二章 液压泵和液压马达.docx
《二章 液压泵和液压马达.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二章 液压泵和液压马达.docx（20页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
二章液压泵和液压马达
二章液压泵和液压马达§§
§2.1概述
一、液压泵和液压马达的作用、工作原理
液压泵和液压马达是液压系统中的能量转换元件。
液压传动中，液压泵和液压马达都是靠密闭的工作空间的容积变化进行工作的，所以又称为容积式液压泵和液压马达。
液压泵：
将原动机（电动机、柴油机）的机械能转换成油液的压力能，再以压力、流量的形式输送到系统中去。
称为动力元件或液压能源元件。
液压马达：
是将压力能转换为旋转形式的机械能．以转矩和转速的形式来驱动外负载工作，按其职能来说，属于执行元件。
（从原理上讲，液压泵和液压乌达是可逆的）
图2—1为单柱塞泵的工作原理图。
当偏心轮1被带动旋转时，柱塞2在偏心轮和弹簧4的作用下在泵体3的柱塞孔内作上、下往复运动。
柱塞向下运动时，泵体的柱塞孔和柱塞上端构成的密闭工作油腔A的容积增大，形成真空，此时排油阀5封住出油口，油箱7中的液压油便在大气压力的作用下通过吸油阀6进入工作油腔，这一过程为柱塞泵吸油过程；当柱塞向上运动时，密闭工作油腔的容积减小、压力增高，此时吸油阀封住进袖口，压力油便打开排油阀进入系统，这一过程为柱塞泵压油过程。
若偏心轮连续不断地转动，柱塞泵就能不断地吸油和压油。
容积式液压泵工作必须具备的条件：
具有若干个良好密封的工作容腔；
具有使工作容腔的容积不断地由小变大，再由大变小，完成吸油和压油工作过程的动力源；
具有合适的配油关系，即吸油口和压油口不能同时开启。
二、液压泵和液压马达的分类
液压泵和液压马达的类型较多。
液压泵：
按其在单位时间内输出油液体积能否调节而分为定量泵和变量泵，按其结构形式可分为齿轮泵、叶片泵、柱塞泵等，如图2—2所示。
液压马达：
也具有与液压泵相同的形式，并按其转速可分为高速和低速两大
类，如图2—3所示
三、液压泵与液压马达的主要性能参数
液压泵和液压马达的性能参数主要有压力（常用单位为Pa）、转速（常用单位r/min）、排量（常用单位为m3／r）.流量（常用单位为m3／n或L/min）、功率（常用单位W）和效率。
（一）液压泵的主要性能参数
1．压力（
）
工作压力：
泵实际工作时的压力叫泵的工作压力，它随负载的大小而变化的。
额定压力：
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。
2．转速（
）
额定转速：
泵在额定压力下，能连续长时间正常运转的最高转速。
3．排量和流量
排量（
）：
液压泵每转一转，其密封容积几何尺寸变化排出液体的体积．即在无泄漏的情况下，液压泵每转一转所能输出的液体体积。
理论流量（
）：
在不泄漏的情况下，泵在单位时间内排出液体的体积。
实际流量（
）：
泵在工作中，实际排出的流量，它等于泵的理论流量与泄
漏量之差。
额定流量：
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。
4．功率
输入功率（
）：
泵的输入量是泵轴的转矩和转速（角速度）．输入功率是指驱动泵轴的机械功率，即转矩与转速的乘积。
输出功率（
）：
液的输出量是输出液体的压力和流量，输出功率是泵
输出的液压功率，即泵实际输出流量和压力的乘积。
5．效率
容积效率（
）：
际输出流量与理论流量的比值。
机械效率（
）：
理论上驱动泵轴所需的转矩与实际驱动泵轴的转矩之比。
总效率（
）：
泵的输出液压功率与输入的机械功率之比。
（二）液压马达的主要性能参数
1．压力（
）
工作压力：
实际工作中，液压马达的输入压力。
额定压力：
液压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。
压力差：
液压马达输入压力与输出压力之差。
2．转速（
）
额定转速：
在额定压力下，能连续长时间正常运转的最高转速。
最低稳定转速：
液压马达在额定负载时，不出现爬行现象的最低工作转速。
3．排量和流量
排量（
）：
液压马达每转一转，由其密封容积几何尺寸变化计算而得的吸入液体的体积。
理论流量（
）：
为形成指定转速，马达密封容腔变化所需的流量。
实际流量（
）：
单位时间内输入液压马达入口处的流量。
实际流量与理论
流量之差值，即为马达的泄漏量。
4．功率
理论功率（
）：
液压马达的理论功率为压力差与理论流量的乘积。
实际输入功率（
）：
液压马达的压力差与实际流量的乘积。
实际输出功率（
）液压马达输出轴上输出的机械功率。
5效率
容积效率（
）：
液压马达的理论流量与实际流量的比值。
机械效率（
）：
液压马达的实际输出转矩与理论转矩之比。
总效率（
）：
液压马达输出功率和输入功率之比。
§2.2齿轮液压泵和齿轮液压马达。
一、外齿轮液压泵
齿轮泵是液压系统中常用的一种定量泵。
（汽车发动机机油泵）
特点：
结构简单、工作可靠、体积小、重量轻、成本低、使用维修方便等、另外齿轮泵还具有自吸性能好、转速范围大、对滤油精度要求不高、对油液污染不敏感等优点。
主要缺点是流量和压力脉动大、排量不可调、噪声也较大。
齿轮泵按其啮合形式可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵两种。
内啮合齿轮泵结构紧凄、运转平稳、噪声小、有良好的高速性能，但加工复杂、流量脉动大、高压低速时容积效率低；外啮合齿轮泵工艺简单、加工方便。
（一）外啮合齿轮泵工作原理
齿轮2外啮合齿轮泵工作原理如图
2—4所示。
其主要由装在泵体1内的一对外啮合、3，齿轮轴及两侧端盖组成。
在泵体内．由这对互相啮合的齿轮、齿轮两侧的端盖及泵体相配合，把泵体内部分为左右
两个互不相通的容腔。
当主动齿轮2按图
示方向旋转时，在右腔由于一对对轮齿脱
开，使密封工作腔容积不断增大，形成局
部真空，油箱内的油液在大气压的作用下
被吸入右腔，填满轮齿脱开时形成的空
间，这一过程为齿轮泵的吸油过程。
随着
齿轮的旋转，吸满的油液被带往左腔，由
于一对对轮齿相继啮合，使密封工作容积
不断减小，齿间的油液被挤压出来排往系统，这就是齿轮泵的排油过程。
这样随着齿轮不停地旋转，吸油腔和压油腔就不断地吸油和排油。
（二）外啮合齿轮泵排量、流量的计算
外啮合齿轮泵排量可以近似地看作是两个啮合齿轮齿间的工作容积之和。
若
假设齿轮齿间的工作容积等于轮齿的体积，则齿轮泵的排量就等于一个齿轮的齿间容积和其轮齿体积总和的环形体积。
（2—1）
—齿轮泵的排量（m3／r）；
—齿轮的齿数；
—齿轮的模数（m）；
—齿轮的齿宽（m）；
齿轮的节圆直径（m），
—轮齿有效工作高度（m），
：
实际上，齿间的容积比轮齿的体积稍大一些，且齿数越少差值越大。
考虑这一因素，实际计算时取6．66代替式（2-1）中的2
，则齿轮泵的排量为
（2—2）
由此得齿轮泵的输出流量为
（2—3）
式中
—齿轮泵的输出流量（m3／s）。
—齿轮泵的排量（m3／r）；
—齿轮泵额定转速（r／min）：
—齿轮泵的容积效率。
（三）齿轮泵的脉动率
由式（2—3）计算所得的流量是齿轮泵的平均流量。
实际上齿轮泵在工作中，排量是转角的周期函数，存在排量脉动，所以瞬时流量也是脉动的。
即当啮合点处于啮合节点时，瞬时流量最大，当啮合点开始进入啮合和开始退出啮合时，瞬时流量最小。
由于流量的脉动，直接影响液压系统工作的平稳性。
用流量脉动率表示流量脉动的大小，流量脉动率为
（2—4）
式中
—液压泵的流量脉动率；
—液压泵最大瞬时流量（m3／s）；
—液压泵最小瞬时流量（m3／s）。
流量脉动率是衡量容积式液压泵性能的一个重要指标。
在容积式液压系中，齿轮泵的流量脉动率最大，且流量脉动率的大小与齿轮啮合长度有关。
啮合长度长，流量脉动率就大，当齿轮节圆直径相同时，齿数越多，则啮合长度变小，流量脉动率减小，但这样会使泵的流量减小，此时z增大而m减小，因此齿轮泵齿数z选择要恰当，低压齿轮泵的齿数，一般取13—19，高压齿轮泵齿数z一般取6—13。
（四）齿轮泵的困油现象及卸荷措施
为了保证传动的平稳性及吸排油腔的可靠密封（使吸油腔与排油腔被齿与齿啮合接触线隔开而不连通），就要求齿轮的重合度
大于1，这样齿轮转动时当一对齿轮尚未脱开啮
合当一对齿轮尚未脱开啮合前，后一对齿轮就开使进入啮合，在这一小段时间内，同时有两对齿进行啮合，在它们之间形成一个封闭的空间，称为闭死容积，如图2-5所示。
困油现象:
由于闭死容积大小的变化，
造成液体压力急剧升高和降低的现象，称为困油现象。
（随着齿轮的旋转，闭死容积是变化的。
图2-5a中，是前一对齿轮尚未脱开啮合（啮合点为o），而后一对齿开始进入啮合（啮合点为A2）的位置，即形成闭死容积。
随着齿轮的旋转，闭死容积逐渐减小、直至图2-5b所示位置时，啮合点C和D处于节点两侧的对称位置时，闭死容积最小。
在这个过程中，被困的油受挤压，使压力急剧上升，油液从缝隙中强行挤出，使齿轮轴承受到很大的径向力，井产生噪声和振动。
当齿轮继续旋转、时，闭死容积又逐渐增大，直至前一对齿轮在A1点即将退出啮合时增至最大，如图2-5e所示。
在这个过程中，压力逐渐降低，产生真空，容易发生气蚀现象。
由于闭死容积大小的变化，造成液体压力急剧升高和降低的现象，称为困油现象。
）（讲课时解释）
困油现象使齿轮泵工作时产生噪声，容积效率降低，并影响齿轮泵的工作平稳性和寿命。
消除困抽现象的方法，通常是在齿轮泵两侧的盖板上开卸荷槽，如图2—5中虚线
所示。
其原则是：
当闭死容积处于最小位置时，卸荷槽不能与闭死容积相通，即闭死容积不能与吸、排油腔相通；当闭死容积由最大逐渐减小时，通过卸荷槽与排油腔相通；当闭死容积由最小逐渐增大时，通过卸荷槽与吸油腔相通。
（五）齿轮泵的径向力（排油腔液压力和齿轮径向啮合力造成）
图2-6为齿轮泵工作时沿齿轮圆周上的压力分布情况。
由于旋转的齿顶和泵壳体内壁间的径向泄漏，从排油腔到吸油腔的过渡范围内，压力是逐渐下降的，由于径向压力不平
衡而产生径向液压力，同时由于齿轮啮合传递扭矩而产生径向啮合力，这两个力的合力，分别作用在主动齿轮轴和从动齿轮轴上，而且大小和方向均不相同。
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，造成泵壳体内壁产生偏磨，同时也加剧轴承的磨损．降低轴承的使用寿命。
为了减小径向不平衡力的影响，常采用缩小排油口的方法，使排油腔的压力仅作用在一个齿到两个齿的范围内
（排油腔液压力和齿轮径向啮合力造成）
，同时，适当增大齿顶和泵壳体内壁之间的间隙，使齿顶不与泵壳体内壁接触。
（六）齿轮泵的端面间隙补偿
齿轮泵工作时，液压油从高压区向低压区有一定的泄漏。
一条是通过齿顶圆和泵体内孔间的径向间隙产生泄漏，其泄漏量大约占总泄漏量的15％—20％
是齿轮啮合处的泄漏，其泄漏量很少，一般不予考虑；
其泄漏有三条途径：
还有一条是齿轮端面与泵端盖扳之间的轴向间隙，产生的轴向间隙泄漏，由于其泄漏的途径多，密封长度短．泄漏量约占总泄漏量的75％—80％
第三条是液压泵的主要泄漏途径，也是目前影响齿轮泵压力提高的主要原因，在齿轮
泵的结构设计中必须采取措施予以解决。
在中高压齿轮泵中，为了减少轴向间隙泄漏而采用轴向间隙自动补偿装置，如图2-7所示。
a）b）c）
图2-7a是浮动轴套式的间隙补偿原理图。
它是利用泵的出口压力油，引到齿轮轴3上的浮动轴套1外侧的A腔，在液体压力的作用下，使轴套紧贴齿轮的侧面，因而可以消除间隙并可补偿齿轮侧面和轴套间的磨损量。
在泵起动时由弹簧4来产生预紧力，以保证轴向间隙的密封。
图2-7b是浮动侧板式的间隙补偿原理图。
它也是利用泵的出口压力油引到浮动侧板5的背面，使之紧贴于齿轮的端面来消除并补偿间隙。
起动时，浮动侧板靠密封圈来产生预紧力。
图2—7c是挠性侧板式的间隙补偿原理图。
它同样是利用泵的出口压力抽引到挠性
侧板6的背面，靠挠性侧板自身的变形来补偿间隙。
二、内啮合齿轮泵
内啮合齿轮泵分渐开线齿轮泵和摆线齿轮泵两种。
仅对渐开线齿轮泵作简要叙述。
内啮合渐开线齿轮泵主要由外齿轮1、内齿轮2、月牙板3等组成。
图2—8为内啮合齿轮泵的工作原理图。
内齿轮和外齿轮相啮合，月牙板将吸油腔与排油腔隔开。
当传动轴带动外齿轮旋转时，与此相啮合的内齿轮也随着旋转，吸油腔由于齿轮脱开容积不断增大而连续吸油。
吸入的油液经月牙板
后进入压油腔，压油腔由于齿轮啮合容积不断减小而将油液连续排出。
优点有：
相对外啮合齿轮泵可做到无困油现象，流量脉动小，因此相应地压力
脉动及噪声也都小；结构紧凑、尺寸小、重量轻。
磨损小，寿命长。
（由于齿轮相对速度小，可以高速旋转；又由于内外齿轮转向相同，齿轮相对滑动速度小）。
主要缺点：
工艺性不如外啮合齿轮泵，造价高。
三、齿轮液压马达
齿轮马达：
具有结构简单、体积小、重量轻、惯性小、耐冲击，维护方便，对油液过滤精度要求较低等特点。
但其流量脉动较大，容积效率低，转矩小，低速性能不好。
齿轮马达的工作原理如图2—9所示。
当高压油进入齿轮马达的进油腔（由齿1、2、3和1，、2’、3，、4，的表面及其泵体和端盖的有关内表面组成）之后．由于啮合点半径：
x和y永远小于齿顶圆半径，因而在齿1和2，的齿面上，便产生如箭头所示的不平衡的液压
力。
该液压力就相对于轴线O1，和O2：
产生转矩。
在该转矩的作用下，齿轮马达就按图示箭向旋转，拖动外负载做功。
随着齿轮的旋转，齿1和l′，所扫过的容积要比齿3和4，所扫过的容积小，这样进油腔的容积不断增加，高压油便不断进入，同时又被不断地带入回油腔排出。
这就是齿轮马达按容积变化进行工作的原理。
在齿轮马达的排量一定时，马达的输出转速只与输入流量有关，而输出转矩随外负载而变化。
随着齿轮的旋转，齿轮啮合点是在不断变化的（即x和y是变量），这就是即使输入的瞬时流量一定时，也会造成齿轮马达输出转速和输出转矩产生脉动的原因。
所以齿轮马达的低速性能不好。
齿轮马达和齿轮泵的结构基本一致，但由于齿轮马达需要带载起动，而且要求能够正、反方向旋转，所以齿轮马达在实际结构上和齿轮泵还是有差别的，主要在以下几个方面：
1）进、出通道对称，孔径相同。
以便正、反转使用时性能一样。
2）采用外泄漏油孔。
因为马达回油有背压。
另一方面马达正、反转时，其进回油腔也相互变化。
如果采用内部泄漏，容易将轴承内部冲坏，所以齿轮马达与齿轮泵不同，必须采用外泄漏油孔。
3）轴向间隙自动补偿的浮动侧板，必须是适应正、反转时都能工作的结构。
同时解决困油现象的卸荷槽必须是对称布置的结构。
4）应用滚动轴承较多，主要为了减少摩擦损失而改善起动性能。
§2.3叶片液压泵和叶片液压马达
一、叶片液压泵
叶片泵特点：
具有运动平稳、噪声小、流量均匀和容积效率等优点。
但其自吸能力较差，对液压油的污染比较敏感．结构较复杂，且转速不宜太高。
叶片泵分单作用叶片泵和双作用叶片泵。
单作用叶片泵可作变量泵使用，但工作压力较低。
双作用叶片泵均为定量泵．工作压力可达6.5—14Mpa，在建设机械中使用的一般都是双作用叶片泵。
（—）单作用叶片泵工作原理
单作用叶片泵工作原理如图2—10所
示。
叶片泵主要由配流盘1、传动轴2、转子3、定子4和叶片5组成。
定子的内表面是圆柱面，转子和定子中心之间存在着偏心e。
叶片装在转子槽中，并可在槽内自由滑动。
当传动轴带动转子回转时，在离心力以及叶片根部油压力作用下，叶片顶部紧贴在定子内表面
上，于是，两相邻叶片、配流盘、定子和转子便形成一个密闭的工作腔。
当转子按图
示的方向旋转时，图右侧的叶片向外伸出，密闭工作腔的容积逐渐增大，产生真空，液压油通过配流盘上的吸油窗口（配流盘上右边腰形窗口）进入密封工作腔，而在图的左侧，叶片往里缩进，密封腔的容积逐渐减小，密封腔中的液压油经配流盘上的排油窗口（配流盘上左边腰形窗口）被排入到系统中。
由于两窗口之间的距离大于相邻两叶片之间的距离，因此形成封油区，将吸油腔和排油腔隔开，转子每转一周，每个工作容腔完成一次吸油和排油，故称单作用叶片泵。
若改变定于和转子间偏心矩e的大小，便可改变泵的排量，形成变量叶片泵。
单作用叶片泵的缺点：
是转子受到来自排油腔的单向压力，由于径向力不平衡，使轴承上所受的载荷较大，称非平衡式叶片泵，故不宜用作高压泵。
单作用叶片泵的理论排量为
（2-5）
式中
——单作用叶片泵的理论排量（m1／r）；
——叶片宽度（m）；
——定子与转子的偏心矩（m）；
R——定子半径（m）；
——叶片厚度（m）；
——叶片数。
单作用叶片泵的叶片底部小油室和工作油腔相通，即当叶片处于吸油腔时它和吸油腔相通，也参加吸油；当叶片处于压油腔时，它和压油腔相通，也向外压油。
叶片底部的吸油和排油作用，可基本补偿工作油腔中叶片所占的体积，因此可不考虑叶片对容积的影响。
则单作用叶片泵的理论排量为
单作用叶片泵的实际流量为
（2－6）
（二）双作用叶片泵工作原理
双作用叶片泵工作原理如图2-11所
示。
它也是由配流盘1、传动轴2、转
子3、定于4和叶片5等组成，不同之
处在于定子和转子是同心的，且定子内
表面近似椭圆形，由两段长半径为R、
两段短半径为，的圆弧和四段过渡曲线
组成。
在图2-1l中，当转子逆时针方向
旋转时，密封工作腔的容积在右上角和
左下角处逐渐增大，为吸油区，在右下
角和左上角处逐渐减小．为压油区，吸
油区和压油区之间有一段封油区将吸、
压油区分开。
由于有两个吸油区和压油区，所以这种泵的转子每转一周，每个密封工作腔完成两次吸油和压油，所以称为双作用叶片泵。
又由于两个吸油区和两个压袖区是柽向对称的，作用在转子上的压力径向平衡，所以义称为平衡式叶片泵。
双作用泵的理论排量为
式中
——双作用泵的理论排量（m3／r）；
——叶片倾斜角（o）。
二、叶片液压马达
叶片马达的特点是体积小、重量轻、惯性较小、换向频率也较高，但泄漏大、容积效率较低、低速域旋转不稳定。
叶片马达是一种高速小转矩马达。
叶片马达的工作原理如图2—12所示。
叶片乌达是将压力能转换为机械能的液压元件，因此其进油腔必须是高压油，而出油腔为低压油。
当压力油进入进油腔时，位于进油腔中的叶片2、6两面均受压力油作用，所以不产生转矩，而位于封油区的叶片1、3、5、7一面受压力油作用,一面所受的是出油腔中低压油作用．所以能产生转矩，
同时叶片3、7和1、5受力力向相反，但因叶片3、7伸出长．』K力作用面积大，产生的转矩大于叶片1、5产生的转矩，因此转子作顺时针方向旋转。
所以叶片马达的输出转矩即为叶片3、7和叶片l、5所产生的转矩差。
定子内表面的长、短径R和r的差值越大，转子的直径越大，输
入的油压越高，则马达的输出转矩也越大。
当改变输油方向时，马达反转。
图2—13所示为叶片马达结构图
其结构特点为：
1）转于两侧有环形槽，其间放置燕式弹簧5（该弹簧套在销子4上），叶片除靠压力油作用外还靠弹簧的作用力，使叶片压紧在定子内表面上。
这样可防止马达在起动时，由于叶片未贴紧定子内表面，进油腔和排油腔相通，不能建立油压，无法保证有足够的起动力矩。
2）叶片马达必须能正反转，所以叶片在转子中是径向放置的。
3）为了使叶片的底部能始终都通压力油，不受叶片马达回转方向的影响。
在泵体上装有两个单向阀（单向阀由钢球1和阀座2、3组成）。
升级会员 