第三章 液压泵和液压马达
3.1 概述泵是将原动机的机械能传递给液体,从而使液体的压力,速度,
位置得以提高的元件 。 按其工作原理可分为涡轮式和容积式 。
涡轮式泵：机械能转化为动能,低压大流量作业,输送液体,
例如水泵 。
容积式泵：原动机的机械能主要转化成液体的静压能，使用于高压小流量作业，因此常用于各种控制目的，即使系统的负载有变化，输出流量不变。
类型：根据结构的不同，泵有齿轮泵、叶片泵、阀式活塞泵，径向柱塞泵、轴向柱塞泵和螺杆泵。
马达：将输入油液的能量转化成为马达轴旋转运动的机械能而输出的元件 。 属液压执行元件,从原理上讲,泵和马达可换,但工作要求不同,结构有差异 。
3.2 齿轮泵和齿轮马达齿轮泵的结构简单，造价低廉，工作可靠，体积小，重量轻，
对油液污染不太敏感。缺点流量和压力脉动大，噪声大，排量不可调。故应用广泛在低压系统中，但也在不断的改善。
本节主要介绍外啮合直齿齿轮泵的结构和工作原理。
一、齿轮泵的工作原理和组成
1,组成：三片式结构 端盖、泵体和啮合齿轮。
3-1
第三章 液压泵和液压马达
2,齿轮泵的工作原理主动齿轮反时针旋转，带动被动齿轮顺时针旋转。在吸油腔一侧，由于齿轮逐渐退出啮合，吸油腔容积增大，形成部分真空，油箱中的油液在外界大气压的作用下，经吸油管而进入吸油腔并填满齿间。随着油泵的旋转，每个齿间的油液被送到压油腔。在压油腔齿轮逐渐进入啮合，容积减小，压力增大，油液被压入系统去工作。
齿顶间隙所形成的容积不参与吸排油，侧间隙和端间隙越小越好。
图 3-2 介绍原理。
3-2
第三章 液压泵和液压马达
22
00
23
3
22
00
3.
( 2 ) / 4 ( 2 ) / 4
2 ( / )
( / )
m
q = 6.66 6.66 ( / ) 6.66 ( / )
q d m d m B
m BZ m r
BZ m r
mz
BZ d Z d Z B
2
0
2
齿 轮 泵 的 排 量精 确 计 算 时 可 采 用,
q=6.66m
为 齿 轮 模 数 ； z 为 齿 数 ； B 为 齿 宽,
d 可 将 上 式 改 写 为,
m
= q n / / 2q0流 量 Q （ 升 分 ） ； q （ 每 弧 度 的 排 量 ）
可见,节圆直径一定时,齿数越少排量越大,这对于减少齿轮的尺寸重量是有利的 。 当然,减少齿数要受到根切的限制,同时还要考虑实际情况时,系统对油泵流量波动的要求 。 一般 Z为 9,11,13。
第三章 液压泵和液压马达二、齿轮泵的瞬时流量根据以上得到的齿轮泵排量公式可求得齿轮泵的理论流量
（平均流量）,
须知这样求得的流量是平均流量。事实上齿轮泵在工作中，随着齿轮所处的不同位置，其瞬时流量是不同的。如在某时间内压油腔容积变化 dV，则瞬时流量 dV/dt是各处不同的，
这一瞬时流量的变化现象称为液压泵的流量波动。流量波动将导致执行组件工作速度不平稳，而且会引起压油管内的压力波动，从而导致系统机械振动和噪音的增加，这对于高性能要求的液压系统显然是不利的。因而了解流量波动的大小和频率，对于正确选用液压泵以设计出满足要求的液压传动系统是非常必要的。
26,66 / 2m BZL0Q =q
2r
第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达
2 2 2 2222 ( ) ( ) /r x r y BTQ
齿轮泵的瞬时流量则为：
式中 ---齿顶圆半径 ；
x----啮合点至主动齿轮圆心的距离 ；
y----啮合点至被动齿轮圆心的距离 。
由上式可见，由于啮合点沿啮合线变化，所以 x,y
值随啮合点的变化也在变化，这样瞬间流量当然也随啮合点的变化而变化。同时可知，当一对齿退出啮合而另一对齿进入啮合后，瞬时流量将重复变化一次。
2r
为讨论方便,将 x,y两个变量有啮合点至节点的距离 f置换,将齿顶圆半径用节 圆半径和齿顶高置换,则可得外啮合齿轮泵瞬间流量公式为,
由此可知,在结构参数 B,R,h及转速一定时,啮合点与节点重合即 f=0时瞬时流量最大,而当开始啮合和退出啮合时,
（ 为啮合点在啮合线上走过的长度 ）,此时瞬时流量最小 。
由于齿轮啮合时重合系数 >1,即当一对尚未退出啮合时,下一对齿已进入啮合状态,于是在两对齿之间形成闭死容积,使前对齿失去排油能力,此时瞬时流量由后一对齿决定,因此在曲线上形成有一段的流量突然下降 。
22( 2 )B Rh h fTQ
Rh— 节 圆 半 径 ； — 齿 定 高 。
/2nfmaxf2 2 2 22222
Tmax Tmax2 2 2 2
2
2( ) ( ) /(2 )
/2
Q cos4(2 ) 4(1)
602
nn
QQQ
nQ
r x r y BB Rhh f
ff
K fRhh z
nZZ
TT
max
Tmin
Q
QQ— 节 圆 半 径 ； — 齿 定 高 。
f
（ -Q） /Q
K
第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达衡量流量波动性亦即流量品质的指标,
流量波动系数,
对常用的外啮合齿轮泵,
流量波动频率,
由以上讨论可知，齿轮泵的流量品质只要决定与齿数，齿数越多则系数越小而频率越大，也即是流量品质越好。为轻型化,齿数少，波动大。
6 0 2
nZ Z?
QK
T m a x T m a xQQ Tmin（ -Q ） /Q
2 2 2 2
2
c os
4( 2 ) 4( 1 )nQ
f
Rh h z
三、齿轮泵结构上的问题
（一） 困油现象及消除措施
1,产生的原因及现象 为了保证齿轮泵流量连续及高低压腔严格密封，必须使重合系数大于 1，一般 1.05-1.2。当前一对齿没有脱开啮合时，后一对齿已进入啮合，便形成一个与吸排油腔均不相通的封闭容积，切随齿轮转动而移动。把这个封闭容积称为困油区。
当后一对齿刚进入啮合时困油区容积最大（下图 a）,随着 A,B两点的移动，困油区逐渐减小，当 A,B两点对称地分布于节点两侧时困油区容积最小。
3-3 3-4
第三章 液压泵和液压马达
2,危害困油区由大到小：产生很大的压力,这个力在齿轮转一转时重复出现的次数等于齿数,产生冲击困油区由小到大：困油区真空度增加,容易产生气蚀并增加噪音 。
3,解决办法：开卸荷槽 。 卸荷槽的形式多种多样,而卸荷原理基本相同,即当封闭容积有大边小时,通过一个卸荷槽使其与压油腔相通；而当封闭容积由小变大时,通过另一个卸荷槽使其与吸油腔相通 。
注意：两卸荷槽的配置必须保证在任何时候都不能使压油腔与吸油腔通过困油区而相互沟通,同时要有效地卸荷 。
图 1-3为齿轮端面的轴承座圈上开长方形卸荷槽，对称布置，
图 1-3c为长方形卸荷槽非对称布置（偏向吸油腔一侧），适应于齿侧间隙较小的情况。
第三章 液压泵和液压马达
（ 二） 齿轮泵的泄露和端面补偿
1.轴向间隙泄露,指齿轮端面与轴承底圈或盖板之间的间隙泄露 。
占总泄露量的 75— 80%。
2,径向间隙泄露,指齿顶与壳体内圆柱表面之间的间隙泄露 。
占总泄露量的 15— 20%。
3.通过啮合点上的泄漏,由于啮合点在全部齿宽上不能全部接触,
所以也可产生泄露,占 4— 5%。
由此可见,要提高齿轮泵的压力,必须要减小端面泄露,一般采用齿轮端面间隙自动补偿的办法 。 图 1— 4所示端面间隙的补偿原理 。
利用特制的通道把泵内压油腔的压力油引到轴承外侧,作用在 （ 用密封圈分隔构成 ） 一定形状和大小的面积上,产生液压作用力,使轴套压向齿轮端面 。 这个力必须大于齿轮端面作用在轴承内侧的作用力,
才能保证在各种压力下,轴承始终自动贴紧齿轮端面,减小泵内通过端面的泄露,达到提高压力的目的 。
减小泄露办法：轴向自动补偿,浮动轴套和侧板变形 （ 有的加弹簧 ） 。
第三章 液压泵和液压马达图 3-5 齿轮泵内补偿轴向间隙用的浮动轴承原则,1.压紧力必须大于推力,压紧力 =推开力 +Δ P。 Δ P不能过小 （ 不 起作用 ） ；不能过大 （ 加剧磨损 ） ；
2.压力和推力作用线一致,产生力偶；
3.磨损后还能起作用 。
第三章 液压泵和液压马达
（三）径向力不平衡现象产生的原因,径向不平衡由三方面造成,1.液体压力产生的径向力 同压油腔接触的周长为 L1受压油腔压力作用；同吸油腔接触的周长为 L2受吸油腔压力作用；同壳体接触的周长为 L3受一个沿圆周从低到高压线性变化的压力作用，三个力合力即 FP大致指向吸油腔一侧。 2,齿轮传递力矩时产生的径向力 FM，对主动齿轮合力减小；从动相反。 3.困油现象消除不良产生作用在轴上的径向力。
造成的危害,这些液体压力综合作用的合力，相当于给齿轮一个径向的作用力（即不平衡力），使齿轮和轴承受载。工作压力越大，径向不平衡力也约大。当径向不平衡力很大时，能使轴弯曲，齿顶与壳体内表面产生接触，同时加速轴承的磨损，降低轴承的寿命。
下图为其力分析图
F被 更大有时多达几吨，作用在轴承上影响泵的压力不能太高,8-
16MP。
第三章 液压泵和液压马达
3.解决的办法：
1.减小压油口的直径，使压力油仅作用在 1-2个齿之间。
2.增大泵体内表面与齿顶圆间隙。
3.开压力平衡槽。
3-83-7
图 3-6 油压和传动产生径向力第三章 液压泵和液压马达四、液压马达工作原理：液压作用在齿面上推动齿轮旋转，由于啮合点的半径小于齿顶圆半径形成扭矩，合并输出。从性能上分为高速马达和低速马达，三片式补偿不能用，因引入高压油的方向不同，
不能轻易将油泵变成马达。
结构与马达基本相同，但因工作过程一般要求低速大扭矩，
直接用高速泵时需变速箱减速。为了简化机构，直接驱动工作部件，另行设计。
第三章 液压泵和液压马达
3.3 基本参数的计算及特性一,排量、流量和容积效率排量 q:是指在没有泄露和吸油充分的理想情况下,泵轴每转所排出的液压体积 。 它仅取决与液压泵每转一转所有密封工作腔的容积变化量,与液压泵的结构及几何参数有关 。 q值可在有关液压泵的样品本中查到 。 有时也用每弧度排量表示排量,在计算时要注意两者的区别 。
理论流量,是指在不考虑泄漏的情况下,单位时间内液压泵所输出的液压体积,则：
实际流量,是 指在一定的出口压力下,液压泵在单位时间内实际输出到系统去的液压体积 。 当液压泵在一定出口压力下工作时,出口的压力油总是不可避免地经过间隙向液压泵进口的低压区泄漏,这就使得实际输出流量总小于理论流量 。 设泄漏流量为则,
因泄漏而产生的损失称容积损失 。 定义液压泵的容积效率为：
0 ( L / m i n / s)LQ qn q 3或 m
Q?
LQ Q Q
第三章 液压泵和液压马达
/ ( ) / 1 /v L L L LQ Q Q Q Q Q Q
3 / 12Q B P L
根据缝隙泄漏流量公式可知,泄露量取决于液压泵本身结构 （ 间隙大小,泄漏通道长度等 ）,液压泵出口压力和所使用油液黏度 。 可见对于一个现有的泵来说,
出口压力越大,油液粘度越低则泵的容积效率越低 。 而要提高液压泵的液压效率,则主要应改善液压泵本身的结构,如尽量减小配合间隙等 。
第三章 液压泵和液压马达二、工作压力、扭矩和机械效率
1,工作压力,是指液压泵工作时出口的实际压力,它取决与执行组件上所承受负载的大小和系统回路上的压力损失 。
2,吸入压力,泵进口处的压力；
3,额定压力,正常工作连续运转的最高压力；
4,最高允许压力,按实验标准规定超过额定压力值允许短暂运行的最高压力；工作压力；外载作用的压力 。
第三章 液压泵和液压马达液压泵出口压力到齿轮到轴,泵轴在转动时必须克服的扭矩 。
图 3-9 扭矩分析这公式适用于所有容积式液压泵 。
因为液压泵在工作时,有关构件之间有不可避免的摩擦力存在,其中包括与运动速度有关的粘性摩擦力,与正压力有关的摩擦力,与密封装置有关的恒值摩擦力等,这些力也形成传动轴上的阻力矩之和,即实际扭矩为：
0
0
/
L
P A d s d t P Q M P q
M P q
LM M M
第三章 液压泵和液压马达
0
0
/
L
P A d s d t P Q M P q
M P q
定义机械效率为,1L
m
M M M M
M M M?
0L
m
m
PqM M
MM
0Pq由 得 出 =
0
0 /
out v
t v m
in m
N PqPQ
N M Pq
总 效 率,
第三章 液压泵和液压马达三、马达基本参数
液压马达与液压泵的基本参数的计算大致相同，区别在于泄漏量、扭矩损失与理论流量和理论扭矩的关系。
0
V
V
0
Q
=
q
L
L
Q Q Q
qQ
QQ
理 论 理 论 量 为,
容 积 效 率 为,
计 算 马 达 转 速,
0L
0
0
0
in 0 o u t
out
in
M = M
Pq
N = M = P q N = P Q =
N
N =
N
L
m
L
L m m
m
m
v
vm
M Pq M
M
M
M M Pq
M
P
q
推 出马 达 在 完 成 功 率 转 换 过 程 中 存 在 泄 漏 和 睦 摩 擦 引 得 功 率 消 耗第三章 液压泵和液压马达五、液压泵的工作特性
1,转速特性 由 知，流量和转速是线性关系，即角速度越大，流量越大。实际上，当油泵出口保持某一定值压力时，输出流量 Q与转速一开始正比变化，但当转速超过 ω 以后，流量与转速就不成正比变化了，随着转速进一步提高，输出流量反而呈下降趋势。这主要是由于密封容积变化速度太快，吸入的油液来不及填满变化的容积，即出现所谓“空吸现象”造成的。“空吸现象”的出现抵消了转速增加对流量的积极影响，同时还会伴有噪音及震动现象，使油泵不能正常工作。
vqQ0?
第三章 液压泵和液压马达
a
液压泵的最高转速还受泵的效率及工作寿命的制约。
所以液压泵的额定工作转速定义为：在额定工作压力下，
不产生吸空现象且能连续运转并保证基本工作性能的最高转速。为了提高使用转速,充分发挥泵的工作潜力，
有些泵在使用时要求在泵前增设一级辅助充油泵以提高液压泵的进口压力。图 3-10容积泵的转速特性
a? ()n?
0
Q
Q
第三章 液压泵和液压马达图 3-10容积泵的转速特性
2.压力特性由 知缝隙泄露和压强一次方成正比；随着液压泵工作压力的提高,输出流量 Q,容积效率 将线性下降 。
这是因为油泵泄露流量 是随着工作压力的增加而线性增加的原因 。 随着压力的增加,先是增加,达到最高值后开始下降 。 这是因为 =,在低压阶段,虽然随压力的升高而下降,可是 随压力的升高而上升,且上升幅度大于 下降的幅度,故总效率升高 。 随着压力的继续升高,液压泵有关元件之间的接触应力继续增加,粘性摩擦的状态不能保持,因此,摩擦扭矩随压力的增加而增大,使机械效率随压力增加而上升的幅度大大减小 。
当机械效率上升的幅度小于容积效率下降的速度时,总效率开始随压力的的增加而下降 。
m?
t?
v?
Q?
t?
m?
CPQ v?
v?
m?
第三章 液压泵和液压马达
v?t?
0
1
1
1
1
pq
M
M
MMM
M
L
L
L
m?
在低压阶段,扭矩损失变化不大,分析下式 。
m?
图 3-11 容积泵压力特性额定压力就是指泵在连续工作情况下所允许使用的最高压力，在此压力下能保证泵所必须满足的容积效率、总效率及规定的使用寿命 。
一般液压泵都具有一定的过载能力，
允许的最高过载压力约为额定压力的 1.25倍。过载压力只允许短时间使用，可由安全阀限定。
第三章 液压泵和液压马达
inN
Pp
LQ
Q
v?
m?
t?
3.4 叶片泵和叶片马达叶片泵有单作用式 （ 非平衡式,易变量 ） 和双作用式 （ 平衡式,不能变量 ） 两大类,在工作机械的中高压系统中得到了广泛的应用 。 叶片泵输出流量均匀,
脉冲小,噪音小,但结构较复杂,吸油特征不好,对油液的污染也比较敏感 。
一,单作用式叶片泵
1,结构 该泵由泵体,转子,定子,叶片,端盖,
配油盘等组成 。 定子内工作面和转子体外表面均为圆柱面,且两者按一定偏心配置,叶片装于转子体槽内,
可沿径向滑动 。
第三章 液压泵和液压马达
2,工作原理 单作用式叶片泵的工作原理见图 3—
12。
当转子回转时,由于离心力的作用 （ 也有在叶片槽低部通进压力油推动叶片向外的结构 ）,使叶片紧靠在定子内表面上,这样在定子,转子,叶片及两端盖之间就形成若干个封闭容 积 。 当转子按图示方向旋转时 。 图中右半边的叶片逐渐伸出,封闭容积逐渐增大,形成了吸油；同时左半边叶片逐渐被定子内表面压进定子槽中,
封闭容积逐渐减小,形成压油 。 在吸油腔和压油腔之间有上下两段封油区将吸油腔和压油腔隔开,在理论上应使封油区之间的夹角等于两叶片之间的夹角,以免造成困油现象或使压油腔与吸油腔沟通 。 这种泵转子每转一周,每个封闭容积完成一次吸排油工作循环,一次是单作用式的,又由于转子体受到压油腔压油作用,使轴承受到较大的径向载荷,所以是非卸荷式的 。
第三章 液压泵和液压马达单作用非卸荷式叶片泵额定工作压力一般在 7MPa
以下,主要作变量泵使用 。 改变定子和转子间偏心的大小,便可改变改变泵的排量,故是变量泵 。
3-12单作用叶片泵的工作原理
1-压油口 2-转子 3-定子 4-叶片 5-吸油 口第三章 液压泵和液压马达
3,流量计算
2
2
e
L
q D e B
q
Q D e B
单 作 用 叶 片 泵 的 排 量 和 理 论 流 量 分 别 为,
式 中 D 为 定 子 内 圆 直 径 ； B 为 叶 片 宽 度 ； 为 定 子 与 转 子 偏 心 距 。
若 考 虑 叶 片 的 厚 度 对 流 量 的 影 响,由 于 叶 片 所 占 容 积 的 变 化 量 对吸 排 油 无 作 用,得,
Q= 2e B( D- Z)
式 中 为 叶 片 厚 度 ； Z 为 叶 片 数 。
第三章 液压泵和液压马达当单叶片泵的叶片处于吸油区时，底部通吸油腔，处于压油区时通压油腔，则这种结构恰好补偿了由于叶片本身厚度所占体积而引起的流量减小，这时叶厚度对流量无影响。
4,流量不波动单作用式叶片泵的流量也有波动现象,但波动系数比齿轮泵要小得多 。 根据分析可知,奇数叶片比偶数叶片的波动要小,叶片数越多,波动越小 。 所以单作用式叶片泵的叶片数总是采用奇数,
一般为 13或 15片 。
优点：流量波动小 2%；自吸能力强；尺寸小；结构简单,成本低 。
第三章 液压泵和液压马达二、双作用式叶片泵
1.结构（下图）
3-13
第三章 液压泵和液压马达
2,原理：
定子工作面曲线是由四段与转子同心的圆弧曲线和四段连接这些圆弧的过渡曲线所组成；配油窗口有四个,两个吸油口和两个压油口沿径向对称布置 。 当原动机带动转子旋转时,叶片在离心力和叶片底部通入的压力油的作用下紧贴在定子内表面上 。 这种泵每转一转,每个工作腔吸排油两次,所以称为双作用式的,这当然对提高油泵排量,
减小油泵的尺寸重量有利 。
3-14
第三章 液压泵和液压马达结构特点：
1.定子工作表面曲线；
2.避免困油现象,减小液压冲击和噪声；
3.保证叶片与定子内表面的良好接触；
4.配油盘；
5.叶片的倾角 。
硬冲击：圆弧和螺线连接处曲线上带有尖角，叶片经过时径向速度突变 (加速度很大 )产生硬冲击。软冲击：加速度变化小。
第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达单作用叶片泵由于不平衡径向力的影响，工作压力较低，适用于中、低压系统工作。双作用叶片泵虽然消除了径向不平衡力，
但由于泄露途径多、叶片在工作中受弯、容易磨损，因此工作压力受到限制，在中压和中高压系统中应用较多。 一般双作用叶片泵额定工作压力为 7MPa左右，经过改进后的叶片泵额定压力可达
10MPa,16MPa，甚至更高。
三、变量叶片泵单作用叶片泵排量,若改变偏心距 e,即可在油泵转速不变时改变油泵流量,这在结构上是容易实现的 。 所以变量叶片泵均为单作用式的 。
1.类型：
采用变量泵有单向调节和双向调节两大类 。 单向调节只改变流量的大小,双向调节除改变流量大小外,还能改变供油方向 。
变量叶片泵根据调节偏心量的方式又可分为手动调节式,限压式和稳流式等几种 。 限压式变量叶片泵有内反馈和外反馈两种方式,
其工作原理都是将油泵出口压力与一个设定比较,当出口压力小于设定压力时,便可自动减小输出力量直到为零,保证压力在一个不大的范围内变化 。
2q DeB
第三章 液压泵和液压马达
2,限压式变量叶片泵图 3-15 丫 BX型外反馈限压式变量叶片泵
1一预紧力调节螺钉； 2一限压弹簧； 3一泵体； 4一转子； 5一定子； 6一滑块；
7一泵轴； 8一叶片； 9一反馈柱塞 ¨ 0一最大偏心调节螺钉第三章 液压泵和液压马达
3,限压式变量叶片泵工作原理利用泵工作时油压对定子产生径向不平衡力的反馈作用来自动调节偏心距,达到改变流量的目的 。
右图为外反馈限压式变量叶片泵的工作原理 。 它能根据外负载的大小自动调节泵的流量 。 图中转子
1的中心 O1是固定不动的,定子 3可左右移动 。 在弹簧的作用下,定子被推向左端,使定子中心与转子中心有一初始偏心量 e0,e0的大小可用调节螺钉调节,它决定了泵在本次调节时的最大流量 qmax。
该泵配油盘上的吸油窗口和压油窗口对泵的中心线是对称的。如图所示，泵工作时，油泵出口压力经泵内通道作用在小柱塞面积上，这样柱塞上的作用力,与 弹簧的作用力方向相反。当 p=KSX0时，柱塞上所受的液压力与弹簧初始力相平衡，此时的压力 P称为泵的限定压力，用
PB表示则：
xF PA? 0xspA K X?
图 3-16 限压式变量泵工作原理示意图第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达
xF PA?
该泵配油盘上的吸油窗口和压油窗口对泵的中心线是对称的。如图所示，泵工作时，油泵出口压力经泵内通道作用在小柱塞面积上，这样柱塞上的作用力,与弹簧的作用力方向相反。当 p=KSX0时，柱塞 上所受的液压力与弹簧初始力相平衡，此时的压力 P称为泵的限定压力，
用 PB表示则：
0xspA K X?
系统的压力 P< PB 时，则,PAx<KSX0
这表明定子不动，最大偏心距保持不变，泵也保持最大流量。
当系统的压力 P> PB 时，则：
PAX>KSX0
这表明压力油的作用力大于弹簧的作用力，使定子向右移动，弹簧被压缩，偏心距 e减小，泵的流量也随之减小。
PB= KSX0
当偏心量变化时,弹簧增加的压缩量为 X,则偏心量 e为：
e= e0-X
此时定子受力平衡方程为：
PAX=KS（ X0+X）
整理以上方程得：
(当 P> PB时 )
上式表明当液压系统的压力 P超过泵的限定压力 PB时,偏心量 e
和泵的工作压力 P之间的关系,即工作压力 P越高,偏心量 e越小,
泵的流量也就越小 。
S BK
PPAee )(0
第三章 液压泵和液压马达
4.限压式变量叶片泵的压力 — 流量特性曲线将偏心距方程代如叶片泵的流量方程得,
()02 ( )B
S
A P PKQ D B e
图 3-17 限压式变量叶片泵特性曲线由流量方乘可得图 3.15限压式变量叶片泵特性曲线。该曲线表示了泵工作时流量与压力变化关线。当泵的工作压力小于 时，其流量 Q变化安斜线 AB变化，在该阶段变量泵相当于定量泵图中 B点为曲线
bp
bp
的拐点,其对应的压力就是限定压力,它表示泵在原始偏心；量时可达到的最大工作压力。当泵的工作压力超过限定压力时，偏心量减小，输出的流量随压力的增高而急剧减小，流量按 BC段曲线变化,C点所对应的压力为截止压力（最大压力）。
第三章 液压泵和液压马达
bp
第三章 液压泵和液压马达调节,1)调节流量调节螺钉可调节最大偏向量的大小。
从而改变叶片泵 的最大输出流量，特性曲线 AB段上下平移
,Qmax变而 pB不变；
2)调节调压弹簧螺钉可改变调定压力 pB的大小，
特性曲线 BC左右平移；
3)改变弹簧的刚度 k时，可以改变 BC段的斜率。改变最大流量，满足快速要求；改变转折点和改变 BC段的斜率
，满足小负荷下慢速小流量，使系统效率高，发热温升小。
5.限压式变量叶片泵的特点和应用特点：限压式变量叶片泵与定量叶片泵相比，结构复杂，作相对运动的机件多，泄漏较大，轴上受有不平衡的径向液压力，
噪音较大，容积效率和机械效率都没有定量叶片泵高；但是，他能按负载压力自动调节流量，在功率使用上较为合理，可减小油液发热；因此把它用在机床液压系统中要求执行元件有快，慢速和保持阶段的场合，有利于节能和简化液压系统。
应用举例 限压式变量叶片泵对既要实现快速行程，又要实现工作进给（慢速移动）的执行元件来说是一种合适的油源；快速行程需要大的流量，负载压力较低，正好使用其 AB段曲线部分；
工作进给时负载压力升高，需要流量减小，正好使用其 BC段曲线部分。例如组合机床动力滑台的进给系统、定位和加紧系统等。
机床加工件：未加工之前或回程要求快；加工时流量小、速度慢。
第三章 液压泵和液压马达
3.5 柱塞式液压泵柱塞式液压泵按柱塞在转子内排列方式不同，分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵，轴向柱塞泵又可分为斜盘和斜轴两大类。柱塞泵由于间隙泄露小、构件受力合理，所以可在高、超高压力下满意地工作，广泛用于高压、大功率的液压传动系统中。
柱塞泵的优点：
1,参数高：额定压力高，转速高，泵的驱动功率大；
2,效率高，容积效率为 95％左右，总效率为 90％左右；3,寿命长；
4,变量方便，形式多；
5,单位功率的重量轻；6,柱塞泵主要零件均受压应力，材料强度性能可得以充分利用；
柱塞泵的缺点：
1,结构较复杂，零件数较多；
2,自吸性差；
3,制造工艺要求较高，成本较贵；
4,油液对的污染较敏感，要求较高的过滤精度，对使用和维护要求较高。
柱塞泵被广泛用于高压、大流量、大功率的系统中和流量需要调节的场合，如龙门刨床、拉床、液压机、工程机械等得到广泛的应用。
第三章 液压泵和液压马达一、斜盘式轴向柱塞泵
1.组成和工作原理 由图 3-17可见，柱塞 2轴向均布在缸体 3
上，并能在柱塞孔内自由滑动，在柱塞弹簧和油压的作用下，柱塞始终紧靠在与缸体旋转中心线倾斜一定角度的斜盘上，缸体右端面与固定安装的配油盘 4紧帖。传动轴 5带动缸体 3、柱塞 2一起转动，柱塞 2靠机械装置或在低压油作用下压 紧在斜盘上。 改变为 变量泵。
图 3-18 斜盘式轴向柱塞泵工作原理
1.斜盘 2-柱塞 3.缸体 4.配油盘 5.传动轴第三章 液压泵和液压马达斜盘式轴向柱塞泵的排量为：
式中 --- 为斜盘倾斜角。
实际上，泵的输出流量是脉动的，当柱塞数为单数时，脉动较小，
因此一般常用的柱塞数根据流量的大小，取 7,9或 11。
2
4
d Z D tgQ
2,斜盘式轴向柱塞泵的结构斜盘式轴向柱塞泵的传动轴中心线与缸体中心线重合。图 3-17
就是斜盘式轴向柱塞泵的一种，柱塞头部和斜盘为点接触。由于接触应力大，故一般限用于小流量和中高压（ p<10MPa）的场合。图 3-
18所示为滑靴式结构。滑靴是按静压轴承原理设计的，缸体中的压力油经柱塞球头中间小孔流入滑靴油室，是滑靴和斜盘间形成液体润滑，改善了柱塞头部和斜盘的接触情况。使用这种结构的轴向柱塞泵压力可达 32MPa 以上，流量也可以很大。
第三章 液压泵和液压马达优点,1.径向力平衡,密封性好,传动轴只受扭不受弯 。
2.偏磨 （ 采用滑靴结构改善 ） 滑靴的结构非常严格,油压不能太大 （ 间隙增大,泄露增大 ） ；
不能太小,干磨 。
缺点,点接触式轴向柱塞泵柱塞头部与斜盘之间为点接触,故挤压力很大,限制了柱塞的直径的工作压力；流量不大,底部不加弹簧,柱塞不能外伸；
加弹簧,弹簧易破坏影响寿命 。
第三章 液压泵和液压马达图 3-19 SCY14-1B 轴向柱塞泵
1.斜盘 2.压盘 3.镶套 4.中间泵体 5.弹簧 6.缸体 7.配油盘 8.
前泵体 9.传动轴 10,13.轴承 11.柱塞 12.滑靴 14.轴 15.变量活塞 16.
导向键 17.壳体 18.手轮第三章 液压泵和液压马达
3,斜盘式轴向柱塞泵的典型主体结构
（ 1）滑靴图 3-20 滑靴静压支承原理图
（ 2）柱塞和缸体
（ 3）配油盘 3-21 配油盘第三章 液压泵和液压马达二、斜轴式轴向柱塞泵斜盘式轴向柱塞泵的柱塞在工作中要承受很大的弯矩,这是由于斜盘作用在柱塞头部的反作用力有垂直于柱塞轴线的分力所造成的 。 这就容易引起柱塞与柱塞孔的偏磨,影响油泵在高压下长期工作的性能 。 采用斜轴式轴向柱塞泵可有效地克服上述缺点,
使油泵在高压下的工作性能得到进一步提高 。 这种泵适用于要求排量大的场合,但结构较复杂 。
图 3-22 斜轴式轴向柱塞泵
1.配油盘 2.柱塞 3.缸体 4.连杆 5.
传动轴 a.吸油孔 b.压油孔第三章 液压泵和液压马达三、轴向柱塞泵泵的变量机构油泵变量是为了使油泵的工作状况与系统的工作要求相适应 。 不论是斜盘或斜轴式轴向柱塞泵,均可改变盘或轴的角度达到变量的目的 。 根据变量目的的不同,轴向柱塞泵有以下几种变量方式 。
1.手动变量 图 3— 19就是一种手动变量泵,可由人直接操纵,变量的目的为了达到执行机构所要求的工作速度 。
图 3-23手动变量机构
1.拉杆 2.孔道 3.滑阀,4.活塞
5.铰接机构 6.通道 7.端盖第三章 液压泵和液压马达图 3-23手动变量机构
1.拉杆 2.孔道 3.滑阀,4.活塞 5.铰接机构 6.通道 7.端盖第三章 液压泵和液压马达
2.手动随动（伺服）变量泵 当液压泵的工作压力和流量很大时，油泵在工作中频繁变量，则全靠人力操作显然是很难胜任的。这时可采用手动随动变量手动随动变量机构如图 3-19所示。转动手轮，使丝杠转动，带动变量活塞作用轴向移动，通过轴销使斜盘倾角改变，达到变量的目的。这种变量机构结构简单，但操纵不轻便，且不能在工过程中变量。
要求：（ 1） 输出和输入一一对应；
（ 2）速度要求很快，相当于钢性控制；
（ 3）这套机构要求功率放大。满足以上三条为液压伺服系统。差动活塞、阀心和阀套组成。阀心动，阀套跟着动。
第三章 液压泵和液压马达
3.压力补偿式变量机构压力补偿式变量机构其主体部分同
SCY14-1型轴向柱塞泵,只是变量部分是压力补偿式变量机构,此机构使泵的流量随出口压力升高而自动减小,压力和流量的关系近似于按双曲线变化,它使泵的功率基本保持不变 。 故这种机构也称作衡功率变量机构 。
（ 1） 工作原理泵的出口压力不高时,伺服阀心在最下位置 (a)图所示,泵的流量最大；泵的压力升高,阀心上移,泵的流量下降 (b)；
当出口压力下降时,阀心在弹簧的作用下下移,流量重新增加 。 图 3-24 压力补偿式变量机构第三章 液压泵和液压马达
3.压力补偿式变量机构图 3-24 压力补偿式变量机构第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达图 3-25 阀芯和变量活塞的位置变化图 3-26 压力补偿式变量泵特性曲线
A,G为调节套 2调在最上方和最下方位置开始开始变量压力
。由于折线与点画线表示的双曲线十分相似，近似为恒值，成为恒功率变量泵。应用在液压机和工程机械等设备中，能充分发挥设备的能力，使功率利用合理。
第三章 液压泵和液压马达
3.6 各类液压泵的性能比较及选用选用液压泵的原则是：根据工作情况、功率大小和系统对工作性能的要求，首先确定泵的类型，然后按系统所要求的压力、
硫量大小确定其规格型号。
类型项目齿轮泵叶片泵 柱塞泵单作用式 双作用式 轴向 径向输出压力 低压 中压 中压 高压 高压流量调节 不能 能 不能 能 能总效率 0.6~0.8 0.7~0.85 0.7~0.85 0.85~0.95 0.75~0.92
自吸特性 好 较差 较差 差 差对油污染的敏感性不敏感 较敏感 较敏感 很敏感 很敏感噪声 稍高 较低 最低 最高 最高寿命 较短 较短 较长 长 长输出流量波动 稍大 较小 最小 最大 最大价格 最低 较高 中等 最高 最高表 3-1 液压系统用液压泵的主要性能比较第三章 液压泵和液压马达一般负载小、功率小的液压设备，可选用齿轮泵或双作用式叶片泵；精度较高的机械设备，如磨床，
可用单作用式叶片泵；在负载较大并有快速和慢速工作行程的机械设备，如组合机床，可选用限压式变量叶片泵和双连叶片泵；负载大、功率大的设备，如压力机、刨床、拉床，可选用柱塞泵；机械设备的辅助装置，如送料、加紧等不重要场合，可选用价格低、
抗污染能力强的齿轮泵。
第三章 液压泵和液压马达
3.1 概述泵是将原动机的机械能传递给液体,从而使液体的压力,速度,
位置得以提高的元件 。 按其工作原理可分为涡轮式和容积式 。
涡轮式泵：机械能转化为动能,低压大流量作业,输送液体,
例如水泵 。
容积式泵：原动机的机械能主要转化成液体的静压能，使用于高压小流量作业，因此常用于各种控制目的，即使系统的负载有变化，输出流量不变。
类型：根据结构的不同，泵有齿轮泵、叶片泵、阀式活塞泵，径向柱塞泵、轴向柱塞泵和螺杆泵。
马达：将输入油液的能量转化成为马达轴旋转运动的机械能而输出的元件 。 属液压执行元件,从原理上讲,泵和马达可换,但工作要求不同,结构有差异 。
3.2 齿轮泵和齿轮马达齿轮泵的结构简单，造价低廉，工作可靠，体积小，重量轻，
对油液污染不太敏感。缺点流量和压力脉动大，噪声大，排量不可调。故应用广泛在低压系统中，但也在不断的改善。
本节主要介绍外啮合直齿齿轮泵的结构和工作原理。
一、齿轮泵的工作原理和组成
1,组成：三片式结构 端盖、泵体和啮合齿轮。
3-1
第三章 液压泵和液压马达
2,齿轮泵的工作原理主动齿轮反时针旋转，带动被动齿轮顺时针旋转。在吸油腔一侧，由于齿轮逐渐退出啮合，吸油腔容积增大，形成部分真空，油箱中的油液在外界大气压的作用下，经吸油管而进入吸油腔并填满齿间。随着油泵的旋转，每个齿间的油液被送到压油腔。在压油腔齿轮逐渐进入啮合，容积减小，压力增大，油液被压入系统去工作。
齿顶间隙所形成的容积不参与吸排油，侧间隙和端间隙越小越好。
图 3-2 介绍原理。
3-2
第三章 液压泵和液压马达
22
00
23
3
22
00
3.
( 2 ) / 4 ( 2 ) / 4
2 ( / )
( / )
m
q = 6.66 6.66 ( / ) 6.66 ( / )
q d m d m B
m BZ m r
BZ m r
mz
BZ d Z d Z B
2
0
2
齿 轮 泵 的 排 量精 确 计 算 时 可 采 用,
q=6.66m
为 齿 轮 模 数 ； z 为 齿 数 ； B 为 齿 宽,
d 可 将 上 式 改 写 为,
m
= q n / / 2q0流 量 Q （ 升 分 ） ； q （ 每 弧 度 的 排 量 ）
可见,节圆直径一定时,齿数越少排量越大,这对于减少齿轮的尺寸重量是有利的 。 当然,减少齿数要受到根切的限制,同时还要考虑实际情况时,系统对油泵流量波动的要求 。 一般 Z为 9,11,13。
第三章 液压泵和液压马达二、齿轮泵的瞬时流量根据以上得到的齿轮泵排量公式可求得齿轮泵的理论流量
（平均流量）,
须知这样求得的流量是平均流量。事实上齿轮泵在工作中，随着齿轮所处的不同位置，其瞬时流量是不同的。如在某时间内压油腔容积变化 dV，则瞬时流量 dV/dt是各处不同的，
这一瞬时流量的变化现象称为液压泵的流量波动。流量波动将导致执行组件工作速度不平稳，而且会引起压油管内的压力波动，从而导致系统机械振动和噪音的增加，这对于高性能要求的液压系统显然是不利的。因而了解流量波动的大小和频率，对于正确选用液压泵以设计出满足要求的液压传动系统是非常必要的。
26,66 / 2m BZL0Q =q
2r
第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达
2 2 2 2222 ( ) ( ) /r x r y BTQ
齿轮泵的瞬时流量则为：
式中 ---齿顶圆半径 ；
x----啮合点至主动齿轮圆心的距离 ；
y----啮合点至被动齿轮圆心的距离 。
由上式可见，由于啮合点沿啮合线变化，所以 x,y
值随啮合点的变化也在变化，这样瞬间流量当然也随啮合点的变化而变化。同时可知，当一对齿退出啮合而另一对齿进入啮合后，瞬时流量将重复变化一次。
2r
为讨论方便,将 x,y两个变量有啮合点至节点的距离 f置换,将齿顶圆半径用节 圆半径和齿顶高置换,则可得外啮合齿轮泵瞬间流量公式为,
由此可知,在结构参数 B,R,h及转速一定时,啮合点与节点重合即 f=0时瞬时流量最大,而当开始啮合和退出啮合时,
（ 为啮合点在啮合线上走过的长度 ）,此时瞬时流量最小 。
由于齿轮啮合时重合系数 >1,即当一对尚未退出啮合时,下一对齿已进入啮合状态,于是在两对齿之间形成闭死容积,使前对齿失去排油能力,此时瞬时流量由后一对齿决定,因此在曲线上形成有一段的流量突然下降 。
22( 2 )B Rh h fTQ
Rh— 节 圆 半 径 ； — 齿 定 高 。
/2nfmaxf2 2 2 22222
Tmax Tmax2 2 2 2
2
2( ) ( ) /(2 )
/2
Q cos4(2 ) 4(1)
602
nn
QQQ
nQ
r x r y BB Rhh f
ff
K fRhh z
nZZ
TT
max
Tmin
Q
QQ— 节 圆 半 径 ； — 齿 定 高 。
f
（ -Q） /Q
K
第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达衡量流量波动性亦即流量品质的指标,
流量波动系数,
对常用的外啮合齿轮泵,
流量波动频率,
由以上讨论可知，齿轮泵的流量品质只要决定与齿数，齿数越多则系数越小而频率越大，也即是流量品质越好。为轻型化,齿数少，波动大。
6 0 2
nZ Z?
QK
T m a x T m a xQQ Tmin（ -Q ） /Q
2 2 2 2
2
c os
4( 2 ) 4( 1 )nQ
f
Rh h z
三、齿轮泵结构上的问题
（一） 困油现象及消除措施
1,产生的原因及现象 为了保证齿轮泵流量连续及高低压腔严格密封，必须使重合系数大于 1，一般 1.05-1.2。当前一对齿没有脱开啮合时，后一对齿已进入啮合，便形成一个与吸排油腔均不相通的封闭容积，切随齿轮转动而移动。把这个封闭容积称为困油区。
当后一对齿刚进入啮合时困油区容积最大（下图 a）,随着 A,B两点的移动，困油区逐渐减小，当 A,B两点对称地分布于节点两侧时困油区容积最小。
3-3 3-4
第三章 液压泵和液压马达
2,危害困油区由大到小：产生很大的压力,这个力在齿轮转一转时重复出现的次数等于齿数,产生冲击困油区由小到大：困油区真空度增加,容易产生气蚀并增加噪音 。
3,解决办法：开卸荷槽 。 卸荷槽的形式多种多样,而卸荷原理基本相同,即当封闭容积有大边小时,通过一个卸荷槽使其与压油腔相通；而当封闭容积由小变大时,通过另一个卸荷槽使其与吸油腔相通 。
注意：两卸荷槽的配置必须保证在任何时候都不能使压油腔与吸油腔通过困油区而相互沟通,同时要有效地卸荷 。
图 1-3为齿轮端面的轴承座圈上开长方形卸荷槽，对称布置，
图 1-3c为长方形卸荷槽非对称布置（偏向吸油腔一侧），适应于齿侧间隙较小的情况。
第三章 液压泵和液压马达
（ 二） 齿轮泵的泄露和端面补偿
1.轴向间隙泄露,指齿轮端面与轴承底圈或盖板之间的间隙泄露 。
占总泄露量的 75— 80%。
2,径向间隙泄露,指齿顶与壳体内圆柱表面之间的间隙泄露 。
占总泄露量的 15— 20%。
3.通过啮合点上的泄漏,由于啮合点在全部齿宽上不能全部接触,
所以也可产生泄露,占 4— 5%。
由此可见,要提高齿轮泵的压力,必须要减小端面泄露,一般采用齿轮端面间隙自动补偿的办法 。 图 1— 4所示端面间隙的补偿原理 。
利用特制的通道把泵内压油腔的压力油引到轴承外侧,作用在 （ 用密封圈分隔构成 ） 一定形状和大小的面积上,产生液压作用力,使轴套压向齿轮端面 。 这个力必须大于齿轮端面作用在轴承内侧的作用力,
才能保证在各种压力下,轴承始终自动贴紧齿轮端面,减小泵内通过端面的泄露,达到提高压力的目的 。
减小泄露办法：轴向自动补偿,浮动轴套和侧板变形 （ 有的加弹簧 ） 。
第三章 液压泵和液压马达图 3-5 齿轮泵内补偿轴向间隙用的浮动轴承原则,1.压紧力必须大于推力,压紧力 =推开力 +Δ P。 Δ P不能过小 （ 不 起作用 ） ；不能过大 （ 加剧磨损 ） ；
2.压力和推力作用线一致,产生力偶；
3.磨损后还能起作用 。
第三章 液压泵和液压马达
（三）径向力不平衡现象产生的原因,径向不平衡由三方面造成,1.液体压力产生的径向力 同压油腔接触的周长为 L1受压油腔压力作用；同吸油腔接触的周长为 L2受吸油腔压力作用；同壳体接触的周长为 L3受一个沿圆周从低到高压线性变化的压力作用，三个力合力即 FP大致指向吸油腔一侧。 2,齿轮传递力矩时产生的径向力 FM，对主动齿轮合力减小；从动相反。 3.困油现象消除不良产生作用在轴上的径向力。
造成的危害,这些液体压力综合作用的合力，相当于给齿轮一个径向的作用力（即不平衡力），使齿轮和轴承受载。工作压力越大，径向不平衡力也约大。当径向不平衡力很大时，能使轴弯曲，齿顶与壳体内表面产生接触，同时加速轴承的磨损，降低轴承的寿命。
下图为其力分析图
F被 更大有时多达几吨，作用在轴承上影响泵的压力不能太高,8-
16MP。
第三章 液压泵和液压马达
3.解决的办法：
1.减小压油口的直径，使压力油仅作用在 1-2个齿之间。
2.增大泵体内表面与齿顶圆间隙。
3.开压力平衡槽。
3-83-7
图 3-6 油压和传动产生径向力第三章 液压泵和液压马达四、液压马达工作原理：液压作用在齿面上推动齿轮旋转，由于啮合点的半径小于齿顶圆半径形成扭矩，合并输出。从性能上分为高速马达和低速马达，三片式补偿不能用，因引入高压油的方向不同，
不能轻易将油泵变成马达。
结构与马达基本相同，但因工作过程一般要求低速大扭矩，
直接用高速泵时需变速箱减速。为了简化机构，直接驱动工作部件，另行设计。
第三章 液压泵和液压马达
3.3 基本参数的计算及特性一,排量、流量和容积效率排量 q:是指在没有泄露和吸油充分的理想情况下,泵轴每转所排出的液压体积 。 它仅取决与液压泵每转一转所有密封工作腔的容积变化量,与液压泵的结构及几何参数有关 。 q值可在有关液压泵的样品本中查到 。 有时也用每弧度排量表示排量,在计算时要注意两者的区别 。
理论流量,是指在不考虑泄漏的情况下,单位时间内液压泵所输出的液压体积,则：
实际流量,是 指在一定的出口压力下,液压泵在单位时间内实际输出到系统去的液压体积 。 当液压泵在一定出口压力下工作时,出口的压力油总是不可避免地经过间隙向液压泵进口的低压区泄漏,这就使得实际输出流量总小于理论流量 。 设泄漏流量为则,
因泄漏而产生的损失称容积损失 。 定义液压泵的容积效率为：
0 ( L / m i n / s)LQ qn q 3或 m
Q?
LQ Q Q
第三章 液压泵和液压马达
/ ( ) / 1 /v L L L LQ Q Q Q Q Q Q
3 / 12Q B P L
根据缝隙泄漏流量公式可知,泄露量取决于液压泵本身结构 （ 间隙大小,泄漏通道长度等 ）,液压泵出口压力和所使用油液黏度 。 可见对于一个现有的泵来说,
出口压力越大,油液粘度越低则泵的容积效率越低 。 而要提高液压泵的液压效率,则主要应改善液压泵本身的结构,如尽量减小配合间隙等 。
第三章 液压泵和液压马达二、工作压力、扭矩和机械效率
1,工作压力,是指液压泵工作时出口的实际压力,它取决与执行组件上所承受负载的大小和系统回路上的压力损失 。
2,吸入压力,泵进口处的压力；
3,额定压力,正常工作连续运转的最高压力；
4,最高允许压力,按实验标准规定超过额定压力值允许短暂运行的最高压力；工作压力；外载作用的压力 。
第三章 液压泵和液压马达液压泵出口压力到齿轮到轴,泵轴在转动时必须克服的扭矩 。
图 3-9 扭矩分析这公式适用于所有容积式液压泵 。
因为液压泵在工作时,有关构件之间有不可避免的摩擦力存在,其中包括与运动速度有关的粘性摩擦力,与正压力有关的摩擦力,与密封装置有关的恒值摩擦力等,这些力也形成传动轴上的阻力矩之和,即实际扭矩为：
0
0
/
L
P A d s d t P Q M P q
M P q
LM M M
第三章 液压泵和液压马达
0
0
/
L
P A d s d t P Q M P q
M P q
定义机械效率为,1L
m
M M M M
M M M?
0L
m
m
PqM M
MM
0Pq由 得 出 =
0
0 /
out v
t v m
in m
N PqPQ
N M Pq
总 效 率,
第三章 液压泵和液压马达三、马达基本参数
液压马达与液压泵的基本参数的计算大致相同，区别在于泄漏量、扭矩损失与理论流量和理论扭矩的关系。
0
V
V
0
Q
=
q
L
L
Q Q Q
理 论 理 论 量 为,
容 积 效 率 为,
计 算 马 达 转 速,
0L
0
0
0
in 0 o u t
out
in
M = M
Pq
N = M = P q N = P Q =
N
N =
N
L
m
L
L m m
m
m
v
vm
M Pq M
M
M
M M Pq
M
P
q
推 出马 达 在 完 成 功 率 转 换 过 程 中 存 在 泄 漏 和 睦 摩 擦 引 得 功 率 消 耗第三章 液压泵和液压马达五、液压泵的工作特性
1,转速特性 由 知，流量和转速是线性关系，即角速度越大，流量越大。实际上，当油泵出口保持某一定值压力时，输出流量 Q与转速一开始正比变化，但当转速超过 ω 以后，流量与转速就不成正比变化了，随着转速进一步提高，输出流量反而呈下降趋势。这主要是由于密封容积变化速度太快，吸入的油液来不及填满变化的容积，即出现所谓“空吸现象”造成的。“空吸现象”的出现抵消了转速增加对流量的积极影响，同时还会伴有噪音及震动现象，使油泵不能正常工作。
vqQ0?
第三章 液压泵和液压马达
a
液压泵的最高转速还受泵的效率及工作寿命的制约。
所以液压泵的额定工作转速定义为：在额定工作压力下，
不产生吸空现象且能连续运转并保证基本工作性能的最高转速。为了提高使用转速,充分发挥泵的工作潜力，
有些泵在使用时要求在泵前增设一级辅助充油泵以提高液压泵的进口压力。图 3-10容积泵的转速特性
a? ()n?
0
Q
Q
第三章 液压泵和液压马达图 3-10容积泵的转速特性
2.压力特性由 知缝隙泄露和压强一次方成正比；随着液压泵工作压力的提高,输出流量 Q,容积效率 将线性下降 。
这是因为油泵泄露流量 是随着工作压力的增加而线性增加的原因 。 随着压力的增加,先是增加,达到最高值后开始下降 。 这是因为 =,在低压阶段,虽然随压力的升高而下降,可是 随压力的升高而上升,且上升幅度大于 下降的幅度,故总效率升高 。 随着压力的继续升高,液压泵有关元件之间的接触应力继续增加,粘性摩擦的状态不能保持,因此,摩擦扭矩随压力的增加而增大,使机械效率随压力增加而上升的幅度大大减小 。
当机械效率上升的幅度小于容积效率下降的速度时,总效率开始随压力的的增加而下降 。
m?
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CPQ v?
v?
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第三章 液压泵和液压马达
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M
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M
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L
L
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在低压阶段,扭矩损失变化不大,分析下式 。
m?
图 3-11 容积泵压力特性额定压力就是指泵在连续工作情况下所允许使用的最高压力，在此压力下能保证泵所必须满足的容积效率、总效率及规定的使用寿命 。
一般液压泵都具有一定的过载能力，
允许的最高过载压力约为额定压力的 1.25倍。过载压力只允许短时间使用，可由安全阀限定。
第三章 液压泵和液压马达
inN
Pp
LQ
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v?
m?
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3.4 叶片泵和叶片马达叶片泵有单作用式 （ 非平衡式,易变量 ） 和双作用式 （ 平衡式,不能变量 ） 两大类,在工作机械的中高压系统中得到了广泛的应用 。 叶片泵输出流量均匀,
脉冲小,噪音小,但结构较复杂,吸油特征不好,对油液的污染也比较敏感 。
一,单作用式叶片泵
1,结构 该泵由泵体,转子,定子,叶片,端盖,
配油盘等组成 。 定子内工作面和转子体外表面均为圆柱面,且两者按一定偏心配置,叶片装于转子体槽内,
可沿径向滑动 。
第三章 液压泵和液压马达
2,工作原理 单作用式叶片泵的工作原理见图 3—
12。
当转子回转时,由于离心力的作用 （ 也有在叶片槽低部通进压力油推动叶片向外的结构 ）,使叶片紧靠在定子内表面上,这样在定子,转子,叶片及两端盖之间就形成若干个封闭容 积 。 当转子按图示方向旋转时 。 图中右半边的叶片逐渐伸出,封闭容积逐渐增大,形成了吸油；同时左半边叶片逐渐被定子内表面压进定子槽中,
封闭容积逐渐减小,形成压油 。 在吸油腔和压油腔之间有上下两段封油区将吸油腔和压油腔隔开,在理论上应使封油区之间的夹角等于两叶片之间的夹角,以免造成困油现象或使压油腔与吸油腔沟通 。 这种泵转子每转一周,每个封闭容积完成一次吸排油工作循环,一次是单作用式的,又由于转子体受到压油腔压油作用,使轴承受到较大的径向载荷,所以是非卸荷式的 。
第三章 液压泵和液压马达单作用非卸荷式叶片泵额定工作压力一般在 7MPa
以下,主要作变量泵使用 。 改变定子和转子间偏心的大小,便可改变改变泵的排量,故是变量泵 。
3-12单作用叶片泵的工作原理
1-压油口 2-转子 3-定子 4-叶片 5-吸油 口第三章 液压泵和液压马达
3,流量计算
2
2
e
L
q D e B
q
Q D e B
单 作 用 叶 片 泵 的 排 量 和 理 论 流 量 分 别 为,
式 中 D 为 定 子 内 圆 直 径 ； B 为 叶 片 宽 度 ； 为 定 子 与 转 子 偏 心 距 。
若 考 虑 叶 片 的 厚 度 对 流 量 的 影 响,由 于 叶 片 所 占 容 积 的 变 化 量 对吸 排 油 无 作 用,得,
Q= 2e B( D- Z)
式 中 为 叶 片 厚 度 ； Z 为 叶 片 数 。
第三章 液压泵和液压马达当单叶片泵的叶片处于吸油区时，底部通吸油腔，处于压油区时通压油腔，则这种结构恰好补偿了由于叶片本身厚度所占体积而引起的流量减小，这时叶厚度对流量无影响。
4,流量不波动单作用式叶片泵的流量也有波动现象,但波动系数比齿轮泵要小得多 。 根据分析可知,奇数叶片比偶数叶片的波动要小,叶片数越多,波动越小 。 所以单作用式叶片泵的叶片数总是采用奇数,
一般为 13或 15片 。
优点：流量波动小 2%；自吸能力强；尺寸小；结构简单,成本低 。
第三章 液压泵和液压马达二、双作用式叶片泵
1.结构（下图）
3-13
第三章 液压泵和液压马达
2,原理：
定子工作面曲线是由四段与转子同心的圆弧曲线和四段连接这些圆弧的过渡曲线所组成；配油窗口有四个,两个吸油口和两个压油口沿径向对称布置 。 当原动机带动转子旋转时,叶片在离心力和叶片底部通入的压力油的作用下紧贴在定子内表面上 。 这种泵每转一转,每个工作腔吸排油两次,所以称为双作用式的,这当然对提高油泵排量,
减小油泵的尺寸重量有利 。
3-14
第三章 液压泵和液压马达结构特点：
1.定子工作表面曲线；
2.避免困油现象,减小液压冲击和噪声；
3.保证叶片与定子内表面的良好接触；
4.配油盘；
5.叶片的倾角 。
硬冲击：圆弧和螺线连接处曲线上带有尖角，叶片经过时径向速度突变 (加速度很大 )产生硬冲击。软冲击：加速度变化小。
第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达单作用叶片泵由于不平衡径向力的影响，工作压力较低，适用于中、低压系统工作。双作用叶片泵虽然消除了径向不平衡力，
但由于泄露途径多、叶片在工作中受弯、容易磨损，因此工作压力受到限制，在中压和中高压系统中应用较多。 一般双作用叶片泵额定工作压力为 7MPa左右，经过改进后的叶片泵额定压力可达
10MPa,16MPa，甚至更高。
三、变量叶片泵单作用叶片泵排量,若改变偏心距 e,即可在油泵转速不变时改变油泵流量,这在结构上是容易实现的 。 所以变量叶片泵均为单作用式的 。
1.类型：
采用变量泵有单向调节和双向调节两大类 。 单向调节只改变流量的大小,双向调节除改变流量大小外,还能改变供油方向 。
变量叶片泵根据调节偏心量的方式又可分为手动调节式,限压式和稳流式等几种 。 限压式变量叶片泵有内反馈和外反馈两种方式,
其工作原理都是将油泵出口压力与一个设定比较,当出口压力小于设定压力时,便可自动减小输出力量直到为零,保证压力在一个不大的范围内变化 。
2q DeB
第三章 液压泵和液压马达
2,限压式变量叶片泵图 3-15 丫 BX型外反馈限压式变量叶片泵
1一预紧力调节螺钉； 2一限压弹簧； 3一泵体； 4一转子； 5一定子； 6一滑块；
7一泵轴； 8一叶片； 9一反馈柱塞 ¨ 0一最大偏心调节螺钉第三章 液压泵和液压马达
3,限压式变量叶片泵工作原理利用泵工作时油压对定子产生径向不平衡力的反馈作用来自动调节偏心距,达到改变流量的目的 。
右图为外反馈限压式变量叶片泵的工作原理 。 它能根据外负载的大小自动调节泵的流量 。 图中转子
1的中心 O1是固定不动的,定子 3可左右移动 。 在弹簧的作用下,定子被推向左端,使定子中心与转子中心有一初始偏心量 e0,e0的大小可用调节螺钉调节,它决定了泵在本次调节时的最大流量 qmax。
该泵配油盘上的吸油窗口和压油窗口对泵的中心线是对称的。如图所示，泵工作时，油泵出口压力经泵内通道作用在小柱塞面积上，这样柱塞上的作用力,与 弹簧的作用力方向相反。当 p=KSX0时，柱塞上所受的液压力与弹簧初始力相平衡，此时的压力 P称为泵的限定压力，用
PB表示则：
xF PA? 0xspA K X?
图 3-16 限压式变量泵工作原理示意图第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达
xF PA?
该泵配油盘上的吸油窗口和压油窗口对泵的中心线是对称的。如图所示，泵工作时，油泵出口压力经泵内通道作用在小柱塞面积上，这样柱塞上的作用力,与弹簧的作用力方向相反。当 p=KSX0时，柱塞 上所受的液压力与弹簧初始力相平衡，此时的压力 P称为泵的限定压力，
用 PB表示则：
0xspA K X?
系统的压力 P< PB 时，则,PAx<KSX0
这表明定子不动，最大偏心距保持不变，泵也保持最大流量。
当系统的压力 P> PB 时，则：
PAX>KSX0
这表明压力油的作用力大于弹簧的作用力，使定子向右移动，弹簧被压缩，偏心距 e减小，泵的流量也随之减小。
PB= KSX0
当偏心量变化时,弹簧增加的压缩量为 X,则偏心量 e为：
e= e0-X
此时定子受力平衡方程为：
PAX=KS（ X0+X）
整理以上方程得：
(当 P> PB时 )
上式表明当液压系统的压力 P超过泵的限定压力 PB时,偏心量 e
和泵的工作压力 P之间的关系,即工作压力 P越高,偏心量 e越小,
泵的流量也就越小 。
S BK
PPAee )(0
第三章 液压泵和液压马达
4.限压式变量叶片泵的压力 — 流量特性曲线将偏心距方程代如叶片泵的流量方程得,
()02 ( )B
S
A P PKQ D B e
图 3-17 限压式变量叶片泵特性曲线由流量方乘可得图 3.15限压式变量叶片泵特性曲线。该曲线表示了泵工作时流量与压力变化关线。当泵的工作压力小于 时，其流量 Q变化安斜线 AB变化，在该阶段变量泵相当于定量泵图中 B点为曲线
bp
bp
的拐点,其对应的压力就是限定压力,它表示泵在原始偏心；量时可达到的最大工作压力。当泵的工作压力超过限定压力时，偏心量减小，输出的流量随压力的增高而急剧减小，流量按 BC段曲线变化,C点所对应的压力为截止压力（最大压力）。
第三章 液压泵和液压马达
bp
第三章 液压泵和液压马达调节,1)调节流量调节螺钉可调节最大偏向量的大小。
从而改变叶片泵 的最大输出流量，特性曲线 AB段上下平移
,Qmax变而 pB不变；
2)调节调压弹簧螺钉可改变调定压力 pB的大小，
特性曲线 BC左右平移；
3)改变弹簧的刚度 k时，可以改变 BC段的斜率。改变最大流量，满足快速要求；改变转折点和改变 BC段的斜率
，满足小负荷下慢速小流量，使系统效率高，发热温升小。
5.限压式变量叶片泵的特点和应用特点：限压式变量叶片泵与定量叶片泵相比，结构复杂，作相对运动的机件多，泄漏较大，轴上受有不平衡的径向液压力，
噪音较大，容积效率和机械效率都没有定量叶片泵高；但是，他能按负载压力自动调节流量，在功率使用上较为合理，可减小油液发热；因此把它用在机床液压系统中要求执行元件有快，慢速和保持阶段的场合，有利于节能和简化液压系统。
应用举例 限压式变量叶片泵对既要实现快速行程，又要实现工作进给（慢速移动）的执行元件来说是一种合适的油源；快速行程需要大的流量，负载压力较低，正好使用其 AB段曲线部分；
工作进给时负载压力升高，需要流量减小，正好使用其 BC段曲线部分。例如组合机床动力滑台的进给系统、定位和加紧系统等。
机床加工件：未加工之前或回程要求快；加工时流量小、速度慢。
第三章 液压泵和液压马达
3.5 柱塞式液压泵柱塞式液压泵按柱塞在转子内排列方式不同，分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵，轴向柱塞泵又可分为斜盘和斜轴两大类。柱塞泵由于间隙泄露小、构件受力合理，所以可在高、超高压力下满意地工作，广泛用于高压、大功率的液压传动系统中。
柱塞泵的优点：
1,参数高：额定压力高，转速高，泵的驱动功率大；
2,效率高，容积效率为 95％左右，总效率为 90％左右；3,寿命长；
4,变量方便，形式多；
5,单位功率的重量轻；6,柱塞泵主要零件均受压应力，材料强度性能可得以充分利用；
柱塞泵的缺点：
1,结构较复杂，零件数较多；
2,自吸性差；
3,制造工艺要求较高，成本较贵；
4,油液对的污染较敏感，要求较高的过滤精度，对使用和维护要求较高。
柱塞泵被广泛用于高压、大流量、大功率的系统中和流量需要调节的场合，如龙门刨床、拉床、液压机、工程机械等得到广泛的应用。
第三章 液压泵和液压马达一、斜盘式轴向柱塞泵
1.组成和工作原理 由图 3-17可见，柱塞 2轴向均布在缸体 3
上，并能在柱塞孔内自由滑动，在柱塞弹簧和油压的作用下，柱塞始终紧靠在与缸体旋转中心线倾斜一定角度的斜盘上，缸体右端面与固定安装的配油盘 4紧帖。传动轴 5带动缸体 3、柱塞 2一起转动，柱塞 2靠机械装置或在低压油作用下压 紧在斜盘上。 改变为 变量泵。
图 3-18 斜盘式轴向柱塞泵工作原理
1.斜盘 2-柱塞 3.缸体 4.配油盘 5.传动轴第三章 液压泵和液压马达斜盘式轴向柱塞泵的排量为：
式中 --- 为斜盘倾斜角。
实际上，泵的输出流量是脉动的，当柱塞数为单数时，脉动较小，
因此一般常用的柱塞数根据流量的大小，取 7,9或 11。
2
4
d Z D tgQ
2,斜盘式轴向柱塞泵的结构斜盘式轴向柱塞泵的传动轴中心线与缸体中心线重合。图 3-17
就是斜盘式轴向柱塞泵的一种，柱塞头部和斜盘为点接触。由于接触应力大，故一般限用于小流量和中高压（ p<10MPa）的场合。图 3-
18所示为滑靴式结构。滑靴是按静压轴承原理设计的，缸体中的压力油经柱塞球头中间小孔流入滑靴油室，是滑靴和斜盘间形成液体润滑，改善了柱塞头部和斜盘的接触情况。使用这种结构的轴向柱塞泵压力可达 32MPa 以上，流量也可以很大。
第三章 液压泵和液压马达优点,1.径向力平衡,密封性好,传动轴只受扭不受弯 。
2.偏磨 （ 采用滑靴结构改善 ） 滑靴的结构非常严格,油压不能太大 （ 间隙增大,泄露增大 ） ；
不能太小,干磨 。
缺点,点接触式轴向柱塞泵柱塞头部与斜盘之间为点接触,故挤压力很大,限制了柱塞的直径的工作压力；流量不大,底部不加弹簧,柱塞不能外伸；
加弹簧,弹簧易破坏影响寿命 。
第三章 液压泵和液压马达图 3-19 SCY14-1B 轴向柱塞泵
1.斜盘 2.压盘 3.镶套 4.中间泵体 5.弹簧 6.缸体 7.配油盘 8.
前泵体 9.传动轴 10,13.轴承 11.柱塞 12.滑靴 14.轴 15.变量活塞 16.
导向键 17.壳体 18.手轮第三章 液压泵和液压马达
3,斜盘式轴向柱塞泵的典型主体结构
（ 1）滑靴图 3-20 滑靴静压支承原理图
（ 2）柱塞和缸体
（ 3）配油盘 3-21 配油盘第三章 液压泵和液压马达二、斜轴式轴向柱塞泵斜盘式轴向柱塞泵的柱塞在工作中要承受很大的弯矩,这是由于斜盘作用在柱塞头部的反作用力有垂直于柱塞轴线的分力所造成的 。 这就容易引起柱塞与柱塞孔的偏磨,影响油泵在高压下长期工作的性能 。 采用斜轴式轴向柱塞泵可有效地克服上述缺点,
使油泵在高压下的工作性能得到进一步提高 。 这种泵适用于要求排量大的场合,但结构较复杂 。
图 3-22 斜轴式轴向柱塞泵
1.配油盘 2.柱塞 3.缸体 4.连杆 5.
传动轴 a.吸油孔 b.压油孔第三章 液压泵和液压马达三、轴向柱塞泵泵的变量机构油泵变量是为了使油泵的工作状况与系统的工作要求相适应 。 不论是斜盘或斜轴式轴向柱塞泵,均可改变盘或轴的角度达到变量的目的 。 根据变量目的的不同,轴向柱塞泵有以下几种变量方式 。
1.手动变量 图 3— 19就是一种手动变量泵,可由人直接操纵,变量的目的为了达到执行机构所要求的工作速度 。
图 3-23手动变量机构
1.拉杆 2.孔道 3.滑阀,4.活塞
5.铰接机构 6.通道 7.端盖第三章 液压泵和液压马达图 3-23手动变量机构
1.拉杆 2.孔道 3.滑阀,4.活塞 5.铰接机构 6.通道 7.端盖第三章 液压泵和液压马达
2.手动随动（伺服）变量泵 当液压泵的工作压力和流量很大时，油泵在工作中频繁变量，则全靠人力操作显然是很难胜任的。这时可采用手动随动变量手动随动变量机构如图 3-19所示。转动手轮，使丝杠转动，带动变量活塞作用轴向移动，通过轴销使斜盘倾角改变，达到变量的目的。这种变量机构结构简单，但操纵不轻便，且不能在工过程中变量。
要求：（ 1） 输出和输入一一对应；
（ 2）速度要求很快，相当于钢性控制；
（ 3）这套机构要求功率放大。满足以上三条为液压伺服系统。差动活塞、阀心和阀套组成。阀心动，阀套跟着动。
第三章 液压泵和液压马达
3.压力补偿式变量机构压力补偿式变量机构其主体部分同
SCY14-1型轴向柱塞泵,只是变量部分是压力补偿式变量机构,此机构使泵的流量随出口压力升高而自动减小,压力和流量的关系近似于按双曲线变化,它使泵的功率基本保持不变 。 故这种机构也称作衡功率变量机构 。
（ 1） 工作原理泵的出口压力不高时,伺服阀心在最下位置 (a)图所示,泵的流量最大；泵的压力升高,阀心上移,泵的流量下降 (b)；
当出口压力下降时,阀心在弹簧的作用下下移,流量重新增加 。 图 3-24 压力补偿式变量机构第三章 液压泵和液压马达
3.压力补偿式变量机构图 3-24 压力补偿式变量机构第三章 液压泵和液压马达第三章 液压泵和液压马达图 3-25 阀芯和变量活塞的位置变化图 3-26 压力补偿式变量泵特性曲线
A,G为调节套 2调在最上方和最下方位置开始开始变量压力
。由于折线与点画线表示的双曲线十分相似，近似为恒值，成为恒功率变量泵。应用在液压机和工程机械等设备中，能充分发挥设备的能力，使功率利用合理。
第三章 液压泵和液压马达
3.6 各类液压泵的性能比较及选用选用液压泵的原则是：根据工作情况、功率大小和系统对工作性能的要求，首先确定泵的类型，然后按系统所要求的压力、
硫量大小确定其规格型号。
类型项目齿轮泵叶片泵 柱塞泵单作用式 双作用式 轴向 径向输出压力 低压 中压 中压 高压 高压流量调节 不能 能 不能 能 能总效率 0.6~0.8 0.7~0.85 0.7~0.85 0.85~0.95 0.75~0.92
自吸特性 好 较差 较差 差 差对油污染的敏感性不敏感 较敏感 较敏感 很敏感 很敏感噪声 稍高 较低 最低 最高 最高寿命 较短 较短 较长 长 长输出流量波动 稍大 较小 最小 最大 最大价格 最低 较高 中等 最高 最高表 3-1 液压系统用液压泵的主要性能比较第三章 液压泵和液压马达一般负载小、功率小的液压设备，可选用齿轮泵或双作用式叶片泵；精度较高的机械设备，如磨床，
可用单作用式叶片泵；在负载较大并有快速和慢速工作行程的机械设备，如组合机床，可选用限压式变量叶片泵和双连叶片泵；负载大、功率大的设备，如压力机、刨床、拉床，可选用柱塞泵；机械设备的辅助装置，如送料、加紧等不重要场合，可选用价格低、
抗污染能力强的齿轮泵。
第三章 液压泵和液压马达
