国越贸易（上海）有限公司

以下内容是小编为大家精心为大家呈现的关于齿轮泵的一些专业分析以及出现问题后的解决办法，请大家认真阅读哟！ 

U泵是我厂针对装载机液压系统开发的一系列轴向补偿齿轮泵，有工作泵和转向泵两类。该系列泵设计机理为侧板轴向跟踪补偿，“8”字形侧板在泵腔内轴向浮动。由于克服了固定侧板磨损后效率低下的问题，在介入主机后迅速占领市场，取得了很好的经济效益和社会效益。但在“三包”后期，产品由于泵体与泵盖结合面渗漏被大量退回，约占外退泵的40%，给生产厂家造成了很大的负担，也给主机和客户带来了很大的不便。结合面渗油的现象很快就引起我们的重视，我们抽取部分外退泵上试验台按JB/T 7041-2006齿轮泵外渗漏检查试验规划跑合，发现结合面确有渗漏现象。拆卸了这些外退泵，发现结合部的密封沟槽无破坏，密封圈主要表现为以下现象；断裂；啃咬；无明显异常。

2．故障原因分析

(1)原因分析。现象说明密封圈在沟槽内受到了力的作用。结合面之间的密封属于静密封。两结合端面贴紧时沟槽内的压力一般很小不会冲击到密封圈。比较大的力从哪里来？我们分析；工作状态，齿轮泵腔内的压力比较大，而贯穿于泵体和泵盖的螺钉在压力作用下发生弹性变形，在结合面形成间隙。腔内压力从间隙进入沟槽作用密封圈。腔内压力比较大时，螺钉弹性变形量加大，结合面间隙变大，沟槽压力受制于腔内压力。装载机装卸物料过程中，对密封圈直接冲击，使之失效。如图I所示，为在20MPa下试验室测得泵体与前后盖结合面之间的间隙量。压力下前后盖发生翘曲变形，在C、F点变形为zui大，分别向外膨胀0.08、0.09mm。前盖、后盖与泵体结合部的间隙各增加了0.085mm。泵在装载机上的实际工况更为恶劣，其压力峰值有时可达25MPa，那么两结合面的间隙还要加大，且长期不停的冲击，密封圈这时更易失效。短时间内，密封圈即使还没有发生拉断、啃咬失效，这样的工况下，也由于摩擦生热变细，压缩量变小发生焦耳效应导致渗漏。

(2)降低沟槽压力分析。为了减小沟槽内的压力和压力冲击，我们牺牲一点效率，开通了如图J所示的A槽。这种方法，沟通进油口和密封沟槽，让密封圈始终处于低压，摆脱腔内高压对其的影响，但效果却仍不理想。究其原因：平常密封圈受到腔内压力的作用是处于向外拉伸的状态。泵在工作过程中经常产生负压，大气压通过结合面的间隙向内挤压密封圈。而负压不稳定，造成密封圈不断和沟槽、A槽作用，出现了啃咬和拉断的现象。密封圈与沟槽作用过程中摩擦产生热量即使密封圈没有破裂，由于焦耳效应压缩量减小也会发生渗漏。

3．对策

    针对这样的情况，为改善密封圈的环境，提出改进方法。首先，在结合部多布局加强螺钉，如图K所示，尽量减少螺钉的弹性拉伸形变量和前后盖的翘曲，尽量减小结合面之间的间隙。布局加强螺钉后再次按图I测量C、F点，测得向外膨胀0.03mm、0.033mm，可见结合部的间隙已充分减小。

    经分析，沟槽内密封圈既受到负压下向内的压力，又受到腔内向外的压力，即交替压力的影响。改进办法为保护密封圈，在沟槽内加双挡圈。这样既减小了密封圈在沟槽内的活动面积，又对密封圈形成了保护（见图L）。

4．结论

    改进后的齿轮泵在试验台上尽量模拟装载机上比较极限的工况：转速2500r/min，压力25MPa，试验温度80～90℃，按照JB/T 7041-2006齿轮泵外渗漏检查试验规划跑合，整个过程无渗漏现象，可以放心出厂。出厂后跟踪，“三包”期内由于结合面渗漏外退的泵几乎没有，成功地解决了该问题。

    这次成功的改进，降低了齿轮泵的故障率，对今后同类型的产品的设计和维修具有很强的指导意义。

 在对某装备车进行交检过程中发现液压表的指示值达不到规定要求，调试人员随即对下车主溢流阀开启压力进行小幅增加，发现液压表指示值仍不能上升，随后又进一步增大溢流阀开启压力，问题仍不到解决。调试人员随即收起支腿等待技术人员前来查看，此时齿轮泵突然发生爆裂。

2．故障原因分析

    停车后对齿轮泵进行检查，发现铝合金壳体端盖紧固螺孔沿轴向方向裂开有一长约100mm、宽约2mm的贯通裂缝，该裂缝位于齿轮泵高压油腔一侧。针对问题的现象，从以下几个方面对问题产生的原因进行了分析。

    (1)材质及铸造质量分析。液压泵的壳体材料为ZL111铝合金，采用铸造的方法制造毛坯，采用镗、研磨等工序加工而成。如果壳体材质不合格或者在铸造过程中有夹渣、气泡或者加工过程中有裂纹等缺陷，在承受高压载荷的情况下会产生局部应力集中，导致爆裂。为验证该泵壳体是否满足要求，将爆裂的泵壳进行化学成分分析和力学性能测试。

  结果表明：实测材料抗拉强度为315MPa，符合标准要求；壳体材料的化学成分符合GB/T1173-1995的要求；依据GB/T 9438-1988低倍检验未见直径大于0.5mm的气泡或夹渣，铸造质量符合要求；泵壳断口处断面形状为韧性撕裂状断口，无陈旧性裂纹，这说明壳体加工过程中未造成裂纹或者使用过程中没有疲劳性裂纹产生。这说明齿轮泵壳体材质及铸造质量符合要求。

    (2)齿轮泵壳体有限元分析。采用有限元分析首先要构建实体模型（该过程亦称实体建模），其方法一般有自底向上和白顶向下两种。自底向上时通过定义关键点，再用这些关键点定义较的图元，这种由点到线、由线到面、由面到体、由低级到的建模方法称为自底向上法。另一种是自顶向下法，它从图元开始建模，低级图元直接生成。根据壳体结构比较复杂的特点，采用自底向上的建模方法。

    壳体实体模型建立好之后，对其进行了网格的划分，图M为壳体实体在有限元软件ANSYS中通过网格划分后的有限元模型。在对壳体施加边界约束时，考虑到端盖在功能上与壳体一起形成低压油腔与高压油腔；在约束关系上，端盖通过壳体的8个连接螺栓孔对壳体的自由度进行约束，因而对安装固定螺孔内部施加全约束(ALL DOF)，在壳体的8个连接螺栓孔施加UX、UY、UZ三个方向的约束。考虑到齿轮泵内腔中以外啮合齿轮的中心线为界，分成高压油腔区和低压油腔区，低压油腔区的压力为负压（以吸油）。因而加载时只在高压油腔及高压油出口通道内壁施加31.5MPa的压力载荷(溢流阀的zui高调整值为31.5MPa)，模拟齿轮泵在31.5MPa压力载荷下的工况，仿真结果如图N所示。

    从图N中可以看出壳体zui大应点位于泵壳端盖紧固螺栓孔处（图中MX处），同发生爆裂的实际位置相吻合，这是壳体zui薄弱的地方。该处的zui大应力值为77MPa，小于壳体材料的抗拉强度值( 315MPa)。计算结果说明泵壳设计的强度完满足使用要求。

    (3)压力调节系统分析。图O为该弹药运输车液压系统的部分原理图。其中，上车压力的微调阀5控制着液控溢流阀4控油口K的压力大小，即决定着溢流阀4的开启压力值。

    多路换向阀2的作用是：选择给上车系统供油还是选择给下车支腿油路供油，两者只能选其一。

    当选择向上装系统供油时，液压油经溢流阀1控制．通过多路换向阀进入上车系统，又经溢流阀4的控制后去执行某个动作，此时可以由液压指示表3得知整个系统工作的压力值。

    选择向上装系统供油时，溢流阀1和4在整个液压系统中处于并联关系，起作用的只是开启压力值较低的一个，如果上车（或下车）溢流阀产生故障，则只调高下车（或上车）溢流阀的开启压力，压力指示表的示值仍为溢流阀4(或1)的开启值。调试两个溢流阀的开启压力时，一般采用的方法为；先将其中一个溢流阀微调，若压力表指示仍达不到规定值再调另一个。

    由于上车溢流阀4发生故障，操作人员虽经过多次调高下车溢流阀的开启压力值，并已超过齿轮泵的zui高压力值，但液压指示表3的示值仍为溢流阀4的开启值。此时选择向下车系统供油并收起支腿，由于支腿收到位时系统液压升高，但溢流阀不能及时开启，系统液压迅速升高超过齿轮泵的zui高压力值造成壳体爆裂。

    由上述分析可以看出，齿轮泵爆裂主要由液压系统设计不完善，系统液压压力调整不当所造成。同时，操作规范中也没有明确的压力调整方法，以指导操作人员。

3．措施

    通过分析，查明了产生原因，为了保证液压设备的正常工作，今后避免再发生类似的事故，采取了以下几个措施。

    (1)完善液压系统。一种方法是在下车液压系统加装液压指示表，但下车溢流阀调整的次数不多，加装液压指示表既增加成本，也并非必须。另一种方法是改进下车溢流阀阀体结构，限定其开启压力调整值范围为3～23MPa，即使压力调整螺栓拧到zui大，溢流阀依然能开启，且压力为23MPa，这样既能满足使用要求，又不超过齿轮泵的额定压力值(25MPa)。经过专家评审zui终选择第二种方法。

    (2)完善总装调试文件。将上述的调试方法加入总装调试工艺及作业指导书中，并对相关人员进行培训，使之按规定的程序调试和作业。

    落实以上措施后，对后续产品及已交付*使用的产品改进、试验、跟踪，无类似事故出现。这说明原因分析全面，措施到位，效果良好。威斯特小编敬上！