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液压动力元件

第三章液压动力元件

液压动力元件起着向系统提供动力源的作用，是系统不可缺少的核心元件。

液压系统是以液压泵作为系统提供一定的流量和压力的动力元件，液压泵将原动机（电动机或内燃机）输出的机械能转换为工作液体的压力能，是一种能量转换装置。

第一节液压泵的概述

一、液压泵的工作原理及特点

1.液压泵的工作原理

图3—1液压泵工作原理图

液压泵都是依靠密封容积变化的原理来进行工作的，故一般称为容积式液压泵，图3-1所示的是一单柱塞液压泵的工作原理图，图中柱塞2装在缸体3中形成一个密封容积a，柱塞在弹簧4的作用下始终压紧在偏心轮1上。

原动机驱动偏心轮1旋转使柱塞2作往复运动，使密封容积a的大小发生周期性的交替变化。

当a有小变大时就形成部分真空，使油箱中油液在大气压作用下，经吸油管顶开单向阀6进入油箱a而实现吸油；反之，当a由大变小时，a腔中吸满的油液将顶开单向阀5流入系统而实现压油。

这样液压泵就将原动机输入的机械能转换成液体的压力能，原动机驱动偏心轮不断旋转，液压泵就不断地吸油和压油。

2.液压泵的特点

单柱塞液压泵具有一切容积式液压泵的基本特点：

（1）具有若干个密封且又可以周期性变化空间。

液压泵输出流量与此空间的容积变化量和单位时间内的变化次数成正比，与其他因素无关。

这是容积式液压泵的一个重要特性。

（2）油箱内液体的绝对压力必须恒等于或大于大气压力。

这是容积式液压泵能够吸入油液的外部条件。

因此，为保证液压泵正常吸油，油箱必须与大气相通，或采用密闭的充压油箱。

（3）具有相应的配流机构，将吸油腔和排液腔隔开，保证液压泵有规律地、连续地吸、排液体。

液压泵的结构原理不同，其配油机构也不相同。

如图3-1中的单向阀5、6就是配油机构。

容积式液压泵中的油腔处于吸油时称为压油腔。

吸油腔的压力决定于吸油高度和吸油管路的阻力吸油高度过高或吸油管路阻力太大，会使吸油腔真空度过高而影响液压泵的自吸能力，压油腔的压力则取决于外负载和排油管路的压力损失，从理论上讲排油压力与液压泵的流量无关。

容积式液压泵排油的理论流量取决于液压泵的有关几何尺寸和转速，而与排油压力无关。

但排油压力会影响泵的内泄露和油液的压缩量，从而影响泵的实际输出流量，所以液压泵的实际输出流量随排油压力的升高而降低。

液压泵按其在单位时间内所能输出的油液的体积是否可调节而分为定量泵和变量泵两类；按结构形式可分为齿轮式、叶片式和柱塞式三大类。

二、液压泵的主要性能参数

1.压力

（1）工作压力。

液压泵实际工作时的输出压力称为工作压力。

工作压力的大小取决于外负载的大小和排油管路上的压力损失,而与液压泵的流量无关。

（2）额定压力。

液压泵在正常工作条件下,按试验标准规定连续运转的最高压力称为液压泵的额定压力。

（3）最高允许压力。

在超过额定压力的条件下,根据试验标准规定,允许液压泵短暂运行的最高压力值,称为液压泵的最高允许压力。

2.排量和流量

（1）排量V。

液压泵每转一周,由其密封容积几何尺寸变化计算而得的排出液体的体积叫液压泵的排量。

排量可调节的液压泵称为变量泵;排量为常数的液压泵则称为定量泵。

（2）理论流量qi。

理论流量是指在不考虑液压泵的泄漏流量的情况下,在单位时间内所排出的液体体积的平均值。

显然,如果液压泵的排量为V,其主轴转速为n,则该液压泵的理论流量qi为：

（3-1）

（3）实际流量q。

液压泵在某一具体工况下,单位时间内所排出的液体体积称为实际流量,它等于理论流量qi减去泄漏流量Δq,即：

（3-2）

（4）额定流量qn。

液压泵在正常工作条件下,按试验标准规定（如在额定压力和额定转速下）必须保证的流量。

3.功率和效率

（1）液压泵的功率损失。

液压泵的功率损失有容积损失和机械损失两部分:

①容积损失。

容积损失是指液压泵流量上的损失,液压泵的实际输出流量总是小于其理论流量,其主要原因是由于液压泵内部高压腔的泄漏、油液的压缩以及在吸油过程中由于吸油阻力太大、油液粘度大以及液压泵转速高等原因而导致油液不能全部充满密封工作腔。

液压泵的容积损失用容积效率来表示,它等于液压泵的实际输出流量q与其理论流量qi之比即：

（3-3）

因此液压泵的实际输出流量q为

（3-4）

式中：

V为液压泵的排量（m3/r）；n为液压泵的转速（r/s）。

液压泵的容积效率随着液压泵工作压力的增大而减小,且随液压泵的结构类型不同而异,但恒小于1。

②机械损失。

机械损失是指液压泵在转矩上的损失。

液压泵的实际输入转矩T0总是大于理论上所需要的转矩Ti,其主要原因是由于液压泵体内相对运动部件之间因机械摩擦而引起的摩擦转矩损失以及液体的粘性而引起的摩擦损失。

液压泵的机械损失用机械效率表示,它等于液压泵的理论转矩Ti与实际输入转矩T0之比,设转矩损失为ΔT,则液压泵的机械效率为：

（2）液压泵的功率。

①输入功率Pi。

液压泵的输入功率是指作用在液压泵主轴上的机械功率,当输入转矩为T0，角速度为ω时,有：

（3-6）

②输出功率Po。

液压泵的输出功率是指液压泵在工作过程中的实际吸、压油口间的压差Δp和输出流量q的乘积,即：

（3-7）

图3-2液压泵的特性曲线

式中：

Δp为液压泵吸、压油口之间的压力差（N/m2）;q为液压泵的实际输出流量（m3/s）;p为液压泵的输出功率（N·m/s或W）。

在实际的计算中,若油箱通大气,液压泵吸、压油的压力差往往用液压泵出口压力p代入。

（3）液压泵的总效率。

液压泵的总效率是指液压泵的实际输出功率与其输入功率的比值,即：

（3-8）

其中Δpqi／ω为理论输入转矩Ti。

由式（3-8）可知，液压泵的总效率等于其容积效率与机械效率的乘积，所以液压泵的输入功率也可写成：

（3-9）

液压泵的各个参数和压力之间的关系如图3-2所示。

第二节齿轮泵

齿轮泵是液压系统中广泛采用的一种液压泵,它一般做成定量泵,按结构不同,齿轮泵分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵,而以外啮合齿轮泵应用最广。

下面以外啮合齿轮泵为例来剖析齿轮泵。

2.1齿轮泵的工作原理和结构

齿轮泵的工作原理如图3-3所示，它是分离三片式结构，三片是指泵盖4，8和泵体7，泵体7内装有一对齿数相同、宽度和泵体接近而又互相啮合的齿轮6，这对齿轮与两端盖和泵体形成一密封腔，并由齿轮的齿顶和啮合线把密封腔划分为两部分，即吸油腔和压油腔。

两齿轮分别用键固定在由滚针轴承支承的主动轴12和从动轴15上，主动轴由电动机带动旋转。

图3-3外啮合型齿轮泵工作原理

CB—B齿轮泵的结构如图3-4所示，当泵的主动齿轮按图示箭头方向旋转时，齿轮泵右侧（吸油腔）齿轮脱开啮合，齿轮的轮齿退出齿间，使密封容积增大，形成局部真空，油箱中的油液在外界大气压的作用下，经吸油管路、吸油腔进入齿间。

随着齿轮的旋转，吸入齿间的油液被带到另一侧，进入压油腔。

这时轮齿进入啮合，使密封容积逐渐减小，齿轮间部分的油液被挤出，形成了齿轮泵的压油过程。

齿轮啮合时齿向接触线把吸油腔和压油腔分开，起配油作用。

当齿轮泵的主动齿轮由电动机带动不断旋转时，轮齿脱开啮合的一侧，由于密封容积变大则不断从油箱中吸油，轮齿进入啮合的一侧，由于密封容积减小则不断地排油，这就是齿轮泵的工作原理。

泵的前后盖和泵体由两个定位销17定位，用6只螺钉固紧如图3-3。

为了保证齿轮能灵活地转动，同时又要保证泄露最小，在齿轮端面和泵盖之间应有适当间隙（轴向间隙），对小流量泵轴向间隙为0.025~0.04mm，大流量泵为0.04~0.06mm。

齿顶和泵体内表面间的间隙（径向间隙），由于密封带长，同时齿顶线速度形成的剪切流动又和油液泄露方向相反，故对泄露的影响较小，这里要考虑的问题是：

当齿轮受到不平衡的径向力后，应避免齿顶和泵体内壁相碰，所以径向间隙就可稍大，一般取0.13~0.16mm。

为了防止压力油从泵体和泵盖间泄露到泵外，并减小压紧螺钉的拉力，在泵体两侧的端面上开有油封卸荷槽16，使渗入泵体和泵盖间的压力油引入吸油腔。

在泵盖和从动轴上的小孔，其作用将泄露到轴承端部的压力油也引到泵的吸油腔去，防止油液外溢，同时也润滑了滚针轴承。

图3-4CB—B齿轮泵的结构

1-轴承外环2-堵头3-滚子4-后泵盖5-键6-齿轮7-泵体8-前泵盖9-螺钉10-压环

11-密封环12-主动轴13-键14-泻油孔15-从动轴16-泻油槽17-定位销

2.2齿轮泵存在的问题

1、齿轮泵的困油问题

齿轮泵要能连续地供油,就要求齿轮啮合的重叠系数ε大于1,也就是当一对齿轮尚未脱开啮合时,另一对齿轮已进入啮合,这样,就出现同时有两对齿轮啮合的瞬间,在两对齿轮的齿向啮合线之间形成了一个封闭容积,一部分油液也就被困在这一封闭容积中〔见图3-5（a）〕,齿轮连续旋转时,这一封闭容积便逐渐减小,到两啮合点处于节点两侧的对称位置时〔见图3-5（b）〕,封闭容积为最小,齿轮再继续转动时,封闭容积又逐渐增大,直到图3-5（c）所示位置时,容积又变为最大。

在封闭容积减小时,被困油液受到挤压,压力急剧上升,使轴承上突然受到很大的冲击载荷,使泵剧烈振动,这时高压油从一切可能泄漏的缝隙中挤出,造成功率损失,使油液发热等。

当封闭容积增大时,由于没有油液补充,因此形成局部真空,使原来溶解于油液中的空气分离出来,形成了气泡,油液中产生气泡后,会引起噪声、气蚀等一系列恶果。

以上情况就是齿轮泵的困油现象。

这种困油现象极为严重地影响着泵的工作平稳性和使用寿命。

图3-5齿轮泵的困油现象

为了消除困油现象,在CB—B型齿轮泵的泵盖上铣出两个困油卸荷凹槽,其几何关系如图3-6所示。

卸荷槽的位置应该使困油腔由大变小时,能通过卸荷槽与压油腔相通,而当困油腔由小变大时,能通过另一卸荷槽与吸油腔相通。

两卸荷槽之间的距离为a,必须保证在任何时候都不能使压油腔和吸油腔互通。

按上述对称开的卸荷槽,当困油封闭腔由大变至最小时（图3-6）,由于油液不易从即将关闭的缝隙中挤出,故封闭油压仍将高于压油腔压力;齿轮继续转动，当封闭腔和吸油腔相通的瞬间,高压油又突然和吸油腔的低压油相接触,会引起冲击和噪声。

于是CB—B型齿轮泵将卸荷槽的位置整个向吸油腔侧平移了一个距离。

这时封闭腔只有在由小变至最大时才和压油腔断开,油压没有突变,封闭腔和吸油腔接通时,封闭腔不会出现真空也没有压力冲击,这样改进后,使齿轮泵的振动和噪声得到了进一步改善。

图3-6齿轮泵的困油卸荷槽图图3-7齿轮泵的径向不平衡力

2、径向不平衡力

三、齿轮泵的径向不平衡力

齿轮泵工作时,在齿轮和轴承上承受径向液压力的作用。

如图3-7所示,泵的右侧为吸油腔,左侧为压油腔。

在压油腔内有液压力作用于齿轮上,沿着齿顶的泄漏油,具有大小不等的压力,就是齿轮和轴承受到的径向不平衡力。

液压力越高,这个不平衡力就越大,其结果不仅加速了轴承的磨损,降低了轴承的寿命,甚至使轴变形,造成齿顶和泵体内壁的摩擦等。

为了解决径向力不平衡问题,在有些齿轮泵上,采用开压力平衡槽的办法来消除径向不平衡力,但这将使泄漏增大,容积效率降低等。

CB—B型齿轮泵则采用缩小压油腔,以减少液压力对齿顶部分的作用面积来减小径向不平衡力,所以泵的压油口孔径比吸油口孔径要小。

四、齿轮泵的流量计算

齿轮泵的排量V相当于一对齿轮所有齿谷容积之和,假如齿谷容积大致等于轮齿的体积,那么齿轮泵的排量等于一个齿轮的齿谷容积和轮齿容积体积的总和,即相当于以有效齿高（h=2m）和齿宽构成的平面所扫过的环形体积,即：

（3-10）

式中：

D为齿轮分度圆直径，D=mz（cm）;h为有效齿高,h=2m（cm）；B为齿轮宽（cm）;m为齿轮模数（cm）；z为齿数。

实际上齿谷的容积要比轮齿的体积稍大,故上式中的π常以3.33代替,则式（3-10）可写成：

（3-11）

齿轮泵的流量q（1/mi