【机械课件】液压传动

液压传动的工作原理液压传动系统实例及液压系统的组成液压传动的优缺点液压传动采用的油液及其主要性能第一章绪论§

1-1液压传动的工作原理一、简化模型二、力比和速比三、两个重要概念四、容积式液压传动在液压传动中，人们利用没有固定形状但具有确定体积的液体来传递力的运动。以下图是一个经过简化的液压传动模型。图中有两个直径不同的液压缸2和4，缸内各有一个与内壁紧密配合的活塞。如图活塞5上有重物W那么当活塞1上施加的力F到达一定大小时，就能阻止重物W下降。一、简化模型1.等压特性:根据帕斯卡定律“平衡液体内某一点的液体压力等值地传递到液体内各处〞，即：输出端的力之比等于二活塞面积之比。P1=P2=P=F/A1=W/A2或：W/F=A2/A12.等体积特性：假设活塞1向下移动体积L1’那么液压缸被挤出的液体体积为A1L1。这局部液体进入液压缸4，使活塞5上升L2，其让出的体积为A2L2。即：A1L1=A2L2或L2/L1=A1/A2二、力比和速比进一步认为这些动作是在时间t内完成，活塞1的速度v1=L1/t，活塞5的速度v2=L2/t，那么有：V2/V1=A1/A2这说明输出，输入的位移和速度都与二活塞面积成反比。上式可写成：A1V1=A2V2这在流体力学中称为液流连续性原理，它反映了物理学中质量守恒这一现实。3.能量守恒特性WV2=FV1注：等式左边和右边分别代表输出和输入的功率。这说明能量守恒也适用于液压传动。通过以上分析，上述模型中两个不同面积的活塞和液压缸相当于机械传动中的杠杆，其面积比相当于杠杆比，即A1/A2=b/a。因之采用液压传动可到达传递动力，增力，改变速比等目的，并在不考虑损失的情况下保持功率不变。三、两个重要概念

1.

液压传动中的液体压力取决于负载

2.

流量决定速度四、容积式液压传动图1-1中主动活塞运动后使一定体积的液体挤出，这些液体进入从动液压缸，使从动活塞产生运动，而二者间的运动关系是依靠主动件挤出的液体体积与从动件所得到的液体体积相等来保证的。这种传动称为容积式液压传动。工业上另外有一种依靠液体的动能及其转换来实现力和运动的传递的方法，称为动力液力传动。返回首页结束§1-2液压传动系统实例及液压系统的组成一、液压千斤顶二、液压图形符号三、液压系统的组成一、液压千斤顶液压千斤顶原理见以下图。当向下压杠杆1时，小活塞3使缸2内的液体经管道6、阀7进入大缸9，并使活塞8上升，顶起重物W。适当地选择大、小活塞面积和杠杆比，就可以人力升起很重的负载W。二、液压图形符号以下图为机床工作台液压系统的图形符号图2、执行元件其作用是将液压能重新转化成机械能，克服负载，带动机器完成所需的运动。三、液压系统的组成1、动力元件

即液压泵，它可将机械能转化成液压能，是一个能量转化装置。4、辅助元件如油箱、油管、滤油器等。5、传动介质即液体。3、控制元件如各种阀。其中有方向阀和压力阀两种。返回首页结束

§

1-3液压传动的优缺点优点：1、可以在运行过程中实现大范围的无机调速。2、在同等输出功率下，液压传动装置的体积小、重量轻、运动惯量小、动态性能好。3、采用液压传动可实现无间隙传动，运动平稳。4、便于实现自开工作循环和自动过载保护。5、由于一般采用油作为传动介质，因此液压元件有自我润滑作用，有较长的使用寿命。6、液压元件都是标准化、系列化的产品，便于设计、制造和推广应用。缺点：1、损失大、效率低、发热大。2、不能得到定比传动。3、当采用油作为传动介质时还需要注意防火问题。4、液压元件加工精度要求高，造价高。5、液压系统的故障比较难查找，对操作人员的技术水平要求高。返回首页结束

§1-4液压传动采用的油液及其主要性能一、液压油的某些物理性质二、液压油的选用1、密度ρ和重度γ=M/V(M-液体的质量,V-液体的体积〕γ=G/V(G-液体的重量)液压油的密度和重度因油的牌号而异，并且随着温度的上升而减小，随着压力的提高而稍有增加。2、可压缩性液体具有比钢铁大的多的可压缩性。体积压缩系数k=-1/Δp。(ΔV/V)Δp-压力的增量，V-被压缩的液体体积，ΔV-体一、液压油的某些物理性质积的增量。由于ΔV是负值〔体积减小〕，在式子右边增加一个负号以保证k为正数。另外，工程上常用液体体积弹性模量K来表示其可压缩性，取K=1/k。纯油的可压缩性随压缩过程、温度计其实压力的变化而变动，但变动量不大，可不予考虑。在一般情况下，油的可压缩性对液压系统性能影响不大，但在高压情况下以及在研究系统动态性能时那么不能忽略。由于空气的可压缩性很大，且与工作压力的改变而大幅度变化，所以游离空气对当量体积弹性模量影响很大。3、粘性液体在外力作用下流动时，其流动受到牵制，且在流动截面上各点的流速不同。各层液体间有相互牵制作用，这种相互牵制的力称作液体内的摩擦力或粘性力。T=μA.

du/dz或τ=μ.du/dz

μ－液体动力粘度；τ－单位面积上地摩擦力；du/dz－速度梯度，此式又称为牛顿内摩擦定律。液体动力粘度与液体密度之比称为运动粘度ν

ν=μ/ρ。当压力增加时，粘度有所增加；液体的粘度对温度很敏感，温度略升高，粘度显著降低。4、其他性能油的体积随温度升高而增加。其膨胀量vt=v0[1+αt(t+t0)]其中vt-温度t。C时的油的体积；v0-温度t0

。C时的油的体积；αt-油的体积膨胀系数。对液压油的要求：1、良好的化学稳定性。2、良好的润滑性能，以减小元件之间的磨损。3、质地纯洁，不含或含有极少量的杂质、水份和水溶性酸碱等。4、适当的粘度和良好的粘温特性。二、液压油的选用5、凝固点和流动温度较低，以保证油液能在较低温度下使用。6、自燃点和闪点要高。7、有较快地排除油中游离空气和较好地与油中水份别离的能力。8、没有腐蚀性，防锈性能好，有良好的相容性。返回首页结束第二章液压传动的流体力学根底液体静力学根底液体动力学根底管路压力损失计算液流流经孔口及隙缝的特性液压冲击一、液体静压力及其特性§2-1液体静力学根底液体静力学研究静止液体的力学规律和这些规律的实际应用。这里所说的静力液体是指液体处于内部质点间无相对运动的状态，因此液体不显示粘性，液体内部无剪切应力，只有法向应力即压力。二、液体静压力根本方程及其物理意义三、压力对固体壁面的总作用力1、静压力静压力是指液体处于静止状态时，其单位面积上所收的法向作用力。静压力在液压传动中简称为压力，而在物理学中那么称为压强。可表示为：P=F/A一、液体静压力及其特性我国法定的压力单位为牛顿/米2(N/m2)，称为帕斯卡，简称帕(Pa)。在液压技术中，目前还采用的压力单位有巴(bar)和工程大气压、千克力每平方米(kgf/cm

)等。液体静压力有两个重要特性：〔1〕液体静压力的方向总是沿着作用面的法线方向。这一特性可直接用液体的性质来说明。液体只能保持一定的体积，不能保持固定的方向，不能承受拉力和剪切力。所以只能承受法向压力。〔2)静止液体中任何一点所受到各个方向压力都相等。如果液体中某一点所受到的各个方向的压力不相等，那么在不平衡力作用下，液体就要流动，这样就破坏了液体静止的条件，因此在静止液体中作用于任一点的各个方向压力必然相等。2、静压力特性二、液体静压力根本方程及其物理意义1、静压力根本方程如下图容器中盛有液体，作用在液面上的压力为P0，现在求离液面h深处A点压力，在液体内取一个底面包含A点的小液柱，设其底部面积为A，高为h。这个小液柱在重力及周围液体的压力作用下，处于平衡状态。那么在垂直方向上的力平衡方程为P=p0+ρgh=p0+γh其中ρ为液体的密度，γ为液体的重度。上式即为静压力根本方程式，它说明了：〔1〕静止液体中任意点的静压力是液体外表上的压力和液柱重力所产生的压力之和。当液面接触大气时，p0为大气压力pa，故有p=pa+γh。〔2〕同一容器同一液体中的静压力随深度的增加线性地增加。〔3〕连通器内，同一液体中深度相同的各点压力都相等。如下图为盛有液体的密闭容器，液面压力为p0。选择一基准水平面(0x)，根据静压力根本方程式可确定距液面深度为h处A点的压力p，即p=p0+γh=p0+γ(z0-z)整理后得P/γ+z=p0/γ+z0=常数式中z实质上表示了A点单位重量液体得位能。单位重量液体的位能为mgz/mg=z,z又称为位置水头。2、静压力根本方程式的物理意义如果在与A点等高的容器上，接一根上端封闭并抽去空气的玻璃管，可以看到在静压力作用下，液体将沿玻璃管上升hp,根据上式对A点有：静压力根本方程式说明：静止液体中单位重量液体的压力能和位能可以相互转换，但各点的总能量保持不变，即能量守恒。p/γ+z=z+hp，故p/γ=hp这说明了A处液体质点由于受到静压力作用而具有mghp的势能，单位重量液体具有的势能为hp。因为hp=p/γ，故p/γ为A点单位重量液体的压力能。以当地大气压力为基准所表示的压力，称为相对压力。相对压力也称表压力。3、绝对压力、相对压力和真空度压力有两种表示方法：以绝对零压力作为基准所表示的压力，称为绝对压力。相对压力为负数时，工程上称为真空度。真空度的大小以此负数的绝对值表示。显然绝对压力＝大气压力＋相对压力〔表压力〕相对压力〔表压力〕＝绝对压力－大气压力真空度＝大气压力－绝对压力绝对压力、相对压力与真空度的相互关系如下图：由静压力根本方程式p=p0+γh可知，液体中任何一点的压力都包含有液面压力p0，或者说液体外表的压力p0等值的传递到液体内所有的地方。这称为帕斯卡原理或静压传递原理。4、压力传递通常在液压系统的压力管路和压力容器中，由外力所产生的压力p0要比液体自重所产生的压力γh大许多倍。即对于液压传动来说，一般不考虑液体位置高度对于压力的影响，可以认为静止液体内各处的压力都是相等的。帕斯卡原理应用实例图中是运用帕斯卡原理寻找推力和负载间关系的实例。图中垂直、水平液压缸截面积为A1、A2；活塞上负载为F1、F2。两缸互相连通，构成一个密闭容器，那么按帕斯卡原理，缸内压力到处相等，p1=p2，于是F2＝F1.A2/A1，如果垂直液缸活塞上没负载，那么在略去活塞重量及其它阻力时，不管怎样推动水平液压缸活塞，不能在液体中形成压力。三、压力对固体壁面的总作用力1、压力作用在平面上的总作用力

当承受压力作用的面是平面时，作用在该面上的压力的方向是互相平行的。故总作用力F等于油液压力p与承压面积A的乘积。即F=p.A。对于图中所示的液压缸，油液压力作用在活塞上的总作用力为：

F=p.A=p.D2/4式中p－油液的压力；D－活塞的直径。2、油液压力作用在曲面上的总作用力当承受压力作用的外表是曲面时，作用在曲面上的所有压力的方向均垂直于曲面〔如下图〕，图中将曲面分成假设干微小面积dA，将作用力dF分解为x、y两个方向上的分力，即Fx＝p.dAsin=p.AxFY=p.dAcos=p.Ay式中，Ax、Ay分别是曲面在x和y方向上的投影面积。所以总作用力F=(Fx2+Fy2)1/2结束§2-2液体动力学根底液体动力学研究液体在外力作用下运动规律，即研究作用在液体上的力与液体运动之间的关系。由于液体具有粘性，流动时要产生摩擦力，因此研究液体流动问题时必须考虑粘性的影响。一、几个根本概念二、液体流动的连续性方程四、液体稳定流动时的动量方程三、伯努利方程1、稳定流动和非稳定流动一、几个根本概念液体流动时，假设液体中任何一点的压力，流速和密度都不随时间变化，这种流动称为稳定流动。反之，压力，流速随时间而变化的流动称为非稳定流动。如下图，从水箱中放水，如果水箱上方有一补充水源，使水位H保持不变，那么水箱下部出水口流出的液体中各点的压力和速度均不随时间变化，故为稳定流动。反之那么为非稳定流动。概念：为了便于导出根本方程，常假定液体既无粘性油不可压缩，这样的液体称为理想液体。实际液体那么既有粘性又可压缩。2、理想液体与实际液体3、通流截面、流量和平均流量垂直于液体流动方向的截面称为通流截面，也叫过流断面。单位时间t内流过某通流截面的液体体积V称为流量Q，即：Q=V/t=v·A(A-通流截面面积，v－平均流速〕可看出，平均流量为流量与通流面积之比。实际上由于液体具有粘性，液体在管道内流动时，通流截面上各点的流速是不相等的。管道中心处流速最大；越靠近管壁流速越小；管壁处的流速为零。为方便起见，以后所指流速均为平均流速。当液体在管道内作稳定流动时，根据质量守恒定律，管内液体的质量不会增多也不会减少，所以在单位时间内流过每一截面的液体质量必然相等。如下图，管道的两个通流面积分别为A1、A2，液体流速分别为v1、v2，液体的密度为ρ，那么ρv1A1=ρv2A2=常量即:v1A1=v2A2=Q＝常量或v1/v2=A2/A二、液体流动的连续性方程上式称为连续性方程，它说明在同一管路中无论通流面积怎么变化，只要没有泄漏，液体通过任意截面的流量是相等的；同时还说明了在同一管路中通流面积大的地方液体流速小。通流面积小的地方那么液体流速大；此外，当通流面积一定时，通过的液体流量越大，其流速也越大。对于图示的分支油路，显然流进的流量应等于流出的流量，故有Q=Q1+Q2。理想液体没有粘性，它在管内作稳定流动时没有能量损失。根据能量守恒定律，同一管道每一截面上的总能量都是相等的。在图中任意取两个截面A1和A2，它们距离基准水平面的坐标位置分别为Z1和Z2，流速分别为v1、v2，压力分别为p1和p2，根据能量守恒定律有：

P1/r+z1+v12/2g=P2/r+z2+v22/2g可改写成P/r+z+v2/2g=常量三、伯努利方程1、理想液体的伯努力方程以上两式即为理想液体的伯努利方程，式中每一项的量纲都是长度单位，分别称为水头、位置水头和速度水头。伯努利方程的物理意义为：在管内作稳定流动的理想液体具有压力能、位能和动能三种形式的能量。在任意截面上这三种能量都可以相互转换，但其总和保持不变。而静压力根本方程那么是伯努利方程〔在速度为零时〕的特例。实际液体具有粘性，当它在管中流动时，为克服内摩擦阻力需要消耗一局部能量，所以实际液体的伯努利方程为：P1/r+Z1+V12/2g=P2/r+Z2+V22/2g+hw(注：hw—以水头高度表示的能量损失。)当管道水平放置时，由于z1=z2，方程可简化为：P1/r+V12/2g=P2/r+V22/2g+hw当管道为等径直管且水平放置时，方程可简化为：P1/r=P2/r+hw2、实际液体的泊努利方程3.伯努利方程应用举例

计算泵吸油腔的真空度或泵允许的最大吸油高度如下图，设泵的吸油口比油箱液高h，取油箱液面I－I和泵进口处截面II-II列伯努利方程，并取截面I－I为基准水平面。泵吸油口真空度为：P1/γ+v12/2g=P2/γ+h+v22/2g+hwP1为油箱液面压力，P2为泵吸油口的绝对压力

一般油箱液面与大气相通，故p1为大气压力，即p1=pa；v2为泵吸油口的流速，一般可取吸油管流速；v1为油箱液面流速，由于v1<<v2，故v1可忽略不计；p2为泵吸油口的绝对压力，hw为能量损失。据此，上式可简化成Pa/γ=P2/γ+h+v22/2g+hw

泵吸油口真空度为Pa-P2=γh+P2/2+γhw=γh+ρv2/2+ΔP由上式可知，在泵的进油口处有一定真空度，所谓吸油，实质上是在油箱液面的大气压力作用下把油压入泵内的过程。由上式还可看出，泵吸油口的真空度由三局部组成：〔1〕产生一定流速所需的压力；〔2〕把油液提升到高度h所需的压力；〔3〕吸油管内压力损失。泵吸油口的真空度不能太大，即泵吸油口处的绝对压力不能太低。当压力低于大气压一定数值时，溶解于油中的空气便别离出来形成气泡,这种现象称为气穴。这时的绝对压力称为空气别离压pa。气泡被带进泵内，在泵的压油区遇到负载压力，气泡便破裂，在其破裂处，压力和温度急剧升高，引起强烈的冲击和噪声。而且气泡破裂时所产生的高压高温还会腐蚀机件，缩短泵的寿命，这一现象称为气蚀。为防止产生气蚀，必须限制真空度，其方法除了加大油管直径等外，一般要限制泵的吸油高度h,允许的最大吸油高度计算式为:h〔Pa-Pg)/γ-v22/2g-p/γ〔2〕计算泵的出口压力如下图，泵驱动液压缸克服负载而运动。设液压缸中心距泵出口处的高度为h，那么可根据伯努利方程来确定泵的出口压力。选取I-I，II-II截面列伯努利方程以截面I–I为基准面。那么有P1/γ+v12/2g=P2/γ+v22/2g)+h+hw因此泵的出口压力为P1=PL+(ρv12/2-ρv22/2)+γh+ΔP

在液压传动中，油管中油液的流速一般不超过6m/s，而液压缸中油液的流速更要低得多。因此计算出速度水头产生的压力和γh的值比缸的工作压力低得多，故在管道中，这两项可忽略不计。这时上式可简化为

P1=PL+ΔP通过以上两例分析，可将应用伯努利方程解决实际问题的一般方法归纳如下：1.选取适当的基准水平面；2.选取两个计算截面；一个设在参数的断面上，另一个设在所求参数的断面上；3.按照液体流动方向列出伯努利方程；4.假设未知数的数量多于方程数，那么必须列出其他辅助方程，联立求解。四、液体稳定流动时的动量方程1.动量方程在管流中，任意取出被通流截面1、2，截面上的流速为v1、v2。该段液体在t时刻的动量为〔mv)，于是有：F＝〔mv)/t＝ρQ(v2－v1〕上式即为液体稳定流动时的动量方程。等式左边为作用于控制体积上的全部外力之和，等式右边为液体的动量变化率。上式说明：作用在液体控制体积上的外力总和等于单位时间内流出与流入控制外表的液体动量之差。2.动量方程的应用〔1〕计算液体对弯管的作用力如下图弯管，取断面1－1和2－2间的液体为控制体积。在控制外表上液体所受的总压力为：P1=p1A,P2=p2A那么在x方向上有作用分力Fx：Fx=P1-P2cos＋ρQv(1-cos)在y方向上有作用分力Fy:Fy=ρQvsin+P2sin所以弯管对液体的作用力为：F=-〔Fx2+Fy2)1/2液体对弯管的作用力与此大小相等，方向相反。(2)求液流作用在滑阀阀芯上的稳态液动力两图中分别为液流流经滑阀阀腔的两种流动情况先列出图(a)的控制体积在阀芯轴线方向上的动量方程求得阀芯作用于液体的力为：

F’=ρQv2cos90。－ρQv1cos=-ρQv1cosA图油液作用在阀芯上的力称作稳态液动力，其大小为：F=-F’=ρQv1cos，F的方向与v1cos一致。阀芯上的稳态液动力力图使滑阀阀口关闭。B图对b图列出轴向动量方程，阀芯作用于液体的力为：F’=ρQv1cos-ρQv2cos90。=ρQv1cos作用于阀芯的稳态液动力F=-F=-

Qv2cos,F与v2cos方向相反，F力也是力图使阀口关闭。一般情况下，液流通过阀口作用于滑阀的稳态液动力，在方向上总是力图使阀口关闭，其大小为：F=ρQvcos式中v－滑阀阀口处液流的流速；－v与阀芯轴线的夹角，称为射流角。结束实际液体具有粘性，在液体流动时就有力，为了克服阻力，就必然要消耗能量，这样就有能量损失。能量损失主要表现为压力损失，这就是实际液体伯努利方程中最后一项的意义。压力损失过大，将使功率消耗增加，油液发热，泄漏增加，效率降低，液压系统性能变坏。因此在液压技术中正确估算压力损失的大小，从而找到减少压力损失的途径。

§

2-3管路压力损失计算液压系统中的压力损失分为两类：一是油液流经直管时的压力损失，称为沿程压力损失。这类压力损失是由液体流动时的内摩擦力引起的。二是油液流经局部障碍时，由于液流的方向和速度突然变换，在局部区域形成漩涡，引起液体质点相互撞击和剧烈摩擦因而产生的压力损失，这种损失称为局部压力损失。一、液体的流态沿程压力损失的大小与液体流动状态无关，因此下面将首先介绍液体的两种流态和判别准那么。二、沿程压力损失三、局部压力损失四、管路系统总压力损失层流：液体中质点沿管道作直线运动而没有横向运动，既液体作分层流动，各层间的流体互不混杂。如下图。

一、液体的流态紊流:液体中质点除沿管道轴线运动外，还有横向运动，呈现紊乱混杂状态。雷诺系数

RC=V.D/油液在直管中流动的沿程压力损失可用达西公式表示：

ΔPλ=λ(l/d)(ρv2/2)式中λ－沿程阻力系数；l－直管长度；d–管道直径；v－油液的平均流速；ρ－油液密度。

公式说明了压力损失ΔP与管道长度及流速v的平方成正比，而与管子的内径成反比。至于油液的粘度，管壁粗糙度和流动状态等都包含在λ内。二、沿程压力损失1.层流时沿程阻力系数确实定设液体在一直径为d的圆管中作层流运动，在液流中取微小圆柱体，直径为2r，长为l。作用在这小圆柱体上的两端压力〔p1,p2)和圆柱两侧的剪切应力(粘性力)可求得管中流速分布的表达式为U=[(p1-p2)/4l](d2/4-r2)在管中心处，流速最大，其值为Umax=[(p1-p2)/16l].d2〔1〕液流在直管中流动时的速度分布规律〔2〕圆管中的流量在单位时间内液体流经直管的流量Q就是该抛物线体的体积，其值可由积分求得。Q=0d/2u.2r.dr=[(p1-p2)/2l].0d/2(d2/4-r2)rdr=d4(p1-p2)/128l=d4p/128l式中

d－管道内径；l－直管长度；－油液的动力粘度；p－压力损失或压力降。平均流速v=Q/A=(d4/128l).p/(d2/4)=32l.p〔3〕沿程阻力系数层流时沿程阻力系数的理论值为：=64/Re水的实际阻力系数和理论值很接近。液压油在金属管中流动时，常取：=75/Re在橡皮管中流动时，取=80/Re在这里应注意，层流的压力损失p与流速v的一次方程成正比，因为在的分母中包含有v的因子。2.紊流时沿程阻力系数紊流流动时的能量损失比层流时要大，截面上速度分布也与层流时不同，除靠近管壁处速度较低外，其余地方速度接近于最大值。其阻力系数由试验求得。当2.3x103<Re<105时，可用勃拉修斯公式求得：=0.3164Re-0.25三、局部压力损失局部压力损失是液流流经管道截面突然变化的弯管、管接头以及控制阀阀口等局部障碍处时的压力损失。计算式为：

Δpζ=ξ(ρv2/2)ξ－局部阻力系数，由试验求得；V－液流流速。液体流经各种阀类的压力损失主要为局部损失.当实际通过的流量不等于额定流量时，可根据局部损失与v2成正比的关系按下式计算。Δpζ=Δpr(Q/Qr)2液压系统中管路通常由假设干段管道串联而成。其中每一段又串联一些诸如弯头、控制阀、管接头等形成局部阻力的装置，因此管路系统总的压力损失等于所有直管中的沿程压力损失ΔPλ及所有局部压力损失ΣΔPε之和。即：四、管路系统总压力损失ΔP=ΣΔPλ+ΣΔPε=Σλ(l/d)(ρv2/2)+Σξρ(ρv2/2)结束§2-4液流流经孔口及隙缝的特性本节主要介绍液流流经小孔及缝隙的流量公式。前者是节流调速和液压伺服系统工作原理的根底；后者那么是计算和分析液压元件和系统泄漏的根据。一、孔口液流特性二、液流流经细缝的流量1、流经薄壁小孔的流量一、孔口液流特性当小孔的通流长度L与孔径d之比l/d小于等于0.5时称为薄壁小孔。如下图。当管道直径D与小孔之直径的比值D/d>7时，收缩作用不受大孔侧壁的影响，称为完全收缩。推导出通过薄壁小孔的流量：Q=ac·vc=CC·a·vc=CC·CV·a(2/ρΔpc)1/2=Cd·a[(2/ρ〕Δpc]1/2必须指出，当液流通过控制阀口时，要确定其收缩断面的位置，测定收缩断面的压力pc是十分困难的，也无此必要。一般总是用阀的进、出油口两端的压力差Δp=p1-p2来代替，Δpc=p1-pc。故上式可改写为：Q=Cq.a(2/ρ–p)1/2由伯努利方程可知，，故Cq要比Cd略大一些，一般在计算时取Cq=0.62~0.63，Cq称为流量系数。2、流经细长小孔的流量所谓细长小孔，一般是指长径比l/d>4的小孔。在液压技术中常作为阻尼孔。如下图。油液流经细长小孔时的流动状态一般为层流，因此可用液流流经圆管的流量公式，即：Q=(πd4/128μl)·Δp

从上式可看出，油液流经细长小孔的流量和小孔前后压差成正比，而和动力粘度μ成反比，因此流量受油温影响较大，这是和薄壁小孔不同的。

液压元件各零件间如有相对运动，就必须有一定的配合间隙。液压油就会从压力较高的配合间隙流到大气中或压力较低的地方，这就是泄漏。泄漏分为内泄漏和外泄漏。泄漏主要是有压力差与间隙造成的。泄漏量与压力差的乘积便是功率损失，因此泄漏的存在将使系统效率降低。同时功率损失也将转化为热量，使系统温度升高，进而影响系统的性能。二、液流流经细缝的流量

〔1〕流经同心圆柱环形间隙的流量如下图可得出流经同心圆柱环形间隙的流量为Q=v·A=(Δp/12μl)δ2πd·δ=(πdδ3/12μl)Δp上式即为通过同心圆环间隙的流量公式。它说明了流量与Δp和δ3成正比，即间隙稍有增大，就会引起泄漏大量增加。

1、流经圆柱环形间隙的流量在实际工作中，圆柱与孔的配合很难保持同心，往往有一定偏心，偏心量为e，通过此偏心圆柱形间隙的泄漏量可按下式计算:Q=(πdδ3/12μl)Δp(1+1.5ε2)

从上式可知，通过同心圆环形间隙的流量公式只不过是ε=0时偏心园环形间隙流量公式的特例。当完全偏心时e=δ,ε=1,此时Q＝(2.5πdδ3/12μl〕Δp可见，完全偏心时的泄漏量是同心时的2.5倍。〔2〕流经偏心园环形间隙的流量图为一平面缝隙，液压油在压力差Δp作用下自左向右流动。此平面隙缝可以看作是同心圆环形间隙的展开，故可用平面隙缝的宽度b代替同心圆环形间隙流量公式中的d，即得平行平面隙缝的流量公式：

Q=bδ3/12μl·Δp2、流经平面隙缝的流量3、流经平行圆盘间隙的流量图为相距间隙δ很小的二平行圆盘，液流由中心向四周沿径向呈放射形流出。柱塞泵和马达中的滑阀和斜盘之间，喷嘴挡板阀的喷嘴挡板之间以及某些静压支承均属这种结构。其流量可按下式计算：Q=πδ3Δp/6μln(R/r〕R－圆盘的外半径；r－圆盘中心孔半径；μ－油液的动力粘度。Δp－进口压力与出口压力之差。结束在液压系统中，由于某种原因，液体压力在一瞬间会突然升高，产生很高的压力峰值，这种现象称为液压冲击。

§2-5液压冲击液压冲击产生的压力峰值往往比正常工作压力高好几倍，且常伴有噪声和振动，从而损坏液压元件、密封装置、管件等。液压冲击的类型有：1、液流通道迅速关闭或液流迅速换向使液流速度的大小或方向突然变化时，由于液流的惯力引起的液压冲击。2、运动着的工作部件突然制动或换向时，因工作部件的惯性引起的液压冲击。3、某些液压元件动作失灵或不灵敏，使系统压力升高而引起的液压冲击。一、液流通道迅速关闭时的液压冲击二、运动部件制动时产生的液压冲击

一、液流通道迅速关闭时的液压冲击(水锤现象〕如下图，液体自一具有固定液面的压力容器沿长度为l，直径为d的管道经出口处的阀门以速度v0流出。诺将阀门突然关闭，此时紧靠阀门口B处的一层液体停止流动，压力升高p。其后液体也依次停止流动，动能形成压力波,并以速度c向A传播。此后B处压力降低p，形成压力降波，并向A传播。而后当A处先恢复初始压力，压力波又传向B。那么如此循环使液流振荡。振荡终因摩擦损失而停止。让我们计算阀门关闭时的最大压力升高值p。设管路断面积为A1，管长为l，压力波从B传到A的时间为t，液体密度为，管中的起始流速为v0，那么有：p=v0.1/t=cv0式中c=1/t为压力波传播速度。如阀门不是完全关闭，而是使流速从v0降到v1那么有：p=c(v0-vt)=cv当阀门关闭时间t<T=21/c时称为完全冲击，上两式适用于完全冲击。当t>T=21/c时称为不完全冲击，此时压力峰值比完全冲击时低。〔1〕使完全冲击改变为不完全冲击〔2〕限制管中油液的流速〔3〕用橡胶软管或在冲击源处设置蓄能器，以吸收液压冲击的能量。〔4)在容易出现液压冲击的地方，安装限制压力升高的平安阀。可采取以下措施来减少液压冲击：二、运动部件制动时产生的液压冲击

如下图，活塞以速度v0向左运动，活塞和负载总质量为M。当换向阀突然关闭进出油口通道，油液被封闭在两腔之中，由于运动部件的惯性，活塞将继续运动一段距离后才停止，使液压缸左腔油液受到压缩，从而引起液体压力急剧增加。此时运动部件的动能为回油腔中油液所形成的液体弹簧所吸收。如果不考虑损失，可认为运动部件的动能与回油腔中油液所形成的液体弹簧吸收的能量相等，经推演可得到压力峰值的近似表达式为：Δp=〔MK/V〕1/2.V0K－油液的体积弹性模量；V－回油腔体积；V0－运动部件初始速度；M－运动部件总质量。由上式可见，运动部件质量越大，初始速度越大，制动时产生的冲击压力也越大。结束

第三章液压泵和液压马达液压泵和液压马达的工作原理齿轮泵和齿轮马达叶片泵和叶片式马达柱塞泵和柱塞式液压马达§3-1液压泵和液压马达的根本工作原理泵的分类马达的分类一、液压泵的根本工作原理图中为单柱塞泵的工作原理。凸轮由电动机带动旋转。当凸轮推动柱塞向上运动时，柱塞和缸体形成的密封体积减小，油液从密封体积中挤出，经单向阀排到需要的地方去。当凸轮旋转至曲线的下降部位时，弹簧迫使柱塞向下，形成一定真空度，油箱中的油液在大气压力的作用下进入密封容积。凸轮使柱塞不断地升降，密封容积周期性地减小和增大，泵就不断吸油和排油。〔1〕容积式泵必定有一个或假设干个周期变化的密封容积。密封容积变小使油液被挤出，密封容积变大时形成一定真空度，油液通过吸油管被吸入。密封容积的变换量以及变化频率决定泵的流量。〔2〕适宜的配流装置。不同形式泵的配流装置虽然结构形式不同，但所起作用相同，并且在容积式泵中是必不可少的。容积式泵排油的压力决定于排油管道中油液所受到的负载。容积式液压泵的共同工作原理如下：二、液压泵的主要性能参数

泵的流量是指泵在单位时间内排出液流的体积。其有理论流量和实际流量之分。泵的理论流量QT=qn，对于前图所示单柱塞泵，有q=d2H/4,那么QT=d2Hn/4。泵的实际流量Q=QT-ΔQΔQ是泵的泄露流量。泵的实际流量和理论流量之比称为容积效率，即：PV=Q/QT=(QT-ΔQ)/QT=1-ΔQ/QT

且Q=QT·PV1、流量和容积效率工作压力是指泵的输出压力，其数值决定于外负载。如果负载是串联的，泵的工作压力是这些负载压力之和；如果负载是并联的，那么泵的工作压力决定于并联负载中最小的负载压力。额定压力是指根据实验结果而推荐的可连续使用的最高压力，他反映了泵的能力〔一般为泵铭牌上所标的压力〕。在额定压力下运行时，泵有足够的流量输出，并且能保证较高的效率和寿命。最高压力比额定压力稍高，可看作是泵的能力极限。一般不希望泵长期在最高压力下运行。2、压力

泵的理论功率为pQT。输入功率2πMTn。不考虑损失，根据能量守恒，有pQT=2πMTn。p—泵的出口压力；MT—驱动泵所需理论扭矩。将QT=nq代入上式，消去n得MT=pq/2π.

总效率p为泵的实际输出功率pQ与实际驱动泵所需的功率2πMPn之比，即P=pQ/2πMPnMP—驱动泵所需实际扭矩。将Q=QTPv及QT=nq代入上式得：ηP=pq.Pv/2πMp又因为泵的机械效率ηPm=pq/2πMP

故总功率可表示为：P=Pm.PV3、功率、机械效率和总效率设定马达的排量为q，转速为n，泄露量ΔQ那么流量Q为：Q=nq+ΔQ容积效率mv=理论流量/实际流量=nq/Q=nq/(nq+ΔQ)或n=(Q/q)·mv可见，q和是mv决定液压马达转速的主要参数。三、液压马达的主要性能参数1、流量、排量和转速2、扭矩理论输出扭矩MT=pq/2π

实际输出扭矩MM=MT-ΔM因机械效率Mm=MM/MT=1-ΔM/MT故MM=MT.Mm=(pq/2π).Mm可见液压马达的排量q是决定其输出扭矩的主要参数。有时采用液压马达得每弧度排量DM=q/2π来代替其每转排量q作为主要参数，这样有：

=2πn=Q.mv/DM及MM=pDMMm

液压马达总功率：ηM=2πMMn/pQ=mvMm可见，容积效率和机械效率是液压泵和马达的重要性能指标。因总功率为它们二者的乘积，故液压传动系统效率低下。总功率过低将使能耗增加并因此引起系统发热，因此提高泵和马达的效率有其重要意义。3、总功率

按结构分：柱塞式、叶片式和齿轮式按排量分：定量和变量按调节方式分：手动式和自动式，自动式又分限压式、恒功率式、恒压式和恒流式等。按自吸能力分：自吸式合非自吸式四、液压泵和液压马达的类型液压泵和液压马达的图形符号结束§3-2齿轮泵和齿轮马达一、概述二、外啮合齿轮泵工作原理三、外啮合齿轮泵的几个问题四、内啮合齿轮泵五、齿轮马达

齿轮泵是液压泵中结构最简单的一种泵，它的抗污染能力强，价格最廉价。但一般齿轮泵容积效率较低，轴承上不平衡力大，工作压力不高。齿轮泵的另一个重要缺点是流量脉动大，运行时噪声水平较高，在高压下运行时尤为突出。齿轮泵主要用于低压或噪声水平限制不严的场合。一般机械的润滑泵以及非自吸式泵的辅助泵都采用齿轮泵。从结构上看齿轮泵可分为外啮合和内啮合两类，其中以外啮合齿轮泵应用更广泛。一、概述二、外啮合齿轮泵工作原理外啮合齿轮泵由一对完全相同的齿轮啮合，由于>1，产生上下体积变化，这就形成了吸油区和压油区。同时在啮合过程中啮合点沿啮合线移动，把这两区分开，起配流作用。吸油压油图为外啮合齿轮泵实物结构下面分析一下泵的排量。泵每转一周把两个齿轮上齿谷中的存油排出。如果泵中采用标准齿轮，并取齿谷的容积等于齿部的体积，那么齿轮每转一周排出的体积可近似等于外径为(mZ+2m)，内径为〔mZ-2m)，厚度为B的圆环体积，即q=/4[(mZ+2m)2-(mZ-2m)2]B=2m2ZB由于齿谷的体积大于齿部，实际几何排量还要大一些，故以3.33代替上式中的较接近实际情况。得q=6.66m2ZB即泵的实际流量为：Q=6.66m2ZBPV.n3、困油三、外啮合齿轮泵的几个问题1、泄漏2、径向力四、内啮合齿轮泵如下图为摆线泵工作原理图。内转子1为齿轮，有6个齿。外转子2为内齿轮，有7个齿。内外转子的偏心距为e。当内转子绕中心01旋转时外转子绕02同时旋转，内外转子能自动形成几个独立的密封容积，摆线泵按图示方向旋转时，右半局部的封闭容积增大，形成局部真空,并通过配油窗口B从油箱吸油(b图)。当转子转到图c位置时,封闭容积为最大。在图d，油从A输出。图示为内啮合齿轮泵结构图。摆线泵由于采用摆线，又是内啮合，因此与同排量的其它液压泵比较，结构更为简单，紧凑。泵的轴向配油，配油窗口很大，吸排油很充分。内啮合的一对转子同向旋转，并且只相差一个齿，两转子齿部处的相对滑动速度很小，所以运动平稳，噪声小寿命长。摆线泵的缺点是转子齿数少，流量脉动大，在高压低速的情况下，容积效率较低。图中为内啮合齿轮泵实物结构五、齿轮马达

1、齿轮马达的工作原理图为外啮合齿轮马达的工作原理图。图中P点为两齿轮的啮合点，当压力油进入齿轮马达时,压力油分别作用在个齿面上。由图可知，在两个齿轮上各有一个使其产生转矩的作用力，两齿轮便按图示方向旋转，齿轮马达输出轴上也就输出旋转力矩。齿轮马达和齿轮泵在结构上的主要区别如下：〔1〕齿轮泵一般只需一个方向旋转，为了减小径向不平衡液压力，因此吸油口大，排油口小。而齿轮马达那么需正、反两个方向旋转，因此进油口大小相等。〔2〕齿轮马达的内泄漏不能像齿轮泵那样直接引到低压腔去，而必须单独的泄漏通道引到壳体外去。因为马达低压腔有一定背压，如果泄漏油直接引到低压腔，所有与泄漏通道相连接的局部都按回油压力承受油压力，这可能使轴端密封失效。2、结构特点〔3〕为了减少马达的启动摩擦扭矩，并降低最低稳定转速，一般采用滚针轴承和其他改善轴承润滑冷却条件等措施。齿轮马达具有体积小，重量轻，结构简单，工艺性好，对污染不敏感，耐冲击，惯性小等优点。因此，在矿山、工程机械及农业机械上广泛使用。但由于压力油作用在液压马达齿轮上的作用面积小，所以输出转矩较小，一般都用于高转速低转矩的情况下。结束

§3-3叶片泵和叶片式马达一、双作用叶片泵叶片泵有两类：双作用和单作用叶片泵，双作用叶片泵是定量泵，单作用泵往往做成变量泵。而马达只有双作用式。二、双作用叶片式液压马达三、单作用叶片泵

1、结构和工作原理一、双作用叶片泵图中为双作用叶片泵结构。它主要由壳体1、7，转子3，定子4，叶片5，配流盘2、6和主轴9等组成。图中为泵的转子和定子实物双作用叶片泵工作原理可由以下图说明。当转子3和叶片5一起按图示方向旋转时，由于离心力的作用，叶片紧贴在定子4的内外表，把定子内外表、转子外外表和两个配流盘形成的空间分割成八块密封容积。随着转子的旋转，每一块密封容积会周期性地变大和缩小。一转内密封容积变化两个循环。所以密封容积每转内吸油、压油两次，称为双作用泵。双作用使流量增加一倍，流量也相应增加。2.流量先计算处于大半径r1处的叶片a在旋转时排出流量Qa。微小面积dA以速度v运动时排出的流量为dQ。那么Qa=dQ=r0r1Brdr=(B/2).(r12-r02)式中B—叶片宽度；—转子的角速度；r0—转子的外半径。同样，处于小半径r2处叶片b在旋转时吸入的流量为：Qb=r0r2Brdr=(B/2).(r22-r02)从配流窗口II排出的流量为:QII=Qa-Qb=(B/2).(r12-r22)由于此时配流窗口IV也有油液排除，故泵的总流量为：QT=2QII=B(r12-r22)=2Bn(r12-r22)3、结构上的假设干特点〔1〕保持叶片与定子内外表接触转子旋转时保证叶片与定子内外表接触时泵正常工作的必要条件。前文已指出叶片靠旋转时离心甩出，但在压油区叶片顶部有压力油作用，只靠离心力不能保证叶片与定子可靠接触。为此，将压力油也通至叶片底部。但这样做在吸油区时叶片对定子的压力又嫌过大，使定子吸油区过渡曲线部位磨损严重。减少叶片厚度可减少叶片底部的作用力，但受到叶片强度的限制，叶片不能过薄。这往往成为提高叶片泵工作压力的障碍。在高压叶片泵中采用各种结构来减小叶片对定子的作用力。〔2〕端面间隙为了使转子和叶片能自由旋转，它们与配油盘二端面间应保持一定间隙。但间隙也不能过大，过大时将使泵的内泄漏增加，泵容积效率降低。一般中、小规格的泵其端面间隙为0.02~0.04mm。〔3〕定子曲线这里指的是连接四段圆弧的过渡曲线。较早期的泵采用阿基米德螺线。即=r2+a及=r1-a采用阿基米德螺线时，叶片径向速度不变，不会引起泵流量脉动。〔4〕叶片倾角从前图中可看出叶片顶部顺转子旋转方向转过一角度。很明显，叶片顶部与定子曲线间是滑动摩擦。在压油区，叶片依靠定子内外表迫使叶片沿叶片槽向里运动，其作用与凸轮相似，叶片与定子内外表接触时有一定压力角。4、类型前图所示叶片泵额定压力6.3MPa，转速有1000~1500r/min，流量有6~100r/min多种规格，容积效率90%左右，主要用于机床。二、双作用叶片式液压马达1、工作原理双作用叶片式液压马达的工作原理可用以下图说明。图中当压力油进入后，叶片1、3、5、7一侧受到压力油的作用，另一侧通回油。而叶片2、4、6、8的两侧压力相同。当压力作用在叶片上时，产生的扭矩为dM=r.pdA=pBrdr根据右图，作用在轴上的总理论扭矩Mt为：MT=2r2r1pBrdr=pB(r12-r22)〔1〕叶片底部有弹簧，保证在初始条件下叶片贴近内外表，形成密封容积；〔2)泵壳内含有两个单向阀。进、回油腔的压力经单向阀选择后再进叶片底部〔如以下图〕。〔3〕叶片槽是径向的。这是因为液压马达都要旋转之故。与泵相比具有以下几个特点：三、单作用叶片泵

1、工作原理单作用叶片泵工作原理见以下图。由图可看出，与双作用泵的主要差异在于它的定子是一个与转子偏心放置的圆环。转子每一转，转子、定子叶片和配流盘形成的密封容积只变换一次，所以配流盘上只需要一个配流窗口。单作用叶片泵结构如图泵的转子K及其轴承上会受到不平衡的液压力，大小为:

P=pBD式中P—转子受到的不平衡液压力；p—泵的工作压力；B—定子的宽度；D—定子内直径。计算泵的几何排量为：q=B[(R+e)2-(R-e)2]=4BRe=2Bde理论流量为：QT=2Bde式中

R—定子内半径；e—定子与转子的偏心量；2、限压式变量叶片泵左图中表示限压式变量叶片泵的原理，右图为其特性曲线。泵的输出压力作用在定子右侧的活塞1上。当压力作用在活塞上的力不超过弹簧2的预紧力时，泵的输出流量根本不变。当泵的工作压力增加，作用于活塞上的力超过弹簧的预紧力时，定子向左移动，偏心量减小，泵的输出流量减小。当泵压力到达某一数值时，偏心量接近零，泵没有流量输出。以下图是限压变量泵的实际结构。图中定子上半部为压油区，作用在定子内部的液体压力使定子向上并通过滑块2使之与滚针导轨1靠紧，使定子移动灵活。螺钉11用以调节限压式变量泵的起控压力。螺钉8用以限制定子的最大偏心量，即泵的空载流量。此泵的结构有以下两点值得注意：〔1〕叶片底部油液是自动切换的。即当叶片在压油区时，其底部通压力油；在吸油区时那么与吸油腔相通。所以叶片上、下的液压力是平衡的，有利于减少叶片与定子间的磨损。〔2〕叶片也有一倾角，但倾斜方向正好与双作用泵相反。此种泵中，叶片上下液压力是平衡的，叶片的向外运动主要依靠其旋转时所受到的惯性力。上诉泵的额定压力为6.3MPa，主要用于机床和压力机。结束

§3-4柱塞泵和柱塞式马达在第一节所述单柱塞泵中，凸轮使泵在半周内吸油，半周内排油。因此泵排出的流量是脉动的，它所驱动的液压缸或液压马达的运动速度是不均匀的。所以无论是泵或马达总是做成多柱塞的。常用的多柱塞泵有轴向式和径向式两大类。一、轴向柱塞泵二、轴向柱塞式液压马达三、径向柱塞泵和马达1、直轴式轴向柱塞泵原理一、轴向柱塞泵图为该泵的工作原理。图中斜盘1和配流盘4固定不转，电机带动轴5、缸体2以及缸体内柱塞3一起旋转。柱塞尾有弹簧，使其球头与斜盘保持接触。配流盘由于存在困油问题，为减少困油，因此在配油盘的槽I、II的起始点开上条小三角槽，且在二配流槽的两端都开有小三角槽。见以下图：2、流量轴向柱塞泵的几何排量q=(πd2/4)DZtgγ平均理论流量为QT=(πd2/4)DZntgγ式中

d—柱塞直径；D—柱塞在缸体上的分布直径；Z—柱塞数；n—轴的转速；γ—斜盘倾斜角度。从上式看出：泵的流量及每转排量可通过改变斜盘倾角γ而改变，所以轴向柱塞泵可很方便地做成变量泵。3、直轴式柱塞泵的结构和变量机构图示是一手动变量直轴式柱塞泵结构。它由泵主体和变量机构两局部组成。动力由轴8传入，带动缸体5连同其中的柱塞9旋转。缸体旋转时，斜盘的斜面通过滑靴迫使柱塞向里运动，只要改变斜盘倾角就可改变泵的流量。以以下图为柱塞泵的结构图为了节约能量，希望泵的流量能自动改变。常用的自动变量泵有恒功率式、恒压力式和恒流量式等。图中为实现恒功率控制的压力补偿变量机构，以此机构代替上图手顶变量泵左端的手动变量机构，就成为恒功率变量泵。图中滑阀5和活塞6那么形成一个液压伺服机构。液压伺服机构的工作原理可用以下图说明。活塞6是差动活塞，g腔的面积为d腔的二倍。泵的压力油经单向阀进入d腔，故d腔始终与压力油相通。阀芯相对阀套处于中间位置时，活塞不运动。当阀芯向下偏离中位时，g腔与d腔接通。由于g腔活塞面积较大，活塞向下运动。当活塞向下运动的距离与阀芯偏离中位的距离相等时，活塞停止运动；当阀芯向上偏离中位时，g腔与回油相通，活塞向上运动，当行至与前情况相同时停止。示：其中AG’为斜盘倾角最大时，泵的最大流量。而GF’那么表示当泵压力升高，斜盘倾角减小，泵流量减少。当泵压力进一步升高时，流量按图中F’E’线改变。最后倾角不再变化，那么流量不再变化，如图中E’D’线。因此，泵的输出流量根据使用压力自动按折线G’F’E’D’变化。折线G’F’E’D’与等功率线HK接近。泵的流量压力特性可在图中阴影的范围内调节。如果使变量机构的两个弹簧中只有弹簧4起作用，那么其变量特性如图中AB线所示。上述泵又称为恒功率变量泵，其特性如以下图所图中为另一种直轴式轴向柱塞泵的实际结构。缸体上不再采用大型滚柱轴承，而是将轴支承在两端轴承上，因此要求轴具有较高的刚度。此外，其变量机械配置在与轴平行的轴线上，变量柱塞作用点离开斜盘的旋转中心较远，变量所需力可以较小些。泵轴另一端(图中右端)必要时也可伸出泵体外，这时就称为通轴泵。这泵可做成各种变量式，图为恒压式变量泵。4、斜轴式轴向柱塞泵由图可见其缸体的中心线与传动主轴成一角度，故此泵称为斜轴泵。图中为斜轴式轴向柱塞泵外形上述泵是恒变量泵，恒压变量机构的原理见以下图。活塞9的面积为活塞16的一半。活塞9的油腔直接和泵的输出相通。而活塞16的油腔和控制阀套12的沉割槽相通，活塞16所受压力的大小由阀芯13的位移来控制，阀芯13的台肩宽度稍小于阀套沉割槽的宽度。当阀芯处于图示中位时，a、b处形成两个同样大小的开口，其阻力相等。当阀芯13向上时，a处阻力增大，b处减小，活塞9推动拔销11向下，使缸体摆角增加，泵排量增加；当阀芯向