流体传动与控制周忆液压动力元件Word格式文档下载.docx

1、 3） 具有相应的配流机构。将吸液箱和排液箱隔开，保证液压泵有规律地连续吸排液体。吸油时，阀5关闭，6开启；压油时，阀5开启，6关闭。常用的容积式泵有：齿轮泵、叶片泵、柱塞泵（径向，轴向）、螺杆泵等。液压泵的基础标准：压力分级：0-25（低） 25-80（中） 80-160（中高）160-320（高压） 320（超高压）流量分级：4 6 10 16 25 40 63 100 250 3.1.2 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

2、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植，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。排量可以调节的液压泵称为变量泵；排量不可以调节的液压泵则称为定量泵 2）理论流量理论流量是指在不考虑液压泵的泄漏流量的条件下，在单位时间内所排出的液体体积。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qt为t=式中V为液压泵的排量（m3/r），n为主轴转速（r/s）3）实际流量t液压泵在某一具体工况下，单位时间内

3、所排出的液体体积称为实际流量，它等于理论流量qt减去泄漏和压缩损失后的流量ql,即q=qt一ql4）额定流量qn 在正常工作条件下，该试验标准规定（如在额定压力和额定转速下）必须保证的流量。3.1.3 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： l）容积损失 容积损失是指液压泵在流量上的损失，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的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qt

4、之比，即液压泵的实际输出流量q为：2）机械损失 机械损失是指液压泵在转矩上的损失。它大等于液压泵的理论转矩Tt与实际输入转矩T之比，设转矩损失为Tl，则液压泵的机械效率为（2）液压泵的功率1） 输入功率输入功率指作用在液压泵主轴上的机械功率，当输入转矩为Ti，角速度为时：=Ti2） 输出功率P 输出功率指液压泵在工作过程中的实际吸、压油口间的压差p和输出流量q的乘积，即：P=pq3）液压泵的总效率 液压泵的总效率是实际输出功率与其输入功率的比值，即还可以写成： 3.2 齿轮泵 齿轮泵是液压系统中广泛采用的一种液压泵，一般做成定量泵，可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵，其中以外啮合齿轮泵应用最广。

5、3.2.1 外啮合齿轮泵的工作原理 图图上图为外啮合齿轮泵的工作原理图，它由装在壳体内的一对齿轮所组成，齿轮两侧有端盖（图中未示出），壳体、端盖和齿轮的各个齿间槽组成了许多密封工作腔。当齿轮按图示方向旋转时，右侧吸油腔由于相互啮合的轮齿逐渐脱开，密封工作容积逐渐增大，形成部分真空，因此油箱中的油液在外界大气压力的作用下，经吸油管进入吸油腔，将齿间槽充满，并随着齿轮旋转，把油液带到左侧压油腔内。在压油区一侧，由于轮齿在这里逐渐进入啮合，密封工作腔容积不断减小，油液便被挤出去，从压油腔输送到压力管路中去。在齿轮泵的工作过程中，只要两齿轮的旋转方向不变，其吸、排油腔的位置也就确定不变。这里啮合点处的

6、齿面接触线一直分隔高、低压两腔起着配油作用，因此在齿轮泵中不需要设置专门的配流机构，这是它和其它类型容积式液压泵的不同之处。3.2.2 外啮合齿轮泵的流量与排量计算齿轮泵的排量可以近似地等于其中一个齿轮的所有轮齿体积与齿间槽容积之和。即以齿顶圆为外圆、直径为（z-2）m的圆为内圆的圆环为底，以齿宽为高所形成的环形筒的体积，当齿轮的模数为m,齿宽为B, 齿数为z时的排量为实际上齿间槽的容积比轮齿的体积稍大，故通常取V= 当驱动齿轮泵的原动机转速为n时，外啮合齿轮泵的理论流量和实际流量分别为3.2.3 外啮合齿轮泵的结构特点（1） 困油齿轮泵要平稳工作，齿轮啮合的重叠系数必须大于1，也就是要求在一

7、对齿轮即将脱开啮合前，后面的一对齿轮就要开始啮合。就在两对轮齿同时啮合的这一小段时间内，留在齿间的油液困在两对轮齿和前后泵盖所形成的一个密闭空间中，如图2-4a所示，当齿轮继续旋转时，这个空间的容积就逐渐减小，直到两个啮合点A,B处于节点两侧的对称位置时，如图2-4b所示，这时封闭容积减至最小。由于油液的可压缩性很小，当封闭空间的容积减少时，被困的油受挤压，压力急剧上升，油液从零件结合面的缝隙中强行挤出，使齿轮和轴承受到很大的径向力；当齿轮继续旋转，这个封闭容积又逐渐增大到如图2-4c所示的最大位置，容积增大时又会造成局部真空，使油液中溶解的气体分离，产生空穴现象，这些都将使齿轮泵产生强烈的噪

8、声。这就是困油现象。解决方法：在齿轮泵的两侧端盖上开卸荷槽 （2）径向不平衡力在齿轮泵中，作用在齿轮外圆上的压力是不相等的，在压油腔和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，可以认为压力由压油腔压力逐渐分级下降至吸油腔压力，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（即不平衡力），使齿轮和轴承受载，这就是径向不平衡力，工作压力越大，径向不平衡力也越大，甚至可以使轴发生弯曲，使齿顶和壳体发生接触，同时加速轴承的磨损，降低轴承的寿命。缩小压油口（3）泄漏有三个可能泄漏的部位：齿轮端面和端盖间；齿轮外圆和壳体内孔间；两个齿轮的齿轮啮合处。其中

9、齿轮端面和端盖间的轴向间隙泄漏占总泄漏量的75%-80%。3.2.4 提高压力措施要提高齿轮泵的压力，必须减少端面的泄漏，一般采用齿轮端面间隙自动补偿的办法。图示采用浮动轴套，增大轴、轴承的刚度。3.3 叶片泵 叶片泵的结构较齿轮泵复杂，但其工作压力较高，且流量脉动小，工作平稳，噪声较小，寿命较长，所以被广泛应用于专业机床、自动线等中低压液压系统中。叶片泵分单作用叶片泵（变量泵，最大工作压力为7.0Mpa）和双作用叶片泵（定量泵，最大工作压力为7.0Mpa）。3.3.1 单作用叶片泵（1）结构和原理定子具有圆柱形内表面，定子和转子间有偏心距e，叶片装在转子槽中，并可在槽内动，当转子回转时，由于

10、离心力的作用，使叶片紧靠在定子内壁，这样在定子、转子、叶片和两侧配油盘间就形成若干个密封的工作区间，当转子按图示的方向回转时，在图的右部，叶片逐渐伸出，叶片间的工作空间逐渐增大，从吸油口吸油，这就是吸油腔。在图的左部，叶片被定子内壁逐渐压进槽内，工作空间逐渐减小，将油液从压油口压出，这就是压油腔。在吸油腔和压油腔间有一段封油区，把吸油腔和压油腔隔开，叶片泵转子每转一周，每个工作空间完成一次吸油和压油，故称单作用叶片泵。（2）排量和流量的计算式中，R为定子的内半径，e为定子和转子间的偏心距，B为定子宽度，为相邻两叶片间的夹角，=2/z，z为叶片的个数。所以单作用叶片泵排量为当叶片泵的转速为n,泵

11、的容积效率为v时，理论流量和实际流量分别为qt=Vn=4ReBnq= qtv=4ReBnv（3）结构特点1） 叶片后倾2） 转子上受有不平衡径向力，压力增大，不平衡力增大，不宜用于高压3） 均为变量泵结构单作用叶片泵的流量是有脉动的，理论分析表明，泵内叶片数越多，流量脉动率越小，奇数叶片泵的脉动率比偶数叶片泵的脉动率小，所以单作用的叶片数均为奇数，一般为13或15片。3.3.2 双作用叶片泵双作用叶片泵的工作原理如图211所示，它是由定子1、转子2、叶片3和配油盘（图中未画出）等组成。转子和定子中心重合，定子内表面近似为椭圆柱形，该椭圆形由两段长半径圆弧、两段短半径圆弧和四段过渡曲线所组成。当

12、转子转动时，叶片在离心力和（建压后）根部压力油的作用下，在转子槽内向外移动而压向定子内表面，由叶片、定子的内表面、转子的外表面和两侧配油盘间就形成若干个密封空间，当转子按图示方向顺时针旋转时，处在小圆弧上的密封空间经过渡曲线而运动到大圆弧的过程中，叶片外伸，密封空间的容积增大，要吸入油液；再从大圆弧经过渡曲线运动到小圆弧的过程中，叶片被定于内壁逐渐压过槽内，密封空间容积变小，将油液从压油口压出。因而，转子每转一周，每个工作空间要完成两次吸油和压油，称之为双作用叶片泵。这种叶片泵由于有两个吸油腔和两个压油腔，并且各自的中心夹角是对称的，作用在转子上的油液压力相互平衡因此双作用叶片泵又称为卸荷式叶

13、片泵，为了要使径向力完全平衡，密封空间数（即叶片数）应当是双数。 （2） 排量和流量由于转子在转一周的过程中，每个密封空间完成两次吸油和压油，当定子的大圆弧半径为R，小圆弧半径为r，定子宽度为B，两叶片间的夹角为弧度=2/z时，每个密封容积排出的油液体积为半径为R和r、扇形角为、厚度为B的两扇形体积之差的两倍，在不考虑叶片的厚度和倾角影响时双作用叶片泵的排量为转速为n,容积效率为v时，双作用叶片泵的理论流量和实际流量分别为q= qtv双作用叶片泵的叶片数为12或16片。 1） 叶片倾角。沿旋转方向前倾10-14度，以减小压力角。 2） 叶片底部通以压力油，防止压油区叶片内滑。 3） 转子上的径

14、向负荷平衡-称卸荷式。 4） 防止压力跳变，配油盘上开有三角槽（眉毛槽），同时避免困油。 5）双作用泵不能改变排量，只作定量泵用。3.3.3 限压式变量叶片泵（1）结构和工作原理限压式变量叶片泵是单作用叶片泵。根据前面介绍的单作用叶片泵的工作原理，改变定子和转子间的偏心距e，就能改变泵的输出流量，限压式变量叶片泵能借助输出压力大小自动改变偏心距e的大小来改变输出流量。当压力低于某一可调节的限定压力时，泵的输出流量最大；当压力高于限定压力时，随着压力的增加，泵的输出流量线性地减少，其工作原理如图2-19所示。图中，1为转子，在转子槽中装有叶片，2为定子，3为配油盘上的吸油窗口，8为压油窗口，9为

15、调压弹簧，10为调压螺钉，4为柱塞，5为调节流量螺钉。泵的出口经通道7与柱塞缸6相通。在泵未运转时，定子在弹簧9的作用下，紧靠柱塞4，并使柱塞4靠在螺钉5上。这时，定子和转子有一偏心量e0。调节螺钉5的位置，便可改变e0。当泵的出口压力p较低时，则作用在柱塞4上的液压力也较小，若此液压力小于上端的弹簧作用力，当柱塞的面积为A，调压弹簧的刚度为ks,预压缩量为x0时，有：pAksx0此时，定子相对于转子的偏心量最大，输出流量最大。随着外负载的增大，液压泵的出口压力p也将随之提高，当压力升至与弹簧力相平衡的控制压力pB时，有pBA = ks x0当压力进一步升高，就有pAks x0，这时若不考虑定

16、子移动时的摩擦力，液压作用力就要克服弹簧力推动定子向上移动，随之泵的偏心量减小，泵的输出流量也减小。 pB称为泵的限定压力，即泵处于最大流量时所能达到的最高限定压力，调节调压螺钉10，可改变弹簧的预压缩量 x0，即可改变pB的大小。设定子的最大偏心量为e0，偏心量减小时，弹簧的附加压缩量为x，则定子移动后的偏心量e为e= e0-x。定子的受力平衡方程式为pA= ks（ x0+x）可以看出，泵的工作压力愈高，偏心量愈小，泵的输出流量也愈小。（3）特性曲线图2-20为限压式变量叶片泵的特性曲线。AB段：工作压力p pB ,弹簧压缩量增大，偏心量减少，泵的输出流量减少。当定子的偏心量e=0,则pc

17、= pmax ,此时的压力为截止压力。调节弹簧的刚度ks，可改变BC段的斜率。3.4 柱塞泵3.4.1 径向柱塞泵径向柱塞泵是将柱塞径向排列在缸体内，缸体由原动机带动连同柱塞一起转动，周期性改变密闭容积的大小，达到吸、排油的目的。3.4.2 轴向柱塞泵轴向柱塞泵是将多个柱塞轴向配置在一个共同缸体的圆周上，并使柱塞中心线和缸体中心线平行的一种泵，轴向柱塞泵有两种形式，直轴式（斜盘式）和斜轴式（摆缸式），如图222a所示的为直轴式轴向柱塞泵的工作原理，这种泵主要由缸体1、配油盘2、柱塞3和斜盘4组成。柱塞沿圆周均匀分布在缸体内。斜盘与缸体轴线倾斜一角度，柱塞靠机械装置或低压油作用下压紧在斜盘上（图

18、中为弹簧），配油盘2和斜盘4固定不转，当原动机通过传动轴使缸体转动时，由于斜盘的作用，迫使柱塞在缸体内作往复运动，并通过配油盘的配油窗口进行吸油和压油。如图222a中所示回转方向，当缸体转角在2范围内，柱塞向外伸出，柱塞底部的密封工作容积增大，通过配油盘的吸油窗口吸油；在0范围内，柱塞被斜盘推入缸体，使密封容积减小，通过配油盘的压油窗口压油。缸体每转一周，每个柱塞各完成吸、压油一次，如改变斜盘倾角，可改变液压泵的排量，改变斜盘倾角方向，就能改变吸油和压油的方向，成为双向变量泵。（2）排量和流量计算：D：分布圆直径 d:柱塞直径 z:柱塞数柱塞泵-高压泵，对元件的精度要求高，制造成本高（3）柱塞

19、泵特点： 1） 柱塞和缸体配合间隙容易控制，密封性好，容积斜率高0.93-0.95。 2） 采用滑履与回程盘装置，避免球头的头接触。 3） 高压泵，结构复杂，价格贵，使用环境要求高。 4） 柱塞数通常为7、9、11个，单数，减小脉动。 5） 排量取决于泵的斜盘倾角。3.5 液压泵的噪声3.5.1 产生噪声的原因 （1）泵的流量脉动和压力脉动造成泵构件的振动。（2）吸油腔突然和压油腔相通或压油腔突然和吸油腔相通，产生流量和压力突变，产生噪声。（4） 空穴现象。（5） 泵内流道截面突然扩大、收缩、急转弯等。（6） 机械原因，如转动部分不平衡等。3.5.2 降低噪声的措施（1）消除泵内部油液压力的急剧变化。（2）在泵的出口装置消声器，以吸收泵流量和压力脉动。（3）装在油箱上的泵应使用橡胶垫减振。（5） 压油管上一段用高压软管，对泵和管路的连接进行隔振。（6） 防止空穴现象，采用直径较大的吸油管，防止油液中混入空气等。（7） 液压泵的选用3.6 液压泵的选用原则：根据主机工况、功率大小和系统对工作性能的要求，首先确定液压泵的类型，然后按系统所要求的压力、流量大小确定规格型号。一般在机床液压系统中采用双作用叶片泵和限压式变量叶片泵；在筑路机械、港口机械中采用齿轮泵；负载大、功率大的场合选用柱塞泵。