技术领域
[0001] 本
发明涉及一种
流体泵，特别涉及一种卵形
锥齿轮泵。
背景技术
[0002] 齿轮泵是一对相互
啮合的齿轮和泵缸形成的
容积式泵，泵缸内通过相互啮合的齿轮分为吸入腔和排出腔。齿轮转动时，吸入腔侧
轮齿相互脱开处的齿间容积逐渐增大，压
力降低，液体在压差作用下进入齿间。随着齿轮的转动，一个个齿间的液体被带至排出腔。这时排出腔侧轮齿啮合处的齿间容积逐渐缩小，而将液体排出。齿轮泵适用于输送不含固体颗粒、无
腐蚀性、
粘度范围较大的润滑性液体。齿轮泵结构简单紧凑，制造容易，维护方便，有自吸能力，但流量、
压力脉动较大且噪声大，对于泵本身具有不良影响。特别是
排量基本无法改变，或者可以在小范围内进行调节，而且通常情况下排量较小，使齿轮泵的应用范围受到了很大程度的限制。如果需要较大流量的齿轮泵，则需要增大齿轮泵的体积和转速，进一步增大运行噪声，造成动力的极大浪费。而对于输送粘度较高的介质时，泵的转速提高具有一定的限制，影响泵的效率，造成
能源的浪费。
[0003] 因此，需要对现有的齿轮泵进行改进，降低流量和压力的脉动，减小噪声，并且在与现有齿轮泵相同体积和相同转速的情况下，具有较大的排液流量，提高泵的效率，节约驱
动能源。
发明内容
[0004] 有鉴于此，本发明的目的是提供一种卵形锥齿轮泵，降低力的脉动，减小噪声，并且在与现有齿轮泵相同体积、相同转速及同等工况条件下相比，具有较大的排液流量，提高泵的效率，节约驱动能源。
[0005] 本发明的卵形锥齿轮泵，包括
泵壳、设置在泵壳内相互啮合的主动齿轮和从动齿轮，所述主动齿轮和从动齿轮均为卵形锥齿轮并且轴线垂直相交啮合，主动齿轮和从动齿轮的
传动比为： 主动齿轮的球面大端面节曲线为卵形，方程为： 从动齿轮的球面大端面节曲线也为卵形，方程为
方程中R为球面半径，k为偏心率，φ1为主动齿轮的转
角。
[0006] 进一步，所述泵壳包括泵底和顶盖，所述泵底内表面分别与主动齿轮和从动齿轮小端面小间隙配合，顶盖内表面分别与主动齿轮和从动齿轮的大端面小间隙配合；所述主动齿轮和从动齿轮在圆周方向固定配合分别设置齿轮轴，从动齿轮的齿轮轴转动配合担在泵底和顶盖之间，主动齿轮的齿轮轴一端与泵底转动配合，另一端密封转动配合伸出顶盖；
[0007] 进一步，所述顶盖包括相互密封连接的主动齿轮顶盖和从动齿轮顶盖，所述主动齿轮顶盖和从动齿轮顶盖分别与泵底密封连接；
[0008] 进一步，所述主动齿轮和从动齿轮的小端面均为内凹的球面，主动齿轮和从动齿轮啮合后小端面和大端面分别形成一球面；所述泵底内表面为与主动齿轮和从动齿轮小端面小间隙配合的向内凸起的球面，主动齿轮顶盖和从动齿轮顶盖密封连接后内表面形成与主动齿轮和从动齿轮大端面小间隙配合的外凹球面。
[0009] 本发明的有益效果是：本发明的卵形锥齿轮泵，在泵壳设置卵形非圆锥主动齿轮和卵形非圆锥从动齿轮且轴线垂直相交啮合；与现有齿轮泵对比，在相同体积、相同转速及同等工况条件下，具有较大的排液量，能够大幅度提高平均流量、瞬时流量及变量范围，提高泵的效率，节约驱动能源。克服了齿轮
变量泵的径向力较大的问题，降低了力的脉动幅度，传动平稳性好，振动噪声小，可有效延长齿轮泵的工作寿命。
附图说明
[0010] 下面结合附图和
实施例对本发明作进一步描述。
[0011] 图1为本发明结构示意图；
[0012] 图2为本发明齿轮啮合结构示意图；
[0013] 图3为本发明平均流量分析图；
[0014] 图4为本发明瞬时流量分析图；
[0015] 图5为本发明齿轮液体压力分析图；
[0016] 图6为普通卵形柱状齿轮泵和卵形锥齿轮泵瞬时流量对比图；
[0017] 图7为卵形锥齿轮和卵形柱齿轮液压力对比图。
具体实施方式
[0018] 图1为本发明结构示意图，图2为本发明齿轮啮合结构示意图，如图所示：本实施例的卵形锥齿轮泵，包括泵壳、设置在泵壳内相互啮合的主动齿轮和从动齿轮，所述主动齿轮1和从动齿轮2均为卵形锥齿轮并且轴线垂直相交啮合，主动齿轮和从动齿轮的传动比为： 主动齿轮的球面大端面节曲线为卵形，方程为： 从动齿轮的球面大端面节曲线也为卵形，方程为 方程中R为
球面半径，k为偏心率，φ1为主动齿轮的转角。
[0019] 本实施例中，所述泵壳包括泵底3和顶盖，所述泵底3内表面分别与主动齿轮1和从动齿轮2小端面小间隙配合，顶盖内表面分别与主动齿轮1和从动齿轮2的大端面小间隙配合；小间隙配合指的是两个配合面之间在不影响相对运动的前提下以最小的间隙进行配合；所述主动齿轮1和从动齿轮2在圆周方向固定配合分别设置齿轮轴(图中分别为齿轮轴1a和齿轮轴2a)，从动齿轮2的齿轮轴2a转动配合担在泵底3和顶盖之间，主动齿轮1的齿轮轴1a一端与泵底3转动配合，另一端密封转动配合伸出顶盖，用于与动力源连接；
当然，为了安装方便，结构稳定，从动齿轮2的齿轮轴2a也可以密封转动配合伸出顶盖。
[0020] 本实施例中，所述顶盖包括相互密封连接的主动齿轮顶盖1b和从动齿轮顶盖2b，所述主动齿轮顶盖1b和从动齿轮顶盖2b分别与泵底3密封连接；如图1所示，主动齿轮顶盖1b和从动齿轮顶盖2b之间以及主动齿轮顶盖1b和从动齿轮顶盖2b分别与泵底3之间均通过
螺栓加密封垫进行紧固连接。
[0021] 本实施例中，所述主动齿轮1和从动齿轮2的大端面均为外凸的球面，主动齿轮1和从动齿轮2的小端面均为内凹的球面，主动齿轮1和从动齿轮2啮合后小端面和大端面分别形成一球面；所述泵底3内表面为与主动齿轮1和从动齿轮2小端面小间隙配合的向内凸起的球面，主动齿轮顶盖1b和从动齿轮顶盖2b密封连接后内表面形成与主动齿轮1和从动齿轮2大端面小间隙配合的外凹球面；由于非圆锥齿轮的特殊性，泵底结构与两齿顶锥面的相交处形状相适应，这样可以最大限度的解决密封问题，实现相交轴齿轮泵的液体的储存和高度密封功能，可以推广应用到圆锥齿轮泵以及其他非圆锥齿轮泵之中。
[0022] 本发明在使用时，能够大幅度降低力的脉动，减小运行噪声，并且在与现有齿轮泵相同体积和相同转速的情况下具有较大的排液流量，提高泵的效率，节约驱动能源。
[0023] 图3为本发明平均流量分析图，如图所示，T1为卵形锥齿轮主动轮1大端节曲线沿箭头J1方向投影到F1面部分；T2为从动轮2大端节曲线沿箭头J2方向投影到F2面，旋转90°到面 的部分。为方便流量分析，把T1和T2综合在一起形成图3。
[0024] 一对卵形锥齿轮是等同的两只非圆锥齿轮。它们回转一周，液体将4次充满球面大端B沿齿宽所形成的锥形容积中。设球面半径为R，其上任意区域的面积为S，则有此区域所形成的锥体的体积为：V＝SR/3。
[0025] 设齿轮1的最大节锥角为ψ0，球面大端半径为R1，大端节曲线所围的球面面积为S1，对应的锥体体积为V1；最大节锥角对应的球
冠部分的面积为 锥体体积为 节锥角为ψ1。小端球面半径为R2，节曲线所围的球面面积为S2，对应的锥体体积V2；最大节锥角对应的球冠部分的面积为 锥体体积 则：
[0026] 齿宽B＝R1-R2。由公式V＝SR/3可得：
[0027] 排量
[0028] 平均理论流量：
[0029] 其中：i12——传动比，且
[0030] ψ1——主动轮节锥角，且ψ1＝arctan(1/i12)；
[0031] φ1——主动轮转角；
[0032] n——主动轮工作转速；
[0033] ηv——齿轮泵的容积效率。
[0034] 图4为本发明瞬时流量分析图，如图所示，由于一对卵形锥齿轮关于其几何中心对称，只需分析流量在主动轮转角(0～π)范围内的变化关系。而当主动轮转过90°时，主动轮与从动轮的转角
位置正好对调，即其瞬时流量返回到初始位置时的状态。因此，只需要分析流量在主动轮转角(0～π/2)内变化关系即可。
[0035] 如图4所示，以两齿轮的大端球面为研究对象，M1为最大节锥角对应的所有球冠面积的一半；M2为球面卵形的面积；M3(或M4)为齿轮1(或2)转过一定角度φ1(或φ2)后，泵体中心剖面与齿轮节曲线所夹面(为方便计算，这里用节曲线代替齿顶曲线)； (或)为齿轮1(或2)转过φ1+dφ1角度后，泵体中心剖面与齿轮节曲线所夹面。
[0036] 由于泵体以及齿轮都是实体都是固定值，因此M1，M2也为恒定值不变。
[0037]
[0038] 设瞬时流量为Qs则：
[0039] 即：
[0040] 其中：i12——传动比，且
[0041] ψ1——主动轮节锥角，且ψ1＝arctan(1/i12)；
[0042] ——主动轮节锥角对 的复合函数；
[0043] φ1——主动轮转角；
[0044] φ2——从动轮转角，且
[0046] ω2——从动轮角速度。
[0047] 由于ω1，i12，ψ1， φ2都是主动轮转角φ1的函数，因此瞬时流量Qs也只是主动轮的位置函数，其周期为π。
[0048] 由以上计算分析可得出在同等工况条件下：模数m＝2.5、齿数z＝22、齿宽B＝10mm、转速n＝1500r/min、齿顶高系数 齿间隙系数 容积效率ηv＝0.9及齿轮泵排油腔和吸油腔的压力差p＝10Mpa，且卵形锥齿轮泵与卵形齿轮泵具有相同的传动比函数
[0049] 根据平均理论流量公式可得算例结果如下表所示。
[0050] 1、平均理论流量
[0051]齿轮形式 圆柱齿轮泵 卵形柱齿轮泵 卵形锥齿轮泵
平均理论流量 1.1×107 3.0×107 7.8×107
(mm3/min)
[0052] 可见在工况相同的条件下，卵形锥齿轮泵的平均理论流量最大，比同等条件下的圆柱齿轮泵的流量提高了7.1倍，比卵形柱齿轮泵提高了2.6倍，特别适宜大排量的应用场合。
[0053] 2、瞬时流量
[0054] 依据瞬时流量计算公式，结合算例，得卵形锥齿轮泵与卵形柱齿轮泵的瞬时流量对比曲线图6所示，由图6可见，卵形锥齿轮泵与卵形柱齿轮泵的瞬时流量的变化趋势是一致的，卵形锥齿轮泵的瞬时流量高于卵形柱齿轮的瞬时流量，且变量范围大于卵形柱齿轮泵。
[0055] 图5为本发明齿轮液体压力分析图，如图所示，卵形锥齿轮泵所受液压力垂直于其节锥面，主动轮1的液压力分析如图所示，设主动轮转过角度φ1后，对应的从动轮转角为φ2，则主动轮1在x，y，z三个方向上的分力F1x，F1y，F1z分别计算如下：
[0056]
[0057]
[0058]
[0059] 同理可得从动轮2在x，y，z三个方向上的分力F2x，F2y，F2z分别为：
[0060]
[0061]
[0062]
[0063] 依据液压力的分析，结合算例，得卵形锥齿轮泵与卵形柱齿轮泵主动轮的液压力对比曲线如图7所示，
[0064] 由图7可见，卵形锥齿轮泵与卵形柱齿轮泵的X轴与Y轴的力的变化趋势是一致的，但卵形锥齿轮泵在X轴与Y轴的力大小及力的变化幅度都较小，传动平稳性好，振动噪声小，可有效延长齿轮泵的工作寿命。
[0066]
[0067] 由对比表及图6和图7可知，瞬时流量及液压力的变化关系如下：
[0068]φ1 0→90° 90°→180° 180°→270° 270°→360°
[0069]Qs 减小 增大 减小 增大
Fx 减小 减小 增大 增大
Fy 增大 减小 减小 增大
[0070] 由此可见，在工况相同的条件下，卵形锥齿轮泵的瞬时流量的变量范围最大，高于同等条件的卵形柱齿轮1.4倍，适宜要求变量范围大的应用场合；卵形锥齿轮泵在径向力的大小及力的变化幅度都小于卵形柱齿轮泵，传动平稳性好，振动噪声小，可有效延长齿轮泵的工作寿命。
[0071] 最后说明的是，以上实施例仅用以说明本发明的技术方案而非限制，尽管参照较佳实施例对本发明进行了详细说明，本领域的普通技术人员应当理解，可以对本发明的技术方案进行
修改或者等同替换，而不脱离本发明技术方案的宗旨和范围，其均应涵盖在本发明的
权利要求范围当中。
