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第 3 章 液压泵与液压马达 液压泵与液压马达是液压系统中的能量转换装置。液压泵将原动机输出的机械能转换 成压力能，属于动力元件，其功用是给液压系统提供足够的压力油以驱动系统工作，因此， 液压泵的输入参量为机械参量转矩 T 和转速 n，输出参量为液压参量压力 p 和流量 q。 而液压马达将输入的液体压力能转换成工作机构所需要的机械能，属于执行元件，常置于 液压系统的输出端，直接或间接驱动负载连续回转而做功。因此，液压马达的输入参量为 液压参量压力 p 和流量 q，输出参量为机械参量转矩 T 和转速 n。 本章介绍几种典型液压泵及液压马达的工作原理、结构特点、性能参数以及应用。 3.1 液压泵与液压马达概述 液压泵和液压马达属于容积式液压机械，它们都是利用密封油腔容积的大小变化来工 作的。因此，抓住密封油腔容积是如何构成及如何变化的问题，是理解液压泵和液压马达 的工作原理与结构特点的关键。 3.1.1 液压泵的工作原理 图 3.1 所示为一单柱塞液压泵的工作原理， 图中柱塞 2 装在缸体 3 中形成一密封油腔容积 a，柱塞在弹簧 4 的作用下始终压紧在偏心轮 1 上。 当马达驱动偏心轮旋转时， 柱塞便在缸体中 作往复运动， 使得密封油腔 a 的容积大小随之发 生周期性的变化。 当柱塞外伸， 密封油腔 a 由小 变大， 局部形成真空， 油箱中的油液在大气压的 作用下， 经吸油管顶开吸油单向阀 6 进入 a 腔而 实现吸油， 此时排油单向阀 5 在系统管道油液压 力作用下关闭； 反之， 当柱塞被偏心轮压进缸体 时，密封油腔 a 由大变小时，a 腔中吸满的油液 将顶开压油单向阀 5 流入系统而实现压油， 此时 吸油单向阀 6 关闭。原动机驱动偏心轮不断旋 转，液压泵就不断地吸油和压油。 液压泵排出油液的压力取决于油液流动需要克服的阻力，排出油液的流量取决于密封 腔容积变化的大小和速率。 由此可见，容积式液压泵靠密封油腔容积的变化实现吸油和压油，从而将原动机输入 的机械功率 TωT 为输入的转矩，ω为输入的角速度转换成液压功率 pq p 为输出压力，q 图 3.1 单柱塞容积式泵的工作原理 1偏心轮；2柱塞；3缸体；4弹簧； 5排油单向阀；6吸油单向阀；a密封油腔 液压传动 64 64 为输出流量；单向阀 5、6 组成配流机构这里称为阀配流，使吸油和排油过程相互隔开， 从而使系统能随负载建立起相应的压力。 这种单柱塞泵是靠密封油腔的容积变化进行工作的，称为容积式泵。构成容积式液压 泵必须具备如下的 3 个条件 1 容积式泵必定具有一个或若干个密封油腔； 2 密封油腔的容积能产生由小到大和由大到小的变化，以形成吸油和压油过程； 3 具有相应的配流机构以使吸油和排油过程能各自独立完成。液压泵和液压马达实 现进油、排油的方式称为配流。 本章所述的各种液压泵虽然组成密封腔的零件结构各异，配流机构形式也各不相同， 但它们都满足上述 3 个条件，都属于容积式液压泵。 从原理和能量转换的角度来说，液压泵和液压马达是可逆工作的液压元件，即向液压 泵输入工作液体便可使其变成液压马达而带动负载工作，因此，液压马达同样需要满足液 压泵的上述 3 个条件，液压马达的工作原理在此不再赘述。 必须指出，由于液压泵和液压马达的工作条件不同，对各自的性能要求也不一样，因 此，同类型的液压泵和液压马达尽管结构很相似，但仍存在不少差异，所以实际使用中大 部分液压泵和液压马达不能互相代用注明可逆的除外。 3.1.2 液压泵的主要性能参数 液压泵的性能参数主要有压力、转速、排量、流量、功率、效率和噪声。 1. 液压泵的压力常用单位为 MPa 1 额定压力 n p 在正常工作条件下，按试验标准规定连续运转所允许的最高压力。额定压力值与液压 泵的结构形式及其零部件的强度、工作寿命和容积效率有关。在液压系统中，安全阀的调 定压力要小于液压泵的额定压力。铭牌标注的就是此压力。 2 最高允许压力 pmax pmax是指泵短时间内所允许超载使用的极限压力，它受泵本身密封性能和零件强度等 因素的限制。 3 工作压力 p 液压泵在实际工作时的输出压力，亦即液压泵出口的压力，泵的输出压力由负载决定。 当负载增加，输出压力就增大；负载减小，输出压力就降低。 4 吸入压力 0 p 吸入压力指液压泵进口处的压力。自吸式泵的吸入压力低于大气压力，一般用吸入高 度衡量。当液压泵的安装高度太高或吸油阻力过大时，液压泵的进口压力将因低于极限吸 入压力而导致吸油不充分，而在吸油腔产生气穴或气蚀。吸入压力的大小与液压泵的结构 形式有关。 2. 液压泵的转速常用单位为 r/min 1 额定转速 n。在额定压力下，根据试验结果推荐能长时间连续运行并保持较高运行 效率的转速。 第 3 章 液压泵与液压马达 65 65 2 最高转速 nmax。 在额定压力下， 为保证使用寿命和性能所允许的短暂运行的最高转 速。其值主要与液压泵的结构形式及自吸能力有关。 3 最低转速 nmin。为保证液压泵可靠工作或运行效率不致过低所允许的最低转速。 3. 液压泵的排量及流量 1 排量 Vm3/r，常用单位为 mL/r 在不考虑泄漏的情况下，液压泵主轴每转一周，所排出的液体的体积称为排量，又称 为理论排量、几何排量。 2 理论流量 t qm3/s，常用单位为 L/min 在不考虑泄漏的情况下，液压泵在单位时间内所排出的液体的体积称为理论流量；工 程上又称空载流量。 t qnV 3.1 式中 n液压泵额定转速r/min； V液压泵排量。 3 实际流量 q 指实际运行时，在不同压力下液压泵所排出的流量。实际流量低于理论流量，其差值 ql＝ t qq 为液压泵的泄漏量。 4 额定流量 qn 在额定压力、额定转速下，按试验标准规定必须保证的输出流量。 5 瞬时理论流量 qtsh 由于运动学机理，液压泵的流量往往具有脉动性，液压泵某一瞬间所排的理论流量称 为瞬时理论流量。 6 流量不均匀系数 q δ 在液压泵的转速一定时，因流量脉动造成的流量不均匀程度。 tshmaxtshmin q t qq q δ − 3.2 4. 液压泵的功率 液压泵的输入功率为机械功率，以泵轴上的转矩 T 和角速度ω的乘积来表示；液压泵 的输出功率为液压功率，以压力 p 和流量 q 的乘积来表示。 1 输入功率 Pi 液压泵的输入功率是马达的输出功率，亦即实际驱动泵轴所需的机械功率 i 2πPTnTω 3.3 2 输出功率 Po 液压泵的输出功率kW用其实际流量 q 和出口压力 p 的乘积表示 Po＝pq 3.4 式中 q液压泵的实际流量m3/s； p液压泵的出口压力Pa。 3 理论功率 Pt 如果液压泵在能量转换过程中没有能量损失，则输入功率与输出功率相等，即为理论 液压传动 66 66 功率，用 Pt表示 ttt 2πPpqnT 3.5 式中 Tt液压泵的理论转矩。 5. 液压泵的效率 实际上，液压泵在能量转换过程中是有损失的，因此输出功率小于输入功率，两者之 差即为功率损失。液压泵的功率损失有机械损失和容积损失，因摩擦而产生的损失是机械 损失，因泄漏而产生的损失是容积损失。功率损失用效率来描述。 1 机械效率 m η 液体在泵内流动时，液体黏性会引起转矩损失，泵内零件相对运动时，机械摩擦也会 引起转矩损失。机械效率 m η是泵所需要的理论转矩 Tt与实际转矩 T 之比，即 t m T T η 3.6 2 容积效率 V η 在转速一定的条件下，液压泵的实际流量与理论流量之比定义为泵的容积效率，即 ll V tt 11 qqq qqnV η − − 3.7 式中 1 q液压泵的泄漏量。 在液压泵结构形式、几何尺寸确定后，泄漏量 1 q的大小主要取决于泵的出口压力，与 液压泵的转速对定量泵或排量对变量泵无多大关系。因此液压泵在低转速或小排量下工 作时，其容积效率将会很低，以致无法正常工作。 由于泵内相对运动零件之间间隙很小，泄漏油液的流态是层流，所以泄漏量 1 q和泵的 工作压力 p 是线性关系，即 1 q＝kl p 3.8 式中 kl泵的泄漏系数。 因此 l V 1 k p Vn η − 3.9 3 总效率η 液压泵的输出功率与输入功率之比。 otVt VmVm itmt 2π2π/2π Ppqpqpq pnTnTnT η ηη ηη η η 3.10 液压泵的总效率η在数值上等于容积效率和机械效率 的乘积。液压泵的总效率、容积效率和机械效率可以通过实 验测得。 液压泵的容积效率 pv η、机械效率 pm η、总效率 p η、理 论流量 qt、 实际流量 q 和实际输入功率 Pi与工作压力 p 的关 系曲线如图 3.2 所示。它是液压泵在特定的介质、转速和油 温等条件下通过实验得出的。 由图 3.2 可知，液压泵在零压时的流量即为 t q。由于泵 图 3.2 液压泵的性能曲线 第 3 章 液压泵与液压马达 67 67 的泄漏量随压力升高而增大， 所以泵的容积效率 pv η及实际流量 q 随泵的工作压力的升高而 降低，压力为零时的容积效率 pv η100，这时的实际流量 q 可以视为理论流量 t q。总效率 p η开始随压力 p 的增大很快上升， 接近液压泵的额定压力时总效率 p η最大， 达到最大值后， 又逐步降低。由容积效率和总效率这两条曲线的变化，可以看出机械效率的变化情况泵 在低压时，机械摩擦损失在总损失中所占的比重较大，其机械效率 pm η很低。随着工作压力 的提高，机械效率很快上升。在达到某一值后，机械效率大致保持不变，从而表现出总效 率曲线几乎和容积效率曲线平行下降的变化规律。 6. 液压泵的噪声 液压泵的噪声通常用分贝dB衡量，液压泵的噪声产生的原因主要包括流量脉动、 液流冲击、零部件的振动和摩擦，以及液压冲击等。 【例 3.1】 已知中高压齿轮泵 CBG2040 的排量为 40.6mL/r，该泵在 1450r/min 转速、 10MPa 压力工况下工作，泵的容积效率 pv η＝0.95，总效率 p η＝0.9，求驱动该泵所需马达 的功率 PPi和泵的输出功率 PPo 解1 求泵的输出功率 PPo 液压泵的实际输出流量 P q PtpvPPpv qqV nηη 3 40.6 1014500.95L/min55.927L/min − 则液压泵的输出功率为 63 PoPP 3 10 1055.927 1055.927 9.321kW 60 106 Pp q − 2 求马达的功率PPi 马达功率即泵的输入功率为 Po Pi P 9.321 10.357kW 0.9 P P η 查马达手册，应选配功率为11kW的马达。 3.1.3 液压马达的主要性能参数 1. 液压马达的压力 液压马达的额定压力、最高压力、工作压力的定义同液压泵。其差别是指液压马达的 进口压力，而液压马达的出口压力则称为背压。为保证液压马达运转的平稳性，一般取液 压马达的背压为0.5MPa～1MPa。 2. 液压马达的排量、流量 液压马达的排量、理论流量、实际流量、额定流量及泄漏量的定义与液压泵类似，所不 同的是指进入液压马达的液体体积，且实际流量 M q大于理论流量 Mt q，即 M q Mt q＝ l q。 3. 液压马达的转速和容积效率 液压马达在其排量一定时，其理论转速nt取决于进入马达的流量 M q，即 M t M q n V 3.11 液压传动 68 68 由于马达实际工作时存在泄漏， 并不是所有进入液压马达的液体都推动液压马达做功， 一小部分液体因泄漏损失掉了，所以计算实际转速时必须考虑马达的容积效率 MV η。当液 压马达的泄漏流量为 l q时，则输入马达的实际流量为 Mt1 qqq。液压马达的容积效率定 义为理论流量 Mt q与实际流量 M q之比，即 MtMll MV MMM 1 qqqq qqq η − − 3.12 则马达实际输出转速为 MlM MMV MM qqq n VV η − 3.13 4. 液压马达的转矩和机械效率 设马达的进、出口压力差为Δp，排量为VM，不考虑功率损失，则液压马达输入液压 功率等于输出机械功率，即 ttt pqTωΔ 因为 tMt. qV n， tt 2πnω，所以马达的理论转矩Tt为 M t 2π pV T Δ 3.14 式3.14称为液压转矩公式。显然，根据液压马达排量VM的大小可以计算在给定压力 下马达的理论转矩的大小，也可以计算在给定负载转矩下马达的工作压力的大小。 由于马达实际工作时存在机械摩擦损失，计算实际输出转矩T时，必须考虑马达的机 械效率ηMm。当液压马达的转矩损失为ΔT时，则马达的实际输出转矩为T＝TtΔT。液 压马达的机械效率定义为实际输出转矩T与理论转矩Tt之比，即 t Mm ttt 1 TTTT TTT η − ΔΔ − 3.15 5. 液压马达的功率与总效率 1 输入功率PMi 液压马达的输入功率为液压功率，即进入液压马达的流量 M q与液压马达进口压力 M p 的乘积。 PMi＝pM qM 3.16 2 输出功率PMo 液压马达的输出功率等于液压马达的实际输出转矩TM与输出角速度 M ω的乘积。 PMo＝TM M ω 3.17 3 液压马达的总效率 液压马达的总效率 M η为 MoMM MMmMV MiM 2πPn T Ppq ηηη 3.18 由上式可知，液压马达的总效率等于机械效率与容积效率的乘积，这一点与液压泵相 同。但必须注意，液压马达的机械效率、容积效率的定义与液压泵的机械效率、容积效率 的定义是有区别的。 第 3 章 液压泵与液压马达 69 69 6. 液压马达的启动性能 液压马达的启动性能主要由启动转矩和启动机械效率来描述。启动转矩是指液压马达 由静止状态启动时液压马达轴上所能输出的转矩。启动转矩通常小于同一工作压差，但处 于运行状态下所输出的转矩。 启动机械效率是指液压马达由静止状态启动时，液压马达实际输出的转矩与它在同一 工作压差时的理论转矩之比。 启动转矩和启动机械效率的大小，除与摩擦转矩有关外，还受转矩脉动性的影响，当 输出轴处于不同相位时，其启动转矩的大小稍有差别。 7. 液压马达的最低稳定转速 最低稳定转速nmin是指液压马达在额定负载下，不出现爬行现象的最低转速。液压马 达的最低稳定转速除与结构形式、排量大小、加工装配质量有关外，还与泄漏量的稳定性 及工作压差有关。一般希望最低稳定转速越小越好，这样可以扩大液压马达的变速范围。 8. 液压马达的制动性能 当液压马达用来起吊重物或驱动车轮时，为了防止在停车时重物下落或车轮在斜坡上 自行下滑，对其制动性要有一定的要求。 制动性能一般用额定转矩下，切断液压马达的进出油口后，因负载转矩变为主动转矩 使液压马达变成泵工况，出口油液转为高压，油液由此向外泄漏导致马达缓慢转动的滑转 值予以评定。 9. 液压马达的工作平稳性及噪声 液压马达的工作平稳性用理论转矩的不均匀系数δM＝Tt maxTt min/Tt评价。不均匀系 数除与液压马达的结构形式有关外，还取决于马达的工作条件和负载的性质。与液压泵相 同，液压马达的噪声亦分为机械噪声和液压噪声。为降低噪声，除设计时要注意外，使用 时亦要重视。 【例 3.2】 某液压马达的排量VM＝250mL/r，入口压力为9.8MPa，出口压力为0.49 MPa， 其总效率 M η＝0.9，容积效率 MV η＝0.92。当输入流量为22L/min时，求液压马达输出转矩 和转速各为多少 解 1 液压马达的理论流量 tM q为 tMMMV 220.92L/min20.24L/minqqη 2 液压马达的实际转速 3 tM M M 20.24 10 r/min80.96r/min 250 q n V 3 液压马达的输出转矩 66 MMM M VM 9.80.49 10250 100.9 N m362.56N m 2π2π0.92 p V T η η − Δ− ⋅⋅ 或者 液压传动 70 70 63 MM MM M 9.31 1022 10 0.9 N m362.56 N m 2π2π80.96 p q T n η − Δ ⋅⋅ 3.1.4 液压泵和液压马达的分类 液压泵和液压马达的类型很多。 液压泵按主要运动构件的形状和运动方式分为齿轮泵、 叶片泵、柱塞泵和螺杆泵4大类；按排量能否改变可分为单向变量泵和双变量泵。 液压马达按结构可分为齿轮马达、叶片马达、柱塞马达和螺杆马达；按排量能否改变 可分为单向变量马达双向变量马达；按其工作特性分为高速液压马达和低速液压马达。把 额定转速在500r/min以上的马达称为高速小转矩马达，这类马达有齿轮马达、螺杆马达、 叶片马达、柱塞马达等。高速马达的特点是转速较高，转动惯量小，便于启动和制动， 调节和换向灵敏度高，但输出转矩不大，仅几十牛米到几百牛米。额定转速在500r/min以 下的马达称为低速大转矩液压马达，这类马达有单作用连杆型径向柱塞马达和多作用内曲 线径向柱塞马达等。低速马达的特点是排量大、体积大、转速低，有的可低到每分钟几 转甚至不到一转，因此可直接与工作机构连接，不需要减速装置，使传动机构大大简化。 通常低速液压马达的输出转矩较大，可达几千牛米到几万牛米。 液压泵和液压马达也可以按压力来分类，见表3-1。 表 3-1 压力分级 压力分级 低 压 中 压 中高低 高 压 超高压 压力/MPa ≤2.5 ＞2.5～8 ＞8～16 ＞16～32 ＞32 液压泵和液压马达一般图形符号如图3.3所示。 图 3.3 液压泵和液压马达的图形符号 3.2 齿 轮 泵 齿轮泵的主要特点是结构简单、体积小、重量轻、转速高且范围大、自吸性能好、对 油液污染不敏感、工作可靠、维护方便和价格低廉等，在一般液压传动系统，特别是工程 机械上应用较为广泛。其主要缺点是流量脉动和压力脉动较大、泄漏损失大、容积效率较 低、噪声较严重、容易发热、排量不可调节，只能作定量泵，故适用范围受到一定限制。 第 3 章 液压泵与液压马达 71 71 齿轮泵按齿轮啮合形式的不同分为外啮合和内啮合两种；按齿形曲线的不同分为渐开 线齿形和非渐开线齿形两种。 3.2.1 齿轮泵的工作原理 图3.4为外啮合渐开线齿轮泵的结构简图。外啮合渐开线齿轮泵主要由一对几何参数 完全相同的主动齿轮4和从动齿轮8、传动轴6、泵体3、前泵盖5、后泵盖l等零件组成。 图 3.4 CB-B 型齿轮泵结构图 1后泵盖；2滚针轴承；3泵体；4主动齿轮； 5前泵盖；6传动轴；7键；8从动齿轮；9O 型密封圈 图3.5为其工作原理图。由于齿轮两端面与泵盖的 间隙以及齿轮的齿顶与泵体内表面的间隙都很小， 因此， 一对啮合的轮齿，将泵体、前后泵盖和齿轮包围的密封 容积分隔成左、右两个密封工作腔。当原动机带动齿轮 如图示方向旋转时，右侧的轮齿不断退出啮合，而左侧 的轮齿不断进入啮合，因啮合点的啮合半径小于齿顶圆 半径，右侧退出啮合的轮齿露出齿间，其密封工作腔容 积逐渐增大，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口进入这个密封油腔吸油腔。 随着齿轮的转动，吸入的油液被齿间转移到左侧的密封 工作腔。左侧进入啮合的轮齿使密封油腔压油腔容 积逐渐减小，把齿间油液挤出，从压油口输出，压入液 压系统。这就是齿轮泵的吸油和压油过程。齿轮连续旋转，泵连续不断地吸油和压油。 齿轮啮合点处的齿面接触线将吸油腔和压油腔分开，起到了配油配流作用，因此不 需要单独设置配油装置，这种配油方式称为直接配油。 3.2.2 齿轮泵的排量和流量计算 外啮合齿轮泵的排量是这两个轮齿的齿间槽容积的总和。如果近似地认为齿间槽的容 积等于轮齿的体积，那么外啮合齿轮泵的排量计算式为 图 3.5 齿轮泵的工作原理图 l壳体；2主动齿轮；3从动齿轮 液压传动 72 72 2 π2πVDhBzm B 3.19 式中 D齿轮节圆直径； h齿轮扣除顶隙部分的有效齿高，h2zm； B齿轮齿宽； z齿轮齿数； m齿轮模数。 实际上齿间槽的容积要比轮齿的体积稍大，而且齿数越少其差值越大，考虑到这一因 素，在实际计算时，常用经验数据6.66来替代2π。 由排量公式可以看出，齿轮泵的排量与模数的平方成正比，与齿数成正比，而决定齿 轮分度圆直径是模数与齿数的乘积，它与模数、齿数成正比，可见要增大泵的排量，增大 模数比增大齿数更有利。换句话说，要使排量不变，而体积减小，则应增大模数并减少齿 数。因此，齿轮泵的齿数z一般较小，为防止根切，一般需采用正移距变位齿轮，所移距 离为一个模数m，即节圆直径D＝mz＋1。齿轮泵的实际流量q为 2 VV 6.66qVnzm Bnηη 3.20 式中 n齿轮泵的转速； V η齿轮泵的容积效率。 上式中的q是齿轮泵的平均流量。根据齿轮啮合原理可知，齿轮在啮合过程中，啮合 点是沿啮合线不断变化的，造成吸、压油腔的容积变化率也是变化的，因此齿轮泵的瞬时 流量是脉动的。设qshmax和qshmin分别表示齿轮泵的最大和最小瞬时流量，则其流量的脉 动率δq为 shmaxshmin q 100 qq q δ − 3.21 研究表明，其脉动周期为2π/z，齿数越少，脉动率δq越大。例如，z＝6时，δq值高 达34.7，而z＝12时，δq值为17.8。在相同情况下，内啮合齿轮泵的流量脉动率要小 得多。根据能量方程，流量脉动会引起压力脉动，使液压系统产生振动和噪声，直接影响 系统的工作平稳性。 3.2.3 齿轮泵的结构特点分析 1. 泄漏问题 液压泵中构成密封工作容积的零件要作相对运动，因此存在间隙。由于泵吸、压油腔 之间存在压力差，其间隙必然产生泄漏，泄漏影响液压泵的性能。外啮合齿轮泵压油腔的 压力油主要通过三条途径泄漏到低压腔。 1 泵体的内圆和齿顶径向间隙的泄漏 由于齿轮转动方向与泄漏方向相反，且压油腔到吸油腔通道较长，所以其泄漏量相对 较小，约占总泄漏量的10～15。 2 齿面啮合处间隙的泄漏 由于齿形误差会造成沿齿宽方向接触不好而产生间隙，使压油腔与吸油腔之间造成泄 漏，这部分泄漏量很少。 3 齿轮端面间隙的泄漏 齿轮端面与前后盖之间的端面间隙较大，此端面间隙封油长度又短，所以泄漏量最大， 第 3 章 液压泵与液压马达 73 73 占总泄漏量的70～75 。 由此可知，齿轮泵由于泄漏量较大，其额定工作压力不高，要想提高齿轮泵的额定压 力并保证较高的容积效率，首先要解决沿端面间隙的泄漏问题。 2. 困油现象 为了保证齿轮传动的平稳性，保证吸压油腔严格地隔离以及齿轮泵供油的连续性，根 据齿轮啮合原理，就要求齿轮的重叠系数ε大于1一般取ε1.05～1.3，这样在齿轮啮合 中，在前一对轮齿退出啮合之前，后一对轮齿已经进入啮合。在两对轮齿同时啮合的时段 内，就有一部分油液困在两对轮齿所形成的封闭油腔内，既不与吸油腔相通也不与压油腔 相通。这个封闭油腔的容积，开始时随齿轮的旋转逐渐减少，以后又逐渐增大如图3.6所 示，封闭油腔容积减小时，困在油腔中的油液受到挤压，并从缝隙中挤出而产生很高的压 力，使油液发热，轴承负荷增大；而封闭油腔容积增大时，又会造成局部真空，产生气穴 现象。这些都将使齿轮泵产生强烈的振动和噪音，这就是困油现象。 主动 主动 主动 B A a b c 图 3.6 齿轮泵的困油现象 消除困油现象的措施是在齿轮端面两侧板上开卸荷槽。困油区油腔容积增大时，通过 卸荷槽与吸油区相连，反之与压油区相连。卸荷槽的形式有各种各样，有对称开口的，有 不对称开口的，有对中心而言开圆形盲孔卸荷槽的，如CB-G泵。 3. 不平衡的径向力 在齿轮泵中，作用在齿轮外圆上的压力是不相等的， 如图3.7所示。齿轮周围压力不一致，使齿轮轴受力不平 衡。压油腔压力越高，这个力越大。从泵的进油口沿齿顶 圆圆周到出油口齿和齿之间的油的压力，从压油口到吸油 口按递减规律分布，这些力的合力构成了一个不平衡的径 向力。其带来的危害是加重了轴承的负荷，并加速了齿顶 与泵体之间磨损，影响泵的寿命。可以采用减小压油口的 尺寸、加大齿轮轴和轴承的承载能力、开压力平衡槽、适 当增大径向间隙等办法来解决。 3.2.4 提高齿轮泵压力的措施 要提高齿轮泵的工作压力，必须减小端面泄漏，可以采用浮动轴套或浮动侧板，使轴 向间隙能自动补偿。图3.8所示是采用浮动轴套的结构。利用特制的通道，把压力油引入 右腔，在油压的作用下浮动轴套以一定的压紧力压向齿轮，压力越高、压得越紧，轴向间 图 3.7 齿轮泵径向受力图 液压传动 74 74 隙就越小，因而减少了泄漏。当泵在较低压力下工作时，压紧 力随之减小，泄漏也不会增加。采用了浮动轴套结构以后，浮 动轴套在压力油作用下可以自动补偿端面间隙的增大， 从而限 制了泄漏， 提高了压力， 同时具有较高的容积效率与较长的使 用寿命，因此在高压齿轮泵中应用十分普遍。 3.2.5 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两种，如 图3.9所示。 一对相互啮合的小齿轮和内齿轮与侧板所围成的 密闭油腔被轮齿啮合线和月牙板分隔成两部分如图3.9a所 示。图3.9b为不设隔板的摆线齿轮泵。当传动轴带动小齿轮按图示方向旋转时，图中左 侧轮齿逐渐脱开啮合，密闭油腔容积增大，为吸油腔；右侧轮齿逐渐进入啮合，密闭油腔 容积减小，为压油腔。 a 渐开线齿轮泵 b 不设隔板的摆线齿轮泵 图 3.9 内啮合齿轮泵 1吸油腔；2压油腔；3隔板 内啮合齿轮泵的最大优点是无困油现象，流量脉动较外啮合齿轮泵小，噪声低。当 采用轴向和径向间隙补偿措施后，泵的额定压力可达30MPa，容积效率和总效率均较高。 缺点是齿形复杂，加工精度要求高，价格较贵。 3.2.6 螺杆泵 螺杆泵中由于主动螺杆3和从动螺杆1的螺旋面在垂直于螺杆轴线的横截面上是一对 共轭摆线齿轮，故又称为摆线螺杆泵。螺杆泵的工作机构是由互相啮合且装于定子内的三 根螺杆组成，中间一根为主动螺杆，由电机带动，旁边两根为从动螺杆、另外还有前、后 端盖等主要零件组成，如图3.10所示。螺杆的啮合线把主动螺杆和从动螺杆的螺旋槽分割 成多个相互隔离的密封腔。随着螺杆的旋转，这些密封工作腔一个接一个地在左端形成， 不断地从左到右移动。主动螺杆每转一周，每个密封工作腔便移动一个螺旋导程。因此， 在左端吸油腔，密封油腔容积逐渐增大，进行吸油，而在右端压油腔，密封油腔容积逐渐 减小，进行压油。由此可知，螺杆直径越大，螺旋槽越深，泵的排量就越大；螺杆越长， 吸油口2和压油口4之间密封层次越多，泵的额定压力就越高。 图 3.8 浮动轴套结构示意图 第 3 章 液压泵与液压马达 75 75 图 3.10 螺杆泵 1从动螺杆；2吸油腔；3主动螺杆；4压油腔 螺杆泵优点是结构简单紧凑、体积小、动作平稳、噪声小、流量和压力脉动小、螺 杆转动惯量小、快速运动性能好。因此已较多地应用于精密机床的液压系统中。其缺点是 由于螺杆形状复杂，加工比较困难。 3.3 叶 片 泵 叶片泵分单作用式和双作用式。单作用式叶片泵转子旋转一周进行一次吸油、压油， 并且流量可调节，故称变量泵。双作用叶片泵转子旋转一周，进行二次吸油、压油，并且 流量不可调节，故称定量泵。 3.3.1 单作用叶片泵 1. 单作用叶片泵的工作原理 单作用叶片泵的工作原理如图3.11所示， 单作用 叶片泵是由转子1、定子2、叶片3和配流盘等组成。 定子的工作表面是一个圆柱表面， 定子与转子不 同心安装，有一偏心距e。叶片装在转子槽内可灵活 滑动。转子回转时，叶片在离心力和叶片根部压力油 的作用下，叶片顶部贴紧在定子内表面上。在定子、 转子每两个叶片和两侧配流盘之间就形成了一个个 密封腔。当转子按图示方向转动时，图中右边的叶片 逐渐伸出，密封腔容积逐渐增大，产生局部真空，于 是油箱中的油液在大气压力作用下， 由吸油口经配流 盘的吸油窗口图中虚线的形槽，进入这些密封腔， 这就是吸油过程。反之，图中左面的叶片被定子内表 面推入转子的槽内，密封腔容积逐渐减小，腔内的油液受到压缩，经配流盘的压油窗口排 到泵外，这就是压油过程。在吸油腔和压油腔之间有一段封油区，将吸油腔和压油腔隔开。 泵转一周，叶片在槽中滑动一次，进行一次吸油、压油，故又称单作用式叶片泵。 图 3.11 单作用叶片泵的工作原理 1转子；2定子；3叶片 液压传动 76 76 2. 单作用叶片泵的流量 根据定义，叶片泵的排量V应由油泵中密封腔数目Z和每个密封腔在压油时容积变化 量ΔV的乘积来决定如图3.12所示。单作用叶片泵每个密封腔在转子转一周中的容积变 化量 ΔVV1-V2。设定子内半径为R，定子宽度为B，两叶片之间夹角为β。两个叶片形 成一个工作容积ΔV近似等于扇形体积V1和V2之差，即 图 3.12 单作用叶片泵排量计算简图 22 12 1 [ ] 2 4π VVVB ReRe ReB Z βΔ−−− 式中 β两相邻叶片间的夹角β 2π Z ； Z叶片的数目。 因此，单作用叶片泵的排量为 4πVZ VReBΔ 若泵的转速为n，容积效率为ηV，单作用叶片泵的理论流量和实际流量分别为 t 4πqVnReBn tvV 4πqqReBnηη 单作用叶片泵的流量是有脉动的，理论分析表明，泵内的叶片数越多，流量脉动率越 小，此外，奇数叶片泵的脉动率比偶数叶片泵的脉动率小。 另外，由于单作用叶片泵转子和定子之间存在偏心距e，所以使泵的流量可调节，改 变偏心距e便可改变q，故又称变量泵。但由于吸、压油腔压力不平衡，使轴承受到较大 的载荷，因此又称非卸荷式的叶片泵。 3.3.2 双作用式叶片泵 1. 双作用式叶片泵的工作原理 双作用式叶片泵的工作原理如图3.13所示，双作用式叶片泵的组成同单作用式叶片 第 3 章 液压泵与液压马达 77 77 泵。它分别有两个吸油口和两个压油口。定子1和转子2的中心重合，定子内表面近似于 长径为R，短径为r的椭圆形，并有两对均布的配油窗口。两个相对的窗口连通后分别接 进出油口构成两个吸油口和两个压油口。转子每转一周，每个密封工作油腔完成两次吸油和 压油，所以又称双作用式叶片泵。 2. 双作用式叶片泵的流量 双作用式叶片泵的流量推导过程如图3.14所示，同单作用式叶片泵。在不考虑叶片的 厚度和倾角影响时双作用式叶片泵的排量为 图 3.13 双作用式叶片泵的工作原理 图 3.14 双作用式叶片泵排量计算简图 1定子；2转子；3叶片 2222 22π 2 VZRrBB Rr β −− 式中 R定子大圆弧半径； r 定子小圆弧半径； B叶片宽度。 泵的输出流量 22 VV 2πqVnB Rrnηη− 实际上叶片是有一定厚度的，叶片所占的工作空间，并不起输油作用，故若叶片厚度 为b，叶片倾角为θ，则转子每转因叶片所占体积而造成的排量损失 2 cos B Rr VbZ θ − ′ 因此，考虑上述影响后泵的实际流量为 22 VV 2π cos Rr bZ qVV nBRrnηη θ −⎡⎤ ′−−− ⎢⎥ ⎣⎦ 式中 B叶片宽度； b叶片厚度； Z叶片数目； θ叶片倾角。 从双作用式叶片泵的结构可看出，两个吸油口和两个压油口对称分布，径向压力平衡， 液压传动 78 78 轴承上不受附加载荷，所以又称卸荷式，同时排量不可变，因此又称为定量叶片泵。 有的双作用式叶片泵，叶片根部槽与该叶片所处的工作区相通，叶片处在吸油区时， 叶片根部与吸油区相通，叶片处在压油区时，叶片根部槽与压油区相通，这样，叶片在槽 中往复运动时，根部槽也相应地吸油和压油，这一部分输出的油液，正好补偿了由于叶片 厚度所造成的排量损失，这种泵的排量就应按上式计算。 3.3.3 限压式变量叶片泵 如上所述，单作用叶片泵是由于转子相对定子有一个偏心距e，使泵轴在旋转时，密 封工作油腔的容积产生变化，密封油腔的容积变化量即为泵的排量，如果改变e的大小， 就会改变泵的排量，这就是变量叶片泵的工作原理。 限压式变量叶片泵按改变偏心方式分手动调节变量和自动调节变量，自动调节变量中 又分限压式、稳流量式、恒压式等。 1. 限压式变量叶片泵的工作原理 限压式变量叶片泵的流量随负载大小自动调节，按照控制方式分内反馈和外反馈两种 形式。 如图3.15所示为外反馈限压式变量叶片泵的工作原理转子的中心O是固定不变的， 定子其中心O1可以水平左右移动，它在限压弹簧的作用下被推向右端，使定子和转子的 中心保持一个偏心距emax。当泵的转子按逆时针旋转时，转子上部为压油区，压力油的合 力把定子向上压在滑块滚针支承上。定子右边有一个反馈柱塞，它的油腔与泵的压油腔相 通。设反馈柱塞面积为A，则作用在定子上的反馈力为pA，当液压力小于弹簧力时，弹簧 把定子推向最右边，此时偏心距为最大值emax,，qqmax。当泵的压力增大，pA＞FS时，反 馈力克服弹簧力，把定子向左推移，偏心距减小，流量降低，当压力大到泵内偏心距所产 生的流量全部用于补偿泄漏时，泵的输出流量为零，不管外载再怎样加大，泵的输出压力 不会再升高，这就是此泵被称为限压式变量叶片泵的由来。至于外反馈的意义则表示反馈 力是通过柱塞从外面加到定子上的。 图 3.15 外反馈限压式变量叶片泵的工作原理 第 3 章 液压泵与液压马达 79 79 2. 限压式变量叶片泵的特性曲线 当p＜pc时，油压的作用力还不能克服弹簧的预紧力，这时定子的偏心距不变，泵的 理论流量不变，但由于供油压力增大时，泄漏量增大，实际流量减小，所以流量曲线为AB 段；当ppc时，B为特性曲线的转折点；当p＞pc时，弹簧受压缩，定子偏心距减小，使 流量降低，如图3.16曲线BC所示。随着泵工作压力的增大，偏心距减小，理论流量减小， 泄漏量增大，当泵的理论流量全部用于补偿泄漏量时，泵实际向外输出的流量等于零，这 时定子和转子间维持一个很小的偏心量，这个偏心量不会再继续减小，泵的压力也不会继 续升高。这样，泵输出压力也就被限制到最大值pmax。液压系统采用这种变量泵，可以省 略溢流阀，并可减少油液发热，从而减小油箱的尺寸，使液压系统比较紧凑。 图 3.16 限压式变量叶片泵的特性曲