液壓泵及液壓馬達素材

1、1 2 T 轉矩 T 角速度 泵 p Q 流量 Q 壓力 p 3 T 轉矩 T 角速度 馬達 p Q 流量 Q 壓力 p 4 Q B A C O 泵吸入 泵排出 5 由此可見，泵是靠密封工作腔的容積變化進行工作的。由此可見，泵是靠密封工作腔的容積變化進行工作的。 柱塞向左移動時，工作腔容積變小，已吸入的油液便通過 壓油閥6排到系統(tǒng)中去。動畫演示 凸輪1旋轉時，當柱塞向右移動，工作腔容積變大，產生 真空，油液便通過吸油閥5吸入； 6 液壓泵和液壓馬達工作的必需條件：液壓泵和液壓馬達工作的必需條件： （1）必須有一個大小能作周期性變化的封閉容積； （2）必須有配流動作，即 封閉容積加大時吸入低壓油

2、 封閉容積減小時排出高壓油 封閉容積加大時充入高壓油 封閉容積減小時排出低壓油 （3）高低壓油不得連通。 液壓泵液壓泵 液壓馬達液壓馬達 7 液壓泵液壓泵和和液壓馬達液壓馬達都是液壓傳動系統(tǒng)中的能量轉換元件。都是液壓傳動系統(tǒng)中的能量轉換元件。 液壓泵由原動機驅動，把輸入的機械能轉換成為油液 的壓力能，再以壓力、流量的形式輸入到系統(tǒng)中去，它是 液壓系統(tǒng)的動力源。 液壓馬達則將輸入的壓力能轉換成機械能，以扭矩和轉 速的形式輸送到執(zhí)行機構做功，是液壓傳動系統(tǒng)的執(zhí)行元件。 Q 液壓輸出液壓輸出 pQ J 液壓馬達 液壓泵 機械輸入機械輸入 pp T pQ 液壓輸入液壓輸入 mm T 機械輸出機械輸出

3、8 Q 液壓輸出液壓輸出 pQ J 液壓馬達 液壓泵 機械輸入機械輸入 pp T pQ 液壓輸入液壓輸入 mm T 機械輸出機械輸出 液壓馬達是實現(xiàn)連續(xù)旋轉運動的執(zhí)行元件，從原理 上講，向容積式泵中輸入壓力油，迫使其轉軸轉動，就成 為液壓馬達，即容積式泵都可作液壓馬達使用。 但在實際中由于性能及結構對稱性等要求不同，一般 情況下，液壓泵和液壓馬達不能互換。 9 根據(jù)工作腔的容積變化而進行吸油和排油是 液壓泵的共同特點，因而這種泵又稱為容積泵。 液壓泵按其在單位時間內所能輸出油液體積 能否調節(jié)而分為定量泵和變量泵兩類；按結構形 式可以分為齒輪式、葉片式和柱塞式三大類。 液壓馬達也具有相同的形式。

4、 從工作過程可以看出，在不考慮漏油的情況從工作過程可以看出，在不考慮漏油的情況 下，液壓泵在每一工作周期中吸入或排出的油液下，液壓泵在每一工作周期中吸入或排出的油液 體積只取決于工作構件的幾何尺寸，如柱塞泵的體積只取決于工作構件的幾何尺寸，如柱塞泵的 柱塞直徑和工作行程。柱塞直徑和工作行程。 10 3.1.2 液壓泵、馬達的基本性能參數(shù)液壓泵、馬達的基本性能參數(shù) 液壓泵的基本性能參數(shù)主要是指液壓泵的液壓泵的基本性能參數(shù)主要是指液壓泵的壓力、排量、壓力、排量、 流量、功率流量、功率和和效率效率等。等。 工作壓力工作壓力：指泵（馬達）實際工作時的壓力。指泵（馬達）實際工作時的壓力。泵指輸出 壓力；

5、馬達指輸入壓力。實際工作壓力取決于相應的外負載。 額定壓力額定壓力：泵（馬達）在額定工況條件下按試驗標準規(guī)在額定工況條件下按試驗標準規(guī) 定的連續(xù)運轉的最高壓力定的連續(xù)運轉的最高壓力，超過此值就是過載。 每弧度排量每弧度排量 ：泵（馬達）每轉一弧度所排出（吸入）每轉一弧度所排出（吸入） 液體的體積液體的體積，也稱角排量。 d V 每轉排量每轉排量 ：無內外泄漏時，泵（馬達）每轉一周所排無內外泄漏時，泵（馬達）每轉一周所排 出（吸入）液體的體積出（吸入）液體的體積。 V 11 nTTpqN tttt 2 （3.1） 理論流量理論流量 ：無內外泄漏時，單位時間內泵（馬達）無內外泄漏時，單位時間內泵（

6、馬達） 排出（吸入）液體的體積排出（吸入）液體的體積。泵、馬達的流量為其轉速與排量 的乘積，即 。 t q nVVq dt 額定流量額定流量 ：在額定轉速和額定壓力下泵輸出（馬達輸在額定轉速和額定壓力下泵輸出（馬達輸 入）的流量，入）的流量，也是按試驗標準規(guī)定必須保證的流量。由于泵 和馬達存在內泄漏，油液具有壓縮性，所以額定流量和理論 流量是不同的。 q 功率和效率功率和效率：液壓泵由原動機驅動，輸入量是轉矩 和 角速度 ，輸出量是液體的壓力 和流量 ；如果不考慮 液壓泵、馬達在能量轉換過程中的損失，則輸出功率等于輸 入功率，也就是它們的理論功率是： T qp 12 式中： t qp, 液壓泵

7、、馬達的壓力和理論流量。 液壓泵、馬達的理論轉矩(N.m)和轉速(r/min)。 t Tn , 實際上，液壓泵和液壓馬達在 能量轉換過程中是有損失的，因此 輸出功率小于輸入功率。 功率損失可以分為容積損失和機械損失兩部分： 容積損失是因泄漏、氣穴和油液在高壓下壓縮等造成的 流量損失。 機械損失是指因摩擦而造成的轉矩上的損失。 nTTpqN tttt 2 （3.1） d t dt tt V T VPT TqP ; :理想泵或馬達 13 對液壓泵液壓泵來說，輸出壓力增大時，泵實際輸出的流量 減 小。設泵的流量損失 為，則 。 q l q lt qqq t l t lt t v q q q qq q

8、 q 1 vt qq 泵的容積損失可用容積效率 來表征。 v 泵容積損失 14 泵容積損失 vt qq : d 理想泵 P 泵的角度排量 d V Vq T /() )( d t V q t t P T t 15 對液壓馬達液壓馬達來說，輸入液壓馬達的實際流量 必然大于它 的理論流量 即 ，它的容積效率為： q t q lt qqq v t q q q q q qq q q llt v 1 （2.3） 16 v t q q : d 理想馬達 P 馬達的角度排量 d V Vq T /() )( d t V q t P T t t 17 機械損失是指因摩擦而造成的轉矩上的損失。 對液壓泵來說，泵的驅

9、動轉矩總是大于其理論上需要的驅動 轉矩，設轉矩損失為 ，理論轉矩為 ，則泵實際輸入轉矩 為 ，用機械效率 來表征泵的機械損失，則 f T t T ft TTT m mt TT 18 m t T T 液壓泵的總效率 等于其容積效率和機械效率的乘積： mv （3.6） 19 馬達的機械損失 mt TT 對于液壓馬達來說，由于摩擦損失的存在，其實際輸出轉矩 小于理論轉矩 ，它的機械效率為T t Tm t f t ft t m T T T TT T T 1 （3.5） 20 馬達的機械損失 mt TT 液壓馬達的總效率等于其容積效率和機械效率的乘積。 液壓泵、馬達的容積效率和機械效率在總體上與油液的

10、泄漏和摩擦副的摩擦損失有關。 mv （3.6） 21 圖3.2 液壓泵、馬達的能量傳遞方框圖 mt TT mt TT vt qq v t q q : d 理想馬達 P 馬達的角度排量 d V Vq T /() )( d t V q t P T t t 22 32 齒輪泵齒輪泵 齒輪泵是一種常用的液壓泵，它的主要是結構簡單，制造方便，價格 低廉，體積小，重量輕，自吸性好，對油液污染不敏感，工作可靠；其主要 齒輪泵被廣泛地應用于采礦設備、冶金設備、建筑機 械、工程機械和農林機械等各個行業(yè)。 齒輪泵按照其嚙合形式的不同，有和兩種，外嚙合齒輪泵 應用較廣，內嚙合齒輪泵則多為輔助泵。 23 3 32 2

11、1 1 外嚙合齒輪泵的結構及工作原理外嚙合齒輪泵的結構及工作原理 外嚙合齒輪泵的工作原理； 排量、流量； 外嚙合齒輪泵的流量脈動； 外嚙合齒輪泵的問題和結構特點。 24 321 外嚙合齒輪泵的結構及工作原理 泵主要由主、從動泵主要由主、從動 齒輪，驅動軸，泵體及齒輪，驅動軸，泵體及 側板等主要零件構成。側板等主要零件構成。 圖3.3 外嚙合齒輪泵的工作原理 1泵體;2 主動齒輪;3 從動齒輪 泵體內相互嚙合的 主、從動齒輪與兩端蓋 及泵體一起構成密封工 作容積，齒輪的嚙合點 將左、右兩腔隔開，形 成了吸、壓油腔。 25 當齒輪按圖示方向旋轉時，右 側吸油腔內的輪齒脫離嚙合，密封 腔容積不斷增大

12、，構成吸油并被旋 轉的輪齒帶入左側的壓油腔。 動畫演示 26 左側壓油腔內的輪齒不斷進入 嚙合，使密封腔容積減小，油液受 到擠壓被排往系統(tǒng)，這就是齒輪泵 的吸油和壓油過程。 27 3 32 22 2 齒輪泵的流量和脈動率齒輪泵的流量和脈動率 外嚙合齒輪泵的排量可近似看作是兩個嚙合齒輪的齒谷容 積之和。若假設齒谷容積等于輪齒體積，則當齒輪齒數(shù)為 ， 模數(shù)為 ，節(jié)圓直徑為 ，有效齒高為 ，齒寬為時 ，根據(jù) 齒輪參數(shù)計算公式有 ， ，齒輪泵的排量近似為 z mdhb mzd mh2 bzmdhbV 2 2 （3.7） 實際上，齒谷容積比輪齒體積稍大一些，并且齒數(shù)越少 誤差越大，因此,在實際計算中用3

13、.333.50來代替上式中值， 齒數(shù)少時取大值。 bzmV 2 ) 766. 6 ( （3.8） 由此得齒輪泵的輸出流量為由此得齒輪泵的輸出流量為 v bnzmq 2 ) 766. 6 ( （3.9） 28 大大 29 齒輪泵的流量脈動齒輪泵的流量脈動 若用 、 來表示最大、最小瞬時流量， 表示 平均流量，則流量脈動率為 max q min q 0 q 0 minmax q qq （3.10） 上式是齒輪泵的平均流量。實際上，在齒輪嚙合過 程中，排量是轉角的周期函數(shù)，因此瞬時流量是脈動 的。脈動的大小用脈動率表示。 v bnzmq 2 )766. 6(（3.9） 流量脈動率是衡量容積式泵流量品

14、質的一個重要指標。流量脈動率是衡量容積式泵流量品質的一個重要指標。 30 在容積式泵中，齒輪泵的流量脈動最大，并且齒數(shù) 愈少，脈動率愈大，這是外嚙合齒輪泵的一個弱點。 流量脈動會直接影響到系統(tǒng)工作的平穩(wěn)性，引起 壓力脈動，使管路系統(tǒng)產生振動和噪聲。 齒輪泵的流量脈動齒輪泵的流量脈動 31 323 齒輪泵的結構特點 32 3.2.3.1 3.2.3.1 困油的現(xiàn)象困油的現(xiàn)象 圖2.5 齒輪泵的困油現(xiàn)象及消除措施 AB間的死容積 逐步減小 AB間的死容積 逐步增大 AB間的死容積 達到最大 齒輪嚙合時的重疊系數(shù)必大于1，故有一部分油液困在兩 對輪齒嚙合時所形成的封閉油腔之內，這個密封容積的大小隨

15、齒輪轉動而變化，形成困油。 33 AB間的死容積 逐步減小 AB間的死容積 逐步增大 AB間的死容積 達到最大 困油現(xiàn)象 輪齒間密封容積周期性的增大減小。 受困油液受到擠壓而產生瞬間高壓，密封容腔的受困油液若 無油道與排油口相通，油液將從縫隙中被擠出，導致油液發(fā)熱， 軸承等零件也受到附加沖擊載荷的作用； 若密封容積增大時，無油液的補充，又會造成局部真空，使 溶于油液中的氣體分離出來，產生氣穴。 34 3.2.3.1 3.2.3.1 困油的現(xiàn)象困油的現(xiàn)象 圖2.5 齒輪泵的困油現(xiàn)象及消除措施 容積減小時 與壓油側相通 容積增大時 與吸油側相通 卸荷槽 35 3.2.3.2 徑向不平衡力徑向不平衡

16、力 在齒輪泵中，油液作用在 輪外緣的壓力是不均勻的，從 低壓腔到高壓腔，壓力沿齒輪 旋轉的方向逐齒遞增，因此， 齒輪和軸受到徑向不平衡力的 作用。 壓力越高，徑向不平衡力越大，它能使泵軸彎曲， 使定子偏磨，加速軸承的磨損，降低軸承使用壽命。 常采取縮小壓油口的辦法減 小徑向不平衡力。 36 3.2.3.3 齒輪泵的泄漏通道及端面間隙的自動補償齒輪泵的泄漏通道及端面間隙的自動補償 齒輪泵壓油腔的壓力油可通過三條途經泄漏到吸油腔去： 在這三類間 隙中，端面間隙 的泄漏量最大， 壓力越高，由間 隙泄漏的液壓油 就愈多。 三是通過齒輪兩端面和側板間的間隙端面間隙端面間隙 二是通過泵體定子環(huán)內孔和齒頂間

17、的徑向間隙齒頂間隙齒頂間隙 一是通過齒輪嚙合線處的間隙齒側間隙齒側間隙 37 為了提高齒輪泵 的壓力和容積效 率，實現(xiàn)齒輪泵 的高壓化，需要 從結構上來取措 施，對端面間隙 進行自動補償。 通常采用的自動補償端面間隙裝置有：浮動軸套式和 彈性側板式兩種 。 原理： 引入壓力油使軸套或側板緊貼在齒輪端面上，壓力 愈高，間隙愈小，可自動補償端面磨損和減小間隙。 浮動軸套式 38 324 內嚙合齒輪泵 內嚙合齒輪泵有漸開線齒形和擺線齒形兩種，其結構示意 圖見圖2.6。 圖2.6 內嚙合齒輪泵 1 吸油腔，2 壓油腔，3 隔板 39 在漸開線齒形 內嚙合齒輪泵中， 小齒輪和內齒輪之 間要裝一塊月牙隔

18、板，以便把吸油腔 和壓油腔隔開，如 圖（a）。 內嚙合齒輪泵中 的小齒輪是主動輪， 大齒輪為從動輪，在 工作時大齒輪隨小齒 輪同向旋轉。 內嚙合齒輪泵 1 吸油腔，2 壓油腔，3 隔板 主動小齒輪 壓油窗口 吸油窗口 月牙板 從動內齒輪 動畫演示 40 1 吸油腔，2 壓油腔，3 隔板 主動小齒輪 壓油窗口 吸油窗口 從動內齒輪 擺線齒形嚙 合齒輪泵又稱擺 線轉子泵。 在這種泵中，小 齒輪和內齒輪只 相差一齒，因而 不需設置隔板。 如圖（b）。 結構演示 41 內嚙合齒輪泵的結構緊湊，尺寸小，重量輕，運轉平穩(wěn)， 噪聲低； 但在低速、高壓下工作時，壓力脈動大，容積效率低； 一般用于中、低壓系統(tǒng)，

19、或作為補油泵。 內嚙合齒輪泵的缺點是齒形復雜，加工困難，價格較貴， 且不適合高壓工況。 42 3.3 葉片泵葉片泵 單作用葉片泵 雙作用葉片泵 43 3.3.1 單單 作作 用用 葉葉 片片 泵泵 工工 作作 原原 理理 圖3.19單作用葉片泵工作原理 1壓油口;2 轉子;3 定子;4 葉片;5 吸油口 壓油窗口 定子 吸油窗口 壓油口 吸油口 44 51 2 4 3 e 定子的內表面是圓柱面，轉子和定子中心之間存在著 偏心，葉片在轉子的槽內可靈活滑動，在轉子轉動時的離 心力以及葉片根部油壓力作用下，葉片頂部貼緊在定子內 表面上，于是兩相鄰葉片、配油盤、定子和轉子便形成了 一個密封的工作腔。

20、泵在轉子轉一轉 的過程中，吸油、 壓油各一次，故稱 單作用葉片泵。 轉子單方向受力， 軸承負載大。 改變偏心距，可 改變泵排量，形成 變量葉片泵。 45 3.3.1.2 單作用葉片單作用葉片 泵的平均流量計算泵的平均流量計算 eRBBeReRV4)()( 22 單作用葉片泵排量為 vv eRBnVnq4 流量為 BeR Z 2 )( 為容積 BeR Z 2 )( 為容積 BeR Z BeR Z V 22 )()( 的油液一個葉片密封容積排出 BeReR VZV 22 )()( Z 個葉片時當泵有 46 3.3.1.3 單作用葉片泵和變量原理單作用葉片泵和變量原理 變量葉片泵有內反饋式內反饋式和

21、外反饋式外反饋式兩種。 （1） 限壓式內反饋變量葉片泵 內反饋式變 量泵操縱力來自 泵本身的排油壓 力，內反饋式變 量葉片泵配流盤 的吸、排油窗口 的布置如圖2.9。 1最大流量調節(jié)螺釘；2 彈簧預壓縮量調節(jié)螺釘；3 葉片；4 轉子；5 定子 47 由于存在偏角 ，排油壓力對定子環(huán)的作用力可以分解為 垂直于軸線 的分力F1及與之平行的調節(jié)分力F2，調節(jié)分力F2 與調節(jié)彈簧的壓縮恢復力、定子運動的摩擦力及定子運動的慣 性力相平衡。定子相對于轉子的偏心距、泵的排量大小可由力 的相對平衡來決定，變量特性曲線如圖所示。 1 oo 48 當泵的工作壓力所形成的調節(jié)分力F2小于彈簧預緊力 時，泵的定子環(huán)對

22、轉子的偏心距保持在最大值，不隨工作 壓力的變化而變，由于泄漏，泵的實際輸出流量隨其壓力 增加而稍有下降，如上圖中AB段。 定量段，變 量壓力小于 彈簧預壓力 49 開始變量點 變量段，變 量壓力大于 彈簧預壓力 當泵的工作壓力P超過PB后，調 節(jié)分力F2大于彈簧預緊力，使定子 環(huán)向減小偏心距的方向移動，泵的 排量開始下降（變量）。 改變彈簧預緊力可以 改變曲線的B點；調節(jié)最 大流量調節(jié)螺釘，可以調 節(jié)曲線的A點。 50 （2） 限壓式外反饋變量葉片泵限壓式外反饋變量葉片泵 外反饋限壓式變量葉片泵 1轉子；2 彈簧；3 定子；4 滑塊滾針支承；5 反饋柱塞；6 流量調節(jié)螺釘 動畫演示 51 限壓

23、式外反饋變量葉片泵限壓式外反饋變量葉片泵 52 max e 設泵轉子和定子間的最大偏心距為 ，此時彈簧的 預壓縮量為 ，彈簧剛度為 ，泵的偏心預調值為 ， 當壓力逐漸增大，使定子開始移動時壓力為 ，則有 0 x x k 0 e B P （3.13） )( 0max0 eexkAp xxB 53 當泵壓力為 時，定子移動了 距離，也即彈簧壓縮量增 加 ，這時的偏心量為 ： p x x xee 0 （3.15） （3.14） )( 0max0 xeexkpA xx )( 0max0 eex A k p x x B （3.16） 54 3.3.2.1 工作原理 雙作用葉 片泵的原理和 單作用葉片泵

24、相似，不同之 處只在于定子 內表面是由兩 段長半徑圓弧、 兩段短半徑圓 弧和四段過渡 曲線組成，且 定子和轉子是 同心的。 雙作用葉片泵 55 56 3.3.2.1 工作原理 圖中，當轉子順時 針方向旋轉時，密 封工作腔的容積在 左上角和右下角處 逐漸增大，為吸油 區(qū)，在左下角和右 上角處逐漸減小， 為壓油區(qū)；吸油區(qū) 和壓油區(qū)之間有一 段封油區(qū)將吸、壓 油區(qū)隔開。 圖3.11 雙作用葉片泵工作原理 1定子；2 壓油口；3 轉子；4 葉片；5 吸油口 57 3.3.2.1 工作原理 這種泵的轉 子每轉一轉，每 個密封工作腔完 成吸油和壓油動 作各兩次，所以 稱為雙作用葉片 泵。 圖3.11 雙作

25、用葉片泵工作原理 1定子；2 壓油口；3 轉子；4 葉片；5 吸油口 58 3.3.2.2 雙作用葉片泵的平均流量計算 當兩葉片從a，b 位置轉c，d位置時， 排出容積為M的油液； 從c，d轉到e，f 時， 吸進了容積為M的油 液。從e，f 轉到g，h 時又排出了容積為M 的油液；再從g，h轉 回到a，b時又吸進了 容積為M的油液。 圖3.12 雙作用葉片泵平均流量計算原理 59 轉子轉一周，兩葉 片間吸油兩次，排油兩 次，每次容積為M；當 葉片數(shù)為Z時，轉動一周 所有葉片的排量為2Z個 M容積，若不計葉片幾 何尺度，此值正好為環(huán) 行體積的兩倍。故泵的 排量為： BrRV)(2 22 式中：

26、R 定子長半徑； r 定子短半徑； B 轉子厚度。 平均流量為： v BnrRq)(2 22 60 考慮葉片厚度影響后，雙作用葉片泵精確流量計 算公式為： v Bnbz rR rRq cos )( 2 )(2 22 （3.23） 3.3.2.3 葉片泵的高壓化趨勢 隨著技術的發(fā)展，雙作用葉片的最高工作壓力已達成 2030MPa，這是因為雙作用葉片泵轉子上的徑向力基本 上是平衡的，不像齒輪泵和單作用葉片泵那樣，工作壓 力的提高會受到徑向承載能力的限制； 葉片泵工作壓力提高的主要限制條件是葉片和定子內葉片和定子內 表面的磨損表面的磨損。 61 為了解決定子和葉片的磨損，要采取措施減小在吸油區(qū)葉片

27、對定子內表面的壓緊力，目前采取的主要結構措施有以下幾種： （1）雙葉片結構 定子 轉子 葉片 各轉子槽內裝有兩個經過倒角的葉片。兩葉片的倒角部分構成從葉 片底部通向頭部的V型油道，因而作用在葉片底、頭部的油壓力相等， 合理設計葉片頭部的形狀，使葉片頭部承壓面積略小于葉片底部承壓面 積。這個承壓面積的差值就形成葉片對定子內表面的接觸力。 62 （2）彈簧負載葉片結構 葉片的底面上 開有三個彈簧孔， 通過葉片頭部和底 部相連的小孔及側 面的半圓槽使葉片 底面與頭部溝通。 不過，彈簧在工作 過程中頻繁受交變 壓縮，易引起疲勞 損壞。 圖3.17 彈簧負載葉片結構 彈簧 轉子 葉片 定子 63 （3）

28、母子葉片結構 圖3.20母子葉片結構 t 子葉片 母葉片 壓力油道 中間壓力腔 壓力平衡孔 轉子 定子 B p 1 p 1 p2 1 64 t 子葉片 母葉片 壓力油道 中間壓力腔 壓力平衡孔 轉子 定子 B p 1 p 1 p2 1 葉片槽中裝有母葉片和子葉片，母、子葉片能自由地相對滑 動，正確選擇子葉片和母葉片的寬度尺寸之比可使母葉片和定 子的接觸壓力適當； 轉子上的壓力平衡孔使母葉片的頭部和底部液壓力相等，泵 的排油壓力通到母、子葉片之間的中間壓力腔； 葉片作用在定子上的力為： )( 12 ppbtF （3.24） 65 （4）階梯葉片結構 葉片做階梯形式，轉子上的葉片槽亦具有相應的形狀

29、。它 們之間的中間油腔經配流盤上的槽與壓力油相通，轉子上的壓 力平衡油道把葉片頭部的壓力油引入葉片底部。這種結構由于 葉片及槽的形狀較為復雜，加工工藝性較差，應用較少。 圖2.17 1定子；2 轉子；3 中間油腔；4 壓力平衡油道 2 431 66 3.3.3 單雙葉片泵單雙葉片泵 的特點比較的特點比較 2.3.3.1 單作用葉片的特點單作用葉片的特點 存在困油現(xiàn)象 葉片沿旋轉方向向后傾 斜 配流盤的吸、排油窗口間的密 封角略大于兩相鄰葉片間的夾角，而 單作用葉片泵的定子不存在與轉子同 心的圓弧段，因此，當上述被封閉的 容腔發(fā)生變化時，會產生與齒輪泵相 類似的困油現(xiàn)象。通常，通過配流盤 排油窗

30、口邊緣開三角卸荷槽的方法來 消除困油現(xiàn)象。 轉子承受徑向液壓力 單作用葉片泵轉子上的徑向液壓力不平衡，軸承負荷較 大。這使泵的工作壓力和排量的提高均受到限制。 67 3.3.3.2 雙作用葉片泵的結構特點雙作用葉片泵的結構特點 定子過度曲線 定子內表面的 曲線由四段圓弧和 四段過渡曲線組成， 應使葉片轉到過渡 曲線和圓弧段交接 點處的加速度突變 不大，以減小沖擊 和噪聲，同時，還 應使泵的瞬時流量 的脈動最小。 68 葉片安放角 設置葉片安放角有 利于葉片在槽內滑動。 為了保證葉片順利的從 葉片槽滑出，減小葉片 的壓力角，根據(jù)過渡曲 線的動力學特性，雙作 用葉片泵轉子的葉片槽 常做成沿旋轉方向

31、向前 傾斜一個安放角。當葉 片有安放角時，葉片泵 就不允許反轉。 69 雙作用葉片泵的 葉片“后傾” 單作用葉片泵的 葉片“前傾” 端面間隙的自動補償 為了提高壓力，減少端面泄漏，將配流盤的外側與壓 油腔連通，使配流盤在液壓推力作用下壓向轉子。 70 柱塞泵是通過柱塞在柱塞孔內往復運動時密封工作容 積的變化來實現(xiàn)吸油和排油的。柱塞泵的特點是泄漏小、 容積效率高，可以在高壓下工作。 軸向柱塞泵可分為斜盤式和斜軸式兩大類。結構演示 71 斜盤1和配油盤4不動，傳動軸5帶動缸體3、柱塞2一起轉動。 傳動軸旋轉時，柱塞2在其沿斜盤自下而上回轉的半周內逐 漸向缸體外伸出，使缸體孔內密封工作腔容積不斷增加

32、，油 液經配油盤4上的配油窗口a吸入。 斜盤1 柱塞2 缸體3配油盤4 3.4.1 斜盤式軸向柱塞泵 吸油口 壓油口 72 斜盤1 柱塞2 缸體3 配油盤4 柱塞在其自上而下回轉的半周內又逐漸向里推入，使密 封工作腔容積不斷減小，將油液從配油盤窗口b向外排出。 缸體每轉一轉，每個柱塞往復運動一次，完成一次吸油 動作。 改變斜盤的傾角，就可以改變密封工作容積的有效變化 量，實現(xiàn)泵的變量。 73 3.4.1.1 斜盤式軸向柱塞泵的排量和流量 如圖2.18，若柱塞數(shù)目為 ，柱塞直徑為 ，柱塞孔分 布圓直徑為 ，斜盤傾角為 ，則泵的排量為 ： zd D zDtgdV 2 4 （3.25） 泵的輸出流量

33、為 ： tgzDndq v 2 4 （3.26） 斜盤1 柱塞2 缸體3 配油盤4 74 實際上，柱塞泵的排量是轉角的函數(shù)，其輸出流量 是脈動的。就柱塞數(shù)而言，柱塞數(shù)為奇數(shù)時的脈動率比 偶數(shù)柱塞小，且柱塞數(shù)越多，脈動越小，故柱塞泵的柱 塞數(shù)一般都為奇數(shù)。 從結構工藝性和脈動率綜合考慮，常取Z=7或Z=9。 75 配流盤 缸體 斜盤 柱塞 3.4.1.2 斜盤式軸向柱塞的結構特點 (1)(1)結構結構 通軸結構通軸結構 76 配流盤 缸 體 斜盤 手動變量機械 柱塞 半軸結構半軸結構 輸入軸 殼體 回 程 盤 77 3.4.1.2 斜盤式軸向柱塞的結構特點 端面間隙的自動補償 由圖可見，使缸體緊

34、壓配流盤端面的作用力，除機 械裝置或彈簧作為預密封的推力外，還有柱塞孔底部臺 階面上所受的液壓力，此液壓力比彈簧力大得多，而且 隨泵的工作壓力增大而增大。由于缸體始終受液壓力緊 貼著配流盤，就使端面間隙得到了自動補償。 斜盤1 柱塞2 缸體3 配油盤4 78 1234 5 P 滑靴的靜壓支撐結構滑靴的靜壓支撐結構 為防止磨損，一般軸向柱塞泵都在柱塞頭部裝一滑靴。 滑靴是按靜壓軸承原理設計的，缸體中的壓力油經過柱 塞球頭中間小孔流入滑靴油室，使滑靴和斜盤間形成液體 潤滑，改善了柱塞頭部和斜盤的接觸情況。 有利于提高軸向柱塞泵的壓力。 79 變量機構 手動伺服變量機構手動伺服變量機構 4 3 b

35、2 a e d p 1 c 5 圖 2.20 手動伺服變量機構圖 變量機構由缸筒1，活塞2和伺 服閥3組成。 斜盤4通過撥叉機構與活塞2下 端鉸接，利用活塞2的上下移動 來改變斜盤傾角。 當用手柄使伺服閥芯3向下移 動時，上面的進油閥口打開，活 塞也向下移動，活塞2移動時又 使伺服閥上的閥口關閉，最終使 活塞2自身停止運動。 同理，當手柄使伺服閥芯3向 上移動時，變量活塞向上移動。 80 3.4.2 斜軸式軸向柱塞泵 傳動軸5的軸線相對于缸體3有傾角 ，柱塞2與傳動 軸圓盤之間用相互鉸接的連桿4相連。軸5旋轉時，連桿4就 帶動柱塞2連同缸體3一起繞缸體軸線旋轉，柱塞2同時也在 缸體的柱塞孔內做

36、往復運動，使密封腔容積不斷發(fā)生增大和 縮小的變化，通過配流盤1上的窗口 a 和 b 實現(xiàn)吸油和壓油。 g 7 6 1 23 4 5 1流盤； 2 柱塞； 3 缸體； 4 連桿； 5 傳動軸； a 吸油窗 口；b 壓 油窗口 81 與斜盤式泵相比 較，斜軸式泵由于缸 體所受的不平衡徑向 力較小，故結構強度 較高可以有較高的設 計參數(shù)，其缸體軸線 與驅動軸的夾角 較 大，變量范圍較大； 但外形尺寸較大，結 構也較復雜。目前， 斜軸式軸向柱塞泵的 使用相當廣泛。 82 83 3.4.3 徑向柱塞泵徑向柱塞泵 84 3.4.3 徑向柱塞泵徑向柱塞泵 轉子2的中心與定子1的中心之間有一個偏心量e。在 固

37、定不動的配流軸3上，相對于柱塞孔的部位有相互隔開 的上下兩個配流窗口，該配流窗口又分別通過所在部位的 二個軸向孔與泵的吸、排油口連通。 當轉子2按圖示 箭頭方向旋轉時， 上半周的柱塞皆往 外滑動，通過軸向 孔吸油；下半周的 柱塞皆往里滑動， 通過配流盤向外排 油。 85 當移動定子，改變偏心量e的大小時，泵的排量就發(fā)生 改變；因此，徑向柱塞泵可以是單向或雙向變量泵。 圖3.25徑向柱塞泵的工作原理圖 1定子；2 轉子；3 配流軸；4 出襯 套；5 柱塞；a 吸油腔；b 壓油腔 為了流量脈 動率盡可能小， 通常采用奇數(shù)柱 塞數(shù)。 徑向柱塞泵結 構較復雜，自吸能 力差，并且配流軸 受到徑向不平衡液

38、 壓力的作用，易于 磨損。 86 徑向泵的流量計算：徑向泵的流量計算： 泵的平均排量為： ezdezdV 22 2 2 4 （3.27） 泵的輸出流量： v ezndq 2 2 （3.28） 87 液壓馬達和液壓泵在結構上基本相同，也是靠密封 容積的變化進行工作的。常見的液馬達也有齒輪式、葉 片式和柱塞式等幾種主要形式；從轉速轉矩范圍分,可有 高速馬達和低速大扭矩馬達之分。馬達和泵在工作原理 上是互逆的，當向泵輸入壓力油時，其軸輸出轉速和轉 矩就成為馬達。 由于二者的任務和要求有所不同，故在實際結構上 只有少數(shù)泵能做馬達使用。 動畫演示 動畫演示 88 工作壓力工作壓力 馬達入口油液的實際壓力

39、稱為馬達的工作壓力，馬 達入口壓力和出口壓力的差值稱為馬達的工作壓差。 流量和排量流量和排量 馬達入口處的流量稱為馬達的實際流量。馬達密封腔 容積變化所需要的流量稱為馬達的理論流量。實際流量和 理論流量之差即為馬達的泄漏量。 馬達軸每轉一周，由其密封容腔有效體積變化而排馬達軸每轉一周，由其密封容腔有效體積變化而排 出的液體體積稱為馬達的排量。出的液體體積稱為馬達的排量。 89 容積效率和轉速 因馬達實際存在泄漏，由實際流量 q 計算轉速 n 時，應 考慮馬達的容積效率 。當液壓馬達的泄漏流量為 ，馬 達的實際流量為 ，則液壓馬達的容積效率為： v l q lt qqq q q q q lt v

40、 1 （3.29） 馬達的輸出轉速等于理論流量 與排量 的比值，即 t qV v t V q V q n（3.30） t f t m T T T T 1 （3.31） 機械效率 90 輸出轉矩 因馬達實際存在機械摩擦，故實際輸出轉矩應考慮機 械效率。 設馬達的出口壓力為零，入口工作壓力為p，排量為V， 則馬達的理論輸出轉矩與泵有相同的表達形式,即 2 pV Tt（3.32） 馬達的實際輸出轉矩小于理論輸出轉矩： m pV T 2 （3.33） 91 功率和總效率 馬達的輸入功率為 pqN i （3.34） 馬達的輸出功率為 nTN o 2（3.35） 馬達的總效率為 mv i o pq nT

41、N N 2 （3.36） 由上式可見，液壓馬達的總效率亦同于液壓泵的總效 率，等于機械效率與容積效率的乘積。 92 3.5.2 高速液壓馬達高速液壓馬達 一般來說，額定轉速高于500r/min的馬達屬于高 速馬達，額定轉速低于500r/min的馬達屬于低速馬達。 高速液壓馬達基本型式：齒輪式、葉片式和軸向 柱塞式等。 它們的主要特點是轉速高，轉動慣量小，便于啟 動、制動、調速和換向。通常高速馬達的輸出轉矩不 大，最低穩(wěn)定轉速較高，只能滿足高速小扭矩工況。 動畫演示 93 柱塞式柱塞式馬達的工作原理馬達的工作原理 當壓力油輸入液壓馬達時，處于壓力腔的柱塞被頂 出，壓在斜盤上，斜盤對柱塞產生反力，

42、該力可分解為 軸向分力和垂直于軸向的分力。其中，垂直于軸向的分 力使缸體產生轉矩。 t F N F F F t F t F t F 94 柱塞式柱塞式馬達的扭矩計算馬達的扭矩計算 N F 當壓力油輸入液壓馬達后，所產生的軸向分力為： pdF 2 4 （3.37） F F 使缸體3產生轉矩的垂直分力為： ptgdtgFF t 2 4 （3.38） t F t F t F t F 95 柱塞式柱塞式馬達的扭矩計算馬達的扭矩計算 單個柱塞產生的瞬時轉矩為： iti pRtgdRFT sin 4 sin 2 （3.39） 液壓馬達總的輸出轉矩： N i i N i i pRtgdTT 1 2 1 si

43、n 4 （3.40） R 柱塞在缸體的分布圓半徑； d 柱塞直徑； N F F F t F t F t F t F N 壓力腔半圓內的柱塞數(shù) 96 柱塞式柱塞式馬達的扭矩計算馬達的扭矩計算 N F F F t F t F t F t F 可以看出，液壓馬達總的輸出轉矩等于處在馬達壓 力腔半圓內各柱塞瞬時轉矩的總和。 由于柱塞的瞬時方位角呈周期性變化，液壓馬達總 的輸出轉矩也周期性變化，所以液壓馬達輸出的轉矩是 脈動的，通常只計算馬達的平均轉矩。 97 低速大扭矩液壓馬達是相對于高速馬達而言的，通常 這類馬達在結構形式上多為徑向柱塞式,其特點是：最低轉 速低，大約在510轉/分；輸出扭矩大，可達

44、幾萬牛頓米； 徑向尺寸大，轉動慣量大。 它可以直接與工作機構直接聯(lián)接，不需要減速裝置， 使傳動結構大為簡化。低速大扭矩液壓馬達廣泛用于起重、 運輸、建筑、礦山和船舶等機械上。 低速大扭矩液壓馬達的基本形式有三種：它們分別是 曲柄連桿馬達、靜力平衡馬達和多作用內曲線馬達。 98 曲柄連桿式低速大扭矩液壓馬達應用較早，同類 型號為JMZ型，其額定壓力16MPa，最高壓力21MPa， 理論排量最大可達6.140 r/min。 99 馬達由殼體、曲柄連桿活塞組件、偏心軸及配油 軸組成。殼體1內沿圓周呈放射狀均勻布置了五只缸體， 形成星形殼體；缸體內裝有活塞2，活塞2與連桿3通過球 絞連接，連桿大端做成

45、鞍型圓柱瓦面緊貼在曲軸4的偏心 圓上，液壓馬達的配流軸5與曲軸通過十字鍵連結在一起， 隨曲軸一起轉動，馬達的壓力油經過配流軸通道，由配流 軸分配到對應的活塞油缸。 100 腔通壓力油，活塞受到壓力油的作用。 腔與排油窗口接通。 受油壓作用的柱塞通過連桿對偏心圓中心作用一個力N， 推動曲軸繞旋轉中心轉動，對外輸出轉速和扭矩； 隨著驅動軸、配流軸轉動，配流狀態(tài)交替變化。在曲軸旋 轉過程中，位于高壓側的油缸容積逐漸增大，而位于低壓側 的油缸的容積逐漸縮小，因此，高壓油不斷進入液壓馬達， 從低壓腔不斷排出。 配流軸過渡 密封間隔的方位 和曲軸的偏心方 向保持一致 101 靜力平衡式低速大扭矩馬達也叫無

46、連桿馬達，是從曲 柄連桿式液壓馬達改進、發(fā)展而來的，它的主要特點是取 消了連桿，并且在主要摩擦副之間實現(xiàn)了油壓靜力平衡， 所以改善了工作性能。 國外把這類馬達稱 為羅斯通（Roston）馬達， 國內也有不少產品，并 已經在船舶機械、挖掘 機以及石油鉆探機械上 使用。 102 液壓馬達 的偏心軸與曲 軸的形式相類 似，既是輸出 軸，又是配流 軸。五星輪3套 在偏心軸的凸 輪上，高壓油 經配流軸中心 孔道通到曲軸 的偏心配流部 分，然后經五 星輪中的徑向 孔進入油缸的 工作腔內。 103 3.5.3.3 多作用內曲線馬達 缸體 壓油口 配油軸 定子 柱塞 回油口 液壓馬達由定子1、轉子2、配流軸4

47、與柱塞組3等主要部 件組成，定子1的內壁有若干段均布的、形狀完全相同的曲 面組成。 每一相同形狀的曲 面又可分為對稱的兩邊， 其中允許柱塞副向外伸 的一邊稱為進油工作段， 與它對稱的另一邊稱為 排油工作段。 104 缸體 壓油口 配油軸 定子 柱塞 回油口 105 每個柱塞在液壓馬達每轉中往復的次數(shù)等于定子曲面數(shù) X ，稱 X 為該液壓馬達的作用次數(shù)。 Z 個柱塞缸孔，每個缸孔的底部都有一配流窗口，并與 它的中心配流軸4相配合的配流孔相通。 缸體 壓油口 配油軸 定子 柱塞 回油口 配流軸4中間有進 油和回油的孔道， 它的配流窗口的位 置與導軌曲面的進 油工作段和回油工 作段的位置相對應， 所以在配流軸圓周 上有2X個均布配流 窗口。 106 液壓泵的吸油腔壓力過低將會產生吸油不足、異常 噪聲，甚至無法工作。 液壓泵的工作壓力取決于外負載，為了防止壓力過 高，泵的出口常常要采取限壓措施。 變量泵可以通過調節(jié)排量來改變流量，定量泵只有 用改變轉速的辦法來調節(jié)流量。 液壓泵的流量脈動。 液壓泵 “困油現(xiàn)象”。 107 馬達應能正、反運轉，因此，