第四章液压执行元件 第一节液压马达 液压马达的特点及分类 液压马达是把液体的压力能转换为机械能的装置,从原理上讲,液压泵可以作液压马达 用,液压马达也可作液压泵用。但事实上同类型的液压泵和液压马达虽然在结构上相似,但 由于两者的工作情况不同,使得两者在结构上也有某些差异。例如 1.液压马达一般需要正反转,所以在内部结构上应具有对称性,而液压泵一般是单方向 旋转的,没有这一要求 2.为了减小吸油阻力,减小径向力,一般液压泵的吸油口比出油口的尺寸大。而液压马 达低压腔的压力稍高于大气压力,所以没有上述要求 3.液压马达要求能在很宽的转速范围内正常工作,因此,应采用液动轴承或静压轴承。 因为当马达速度很低时,若采用动压轴承,就不易形成润滑滑膜 4.叶片泵依靠叶片跟转子一起高速旋转而产生的离心力使叶片始终贴紧定子的内表面, 起封油作用,形成工作容积。若将其当马达用,必须在液压马达的叶片根部装上弹簧,以保 证叶片始终贴紧定子内表面,以便马达能正常起动 5.液压泵在结构上需保证具有自吸能力,而液压马达就没有这一要求 6.液压马达必须具有较大的起动扭矩。所谓起动扭矩,就是马达由静止状态起动时,马 达轴上所能输出的扭矩,该扭矩通常大于在同一工作压差时处于运行状态下的扭矩,所以 为了使起动扭矩尽可能接近工作状态下的扭矩,要求马达扭矩的脉动小,内部摩擦小 由于液压马达与液压泵具有上述不同的特点,使得很多类型的液压马达和液压泵不能互 逆使用。 液压马达按其额定转速分为高速和低速两大类,额定转速高于500r/min的属于高速液 压马达,额定转速低于500r/min的属于低速液压马达。 高速液压马达的基本型式有齿轮式、螺杆式、叶片式和轴向柱塞式等。它们的主要特点是转 速较高、转动惯量小,便于启动和制动,调速和换向的灵敏度高。通常高速液压马达的输出 转矩不大(仅几十牛·米到几百牛·米),所以又称为高速小转矩液压马达。 高速液压马达的基本型式是径向柱塞式,例如单作用曲轴连杆式、液压平衡式和多作用 内曲线式等。此外在轴向柱塞式、叶片式和齿轮式中也有低速的结构型式。低速液压马达的 主要特点是排量大、体积大、转速低(有时可达每分种几转甚至零点几转),因此可直接与工 作机构连接,不需要减速装置,使传动机构大为简化,通常低速液压马达输出转矩较大(可 达几千牛顿·米到几万牛顿·米),所以又称为低速大转矩液压马达 液压马达也可按其结构类型来分,可以分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其他型式 二、液压马达的性能参数 液压马达的性能参数很多。下面是液压马达的主要性能参数: 1.排量、流量和容积效率 习惯上将马达的轴每转一周,按几何尺寸计算所进入的液体容积,称为马达的排量V, 有时称之为几何排量、理论排量,即不考虑泄漏损失时的排量。 液压马达的排量表示出其工作容腔的大小,它是一个重要的参数。因为液压马达在工作 中输出的转矩大小是由负载转矩决定的。但是,推动同样大小的负载,工作容腔大的马达的 压力要低于工作容腔小的马达的压力,所以说工作容腔的大小是液压马达工作能力的主要标 志,也就是说,排量的大小是液压马达工作能力的重要标志。 根据液压动力元件的工作原理可知,马达转速n、理论流量q与排量V之间具有下列关 系 EnV (4-1)
第四章 液压执行元件 第一节 液压马达 一、液压马达的特点及分类 液压马达是把液体的压力能转换为机械能的装置，从原理上讲，液压泵可以作液压马达 用，液压马达也可作液压泵用。但事实上同类型的液压泵和液压马达虽然在结构上相似，但 由于两者的工作情况不同，使得两者在结构上也有某些差异。例如： 1.液压马达一般需要正反转，所以在内部结构上应具有对称性，而液压泵一般是单方向 旋转的，没有这一要求。 2.为了减小吸油阻力，减小径向力，一般液压泵的吸油口比出油口的尺寸大。而液压马 达低压腔的压力稍高于大气压力，所以没有上述要求。 3.液压马达要求能在很宽的转速范围内正常工作，因此，应采用液动轴承或静压轴承。 因为当马达速度很低时，若采用动压轴承，就不易形成润滑滑膜。 4.叶片泵依靠叶片跟转子一起高速旋转而产生的离心力使叶片始终贴紧定子的内表面， 起封油作用，形成工作容积。若将其当马达用，必须在液压马达的叶片根部装上弹簧，以保 证叶片始终贴紧定子内表面，以便马达能正常起动。 5.液压泵在结构上需保证具有自吸能力，而液压马达就没有这一要求。 6.液压马达必须具有较大的起动扭矩。所谓起动扭矩，就是马达由静止状态起动时，马 达轴上所能输出的扭矩，该扭矩通常大于在同一工作压差时处于运行状态下的扭矩，所以， 为了使起动扭矩尽可能接近工作状态下的扭矩，要求马达扭矩的脉动小，内部摩擦小。 由于液压马达与液压泵具有上述不同的特点，使得很多类型的液压马达和液压泵不能互 逆使用。 液压马达按其额定转速分为高速和低速两大类，额定转速高于 500r/min 的属于高速液 压马达，额定转速低于 500r/min 的属于低速液压马达。 高速液压马达的基本型式有齿轮式、螺杆式、叶片式和轴向柱塞式等。它们的主要特点是转 速较高、转动惯量小，便于启动和制动，调速和换向的灵敏度高。通常高速液压马达的输出 转矩不大(仅几十牛·米到几百牛·米)，所以又称为高速小转矩液压马达。 高速液压马达的基本型式是径向柱塞式，例如单作用曲轴连杆式、液压平衡式和多作用 内曲线式等。此外在轴向柱塞式、叶片式和齿轮式中也有低速的结构型式。低速液压马达的 主要特点是排量大、体积大、转速低(有时可达每分种几转甚至零点几转)，因此可直接与工 作机构连接，不需要减速装置，使传动机构大为简化，通常低速液压马达输出转矩较大(可 达几千牛顿·米到几万牛顿·米)，所以又称为低速大转矩液压马达。 液压马达也可按其结构类型来分，可以分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其他型式。 二、液压马达的性能参数 液压马达的性能参数很多。下面是液压马达的主要性能参数： 1. 排量、流量和容积效率 习惯上将马达的轴每转一周，按几何尺寸计算所进入的液体容积，称为马达的排量 V， 有时称之为几何排量、理论排量，即不考虑泄漏损失时的排量。 液压马达的排量表示出其工作容腔的大小，它是一个重要的参数。因为液压马达在工作 中输出的转矩大小是由负载转矩决定的。但是，推动同样大小的负载，工作容腔大的马达的 压力要低于工作容腔小的马达的压力，所以说工作容腔的大小是液压马达工作能力的主要标 志，也就是说，排量的大小是液压马达工作能力的重要标志。 根据液压动力元件的工作原理可知，马达转速 n、理论流量 qi 与排量 V 之间具有下列关 系 qi =nV (4-1)
式中:q为理论流量(m/s);n为转速(r/min):V为排量(m/s) 为了满足转速要求,马达实际输入流量q大于理论输入流量,则有: q staq (4-2) 式中:△q为泄漏流量 n,=q/q=1/(1+△q/q) 所以得实际流量 2.液压马达输出的理论转矩 根据排量的大小,可以计算在给定压力下液压马达所能输出的转矩的大小,也可以 计算在给定的负载转矩下马达的工作压力的大小。当液压马达进、出油口之间的压力差为 ΔP,输入液压马达的流量为q,液压马达输出的理论转矩为Tt,角速度为ω,如果不计损 失,液压马达输入的液压功率应当全部转化为液压马达输出的机械功率,即: △P=Tt 又因为ω=2n,所以液压马达的理论转矩为: T:=△P·V/2丌 式中:△P为马达进出口之间的压力差 3.液压马达的机械效率 由于液压马达内部不可避免地存在各种摩擦,实际输出的转矩T总要比理论转矩1 些,即 T=Tt n 式中:n。为液压马达的机械效率( 4液压马达的启动机械效率n 液压马达的启动机械效率是指液压马达由静止状态起动时,马达实际输出的转矩T0与它 在同一工作压差时的理论转矩Tt之比。即: no=T/T, 4-8) 液压马达的启动机械效率表示出其启动性能的指标。因为在同样的压力下,液压马达由 静止到开始转动的启动状态的输出转矩要比运转中的转矩大,这给液压马达带载启动造成了 困难,所以启动性能对液压马达是非常重要的,启动机械效率正好能反映其启动性能的高低。 启动转矩降低的原因,一方面是在静止状态下的摩擦因数最大,在摩擦表面出现相对滑动后 摩擦因数明显减小,另一方面也是最主要的方面是因为液压马达静止状态润滑油膜被挤掉, 基本上变成了干摩擦。一旦马达开始运动,随着润滑油膜的建立,摩擦阻力立即下降, 并随滑动速度增大和油膜变厚而减小 实际工作中都希望启动性能好一些,即希望启动转矩和启动机械效率大一些。现将不同 结构形式的液压马达的启动机械效率n的大致数值列入表4-1中。 表4-1液压马达的启动机械效率 液压马达的结构形式 启动机械效率n=/% 老结构 齿轮马达 0.60~0.80 新结构 0.85~0.88 叶片马达 高速小扭矩型 0.75~0.85 轴向柱塞马达 滑履式 0.80~0.90 非滑履式 0.82~0.92 曲轴连杆马达 老结构 0.80~0.85 新结构 0.83~0.90 老结构 0.80~0.85 静压平衡马达 新结构0.830.90 多作用内曲线马达 由横梁的滑动摩擦副传递切0.90~0.94
式中：qi为理论流量(m3 /s);n 为转速(r/min)；V 为排量(m3 /s)。 为了满足转速要求，马达实际输入流量 q 大于理论输入流量，则有： q= qi +Δq (4-2) 式中：Δq 为泄漏流量。 ηv =qi/q=1/（1+Δq／qi） (4-3) 所以得实际流量 q=qi/ηv (4-4) 2. 液压马达输出的理论转矩 根据排量的大小，可以计算在给定压力下液压马达所能输出的转矩的大小，也可以 计算在给定的负载转矩下马达的工作压力的大小。当液压马达进、出油口之间的压力差为 ΔP，输入液压马达的流量为 q，液压马达输出的理论转矩为 Tt，角速度为 ω，如果不计损 失，液压马达输入的液压功率应当全部转化为液压马达输出的机械功率，即： ΔPq =Ttω (4-5) 又因为ω=2πn，所以液压马达的理论转矩为： Tt =ΔP·V/2π (4-6) 式中：ΔP 为马达进出口之间的压力差。 3. 液压马达的机械效率 由于液压马达内部不可避免地存在各种摩擦，实际输出的转矩 T 总要比理论转矩 Tt 小 些，即： T=Ttηm (4-7) 式中：ηm 为液压马达的机械效率(%)。 4. 液压马达的启动机械效率ηm 液压马达的启动机械效率是指液压马达由静止状态起动时，马达实际输出的转矩 T0 与它 在同一工作压差时的理论转矩 Tt 之比。即： ηm 0=T/Tt (4-8) 液压马达的启动机械效率表示出其启动性能的指标。因为在同样的压力下，液压马达由 静止到开始转动的启动状态的输出转矩要比运转中的转矩大，这给液压马达带载启动造成了 困难，所以启动性能对液压马达是非常重要的，启动机械效率正好能反映其启动性能的高低。 启动转矩降低的原因，一方面是在静止状态下的摩擦因数最大，在摩擦表面出现相对滑动后 摩擦因数明显减小，另一方面也是最主要的方面是因为液压马达静止状态润滑油膜被挤掉， 基本上变成了干摩擦。一旦马达开始运动，随着润滑油膜的建立，摩擦阻力立即下降， 并随滑动速度增大和油膜变厚而减小。 实际工作中都希望启动性能好一些，即希望启动转矩和启动机械效率大一些。现将不同 结构形式的液压马达的启动机械效率ηm0 的大致数值列入表 4-1 中。 表 4-1 液压马达的启动机械效率 液压马达的结构形式 启动机械效率ηm0/% 齿轮马达 老结构 0.60～0.80 新结构 0.85～0.88 叶片马达 高速小扭矩型 0.75～0.85 轴向柱塞马达 滑履式 0.80～0.90 非滑履式 0.82～0.92 曲轴连杆马达 老结构 0.80～0.85 新结构 0.83～0.90 静压平衡马达 老结构 0.80～0.85 新结构 0.83～0.90 多作用内曲线马达 由横梁的滑动摩擦副传递切 向力 0.90～0.94
传递切向力的部位具有滚动0.95~0.98 由表4-1可知,多作用内曲线马达的启动性能最好,轴向柱塞马达、曲轴连杆马达和静 压平衡马达居中,叶片马达较差,而齿轮马达最差。 5.液压马达的转速 液压马达的转速取决于供液的流量和液压马达本身的排量V,可用下式计算 n,=q/V (49) 式中:n为理论转速(r/min)。 由于液压马达内部有泄漏,并不是所有进入马达的液体都推动液压马达做功,一小部分 因泄漏损失掉了。所以液压马达的实际转速要比理论转速低一些 n=nt·n (4-10) 式中:n为液压马达的实际转速(r/min):n,为液压马达的容积效率(%)。 6.最低稳定转速 最低稳定转速是指液压马达在额定负载下,不出现爬行现象的最低转速。所谓爬行现象, 就是当液压马达工作转速过低时,往往保持不了均匀的速度,进入时动时停的不稳定状态。 液压马达在低速时产生爬行现象的原因是 (1)摩擦力的大小不稳定。通常的摩擦力是随速度增大而增加的,而对静止和低速区 域工作的马达内部的摩擦阻力,当工作速度增大时非但不增加,反而减少,形成了所谓“负 特性”的阻力。另一方面,液压马达和负载是由液压油被压缩后压力升高而被推动的,因此, 可用图4-1(a)所示的物理模型表示低速区域液压马达的工作过程:以匀速v推弹簧的一端 (相当于高压下不可压缩的工作介质),使质量为m的物体(相当于马达和负载质量、转动惯 量)克服“负特性”的摩擦阻力而运动。当物体静止或速度很低时阻力大,弹簧不断压缩, 增加推力。只有等到弹簧压缩到其推力大于静摩擦力时才开始运动。一旦物体开始运动,阻 力突然减小,物体突然加速跃动,其结果又使弹簧的压缩量减少,推力减小,物体依靠惯性 前移一段路程后停止下来,直到弹簧的移动又使弹簧压缩,推力增加,物体就再一次跃动为 止,形成如图4-1(b)所示的时动时停的状态,对液压马达来说,这就是爬行现象 运动 图4-1液压马达爬行的物理模型 (2)泄漏量大小不稳定。液压马达的泄漏量不是每个瞬间都相同,它也随转子转动的 相位角度变化作周期性波动。由于低速时进入马达的流量小,泄漏所占的比重就增大,泄漏 量的不稳定就会明显地影响到参与马达工作的流量数值,从而造成转速的波动。当马达在低 速运转时,其转动部分及所带的负载表现出的惯性较小,上述影响比较明显,因而出现爬行 现象 实际工作中,一般都期望最低稳定转速越小越好。 7.最高使用转速 液压马达的最高使用转速主要受使用寿命和机械效率的限制,转速提高后,各运动副的 磨损加剧,使用寿命降低,转速高则液压马达需要输入的流量就大,因此各过流部分的流速 相应增大,压力损失也随之增加,从而使机械效率降低 对某些液压马达,转速的提高还受到背压的限制。例如曲轴连杆式液压马达,转速提高时, 回油背压必须显著增大才能保证连杄不会撞击曲轴表面,从而避免了撞击现象。随着转速的 提高,回油腔所需的背压值也应随之提高。但过分的提高背压,会使液压马达的效率明显下 降。为了使马达的效率不致过低,马达的转速不应太高 8.调速范围
传递切向力的部位具有滚动 副 0.95～0.98 由表 4-1 可知，多作用内曲线马达的启动性能最好，轴向柱塞马达、曲轴连杆马达和静 压平衡马达居中，叶片马达较差，而齿轮马达最差。 5. 液压马达的转速 液压马达的转速取决于供液的流量和液压马达本身的排量 V，可用下式计算： nt =qi/V (4-9) 式中：nt为理论转速(r/min)。 由于液压马达内部有泄漏，并不是所有进入马达的液体都推动液压马达做功，一小部分 因泄漏损失掉了。所以液压马达的实际转速要比理论转速低一些。 n=nt·ηv (4-10) 式中：n 为液压马达的实际转速(r/min)；ηv为液压马达的容积效率(%)。 6. 最低稳定转速 最低稳定转速是指液压马达在额定负载下，不出现爬行现象的最低转速。所谓爬行现象， 就是当液压马达工作转速过低时，往往保持不了均匀的速度，进入时动时停的不稳定状态。 液压马达在低速时产生爬行现象的原因是： (1)摩擦力的大小不稳定。 通常的摩擦力是随速度增大而增加的，而对静止和低速区 域工作的马达内部的摩擦阻力，当工作速度增大时非但不增加，反而减少，形成了所谓“负 特性”的阻力。另一方面，液压马达和负载是由液压油被压缩后压力升高而被推动的，因此， 可用图 4-1(a)所示的物理模型表示低速区域液压马达的工作过程：以匀速 v0 推弹簧的一端 (相当于高压下不可压缩的工作介质)，使质量为 m 的物体(相当于马达和负载质量、转动惯 量)克服“负特性”的摩擦阻力而运动。当物体静止或速度很低时阻力大，弹簧不断压缩， 增加推力。只有等到弹簧压缩到其推力大于静摩擦力时才开始运动。一旦物体开始运动，阻 力突然减小，物体突然加速跃动，其结果又使弹簧的压缩量减少，推力减小，物体依靠惯性 前移一段路程后停止下来，直到弹簧的移动又使弹簧压缩，推力增加，物体就再一次跃动为 止，形成如图 4-1(b)所示的时动时停的状态，对液压马达来说，这就是爬行现象。 图 4-1 液压马达爬行的物理模型 (2)泄漏量大小不稳定。 液压马达的泄漏量不是每个瞬间都相同，它也随转子转动的 相位角度变化作周期性波动。由于低速时进入马达的流量小，泄漏所占的比重就增大，泄漏 量的不稳定就会明显地影响到参与马达工作的流量数值，从而造成转速的波动。当马达在低 速运转时，其转动部分及所带的负载表现出的惯性较小，上述影响比较明显，因而出现爬行 现象。 实际工作中，一般都期望最低稳定转速越小越好。 7. 最高使用转速 液压马达的最高使用转速主要受使用寿命和机械效率的限制，转速提高后，各运动副的 磨损加剧，使用寿命降低，转速高则液压马达需要输入的流量就大，因此各过流部分的流速 相应增大，压力损失也随之增加，从而使机械效率降低。 对某些液压马达，转速的提高还受到背压的限制。例如曲轴连杆式液压马达，转速提高时， 回油背压必须显著增大才能保证连杆不会撞击曲轴表面，从而避免了撞击现象。随着转速的 提高，回油腔所需的背压值也应随之提高。但过分的提高背压，会使液压马达的效率明显下 降。为了使马达的效率不致过低，马达的转速不应太高。 8. 调速范围
液压马达的调速范围用最高使用转速和最低稳定转速之比表示,即 i=nm/nn (4-11) 液压马达的工作原理 常用的液压马达的结构与同类型的液压泵很相似,下面对叶片马达、轴向柱塞马达和摆 动马达的工作原理作一介绍 1.叶片马达 图4-2所示为叶片液压马达的工作原理图 图4-2叶片马达的工作原理图 1~7—叶片 当压力为p的油液从进油口进入叶片1和3之间时,叶片2因两面均受液压油的作用所 以不产生转矩。叶片1、3上,一面作用有压力油,另一面为低压油。由于叶片3伸出的面 积大于叶片1伸出的面积,因此作用于叶片3上的总液压力大于作用于叶片1上的总液压力, 于是压力差使转子产生顺时针的转矩。同样道理,压力油进入叶片5和7之间时,叶片7 伸出的面积大于叶片5伸出的面积,也产生顺时针转矩。这样,就把油液的压力能转变成了 机械能,这就是叶片马达的工作原理。当输油方向改变时,液压马达就反转 当定子的长短径差值越大,转子的直径越大,以及输入的压力越高时,叶片马达输出的 转矩也越大 在图4-2中,叶片2、4、6、8两侧的压力相等,无转矩产生。叶片3、7产生的转矩为 T1,方向为顺时针方向。假设马达出口压力为零,则: T1=2[(R1-r)BP B(R2-R2).p 式中:B为叶片宽度:R为定子长半径:r为转子半径:p为马达的进口压力 叶片1、5产生的转矩为T2,方向为逆时针方向,则 T=71-T2=B(R1-R2)·p (4-13) 由式(4-12)、式(4-13)看出,对结构尺寸已确定的叶片马达,其输出转矩T决定于输入油的 压力 由叶片泵的理论流量q的公式 q1=2πBn(R12-R2) 得: (4-14) 式中:q1为液压马达的理论流量,q=q·nq为液压马达的实际流量,即进口流量。 由式(4-14)看出,对结构尺寸已确定的叶片马达,其输出转速n决定于输入油的流量。 叶片马达的体积小,转动惯量小,因此动作灵敏,可适应的换向频率较高。但泄漏较大, 不能在很低的转速下工作,因此,叶片马达一般用于转速高、转矩小和动作灵敏的场合 2轴向柱塞马达 轴向柱塞马达的结构形式基本上与轴向柱塞泵一样,故其种类与轴向柱塞泵相同,也分
液压马达的调速范围用最高使用转速和最低稳定转速之比表示，即： i=nmax/nmin (4-11) 三、液压马达的工作原理 常用的液压马达的结构与同类型的液压泵很相似，下面对叶片马达、轴向柱塞马达和摆 动马达的工作原理作一介绍。 1.叶片马达 图 4-2 所示为叶片液压马达的工作原理图。 图 4-2 叶片马达的工作原理图 1～7—叶片 当压力为 p 的油液从进油口进入叶片 1 和 3 之间时，叶片 2 因两面均受液压油的作用所 以不产生转矩。叶片 1、3 上，一面作用有压力油，另一面为低压油。由于叶片 3 伸出的面 积大于叶片1伸出的面积，因此作用于叶片 3上的总液压力大于作用于叶片 1上的总液压力， 于是压力差使转子产生顺时针的转矩。同样道理，压力油进入叶片 5 和 7 之间时，叶片 7 伸出的面积大于叶片 5 伸出的面积，也产生顺时针转矩。这样，就把油液的压力能转变成了 机械能，这就是叶片马达的工作原理。当输油方向改变时，液压马达就反转。 当定子的长短径差值越大，转子的直径越大，以及输入的压力越高时，叶片马达输出的 转矩也越大。 在图 4-2 中，叶片 2、4、6、8 两侧的压力相等，无转矩产生。叶片 3、7 产生的转矩为 T1，方向为顺时针方向。假设马达出口压力为零，则： B R R p R r T R r BP = − + = − • ] ( ) 2 ( ) 2[( ) 2 2 2 2 1 1 1 (4-12) 式中：B 为叶片宽度；R1 为定子长半径；r 为转子半径；p 为马达的进口压力。 叶片 1、5 产生的转矩为 T2，方向为逆时针方向，则： T = T −T = B(R − R ) p 2 2 2 1 2 1 (4-13) 由式(4-12)、式(4-13)看出，对结构尺寸已确定的叶片马达，其输出转矩 T 决定于输入油的 压力。 由叶片泵的理论流量 qi 的公式： qi =2πBn(R1 2 -R2 2 ) 得： n=qi/2πB(R1 2 -R2 2 ) (4-14) 式中：qi为液压马达的理论流量，qi=q·ηv；q 为液压马达的实际流量，即进口流量。 由式(4-14)看出，对结构尺寸已确定的叶片马达，其输出转速 n 决定于输入油的流量。 叶片马达的体积小，转动惯量小，因此动作灵敏，可适应的换向频率较高。但泄漏较大， 不能在很低的转速下工作，因此，叶片马达一般用于转速高、转矩小和动作灵敏的场合。 2.轴向柱塞马达 轴向柱塞马达的结构形式基本上与轴向柱塞泵一样，故其种类与轴向柱塞泵相同，也分
为直轴式轴向柱塞马达和斜轴式轴向柱塞马达两类。 轴向柱塞马达的工作原理如图4-3所示 图4-3斜盘式轴向柱塞马达的工作原理图 当压力油进入液压马达的高压腔之后,工作柱塞便受到油压作用力为pAp为油压力,A 为柱塞面积),通过滑靴压向斜盘,其反作用为N。N力分解成两个分力,沿柱塞轴向分力p 与柱塞所受液压力平衡:另一分力F,与柱塞轴线垂直向上,它与缸体中心线的距离为r 这个力便产生驱动马达旋转的力矩。F力的大小为 y 式中:Y为斜盘的倾斜角度(°) 这个F力使缸体产生扭矩的大小,由柱塞在压油区所处的位置而定。设有一柱塞与缸体 的垂直中心线成φ角,则该柱塞使缸体产生的扭矩T为 T=Fr= FRsinφ= pARtan y sin中 式中:R为柱塞在缸体中的分布圆半径(m)。 随着角度φ的变化,柱塞产生的扭矩也跟着变化。整个液压马达能产生的总扭矩,是所 有处于压力油区的柱塞产生的扭矩之和,因此,总扭矩也是脉动的,柱赛的数目较多具为 单数时,脉动较小 液压马达的实际输出的总扭矩可用下式计算: △pV/2π (4-16) 式中:△p为液压马达进出口油液压力差N/m2):V为液压马达理论排量(m3/r):n。为液压马达机械效率 从式中可看出,当输入液压马达的油液压力一定时,液压马达的输出扭矩仅和每转排量 有关。因此,提高液压马达的每转排量,可以增加液压马达的输出扭矩 一般来说,轴向柱塞马达都是高速马达,输出扭矩小,因此,必须通过减速器来带动工 作机构。如果我们能使液压马达的排量显著増大,也就可以使轴冋柱塞马达做成低速大扭矩 马达 1.摆动马达摆动液压马达的工作原理见图4-4
为直轴式轴向柱塞马达和斜轴式轴向柱塞马达两类。 轴向柱塞马达的工作原理如图 4-3 所示。 图 4-3 斜盘式轴向柱塞马达的工作原理图 当压力油进入液压马达的高压腔之后，工作柱塞便受到油压作用力为 pA(p 为油压力，A 为柱塞面积)，通过滑靴压向斜盘，其反作用为 N。N 力分解成两个分力，沿柱塞轴向分力 p， 与柱塞所受液压力平衡；另一分力 F，与柱塞轴线垂直向上，它与缸体中心线的距离为 r， 这个力便产生驱动马达旋转的力矩。F 力的大小为： F=pAtanγ 式中：γ为斜盘的倾斜角度(°)。 这个 F 力使缸体产生扭矩的大小，由柱塞在压油区所处的位置而定。设有一柱塞与缸体 的垂直中心线成 φ 角，则该柱塞使缸体产生的扭矩 T 为： T=Fr=FRsinφ=pARtanγsinφ (4-15) 式中：R 为柱塞在缸体中的分布圆半径(m)。 随着角度φ的变化，柱塞产生的扭矩也跟着变化。整个液压马达能产生的总扭矩，是所 有处于压力油区的柱塞产生的扭矩之和，因此，总扭矩也是脉动的，当柱塞的数目较多且为 单数时，脉动较小。 液压马达的实际输出的总扭矩可用下式计算： T=ηm·ΔpV/2π (4-16) 式中：Δp 为液压马达进出口油液压力差(N/m2)；V 为液压马达理论排量(m3/r)；ηm为液压马达机械效率。 从式中可看出，当输入液压马达的油液压力一定时，液压马达的输出扭矩仅和每转排量 有关。因此，提高液压马达的每转排量，可以增加液压马达的输出扭矩。 一般来说，轴向柱塞马达都是高速马达，输出扭矩小，因此，必须通过减速器来带动工 作机构。如果我们能使液压马达的排量显著增大，也就可以使轴向柱塞马达做成低速大扭矩 马达。 1. 摆动马达 摆动液压马达的工作原理见图 4-4
图4-4摆动缸摆动液压马达的工作原理图 图4-4(a)是单叶片摆动马达。若从油口I通入高压油,叶片2作逆时针摆动,低压力 从油口Ⅱ排出。因叶片与输出轴连在一起,输出轴摆动冋时输出转矩、克服负载。 此类摆动马达的工作压力小于10MPa,摆动角度小于280°。由于径向力不平衡,叶片 和壳体、叶片和挡块之间密封困难,限制了其工作压力的进一步提高,从而也限制了输出转 矩的进一步提高。 图4-4(b)是双叶片式摆动马达。在径向尺寸和工作压力相同的条件下,分别是单叶片 式摆动马达输出转矩的2倍,但回转角度要相应减少,双叶片式摆动马达的回转角度一般小 于120° 叶片摆动马达的总效率n=70%~95%,对单叶片摆动马达来说。 设其机械效率为1,出口背压为零,则它的输出转矩 B 2(R2-R) 式中:P为单叶片摆动马达的进口压力:B为叶片宽度:R为叶片轴外半径,叶片内半径:R2为叶片外半径
图 4-4 摆动缸摆动液压马达的工作原理图 图 4-4(a)是单叶片摆动马达。若从油口Ⅰ通入高压油，叶片 2 作逆时针摆动，低压力 从油口Ⅱ排出。因叶片与输出轴连在一起，输出轴摆动同时输出转矩、克服负载。 此类摆动马达的工作压力小于 10MPa，摆动角度小于 280°。由于径向力不平衡，叶片 和壳体、叶片和挡块之间密封困难，限制了其工作压力的进一步提高，从而也限制了输出转 矩的进一步提高。 图 4-4(b)是双叶片式摆动马达。在径向尺寸和工作压力相同的条件下，分别是单叶片 式摆动马达输出转矩的 2 倍，但回转角度要相应减少，双叶片式摆动马达的回转角度一般小 于 120°。 叶片摆动马达的总效率η=70%～95%，对单叶片摆动马达来说。 设其机械效率为 1，出口背压为零，则它的输出转矩： T=PB 2 1 R R rdr =P 2 B (R2 2 -R1 2 ) (4-17) 式中：P 为单叶片摆动马达的进口压力；B 为叶片宽度；R1为叶片轴外半径，叶片内半径；R2为叶片外半径
第二节液压缸 液压缸又称为油缸,它是液压系统中的一种执行元件,其功能就是将液压能转变成直线 往复式的机械运动 液压缸的类型和特点 液压缸的种类很多,其详细分类可见表4-2。 表42常见液压缸的种类及特点 分类名称 号 柱塞式液压缸 柱塞仅单向运动,返回行程是利用自重或负荷将柱塞推回 单作用液压缸 单活塞杆液压缸口活塞仅单向运动返回行程是利用自重或负荷将活塞推回 双活塞杆液压日 活塞的两侧都装有活塞杆,只能向活塞一侧供给压力油,返回行程通常 利用弹簧力、重力或外力 它以短缸获得长行程。用液压油由大到小逐节推出,靠外力由小到大逐 伸缩液压缸 双单活塞杆液压缸 单边有杆,两向液压驱动两向推力和速度不等 用 液双活塞杆液压缸 日「双向有杆双向液压驱动可实现等速往复运动 压 伸缩液压缸 双向液压驱动伸出由大到小逐步推出,由小到大逐节缩回 弹簧复位液压缸|单向液压驱动由弹簧力复位 组合液压缸 用于缸的直径受限制,而长度不受限制处,获得大的推力 由低压力室A缸驱动,使B室获得高压油源 齿条传动压虹活寨往复运动经装在起的齿条驱动齿轮获得生复回特运动 摆动液 输出轴直接输出扭矩其往复回转的角度小于360°,也称摆动马达 p2 图4-5双杆活塞缸 下面分别介绍几种常用的液 1.活塞式液压缸活塞式液压缸根据其使用要求不同可分为双杆式和单杆式两种
第二节 液 压 缸 液压缸又称为油缸，它是液压系统中的一种执行元件，其功能就是将液压能转变成直线 往复式的机械运动。 一、液压缸的类型和特点 液压缸的种类很多，其详细分类可见表 4-2。 表 4-2 常见液压缸的种类及特点 图 4-5 双杆活塞缸 下面分别介绍几种常用的液压缸。 1.活塞式液压缸 活塞式液压缸根据其使用要求不同可分为双杆式和单杆式两种
(1)双杆式活塞缸。活塞两端都有一根直径相等的活塞杆伸出的液压缸称为双杆式活塞 缸,它一般由缸体、缸盖、活塞、活塞杆和密封件等零件构成。根据安装方式不同可分为缸 筒固定式和活塞杆固定式两种。 如图4-5(a)所示的为缸筒固定式的双杆活塞缸。它的进、出口布置在缸筒两端,活塞 通过活塞杆带动工作台移动,当活塞的有效行程为1时,整个工作台的运动范围为31,所 以机床占地面积大,一般适用于小型机床,当工作台行程要求较长时,可采用图4-5(b)所 示的活塞杆固定的形式,这时,缸体与工作台相连,活塞杆通过支架固定在机床上,动力由 缸体传出。这种安装形式中,工作台的移动范围只等于液压缸有效行程1的两倍(21),因此 占地面积小。进出油口可以设置在固定不动的空心的活塞杆的两端,但必须使用软管连接。 由于双杆活塞缸两端的活塞杆直径通常是相等的,因此它左、右两腔的有效面积也相等, 当分别向左、右腔输入相同压力和相同流量的油液时,液压缸左、右两个方向的推力和速度 相等。当活塞的直径为D,活塞杆的直径为d,液压缸进、出油腔的压力为p和p2,输入流 量为q时,双杆活塞缸的推力F和速度v为 F=A(o1p)=(D2d)(p1p)/4 (4-18) v=q/A=4g/ x(D-d) (4-19) 式中:A为活塞的有效工作面积 双杆活塞缸在工作时,设计成一个活塞杆是受拉的,而另一个活塞杆不受力,因此这种 液压缸的活塞杆可以做得细些。 (2)单杆式活塞缸。如图4-6所示,活塞只有一端带活塞杆,单杆液压缸也有缸体固定 和活塞杆固定两种形式,但它们的工作台移动范围都是活塞有效行程的两倍。 A 图4-6单杆式活塞缸 由于液压缸两腔的有效工作面积不等,因此它在两个方向上的输出推力和速度也不等, 其值分别为: F1=(pArpA)= [(ppa)D'-p2d]/4 F1=(plArP2As)=I [(p1-p2)D-p2d]/4 v1=q/A2=4q/p2 (4-22) 2=Q/A2=4/x⑩2-d) (4-23) 由式(4-20)~式(4-23)可知,由于A1>A2,所以F1>F2,v<v2。如把两个方向上的输出 速度v2和v1的比值称为速度比,记作λv,则λv=v2/v1=1/[1-(d/D)2]。因此, d=D√1-1/.在已知D和x,时,可确定d值。 q+q 图4-7差动缸
(1)双杆式活塞缸。活塞两端都有一根直径相等的活塞杆伸出的液压缸称为双杆式活塞 缸，它一般由缸体、缸盖、活塞、活塞杆和密封件等零件构成。根据安装方式不同可分为缸 筒固定式和活塞杆固定式两种。 如图 4-5(a)所示的为缸筒固定式的双杆活塞缸。它的进、出口布置在缸筒两端，活塞 通过活塞杆带动工作台移动，当活塞的有效行程为 l 时，整个工作台的运动范围为 3l，所 以机床占地面积大，一般适用于小型机床，当工作台行程要求较长时，可采用图 4-5(b)所 示的活塞杆固定的形式，这时，缸体与工作台相连，活塞杆通过支架固定在机床上，动力由 缸体传出。这种安装形式中，工作台的移动范围只等于液压缸有效行程 l 的两倍(2l)，因此 占地面积小。进出油口可以设置在固定不动的空心的活塞杆的两端，但必须使用软管连接。 由于双杆活塞缸两端的活塞杆直径通常是相等的，因此它左、右两腔的有效面积也相等， 当分别向左、右腔输入相同压力和相同流量的油液时，液压缸左、右两个方向的推力和速度 相等。当活塞的直径为 D，活塞杆的直径为 d，液压缸进、出油腔的压力为 p1 和 p2，输入流 量为 q 时，双杆活塞缸的推力 F 和速度 v 为： F=A(p1-p2)=π (D2 -d 2 ) (p1-p2) /4 (4-18) v=q/A=4q/π(D2 -d 2 ) (4-19) 式中：A 为活塞的有效工作面积。 双杆活塞缸在工作时，设计成一个活塞杆是受拉的，而另一个活塞杆不受力，因此这种 液压缸的活塞杆可以做得细些。 (2)单杆式活塞缸。如图 4-6 所示，活塞只有一端带活塞杆，单杆液压缸也有缸体固定 和活塞杆固定两种形式，但它们的工作台移动范围都是活塞有效行程的两倍。 图 4-6 单杆式活塞缸 由于液压缸两腔的有效工作面积不等，因此它在两个方向上的输出推力和速度也不等， 其值分别为： F1 =(p1A1-p2A2)=π［(p1-p2)D2 -p2d 2］/4 (4-20) F1 =(p1A1-p2A2)=π［(p1-p2)D2 -p2d 2 ］/4 (4-21) v1 =q/A1=4q/πD2 (4-22) v2 =q/A2 =4q/π(D2 -d 2 ) (4-23) 由式(4-20)～式(4-23)可知，由于 A1＞A2,所以 F1＞F2，v1＜v2。如把两个方向上的输出 速度 v2 和 v1 的比值称为速度比，记作 λv，则 λv=v2/v1=1/［1-(d/D)2］。因此， d D v v = ( −1)/ 。在已知 D 和 λv 时，可确定 d 值。 图 4-7 差动缸
(3)差动油缸。单杆活塞缸在其左右两腔都接通高压油时称为:“差动连接”,如图 4-7所示。差动连接缸左右两腔的油液压力相同,但是由于左腔(无杆腔)的有效面积大于右 腔(有杆腔)的有效面积,故活塞向右运动,同时使右腔中排出的油液(流量为q′)也进入左 腔,加大了流入左腔的流量(q+q′),从而也加快了活塞移动的速度。实际上活塞在运动时 由于差动连接时两腔间的管路中有压力损失,所以右腔中油液的压力稍大于左腔油液压力, 而这个差值一般都较小,可以忽略不计,则差动连接时活塞推力F3和运动速度v为: F:=p2(AA)=p2d2/4 (4-24) 进入无杆腔的流量q1=v 丌(D2-d2) q+v3 vs=4q/πa (4-25) 由式(4-24)、式(4-25)可知,差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小,速度比非差 动连接时大,正好利用这一点,可使在不加大油源流量的情况下得到较快的运动速度,这种 连接方式被广泛应用于组合机床的液压动力系统和其他机械设备的快速运动中。如果要求机 床往返快速相等时,则由式(423)和式(4-25)得: 4 I(D2-d 即: (4-26) 把单杆活塞缸实现差动连接,并按D=√2d设计缸径和杆径的油缸称之为差动液压缸 2.柱塞缸如图4-8(a)所示为柱塞缸,它只能实现一个方向的液压传动,反向运动要 靠外力。若需要实现双向运动,则必须成对使用。如图4-8(b)所示,这种液压缸中的柱塞 和缸筒不接触,运动时由缸盖上的导向套来导向,因此缸筒的内壁不需精加工,它特别适用 于行程较长的场合。 柱塞缸输出的推力和速度各为: 份mm 图4-8柱塞缸 F=pa=p Id/4 (4-27) D:=q/A=4q/πd (4-28) 3.其他液压缸 (1)增压液压缸。增压液压缸又称增压器,它利用活塞和柱塞有效面积的不同使液压系 统中的局部区域获得高压。它有单作用和双作用两种型式,单作用增压缸的工作原理如图 4-9(a)所示,当输入活塞缸的液体压力为p,活塞直径为D,柱塞直径为d时,柱塞缸中输 出的液体压力为高压,其值为: p2=p10/d)2=Kp (4-29) 式中:K=D2/d2,称为增压比,它代表其增压程度。 显然增压能力是在降低有效能量的基础上得到的,也就是说增压缸仅仅是增大输出的压 力,并不能增大输出的能量 单作用增压缸在柱塞运动到终点时,不能再输出高压液体,需要将活塞退回到左端位置, 再向右行时才又输出高压液体,为了克服这一缺点,可采用双作用增压缸,如图4-9(b)所 由两个高压端连续向系统供油
(3)差动油缸。单杆活塞缸在其左右两腔都接通高压油时称为：“差动连接”，如图 4-7 所示。差动连接缸左右两腔的油液压力相同，但是由于左腔(无杆腔)的有效面积大于右 腔(有杆腔)的有效面积，故活塞向右运动，同时使右腔中排出的油液(流量为 q′)也进入左 腔，加大了流入左腔的流量(q+q′)，从而也加快了活塞移动的速度。实际上活塞在运动时， 由于差动连接时两腔间的管路中有压力损失，所以右腔中油液的压力稍大于左腔油液压力， 而这个差值一般都较小，可以忽略不计，则差动连接时活塞推力 F3 和运动速度 v3 为： F3 =p1(A1-A2)=p1πd2 /4 (4-24) 进入无杆腔的流量 q1 = 4 ( ) 4 2 2 3 2 3 D d q v D v − = + v3 =4q/πd2 (4-25) 由式(4-24)、式(4-25)可知，差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差 动连接时大，正好利用这一点，可使在不加大油源流量的情况下得到较快的运动速度，这种 连接方式被广泛应用于组合机床的液压动力系统和其他机械设备的快速运动中。如果要求机 床往返快速相等时，则由式(4-23)和式(4-25)得： 2 2 2 4 ( ) 4 d q D d q = − 即：D= 2d (4-26) 把单杆活塞缸实现差动连接，并按 D= 2 d 设计缸径和杆径的油缸称之为差动液压缸。 2.柱塞缸 如图 4-8(a)所示为柱塞缸，它只能实现一个方向的液压传动，反向运动要 靠外力。若需要实现双向运动，则必须成对使用。如图 4-8(b)所示，这种液压缸中的柱塞 和缸筒不接触，运动时由缸盖上的导向套来导向，因此缸筒的内壁不需精加工，它特别适用 于行程较长的场合。 柱塞缸输出的推力和速度各为： 图 4-8 柱塞缸 F=pA=pπd2 /4 (4-27) υi =q/A=4q/πd2 (4-28) 3.其他液压缸 (1)增压液压缸。增压液压缸又称增压器，它利用活塞和柱塞有效面积的不同使液压系 统中的局部区域获得高压。它有单作用和双作用两种型式，单作用增压缸的工作原理如图 4-9(a)所示，当输入活塞缸的液体压力为 p1，活塞直径为 D，柱塞直径为 d 时，柱塞缸中输 出的液体压力为高压，其值为： p2 =p1(D/d)2 =Kp1 (4-29) 式中：K=D2 /d 2，称为增压比，它代表其增压程度。 显然增压能力是在降低有效能量的基础上得到的，也就是说增压缸仅仅是增大输出的压 力，并不能增大输出的能量。 单作用增压缸在柱塞运动到终点时，不能再输出高压液体，需要将活塞退回到左端位置， 再向右行时才又输出高压液体，为了克服这一缺点，可采用双作用增压缸，如图 4-9(b)所 示，由两个高压端连续向系统供油
图4-9增压缸 (2)伸缩缸。伸缩缸由两个或多个活塞缸套装而成,前一级活塞缸的活塞杆内孔是后 级活塞缸的缸筒,伸出时可获得很长的工作行程,缩回时可保持很小的结构尺寸,伸缩缸被 广泛用于起重运输车辆上 伸缩缸可以是如图4-10(a)所示的单作用式,也可以是如图4-10(b)所示的双作用式, 前者靠外力回程,后者靠液压回程 图4-10伸缩缸 伸缩缸的外伸动作是逐级进行的。首先是最大直径的缸筒以最低的油液压力开始外伸, 当到达行程终点后,稍小直径的缸筒开始外伸,直径最小的末级最后伸出。随着工作级数变 大,外伸缸筒直径越来越小,工作油液压力随之升高,工作速度变快。其值为: Fi (4-30) V1=4/xD, (4-31) 式中:i指i级活塞缸 图4-11齿轮缸 (3)齿轮缸。它由两个柱塞缸和一套齿条传动装置组成,如图4-11所示。柱塞的移动经 齿轮齿条传动装置变成齿轮的传动,用于实现工作部件的往复摆动或间歇进给运动 二、液压缸的典型结构和组成 1.液压缸的典型结构举例 图4-12所示的是一个较常用的双作用单活塞杆液压缸。它是由缸底20、缸筒10、缸盖 兼导向套9、活塞11和活塞杆18组成。缸筒一端与缸底焊接,另一端缸盖(导向套)与缸筒 用卡键6、套5和弹簧挡圈4固定,以便拆装检修,两端设有油口A和B。活塞11与活塞杆 18利用卡键15、卡键帽16和弹簧挡圈17连在一起。活塞与缸孔的密封采用的是一对Y形 聚氨酯密封圈12,由于活塞与缸孔有一定间隙,采用由尼龙1010制成的耐磨环(又叫支承
图 4-9 增压缸 (2)伸缩缸。伸缩缸由两个或多个活塞缸套装而成，前一级活塞缸的活塞杆内孔是后一 级活塞缸的缸筒，伸出时可获得很长的工作行程，缩回时可保持很小的结构尺寸，伸缩缸被 广泛用于起重运输车辆上。 伸缩缸可以是如图 4-10(a)所示的单作用式，也可以是如图 4-10(b)所示的双作用式， 前者靠外力回程，后者靠液压回程。 图 4-10 伸缩缸 伸缩缸的外伸动作是逐级进行的。首先是最大直径的缸筒以最低的油液压力开始外伸， 当到达行程终点后，稍小直径的缸筒开始外伸，直径最小的末级最后伸出。随着工作级数变 大，外伸缸筒直径越来越小，工作油液压力随之升高，工作速度变快。其值为： Fi =p1 2 4 Di (4-30) V1 =4q/πDi 2 (4-31) 式中:i 指 i 级活塞缸。 图 4-11 齿轮缸 (3)齿轮缸。它由两个柱塞缸和一套齿条传动装置组成，如图 4-11 所示。柱塞的移动经 齿轮齿条传动装置变成齿轮的传动，用于实现工作部件的往复摆动或间歇进给运动。 二、液压缸的典型结构和组成 1. 液压缸的典型结构举例 图 4-12 所示的是一个较常用的双作用单活塞杆液压缸。它是由缸底 20、缸筒 10、缸盖 兼导向套 9、活塞 11 和活塞杆 18 组成。缸筒一端与缸底焊接，另一端缸盖(导向套)与缸筒 用卡键 6、套 5 和弹簧挡圈 4 固定，以便拆装检修，两端设有油口 A 和 B。活塞 11 与活塞杆 18 利用卡键 15、卡键帽 16 和弹簧挡圈 17 连在一起。活塞与缸孔的密封采用的是一对 Y 形 聚氨酯密封圈 12，由于活塞与缸孔有一定间隙，采用由尼龙 1010 制成的耐磨环(又叫支承