍大，并且方向相反，达到良好的补偿效果。
2.4 困油现象分析及卸荷槽设计
在进行齿轮油泵设计时必须保证齿轮啮合重迭系数 （一般取 ），只有这样才能使齿轮泵的齿轮连续稳定地啮合转动，确保进出油腔充分地密封，并使齿轮泵能够均匀而连续地供油。这就要求齿轮在一对轮齿刚进入啮合时，前一对轮齿还没有脱开啮合，所以在一段时间之内，存在同时啮合的两对轮齿，在两对轮齿之间就必然形成了与进出油腔都不相通的封闭容积，随着齿轮继续旋转，封闭容积的大小也会不断变化，这种现象就称之为齿轮油泵的困油现象。
齿轮泵卸荷槽的结构和形式非常多，但是其卸荷原则是相同的。我们在JHP高压齿轮油泵设计中采用在侧板上加工卸荷槽的方法来消除困油现象以及其导致的种种危害。在保证进出油孔互不沟通的前提下，在出油孔侧采用无侧隙圆形卸荷槽，使困油容积与出油孔相通，在进油孔侧采用矩形卸荷槽并结合真空低压油的轴承自吸润滑，开设润滑油槽，使困油容积与轴承孔和低压腔相通。
结论
本文详细介绍了JHP系列高压齿轮油泵的基本组成和结构原理，对齿轮油泵各部分结构进行了详细的设计和研究。JHP系列高压齿轮油泵的内部结构特点是采用非对称结构设计，减小了齿轮泵从动齿轮轴承受的液压力和啮合力的合力，从而使主、从动齿轮支承轴承的负荷基本相当，平衡了整个齿轮泵的受力。
参考文献
[1] 李玉龙，孙付春. 中高压外啮合齿轮泵端面问隙的理论计算[J]. 排灌工程学报，2010，30（2）：147-152.
[2] 羅骥，蔡盈，吴盛林，袁子荣. 水液压内啮合齿轮泵的制造技术分析[J]. 机床与液压，2003，6：37-42.