液壓與氣動傳動CAI第3章

第3章液壓與氣壓傳動動力元件§3.1概述§3.2齒輪泵§3.3葉片泵§3.4柱塞泵§3.5各類液壓泵的性能比較及應(yīng)用返回§3.6氣源裝置§3.1概述1.液壓泵的工作原理液壓泵是靠密封容腔容積的變化來工作的。圖3.1a所示為液壓泵的工作原理圖。當(dāng)凸輪1由原動機帶動旋轉(zhuǎn)時，柱塞2便在凸輪和彈簧4的作用下在泵體3內(nèi)往復(fù)運動。泵體內(nèi)孔與柱塞外圓之間有良好的配合精度，使柱塞在泵體孔內(nèi)作往復(fù)運動時基本沒有油液泄漏。柱塞右移時，缸體中密封工作腔a的容積變大，產(chǎn)生真空，油箱中的油液便在大氣壓力作用下通過吸油閥5吸入泵內(nèi)，實現(xiàn)吸油；柱塞左移時，缸體中密封工作腔a的容積變小，油液受擠壓，通過壓油閥6輸出到系統(tǒng)中去，實現(xiàn)壓油。如果偏心輪不斷地旋轉(zhuǎn)，液壓泵就會不斷地完成吸油和壓油動作，因此就會連續(xù)不斷地向液壓系統(tǒng)供油。液壓泵的工作原理(2/3)從上述液壓泵的工作原理可以看出，其基本的工作條件是：（1）它必須構(gòu)成密封容積，并且這個密封容積在不斷地變化中能完成吸油和壓油過程。凡是利用密封容積變化來工作的泵都稱為容積式泵，液壓傳動中所用的泵是容積式泵。（2）在密封容積增大的吸油過程中，油箱必須與大氣相通（或保持一定的壓力），這樣，液壓泵在大氣壓力的作用下將油液吸入泵內(nèi)，這是液壓泵的吸油條件。在密封容積減小的壓油過程中，液壓泵的壓力決定于油液排出時所遇到的阻力，即液壓泵的壓力由外負(fù)載來決定，這是形成壓力的條件。液壓泵的工作原理(3/3)（3）吸、壓油腔要互相分開并且有良好的密封性。如圖3.1a，如果沒有吸油閥5，密封容積增大時可以吸油，但減少時又會將吸上的油壓回油箱；若沒有壓油閥6，壓出去的油在吸油時又會倒流回來。吸油閥和壓油閥是配油裝置，其作用是將吸、壓油腔分開，保證吸油時，油腔與油箱相通而切斷壓油通道；壓油時，油腔與壓油通管道相通而與油箱切斷。各種泵的配油裝置形式各有所異，它們是泵工作必不可少的部分。容積式液壓泵的種類很多。按照結(jié)構(gòu)形式的不同，液壓泵可分為齒輪式、葉片式、柱塞式和螺桿式等類型；按照在單位時間內(nèi)所輸出油液體積能否調(diào)節(jié)，液壓泵又可分為定量式和變量式兩類。2.液壓泵的性能參數(shù)(1)壓力液壓泵的壓力參數(shù)主要是工作壓力和額定壓力。（a）工作壓力它是指液壓泵在實際工作時輸出油液的壓力值，即泵出油口處壓力值，也稱為系統(tǒng)壓力。此壓力取決于系統(tǒng)中阻止液體流動的阻力。阻力（負(fù)載）增大，工作壓力升高；反之則工作壓力降低。泵的最大工作壓力是由其組成部分零件的結(jié)構(gòu)強度和密封好壞來決定的，隨著泵工作壓力的提高，它的泄漏量增大，效率降低。（b）額定壓力它是指在保證液壓泵的容積效率、使用壽命和額定轉(zhuǎn)速的前提下，泵連續(xù)長期運轉(zhuǎn)時允許使用的壓力最大限定值。它是泵在正常工作的條件下，按試驗標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定能連續(xù)運轉(zhuǎn)的最高壓力。當(dāng)泵的工作壓力超過額定壓力時，就會過載。液壓泵的性能參數(shù)(2/8)(2)流量和排量流量是指單位時間內(nèi)泵輸出油液的體積，其單位為m3/s。（a）排量V它是由泵密封容腔幾何尺寸變化計算而得到的泵每轉(zhuǎn)排出油液的體積。在工程上，它可以用在無泄漏的情況下，泵每轉(zhuǎn)所排出的油液體積來表示，常用的單位為mL/r。（b）理論流量qt它是由泵密封容腔幾何尺寸變化計算而得到的泵在單位時間內(nèi)排出液體的體積，它等于排量V和轉(zhuǎn)速n的乘積，在測試中常以零壓下流量表示，即：（3.1）液壓泵的性能參數(shù)(3/8)（c）實際流量

它是泵工作時的輸出流量，這時的流量必須考慮到泵的泄漏。它等于泵理論流量減去因泄漏損失的流量，即：（3.2）通常稱為泵容積損失，它隨著泵工作壓力的升高而增大。（d）額定流量qn它是泵在額定轉(zhuǎn)速和額定壓力下輸出的流量。由于泵存在泄漏，所以泵實際流量q和額定流量都小于理論流量。（e）瞬時流量qin它是泵在每一瞬時的流量，一般指泵瞬時理論（幾何）流量。液壓泵的性能參數(shù)(4/8)(3)功率液壓泵的輸入能量為機械能，其表現(xiàn)為轉(zhuǎn)矩T和轉(zhuǎn)速

；液壓泵的輸出能量為液壓能，表現(xiàn)為壓力p和流量q。（a）理論功率Pt它用泵的理論流量（m3/s）與泵進(jìn)出口壓差

p（Pa）的乘積來表示，即：（3.3）由于泵的進(jìn)口壓力很小，近似為零，所以在很多情況下，泵進(jìn)出口壓差可用其出口壓力來代替。（b）輸入功率Pi

它是實際驅(qū)動泵軸所需要的機械功率，即：（3.4）液壓泵的性能參數(shù)(5/8)（c）輸出功率Po它是用泵實際輸出流量與泵進(jìn)出壓差的乘積來表示，即：（3.5）當(dāng)忽略能量轉(zhuǎn)換及輸送過程中的損失時，液壓泵的輸出功率應(yīng)該等于輸入功率，即泵的理論功率為（3.6）式中：

——液壓泵的轉(zhuǎn)動角速度；

Tt——液壓泵的理論轉(zhuǎn)矩。液壓泵的性能參數(shù)(6/8)(4)效率實際上，液壓泵在工作中是有能量損失的，因泄漏而產(chǎn)生的損失是容積損失，因摩擦而產(chǎn)生的損失是機械損失。（a）容積效率

pv它是液壓泵實際流量與理論流量之比，即：（3.7）由于泵內(nèi)零件之間間隙很小，泄漏油液的流態(tài)可以看作是層流，所以泄漏量Δq和泵工作壓力p成正比關(guān)系，即：（3.8）式中：k1——泵的泄漏系數(shù)。故又有：（3.9）液壓泵的性能參數(shù)(7/8)（b）機械效率

pm液體在泵內(nèi)流動時，液體粘性會引起轉(zhuǎn)矩?fù)p失，此外泵內(nèi)零件相對運動時，機械摩擦也會引起轉(zhuǎn)矩?fù)p失，使泵實際輸入功率Pi總是大于泵理論功率Pt。機械效率

pm是泵所需要的理論轉(zhuǎn)矩與實際轉(zhuǎn)矩之比，即：（3.10）（c）總效率

p泵的總效率是泵輸出功率Po與輸入功率Pi之比。即（3.11）液壓泵的總效率

p，在數(shù)值上等于容積效率和機械效率的乘積。液壓泵的總效率、容積效率和機械效率可以通過實驗測得。液壓泵的性能參數(shù)(8/8)由圖3.2可知，液壓泵在零壓時的流量即為qt。由于泵的泄漏量隨壓力升高而增大，所以泵的容積效率

pv及實際流量q隨泵的工作壓力的升高而降低，壓力為零時的容積效率

pv

=100%，這時的實際流量q等于理論流量qt?？傂?/p>

p開始隨壓力p的增大很快上升，接近液壓泵的額定壓力時總效率

p最大，達(dá)到最大值后，又逐步降低。由容積效率和總效率這兩條曲線的變化，可以看出機械效率的變化情況。泵在低壓時，機械摩擦損失在總損失中所占的比重較大，其機械效率

pm很低。隨著工作壓力的提高，機械效率很快上升，在達(dá)到某一值后，機械效率大致保持不變，從而表現(xiàn)出總效率曲線幾乎和容積效率曲線平行下降的變化規(guī)律?！?.2齒輪泵1.齒輪泵的工作原理圖3.3為外嚙合漸開線齒輪泵的結(jié)構(gòu)簡圖。外嚙合漸開線齒輪泵主要由一對幾何參數(shù)完全相同的主、從動齒輪4和8、傳動軸6、泵體3、前后泵蓋5和1等主要零件組成。圖3.4為其工作原理圖。

齒輪泵的工作原理(2/2)一對互相嚙合的齒輪，由于齒輪兩端面與泵蓋的間隙以及齒輪的齒頂與泵體內(nèi)表面的間隙很小，因此將齒輪泵的殼體內(nèi)部分隔成左、右兩個密封容積。當(dāng)齒輪按圖示方向旋轉(zhuǎn)時，右側(cè)的輪齒逐漸脫離嚙合，露出齒間，其密封容積逐漸增大，形成局部真空，油箱中的油液在大氣壓力的作用下經(jīng)泵的吸油口進(jìn)入這個密封容積——吸油腔。隨著齒輪的轉(zhuǎn)動，每個齒輪的齒間把油液從右側(cè)帶到左側(cè)密封容積中，輪齒在左側(cè)進(jìn)入嚙合時，使左側(cè)密封容積逐漸減小，把齒間油液擠出，油液從壓油口輸出，左側(cè)的密封容積是壓油腔。這就是齒輪泵的吸油和壓油過程。當(dāng)齒輪泵不斷地旋轉(zhuǎn)時，齒輪泵的吸、壓油口不斷地吸油和壓油。由于在齒輪嚙合過程中，嚙合點沿嚙合線移動，把左、右兩密封容積分開，起到配油作用，因此在齒輪泵中沒有單獨的配油裝置。

2.齒輪泵的排量和流量(1)排量排量V是齒輪每轉(zhuǎn)一周，泵所排出的液體體積，它近似地等于兩個齒輪的齒間容積之和。按齒輪嚙合原理可得出齒輪泵排量為：（3.12）式中：D——齒輪節(jié)圓直徑；

h——齒輪齒高；

B——齒輪齒寬；

z——齒輪齒數(shù)；

m——齒輪模數(shù)。由于齒間容積比輪齒的體積稍大，并且齒數(shù)越少其差值越大，考慮到這一因素，將用6.66來替代比較符合實際情況，因此，齒輪泵實際排量為：V=6.66zm2B（3.13）齒輪泵的排量和流量(2/2)(2)流量齒輪泵實際流量q為：（3.14）式中：n——齒輪泵的轉(zhuǎn)速；

pv——齒輪泵的容積效率。式（3.14）中的q是齒輪泵的平均流量。根據(jù)齒輪嚙合原理可知，齒輪在嚙合過程中由于嚙合點位置的不斷變化，吸、壓油腔在每一瞬時的容積變化率是不均勻的，所以齒輪泵的瞬時流量是脈動的。設(shè)（qmax）sh和（qmin）sh分別表示齒輪泵的最大和最小瞬時流量，則其流量的脈動率

q為：（3.15）通過研究可知，齒輪泵的齒數(shù)越少，就越大。3.齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點(1)泄漏（a）泵體內(nèi)表面和齒頂徑向間隙的泄漏由于齒輪轉(zhuǎn)動方向與泄漏方向相反，壓油腔到吸油腔通道較長，所以其泄漏量相對較小，約占總泄漏量的10%～15%左右。（b）齒面嚙合處間隙的泄漏由于齒形誤差會造成沿齒寬方向接觸不好而產(chǎn)生間隙，使壓油腔與吸油腔之間造成泄漏，這部分泄漏量很少。（c）齒輪端面間隙的泄漏齒輪端面與前后蓋之間的端面間隙較大，此間隙封油長度又短，所以泄漏量最大，可占總泄漏量的70%～75%。從上述可知，齒輪泵由于泄漏量較大，其額定工作壓力不高，要想提高齒輪泵的額定壓力并保證較高的容積效率，首先要減少沿端面間隙的泄漏問題。

齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點(2/7)(2)液壓徑向不平衡力在齒輪泵中，由于在壓油腔和吸油腔之間存在著壓差，又因泵體內(nèi)孔與齒輪齒頂之間存在著徑向間隙，可以認(rèn)為壓油腔壓力逐漸分級下降到吸油腔壓力，如圖3.6所示。這些液體壓力的合力就是作用在齒輪軸上的徑向不平衡力F，其大小為：（3.16）式中：K——系數(shù)；對于主動輪，K=0.75；對從動輪，K=0.85；Δp——

泵進(jìn)出口壓力差；

Da——齒頂圓直徑。齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點(3/7)作用在泵軸上的徑向力，能使軸彎曲，從而引起齒輪與泵殼體相接觸，從而降低了軸承的壽命，這種危害會隨著齒輪泵壓力的提高而加劇，所以應(yīng)采取措施盡量減小徑向不平衡力，其方法如下：（a）縮小壓油口的直徑，使壓力油僅作用在一個齒到兩個齒的范圍內(nèi)，這樣壓力油作用于齒輪上的面積減小，因而徑向不平衡力也就相應(yīng)地減小。（b）增大泵體內(nèi)表面與齒輪齒頂圓的間隙，使齒輪在徑向不平衡力的作用下，齒頂也不能和泵體相接觸。

齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點(4/7)（c）開壓力平衡槽，如圖3.7所示，開兩個壓力平衡槽1和2分別與低、高壓油腔相通，這樣吸油腔與壓油腔相對應(yīng)的徑向力得到平衡，使作用在軸承上的徑向力大大地減少。但此種方法會使內(nèi)泄漏增加，容積效率降低，所以目前很少使用此方法。齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點(5/7)(3)困油現(xiàn)象為了使齒輪平穩(wěn)地嚙合運轉(zhuǎn)，吸、壓油腔應(yīng)嚴(yán)格地密封以及連續(xù)均勻地供油，根據(jù)齒輪的嚙合原理，要使嚙合齒輪平穩(wěn)地運轉(zhuǎn)，必須使齒輪的重疊系數(shù)ε大于1（一般取ε=1.05～1.3），即在齒輪泵工作時有兩對輪齒同時嚙合，因此，就有一部分油液困在兩對輪齒所形成的封閉油腔之內(nèi)，如圖3.8所示。這個封閉容積先隨齒輪轉(zhuǎn)動逐漸減?。ㄓ蓤D3.8a到圖3.8b），以后又逐漸增大（由圖3.8b到圖3.8c）。

齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點(6/7)封閉容積的減少會使被困油液受擠壓而產(chǎn)生高壓，并從縫隙中流出，導(dǎo)致油液發(fā)熱，軸承等機件也受到附加的不平衡負(fù)載作用；封閉容積的增大又會造成局部真空，使溶于油液中的氣體分離出來，產(chǎn)生空穴，這就是齒輪泵的困油現(xiàn)象。其封閉容積的變化如圖3.9所示。困油現(xiàn)象使齒輪泵產(chǎn)生強烈的噪聲并引起振動和氣蝕，降低泵的容積效率，影響工作平穩(wěn)性，縮短使用壽命。

齒輪泵的結(jié)構(gòu)特點(7/7)消除困油的方法通常是在兩端蓋板上開一對矩形卸荷槽（如圖3.8d中的虛線所示），開卸荷槽的原則是：當(dāng)封閉容積減小時，使卸荷槽與壓油腔相通以便將封閉容積的油液排到壓油腔；當(dāng)封閉容積增大時，使卸荷槽與吸油腔相通，使吸油腔的油補入避免產(chǎn)生真空，這樣使困油現(xiàn)象得以消除。在開卸荷槽時，必須保證齒輪泵吸、壓油腔任何時候不能通過卸荷槽直接相通，否則將使齒輪泵的容積效率降低；若卸荷槽間距過大則困油現(xiàn)象不能徹底消除，所以當(dāng)兩齒輪為無變位的標(biāo)準(zhǔn)嚙合時，兩卸荷槽之間的距離為應(yīng)：（3.17）式中：

——齒輪壓力角；

pb——標(biāo)準(zhǔn)齒輪的基節(jié)。

4.提高外嚙合齒輪泵壓力的措施要提高齒輪泵的壓力，必須減小端面泄漏。要減少端面泄漏，即使把間隙做得很小，隨著時間的推移，由于端面磨損而增大的間隙不能補償，容積效率又很快地下降，壓力仍不能提高。目前提高齒輪泵壓力的方法是用齒輪端面間隙自動補償裝置，即采用浮動軸套或彈性側(cè)板兩種自動補償端面間隙裝置，其工作原理是把泵內(nèi)壓油腔的壓力油引到軸套外側(cè)或側(cè)板上，產(chǎn)生液壓力，使軸套內(nèi)側(cè)或側(cè)板緊壓在齒輪的端面上，壓力愈高，壓得越緊，從而自動地補償由于端面磨損而產(chǎn)生的間隙。提高外嚙合齒輪泵壓力的措施(2/2)圖3.10是采用浮動軸套的中高壓齒輪泵的一種典型結(jié)構(gòu)。圖中的軸套1和2是浮動安裝的，軸套左側(cè)的空腔均與泵的壓油腔相通。當(dāng)泵工作時，軸套受左側(cè)壓力油的作用而向右移動，將齒輪兩側(cè)面壓緊，從而自動地補償了端面間隙，齒輪泵的額定壓力可提高到10～16MPa，其容積效率不低于0.9。5.內(nèi)嚙合齒輪泵圖3.11所示為內(nèi)嚙合漸開線齒輪泵工作原理圖。相互嚙合的小齒輪1和內(nèi)齒輪2與側(cè)板圍成的密封容積被月牙板3和齒輪的嚙合線分隔成兩部分，即形成吸油腔和壓油腔。當(dāng)傳動軸帶動小齒輪按圖示方向旋轉(zhuǎn)時，內(nèi)齒輪同向旋轉(zhuǎn)，圖中上半部輪齒脫開嚙合，密封容積逐漸增大，是吸油腔；下半部輪齒進(jìn)入嚙合，使其密封容積逐漸減小，是壓油腔。

內(nèi)嚙合漸開線齒輪泵與外嚙合齒輪泵相比其流量脈動小，僅是外嚙合齒輪泵流量脈動率的1/10～1/20。此外，其結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，噪聲小和效率高，還可以做到無困油現(xiàn)象等一系列優(yōu)點。它的不足之處是齒形復(fù)雜，需專門的高精度加工設(shè)備，但隨著科技水平的發(fā)展，內(nèi)嚙合齒輪泵將會有更廣闊的應(yīng)用前景。內(nèi)嚙合齒輪泵(2/2)圖3.12為內(nèi)嚙合擺線齒輪泵工作原理圖。在內(nèi)嚙合擺線齒輪泵中，外轉(zhuǎn)子1和內(nèi)轉(zhuǎn)子2只差一個齒，沒有中間月牙板，內(nèi)、外轉(zhuǎn)子的軸心線上有一偏心e，內(nèi)轉(zhuǎn)子為主動輪，內(nèi)、外轉(zhuǎn)子與兩側(cè)配油板間形成密封容積，內(nèi)、外轉(zhuǎn)子的嚙合線又將密封容積分為吸油腔和壓油腔。當(dāng)內(nèi)轉(zhuǎn)子按圖示方向轉(zhuǎn)動時，左側(cè)密封容積逐漸變大是吸油腔；右側(cè)密封容積逐漸變小是壓油腔。內(nèi)嚙合擺線齒輪泵的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)緊湊，零件少，工作容積大，轉(zhuǎn)速高，運動平穩(wěn)，噪聲低。由于齒數(shù)較少（一般為4～7個），其流量脈動比較大，嚙合處間隙泄漏大，所以此泵工作壓力一般為2.5～7MPa，通常作為潤滑、補油等輔助泵使用。

6.螺桿泵圖3.13為三螺桿泵的結(jié)構(gòu)簡圖。在三螺桿泵殼體2內(nèi)平行地安裝著三根互為嚙合的雙頭螺桿，主動螺桿為中間凸螺桿3，上下兩根凹螺桿4和5為從動螺桿。三根螺桿的外圓與殼體對應(yīng)弧面保持著良好的配合，螺桿的嚙合線將主動螺桿和從動螺桿的螺旋槽分割成多個相互隔離的、互不相通的密封工作腔。當(dāng)傳動軸（與凸螺桿為一整體）如圖示方向旋轉(zhuǎn)時，這些密封工作腔隨著螺桿的轉(zhuǎn)動一個接一個地在左端形成，并不斷地從左向右移動，在右端消失。主動螺桿每轉(zhuǎn)一周，每個密封工作腔便移動一個導(dǎo)程。密封工作腔在左端形成時逐漸增大將油液吸入來完成吸油工作，最右面的工作腔逐漸減小直至消失因而將油液壓出完成壓油工作。螺桿直徑愈大，螺旋槽愈深，螺桿泵的排量愈大；螺桿愈長，吸、壓油口之間的密封層次越多，密封就越好，螺桿泵的額定壓力就愈高。螺桿泵(2/2)螺桿泵與其它容積式液壓泵相比，具有結(jié)構(gòu)緊湊，體積小，重量輕，自吸能力強，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，流量無脈動，噪聲小，對油液污染不敏感，工作壽命長等優(yōu)點。目前常用在精密機床上和用來輸送粘度大或含有顆粒物質(zhì)的液體。螺桿泵的缺點是其加工工藝復(fù)雜，加工精度高，所以應(yīng)用受到限制?！?.3葉片泵1.雙作用葉片泵(1)雙作用葉片泵的工作原理圖3.14為雙作用葉片泵的結(jié)構(gòu)簡圖。該泵主要有前、后泵體6和8，在泵體中裝有配流盤2和7，用長定位銷將配流盤和定子定位，固定在泵體上，以保證配流盤上吸、壓油窗口位置與定子內(nèi)表面曲線相對應(yīng)。轉(zhuǎn)子4上均勻地開有葉片槽，葉片12可以在槽內(nèi)沿徑向方向滑動。配流盤7上開有與壓油腔相通的環(huán)槽，將壓力油引入葉片底部。傳動軸3支承在滾針軸承1和滾動軸承9上，傳動軸通過花鍵帶動轉(zhuǎn)子在配流盤之間轉(zhuǎn)動。泵的左側(cè)為吸油口，右側(cè)（靠近伸出軸一端）為壓油口。雙作用葉片泵的工作原理(2/3)圖3.15為雙作用葉片泵工作原理圖。轉(zhuǎn)子3和定子2是同心的，定子內(nèi)表面是由兩段大半徑為R的圓弧面，兩段小半徑為r的圓弧面以及連接四段圓弧面的四段過渡曲面構(gòu)成。當(dāng)轉(zhuǎn)子沿圖示方向轉(zhuǎn)動時，葉片在離心力和通過配流盤小孔進(jìn)入葉片底部壓力油的作用下，使葉片伸出并緊貼在定子的內(nèi)表面上，在每相鄰兩葉片之間形成密封容積。當(dāng)相鄰兩葉片從定子小半徑r的圓弧面經(jīng)過渡曲面向定子大半徑R的圓弧面滑動時，葉片向外伸，使兩葉片之間的密封容積變大形成真空，油箱中的油液從配流盤吸油窗口a進(jìn)入并充滿密封容積，這是葉片泵的吸油過程；當(dāng)轉(zhuǎn)子繼續(xù)轉(zhuǎn)動，兩葉片從定子大半徑R的圓弧面經(jīng)過渡曲面向定子小半徑r的圓弧面滑動時，葉片受定子內(nèi)壁面的作用縮回轉(zhuǎn)子槽內(nèi)，使兩葉片之間的密封容積變小，油液受到擠壓，并從配流盤的壓油窗口b壓出進(jìn)入到液壓系統(tǒng)中，這是葉片泵的壓油過程。

雙作用葉片泵的工作原理(3/3)葉片泵的轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一周，兩相鄰葉片之間的密封容積吸油和壓油兩次，因此這種泵被稱作雙作用式葉片泵。又因吸、壓油口對稱分布，轉(zhuǎn)子和軸承所受的徑向液壓力基本相平衡，使泵軸及軸承的壽命長，所以該泵又稱為卸荷式葉片泵。這種泵的流量均勻，噪聲低。但是這種泵的流量不可調(diào)，一般只能做成定量泵。

雙作用葉片泵排量和流量(1/2)(2)雙作用葉片泵排量和流量如圖3.16所示，當(dāng)不考慮葉片厚度時，雙作用葉片泵排量V0等于兩葉片間最大容積V1與最小容積V2之差和葉片數(shù)Z乘積后再乘以2，即：（3.18）式中：B—葉片的寬度；

R、r—定子的大半徑和小半徑。實際上葉片有一定厚度，葉片所占的空間不起吸油和壓油的作用，因此轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)因葉片所占體積而造成的排量損失為，即：(3.19）式中：b——葉片厚度；

θ——葉片傾角；

Z——葉片數(shù)。雙作用葉片泵的實際排量V為：（3.20）雙作用葉片泵的流量q為：（3.21）式中：n——葉片泵的轉(zhuǎn)速；

pv——葉片泵的容積效率。如果不考慮葉片的厚度，則理論上雙作用葉片泵無流量脈動。實際上，由于制造工藝誤差，兩大園弧和小圓弧有不圓度，也不可能完全同心，該泵的瞬時流量仍將有少量的流量脈動，但其脈動率除螺桿泵外是各類泵中最小的。通過理論分析還可知，葉片數(shù)為4的倍數(shù)時流量脈動率最小，所以雙作用葉片泵的葉片數(shù)一般取12或16。雙作用葉片泵排量和流量(2/2)雙作用葉片泵結(jié)構(gòu)特點(1/7)(3)雙作用葉片泵結(jié)構(gòu)特點（a）定子工作表面曲線定子工作表面曲線如圖3.17所示。它是由兩段大半徑為R的圓弧和兩段小半徑為r的圓弧，以及圓弧間的四段過渡曲線和組成。理想的過渡曲線應(yīng)保證葉片在轉(zhuǎn)子槽中滑動時徑向速度和加速度變化均勻，并且應(yīng)使葉片在過渡曲線和圓弧交接點處的加速度突變較小，葉片頂部與定子內(nèi)表面不產(chǎn)生脫空（葉片頂部短時間與定子內(nèi)表面不接觸），從而保證葉片對定子表面的沖擊盡可能地小，對定子的磨損小，瞬時流量脈動小。雙作用式葉片泵的定子過渡曲線采用等加速—等速減曲線時，如圖3.18所示。曲線的極坐標(biāo)方程為：

（3.22）式中：ρ——過渡曲線的極半徑；

R、r——圓弧部分的大半徑和小半徑；

——極徑的坐標(biāo)極角；

——過渡曲線的中心角。

雙作用葉片泵結(jié)構(gòu)特點(2/7)由式（3.22）得出葉片的徑向速度

和徑向加速度圖3.19所示。從圖3.19可以看出，當(dāng)時，葉片的徑向運動為等加速；當(dāng)時葉片的徑向運動為等減速。在、和處葉片運動的加速度仍有突變，但突變值遠(yuǎn)比阿基米德螺線小，所產(chǎn)生的是柔性沖擊。柔性沖擊所引起的慣性力和造成定子的磨損比硬性沖擊小得多。柔性沖擊所引起的慣性力和造成定子的磨損比硬性沖擊小得多。所以我國設(shè)計的YB型雙作用葉片泵定子過渡曲線采用等加速—等減速曲線。目前在國外有些葉片泵的定子采用高次曲線，它能充分滿足葉片泵對定子曲線徑向速度、加速度和加速度變化率特性的要求，為高性能、低噪聲、高壽命的葉片泵廣泛采用。

雙作用葉片泵結(jié)構(gòu)特點(3/7)

（b）配流盤配流盤的作用是給泵進(jìn)行配油。為了保證配流盤的吸、壓油窗口在工作中能隔開，就必須使配流盤上封油區(qū)夾角

（即吸油窗口和壓油窗口之間的夾角）大于或等于兩個相鄰葉片間的夾角，如圖3.20所示，即：（3.23）式中：Z——葉片數(shù)。若夾角

小于，就會使吸油和壓油窗口相通，使泵的容積效率降低。此外定子圓弧部分的夾角

應(yīng)當(dāng)?shù)扔诨虼笥谂淞鞅P上封油區(qū)夾角

，以免產(chǎn)生困油和氣穴現(xiàn)象。

雙作用葉片泵結(jié)構(gòu)特點(4/7)

此外，當(dāng)兩相鄰葉片之間的油液從定子封油區(qū)（即定子圓弧部分）突然轉(zhuǎn)入壓油窗口時，使其油壓力迅速達(dá)到泵的輸出壓力，油液瞬間被壓縮，使壓油腔中的油液倒流進(jìn)來，泵的瞬時流量減少，引起流量脈動和噪聲。為了避免產(chǎn)生這種現(xiàn)象，在配流盤上葉片從封油區(qū)進(jìn)入壓油窗口一邊開卸荷三角槽，如圖3.20所示，這樣使相鄰葉片間的密封容積逐漸地進(jìn)入壓油窗口，壓力逐漸上升，從而消除困油現(xiàn)象和由于壓力突變而引起的瞬時流量脈動和噪聲。卸荷三角槽的尺寸通常由實驗來確定。圖3.21是YB型雙作用葉片泵配流盤的結(jié)構(gòu)簡圖。圖中的小孔b為配流盤定位孔；圖中B

B剖面表示壓油窗口一部分油通過a與配流盤端面環(huán)形槽相連，而環(huán)形槽又與葉片泵轉(zhuǎn)子上葉片槽底部相對，使壓力油通至葉片槽底部，以便增大葉片對定子表面的壓緊力來防止漏油，這樣提高了泵的容積效率。雙作用葉片泵結(jié)構(gòu)特點(5/7)

（c）葉片傾角葉片在轉(zhuǎn)子中放置時應(yīng)當(dāng)有利于葉片在轉(zhuǎn)子的槽中滑動，并且葉片對定子及轉(zhuǎn)子槽的磨損要小。葉片在工作過程中，受到離心力和葉片底部壓力油的作用，使葉片緊密地與定子接觸。設(shè)當(dāng)葉片轉(zhuǎn)至壓油區(qū)時，定子內(nèi)表面給葉片頂部反作用力為FN，其方向沿定子內(nèi)表面曲線的法向方向，該力可分解為兩個力，即與葉片垂直的力FT和沿葉片槽方向的力F，如圖3.22所示。

雙作用葉片泵結(jié)構(gòu)特點(6/7)

其中FT力的作用使葉片與轉(zhuǎn)子槽側(cè)壁產(chǎn)生很大的摩擦力，并且容易使葉片折斷。FT力的大小取決壓力角

（即作用力FN方向與葉片運動方向的夾角）的大小，壓力角越大則FT力越大。當(dāng)轉(zhuǎn)子槽按旋轉(zhuǎn)方向傾斜

角時，可使原徑向排置葉片的壓力角

減少為

′，這樣就可以減少與葉片垂直的力FT，使葉片在轉(zhuǎn)子槽中移動靈活，減少磨損。由于不同轉(zhuǎn)角處的定子曲線的法線方向不同，由理論和實踐得出，一般葉片傾角

為10°～14°

。

雙作用葉片泵結(jié)構(gòu)特點(7/7)高壓雙作用葉片泵的結(jié)構(gòu)特點(1/4)

(4)高壓雙作用葉片泵的結(jié)構(gòu)特點提高雙作用葉片泵壓力，需要采取以下措施：（a）端面間隙自動補償這種方法是將配流盤的一側(cè)與壓油腔連通，使配流盤在液壓油推力作用下壓向定子端面。泵的工作壓力越高，配流盤就會自動壓緊定子，同時配流盤產(chǎn)生適量的彈性變形，使轉(zhuǎn)子與配流盤間隙進(jìn)行自動補償，從而提高雙作用葉片泵輸出壓力。該方法與提高齒輪泵壓力方法中的齒輪端面間隙自動補償相類似。（b）減少葉片對定子作用力前已闡述，為保證葉片頂部與定子內(nèi)表面緊密接觸，所有葉片根部都與壓油腔相通。當(dāng)葉片在吸油腔時，葉片底部作用著壓油腔的壓力，而頂部卻作用著吸油腔的壓力，這一壓力差使葉片以很大的力壓向定子內(nèi)表面，在葉片和定子之間產(chǎn)生強烈的摩擦和磨損，使泵的壽命降低。

減少葉片對定子作用力對高壓雙作用葉片泵來說，這個問題尤為突出，因此高壓雙作用葉片泵必須在結(jié)構(gòu)上采取相應(yīng)的措施，常用的措施有：(a）減少作用在葉片底部的油壓力。將泵壓油腔的油通過阻尼孔或內(nèi)裝式小減壓閥接通到處于吸油腔的葉片底部，這樣使葉片經(jīng)過吸油腔時，葉片壓向定子內(nèi)表面的作用力不致于過大。(b）減少葉片底部受壓力油作用的面積?？梢杂脺p少葉片厚度的辦法來減少壓力油對葉片底部的作用力，但受目前材料工藝條件的限制，葉片不能做得太薄，一般厚度為1.8～2.5mm。

高壓雙作用葉片泵的結(jié)構(gòu)特點(2/4)

(3)采取雙葉片結(jié)構(gòu)，如圖3.23所示。在轉(zhuǎn)子2的槽中裝有兩個葉片1，它們之間可以相對自由滑動，在葉片頂端和兩側(cè)面倒角之間構(gòu)成V形通道，使葉片底部的壓力油經(jīng)過通道進(jìn)入葉片頂部，因此使葉片底部和頂部的壓力相等，但承壓面積不相等，適當(dāng)選擇葉片頂部棱邊的寬度，這樣即可保證葉片頂部有一定的作用力壓向定子3，同時又不致于產(chǎn)生過大的作用力而引起定子的過度磨損。

高壓雙作用葉片泵的結(jié)構(gòu)特點(3/4)

(4)采用復(fù)合葉片結(jié)構(gòu)，如圖3.24所示。葉片由母葉片1和子葉片4組成，母葉片和子葉片能相對滑動，母葉片根部L腔經(jīng)轉(zhuǎn)子2上虛線所示油孔始終與所在油腔相通，子葉片和母葉片之間的小腔C通過配流盤的環(huán)槽使K槽總是接通壓力油。當(dāng)葉片在吸油區(qū)工作時，母葉片1根部L腔不受高壓油作用，推動母葉片壓向定子的作用力僅為C腔的高壓油作用而壓向定子，這就相當(dāng)于減少葉片底部承受壓力油作用面積，使該作用力較小，保證葉片與定子接觸良好。這種方法用于額定壓力達(dá)21MPa的高壓葉片泵上。

高壓雙作用葉片泵的結(jié)構(gòu)特點(4/4)2.單作用葉片泵(1)單作用葉片泵的工作原理圖3.25為單作用葉片泵工作原理圖。單作用葉片泵也是由轉(zhuǎn)子1、定子2、葉片3和配流盤（圖中未畫出）等零件組成。與雙作用葉片泵明顯不同之處是，定子的內(nèi)表面是圓形的，轉(zhuǎn)子與定子之間有一偏心量e，配流盤只開一個吸油窗口和一個壓油窗口，葉片裝在轉(zhuǎn)子槽內(nèi)可靈活地往復(fù)滑動。當(dāng)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動時，由于離心力作用，葉片頂部將始終壓在定子內(nèi)圓表面上。這樣，定子、轉(zhuǎn)子、兩相鄰葉片和兩側(cè)配流盤間就形成密封容積。當(dāng)轉(zhuǎn)子按圖示方向旋轉(zhuǎn)時，圖中右邊兩相鄰葉片由于外伸，密封容積逐漸加大，產(chǎn)生真空，油箱中油液由吸油口經(jīng)配流盤上吸油窗口（圖中虛線弧形槽）進(jìn)入密封容積空間，這是吸油過程。圖中左側(cè)相鄰葉片被定子內(nèi)表面壓入轉(zhuǎn)子槽內(nèi)，使密封容積逐漸減小，油液經(jīng)配流盤壓油窗口被壓出進(jìn)入到系統(tǒng)中去，這是壓油過程。

單作用葉片泵(2/5)在吸油區(qū)與壓油區(qū)之間各有一段封油區(qū)將它們相互隔開，以保證泵在轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一周的過程中，每個密封容積各完成吸油和壓油各一次，所以稱為單作用式葉片泵。由于轉(zhuǎn)子上受有不平衡液壓作用力，故又被稱為非卸荷式葉片泵。從上述工作原理中可以看出，當(dāng)改變定子與轉(zhuǎn)子偏心量的方向時，可以改變泵的吸、壓油口，即，原來的吸油口變成壓油口，原來的壓油口變成吸油口。單作用葉片泵(3/5)單作用葉片泵配流盤上葉片底部的通油槽，通常做成高壓腔和低壓腔，即高壓腔通壓力油，低壓腔通吸油。當(dāng)葉片處于吸油腔時，葉片底部和配流盤低壓腔相通也參加吸油；當(dāng)葉片處于壓油腔區(qū)時，葉片底部和配流盤高壓腔相通向外壓油。葉片底部的吸油和壓油作用，正好補償了工作容積中葉片所占的體積，所以葉片體積對泵的瞬時流量無影響。為使葉片能順利的向外運動并始終緊貼定子，必須使葉片所受的慣性力、葉片與定子間的摩擦力及葉片的離心力等的合力盡量與轉(zhuǎn)子中葉片槽的方向一致，以免側(cè)向分力使葉片和定子間產(chǎn)生摩擦力影響葉片的伸出，為此轉(zhuǎn)子中葉片槽應(yīng)向后傾斜一定角度

i。圖3.26為單作用葉片泵的配流盤和轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)簡圖。單作用葉片泵(4/5)(2)單作用葉片泵的排量和流量圖3.27為單作用葉片泵排量和流量計算原理簡圖。設(shè)定子直徑為D，轉(zhuǎn)子直徑為d，寬度為B，兩葉片間夾角為

，葉片數(shù)為Z，定子與轉(zhuǎn)子的偏心量為e。當(dāng)單作用葉片泵的轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)時，每兩相鄰葉片間的密封容積變化量為V1-V2。單作用葉片泵(5/5)若近似把AB和CD看作是中心O1的圓弧，則有：因葉片數(shù)為Z，所以在一轉(zhuǎn)中應(yīng)當(dāng)有Z個密封容積變化量，即排量V=(V1-V2)Z，將上兩式代入，并加以整理，其排量近似表達(dá)式為：（3.24）泵的實際流量q為：（3.25）式中：n——轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速；

pv——泵的容積效率。從式（3.24）和（3.25）看出，改變單作用葉片泵轉(zhuǎn)子和定子的偏心距e，便可改變泵的排量V和流量q。根據(jù)理論分析，當(dāng)葉片數(shù)為奇數(shù)時，單作用葉片泵瞬時流量脈動小，所以限壓式變量葉片泵的葉片數(shù)通常為15片左右。3.單作用變量葉片泵(1)限壓式變量葉片泵的工作原理和特性（a）外反饋限壓式變量葉片泵圖3.28為外反饋限壓式變量葉片泵工作原理圖。轉(zhuǎn)子的中心O1是固定的，定子可以左右移動，在彈簧3的作用下，定子被推向左端，使定子中心O2與轉(zhuǎn)子中心O1有一初始偏心量e0，e0的大小可用調(diào)節(jié)螺釘1調(diào)節(jié)，它決定了泵在螺釘本次調(diào)節(jié)時的最大流量qmax。該泵配流盤上的吸油窗口和壓油窗口對泵的中心線是對稱的。

單作用變量葉片泵(2/8)泵工作時，油泵出口壓力p經(jīng)泵內(nèi)通道作用在小柱塞面積A上，這樣柱塞上的作用力F=pA與彈簧的作用力方向相反。當(dāng)pA=Ksx0（Ks為彈簧剛度，x0為偏心量是e0時彈簧的預(yù)壓縮量）時，柱塞上所受的液壓力與彈簧初始力相平衡，此時的壓力p稱為泵的限定壓力，用pb表示，則：（3.26）當(dāng)系統(tǒng)壓力p<pb時，則：（3.27）這表明定子不動，最大偏心距e0保持不變，泵也保持最大流量。當(dāng)系統(tǒng)壓力時p>pb

，則：（3.28）這表明壓力油的作用力大于彈簧3的作用力，使定子向右移動，彈簧被壓縮，偏心距e減小，泵的流量也隨之減少。

單作用變量葉片泵(3/8)當(dāng)偏心量變化時彈簧增加的壓縮量為x，則偏心量e為：（3.29）此時定子受力平衡方程為：（3.30）將式（3.26）代入（3.30）化簡再代入式（3.29）得：（當(dāng)p>pb時）（3.31）

式（3.31）表明當(dāng)液壓系統(tǒng)壓力超過泵的限定壓力時偏心量e和泵的工作壓力之間的關(guān)系，即工作壓力越高，偏心量e越小，泵的流量也就越小。這種變量泵是由出油口引出的壓力油作用在柱塞上來控制變量的，故稱為外反饋限壓式變量葉片泵。圖3.29為YBX型外反饋限壓式變量葉片泵的結(jié)構(gòu)簡圖。

單作用變量葉片泵(4/8)（b）內(nèi)反饋限壓式變量葉片泵內(nèi)反饋限壓式變量葉片泵的工作原理與外反饋限壓式變量葉片泵相似。圖3.30所示為內(nèi)反饋限壓式變量葉片泵的工作原理圖。

單作用變量葉片泵(5/8)從圖中看出，由于內(nèi)反饋限壓式變量葉片泵配流盤的吸、壓油窗口相對泵中心線y是不對稱的，存在著偏角

，因此泵在工作時，壓油區(qū)的壓力油作用于定子的力F也偏一個角

，這樣F在x軸方向的分力為Fsin

，當(dāng)分力Fsin

超過限壓彈簧限定作用力時，則定子向右移動，減少定子與轉(zhuǎn)子偏心距e，因而使泵的輸出流量減小。這種變量泵是依靠壓油腔壓力直接作用在定子上來控制變量的，故稱為內(nèi)反饋限壓式變量葉片泵。單作用變量葉片泵(6/8)(2)限壓式變量葉片泵壓力—流量特性對于限壓式變量葉片泵，當(dāng)泵壓力p<pb時，有pA<Ksx0

。其中x0為e=e0時的彈簧初始壓縮量，這時的流量為：（3.32）式中：kq—泵的流量系數(shù)。當(dāng)泵壓力p>pb時，即pA>Ksx0

，定子移動了距離，由pA=Ks

(x0+x)得。偏心量為：將偏心量e代入式（3.32），這時的流量為：由此得：

（3.33）

單作用變量葉片泵(7/8)圖3.31為限壓式變量葉片泵流量—壓力特性曲線。該曲線表示了泵工作時流量與壓力變化關(guān)系。當(dāng)泵的工作壓力小于pb時，其流量q變化按斜線AB變化，在該階段變量泵相當(dāng)一個定量泵，圖中B點為曲線的拐點，其對應(yīng)的壓力就是限定壓力pb

。它表示泵在原始偏心距e0時可達(dá)到的最大工作壓力。當(dāng)泵的工作壓力p超過pb時，偏心距e減小，輸出流量隨壓力的增高而急劇減少，流量按BC段曲線變化，C點所對應(yīng)的壓力pc為截止壓力（又稱為最大壓力）。當(dāng)更換不同剛度的限壓彈簧時，可改變曲線BC段的斜率，彈簧剛度K值越小（越“軟”），BC段越陡，pc值越??；反之，彈簧剛度Ks值越大（越“硬”），曲線BC段越平緩，pc值亦越大。

單作用變量葉片泵(8/8)(3)限壓式變量葉片泵應(yīng)用由于限壓式變量葉片泵具有上述特點，因此它常用于執(zhí)行機構(gòu)需要快慢速的液壓系統(tǒng)。例如用于組合機床動力滑臺的進(jìn)給系統(tǒng)，用來實現(xiàn)快進(jìn)、工進(jìn)、快退等工作循環(huán)；也可用于定位、夾緊系統(tǒng)。當(dāng)執(zhí)行機構(gòu)快進(jìn)或快退時，需要大流量和較小的工作壓力，這樣，可利用限壓式變量葉片泵流量一壓力特性曲線（見圖3.31）中AB段；在工作進(jìn)給時，需要較小流量和較大的工作壓力，這樣可利用BC段。在定位夾緊系統(tǒng)中，定位、夾緊部件移動時需要低壓大流量，即可用AB段；當(dāng)定位、夾緊時，僅需要維持較大的壓力和補償泄漏量的流量，則可以利用特性曲線C點的特性。從上述液壓系統(tǒng)中可以看出，限壓式變量葉片泵功率利用合理，可減少功率損耗，減少油液發(fā)熱，并且可以簡化油路系統(tǒng)。但由于限壓式變量葉片泵結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，泄漏比較大，所以使執(zhí)行機構(gòu)運動速度不夠平穩(wěn)。

§3.4柱塞泵柱塞泵是依靠柱塞在缸體中往復(fù)運動，使密封工作容積發(fā)生變化來實現(xiàn)吸油和壓油的。與齒輪泵和葉片泵相比它有以下特點：（1）工作壓力高由于密封容積是由缸體中的柱塞孔和柱塞構(gòu)成，其配合表面質(zhì)量和尺寸精度容易達(dá)到要求，密封性好，結(jié)構(gòu)緊湊，容積效率高。此外，柱塞泵的主要零件在工作中處于受壓狀態(tài)，故使零件材料的機械性能得到充分地利用，所以零件強度高?；谏鲜鰞牲c，這類泵工作壓力一般為20～40MPa，最高可達(dá)1000MPa。（2）易于變量只要改變柱塞行程便可改變液壓泵的流量，并且易于實現(xiàn)單向或雙向變量。（3）流量范圍大只要改變柱塞直徑或數(shù)量，便可得到不同的流量。但柱塞泵還存在著對油污染敏感，濾油精度要求高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工精度高，價格較昂貴等缺點。1.徑向柱塞泵(1)徑向柱塞泵的工作原理圖3.32為徑向柱塞泵工作原理圖。在轉(zhuǎn)子（缸體）2上徑向均勻排列著柱塞孔，孔中裝有柱塞1，柱塞可在柱塞孔中自由滑動。襯套3固定在轉(zhuǎn)子孔內(nèi)并隨轉(zhuǎn)子一起旋轉(zhuǎn)。配流軸5固定不動，配流軸的中心與定子中心有偏心e，定子能左右移動。轉(zhuǎn)子順時針方向轉(zhuǎn)動時，柱塞在離心力（或在低壓油）的作用下壓緊在定子4的內(nèi)壁上，當(dāng)柱塞轉(zhuǎn)到上半周，柱塞向外伸出，徑向孔內(nèi)的密封工作容積不斷增大，產(chǎn)生局部真空，將油箱中的油液經(jīng)配流軸上的a孔進(jìn)入b腔；當(dāng)柱塞轉(zhuǎn)到下半周，柱塞被定子的表面向里推入，密封工作容積不斷減小，將c腔的油從配流軸上的d孔向外壓出。轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，柱塞在每個徑向孔內(nèi)吸、壓油各一次。改變定子與轉(zhuǎn)子偏心量e的大小，就可以改變泵的排量；改變偏心量e的方向，即使偏心距e從正值變?yōu)樨?fù)值時，泵的吸、壓油方向發(fā)生變化。因此徑向柱塞泵可以做成單向或雙向變量泵。由于徑向柱塞泵的徑向尺寸大，柱塞布置不如后面介紹的軸向布置緊湊，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，自吸能力差，配流軸受徑向不平衡液壓力的作用，配流軸必須做得直徑較粗，以免變形過大，同時在配流軸與襯套之間磨損后的間隙不能自動補償，泄漏較大，這些原因就限制了徑向柱塞泵的轉(zhuǎn)速和額定壓力的進(jìn)一步提高。徑向柱塞泵(2/5)(2)徑向柱塞泵排量和流量當(dāng)徑向柱塞泵的轉(zhuǎn)子和定子間的偏心量為e時，柱塞在缸體內(nèi)孔的行程為2e，若柱塞數(shù)為Z，柱塞直徑為d，則泵的排量為：（3.34）若泵的轉(zhuǎn)速為n，容積效率為

pv，則泵的實際流量為：（3.35）由于柱塞在缸體中徑向移動速度是變化的，而各個柱塞在同一瞬時徑向移動速度也不一樣，所以徑向柱塞泵的瞬時流量是脈動的，由于奇數(shù)柱塞要比偶數(shù)柱塞的的瞬時流量脈動小得多，所以徑向柱塞泵采用奇數(shù)柱塞。徑向柱塞泵(3/5)(3)閥配流徑向柱塞泵的工作原理徑向柱塞泵按其配流方式不同可分為軸配流和閥配流兩種。圖3.32所示是軸配流式徑向柱塞泵；圖3.33所示是閥配流式徑向柱塞泵。徑向柱塞泵(4/5)徑向柱塞泵(5/5)在圖3.33閥配流徑向柱塞泵的工作原理圖中，柱塞2在彈簧3的作用下始終壓緊在和主軸做成一體偏心輪1上的滾動軸承6的外環(huán)上，主軸轉(zhuǎn)一周，柱塞完成一個往復(fù)行程。根據(jù)容積式泵的特點，柱塞向下運動時，通過吸油閥5吸油；柱塞向上運動時，通過壓油閥4壓油。在該泵的吸、壓油過程中，當(dāng)柱塞從吸油過程轉(zhuǎn)換到壓油過程時，柱塞在開始往上運動的瞬間，吸油閥尚未關(guān)閉，壓油閥還未打開，這樣，柱塞將油壓到吸油腔。同理，當(dāng)柱塞從壓油過程轉(zhuǎn)換到吸油過程時，在柱塞開始往下運動的瞬間，壓油閥尚未關(guān)閉，吸油閥還未打開，這樣柱塞將從壓油腔吸油。因此，泵的吸、壓油對柱塞的運動有一定的滯后，即閥配流泵的滯后現(xiàn)象使泵的實際排量比理論計算值要低。泵的轉(zhuǎn)速愈高此滯后現(xiàn)象愈嚴(yán)重。所以此類泵的額定轉(zhuǎn)速一般不高。2.軸向柱塞泵(1)軸向柱塞泵的工作原理圖3.34為斜盤式軸向柱塞泵工作原理圖。斜盤式軸向柱塞泵由傳動軸1、斜盤2、柱塞3、缸體4和配流盤5等主要零件組成。傳動軸帶動缸體旋轉(zhuǎn)，斜盤和配流盤是固定不動的。柱塞均布于缸體內(nèi)，并且柱塞頭部靠機械裝置或在低壓油作用下緊壓在斜盤上。斜盤的法線和缸體軸線交角為斜盤傾角

。當(dāng)傳動軸按圖示方向旋轉(zhuǎn)時，柱塞一方面隨缸體轉(zhuǎn)動，另一方面還在機械裝置或低壓油的作用下，在缸體內(nèi)作往復(fù)運動，柱塞在其自下而上的半圓周內(nèi)旋轉(zhuǎn)時逐漸向外伸出，使缸體內(nèi)孔和柱塞形成的密封工作容積不斷增加，產(chǎn)生局部真空，從而將油液經(jīng)配流盤的吸油口a吸入；柱塞在其自上而下的半圓周內(nèi)旋轉(zhuǎn)時又逐漸壓入缸體內(nèi)，使密封容積不斷減小，將油液從配流盤窗口b向外壓出。缸體每轉(zhuǎn)一周，每個柱塞往復(fù)運動一次，完成吸、壓油一次。軸向柱塞泵的工作原理(2/3)如果改變斜角

的大小，就能改變柱塞行程長度，也就改變了泵的排量；如果改變斜盤傾角

的方向，就能改變吸、壓油的方向，此時就成為雙向變量軸向柱塞泵。

軸向柱塞泵的工作原理(3/3)圖3.35為斜軸式軸向柱塞泵工作原理圖。斜軸式軸向柱塞泵當(dāng)傳動軸1在電動機的帶動下轉(zhuǎn)動時，連桿2推動柱塞4在缸體3中作往復(fù)運動，同時連桿的側(cè)面帶動柱塞連同缸體一同旋轉(zhuǎn)。利用固定不動的平面配流盤5的吸入，壓出窗口進(jìn)行吸油、壓油。若改變缸體的傾斜角度，就可改變泵的排量；若改變缸體的傾斜方向，就可成為雙向變量軸向柱塞泵。

軸向柱塞泵的排量和流量(1/2)(2)軸向柱塞泵的排量和流量圖3.36為軸向柱塞泵的柱塞運動規(guī)律示意圖。根據(jù)此圖可求出軸向柱塞泵的排量和流量。設(shè)柱塞直徑為d，柱塞數(shù)為Z，柱塞中心分布圓直徑為D，斜盤傾角為

，則柱塞行程h為：（3.36）缸體轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)時，泵的排量V為：（3.37）泵的實際輸出流量q為：（3.38）式中：n——泵的轉(zhuǎn)速；

pv——泵的容積效率。軸向柱塞泵的排量和流量(2/2)下面分析該泵的瞬時流量。見圖3.36所示，當(dāng)缸體轉(zhuǎn)過

t角時，柱塞由a轉(zhuǎn)至b，則柱塞位移量s為：將上式對時間變量t求導(dǎo)數(shù)，得柱塞的瞬時移動速度u為：（3.39）故單個柱塞的瞬時流量為：（3.40）由上式得知，單個柱塞的瞬時流量是按正弦規(guī)律變化的。整個泵的瞬時流量是處在壓油區(qū)的幾個柱塞瞬時流量的總和，因而也是脈動的，其流量的脈動率（同齒輪泵流量脈動率概念相同）經(jīng)推導(dǎo)其結(jié)果為：(當(dāng)Z為奇數(shù)時)（3.41）(當(dāng)Z為偶數(shù)時)（3.42）軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(1/19)(3)軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)（a）斜盤式軸向柱塞泵非通軸式軸向柱塞泵①CY14

1軸向柱塞泵主體部分CY14

1型軸向柱塞泵是非通軸式柱塞泵，它由主體和變量兩部分組成。相同流量的泵，其主體結(jié)構(gòu)相同，配以不同的變量機構(gòu)便派生出許多種類型，其額定工作壓力多為32MPa。軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(2/19)圖3.37為SCY14

1型手動變量軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)簡圖，圖中的中部和右半部為主體部分（零件1～14）。中間泵體1和前泵體8組成泵體，傳動軸9通過花鍵帶動缸體5旋轉(zhuǎn)，使軸向均勻分布在缸體上的七個柱塞4繞傳動軸的軸線旋轉(zhuǎn)。每個柱塞的頭部都裝有滑靴3，滑靴與柱塞是球鉸連接，可以任意轉(zhuǎn)動（圖3.38）。定心彈簧10的作用力通過內(nèi)套11、鋼球13和回程盤14將滑靴壓靠在斜盤20的斜面上。當(dāng)缸體轉(zhuǎn)動時，該作用力使柱塞完成回程吸油動作。柱塞壓油行程則是由斜盤斜面通過滑靴推動的。圓柱滾子軸承2用以承受缸體的徑向力，缸體的軸向力由配流盤7來承受，配流盤上開有吸油、壓油窗口，分別與前泵體上吸、壓油口相通，前泵體上的吸、壓油口分布在前泵體的左右兩側(cè)。軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(3/19)軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(4/19)CY14

1型變量泵主體部分的主要結(jié)構(gòu)和零件有以下特點。a.滑靴與斜盤在斜盤式軸向柱塞泵中，若柱塞以球形頭部直接接觸斜盤滑動也能工作，但泵在工作中由于柱塞頭部與斜盤平面相接觸，從理論上講為點接觸，因而接觸應(yīng)力大，柱塞及斜盤極易磨損，故只適用于低壓。而此柱塞泵在柱塞上裝有滑靴，二者之間為球面接觸，而滑靴與斜盤之間又以平面接觸，從而改善了柱塞工作受力狀況。另外，為了減小滑靴與斜盤的滑動摩擦，利用流體力學(xué)中平面縫隙流動原理，采用靜壓支承結(jié)構(gòu)。軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(5/19)圖3.38所示為滑靴靜壓支承原理圖，在柱塞中心有直徑為d0的軸向阻尼孔，將柱塞壓油時產(chǎn)生的壓力油中的一小部分通過阻尼孔引入到滑靴端面的油室h，使h處及其周圍圓環(huán)密封帶上壓力升高，從而產(chǎn)生一個垂直于滑靴端面的液壓反推力FN，其大小與滑靴端面尺寸R1和R2有關(guān)，其方向與柱塞壓油時產(chǎn)生的柱塞對滑靴端面產(chǎn)生的壓緊力F相反。通常取壓緊系數(shù)M0＝FN/F＝1.05～1.10。這樣，使液壓反推力FN不僅抵消了壓緊力F，而且使滑靴與斜盤之間形成油膜，將金屬隔開，使相對滑動面變?yōu)橐后w摩擦。這有利于泵在高壓下工作。軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(6/19)b.柱塞與缸體如圖3.38所示，斜盤面通過滑靴作用給柱塞的液壓反推力FN，可沿柱塞的軸向和半徑方向分解成軸向力FNx=FNcos

和徑向力FNy=FNsin

（

為斜盤傾角）。軸向力FNx是柱塞壓油的作用力。而徑向力FNy則通過柱塞傳給缸體，它將使缸體產(chǎn)生顛覆力矩，造成缸體的傾斜，這將使缸體和配流盤之間出現(xiàn)楔形間隙，密封表面局部接觸，從而導(dǎo)致了缸體與配流盤之間的表面燒傷及柱塞和缸體之間的磨損，影響了泵的正常工作。所以在圖3.37中合理地布置了圓柱滾子軸承2，使徑向力FNy的合力作用線在圓柱滾子軸承滾子的長度范圍之內(nèi)，從而避免了徑向力FNy所產(chǎn)生的不良后果。另外，為了減少徑向力FNy，斜盤的傾角一般不大于20°。軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(7/19)②CY14

1型變量機構(gòu)在變量軸向柱塞泵中均設(shè)有專門的變量機構(gòu)，用來改變斜盤傾角的大小以調(diào)節(jié)泵的流量。軸向柱塞泵變量機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式是多種多樣的。a.手動變量機構(gòu)SCY14

1型軸向柱塞泵是手動變量泵。如圖3.37左半部所示。變量時，先松開螺母16，然后轉(zhuǎn)動手輪15，螺桿17便隨之轉(zhuǎn)動，因?qū)蜴I19作用，螺桿17的轉(zhuǎn)動會使變量活塞18及其活塞上的銷軸22上下移動。斜盤20的左右兩側(cè)用耳軸支持在變量殼體23的兩塊銅瓦上（圖中未畫出），通過銷軸帶動斜盤繞其耳軸中心轉(zhuǎn)動，從而改變斜盤傾角

。

的變化范圍為0～20°左右。流量調(diào)定后旋動螺母將螺桿鎖緊，以防止松動。手動變量機構(gòu)簡單，但手動操縱力較大，通常只能停機或泵壓較低的情況下才能實現(xiàn)變量。軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(8/19)b.壓力補償變量機構(gòu)YCY14

1型軸向柱塞泵是壓力補償變量泵，其主體部分同SCY14

1型軸向柱塞泵，只是變量部分是壓力補償變量機構(gòu)，此機構(gòu)使泵的流量隨出口壓力升高而自動減少，壓力和流量的關(guān)系近似地按雙曲線變化，它使泵的功率基本保持不變。故這種機構(gòu)也稱作為恒功率變量機構(gòu)。軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(9/19)圖3.39為壓力補償變量結(jié)構(gòu)。油泵工作時，泵出口壓力油的一部分經(jīng)泵體上的孔道a、b、c通到變量機構(gòu)（參見圖3.37），并頂開單向閥9進(jìn)入變量殼體7的下油腔d，再沿孔道e通到伺服閥閥心的下端環(huán)形面積處（見圖3.40）。當(dāng)泵的出口油壓力不太高即p<30105～70105

Pa）時，伺服閥閥心環(huán)形面積上的液壓作用力小于外彈簧3對閥心的作用力，則伺服閥閥心處在最下方位置（見圖3.40a）。此時通道f的出口被打開，使d腔與g相通，油壓相等。由于變量活塞8的兩端端面積不等，即，上端大，下端小，因此變量活塞在推力差的作用下被壓到最下方的位置，斜盤的傾角

最大，泵的輸出流量也最大。軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(10/19)當(dāng)泵的出口壓力升高時，閥心環(huán)形面積處的液壓作用力超過外彈簧3對閥心的予緊力時，使閥心上移，通道f的出口被封閉，而通道i的出口被打開（見圖3.40b），g腔的油液經(jīng)過通道i、閥心上的小孔（圖中虛線所示）與泵的內(nèi)腔相通，油壓下降（因泵的內(nèi)腔經(jīng)泵的泄油口與油箱相通），變量活塞便在d腔油壓的作用下向上移動，斜盤的傾角減小，泵的流量下降。隨著變量活塞的上升，孔道i被封閉，此時通道f仍被封閉（見圖3.40c）g腔被封死，d腔內(nèi)油壓對變量活塞的作用力被g腔內(nèi)油液的反作用力平衡，使得變量活塞停止上移，斜盤便在這種新的位置下工作。

軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(11/19)泵的出口壓力越大，閥心就能上升到更大的高度，變量活塞也上升得越高，斜盤的傾角變得越小，泵輸出的流量也就越小。當(dāng)出口油壓下降時，閥心在彈簧力的作用下下移，孔道f被打開，g腔油壓與d腔相同，又恢復(fù)到圖3.40a的位置，在壓力差作用下，變量活塞下降，流量又重新增大。泵開始變量的壓力由外彈簧的預(yù)緊力來決定，當(dāng)調(diào)節(jié)套2（見圖3.39）調(diào)在最上位置時，外彈簧的予緊力較小，泵的出口壓力大于Pa時才開始變量；當(dāng)調(diào)節(jié)套2調(diào)到最下端位置時，外彈簧的予緊力增大，泵的出口壓力達(dá)到Pa時才開始變量。軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(12/19)

圖3.41為壓力補償變量泵的調(diào)節(jié)特性曲線，它表示了流量—壓力變化的關(guān)系。圖中A點和G點表示調(diào)節(jié)套2調(diào)到在最上方和最下方位置時的開始變量壓力。陰影部分為泵的調(diào)節(jié)特性范圍。AB的斜率由外彈簧3的剛度決定。FE的斜率由外彈簧和內(nèi)彈簧4的合成剛度決定，ED的長度是由調(diào)節(jié)套1的位置來決定。若調(diào)節(jié)套2是調(diào)在最上方和最下方之間某一位置，則泵的流量與壓力變化關(guān)系在圖3.41所示陰影范圍內(nèi)，且為三條直線組成的折線，例如G'F'E'D'線。軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(13/19)

G'點表示開始變量壓力，當(dāng)泵的出口壓力低于G'對應(yīng)的壓力p'時，泵輸出額定流量的100%；當(dāng)油壓超過壓力p'時，變量機構(gòu)中心只有外彈簧端面碰到調(diào)節(jié)套2端面逐漸被壓縮，流量隨壓力升高沿斜線G'F'減小，G'F'的斜率僅由外彈簧的剛度來決定，與AB平行；當(dāng)油壓繼續(xù)升高超過點F'所對應(yīng)的壓力p''時，變量機構(gòu)中內(nèi)、彈簧3和4端面同時被調(diào)節(jié)套端面逐漸壓縮，相當(dāng)彈簧剛度增加，流量隨壓力的升高沿斜線F'E'減少，F(xiàn)'E'的斜率由內(nèi)、外彈簧的組合剛度來決定，與FE平行；E'點表示心軸5的軸肩已碰到調(diào)節(jié)套1的端面，變量活塞已不能上升，此時不論油壓如何升高，流量已不能再減少，保持在額定流量的δ％，所以E'D'為水平線，表示流量已不隨壓力改變。軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)(14/19)從圖中看出，折線G'F'E'D'與點畫線表示的雙曲線十分近似。泵的壓力與流量的乘積近似等于常數(shù)，即泵的輸出功率近似為恒定，所以這種泵又稱為恒功率變量泵。這種泵可以使液壓執(zhí)行機構(gòu)在空行程需用較低壓力時獲得