摆线转子泵的设计与试验

摆线转子泵的设计与试验

1转子型谱的确定支架转子泵结构紧凑，体积小，运行稳定，噪音低，易形成“气孔”，体积效率高，可以广泛应用。我国的柴油机转子机油泵,最早见于1962年前后的485柴油机上。随后其它一些机型亦相继采用。为适应国内中、小功率柴油机的发展,当时的八机部(即农机部)组织有关单位于20世纪60年代末进行了机油泵粉末冶金转子系列产品的设计、试制、试验工作,并提出了一个转子泵系列型谱的初步方案。但直至70年代末才形成JZX系列型谱草案报国家审批。这期间70年代初,当时的上海机床厂也搞出了一个主要用于机床液压系统的BB型转子泵系列。上世纪80年代末,我国又出台了新型的JZX系列型谱,还有与之相近的JZS系列和机械行业标准JBZ系列型谱等。这些转子型谱的推出,大大方便了转子泵的设计。当用户所需流量处于型谱之内时,只须选择适合自己流量的转子,配上自己的泵体即可,基本不需计算。但上述型谱转子泵的工作流体为机油(粘度较高,自润滑性能好),且设计转速和压力分别低于4000r/min和0.6MPa。对于流量在型谱之外的转子泵,其各参数如何确定尚未见系统详尽的设计资料。笔者设计一汽车加热器用微型柴油泵,其额定油压为1MPa,额定流量0.35l/min,内转子额定转速为4600r/min。本文根据该项设计工作体会,试图对转子泵设计的全过程提出较完整的思路。2启动装置设计2.1内、外转子参数关系式图1(a)、(b)为一内、外转子啮合关系图,由图可见,内、外转子的中心O1与O2之间有一偏心距e。一般内转子为主动齿轮,通常4~8个齿;外转子是从动齿轮,比内转子多一个齿,相应为5~9个齿。外转子的参数有:a为外转子齿形圆半径;R为创成圆(齿形均布圆)半径;L为外转子齿根圆(亦称限制圆)半径;r为外转子齿顶内切圆半径;D为外转子外径;Z2为外转子齿数。内转子的参数有:ρ1为内转子齿顶圆半径(亦称长半径);ρ2为内转子齿根圆半径(亦称短半径);Z1为内转子齿数(Z1=Z2-1);d0为内转子传动轴孔径。由图1(a)和(b)内、外转子两个特殊位置可得内、外转子各参数的关系式如下:R=a+ρ2+e=a+ρ1-e=a+L-2e=a+r=rgZ2(rg为生成摆线齿廓的滚圆半径)=rjZ2/Z1(rj为滚圆所滚过的基圆半径)=rj/i(i为转速比)e=(ρ1-ρ2)/2=r2-r1(r1、r2分别为内、外转子节圆半径)=r1/Z1=r2/Z2i=n2/n1(n1、n2分别为内、外转子的转速)=Z1/Z2r=R-aL=ρ1+e内、外转子是有啮合间隙的,以上几何关系式中没有考虑。在对应于图1(a)中Amin位置的内转子齿顶与外转子齿根实际应有一间隙Δ,该值与转子直径的大小和加工精度有关,大约为0.03~0.50mm,当考虑此间隙时,则L=ρ1+e+Δ。2.2参数的确定2.2.1转子几何参数的选取图1(b)中所示Amax为内、外转子两相邻啮合点间最大包容面积,而图1(a)中所示Amin则为最小包容面积。最大包容面积Amax与最小包容面积Amin之差称为内、外转子两相邻啮合点间最大有效包容面积,也称(内转子)一齿扫过面积。若用A0表示,则有A0=Amax-Amin,此时油泵每分钟的几何流量(即理论流量)Q0为:Q0=A0BΖ1n110-6(L/min)(1)Q0=A0BZ1n110−6(L/min)(1)式中,Q0为几何流量;Z1为内转子齿数;B为转子的宽度(mm);n1为内转子转速(r/min)。A0为一齿扫过面积(mm2);因内、外转子的齿廓曲线比较复杂,欲用数学方法精确地计算A0值十分困难,有时也显得没有必要,因此常用作图法和近似计算法求解。作图法是将图放大若干倍“数方格”或“重量法”求之。近似计算法使用较多的公式为:A0=(ρ21-ρ22)π/Ζ1(2)A0=(ρ21−ρ22)π/Z1(2)式(2)的误差约为2%~4%,将其代入式(1)得:Q0=π(ρ21-ρ22)Bn110-6(L/min)(3)Q0=π(ρ21−ρ22)Bn110−6(L/min)(3)几何流量是不考虑油液被压缩及泄漏等因素的影响,而仅由转子几何参数决定的流量,它是表征转子泵工作能力的主要参数,也是确定内、外转子几何尺寸和齿形参数的重要依据。而在实际泵油的过程中,其实际泵油量的大小,除与转子的几何参数有关外,还与转子的转速、油压的高低、油液的粘度、内外转子的径向啮合间隙和轴向端面间隙的大小等有关。在考虑到压力、泄漏等因素的影响之后,其实际供油量Q应为:Q=Bπ(ρ21-ρ22)n1ηv10-6(L/min)(4)Q=Bπ(ρ21−ρ22)n1ηv10−6(L/min)(4)式中ηv为泵的供油效率,也称容积效率,它是压力为P时的输出流量(实际流量)Q与油泵的输出几何流量(理论流量)Q0之比,即ηv=Q/Q0。目前国内不少文献称ηv约为0.80~0.90,这可能是国内此类泵大都用作机油泵且压力较低之故。ηv的高低除受流体粘度、转子端面及啮合等处配合间隙的大小影响外,ηv随输出压力P的增大而迅速下降。当作为柴油等粘度较低的流体泵时,下降更甚。以笔者最近所设计的柴油泵为例,尽管转子端面间隙和径向齿隙均远远小于目前国内机油泵标准的规定值,但当压力达1MPa时,其ηv在0.6以下。所以ηv的选取应根据泵的用途、配合间隙、所能达到的加工精度及其使用条件等确定。当压力较高、粘度较低、间隙较大时取小值,反之取大值。2.2.2按压力和泵流量相差计算流量和压力是油泵的主要参数。由图2可见,在同一转速下,当油泵出口压力为0时,泵流量最大,随着压力的上升,泵流量下降,当泵流量为0时(相当于堵死油泵出口),其油压可达最大值,但此时已失去油泵的供油作用。所以设计油泵时应对压力和泵流量综合考虑。其临界状态是,达到要求压力时,泵流量等于用油流量,而溢流阀回油量为0,此时压力和流量都是不稳定的。如果设计的泵流量小于此值,便达不到所要求的供油压力和实际需油量。所以根据压力要求的高低,考虑到泄漏、使用中不断的磨损及油压和供油流量的稳定性,其设计流量(额定流量)应是实际用油量的3~5倍以上。而几何流量还应数倍于额定流量,其压力越高,倍数越大。如笔者所设计的压力为1MPa的柴油泵,其几何流量为额定流量的3倍。2.2.3高速泵根据油泵的使用条件选择适用的发电机转子式油泵的内转子通常是主动齿轮,外转子以传动比i=n2/n1=Z1/Z2与内转子同向旋转。由式(4)知,流量Q与内转子的转速n1成正比,在同样的Q值下,通过提高n1可以减小转子的几何尺寸,使油泵体积缩小。另外,在内、外转子配合间隙相同的情况下,随着n1的升高,会因节流作用的加强而使泄漏减弱,这有利于提高油泵的容积效率,且油压和流量的波动也会下降。所以,在条件允许的情况下,n1高一些为好。但也要根据油泵的用途及所配设备通盘考虑,比如现有的动力源转速及所配设备变速转换的方便情况而定。n1有很宽的选择范围,可从每分钟数百转至上万转,甚至高达17000转。但高速泵一定要保证足够的进油流通截面,不然会因充油时间太短油液来不及充满齿间而使容积效率下降,甚至由此导致“空穴”现象。此时对于轴向单侧进油的油泵可改为双侧轴向进油,此举相当于增加了一倍的充油时间。2.2.4齿数的选择原则内转子通常4~8个齿,个别也有3个齿的,如英国泼金斯(Perkins)公司的4.236柴油机机油泵;还有10个齿甚至14个齿的。通过增多齿数,可减小油压和流量脉动;另外,齿数越多,外转子的转速越高,其内外转子的相对滑移速度越小,这对降低齿面磨损有好处,所以油液自身润滑性差和转速高的油泵宜选多齿转子,如丹麦丹佛斯(Danfoss)公司的柴油泵。但由式(2)可见,减少齿数可增大一齿扫过面积,即同样直径时,齿数少可增大排量,且功率消耗也相对较小。故若追求高容积效率,可选择较少的齿数。内转子的齿数应尽可能采用偶数齿,因偶数齿时的油压和流量脉动均小于奇数齿。另外,由式(1)可见,增大Z1也可增大流量,但直径变大;而若转子直径不变,增大Z1的同时将使A0减小。一般而言,对于油压和流量脉动要求不高的场合,以保持转子直径不变,通过减少Z1来换取A0的增大,对降低油泵重量、体积等更有利。2.2.5流量q的配合在初步确定了内转子的齿数Z1和转速n1之后,在满足流量及强度要求的前提下,内外转子的径向几何尺寸应尽可能小,以力求小的油泵体积。设计时可通过B与A0的配合调整来使流量Q符合要求。一般宽度B小一些的转子其自位能力强,但过小会增大泄漏,还易发生转子变形,且受力不好,一般不宜小于1.5mm;增大B对减少泄漏、提高容积效率有利,但B过大对加工精度要求高,且使非两点支承的悬臂泵轴弯曲负荷加大,还会因油腔过深油液来不及充满,反而使容积效率降低。为便于选择,笔者引入了内转子宽径比λ概念,其定义为λ=B/(2ρ1)。根据统计,λ=0.12~1.52,比较集中的范围为λ=0.20~0.80,小值适合高速泵。2.2.6摆线齿廓的运动轨迹短幅系数K=e/rg=e/(R/Z2)=eZ2/R=Z2/(R/e)。K是一个重要的特征参数,它决定齿廓的形状和强度,0<K<1。在极端情况下,当K=0,即e=0时,则内转子理论齿廓曲线变为滚圆中心点的运动轨迹,此时已不再是摆线转子,而只是一个基圆的同心圆;当K=1,即e=rg时,此时齿廓曲线成为普通外摆线的等距线,齿廓易出现尖点,所以K=0,或K=1都不能采用。K值范围通常为0.45~0.85,K值过大会造成齿面接触应力提高,磨损加剧,且易发生根切;而K值过小,其接触点的作用力也将显著增加。实践和理论分析证明,当K=0.50~0.75时,摆线齿廓的承载能力最高,磨损最小。在上述范围内(同样齿数时)K值增大,齿形变瘦,油泵的平均排量增大,但齿的弯曲强度下降;若K值减小(即R/e增大),则齿形变宽,平均泵油量减小,但齿的弯曲强度增大。所以从受力角度,低压时K取大值,压力较高时取小值。3腔形状对容积效率的影响油泵有三片式结构和二片式结构之分。所谓三片式是指泵由前盖、泵体、后盖三部分组成,而二片式是将泵体与后盖做成一体。前者便于加工,后者有利于保证内、外转子偏心的安装精度。内、外转子是以偏心距e装入泵体圆柱腔中。进、排油腔窗口通常呈月牙状布置在泵盖上,油腔的形状是否合理对容积效率有影响。一般月牙状油腔的内缘是以内转子的回转中心O1为中心,以内转子的短半径ρ2为半径的圆弧;而月牙状油腔的外缘则是以外转子的回转中心O2为中心,以外转子的限制圆半径L为半径的圆弧。图3(a)中Ap和Aj是图1(a)中Amin位置内转子一齿与外转子两齿啮合点到y轴的距离;而Bp与Bj则是图1(b)中Amax位置内转子两齿与外转子两齿啮合点到y轴的距离。图3(b)中Fp、Fj及Gp、Gj分别为上述二种啮合位置时啮合点到O1与y轴的夹角。为改善油液的流动性和便于加工,有时采用圆弧与月牙腔内、外缘和Fp、Fj夹角线相切。出于方便,进、排月牙腔可以是对称的,但为了得到更好的油泵性能,可利用油液的流动惯性,将Bj或Gj适当减小,这样有利于惯性进油,提高容积效率。而Aj或Fj可适当加大,以增加进、排油腔间的密封区宽度。4溢流阀油路和油泵所需油压一般靠溢流阀来实现,通过调整溢流阀(也称限压阀)的弹簧,便可维持一个预定的或可调的油液压力。对用于变转速工况的油泵,当转速很高时,过多的油液将由溢流阀泄掉,以限制油压和供油量;而对要求恒速、恒压、恒流量的场合,其泵油量必须数倍于用油量,才能随油泵的磨损,在较长的使用期内确保基本稳定的油压和用油量。溢流阀油路与用油道是并联输出,它可将多余的油液排回油箱(或油池),也可直接返回到油泵吸油口。在临界情况下,溢流阀可能会产生脉动或拍击,故调压弹簧的自振频率应避开脉动频率,以免导致共振。5内、外旋转的配合间隙和泵的功率5.1转子间隙的影响外转子的外圆与泵体的径向配合间隙大约在0.03~0.25mm之间,对于大直径、高转速跳动量大的泵取大值,反之取小值。内、外转子径向齿顶啮合间隙为0.02~0.15mm,对油液粘度低,压力高,低转速工况的泵应选较小值。转子轴向端面与泵盖间的端面间隙约为0.02~0.12mm。该间隙和齿顶啮合间隙是影响油泵性能的主要因素,尤以端面间隙影响最大,其泄漏量与压力的三次方成正比。间隙越大、压力越高,泄漏越多,容积效率也就越低,对粘度较低的柴油泵尤其如此。在设计流量储备不大的情况下,间隙过大,甚至无法获得所需的供油压力,当然也就得不到所需的油量;间隙小可提高容积效率,但间隙过小,加工精度要求高,生产成本增加,也易出现卡死现象。5.2q/s时泵的总负荷w泵的驱动功率可按下式计算Νi=Ν0/ηt=ΔΡQ/ηt(5)Ni=N0/ηt=ΔPQ/ηt(5)式中,Ni为输入功率(W);N0为输出功率(W);ΔP为泵的进出口压力差(Pa);Q为压力为ΔP时