一、困油
（一）产生原因
齿轮泵的困油是由齿轮设计时的重叠系数引起的,如下图示,假设齿轮在实际啮合中的啮合线长度为l,齿距为t0,则齿轮啮合时的重叠系数ε=l/t0。该重叠系数具有这样的物理意义:当ε=1时,前一对轮齿脱离啮合的瞬间,后一对轮齿即可进入啮合,即开始啮合与脱离啮合是同时进行的。为了使齿轮传动平稳、减小冲击,或避免产生油液泄漏,设计齿轮传动机构时,通常使ε>1 (一般取ε=1.05——1.3)。即当前一对轮齿脱离啮合之前,后一对轮齿即进入啮合。但两对轮齿同时啮合时,在两个啮合点A 、B 之间形成了一个充满油液且与吸、压油腔均不相通的闭死容积。在齿轮转动由图2-3 (a)至图2-3 (b)的过程中,这个闭死容积逐渐减小,由于油液不能外流而产生很大压力。困油压力远远大于泵的工作压力,使泵的零件受到冲击,产生振动和噪声,并且有一部分高压油液通过各种缝隙被强行挤出。
从图2-3 (b)的位置向图2-3 (c)位置转动时,闭死容积又开始由小变大,由于无处吸油而使压力降低,容易形成真空,使油液中的气体逸出引起汽蚀,或形成负压力冲击,同样也会产生振动和噪声。这种闭死容积在过渡中经历“容积在封死状态下变化”的过程,其内压力会急剧增高或降低的现象称为困油。
（二）消除措施
齿轮泵的困油危害很大,为了消除困油现象,通常在两端盖上开设一对卸荷槽,如图2-3 (c)所示。这样,当闭死容积减小时,使其通过右侧卸荷槽与压油腔相通,以便排出一部分油液;当闭死容积增大时,使其与吸油腔连通,可吸入一部分低压油以补充增大空间。
开设卸荷槽的原则是保证吸、压油腔任何时候都不能通过卸荷槽连通,否则将降低齿轮泵的容积效率。另外,两卸荷槽之间的距离也不能太大,以防消除困油不彻底。通常使b=0.8m ,卸荷槽宽c>2.5m ,深度h≥0.8m (m 为齿轮模数)。
二、 泄漏
外啮合齿轮泵的内泄漏主要有三个途径:端面泄漏、径向泄漏及啮合线泄漏。
（一） 端面泄漏
端面泄漏是指齿轮端面与泵端盖内表面之间的泄漏,占总泄漏量的75%以上。由于旋转的齿轮端面与泵端盖内表面之间必然存在一定间隙,因此,间隙量稍有增加,就会导致齿轮泵的容积效率显著下降。一般中、小型齿轮泵的内端面间隙控制在0.02——0.05mm 之间。
此外,还可采用浮动轴套、弹性侧板等端面间隙补偿措施来减小和消除端面泄漏。
（二） 径向泄漏
径向泄漏是指齿轮齿顶圆与泵体内腔表面之间的泄漏,约占总泄漏量的15%。为了保证齿轮传动过程中不产生“刮膛”现象,同时考虑制造误差,一般中、小型齿轮泵的径向间隙可达0.1mm。尽管径向泄漏通道较长,但这种泄漏对齿轮泵的容积效率影响不大。有时可采用在压油腔侧增设补偿侧板的方法,利用高压油的作用使补偿侧板浮动在轮齿顶部,阻止低压油进入高压油腔。
（三）啮合线泄漏
因有齿向误差,齿轮的全部宽度不可能都实现啮合,由此产生的泄漏称为啮合线泄漏,其泄漏量在总泄漏量中所占的比例不足5%。另外,随着齿轮泵工作压力提高,啮合点处接触更加紧密,通过啮合线处的泄漏量很小,因此,与上述两种泄漏相比,啮合线泄漏经常被忽略。
三、径向力
齿轮泵中主、从动齿轮受力如图2-4所示。由于高、低压油腔油液压力不同,油液压力由低压pd 逐渐向高压pg 过渡,在压油腔一侧齿轮受到较大的油液压力,其圆周液压力的合力为Fp。两个大小相等方向相反的啮合力的作用方向与啮合线重合,将作用在啮合点处的啮合力FT 分别简化到主、从动齿轮中心O1 和O2 点上,并将简化后的径向力合成后可以看到,主动齿轮受力F1 小于从动齿轮受力F2。因此,一般情况下从动齿轮磨损较快。实际设计时, 通常取F1 =0.75ΔpBDe,而F2=0.85ΔpBDe,其中,Δp 为泵进出口压差,B、De 分别为齿宽和齿顶圆直径。
齿轮径向力不平衡不仅仅使齿轮磨损不均,还使轴承、齿轮轴等产生变形,降低齿轮泵的使用寿命。为了减轻和消除径向力不平衡现象,通常采用减小压油口直径、减小高压油对齿轮径向的不均衡作用的方法。有时,在泵端盖上原吸油腔对面开设两个平衡槽分别与吸、压油腔相通,以平衡径向不平衡力。但这种做法增大了泄漏量,使容积效率降低,仅适用于低压齿轮泵。
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