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對齒輪泵的分析與解決辦法
點擊次數：2980 發布時間：2016-11-10
以下內容是小編為大家精心為大家呈現的關于齒輪泵的一些專業分析以及出現問題后的解決辦法，請大家認真閱讀喲！
U泵是我廠針對裝載機液壓系統開發的一系列軸向補償齒輪泵，有工作泵和轉向泵兩類。該系列泵設計機理為側板軸向跟蹤補償，“8”字形側板在泵腔內軸向浮動。由于克服了固定側板磨損后效率低下的問題，在介入主機后迅速占領市場，取得了很好的經濟效益和社會效益。但在“三包”后期，產品由于泵體與泵蓋結合面滲漏被大量退回，約占外退泵的40%，給生產廠家造成了很大的負擔，也給主機和客戶帶來了很大的不便。結合面滲油的現象很快就引起我們的重視，我們抽取部分外退泵上試驗臺按JB/T 7041-2006齒輪泵外滲漏檢查試驗規劃跑合，發現結合面確有滲漏現象。拆卸了這些外退泵，發現結合部的密封溝槽無破壞，密封圈主要表現為以下現象；斷裂；啃咬；無明顯異常。
2．故障原因分析
(1)原因分析。現象說明密封圈在溝槽內受到了力的作用。結合面之間的密封屬于靜密封。兩結合端面貼緊時溝槽內的壓力一般很小不會沖擊到密封圈。比較大的力從哪里來？我們分析；工作狀態，齒輪泵腔內的壓力比較大，而貫穿于泵體和泵蓋的螺釘在壓力作用下發生彈性變形，在結合面形成間隙。腔內壓力從間隙進入溝槽作用密封圈。腔內壓力比較大時，螺釘彈性變形量加大，結合面間隙變大，溝槽壓力受制于腔內壓力。裝載機裝卸物料過程中，對密封圈直接沖擊，使之失效。如圖I所示，為在20MPa下試驗室測得泵體與前后蓋結合面之間的間隙量。壓力下前后蓋發生翹曲變形，在C、F點變形為zui大，分別向外膨脹0.08、0.09mm。前蓋、后蓋與泵體結合部的間隙各增加了0.085mm。泵在裝載機上的實際工況更為惡劣，其壓力峰值有時可達25MPa，那么兩結合面的間隙還要加大，且長期不停的沖擊，密封圈這時更易失效。短時間內，密封圈即使還沒有發生拉斷、啃咬失效，這樣的工況下，也由于摩擦生熱變細，壓縮量變小發生焦耳效應導致滲漏。
(2)降低溝槽壓力分析。為了減小溝槽內的壓力和壓力沖擊，我們犧牲一點效率，開通了如圖J所示的A槽。這種方法，溝通進油口和密封溝槽，讓密封圈始終處于低壓，擺脫腔內高壓對其的影響，但效果卻仍不理想。究其原因：平常密封圈受到腔內壓力的作用是處于向外拉伸的狀態。泵在工作過程中經常產生負壓，大氣壓通過結合面的間隙向內擠壓密封圈。而負壓不穩定，造成密封圈不斷和溝槽、A槽作用，出現了啃咬和拉斷的現象。密封圈與溝槽作用過程中摩擦產生熱量即使密封圈沒有破裂，由于焦耳效應壓縮量減小也會發生滲漏。
3．對策
針對這樣的情況，為改善密封圈的環境，提出改進方法。首先，在結合部多布局加強螺釘，如圖K所示，盡量減少螺釘的彈性拉伸形變量和前后蓋的翹曲，盡量減小結合面之間的間隙。布局加強螺釘后再次按圖I測量C、F點，測得向外膨脹0.03mm、0.033mm，可見結合部的間隙已充分減小。
經分析，溝槽內密封圈既受到負壓下向內的壓力，又受到腔內向外的壓力，即交替壓力的影響。改進辦法為保護密封圈，在溝槽內加雙擋圈。這樣既減小了密封圈在溝槽內的活動面積，又對密封圈形成了保護（見圖L）。
4．結論
改進后的齒輪泵在試驗臺上盡量模擬裝載機上比較極限的工況：轉速2500r/min，壓力25MPa，試驗溫度80～90℃，按照JB/T 7041-2006齒輪泵外滲漏檢查試驗規劃跑合，整個過程無滲漏現象，可以放心出廠。出廠后跟蹤，“三包”期內由于結合面滲漏外退的泵幾乎沒有，成功地解決了該問題。
這次成功的改進，降低了齒輪泵的故障率，對今后同類型的產品的設計和維修具有很強的指導意義。
在對某裝備車進行交檢過程中發現液壓表的指示值達不到規定要求，調試人員隨即對下車主溢流閥開啟壓力進行小幅增加，發現液壓表指示值仍不能上升，隨后又進一步增大溢流閥開啟壓力，問題仍不到解決。調試人員隨即收起支腿等待技術人員前來查看，此時齒輪泵突然發生爆裂。
2．故障原因分析
停車后對齒輪泵進行檢查，發現鋁合金殼體端蓋緊固螺孔沿軸向方向裂開有一長約100mm、寬約2mm的貫通裂縫，該裂縫位于齒輪泵高壓油腔一側。針對問題的現象，從以下幾個方面對問題產生的原因進行了分析。
(1)材質及鑄造質量分析。液壓泵的殼體材料為ZL111鋁合金，采用鑄造的方法制造毛坯，采用鏜、研磨等工序加工而成。如果殼體材質不合格或者在鑄造過程中有夾渣、氣泡或者加工過程中有裂紋等缺陷，在承受高壓載荷的情況下會產生局部應力集中，導致爆裂。為驗證該泵殼體是否滿足要求，將爆裂的泵殼進行化學成分分析和力學性能測試。
結果表明：實測材料抗拉強度為315MPa，符合標準要求；殼體材料的化學成分符合GB/T1173-1995的要求；依據GB/T 9438-1988低倍檢驗未見直徑大于0.5mm的氣泡或夾渣，鑄造質量符合要求；泵殼斷口處斷面形狀為韌性撕裂狀斷口，無陳舊性裂紋，這說明殼體加工過程中未造成裂紋或者使用過程中沒有疲勞性裂紋產生。這說明齒輪泵殼體材質及鑄造質量符合要求。
(2)齒輪泵殼體有限元分析。采用有限元分析首先要構建實體模型（該過程亦稱實體建模），其方法一般有自底向上和白頂向下兩種。自底向上時通過定義關鍵點，再用這些關鍵點定義較的圖元，這種由點到線、由線到面、由面到體、由低級到的建模方法稱為自底向上法。另一種是自頂向下法，它從圖元開始建模，低級圖元直接生成。根據殼體結構比較復雜的特點，采用自底向上的建模方法。
殼體實體模型建立好之后，對其進行了網格的劃分，圖M為殼體實體在有限元軟件ANSYS中通過網格劃分后的有限元模型。在對殼體施加邊界約束時，考慮到端蓋在功能上與殼體一起形成低壓油腔與高壓油腔；在約束關系上，端蓋通過殼體的8個連接螺栓孔對殼體的自由度進行約束，因而對安裝固定螺孔內部施加全約束(ALL DOF)，在殼體的8個連接螺栓孔施加UX、UY、UZ三個方向的約束。考慮到齒輪泵內腔中以外嚙合齒輪的中心線為界，分成高壓油腔區和低壓油腔區，低壓油腔區的壓力為負壓（以吸油）。因而加載時只在高壓油腔及高壓油出口通道內壁施加31.5MPa的壓力載荷(溢流閥的zui高調整值為31.5MPa)，模擬齒輪泵在31.5MPa壓力載荷下的工況，仿真結果如圖N所示。
從圖N中可以看出殼體zui大應點位于泵殼端蓋緊固螺栓孔處（圖中MX處），同發生爆裂的實際位置相吻合，這是殼體zui薄弱的地方。該處的zui大應力值為77MPa，小于殼體材料的抗拉強度值( 315MPa)。計算結果說明泵殼設計的強度完滿足使用要求。
(3)壓力調節系統分析。圖O為該彈藥運輸車液壓系統的部分原理圖。其中，上車壓力的微調閥5控制著液控溢流閥4控油口K的壓力大小，即決定著溢流閥4的開啟壓力值。
多路換向閥2的作用是：選擇給上車系統供油還是選擇給下車支腿油路供油，兩者只能選其一。
當選擇向上裝系統供油時，液壓油經溢流閥1控制．通過多路換向閥進入上車系統，又經溢流閥4的控制后去執行某個動作，此時可以由液壓指示表3得知整個系統工作的壓力值。
選擇向上裝系統供油時，溢流閥1和4在整個液壓系統中處于并聯關系，起作用的只是開啟壓力值較低的一個，如果上車（或下車）溢流閥產生故障，則只調高下車（或上車）溢流閥的開啟壓力，壓力指示表的示值仍為溢流閥4(或1)的開啟值。調試兩個溢流閥的開啟壓力時，一般采用的方法為；先將其中一個溢流閥微調，若壓力表指示仍達不到規定值再調另一個。
由于上車溢流閥4發生故障，操作人員雖經過多次調高下車溢流閥的開啟壓力值，并已超過齒輪泵的zui高壓力值，但液壓指示表3的示值仍為溢流閥4的開啟值。此時選擇向下車系統供油并收起支腿，由于支腿收到位時系統液壓升高，但溢流閥不能及時開啟，系統液壓迅速升高超過齒輪泵的zui高壓力值造成殼體爆裂。
由上述分析可以看出，齒輪泵爆裂主要由液壓系統設計不完善，系統液壓壓力調整不當所造成。同時，操作規范中也沒有明確的壓力調整方法，以指導操作人員。
3．措施
通過分析，查明了產生原因，為了保證液壓設備的正常工作，今后避免再發生類似的事故，采取了以下幾個措施。
(1)完善液壓系統。一種方法是在下車液壓系統加裝液壓指示表，但下車溢流閥調整的次數不多，加裝液壓指示表既增加成本，也并非必須。另一種方法是改進下車溢流閥閥體結構，限定其開啟壓力調整值范圍為3～23MPa，即使壓力調整螺栓擰到zui大，溢流閥依然能開啟，且壓力為23MPa，這樣既能滿足使用要求，又不超過齒輪泵的額定壓力值(25MPa)。經過專家評審zui終選擇第二種方法。
(2)完善總裝調試文件。將上述的調試方法加入總裝調試工藝及作業指導書中，并對相關人員進行培訓，使之按規定的程序調試和作業。
落實以上措施后，對后續產品及已交付*使用的產品改進、試驗、跟蹤，無類似事故出現。這說明原因分析全面，措施到位，效果良好。威斯特小編敬上！