3-1-2-3概述和齿轮泵.

§3-1液压泵概述液压泵是液压系统的动力元件，将原动机输入的机械能转换为压力能输出，为执行元件提供压力油。液压泵的基本工作原理液压泵的主要性能参数液压泵的分类和选用液压泵的图形符号一、液压泵的工作原理（1）液压泵工作的三个必备条件密闭容积：容积大小可变的密闭容积；周期性的机构运动：密闭容积的大小作周期性的变化（容积由小变大——吸油，由大变小——压油）；配流机构：密闭容积增大到极限时，先要与吸油腔隔开，然后才转为排油；密闭容积减小到极限时，先要与排油腔隔开，然后才转为吸油。单柱塞泵是通过两个单向阀来实现这一要求的。§3-1液压泵概述（2）液压泵工作的特点a、吸油腔和压油腔要相互隔开，并有良好的密封性；（可以达到很高的工作压力）b、由吸油腔容积扩大吸入液体；靠压油腔容积缩小排出液体；（容积式泵）（3）泵的输出功率是如何计算？v1A1v2A2Gh2h1F11122212ioFGPFvAvpqAvGvPAA不考虑效率时二、液压泵的性能参数（1）压力(p)a、吸入压力：泵进口处的压力。b、工作压力：泵实际的(出口）工作压力。实际工作压力取决于负载。c、泵的进出口压差（Δp）：泵实际工作压力与泵进口处的吸入压力之差。二、液压泵的性能参数（2）排量a、理论排量（V）：泵每转一弧度，由其几何尺寸计算而得到的排出液体体积(m3/rad)（radian）。（每转排量:m3/r）(revolution)b、空载排量：试验测得的在空载条件下的排量，实际应用时常用空载排量代替由其几何尺寸计算而得到的排量。二、液压泵的性能参数（3）流量a、理论流量（qt）：泵在不考虑泄漏的情况下，泵在单位时间内排出的液体体积，称为泵的理论流量。qt=ωV或qt=2πnV/60（式中的V可用空载排量代入）b、实际流量（q）：泵工作时实际排出的流量。q=qt-Δq（Δq为容积损失）二、液压泵的性能参数（4）功率(N.m/s)a、实际输入功率（Pr）：驱动泵轴所需的机械功率。或b、理论输出功率（Pt）：理论流量与泵进出口压力差的乘积。Pt=qt.Δpc、实际输出功率（P）：实际流量与泵进出口压力差的乘积。Pt=q.Δp602=nTPrTPr=对三相交流异步电机电源输入电机的有功功率=1.732×线电流×线电压×功率因素电机输出功率=1.732×线电流×线电压×功率因素×效率T、ωΔp、qΔp和实际流量q泵进出口压差Δp泵的理论流量qt输入T、ωTPr=ttPqpPqpVtVmrrrqpPqpPPPrtrtmPpqPP•==1tvtttqqqqqqq电机泵机械效率ηm容积效率ηv总效率η输入功率理论输出功率实际输出功率二、液压泵的性能参数（5）效率a、容积效率（ηV）：实际输出功率与理论输出功率之比。b、机械效率（ηm）：泵的理论输出功率与实际输入的功率之比。c、总效率（η）：实际输出功率与实际输入功率之比。ttttttvqqqqqqqpqpqPP-1-mVrtVrVtrrPpqPpqPpqPP•=)/•(=•=•==rtrtmPpqPP•==启示：？有关泵的其他参数（铭牌上常有的）•a、额定压力：在正常工作条件下，能够连续运转的最高压力。（一般有设计生产厂家通过试验后确定并标注在泵的铭牌上）•b、额定转速：在额定压力下能连续长时间正常运转的最高转速•c、额定流量：泵在额定压力和额定转速下输出的实际流量。有关泵的其他参数（铭名牌上常有的）•d、最高允许压力：按试验标准规定，超过额定压力允许短暂运行的最高压力。•e、最高转速：在额定压力下超过额定转速而允许短暂运行的最大转速三、液压泵的分类•按运动部件的形状和运动方式分为齿轮泵，叶片泵，柱塞泵，螺杆泵。–齿轮泵又分外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵–叶片泵又分双作用叶片泵和单作用叶片泵–柱塞泵又分径向柱塞泵和轴向柱塞泵•按排量能否变量分定量泵和变量泵。–单作用叶片泵，径向柱塞泵和轴向柱塞泵可以作变量泵四、液压泵的选用•选用原则：是否要求变量要求变量选用变量泵。工作压力柱塞泵的额定压力最高。工作环境齿轮泵的抗污能力最好。噪声指标内啮合齿轮泵、双作用叶片泵和螺杆泵噪声较低。效率轴向柱塞泵的总效率最高。五、液压泵的图形符号3-2齿轮泵3-2齿轮泵•啮合形式：内啮合式和外啮合式•齿形分：渐开线齿形、摆线齿形和圆弧齿形摆线齿形渐开线齿形一、渐开线外啮合齿轮泵•1、工作原理：•2、排量：22aaa222(rr)B(rr)(rr)B2B1.2BB06~1.12bbbmZmZmZmVZmB排出体积（水车舀水）：所有缝隙容积之和，假设齿和缝隙的体积相同弧度排量（加修正系数后）：（：）弧度排量二、渐开线外啮合齿轮泵的几个问题1、困油现象及消除措施2、端面泄漏与端面间隙的自动补偿3、径向力及减小径向力的措施1、困油现象及消除措施为保证啮合平稳、吸压油腔密封，要求重叠系数ε1，ε=1.05-1.3两对齿轮同时啮合，形成闭死容积困油现象的危害闭死容积由大变小时油液受挤压，导致压力冲击和油液发热，闭死容积由小变大时，会引起汽蚀和噪声。•卸荷措施在前后盖板或浮动轴套上开卸荷槽•开设卸荷槽的原则两槽间距a的位置为最小闭死容积，而使闭死容积由大变小时与压油腔相通，闭死容积由小变大时与吸油腔相通。•也可开单卸荷槽，与吸油腔或压油腔始终沟通2、端面泄漏与端面间隙的自动补偿齿轮泵的泄漏途径（1）端面间隙泄漏75%-80%（2）径向间隙泄漏15%-20%（3）齿面啮合处的泄漏端面泄漏与间隙补偿措施端面间隙补偿采用静压平衡措施：在齿轮和盖板之间增加一个补偿零件，如浮动轴套或浮动侧板，在浮动零件的背面引入压力油，让作用在背面的液压力稍大于正面的液压力，其差值由一层很薄的油膜承受。一般压紧力Fy=(1-1.2)Ff避免产生力偶，轴套偏斜会增加泄漏优点：结构简单、工艺性好缺点：压紧力作用线通过轴套中心，反推力合力作用线偏向压油腔。存在力偶不平衡措施：加大轴套配合长度，提高配合精度（但不能影响浮动效果）目的：使压紧力与反推力作用线重合，避免产生力偶CB-L型齿轮泵分区压力补偿的“8”字形浮动侧板高压区、低压区、2个过渡区、中间封闭区弹性侧板或挠性侧板通过压力场配置使其产生弹性变形以补偿间隙1、高压区2、弓形过渡区3、低压区3、径向力及减小径向力的措施危害：1.轴承受力2.主轴弯曲变形，产生泄漏FT——齿轮啮合产生的径向力Fp——液压力产生的径向力（1）径向力的产生•径向力由液体压力产生的径向力Fp和齿轮啮合产生的径向力FT所组成的。•对主动轮来说，径向力FT向上，使合力F1减小；对从动轮来说，径向力FT向下，使合力F2增大。•主、从动轴承应以F2的数值进行设计（2）减小径向力的措施合理选择齿宽B和齿顶圆直径De。缩小压油腔尺寸（减小压油腔包角，一般45°，流速3-5m/s）扩大压油腔到吸油侧扩大吸油腔到压油侧液压平衡法扩大压油腔到吸油侧液压平衡法内啮合齿轮泵•工作原理一对相互啮合的小齿轮和内齿轮与侧板所围成的密闭容积被齿啮合线分割成两部分，当传动轴带动小齿轮旋转时，轮齿脱开啮合的一侧密闭容积增大，为吸油腔；轮齿进入啮合的一侧密闭容积减小，为压油腔。•特点–无困油现象–流量脉动小，噪声低摆线齿轮泵螺杆泵•工作原理相互啮合的螺杆与壳体之间形成多个密闭容积，每个密闭容积为一级。当传动轴带动主螺杆顺时针旋转时，左端密闭容积逐渐形成，容积增大为吸油腔；右端密闭容积逐渐消失，容积减小为压油腔。•特点流量均匀，噪声低；自吸性能好。