液压与气压传动-第二章

液压与气压传动-第二章第一页，共59页。第二页，共59页。关键词

液压动力元件；工作原理；性能参数；齿轮泵；叶片泵；柱塞泵；螺杆泵；选用。第三页，共59页。实例应用液压泵俗称油泵，是液压系统中的动力元件。它是将电动机或其他原动机输出的机械能转换成液压能的能量转换装置，其作用是给液压系统提供足够的压力油以驱动系统工作。如图2-1所示为液压泵站，其电动机带动油泵旋转，油泵从油箱中吸油后将油压出，将电动机的机械能转化为液压油的压力能，经液压控制阀再通过外接管路传输到液压执行元件（油缸或油马达）中，从而控制了执行元件的运动方向的变换、力量的大小及速度的快慢，推动各种液压机械做功。图2-1液压泵站第四页，共59页。一、

液压泵的工作原理知识链接心脏是怎样工作的每个人的胸腔里，都有一台生命的发动机——心脏。心脏和与它相连的大血管组成一个密闭的管道网——血液循环系统。在这个系统中，心脏处于关键地位，它是推动血液流动的动力站。心脏通过每分钟收缩60～90次来完成血液的输送。心脏是一个不停跳动的肌肉泵，每年总共要跳动4200万次左右。它就是利用液压传动的原理，将血液输送到身体各部，从而实现血液循环和新陈代谢。第一节液压泵的工作原理及类型第五页，共59页。第一节液压泵的工作原理及类型如图2-2所示为液压泵的工作原理图。图中，柱塞2装在泵体3中，形成一密封容积a。柱塞在弹簧4的作用下始终压紧在偏心轮1上。当原动机驱动偏心轮旋转时，柱塞就在缸体中作左右往复运动，使得密封工作腔a的容积大小随之发生周期性的变化。当柱塞外伸，密封腔a的容积由小变大，局部形成真空，油箱中的油液在大气压力的作用下，经吸油管路，顶开吸油单向阀6中的钢球进入a腔而实现吸油，此时单向阀5在系统管道油液压力作用下关闭；反之，当柱塞被偏心轮压进泵体时，密封腔a的容积由大变小，a腔中的油液将顶开排油单向阀5流入系统而实现压油，此时单向阀6关闭。1—偏心轮；2—柱塞；3—泵体；4—弹簧；5，6—单向阀图2-2液压泵的工作原理图第六页，共59页。第一节液压泵的工作原理及类型

原动机驱动偏心轮连续回转，吸油、压油过程循环进行，从而将电动机或其他原动机输入的机械能转换成油液的压力能，实现了能量的转换。由上述分析可知，液压泵要实现吸油、压油的工作过程，必须具备下列条件。①应具有一个或若干个密封容积。②密封容积的大小能交替变化。泵的输油量和密封容积变化的大小及单位时间内变化的次数（变化频率）成正比。③具有相应的配流机构将吸油腔和压油腔隔开，从而使吸油、压油过程能各自独立完成。④吸油过程中，油箱必须和大气相通。这是实现吸油的必要条件。这种依靠密封容积的变化来实现吸油和压油的液压泵称为容积（式）液压泵，简称容积泵。目前，液压传动中的油泵一般均采用容积泵。第七页，共59页。液压泵的种类很多，按照结构的不同，可分为齿轮泵、叶片泵、柱塞泵和螺杆泵等；按其输油方向能否改变可分为单向泵和双向泵；按其输出的流量能否调节可分为定量泵和变量泵；按其额定压力的高低可分为低压泵、中压泵和高压泵等。如图2-3所示为液压泵的图形符号。第一节液压泵的工作原理及类型二、

液压泵的类型和图形符号（a）单向定量泵

（b）单向变量泵

（c）双向定量泵

（d）双向变量泵

图2-3液压泵的图形符号第八页，共59页。第二节液压泵的性能参数

液压泵的性能参数主要有压力、排量、流量、功率和效率。一、

液压泵的压力1额定压力在正常工作条件下，按试验标准规定连续运转所允许的最高压力，称为额定压力。额定压力值与液压泵的结构及其零部件的强度、工作寿命和容积效率有关。在液压系统中，安全阀的调定压力要小于泵的额定压力。铭牌标注的就是额定压力。由于液压传动的用途不同，液压系统所需要的压力也不同，为了便于液压元件的设计、生产和使用，将压力分为几个等级，如表2-1所示。表2-1压力等级压力等级低压中压中高压高压超高压压力/MPa≤2.5＞2.5～8＞8～16＞16～31.5＞31.5第九页，共59页。第二节液压泵的性能参数2最高允许压力

在超过额定压力的条件下，根据试验标准规定，允许液压泵短暂运行的最高压力值，称为液压泵的最高允许压力。3工作压力液压泵在实际工作时的输出压力，即液压泵出口的压力，称为工作压力。工作压力取决于外负载的大小和排油管路上的压力损失，而与液压泵的流量无关。想一想若用32MPa额定压力的高压泵给液压系统供油，只要液压泵一启动起来就会输出32MPa的高压油，对吗？第十页，共59页。第二节液压泵的性能参数二、

液压泵的排量及流量1排量V在不考虑泄漏的情况下，液压泵轴每转一周所排出的液体的体积称为液压泵的排量。排量可以调节的液压泵称为变量泵，排量不可以调节的液压泵称为定量泵。2理论流量q

在不考虑泄漏的情况下，液压泵在单位时间内所排出的液体的体积，称为理论流量。显然，如果液压泵的排量V为，其主轴转速为n，则该液压泵的理论流量qt为

（2-1）式中，V

——液压泵排量；

n——液压泵转速（r/min）。第十一页，共59页。第二节液压泵的性能参数3额定流量qn

液压泵在正常工作条件下，按试验标准规定（如在额定压力和额定转速下）必须保证的流量，称为额定流量。4实际流量q液压泵在某一具体工况下，单位时间内所排出的液体体积称为实际流量。实际流量低于理论流量，其差值

为液压泵的泄漏量。第十二页，共59页。第二节液压泵的性能参数1输入功率Pi三、

液压泵的功率原动机的输出功率是液压泵的输入功率，即实际驱动泵轴旋转所需的机械功率，其计算公式为

（2-2）式中，Ti

——驱动泵轴旋转所需的转矩。第十三页，共59页。第二节液压泵的性能参数2输出功率Po

液压泵在工作过程中的实际吸、压油口间的压力差和输出流量q的乘积称为液压泵的输出功率，即

（2-3）式中，

——液压泵吸、压油口之间的压力差（N/m2

）；q——液压泵的输出流量（m3/s）；P0——液压泵的输出功率（w）。在工程实际中，若液压泵吸、压油口的压力差的计量单位用MPa表示，输出流量

P用L/min表示，则液压泵的输出功率

可表示为（2-4）

在实际的计算中，若油箱与大气相通，液压泵吸、压油口的压力差

往往用液压泵出口压力

代替。第十四页，共59页。第二节液压泵的性能参数3理论功率Pt

如果液压泵在能量转换过程中没有能量损失，则输入功率与输出功率相等，即为理论功率Pt，用表示，即

（2-5）式中，Tt

——液压泵的理论转矩。第十五页，共59页。第二节液压泵的性能参数1机械效率𝜂m四、

液压泵的效率实际上，液压泵在能量转换过程中是有损失的，因此输出功率小于输入功率，两者之差，即为功率损失。液压泵的功率损失有机械损失和容积损失两种，因摩擦而产生的损失是机械损失，因泄漏而产生的损失是容积损失。功率损失用效率来描述。液体在泵内流动时，液体黏性会引起转矩损失，泵内零件相对运动时，机械摩擦也会引起转矩损失。机械效率𝜂m是泵所需要的理论转矩Tt与输入转矩Ti之比，即

（2-6）第十六页，共59页。第二节液压泵的性能参数2容积效率𝜂v在转速一定的条件下，液压泵的输出功率与理论功率之比，或者液压泵的实际流量与理论流量之比，定义为泵的容积效率，即

（2-7）式中，——液压泵的泄漏量。在液压泵结构、几何尺寸确定后，泄漏量的大小主要取决于泵的出口压力，与液压泵的转速（对定量泵）或排量（对变量泵）无多大关系。因此液压泵在低转速或小排量下工作时，其容积效率将会很低，以致无法正常工作。第十七页，共59页。第二节液压泵的性能参数3总效率𝜼液压泵的输出功率与输入功率之比，即

（2-8）

液压泵的总效率𝜂在数值上等于容积效率和机械效率的乘积。液压泵的总效率、容积效率和机械效率可以通过实验测得。第十八页，共59页。第二节液压泵的性能参数已知中高压齿轮泵CBG2040的排量为40.6mL/r，该泵在1450r/min转速、10MPa压力工况下工作，泵的容积效率，总效率，求驱动该泵所需电动机的功率

Pi和泵的输出功率

P0？例2.1

解：（1）求泵的输出功率P0液压泵的实际输出流量q则液压泵的输出功率为（2）求电动机的功率Pi

电动机功率即泵的输入功率为

查电动机手册，应选配功率为11kW的电动机。第十九页，共59页。第三节齿轮泵齿轮泵的主要特点是结构简单、体积小、质量轻，转速高且范围大，自吸性能好，工作可靠，对油液污染不敏感，维护方便和价格低廉等。在一般液压传动系统，特别是工程机械上应用较为广泛。其主要缺点是流量脉动和压力脉动较大，泄漏损失大，容积效率较低，噪声较严重，容易发热，排量不可调节，它一般做成定量泵，故应用范围受到一定限制。齿轮泵按结构不同分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵两种，常用的为外啮合齿轮泵。第二十页，共59页。如图2-4所示为外啮合齿轮泵的工作原理图。外啮合齿轮泵主要由一对几何参数完全相同的主、从动齿轮，传动轴，泵体，前、后泵盖等零件组成。由于齿轮两端面与泵盖的间隙及齿轮的齿顶与泵体内表面的间隙都很小，因此，一对啮合的轮齿，将泵体，前、后泵盖和齿轮包围的密封容积分隔成左、右两个密封工作腔。第三节齿轮泵一、

齿轮泵的工作原理l—壳体；2—主动齿轮；3—从动齿轮图2-4外啮合齿轮泵工作原理图第二十一页，共59页。当原动机带动齿轮如图示方向旋转时，右侧的轮齿不断退出啮合，而左侧的轮齿不断进入啮合，因啮合点的啮合半径小于齿顶圆半径，右侧退出啮合的轮齿露出齿间，其密封工作腔容积逐渐增大，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密封油腔——吸油腔。随着齿轮的转动，吸入的油液被齿间转移到左侧的密封工作腔。左侧进入啮合的轮齿使密封油腔——压油腔容积逐渐减小，把齿间油液挤出，从压油口输出，压入液压系统。这就是齿轮泵的吸油和压油过程。齿轮连续旋转，泵连续不断地吸油和压油。齿轮啮合点处的齿面接触线将吸油腔和压油腔分开，起到了配油（配流）作用，因此不需要单独设置配油装置，这种配油方式称为直接配油。第三节齿轮泵第二十二页，共59页。第三节齿轮泵二、

齿轮泵的排量计算外啮合齿轮泵的排量是主、从动轮齿的齿间槽容积的总合。如果近似地认为齿间槽的容积等于轮齿的体积，那么外啮合齿轮泵的排量计算公式为（2-9）式中，D——齿轮节圆直径；h

——齿轮扣除顶隙部分的有效齿高，h=2m；

B

——齿轮齿宽；

Z

——齿轮齿数；

m

——齿轮模数。但实际上齿间槽的容积比轮齿的体积稍大些，所以排量通常按下式计算

（2-10）则实际流量为

（2-11）第二十三页，共59页。第三节齿轮泵三、

外啮合齿轮泵的结构特点分析1泄漏问题液压泵中构成密封工作容积的零件要做相对运动，因此存在间隙。由于泵吸、压油腔之间存在压力差，其间隙必然产生泄漏。外啮合齿轮泵压油腔的压力油主要通过3条途径泄漏到低压腔。①泵体的内圆表面和齿轮外圆间隙的泄漏。由于齿轮转动方向与泄漏方向相反，且压油腔到吸油腔泄漏通道较长，所以其泄漏量相对较小，占总泄漏量的10%～15%。②两个齿轮的齿面啮合处间隙的泄漏。由于齿形误差会造成沿齿宽方向接触不好而产生间隙，使压油腔与吸油腔之间造成泄漏，这部分泄漏量很少。③齿轮端面和泵体端盖间隙的泄漏。齿轮端面与前后盖之间的端面间隙较大，此端面间隙封油长度又短，所以泄漏量最大，占总泄漏量的70%～75%。由此可知，齿轮泵由于泄漏量较大，导致其额定压力不高，要想提高齿轮泵的额定压力并保证较高的容积效率，首先要减少沿端面间隙的泄漏。第二十四页，共59页。第三节齿轮泵2困油现象为了保证齿轮传动的平稳性，保证吸排油腔严格地隔离及齿轮泵供油的连续性，根据齿轮啮合原理，就要求齿轮的重叠系数ℇ大于1（一般取ℇ=1.05～1.3）。这样在齿轮啮合中，在前一对轮齿退出啮合之前，后一对轮齿已经进入啮合。在两对轮齿同时啮合的时段内，就有一部分油液困在两对轮齿所形成的封闭油腔内，既不与吸油腔相通也不与压油腔相通，这就是困油现象。如图2-5所示，封闭油腔的容积随齿轮的旋转先逐渐减少，后逐渐增大。封闭油腔容积减小时，困在油腔中的油液受到挤压，并从缝隙中挤出而产生很高的压力，使油液发热，轴承负荷增大；而增大时又会造成局部真空，产生空穴现象。这些都将使齿轮泵产生强烈的振动和噪音，影响齿轮泵的工作性能，降低泵的容积效率，缩短使用寿命。图2-5齿轮泵的困油现象第二十五页，共59页。第三节齿轮泵消除困油现象的措施是在齿轮端面两侧板上开卸荷槽。困油区油腔容积增大时，通过卸荷槽与吸油区相连，反之与压油区相连。第二十六页，共59页。第三节齿轮泵3不平衡的径向力在齿轮泵中，由于泵体的内圆表面和齿轮外圆间隙的泄漏，作用在齿轮外圆上的压力是不相等的，如图2-6所示。齿轮周围压力不一致，使齿轮轴受力不平衡。压油腔压力愈高，这个力愈大。

从泵的进油口沿齿顶圆圆周到出油口齿和齿之间的油的压力，从压油口到吸油口按递减规律分布，这些力的合力构成了一个不平衡的径向力。它带来的危害是加重了轴承的负荷，并加速了齿顶与泵体之间磨损，影响泵的寿命。可以采用减小压油口的尺寸、加大齿轮轴和轴承的承载能力、开压力平衡槽、适当增大径向间隙等办法来解决。图2-6齿轮泵径向受力图第二十七页，共59页。第三节齿轮泵内啮合齿轮泵有渐开线齿形和摆线齿形两种结构类型。如图2-7所示为内啮合渐开线齿轮泵的工作原理图。相互啮合的小齿轮1和内齿环2与侧板围成的密封容积，并被月牙板3和齿轮的啮合线分隔成两部分，形成吸油腔a和压油腔b。当传动轴带动小齿轮按图示方向旋转时，内齿轮同向旋转，图中上半部轮齿脱开啮合，密封容积逐渐增大，为吸油腔；下半部轮齿进入啮合，使其密封容积逐渐减小，为压油腔。四、

内啮合齿轮泵

1—小齿轮（主动齿轮）；2—内齿轮；3—月牙板；a—吸油腔；b—压油腔图2-7渐开线内啮合齿轮泵工作原理图

第二十八页，共59页。第三节齿轮泵如图2-8所示为内啮合摆线齿轮泵的工作原理图。在内啮合摆线齿轮泵中，外转子1和内转子2只差一个齿，内转子2为主动轮。内、外转子的轴心线有一偏心e。内、外转子与两侧配油板间形成密封容积，它们的啮合线又将密封容积分为吸油腔a和压油腔b。当内转子按图示方向转动时，左侧密封容积逐渐变大为吸油腔；右侧密封容积逐渐变小为压油腔。1—外转子；2—内转子a—吸油腔；b—压油腔图2-8内啮合摆线齿轮泵工作原理图第二十九页，共59页。第三节齿轮泵内啮合齿轮泵的最大优点是无困油现象，流量脉动较外啮合齿轮泵小，噪声低。当采用轴向和径向间隙补偿措施后，泵的额定压力可达30MPa，容积效率和总效率比较高。缺点是齿形复杂，加工精度要求高，价格较贵。第三十页，共59页。第四节叶片泵叶片泵如图2-9所示，它在机床、船舶、冶金设备中有着广泛的应用。叶片泵具有流量均匀、运转平稳、噪声低、体积小等优点，但对油液的污染较敏感，转速不能太高。

叶片泵按其工作方式可分为单作用式和双作用式两种。单作用式叶片泵压力较低，输出流量可以改变，又称为变量叶片泵或非卸荷式叶片泵，常用于低压和需改变流量的液压系统中；双作用式叶片泵转子压力较高，输出流量不能改变，又称定量叶片泵或卸荷式叶片泵，较单作用式叶片泵使用更为普遍。图2-9叶片泵的实物图第三十一页，共59页。第四节叶片泵如图2-10所示为单作用叶片泵的工作原理图。单作用叶片泵是由转子1、定子2、叶片3、配流盘4和泵体5等零件组成的。定子的内表面为圆柱面，转子与定子不同心，之间有一偏心量e，配流盘只开一个吸油窗口和一个压油窗口。叶片装在转子的叶片槽内，可在槽内灵活地往复滑动。当转子转动时，由于离心力作用，叶片顶部将始终压在定子内圆柱表面上。定子、转子和两侧配流盘间形成密封容积，位于上、下封油区的两个叶片将密封容积分成左右两个工作腔。一、

单作用叶片泵1单作用叶片泵的工作原理1—转子；2—定子；3—叶片；4—配流盘；5—泵体图2-10单作用叶片泵工作原理图第三十二页，共59页。第四节叶片泵当转子按图示方向旋转时，图中右边叶片由于外伸，密封工作腔容积逐渐加大，产生真空，油箱中油液由吸油口经配流盘上吸油口（图中虚线弧形槽）进入该密封工作腔，这便是吸油过程。图中左侧叶片被定子内表面压入叶片槽内，使密封容积逐渐变小，油液经配流盘压油口被压出进入到系统中去，这便是压油过程。在吸油区与压油区之间各有一段封油区将它们相互隔开，当前一个叶片离开封油区时，与之相邻的后一个叶片进入封油区以保证吸油区与压油区始终隔离。在转子每转一周的过程中，每个密封容积参与吸油和压油各一次，所以称为单作用式叶片泵。第三十三页，共59页。第四节叶片泵如图2-11所示为单作用叶片泵排量和流量计算原理简图。设定子半径为R

，转子半径为r，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。当单作用叶片泵的转子每转一转时，每两相邻叶片间的密封容积变化量为

V1

–V2。2单作用叶片泵的排量图2-11单作用叶片泵排量计算简图第三十四页，共59页。第四节叶片泵因叶片数为Z，所以在一转中应当有

个密封容积变化量，即排量

V=(V1-V2

)Z，泵的排量近似表达式为

（2-12）式中，

D——定子直径。显然，改变偏心量e，可以改变单作用叶片泵的排量V

，因此，单作用叶片泵主要用作变量泵。理论分析和实践表明，叶片数越多，流量脉动越小；且奇数叶片的泵比偶数叶片的泵流量脉动小，故单作用叶片泵的叶片均为奇数，一般为13片或15片。第三十五页，共59页。第四节叶片泵1限压式变量叶片泵的工作原理一、

单作用叶片泵

限压式变量叶片泵的排量能随负载的大小自动调节。其控制方式有内反馈和外反馈两种。如图2-12所示为外反馈限压式变量叶片泵工作原理图。转子3的中心是固定的，定子4可以水平左右移动。在左端限压弹簧的作用下，定子被推向右端，使定子和转子间有一个初始偏心量，这是泵最大的偏心量，它决定了泵的最大流量。1—压力调节螺钉；2—叶片；3—转子；4—定子；5—流量调节螺钉；6—反馈柱塞图2-12外反馈限压式变量叶片泵工作原理图第三十六页，共59页。第四节叶片泵当泵的压力增大，pA>FS

时，反馈力克服弹簧力，把定子向左推移，偏心距e减小，流量降低，当压力大到泵内偏心距所产生的流量全部用于补偿泄漏时，泵的输出流量为零，此时，不管外界负载再怎样加大，泵的输出压力不会再升高，这就是限压式变量叶片泵名称的由来。外反馈则表示反馈力是通过柱塞从外面加到定子上的。第三十七页，共59页。第四节叶片泵2限压式变量叶片泵的特性曲线限压变量叶片泵的流量-压力特性曲线如图2-13所示。PB为预先调定的压力，当P<PB时，液压作用力还不能克服调压弹簧的预压紧力，定子对转子的偏心距不变，泵的理论流量不变，但由于供油压力增大时，泄漏量增大，实际流量减小，所以流量曲线为AB

段。当P=PB时，

B为特性曲线的转折点。当

P>PB时，弹簧受压缩，定子偏心距减小，使流量降低，如曲线

BC所示。随着泵工作压力的增大，偏心距减小，理论流量减小，泄漏量增大，当泵的理论流量全部用于补偿泄漏量时，泵实际向外输出的流量等于零，这时定子和转子间维持一个很小的偏心量，这个偏心量不会再继续减小，泵的压力也不会继续升高。这样，泵输出压力也就被限制到最大值Pmax

，如图中C

点所示。图2-13流量-压力特性曲线第三十八页，共59页。第四节叶片泵3特性曲线的调节改变反馈柱塞的初始位置（流量调节螺钉5调定），可以改变初始偏心距

emax的大小，从而改变了泵的最大输出流量，使特性曲线

AB段上下平移；改变压力弹簧的预紧力

Fs的大小（由压力调节螺钉1进行调节），可以改变

PB的大小，使曲线拐点BC

段左右平移；改变压力弹簧的刚度，可以改变BC

的斜率，弹簧刚度增大，

BC段的斜率变小，曲线BC

段趋于平缓。第三十九页，共59页。第四节叶片泵

在执行元件的空行程、非工作阶段，可使限压式变量泵工作在曲线的

AB段，这时泵输出流量最大，系统速度最高，从而提高了系统的效率；在执行元件的工作行程，可使泵工作在曲线的BC

段，这时泵输出较高压力并根据负载大小的变化自动调节输出流量的大小，以适应负载速度的要求。调节反馈柱塞的初始位置，可以满足液压系统对流量大小不同的需要；调节压力弹簧的预紧力，可以适应负载大小不同的需要等。此外，若把调压弹簧拆掉，换上刚性挡块，限压式变量泵就可以作定量泵使用。第四十页，共59页。第四节叶片泵1双作用叶片泵的工作原理三、

双作用定量叶片泵如图2-14所示为双作用叶片泵的工作原理图。双作用叶片泵由定子、转子、叶片、左右配油盘等组成，定子与转子中心重合（同心），定子内表面为近似椭圆柱形。由叶片、定子的内表面、转子的外表面和两侧配油盘间就形成若干个密封容积。转子转动时，叶片在离心力和压力油的作用下，叶片的尖部紧贴在定子内表面上。这样，两个叶片与转子和定子内表面所构成的密封工作容积，先由小到大吸油，再由大到小压油。泵连续转动，不断吸油、压油而连续供油。双作用泵有两个吸油腔，两个压油腔，转子每转一转，吸油、压油两次，故称作双作用，且两对吸、压油腔是对称于转子分布，所以径向液压力平衡，故又称此泵为卸荷（平衡）式叶片泵。图2-14双作用式叶片泵工作原理图第四十一页，共59页。第四节叶片泵2双作用叶片泵的排量图2-15双作用叶片泵流量计算图

如图2-15所示，当不考虑叶片厚度时，双作用叶片泵排量V可以用两叶片间最大容积V1与最小容积V2之差和叶片数Z乘积后再乘以2来计算，即（2-13）式中，B

——叶片的宽度；

R

，r

——定子圆弧段的大、小半径。第四十二页，共59页。第四节叶片泵但实际上叶片都有一定的厚度，叶片所占的空间不起吸油和压油的作用，因此转子每转因叶片所占体积而造成的排量损失为

（2-14）式中，S

——叶片厚度；

Z——叶片数；

θ

——叶片槽相对于径向的倾斜角，一般

，也可能

，即叶片径向放置。因此，考虑叶片厚度和倾斜角的影响，双作用叶片泵的排量V为（2-15）

第四十三页，共59页。第四节叶片泵如果不考虑叶片的厚度，则理论上双作用叶片泵无流量脉动。实际上，由于制造工艺误差，该泵仍存在流量脉动，但其脉动率是各类泵中（除螺杆泵外）最小的。理论分析已证明，叶片数为4的倍数时流量脉动率最小，所以叶片数一般取12或16。此外，从双作用叶片泵的排量及流量公式可以看出，这种泵的排量和流量与定子的宽度和定子的大、小半径之差成比例。在一定范围内改变这两个尺寸，可在外形尺寸保持不变的前提下改变排量和流量，形成不同规格的泵，便于产品的系列化生产。第四十四页，共59页。第五节柱塞泵柱塞泵是通过圆柱形的柱塞在缸体内作往复运动，改变缸体柱塞腔容积而实现吸入和排出液体的。其主要工作构件是柱塞和缸体，它们均是易于加工的圆柱形，容易保证精密的间隙配合，因而能保证在高压（额定压力一般可达32MPa～40MPa）下仍有较高的容积效率（一般在95%左右）。柱塞泵按柱塞的排列与运动方向不同，可分为轴向柱塞泵和径向柱塞泵。其中，轴向柱塞泵的柱塞与传动轴平行或相交成一锐角，径向柱塞泵的柱塞与传动轴垂直。另外，轴向柱塞泵按结构特点不同，可分为斜盘式轴向柱塞泵与斜轴式轴向柱塞泵。第四十五页，共59页。第五节柱塞泵一、

轴向柱塞泵1工作原理

斜盘式轴向柱塞泵的工作原理如图2-16所示。它主要由配流盘6、缸体5、柱塞4、斜盘3和传动轴1等零件组成。柱塞4安装在沿缸体5均布的柱塞孔中，弹簧始终使柱塞4与斜盘3紧密接触，并使缸体5紧压在配流盘6上。配流盘6上两个腰形窗口分别与泵的吸、排油口相通，斜盘3具有一定的倾斜角α。1—传动轴；2—壳体；3—斜盘；4—柱塞；5—缸体；6—配流盘图2-16斜盘式轴向柱塞泵的工作原理第四十六页，共59页。第五节柱塞泵当缸体在传动轴带动下按图示方向旋转时，柱塞在缸体内作往复运动。位于配流盘右边的柱塞向缸体外伸，柱塞底部的密闭容积不断增大，形成局部真空，油液通过配流盘右边吸油口从泵的吸油口吸油；位于配流盘左边的柱塞向缸体内运动，柱塞底部的密闭容积不断减小，油液通过配流盘左边压油口从排油腔向外排油。缸体每旋转一周，每个柱塞往复运动一次，完成一次吸、排油过程。第四十七页，共59页。第五节柱塞泵2排量计算斜盘式轴向柱塞泵的排量计算公式为（2-16）式中，d

——柱塞直径；

D——柱塞在缸体上的分布圆直径；

Z——柱塞数；

α

——斜盘倾角或缸体摆角。显然，改变斜盘倾角α

的大小可以改变排量。若改变斜盘倾角方向就使泵的进出口变换，成为双向变量泵。第四十八页，共59页。第五节柱塞泵知识链接

如图2-17所示为CYl4-1B系列斜盘式轴向柱塞泵，是一种被广泛使用的柱塞泵。该泵由主体结构和变量机构两大部分组成。1—中间泵体；2—内套；3—弹簧；4—钢套；5—缸体；6—配流盘；7—前泵体；

8—传动轴；9—柱塞；10—外套；11—轴承；12—滑履；13—钢珠；14—回程盘；

15—斜盘；16—轴销；17—变量活塞；18—丝杠；19—手轮；20—变量机构壳体图2-17CYl4-1B系列斜盘式轴向柱塞泵第四十九页，共59页。第五节柱塞泵知识链接主体结构部分是由前泵体7、中间泵体1、传动轴8、配流盘6、缸体5、中心弹簧3、柱塞9、滑履12、回程盘14等零件组成。每个柱塞的头部都装有滑履，滑履与柱塞球铰连接；中心弹簧3一方面将缸体压向配流盘6，以保证它们之间的初始密封，另一方面通过回程盘14将滑履12（连同柱塞9）压向斜盘15。当传动轴8通过花键带动缸体5旋转时，柱塞随缸体高速旋转；同时，在中心弹簧、回程盘的作用下，滑履在斜盘面上滑动，迫使柱塞在缸体上的柱塞孔中往复运动，使密封容积发生周期性变化，通过配流盘完成吸油和排油的工作过程。

手动变量机构由斜盘15、轴销16、变量活塞17、丝杠18、手轮19及变量机构壳体20等零件组成。改变排量的方法是旋转手轮19，使变量活塞17上下移动，通过轴销12使斜盘15绕钢珠摆动而改变斜盘倾角

，从而改变柱塞行程实现变量。第五十页，共59页。第五节柱塞泵1工作原理如图2-18所示为径向柱塞泵的外形图，其工作原理如图2-19所示。径向柱塞泵主要由定子1、转子2、配流轴3、衬套4和柱塞5等零件组成。转子上有沿径向均匀分布的孔，孔内放置柱塞，衬套紧配合于转子的内孔中，随转子一起转动；而配流轴是不动的，它把衬套内孔分隔成上、下两个分油室a，b。二、

径向柱塞泵图2-18径向柱塞泵

图2-19径向柱塞泵的工作原理第五十一页，共59页。第五节柱塞泵当转子由电动机带动按图示方向旋转时，柱塞在随转子转动的同时，又在离心力的作用下滑出柱塞孔，头部压紧在定子的内表面上。由于定子和转子之间存在偏心距e，所以当柱塞处于上半周时，向外伸出，转子径向孔内的密封容积逐渐增大，产生局部真空，于是通过配流盘上的轴向孔吸油；当柱塞处于下半周时，定子内表面迫使柱塞滑进孔中，转子径向孔内的密封容积减小，孔内的油液通过油室b和轴向孔排出泵外。转子每转一转，每个柱塞各吸油、压油一次，转子不停旋转，液压泵便不断地吸油和压油。第五十二页，共59页。第五节柱塞泵2流量由于单个柱塞在压油区的行程等于偏心的两倍，径向柱塞泵的实际输出流量计算式为