（高职）液压传动：3.液压泵及液压马达

1 第二章 液压泵及液压马达 本章重点 ： 1. 容积式液压泵及容积式液压马达的工作原理 2. 液压泵及液压马达的压力、排量、流量、功率、效率的概念及计算 3. 液压马达的压力、排量、流量、功率、效率的概念及计算 4. 齿轮泵、叶片泵和柱塞泵的工作原理、结构特点、配流方式及选用 本章难点 ： 1. 液压泵和液压马达的功率、效率的概念 2. 齿轮泵、叶片泵和柱塞泵的工作原理、结构特点 第一节 概述 液压泵和液压马达在液压系统中都属于能量转换装置。 液压泵是将电动机输出的机械能转变为液压 能，为系统提供一定流量和压力的油液，是动力元件。液压马达是将系统的液压能转变为机械能，使系 统输出一定的连续转速和转矩，驱动工作部件运行，是执行元件。 一、 液压泵和液压马达的工作原理和特点 液压系统中采用的液压泵类型很多，但都是属于容积式液压泵，它的工作原理可用图 2-1 所示的单 柱塞式液压泵来说明。 液压泵是靠密封工作油腔的容积变化来进行工作的，因此它必 须具有一个（或多个）密封的工作油腔。当液压泵运转时，该油腔 的容积必须不断由小逐渐加大，形成真空，油箱中的油液才能被吸 入。当油腔容积由大逐渐减小时，油被挤压在密封工作油腔中，压 力才能升高，压力的大小取决于油液从泵中输出时受到的阻力。这 种泵的输油能力（或输出流量）的大小取决于密封工作油腔的数目 以及容积变化的大小和频率，故称容积式泵。 吸油时,吸油腔必须与油箱相通，而与压油腔不通；压油时,压油腔与压力管道相通，而与油箱不通。 由吸油到压油或由压油到吸油的转换称为配流。配流装置是泵不可缺少的，不同结构类型的泵具有不同 形式的配流装置。 液压泵的共同工作原理为 1.液压泵必须有一个或若干个周期变化的密封容积； 2.液压泵心须有配流装置，将吸油和压油的过程分开； 3.液压泵工作必要的外部条件是，油箱液面通大气或油箱充气。 二、 液压泵的主要性能参数 1. 液压泵的工作压力和额定压力 液压泵的工作压力 p p 是指泵出口处的实际压力，即油液克服阻力而建立起来的压力。如果液压系统 中没有阻力，相当于泵输出的油液直接流回油箱，系统压力就建立不起来。若有负载作用，系统液体必 然会产生一定的压力，这样才能推动工作台等运动。外负载增大，油压随之升高，泵的工作压力也升高。 液压泵的额定压力 p pn 是指泵在正常工作条件下，按试验标准规定能连续运转的最高压力，超过此 图 2-2 容积式液压泵的工作原理 图 2-1 液压泵的工作原理 2 值将使泵过载。泵的额定压力主要由泄漏所限制。 2. 液压泵的排量和流量 液压泵的排量 V P 是指在没有泄漏的情况下，泵轴转一转所排出的油液体积。 液压泵的流量可分为理论流量、实际流量和额定流量。 理论流量 q Pt 是指在没有泄漏的情况下，单位时间内所输出的油液体积。其大小与泵轴转速 n P 和排 量 V P 有关，即 q Pt =V P n P （ 2-1） 因此液压泵的理论流量与压力无关，工作压力为零时，实际测得的流量可近似作为其理论流量。 实际流量 q P 是指单位时间内实际输出的油液体积。液压泵在运行时，泵的出口压力不等于零，因而 存在部分油液泄漏，使实际流量小于理论流量。 额定流量 q Pn 是指在额定转速 n Pn 和额定压力 p Pn 下输出的流量。 3. 液压泵的功率和效率 液压泵在进行能量转换时总有功率损失，因此输出功率 小于输入功率。两者之差值即为功率损失。 功率损失可分为容积损失和机械损失。 (1)容积损失 因内泄漏、气穴和油液在高压下受压缩而造成的流量损失，内泄漏是主要原因。因而 泵的压力增高，输出的实际流量就减小。用容积效率 η PV 来表征容积损失的大小 Pt P Pt PPt Pt P PV q q q qq q q ? ?= ?? == 1η (2-2) 式中 ?q P — 某一工作压力下液压泵的流量损失，即泄漏量。 （ 2） 机械损失 因泵内摩擦而造成的转矩上的损失。 设转矩损失为 ?T P ,实际输入转矩为 T P =T Pt +?T P ， 要比理论输入转矩 T Pt 大。用机械效率 η Pm 来表征机械损失的大小 Ρ Ρ Ρ ΡΡ Ρ Ρ Ρ ? ?= ?? == T T T TT T T t m 1η （ 2-3） 总效率 η P 是指液压泵的输出功率与输入功率之比，即 PmPV PP pP Pi PO P T qp P P ηη ω η === （ 2-4） 上式表明，液压泵的总效率等于容积效率和机械效率之乘积。 液压泵的输入功率 P Pi 可用下式表示 Ρ ΡΡ Ρ = η qp P i （ 2-5） （ 2-7） 4. 液压泵的特性曲线 液压泵的特性曲线是在一定的介质、转速和温度下， 通过试验得出的。 它表示液压泵的工作压力 p P 与容积效率 η PV （或实际流量 q P ） 、总效率 η P 和输入功率 P Pi 之间的关 系。图 2-2 所示为某一液压泵的特性曲线。由图示特性曲 线可以看出： 容积效率 η pv (或实际流量 q P )随压力的增高而 减小，压力 p P 为零时 ,泄漏量 ?q P 为零,容效率 η PV =100%,实际流量 q P 等于理论流量 q Pt 。总效率 η P 随工作 压力 p P 增高而增大 ,且有一个最高值。 图 2-2 液压泵的特性曲线 3 三、 液压马达的主要性能参数 1． 液压马达的工作压力和额定压力 液压马达的工作压力 p M 是指它的输入油液的实际压力，其大小取决于液压马达的负载。 液压马达的工作压力过大，泄漏增加，导致转速下 降，效率降低，寿命减少 ，因此也有一个最高压 力的限制，即液压马达的额定压力 p Mn 。额定压力是指马达在正常工作条件下，按试验标准规定能连续 运转的最高压力。 2． 液压马达的排量和理论流量 液压马达的排量 V M 是指在没有泄漏的情况下，马达轴一转所输入的油液体积。 理论流量 q Mt 是指在没有泄漏的情况下，达到要求转速 n M 所输入油液的流量。 MMMt nVq = （ 2-6） 3． 液压马达的功率和效率 (1)容积效率 液压马达也有泄漏 ?q M 存在，其实际输入流量 q M 大于理论流量，即 M q = MMt qq ?+ 液压马达的理论流量与实际流量之比称为液压马达的容积效率 η MV M M M MM M Mt MV q q q qq q q ? ?= ?? == 1η （ 2-7） （ 2）机械效率 液压马达也有摩擦损失，所以也有转矩损失 ?T M ，其实际输出转矩为 T M =T Mt -?T M ，小于理论转矩 T Mt 。因此液压马达的机械效率为 Mt M Mt MMt Mt M T T T TT T T Mm ??? ?=== 1η （ 2-8） 总效率 η M 是指液压马达的输出功率与输入功率之比，即 MmMV qp T P P MM MM Mi Mo M ηηη ω === ? （ 2-9） 液压马达输入功率 P Mi 为 MMMi qpP ?= （ 2-10） 液压马达输出功率为 P Mo 2== MMMo TP ω π MM Tn （ 2-11） 式中 ?p M —液压马达进、出口的压力差。 4． 液压马达的转矩和转速 液压马达能产生的理论转矩 T Mt 为 4 MMMt VpT ?= π2 1 （ 2-12） 液压马达输出的实际转矩 T M 为 MmMMM VpT η π ?= 2 1 (2-13） 液压马达的实际输入流量为 q M 时，其转速 n M 为 M MVM M V q n η = （ 2-14） 四、 液压泵和液压马达的类型和要求 1．液压泵和液压马达的类型很多，但都是容积式的。根据泵或马达其排量 V 是否可以改变，可分 为定量泵、定量马达或变量泵、变量马达。 2．对液压系统中所采用的液压泵和液压马达有如下要求： （ 1）结构简单、紧凑，在输出同样的流量下要求泵的体积小，重量轻； （ 2）密封可靠，泄漏小，要求可承受一定的工作压力； （ 3）摩擦损失小，发热小，效率高； （ 4）维护方便，对油中杂质不敏感； （ 5）成本低，使用寿命长； （ 6）对液压泵要求输出流量脉动小，运转平稳，噪声小，自吸能力强； （ 7）对液压马达要求输出转矩脉动小，起动转矩大，稳定工作转速低。 第二节 齿轮泵 齿轮泵是一种常用的液压泵，在结构上可分为外啮合轮泵和内啮合齿轮泵。 一、 外啮合齿轮泵 1． 工作原理 图 2-3 所示为普通常用的外啮合齿轮泵的工作原理。当齿轮 按图示的箭头方向旋转时，轮齿从右侧退出啮合，使该腔容积增 大，形成局部真空，油箱中的油液在大气压力的作用下，经泵的 吸油管进入右腔—吸油腔，填充齿间。随着齿轮的转动， 每个齿 轮的齿间把油液从右腔带到左腔，轮齿在左侧进入啮合，齿间被 对方轮齿填塞，容积减小，齿间的油液被挤出，使左腔油压升高， 油液从压油口输出，所以左腔便是泵的排油腔。 外啮合齿轮泵的排量 V， 相当于一对齿轮的齿间容积之总和。 图 2-3 外啮合齿轮泵的工作原理 5 近似计算时，可假设齿间的容积等于轮齿的体积，且不计齿轮啮合时的径向间隙。泵的排量为 bzmDhbV 2 2ππ == (2-15) 式中 D—齿轮分度圆直径； h—有效齿高， h=2m； b—齿轮宽； z—齿轮齿数； m—齿轮模数。 泵的流量为 VV bnzmVnq ηπη 2 2== （ 2-16） 式中 n—齿轮泵转速； η V —齿轮泵的容积效率。 实际上齿间的容积要比轮齿的体积稍大一些，所以齿轮泵的流量应比按式 (2–16)的计算值大一些， 引进修正系数 K(K=1.05～ 1.15)。因此齿轮泵的流量公式为 V bnKzmq ηπ 2 2= （ 2-17） 低压齿轮泵推荐 66.62 =Kπ ，则 V bnzmq η 2 66.6= （ 2-18） 高压齿轮泵推荐 72 =Kπ ，则 V bnzmq η 2 7= （ 2-19） 实际上齿轮泵的输油量是有脉动的，故式 (2-18)、 (2-19)所表示的是泵的平均输油量。泵的流量和主 要参数的关系如下： (1)输油量与齿轮模数 m 的平方成正比。 (2)在泵的体积一定时，齿数少模数就大，故输油量增加 ，但流量脉动大；齿数增加时模数就小，输 油量减小，流量脉动也小。 (3)输油量和齿宽 b、转速 n 成正比。转速过高会造成吸油不足，转速过低泵也不能正常工作。 由于齿轮啮合过程中工作腔容积变化率不是常数，因此齿轮泵的瞬时流量是脉动的。以流量脉动率 σ来评价瞬时流量的脉动。设 q max 、 q min 表示最大瞬 时流量和最小瞬时流量。流量脉动率可用下式表示 q qq minmax ? =σ （ 2-20） 2． 低压齿轮泵的结构 图 2–4 为 CB–B 型低压齿轮泵结构图。小孔 a 为泄油孔，使泄漏出的油液经从动齿轮的中心小孔 c 及通道 d 流回吸油腔。在泵体的两端面上各铣有 卸荷槽 b，由侧面泄漏的油液经卸荷槽流回吸油腔， 这样可以减小泵体与端盖接合面间泄漏油压的作 用，以减小联接螺钉的紧固力。 6 为困油卸荷槽。 图 2-4 CB–B 型低压齿轮泵结 6 这种泵的结构简单，零件少，制造工艺性好，但齿轮 端面处的轴向间隙在零件磨损后不能自动补偿， 故泵的压力较低，一般为 2.5MPa。 低压齿轮泵存在的主要问题： （ 1）泄漏 外啮合齿轮泵高压腔的压力油可通过齿轮两侧面和两端盖间轴向间隙、泵体内孔和齿顶 圆间的径向间隙及齿轮啮合线处的间隙泄漏到低压腔中去。其中对泄漏影响最大的是端面间隙，可占总 泄漏量的 75%~80%。它是影响齿轮泵压力提高的首要问题。 （ 2）径向不平衡力 齿轮泵工作时，排油腔的油压高于吸油腔的油压，从排油腔起沿齿轮外缘至吸 油腔的每一个齿间内的油压是不同的，压力依次递减，压力的分布情况见图 2-5。可见，泵内齿轮所受 的径向力是不平衡的。这个不平衡力把齿轮压向一侧，并作用到轴承上 ,影响轴承的寿命。为了减小径向 不平衡力的影响，低压齿轮泵中常采取缩小排油口的办法。 (3) 困油 为了使齿轮泵能连续平衡地供油，形成高低压腔隔开，必须使齿轮啮合的重叠系数 ε >1。 这时会出现两对轮齿同时啮合的情况，即前一对轮齿尚未脱离啮合，后一对轮齿己进入啮合。这样两对 啮合的轮齿之间产生一个闭死容积，称为“困油区” 。齿轮在转动过程中，困油区的容积大小发生变化， 如图 2-6 所示。 容积缩小 (由图 a 过渡到图 b)时， 困油区的油液受到挤压， 产生很高压力而从缝隙中挤出， 油液发热，并使轴承等零件受到额外的负载。容积增大 (由图 b 过渡到图 c)时，困油区形成局部真空，使 溶于油液中的气体析出，形成气泡，产生气穴，使泵产生强烈的噪声。这种不良现象叫做“困油”现象。 为了消除困油现象，通常在两侧端盖上开消除困油的卸荷槽，见图 2-6（ d）中的虚线所示。 3． 提高压力的措施 普通结构的齿轮泵由于齿轮端面与端盖的间隙和齿轮齿 顶与泵体的径向间隙都是比较大的，油液通 过端面间隙的泄漏量占泵总泄漏量的 2/3 以上因此提高齿轮泵的工作压力，主要是靠改善齿轮端面处的 密封情况，使齿轮端面在磨损后其轴向间隙能自动补偿。在中高压和高压齿轮泵中，为了提高其容积效 率，一般都采用轴向间隙自动补偿。轴向间隙的自动补偿一般是采用“弹性侧板”或“浮动轴套” 。在液 压力作用下使“弹性侧板”或“浮动轴套”压紧齿轮端 面，使轴向间隙减小，以减少泄漏，使泵的工作 压力提高。 3． 外啮合齿轮泵的优缺点及使用 外啮合齿轮泵的优点是结构简单，制造容易，体积小， 重量轻，成本低，自吸性能好，工作可靠， 图 2-6 齿轮泵的困油现象 图 2-5 齿轮泵的径向压力分布 7 对油液污染不敏感，维护方便。其缺点是容积效率较低，流量脉动和压力脉动较大，噪声也大。 低压外啮合齿轮泵广泛应用于机床 (磨床、珩磨机 )的液压传动系统和各种补油、润滑及冷却装置以 及液压系统中的控制油源等。中高压齿轮泵主要用于 工程机械、农业机械、轧钢设备和航空技术中。 二、 内啮合齿轮泵 内啮合齿轮泵有渐开线齿轮泵和摆线齿轮泵（又名 转子泵）两种，如图 2-7 所示。 内啮合齿轮泵的优点是结构紧凑， 尺寸小， 重量轻 , 使用寿命长 ,压力脉动和噪声都较小；它们的缺点是齿形 复杂，加工精度要求高，造价较贵。现在采用粉末冶金 工艺压制成型，成本降低，应用得到发展。 在转速 n 不变的条件下，泵的输出流量可以改变的 称为变量泵，不可改变的称为定量泵。齿轮泵的排量 V 不能改变，所以属定量泵。 第三节 叶片泵 叶片泵根据工作原理可分为单作用式及双作用式两类。单作用式可做成各种变量型，但主要零件在 工作时要受径向不平衡力的作用，工作条件较差。双作用式一般不能变量，但径向力平衡，工作情况较 好，应用得到推广。 一、 双作用叶片泵 1． 工作原理 图 2-8 所示为双作用叶片泵的工作原理。该泵由转 子 1、定 子 2、叶 片 3、配 流 盘 4 以及泵体 5 等零件组成。 定子 2 与泵体固定在一起，叶片 3 可在转子径向叶片槽 中灵活滑动， 叶片槽的底部通过配流盘上的油槽 (图中未 表示出来 )与压油窗口相连。在图示 l、 3 象限，密封工 作油腔的容积由大变小， 通过配流盘的压油窗口 (与压油 口相连 )，将油液压出。由于转子每转一转，每个工作油 腔完成两次吸油和压油，所以称为双作用叶片泵。两个 吸油区 (低压 )和两个压油区 (高压 )在径向上是对称分布 的，作用在转子上的液压作用力互相平衡，使转子轴轴 承的径向载荷得以平衡，所以又称平衡式液压泵。由于 改善了机件的受力情况，所以双作用叶片泵可承受的工作压力比普通齿轮泵高。 2． 流量 根椐图 2-9 所示， V 1 为吸油后封油区内的油液体积， V 2 为压油后封油区内的油液体积，考虑到叶 片厚度 s 对吸油和压油时油液体积的影响，泵轴一 转完成两次吸油和压油，因此泵的排量为 图 2-8 双作用叶片泵的工作原理 图 2-7 内啮合齿轮泵 8 zVVV )(2 21 ?= ] cos )([2 22 sz rR rRb θ π ? ??= （ 2-21） 式中 R、 r—叶片泵定子内表面圆弧部分长、短半径； b—叶片宽度； θ —叶片倾角； z— 叶片数。 V nsz rR rRbq η θ π ] cos )([2 22 ? ??= （ 2-22） 双作用叶片泵也存在流量脉动，但比其它型式的泵要小得多， 且在叶片数为 4 的倍数时最小，一般取 12 或者 16 片。其一般流 量脉动率 σ =3%~5%。 3． 定子曲线 双作用叶片泵的定子曲线直接影响泵的性能，如流量均匀性、噪声、磨损等。过渡曲线应保证叶片 贴紧在定子内表面上，保证叶片在转子槽中径向运动时速度和加速度的变化均匀，使叶片对定子内表面 的冲击尽可能小。等加速—等减速曲线、高次曲线和 余弦曲线等是目前得到较广泛应用的几种曲线。 4． YB1 型叶片泵的结构 YB 1 型叶片泵是在 YB 型叶片泵基础上改进设计而成的。 YB 1 型叶片泵的结构如图 2–10 所示，它由 前泵体 7 和后泵体 6、左右配流盘 1 和 5、定子 4、转 子 12 等组成。 图 2-11 所示为叶片泵的配流盘。 为使叶片顶部和 定子内表面紧密接触，在配流盘 5 上对应于叶片根部 位置，开有一环形槽 c。在环形槽内开有两个小孔与 配流盘另一侧的压油孔道相通，使压力油能通过小孔 进入环形槽 c，然后进入叶片根部，保证了叶片顶部 和定子内表面间的可靠密封。配流盘采用突缘式，小 图 2-9 双作用叶片泵的流量计算 图 2-10 YB1 型叶片泵 图 2-11 叶片泵的配流盘 9 直径部分伸入前泵体内，并合理布置了 O 形密封圈的位置。当配流盘右侧受到液压力作用而贴紧定子， 能保证可靠的密封。配流盘受液压力的作用发生变形， 对转子和配流盘间的间隙及磨损能进行自动补偿。 YB 1 型叶片泵的噪声较低，容积效率较高，使用寿命长，装配维修使用方便。只要改变泵的转子连 叶片的方向，即可实现泵的正转或反转。 5． 高压叶片泵的结构特点 由于一般双作用叶片泵的叶片底部通压力油，就使得处于吸油区的叶片顶部和底部的液压作用力不 平衡，这时叶片的顶部是低压油，而底部是压力油。叶片顶部以很大的力压向定子的内表面，加速了定 子内表面的磨损，影响泵的寿命和额定压力的提高。 对高压叶片泵常采用以下措施来改善叶片受力状况。 （ 1）减小通往吸油区叶片根部的油液压力，即在吸油区叶片根部与压油腔之间串联一减压阀或阻尼 槽，使压油腔的压力油经减压后再与叶片根部相通。 这样叶片经过吸油区时，叶片压向定子内表面的作 用力不会太大。 （ 2）减小叶片低部承受压力油作用的面积。 二、 单作用叶片泵 单作用叶片泵的工作原理如图 2-12 所示。当转子按图示方向旋转时，右边密封工作腔的容积逐渐增 大，通过配流盘上的吸油窗口将油液吸入，而左边密 封工作腔的容积逐渐减小，通过压油窗口将油液压 出。转子每转一转，每两叶片间的密封工作腔实现一次吸油和压油，故称单作用叶片泵。 由图 2-13 可看出，转子转一转，每个工作腔容积变化为 ?V=V 1 –V 2 ，于是叶片泵每转输出的油液体 积为 ?VZ(Z 为叶片数 )。由此可得单作用叶片泵的排量近似为 V= Dbebee DD ππ 2])()[( 2 2 2 2 =??+ (2-23) 式中 b — 转子宽度； e — 转子和定子间的偏心距； D — 定子内圆直径。 V Dnbeq ηπ2= (2-24) 图 2-12 单作用叶片泵的工作原理 图 2-13 单作用叶片泵的排量计算 10 这种泵的转子上受有单方向的液压不平衡作用力， 轴承负载较大，所以又称不平衡式液压泵。通过 变量机构来改变定子和转子间的偏心距 e，就可改变泵的排量，使其成为一种变量泵。此外，还可以通 过改变偏心的方向来变换泵的进出油口，从而改变泵的输油方向。 由于封油区定子内表面和转子外表面不是同心圆弧，因而会产生流量脉动。泵的叶片数越多，流量 脉动率越小，奇数叶片泵的脉动率比偶数叶片泵的脉动率小，叶片数一般取 13~15 片为宜。 三、 外反馈限压式变量叶片泵 1． 工作原理和结构 图 2-14(a)为外反馈限压式变量叶片泵的 工作示意图，这种泵的流量可以根据其出口压 力的大小 (泵出口压力的大小取决于泵的负载 ) 自动调节。当压力增大到使泵的偏心距减小到 所产生的流量只够用来补偿泄漏时，泵的输出 流量为零。这时，不管负载再怎样增大，泵的 出口压力不会再升高，即泵的最大输出压力是 受到限制的，故称限压式变量泵。 外反馈限压式变量叶片泵的配流盘如图 2-14(ｂ )所示。 a 是压油腔的配流窗口， d 是吸 油腔的配流窗口，配流盘的安装位置正好使定 子内壁所受的液压力的合力方向垂直于限压弹 簧的轴线，这样就使弹簧力只与反馈柱塞上的 液压力相平衡。在封油区内，为了保证叶片可 靠地压在定子内表面上，叶片槽的底部是通压 力油的，因此油槽 b 比油槽 c 长些。由于变量 叶片泵的偏心距 e ξ 一般较小，当叶片沿定子内 表面移动时，压力角并不大，所产生的影响较 小，所以叶片无需有向前的倾角。但考虑到处 于吸油腔的叶片底部是通低压油的，为了保证 叶片在吸油腔时能顺利伸出，往往将叶片槽按 转子旋转方向向后倾斜一个角度。 2． 限压式变量叶片泵的优缺点和应用 限压式变量叶片泵与双作用定量叶片泵相比，结构复杂 、尺寸大，相对运动的机件多，轴上受单向 径向液压力大，故泄漏大，容积效率和机械效率较低。由 于流量有脉动和困油现象的存在，因而压力脉 动和噪声大，工作压力的提高受到限制。但是这种泵的流量 可随负载的大小自动调节，故功率损失小， 可节省能源减少发热。由于它在低压时流量大，高压时流量小，特别适合驱动快速推力小，慢速推力大 的工作机构，例如在组合机床上驱动动力滑台实现快近 → 工进 → 快退。 3． 限压式变量叶片泵的流量—压力特性 外反馈限压式叶片泵的静态特性主要是指其流 量和压力之间的关系，亦称流量—压力特性。 泵的理论流量 q t 与泵的尺寸参数以及偏心距 e ξ 的大小有关，泵的泄漏量 ?q 与压力有关，对泵的实际 流量 q 可用下式表示。 图 2-14 外反馈限压式变量叶片泵工作原理 11 pcekqqq lxqt ?=??= （ 2-25） 式中 kｑ —单位偏心距所产生的理论流量，其值由泵的尺寸参数决定； c λ —泵的泄漏系数； e ξ —转子与定子之间的偏心距。 如图 2-15 所示限压式变量叶片泵的 p-q 特性曲线。图 中 AB 段，相当于定量泵，故其理论流量是一常数，压力 只是通过泄漏量来影响实际输出流量。 BC 这一区段内， 泵的理论流量随压力而改变。当压力增大，偏心距 e ξ 减小 时，理论流量和实际流量迅速下降。 B 点所对应的压力为 p c ， p c 值主要由弹簧预紧力 F s 决定。当 p=p c 时， fAA F c yx s p m = （ 2-26） 泵的最大输出压力 p max 相当于其输出流量为零时的 压力，有 max p = q ls yx ss k ck fAA ekF + + m max （ 2–27） 调节弹簧的预紧力，可改变 p c 和 p max 的值，使 BC 段曲线左右平移。最大偏心距 e max 的值可通过反 馈液压缸右端的限位螺钉来调节，并由此改变最大输出流量的大小，这时曲线 AB 上下平移。因为 p max 值和 BC 线段的斜率不变，所以 p c 值要发生变化。如果更换弹簧改变 k s 值， BC 线段斜率也相应改变。 限压式变量叶片泵的压力—流量特性正好满足既要实现 快速行程又要实现工作进给的工作部件对液 压源的要求。快速行程时，负载压力低流量大，可以使泵的工作点落在 AB 线段上。工作进给时负载压 力升高，流量减小，工作点正好落在 BC 段。 四、 叶片泵的性能、优缺点及使用 1． 叶片泵的主要性能 (1) 压力 双作用定量叶片泵的最高工作压力现己达到 28~30MPa。单作用变量叶片泵的工作压力 一般不超过 17.5 MPa。 （ 2）排量范围 己知叶片泵产品的排量范围为 0.5~4200 mL/r，常用者约为 2.5~300 mL/r。常见变 量叶片泵产品排量范围约为 6~120 mL/r 。 （ 3） 转速 小排量双作用定量叶片泵最高转速达 8000~10000r/min， 一般产品只有 1500~2000 r/min。 常用单作用变量叶片泵的最高转速约为 3000 r/min，但其同时还有最低转速的限制（一般为 600~900 r/min） ，以保证有足够的离心力可靠地甩出叶片。 （ 4）效率 双作用定量叶片泵在额定工况下的容积效率可超过 93%~95%。 （ 5）功率密度 由于双作用叶片泵的单位结构体积中可设置的工作容积较大（ “双作用”的特点） ， 因之在排量相同时，尺寸有可能比齿轮泵更小。但后者许用压力和转速较高，且外啮合齿轮泵多用铝合 金壳体，因此功率密度方面仍然是齿轮泵占优。 图 2-15 限压式变量叶片泵的压力 — 流量 12 2． 叶片泵的优缺点 优点： （１）可制成变量泵，特别是结构简单的压力补偿型变量泵； （２）单位体积的排量较大； （３）定量叶片泵可制成双作用或多作用的，轴承受力平衡，寿命长； （４）多作用叶片泵的流量脉动较小，噪声较低。 缺点： （１）吸油能力较差； （２）受叶片与滑道间接触应力和许用滑摩功的限制， 变量叶片泵的压力和转速均难以提高，而根 据叶片外伸所需离心力的要求，其转速又不能低，故实用工况范围较窄； （３） 对污染物比较敏感。 3． 叶片泵的使用要点 (1)为了使叶片泵可靠地吸油，其转速必须按照产品规定。转速太低时，叶片不能紧压定子的内表 面和吸油；转速过高则造成泵的“吸空”现象，泵的工作不正常。油的粘度要在 3°E40～ 10°E40 之间。 粘度太大，吸油阻力增大，油液过稀，因间隙影响，真空度不够，都会对吸油造成不良影响。 (2)叶片泵对油中的污物很敏感，油液不清洁会使叶片卡死，因此必须注意油液良好过滤和环境清 洁。 (3)因泵的叶片有安装倾角，故转子只允许单向旋转，不应反向使用，否则会使叶片折断。 （ 4）叶片泵广泛应用于完成各种中等负荷的工作 。由于它流量脉动小，故在金属切削机床液压传动 中，尤其是在各种需要调速的系统中使用，更有其优越性。 第四节 柱塞泵 柱塞泵是靠柱塞在缸体柱塞孔中往复运动时造成密封工 作容积的变化，实现吸油和排油的。根椐柱 塞的布置和运动方向与传动主轴相对位置的不同，柱塞泵可分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵两大类。 一、 径向柱塞泵 1. 工作原理 图 2-16 所示为配流轴式径向柱塞 泵的工作原理。它是由定子 1、转子 (缸 体 )2、配流轴 3、衬套 4 和柱塞 5 等主要 零件构成。沿转子的半径方 向均匀分布 有若干个柱塞缸，柱塞可在其中灵活滑 动。衬套 4 与转子２内孔是紧配合，随转 子一起转动。配流轴 3 固定不动，其结构 如图中右半部所示。当转子转动时，由于 定子１内圆中心和转子 2 中心之间有偏心距 e，于是柱塞在定子内表面的作用下，在转子的柱塞缸中作 往复运动，实现密封容积变化。为了配流，在配流轴与衬套 4 接触处加工出上下两个缺口，形成吸、压 油口 a 和 b，留下的部分形成封油区。转子每转一转，每个柱塞往复一次，完成一次吸油和压油。沿水 图 2-16 径向柱塞泵的工作原理 13 图 2-18 斜盘轴向柱塞泵的流量计算 平方向移动定子， 改变偏心距 e 的大小， 便可改变柱塞移动的行程长度， 从而改变密封容积变化的大小， 达到改变其输出流量的目的。若改变偏心距 e 的偏移方向，则泵的输油方向亦随之改变，即成为双向的 变量径向柱塞泵。 2. 流量 当转子和定子间的偏心距为 e 时，转子转一整转，柱塞在缸孔内的行程就为 2 e ，柱塞数为 z，则泵 的排量为 ezdV 2 4 1 2 π= （ 2-28） 式中 d —柱塞直径。 设泵的转速为 n，容积效率为 η v ，则泵的实际流量为 v ezndq η π 2 2 = （ 2-29） 径向柱塞泵由于柱塞缸按径向排列，造成径向尺寸大， 结构较复杂。柱塞和定子间不用机械联接装 置时，自吸能力差。配流轴受到很大的径向载荷，易变形，磨损快，且配流轴上封油区尺寸小，易漏油。 因此限制了泵的工作压力和转速的提高。 二、 斜盘式轴向柱塞泵 轴向柱塞泵的柱塞缸是轴向排列的，因此它 除了具有径向柱塞泵良好的密封性和较高的容积 效率等优点外，它的结构紧凑、尺寸小、惯性小， 在机床上应用较多。 工作原理 斜盘式轴向柱塞泵的柱塞中心线平行于缸体 的轴线，图 2-17 为其工作原理。它由斜盘 1、柱 塞 2、缸体 3、配流盘 4、传动轴 5 等主要零件组 成。缸体上沿圆周均匀分布若干轴向排列的柱塞 缸，柱塞可在其中灵活滑动。斜盘和配流盘固定不动，传动轴 5 带动缸体 3 和柱塞 2 一起转动，柱塞在 低压油（由辅助泵供给）的作用下或靠机械联接装置使其被压在斜盘上。缸体每转一转，每个柱塞往复 移动一次，完成一次吸油和压油。改变斜盘倾斜角度 δ大小，可以改变柱塞往复运动的行程长度，从而改 变了泵的排量。缸体和配流盘之间，柱塞和缸体之间，存在间隙，这会产生油液的泄漏，影响泵的容积 效率。 1． 流量 由图 2–18 可看出，斜盘式轴向柱塞泵的理论 流量可按下式计算。 δ π tan 4 2 DnzdznVq zt == （ 2-30） 式中 Ｖ z —每个柱塞的排量， δ π tan 4 2 DdV z = ； z—柱塞数目； 图2 -17 斜盘式轴向柱塞泵的工作原理 1—斜盘 2—柱塞 3—缸体 4—配流盘 5—传动轴 14 n—泵的转速； d—柱塞直径； D—柱塞在缸体上的分布圆直径； δ—斜盘倾角。 泵的实际流量为 V Dnzdq δη π tan 4 2 = (2-31) 以上流量计算式是实际平均流量。实际上，柱塞轴向移动速度是随缸体转动角度 θ 而变化。因此， 泵某一瞬时输出流量也随 θ 而变化，所以泵的输出流量是脉动的。柱塞运动速度是按正弦规律变化的， 单个柱塞的流量也按正弦规律变化，因此其瞬时流量是脉动的。通常以脉动率来评价液压泵输出流量的 均匀性。脉动率 σ 为 %100 minmax × ′?′ = avg V VV σ （ 2-32） 式中 V′ max —最大瞬时排量； V′ min —最小瞬时排量； V avg —平均排量。 不同柱塞数目的柱塞泵其输出流量的脉动率 σ 是不相同的，具体脉动率大小如表２ –1 所示。 表 2-1 柱塞泵柱塞数不同时的流量脉动率 z 5 6 7 8 9 10 11 12 σ（ %） 6.2 14.03 3.1 7.81 1.86 4.48 1.24 3.45 由表 2-3 可知柱塞数较多，并为奇数时，脉动率小；柱 塞数为偶数时，脉动率较大。故柱塞泵的柱塞 数一般为奇数，从结构和工艺性考虑，常取 z=7 或 z=9，但也有用偶数的。 三、 柱塞泵的优缺点及使用 1． 柱塞泵与其它泵相比，有以下优点 （ 1）工作压力、容积效率及总效率均最高 因柱塞与缸孔加工容易，尺寸精度及表面质量可以达到 很高要求，所以配合精度高，油液泄漏小，能达到的工作压力，一般是 20~40 MPa，最高可达 100 MPa。 （ 2）可传输的功率最大 因为只要适当地加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量便增大。高压和大流 量，便可传输大功率。 （ 3）较宽的转速范围。 （ 4）较长的使用寿命及功率密度高 柱塞泵主要零件均受压，使材料强度得以充分利用，所以使用 寿命较长，且单位功率重量小。 （ 5）良好的双向变量能力 改变柱塞的行程就能改变流量，容易制成各种变量型。 2． 柱塞泵的缺点如下 （ 1）对介质洁净度要求较苛刻（座阀配流型较好） ； （ 2）流量脉动较大，噪声较高； （ 3）结构较复杂，造价高，维修困难。 3． 柱塞泵的使用 柱塞泵在高压、大流量、大功率的液压系统中和流量需 要调节的场合，得到广泛应用。但柱塞泵的 15 结构复杂，材料及加工精度要求较高，加工量大，价格昂贵。在现代液压工程技术中，各种柱塞泵主要 在中高压（轻系列和中系列泵，最高压力 20~35 MPa） 、高压（重系列泵，最高压力 40~56 MPa）和超高 压（特种泵，最高压力 >56 MPa）系统中作为功率传输元件使用。 第五节 液压泵的气穴、噪声及选用 一、 液压泵的气穴 图 2-19 为一泵的简图。若流入液压泵的压力 损失为 ?p，泵进口的压力为 p i ，泵内最低压力为 p min ，当 p min <p g （空气分离压力）时，就会发生气 穴，进而发生气蚀。威尔逊（ W． E． Wilson）以 液体压力小于饱和蒸气压就发生气穴为标志， 经研 究表明要避免气穴产生，可以从设计好吸入管系， 使它与泵内的吸入能力相匹配来达到，并对叶片泵和齿轮泵给出一个统一的气穴方程 ))((1 2 0 a Via T L p pp vC p q q ? ?= ρ （ 2-33） Ρ ΡΡ ?= ×= υυυ υ /)( 120 c Aq T 式中 q T ― 液压泵的理论流量； q L ― 因气穴损失的流量； p a ― 大气压力； ρ― 液体密度； ν― 运动粘度； C 0 ― 气穴系数； υ 1 ― 泵工作腔入口液体的速度； υ 2 ― 泵工作腔内液体的速度； υ P ― 泵运动件的速度； A P ― 工作腔截面积； p i ― 泵的入口处的压力； p V ― 液体的蒸汽压力。 上式中 q L /q T 为因气穴损失的流量和理论流量之比， 其值愈大说明气穴越严重。 各泵的 C 0 值见表 2-2。 表2 -2 液压泵的气穴系数 液压泵的类型 柱塞泵 齿轮泵 叶片泵 螺杆泵 中心吸入的凸轮转子式叶片泵 气穴系数 C 0 ≤0.7 ≤0.4 ≤0.4 0.3 0.25 为了避免在泵内产生气穴现象，应尽量降低吸入高度， 采用通径较大的吸油管并尽量少用弯头，吸 油管端采用容量较大的过滤器，以减小吸油阻力。也可将 液压泵浸在油中以利吸油，或采用油箱高置（放 在泵的上面）的方式，必要时还可以增加辅助泵，将低压油输入到液压泵的吸油口，也可采用加压油箱 （将油箱密封，在油箱内通入低压压缩空气）等。 图 2-19 泵的入口与工作腔 16 二、 液压泵的噪声 1． 产生噪声的原因 （ 1）泵的流量脉动引起的压力脉动，这是造成泵振动的动力源。 （ 2）液压泵在其工作过程中，当吸油容积突然和压油腔接通，或压油容积突然和吸油腔接通时， 会产生流量和压力的突变而产生噪声。 （ 3）气穴现象 （ 4）泵内流道突然扩大或收缩、急拐弯、通道面积过小等而导致的油液紊流、旋滑而产生噪声。 （ 5）管道、支架、联轴节等机械部分产生的噪声。 2． 降低噪声的措施 （ 1）吸收泵的流量和压力脉动，在泵的出口处安装蓄能器或消声器。 （ 2）消除泵的内液压急剧变化，如在配流盘吸、压油窗口开三角形阻尼槽。 （ 3） 装在油箱上的电动机和泵使用橡胶垫减振， 电机轴和泵轴的同轴度要好， 要采用弹性联轴节。 （ 4）压油管的某一段采用橡胶软管，对泵和管路的连接进行隔振。 （ 5）防止气穴现象和油中渗混空气现象。 三、 液压泵的性能比较及选用 设计液压系统时，应根据所要求的工作情况合理选择液压泵。表 2-3 所示为液压系统中常用液压泵 的一些性能比较及应用。 表2 – 3 常用液压泵的性能比较及应用 项目 外啮合齿轮泵 双作用叶片泵 限压式变量叶片泵 径向柱塞泵 轴向柱塞泵 输出压力 低压 中压 中压 高压 高压 流量调节 不能 不能 能 能 能 效率 低 较高 较高 高 高 流量脉动 很大 很小 一般 一般 一般 自吸特性 好 较差 较差 差 差 对油的污染敏感性 不敏感 较敏感 较敏感 很敏感 很敏感 噪声 大 小 较大 大 大 功率重量比 中等 中等 小 小 大 寿命 较短 较长 较短 长 长 单位功率造价 最低 中等 较高 高 高 应用范围 机床、工程机械、 农机、航空、船舶、 一般机械 机床、注塑机、液 压机、起重运输机 械、工程机械、飞 机 机床、注塑机 机床、液压机、船 舶机械 工程机械、锻压机 械、起重运输机械、 矿山机械、冶金机 械、船舶、飞机 第六节 液压马达 一、 液压马达 液压马达是一种将液压能转换为机械能的转换装置，是实现连续旋转的执行元件。液压马达和液压 泵的结构基本相同，按结构分有齿轮式、叶片式和柱塞式等几种；按工作特性可分为高速马达和低速马 17 达两大类。 二、 斜盘式轴向柱塞马达 1． 工作原理 斜盘式轴向柱塞马达属高速小转矩液压马达，图 2-20 为其工作原理。斜盘给每个柱塞的反作用力 F 是垂直于斜盘端面的。该反作用力可分解为两个分力：水平分力 F ξ ，它和作用在柱塞上的液压推力相平 衡；另一个为垂直分力 F ψ 。分别由下式求得 δ π δ π tan 4 tan 4 2 2 pdFF pdF xy x == = 式中 d—柱塞直径； ｐ —输入马达的油液压力； δ —斜盘的倾斜角。 垂直分力 F ψ ， 使处于压油区的每个 柱塞都对转子中心产生一个转矩，这些 转矩的总和使缸体带动液压马达输出轴 作逆时针方向旋转。若使进、回油路交换，即改变输 入油方向，则液压马达的旋转方向亦随之而改变。 2． 转矩和转速 设第 i 个柱塞和缸体的垂直中心线夹角为 θ ，则在柱塞上产生的转矩为 θδ π θδθ sintan 4 sintansin 2 y pRdRFRFrFT xyi ==== 式中 R —柱塞在缸体中的分布圆半径。 液压马达产生转矩应是处于高压油区柱塞产生转矩的总和，即 θδ π sintan 4 2 pRdT ∑= （ 2-34） 随着角 θ 的变化，每个柱塞产生的转矩也发生变化，故液压马达产生的总转矩也是脉动的。 液压马达的实际平均输出转矩可由式（ 2-44）求得 m pVT η π ?= 2 1 （ 2-35） 式中 p? —液压马达进出口的压力差； V —液压马达的排量； η m —液压马达的机械效率。 液压马达的转速 n 取决于输入液压马达的实际流量 q 和液压马达的排量 V，即 VV zRd q V q n η δ π η tan 2 2 == （ 2-36） 式中 η V —液压马达的容积效率； z—柱塞数。 斜盘的顷斜角越小，液压马达的排量就越小， 当输入流量不变时，则液压马达的转速就越高。 图 2-20 斜盘式轴向柱塞马达的工作原理 18 三、 ZM 型点接触斜盘式轴向柱塞马达的结构 图 2-21 所示为 ZM 型点接触式轴向柱塞液压马达的结构，由缸体 7、柱塞 9、配流盘 8、斜盘 2、传 动轴 l 等主要零件组成。 四、 低速大转矩液压马达 低速大转矩液压马达的基本形式是径向柱塞式，它的特 点是输入油液压力高、排量大、可在马达轴 转速为 10r／ min 以下平稳运转，低速稳定性好，输出转矩大。 图 2-22 所示为曲轴连杆径向柱塞式马达又称星形马达的结构原理图。 这种液压马达的优点是结构简 单，工作可靠，但其缺点是体积和重量较大，转矩脉动较大，低速稳定性比多作用内曲线式稍差。 五、 液压马达的性能及选用 高速小转矩液压马达多数需要配置减速机来带动外负载。除轴向柱塞式液压马达外，齿轮式和叶片 式马达效率相对偏低，大多用于较小负载转矩的场合，若配置减速机构输出，效率较低。因此对于大转 矩负载，当采用高速小转矩马达时，常用性能较好的轴向柱塞马达配置减速机构输出。高速液压马达大 多有较高的噪声，且低速性能不佳，它与对应的泵具有相同原理和结构。 图 2-21 ZM 型点接触斜盘式轴向柱塞马达的结构 图 2-22 曲轴连杆径向柱塞式马达原理图 1—壳体 2—柱塞 3—连杆 4—曲轴 5—配流轴 19 齿轮液压马达输出转矩小，泄漏大，但结构简单 ，价格便宜，可用于高转速低转矩的场合 。叶片液 压马达惯性小，动作灵敏，但容积效率不够高，机械特性软，适用于转速较高、转矩不大而要求起动换 向频繁的场合。轴向柱塞液压马达应用广泛，容积效率较高，调整范围也较大，且稳定转速较低；但耐 冲击振动性较差，油液要求过滤清洁，价格也较高。要求低转速大转矩，常采用径向柱塞式液压马达。 表 2-4 液压马达的性能