液压泵和液压马达(1).ppt

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1、第三章第三章 液压泵和液压马达液压泵和液压马达3.1 概述概述 泵泵是是将将原原动动机机的的机机械械能能传传递递给给液液体体，从从而而使使液液体体的的压压力力、速速度度、位置得以提高的元件。按其工作原理可分为涡轮式和容积式。位置得以提高的元件。按其工作原理可分为涡轮式和容积式。涡涡轮轮式式泵泵：机机械械能能转转化化为为动动能能，低低压压大大流流量量作作业业，输输送送液液体体，例如水泵。例如水泵。容积式泵：原动机的机械能主要转化成液体的静压能，使用于容积式泵：原动机的机械能主要转化成液体的静压能，使用于高压小流量作业，因此常用于各种控制目的，即使系统的负载有变高压小流量作业，因此常用于各种控制目

2、的，即使系统的负载有变化，输出流量不变。化，输出流量不变。类型：类型：根据结构的不同，泵有齿轮泵、叶片泵、阀式活塞泵，径向根据结构的不同，泵有齿轮泵、叶片泵、阀式活塞泵，径向柱塞泵、轴向柱塞泵和螺杆泵。柱塞泵、轴向柱塞泵和螺杆泵。马马达达：将将输输入入油油液液的的能能量量转转化化成成为为马马达达轴轴旋旋转转运运动动的的机机械械能能而而输输出出的的元元件件。属属液液压压执执行行元元件件，从从原原理理上上讲讲，泵泵和和马马达达可可换换，但但工工作要求不同，结构有差异。作要求不同，结构有差异。3.23.2 齿轮泵和齿轮马达齿轮泵和齿轮马达 齿轮泵的结构简单，造价低廉，工作可靠，体积小，重量轻，对齿轮

3、泵的结构简单，造价低廉，工作可靠，体积小，重量轻，对油液污染不太敏感。缺点流量和压力脉动大，噪声大，排量不可调。油液污染不太敏感。缺点流量和压力脉动大，噪声大，排量不可调。故应用广泛在低压系统中，但也在不断的改善。故应用广泛在低压系统中，但也在不断的改善。本节主要介绍外啮合直齿齿轮泵的结构和工作原理。本节主要介绍外啮合直齿齿轮泵的结构和工作原理。一、齿轮泵的工作原理和组成一、齿轮泵的工作原理和组成 1.1.组成：三片式结构组成：三片式结构 端盖、泵体和啮合齿轮。端盖、泵体和啮合齿轮。3-1第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 2.齿轮泵的工作原理齿轮泵的工作原理 主动齿轮反时针旋转，带

4、动被动齿轮主动齿轮反时针旋转，带动被动齿轮顺时针旋转。在吸油腔一侧，由于齿轮逐顺时针旋转。在吸油腔一侧，由于齿轮逐渐退出啮合，吸油腔容积增大，形成部分渐退出啮合，吸油腔容积增大，形成部分真空，油箱中的油液在外界大气压的作用真空，油箱中的油液在外界大气压的作用下，经吸油管而进入吸油腔并填满齿间。下，经吸油管而进入吸油腔并填满齿间。随着油泵的旋转，每个齿间的油液被送到随着油泵的旋转，每个齿间的油液被送到压油腔。在压油腔齿轮逐渐进入啮合，容压油腔。在压油腔齿轮逐渐进入啮合，容积减小，压力增大，油液被压入系统去工积减小，压力增大，油液被压入系统去工作。齿顶间隙所形成的容积不参与吸排油，作。齿顶间隙所形

5、成的容积不参与吸排油，侧间隙和端间隙越小越好。图侧间隙和端间隙越小越好。图3-2 3-2 介绍原介绍原理。理。3-2第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 可可见见，节节圆圆直直径径一一定定时时，齿齿数数越越少少排排量量越越大大，这这对对于于减减少少齿齿轮轮的的尺尺寸寸重重量量是是有有利利的的。当当然然，减减少少齿齿数数要要受受到到根根切切的的限限制制，同同时时还还要要考考虑实际情况时，系统对油泵流量波动的要求。一般虑实际情况时，系统对油泵流量波动的要求。一般Z Z为为9 9、1111、1313。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达二、齿轮泵的瞬时流量二、齿轮泵的瞬时流量 根据以

6、上得到的齿轮泵排量公式可求得齿轮泵的理论流量根据以上得到的齿轮泵排量公式可求得齿轮泵的理论流量（平均流量）（平均流量）:须知这样求得的流量是平均流量。事实上齿轮泵在工作须知这样求得的流量是平均流量。事实上齿轮泵在工作中，随着齿轮所处的不同位置，其瞬时流量是不同的。如在中，随着齿轮所处的不同位置，其瞬时流量是不同的。如在某时间内压油腔容积变化某时间内压油腔容积变化dVdV，则瞬时流量则瞬时流量dV/dtdV/dt是各处不同的，是各处不同的，这一瞬时流量的变化现象称为液压泵的流量波动。流量波动这一瞬时流量的变化现象称为液压泵的流量波动。流量波动将导致执行组件工作速度不平稳，而且会引起压油管内的压将

7、导致执行组件工作速度不平稳，而且会引起压油管内的压力波动，从而导致系统机械振动和噪音的增加，这对于高性力波动，从而导致系统机械振动和噪音的增加，这对于高性能要求的液压系统显然是不利的。因而了解流量波动的大小能要求的液压系统显然是不利的。因而了解流量波动的大小和频率，对于正确选用液压泵以设计出满足要求的液压传动和频率，对于正确选用液压泵以设计出满足要求的液压传动系统是非常必要的。系统是非常必要的。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达齿轮泵的瞬时流量则为：齿轮泵的瞬时流量则为：式中：齿顶圆半径；x啮合点至主动齿轮圆心的距离；y啮合点至被动齿轮圆心的距离。由上式可见，由于啮合点沿啮合线变化，

8、所以由上式可见，由于啮合点沿啮合线变化，所以x、y值随啮合点的变化也在变化，这样瞬间流量当然也随啮值随啮合点的变化也在变化，这样瞬间流量当然也随啮合点的变化而变化。同时可知，当一对齿退出啮合而另合点的变化而变化。同时可知，当一对齿退出啮合而另一对齿进入啮合后，瞬时流量将重复变化一次。一对齿进入啮合后，瞬时流量将重复变化一次。第三章第三章 液压泵和液压马达液压泵和液压马达 为为讨讨论论方方便便，将将x x、y y两两个个变变量量有有啮啮合合点点至至节节点点的的距距离离f f置置换换，将将齿齿顶顶圆圆半半径径用用节节 圆圆半半径径和和齿齿顶顶高高置置换换，则则可可得得外外啮啮合合齿齿轮轮泵泵瞬瞬间

9、间流流量公式为量公式为:由由 此此 可可 知知，在在 结结 构构 参参 数数 B B、R R、h h及及 转转 速速 一一 定定 时时，啮啮 合合 点点 与与 节节 点点 重重 合即合即f=0f=0时瞬时流量最大，而当开始啮合和退出啮合时，时瞬时流量最大，而当开始啮合和退出啮合时，（为啮合点在啮合线上走过的长度），此时瞬时流量最小。为啮合点在啮合线上走过的长度），此时瞬时流量最小。由由于于齿齿轮轮啮啮合合时时重重合合系系数数11，即即当当一一对对尚尚未未退退出出啮啮合合时时，下下一一对对齿齿已已进进入入啮啮合合状状态态，于于是是在在两两对对齿齿之之间间形形成成闭闭死死容容积积，使使前前对对齿齿

10、失失去去排排油油能能力力，此此时时瞬瞬时时流流量量由由后后一一对对齿齿决决定定，因因此此在在曲曲线线上上形形成成有一段的流量突然下降。有一段的流量突然下降。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达第三章第三章 液压泵和液压马达液压泵和液压马达 衡量流量波动性亦即流量品质的指标衡量流量波动性亦即流量品质的指标:流量波动系数流量波动系数:对常用的外啮合齿轮泵对常用的外啮合齿轮泵:流量波动频率流量波动频率:由以上讨论可知，齿轮泵的流量品质主要决定由以上讨论可知，齿轮泵的流量品质主要决定于齿数，齿数越多则系数越小而频率越大，也即是于齿数，齿数越多则系数越小而频率越大，也即是流量品质越好。为轻型化流

11、量品质越好。为轻型化，齿数少，波动大。，齿数少，波动大。三、齿轮泵结构上的问题三、齿轮泵结构上的问题 （一）困油现象及消除措施困油现象及消除措施 1.产生的原因及现象产生的原因及现象 为了保证齿轮泵流量连续及高低压腔严格密为了保证齿轮泵流量连续及高低压腔严格密封，必须使重合系数大于封，必须使重合系数大于1，一般，一般1.05-1.2。当前一对齿没有脱开啮。当前一对齿没有脱开啮合时，后一对齿已进入啮合，便形成一个与吸排油腔均不相通的封闭容合时，后一对齿已进入啮合，便形成一个与吸排油腔均不相通的封闭容积，切随齿轮转动而移动。把这个封闭容积称为困油区。积，切随齿轮转动而移动。把这个封闭容积称为困油区

12、。当后一对齿刚进入啮合时困油区容积最大（下图当后一对齿刚进入啮合时困油区容积最大（下图a a）,随着随着A A、B B两点两点的移动，困油区逐渐减小，当的移动，困油区逐渐减小，当A A、B B两点对称地分布于节点两侧时困油区两点对称地分布于节点两侧时困油区容积最小。容积最小。3-33-4第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达2.危害危害 困困油油区区由由大大到到小小：产产生生很很大大的的压压力力，这这个个力力在在齿齿轮轮转转一一转转时时重复出现的次数等于齿数，产生冲击重复出现的次数等于齿数，产生冲击 困困油油区区由由小小到到大大：困困油油区区真真空空度度增增加加，容容易易产产生生气气蚀蚀

13、并并增增加加噪音。噪音。3.3.解解决决办办法法：开开卸卸荷荷槽槽。卸卸荷荷槽槽的的形形式式多多种种多多样样，而而卸卸荷荷原原理理基基本本相相同同，即即当当封封闭闭容容积积有有大大边边小小时时，通通过过一一个个卸卸荷荷槽槽使使其其与与压压油油腔腔相相通通；而而当当封封闭闭容容积积由由小小变变大大时时，通通过过另另一一个个卸卸荷荷槽槽使使其其与吸油腔相通。与吸油腔相通。注注意意：两两卸卸荷荷槽槽的的配配置置必必须须保保证证在在任任何何时时候候都都不不能能使使压压油油腔腔与与吸吸油腔通过困油区而相互沟通，同时要有效地卸荷。油腔通过困油区而相互沟通，同时要有效地卸荷。图图1-31-3为齿轮端面的轴承

14、座圈上开长方形卸荷槽，对称布置，为齿轮端面的轴承座圈上开长方形卸荷槽，对称布置，图图1-3c1-3c为长方形卸荷槽非对称布置（偏向吸油腔一侧），适应于为长方形卸荷槽非对称布置（偏向吸油腔一侧），适应于齿侧间隙较小的情况。齿侧间隙较小的情况。第三章第三章第三章第三章 液压泵和液压马达液压泵和液压马达液压泵和液压马达液压泵和液压马达（二）二）齿轮泵的泄漏和端面补偿齿轮泵的泄漏和端面补偿 1.1.轴轴向向间间隙隙泄泄漏漏:指指齿齿轮轮端端面面与与轴轴承承底底圈圈或或盖盖板板之之间间的的间间隙隙泄泄漏漏。占总泄占总泄漏漏量的量的75-80%75-80%。2.2.径径向向间间隙隙泄泄漏漏:指指齿齿顶顶与

15、与壳壳体体内内圆圆柱柱表表面面之之间间的的间间隙隙泄泄漏漏。占占总泄总泄漏漏量的量的15-20%15-20%。3.3.通通过过啮啮合合点点上上的的泄泄漏漏:由由于于啮啮合合点点在在全全部部齿齿宽宽上上不不能能全全部部接接触触，所以也可产生泄所以也可产生泄漏漏，占，占4-5%4-5%。由由此此可可见见，要要提提高高齿齿轮轮泵泵的的压压力力，必必须须要要减减小小端端面面泄泄漏漏，一一般般采采用用齿齿轮轮端端面面间间隙隙自自动动补补偿偿的的办办法法。图图1-41-4所所示示端端面面间间隙隙的的补补偿偿原原理理。利利用用特特制制的的通通道道把把泵泵内内压压油油腔腔的的压压力力油油引引到到轴轴承承外外侧

16、侧，作作用用在在（用用密密封封圈圈分分隔隔构构成成）一一定定形形状状和和大大小小的的面面积积上上，产产生生液液压压作作用用力力，使使轴轴套套压压向向齿齿轮轮端端面面。这这个个力力必必须须大大于于齿齿轮轮端端面面作作用用在在轴轴承承内内侧侧的的作作用用力力，才才能能保保证证在在各各种种压压力力下下，轴轴承承始始终终自自动动贴贴紧紧齿齿轮轮端端面面，减减小小泵泵内内通通过过端面的泄端面的泄漏漏，达到提高压力的目的。，达到提高压力的目的。减小泄减小泄漏漏办法：轴向自动补偿，浮动轴套和侧板变形（有的加弹簧）。办法：轴向自动补偿，浮动轴套和侧板变形（有的加弹簧）。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压

17、马达 图图3-5 3-5 齿轮泵内补偿轴向间隙用的浮动轴承齿轮泵内补偿轴向间隙用的浮动轴承 原原 则则：1.1.压压 紧紧 力力 必必 须须 大大 于于 推推 力力，压压 紧紧 力力=推推 开开 力力+P+P。PP不不 能过小（不能过小（不 起作用）；不能过大（加剧磨损）；起作用）；不能过大（加剧磨损）；2.2.压力和推力作用线一致，产生力偶；压力和推力作用线一致，产生力偶；3.3.磨损后还能起作用。磨损后还能起作用。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 （三）径向力不平衡现象（三）径向力不平衡现象 产生的原因：产生的原因：径向不平衡由三方面造成：径向不平衡由三方面造成：1.1.液体压

18、力产生的液体压力产生的径向力径向力 同压油腔接触的周长为同压油腔接触的周长为L L1 1受压油腔压力作用；同吸油腔受压油腔压力作用；同吸油腔接触的周长为接触的周长为L L2 2受吸油腔压力作用；同壳体接触的周长为受吸油腔压力作用；同壳体接触的周长为L L3 3受一受一个沿圆周从低到高压线性变化的压力作用，三个力合力即个沿圆周从低到高压线性变化的压力作用，三个力合力即F FP P大致大致指向吸油腔一侧。指向吸油腔一侧。2.2.齿轮传递力矩时产生的径向力齿轮传递力矩时产生的径向力F FM M，对主动齿对主动齿轮合力减小；从动相反。轮合力减小；从动相反。3.3.困油现象消除不良产生作用在轴上的困油现

19、象消除不良产生作用在轴上的径向力。径向力。造成的危害：造成的危害：这些液体压力综合作用的合力，相当于给齿轮这些液体压力综合作用的合力，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。工作压一个径向的作用力（即不平衡力），使齿轮和轴承受载。工作压力越大，径向不平衡力也越大。当径向不平衡力很大时，能使轴力越大，径向不平衡力也越大。当径向不平衡力很大时，能使轴弯曲，齿顶与壳体内表面产生接触，同时加速轴承的磨损，降低弯曲，齿顶与壳体内表面产生接触，同时加速轴承的磨损，降低轴承的寿命。轴承的寿命。下图为其力分析图下图为其力分析图 F F被被更大有时多达几吨，作用在轴承上影响泵的压力不能太高

20、，更大有时多达几吨，作用在轴承上影响泵的压力不能太高，8-16MP8-16MP。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 3.解决的办法：解决的办法：1.1.减小压油口的直径，使压力油减小压油口的直径，使压力油 仅作用在仅作用在1-21-2个齿之间。个齿之间。2.2.增大泵体内表面与齿顶圆间隙。增大泵体内表面与齿顶圆间隙。3.3.开压力平衡槽。开压力平衡槽。3-83-7图3-6油压和传动产生径向力第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 四、液压马达四、液压马达 工作原理：液压作用在齿面上推动齿轮旋转，由于啮合点的工作原理：液压作用在齿面上推动齿轮旋转，由于啮合点的半径小于齿顶圆半径形

21、成扭矩，合并输出。从性能上分为高速马半径小于齿顶圆半径形成扭矩，合并输出。从性能上分为高速马达和低速马达，三片式补偿不能用，因引入高压油的方向不同，达和低速马达，三片式补偿不能用，因引入高压油的方向不同，不能轻易将油泵变成马达。不能轻易将油泵变成马达。结构与马达基本相同，但因工作过程一般要求低速大扭矩，结构与马达基本相同，但因工作过程一般要求低速大扭矩，直接用高速泵时需变速箱减速。为了简化机构，直接驱动工作部直接用高速泵时需变速箱减速。为了简化机构，直接驱动工作部件，另行设计。件，另行设计。第三章第三章 液压泵和液压马达液压泵和液压马达 3.3 基本参数的计算及特性基本参数的计算及特性 一、一

22、、排量、流量和容积效率排量、流量和容积效率 排排量量q:q:是是指指在在没没有有泄泄漏漏和和吸吸油油充充分分的的理理想想情情况况下下，泵泵轴轴每每转转所所排排出出的的液液压压体体积积。它它仅仅取取决决与与液液压压泵泵每每转转一一转转所所有有密密封封工工作作腔腔的的容容积积变变化化量量，与与液液压压泵泵的的结结构构及及几几何何参参数数有有关关。q q值值可可在在有有关关液液压压泵泵的的样样品品本本中中查查到到。有有时时也也用用每每弧弧度度排排量量表表示示排排量量，在在计计算算时时要注意两者的区别。要注意两者的区别。理理论论流流量量:是是指指在在不不考考虑虑泄泄漏漏的的情情况况下下，单单位位时时间

23、间内内液液压压泵泵所所输出的液压体积输出的液压体积，则：，则：实实际际流流量量:是是指指在在一一定定的的出出口口压压力力下下，液液压压泵泵在在单单位位时时间间内内实实际际输输出出到到系系统统去去的的液液压压体体积积。当当液液压压泵泵在在一一定定出出口口压压力力下下工工作作时时，出出口口的的压压力力油油总总是是不不可可避避免免地地经经过过间间隙隙向向液液压压泵泵进进口口的的低低压压区区泄泄漏，这就使得实际输出流量总小于理论流量。设泄漏流量为漏，这就使得实际输出流量总小于理论流量。设泄漏流量为 则则:因泄漏而产生的损失称容积损失。定义液压泵的容积效率为：因泄漏而产生的损失称容积损失。定义液压泵的容

24、积效率为：第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 根根据据缝缝隙隙泄泄漏漏流流量量公公式式可可知知，泄泄露露量量取取决决于于液液压压泵泵本本身身结结构构（间间隙隙大大小小，泄泄漏漏通通道道长长度度等等）、液液压压泵泵出出口口压压力力和和所所使使用用油油液液黏黏度度。可可见见对对于于一一个个现现有有的的泵泵来来说说，出出口口压压力力越越大大、油油液液粘粘度度越越低低则则泵泵的的容容积积效效率率越越低低。而而要要提提高高液液压压泵泵的的液液压压效效率率，则则主主要要应应改改善善液液压压泵泵本本身身的的结构，如尽量减小配合间隙等。结构，如尽量减小配合间隙等。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和

25、液压马达二、工作压力、扭矩和机械效率二、工作压力、扭矩和机械效率 1.1.工工作作压压力力:是是指指液液压压泵泵工工作作时时出出口口的的实实际际压压力力，它它取取决决与与执执行行组组件件上上所所承承受受负负载载的的大大小小和和系系统统回路上的压力损失。回路上的压力损失。2.2.吸入压力：吸入压力：泵进口处的压力；泵进口处的压力；3.3.额定压力：额定压力：正常工作连续运转的最高压力；正常工作连续运转的最高压力；4.4.最最高高允允许许压压力力：按按实实验验标标准准规规定定超超过过额额定定压压力力值值允允许许短短暂暂运运行行的的最最高高压压力力；工工作作压压力力；外外载载作作用的压力。用的压力。

26、第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 液液压压泵泵出出口口压压力力到到齿齿轮轮到到轴轴，泵泵轴轴在在转转动动时时必必须须克克服服的的扭矩。扭矩。图图3-9 3-9 扭矩分析扭矩分析 这公式适用于所有容积式液压泵。这公式适用于所有容积式液压泵。因因为为液液压压泵泵在在工工作作时时，有有关关构构件件之之间间有有不不可可避避免免的的摩摩擦擦力力存存在在，其其中中包包括括与与运运动动速速度度有有关关的的粘粘性性摩摩擦擦力力，与与正正压压力力有有关关的的摩摩擦擦力力，与与密密封封装装置置有有关关的的恒恒值值摩摩擦擦力力等等，这这些些力力也也形成传动轴上的阻力矩之和，即实际扭矩为：形成传动轴上的阻

27、力矩之和，即实际扭矩为：第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达定义机械效率为：定义机械效率为：第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达三、马达基本参数三、马达基本参数 液压马达与液压泵的基本参数的计算大致相同，区别在于泄漏量、液压马达与液压泵的基本参数的计算大致相同，区别在于泄漏量、扭矩损失与理论流量和理论扭矩的关系。扭矩损失与理论流量和理论扭矩的关系。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达五、液压泵的工作特性五、液压泵的工作特性1.转速特性 由 知，流量和转速是线性关系，即角知，流量和转速是线性关系，即角速度越大，流量越大。实际上，当油泵出口保持某一定值压力时，速度越大，流量

28、越大。实际上，当油泵出口保持某一定值压力时，输出流量输出流量Q Q与转速一开始正比变化，但当转速超过与转速一开始正比变化，但当转速超过 以后，流量与以后，流量与转速就不成正比变化了，随着转速进一步提高，输出流量反而呈下转速就不成正比变化了，随着转速进一步提高，输出流量反而呈下降趋势。这主要是由于密封容积变化速度太快，吸入的油液来不及降趋势。这主要是由于密封容积变化速度太快，吸入的油液来不及填满变化的容积，即出现所谓填满变化的容积，即出现所谓“空吸现象空吸现象”造成的。造成的。“空吸现象空吸现象”的出现抵消了转速增加对流量的积极影响，同时还会伴有噪音及震的出现抵消了转速增加对流量的积极影响，同时

29、还会伴有噪音及震动现象，使油泵不能正常工作。动现象，使油泵不能正常工作。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达a 液压泵的最高转速还受泵的效率及工作寿命的制约。液压泵的最高转速还受泵的效率及工作寿命的制约。所以液压泵的额定工作转速定义为：在额定工作压力下，所以液压泵的额定工作转速定义为：在额定工作压力下，不产生吸空现象且能连续运转并保证基本工作性能的最不产生吸空现象且能连续运转并保证基本工作性能的最高转速。为了提高使用转速高转速。为了提高使用转速 ，充分发挥泵的工作潜力，充分发挥泵的工作潜力，有些泵在使用时要求在泵前增设一级辅助充油泵以提高有些泵在使用时要求在泵前增设一级辅助充油泵以提高

30、液压泵的进口压力。图液压泵的进口压力。图3-103-10容积泵的转速特性容积泵的转速特性第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达图图3-10容积泵的转速特性容积泵的转速特性2.压力特性压力特性 由由 知知缝缝隙隙泄泄漏漏和和压压强强一一次次方方成成正正比比；随随着着液液压压泵泵工工作作压压力力的的提提高高，输输出出流流量量Q Q、容容积积效效率率 将将线线性性下下降降。这这是是因因为为油油泵泵泄泄漏漏流流量量 是是随随着着工工作作压压力力的的增增加加而而线性增加的原因。线性增加的原因。随随着着压压力力的的增增加加，总总效效率率 先先是是增增加加，达达到到最最高高值值后后开开始始下下降降。这

31、这是是因因为为 ，在在低低压压阶阶段段，虽虽然然随随压压力力的的升升高高而而下下降降，可可是是 随随压压力力的的升升高高而而上上升升，且且上上升升幅幅度度大大于于 下下降降的的幅幅度度，故故总总效效率率升升高高。随随着着压压力力的的继继续续升升高高，液液压压泵泵有有关关元元件件之之间间的的接接触触应应力力继继续续增增加加，粘粘性性摩摩擦擦的的状状态态不不能能保保持持，因因此此，摩摩擦擦扭扭矩矩随随压压力力的的增增加加而而增增大大，使使机机械械效效率率随随压压力力增增加加而而上上升升的的幅幅度度大大大大减减小小。当当机机械械效效率率上上升升的的幅幅度度小小于于容容积积效效率率下下降降的的速速度度

32、时时，总总效率开始随压力的的增加而下降。效率开始随压力的的增加而下降。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达在低压阶段，扭矩损失变化不大，分析下式。在低压阶段，扭矩损失变化不大，分析下式。图3-11容积泵压力特性 额定压力就是指泵在连续工作额定压力就是指泵在连续工作情况下所允许使用的最高压力，在情况下所允许使用的最高压力，在此压力下能保证泵所必须满足的容此压力下能保证泵所必须满足的容积效率、总效率及规定的使用寿命积效率、总效率及规定的使用寿命。一般液压泵都具有一定的过载能力，允许的最高过载压力约为额定压力的1.25倍。过载压力只允许短时间使用，可由安全阀限定。第三章第三章液压泵和液压马达

33、液压泵和液压马达3.4 叶片泵和叶片马达叶片泵和叶片马达 叶叶片片泵泵有有单单作作用用式式（非非平平衡衡式式，易易变变量量）和和双双作作用用式式（平平衡衡式式，不不能能变变量量）两两大大类类，在在工工作作机机械械的的中中高高压压系系统统中中得得到到了了广广泛泛的的应应用用。叶叶片片泵泵输输出出流流量量均均匀匀，脉脉冲冲小小，噪噪音音小小，但但结结构构较较复复杂杂，吸吸油油特特征征不不好好，对对油油液液的污染也比较敏感。的污染也比较敏感。一、单作用式叶片泵 1.1.结结构构 该该泵泵由由泵泵体体、转转子子、定定子子、叶叶片片、端端盖盖、配配油油盘盘等等组组成成。定定子子内内工工作作面面和和转转子

34、子体体外外表表面面均均为为圆圆柱柱面面，且且两两者者按按一一定定偏偏心心配配置置，叶叶片片装装于于转转子子体体槽槽内内，可可沿径向滑动。沿径向滑动。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 2.2.工工作作原原理理 单单作作用用式式叶叶片片泵泵的的工工作作原原理理见见图图3 31212。当当转转子子回回转转时时，由由于于离离心心力力的的作作用用（也也有有在在叶叶片片槽槽底底部部通通进进压压力力油油推推动动叶叶片片向向外外的的结结构构），使使叶叶片片紧紧靠靠在在定定子子内内表表面面上上，这这样样在在定定子子、转转子子、叶叶片片及及两两端端盖盖之之间间就就形形成成若若干干个个封封闭闭容容积积。

35、当当转转子子按按图图示示方方向向旋旋转转时时。图图中中右右半半边边的的叶叶片片逐逐渐渐伸伸出出，封封闭闭容容积积逐逐渐渐增增大大，形形成成了了吸吸油油；同同时时左左半半边边叶叶片片逐逐渐渐被被定定子子内内表表面面压压进进定定子子槽槽中中，封封闭闭容容积积逐逐渐渐减减小小，形形成成压压油油。在在吸吸油油腔腔和和压压油油腔腔之之间间有有上上下下两两段段封封油油区区将将吸吸油油腔腔和和压压油油腔腔隔隔开开，在在理理论论上上应应使使封封油油区区之之间间的的夹夹角角等等于于两两叶叶片片之之间间的的夹夹角角，以以免免造造成成困困油油现现象象或或使使压压油油腔腔与与吸吸油油腔腔沟沟通通。这这种种泵泵转转子子

36、每每转转一一周周，每每个个封封闭闭容容积积完完成成一一次次吸吸排排油油工工作作循循环环，一一次次是是单单作作用用式式的的，又又由由于于转转子子体体受受到到压压油油腔腔压压油油作作用用，使使轴轴承承受到较大的径向载荷，所以是非卸荷式的。受到较大的径向载荷，所以是非卸荷式的。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 单单作作用用非非卸卸荷荷式式叶叶片片泵泵额额定定工工作作压压力力一一般般在在7MPa7MPa以以下下，主主要要作作变变量量泵泵使使用用。改改变变定定子子和和转转子子间间偏偏心心的的大小，便可改变改变泵的排量，故是变量泵大小，便可改变改变泵的排量，故是变量泵。3-12单作用叶片泵的工

37、作原理1-压油口2-转子3-定子4-叶片5-吸油口第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 3.流量计算流量计算第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 当单叶片泵的叶片处于吸油区时，底部通吸油腔，处于压油区当单叶片泵的叶片处于吸油区时，底部通吸油腔，处于压油区时通压油腔，则这种结构恰好补偿了由于叶片本身厚度所占体积而时通压油腔，则这种结构恰好补偿了由于叶片本身厚度所占体积而引起的流量减小，这时叶厚度对流量无影响。引起的流量减小，这时叶厚度对流量无影响。4.4.流量波动流量波动 单单作作用用式式叶叶片片泵泵的的流流量量也也有有波波动动现现象象，但但波波动动系系数数比比齿齿轮轮泵泵要要小

38、小得得多多。根根据据分分析析可可知知，奇奇数数叶叶片片比比偶偶数数叶叶片片的的波波动动要要小小，叶叶片片数数越越多多，波波动动越越小小。所所以以单单作作用用式式叶叶片片泵泵的的叶叶片片数数总总是是采采用用奇奇数数，一一般为般为1313或或1515片片。优优点点：流流量量波波动动小小2%2%；自自吸吸能能力力强强；尺尺寸寸小小；结结构构简简单单，成成本低本低。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达二、双作用式叶片泵二、双作用式叶片泵 1.结构（下图）结构（下图）3-13第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 2.原理：原理：定定子子工工作作面面曲曲线线是是由由四四段段与与转转子子同同

39、心心的的圆圆弧弧曲曲线线和和四四段段连连接接这这些些圆圆弧弧的的过过渡渡曲曲线线所所组组成成；配配油油窗窗口口有有四四个个，两两个个吸吸油油口口和和两两个个压压油油口口沿沿径径向向对对称称布布置置。当当原原动动机机带带动动转转子子旋旋转转时时，叶叶片片在在离离心心力力和和叶叶片片底底部部通通入入的的压压力力油油的的作作用用下下紧紧贴贴在在定定子子内内表表面面上上。这这种种泵泵每每转转一一转转，每每个个工工作作腔腔吸吸排排油油两两次次，所所以以称称为为双双作作用用式式的的，这这当当然然对对提提高高油油泵泵排排量量、减减小小油油泵泵的尺寸重量有利的尺寸重量有利。3-14第三章第三章液压泵和液压马达

40、液压泵和液压马达结构特点：结构特点：1.1.定子工作表面曲线；定子工作表面曲线；2.2.避免困油现象，减小液压冲击和噪声；避免困油现象，减小液压冲击和噪声；3.3.保证叶片与定子内表面的良好接触；保证叶片与定子内表面的良好接触；4.4.配油盘；配油盘；5.5.叶片的倾角。叶片的倾角。硬冲击：圆弧和螺线连接处曲线上带有尖角，叶片经硬冲击：圆弧和螺线连接处曲线上带有尖角，叶片经过时径向速度突变过时径向速度突变(加速度很大加速度很大)产生硬冲击。软冲击：加产生硬冲击。软冲击：加速度变化小。速度变化小。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达第三章第三章 液压泵和液压马达液压泵和液压马达第三章第三

41、章 液压泵和液压马达液压泵和液压马达 单作用叶片泵由于不平衡径向力的影响，工作压力较低，适单作用叶片泵由于不平衡径向力的影响，工作压力较低，适用于中、低压系统工作。双作用叶片泵虽然消除了径向不平衡力，用于中、低压系统工作。双作用叶片泵虽然消除了径向不平衡力，但由于泄露途径多、叶片在工作中受弯、容易磨损，因此工作压但由于泄露途径多、叶片在工作中受弯、容易磨损，因此工作压力受到限制，在中压和中高压系统中应用较多。力受到限制，在中压和中高压系统中应用较多。一般双作用叶片一般双作用叶片一般双作用叶片一般双作用叶片泵额定工作压力为泵额定工作压力为泵额定工作压力为泵额定工作压力为7MPa7MPa7MPa7

42、MPa左右，经过改进后的叶片泵额定压力可达左右，经过改进后的叶片泵额定压力可达左右，经过改进后的叶片泵额定压力可达左右，经过改进后的叶片泵额定压力可达10MPa10MPa10MPa10MPa、16MPa16MPa16MPa16MPa，甚至更高。甚至更高。甚至更高。甚至更高。三、变量叶片泵三、变量叶片泵 单单作作用用叶叶片片泵泵排排量量 ，若若改改变变偏偏心心距距e e，即即可可在在油油泵泵转转速速不不变变时时改改变变油油泵泵流流量量，这这在在结结构构上上是是容容易易实实现现的的。所所以以变变量量叶片泵均为单作用式的。叶片泵均为单作用式的。1.类型：采采用用变变量量泵泵有有单单向向调调节节和和双

43、双向向调调节节两两大大类类。单单向向调调节节只只改改变变流流量量的的大大小小，双双向向调调节节除除改改变变流流量量大大小小外外，还还能能改改变变供供油油方方向向。变变量量叶叶片片泵泵根根据据调调节节偏偏心心量量的的方方式式又又可可分分为为手手动动调调节节式式、限限压压式式和和稳稳流流式式等等几几种种。限限压压式式变变量量叶叶片片泵泵有有内内反反馈馈和和外外反反馈馈两两种种方方式式，其其工工作作原原理理都都是是将将油油泵泵出出口口压压力力与与一一个个设设定定比比较较，当当出出口口压压力力小小于于设设定定压压力力时时，便便可可自自动动减减小小输输出出力力量量直直到到为为零零，保保证证压压力力在在一

44、一个不大的范围内变化。个不大的范围内变化。第三章第三章 液压泵和液压马达液压泵和液压马达 2.2.限压式变量叶片泵限压式变量叶片泵图3-15丫BX型外反馈限压式变量叶片泵1一预紧力调节螺钉；2一限压弹簧；3一泵体；4一转子；5一定子；6一滑块；7一泵轴；8一叶片；9一反馈柱塞；10一最大偏心调节螺钉第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达3.限压式变量叶片泵工作原理限压式变量叶片泵工作原理 利利用用泵泵工工作作时时油油压压对对定定子子产产生生径径向向不不平平衡衡力力的的反反馈馈作作用用来来自自动动调调节偏心距，达到改变流量的目的。节偏心距，达到改变流量的目的。右右图图为为外外反反馈馈限限压

45、压式式变变量量叶叶片片泵泵的的工工作作原原理理。它它能能根根据据外外负负载载的的大大小小自自动动调调节节泵泵的的流流量量。图图中中转转子子1 1的的中中心心O O1 1是是固固定定不不动动的的，定定子子3 3可可左左右右移移动动。在在弹弹簧簧的的作作用用下下，定定子子被被推推向向左左端端，使使定定子子中中心心与与转转子子中中心心有有一一初初始始偏偏心心量量e e0 0,e e0 0的的大大小小可可用用调调节节螺螺钉钉调调节节，它它决决定定了了泵泵在在本本次次调节时的最大流量调节时的最大流量q qmaxmax。图3-16限压式变量泵工作原理示意图第三章第三章第三章第三章 液压泵和液压马达液压泵和

46、液压马达液压泵和液压马达液压泵和液压马达第三章第三章 液压泵和液压马达液压泵和液压马达 该泵配油盘上的吸油窗口和压油窗口对泵的中心线是对称的。该泵配油盘上的吸油窗口和压油窗口对泵的中心线是对称的。如图所示，泵工作时，油泵出口压力经泵内通道作用在小柱塞面如图所示，泵工作时，油泵出口压力经泵内通道作用在小柱塞面积上，这样柱塞上的作用力积上，这样柱塞上的作用力 与弹簧的作用力方向相反。当与弹簧的作用力方向相反。当PA=KPA=KS SX X0 0时，柱塞上所受的液压力与弹簧初始力相平衡，此时的压时，柱塞上所受的液压力与弹簧初始力相平衡，此时的压力力P P称为泵的限定压力，用称为泵的限定压力，用P P

47、B B表示则：表示则：P PB B=K=KS SX X0/0/A系统的压力系统的压力P PP PB B 时，则：时，则：PAKPA PP PB B 时，则：时，则：PAKPAKS SX X0 0 这表明压力油的作用力大于弹簧的作用力，使定子向右移动，弹这表明压力油的作用力大于弹簧的作用力，使定子向右移动，弹簧被压缩，偏心距簧被压缩，偏心距e e减小，泵的流量也随之减小。减小，泵的流量也随之减小。当偏心量变化时，弹簧增加的压缩量为当偏心量变化时，弹簧增加的压缩量为X X，则偏心量则偏心量e e为：为：e=ee=e0 0-X-X 此时定子受力平衡方程为：此时定子受力平衡方程为：PA=KPA=KS

48、S（X X0 0+X+X）整理以上方程得：整理以上方程得：(当当P PP PB B时时)上式表明当液压系统的压力上式表明当液压系统的压力P P超过泵的限定压力超过泵的限定压力P PB B时，偏心量时，偏心量e e和泵的工作压力和泵的工作压力P P之间的关系，即工作压力之间的关系，即工作压力P P越高，偏心量越高，偏心量e e越小，越小，泵的流量也就越小。泵的流量也就越小。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达 4.4.限压式变量叶片泵的压力限压式变量叶片泵的压力流量特性曲线流量特性曲线将偏心距方程代入叶片泵的流量方程得将偏心距方程代入叶片泵的流量方程得：图图3-173-17限压式变量限压

49、式变量叶片泵特性曲线叶片泵特性曲线 由流量方乘可得图由流量方乘可得图3 31717限压式变量叶限压式变量叶片泵特性曲线。该曲线表示了泵工作时流片泵特性曲线。该曲线表示了泵工作时流量与压力变化关线。当泵的工作压力小于量与压力变化关线。当泵的工作压力小于 时，其流量时，其流量Q Q变化按斜线变化按斜线ABAB变化，在该阶段变化，在该阶段变量泵相当于定量泵变量泵相当于定量泵图中图中B B点为曲线点为曲线 的拐点，的拐点，其对应的压力就是限定压力其对应的压力就是限定压力，它表示泵在原始，它表示泵在原始偏心量时可达到的最大工作压力。当泵的工作压力超过限定偏心量时可达到的最大工作压力。当泵的工作压力超过限

50、定压力时，偏心量减小，输出的流量随压力的增高而急剧减小，压力时，偏心量减小，输出的流量随压力的增高而急剧减小，流量按流量按BC段曲线变化，段曲线变化，C点所对应的压力为截止压力（最点所对应的压力为截止压力（最大压力）。大压力）。第三章第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达P PB BP PB B第三章第三章 液压泵和液压马达液压泵和液压马达调节调节：1)1)调节流量调节螺钉可调节最大偏向量的大小。调节流量调节螺钉可调节最大偏向量的大小。从而改变叶片泵的最大输出流量，特性曲线从而改变叶片泵的最大输出流量，特性曲线ABAB段上下平移，段上下平移，QmaxQmax变而变而p pB B不变；不变；2)