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。 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 分计地 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 图2-1液压泵的工作原理 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 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
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 pp 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 ppn 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
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vp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qP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m和排 量Vp有关,即 qP=Plp (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。 六。实际流量伞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 在部分油液泄漏,使实际流量小于理论流量。 额定流量qp是指在额定转速nn和额定压力p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mv来表征容积损失的大小 nPV 3 qP qPr -AqP Aq qPr (2 Pr 式中△qp-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ΔT,实际输入转矩为Tp=T+ΔTp, 要比理论输入转矩T大。用机械效率mm来表征机械损失的大小 Tpr Tp-ATp (2-3) 总效率加是指液压泵的输出功率与输入功率之比,即 PPo Ppq (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Pp可用下式表示 bn=Pp④ 100% (2-5) 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与容积效率 my(或实际流量φ)、总效率m和输入功率Pn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 图2-2液压泵的特性曲线 线可以看出:容积效率mv(或实际流量qp)随压力的增高而 减小,压力p为零时,泄漏量Δφ为零,容效率hv=l00%,实际流量φ等于理论流量qp。总效率h随工作 压力p增高而增大,且有一个最高值
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 nP 和排 量 V P 有关，即 q Pt=V PnP （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 qP 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 nPn 和额定压力 pPn 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ηPV 来表征容积损失的大小 Pt P Pt Pt P Pt P PV q q q q q q q ∆ = − − ∆ η = = 1 (2-2) 式中 ∆qP — 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∆TP,实际输入转矩为 TP=TPt +∆TP， 要比理论输入转矩 TPt 大。用机械效率ηPm来表征机械损失的大小 Ρ Ρ Ρ Ρ Ρ Ρ Ρ Ρ ∆ = − −∆ = = T T T T T T T t η m 1 （2-3） 总效率ηP 是指液压泵的输出功率与输入功率之比，即 PV Pm P P P p Pi PO P T p q P P η η 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 PPi 可用下式表示 Ρ Ρ Ρ Ρ = η p q 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 pP 与容积效率 ηPV（或实际流量 qP）、总效率ηP 和输入功率 PPi 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ηpv (或实际流量 qP)随压力的增高而 减小，压力 pP 为零时,泄漏量∆qP 为零,容效率ηPV=100%,实际流量 qP 等于理论流量 qPt。总效率ηP 随工作 压力 pP 增高而增大,且有一个最高值。 图 2-2 液压泵的特性曲线
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PM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pM。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IM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φM是指在没有泄漏的情况下,达到要求转速mM所输入油液的流量。 3.液压马达的功率和效率 (1)容积效率 液压马达也有泄漏ΔqM存在,其实际输入流量qM大于理论流量,即 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 mn=4M-AM_I AM (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ΔTM,其实际输出转矩为T产=TM-△TM,小于理论转矩 TM。因此液压马达的机械效率为 nM M △A (2-8) 总效率№是指液压马达的输出功率与输入功率之比,即 PMo TMM nM APNgM M Mn (2-9) 液压马达输入功率PM为 PMi=APug (2-10) 液压马达输出功率为PMo P=to=2n.t (2-11) 式中△一液压马达进、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TM为
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 pM 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 pMn。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 VM 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 qMt 是指在没有泄漏的情况下，达到要求转速 nM 所输入油液的流量。 qMt=V MnM （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∆qM 存在，其实际输入流量 qM 大于理论流量，即 Mq = qMt + ∆qM 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ηMV M M M M M M Mt MV q q q q q q q ∆ = − −∆ η = = 1 （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∆TM，其实际输出转矩为 TM=TMt-∆TM，小于理论转矩 TMt。因此液压马达的机械效率为 Mt M Mt Mt M Mt M T T T T T T T Mm −∆ ∆ η = = =1− （2-8） 总效率ηM 是指液压马达的输出功率与输入功率之比，即 p q MV Mm T P P M M M M Mi Mo M η η η ω = = = ∆ （2-9） 液压马达输入功率 PMi 为 PMi = ∆pM qM （2-10） 液压马达输出功率为 PMo = = 2 PMo TMω M π M TM n （2-11） 式中 ∆pM—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 TMt 为
IM=-4PpWM (2-12) 液压马达输出的实际转矩TM为 IM=APy/Mm (2-13) 液压马达的实际输入流量为qM时,其转速mM为 qAnA (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 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 吸油管进入右腔一吸油腔,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
4 TMt= ∆pMVM 2π 1 （2-12） 液压马达输出的实际转矩 TM 为 TM pMVMηMm π = ∆ 2 1 (2-13） 液压马达的实际输入流量为 qM 时，其转速 nM 为 M M MV 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
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 V=Dhb= 2m-b 式中D一齿轮分度圆直径 一有效齿高,h=2m b一齿轮宽 z一齿轮齿数 m一齿轮模数。 泵的流量为 q=Vnn, =2rm'bnn (2-16) 式中m齿轮泵转速 一齿轮泵的容积效率。 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 2丌 Kamin (2-17) 低压齿轮泵推荐2水K=666,则 q=6.66zm bnn (2-18) 高压齿轮泵推荐2水K=7,则 7em'bn 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,齿薮少模数就大,故输油量增加,但流量脉动大:齿数増加时模数就小,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φmax、qm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 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2-4CB-B型低压齿轮泵结
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 V Dhb zm b 2 = π = 2π (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 V V q Vnη πzm bnη 2 = = 2 （2-16） 式中 n—齿轮泵转速； ηV —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 q πKzm bnη 2 = 2 （2-17） 低压齿轮泵推荐 2πK = 6.66，则 V q zm bnη 2 = 6.66 （2-18） 高压齿轮泵推荐 2πK = 7 ，则 V q zm bnη 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 qmax、qmin 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 qmax−qmin 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
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2MPa 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。 主动 (a) b 吸油 主动 图2-5齿轮泵的径向压力分布 图2-6齿轮泵的困油现象 (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e>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。在中高压和髙压齿轮泵中,为了提高其容积效 率,一般都釆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
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
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 、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。 图2-7内啮合齿轮泵 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 、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1、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 图2-8双作用叶片泵的工作原理 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为吸油后封油区内的油液体积,V2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
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， V1 为吸油后封油区内的油液体积，V2 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
F=2(1-2)z b[z(R-r) ](2-21) cos 6 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 0一叶片倾角 z-叶片数。 R一r q=2b(R nn(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, 图2-9双作用叶片泵的流量计算 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。等加速一等减速曲线、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 图2-10YB1型叶片泵 YB1型叶片泵是在YB型叶片泵基础上改进设计而成的。YB1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 K-K 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。配流盘釆用突缘式,小 图2-11叶片泵的配流盘
8 V 2(V V )z = 1 − 2 ] cos 2 [ ( ) 2 2 sz R r b R r 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 sz n R r q b R r η θ π ] cos 2 [ ( ) 2 2 − = − − （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 YB1 型叶片泵是在 YB 型叶片泵基础上改进设计而成的。YB1 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
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。 YB1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。 单作用叶片泵 压油 吸油 图2-12单作用叶片泵的工作原理 单作用叶片泵的排量计算 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△I=V1-V2,于是叶片泵每转输出的油液体 积为△Z(Z为叶片数)。由此可得单作用叶片泵的排量近似为 =r(+e)2-(-e)2j=2bemD(2-23) 式中b一转子宽度 e一转子和定子间的偏心距; D一定子内圆直径 q=2berDnny (2-24)
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。 YB1 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=V1–V2，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=π[( D e) ( D e) ]b 2beπD 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。 q = 2beπDnη V (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
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 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 (b) 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 图2-14外反馈限压式变量叶片泵工作原理 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一压力特性 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,亦称流量一压力特性。 泵的理论流量q1与泵的尺寸参数以及偏心距e的大小有关,泵的泄漏量Aq与压力有关,对泵的实际 流量q可用下式表示
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 eξ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 qt 与泵的尺寸参数以及偏心距 eξ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