液压油泵知识参考

液压油泵知识参考

2.5 空穴现象和液压冲击

在液压系统中，空穴现象和液压冲击给系统带来诸多不利影响，因此需要了解这些现象产生的原因，并采取措施加以防治。

空穴现象

流动的液体，如果压力低于其空气分离压时，原先溶解在液体中的空气就会分离出来，从而导致液体中充满大量的气泡，这种现象称为空穴现象，如图2.24(动画)所示。如果液体的压力进一步降低，低到饱和蒸气压时，液体本身将汽化，产生更多的蒸气泡，空穴现象将更加严重。 空穴多发生在阀口和液压泵的入口处。因为阀口处液体的流速增大，压力将降低。如果液压泵吸油管太细，也会造成真空度过大，发生空穴现象。 空穴现象会引起流量的不连续和压力波动，空气中的游离氧对液压元件有很大的腐蚀（气蚀）作用。

为减少空穴现象带来的危害，通常采取下列措施：

减小孔口或缝隙前后的压力降。一般希望相应的压力比p1/p2〈3.5；

降低液压泵的吸油高度，适当加大吸油管直径。对于自吸能力差的液压泵要安装辅助泵供油；

管路要有良好的密封，防止空气进入。

液压泵的工作原理

液压泵的工作原理

液压泵是靠密封容腔容积的变化来工作的。图3.1(动画）是液压泵的工作原理图。当凸轮1由原动机带动旋转时，柱塞2便在凸轮1和弹簧4的作用下在缸体3内往复运动。缸体内孔与柱塞外圆之间有良好的配合精度， 使柱塞在缸体孔内作往复运动时基本没有油液泄漏，即具有良好的密封性。柱塞右移时，缸体中密封工作腔a的容积变大，产生真空，油箱中的油液便在大气压力作用下通过吸油单向阀5吸入缸体内， 实现吸油;柱塞左移时，缸体中密封工作腔a的容积变小,油液受挤压，便通过压油单向阀6输送到系统中去,实现压油。如果偏心轮不断地旋转，液压泵就会不断地完成吸油和压油动作，因此就会连续不断地向液压系统供油。 从上述液压泵的工作过程可以看出，其基本工作条件是： 1. 具有密封的工作容腔;

2. 密封工作容腔的容积大小是交替变化的，变大、变小时分别对应吸油、压油过程； 3. 吸、压油过程对应的区域不能连通。

基于上述工作原理的液压泵叫做容积式液压泵，液压传动中用到的都是容积式液压泵。

液压泵性能参数

液压泵性能参数 压力

压 力

液压泵的压力参数分为工作压力和额定压力。

工作压力 指液压泵出口处的实际压力值。 工作压力值取决于液压泵输出到系统中的液体在流动过程中所受的阻力。阻力(负载)增大，则工作压力升高；反之则工作压力降低。 额定压力 指液压泵在连续工作过程中允许达到的最高压力。额定压力值的大小由液压泵零部件的结构强度和密封性来决定。超过这个压力值，液压泵有可能发生机械或密封方面的损坏。

压力等级如表3.1所示。

表3.1 压力分级

压力分级 压力（MPa）

排量和流量

排量和流量

低压 中压 >2.5~8 中高压 >8~16 高压 >16~32 超高压 2.5 >32 排量V 指在无泄漏情况下，液压泵转一转所能排出的油液体积。 可见，排量的大小

只与液压泵中密封工作容腔的几何尺寸和个数有关。排量的常用单位是（ml/r）。

理论流量qt 指在无泄漏情况下，液压泵单位时间内输出的油液体积。其值等于泵的

排量V和泵轴转数n的乘积，即

实际流量q 指单位时间内液压泵实际输出油液体积。 由于工作过程中泵的出口压力

不等于零，因而存在内部泄漏量Δq（泵的工作压力越高，泄漏量越大）， 使得泵的实际流量小于泵的理论流量，即

显然，当液压泵处于卸荷（非工作）状态时，这时输出的实际流量近似为理论流量。

额定流量qn 泵在额定转数和额定压力下输出的实际流量。

功率

功 率

输入功率Pi 驱动液压泵的机械功率，由电动机或柴油机给出，即

输出功率po 液压泵输出的液压功率，即泵的实际流量q与泵的进、出口压差Δp

的乘积。

当忽略能量转换及输送过程中的损失时，液压泵的输出功率应该等于输入功率，即泵的理论功率为

式中, ω—液压泵转动的角速度；Tt—液压泵的理论转矩。

效率

效 率

实际上，液压泵在工作中是有能量损失的，这种损失分为容积损失和机械损失。

容积损失 主要是液压泵内部泄漏造成的流量损失。容积损失的大小用容积效率表

征，即

式中取泄漏量Δq=klp。这是因为液压泵工作构件之间的间隙很小，泄漏液体的流动状态可以看作是层流，即泄漏 量和泵的工作压力p成正比。kl是液压泵的泄漏系数。

机械损失 指液压泵内流体粘性和机械摩擦造成的转矩损失。机械损失的大小用机械

效率表征，即

式中，ΔT是损失掉的转矩。

液压泵的总效率 泵的总效率是泵的输出功率与输入功率之比，即

液压泵的总效率、容积效率和机械效率可以通过实验测得。图3.2给出了某液压泵的性能曲线。

图3.2 液压泵的性能曲线

3.2 齿轮泵

齿轮泵是一种常用的液压泵，其主要特点是：

1. 抗油液污染能力强，体积小，价格低廉；

2. 内部泄漏比较大，噪声大，流量脉动大，排量不能调节。

上述特点使得齿轮泵通常被用于工作环境比较恶劣的各种低压、中压系统中。

齿轮泵中齿轮的齿形以渐开线为多。在结构上可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵。外啮合齿轮泵应用广泛，下面做重点介绍。

图3.3（动画） 是外啮合齿轮泵的工作原理图。由图可见，这种泵的壳体内装有一对外啮合齿轮。由于齿轮端面与壳体 端盖之间的缝隙很小，齿轮齿顶与壳体内表面的间隙也很小，因此可以看成将齿轮泵壳体内分隔成 左、右两个密封容腔。当齿轮按图示方向旋转时，右侧的齿轮逐渐脱离啮合，露出齿间。因此这 一侧的密封容腔的体积逐渐增大，形成局部真空，油箱中的油液在大气压力的作用下经泵的吸油 口进入这个腔体，因此这个容腔称为吸油腔。随着齿轮的转动，每个齿间中的油液从右侧被带到 了左侧。在左侧的密封容腔中，轮齿逐渐进入啮合,使左侧密封容腔的体积逐渐减小，把齿间的油 液从压油口挤压输出的容腔称为压油腔。当齿轮泵不断地旋转时，齿轮泵的吸、压油口不断地吸油 和压油，实现了向液压系统输送油液的过程。在齿轮泵中，吸油区和压油区由相互啮合的轮齿和泵 体分隔开来，因此没有单独的配油机构。

齿轮泵排量和流量 1. 排量V

排量是液压泵每转一周所排出的液体体积。这里近似等于两个齿轮的齿间容积之和。设齿间容积等于齿轮体积，则有

式中，D—齿轮节圆直径；h—齿轮齿高；B—齿轮齿宽；Z—齿轮齿数；m—齿轮模数。 由于齿间容积比轮齿的体积稍大，所以通常修正为

2. 流量q

齿轮泵的实际流量为

式中，n—齿轮泵的转速；ηpv—齿轮泵的容积效率。

式(3.11)中的q是齿轮泵的平均流量，实际上，在齿轮啮合过程中压油腔的容积变化率是不均匀的，因此齿轮泵的瞬时流量是脉动变化的。设qmax和qmin分别表示齿轮泵的最大、最小瞬时流量，则流量脉动率δq为

表3.2给出了不同齿轮齿数时外啮合齿轮泵的流量脉动率。在相同情况下，内啮合齿轮泵的流量脉动率要小得多。

表3.2 不同齿数齿轮泵流量脉动率

Z 6 8 10 12 14 16 20 δq 0.347 0.263 0.212 0.178 0.153 0.134 0.107 齿轮泵存在的一些问题 1．泄漏

这里所说的泄漏是指液压泵的内部泄漏，即一部分液压油从压油腔流回吸油腔， 没有输送到系统中去。泄漏降低了液压泵的容积效率。外啮合齿轮泵的泄漏主要是齿轮端面泄漏， 这部分泄漏量约占总泄漏量的70%-75%。减小端面泄漏是提高齿轮泵容积效率的主要途径。

图3.4 液压径向不平衡力

2．液压径向不平衡力

在齿轮泵中，由于在压油腔和吸油腔之间存在着压差，液体压力的合力作用在齿轮和轴上，

是一种径向不平衡力，如图3.4所示。径向不平衡力的大小为

式中，K—系数；对于主动轮，K＝0.75。对从动轮，K = 0.85；Δp—泵进、出口压力差；De—齿顶圆直径。

由此可见，当泵的尺寸确定以后，油液压力越高径向不平衡力就越大。其结果是加速轴 承的磨损，增大内部泄漏，甚至造成齿顶与壳体内表面的摩擦。减小径向不平衡力的方法有： （1） 缩小压油腔 通过减小高压油在齿轮上的作用面来减小径向不平衡力；

（2） 开压力平衡槽 如图3.5（动画）所示。压力平衡槽1和2分别接近低、高压油腔，通过力的平衡作用来减小纯粹的径 向不平衡力。但这种方法会增加内泄漏，一般很少使用。

图3.5 开压力平衡槽

1、2

- 压力平衡槽

图3.6 困油现象

3．困油现象

为了使齿轮平稳地啮合运转，根据齿轮啮合原理，齿轮的重叠系数应该大于1,即存在两对轮齿同时进入啮合的时候。因此，就有一部分油液困在两对轮齿所形成的封闭容腔之内， 如图3.6（动画）所示。这个封闭容腔先随齿轮转动逐渐减小以后又逐渐增大。减小时会使被困油液受挤压而产生高压（用液体颜色变深表示高压特点），并从缝隙中流出，导致油液发热，同时也使轴承受到不平衡负载的作用；封闭容腔的增大会造成局部真空（用液体颜色变浅表示低压特点），使溶于油液中的气体分离出来， 产生气穴，这就是齿轮泵的困油现象。其封闭容积的变化如图3.8 所示。困油现象使齿轮泵产生强烈的噪声和气蚀，影响、缩短其工作的平稳性和寿命。

消除困油的方法

图3.8 封闭容积

提高外啮合齿轮泵工作压力的措施

提高齿轮泵工作压力的关键是有效降低内部的端面泄漏。目前的方法是采用端面间隙自动补偿装置。其工作原理是把泵内压油腔的压力油引到轴套外侧或侧板上，从而自动补偿端面磨损和减小端面间隙。

图3.9 是采用浮动轴套的一种典型结构。轴套1和2是浮动安装的，轴套左侧空腔均与泵的压油腔相通。当泵工作时，轴套1和2受左侧压力油的作用而向右移动，将齿轮两侧面压紧，从而自动补偿了端面间隙。这样，齿轮泵的额定压力可达10～16MPa，容积效率不低于0.9。

内啮合齿轮泵

图3.10 内啮合渐开线齿轮泵 1- 小齿轮

(主动齿轮)

2- 内齿轮(从动齿轮) 3- 月牙板 4- 吸油腔 5- 压油腔

图3.10（动画） 是内啮合渐开线齿轮泵的工作原理图。小齿轮1和内齿轮2相互啮合， 它们的啮合线和月牙板3将泵体内的容腔分成吸油腔和压油腔。当小齿轮按图示方向转动时， 内齿轮同向转动。容易看出，图中上面的腔体是吸油腔，下面的腔体是压油腔（仍将高、低压油设计成深、浅颜色）。

内啮合齿轮泵的流量脉动率仅是外啮合齿轮泵流量脉动率的5%～10%。还具有结构紧凑、噪声小和效率高等一系列优点。它的不足之处是齿形复杂，需要专门的高精度加工 设备，因此多被用在一些要求较高的系统中。

图3.11 内啮合摆线齿轮泵

1-外齿轮 2-内齿轮

图3.11（动画） 是的工作原理图。在内啮合摆线齿轮泵中，外转子1和 内转子2只差一个齿，没有月牙板，并且在内、外转子的轴心线上有一偏心e，内转子2为主动轮，内、外转子 的啮合点将吸、压油腔分开。在啮合过程中，左侧密封容腔逐渐变大是吸油腔，右侧密封容腔逐渐变小是压 油腔。

内啮合摆线齿轮泵结构紧凑，运动平稳，噪声低。但流量脉动比较大，啮合处间 隙泄漏大。所以通常在工作压力为2.5～7MPa的液压系统中作为润滑、补油等辅助泵使用。

3.3 叶片泵

叶片泵具有结构紧凑、流量均匀、噪声小、运转平稳等优点， 因而被广泛用于中、低压液压系统中。但它也存在着结构复杂，吸油能力差，对油液污染比较敏感等缺点。

叶片泵按结构可分为单作用式和双作用式两大类。单作用式主要作变量泵，双作用式作定量泵。

双作用叶片泵的工作原理

图3.12（动画） 是双作用叶片泵的工作原理图。转子3和定子2是同心的，定子内表面由八段曲面拼合而成：两段半径为R的大圆弧面、两段半径为r的小圆弧面以及连接圆弧面的四段过渡曲面 。当转子沿图示方向转动时，叶片1在离心力和通往叶片底部压力油的作用下紧贴在定子的内表面上，在相邻叶片之间形成密封容腔。显然，右上角和左下角的密封容腔容积逐渐变大，所在的区域是吸油区；左上角和右下角的密封容腔容积逐渐变小，所在的区域是压油区。在吸油区和压油区上，配油机构提供了相应的吸油窗口和压油窗口，并用封油区将吸油区和压油区隔开。可以看出，当转子转一转时，每个工作容腔完成吸油、压油动作各两次，所以称为双作用叶片泵。这种泵的两个吸、压油区是径向对称分布的，所以作用在转子上的液压力是径向平衡的。显然，这种泵的排量是不可调的，只能做成定量泵。

双作用叶片泵的定子工作表面曲线 定子工作表面曲线 如图3.14所示。它由四段圆弧和四段过渡曲线组成。 理想的过渡曲线应保证使叶片在转子槽中滑动时径向速度和加速度变化均匀，保证叶片对定子表面的冲击尽可能小。目前定子的过渡曲线一般都使用等加—等减速曲线，如

图3.15所示。这种曲线的极坐标方程为

式中,ρ—过渡曲线的极半径；R、r—圆弧部分的长半径和短半径;θ—极径的坐标极角；a—过渡曲线的中心角。

由式（3.22）可求出叶片的径向速度和加速度，如图3.16所示。由图 可以看出，叶片在绝

大多时间做等加速或等减速运动，这时叶片不会对定子内表面产生很大冲击。但是 在θ＝0、θ＝α/2和θ＝α处，叶片运动的加速度仍有突变，还会有一些冲击。研究特性更好的定子过渡曲线是相关设计中的一项课题。

图3.16 径向速度和加速度 双作用叶片泵的配油盘

图3.17 配油盘

配油盘是泵的配油机构。为了保证配油盘的吸、压油窗口在工作中能隔开，就必须使配油盘上封油区夹角ε大于或等于两个相邻叶片间的夹角，如图3.17所示，即

式中，Z一 叶片数。

此外，还要求定子圆弧部分的夹角β≥ε，以免产生困油和气穴现象。

从图3.17中可以看出，在配油盘的压油窗口上开有一个三角槽，它的作用主要是用来减小泵的流量脉动和压力脉动。封油区中两相邻叶片之间的油液其压力基本与吸油区压力相同，当这部分液体从封油区到达压油窗口时，相当于一个低压区域突然和一个高压区域接通，这势必造成压油腔中的 油液倒流进来，引起泵输出流量和压力的脉动。在配油盘上叶片从封油区进入压油窗口的一边开三角槽， 可使那块低压液体逐渐进入压油窗口，压力逐渐上升，从而降低泵的流量脉动和压力脉动。三角槽的尺寸 通常由实验来确定。

双作用叶片泵的叶片倾角

图3.18 叶片倾角

叶片在转子中的安放应当有利于叶片的滑动，磨损要小。图3.18给出了叶片的受力分析。在工作过程中，受离心力和叶片根部压力油的作用，叶片紧紧的与定子接触。定子内表面给叶片顶部的反作用力N可分解为两个力，即与叶片垂直的力T和沿叶片槽方向的力P。显然，力T容易使叶片折断。为此，通常将转子槽按旋转方向倾斜α角，这样可以减小力T的值。由理论分析和实验验证，一般取α为10o～14o。

单作用叶片泵的工作原理

图3.19（动画）为单作用叶片泵工作原理图。单作用叶片泵也是由转子l、定子2、 叶片3和配油盘(图中未画出)等零件组成。与双作用叶片泵明显不同之处是，定子的内表面是圆形的， 转子与定子之间有一偏心量e，配油盘只开一个吸油窗口和一个压油窗口。当转子转动时，由于离心力作用，叶片顶部始终压在定子内圆表面上。这样，两相邻叶片间就形成了密封容腔。显然，当转子按图示方向旋转时，图中右侧的容腔是吸油腔，左侧的容腔是压油腔，它们容积的变化分别对应着吸油和 压油过程。封油区如图中所示。由于在转子每转一周的过程中，每个密封容腔完成吸油、压油各一次，因此也称为单作用式叶片泵。单作用式叶片泵的转子受不平衡液压力的作用，故又被称为非卸荷式叶片泵。

上述工作原理表明，改变定子与转子偏心距的方向也就改变了泵的吸、压油口，即原来的吸

油口变成压油口，原来的压油口变成吸油口；改变上述偏心距的大小意味着改变了泵的排量。 当偏心量为零时，密封容腔不会有容积变化，因此也就不具备液压泵的工作条件了。同样道理，为了使叶片运动自如、减小磨损，叶片槽通常向后（注意，这里与双作用叶片泵不同）倾斜20o～30o。 图3.20为单作用 叶片泵的配油盘和转子结构简图。

单作用叶片泵的排量和流量

图3.21 单作用叶片泵排量和流量计算简图

图3.21是单作用叶片泵排量和流量计算简图。定子、转子直径分别为D和d， 宽度为B，两叶片间夹角为β，叶片数为Z， 定子与转子的偏心量为e。当泵的转子转一转时，两相邻叶片间的密封容积的变化量为V1 -V2。若把AB和CD看作是以O1为中心的圆弧，则有

所以，单作用叶片泵的排量为 泵的实际流量q为 转速；ηpv—泵的容积效率。

限压式变量叶片泵

限压式变量叶片泵的工作原理

式中，n—转子

图3.22 外反馈限压式变量叶片泵工作原理图

变量泵是指排量可以调节的液压泵。这种调节可能是手动的，也可能是自动的。 限压式变量叶片泵是一种利用负载变化自动实现流量调节的动力元件，在实际中得到广泛应用

外反馈限压式变量叶片泵工作原理 q—p特性

外反馈限压式变量叶片泵工作原理

图3.22（动画）是外反馈限压式变量叶片泵工作原理图。转子1的中心O是固定的， 定子3（中心为O1）可以左右移动。它在限压弹簧2的作用下被推向右端，使定子和转子中心之间有一个偏心ex。 当转子按图示方向转动时，上部为压油区，下部为吸油区。由于配油盘上的吸油、压油窗口是关于泵的中心线对称的，所以压力油的合力垂直向上，可以把定子压在滚针支承4上。定子右边的柱塞5与泵的压油腔相通。设柱塞面积为Ax，则作用在定子上的液压力为pAx。当这个液压力小于弹簧的预紧力FS时，弹簧把定子推向右边，此时的偏心距达到最大值emax=eo，泵输出最大流量qmax。当泵的工作压力升高使得pAx＞FS时， 液压力克服弹簧力把定子向左推移，偏心距减小了，泵的输出流量也随之减小。压力越高，偏心距ex=emax-x越小， 泵输出的流量也越小。当压力增大到偏心距所产生的流量刚好能补偿泵的内部泄漏时，泵的输出流量为零。 这意味着不论外负载如何增加，泵的输出压力不会再增高。这也是\限压\的由来。由于反馈是借助于外部的反馈柱塞实现的，故称为外反馈。 q—p特性

根据上述工作原理，外反馈限压式变量叶片泵的输出流量q与工作压力p的关系为

式中，kq是泵的流量常数，由泵的几何参数决定。kl是泵的泄漏系数。 当液压反馈力小于弹簧预紧力时，定子处于最右端位置，故有

当液压反馈力大于弹簧预紧力时，定子向左移动。考虑到滚针轴承处的摩擦力可取不同方向，此时定子在弹簧力方向上的受力平衡方程为，

式中，

Ff—滚针支承处的摩擦力。如令摩擦系数为f，定子内壁的承压 面积为Ay，则摩擦力Ff= pAyf；

k—弹簧刚度。

由式（3.26）和式（3.28）可以得到

由式（3.27）和式（3.29）可以画出外反馈限压式变量叶片泵的流量-压力曲线，如图3.23

图3.23 外反馈限压式变量叶片泵的流量-压力曲线

所示。图中的AB段对应着式（3.27），如果不考虑泄漏的影响，这段特性是定量泵特性；BC段对应着式（3.29），表明叶片泵输出的流量随着工作压力的增大迅速减少，这是压力反馈式的变量泵特性。其中，拐点压力pc和最大工作压力pmax分别是定量泵阶段和变量泵阶段液压泵工

作压力的最大值。根据上面的关系可以求出

在使用过程中，可以通过下面的调整环节来改变泵的流量 - 压力特性：

（1） 通过调节柱塞的限位螺钉可以调节泵的最大偏心量emax， 使AB段上下平移，BC段左右平移，但pc和BC段斜率保持不变。从而调节了泵的最大输出流量和pmax值；

（2） 通过调节弹簧的预紧力Fs可以使BC段左右平移，当然也就改变了pc和pmax值； （3） 通过更换弹簧可以改变弹簧的刚度k，从而可以改变BC段的斜率（pc不变，pmax随之变化）。

限压式变量叶片泵的调节过程如图3.22（动画）所示，限压式变量叶片泵的特性特别适用于既有快速运动，又有慢速运动 （工作进给过程）要求的系统：快速运动时负载一般很小，但需要较大的流量，正好使用AB段特性； 工作进给时负载较大，需要较低的运动速度，可以利用BC段的特性；当发生过载时这种液压泵还有自动保护功能，因为pmax值是一定的，此时不会再向系统中提供流量。由此可见，限压式变量叶片泵在能量利用上是比较合理的，因此可以减少油液发热，可以简化液压系统的设计。不足之处是这种泵的泄漏较大，造成执行机构的运动速度不够平稳。

YBX型外反馈限压式变量叶片泵

图3.24 YBX型外反馈限压式变量叶片泵

l－预紧力调整螺钉；2－限压弹簧；3－泵体；4－转子；5－定子 6－滑块；7－泵轴；8－叶片；9－反馈柱塞；10－最大偏心调整螺钉

图3.24是一种实用的YBX型外反馈限压式变量叶片泵。其组成和工作原理不再赘述。 YBX型限压式变量叶片泵在结构上与双作用叶片泵有以下三点不同：

1） 限压式变量叶片泵的叶片倾角与双作用叶片泵的叶片倾角相反，即叶片倾角沿转子径向向后倾斜θ角；

2） 限压式变量叶片泵的配油盘使处于压油区的叶片底部通压油腔，处于吸油区的叶片底部通吸油腔。这样使叶片顶部与底部液压作用力基本平衡，避免了双作用定量叶片泵在吸油区因液压作用力径向不平衡而导致定子内表面严重磨损的问题。

3）根据理论分析，当叶片数为奇数时，限压式变量叶片泵瞬时流量脉动小,而双作用叶片泵的叶片数为偶数时流量脉动小。所以限压式变量叶片泵的叶片数通常为15片左右。

内反馈限压式变量叶片泵

图3.25 内反馈限压式变量叶片泵

1－预紧力调整螺钉；2一定子；3－转子；4一限压弹簧；

这种泵的工作原理如图3.25（动画） 所示。由图可见，与外反馈限压式变量叶片泵的主要差别是没有反馈活塞，且配油盘上的压油窗口对垂直轴是不对称的，向弹簧那边转过了θ角。这样作用在定子内壁上液压力的合力P在X轴方向上存在一个分力PSinθ，它就是进行自动调节的反馈力。具体调节过程类似于外反馈限压式变量叶片泵。

双作用叶片泵的排量和流量

图3.13 双作用叶片泵的排量和流量 1—压油叶片 2，3—吸油叶片

如图3.13所示，当不考虑叶片厚度时，双作用叶片泵的排量为

、

Z为密封容腔的个数，V1和V2分别是完成吸油和压油后封油区内油液的体积。显然

考虑到β=2π/Z，所以

式中，B一叶片的宽度，R、r － 定子的长半径和短半径。

实际上叶片有一定厚度，叶片所占的空间减小了密封工作容腔的容积。因此转子每转因叶片所占体积而造成的排量损失为

式中，s—叶片厚度；θ—叶片倾角。 因此，双作用叶片泵的实际排量为

双作用叶片泵的实际输出流量为

式中，n—叶片泵的转速，ηpv—叶片泵的容积效率。

叶片泵的流量脉动很小。理论研究表明，当叶片数为4的倍数时流量脉动率最小，所以双作用叶片泵的叶片数一般取12或16。

3.4 柱塞泵

柱塞泵是依靠柱塞在缸体中往复运动，使密封工作容腔的容积发生变化来实现吸油、压油的。与齿轮泵和叶片泵相比它具有以下特点：

（1） 工作压力高 由于密封容腔是由柱塞孔和柱塞构成，圆柱面相对容易加工，可以达到较高的尺寸精度，因此这种泵的密封性很好，有较高的容积效率。柱塞泵的工作压力一般为20～40MPa，最高可达1000MPa。

（2） 易于变量 由于便于改变柱塞的行程，因此容易实现单向或双向变量。 （3） 流量范围大 设计上可以选用不同的柱塞直径或数量，因此可得到不同的流量。 当然，柱塞泵也存着在对油污染敏感和价格较昂贵等缺点。

上述特点表明，柱塞泵具有额定压力高，结构紧凑，效率高及流量调节方便等优点。被广泛用于高压、大流量和流量需要调节的场合，诸如液压机、工程机械和船舶中。

轴向柱塞泵工作原理

轴向柱塞泵中的柱塞是轴向排列的。当缸体轴线和传动轴轴线重合时，称为斜盘式轴向柱塞泵；当缸体轴线和传动轴轴线不在一条直线上，而成一个夹角γ时，称为斜轴式轴向柱塞泵。轴向柱塞泵具有结构紧凑，工作压力高，容易实现变量等优点。

图3.28a(动画）和图3.28b(动画）分别为斜盘式和斜轴式轴向柱塞泵的工作原理图。工作原理

斜盘式轴向柱塞泵由传动轴1带动缸体4旋转，斜盘2和配油盘5是固定不动的。柱塞3均布于缸体4内， 柱塞的头部靠机械装置或在低压油作用下紧压在斜盘上。斜盘法线和缸体轴线的夹角为γ。当传动轴按图示方向旋转时，柱塞一方面随缸体转动，另一方面，在缸体内作往复运动。显然，柱塞相对缸体左移时工作容腔是压油状态，油液经配油盘的吸油口a吸入；柱塞相对缸体右移时工作容腔是压油状态，油液从配油盘的压油口b压出。缸体每转一周，每个柱塞完成吸、压油一次。 如果可以改变斜角γ的大小和方向，就能改变泵的排量和吸、压油的方向，此时即为双向变量轴向柱塞泵。

在图3.28b(动画）中，当传动轴1在电动机的带动下转动时，连杆2推动柱塞4在缸体3中作往复运动，同时连杆的侧面带动活塞连同缸体一同旋转。配油盘5是固定不动的。如果斜角度γ的大小和方向可以调节，就意味着可以改变泵的排量和吸、压油方向，此时的泵为双向变量轴向柱塞泵。

图3.28a 斜盘式

1－传动轴；2一斜盘；3一柱塞；4－缸体；5一配油盘

图3.28b 斜轴式

l－传动轴；2一连杆；3－缸体；4一柱塞；5一平面配油盘

轴向柱塞泵的排量和流量

设柱塞直径为d，柱塞数为Z，柱塞中心分布圆直径为D， 斜盘倾角为γ，则柱塞行程

泵的排量和流量分别为

式中，n一泵的转速；ηpv一泵的容积效率。

轴向柱塞泵的输出流量是脉动的。理论分析和实验研究表明， 当柱塞个数多且为奇数时流量脉动较小。从结构和工艺考虑，柱塞个数多采用7或9。 表3.3 流量脉动率与柱塞数Z的关系 Z 5 6 7 8 9 δq(%) 4.98 14 轴向柱塞泵结构 2.53 7.8 1.53 10 4.98 11 1.02 12 3.45

（1）斜盘式轴向柱塞泵

图3.29 是一种轴向柱塞泵的结构简图。传动轴8通过花键带动缸体6旋转。柱塞5(七个)均匀安装在缸体上。 柱塞的头部装有滑靴4，滑靴与柱塞是球铰连接，可以任意转动。由弹簧通过钢球和压板3将滑靴压靠 在斜盘2上。这样，当缸体转动时，柱塞就可以在缸体中往复运动，完成吸油和压油过程。配油盘7与泵的吸油口和压油口相通，固定在泵体上。另外，在滑靴与斜盘相接触的部分有一个油室，压力油通过柱塞中间的小孔进入油室，在滑靴与斜盘之间形成一个油膜，起着静压支承作用，从而减少了磨损。 滑靴的静压支承原理如图3.30(动画）所示。 这种泵的变量机构是手动的。转动手把1，通过丝杠螺母副可以改变斜盘的倾角，从而改变泵的输出流量。

图3.31 A2F型斜轴式轴向柱塞泵

1.主轴 2.轴承组 3.连杆柱塞副 4.缸体 5.泵体

6.球面配油盘 7.后盖 8.蝶形弹簧 9.中心轴

（2） 斜轴式轴向柱塞泵

图3.31 是一种斜轴式轴向柱塞泵的结构简图。这是一个定量泵。它由主轴l、轴承组2、连杆柱塞副3、缸体4、 泵体5、球面配油盘6和后盖7等组成。由于缸相对主轴有一个倾角，故称斜轴泵。连杆3和中心轴9的两端都是球铰结构。中心轴支承着缸体。套在中心轴上的蝶形弹簧8将缸体压在配油盘上，保证了缸体在旋转时具有良好的密封性和自位性。

当主轴旋转时，连杆与柱塞内壁接触，通过柱塞带动缸体旋转，同时连杆带动柱塞在 缸体柱塞孔内作往复运动，使柱塞底部的密封容积发生周期性的变化，通过配油盘的吸、压窗口完成吸油和压油过程。这种泵的流量计算公式与斜盘式轴向柱塞泵的形式相同，只不过要用缸体轴线与主轴之间夹角代替斜盘倾角。

径向柱塞泵工作原理

图3.26(动画） 是径向柱塞泵的工作原理图。这种泵由柱塞1、转子2、衬套3、定子4和配油轴5组成。定子和转子之间有一个偏心e。衬套3固定在转子孔内随之一起转动。配油轴5是固定不动的。柱塞在转子（缸体）的径向孔内运动，形成了泵的密封工作容腔。显然，当转子按图示方向转动时，位于上半周的工作容腔处于吸油状态，油箱中的油液经配油轴的a孔进入b腔；位于下半周的工作容腔则处于压油状态，c腔中的油将从配油轴的d孔向外输出。改变定子与转子偏心距e的大小和方向，就可以改变泵的输出流量和泵的吸、压油方向。因此径向柱塞泵可以做成单向或双向变量泵。

由于径向柱塞泵的径向尺寸大，自吸能力差，配油轴受径向不平衡液压力作用，易于磨损。这些原因限制了转速和工作压力的提高。

径向柱塞泵的排量和流量

当径向柱塞泵的转子和定子间的偏心距为e时，柱塞在缸体内孔的行程则为2e。 若柱塞数为Z，则泵的排量

若泵的转速为n，容积效率为ηpv，则泵的流量为

径向柱塞泵的输出流量是脉动的。理论与实验分析表明，柱塞的数量为奇数时流量脉动小，因此，径向柱塞泵柱塞的个数通常是7个或9个。

从结构上来说，前面介绍的是轴配油径向柱塞泵，即配油机构设置在一根轴上。下面介绍另一种结构的径向柱塞泵—阀配油径向柱塞泵。 图3.27(动画） 是它的工作原理图。泵轴O带动偏心轮1转动，偏心轮上装有滚动轴承6。柱塞2在弹簧3的作用下压紧在滚动轴承上。偏心轮转一周活塞完成一个往复行程。显然，柱塞向下运动时通过吸油阀5吸油，向上运动时通过压油阀4压油。

阀配油径向柱塞泵的主要问题是吸、压油过程对柱塞的运动有一定的滞后。当柱塞从吸油过程转换到压油过程时，柱塞在开始向上运动的瞬间，吸油阀尚未关闭，压油阀还未打开， 这样，柱塞将油压到吸油腔。同理，当柱塞从压油过程转换到吸油过程时，在柱塞开始往下运动的瞬间，压油阀尚未关闭，吸油阀还未打开，这样柱塞将从压油腔吸油。因此，阀配流径向柱塞泵的实际排量比理论计算值要低。泵的转速愈高这种滞后现象愈严重。所以，此类泵的额定转速一般不高。

3.5 各类液压泵性能比较及应用

液压泵的应用可以分为两大类：一类统称为\固定设备用液压装置\， 如各类机床、液压机和轧钢机等；另一类统称为\移动设备用液压装置\，比如起重机、 车辆和各种工程机械等。两类液压装置对液压泵的选用有较大的差异，详见表3.4。

表3.4 两类不同液压装置的主要区别

原动机多为内燃机，转速变化范围较大，一般为500r/min~4000r/min 多采用中压范围：7MPa~21MPa, 个别可

达 25 MPa

环境温度变化大，液压装置的工作温

环境温度稳定，液压装置的工作温度为

50C~70C

o

o

多采用中、高压范围：14MPa~35MPa,

个别可达40MPa

度为 -20oC~110oC 工作环境较脏，尘埃多 因在室外工作，噪声允许达90dB 空间尺寸紧凑，不利于设备的维护

工作环境比较清洁

因在室内工作，要求噪声不超过80dB 空间尺寸较宽裕，利于设备的维护

液压泵的选择主要是考虑使用上的要求，其次要考虑价格、 维护方便与否等问题。表3.5

列出了一些泵的主要性能和应用场合， 选用液压泵时可以参考。<请你思考> 固定移动设备 设备 原动机多为电动机，转速稳定，且多为1500r/min

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