齿轮泵-齿轮马达一体机的泄漏主要有轴向泄漏、径向泄漏和啮合线处的泄漏,其中轴向泄漏占70%,是泄漏的主体。本文介绍了系统的调速回路和工作原理,利用3维软件SolidWorks建立齿轮泵齿轮马达一体机的立体模型,并将模型进行简化,利用SolidWorks中的插件Flow Simulation对一体机中的轴向泄漏进行仿真分析,将流场仿真结果与理论计算结果进行比较,验证仿真软件的可行性。

为解决轴向泄漏造成齿轮泵容积效率下降的问题,提出一款无轴向泄漏的新结构,即将普通泵直径小于根圆的滑动轴承结构,变更为直径介于根圆与节圆之间的同步圆盘轴-浮动侧板轴承新结构,两对同步圆盘轴被分别固定在主动齿轮和从动齿轮的前、后两侧。推导出压紧力和压紧力系数、轴向泄漏率的计算公式,并进行实例计算及分析。结果表明齿轮泵无轴向泄漏结构的压紧力系数为1.18,符合小于1.2的要求;新结构轴向泄漏率仅为原结构的7%,可视为无轴向泄漏;偏心率降低了11%,最小油膜厚度增加了4%,有利于润滑改善;轴宽由15 mm变为10 mm,有利于降低轴向尺寸和轻量化设计。

气动齿轮马达由于具有许多优点，在工程中广泛应用。根据气动齿轮马达的结构和工作原理，按照流体力学方法计算了气动齿轮马达的理论耗气量；并计算了齿轮马达径向泄漏的耗气量和轴向泄漏的耗气量。最后对一种锚杆钻机使用的气动齿轮马达进行了参数计算，并通过实验验证了该方法。

为探求建立出能够计算齿轮泵最大困油压力的解析式以克服试验和仿真上的局限性,针对困油过程的压缩阶段,分有、无侧隙的2种情况,该文采用细长孔的流量公式计算出侧隙内的压差泄漏量,并在困油轴向泄漏路径适当简化的基础上,计算出困油的轴向泄漏量。然后由困油区内＂困油容积对时间的变化率等于泄漏量＂所处的瞬态位置计算出最大困油压力,其正确性采用现有文献的试验结果来验证。结果表明,在案例参数下,当侧隙由30μm变化到200μm,最大困油压力位置与卸荷槽关闭点所在位置的偏离率由18.2%下降到3.5%,说明侧隙越大,最大困油压力所处位置越接近于卸荷槽关闭点所在位置;侧隙内的卷吸流数量级为6,压差流数量级为4,卷吸流可以忽略不计;最大困油压力发生在理论卸荷槽所在位置和实际卸荷槽所在位置之间,大小受出口压力和转速共同的线性影响,采...

为探求建立齿轮泵最小困油压力解析式以克服试验和仿真上的局限性,分大、小侧隙2种情况,针对困油的膨胀阶段,采用细长孔的流量公式计算侧隙内的压差流量,在对困油的轴向泄漏路径做适当简化后,由困油区内的"困油容积的膨胀率=泄漏量",即困油压力变化率为零的瞬态位置,计算出最小的困油压力,并与现有文献的试验结果做比对分析.结果表明,最小困油压力发生在卸荷槽开口附近,处于内侧时一般会出现负值的最小困油压力,处于外侧时可近似为进口压力;最小困油压力由出口压力和转速2部分的线性贡献所得,出口压力的影响为正,转速的影响为负;泵卸荷槽整体向进油侧偏置比较合理.所建解析式可快速求出最小困油压力及其发生位置,从而节省大量的过程计算,减少过程仿真的累积误差,结果更精确.

从分析直齿外啮合齿轮泵的困油现象和齿轮传动的几何关系入手采用轴不对称-非平行圆盘的泄漏理论以主动齿轮的啮合半径为变量建立出侧板倾斜和异齿数时困油的轴向泄漏的计算公式;据此仿真出一个啮合周期内困油的瞬态轴向泄漏量;实例的仿真结果表明就兼顾到两困油区的轴向泄漏而言异齿数总体上不如同齿数好侧板倾斜有利于困油的缓解但却对泵的总体容积效率不利等能为后续困油压力的仿真分析和泵总泄漏的精确计算提供依据。