2-2-2困油现象的危害和排除 危害(当封闭ⅴ减小时,液体受挤压而P急剧升高,油液将从缝隙中强行挤出) 生噪音和振动 使轴承受到很大的径向力 功率损失增加 容积效率降低(而当封闭V增大时,P下降,析出气泡) 对泵的工作性能和使用寿命都有害 排除(设法在封闭变小时使之和排出腔沟通,而在增大时和吸入腔沟通) 开卸荷槽(图2-2(b)的虚线) 结构简单,容易加工,且对称布置,泵正、反转时都 适用,因此被广泛采用 对称卸荷槽还不十分完善(还有噪音和振动)
2-2-2 困油现象的危害和排除 ➢ 危害（当封闭V减小时，液体受挤压而P急剧升高，油液将从缝隙中强行挤出） ➢ 产生噪音和振动 ➢ 使轴承受到很大的径向力 ➢ 功率损失增加。 ➢ 容积效率降低（而当封闭V增大时，P下降，析出气泡） ➢ 对泵的工作性能和使用寿命都有害 ➢ 排除(设法在封闭V变小时使之和排出腔沟通，而在增大时和吸入腔沟通) ➢ 开卸荷槽(图2—2(b)的虚线)。 ➢ 结构简单，容易加工，且对称布置，泵正、反转时都 适用，因此被广泛采用。 ➢ 对称卸荷槽还不十分完善（还有噪音和振动）
2-2-2困油现象的危害和排除(1) >不对称卸荷槽 两个卸荷槽同时向吸入侧移过适当距离 延长了∨a和排出腔相通的时间 推迟了Vb和吸入腔相通的时间 Vb中可能出现局部真空,但不十分严重 这种卸荷槽能更好地解决困油问题 能多回收一部分高压液体 泵不允许反转使用 采用卸荷槽后困油现象影响大大减轻
2-2-2 困油现象的危害和排除(1) ➢ 不对称卸荷槽 ➢ 两个卸荷槽同时向吸入侧移过适当距离 ➢ 延长了Va和排出腔相通的时间 ➢ 推迟了Vb和吸入腔相通的时间 ➢ Vb中可能出现局部真空，但不十分严重 ➢ 这种卸荷槽能更好地解决困油问题 ➢ 能多回收一部分高压液体 ➢ 泵不允许反转使用 ➢ 采用卸荷槽后困油现象影响大大减轻
2-1-3齿轮泵的径向力-图23 >径向力增加轴 承的负荷,影 响泵的寿命 >工作P越高,压油 吸油 径向力就越大 >对高压齿轮泵, F 要设法限制径 向力,提高轴 承寿命
2-1-3 齿轮泵的径向力-图2-3 ➢ 径向力增加轴 承的负荷，影 响泵的寿命 ➢ 工作P越高， 径向力就越大 ➢ 对高压齿轮泵， 要设法限制径 向力，提高轴 承寿命
2-1-4齿轮泵的流量-图2—4 分度圆 \2m .25m 理论上带到排出腔的油液体积应等于齿间工作容积 每转的Q应为两个齿轮全部齿间工作容积之和。 可假设齿间工作容积与齿的有效体积相等。 每转Qt 是一个齿轮的齿间工作容积与轮齿有效体积的总和 近似等于齿的有效部分所扫过的一个径向宽度为2m的环形体积
2-1-4齿轮泵的流量-图2—4 ➢ 理论上带到排出腔的油液体积应等于齿间工作容积 ➢ 每转的Qt应为两个齿轮全部齿间工作容积之和。 ➢ 可假设齿间工作容积与齿的有效体积相等。 ➢ 每转Qt ➢ 是一个齿轮的齿间工作容积与轮齿有效体积的总和 ➢ 近似等于齿的有效部分所扫过的一个径向宽度为2m的环形体积
2-1-4齿轮泵的流量公式 >用上述计算泵的Q时,数值偏小 >应乘上修正系数K。平均Q为 Q=krD. 2m Bn x10-L/min 式中:D—分度圆直径,mm; m—模数(m=D/z,z为齿数),mm; B齿宽,mm; 转速,r/min GK—修正系数,一般为1.05-1.15
2-1-4 齿轮泵的流量公式 ➢ 用上述计算泵的Qt时，数值偏小 ➢ 应乘上修正系数K。平均Qt为： ➢ 式中：D——分度圆直径，mm； ➢ m——模数(m=D／z，z为齿数)，mm； ➢ B——齿宽，mm； ➢ n——转速，r／min； ， ➢ K——修正系数，一般为1．05～1．15。 2 10 / min 6 Qt k D m Bn L − =