液压与气压传动(第5版)

液压与气压传动(第5版)绪论第一章液压传动基础知识第二章液压动力元件

第三章液压执行元件第四章液压控制元件第五章液压辅助元件第六章液压基本回路第七章典型液压传动系统第八章液压伺服和电液比例控制技术第九章液压系统的设计与计算总目录第十章气压传动基础知识第十一章气源装置及气动辅助元件第十二章气动执行元件第十三章气动控制元件第十四章气动基本回路第十五章气动程序系统及其设计第十六章气压传动系统实例总目录一.液压与气压传动的研究对象二.液压与气压传动的工作原理三.液压与气压传动系统的组成四.液压与气压传动的优缺点五.液压与气压传动的应用及发展

绪论第一节液压传动的工作介质第二节液体静力学第三节液体动力学第四节定常管流的压力损失计算第五节孔口和缝隙流量第六节空穴现象和液压冲击第一章液压传动基础知识第一节液压传动的工作介质

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Ｖ，质量为ｍ的液体的密度为

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20摄氏度时的密度作为油液的标准密度，以ρ20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种类

ρ20种类ρ20石油基液压油850~900增粘高水基液1003水包油乳化998水—乙二醇液1060油包水乳化液932磷酸酯液1150(kg/m)3压力为p0、体积为V0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

κ，即单位压力变化下的体积相对变化量来表示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。液体体积压缩系数的倒数，称为体积弹性模量Ｋ，简称体积模量。即Ｋ=１/

κ。2．可压缩性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κh，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=A△L求出，即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。3.粘性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。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成正比即式中μ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μ称动力粘度，单位Pa

s（帕秒）。以前沿用的单位为P（泊，dynes/cm）.液体的动力粘度与其密度的比值，成为运动粘度υ，即υ＝μ/ρ，单位m/s。以前沿用的单位为St（斯）2.1Pas=10cP（厘泊）.321m/s=10St=10cSt（厘斯）=10mm/s24662τ为切应力.就物理意义而言，υ不是一个粘度的量，但习惯上常用它来标志液体粘度，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。

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：

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GB/T14039-93《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一遍。

一、液体静压力及其特性二、液体静压力基本方程三、压力的表示方法及单位四、帕斯卡原理五、液体静压力对固体壁面的作用力第二节

液体静力学一、液体静压力及其特性（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ΔA上作用有法向力ΔF，则ΔF/ΔA的极限定义为该点处的静压力，用p表示，即

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

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。二、静力学基本方程（1）静压力基本方程式

在重力作用下的静止液体，其受力情况如图所示则Ａ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ρg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。（2）静压力基本方程式的物理意义

图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ｈ处Ａ点的压力ｐ，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。三、压力的表示方法及单位１．压力的表示方法

压力的表示方法有两种：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上图所示。２．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bar1bar

压力的单位及其它非法定计量单位的换算关系为：

四、帕斯卡原理

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。

图中垂直液压缸、水平液压缸的截面积分别为A1、A2，活塞上作用的负载分别为F1、F2。由于两缸互相连通，构成一个密闭容器，因此按帕斯卡原理，缸内压力到处相等，即p1≈p2，于是如果垂直液压缸的活塞上没有负载，则当略去活塞自重及其他阻力时，不论怎样推动水平液压缸的活塞，也不能在液体中形成压力，这说明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。五、液体静压力对固体壁面的作用力

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。上图a所示，则压力P作用在活塞上的力F为图b和图c作用力为d为承受部分曲面投影圆的直径基本概念液体流动基本方程第三节液体动力学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。一维流动当液体整个作线形流动时称为一维流动，此时要求液流截面上各点的速度矢量完全相同。迹线流动液体的某一质点在某一时间间隔内在空间的运动轨迹。流线流线是流场中这样一些空间曲线，它表示同一瞬时流场中各质点的运动状态。流线上每一质点的速度矢量与流线相切。在定常流动时，流线的形状不随时间变化；在非定常流动时，流线形状是随时间变化的。显然，流线之间不能相交。

流管在流场中给出一条非流线的封闭曲线，沿该封闭曲线上的每一点做流线，由这些流线组成的表面称为流管。

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。一、基本概念流线如图a所示流束如图b所示，定常流动时，流管和流束形状不变。通流截面，如图c的A面和B面，截面上的每点处的流动速度都垂直于这个面。二、

流量连续性方程

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(左图)，两端通流截面面积为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。三、伯努利方程

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。

2.理想液体的伯努利方程理想液体微小流束的伯努利方程3．实际液体总流的伯努利方程把理想液体的伯努利方程修正成实际液体的伯努利方程，修正过程考虑了两点：

1）液体在流动过程中的能量损失；

2）用通流截面的平均流速v取代微元体的流速u。

或对流线上任意两点且两边除以g可得上式表明理想液体作定常流动时，液流中任意截面处液体的总比能由比压能（p/ρg）﹑比位能（z）与比动能（u/2g）组成（且均为长度纲量，因此从几何意义上讲可分别称为压力水头﹑位置水头和速度水头），三者之间可互相转化，但总和为一定值。2

实际液体是有粘性的，因此流动中粘性摩擦力会消耗一部分能量。同时，管道形状的变化会使液体产生扰动，也要消耗能量。这些能量最终变成热量损失掉了。考虑到这部分能量损失，应该在伯努利方程中加入修正项hw。

用通流截面的平均流速v取代微元体的流速u也有个修正问题。为此引进动能修正系数α，它等于单位时间内某截面处的实际动能与按平均流速计算的动能之比，即引入能量损失hw和动能修正系数α后，实际液体的伯努利方程为式中，α1、α2分别为截面A1、A2上的动能修正系数，是液体从截面1流到截面2损耗的能量。它们可由实验求出。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Ａ1流到截面Ａ2过程中的能量损耗。

（1）z和p是指截面的同一点上的两个参数，至于Ａ1、Ａ2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p一般等于Pa，v=0。

（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，α=2层流时，α≈1紊流时。因为在推导伯努利方程过程中逐次加入了限制条件。因此

四、动量方程

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，β=1，液流流速较低且分布不均匀(层流)时，β=1.33。第四节

定常管流的压力损失计算

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．层流和湍流

流体在流动时，通过雷诺实验，可以看到左图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a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，还存在着剧烈的横向运动，此种流动状态称为紊流，如图d所示；图b中色线开始折断，表明层流开始破坏，图c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，液体在圆管中的流动状态不仅与管内的平均流速v有关，还和管径d、液体的运动粘度ν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，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。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)χ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α和动量修正系数β也与液体的流动状态有关。层流时，α=2，β=4/3；紊流时，α=β=1。二、液体在直管中流动时的压力损失

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液体在等径水平直管中的层流流动如图所示。

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

因此，圆管通流截面上的平均流速为

积分上式可得由此可见，液体在圆管中作层流流动时，其中心处的最大流速为平均流速的两倍，即umax=2v。3.沿程压力损失2.圆管中的流量沿程压力损失为所以式中λ为沿程阻力系数，理论值为64/Re，液压油在金属管中作层流流动时，常取75/Re，在橡胶管中取80/Re。（二）湍流时的沿程压力损失

湍流时计算沿程压力损失的公式在形式上与上式相同。不同的是此时的λ不仅与雷诺数有关，还与管壁的粗糙度有关，即λ=f(Re，Δ/d）。绝对粗糙度Δ与管径d的比值Δ/d称为相对粗糙度。具体的λ

值见下表：

三、局部压力损失

液体流经管道的弯头、接头、突变截面、阀口和滤网等局部装置时产生的压力损失称为局部压力损失。局部压力损失的计算公式如下式中，ζ—局部阻力系数。各种局部装置结构的ζ是由实验测定的，可查手册。

阀类元件局部压力损失可按下式计算式中，Δpn—阀在额定流量qn下的压力损失；qn—阀的额定流量；q—阀的实际流量。在管路系统的压力损失中，液体的流速影响最大，流速高压力损失会增大很多。但流速太低会增加管路和阀类元件的尺寸。合理选择液体在管路中的流速是液压系统设计中一个重要问题。四、管路系统中的总压力损失与压力效率管路系统总的压力损失为考虑存在压力损失，一般液压系统中液压泵的工作压力pp应比执行元件的工作压p1高ΣΔp，即所以管路系统的压力效率为第五节

孔口和缝隙流量一、孔口液流特性

在液压系统的管路中，装有截面突然收缩的装置，称为节流装置(如节流阀)。突然收缩处的流动叫节流，一般均采用各种形式的孔口来实现节流，由前述内容可知，液体流经孔口时要产生局部压力损失，使系统发热，油液粘度下降，系统的泄漏增加，这是不利的一方面。在液压传动及控制中要人为地制造这种节流装置来实现对流量和压力的控制。

1．流经薄壁小孔的流量

当小孔的通流长度与孔径之比l/d≤0.5时称之为薄壁小孔，如图1-24所示。对孔前通道断面1-1和收缩断面2-2之间的液体列出伯努力方程由于D》d，

v1《v2，故v1可以忽略不计，上式整理后得式中，为速度系数。由此可求得液流通过薄壁小孔的流量式中Cd=CvCc为小孔流量系数。Cd和Cc一般由试验求得，通常D/d较大，一般在7以上，液流为完全收缩，液流在小孔处呈絮流状态，雷诺数较大，薄壁小孔的收缩系数Cc取0.61～0.63，速度系数Cv取0.97～0.98，这时Cd=0.61～0.62，当不完全收缩时，Cd≈0.7～0.8。2．流经细长小孔的流量计算

所谓细长小孔，一般指小孔的长径比l/d>4时的情况，其流量公式为

孔口的长径比0.5<l/d≤4时为短孔。短孔的流量公式仍为薄壁小孔公式。当dRe/l>10000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/d>4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

如图所示，平板长为l，宽为b，两平行平板间的间隙为h，且

l>>ｈ，ｂ>>ｈ。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两个表面上的单位面积摩擦力为τ和τ+dτ，因此它受力平衡方程为经整理并将τ=μdu/dy代入后得对上式两次积分可得式中C1﹑C2为边界条件所确定的积分常数。下面分两种情况讨论1.固定平行平板间隙流动(压差流动)上、下两平板均固定不动，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所以于是有因为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动。（二）圆柱环形间隙流动

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。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左图所示。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左图所示。此时的流量公式为式中，h—内外圆同心时的缝隙值；ε—相对偏心率，ε=e/h，e为偏心距。

由此可见，当ε=0时，它就是同心圆环缝隙的流量公式；当ε=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）流经平行圆盘间隙径向流动的流量

圆环平面缝隙结构和液体的流动情况如图所示。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（四）圆锥状环形间隙流动图1-29

所示为圆锥状环形间隙的流动。若将这一间隙展开成平面，则是一个扇形，相当于平行圆盘间隙的一部分，所以可根据平行圆盘间隙流动的流量公式，导出这种流动情况下的流量公式。从几何关系可以得到当圆锥的半锥角为α时展开的扇形中心角θ

为把通过此扇形块的流量看作是平行圆盘间隙流量的一部分，即在平行圆盘中，中心角为２π，而现在扇形中心角为２πｓｉｎα，则第六节

空穴现象

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/p2<3.5；

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。第七节

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。

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Δp，那么此时系统中的压力pmax=p+Δp。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ρ，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900~1400m/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Δt，速度减小值为Δv，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。

由以上分析可知，采取以下措施可减小液压冲击：１）使直接冲击改变为间接冲击，这可用减慢阀的关闭速度和减小冲击波传递距离来达到。２）限制管中油液的流速v。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安全阀。

液压与气压传动是研究以有压流体（压力油或压缩空气）为能源介质，来实现各种机械的传动和自动控制的学科。液压与气压传动实现传动和控制的方法是基本相同的，它们都是利用各种元件组成所需要的各种控制回路，再由若干回路有机组合成能完成一定控制功能的传动系统来进行能量的传递、转换与控制。液压传动所用的工作介质为液压油或其它合成液体，气压传动所用的工作介质为空气，由于这两种流体的性质不同，所以液压传动和气压传动又各有其特点。液压传动传递动力大，运动平稳，但由于液体粘性大，在流动过程中阻力损失大，因而不宜作远距离传动和控制；而气压传动由于空气的可压缩性大，且工作压力低（通常在1.0MPa以下），所以传递动力不大，运动也不如液压传动平稳，但空气粘性小，传递过程中阻力小、速度快、反应灵敏，因而气压传动能用于远距离的传动和控制。

一.液压与气压传动的研究对象

液压与气压传动的基本工作原理是相似的，以图0-1所示的液压千斤顶来简述液压传动的工作原理。二.液压与气压传动的工作原理

当大活塞上有重物负载W时，大活塞下腔的油液就将产生一定的压力p，p=W/A2。根据帕斯卡原理“在密闭容腔内，施加于静止液体上的压力将以等值同时传到液压各点”。因而要顶起大活塞及其重物负载W，在小活塞下腔就必须要产生一个等值的压力p，也就是说小活塞上必须施加力F1,F1=pA1,因而有

p＝F1/A1=W/A2

或W/F1=A2/A1

（0-1）由式（0-1）可知，当负载W增大时，流体工作压力p也要随之增大，亦即F1要随之增大；反之，若负载W很小，流体压力就很低，F1也就很小。由此建立了一个很重要的基本概念，即在液压和气压传动中工作压力取决于负载，而与流入的流体多少无关。1.力比例关系

如果不考虑液体的可压缩性、漏损和缸体、油管的变形，从图0-1b可以看出，被小活塞压出的油液的体积必然等于大活塞向上升起后大缸扩大的体积。即A1h1=A2h2

或h2/h1=A1/A2

（0-2）从式（0-2）可知，两活塞的位移和两活塞的面积成反比，将A1h1＝A2h2两端同除以活塞移动的时间t得

A1h1/t=A2h2/t即v2/v1=A1/A2

（0-3）式中v1、v2分别为小活塞和大活塞的运动速度。2.运动关系

从式（0-3）可以看出，活塞的运动速度和活塞的作用面积成反比。Ah/t的物理意义是单位时间内液体流过截面积为A的某一截面的体积，称为流量q，即

q=Av因此，

A1v1=A2v2

（0-4）如果已知进入缸体的流量q，则活塞的运动速度为v=q/A

（0-5）调节进入缸体的流量q，即可调节活塞的运动速度v，这就是液压与气压传动能实现无级调速的基本原理。从式（0-5）可得到另一个重要的基本概念。即活塞的运动速度取决于进入液压（气压）缸（马达）的流量，而与流体压力大小无关。由式（0-1）和式（0-3）可得

F1v1=Wv2

（0-6）式（0-6）左端为输入功率，右端为输出功率，这说明在不计损失的情况下输入功率等于输出功率，由式（0-6）还可得出

P=pA1v1=pA2v2=pq（0-7）由式（0-7）可以看出，液压与气压传动中的功率P可以用压力p和流量q的乘积来表示，压力p和流量q式流体传动中最基本、最重要的两个参数，它们相当于机械传动中的力和速度，它们的乘积即为功率。

从以上分析可知，液压传动和气压传动是以流体的压力能来传递动力的。3.功率关系三.液压与气压传动系统的组成

左图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。

右图所示为一可完成某程序动作的气压系统的组成原理图，其中的控制装置是由若干气动元件组成的气动逻辑回路。它可以根据气缸活塞杆的始末位置，由行程开关等传递信号，再作出下一步的动作，从而实现规定的自动工作循环。

由上面的例子可以看出，液压与气压传动系统主要由以下几个部分组成：（1）能源装置把机械能转换成流体的压力能的装置，一般最常见的是液压泵或空气压缩机。（2）执行装置把流体的压力能转换成机械能的装置，一般指液（气）压缸或液（气）压马达。（3）控制调节装置对液（气）压系统中流体的压力、流量和流动方向进行控制和调节的装置。如溢流阀、节流阀、换向阀等。（4）辅助装置指除以上三种以外的装置，如油箱、过滤器、分水滤气器、油雾器、蓄能器等，它们对保证液（气）压系统可靠和稳定地工作有重大作用。（5）传动介质传递能量的流体，即液压油或压缩空气。四.液压与气压传动的优缺点液压与气压传动的优点液压与气压传动元件的布置不受严格的空间位置限制，系统中各部分用管道连接，布局安装有很大的灵活性，能构成用其他方法难以组成的复杂系统。在同等体积下，液压装置能产生出更大的动力，也就是说，在同等功率下，液压装置的体积小、重量轻、结构紧凑，即：它具有大的功率密度或力密度，力密度在这里指工作压力。液压装置容易做到对速度的无级调节，而且调速范围大，可以达到2000：1，对速度的调节还可以在工作过程中进行。液压传动和液气联动传递运动均匀平稳，换向冲击小，易于实现快速启动、制动和频繁换向。液压装置易于实现过载保护，能实现自润滑，使用寿命长。液压装置易于实现自动化，可以很方便地对液体的流动方向、压力和流量进行调节和控制，并能很容易地和电气、电子控制或气压传动控制结合起来，实现复杂的运动和操作。液压与启动元件属于机械工业基础件，系列化、标准化和通用化程度较高，有利于缩短机器的设计、制造周期和降低制造成本。气压传动的优点气压传动系统的介质是空气，它取之不尽用之不竭，成本较低，用后的空气可以排到大气中去，不会污染环境。气压传动的工作介质粘度很小，所以流动阻力很小，压力损失小，便于集中供气和远距离输送，便于使用。气压传动工作环境适应性好。可以根据不同场合，采用相应材料，使元件能够在恶劣的环境（强振动、强冲击、强腐蚀和强辐射等）下进行正常工作。气压传动有较好的自保持能力。即使气源停止工作，或气阀关闭，气压传动系统仍可维持一个稳定压力。气压传动在一定的超负载工况下运行也能保证系统安全工作，并不易发生过热现象。无油的气动控制系统特别适用于无线电元器件的生产过程，也适用于食品及医药的生产过程。液压与气压传动的缺点在传动过程中，能量需经两次转换，传动效率偏低。由于传动介质的可压缩性和泄露等因素的影响，不能严格保证定比传动。液压与气动元件制造精度高，系统工作过程中发生故障不易诊断。液压传动性能对温度比较敏感，不能在高温下工作，采用石油基液压油作传动介质时，还需注意防火问题。气压传动的缺点气压传动系统的工作压力低，因此气压传动装置的推力一般不宜大于10～40kN，仅适用于小功率场合，在相同输出力的情况下，气压传动装置比液压传动装置尺寸大。由于空气的可压缩性大，气压传动系统的速度稳定性差，位置和速度控制精度不高。气压传动系统的噪声大。气压传动工作介质本身没有润滑性。气压传动装置的信号传递速度限制在声速（约340m/s）范围内，所以它的工作频率和响应速度不如电子装置，并且信号要产生较大的失真和延滞，也不便于构成较复杂的回路，但这个缺点对工业生产过程不会造成困难。五.液压与气压传动的应用及发展一般工业用液压系统塑料加工机械（注塑机）、压力机械（锻压机）、重型机械（废钢压块机）、机床（全自动转塔车床、平面磨床）等。例图行走机械用液压系统工程机械（挖掘机）、起重机械（汽车吊）、建筑机械（打桩机）、农业机械（联合收割机）、汽车（转向器、减振器）等。例图钢铁工业用液压系统冶金机械（轧钢机）、提升装置（电极升降机）、轧辊调整装置等。土木工程用液压系统防洪闸门及堤坝装置（浪潮防护挡板）、河床升降装置、桥梁操纵机构和矿山机械（凿岩机）等。例图发电厂用液压系统涡轮机（调速装置）、核发电厂等。特殊技术用液压系统巨型天线控制装置、测量浮标、飞行器仿真台、升降旋转舞台等。例图船舶用液压系统甲板起重机械（绞车）、船头门、舱壁阀、船尾推进器等。例图军事工业用液压系统火炮操纵装置、舰船减摇装置、飞机起落架的收放装置

及方向舵控制装置等。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气压传动的应用气压传动的应用也相当普遍，许多机器设备中都装有气压传动系统，在工业各领域，如机械、电子、钢铁、运行车辆及制造、橡胶、纺织、化工、食品、包装、印刷和烟草机械等，气压传动技术不但在各工业领域应用广泛，而且，在尖端技术领域如核工业和宇航中，气压传动技术也占据着重要的地位。

例图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

如果从17世纪帕斯卡提出静压传递原理、18世纪英国制成世界第一台水压机算起，液压传动已有二百多年的历史。但是由于当时没有成熟的液压传动技术和液压元件，因此它没有得到普遍的应用。随着科学技术的不断发展，各行各业对传动技术有了进一步的需求。特别是在第二次世界大战期间，由于军事上迫切地需要反应快、重量轻、功率大的各种武器装备，而液压传动技术正好具有这方面的优势，所以获得了较快的发展。在战后的50年中，液压传动技术迅速地扩展到其他各个部门，并得到了广泛的应用。

液压与气压传动发展

目前，液压与气压传动分别在实现高压、高速、大功率、高效率、低噪声、长寿命、高度集成化、小型化与轻量化、一体化、执行件柔性化等方面取得了很大的进展。同时，由于它与微电子技术密切配合，能在尽可能小的空间内传递出尽可能大的功率并加以准确地控制，从而更使得它在各行各业中发挥出了巨大作用。

动力元件起着向系统提供动力源的作用，是系统不可缺少的核心元件。液压系统是以液压泵作为向系统提供一定的流量和压力的动力元件，液压泵将原动机（电动机或内燃机）输出的机械能转换为工作液体的压力能,是一种能量转换装置。第二章液压动力元件

一.液压泵的工作原理及特点

1.液压泵的工作原理

液压泵是靠密封容腔容积的变化来工作的。右图是液压泵的工作原理图。当凸轮1由原动机带动旋转时，柱塞2便在凸轮1和弹簧4的作用下在缸体3内往复运动。柱塞右移时，缸体中密封工作腔a的容积变大，产生真空，油箱中的油液便在大气压力作用下通过吸油单向阀5吸入缸体内，实现吸油；柱塞左移时,缸体中密封工作腔a的容量变小，油液受挤压，便通过压油单向阀6输送到系统中去,实现压油如果偏心轮不断地旋转，液压泵就会不断地完成吸油和压油动作，因此就会连续不断地液压系统供油。第一节液压泵概述

从上述液压泵的工作过程可以看出，其基本特点是：（1)具有若干密封而又可以周期性变化的的空间液压泵的输出流量与此空间的容积变化量和单位时间内的变化次数成正比，与其它因素无关。（2）油箱内液体的绝对压力必须恒等于或大于大气压力这是容积式液压泵能够吸入油液的外部条件。因此，为保证液压泵正常吸油，油箱必须与大气相通，或采用封闭的充压油箱。（3）具有相应的配流机构将吸液腔和排液腔隔开，保证液压泵有规律地连续吸排液体。液压泵地结构原理不同，其配流机构也不相同。2.液压泵的特点1.压力（1）工作压力

指液压泵出口处的实际压力值。工作压力值取决于液压泵输出到系统中的液体在流动过程中所受的阻力。（2）额定压力指液压泵在连续工作过程中允许达到的最高压力。额定压力值的大小由液压泵零部件的结构强度和密封性来决定。（3）最高允许压力指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。二.液压泵的主要性能参数（1）

排量V

指在无泄漏情况下，液压泵转一转所能排出的油液体积。可见，排量的大小只与液压泵中密封工作容腔的几何尺寸和个数有关。（2）

理论流量qt

指在无泄漏情况下，液压泵单位时间内输出的油液体积。其值等于泵的排量V和泵轴转数n的乘积，即

（3）实际流量q

指单位时间内液压泵实际输出油液体积。由于工作过程泵的出口压力不等于零，因而存在内部泄漏量q1，使得泵的实际流量小于泵的理论流量，即

（4）额定流量qn

泵在额定转数和额定压力下输出的实际流量。2.排量和流量（1）液压泵功率损失液压泵的功率损失有容积损失和机械损失两部分：

1）容积损失主要是液压泵内部泄漏造成的流量损失。容积损失的大小用容积效率表征，即

3.功率和效率式中取泄漏量Δq=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1）输入功率Pi

驱动液压泵的机械功率，由电动机或柴油机给出，即

2）输出功率po

液压泵输出的液压功率，即泵的实际流量q与泵的进、出口压差Δp的乘积。

（2）液压泵的功率

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。

液压泵的总效率是泵的输出功率与输入功率之比，即

（3）液压泵的总效率

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。

齿轮泵是一种常用的液压泵，其主要特点是：1.抗油液污染能力强，体积小，价格低廉；2.内部泄漏比较大，噪声大，流量脉动大，排量不能调节。

上述特点使得齿轮泵通常被用于工作环境比较恶劣的各种低压、中压系统中。

齿轮泵中齿轮的齿形以渐开线为多。在结构上可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵。外啮合齿轮泵应用广泛。第二节齿轮泵（一）外啮合齿轮泵的工作原理

右图是外啮合齿轮泵的工作原理图。由于齿轮端面与壳体端盖之间的缝隙很小，齿轮齿顶与壳体内表面的间隙也很小，因此可以看成将齿轮泵壳体内分隔成左、右两个密封容腔。当齿轮按图示方向旋转时，右侧的齿轮逐渐脱离啮合，因此这一侧的密封容腔的体积逐渐增大，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腔体，因此这个容腔称为吸油腔。随着齿轮的转动，每个齿间中的油液从右侧被带到了左侧。在左侧的密封容腔中，轮齿逐渐进入啮合，使左侧密封容腔的体积逐渐减小，把齿间的油液从压油口挤压输出的容腔称为压油腔。当齿轮泵不断地旋转时，齿轮泵的吸、压油口不断地吸油和压油，实现了向液压系统输送油液的过程。在齿轮泵中，吸油区和压油区由相互啮合的轮齿和泵体分隔开来，因此没有单独的配油机构。一.外啮合齿轮泵1.排量V

排量是液压泵每转一周所排出的液体体积。这里近似等于两个齿轮的齿间容积之和。设齿间容积等于齿轮体积，则有

式中，D—齿轮节圆直径；h—齿轮齿高；B—齿轮齿宽；Z—齿轮齿数；m—齿轮模数。

由于齿间容积比轮齿的体积稍大，所以通常修正为

（二）外啮合齿轮泵的排量和流量计算

当驱动齿轮泵的原动机转速为n时，齿轮泵的理论流量为齿轮泵的实际输出流量为

2.流量q

式中，ηv—齿轮泵的容积效率。

式中的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σ为

外啮合齿轮泵的泄漏、困油和径向液压力不平衡是影响齿轮泵性能指标和寿命的三大问题。各种不同齿轮泵的结构特点之所以不同，都采用了不同结构措施来解决这三大问题所致。

（三）外啮合齿轮泵的结构特点和优缺点

这里所说的泄漏是指液压泵的内部泄漏，即一部分液压油从压油腔流回吸油腔，没有输送到系统中去。泄漏降低了液压泵的容积效率。

外啮合齿轮泵的泄漏存在着三个可能产生泄漏的部位：齿轮端面和端盖间；齿轮外圆和壳体内孔间以及两个齿轮的齿面啮合处。其中对泄漏影响最大的是齿轮端面和端盖间的轴向间隙，这部分泄漏量约占总泄漏量的75%－80%，因为这里泄漏途径短，泄漏面积大。轴向间隙过大，泄漏量多，会使容积效率降低；但间隙过小，齿轮端面和端盖间的机械摩擦损失增加，会使泵的机械效率降低。因此设计和制造时必须严格控制泵的轴向间隙。1.泄漏

为了使齿轮平稳地啮合运转，根据齿轮啮合原理，齿轮的重叠系数应该大于1,即存在两对轮齿同时进入啮合的时候。因此，就有一部分油液困在两对轮齿所形成的封闭容腔之内，如图所示。这个封闭容腔先随齿轮转动逐渐减小以后又逐渐增大。减小时会使被困油液受挤压而产生高压（用液体颜色变深表示高压特点），并从缝隙中流出，导致油液发热，同时也使轴承受到不平衡负载的作用；封闭容腔的增大会造成局部真空（用液体颜色变浅表示低压特点），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。其封闭容积的变化如图所示。困油现象使齿轮泵产生强烈的噪声和气蚀，影响、缩短其工作的平稳性和寿命。2.困油

消除困油的方法，通常是在两端盖板上开一对矩形卸荷槽（见下图中的虚线所示）。开卸荷槽的原则是：当封闭容腔减小时，让卸荷槽与泵的压油腔相通，这样可使封闭容腔中的高压油排到压油腔中去；当封闭容腔增大时，使卸荷槽与泵的吸油腔相通，使吸油腔的油及时补入到封闭容腔中，从而避免产生真空，这样使困油现象得以消除。在开卸荷槽时，必须保证齿轮泵吸、压油腔任何时候不能通过卸荷槽直接相通，否则将使泵的容积效率降低很多。

在齿轮泵中，由于在压油腔和吸油腔之间存在着压差，液体压力的合力用在齿轮和轴上，是一种径向不平衡力。3.径向不平衡力由此可见，当泵的尺寸确定以后，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

外啮合齿轮泵的优点就是结构简单，尺寸小，重量轻，制造方便，价格低廉，工作可靠，自吸能力强(容许的吸油真空度大)，对油液污染不敏感，维护容易。它的缺点是一些机件承受径向不平衡力，磨损严重，泄漏大，工作压力的提高受到限制。此外，它的流量脉动大，因为压力脉动和噪声都比较大。4.优缺点要提高齿轮泵的压力，必须要减少端面的泄漏，一般采用齿轮端面间隙自动补偿的办法。下图所示为齿轮泵端面间隙的自动补偿原理。利用特制的通道把泵内压油腔的压力油引到浮动轴套的外侧，产生液压作用力，使轴套压向齿轮端面，这个力必须大于齿轮端面作用在轴套内侧的作用力，才能保证在各种压力下，轴套始终自动贴紧齿轮端面，减少泵内通过端面的泄漏，达到提高压力的目的。（四）提高外啮合齿轮泵压力的措施（１）压力齿轮泵一般用于低压（<2.5Mpa）大流量的系统。（２）排量工程上使用的齿轮泵的排量范围为0.05~800mL/r，常用的是2.5~500mL/r。（３）转速微型齿轮泵的最高转速可达20000r/min以上，常用的为1000~3000r/min，必须注意的是，其工作转速不能小于300~500r/min。（４）效率低压齿轮泵的效率较低（一般小于0.6），带补偿措施的齿轮泵的效率可达到0.8~0.9。（５）寿命低压齿轮泵的寿命为3000~5000h，高压外啮合齿轮泵在额定压力下的寿命一般只有几百小时，高压内啮合齿轮泵的寿命可达2000~3000h。（五）齿轮泵的主要性能1.螺杆泵螺杆泵实质上是一种外啮合的摆线齿轮泵，泵内的螺杆可以有两个，也可以有三个。图2-7所示为三螺杆泵的工作原理。随着螺杆的旋转，这些密封工作腔一个接一个地在左端形成，不断地从左向右移动（主动螺杆每转一周，每个密封工作腔移动一个螺旋导程），并在右端消失。密封工作腔形成时，它的容积逐渐增大，进行吸油；密封工作腔消失时容积逐渐缩小，将油压出。二、螺杆泵和内啮合齿轮泵

内啮合齿轮泵有渐开线齿轮泵和摆线齿轮泵（又名转子泵）两种，如图2-8所示，它们的工作原理和主要特点与外啮合齿轮泵完全相同。在渐开线齿形的内啮合齿轮泵中，小齿轮和内齿轮之间要装一块月牙形的隔板，以便把吸油腔和压油腔隔开（图2-8a）。在摆线齿形的内啮合齿轮泵中，小齿轮和内齿轮只相差一个齿，因而不需设置隔板（图2-8b）。内啮合齿轮泵中的小齿轮为主动轮。

2.内啮合齿轮泵

叶片泵具有结构紧凑、流量均匀、噪声小、运转平稳等优点，因而被广泛用于中、低压液压系统中。但也存在着结构复杂，吸油能力差，对油液污染比较敏感缺点。

叶片泵按结构可分为单作用式(完成一次吸、排油液)和双作用式（完成两次吸、排油液）两大类。单作用片泵多用于变量泵，双作用叶片泵均为定量泵。第三节叶片泵1.单作用叶片泵的工作原理一.单作用叶片泵

右图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，图中右侧的容腔是吸油腔，左侧的容腔是压油腔，它们容积的变化分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。

2.单作用叶片泵的排量和流量计算

右图是单作用叶片泵排量和流量计算简