第三章液压动力元件 第一讲 3-1液压泵 hydraulic pump)概述 容积式泵的工作原理 液压泵和液压马达都是液压传动系统中的能量转换元件。液压泵由原动机驱动,把输入的机械 能转换成为油液的压力能,再以压力、流量的形式输入到系统中去,它是液压系统的动力源;液压 马达则将输入的压力能转换成机械能,以扭矩和转速的形式输送到执行机构做功,是液压传动系统 的执行元件。 液压泵是液压系统的动力元件,它将输入的机械能转化为工作液体的压力能,为液压系统提供 一定流量的压力液体,是系统的动力源。由于大多数的工作液体都是矿物油类的产品,故液压泵人 们俗称油泵 液压泵 机械能T、n 压力能p、q 液压马达 柱塞 弹簧 吸油阀 液压泵工作原理图 在液压传动系统中,液压泵和液压马达都是容积式的,依靠容积变化进行工作。图为容积式泵 的工作原理简图,凸轮1旋转时,柱塞2在凸轮和弹簧3的作用下,在缸体的柱塞孔内左、右往复 移动,缸体与柱塞之间构成了容积可变的密封工作腔4。柱塞向右移动时,工作腔容积变大,产生 真空,油液便通过吸油阀5吸入:柱塞2向左移动时,工作腔容积变小,已吸入的油液便通过压油 阀6排到系统中去。在工作过程中。吸、排油阀5、6在逻辑上互逆,不会同时开启。由此可见, 泵是靠密封工作腔的容积变化进行工作的 液压泵按其在单位时间内所能输出油液体积能否调节而分为定量泵和变量泵两类;按结构形式 可以分为齿轮式,叶片式和柱塞式三大类:液压马达也具有相同的形式。 根据工作腔的容积变化而进行吸油和排油是液压泵的共同特点,因而这种泵又称为容积泵。构 成容积泵必须具备以下基本条件: 1)结构上能实现具有蜜封性能的可变丁作寮积 J作能周而复始地增大和减小类它增太时与吸油只想连,定减小时与排油息相通 〔3)吸油只与排洩不能沒通,职不熊时开肩 从工作过程可以看出,在不考虑油漏的情况下,液压泵在每一工作周期中吸入或排出的油液体 积只取决于工作构件的几何尺寸,如柱塞泵的柱塞直径和工作行程 在不考虑泄漏等影响时,液压泵单位时间排出的油液体积与泵密封容积变化频率成正比,也与
第三章 液压动力元件 第一讲 3-1 液压泵(hydraulic pump)概述 一、容积式泵的工作原理 液压泵和液压马达都是液压传动系统中的能量转换元件。液压泵由原动机驱动，把输入的机械 能转换成为油液的压力能，再以压力、流量的形式输入到系统中去，它是液压系统的动力源；液压 马达则将输入的压力能转换成机械能，以扭矩和转速的形式输送到执行机构做功，是液压传动系统 的执行元件。 液压泵是液压系统的动力元件，它将输入的机械能转化为工作液体的压力能，为液压系统提供 一定流量的压力液体，是系统的动力源。由于大多数的工作液体都是矿物油类的产品，故液压泵人 们俗称油泵。 在液压传动系统中，液压泵和液压马达都是容积式的，依靠容积变化进行工作。图为容积式泵 的工作原理简图，凸轮 1 旋转时，柱塞 2 在凸轮和弹簧 3 的作用下，在缸体的柱塞孔内左、右往复 移动，缸体与柱塞之间构成了容积可变的密封工作腔 4。柱塞向右移动时，工作腔容积变大，产生 真空，油液便通过吸油阀 5 吸入；柱塞 2 向左移动时，工作腔容积变小，已吸入的油液便通过压油 阀 6 排到系统中去。在工作过程中。吸、排油阀 5、6 在逻辑上互逆，不会同时开启。由此可见， 泵是靠密封工作腔的容积变化进行工作的。 液压泵按其在单位时间内所能输出油液体积能否调节而分为定量泵和变量泵两类；按结构形式 可以分为齿轮式，叶片式和柱塞式三大类；液压马达也具有相同的形式。 根据工作腔的容积变化而进行吸油和排油是液压泵的共同特点，因而这种泵又称为容积泵。构 成容积泵必须具备以下基本条件： （1）、结构上能实现具有密封性能的可变工作容积。 （2）、工作腔能周而复始地增大和减小；当它增大时与吸油口相连，当它减小时与排油口相通。 （3）、吸油口与排油口不能沟通，即不能同时开启。 从工作过程可以看出，在不考虑油漏的情况下，液压泵在每一工作周期中吸入或排出的油液体 积只取决于工作构件的几何尺寸，如柱塞泵的柱塞直径和工作行程。 在不考虑泄漏等影响时，液压泵单位时间排出的油液体积与泵密封容积变化频率成正比，也与
泵密封容积的变化量成正比:在不考虑液体的压缩性时,液压泵单位时间排出的液体体积与工作压 力无关。 分类 常用液压泵及液压马达桉其结构形式可分为齿式、螺杆泵、叶片式入赛式三大类,每种类 型又有很多种;按输出、辅入的流量是否可调则分为定量泵、定量液压马达和变量泵、变量液压马 达大类。按输出、输入液流的方向是否可调又分为单向泵、单向液压马达和双向泵、双向液压马达 按调节方式分:手动式和自动式,自动式又分限压式、恒功率式、恒压式和恒流式等。对于双向液 压泵和液压马达,液流可分别从两个方向流出、流入。不同类型的液压泵和液压马达的职能符号如 图所示 ￠华中 )(b)(c)(d)(e)(f)(g)(h) 泵和液压马达的职能符号 (a)单向定量泵;(b)单向变量;(c)单向定量液压达;(d)单向变量液压马达 ()双向定量泵;(双向变量泵;(g)双向定量液压马达;(h)校拘变过液压马达 外啮合 齿轮泵内合(渐开线 摆线 液压泵叶片泵{单作用 双作用 径向 斜盘式 柱塞轴呵斜轴式 螺杆泵 、液压泵的基本性能参数 液压泵的基本性能参数主要是指液压泵的压力、排量、流量、功率和效率等 l、液压泵的压力(工程上常用单位为MPa) 工作压力p或p:指泵实际工作时的压力。对泵来说,工作压力是指它的输出压力即为使 液压泵所出的油液为克服阻力所必须提供的历力;对马达来讲,则是指它的输入压力,悬指基 输入油液的压力,实厥工作压力的太小取决于相度的负载(输出抽上的负载转矩) 额定压力p,:泵在额定工况条件下按试验标准规定的连续运转的最高压力,超过此值就是 过载,泵的效率就将下降,寿命就将降低。液压泵或马达铭牌上所标定的压力就是额定压力。 由于液压系统的用途不同,系统所需要的压力也不相同,为了便于液压元件等设计生产和使用 将压力分为以下几个等级。 压力分级 压力等级低压中压中高压高压超高压 压力(MPa)≤255~88~16>16~32>32 冬最高压力pm:按试验标准规定进行超过额定压力而允许短暂运行的最高压力。它的值主要 决于零件及相对磨擦副的破坏强度极限
泵密封容积的变化量成正比；在不考虑液体的压缩性时，液压泵单位时间排出的液体体积与工作压 力无关。 二、分类 常用液压泵及液压马达桉其结构形式可分为齿轮式、螺杆泵、叶片式、柱塞式三大类，每种类 型又有很多种；按输出、辅入的流量是否可调则分为定量泵、定量液压马达和变量泵、变量液压马 达大类。按输出、输入液流的方向是否可调又分为单向泵、单向液压马达和双向泵、双向液压马达。 按调节方式分：手动式和自动式，自动式又分限压式、恒功率式、恒压式和恒流式等。对于双向液 压泵和液压马达，液流可分别从两个方向流出、流入。不同类型的液压泵和液压马达的职能符号如 图所示。 螺杆泵 斜轴式 斜盘式 轴向 径向 柱塞泵 双作用 单作用 叶片泵 摆线 渐开线 内啮合 外啮合 齿轮泵 液压泵 三、液压泵的基本性能参数 液压泵的基本性能参数主要是指液压泵的压力、排量、流量、功率和效率等。 1、液压泵的压力（工程上常用单位为 MPa） 工作压力 b p 或 p ：指泵实际工作时的压力。对泵来说，工作压力是指它的输出压力，即为使 液压泵所输出的油液为克服阻力所必须提供的压力。；对马达来讲，则是指它的输入压力，是指其 输入油液的压力，实际工作压力的大小取决于相应的负载（输出轴上的负载转矩）。 额定压力 s p ：泵在额定工况条件下按试验标准规定的连续运转的最高压力，超过此值就是 过载，泵的效率就将下降，寿命就将降低。液压泵或马达铭牌上所标定的压力就是额定压力。 由于液压系统的用途不同，系统所需要的压力也不相同，为了便于液压元件等设计生产和使用， 将压力分为以下几个等级。 压力分级 压力等级 低压 中压 中高压 高压 超高压 压力(MPa) ≤2.5 >2.5～8 >8～16 >16～32 >32 最高压力 max p ：按试验标准规定进行超过额定压力而允许短暂运行的最高压力。它的值主要 取决于零件及相对磨擦副的破坏强度极限
泵的极限吸入压力:为保证在最高转速时泵能正常吸油所需进油口的压力。当由于泵的安装 髙度太高或吸油阻力太大而使泵进油口压力低于此极限时,液压泵将不能充分吸满,甚至会在低压 吸入产生气穴或气蚀。它的值和泵的结构有关 2、液压泵的转速(常用单位为r/min) 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 最高转速nm:在额定压力下,为保证使用性能和使用寿命所允许的短暂运行最高转速。随 着转速的提高,泵或马达流道中的流速増加。因而流体的摩擦损失增加,效率降低。尤其对泵,由 于进口流道的压力损失的增加,使其进口压力降低。当泵的进口压力低于其极限吸入压力时,泵即 不能正常工作。当然泵的最高转速还受其零件摩擦副最高允许相对摩擦速度及其他工作机理的限 制 最低转速nmn:为保证使用性能所允许的最低转速。当泵和马达在低速运行时,其运行效率 将下降。过低的运行效率将无法被用户所接受。某些靠离心力工作的泵(如叶片泵),其最低转速 要保证叶片产生足够的离心力 3、液压泵的排量及流量(常用单位为cm/r及m3/r,工程上也常用L/min( mL/min 毫升分),1mr=60000L/r) 排量V:泵的轴每转一周,由其密封容腔几何体积变化所排出、吸入液体的体积,亦即在无泄 漏的情况下,其轴转动一周时油液体积的有效变化量,有时候也称为理论排量。排量取决于泵的纟 构参数,而与其工况无关,它是衡量和比较不同泵的供液能力的统一标准,是液压泵的一个特征参 理论流量qn:指在不考虑泄漏的前提下,在单位时间内由其密封容腔几何体积变化而排出(吸 入)的液体体积。泵、马达的流量为其转速与排量的乘积。 对于液压泵来说,理论流量仅与泵的结构参数参数有关,而与工作压力无本质上的联系,这是 液压泵另一个重要的性质特点。因此从理论上讲,容积式液压泵能在任何压力下以固定不变的流量 保证液压执行元件稳定地工作,这也是在液压传动中几乎无一例外地采用容积式液压泵的原因 平均理论流量qn:不考虑泄漏及流量脉冲,在单位时间内泵所排出(或进入马达)的理论流 式中:qn--理论流量,单位为m/s n---转速,单位为r/min V-排量,单位为m/r。 丶卖际流量4:实际运行时,在各种不同的压力下,泵所排出(或进入马达)的流量。对泵 qn=qn-Ag;对马达qn=qn+Aq。上式△q中为一定压力下的泄漏量。泄漏量是通过液压泵或 液压马达各个运动副的间隙所泄漏的液体体积。这一部分液体不传递功率,也称泵的容积损失,泄 漏量与压力的乘积便是容积损失功率。泄漏量分为内泄漏和外泄漏两部分。内泄漏是指泵的排液腔 向吸油腔的泄漏,这部分泄漏量很难直接测量:外泄漏则是指从泵的吸、排液腔向其它自由空间的 泄漏,其值相对而言容易测量 额定流量qm:指在正常工作条件下,按试验标准规定必须保证的流量,亦即在额定转速和 额定压力下泵输出的实际流曩。因为泵和马达存在内泄漏,油液具有压缩性,所以额定流量和理 论流量是不同的。 瞬时流量qn:由于运动学机理,泵和马达的流量往往具有脉动性。某一瞬间的流量称为瞬 时流量(通常是指理论瞬时流量,不考虑泄漏,主要指在研究某一运动过程)。 液压泵和效率 液压泵输出(液压马达输出)的液压功率均用流量和压力的的乘积来表示
泵的极限吸入压力：为保证在最高转速时泵能正常吸油所需进油口的压力。当由于泵的安装 高度太高或吸油阻力太大而使泵进油口压力低于此极限时，液压泵将不能充分吸满，甚至会在低压 吸入产生气穴或气蚀。它的值和泵的结构有关。 2、液压泵的转速（常用单位为 r/min） 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。 最高转速 nmax ：在额定压力下，为保证使用性能和使用寿命所允许的短暂运行最高转速。随 着转速的提高，泵或马达流道中的流速增加。因而流体的摩擦损失增加，效率降低。尤其对泵，由 于进口流道的压力损失的增加，使其进口压力降低。当泵的进口压力低于其极限吸入压力时，泵即 不能正常工作。当然泵的最高转速还受其零件摩擦副最高允许相对摩擦速度及其他工作机理的限 制。 最低转速 nmin ：为保证使用性能所允许的最低转速。当泵和马达在低速运行时，其运行效率 将下降。过低的运行效率将无法被用户所接受。某些靠离心力工作的泵（如叶片泵），其最低转速 要保证叶片产生足够的离心力。 3、液压泵的排量及流量（常用单位为 cm3 /r 及 m3 /r，工程上也常用 L/min（mL/min 毫升/分），1m3 /r=60000 L/r） 排量 V：泵的轴每转一周，由其密封容腔几何体积变化所排出、吸入液体的体积，亦即在无泄 漏的情况下，其轴转动一周时油液体积的有效变化量，有时候也称为理论排量。排量取决于泵的结 构参数，而与其工况无关，它是衡量和比较不同泵的供液能力的统一标准，是液压泵的一个特征参 数。 理论流量 b1 q ：指在不考虑泄漏的前提下，在单位时间内由其密封容腔几何体积变化而排出（吸 入）的液体体积。泵、马达的流量为其转速与排量的乘积。 qb1 = V n 对于液压泵来说，理论流量仅与泵的结构参数参数有关，而与工作压力无本质上的联系，这是 液压泵另一个重要的性质特点。因此从理论上讲，容积式液压泵能在任何压力下以固定不变的流量 保证液压执行元件稳定地工作，这也是在液压传动中几乎无一例外地采用容积式液压泵的原因。 平均理论流量 vt q ：不考虑泄漏及流量脉冲，在单位时间内泵所排出（或进入马达）的理论流 量 60 V n qvt = 式中： vt q -----理论流量，单位为 m 3 /s； n -----转速，单位为 r/min； V-----排量，单位为 m 3 /r。 实际流量 v q ：实际运行时，在各种不同的压力下，泵所排出（或进入马达）的流量。对泵 qv = qvt − q ；对马达 qv = qvt + q 。上式 q 中为一定压力下的泄漏量。泄漏量是通过液压泵或 液压马达各个运动副的间隙所泄漏的液体体积。这一部分液体不传递功率，也称泵的容积损失，泄 漏量与压力的乘积便是容积损失功率。泄漏量分为内泄漏和外泄漏两部分。内泄漏是指泵的排液腔 向吸油腔的泄漏，这部分泄漏量很难直接测量；外泄漏则是指从泵的吸、排液腔向其它自由空间的 泄漏，其值相对而言容易测量。 额定流量 vn q ：指在正常工作条件下，按试验标准规定必须保证的流量，亦即在额定转速和 额定压力下泵输出的实际流量。因为泵和马达存在内泄漏，油液具有压缩性，所以额定流量和理 论流量是不同的。 瞬时流量 qvsh ：由于运动学机理，泵和马达的流量往往具有脉动性。某一瞬间的流量称为瞬 时流量（通常是指理论瞬时流量，不考虑泄漏，主要指在研究某一运动过程）。 4、液压泵和效率 液压泵输出（液压马达输出）的液压功率均用流量和压力的的乘积来表示
液压泵由原动机驱动,输入量是转矩和转速(角速度),输出量是液体的压力和流量:如果不 考虑液压泵在能量转换过程中的损失,则输出功率等于输入功率,也就是它们的理论功率是: pq=2TI,n 式中:7,n一液压泵、马达的理论转矩(Nm)和转速(rm) Pq一液压泵、马达的压力(Pa)和流量(m/s) 实际上,液压泵和液压马达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 之间的差值即为功率损失,功率损失可以分为容积损失和机械损失两部分 容积损失是因泄漏、气穴和油液在高压下压缩等造成的流量损失(内泄漏),对液压泵来说, 输出压力增大时,泵实际输出的流量q减小。设泵的流量损失为9,则9=q+q。而泵的容积损 失可用容积效率7来表征 n=9=9-9=1-9 q, qt 机械损失是指因摩擦而造成的转矩上的损失。对液压泵来说,泵的驱动转矩总是大于其理论上 需要的驱动转矩,设转矩损失为f,理论转矩为,则泵实际输入转矩为=7+7,用机械效 率m来表征泵的机械损失,则 液压泵的总效率是其输出功率和输入功率之比,由上式可得 液压马达的总效率同样也是其输出功率和输入功率之比,可由式(2.1)、式(2.3)、式(25)得到与 式(26)相同的表达式。这就是说,液压泵的总效率等于赛积效率和机撼效率的乘积 液压泵的容积效率和机械效率在总体上与油液的泄漏和摩擦副的摩擦损失有关,而泄漏及摩擦 损失则与泵工作压力、油液粘度、泵和马达转速有关 为使液压泵和液压马达中的能量转换关系更清晰,将上述讨论的结果绘制成能量转换图,如图 F积效率实际流量 100A 我类 机械效率η 总效率 理论泵转换 泵的效率曲线 泵的能量传递方框图 8.3课堂小结 液压油的性质决定其应用,选用原则。 液压泵是液压系统的动力源。构成液压泵基本条件是:结构上能实现具有密封性能的可变工作 容积;工作腔能周而复始地增大和减小,当它增大时与吸油口相连,当它减小时与排油口相通;吸 油口与排油口不能沟通,即不能同时开启。 液压泵和液压马达的主要性能参数有:排量、流量、压力、功率和效率;排量为几何参数,而
液压泵由原动机驱动，输入量是转矩和转速（角速度），输出量是液体的压力和流量；如果不 考虑液压泵在能量转换过程中的损失，则输出功率等于输入功率，也就是它们的理论功率是： N = pq = 2Ttn 式中： Tt , n—液压泵、马达的理论转矩(N.m)和转速(r/min)。 p,q —液压泵、马达的压力(Pa)和流量( m /s 3 ) 实际上，液压泵和液压马达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 之间的差值即为功率损失，功率损失可以分为容积损失和机械损失两部分。 容积损失是因泄漏、气穴和油液在高压下压缩等造成的流量损失（内泄漏），对液压泵来说， 输出压力增大时，泵实际输出的流量 q 减小。设泵的流量损失为 l q ，则 qt = q + ql 。而泵的容积损 失可用容积效率 v 来表征 t l t t l t v q q q q q q q = − − = = 1 机械损失是指因摩擦而造成的转矩上的损失。对液压泵来说，泵的驱动转矩总是大于其理论上 需要的驱动转矩，设转矩损失为 Tf ，理论转矩为 Tt ，则泵实际输入转矩为 T = Tt + Tf ，用机械效 率 m 来表征泵的机械损失，则 t f t f t t m T T T T T T T + = − = = 1 1 液压泵的总效率 是其输出功率和输入功率之比，由上式可得 =v m 液压马达的总效率同样也是其输出功率和输入功率之比，可由式(2.1)、式(2.3)、式(2.5)得到与 式(2.6)相同的表达式。这就是说，液压泵的总效率等于容积效率和机械效率的乘积。 液压泵的容积效率和机械效率在总体上与油液的泄漏和摩擦副的摩擦损失有关，而泄漏及摩擦 损失则与泵工作压力、油液粘度、泵和马达转速有关。 为使液压泵和液压马达中的能量转换关系更清晰，将上述讨论的结果绘制成能量转换图，如图 所示。 8.3 课堂小结 液压油的性质决定其应用，选用原则。 液压泵是液压系统的动力源。构成液压泵基本条件是：结构上能实现具有密封性能的可变工作 容积；工作腔能周而复始地增大和减小，当它增大时与吸油口相连，当它减小时与排油口相通；吸 油口与排油口不能沟通，即不能同时开启。 液压泵和液压马达的主要性能参数有：排量、流量、压力、功率和效率；排量为几何参数，而
流量则为排量和转速的乘积:实际工作压力取决于外负载:液压功率为泵的输出流量和工作压力之 乘积;容积效率和机械效率分别反映了液压泵的容积损失和机械损失 8.4布置作业或思考题 你是怎样理解容积泵要完成吸油排油的条件 8.5课后分析 学生对容积式泵能正常工作的三大条件不易理解,可在今后讲解具体各种类型泵时强调这三 第二讲 、授课日期、班级 2、课题3-2齿轮泵 3、教学目的要求 掌握齿轮泵的基本结构与工作原理,了解齿轮泵的工作特点 4、教学内容要点 齿轮泵的基本结构、工作原理;简介齿轮泵的工作特点 5、重点、难点 齿轮泵的基本结构、工作原理;齿轮泵的困油、径向不平衡力、泄漏现象及应对措施 6、教学方法和手段 课堂教学为主,充分利用网络课程中的多媒体素材来表示抽象概念 7、主要参考书目和资料 8、课堂教学 81复习提问 容积式泵能正常工作的三大条件? 液压泵和液压马达的主要性能参数? 82讲授新课 3-2齿轮泵 gear pump) 齿轮泵的种类很多,按工作压力大致可分为低压齿轮泵(p≤25MPa)、中压齿轮泵(p>2.5~ 多的是中、低压和中高压齿轮泵,高压齿轮泵正处在发展和研制“种。目前国内生产和应用较 8MPa)、中高压齿轮泵(p>8~16MPa)和高压齿轮泵(p>16~32MP 齿轮泵按啮合形式的不同,齿轮泵可分为内啮合和外啮合两种,其中外啮合齿轮泵应用更广泛, 而内啮合齿轮泵则多为辅助泵
流量则为排量和转速的乘积；实际工作压力取决于外负载；液压功率为泵的输出流量和工作压力之 乘积；容积效率和机械效率分别反映了液压泵的容积损失和机械损失。 8.4 布置作业或思考题 你是怎样理解容积泵要完成吸油排油的条件？ 8.5 课后分析 学生对容积式泵能正常工作的三大条件不易理解，可在今后讲解具体各种类型泵时强调这三 点。 第二讲 1、授课日期、班级 2、课题 3-2 齿轮泵 3、教学目的要求 掌握齿轮泵的基本结构与工作原理，了解齿轮泵的工作特点 4、教学内容要点 齿轮泵的基本结构、工作原理；简介齿轮泵的工作特点 5、重点、难点 齿轮泵的基本结构、工作原理；齿轮泵的困油、径向不平衡力、泄漏现象及应对措施 6、教学方法和手段 课堂教学为主，充分利用网络课程中的多媒体素材来表示抽象概念 7、主要参考书目和资料 8、课堂教学 8.1 复习提问 容积式泵能正常工作的三大条件？ 液压泵和液压马达的主要性能参数？ 8.2 讲授新课 3-2 齿轮泵(gear pump) 齿轮泵的种类很多，按工作压力大致可分为低压齿轮泵( p ≤2.5MPa)、中压齿轮泵( p >2.5～ 8MPa)、中高压齿轮泵( p >8～16MPa)和高压齿轮泵( p >16～32MPa)四种。目前国内生产和应用较 多的是中、低压和中高压齿轮泵，高压齿轮泵正处在发展和研制阶段。 齿轮泵按啮合形式的不同，齿轮泵可分为内啮合和外啮合两种，其中外啮合齿轮泵应用更广泛， 而内啮合齿轮泵则多为辅助泵
、外啮合齿轮泵(gear- on-gear pump) 1、外啮合齿轮泵的结构及工作原理 外啮合齿轮泵的工作原理和结构如图所示。泵主要由主、从动齿轮,驱动轴,泵体及侧板等主 要零件构成。泵体内相互啮合的主、从动齿轮2和3与两端盖及泵体一起构成密封工作容积,齿轮 的啮合点将左、右两腔隔开,形成了吸、压油腔,当齿轮按图示方向旋转时,右侧吸油腔内的轮齿 脱离啮合,密封工作腔容积不断增大,形成部分真空,油液在大气压力作用下从油箱经吸油管进入 吸油腔,并被旋转的轮齿带入左侧的压油腔。左侧压油腔内的轮齿不断进入啮合,使密封工作腔容 积减小,油液受到挤压被排往系统,这就是齿轮泵的吸油和压油过程。在齿轮泵的啮合过程中,相 巨啮合的轮齿、端盖及泵体(壳体)(啮合点沿啮合线),把吸油区和压油区分开。 压油 吸油 外啮合齿轮泵的工作原理 1-泵体2主动齿轮3-从动齿轮 o?了
一、外啮合齿轮泵(gear-on-gear pump) 1、外啮合齿轮泵的结构及工作原理 外啮合齿轮泵的工作原理和结构如图所示。泵主要由主、从动齿轮，驱动轴，泵体及侧板等主 要零件构成。泵体内相互啮合的主、从动齿轮 2 和 3 与两端盖及泵体一起构成密封工作容积，齿轮 的啮合点将左、右两腔隔开，形成了吸、压油腔，当齿轮按图示方向旋转时，右侧吸油腔内的轮齿 脱离啮合，密封工作腔容积不断增大，形成部分真空，油液在大气压力作用下从油箱经吸油管进入 吸油腔，并被旋转的轮齿带入左侧的压油腔。左侧压油腔内的轮齿不断进入啮合，使密封工作腔容 积减小，油液受到挤压被排往系统，这就是齿轮泵的吸油和压油过程。在齿轮泵的啮合过程中，相 巨啮合的轮齿、端盖及泵体(壳体)（啮合点沿啮合线），把吸油区和压油区分开。 外啮合齿轮泵的工作原理 1-泵体;2.主动齿轮;3-从动齿轮
CB-B型齿轮泵 2、齿轮泵的流量和脉动率 外啮合齿轮泵的排量可近似看作是两个啮合齿轮的齿谷容积之和,若假设齿谷容积等于轮齿体 积,则当齿轮齿数为z,模数为m,节圆直经为d,有效齿高为h,齿宽为b时,根据齿轮参数计 算公式有d=mE,h=2m,齿轮泵的排量近似为 V=dhb=2rm'b 实际上,齿谷容积比轮齿体积稍大一些,并且齿数越少误差越大,因此在实际计算中用 3.、33~3.50来代替上式中丌值,齿数少时取大值。齿轮泵的排量为 =(666~7)m2b 由此得齿轮泵的输出流量为 nr 实际上,由于齿轮泵在工作过程中,排量是转角的周期函数,存在排量脉动,瞬时流量也是脉 动的。 当齿轮转动时,啮合点的位置将沿啮合线移动,因而压油腔的体积变化率(即泵的排油线)发 生周期性变化。 主动 外啮合齿轮泵的瞬时流量
2、齿轮泵的流量和脉动率 外啮合齿轮泵的排量可近似看作是两个啮合齿轮的齿谷容积之和，若假设齿谷容积等于轮齿体 积，则当齿轮齿数为 z ，模数为 m ，节圆直经为 d ，有效齿高为 h ，齿宽为 b 时，根据齿轮参数计 算公式有 d = mz ， h = 2m ，齿轮泵的排量近似为 V dhb zm b 2 = = 2 实际上，齿谷容积比轮齿体积稍大一些，并且齿数越少误差越大，因此,在实际计算中用 3.33~3.50 来代替上式中 值，齿数少时取大值。齿轮泵的排量为 V zm b 2 = (6.66 ~ 7) 由此得齿轮泵的输出流量为 bn v q zm 2 = (6.66 ~ 7) 实际上，由于齿轮泵在工作过程中，排量是转角的周期函数，存在排量脉动，瞬时流量也是脉 动的。 当齿轮转动时，啮合点的位置将沿啮合线移动，因而压油腔的体积变化率（即泵的排油线）发 生周期性变化。 外啮合齿轮泵的瞬时流量
qh=aB(R -R 式中B-齿轮宽度;R…的齿顶圆半径;R-节圆半径 f∫-齿轮啮合点到啮合节点的距离 随着齿轮的转动,其啮合点不断变化,因而啮合点与节点之间的距离也发生变化。从上式 可以看到,值的变化会造成齿轮泵的瞬时流量值的变化,这就是泵的流量脉动。显然齿轮的齿数越 多,脉动越小。下面给出不同齿数时齿轮泵流量不均匀系数。 68101214162 6×10034726.321217815313410.7 流量脉动会直接影响到系统工作的平稳性,引起压力脉动,使管路系统产生振动和噪声。如果 脉动频率与系统的固有频率一致,还将引起共振,加剧振动和噪声。若用qmx、qmn来表示最大、 最小瞬时流量,q0表示平均流量,则流量脉动率为 qmux -qr 40 它是衡量容积式泵流量品质的一个重要指标。在容积式泵中,齿轮泵的流量脉动最大,并且齿 数愈少,脉动率愈大,这是外啮合齿轮泵的一个弱点。相应的内啮合齿轮泵比外内啮合齿轮泵的流 量脉动率要小得多。 0.3m 0.15 UI! 外叫合i 内叫合=0.2 10203450 流量脉动率与齿数的关系 齿轮泵的结构特点 如图所示,齿轮泵因受其自身结构的影响,在结构性能上其有以下特征
( ) 2 2 2 q B R R f vsh= e − − 式中 B ---齿轮宽度； Re ---的齿顶圆半径； R ---节圆半径； f ---齿轮啮合点到啮合节点的距离。 随着齿轮的转动，其啮合点不断变化，因而啮合点与节点之间的距离也发生变化。从上式 可以看到，值的变化会造成齿轮泵的瞬时流量值的变化，这就是泵的流量脉动。显然齿轮的齿数越 多，脉动越小。下面给出不同齿数时齿轮泵流量不均匀系数。 z 6 8 10 12 14 16 20 q 100 34.7 26.3 21.2 17.8 15.3 13.4 10.7 流量脉动会直接影响到系统工作的平稳性，引起压力脉动，使管路系统产生振动和噪声。如果 脉动频率与系统的固有频率一致，还将引起共振，加剧振动和噪声。若用 max q 、 min q 来表示最大、 最小瞬时流量， 0 q 表示平均流量，则流量脉动率为 0 max min q q − q = 它是衡量容积式泵流量品质的一个重要指标。在容积式泵中，齿轮泵的流量脉动最大，并且齿 数愈少，脉动率愈大，这是外啮合齿轮泵的一个弱点。相应的内啮合齿轮泵比外内啮合齿轮泵的流 量脉动率要小得多。 3、齿轮泵的结构特点 如图所示，齿轮泵因受其自身结构的影响，在结构性能上其有以下特征
齿轮泵的结构图 1-壳体2主动齿轮3-从动齿轮4-前端盖5-后端盖6-浮动轴套,7-压力盖 (1)、困油的现象 齿轮泵要平稳地工作,齿轮啮合时的重叠系数必须大于1,即至少有一对以上的轮齿同时啮合 (有时可有两对齿轮同时啮合),因此,在工作过程中,就有一部分油液困在两对轮齿啮合时所形 成的封闭油腔之内,如图所示,这个密封容积的大小随齿轮转动而变化。图a)到(b),密封容积逐渐 减小:图(b)到(c),密封容积逐渐增大;图(c)到(d)密封容积又会减小,如此产生了密封容积周 期性的增大减小。受困油液受到挤压而产生瞬间高压,密封容腔的受困油液若无油道与排油口相通, 油液将从缝隙中被挤岀,导致油液发热,轴承等零件也受到附加冲击载荷的作用:若密封容积增大 时,无油液的补充,又会造成局部真空,使溶于油液中的气体分离出来,产生气穴,这就是齿轮泵 的困油现象。( 困油现象使齿轮泵产生强烈的噪声,并引起振动和汽蚀,同时降低泵的容积效率,影响工作的 平稳性和使用寿命。消除困油的方法,通常是在两端盖板上开卸槽,见图(d)中的虚线方框。当 封闭容积减小时,通过右边的卸菏槽与压油腔相通,而封闭容积增大时,通过左边的卸荷槽与吸油 腔通,两卸荷糟的间距必须确保在任何时候都不使吸、排油相通 主动 齿轮泵的困油现象及消除措施 (2)、径向不平衡力
齿轮泵的结构图 1-壳体;2.主动齿轮;3-从动齿轮;4-前端盖;5-后端盖;6-浮动轴套;7-压力盖 (1)、困油的现象 齿轮泵要平稳地工作，齿轮啮合时的重叠系数必须大于 1，即至少有一对以上的轮齿同时啮合 （有时可有两对齿轮同时啮合），因此，在工作过程中，就有一部分油液困在两对轮齿啮合时所形 成的封闭油腔之内，如图所示，这个密封容积的大小随齿轮转动而变化。图(a)到(b)，密封容积逐渐 减小；图(b)到(c)，密封容积逐渐增大；图（c）到（d）密封容积又会减小，如此产生了密封容积周 期性的增大减小。受困油液受到挤压而产生瞬间高压，密封容腔的受困油液若无油道与排油口相通， 油液将从缝隙中被挤出，导致油液发热，轴承等零件也受到附加冲击载荷的作用；若密封容积增大 时，无油液的补充，又会造成局部真空，使溶于油液中的气体分离出来，产生气穴，这就是齿轮泵 的困油现象。（ 困油现象使齿轮泵产生强烈的噪声，并引起振动和汽蚀，同时降低泵的容积效率，影响工作的 平稳性和使用寿命。消除困油的方法，通常是在两端盖板上开卸槽，见图（d）中的虚线方框。当 封闭容积减小时，通过右边的卸菏槽与压油腔相通，而封闭容积增大时，通过左边的卸荷槽与吸油 腔通，两卸荷糟的间距必须确保在任何时候都不使吸、排油相通。 齿轮泵的困油现象及消除措施 (2)、径向不平衡力
在齿轮泵中,油液作用在轮外缘的压力是不均匀的,从低压腔到高压腔,压力沿齿轮旋转的方 向逐齿递增,因此,齿轮和轴受到径向不平衡力的作用,工作压力越高,径向不平衡力越大,径向 不平衡力很大时,能使泵轴弯曲,导致齿顶压向定子的低压端,使定子偏磨,同时也加速轴承的磨 损,降低轴承使用寿命。为了减小径向不平衡力的影响,常采取缩小压油口的办法,使压油腔的压 力仅作用在一个齿到两个齿的范围内,同时,适当增大径向间隙,使齿顶不与定子内表面产生金属 接触,并在支撑上多采用滚针轴承或滑动轴承。 (3)、齿轮泵的泄漏通道及端面间隙的自动补偿 在液压泵中,运动件间的密封是靠微小间隙密封的,这些微小间隙从运动学上形成摩擦副,同 时,高压腔的油液通过间隙向低压腔的泄漏是不可避免的:齿轮泵压油腔的压力油可通过三条途经 泄漏到吸油腔去:一是通过齿轮啮合线处的间隙——齿侧间隙,二是通过泵体定子环内孔和齿顶间 的径向间隙——齿顶间隙,三是通过齿轮两端面和侧板间的间隙——端面间隙。在这三类间隙中, 端面间隙的泄漏量最大,一般占总泄漏量的75%~80%,压力越高,由间隙泄漏的液压油就愈多 因此,为了提高齿轮泵的压力和容积效率,实现齿轮泵的高压化,需要从结构上来取措施,对端面 间隙进行自动补偿 通常采用的自动补偿端面间隙装置有:浮动轴套式和弹性侧板式两种,其原理都是引入压力油 使轴套或侧板紧贴在齿轮端面上,压力愈高,间隙愈小,可自动补偿端面磨损和减小间隙。齿轮泵 的浮动轴套是浮动安装的,轴套外侧的空腔与泵的压油腔相通,当泵工作时,浮动轴套受油压的作 用而压向齿轮端面,将齿轮两侧面压紧,从而补偿了端面间隙 (4)、齿轮泵的优缺点及应用 齿轮泵的主要优点是结构简单紧凑,体积小,重量轻,工艺性好,价格便宜,自吸能力强 对油液污染不敏感,转速范围大,维护方便,工作可靠。它的缺点是径向不平衡力大,泄漏大,流 量脉动大,噪声较高,不能做变量泵使用。 低压齿轮泵已广泛应用在低压(2MPa以下)的液压系统中,如机床以及各种补油、润滑和冷却 装置等,齿轮泵在结构上采取一定措施后,可以达到较高的工作压力。中压齿轮泵主要用于机床 轧钢设备的液压系统。中高压和高压齿轮泵主要用于农林机械、工程机械、船舶机械和航空技术中, 二、内啮合齿轮泵( gear-within-gear pump) BB-B型摆线转子泵 内啮合齿轮泵有渐开线齿形和摆线齿形两种,其结构示意可见图。这两种内啮合齿轮泵工作原 理和主要特点皆同于外啮合齿轮泵。在渐开线齿形内啮合齿轮泵中,小齿轮和内齿轮之间要装一块 月牙隔板,以便把吸油腔和压油腔隔开,如图(a);摆线齿形啮合齿轮泵又称摆线转子泵,在这种 泵中,小齿轮和内齿轮只相差一齿,因而不需设置隔板,如图(b)。内啮合齿轮泵中的小齿轮是主 动轮,大齿轮为从动轮,在工作时大齿轮随小齿轮同向旋转
在齿轮泵中，油液作用在轮外缘的压力是不均匀的，从低压腔到高压腔，压力沿齿轮旋转的方 向逐齿递增，因此，齿轮和轴受到径向不平衡力的作用，工作压力越高，径向不平衡力越大，径向 不平衡力很大时，能使泵轴弯曲，导致齿顶压向定子的低压端，使定子偏磨，同时也加速轴承的磨 损，降低轴承使用寿命。为了减小径向不平衡力的影响，常采取缩小压油口的办法，使压油腔的压 力仅作用在一个齿到两个齿的范围内，同时，适当增大径向间隙，使齿顶不与定子内表面产生金属 接触，并在支撑上多采用滚针轴承或滑动轴承。 (3)、齿轮泵的泄漏通道及端面间隙的自动补偿 在液压泵中，运动件间的密封是靠微小间隙密封的，这些微小间隙从运动学上形成摩擦副，同 时，高压腔的油液通过间隙向低压腔的泄漏是不可避免的；齿轮泵压油腔的压力油可通过三条途经 泄漏到吸油腔去：一是通过齿轮啮合线处的间隙——齿侧间隙，二是通过泵体定子环内孔和齿顶间 的径向间隙——齿顶间隙，三是通过齿轮两端面和侧板间的间隙——端面间隙。在这三类间隙中， 端面间隙的泄漏量最大，一般占总泄漏量的 75%～80%，压力越高，由间隙泄漏的液压油就愈多。 因此，为了提高齿轮泵的压力和容积效率，实现齿轮泵的高压化，需要从结构上来取措施，对端面 间隙进行自动补偿。 通常采用的自动补偿端面间隙装置有：浮动轴套式和弹性侧板式两种，其原理都是引入压力油 使轴套或侧板紧贴在齿轮端面上，压力愈高，间隙愈小，可自动补偿端面磨损和减小间隙。齿轮泵 的浮动轴套是浮动安装的，轴套外侧的空腔与泵的压油腔相通，当泵工作时，浮动轴套受油压的作 用而压向齿轮端面，将齿轮两侧面压紧，从而补偿了端面间隙。 (4)、齿轮泵的优缺点及应用 齿轮泵的主要优点是结构简单紧凑，体积小，重量轻，工艺性好，价格便宜，自吸能力强， 对油液污染不敏感，转速范围大，维护方便，工作可靠。它的缺点是径向不平衡力大，泄漏大，流 量脉动大，噪声较高，不能做变量泵使用。 低压齿轮泵已广泛应用在低压(2.5MPa 以下)的液压系统中，如机床以及各种补油、润滑和冷却 装置等，齿轮泵在结构上采取一定措施后，可以达到较高的工作压力。中压齿轮泵主要用于机床、 轧钢设备的液压系统。中高压和高压齿轮泵主要用于农林机械、工程机械、船舶机械和航空技术中。 二、内啮合齿轮泵(gear-within-gear pump) 内啮合齿轮泵有渐开线齿形和摆线齿形两种，其结构示意可见图。这两种内啮合齿轮泵工作原 理和主要特点皆同于外啮合齿轮泵。在渐开线齿形内啮合齿轮泵中，小齿轮和内齿轮之间要装一块 月牙隔板，以便把吸油腔和压油腔隔开，如图（a）；摆线齿形啮合齿轮泵又称摆线转子泵，在这种 泵中，小齿轮和内齿轮只相差一齿，因而不需设置隔板，如图（b）。内啮合齿轮泵中的小齿轮是主 动轮，大齿轮为从动轮，在工作时大齿轮随小齿轮同向旋转
