第二章能源裝置及輔件參考資料

第二章能源裝置及輔件第一節(jié)概述一、能源裝置的組成能源裝置有兩大類：液壓能源裝置和氣源裝置。液壓能源裝置用來向液壓系統(tǒng)輸送具有一定壓力和流量的清潔的工作介質；而氣源裝置則向氣動系統(tǒng)輸送一定壓力和流量的潔凈的壓縮空氣。液壓能源裝置可以是和主機分離的單獨的液壓泵站，也可以是和主機在一起的液壓泵組；而氣源裝置一般都是單獨的。液壓泵站一般由泵、油箱和一些液壓輔件（過濾器、溫控元件、熱交換器、蓄能器、壓力表及管件等）組成，這些輔件是相對獨立的，可根據(jù)系統(tǒng)的不同要求而取舍，一些液壓控制元件（各種控制閥）有時也以集成的形式安裝在液壓泵站上。氣源裝置則由空壓機、壓縮空氣的凈化儲存設備（后冷卻器、油水分離器、儲氣罐、干燥器及輸送管道）、氣動三聯(lián)件（分水過濾器、油霧器及減壓閥）組成，還有一些必要的輔件，如自動排水器、消聲器、緩沖器等，這些輔件是向系統(tǒng)輸送潔凈的壓縮空氣所必不可少的。二、對能源裝置的基本要求對能源裝置提出的基本要求如下：1）能源裝置外觀應美觀，其色澤應與主機協(xié)調。2）對能源裝置上所裝元件的排列布置應勻稱，對之進行調節(jié)或維護應方便，更換元件容易。3）能源裝置應節(jié)能，在系統(tǒng)不需要高壓流體時，能源裝置應卸荷或采取其他的節(jié)能措施。4）能源裝置應工作平穩(wěn)，產(chǎn)生振動小，噪聲小，噪聲水平應符合有關規(guī)定。5）和電氣、電子控制結合使用，能遠程控制能源裝置以符合主機對所需的工作參數(shù)（壓力、流量等）變化的要求。6）能源裝置可利用過載保護或其他適當?shù)拇胧┐_保其工作高度可靠。7）一般情況下，能源裝置應盡量采用標準的元件組合而成，萬不得已時才進行個別元件的單獨設計。8）能源裝置應減少泄漏，液壓泵站更應如此，因工作液的泄漏，不僅浪費能源，而且污染環(huán)境。9）對工作介質的溫度必須進行嚴格的監(jiān)控，因傳動和控制的特性和介質的溫度有關，且當溫度超限時，液壓泵站工作液的壽命將大大縮短。第二節(jié)液壓泵一、液壓泵概述液壓泵是一種將機械能轉換為液壓能的能量轉換裝置。它為液壓系統(tǒng)提供具有一定壓力和流量的液體，是液壓系統(tǒng)的一個重要組成部分。液壓泵性能好壞直接影響液壓系統(tǒng)工作的可靠性和穩(wěn)定性。（一）液壓泵的工作原理液壓系統(tǒng)中所用的各種液壓泵，其工作原理都是依靠液壓泵密封工作腔容積大小交替變化來實現(xiàn)的。圖2-l所示為單柱塞式液壓泵的工作原理。凸輪1旋轉時，柱塞2在凸輪和彈簧3作用下在缸體中左右移動。柱塞右移時，缸體中的密封工作腔容積增大，產(chǎn)生真空，油液通過吸油閥5吸入，此時壓油閥6關閉；柱塞左移時，缸體密封工作腔的容積變小，將吸入的油液通過壓油閥輸入液壓系統(tǒng)中去，此時，吸油閥關閉。液壓泵就是依靠其密封工作腔容積不斷的變化，實現(xiàn)吸入和輸出液體的。液壓泵吸油時，油箱的油液在大氣壓作用下使閥開啟，而壓油閥在閥的彈簧作用下關閉；液壓泵輸油時，吸油閥在液壓和彈簧作用下關閉，而壓油閥在液壓作用下開啟。這種吸入和輸出油液的轉換，稱為配流。液壓泵的配流方式有確定式配流（如葉片泵的配流盤、徑向柱塞泵的配流軸）和閥式配流（如逆止閥）等。液壓泵的密封工作腔處于吸油時稱為吸油腔，處于輸油時稱為壓油腔。吸油腔的壓力取

決于液壓泵吸油日至油箱液面高度和吸油管路壓力損失；壓油腔壓力決定于負載和壓油管路壓力損失。輸出的理論流量只決定于工作腔的幾何尺寸和柱塞的往復次數(shù)（或角速度） ，而與壓油腔壓力無關。根據(jù)以上分析，構成液壓泵的基本條件是：I）具有密圭寸的工作腔。2）密封工作腔容積大小交替變化，變大時與吸油口相通，變小時與壓油口相通。3）吸油口和壓油口不能連通。（二）液壓泵的主要性能參數(shù).液壓泵的壓力工作壓力是指液壓泵的出口處的實際壓力，其大小取決于負載。而額定壓力 ps是指液壓泵在連續(xù)使用中允許達到的最高壓力。.液壓泵的排量、流量排量V是指在沒有泄漏情況下，泵軸轉過一轉時所能排出的油液體積。排量的大小僅與液壓泵的幾何尺寸有關。液壓泵的流量可分為理論流量、實際流量和額定流量。理論流量qt是指在沒有泄漏情況下，單位時間內(nèi)所輸出的油液體積。 其大小與泵軸轉速n和排量V有關，即qt=Vn，常用單位為m3/s和L/min。實際流量q是指單位時間內(nèi)實際輸出的油液體積。液壓泵在運行時，泵的出口壓力不等于零，因而存在部分油液泄漏，使實際流量小于理論流量。額定流量qs是指在額定轉速和額定壓力下輸出的流量。3?功率與效率1） 輸入功率Pi為驅動液壓泵軸的機械功率。2） 輸出功率P。為液壓泵輸出的液壓功率。如果不考慮液壓泵在能量轉換過程中的損失，則輸入功率等于輸出功率，即是它們的理論功率Pt=pVn=T13=2nTtn式中Tt――液壓泵的理論轉矩；3——泵的角速度；n――泵的轉速。實際上，液壓泵在能量轉換過程中是有損失的，因此輸出功率總是比輸入功率小。兩者之差值即為功率損失。功率損失可分為容積損失和機械損失。（1）容積損失因內(nèi)泄漏、氣穴和油液在高壓下受壓縮而造成的流量上的損失，內(nèi)泄漏是主要原因。因而泵的壓力增高，輸出的實際流量就減小。用容積效率 nv來表征容積損失的大小，可表示為作壓力下液壓泵的流量損失，即泄漏量。泄漏是由于液壓泵內(nèi)工作構件之間存在間隙所造成的，泄漏油液的流態(tài)可以看作為層流，泄漏量q就與泵的輸出壓力成正比，即 =k,p,ki為泄漏系數(shù)。有V=1qtV=1qtVn由式（2—3）中可看出，泵的輸出壓力越咼，泄漏系數(shù)越大，泵的排量越小，轉速越低，容積效率nv就越小。（2）機械損失因泵內(nèi)摩擦而造成的轉矩上的損失。 設轉矩損失為△T,實際輸入轉矩為T=Tt+△T,用機械效率nm來表征機械損失，可表示為TtTtTTtTt .T對液壓泵而言，驅動泵的轉矩總是大于理論上需要的轉矩?？傂蕁是指液壓泵的輸出功率與輸入功率之比，即pqPipqPi T■由上式表明，液壓泵的總效率等于容積效率和機械效率之乘積。（三）液壓泵的特性曲線液壓泵的額性能曲線是在一定的介質、轉速和溫度下，通過試驗得出的。它表示液壓泵的工作壓力與容積效率nv（或實際流量）、總效率n和輸入功率之間的關系。圖2-2所示為某一液壓來的性能曲線。由圖示性能曲線可以看出：容積效率nv或實際流量q）隨壓力增高二減小，壓力p為零時，泄露流量△q為零，容積效率nv=100%，實際流量q等于理論流量％總效率n隨工作壓力增高而增大，且有一個最高值。對于某些工作轉速可在一定范圍的液壓泵或排量可變的液莊泵，為了顯示在整個允許工 作的轉速范圍內(nèi)的全性能特性，常用泵的通用特性曲線表示，如圖 2—3所示。圖中除表示工作壓力p、流量q、轉速n的關系外，還表示了等效率曲線ni等功率曲線只Pii等。（四）液壓泵的分類液壓泵種類繁多。按泵的排量可否調節(jié)，可分為定量泵和變量泵。其中變量泵有單作用葉片泵、徑向柱塞泵、軸向柱塞泵等。按結構形式，可分為柱塞泵、葉片泵、齒輪泵和螺桿泵等。每類中還有多種型式，例如柱塞泵有徑向式和軸向式之分；葉片泵有單作用武、雙作用式和凸輪轉子式之分；齒輪泵有外嚙合式和內(nèi)嚙合式之分；螺桿泵有雙螺桿泵和單螺桿泵之分；等等。二、柱塞液壓泵柱塞液壓泵是依靠柱塞在缸體孔內(nèi)作往復運動時產(chǎn)生的容積變化進行吸油和壓油的。由于柱塞和缸體內(nèi)孔都是圓柱表面，容易得到高精度的配合，密封性能好，在高壓下工作仍能保持較高的容積效率和總效率。根據(jù)柱塞的布置和運動方向與傳動主軸相對位置的不同，柱塞液壓泵可分為徑向柱塞泵和軸向柱塞泵兩類。（一）直軸式軸向柱塞泵直軸式軸向柱塞泵又名斜盤式軸向柱塞泵。此液壓泵的柱塞中心線平行于缸體的軸線。1、工作原理圖2—4所示為直軸式軸向柱塞泵的工作原理。它由斜盤 1、柱塞2、缸體3、配油盤4和傳動軸5等主要零件組成。缸體上均分布著幾個軸向排列的柱塞孔，柱塞可在孔內(nèi)沿軸向移動，斜盤的中心線與缸體中心線斜交一個 S角。斜盤和配油盤固定不動。柱塞可在低壓油或彈簧作用下壓緊在斜盤上。在配油盤上有兩個腰形窗口，它們之間由過渡區(qū)隔開，不能連通。過渡區(qū)寬度做得等于或稍大于缸體底部窗口寬度，以防止吸油區(qū)和壓油區(qū)的連通。當傳動軸以圖示方向帶動缸體轉動時，在其自下而上回轉的半周內(nèi)的柱塞，在低壓油的作用下逐漸向外伸出，使缸體孔內(nèi)密封工作腔容積不斷增大，產(chǎn)生真空，將油液從配油盤配油窗口a吸入；在自上而下的半周內(nèi)的柱塞被斜盤推著逐漸向里縮入，使密封工作腔容積不斷減小，將油液經(jīng)配油盤配油窗口 b壓出。缸體旋轉一周，每個柱塞往復運動一次，完成一次吸油和壓油動作。改變斜盤與缸體中心線的夾角 S，就可改變柱塞的行程長度，因而改變了泵的排量V。缸體和配油盤之間、柱塞和缸體之間存在間隙， 這會產(chǎn)生油液的泄漏，影響泵

的容積效率。2、流量由圖2—5可看出，直軸式軸向柱塞泵的理論流量可按下式計算(2—6(2—6)qt=—dIzn=—dDtan、zn4 4式中d 柱塞直徑；I—一柱塞行程長度，I—DtanSD—一柱塞在缸體上的分布圓直徑；S――斜盤傾角；z一柱塞數(shù)。泵的實際流量為二2qdDtan、：znv （2一7）4以上流量計算式是實際平均流量。實際上，柱塞軸向移動速度是隨缸體轉動角度 0而變化。因此，泵某一瞬時輸出流量也隨 0而變化，所以泵的輸出流量是脈動的。由上圖可看出，柱塞從最高位置轉過 0角后，柱塞的軸向位移x為Dx（1一cos）tan、2柱塞軸向移動速度v為dxdxdB dx D丄曼.v tan、sindt d日dt d日 2每個柱塞的瞬時流量q,為二2二2Dq,二dv二d■tan、sin二 （2—10）4 4 2每個柱塞的瞬時流量都隨0而變化，所以泵的瞬時流量有脈動。3、變量機構由式（2—6）可以看出，改變斜盤傾角 S，就可改變軸向柱塞泵的排量，從而達到改變泵的輸出流量。用來改變斜盤傾角 S的機械裝置稱為變量機構。這種變量機構按控制方式分有手動控制、液壓伺服控制和手動伺服控制等；按控制目的分有恒壓控制、恒流量控制和恒功率控制等多種，以下以手動變量機構為例來說明其工作原理。圖 2—6所示為機械式手動變量機構。這種變量機構結構簡單，但操縱費力，僅適用于中小功率的液壓泵。旋轉手把 1,借助于螺桿3使活塞4移動，通過銷軸5,拉動斜盤6繞支點0擺動，使其改變傾角，以達到調節(jié)流量的目的。（二） 斜軸式軸向柱塞泵這種軸向柱塞泵的傳動軸中心線與缸體中心線傾斜一個角度 y故稱斜軸式軸向柱塞泵，目前應用比較廣泛的是無錢斜軸式柱塞泵。圖 2—7所示為該泵的工作原理。當傳動軸5轉動時，通過連桿4的側面和柱塞2的內(nèi)壁接觸帶動缸體3轉動。同時，柱塞在缸體的柱塞孔中作往復運動，實現(xiàn)吸油和壓油。其排量公式與直軸式軸向柱塞泵相同，用缸體傾角丫代替公式中斜盤的傾角0即可。（三） 徑向柱塞泵圖2—8所示為配油軸式徑向柱塞泵的工作原理。這種泵由定子1、轉子2（缸體）、配油軸3、襯套4和柱塞5等主要零件組成。襯套緊配在轉子孔內(nèi)，隨轉子一起旋轉，而配油軸則不動。在轉子圓周的徑向排列的孔內(nèi)裝有可以自由移動的柱塞。當轉子順時針方向轉動時，柱塞靠離心力或在低壓油液的作用下，從缸孔中伸出壓緊在定子的內(nèi)表面上。由于定子和轉子間有偏心距e,柱塞轉到上半周時，逐漸向外伸出，缸孔內(nèi)的工作容積逐漸增大，形成局部真空，將油液經(jīng)配油軸上的a腔吸入；柱塞轉到下半周時，逐漸向里推入， 缸孔內(nèi)的工作容積減小，將油從配油軸上的 b腔排出。轉子每轉一轉，柱塞在缸孔內(nèi)吸油、壓油各一次。通過變量機構改變定子和轉子間的偏心距 e,就可改變泵的排量。徑向柱塞變量泵一般都是將定子沿水平方向移動來調節(jié)偏心距e。徑向柱塞泵徑向尺寸大，結構較復雜，自吸能力差。它的容積效率和機械效率都比較高。當轉子和定子間的偏心距為e時，轉子轉一整轉，柱塞在缸孔內(nèi)的行程就為 2e，柱塞數(shù)為z則泵的排量為兀2V二d2ez4式中d——柱塞直徑。設泵的轉速為n,容積效率為nv,則泵的實際流量為二2qdeznv （2-12）2徑向柱塞泵的流量也是脈動的，情況與軸向柱塞泵類似。三、葉片液壓泵葉片液壓泵有單作用式（變量泵）和雙作用武（定量泵）兩大類，在機床、工程機械、船舶、壓鑄及冶金設備中得到廣泛應用。它具有輸出流量均勻、運轉平穩(wěn)、噪聲小的優(yōu)點。中低壓葉片泵工作壓力一般為 6.3MPa，高壓葉片泵的工作壓力可達 25?32MPa。葉片泵對油液的清潔度要求較高。（—）單作用葉片泵圖2—9所示為單作用葉片泵的工作原理。泵由轉子 1、定子2、葉片3、配油盤和端蓋等主要零件組成。定子的內(nèi)表面是圓柱形孔，定于和轉子中心不重合，相距一偏心距 e。葉片可以在轉子槽內(nèi)靈活滑動（當轉子轉動時，葉片由離心力或液壓力作用使其頂部和定于內(nèi)表面產(chǎn)生可靠接觸）。配油盤上各有一個腰形的吸油窗口和壓油窗口。由定子、轉子、兩相鄰葉片和配油盤組成密封工作腔。當轉子按逆時針方向轉動時，右半周的葉片向外伸出，密封工作腔容積逐漸增大，形成局部真空，于是通過吸油口和配油盤上的吸油窗口將油吸入。在左半周的葉片向轉子里縮進，密封工作腔容積逐漸縮小，工作腔內(nèi)的油液經(jīng)配油盤壓油窗口和泵的壓油回輸?shù)较到y(tǒng)中去。泵的轉子每旋轉一周，葉片在槽中往復滑動一次，密封工作腔容積增大和縮小各一次，完成一次吸油和壓油，故稱單作用泵。由圖 2—10可看出，轉子轉一轉，每個工作腔容積變化為△V=V!-V2°于是葉片泵每轉輸出的油液體積為 △Vz,z為葉片數(shù)。由此可得單作用葉片泵的排量近似為V=2benD （2—13）式中b――轉子寬度；e――轉子和定子間的偏心距；D——定子內(nèi)圓直徑。這種泵的轉子上受有單方向的液壓不平衡作用力，軸承負載較大。通過變量機構來改變定子和轉子間的偏心距e,就可改變泵的排量，使其成為一種變量泵。為了使葉片在離心力作用下可靠地正緊在定于內(nèi)圓表面上，采用特殊溝槽使壓油一側的葉片底部和壓油腔相通，吸油腔一側的葉片底部和吸油腔相通。單作用葉片泵的流量是有脈動的。但是泵內(nèi)葉片數(shù)越多，流量脈動率越小。此外，奇數(shù)葉片泵的脈動率比偶數(shù)葉片泵的脈動率小，一般取 13?15片葉片。（二）雙作用葉片泵圖2—11所示為雙作用葉片泵的工作原理。 它的作用原理和單作用葉片泵相似， 不同之處只在于定于內(nèi)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的，且定子和轉子是同心的。當轉子順時針方向旋轉時，密封工作腔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)。在吸油區(qū)和壓油區(qū)之間有一段封油區(qū)將它們隔開。這種泵的轉子每轉一轉，完成兩次吸油和壓油，所以稱雙作用葉片泵。由于泵的吸油區(qū)和壓油區(qū)對稱布置，因此，轉子所受徑向力是平衡的，所以，又稱平衡式液壓泵。根據(jù)圖2-12所示，可計算出雙作用葉片泵的排量和流量。 V為吸油后封油區(qū)內(nèi)的油液體 積，V2為壓油后封油區(qū)內(nèi)的油液體積，考慮到葉片厚度 S對吸油和壓油時油液體積的影響，泵軸一轉完成二次吸油和壓油，因此泵的排量為2 2R—rV=2（y-V2）z=2b[二（R2-r2） sz]cos日式中R，r――葉片泵定于內(nèi)表面圓弧部分長、短半徑；0――葉片傾角。泵的實際輸出流量為2 2R—rq=2b[二（R-r） sz]nvcos9雙作用葉片泵也存在流量脈動， 但比其它型式的泵要小得多， S在葉片數(shù)為4的倍數(shù)時最小，一般都取12或16片。雙作用液壓泵的定子曲線直接影響泵的性能，如流量均勻性、噪聲、磨損等。過渡曲線應保證葉片貼緊在定子內(nèi)表面上，保證葉片在轉子槽中徑向運動時速度和加速度的變化均勻，使葉片對定子內(nèi)表面的沖擊盡可能小。等加速一等減速曲線、高次曲線和余弦曲線等是目前得到較廣泛應用的幾種曲線。一般雙作用葉片泵為了保證葉片和定子內(nèi)表面緊密接觸，葉片底部都通壓力油腔。但當葉片處在吸油腔時?葉片底部作用著壓油腔的壓力，頂部作用著吸油腔的壓力，這一壓差使葉片以很大的上壓向定子內(nèi)表面，加速了定子內(nèi)表面的磨損，影響泵的壽命和額定壓力的提高。所以對高壓葉片泵常采用以下措施來改善葉片受力狀況：1）減小通往吸油區(qū)葉片根部的油液壓力，即在吸油區(qū)葉片根部與壓油腔之間串聯(lián)一減壓閥或阻尼槽，使壓油腔的壓力油經(jīng)減壓后再與葉片根部相通。這樣葉片經(jīng)過吸油腔時，葉片壓向定子內(nèi)表面的作用力不會太大。2）減小葉片底部承受壓力油作用的面積。圖 2-13a所示為子母葉片的結構，母葉片3和子葉片4之間的油室f始終經(jīng)槽e、d、a和壓力油相通，而母葉片的底腔 g則經(jīng)轉子1上的孔b和所在油腔相通。這樣，葉片處在吸油腔時，母葉片只在壓油室 f的高壓油作用下壓向定子內(nèi)表面，使作用力不致太高。圖 2-13b所示為階梯葉片結構。階梯葉片和階梯葉片槽之間的油室d始終和壓力油相通，而葉片的底部油室c和所在工作腔相通，這樣，葉片處在吸油腔時，葉片只有在d室的高壓油作用下壓向定子內(nèi)表面，從而減小了葉片和定子內(nèi)表面的作用力。（三）限壓式變量葉片泵限壓式變量葉片泵是一種輸出流量隨工作壓力變化而變化的泵。當工作壓力大到泵所產(chǎn)生的流量全部用于補償泄漏時，泵的輸出流量為零，不管外負載再怎樣加大，泵的輸出壓力不會再升高，所以這種泵被稱為限壓式變量葉片泵。限壓式變量葉片泵可分為外反饋式和內(nèi)反饋式兩種。圖2—14所示為外反饋限壓式變量葉片泵的工作原理。它能根據(jù)外負載（泵的工作壓力）的大小自動調節(jié)泵的排量。圖中液壓泵的轉子 1中心固定不動，定子3可左右移動。定子左側有一彈簧2,右側是一反饋柱塞5,它的油腔與泵的壓油腔相通。設彈簧剛度為ks,反饋柱塞面積為Ax，若忽略泵在滑塊滾針支承處4的摩擦力Ff，則泵的定子受彈簧力Fs=ksx0和反饋柱塞液壓力的作用。當泵的轉子按逆時針方向旋轉時，轉子上部為壓油腔，下部為吸油腔。壓力油把定于向上壓在滑塊滾針支承上。如反饋柱塞的液壓力 F（等于PAx）小于彈簧力Fs時，定子處于最右邊，偏心距最大，即。 e=emax,泵的輸出流量最大。若泵的輸出壓力因工作負載增大而增高，使F>Fs時，反饋柱塞把定子向左推移工距離， 偏心距減小到e=emax-x,輸出流量隨之減小。泵的工作壓力越高，定子與轉子間的偏心距越小，泵的輸出流量也越小。其壓力流量特性曲線如圖 2-15所示。圖中AB段是泵的不變量段，這由于 Fs>F,emax是常數(shù)。如同定量泵特性一樣，壓力增高時，泄漏量增加，實際輸出流量略有減小。圖中 BC段是泵的變量段，在這區(qū)段內(nèi)，泵的實際輸出流量隨著工作壓力增高而減小。圖中 B點稱為曲線的拐點，對應的工作壓力Pc=ksXo/Ax，其值由彈簧預壓縮量xo確定。C點是變量泵最大輸出壓力Pmax,相當于實際輸出流量為零時的壓力。通過調節(jié)彈簧預壓縮量Xo,便可改變Pc和Pmax的值，BC段曲線左右平移。調節(jié)圖2-14右端流量調節(jié)螺釘6，可改變emax，從而改變泵的最大流量， AB段曲線上下平移，Pc值稍有變化。如果更換剛度不同的彈簧，則可改變 BC段的斜率，彈簧越“軟”，BC段越陡，反之，彈簧越“硬”，BC段越平坦。四、齒輪液壓泵齒輪液壓泵是一種常用的液壓泵，在結構上可分為外嚙合齒輪泵和內(nèi)嚙合齒輪泵。外嚙合齒輪泵1工作原理圖2-16所示為外嚙合齒輪泵的工作原理。它是由殼體、一對外嚙合齒輪和兩個端蓋等主要零件組成的。殼體、端蓋和齒輪的各個齒間槽組成許多密封工作腔。當齒輪按圖示方向旋轉時，右側吸油腔的輪齒逐漸脫開，密封工作腔的容積逐漸增大，形成部分真空。因此，油箱中的油液在大氣壓作用下，經(jīng)吸油管進入吸油腔，將齒間槽充滿，并隨著齒輪旋轉，把油液帶到左側壓油腔去。因左側壓油腔的輪齒逐漸進入嚙合，密封工作腔容積不斷減小，齒間槽中的油液被擠出，通過泵的出口輸出。流量和脈動外嚙合齒輪泵排量的精確計算可按嚙合原理來進行。近似計算時，可認為排量等于它的兩個齒輪的齒間槽容積之和。 設齒間槽容積等于輪齒體積， 則當齒輪齒數(shù)為z、節(jié)圓直徑為D、齒高為h、模數(shù)為m、齒寬為b時，泵的排量為2V二二Dhb二2二zmb考慮到齒間槽容積比輪齒體積稍大，所以通常取2V=6.66zmb (2-17)泵的實際流量為q=6.66zm2bnV由于齒輪嚙合過程中工作腔容積變化率不是常數(shù)，因此，齒輪泵的瞬時流量是脈動的。運用流量脈動率。來評價瞬時流量的脈動。設 qmax、qmin表示最大瞬時流量和最小瞬時流量。流量脈動率可用下式表示qmax—qmin圖2—17所示為齒輪泵的流量脈動率與齒數(shù) z間的關系，i為主動齒輪和被動齒輪的齒數(shù)比。由圖可見，齒輪泵齒數(shù)越少，脈動率就越大；而內(nèi)嚙合齒輪泵的脈動率要小得多。幾個問題泄漏外嚙合齒輪泵高壓腔的壓力油可通過齒輪兩側面和兩端蓋間軸向間隙、泵體內(nèi)孔和齒頂圓間的徑向間隙及齒輪嚙合線處的間隙泄漏到低壓腔中去。其中對泄漏影響最大的是軸向間隙，可占總泄漏量的 75%?80%。它是影響齒輪泵壓力提高的首要問題。徑向不平衡力齒輪泵中，從壓油腔經(jīng)過泵體內(nèi)孔和齒頂圓間的徑向間隙向吸油腔泄漏的油液，其壓力隨徑向位置而不同?？梢哉J為從壓油腔到吸油腔的壓力是逐級下降的。其合力相當于給齒輪軸一個徑向作用力，此為稱為徑向不平衡力。工作壓力越高，徑向不平衡力也越大，直接影響軸承的壽命。徑向不平衡力很大時能使軸彎曲，齒頂和殼體內(nèi)表面產(chǎn)生摩擦。為了減小徑向不平衡力的影響，低壓齒輪泵中常采取縮小壓油口的辦法，使壓力油僅作用一個齒到兩個齒的范圍內(nèi)，以減少作用在軸承上的徑向力。同時適當增大徑向間隙，在壓力油作用下，齒頂不會和殼體內(nèi)表面產(chǎn)生摩擦。（3）因油為了使齒輪泵運轉平穩(wěn)，必須使齒輪嚙合的重疊系數(shù) &大于1、這樣，齒輪在嚙合過程中，前一對輪齒尚未脫離嚙合，后一對輪齒已進入嚙合。由于兩對輪齒同時嚙合，就有一部分油液被圍困在兩對輪齒所形成的獨立的封閉腔內(nèi)，這一封閉腔和泵的吸、壓油腔相互間不連通。當齒輪旋轉時，此封閉腔容積發(fā)生變化，使油液受壓縮或膨脹，這種現(xiàn)象稱為困油現(xiàn)象。如圖2-18所示，由圖2-18a到圖2-18b的過程中，封閉腔的容積逐漸減小，由圖2—18b到圖2-18c的過程中，容積逐漸增大。封閉腔容積減小時，被困油液受擠壓， 產(chǎn)生很高壓力而從縫隙中擠出，油液發(fā)熱，并使軸承等零件受到額外的負載；而封閉腔容積增大時，形成局部真空，使溶于油液中的氣體析出，形成氣泡，產(chǎn)生氣穴，使泵產(chǎn)生強烈的噪聲。為了消除困油現(xiàn)象造成的危害，通常在兩側端蓋上開卸荷槽（見圖 2-l8中的虛線所示），使容積減小時通過左邊的卸荷槽與壓油腔相通（圖 a）,避免壓力急劇升高；容積增大時通過右邊的卸荷槽與吸油腔相通（圖 c）,避免形成局部真空。兩個卸荷槽間必須保持合適的距離，使泵的吸油腔和壓油腔始終被隔開，避免增大泵的泄漏量。圖 2—19所示為幾種異形因油卸荷槽。外嚙合齒輪泵的優(yōu)點是結構簡單,尺寸小,制造方便,價格低廉,自吸性能好,工作可靠,對油液污染不敏感,維護方便。其缺點是流量脈動大,因而壓力脈動和噪聲都較大。4提高壓力的措施要提高齒輪泵工作壓力,首要的問題是解決軸向泄漏。而造成軸向泄漏的原因是齒輪端面和端蓋側面的間隙。解決這問題的關鍵是要在齒輪泵長期工作時,如何控制齒輪端面和端蓋側面之間的具有一個合適的間隙。在高、中壓齒輪泵中,一般采用浮動軸套來實現(xiàn)軸向間隙自動補償?shù)霓k法。圖2—20所示為軸向間隙的補償原理。利用特制的通道把泵內(nèi)壓油腔的壓力油引到軸套外側,作用在用密封圈分隔構成的一定形狀和大小的面積上,產(chǎn)生液壓作用力,使軸套壓向齒輪端面。這個力必須大于齒輪端面作用在軸套內(nèi)側的作用力,才能保證在不同壓力下,軸套始終自動貼緊在齒輪端面上,減小泵內(nèi)軸向泄漏,達到提高壓力的目的。（二） 內(nèi)嚙合齒輪泵內(nèi)嚙合齒輪泵有漸開線齒輪泵和擺線齒輪泵（又名轉子泵）兩種。如圖 2—2I所示。漸開線內(nèi)嚙合齒輪泵由小齒輪、內(nèi)齒輪和月牙形隔板等零件組成，如圖 2—21a所示。當小齒輪按逆時針方向繞中心01旋轉時，驅動內(nèi)齒輪繞02同向旋轉。月牙形隔板把吸油腔 1和壓油腔2隔開。在泵的左邊,輪齒脫離嚙合,形成局部真空,油液從吸油窗口吸入,進入齒槽，并被帶到壓油腔。在壓油腔的輪齒進入嚙合，工作腔容積逐漸變小，將油液經(jīng)壓油窗口壓出。擺線齒輪泵由小齒輪和內(nèi)齒輪（均為擺線齒輪）組成。小齒輪比內(nèi)齒輪只少一個齒，不須設置隔板，如圖2—21b所示。當小齒輪繞中心01旋轉時，內(nèi)齒輪被驅動，并繞02同向旋轉，泵的左邊輪齒脫離嚙合，形成局部真空，進行吸油。泵的右邊輪齒進入咽合，進行壓油。內(nèi)嚙合齒輪泵結構緊湊，尺寸小，重量輕；由于齒輪同向旋轉，相對滑動速度小，磨損小，使用壽命長；流量脈動小，因而壓力脈動和噪聲都較小；油液在離心力作用下易充滿齒間槽，故允許高速旋轉，容積效率高。擺線內(nèi)嚙合齒輪泵結構更簡單，嚙合重疊系數(shù)大，傳動平穩(wěn)。吸油條件更為良好。它們的缺點是齒形復雜，加工精度要求高，因此造價較貴。（三） 螺桿泵

圖2-22所示為螺桿泵工作原理。在泵的殼體里有三根互相嚙合的雙頭螺桿， 主動螺桿1是凸螺桿，從動螺桿2是凹螺桿、在橫截面內(nèi)，它的齒廓由幾對擺線共軛曲線組成，螺桿的嚙合線把各螺桿的螺旋槽分割成若干密封丁作腔。當主動螺桿帶動從動螺桿旋轉時，各密封工作腔沿著軸向從左向右移動。左端形成密封工作腔容積逐漸增大，進行吸油；右端工作腔容積逐漸縮小，將油壓出。螺桿直徑越大，螺旋槽越深用排量也越大。螺桿越長，吸油口和壓油口之間密封層次越多，密封越好，可提高泵的額定壓力。螺桿泵結構簡單，緊湊，體積小，重量輕，運轉平穩(wěn)，輸油均勻，噪聲小，容積效率高，允許采用高轉速，對油液污染不敏感。主要缺點是加工較困難。不易保證精度。五、液壓泵的氣穴液壓泵在吸油過程中，吸油腔中的絕對壓力會低于大氣壓。如果液壓泵離油面很高，吸油口處過濾器和管道的阻力過大，油液的粘度過大，則液壓泵吸油腔中的壓力很容易低于油液的空氣分離壓，出現(xiàn)氣穴現(xiàn)象，發(fā)出噪聲并引起振動，使泵的零件腐蝕損壞。圖2-23所示為液壓泵吸入管路，可用來計算液壓泵產(chǎn)生氣穴的條件。按伯努利方程，泵入口處能量為2Ps Vs2g式中Pa—一大氣壓力；Hs――吸入高度；ps——一泵吸入口壓力；Vs――泵吸入口處的流速;2V仝――吸入管道內(nèi)的總損失。2g設油液的空氣分離壓為Pg,設油液的空氣分離壓為Pg,式（2—20）中Psg2-Vs必須大于2gP9才不會產(chǎn)生氣穴。定義有2g效吸入壓頭NSPH為2盒才苛NSPH該值表征了液壓系產(chǎn)生氣穴的傾向。如果在泵內(nèi)由于油液加速或其他損失引起的壓力降為△P,且在NSPH=1時泵內(nèi)最低壓力達到Pg。即產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象。不產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象的條件為心PNSPH>—液壓泵的NSPH值可從圖2—24求出。例如，泵的流量為38L/min，轉速為1800r/min