第三章 液压泵资料.docx

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第三章液压泵资料

第3章液压泵

内容提要

本章主要介绍液压动力元件的几种典型液压泵（齿轮泵、叶片泵、柱塞泵的工作原理、性能参数、基本结构、性能特点及应用范围等）。

基本要求、重点和难点

基本要求：

掌握齿轮泵、叶片泵、柱塞泵的工作原理、性能参数、结构特点。

了解各类泵的典型结构及应用范围。

重点：

通过本章学习，要求掌握液压泵的工作原理、功能、性能参数（压力和流量等）、性能特点及应用范围。

难点：

①密闭容积的确定（特别是齿轮泵）。

②容积效率的概念。

③额定压力和实际压力的概念。

④外反馈限压式变量叶片泵的特性。

⑤柱塞泵的变量机构。

3.1液压泵基本概述

液压泵作为液压系统的动力元件，将原动机（电动机、柴油机等）输入的机械能（转矩

和角速度

）转换为压力能（压力

和流量

）输出，为执行元件提供压力油。

液压泵.的性能好坏直接影响到液压系统的工作性能和可靠性，在液压传动中占有极其重要的地位。

3.1.1液压泵的工作原理

如图3-1所示，单柱塞泵由偏心轮1、柱塞2、弹簧3、缸体4和单向阀5、6等组成，柱塞与缸体孔之间形成密闭容积。

当原动机带动偏心轮顺时针方向旋转时，柱塞在弹簧力的作用下向下运动，柱塞与缸体孔组成的密闭容积增大，形成真空，油箱中的油液在大气压力的作用下经单向阀5进入其内（单向阀6关闭）。

这一过程称为吸油，当偏心轮的几何中心转到最下点O1/时，容积增大到极限位置，吸油终止。

吸油过程完成后，偏心轮继续旋转，柱塞随偏心轮向上运动，柱塞与缸体孔组成的密闭容积减小，油液受挤压经单向阀6排出（单向阀5关闭），这一过程称为排油，当偏心轮的几何中心转到最上点O1//时，容积减小至极限位置，排油终止。

偏心轮连续旋转，柱塞上下往复运动，泵在半个周期内吸油、半个周期内排油，在一个周期内吸排油各一次。

图3-1单柱塞泵工作原理

1-偏心轮2-柱塞3-弹簧4-缸体5、6-单向阀7-油箱

如果记柱塞直径为

，偏心轮偏心距为

，则柱塞向上最大行程

，排出的油液体积

。

为单柱塞泵每转一转所排出的油液体积，通常将其称为泵的排量，它只与几何尺寸（

和

）有关。

根据上述分析，液压泵的工作原理可以归纳如下：

1）液压泵必须具有一个由运动件（柱塞）和非运动件（缸体）所构成的密闭容积，该容积的大小随运动件的运动发生周期性变化。

容积增大时形成真空，油箱的油液在大气压作用下进入密闭容积（吸油）；容积减小时油液受挤压克服管路阻力排出（排油）。

因它的吸油和排油均依赖密闭容积的容积变化，因此称之为容积式泵。

2）液压泵的密闭容积增大到极限时，先要与吸油腔隔开，然后才转为排油；同理，密闭容积减小到极限时，先要与排油腔隔开，然后才转为吸油。

图3-1所示的泵是通过单向阀5和6实现这一要求的，因此称之为阀式配流。

此外，还有配流盘式配流和配流轴式配流等形式。

3）液压泵每转一转吸入或排出的油液体积取决于密闭容积的变化量。

图3-1所示泵的变化量与柱塞的直径和行程有关。

因单个柱塞泵半个周期吸油、半个周期排油，供油不连续，因此不能直接用于工业生产。

通常将柱塞数选为三个以上，且径向均布，组成如图3-35所示的液压泵。

4）液压泵吸油的实质是油箱的油液在大气的作用下进入具有一定真空度的吸油腔。

为防止气蚀，真空度应小于0.05MPa，因此对吸油管路的液流速度及油液提升高度有一定的限制。

泵的吸油腔容积能自动增大的泵称为自吸泵。

如图3-1所示的泵，若柱塞上部无弹簧，则无自吸能力。

5）液压泵的排油压力取决于排油管路油液流动所受到的总阻力，即液流的管路损失、元件的压力损失及需要克服的外负载阻力之和。

总阻力越大，排油压力越高。

若排油管路直接接回油箱，则总阻力为零，泵排出压力为零，泵的这一工况称之为卸载。

6）组成液压泵密闭容积的零件，有的是固定件，有的是运动件。

它们之间存在相对运动，因此必须存在间隙（图3-1为柱塞与缸体孔之间的环形缝隙）。

当密闭容积为排油时，压力油将经此间隙向外泄露、使实际排出的油液体积减小，其减少的油液体积称为泵的容积损失。

7）为了保证液压泵的正常工作，泵内完成吸、压油的密闭容积在吸油与压油之间相互转换时，将瞬间存在一个既不与吸油腔相通、又不与压油腔相通的闭死的容积。

若此闭死容积在转移的过程中大小发生变化，则容积减小时，因液体受挤压而使压力提高；容积增大时又会因无液体补充而使压力降低。

必须注意的是，如果闭死容积的减小是发生在该容积离开压油腔之后，则压力将高于压油腔的压力，这样会导致周期性的压力冲击，同时高压液体会通过运动副之间的间隙挤出，导致油液发热；如果闭死容积的增大是发生在该容积刚离开吸油腔之后，则会使闭死容积的真空度增大，以致引起气蚀和噪声。

这种因存在闭死容积大小发生变化而导致的压力冲击、气蚀、噪声等危害液压泵的性能和寿命的现象，称为液压泵的困油现象，在设计与制造液压泵时应竭力消除与避免。

3.1.2液压泵的性能参数和特性曲线

1．液压泵的压力

1）吸入压力泵进口处的压力，自吸泵的吸入压力低于大气压力。

2）工作压力

液压泵工作时的出口压力，其大小取决于负载。

3）额定压力

在正常工作条件下，按试验标准连续运转的最高压力。

除此之外还有最高允许压力，是指泵短时间内所允许超载使用的极限压力，它受泵本身密闭性能和零件强度等因素的限制。

由于液压传动的用途不同，液压系统所需的压力也不同，为了便于液压元件的设计、生产和使用，将压力分为几个等级，列表于3-1。

表3-1压力分级

压力分级

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

2．液压泵的排量和流量

1）排量V

液压泵每转一转理论上应排出的油液体积，称之为泵的排量，又称理论排量或几何排量，记为V，常用单位为cm3/r。

排量的大小决定于泵的几何尺寸。

2）流量

液压泵的流量又分为平均理论流量、实际流量、瞬时理论流量。

①平均理论流量qt液压泵在单位时间内理论上排出的油液体积，它正比于泵的排量V和转速n，即qt=nV。

常用的单位为m3/s和L/min。

②实际流量q液压泵在单位时间内实际排出的油液体积。

在泵的出口压力不等于零时，因存在泄漏流量∆q，因此实际流量q小于理论流量qt，即q=qt-∆q。

需要指出：

当泵的出口压力等于零或进出口压力差等于零时，泵的泄漏∆q=0，即q=qt。

工业生产或实验中将此时的流量等同于理论流量。

③瞬时理论流量qsh液压泵任一瞬时理论输出的流量。

一般液压泵的瞬时理论流量是波动的，即qsh≠qt。

④额定流量qs液压泵在额定压力、额定转速下允许连续运行的流量。

3．液压泵的功率和效率

1）输入功率Pr驱动液压泵轴的机械功率为泵的输入功率，若记输入转矩为T；角速度为ω，则Pr=Tω。

2）输出功率P液压泵输出的液压功率，即平均实际输出流量q和工作压力p的乘积为输出功率，P=pq。

3）容积效率ηv

液压泵的实际流量q与理论流量qt的比值称为液压泵的容积效率，可表示

（3-1）

由于泵内机件间的间隙很小，泄漏油液的流态可以看作为层流，所以泄漏量和泵的输

出压力成正比。

即

（3-2）

式中

为泄漏系数

因此有

（3-3）

上式表明：

泵的输出压力越高，泄漏系数越大，转速越低，则泵的容积效率也越低。

4）机械效率ηm驱动液压泵的理论转矩Tt与实际转矩T的比值称为液压泵的机械效率，可表示为ηm=Tt/T。

5）总效率η液压泵的输出功率P与输入功率Pr之比为总效率，即

（3-4）

一台性能良好的液压泵应要求其总效率最高，而不仅仅是容积效率最高。

4．液压泵的转速

1）额定转速ns在额定压力下，能连续长时间正常运转的最高转速，称为液压泵的额定转速。

2）最高转速nmax在额定压力下，超过额定转速允许短时间运行的最高转速。

3）最低转速nmin正常运转所允许的液压泵的最低转速。

4）转速范围最低转速与最高转速之间的转速为液压泵工作的转速范围。

5．液压泵的特性曲线

液压泵的性能常用如图3-2所示的性能曲线表示，曲线的横坐标为液压泵的工作压力P，纵坐标为液压泵的容积效率ηv（或实际流量q），机械效率ηm，总效率η和输入功率Pr。

它是液压泵在特定的介质、转速和油温下通过实验做出的。

图3-2液压泵的性能曲线

由图示性能曲线可看出：

液压泵的容积效率ηv（或实际流量q）随泵的工作压力升高而降低，压力为零时容积效率ηv=100%，实际流量等于理论流量。

液压泵的总效率η随泵的工作压力升高而升高，接近液压泵的额定压力时总效率η最高。

对某些工作转速在一定范围的液压泵或排量可变的液压泵，为了揭示液压泵整个工作范围的全性能特性，一般用图3-3所示的通用特性曲线表示。

曲线的横坐标为泵的工作压力P，纵坐标为泵的流量q、转速n或排量V，图中绘制有泵的等效率曲线ηi，等功率曲线Pri。

图3-3液压泵的通用特性曲线

3.1.3液压泵的分类

液压泵按主要运动构件的形状和运动方式分为齿轮泵、叶片泵、柱塞泵、螺杆泵。

其中：

齿轮泵又分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵；叶片泵分为双作用叶片泵、单作用叶片泵和凸轮转子叶片泵；柱塞泵分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵；螺杆泵分为单螺杆泵、双螺杆泵和三螺杆泵。

液压泵按排量能否改变分为定量泵和变量泵，其中变量泵可以是单作用叶片泵、径向柱塞泵、轴向柱塞泵。

液压泵按进、出油口的方向是否可变分为单向泵和双向泵，其中单向定量泵和单向变量泵只能一个方向旋转；双向定量泵可以通过变换进、出油口来改变泵的转向；双向变量泵不仅可以通过操纵变量机构变换进、出油口来改变泵的转向，而且可以改变泵的排量（或流量）。

显然，双向泵具有对称的结构，而单向泵是针对某一转向设计的，为非对称结构。

3.1.4液压泵的图形符号

液压泵的图形符号如图3-4所示。

（a）（b）（c）（d）

图3-4液压泵的图形符号

（a）单向定量液压泵（b）单项变量液压泵

（c）双向定量液压泵（d）双向变量液压泵

3.2齿轮泵

齿轮泵是液压系统中常用的液压泵，在结构上可分为外啮合式和内啮合式两类。

3.2.1外啮合齿轮泵

1．工作原理

如图3-5所示为外啮合齿轮泵的工作原理。

在泵的壳体内有一对外啮合齿轮，齿轮两侧有端盖罩住（图3-5中未示出）。

壳体、端盖和齿轮的各个齿槽组成了许多密闭工作腔。

当齿轮按图3-5所示方向旋转时，右侧吸油腔由于相互啮合的轮齿逐渐脱开，密闭工作腔容积逐渐增大，形成局部真空，油箱中的油液被吸进来，将齿槽充满，并随着齿轮旋转，把油液带到左侧压油腔去。

在压油区一侧，由于轮齿在这里逐渐进入啮合，密闭工作腔容积不断减小，油液被挤出去。

吸油区和压油区是由相互啮合的轮齿以及泵体分隔开的。

图3-5外啮合齿轮泵工作原理

1-壳体2-主动齿轮3-从动齿轮

2．排量、流量计算和流量脉动

外啮合齿轮泵的排量的精确计算应依据啮合原理来进行，近似计算时可认为排量等于它的两个齿轮的齿间槽容积之总和。

设齿间槽的容积等于轮齿的体积、则当齿轮齿数为Z、节圆直径为D、齿高为h（应为扣除顶隙部分后的有效齿高）、模数为m、齿宽为b时，泵的排量为

（3-5）

考虑到齿间槽容积比轮齿的体积稍大些，所以通常取

（3-6）

齿轮泵的实际输出流量为

（3-7）

式（3-7）所表示的q是齿轮泵的平均流量。

实际上，由于齿轮啮合过程中，压油腔的容积变化率是不均匀的，因此齿轮泵瞬时流量是脉动的。

设qmax、qmin表示最大、最小瞬时流量，流量脉动率

可用下式表示

（3-8）

如图3-6所示为齿轮泵流量脉动率，图中i为主动齿轮和被动齿轮的齿数比。

图3-6齿轮泵流量脉冲率

由图3-6可见，外啮合齿轮泵齿数越少，脉动率

就越大，其值最高可达0.20以上，内啮合齿轮泵的流量脉动率要小得多。

3．存在问题和解决的方法

1）困油现象

齿轮泵要平稳工作，齿轮啮合的重叠系数必须大于1，于是总会出现两对轮齿同时啮合，并有一部分油液被围困在两对轮齿所形成的密闭空腔之间，如图3-7所示。

这个封闭腔的容积，开始时随着齿轮的转动逐渐减小（图3-7a到图3-7b的过程中），以后又逐渐加大（图3-7b到图3-7c的过程中）。

密闭腔容积的减小会使被困油液受挤压而产生很高的压力，从缝隙中挤出，使油液发热，并使机件（如轴承等）受到额外的负载；而封闭腔容积的增大又会造成局部真空，使油液中溶解的气体分离，产生空穴现象。

这些都将使泵产生强烈的噪声，这就是齿轮泵的困油现象。

消除困油的方法，通常是在两侧盖板上开卸荷槽（见图3-7中的虚线所示），使密闭腔容积减小时通过左边的卸荷槽与压油腔相通（图3-7a），容积增大时通过右边的卸荷槽与吸油腔相通（图3-7c）。

图3-7齿轮泵的困油现象

2）泄漏

外啮合齿轮泵高压腔的压力油，可通过三条途径泄漏到低压腔中去：

①通过齿轮啮合线处的间隙；②通过泵体内孔和齿顶圆间的径向间隙；③通过齿轮两侧面和侧盖板间的端面间隙。

通过端面间隙的泄漏量，最大可占总泄漏量的70%~80%。

因此，普通齿轮泵的容积效率较低，输出压力也不容易提高。

要提高齿轮泵的压力，首要的问题是要减小端面泄漏。

减小端面泄漏的方法，一般采用齿轮端面间隙自动补偿的方法。

图3-8所示为端面间隙的补偿原理。

利用特制的通道把泵内压油腔的压力油引到轴套外侧，产生液压作用力，使轴套压向齿轮端面。

这个力必须大于齿轮端面作用在轴套内侧的作用力，才能保证在各种压力下，轴套始终自动贴紧齿轮端面，以减小泵内通过端面的泄漏，达到提高压力的目的。

图3-8齿轮泵端面间隙自动补偿

3）径向不平蘅力

在齿轮泵中，作用在齿轮外圆上的压力是不相等的，在高压腔（压油腔）和低压腔（吸油腔）处齿轮外圆和齿廓表面承受着工作压力和吸油腔压力，在齿轮和壳体内孔的径向间隙中，可以认为压力由高压腔压力逐渐分级下降到低压腔压力。

这些液体压力综合作用的结果，相当于给齿轮一个径向的作用力（即不平蘅力），使齿轮和轴承受载。

工作压力越大，径向不平衡力也越大。

径向不平衡力很大时能使轴弯曲，齿顶与壳体产生接触，同时加速轴承的磨损，降低轴承的寿命。

为了减小径向不平衡力的影响，有的泵上采取了缩小压油口的办法，使压力油仅作用在一个齿到两个齿的范围内，同时适当增加径向间隙，使齿轮在压力作用下，齿顶不能与壳体相接触。

对高压齿轮泵，减小径向不平衡应开压力平衡槽。

4．典型结构与特点

如图3-9所示为外啮合齿轮泵典型结构图，它由一对几何参数完全相同的齿轮6、长短轴12、15，泵体7、前后盖板8、4等主要零件组成。

图3-9外啮合齿轮泵结构图

1-弹簧挡圈2-压盖3-滚针轴承4-后盖5-键6-齿轮7-泵体8-前盖9-螺钉

10-密封座11-密封环12-长轴13-键14-泄漏通道15-短轴16-卸荷沟17-圆柱销

外啮合齿轮泵的优点是结构简单，尺寸小，重量轻，制造方便，价格低廉，工作可靠，自吸能力强（容许的吸油真空度大），对油液污染不敏感，维护容易。

它的缺点是一些机件承受不平衡径向力，磨损严重，泄漏大，工作压力的提高受到限制。

此外，它的流量脉动大，因而压力脉动和噪声都较大。

3.2.2内啮合齿轮泵

内啮合齿轮泵有渐开线齿形和摆线齿形（又名转子泵）两种类型，它们的工作原理和主要特点与外啮合齿轮泵完全相同。

如图3-10所示为内啮合渐开线齿轮泵工作原理图。

图3-10内啮合渐开线齿轮泵工作原理

1-小齿轮（主动齿轮）2-月牙板3-内齿轮（从动齿轮）4-吸油腔5-压油腔

相互啮合的小齿轮1（外齿轮）和内齿轮3与侧板围成的密封容积，被月牙板2和齿轮的啮合线分隔成两部分，即形成吸油腔和压油腔。

当传动轴带动小齿轮按图3-10所示方向旋转时，内齿轮同向旋转，图中上半部轮齿脱开啮合，密闭容积逐渐增大，是吸油腔；下半部轮齿进入啮合，使其密封容积逐渐减小，是压油腔。

内啮合渐开线齿轮泵与外啮合齿轮泵相比其流量脉动小，仅是外啮合齿轮泵流量脉动率的1/10~1/20。

此外，其结构紧凑，重量轻，噪声小和效率高，还可以做到无困油现象等一系列优点。

它的不足之处是齿形复杂，需专门的高精度加工设备，但随着科技水平的发展，内啮合齿轮泵将会有更广阔的应用前景。

图3-11所示为内啮合摆线齿轮泵工作原理图。

在内啮合摆线齿轮泵中，外转子1和内转子2只差一个齿，没有中间月牙板，内、外转子的轴心线有一个偏心e，内转子为主动轮，内、外转子与两侧配流板间形成密闭容积，内、外转子的啮合线又将密闭容积分为吸油腔和压油腔。

当内转子按图示方向转动时，左侧密闭容积逐渐变大是吸油腔；右侧密封容积逐渐变小是压油腔。

内啮合摆线齿轮泵的优点是结构紧凑，零件少，工作容积大，转速高，运动平稳，噪声低。

由于齿数较少（一般为4~7个），其流量脉动比较大，啮合处间隙泄漏大，所以此泵工作压力一般为2.5~7MPa,，通常作为润滑、补油等辅助泵使用。

图3-11内啮合摆线齿轮泵工作原理

1-外转子2-内转子

3.2.3螺杆泵

螺杆泵实质上是一种外啮合摆线齿轮泵，按其螺杆根数有单螺杆泵，双螺杆泵、三螺杆泵、四螺杆泵和五螺杆泵等；按螺杆的横截面分有摆线齿形、摆线—渐开线齿形和圆弧齿形三种不同形式的螺杆泵。

如图3-12所示为三螺杆泵的结构简图。

在三螺杆泵壳体2内平行地安装着三根互为啮合的双头螺杆，主动螺杆为中间凸螺杆3，上、下两根凹螺杆4和5为从动螺杆、三根螺杆的外圆与壳体对应弧面保持着良好的配合，螺杆的啮合线将主动螺杆和从动螺杆的螺旋槽分割成多个相互隔离的、互不相通的密封工作腔。

当传动轴（与凸螺杆为一整体）如图3-12所示方向转动时，这些密封工作腔随着螺杆的转动一个接一个地在左端形成，并不断地从左向右移动，在右端消失。

主动螺杆每转一周，每个密封工作腔便移动一个导程。

密封工作腔在左端形成时逐渐增大将油液吸入来完成吸油工作，最右面的工作腔逐渐减小直至消失，因而将油液压出完成压油工作。

螺杆直径越大，螺杆槽越深，螺杆泵的排量越大；螺杆越长，吸、压油口之间的密封层次越多，密封就越好，螺杆泵的额定压力就越高。

图3-12三螺杆泵的结构简图

1-后盖2-壳体3-主动螺杆4、5-从动螺杆6-前盖

螺杆泵与其他容积式液压泵相比，具有结构紧凑，体积小，重量轻，自吸能力强，运转平稳，流量无脉动，噪声小，对油液污染不敏感，工作寿命长等优点。

目前常用在精密机床上和用来输送粘度大或含有颗粒物质的液体。

螺杆泵的缺点是其加工工艺复杂，加工精度高，所以应用受到限制。

3.3叶片泵

叶片泵有单作用式（变量泵）和双作用式（定量泵）两大类，在液压系统中得到了广泛的应用。

叶片泵输出流量均匀，脉动小，噪声小，但结构较复杂，吸油特性不太好，对油液的污染比较敏感。

3.3.1单作用叶片泵

1．工作原理

如图3-13所示为单作用叶片泵的工作原理。

泵由转子1、定子2、叶片3、配流盘和端盖（图3-13中未示出）等元件所组成。

定子的内表面是圆柱形孔。

转子和定子之间存在偏心。

叶片在转子的槽内可灵活滑动，在转子转动时的离心力以及通入叶片根部压力油的作用下，叶片顶部紧贴在定子内表面，于是两相邻叶片、配流盘、定子和转子间便形成了一个个密封的工作腔。

当转子按图3-13所示方向旋转时，图中右侧的叶片向外伸出，密封工作腔的容积逐渐增大，产生真空，于是通过吸油口和配流盘上窗口将油吸入。

而在图中左侧，叶片往里缩进，密封腔的容积逐渐缩小，密封腔中的油液往配流盘另一窗口和压油口被压出并输到系统中去。

这种泵转子每转一转，吸油压油各一次，故称单作用泵；转子上受单方向的液压不平衡作用力，又称非平衡泵，轴承负载较大。

改变定子和转子间偏心的大小，便可改变泵的排量，故是变量泵。

图3-13单作用叶片泵工作原理

1-转子2-定子3-叶片

如图3-14所示为变量叶片泵的转子和配流盘结构图。

单作用叶片泵配流盘上叶片底部的通油槽，通常设计成高压腔和低压腔，高压腔压油，低压腔吸油。

当叶片处于吸油区时，叶片底部和配流低压腔相通也参加吸油；当叶片处于压油区，叶片底部和配流盘高压腔相通向外压油。

叶片底部的吸油和压油作用，正好补偿了工作容积中叶片所占的体积，所以叶片体积对泵的瞬时流量无影响。

为使叶片能顺利地向外运动并始终紧贴定子，必须使叶片所受的惯性力与叶片的离心力等的合力尽量与转子中叶片槽的方向一致，以免侧向分力使叶片与定子间产生摩擦力影响叶片的伸出，为此转子中叶片槽应向后倾斜一定的角度（一般后倾20°~30°）。

（a）（b）

图3-14单作用叶片泵的配流盘和转子结构图

（a）转子（b）配流盘

2．排量与流量计算

如图3-15示出了单作用叶片泵排量计算。

转子转一转，每个密封腔的容积变化为∆V=V1-V2，叶片泵每转输出的体积，即排量为V=Z∆V（Z为叶片数）。

设定子内径为D，宽度为b，转子直径为d，叶片厚度为s，定子和转子间的偏心距为e。

因为

所以，单作用叶片泵的排量

（3-9）

如叶片不是径向放置，而有一倾角θ，则

（3-10）

泵的实际输出流量

（3-11）

图3-15单作用叶片泵排量计算

但是上面的计算并没有考虑叶片槽底部的油液对流量的影响。

实际上，叶片在转子槽中伸出和缩进时，叶片槽底部也有吸油和压油过程。

一般在单作用叶片泵中，压油区和吸油区叶片的底部是分别和压油腔及吸油腔相通的，因而叶片槽底部的吸油和压油补偿了式（3-11）中由于叶片泵厚度占据体积而引起的排量减小，所以在这种情况下，泵的实际输出流量可用下式计算

（3-12）

单作用叶片泵的流量也是有脉动的，对图3-13所示的单作用叶片泵来说，当叶片数为奇数时，流量的脉动率б和脉动频率f为

（3-13）

（3-14）

当叶片数为偶数时

（3-15）

（3-16）

以上两式表明：

泵内叶片数越多，流量脉动率越小。

此外，奇数叶片的泵的脉动率比偶数叶片的泵的脉动率小，所以单作用叶片泵的叶片数是奇数，一般为13或15片。

3．特点

1）改变定子和转子之间的偏心，便可改变流量。

偏心反向时，吸油、压油方向也相反。

2）处在压油腔的叶片顶部受压力油的作用，要把叶片推入转子槽内。

为了使叶片顶部可靠地和定子内表面相接触，压油腔一侧的叶片底部要通过特殊的沟槽和压油腔相通。

吸油腔一侧的叶片底部要和吸油腔相通，这里的叶片仅靠离心力的作用顶在定子的内表面上。

3）由于转子受不平衡的径向液压作用力，所以这种泵一般不宜用于高压。

额定压力不超过7MPa。

4．限压式变量叶片泵

单作用叶片泵的具体结构类型很多，它按改变偏心方向的不同，而分为单向变量泵和双向变量泵两种。

双向变量泵能在工作中变换进、出油口，使液压执行元件的运动反向；它按改变偏心方式的不同，又有手调式变量泵和自动调节式变量泵之分，自动调节式变量泵又有限压式变量泵、稳流式变量泵等多种型式。

限压式变量泵又分为外反馈式和内反馈式两种。

下面介绍外反馈式变量叶片泵。

1）工作原理

如图3-16所示为外反馈限压式变量叶片泵的工作原理。

它能根据外负载（泵出口压力）的大小自动调节泵的排量。

图3-16中转子的中心O是固定不动的，定子（其中心为O2）可左右移动。

当泵的转子逆时针方向旋转时，转子上部为压油腔，下部为吸油腔，压力油把定子向上压在滑块滚针支承上。

定子右边有一反馈柱塞，它的油腔与泵的压油腔相通。

设反馈柱塞的受压面积为Ax，则作用在定子上的反馈力pAx小于作用在定子左侧的弹簧预紧力Fs时，弹簧把定子推向最右边，此时偏心达到最大值emax，泵的输出流量最大。

图3-16外反馈限压式