液压与气压传动课件

1、液压传动液压传动与与气压传动气压传动(第三版第三版)(杨曙东杨曙东 何存兴主编何存兴主编)绪绪 论论 左图（ 动画 ）所示为机床工作台液压系统的工作原理图 （ 慢速左移 ）。 活塞的移动速度 由节流阀 来调节。节流阀口开大 ，进入液压缸的油液增多，活塞的移动速度增大 ；节流阀口关小时，进入液压缸的油液减小 ，活塞的移动速度减小 。液压泵输出的多余油液需经溢流阀和回油管排回油箱 ，这只有在压力支管中的油液压力对 溢流阀钢球的作用力等于或略大于溢流阀中弹簧的预紧力时 ，油液才能顶开溢流阀中的钢球流回油箱。 为克服活塞所受到的各种阻力 ，液压缸必须产生一个足够大的推力 ，这个推力是由液压缸中的油液压

2、力产生的 。要克服的阻力越大 ，液压缸中的油液压力越高；反之压力就越低。注 塑 机 械机 床 （全 自 动 六 角 车 床） 桥 梁 检 修 机 械 防 洪 闸 门 及 堤 坝 装 置 巨 型 天 线 甲 板 起 重 机 械 自 动 水 果 分 类 机 汽 车 组 装 线 自动激光唱片拾放装置 自 动 糖 果 包 装 机 自 动 汽 车 清 洗 机 自动空气喷射织布机 压 烫 机 液压传动最常用的工作介质是液压油，此外，还有乳化型传动液和合成型传动液等，此处仅介绍几个常用的液压传动工作介质的性质。一、液压传动工作介质的性质 1密度单位体积液体的质量称为液体的密度。体积为，质量为的液体的密度为

3、mV 矿物油型液压油的密度随温度的上升而有所减小，随压力的提高而稍有增加，但变动值很小，可以认为是常值。我国采用摄氏20度时的密度作为油液的标准密度,以表示常用液压油和传统的密度如下： 以液体的静压能传递动力的液体传动是以油液作为工作介质的，为此必须了解油液的种类物理性质，研究油液的静力学运动学和动力学规律，本章主要介绍这方面的内容。常用工作介质的密度 2020( kg/m )3压力为0、体积为0的液体，如压力增大p 时，体积减小V ，则此液体的可压缩性可用体积压缩系数 ，即单位压力变化下的体积相对变化量来表示 pVV0由于压力增大时液体的体积减小，因此上式右边须加一负号，以使 成为正值。液体

4、体积压缩系数的倒数，称为体积弹性模量，简称体积模量。即= 。 封闭在容器内的液体在外力作用下的情况就如一弹簧：外力增大，体积减小；外力减小，体积增大。其弹簧刚度 h，在液体承压面积A 不变时，可以通过压力变化P=F/A和体积变化V=AL求出，即h=Fl=A KV2液压传动工作介质的可压缩性对动态工作的液压系统来说影响极大；但当液压系统在静态下（稳态）工作时，一般可以不予考虑。109109109109.3（1.42.0）3.152.65各种液压传动工作介质的体积模量（20 C，大气压）0液体在外力作用下流动（或有流动趋势）时，分子间的内聚力要阻止分子相对运动而产生的一种内摩擦力，这种现象就叫粘性

5、。静止液体是不会有粘性的。液体流动时相邻液层间的内摩擦力Ft 与液层接触面积A液层间的速度梯度du/dy成正比即Ft = Adudy式中 为比例常数，称为粘性系数或粘度。粘度是衡量液体粘性的标准。粘度称动力粘度，单位Pa s（帕 秒）。以前沿用的单位为P（泊，dyne s/cm ）.液体的动力粘度与其密度的比值，成为运动粘度，即，单位m /s。以前沿用的单位为St（斯）2. 1Pa s=10 cP（厘泊）.321m /s = 10 St = 10 cSt（厘斯）= 10 mm /s24662即=dyduFt/A=dydu/为切应力就物理意义而言， 不是一个粘度的量，但习惯上常用它来标志液体粘度

6、，液压传动工作介质的粘度是以40摄氏度时的运动粘度（以mm /s）的中心值来划分的，如某一种牌号L-HL22 普通液压油在40摄氏度时运动粘度的中心值为22mm /s22 液体的粘度随液体的压力和温度而变，对液压传动工作介质来说，压力增大时，粘度增大。在一般液压系统使用的压力范围内，增大的数值很小，可以忽略不计。右图所示，温度升高，粘度下降。这个变化率的大小直接影响液压传动工作介质的使用，其重要性不亚于粘度本身。4.其它性质 液压传动工作介质还有其它的一些性质，如稳定性（热稳定性氧化稳定性水解稳定性水解稳定性剪切稳定性等）抗泡沫性抗乳化性防锈性润滑性以及相容性（对所接触的金属密封材料涂料等作用

7、程度）、导热性等，都对它的选择和使用有重要影响，这些性质需要在精炼的矿物油中加入各种添加剂来获得，其含义较为明显。2)润滑性能好。即油液润滑时产生的油膜强度高，以免产生干摩擦。3)质地纯净，杂质少。不应含有杂质，以免刮伤表面。4)对金属和密封件有良好的相容性。不应含有腐蚀性物质，以免侵蚀机件和密封元件。5)对热、氧化、水解和剪切都有良好的稳定性。防止油液氧化后变酸性腐蚀金属表面。6)抗泡沫好，抗乳化性好，腐蚀性小，防锈性好。7)体积膨胀系数小，比热容大。8)流动点和凝固点低，闪点(明火能使油面上油蒸气闪燃，但油本身不燃烧时的温度)和燃点高。9)对人体无害，成本低。对轧钢机、压铸机、挤压机和飞机

8、等液压系统则须突出耐高温、热稳定、不腐蚀、无毒、 不挥发、防火等项要求。二、对液压传动工作介质的要求 不同的工作机械、不同的使用情况对液压传动工作介质的要求有很大的不同；为了很好地传递运动和动力，液压传动工作介质应具备如下性能：1)合适的粘度，较好的粘温特性。粘度随温度变化越小越好。 1.分类液压系统工作介质的品种以其代号和后面的数字组成，代号为L是石油产品的总分类号，H表示液压系统用的工作介质，数字表示该工作介质的粘度等级。（表1.1所示）2工作介质的选用原则选择液压系统的工作介质一般需考虑以下几点：n三、工作介质的分类和选择（1）液压系统的工作条件 （2）液压系统的工作环境 （3）综合经济

9、分析 四、液压系统的污染控制工作介质的污染是液压系统发生故障的主要原因。它严重影响液压系统的可靠性及液压元件的寿命，因此工作介质的正确使用、管理以及污染控制，是提高液压系统的可靠性及延长液压元件使用寿命的重要手段。1污染的根源进入工作介质的固体污染物有四个根源：已被污染的新油、残留污染、侵入污染和内部生成污染。2污染的的危害液压系统的故障75以上是由工作介质污染物造成的。3污染的测定污染度测定方法有测重法和颗粒计数法两种。4污染度的等级我国制定的国家标准GBT14039-93液压系统工作介质固体颗粒污染等级代号和目前仍被采用的美国NASl638油液污染度等级。5工作介质的污染控制工作介质污染的

10、原因很复杂，工作介质自身又在不断产生污染物，因此要彻底解决工作介质的污染问题是很困难的。为了延长液压元件的寿命，保证液压系统可靠地工作，将工作介质的污染度控制在某一限度内是较为切实可行的办法. 为了减少工作介质的污染，应采取如下一些措施：(1)对元件和系统进行清洗，才能正式运转。(2)防止污染物从外界侵入。(3)在液压系统合适部位设置合适的过滤器。(4)控制工作介质的温度，工作介质温度过高会加速其氧化变质，产生各种生成物，缩短它的使用期限。(5)定期检查和更换工作介质，定期对液压系统的工作介质进行抽样检查，分析其污染度，如已不合要求，必须立即更换。更换新的工作介质前，必须对整个液压系统彻底清洗

11、一遍。（一） 液体的静压力作用在液体上的力有两种类型：质量力和表面力。前者作用在液体的所有质点上，如重力、惯性力等,数值上等于加速度；后者作用在液体的表面上，如切向力和法向力。表面力可能是容器作用在液体上的外力，也可能是来自另一部分液体的内力。静止液体在单位面积上所受的法向力称为静压力。如果在液体内部某点处微小面积A上作用有法向力F，则F/A的极限定义为该点处的静压力，用p表示，即 (1.1)若在液体的面积A上受均匀分布的作用力F，则静压力可表示为 (1.2) 液体静压力在物理学上称为压强，在工程应用中习惯称为压力。（二） 液体静压力的特性 1)液体静压力垂直于作用表面，其方向和该面的内法线方

12、向一致； 2)静止液体内任一点所受的静压力在各个方向上都相等。 液体静压力特性表明：静止液体内部的任何质点都受平衡压力的作用。 （1）静压力基本方程式）静压力基本方程式 在重力作用下的静止液体，其受力情况如图1-1所示 图1-1 重力作用下的静止液体则点所受的压力为 式中，g为重力加速度，此表达式即为液体静压力的基本方程，由此式可知： (1)静止液体内任一点处的压力由两部分组成，一部分是液面上的压力 p0,另一部分是 g与该点离液面深度 h 的乘积。 (2)同一容器中同一液体内的静压力随液体深度h 的增加而线性地增加。 (3)连通器内同一液体中深度 h相同的各点压力都相等。由压力相等的点组成的

13、面称为等压面。 重力作用下静止液体中的等压面是一个水平面。 在液压传动中，液体重力引起的压力通常很小，可以忽略不计。液体静压力取决于外加压力。 图1-2 静压力基本方程式的物理意义 图1-2为盛有液体的密闭容器，液面压力为p0 ，选则一基本水平面ox，根据静压力基本方程式可以确定距液面深度处点的压力，即 这是液体静压力基本方程式的另一种形式。其中 z0g表示A点的单位质量液体的位能； 表示A点的单位质量液体的压力能。 上述表达式说明了静止液体中单位质量液体的压力能和位能可以互相转换，但各点的总能量却保持不变，即能量守恒，这就是静压力基本方程式中包含的物理意义。 压力的表示方法压力的表示方法有两

14、种：一种是以绝对真空作为基准所表示的压力，称为绝对压力；另一种是以大气压力作为基准所表示的压力，称为相对压力。由于大多数测压仪表所测得的压力都是相对压力，故相对压力也称表压力。绝对压力与相对压力的关系为： 绝对压力=相对压力+大气压力绝对压力小于大气压时, 负相对压力数值部分叫做真空度。即 真空度=大气压-绝对压力=-(绝对压力-大气压) 由此可知，当以大气压为基准计算压力时，基准以上的正值是表压力，基准以下的负值就是真空度。绝对压力、相对压力和真空度的相互关系如图1-3图1-3 绝对压力相对压力和真空度压力的单位: 法定压力(ISO)单位称为帕斯卡(帕)，符号为 Pa，工程上常用兆帕这个单位

15、来表示压力， 在工程上采用工程大气压，也采用水柱高或汞柱高度等，在液压技术中，目前还采用的压力单位有巴，符号为 bar 1bar压力的单位及其它非法定计量单位的换算关系为： 1at(工程大气压) (米水柱) (毫米汞柱) 在密闭容器内，施加于静止液体上的压力将以等值同时传到各点。这就是静压传递原理或称帕斯卡原理。液压系统中的压力是由外界负载决定的。 在左图中，F是外加负载，A是活塞面积。根据帕斯卡原理，缸筒内的压力将随外加负载的变化而变化，并且各点的压力变化值相等。如果不考虑活塞和液体重力引起的压力，则液体中的压力为 由此可见，缸筒内的液体压力是由外界负载决定的，这是液压传动中的一个基本概念。

16、 图1-4 液压千斤顶是在工程中的应用实例。按帕斯卡原理应有p1=p2，或F2A1=F1A2 静止液体和固体壁面相接触时，固体壁面上各点在某一方向上所受静压作用力的总和，便是液体在该方向上作用于固体壁面上的力。在液压传动计算中质量力可以忽略，静压力处处相等，所以可认为作用于固体壁面上的压力是均匀分布的。 当固体壁面是曲面时，作用在曲面各点的液体静压力是不平行的，曲面上液压作用力在某一方向上的分力等于液体静压力和曲面在该方向的垂直面内投影面积的乘积。 为承受部分曲面投影圆的直径理想液体既无粘性又不可压缩的假想液体称为理想液体定常流动如果液体中任一点的压力、速度和密度都不随时间变化，称这种流动为定

17、常流动（也称为稳定流动或恒定流动）。反之，则为非定常流动。一维流动迹线流线 流管 流束流管中的流线群称为流束。根据流线不会相交的性质，流管内外的流线均不会穿越流管。通流截面在流束中与所有流线正交的截面称为通流截面。流量单位时间内流过某一通流截面的液体的体积称为流量。流量的单位是m3/s或L/min。平均流速平均流速是通过整个通流截面的流量q与通流截面积A的比值。平均流速在工程中有实际应用价值。 基本概念 一一. 流量连续性方程流量连续性方程 图1-5 连续性方 程推导简图 连续性方程是质量守恒定律在流体力学中的一种表达形式，如果液体作定常流动，且不可压缩，那么任取一流管(图1-5)，两端通流截

18、面面积为A1 和 A2，在流管中取一微小流束，流束两端的截面积分别为dA1和dA2，在微小截面上各点的速度可以认为是相等的，且分别为 u1和u2 。根据质量守恒定律，在dt时间内流人此微小流束的质量应等于从此微小流束流出的质量，故有 即对整个流管，显然是微小流束的集合，由上式积分得 即如用平均速度表示，得 由于两通流截面是任意取的，故有 上式称为不可压缩液体作定常流动时的连续性方程。它说明通过流管任一通流截面的流量相等。此外还说明当流量一定时，流速和通流截面面积成反比。 伯努利方程就是能量守恒定律在流动液体中的表现形式。要说明流动液体的能量问题，必须先讲述液流的受力平衡方程，亦即它的运动微分方

19、程。 1 . 理想液体的运动微分方程 这就是重力场中，理想液体沿流线作定常流动时的运动方程，即欧拉运动方程。它表示了单位质量液体的力平衡方程。3实际液体总流的伯努利方程上式就是仅受重力作用的实际液体在管流中作平行(或缓变)流动截面上的伯努利方程。它的物理意义是单位质量液体的能量守恒。其中 hwg为单位质量液体从截面1流到截面2过程中的能量损耗。 （1）和是指截面的同一点上的两个参数，至于1、2上的点倒不一定都要取在同一条流线上，但一般对管流而言，计算点都取在轴心线上。把这两个点都取在两截面的轴心处，不过是为了方便。 （2）液流是恒定流。如不是恒定流，要加入惯性项。 （3）两个计算通流截面应取在

20、平行流动或缓变流动处，但两截面之间的流动不受此限制。至于两截面间是什么流，是没有关系的，这最多影响能量损失的大小。应用伯努利方程时，应注意的几点 （4）液流仅受重力作用，亦即盛液的容器没有牵连加速度的情况。 （5）液体不可压缩，密度在运动中保持不变。 （6）流量沿程不变，即没有分流。 （7）适当地选取基准面，一般取液平面，这时一般等于a ，。 （8）截面上的压力应取同一种表示法，都取相对压力，或都取绝对压力。压力小于大气压时，则表压力为负值，但用真空度表示时要写正值。如绝对压力为0.03MPa，则表压力为-0.07MPa，真空度为0.07MPa。 （9）不要忘记动能修正系数，=2层流时 ，1紊

21、流时 。 因为在推导伯努利方程过程中逐次加入了限制条件。因此 液体作用在固体壁面上的力，用动量定理来求解比较方便。动量定理指出：作用在物体上的力的大小等于物体在力作用方向上的动量的变化率，即 根据上式进行推导（详细推导过程请参阅参考书）可得流动液体的动量方程。 方程左边为作用于控制体积内液体上的所有外力的总和，而等式右边第一项表示液体流量变化所引起的力，称为瞬态力；第二、三项表示流出控制表面柑流人控制表面时的动量变化率，称为稳态力。如果控制体中的液体在所研究的方向上不受其它外力，只有液体与固体壁面的相互作用力，则该二力的作用力与反作用力大小相等，方向相反。液体作用在固体壁面的作用力分别称为瞬态

22、液动力和稳态液动力。 定常流动时， ，故上式中只有稳态液动力，即 上述公式均为矢量表达式，在应用时可根据问题的具体要求向指定方向投影，列出该指定方向的动量方程，从而可求出作用力在该方向上的分量，然后加以合成。动量修正系数，为液体流过某截面A的实际动量与以平均流速流过截面的动量之比，当液流流速较大且分布较均(紊流)时， =1，液流流速较低且分布不均匀(层流) 时， =1.33 实际液体具有粘性，在流动时就有阻力，为了克服阻力，就必然要消耗能量，这样就有能量损失。在液压传动中，能量损失主要表现为压力损失，这就是实际液体流动的伯努利方程式项的含义。液压系统中的压力损失分为两类，一类是油液沿等直径直管

23、流动时所产生的压力损失，称之为沿程压力损失。这类压力损失是由液体流动时的内、外摩擦力所引起的。另一类是油液流经局部障碍(如弯管、接头、管道截面突然扩大或收缩)时，由于液流的方向和速度的突然变化，在局部形成旋涡引起油液质点间以及质点与固体壁面间相互碰撞和剧烈摩擦而产生的压力损失称之为局部压力损失。 一、流态、雷诺数1层流和紊流流体在流动时，通过雷诺实验，可以看到左图1-6所示的几种流动状态，一般将其定义为层流和紊流。在低速流动时，液体质点互不干扰，液体的流动呈线性或层状，且平行于管道轴线，如图1-6a所示，此种流动状态称为在层流时；当流速大时，液体质点的运动杂乱无章，除了平行于管道轴线的运动外，

24、还存在着剧烈的横向运动，此种流动状态称为紊流，如图1-6d所示；图1-6b中色线开始折断，表明层流开始破坏，图1-6c中色线上下波动，并出现断裂，表现液体流动已趋于紊流. 英国物理学家雷诺通过大量实验，发现了液体在管路中流动时存在的两种流动状态-层流和紊流。雷诺实验表明，层流时液体质点互不干扰，液体沿管路轴线作线性或层状流动；紊流时液体质点相互干扰，运动杂乱无章，除了沿管路轴线运动以外还有剧烈的横向运动。实验分析表明，层流发生在液体流速较低的场合，粘性力起主导作用，压力损失主要是液体的粘性摩擦损失；紊流发生在液体流速较高的场合，惯性力起主导作用，压力损失主要是液体的动能损失。 2雷诺数实验表明

25、，液体在圆管中的流动状态不仅与管内的平均流速有关，还和管径、液体的运动粘度 有关，但是真正决定液流流动状态的是用这三个数所组成的一个称为雷诺数Re的无量纲数，即 液体流动时的雷诺数若相同，则它的流动状态也相同。另一方面液流由层流转变为紊流时的雷诺数和由紊流转变为层流的雷诺数是不同的，前者称为上临界雷诺数，后者为下临界雷诺数，后者数值小，所以一般都用后者作为判别液流状态的依据，简称临界雷诺数Rec（见表1-8），当液流的实际流动时的雷诺数小于临界雷诺数时，液流为层流，反之液流则为紊流，常见的液流管道的临界雷诺数可由实验求得。 对于非圆截面管道来说，Re可用下式来计算 式中，R为通流截面的水力半径

26、。它等于液流的有效截面积A和它的湿周(通流截面上与液体接触的固体壁面的周长) 之比，即 水力半径大小对管道通流能力影响很大。水力半径大，表明液流与管壁接触少，通流能力大；水力半径小，表明液流与管壁接触多，通流能力小，容易堵塞。 面积相等但形状不同的通流截面，其水力直径是不同的。计算表明，圆形的水力直径最大，同心圆环的水力直径最小。水力直径大则通流能力强，对液体的流动阻力小。因此管路多是圆形截面。一切流动都有层流和紊流两种流动状态及相应临界雷诺数，临界雷诺数的数值由实验测定。雷诺数的物理意义是：液流的惯性作用和粘性作用之比。另外，前面提到的动能修正系数和动量修正系数也与液体的流动状态有关。层流时

27、，=2，=4/3；紊流时，=1。 液体在等径直管中流动时产生的压力损失称为沿程压力损失，该损失与液体的流动状态有关。 （一） 层流时的沿程压力损失 图1-8 圆管层流运动分析液体在等径水平直管中的层流流动如图2-8所示。取一段与管轴重合的微小圆柱体作为研究对象。液体作匀速运动时该微元体处于受力平衡状态，即 式中，Ff是液体内摩擦力。这里用到了牛顿液体内摩擦定律。整理上式可得 对上式进行积分，并代入边界条件，得可见，流速在半径方向上是按抛物线规律分布的，在管道轴线上流速取最大值。 通过微元体的流量微元为 积分上式可得 雷诺数 Re值计算公式 3000Re10=0.3164/Re 10 Re10=

28、0.308/(0.842- lgRe)5580.252d22( )87Re595( )=0.11( )d98Re4时的情况，其流量公式为 孔口的长径比0.5l/d4时为短孔。短孔的流量公式仍为薄壁小孔公式，只是流量系数Cq应从图2.15中查出。当dRe/l10000时，可取Cq=0.82。短孔的工艺性好，在固定节流器中常用。孔口的长径比l/d4时为细长孔。细长孔中多为层流，流量公式可用前面推出的圆管流量公式，即 细长孔的流量总是与液体粘度有关的。 二、缝隙液流特性液压系统是由一些元件、管接头和管道组成的，每一部分都是由一些零件组成的，在这 些零件之间，通常需要有一定的配合间隙，由此带来了泄漏现

29、象，同时液压油也总是从压力， 较高处流向系统中压力较低处或大气中，前者称为内泄漏，后者称为外泄漏。(一)平行平板的间隙流动如图1-12所示，平板长为l ，宽为，两平行平板间的间隙为，且 l ，。液体不可压缩，质量力可忽略不计，粘度为常数，则在流动液体中取一微小单元体dxdy，作用在它与液流相垂直的两个表面上的压力为p和p+dp，作用在它与液流相平行的图1-12 平板缝隙间的液体流动两个表面上的单位面积摩擦力为和+d，因此它受力平衡方程为pdy+（+d ）dx=（p+dp）dy+ dx经整理并将=du/dy代入后得d udy22=1dpdx1.固定平行平板间隙流动(压差流动)上、下两平板均固定不

30、动，液体在间隙两端的压差作用下而在间隙中流动，称为压差流动。当y=0时，u=0；当y=h时，u=0，将此边界条件代入上式可得对上式两次积分可得21dpdxy2u=+ C1y +C2式中C1C2为边界条件所确定的积分常数。下面分两种情况讨论2-hC1=dpdxC2=0所以于是有u=-21（h-y）ydpdx因为dpdx=p2-p1p1-p2l=l-=-pl代入流速及流量公式得从以上两式可以看出，在间隙中的速度分布规律呈抛物线状，通过间隙的流量与间隙的三次方成正比，因此必须严格控制间隙量，以减少泄露。2两平行平板有相对运动时的间隙流动(1)两平行平板有相对运动速度u，但无压差 这种流动称为纯剪切流

31、动。 (2)两平行平板既有相对运动，两端又存在压差时的流动 这是一种普遍情况，其速度和流量是以上两种情况的线性叠加，即 其边界条件为：当y=0时，u=0；当y=h时，u=v，且dp/dx=0。由C1=v/h；C2=0所以有（二）圆环缝隙流量（二）圆环缝隙流量 在液压缸的活塞和缸筒之间，在液压阀的阀心和阀套之间都存在圆环缝隙，下面分两种情况讨论。 图1-13 同心圆环缝隙液流1.同心圆环缝隙流量 同心圆环缝隙的结构和液体流动情况如图1-13所示。如果将圆环缝隙沿圆周方向展开，就相当于一个平行平板缝隙。 2.偏心圆环缝隙流量 偏心圆环缝隙的结构如图2-14所示。此时的流量公式为 图1-14 偏心圆

32、环缝隙液流式中，h内外圆同心时的缝隙值；相对偏心率，=e/h，e为偏心距。由此可见，当=0时，它就是同心圆环缝隙的流量公式；当=1时，偏心圆环缝隙的流量比同心圆环缝隙流量大了许多。可见，较高的同心度可以减小泄漏量。 （三）（三） 圆环平面缝隙流量圆环平面缝隙流量 图1-15 园环平面缝隙间液流 圆环平面缝隙结构和液体的流动情况如图1-15所示。圆环与平面缝隙之间没有相对运动。 令uo=0，在半径为r、距离下平面z处的径向速度为 通过的流量 上式对r积分，并代入边界条件，得圆环平面缝隙的流量公式为 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

33、加以防治。 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空穴现象动，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：1 减小孔口或缝隙前后的压力降。一般希望相应的压力比p1/p23

34、.5；2 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； 3 管路要有良好的密封，防止空气进入。 液压冲击液压冲击 在液压系统中，由于某种原因使液体压力突然产生很高的峰值，这种现象称为液压冲击。发生液压冲击时，由于瞬间的压力峰值比正常的工作压力大好几倍，因此对密封元件、管道和液压元件都有损坏作用，还会引起设备振动，产生很大的噪声。液压冲击经常使压力继电器、顺序阀等元件产生误动作。液压冲击的产生多发生在阀门突然关闭或运动部件快速制动的场合。这时液体的流动突然受阻，液体的动量发生了变化，从而产生了压力冲击波。这种冲击波迅速往复传播，最后由于液体受到摩擦力作用而衰

35、减。如动画所示为液压缸制动时由于惯性而产生的冲击。现将减小压力冲击的措施归纳如下： 尽量延长阀门关闭和运动部件制动换向的时间； 在冲击区附近安装卸荷阀、蓄能器等缓冲装置 正确设计阀口，限制管道流速及运动部件速度， 使运动部件制动时速度变化比较平稳； 如果换向精度要求不高，可使液压缸两腔油路在换向阀回到中位时瞬时互通。 压力冲击值的近似计算压力冲击值的近似计算 如果系统的正常工作压力为p，发生液压冲击时产生的压力冲击值为p，那么此时系统中的压力pmax=p+p。由于液压冲击是一种非定常流动，动态过程非常复杂，精确计算压力冲击值是困难的。下面给出两种压力冲击值的近似计算公式。1. 管道阀门关闭时的

36、压力冲击值 设产生压力冲击的管道长度为l，压力冲击波第一波在l长度内的传播时间为t1，液体的密度为，管道中液体的流速为v，阀门关闭后的流速为v1，根据动量方程有 式中，c=l/t1，是压力波在管中的传播速度，其值在9001400m/s之间。 2. 运动部件制动时的压力冲击值 设总质量为m的运动部件在制动时的减速时间为t，速度减小值为v，液压缸有效面积为A，根据动量定理有 上式忽略了阻尼和泄漏等因素的影响，计算结果偏大，比较安全。式中取泄漏量q=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。 2）机械损

37、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 （25） 在实际的计算中，若油箱通大气，液压泵吸、压油口的压力差p往往用液压泵出口压力p代入。 液压泵的总效率、容积效率和机械效率可以通过实验测得。下图给出了某液压泵的性能曲线。 式中，pv齿轮泵的容积效率。 式(214)中的q是齿轮泵的平均流量，实际上，在齿轮啮合过程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q为 （215） 式中，K系数 ；对于主动轮，K0.75。对从动轮，K = 0.85；p 泵进、出口压力差；De齿顶圆直径。 由此可见，当泵的尺寸确定

38、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 （2） 开压力平衡槽 右图（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， 单作用叶片泵工作原理图中右侧的容腔是吸油腔，左侧

39、的容腔是压油腔，它们容积的变化分 1转子；2定子；3叶片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。 右图是单作用叶片泵排量和流量计右图是单作用叶片泵排量和流量计算简图。定子、转子直径分别为算简图。定子、转子直径分别为D和和d , , 宽度为宽度为B ，两叶片间夹角为，两叶片间夹角为，叶片数为，叶片数为Z， 定子与转子的偏心量为定子与转子的偏心量为e 。当泵的。当泵的转子转一转时，两相邻叶片间的密封容转子转一转时，两相邻叶片间的密封容积的变

40、化量为积的变化量为V1 - - V2。若把。若把AB和和CD看看作是以作是以O1为中心的圆弧，则为中心的圆弧，则所以，单作用叶片泵的排量所以，单作用叶片泵的排量为为 泵的实际流量q为 泵的实际流量q为 泵的实际流量泵的实际流量q q为为 泵的理论流量泵的理论流量q qt t为为 q qt=t= nn 右图是单作用叶片泵排量和流量计右图是单作用叶片泵排量和流量计算简图。定子、转子直径分别为算简图。定子、转子直径分别为D和和d , , 宽度为宽度为B ，两叶片间夹角为，两叶片间夹角为，叶片数为，叶片数为Z， 定子与转子的偏心量为定子与转子的偏心量为e 。当泵的。当泵的转子转一转时，两相邻叶片间的密

41、封容转子转一转时，两相邻叶片间的密封容积的变化量为积的变化量为V1 - - V2。若把。若把AB和和CD看看作是以作是以O1为中心的圆弧，则为中心的圆弧，则所以，单作用叶片泵的排量所以，单作用叶片泵的排量为为 泵的实际流量q为 泵的实际流量q为 泵的实际流量泵的实际流量q q为为 泵的理论流量泵的理论流量q qt t为为 q qt=t= nn 考虑到=2/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； 叶片倾角。考虑到=2/Z，所以式中，B一叶片的宽度，

42、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； 叶片倾角。 配油盘是泵的配油机构。为了保证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使配油盘上封油区夹角大于或等于两个相大于或等于两个相邻叶片间的夹角，如图邻叶片间的夹角，如图3.17所示，即所示，即式中，式中，Z一一 叶片数。叶片数。 此外，还要求定子圆弧部分的夹角此外，还要求定子圆弧部分的夹角，以免产生困油和气穴现象。，以免产生困油和气穴现象

43、。 从上图可以看出，在配油盘的压油窗口上开有一个三角槽从上图可以看出，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，它的作用主要是用来减小泵的流量脉动和压力脉动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。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，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。在配油液倒流进来，引起泵输出流量和压力的脉

44、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 通常由实验来确通常由实验来确定。定。 定子工作表面曲线如左上图所示。它由四段圆弧和四段过渡曲定子工作表面曲线如左上图所示。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

45、。目前定和加速度变化均匀，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子的过渡曲线一般都使用等加等减速曲线，如右上图所示。等减速曲线，如右上图所示。 定子工作表面曲线如左上图所示。它由四段圆弧和四段过渡曲定子工作表面曲线如左上图所示。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子的过渡曲线一般都使用等加等减速曲线，如右上图所示。等减速曲线

46、，如右上图所示。 叶片在转子中的安放应当有利叶片在转子中的安放应当有利于叶片的滑动，磨损要小。右图给于叶片的滑动，磨损要小。右图给出了叶片的受力分析。在工作过程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中，受离心力和叶片根部压力油的作用，叶片紧紧地与定子接触。定作用，叶片紧紧地与定子接触。定子内表面给叶片顶部的反作用力子内表面给叶片顶部的反作用力N可分解为两个力，即与叶片垂直的可分解为两个力，即与叶片垂直的力力T和沿叶片槽方向的力和沿叶片槽方向的力P。显然，。显然，力力T容易使叶片折断。为此，通常容易使叶片折断。为此，通常将转子槽按旋转方向倾斜将转子槽按旋转方向倾斜角，这样角

47、，这样可以减小力可以减小力T T的值。由理论分析和实的值。由理论分析和实验验证，一般取验验证，一般取为为10o14o。叶片倾角 YBX型外反馈限压式变量叶片泵型外反馈限压式变量叶片泵 l预紧力调整螺钉；预紧力调整螺钉； 2限压弹簧；限压弹簧；3泵体；泵体； 4转子；转子；5定子定子 6滑块；滑块；7泵轴；泵轴；8叶片；叶片； 9反馈柱塞；反馈柱塞； 10最大偏心调整螺钉最大偏心调整螺钉 上图是一种实用的上图是一种实用的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。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：型限

48、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转子径向向后倾斜角；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，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。

49、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）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, ,而双作而双作用叶片泵的叶片数为偶数时流量脉动小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。所以限压式变量叶片泵的叶片数通常为 15 片片左右。左右。 这种泵的工作原理如左图动画所示。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PS

50、in，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。 内反馈限压式变量叶片泵1预紧力调整螺钉；预紧力调整螺钉；2一定子；一定子；3转子；转子；4一限压弹簧；一限压弹簧； 根据上述工作原理，外反馈限压式变量叶片泵的输出流量根据上述工作原理，外反馈限压式变量叶片泵的输出流量q与工作压力与工作压力p的的关系为关系为 式中，式中，kq是泵的流量常数，由泵的几何参数决定。是泵的流量常数，由泵的几何参数决定。kl是泵的泄漏系数。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

51、，定子向左移动。考虑到滚针轴承处的摩擦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，式中， Ff滚针支承处的摩擦力。如令摩擦系数为滚针支承处的摩擦力。如令摩擦系数为f，定子内壁的承压，定子内壁的承压 面积为面积为Ay，则摩擦力，则摩擦力Ff= pAyf； k弹簧刚度。由式（弹簧刚度。由式（226）和式（）和式（228）可）可以得到以得到 外反馈限压式变量叶片泵的流量外反馈限压式变量叶片泵的流量- -压力曲线，如下图所示。图中的压力曲线，如下图所示。图中的AB

52、段如果不考虑泄漏的段如果不考虑泄漏的影响，这段特性是定量泵特性；影响，这段特性是定量泵特性；BCBC段表明叶片泵输出的流量随着工作压力的增大迅速减段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，拐点压力少，这是压力反馈式的变量泵特性。其中，拐点压力p pc和最大工作压力和最大工作压力p pmax分别是定量泵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外反馈限压式变量叶片泵外反馈限压式变量叶片泵的流量压力曲线的流量压力曲线 右图右图( (动画）是径向柱塞泵的工作动画）是

53、径向柱塞泵的工作原理图。这种泵由柱塞原理图。这种泵由柱塞 、转子、衬套、转子、衬套、定子和配油轴组成。定子和转子之间定子和配油轴组成。定子和转子之间有一个偏心有一个偏心 e。衬套固定在转子孔内。衬套固定在转子孔内随之一起转动。配油轴是固定不动的。随之一起转动。配油轴是固定不动的。柱塞在转子（缸体柱塞在转子（缸体 ）的径向孔内运动）的径向孔内运动, ,形成了泵的密封工作容腔。显然，当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，油箱中的的工作容腔处于吸油状态，油箱中的油液经配油轴的油液经配油轴的a孔进入孔进入b腔腔; 位于

54、下半位于下半周的工作容腔则处于压油状态，周的工作容腔则处于压油状态，c 腔中腔中的油将从配油轴的的油将从配油轴的d d孔向外输出。改变孔向外输出。改变定子与转子偏心距定子与转子偏心距e的大小和方向，就的大小和方向，就可以改变泵的输出流量和泵的吸、压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油方向。因此径向柱塞泵可以做成单向或双向变量泵。向或双向变量泵。 由于径向柱塞泵的径向尺寸大，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。了转速和工作压

55、力的提高。径向柱塞泵的工作原理图径向柱塞泵的工作原理图阀配油径向柱塞泵1偏心轮；2 柱塞；3 弹簧；4 压油阀； 5 吸油阀；6 滚动轴承 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面介绍另一种结构的径向柱塞泵阀配油径向柱塞泵。阀配油径向柱塞泵。 上图上图( (动画动画) )是它的工作原理图。是它的工作原理图。泵轴泵轴O带动偏心轮带动偏心轮1转动，偏心轮上装有滚动轴承转动，偏心轮上装有滚动轴承6。柱塞。柱塞2在弹簧在弹簧3的作用下压紧在滚动的作用下压紧在滚动轴承上。

56、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，吸油，向上运动时通过压油阀向上运动时通过压油阀4压油。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，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，这样，柱

57、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。现象愈严重。所以，此类泵的额定转速一般不高。若泵的转速为若泵的转速为n，容积效率为，容积效率为pv，则泵的流量为，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，径向柱塞泵的输出流

58、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的个数通常是7个或个或9个。个。直轴式1传动轴；2一斜盘；3一柱塞；4缸体；5一配油盘斜轴式l传动轴；传动轴；2一连杆；一连杆；3缸体；缸体；4一柱塞；一柱塞；5一平面配油盘一平面配油盘 泵的排量和流量分别为泵的排量和流量分别为 式中，式中，n一泵的转速；一泵的转速；pv一泵的容积效率。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，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， 当柱塞个数当柱塞个数多且为奇数时流量脉动

59、较小。从结构和工艺考虑，柱塞个数多采用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或或9。流量脉动率与柱塞数流量脉动率与柱塞数Z的关系的关系Z 5 6 7 8 9 10 11 12 q(%) 4.98 14 2.53 7.8 1.53 4.98 1.02 3.45 （1）直轴式轴向柱塞泵）直轴式轴向柱塞泵 右图右图 是一种轴向柱塞泵的结构简是一种轴向柱塞泵的结构简图。传动轴图。传动轴8通过花键带动缸体通过花键带动缸体6旋转。旋转。柱塞柱塞5( (七个七个) )均匀安装在缸体上。均匀安装在缸体上。 柱塞柱塞的头部装有滑靴的头部装有滑靴4，滑靴与柱塞是球铰，滑靴与柱塞是球铰连接，可

60、以任意转动。由弹簧通过钢球连接，可以任意转动。由弹簧通过钢球和压板和压板3将滑靴压靠将滑靴压靠 在斜盘在斜盘2上。这样，上。这样，当缸体转动时，柱塞就可以在缸体中往当缸体转动时，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，从而成一个油膜，起着静压支承作用，