第2章液压动力元件

1、2.1 液压泵概述液压泵概述2.2 齿轮泵齿轮泵2.3 叶片泵叶片泵2.4 柱塞泵柱塞泵2.5 螺杆泵螺杆泵2.6 液压泵的噪声及控制液压泵的噪声及控制2 液压动力元件液压动力元件 2.1 液压泵概述 在液压系统中，为系统提供动力的元件称为液压在液压系统中，为系统提供动力的元件称为液压动力元件动力元件，液压动力元件即液压泵，是液压系统，液压动力元件即液压泵，是液压系统中的中的能量转换置。能量转换置。液压泵的作用液压泵的作用:是将原动机的机械能（力矩是将原动机的机械能（力矩M，转，转速速n）转换成液体的压力能（压力）转换成液体的压力能（压力p，排量，排量Q）。）。在液压系统中，所需的液压能都是由

2、液压泵供在液压系统中，所需的液压能都是由液压泵供给，因此液压泵在液压系统中也被称为液压系给，因此液压泵在液压系统中也被称为液压系统的统的“心脏心脏”。2.1.1液压泵的基本原理 在液压传动系统中，液压泵都是容积式的，是靠在液压传动系统中，液压泵都是容积式的，是靠密封工作腔的容积变化进行工作的。密封工作腔的容积变化进行工作的。 构成容积的泵必须具备以下基本条件： (1)结构上能实现具有密封性能的可变工作容积具有密封性能的可变工作容积。 (2)工作腔能周而复始地增大和减小工作腔能周而复始地增大和减小，当它增大时与吸油口相连，当它减小时与排油口相通。 (3)吸油口与排油口不能连通吸油口与排油口不能连

3、通，即不能同时开启。 从工作过程可以看出，在不考虑油液泄漏的情况下，从工作过程可以看出，在不考虑油液泄漏的情况下，液液压泵在每一工作周期中吸入或排出的油液体积只压泵在每一工作周期中吸入或排出的油液体积只 取决取决于工作构件的几何尺寸于工作构件的几何尺寸，如柱塞泵的柱塞直径和工作行，如柱塞泵的柱塞直径和工作行程。程。 在不考虑油液泄漏等影响时，在不考虑油液泄漏等影响时，液压泵单位时间排出的油液压泵单位时间排出的油液体积与液压泵密封容积变化频率液体积与液压泵密封容积变化频率n成正比成正比，也与，也与 泵密泵密封容积的变化量封容积的变化量V成正比；成正比； 在不考虑液体的压缩性和泄漏时在不考虑液体的

4、压缩性和泄漏时，液压泵单位时间内排，液压泵单位时间内排出的液体体积与工作压力无关。出的液体体积与工作压力无关。液压泵的职能符号如下：液压泵的职能符号如下： 2.1.2 液压泵的分类液压泵的分类(1)按结构分按结构分:柱塞泵、齿轮泵、叶片泵柱塞泵、齿轮泵、叶片泵三大类；三大类；(2)按排量是否可调分按排量是否可调分:定量泵、变量泵；定量泵、变量泵；何为排量？何为排量？(3)按排油方向分按排油方向分:单向泵、双向泵；单向泵、双向泵；(4)按压力级别分按压力级别分:低压、中压、中高压、超高压泵；低压、中压、中高压、超高压泵；单向定量泵单向变量泵双向定量泵双向变量泵2.1.3 液压泵与液压马达的性能参

5、数液压泵与液压马达的性能参数 液压泵的基本性能参数主要有液压泵的基本性能参数主要有压力压力、排量排量、流量、功率流量、功率和和效率效率。 1.压力压力 (1)工作压力工作压力p。液压泵实际工作时的输出压力称为工作。液压泵实际工作时的输出压力称为工作压力。其值的大小取决于外负载的大小和排油管路上的压力。其值的大小取决于外负载的大小和排油管路上的压力损失压力损失,而与液压泵的流量无关。而与液压泵的流量无关。 (2)额定压力额定压力pn。液压泵在正常工作条件下。液压泵在正常工作条件下,根据试验标根据试验标准规定，允许连续运转的最高压力称为液压泵的额定压准规定，允许连续运转的最高压力称为液压泵的额定压

6、力。力。 (3)最高允许压力最高允许压力pmax。液压泵根据试验标准规定。液压泵根据试验标准规定,允许液允许液压泵短暂运行的最高压力值压泵短暂运行的最高压力值,称为液压泵的最高允许压称为液压泵的最高允许压力。力。 2. 排量和流量排量和流量 (1)排量排量V。液压泵在没有泄漏的情况下，泵轴每转一周所能排出。液压泵在没有泄漏的情况下，泵轴每转一周所能排出液体的体积液体的体积, 称为液压泵的排量，其值的大小只与周期性变化的称为液压泵的排量，其值的大小只与周期性变化的密闭容积几何尺寸有关。排量可调节的液压泵称为变量泵密闭容积几何尺寸有关。排量可调节的液压泵称为变量泵;排量排量为常数的液压泵则称为定量

7、泵。为常数的液压泵则称为定量泵。 (2)理论流量理论流量q0。理论流量是指在不考虑液压泵的泄漏流量的情。理论流量是指在不考虑液压泵的泄漏流量的情况下况下,在单位时间内所排出的液体体积的平均值。显然在单位时间内所排出的液体体积的平均值。显然,如果液压如果液压泵的排量为泵的排量为V,其主轴转速为其主轴转速为n,则该液压泵的理论流量则该液压泵的理论流量q0为：为： q0 =Vn (2-1) (3)实际流量实际流量q。液压泵在某一具体工况下。液压泵在某一具体工况下,单位时间内所排出的单位时间内所排出的液体体积称为实际流量液体体积称为实际流量,它等于理论流量它等于理论流量q0减去泄漏流量减去泄漏流量q,

8、即：即： q =q0-q (2-2) (4)额定流量额定流量qn。液压泵在正常工作条件下。液压泵在正常工作条件下,按试验标准规定按试验标准规定(如在如在额定压力和额定转速下额定压力和额定转速下)所能输出的最大流量。所能输出的最大流量。 在不考虑液体的压缩性和泄漏时，液压泵单位时间内排出的液在不考虑液体的压缩性和泄漏时，液压泵单位时间内排出的液体体积与工作压力无关。体体积与工作压力无关。(m3/s)3.功率和效率功率和效率 2.1.3.3功率和效率功率和效率 (1)液压泵的功率损失。分为容积损失和机械损失。液压泵的功率损失。分为容积损失和机械损失。 容积损失容积损失v。容积损失是指液压泵流量上的

9、损失容积损失是指液压泵流量上的损失,液压泵液压泵的实际输出流量总是小于其理论流量的实际输出流量总是小于其理论流量,主要原因是由于液压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导致吸油阻力太大、油液粘度大以及液压泵转速高等原因导致油液不能全部充满密封工作腔。油液不能全部充满密封工作腔。 液压泵的容积损失可用容积效率来表示液压泵的容积损失可用容积效率来表示,它等于液压泵的实它等于液压泵的实际输出流量际输出流量q与其理论流量与其理论流量q0之比，即：之比，即：0001-Vqqqq

10、qqq 0（2 3） 因此液压泵的实际输出流量因此液压泵的实际输出流量q为为 q =q0v = Vnv (2-4) 液压泵的容积效率随着液压泵工作压力的增大而减小液压泵的容积效率随着液压泵工作压力的增大而减小,且随且随液压泵的结构类型不同而异液压泵的结构类型不同而异,但恒小于但恒小于1。机械损失机械损失m。机械损失是指液压泵在转矩上的损失。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液压泵的实际输入转矩T总是大于理论上所需要的转矩总是大于理论上所需要的转矩T0,其主要原因是液压泵体内相对运动部件之间因机械其主要原因是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

11、性而引起的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摩擦损失。液压泵的机械损失用机械效率表示,它等于它等于液压泵的理论转矩液压泵的理论转矩T0与实际输入转矩与实际输入转矩T之比之比,设转矩损设转矩损失为失为T,则液压泵的机械效率为：则液压泵的机械效率为：01mTTTTTTT 输入功率输入功率Pi i。液压泵的输入功率是指作用在液压。液压泵的输入功率是指作用在液压泵主轴上的机械功率泵主轴上的机械功率, ,当输入转矩为当输入转矩为T0 0，角速度为，角速度为时时, ,有：有： Pi i= = T0 0 (2-6) (2-6) 输出功率输出功率P0 0。液

12、压泵的输出功率是指液压泵在工。液压泵的输出功率是指液压泵在工作过程中的实际吸、压油口间的压差作过程中的实际吸、压油口间的压差p和输出流量和输出流量q的乘积的乘积, ,即：即： P0 0=p q (2-7) (2-7) 在实际计算中在实际计算中, ,若油箱通大气若油箱通大气, ,液压泵吸、压油的压液压泵吸、压油的压力差往往用液压泵出口压力力差往往用液压泵出口压力p代入。代入。(2)(2)液压泵的功率。液压泵的功率。 (3)(3)液压泵的总效率液压泵的总效率。液压泵的总效率是指液压泵的。液压泵的总效率是指液压泵的实际输出功率实际输出功率P0 0与其输入功率与其输入功率Pi i的比值的比值, ,即：

13、即： 图图2.3 液压泵的特性曲线液压泵的特性曲线q0qT0Tmv 由式由式(2-8)(2-8)可知，液压泵的总可知，液压泵的总效率等于其容积效率与机械效效率等于其容积效率与机械效率的乘积，所以液压泵的输入率的乘积，所以液压泵的输入功率也可写成：功率也可写成：0i0VmPpqPT (2-8)(2-8)液压泵的各个参数和压力之间的液压泵的各个参数和压力之间的关系如图关系如图2.3所示。所示。 ipqP(2-9)2.2 齿轮泵齿轮泵 如图所示，齿轮泵是一种常用的液压泵，主要特点是结构简单，主要特点是结构简单，制造方便，价格低廉，体积小，重量轻，自吸性能好，对油液制造方便，价格低廉，体积小，重量轻，

14、自吸性能好，对油液污染不敏感，工作可靠；污染不敏感，工作可靠；其主要缺点是流量和压力脉动大，噪声大，排量不可调。 齿轮泵被广泛地应用于采矿设备，冶金设备，建筑机械，工程机械，农林机械等各个行业。 齿轮泵按照其啮合形式的不同，有外啮合和内啮合两种，其中外啮合齿轮泵应用较广，而内啮合齿轮泵则多为辅助泵。图2.4 CBB齿轮液压泵的结构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-泄油孔；15-从动轴；16-泵体 ；17-定位销 ；18-卸荷槽2.2.1外啮合齿轮泵的工作原理外啮合齿轮泵的工作原

15、理主动齿轮被动齿轮泵体吸油腔压油腔当泵的主动齿轮按逆时针方向旋转时，当泵的主动齿轮按逆时针方向旋转时，齿轮泵右侧齿轮脱开啮合，齿轮的轮齿轮泵右侧齿轮脱开啮合，齿轮的轮齿退出齿间，使密封容积增大，形成齿退出齿间，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。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，形减小，齿轮间部分的

16、油液被挤出，形成了齿轮液压泵的压油过程。齿轮啮成了齿轮液压泵的压油过程。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。当齿轮液压泵的主开，起配油作用。当齿轮液压泵的主动齿轮由电动机带动不断旋转时，轮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合的一侧，由于密封容积减小则不断地排油。如果齿轮倒转，则吸油腔和地排油。如果齿轮倒转，则吸油腔和排油腔互换，这就是齿轮液压泵的工排油腔互换，这就是齿轮液压泵的工作原理。作

17、原理。原理演示原理演示2.2.2 齿轮泵的流量计算 外啮合齿轮泵的排量可近似看作是两个啮合齿轮的齿谷容积之和，若假设齿谷容积等于轮齿所占体积，齿轮泵的排量可近似为： Vdhb=2zm2b 式中 V液压泵的每转排量(m3r)； z齿轮的齿数； m齿轮的模数(m)； b齿轮的齿宽(m)； d齿轮的节圆直径(m)，d=mz； h齿轮的有效齿高(m)，h=2m。 实际上，齿谷容积比轮齿体积稍大一些，并且齿数越少误差越大，因此，在实际计算中用3.333.50来代替上式中的值，齿数少时取大值，齿数多时取小值。这样，齿轮泵的排量可写为 V=(6.667)zm2b 由此得齿轮泵的输出流量为 q=(6.667)

18、 zm2b nV 实际上，由于齿轮泵在工作过程中，排量是转角的周期函数，存在排量脉动，瞬时流量也是脉动的。 流量脉动会直接影响到系统工作的平稳性，引起压力脉动，使管路系统产生振动和噪声，如果脉动频率与系统的固有频率一致，还将引起共振，加剧振动和噪声。为了度量流量脉动的大小，引入了流量脉动率： =(qmaxqmin)/q0 式中 液压泵的流量脉动率； qmax液压泵最大瞬时流量(m3s)； qmin液压泵最小瞬时流量(m3s)； q0液压泵的时间平均流量(m3s)。 流量脉动率是衡量容积式泵流量品质的一个重要指标。在容积式泵中，齿轮泵的流量脉动最大，并且齿数愈少，脉动率愈大，这是外啮合齿轮泵的一

19、个弱点。 2.2.3 齿轮泵的结构特点齿轮泵的结构特点1. 齿轮泵的泄漏通道齿轮泵的泄漏通道 在液压泵中，运动件间是靠微小间隙密封的，这些微小间隙从运动学上形成摩擦副，而高压腔的油液通过间隙向低压腔泄漏是不可避免的；齿轮泵压油腔的压力油可通过以下三条途径泄漏到吸油腔去：轴向间隙：齿轮的端面同泵壳的端盖间存在着间隙，这个间隙是沿轴的方向，称为轴向间隙，其漏失量占泵内漏失量的70% 80左右。径向间隙：齿顶圆的齿顶部同泵壳间存在着间隙，此间隙沿轴的径向，称径向间隙，该间隙的漏失量占泵内漏失量的15左右。径向间隙：齿轮啮合线处存在着齿侧间隙，在齿轮啮合线上的漏失量占泵内漏失量的5左右。以上这些间隙的

20、大小，即要保证齿轮的灵活运转，减小摩擦，提高机械效率，又要做到漏失量小，提高容积效率。因此，在设计齿轮液压泵时，这些间隙大小的确定是十分重要的。轴向间隙尺寸一般为0.005 0.03 mm；径向间隙尺寸一般为0.08 0.16 mm。在使用过程中，保证这些间隙尺寸不变，且不遭到破坏，也是十分重要的。另外间隙尺寸的确定，还要考虑泵的抗污染能力。液压油中有机械颗粒的杂质，其间隙若能比颗粒小，就可减小颗粒的浸入破坏间隙密封。这也是提高齿轮液压泵寿命的关键因素之一。 因此为了实现齿轮泵的高压化，为了提高齿轮泵的压因此为了实现齿轮泵的高压化，为了提高齿轮泵的压力和容积效率，需要从结构上来采取措施，对端面

21、间隙进力和容积效率，需要从结构上来采取措施，对端面间隙进行自动补偿。行自动补偿。产生径向力的原因产生径向力的原因:（a）吸油腔侧压力低于压油腔侧压力；（b）齿轮的啮合力。齿轮液压泵的径向力如图2.6（a）、（b）所示。设O1为主动轮，O2为被动轮，两轮转向沿1、2所指方向。齿轮液压泵液压力在压油腔，其分布为螺壳式，这是因为液压力每通过一次齿轮的齿顶均要产生压降。其合力在主动轮上为F1，被动轮上为F1。2. 齿轮泵的径向力齿轮泵的径向力图图2.6 齿轮液压泵受力分析图齿轮液压泵受力分析图（a）齿轮液压泵液体径向压力分布图；）齿轮液压泵液体径向压力分布图；（b）齿轮液压泵径向受力图）齿轮液压泵径向

22、受力图因此，齿轮和轴受到径向不平衡力的作用，工作压力越高，径向不平衡力越大，径向不平衡力很大时，能使泵轴弯曲，导致齿顶压向定子的低压端，使定子偏磨，同时也加速轴承的磨损，降低轴承使用寿命。减小径向力偏载的措施减小径向力偏载的措施：a）减小压油口直径；）减小压油口直径；使压油腔的压力仅作用在一个齿到两个齿的范围内; b）增大扫膛处径向间隙；）增大扫膛处径向间隙；使齿顶不与定子内表面产生金属接触； c）采用滚针轴承或滑动轴承；）采用滚针轴承或滑动轴承；并在支撑上多采用滚针轴承或滑动轴承; d)开减载槽，开减载槽，即将齿槽中的高压区引向低压吸油口，齿槽的低压区引向高压的排油口； e)过渡区连通。过渡

23、区连通。3.齿轮液压泵的困油现象及其卸荷措施齿轮液压泵的困油现象及其卸荷措施为保证齿轮泵平稳地工作，齿轮啮合时的重叠系数必须大于1，即至少有一对以上的轮齿同时啮合，因此，在工作过程中，就有一部分油液困在两对轮齿啮合时所形成的封闭油腔之内，如图所示，这个密封容积的大小随齿轮转动而变化。 从图 (1)到图 (2)，密封容积逐渐减小；从图 (2)到图 (3)，密封容积逐渐增大；如此产生了密封容积周期性的增大减小。 受困油液受到挤压而产生瞬间高压，密封空腔的受困油液若无油道与排油口相通，油液将从缝隙中被挤出，导致油液发热，轴承等零件也受到附加冲击载荷的作用；若密封容积增大时，无油液补充，又会造成局部真

24、空，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。 困油现象使齿轮泵产生强烈的噪声，并引起振动和汽蚀，同时降低泵的容积效率，影响工作的平稳性和使用寿命。设计齿轮泵时，在保证高低压腔不串通的前提下，要保证闭死容积从大变小时和压油腔相通，从小变大时和吸油腔相通即可。也有在这个端盖上钻一个盲孔或两个盲孔作为卸荷槽。消除困油现象的方法：消除困油现象的方法：通常是在两端盖板上开卸荷槽，见下图中的虚线方框。当封闭容积减小时，通过右边的卸荷槽与压油腔相通。而封闭容积增大时，通过左边的卸荷槽与吸油腔相通，两卸荷槽的间距必须确保在任何时候都不使吸、排油相通。返回首页2.2.4 高压齿轮泵的特点高

25、压齿轮泵的特点 齿轮液压泵由于泄漏大齿轮液压泵由于泄漏大(主要是端面泄漏主要是端面泄漏,约占总约占总泄漏量的泄漏量的70%80%),且存在径向不平衡力且存在径向不平衡力,故压力不故压力不易提高。高压齿轮液压泵主要是针对上述问题采取了易提高。高压齿轮液压泵主要是针对上述问题采取了一些改进措施一些改进措施,如尽量减小径向不平衡力和提高轴与如尽量减小径向不平衡力和提高轴与轴承的刚度；对泄漏量最大处的端面间隙轴承的刚度；对泄漏量最大处的端面间隙,采用了自采用了自动补偿装置等。动补偿装置等。下面对端面间隙的补偿装置作简单介绍。下面对端面间隙的补偿装置作简单介绍。 图图2.10(a)是浮动轴套是浮动轴套式

26、的间隙补偿装置。式的间隙补偿装置。它利用泵的出口压力它利用泵的出口压力油油,引入齿轮轴上的浮引入齿轮轴上的浮动轴套动轴套1的外侧的外侧A腔腔,在在液体压力作用下液体压力作用下,使轴使轴套紧贴齿轮套紧贴齿轮3的侧面的侧面,因而可以消除间隙并因而可以消除间隙并可补偿齿轮侧面和轴可补偿齿轮侧面和轴套间的磨损量。在泵套间的磨损量。在泵起动时起动时,靠弹簧靠弹簧4来产来产生预紧力生预紧力, 保证了轴向间隙的密保证了轴向间隙的密封。封。1. 浮动轴套式浮动轴套式 图2.10端面间隙补偿装置示意图1-浮动轴套；2-泵体；3-齿轮；4-弹簧；2.浮动侧板式浮动侧板式 浮动侧板式补偿装置浮动侧板式补偿装置的工作

27、原理与浮动轴的工作原理与浮动轴套式基本相似套式基本相似,它也它也是利用泵的出口压力是利用泵的出口压力油引到浮动侧板油引到浮动侧板1的的背面背面见图见图2.10(b),使之紧贴于齿轮使之紧贴于齿轮7的的端面来补偿间隙。起端面来补偿间隙。起动时动时,浮动侧板靠密浮动侧板靠密封圈来产生预紧力。封圈来产生预紧力。图图2.10端面间隙补偿装置示意图端面间隙补偿装置示意图5-浮动侧板；浮动侧板； 6-泵体；泵体；7-齿轮；齿轮；3.挠性侧板式挠性侧板式图图2.10端面间隙补偿装置示意图端面间隙补偿装置示意图8-挠性侧板；挠性侧板；9-泵体；泵体；10-齿轮；齿轮； 图图2.10(c)是挠性侧板式间是挠性侧

28、板式间隙补偿装置隙补偿装置,它是利用泵它是利用泵的出口压力油引到侧板的出口压力油引到侧板的背面后的背面后,靠侧板自身的靠侧板自身的变形来补偿端面间隙的变形来补偿端面间隙的,侧板的厚度较薄侧板的厚度较薄,内侧面内侧面要耐磨要耐磨(如烧结有如烧结有0.50.7mm的磷青铜的磷青铜),这种结这种结构采取一定措施后构采取一定措施后,易使易使侧板外侧面的压力分布侧板外侧面的压力分布大体上和齿轮侧面的压大体上和齿轮侧面的压力分布相适应。力分布相适应。 内啮合齿轮泵有渐开线齿形和摆线齿形两种，其结构示意图内啮合齿轮泵有渐开线齿形和摆线齿形两种，其结构示意图见图见图2.11。内啮合齿轮泵中的小齿轮是主动轮，大

29、齿轮为从动轮，。内啮合齿轮泵中的小齿轮是主动轮，大齿轮为从动轮，在工作时大齿轮随小齿轮同向旋转。在工作时大齿轮随小齿轮同向旋转。2.2.5 内啮合齿轮泵内啮合齿轮泵O2O1主要特点：（1）齿轮两边侧板有背压室，可保证轴向间隙自动补偿；（2）浮动支撑隔板有背压室，可补偿径向间隙及啮合间隙。（3）泵从齿根处径向孔排油，不存在困油现象。图图2.11 内啮合齿轮泵工作原理内啮合齿轮泵工作原理1-主动小齿轮；主动小齿轮；2-从动内齿圈；从动内齿圈；3-隔板；隔板；4-吸油窗口；吸油窗口；5-压油窗口压油窗口 如图如图2.11（a）所示，在渐开线）所示，在渐开线齿形内啮合齿轮液压泵中，小齿形内啮合齿轮液压

30、泵中，小齿轮和内齿圈之间要装一块月齿轮和内齿圈之间要装一块月牙隔板，一对相互啮合的小齿牙隔板，一对相互啮合的小齿轮和内齿圈与侧板所围成的密轮和内齿圈与侧板所围成的密闭容积被齿啮合线分割成两部闭容积被齿啮合线分割成两部分，当传动轴带动小齿轮按图分，当传动轴带动小齿轮按图示方向旋转时，轮齿脱开啮合示方向旋转时，轮齿脱开啮合的一侧（的一侧（4附近区域）密闭容附近区域）密闭容积增大，为吸油腔；轮齿进入积增大，为吸油腔；轮齿进入啮合的一侧（啮合的一侧（5附近区域）密附近区域）密闭容积减小，为压油腔。主动闭容积减小，为压油腔。主动轮每转一周轮每转一周, 由一对相互啮合由一对相互啮合的小齿轮和内齿圈与侧板所

31、围的小齿轮和内齿圈与侧板所围成的密闭容积成的密闭容积,完成吸、压油各完成吸、压油各一次一次,当泵主轴连续转动时当泵主轴连续转动时,即即完成了液压泵的吸、排油工作。完成了液压泵的吸、排油工作。图图2.11 内啮合齿轮泵工作原理内啮合齿轮泵工作原理1-主动小齿轮；主动小齿轮；2-从动内齿圈；从动内齿圈；3-隔板；隔板；4-吸油窗口；吸油窗口；5-压油窗口压油窗口摆线齿形啮合齿轮泵又称摆线转子泵。在这种泵中，小齿轮和内摆线齿形啮合齿轮泵又称摆线转子泵。在这种泵中，小齿轮和内齿圈只相差一齿，因而不需设置隔板。如图齿圈只相差一齿，因而不需设置隔板。如图2.11（b）。）。 摆线轮泵摆线轮泵O2O1图中内

32、转子为六齿图中内转子为六齿,外转子为七齿外转子为七齿,由于内外由于内外转子是多齿啮合转子是多齿啮合,这就形成了若干密封容积。这就形成了若干密封容积。当内转子围绕中心当内转子围绕中心O1旋转时旋转时,带动外转子绕带动外转子绕外转子中心外转子中心O2作同向旋转。这时作同向旋转。这时,由内转子由内转子齿顶和外转子齿谷间形成的密封容积齿顶和外转子齿谷间形成的密封容积,随着随着转子的转动密封容积就逐渐扩大转子的转动密封容积就逐渐扩大,于是就形于是就形成局部真空成局部真空,油液从配油窗口油液从配油窗口4被吸入密封腔被吸入密封腔,转至左侧下部位置时封闭容积最大转至左侧下部位置时封闭容积最大,这时吸这时吸油完

33、毕。当转子继续旋转时油完毕。当转子继续旋转时,充满油液的密充满油液的密封容积便逐渐减小封容积便逐渐减小,油液受挤压油液受挤压,于是通过另于是通过另一配油窗口一配油窗口5将油排出将油排出,至内转子的另一齿全至内转子的另一齿全部和外转子的齿谷全部啮合时部和外转子的齿谷全部啮合时,封闭容积最封闭容积最小压油完毕小压油完毕,内转子每转一周内转子每转一周,由内转子齿顶由内转子齿顶和外转子齿谷所构成的每个密封容积和外转子齿谷所构成的每个密封容积,完成完成吸、压油各一次吸、压油各一次,当内转子连续转动时当内转子连续转动时,即完即完成了液压泵的吸、排油工作。成了液压泵的吸、排油工作。 图图2.11 内啮合齿轮

34、泵工作原理内啮合齿轮泵工作原理1-主动小齿轮；主动小齿轮；2-从动内齿圈；从动内齿圈；4-吸油窗口；吸油窗口；5-压油窗口压油窗口2.3 叶片泵叶片泵 叶片泵是一种小功率泵，排油均匀，工作平稳，噪声小，它是一种单向运转、单向排油的液压泵。 叶片泵分为单作用叶片泵和双作用叶片泵。 当转子转一圈时，液压泵每一工作容积吸、排油各一次，称为单作用单作用叶片泵。一般，单作用叶片泵往往是做成变量泵结构。返回首页 当转子转一圈，液压泵每一工作容积吸、排油各两次，称为双双作用作用叶片泵。双作用叶片泵则只能做成定量泵结构。 2.3.1单作用叶片泵单作用叶片泵1.结构和工作原理结构和工作原理单作用叶片泵主要由转子

35、、叶片、定子、配油盘、壳体、转轴等零件组成，如图所示。叶片泵的定子具有圆柱形的内表面，转子上有均布叶片槽，矩形叶片安放在转子上的叶片槽内，并可在槽内滑动。转子中心与定子中心不重合，有一个偏心距e。配油盘上开有两个配流窗口，分别与泵的吸油口和排油口相通。可变工作容积主要由定子的内圆柱表面、转子的外圆柱表面、叶片、后面的配油盘和前面的压盖组成。 当转子回转时，叶片靠自身的离心力贴紧定子的内表面，并在转子槽里作往复运动。定子、转子、叶片和配油盘间形成了若干个密封工作容积。 当发动机带动转子按逆时针方向旋转时，右边的叶片逐渐伸出，相邻两叶片间的空间容积逐渐增大，形成局部真空，从吸油口 吸油；左边的叶片

36、被定子的内表面逐渐压进槽内，两相邻叶片间的空间容积逐渐减小，将工作油液从压油口压出。在吸油腔与压油腔之间有一段封油区，把吸油腔和压油腔隔开，称作过渡区。点击图片演示动画 当发动机带动转子按逆时针方向旋转时，右边的叶片逐渐伸出，相邻两叶片间的空间容积逐渐增大，形成局部真空，从吸油口吸油；左边的叶片被定子的内表面逐渐压进槽内，两相邻叶片间的空间容积逐渐减小，将工作油液从压油口压出。在吸油腔与压油腔之间有一段封油区，把吸油腔和压油腔隔开，称作过渡区。 当转子不断地旋转，泵就不断地吸油和排油。这种叶片泵的转子转一周，各叶片间容积只吸排油各一次，因此叫单作用叶片泵。若在结构上把转子和定子的偏心距若在结构

37、上把转子和定子的偏心距e做成可变的，就成为变量叶片做成可变的，就成为变量叶片泵泵。流量随偏心距的减小而减小。单作用叶片泵的优点：结构工艺简单，可以实结构工艺简单，可以实现各种形式的变量。现各种形式的变量。单作用叶片泵的缺点：作用在转子上的液压力作用在转子上的液压力不平衡，增大轴承磨损，不平衡，增大轴承磨损，缩短泵的寿命。缩短泵的寿命。点击图片演示动画 2. 单作用叶片泵排量计算单作用叶片泵排量计算如图所示，我们通过图解法可以近似求得：每个工作腔的体积每个工作腔的体积V等于大扇形面积AO1B减去小扇形面积CO1D再乘以转子的宽度B。即画阴影线的部分。可写成如下表达式： V=B(S扇大扇大 S扇小

38、扇小)当单作用叶片泵有z个封闭容积时，泵的理论排量V的表达式可写为:V= zV=(R +e)2(Re)2B =4ReB式中 R 定子半径，m； e 偏心距，m； B 转子宽度，m。 考虑泵的容积效率V，当泵的转速为n时，单作用叶片泵的实际流量q可写为: q =V nV=4ReB nV 请同学们思考一下：若想改变泵的排量V，改变上式中哪个参数最方便呢？ R是定子半径，B是转子宽度，V是容积效率，它们都是由零件尺寸或配合间隙所决定，只有改变偏心距e是很方便的。那么，怎样改变偏心距e呢？下面我们一起来分析一下单作用变量叶片泵的变量原理。3.单作用叶片泵的结构特点单作用叶片泵的结构特点 (1)改变定子

39、和转子之间的偏心便可改变泵的流量。偏心反向时改变定子和转子之间的偏心便可改变泵的流量。偏心反向时,吸油压油方向也相反。吸油压油方向也相反。 (2)处在压油腔的叶片顶部受到压力油的作用处在压油腔的叶片顶部受到压力油的作用,该作用要把叶片推该作用要把叶片推入转子槽内。为了使叶片顶部可靠地和定子内表面相接触，压入转子槽内。为了使叶片顶部可靠地和定子内表面相接触，压油腔一侧的叶片底部要通过特殊的沟槽和压油腔相通。吸油腔油腔一侧的叶片底部要通过特殊的沟槽和压油腔相通。吸油腔一侧的叶片底部要和吸油腔相通一侧的叶片底部要和吸油腔相通,这里的叶片仅靠离心力的作用这里的叶片仅靠离心力的作用顶在定子内表面上。顶在

40、定子内表面上。 (3)由于转子受到不平衡的径向液压作用力由于转子受到不平衡的径向液压作用力,所以这种泵一般不宜所以这种泵一般不宜用于高压。用于高压。 (4) 单作用叶片泵叶片的安放不是沿径向安装，为了更有利于叶单作用叶片泵叶片的安放不是沿径向安装，为了更有利于叶片在惯性力作用下向外伸出，使叶片有一个与旋转方向相反的片在惯性力作用下向外伸出，使叶片有一个与旋转方向相反的倾斜角，称后倾角，一般为倾斜角，称后倾角，一般为24。同时还考虑偏心矩的存在，。同时还考虑偏心矩的存在，造成叶片在过渡区伸出困难，使叶片容易脱离定子。采用后倾造成叶片在过渡区伸出困难，使叶片容易脱离定子。采用后倾有利于叶片靠紧定子

41、。有利于叶片靠紧定子。4. 单作用叶片泵的变量原理单作用叶片泵的变量原理 改变偏心距e，就是改变定子与转子的相对位置，转子轴是固定在轴承中的，使定子移动在结构上比较容易实现，这就需要一个力来推动定子移动，这个力称为操纵力。根据操纵力不同，变量叶片泵分为内反馈式和外反馈式两种。如果操纵力是来自泵内部如果操纵力是来自泵内部的排油压力，就称为内反馈式变量泵的排油压力，就称为内反馈式变量泵, ,见左图见左图。如果操纵力是来如果操纵力是来自泵外部的排油压力，就称为外反馈式变量泵，见右图。自泵外部的排油压力，就称为外反馈式变量泵，见右图。1234 56 7891011e0(1)限压式内反馈变量叶片泵前面已

42、介绍过，单作用式叶片泵的转子受到来自压油腔作用的单向压力，使轴承上所受载荷较大，称为非卸荷式泵，这是单作用式叶片泵的缺点。而限压式变量叶片泵却正是利用单向压力这一特点来进行压力反馈，以达到调节排量的目的。这里单向压力这一不利因素，在一定条件下被利用而转化成为有利因素了。1234 56 7891011e0演示动画结构原理结构原理限压式内反馈变量叶片泵的结构原理如图所示。转子1的中心O是固定的，定子3可以左右移动，调压螺栓9可对调压弹簧8的预压力进行调节，在调压弹簧8力的作用下，定子3被7推向右端靠在4上，使定子中心O1和转子中心O之间有一个偏心距e，初始偏心距e0的大小可用最大流量调节螺钉4调节

43、；最大流量调节螺钉4的工作位置决定了定子的最大偏心距和液压泵的最大排量。1234 56 7891011e0 内反馈式变量泵的操纵力来自泵本身的排油压力，其配流盘的吸、排油窗口的布置如图所示。 液压泵配油盘液压泵配油盘5 5上的吸油口上的吸油口和压油口关于液压泵的中心和压油口关于液压泵的中心线是不对称的，线是不对称的，存在偏角，因此在液压泵工作时，压油腔油液给定子的作用力F也偏一个角度，排油压力对定子环的作用力F分解为垂直分力F1及水平分力F2，F2即为调节分力，F2与调压弹簧的压缩恢复力F弹弹、定子运动的摩擦力和惯性力相平衡。为简化分析，可忽略摩擦力和惯性力。油液压力F随液压泵压力p的升高而增

44、大，调节分力F2 2= =F sin和弹簧力F弹弹的方向相反，它要克服弹簧的推力将定子向左推，以减小偏心距e。1234 56 7891011e0 限压式内反馈变量叶片泵的工作过程可演示如下：当泵的油压p pB，即F2F弹时，调节分力F2远不能够克服弹簧力，定子仍被弹簧推在右边的原始位置，靠在最大流量调节螺钉上。此时，泵的定子环对转子的偏心距保持在限定的最大值，不随工作压力的变化而变化。其变量特性曲线如图中AB段，由于泄漏，泵的实际输出流量随其压力增加而稍有下降；当液压泵的输出油压升高达到pB，即F2=F弹时，处于临界状态。演示动画 当液压泵压力ppB，即F2F弹时，F2就能够克服弹簧作用力，使

45、定子向左移动，偏心量e就自动减小，液压泵的排量降低。工作压力p越高，偏心量e就越小，液压泵的排量也越小。所以pB是液压泵最大排量时可能的最高压力,也称为拐点压力。 泵的排量开始下降见图中BC段。 当工作压力到达pc时，与定子环的偏心量对应的泵的理论流量等于它的泄漏量，泵的实际排出流量为零，此时泵的输出压力为最大。并且也不可能继续增大，见图2.10中C点，故称为限压式变量泵。 简而言之，AB段是定量泵工况段。BC段是变量泵工况段。演示动画 图中A点表示泵的最大流量，由最大流量调节螺钉4进行调节。左旋4，则A点在纵坐标上的位置下移；右旋4，则A点在纵坐标上的位置上移。 B点也称拐点，由调压弹簧8的

46、预紧力来调节，增加8的预紧力，将使pB点向右移，BC线则平行右移。 更换调节弹簧，改变其弹簧刚度，可改变BC段的斜率。弹簧8刚度增加，BC线变平坦，弹簧8刚度减弱，BC线变陡。返回首页1234 56 7891011e0 内反馈式变量泵利用泵本身的排出压力和流量推动变量机构，在泵的理论排量接近零工况时，泵的输出量为零，因此便不可能继续推动变量机构来使泵的流量反向，所以内反馈式变量泵仅能用于单向变量。内反馈式变量泵仅能用于单向变量。1234 56 7891011e0 (2)限压式外反馈变量叶片泵限压式外反馈变量叶片泵如图为限压式外反馈变量叶片泵的工作原理示意图，与内反馈变量泵的主要不同之处是：推动

47、定子移动的操纵力不是内部排油压力而是外负载压力外负载压力。另外，在最大流量调节螺钉处增加了一个柱塞缸，它能根据泵出口负载压力的大小自动调节泵的排量。图中转子1的中心O是固定不动的，定子3可沿滑块滚针轴承4左右移动。演示动画 定子右边有反馈柱塞5，它的右腔与泵的压油腔及出口相通。反馈柱塞5和流量调节螺钉6用以调节泵的初始偏心e0。设反馈柱塞受液体压力的面积为Ax，当作用在定子上的来自反馈柱塞力pAxFx时，弹簧2把定子及反馈柱塞5推向最右边，靠在6上，此时泵的偏心量达到预调值e0 ，泵的输出流量为最大值。 若只考虑反馈力和弹簧力，当泵的压力升高到p Ax Fx 时，反馈力克服弹簧预紧力，推动定子

48、左移距离x，偏心减小，泵输出流量随之减小。压力愈高，偏心愈小，输出流量也愈小。当压力达到使泵的偏心所产生的流量全部用于补偿泄漏时，泵的输出流量为零，不管外负载再怎样加大，泵的输出压力不会再升高，所以这种泵被称为外反馈限压式变量叶片泵。变量工作过程变量工作过程 限压式外反馈变量叶片泵的工作过程，可演示如下： 当液压泵的输出油压p小于等于pB，即p AxFx时，反馈力p Ax远不能够克服弹簧力，定子仍被弹簧推在右边的原始位置。此时，泵的定子环对转子的偏心距保持在限定的最大值，不随工作压力的变化而变化。当液压泵的输出油压升高达到pB，即F2=F弹时，处于临界状态。演示动画 当液压泵的工作压力p继续升

49、高超过pB，即p Ax=Fx时，反馈力p Ax就能够克服弹簧作用力，使定子向左移动，偏心量e就自动减小，因而液压泵的排量就降低。工作压力p越高，偏心量e就越小，液压泵的排量也越小。所以pB是液压泵最大排量时可能的最高压力,也称为拐点压力。下面对外反馈限压式变量叶片泵的变量特性分析如下：演示动画 当压力逐渐增大，使定子处于开始移动的临界状态时，其力平衡方程为： pB Ax =kx(x0+emaxe0) (2.13) 当泵的压力超过临界状态继续增加时，定子相对转子有移动距离，其力平衡方程为： p Ax =kx(x0+emaxe0+x) (2.14) 此时，定子的实际偏心为： e=e0 x (2.1

50、5) 式中 x弹簧压缩量增加值(m)； x0弹簧的预压缩量(m); e定子的实际偏心(m)； e0定子的初始偏心值(m)； emax泵转子和定子间的最大设计偏心距(m)； Ax反馈柱塞的有效作用面积(m2)： kx弹簧刚度(Nm); p泵的实际工作压力(Pa)； pB定子处于开始移动的临界状态时的压力(Pa)。 由式 (2.13) 得 pB =kx(x0+emaxe0) /Ax (2.16) 泵的实际输出流量一般形式: q=kqe kLp (2.17) 式中 kq泵的流量增益； kL泵的泄漏系数。 当p AxFx时，定子左移，泵的流量减小。为(变量的变量的BC段段)（推导过程略）：)19. 2

51、()()(max0pkkkAkkexkqqlxxxqq外反馈限压式变量叶片泵的静态特性曲线如下图，不变量的AB段与式q=kqe0klp 相对应，压力增加时，实际输出流量因压差泄漏而减少；BC段是泵的变量段，与式(2.19)相对应，)19. 2()()(max0pkkkAkkexkqqlxxxqq这一区段内泵的实际流量随着压力增大而迅速下降，叶片泵处于变量泵工况，B B点叫点叫做曲线的拐点做曲线的拐点，拐点处的压力为pB，主要由弹簧预紧力确定，并可以由式pB =kx(x0+emaxe0) /Ax 算出。 限压式变量叶片泵对既要实现快速行程，又要实现保压和工作进给的执行元件来说是一种合适的油源；快

52、速行快速行程时需要大的流量，负载压力较低，正好使用曲线的程时需要大的流量，负载压力较低，正好使用曲线的AB段部分段部分；保压和工作进给时负载压力升高，需要流保压和工作进给时负载压力升高，需要流量较小，正好使用曲线的量较小，正好使用曲线的BC段部分。段部分。 2.3.2 2.3.2 双作用叶片泵双作用叶片泵 1. 工作原理工作原理下图为双作用叶片泵的工作原理图，它的作用原理和单作用叶片泵相似，不同之处在于定子内表面是近似椭圆形状，且不同之处在于定子内表面是近似椭圆形状，且定子和转子是同心的，定子和转子是同心的，当转子逆时针方向旋转时，密封工作腔的容积在左上角和右下角处逐渐减小，为压油区；在左下角

53、和右上角处逐渐增大，为吸油区。吸油区和压油区之间有一段封油区将吸、压油区隔开。称过渡曲，这四个过渡区有四段过渡曲线。转子转子 定子定子叶片叶片配流盘配流盘泵体泵体 由于双作用叶片泵有两个吸油区和两个排油区，并且各自的中心夹角是对称的，所以作用在转子上的油压作用力互相平衡。因此，这种液压泵也称为平衡式叶片泵。这种泵的转子每转一周，每个密封工作腔完成吸油和压油动作各两次，所以称为双作用叶片泵。2. 双作用叶片泵的平均流量计算双作用叶片泵的平均流量计算图中：转子半径为图中：转子半径为r0 0，定子长半径为，定子长半径为R，定子短半径为，定子短半径为r，叶片宽度为叶片宽度为B。转子旋转一周，两叶片之间

54、封闭容积变化量为：V=2（A1A2）B转子每转一转的排量为：转子每转一转的排量为： V=2（A1A2）B z由图可知：由图可知： A1=（R2r02） /2 A2=（r2r02） /2 =2 / z则双作用叶片泵理论排则双作用叶片泵理论排量为：量为：V=2 （R2r2）B 式中 叶片夹角 ； A1吸油最大面积； A2 排油余留面积； R定子椭圆长半径； r定子椭圆短半径； z叶片数； r0 转子半径； B 叶片或转子的厚度。双作用叶片泵的实际平均流量为: q=2 （R2r2）B nV （2.21)式（2.21)是不考虑叶片几何尺寸时的平均流量计算公式。一般双作用叶片泵，在叶片底部都通压力油，并

55、且在设计中保证高、低压腔叶片底部总容积变化为零，即叶片底部容积不参加泵的吸油和排油。因此在排油腔，叶片缩进转子槽的容积变化，对泵的流量有影响，在精确计算叶片泵的平均流量时，应该考虑叶片容积对流量的影响。每转不参加排油的叶片总容积为 Vb=2(R r)Bbz/cos (2.22)式中 Vb不参加排油的叶片总容积(m3)； b叶片厚度(m)；z叶片数； 叶片相对于转子半径的倾角(o)。 则双作用叶片泵精确流量计算公式为：V- -Vb)23. 2(cos)(2)(222VBnbzrRrRq 对于特殊结构的双作用叶片泵，如双叶片结构、弹簧叶片结构，其叶片底部和单作用叶片泵一样也参加泵的吸油和排油，其平

56、均流量计算方法仍采用式(221)。 q=2 （R2r2）B nV （2.21)3.提高双作用叶片泵压力的措施提高双作用叶片泵压力的措施 随着液压技术的发展，经不断改进，双作用叶片泵的最高工作压力已达到2030 MPa，这是因为双作用叶片泵转子上的径向力基本上是平衡的，因此不像高压齿轮泵和单作用叶片泵那样，工作压力的提高会受到径向承载能力的限制。叶片泵采用浮动配流盘对端面间隙进行补偿后，泵在高压下也能保持较高的容积效率，叶片泵工作压力提高的主要限制条件是叶片和定子内表面的磨损。为解决定子和叶片的磨损，就必须减小在吸油区叶片对定子内表面的压紧力，目前采取的主要结构措施有以下几种。 (1)双叶片结构

57、双叶片结构 如图所示，各转子槽内装有两个经过倒角的叶片。叶片底部不与高压油腔相通，两叶片的倒角部分构成从叶片底部通向头部的V形油道，因而作用在叶片底部、头部的油压力相等，合理设计叶片头部的形状，使叶片头部承压面积略小于叶片底部承压面积，这个承压面积的差值就形成叶片对定子内表面的接触力。也就是说，这个推力是能够通过叶片头部的形状来控制的，以便既保证叶片与定子紧密接触，又不至于使接触应力过大，同时，槽内两个叶片可以相互滑动，以保证在任何位置，两个叶片的头部和定于内表面紧密接触。 (2)弹簧叶片结构弹簧叶片结构 与双叶片结构类似的还有弹簧叶片结构。如图所示，叶片在头部及两侧开有半圆形槽，在叶片的底面

58、上开有三个弹簧孔。通过叶片头部和底部相连的小孔及侧面的半圆槽使叶片底面与头部沟通，这样，叶片在转子槽中滑动时，头部和底部的压力完全平衡。 叶片和定子内表面的接触压力仅为叶片的离心力、惯性力和弹簧力，故接触力较小。不过，弹簧在工作过程中频繁受交变压缩，易引起疲劳损坏，但这种结构可以原封不动地作为油马达使用，这是其它叶片泵结构所不具备的。 (3)子母叶片结构子母叶片结构 如图所示，在转子叶片槽中装有母叶片和子叶片，母、子叶片能自由地相对滑动，为了使母叶片和定子的接触压力适当，须正确选择子叶片和母叶片的宽度尺寸之比，转子上的压力平衡孔使母叶片的头部和底部液压力相等，泵的排油压力经过配流盘、转子槽通到

59、母、子叶片之间的中间压力腔，如不考虑离心力和惯性力，由图可知，叶片作用在定子上的力为： F=bt(p2p1) (2.24) 在吸油区， p1 =0，则F=btp2；在排油区， p2=p1 ，故F=0。由此可见，只要适当地选择t和b的大小，就能控制接触应力，一般取子叶片的宽度b为母叶片宽度的1314。 在排油区F=0，叶片仅靠离心力与定子接触。为防止叶片的脱空，在联通中间压力腔的油道上设置适当的节流阻尼，使叶片运动时中间油腔的压力高于作用在母叶片头部的压力，保证叶片在排油区时与定子紧密贴合。 (4)阶梯叶片结构阶梯叶片结构 如图2.17所示，叶片做成阶梯形式，转子上的叶片槽亦具有相应的形状。它们

60、之间的中间油腔经配流盘上的槽与压力油相通，转子上的压力平衡油道把叶片头部的压力油引入叶片底部。与母子叶片结构相似，在压力油引入中间油腔之前，设置节流阻尼，使叶片向内缩进时，此腔保持足够的压力，保证叶片紧贴定子内表面。这种结构由于叶片及槽的形状较为复杂，加工工艺性较差，应用较少。 2.3.3单作用叶片泵与双作用叶片泵特点比较单作用叶片泵与双作用叶片泵特点比较 1. 单作用叶片泵的特点单作用叶片泵的特点 (1)存在困油现象存在困油现象 配流盘的吸、排油窗口间的密封角略大于两相邻叶片间的夹角，而单作用叶片泵的定子不存在与转子同心的圆弧段，因此，在吸、排油过渡区，当两叶片间的密封容积发生变化时，会产生