液压控制技术第三章.

第三章液压泵章节目录：3.1液压泵概述3.2齿轮泵3.3叶片泵3.4柱塞泵3.5液压泵的选用3.1液压泵概述液压泵是液压系统中的动力装置，是能量转换元件。它由原动机（电动机或内燃机）驱动，把输入的机械能转换为工作液体的压力能输出到系统中去，为执行元件提供动力。它是液压系统不可缺少的核心元件，其性能好坏直接影响到系统是否正常工作。3.1.1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。图3-1所示的是一单柱塞液压泵的工作原理图。图中柱塞2安装在缸体3中形成一个密封容积a，柱塞在弹簧4的作用下始终紧抵在偏心轮1上。原动机驱动偏心轮1旋转时，柱塞2将作往复运动，使密封容积a的大小发生周期性的交替变化。当a由小变大时就形成部分真空，油箱中油液在大气压作用下，经吸油管顶开单向阀6进入油箱a而实现吸油；反之，当a由大变小时，a腔中吸满的油液将顶开单向阀5流入系统而实现压油。原动机驱动偏心轮不断旋转，液压泵就不断地吸油和压油，这样液压泵就将原动机输入的机械能转换成液体的压力能输出。如上是以单柱塞液压泵来分析液压泵的工作原理的，但代表了液压泵的共同性质。液压泵都是依靠密封容积变化的原理来进行工作的，故一般称为容积式液压泵。图3-1液压泵工作原理图1-偏心轮2-柱塞3-缸体4-弹簧5-单向阀6-单向阀3.1.2液压泵的主要性能参数1．液压泵的压力(1)工作压力液压泵实际工作时的输出压力称为工作压力。工作压力的大小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。(2)额定压力液压泵在正常工作条件下，按试验标准规定连续运转的最高压力称为液压泵的额定压力。超过此值即为过载。(3)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。一般最大允许压力为额定压力的1.1倍。超过这个压力液压泵将很快损坏。2．液压泵的排量和流量流量是指单位时间内泵输出油液的体积，其单位为。(1)排量V它是由泵密封容腔几何尺寸变化计算而得到的泵每转排出油液的体积。在工程上，它可以用在无泄漏的情况下，泵每转所排出的油液体积来表示，国际标准单位为，常用的单位为。sm/3rm/3rmL/(2)理论流量理论流量是指在不考虑液压泵的泄漏流量的情况下，在单位时间内所排出的液体体积的平均值。显然，如果液压泵的排量为V,其主轴转速为n,则该液压泵的理论流量为：(3)实际流量它是泵工作时的输出流量，这时的流量必须考虑到泵的泄漏。它等于泵理论流量减去泄漏损失的流量，即：tvqVnqtvvqqvvvtvqqq(4)额定流量它是泵在额定转速和额定压力下输出的流量。由于泵存在泄漏，所以泵实际流量q和额定流量都小于理论流量。vnqvnqtvq3．液压泵的功率和效率(1)液压泵的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容积效率容积损失是指液压泵流量上的损失，液压泵的实际输出流量总是小于其理论流量，其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吸油阻力太大、油液粘度大以及液压泵转速高等原因而导致油液不能全部充满密封工作腔。液压泵的容积损失用容积效率来表示,它等于液压泵的实际输出流量与其理论流量之比，即：tvvtvvtvvqqqqqqvtqv1②机械效率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总是大于理论上所需要的转矩，其主要原因是由于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性而引起的摩擦损失。液压泵的机械损失用机械效率表示，它等于液压泵的理论转矩与实际输入转矩之比，设转矩损失为，则液压泵的机械效率为：ttmTTTT11(2)液压泵的功率①理论功率液压泵的输入为机械能，表现为转矩和转速；其输出为压力能，表现为压力和流量。当用液压泵输出的压力能驱动液压缸克服负载F以速度运动时(若不考虑能量损失)，则液压泵和液压缸的理论功率为:pVnpqpAFnTPtVtt2②输入功率液压泵的输入功率是指作用在液压泵主轴上的机械功率,当输入转矩为，角速度为ω时,有：(3-7)③输出功率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Δp和输出流量q的乘积,即：nTTpin2voupqp(3)液压泵的效率液压泵的输出功率总是小于输入功率，两者之差即为功率损失，功率损失又可分为容积损失(泄漏造成的流量损失)和机械损失(摩擦造成的转矩损失)。通常容积损失用容积效率来表征，机械损失用机械效率来表征。容积效率是指液压泵的实际流量与理论流量比值，即ttttVVVVVVVVqq1qqqqqmVTTtm2pV/TtTpVm2mVVVinouTpVVnqnTpqPP22液压泵的泄漏量随压力升高而增大，相应其容积效率也随压力升高而降低。机械效率是指驱动液压泵的理论转矩与实际转矩的比值，即由式(3-6)可得，，代入可得液压泵的总效率为其实际输出功率和实际输入功率的比值液压泵的各个参数和压力之间的关系如图3-2所示。图3-2液压泵的特性曲线3.2齿轮泵齿轮泵是一种常用液压泵。其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，对油液污染不敏感和工作可靠等。其主要缺点是流量和压力脉动大，噪声大，排量不可调。按齿轮的啮合形式的不同，齿轮泵分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵，由于外啮合齿轮泵工艺简单、加工方便，因而应用最广。下面分别介绍它们的工作原理、结构特点和性能。3.2.1齿轮泵的工作原理和结构外啮合齿轮泵的工作原理如图3-3所示。其主要结构由泵体、一对啮合的齿轮、泵轴和前后泵盖组成。当泵的主动齿轮按图示箭头方向旋转时，齿轮泵右侧（吸油腔）齿轮脱开啮合，使密封容积增大，形成局部真空，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。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，从压油腔输送到系统中去，形成了齿轮泵的压油过程。齿轮在电机带动下不断地旋转，齿轮泵就不断地吸、压油。齿轮啮合时齿向接触线把吸油腔和压油腔分开，起配油作用。图3-3外啮合型齿轮泵工作原理如图3-4所示为CB-B齿轮泵的结构图。该泵采用了泵体7与两泵盖4、8三片式结构，两泵盖与泵体用两个定位销17和六个螺钉9连接，这种结构便于制造和维修时控制齿轮端面和盖板间的端面间隙(小流量泵间隙为0.025～0.04mm，大流量泵间隙为0.04～0.06mm)。泵体内有一对齿数相同的互相啮合的齿轮，两齿轮分别用键联接在由滚针轴承支承的主动轴12和从动轴15上。该泵采用了内部泄油方式，从压油腔泄漏到滚针轴承的油液可通过泄油通道流回吸油腔，以保证冷油循环润滑轴承，同时也降低堵头2和骨架式密封圈11处的密封要求。为防止油液从泵体与盖板的结合面处向外泄漏和减小螺钉9的拉力，在泵体两端面上开有封油卸荷槽16，将渗入泵体和盖板结合面间的压力油引回吸油腔，既防止了油液外溢，同时也润滑了滚针轴承。图3-4CB-B齿轮泵的结构1—轴承外环2—堵头3—轴承4—后泵盖5—键6—齿轮7—泵体8—前泵盖9—螺钉10—压环11—骨架式密封圈12—主动轴13—键14—泻油孔15—从动轴16—泻油槽17—定位销3.2.2齿轮泵流量计算齿轮泵的排量和流量的严密计算比较复杂，这是因为齿轮旋转时，齿轮的不同啮合点工作容腔容积的变化率是不一样的，故在每一个瞬间所排出的油液量也不相同。为简化起见，可采用一下近似计算方法。齿轮泵的排量V相当于一对齿轮所有齿槽容积之和,假如齿槽容积大致等于轮齿的体积,那么齿轮泵的排量等于一个齿轮的齿槽容积和轮齿容积体积的总和,即相当于以有效齿高(h=2m)和齿宽构成的平面所扫过的环形体积,即：BzmDhBV223.2.3齿轮泵的结构特点分析1．齿轮泵的困油现象齿轮泵要能连续地供油，就要求齿轮啮合的重叠系数ε大于1，也就是当一对齿轮尚未脱开啮合时，另一对齿轮已进入啮合，这样就出现同时有两对齿轮啮合的瞬间，在两对齿轮的齿向啮合线之间形成了一个封闭容积。一部分油液也就被困在这一封闭容积中〔见图3-5(a)〕，齿轮连续旋转时，这一封闭容积便逐渐减小，到两啮合点处于图3-5(b)所示节点两侧的对称位置时，封闭容积为最小。齿轮再继续转动时，封闭容积又逐渐增大，直到图3-5(c)所示位置时，容积又变为最大。在封闭容积减小时，被困油液受到挤压，压力急剧上升，使轴承上突然受到很大的冲击载荷，使泵剧烈振动，这时高压油从一切可能泄漏的缝隙中挤出，造成功率损失，使油液发热等。当封闭容积增大时，由于没有油液补充，因此形成局部真空，使原来溶解于油液中的空气分离出来，形成了气泡。油液中产生气泡后，会引起噪声、气蚀等一系列恶果。以上情况就是齿轮泵的困油现象。这种困油现象极为严重地影响着泵的工作平稳性和使用寿命。图3-5齿轮泵的困油现象图3-5齿轮泵的困按上述对称开的卸荷槽，当困油封闭腔由大变至最小时(见图3-6)，由于油液不易从即将关闭的缝隙中挤出，故封闭油压仍将高于压油腔压力；齿轮继续转动，当封闭腔和吸油腔相通的瞬间，高压油又突然和吸油腔的低压油相接触，会引起冲击和噪声。于是CB—B型齿轮泵将卸荷槽的位置整个向吸油腔侧平移了一个距离。这时封闭腔只有在由小变至最大时才和压油腔断开，油压没有突变。封闭腔和吸油腔接通时，封闭腔不会出现真空也没有压力冲击，这样改进后，使齿轮泵的振动和噪声得到了进一步改善。油现象图3-6齿轮泵的困油卸荷槽图2．径向不平衡力齿轮泵工作时，在齿轮和轴承上承受径向液压力的作用。如图3-7所示，泵的右侧为吸油腔，左侧为压油腔。在压油腔内有液压力作用于齿轮上，沿着齿顶的泄漏油，具有大小不等的压力，就是齿轮和轴承受到的径向不平衡力。液压力越高，这个不平衡力就越大，其结果不仅加速了轴承的磨损，降低了轴承的寿命，甚至使轴变形，造成齿顶和泵体内壁的摩擦等。为了解决径向力不平衡问题，在有些齿轮泵上，采用开压力平衡槽的办法来消除径向不平衡力，但这将使泄漏增大，容积效率降低等。CB—B型齿轮泵则采用缩小压油腔，以减少液压力对齿顶部分的作用面积来减小径向不平衡力，所以泵的压油口孔径比吸油口孔径要小。图3-7齿轮泵的径向不平衡力2．径向不平衡力（3）齿轮泵的泄漏途径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三条途径泄漏到吸油腔去：一是通过齿轮啮合线处的间隙（齿侧间隙），二是通过体定子环内孔和齿顶间隙的径向间隙（齿顶间隙），三是通过齿轮两端面和侧板间的间隙（端面间隙）。在这三类间隙中，端面间隙的泄漏量最大，压力越高，由间隙泄漏的液压油液就越多。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，一般采用对齿轮端面间隙进行自动补偿的办法。3.2.4高压齿轮泵的特点上述齿轮泵由于泄漏大(主要是端面泄漏，约占总泄漏量的70%～80%)，且存在径向不平衡力，故压力不易提高。高压齿轮泵主要是针对上述问题采取了一些措施，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，采用了自动补偿装置等。下面对端面间隙的补偿装置作简单介绍。（1）浮动轴套式图3-8(a)是浮动轴套式的间隙补偿装置。它利用泵的出口压力油，引入齿轮轴上的浮动轴套1的外侧A腔，在液体压力作用下，使轴套紧贴齿轮3的侧面，因而可以消除间隙并可补偿齿轮侧面和轴套间的磨损量。在泵起动时，靠弹簧4来产生预紧力，保证了轴向间隙的密封。图3-8端面间隙补偿装置示意图（2）浮动侧板式浮动侧板式补偿装置的工作原理与浮动轴套式基本相似，如图3-8(b)所示，它也是利用泵的出口压力油引到浮动侧板1的背面，使之紧贴于齿轮2的端面来补偿间隙。起动时,浮动侧