第2章液壓動力元件

1、2.1 液壓泵概述液壓泵概述 2.2 齒輪泵齒輪泵 2.3 葉片泵葉片泵 2.4 柱塞泵柱塞泵 2.5 螺桿泵螺桿泵 2.6 液壓泵的噪聲及控制液壓泵的噪聲及控制 2 液壓動力元件液壓動力元件 2.1 液壓泵概述 在液壓系統(tǒng)中，為系統(tǒng)提供動力的元件稱為液壓在液壓系統(tǒng)中，為系統(tǒng)提供動力的元件稱為液壓 動力元件動力元件，液壓動力元件即液壓泵，是液壓系統(tǒng)，液壓動力元件即液壓泵，是液壓系統(tǒng) 中的中的能量轉換置。能量轉換置。 液壓泵的作用液壓泵的作用:是將原動機的機械能（力矩是將原動機的機械能（力矩M，轉，轉 速速n）轉換成液體的壓力能（壓力）轉換成液體的壓力能（壓力p，排量，排量Q）。）。 在液壓系統(tǒng)

2、中，所需的液壓能都是由液壓泵供在液壓系統(tǒng)中，所需的液壓能都是由液壓泵供 給，因此液壓泵在液壓系統(tǒng)中也被稱為液壓系給，因此液壓泵在液壓系統(tǒng)中也被稱為液壓系 統(tǒng)的統(tǒng)的“心臟心臟”。 2.1.1液壓泵的基本原理 在液壓傳動系統(tǒng)中，液壓泵都是容積式的，是靠在液壓傳動系統(tǒng)中，液壓泵都是容積式的，是靠 密封工作腔的容積變化進行工作的。密封工作腔的容積變化進行工作的。 構成容積的泵必須具備以下基本條件： (1)結構上能實現(xiàn)具有密封性能的可變工作容積具有密封性能的可變工作容積。 (2)工作腔能周而復始地增大和減小工作腔能周而復始地增大和減小，當它增大 時與吸油口相連，當它減小時與排油口相通。 (3)吸油口與排

3、油口不能連通吸油口與排油口不能連通，即不能同時開啟。 從工作過程可以看出，在不考慮油液泄漏的情況下，從工作過程可以看出，在不考慮油液泄漏的情況下，液液 壓泵在每一工作周期中吸入或排出的油液體積只壓泵在每一工作周期中吸入或排出的油液體積只 取決取決 于工作構件的幾何尺寸于工作構件的幾何尺寸，如柱塞泵的柱塞直徑和工作行，如柱塞泵的柱塞直徑和工作行 程。程。 在不考慮油液泄漏等影響時，在不考慮油液泄漏等影響時，液壓泵單位時間排出的油液壓泵單位時間排出的油 液體積與液壓泵密封容積變化頻率液體積與液壓泵密封容積變化頻率n成正比成正比，也與，也與 泵密泵密 封容積的變化量封容積的變化量V成正比；成正比；

4、在不考慮液體的壓縮性和泄漏時在不考慮液體的壓縮性和泄漏時，液壓泵單位時間內排，液壓泵單位時間內排 出的液體體積與工作壓力無關。出的液體體積與工作壓力無關。 液壓泵的職能符號如下：液壓泵的職能符號如下： 2.1.2 液壓泵的分類液壓泵的分類 (1)按結構分按結構分:柱塞泵、齒輪泵、葉片泵柱塞泵、齒輪泵、葉片泵三大類；三大類； (2)按排量是否可調分按排量是否可調分:定量泵、變量泵；定量泵、變量泵；何為排量？何為排量？ (3)按排油方向分按排油方向分:單向泵、雙向泵；單向泵、雙向泵； (4)按壓力級別分按壓力級別分:低壓、中壓、中高壓、超高壓泵；低壓、中壓、中高壓、超高壓泵； 單向定量泵 單向變量

5、泵雙向定量泵雙向變量泵 2.1.3 液壓泵與液壓馬達的性能參數(shù)液壓泵與液壓馬達的性能參數(shù) 液壓泵的基本性能參數(shù)主要有液壓泵的基本性能參數(shù)主要有壓力壓力、排量排量、流量、功率流量、功率 和和效率效率。 1.壓力壓力 (1)工作壓力工作壓力p。液壓泵實際工作時的輸出壓力稱為工作。液壓泵實際工作時的輸出壓力稱為工作 壓力。其值的大小取決于外負載的大小和排油管路上的壓力。其值的大小取決于外負載的大小和排油管路上的 壓力損失壓力損失,而與液壓泵的流量無關。而與液壓泵的流量無關。 (2)額定壓力額定壓力pn。液壓泵在正常工作條件下。液壓泵在正常工作條件下,根據(jù)試驗標根據(jù)試驗標 準規(guī)定，允許連續(xù)運轉的最高壓

6、力稱為液壓泵的額定壓準規(guī)定，允許連續(xù)運轉的最高壓力稱為液壓泵的額定壓 力。力。 (3)最高允許壓力最高允許壓力pmax。液壓泵根據(jù)試驗標準規(guī)定。液壓泵根據(jù)試驗標準規(guī)定,允許液允許液 壓泵短暫運行的最高壓力值壓泵短暫運行的最高壓力值,稱為液壓泵的最高允許壓稱為液壓泵的最高允許壓 力。力。 2. 排量和流量排量和流量 (1)排量排量V。液壓泵在沒有泄漏的情況下，泵軸每轉一周所能排出。液壓泵在沒有泄漏的情況下，泵軸每轉一周所能排出 液體的體積液體的體積, 稱為液壓泵的排量，其值的大小只與周期性變化的稱為液壓泵的排量，其值的大小只與周期性變化的 密閉容積幾何尺寸有關。排量可調節(jié)的液壓泵稱為變量泵密閉容

7、積幾何尺寸有關。排量可調節(jié)的液壓泵稱為變量泵;排量排量 為常數(shù)的液壓泵則稱為定量泵。為常數(shù)的液壓泵則稱為定量泵。 (2)理論流量理論流量q0。理論流量是指在不考慮液壓泵的泄漏流量的情。理論流量是指在不考慮液壓泵的泄漏流量的情 況下況下,在單位時間內所排出的液體體積的平均值。顯然在單位時間內所排出的液體體積的平均值。顯然,如果液壓如果液壓 泵的排量為泵的排量為V,其主軸轉速為其主軸轉速為n,則該液壓泵的理論流量則該液壓泵的理論流量q0為：為： q0 =Vn (2-1) (3)實際流量實際流量q。液壓泵在某一具體工況下。液壓泵在某一具體工況下,單位時間內所排出的單位時間內所排出的 液體體積稱為實際

8、流量液體體積稱為實際流量,它等于理論流量它等于理論流量q0減去泄漏流量減去泄漏流量q,即：即： q =q0-q (2-2) (4)額定流量額定流量qn。液壓泵在正常工作條件下。液壓泵在正常工作條件下,按試驗標準規(guī)定按試驗標準規(guī)定(如在如在 額定壓力和額定轉速下額定壓力和額定轉速下)所能輸出的最大流量。所能輸出的最大流量。 在不考慮液體的壓縮性和泄漏時，液壓泵單位時間內排出的液在不考慮液體的壓縮性和泄漏時，液壓泵單位時間內排出的液 體體積與工作壓力無關。體體積與工作壓力無關。(m3/s) 3.功率和效率功率和效率 2.1.3.3功率和效率功率和效率 (1)液壓泵的功率損失。分為容積損失和機械損失

9、。液壓泵的功率損失。分為容積損失和機械損失。 容積損失容積損失v。容積損失是指液壓泵流量上的損失容積損失是指液壓泵流量上的損失,液壓泵液壓泵 的實際輸出流量總是小于其理論流量的實際輸出流量總是小于其理論流量,主要原因是由于液壓主要原因是由于液壓 泵內部高壓腔的泄漏、油液的壓縮以及在吸油過程中由于泵內部高壓腔的泄漏、油液的壓縮以及在吸油過程中由于 吸油阻力太大、油液粘度大以及液壓泵轉速高等原因導致吸油阻力太大、油液粘度大以及液壓泵轉速高等原因導致 油液不能全部充滿密封工作腔。油液不能全部充滿密封工作腔。 液壓泵的容積損失可用容積效率來表示液壓泵的容積損失可用容積效率來表示,它等于液壓泵的實它等于

10、液壓泵的實 際輸出流量際輸出流量q與其理論流量與其理論流量q0之比，即：之比，即： 0 00 1- V qqqq qqq 0 （2 3） 因此液壓泵的實際輸出流量因此液壓泵的實際輸出流量q為為 q =q0v = Vnv (2-4) 液壓泵的容積效率隨著液壓泵工作壓力的增大而減小液壓泵的容積效率隨著液壓泵工作壓力的增大而減小,且隨且隨 液壓泵的結構類型不同而異液壓泵的結構類型不同而異,但恒小于但恒小于1。 機械損失機械損失m。機械損失是指液壓泵在轉矩上的損失。機械損失是指液壓泵在轉矩上的損失。 液壓泵的實際輸入轉矩液壓泵的實際輸入轉矩T總是大于理論上所需要的轉矩總是大于理論上所需要的轉矩 T0,

11、其主要原因是液壓泵體內相對運動部件之間因機械其主要原因是液壓泵體內相對運動部件之間因機械 摩擦而引起的摩擦轉矩損失以及液體的粘性而引起的摩擦而引起的摩擦轉矩損失以及液體的粘性而引起的 摩擦損失。液壓泵的機械損失用機械效率表示摩擦損失。液壓泵的機械損失用機械效率表示,它等于它等于 液壓泵的理論轉矩液壓泵的理論轉矩T0與實際輸入轉矩與實際輸入轉矩T之比之比,設轉矩損設轉矩損 失為失為T,則液壓泵的機械效率為：則液壓泵的機械效率為： 0 1 m TTTT TTT 輸入功率輸入功率Pi i。液壓泵的輸入功率是指作用在液壓。液壓泵的輸入功率是指作用在液壓 泵主軸上的機械功率泵主軸上的機械功率, ,當輸入

12、轉矩為當輸入轉矩為T0 0，角速度為，角速度為 時時, ,有：有： Pi i= = T0 0 (2-6) (2-6) 輸出功率輸出功率P0 0。液壓泵的輸出功率是指液壓泵在工。液壓泵的輸出功率是指液壓泵在工 作過程中的實際吸、壓油口間的壓差作過程中的實際吸、壓油口間的壓差p和輸出流量和輸出流量 q的乘積的乘積, ,即：即： P0 0=p q (2-7) (2-7) 在實際計算中在實際計算中, ,若油箱通大氣若油箱通大氣, ,液壓泵吸、壓油的壓液壓泵吸、壓油的壓 力差往往用液壓泵出口壓力力差往往用液壓泵出口壓力p代入。代入。 (2)(2)液壓泵的功率。液壓泵的功率。 (3)(3)液壓泵的總效率液

13、壓泵的總效率。液壓泵的總效率是指液壓泵的。液壓泵的總效率是指液壓泵的 實際輸出功率實際輸出功率P0 0與其輸入功率與其輸入功率Pi i的比值的比值, ,即：即： 圖圖2.3 液壓泵的特性曲線液壓泵的特性曲線 q0 q T0 T m v 由式由式(2-8)(2-8)可知，液壓泵的總可知，液壓泵的總 效率等于其容積效率與機械效效率等于其容積效率與機械效 率的乘積，所以液壓泵的輸入率的乘積，所以液壓泵的輸入 功率也可寫成：功率也可寫成： 0 i0 Vm Ppq PT (2-8)(2-8) 液壓泵的各個參數(shù)和壓力之間的液壓泵的各個參數(shù)和壓力之間的 關系如圖關系如圖2.3所示。所示。 i pq P (2

14、-9) 2.2 齒輪泵齒輪泵 如圖所示，齒輪泵是一種常用的液壓泵，主要特點是結構簡單，主要特點是結構簡單， 制造方便，價格低廉，體積小，重量輕，自吸性能好，對油液制造方便，價格低廉，體積小，重量輕，自吸性能好，對油液 污染不敏感，工作可靠；污染不敏感，工作可靠；其主要缺點是流量和壓力脈動大，噪 聲大，排量不可調。 齒輪泵被廣泛地應用 于采礦設備，冶金設 備，建筑機械，工程 機械，農林機械等各 個行業(yè)。 齒輪泵按照其嚙合形 式的不同，有外嚙合 和內嚙合兩種，其中 外嚙合齒輪泵應用較 廣，而內嚙合齒輪泵 則多為輔助泵。 圖2.4 CBB齒輪液壓泵的結構 1-軸承外環(huán)；2-堵頭；3-滾子；4-后泵蓋

15、；5-鍵；6-齒輪；7-泵體； 8-前泵蓋；9-螺釘；10-壓環(huán)；11-密封環(huán)；12-主動軸；13-鍵； 14-泄油孔；15-從動軸；16-泵體 ；17-定位銷 ；18-卸荷槽 2.2.1外嚙合齒輪泵的工作原理外嚙合齒輪泵的工作原理 主 動 齒 輪 被 動 齒 輪 泵 體 吸 油 腔 壓 油 腔 當泵的主動齒輪按逆時針方向旋轉時，當泵的主動齒輪按逆時針方向旋轉時， 齒輪泵右側齒輪脫開嚙合，齒輪的輪齒輪泵右側齒輪脫開嚙合，齒輪的輪 齒退出齒間，使密封容積增大，形成齒退出齒間，使密封容積增大，形成 局部真空，油箱中的油液在外界大氣局部真空，油箱中的油液在外界大氣 壓的作用下，經(jīng)吸油管路、吸油腔進壓

16、的作用下，經(jīng)吸油管路、吸油腔進 入齒間。隨著齒輪的旋轉，吸入齒間入齒間。隨著齒輪的旋轉，吸入齒間 的油液被帶到另一側，進入壓油腔。的油液被帶到另一側，進入壓油腔。 這時輪齒進入嚙合，使密封容積逐漸這時輪齒進入嚙合，使密封容積逐漸 減小，齒輪間部分的油液被擠出，形減小，齒輪間部分的油液被擠出，形 成了齒輪液壓泵的壓油過程。齒輪嚙成了齒輪液壓泵的壓油過程。齒輪嚙 合時齒向接觸線把吸油腔和壓油腔分合時齒向接觸線把吸油腔和壓油腔分 開，起配油作用。當齒輪液壓泵的主開，起配油作用。當齒輪液壓泵的主 動齒輪由電動機帶動不斷旋轉時，輪動齒輪由電動機帶動不斷旋轉時，輪 齒脫開嚙合的一側，由于密封容積變齒脫開嚙

17、合的一側，由于密封容積變 大則不斷從油箱中吸油，輪齒進入嚙大則不斷從油箱中吸油，輪齒進入嚙 合的一側，由于密封容積減小則不斷合的一側，由于密封容積減小則不斷 地排油。如果齒輪倒轉，則吸油腔和地排油。如果齒輪倒轉，則吸油腔和 排油腔互換，這就是齒輪液壓泵的工排油腔互換，這就是齒輪液壓泵的工 作原理。作原理。 原理演示原理演示 2.2.2 齒輪泵的流量計算 外嚙合齒輪泵的排量可近似看作是兩個嚙合齒輪的 齒谷容積之和，若假設齒谷容積等于輪齒所占體積， 齒輪泵的排量可近似為： Vdhb=2zm2b 式中 V液壓泵的每轉排量(m3r)； z齒輪的齒數(shù)； m齒輪的模數(shù)(m)； b齒輪的齒寬(m)； d齒輪

18、的節(jié)圓直徑(m)，d=mz； h齒輪的有效齒高(m)，h=2m。 實際上，齒谷容積比輪齒體積稍大一些，并且齒 數(shù)越少誤差越大，因此，在實際計算中用3.33 3.50來代替上式中的值，齒數(shù)少時取大值，齒 數(shù)多時取小值。這樣，齒輪泵的排量可寫為 V=(6.667)zm2b 由此得齒輪泵的輸出流量為 q=(6.667) zm2b nV 實際上，由于齒輪泵在工作過程中，排量是轉角 的周期函數(shù)，存在排量脈動，瞬時流量也是脈動 的。 流量脈動會直接影響到系統(tǒng)工作的平穩(wěn)性，引起壓 力脈動，使管路系統(tǒng)產生振動和噪聲，如果脈動頻 率與系統(tǒng)的固有頻率一致，還將引起共振，加劇振 動和噪聲。為了度量流量脈動的大小，引

19、入了流量 脈動率： =(qmaxqmin)/q0 式中 液壓泵的流量脈動率； qmax液壓泵最大瞬時流量(m3s)； qmin液壓泵最小瞬時流量(m3s)； q0液壓泵的時間平均流量(m3s)。 流量脈動率是衡量容積式泵流量品質的一個重要指 標。在容積式泵中，齒輪泵的流量脈動最大，并且 齒數(shù)愈少，脈動率愈大，這是外嚙合齒輪泵的一個 弱點。 2.2.3 齒輪泵的結構特點齒輪泵的結構特點 1. 齒輪泵的泄漏通道齒輪泵的泄漏通道 在液壓泵中，運動件間是靠微小間隙密封的，這些微小 間隙從運動學上形成摩擦副，而高壓腔的油液通過間隙向 低壓腔泄漏是不可避免的；齒輪泵壓油腔的壓力油可通過 以下三條途徑泄漏到

20、吸油腔去： 軸向間隙：齒輪的端面同泵殼的端蓋間存在著間隙，這個 間隙是沿軸的方向，稱為軸向間隙，其漏失量占泵內漏失 量的70% 80左右。 徑向間隙：齒頂圓的齒頂部同泵殼間存在著間隙，此間隙 沿軸的徑向，稱徑向間隙，該間隙的漏失量占泵內漏失量 的15左右。 徑向間隙：齒輪嚙合線處存在著齒側間隙，在齒輪嚙合線 上的漏失量占泵內漏失量的5左右。 以上這些間隙的大小，即要保證齒輪的靈活運轉，減小摩 擦，提高機械效率，又要做到漏失量小，提高容積效率。 因此，在設計齒輪液壓泵時，這些間隙大小的確定是十分 重要的。軸向間隙尺寸一般為0.005 0.03 mm；徑向間 隙尺寸一般為0.08 0.16 mm。

21、在使用過程中，保證這些 間隙尺寸不變，且不遭到破壞，也是十分重要的。另外間 隙尺寸的確定，還要考慮泵的抗污染能力。液壓油中有機 械顆粒的雜質，其間隙若能比顆粒小，就可減小顆粒的浸 入破壞間隙密封。這也是提高齒輪液壓泵壽命的關鍵因素 之一。 因此為了實現(xiàn)齒輪泵的高壓化，為了提高齒輪泵的壓因此為了實現(xiàn)齒輪泵的高壓化，為了提高齒輪泵的壓 力和容積效率，需要從結構上來采取措施，對端面間隙進力和容積效率，需要從結構上來采取措施，對端面間隙進 行自動補償。行自動補償。 產生徑向力的原因產生徑向力的原因: （a）吸油腔側壓力低于壓油 腔側壓力； （b）齒輪的嚙合力。 齒輪液壓泵的徑向力如圖2.6（a）、（b

22、）所示。 設O1為主動輪，O2為被動輪，兩輪轉向沿1、2所指方向。齒輪液壓 泵液壓力在壓油腔，其分布為螺殼式，這是因為液壓力每通過一次齒 輪的齒頂均要產生壓降。其合力在主動輪上為F1，被動輪上為F1。 2. 齒輪泵的徑向力齒輪泵的徑向力 圖圖2.6 齒輪液壓泵受力分析圖齒輪液壓泵受力分析圖 （a）齒輪液壓泵液體徑向壓力分布圖；）齒輪液壓泵液體徑向壓力分布圖； （b）齒輪液壓泵徑向受力圖）齒輪液壓泵徑向受力圖 因此，齒輪和軸受到徑向 不平衡力的作用，工作壓 力越高，徑向不平衡力越 大，徑向不平衡力很大時， 能使泵軸彎曲，導致齒頂 壓向定子的低壓端，使定 子偏磨，同時也加速軸承 的磨損，降低軸承使

23、用壽 命。 減小徑向力偏載的措施減小徑向力偏載的措施： a）減小壓油口直徑；）減小壓油口直徑；使壓油腔 的壓力僅作用在一個齒到兩 個齒的范圍內; b）增大掃膛處徑向間隙；）增大掃膛處徑向間隙；使 齒頂不與定子內表面產生金 屬接觸； c）采用滾針軸承或滑動軸承；）采用滾針軸承或滑動軸承； 并在支撐上多采用滾針軸承 或滑動軸承; d)開減載槽，開減載槽，即將齒槽中的 高壓區(qū)引向低壓吸油口，齒 槽的低壓區(qū)引向高壓的排油 口； e)過渡區(qū)連通。過渡區(qū)連通。 3.齒輪液壓泵的困油現(xiàn)象及其卸荷措施齒輪液壓泵的困油現(xiàn)象及其卸荷措施 為保證齒輪泵平穩(wěn)地工作， 齒輪嚙合時的重疊系數(shù)必 須大于1，即至少有一對 以

24、上的輪齒同時嚙合，因 此，在工作過程中，就有 一部分油液困在兩對輪齒 嚙合時所形成的封閉油腔 之內，如圖所示，這個密 封容積的大小隨齒輪轉動 而變化。 從圖 (1)到圖 (2)，密封容積逐漸減小；從圖 (2)到圖 (3)，密封容積逐漸增大；如此產生了密封容積周期性 的增大減小。 受困油液受到擠壓而產生 瞬間高壓，密封空腔的受 困油液若無油道與排油口 相通，油液將從縫隙中被 擠出，導致油液發(fā)熱，軸 承等零件也受到附加沖擊 載荷的作用；若密封容積 增大時，無油液補充，又 會造成局部真空，使溶于 油液中的氣體分離出來， 產生氣穴，這就是齒輪泵 的困油現(xiàn)象。 困油現(xiàn)象使齒輪泵產生強烈的噪聲，并引起振動

25、 和汽蝕，同時降低泵的容積效率，影響工作的平 穩(wěn)性和使用壽命。 設計齒輪泵時， 在保證高低壓腔 不串通的前提下， 要保證閉死容積 從大變小時和壓 油腔相通，從小 變大時和吸油腔 相通即可。 也有在這個 端蓋上鉆一 個盲孔或兩 個盲孔作為 卸荷槽。 消除困油現(xiàn)象的方法：消除困油現(xiàn)象的方法：通常是在兩端蓋板上開卸荷槽， 見下圖中的虛線方框。當封閉容積減小時，通過右邊 的卸荷槽與壓油腔相通。而封閉容積增大時，通過左 邊的卸荷槽與吸油腔相通，兩卸荷槽的間距必須確保 在任何時候都不使吸、排油相通。 返回首頁 2.2.4 高壓齒輪泵的特點高壓齒輪泵的特點 齒輪液壓泵由于泄漏大齒輪液壓泵由于泄漏大(主要是端

26、面泄漏主要是端面泄漏,約占總約占總 泄漏量的泄漏量的70%80%),且存在徑向不平衡力且存在徑向不平衡力,故壓力不故壓力不 易提高。高壓齒輪液壓泵主要是針對上述問題采取了易提高。高壓齒輪液壓泵主要是針對上述問題采取了 一些改進措施一些改進措施,如盡量減小徑向不平衡力和提高軸與如盡量減小徑向不平衡力和提高軸與 軸承的剛度；對泄漏量最大處的端面間隙軸承的剛度；對泄漏量最大處的端面間隙,采用了自采用了自 動補償裝置等。動補償裝置等。 下面對端面間隙的補償裝置作簡單介紹。下面對端面間隙的補償裝置作簡單介紹。 圖圖2.10(a)是浮動軸套是浮動軸套 式的間隙補償裝置。式的間隙補償裝置。 它利用泵的出口壓

27、力它利用泵的出口壓力 油油,引入齒輪軸上的浮引入齒輪軸上的浮 動軸套動軸套1的外側的外側A腔腔,在在 液體壓力作用下液體壓力作用下,使軸使軸 套緊貼齒輪套緊貼齒輪3的側面的側面, 因而可以消除間隙并因而可以消除間隙并 可補償齒輪側面和軸可補償齒輪側面和軸 套間的磨損量。在泵套間的磨損量。在泵 起動時起動時,靠彈簧靠彈簧4來產來產 生預緊力生預緊力, 保證了軸向間隙的密保證了軸向間隙的密 封。封。 1. 浮動軸套式浮動軸套式 圖2.10端面間隙補償裝置示意圖 1-浮動軸套；2-泵體；3-齒輪；4-彈簧； 2.浮動側板式浮動側板式 浮動側板式補償裝置浮動側板式補償裝置 的工作原理與浮動軸的工作原理

28、與浮動軸 套式基本相似套式基本相似,它也它也 是利用泵的出口壓力是利用泵的出口壓力 油引到浮動側板油引到浮動側板1的的 背面背面見圖見圖2.10(b), 使之緊貼于齒輪使之緊貼于齒輪7的的 端面來補償間隙。起端面來補償間隙。起 動時動時,浮動側板靠密浮動側板靠密 封圈來產生預緊力。封圈來產生預緊力。 圖圖2.10端面間隙補償裝置示意圖端面間隙補償裝置示意圖 5-浮動側板；浮動側板； 6-泵體；泵體；7-齒輪；齒輪； 3.撓性側板式撓性側板式 圖圖2.10端面間隙補償裝置示意圖端面間隙補償裝置示意圖 8-撓性側板；撓性側板；9-泵體；泵體；10-齒輪；齒輪； 圖圖2.10(c)是撓性側板式間是撓

29、性側板式間 隙補償裝置隙補償裝置,它是利用泵它是利用泵 的出口壓力油引到側板的出口壓力油引到側板 的背面后的背面后,靠側板自身的靠側板自身的 變形來補償端面間隙的變形來補償端面間隙的, 側板的厚度較薄側板的厚度較薄,內側面內側面 要耐磨要耐磨(如燒結有如燒結有0.5 0.7mm的磷青銅的磷青銅),這種結這種結 構采取一定措施后構采取一定措施后,易使易使 側板外側面的壓力分布側板外側面的壓力分布 大體上和齒輪側面的壓大體上和齒輪側面的壓 力分布相適應。力分布相適應。 內嚙合齒輪泵有漸開線齒形和擺線齒形兩種，其結構示意圖內嚙合齒輪泵有漸開線齒形和擺線齒形兩種，其結構示意圖 見圖見圖2.11。內嚙合

30、齒輪泵中的小齒輪是主動輪，大齒輪為從動輪，。內嚙合齒輪泵中的小齒輪是主動輪，大齒輪為從動輪， 在工作時大齒輪隨小齒輪同向旋轉。在工作時大齒輪隨小齒輪同向旋轉。 2.2.5 內嚙合齒輪泵內嚙合齒輪泵 O2 O1 主要特點： （1）齒輪兩邊側板有背 壓室，可保證軸向間隙自 動補償； （2）浮動支撐隔板有背 壓室，可補償徑向間隙及 嚙合間隙。 （3）泵從齒根處徑向孔 排油，不存在困油現(xiàn)象。 圖圖2.11 內嚙合齒輪泵工作原理內嚙合齒輪泵工作原理 1-主動小齒輪；主動小齒輪；2-從動內齒圈；從動內齒圈；3-隔板；隔板； 4-吸油窗口；吸油窗口；5-壓油窗口壓油窗口 如圖如圖2.11（a）所示，在漸開線

31、）所示，在漸開線 齒形內嚙合齒輪液壓泵中，小齒形內嚙合齒輪液壓泵中，小 齒輪和內齒圈之間要裝一塊月齒輪和內齒圈之間要裝一塊月 牙隔板，一對相互嚙合的小齒牙隔板，一對相互嚙合的小齒 輪和內齒圈與側板所圍成的密輪和內齒圈與側板所圍成的密 閉容積被齒嚙合線分割成兩部閉容積被齒嚙合線分割成兩部 分，當傳動軸帶動小齒輪按圖分，當傳動軸帶動小齒輪按圖 示方向旋轉時，輪齒脫開嚙合示方向旋轉時，輪齒脫開嚙合 的一側（的一側（4附近區(qū)域）密閉容附近區(qū)域）密閉容 積增大，為吸油腔；輪齒進入積增大，為吸油腔；輪齒進入 嚙合的一側（嚙合的一側（5附近區(qū)域）密附近區(qū)域）密 閉容積減小，為壓油腔。主動閉容積減小，為壓油腔

32、。主動 輪每轉一周輪每轉一周, 由一對相互嚙合由一對相互嚙合 的小齒輪和內齒圈與側板所圍的小齒輪和內齒圈與側板所圍 成的密閉容積成的密閉容積,完成吸、壓油各完成吸、壓油各 一次一次,當泵主軸連續(xù)轉動時當泵主軸連續(xù)轉動時,即即 完成了液壓泵的吸、排油工作。完成了液壓泵的吸、排油工作。 圖圖2.11 內嚙合齒輪泵工作原理內嚙合齒輪泵工作原理 1-主動小齒輪；主動小齒輪；2-從動內齒圈；從動內齒圈；3- 隔板；隔板；4-吸油窗口；吸油窗口；5-壓油窗口壓油窗口 擺線齒形嚙合齒輪泵又稱擺線轉子泵。在這種泵中，小齒輪和內擺線齒形嚙合齒輪泵又稱擺線轉子泵。在這種泵中，小齒輪和內 齒圈只相差一齒，因而不需設

33、置隔板。如圖齒圈只相差一齒，因而不需設置隔板。如圖2.11（b）。）。 擺線輪泵擺線輪泵 O2 O1 圖中內轉子為六齒圖中內轉子為六齒,外轉子為七齒外轉子為七齒,由于內外由于內外 轉子是多齒嚙合轉子是多齒嚙合,這就形成了若干密封容積。這就形成了若干密封容積。 當內轉子圍繞中心當內轉子圍繞中心O1旋轉時旋轉時,帶動外轉子繞帶動外轉子繞 外轉子中心外轉子中心O2作同向旋轉。這時作同向旋轉。這時,由內轉子由內轉子 齒頂和外轉子齒谷間形成的密封容積齒頂和外轉子齒谷間形成的密封容積,隨著隨著 轉子的轉動密封容積就逐漸擴大轉子的轉動密封容積就逐漸擴大,于是就形于是就形 成局部真空成局部真空,油液從配油窗口

34、油液從配油窗口4被吸入密封腔被吸入密封腔, 轉至左側下部位置時封閉容積最大轉至左側下部位置時封閉容積最大,這時吸這時吸 油完畢。當轉子繼續(xù)旋轉時油完畢。當轉子繼續(xù)旋轉時,充滿油液的密充滿油液的密 封容積便逐漸減小封容積便逐漸減小,油液受擠壓油液受擠壓,于是通過另于是通過另 一配油窗口一配油窗口5將油排出將油排出,至內轉子的另一齒全至內轉子的另一齒全 部和外轉子的齒谷全部嚙合時部和外轉子的齒谷全部嚙合時,封閉容積最封閉容積最 小壓油完畢小壓油完畢,內轉子每轉一周內轉子每轉一周,由內轉子齒頂由內轉子齒頂 和外轉子齒谷所構成的每個密封容積和外轉子齒谷所構成的每個密封容積,完成完成 吸、壓油各一次吸、

35、壓油各一次,當內轉子連續(xù)轉動時當內轉子連續(xù)轉動時,即完即完 成了液壓泵的吸、排油工作。成了液壓泵的吸、排油工作。 圖圖2.11 內嚙合齒輪泵工作原理內嚙合齒輪泵工作原理 1-主動小齒輪；主動小齒輪；2-從動內齒圈；從動內齒圈； 4-吸油窗口；吸油窗口；5-壓油窗口壓油窗口 2.3 葉片泵葉片泵 葉片泵是一種小功率泵，排油均勻，工作平穩(wěn)，噪聲小，它是 一種單向運轉、單向排油的液壓泵。 葉片泵分為單作用葉片泵和雙作用葉片泵。 當轉子轉一圈時，液壓泵每一工作容積吸、排油各一次，稱為 單作用單作用葉片泵。一般，單作用葉片泵往往是做成變量泵結構。 返回首頁 當轉子轉一圈，液壓泵每一工作容積吸、排油各兩次

36、，稱為雙雙 作用作用葉片泵。雙作用葉片泵則只能做成定量泵結構。 2.3.1單作用葉片泵單作用葉片泵 1.結構和工作原理結構和工作原理 單作用葉片泵主要由轉子、葉片、定子、配油盤、殼體、轉 軸等零件組成，如圖所示。葉片泵的定子具有圓柱形的內表面， 轉子上有均布葉片槽，矩形葉片安放在轉子上的葉片槽內，并 可在槽內滑動。轉子中心與定子中心不重合，有一個偏心距e。 配油盤上開有兩個配流 窗口，分別與泵的吸油 口和排油口相通?？勺?工作容積主要由定子的 內圓柱表面、轉子的外 圓柱表面、葉片、后面 的配油盤和前面的壓蓋 組成。 當轉子回轉時，葉片靠自身的離心力貼緊定子的內表面，并在轉 子槽里作往復運動。定

37、子、轉子、葉片和配油盤間形成了若干個 密封工作容積。 當發(fā)動機帶動轉子按逆時針方向旋轉時，右邊的葉片逐漸伸出， 相鄰兩葉片間的空間容積逐漸增大，形成局部真空，從吸油口 吸油；左邊的葉片 被定子的內表面逐 漸壓進槽內，兩相 鄰葉片間的空間容 積逐漸減小，將工 作油液從壓油口壓 出。在吸油腔與壓 油腔之間有一段封 油區(qū)，把吸油腔和 壓油腔隔開，稱作 過渡區(qū)。 點擊圖片演示動畫 當發(fā)動機帶動轉子按逆時針方向旋轉時，右邊的葉片逐漸伸出， 相鄰兩葉片間的空間容積逐漸增大，形成局部真空，從吸油口吸 油；左邊的葉片被定子的內表面逐漸壓進槽內，兩相鄰葉片間的 空間容積逐漸減小，將工作油液從壓油口壓出。在吸油腔

38、與壓油 腔之間有一段封油區(qū)，把吸油腔和壓油腔隔開，稱作過渡區(qū)。 當轉子不斷地旋轉，泵就不斷地吸油和排油。這種葉片泵的轉子 轉一周，各葉片間容積只吸排油各一次，因此叫單作用葉片泵。 若在結構上把轉子和定子的偏心距若在結構上把轉子和定子的偏心距e做成可變的，就成為變量葉片做成可變的，就成為變量葉片 泵泵。流量隨偏心距的減小而減小。 單作用葉片泵的優(yōu)點： 結構工藝簡單，可以實結構工藝簡單，可以實 現(xiàn)各種形式的變量?，F(xiàn)各種形式的變量。 單作用葉片泵的缺點： 作用在轉子上的液壓力作用在轉子上的液壓力 不平衡，增大軸承磨損，不平衡，增大軸承磨損， 縮短泵的壽命?？s短泵的壽命。 點擊圖片演示動畫 2. 單作

39、用葉片泵排量計算單作用葉片泵排量計算 如圖所示，我們通過圖解法可以近似求得：每個工作腔的體積每個工作腔的體積 V等于大扇形面積AO1B減去小扇形面積CO1D再乘以轉子的寬 度B。即畫陰影線的部分。可寫成如下表達式： V=B(S扇大 扇大 S扇小 扇小) 當單作用葉片泵有z個封閉容積時， 泵的理論排量V的表達式可寫為: V= zV=(R +e)2(Re)2B =4ReB 式中 R 定子半徑，m； e 偏心距，m； B 轉子寬度，m。 考慮泵的容積效率V，當泵的轉速為n時， 單作用葉片泵的實際流量q可寫為: q =V nV=4ReB nV 請同學們思考一下：若想改變泵的排量V， 改變上式中哪個參數(shù)

40、最方便呢？ R是定子半徑，B是轉子寬度，V是容積效 率，它們都是由零件尺寸或配合間隙所決 定，只有改變偏心距e是很方便的。那么， 怎樣改變偏心距e呢？下面我們一起來分析 一下單作用變量葉片泵的變量原理。 3.單作用葉片泵的結構特點單作用葉片泵的結構特點 (1)改變定子和轉子之間的偏心便可改變泵的流量。偏心反向時改變定子和轉子之間的偏心便可改變泵的流量。偏心反向時, 吸油壓油方向也相反。吸油壓油方向也相反。 (2)處在壓油腔的葉片頂部受到壓力油的作用處在壓油腔的葉片頂部受到壓力油的作用,該作用要把葉片推該作用要把葉片推 入轉子槽內。為了使葉片頂部可靠地和定子內表面相接觸，壓入轉子槽內。為了使葉片

41、頂部可靠地和定子內表面相接觸，壓 油腔一側的葉片底部要通過特殊的溝槽和壓油腔相通。吸油腔油腔一側的葉片底部要通過特殊的溝槽和壓油腔相通。吸油腔 一側的葉片底部要和吸油腔相通一側的葉片底部要和吸油腔相通,這里的葉片僅靠離心力的作用這里的葉片僅靠離心力的作用 頂在定子內表面上。頂在定子內表面上。 (3)由于轉子受到不平衡的徑向液壓作用力由于轉子受到不平衡的徑向液壓作用力,所以這種泵一般不宜所以這種泵一般不宜 用于高壓。用于高壓。 (4) 單作用葉片泵葉片的安放不是沿徑向安裝，為了更有利于葉單作用葉片泵葉片的安放不是沿徑向安裝，為了更有利于葉 片在慣性力作用下向外伸出，使葉片有一個與旋轉方向相反的片

42、在慣性力作用下向外伸出，使葉片有一個與旋轉方向相反的 傾斜角，稱后傾角，一般為傾斜角，稱后傾角，一般為24。同時還考慮偏心矩的存在，。同時還考慮偏心矩的存在， 造成葉片在過渡區(qū)伸出困難，使葉片容易脫離定子。采用后傾造成葉片在過渡區(qū)伸出困難，使葉片容易脫離定子。采用后傾 有利于葉片靠緊定子。有利于葉片靠緊定子。 4. 單作用葉片泵的變量原理單作用葉片泵的變量原理 改變偏心距e，就是改變定子與轉子的相對位置，轉子軸是固定 在軸承中的，使定子移動在結構上比較容易實現(xiàn)，這就需要一個 力來推動定子移動，這個力稱為操縱力。根據(jù)操縱力不同，變量 葉片泵分為內反饋式和外反饋式兩種。如果操縱力是來自泵內部如果操

43、縱力是來自泵內部 的排油壓力，就稱為內反饋式變量泵的排油壓力，就稱為內反饋式變量泵, ,見左圖見左圖。如果操縱力是來如果操縱力是來 自泵外部的排油壓力，就稱為外反饋式變量泵，見右圖。自泵外部的排油壓力，就稱為外反饋式變量泵，見右圖。 1 2 3 4 5 6 78 9 10 11 e0 (1)限壓式內反饋變量葉片泵 前面已介紹過，單作用式葉片泵的轉子受到來自壓油腔作用的單向 壓力，使軸承上所受載荷較大，稱為非卸荷式泵，這是單作用式 葉片泵的缺點。而限壓式變量葉片泵卻正是利用單向壓力這一特 點來進行壓力反饋，以達到調節(jié)排量的目的。這里單向壓力這一 不利因素，在一定條件下被利用而轉化成為有利因素了。

44、 1 2 3 4 5 6 78 9 10 11 e0 演示動畫 結構原理結構原理 限壓式內反饋變量葉片泵的 結構原理如圖所示。轉子1的 中心O是固定的，定子3可以 左右移動，調壓螺栓9可對調 壓彈簧8的預壓力進行調節(jié)， 在調壓彈簧8力的作用下，定 子3被7推向右端靠在4上，使 定子中心O1和轉子中心O之間 有一個偏心距e，初始偏心距 e0的大小可用最大流量調節(jié)螺 釘4調節(jié)；最大流量調節(jié)螺釘 4的工作位置決定了定子的最 大偏心距和液壓泵的最大排 量。 1 2 3 4 5 6 78 9 10 11 e0 內反饋式變量泵的操縱力來自泵本身的排油壓力， 其配流盤的吸、排油窗口的布置如圖所示。 液壓泵配

45、油盤液壓泵配油盤5 5上的吸油口上的吸油口 和壓油口關于液壓泵的中心和壓油口關于液壓泵的中心 線是不對稱的，線是不對稱的，存在偏角， 因此在液壓泵工作時，壓油 腔油液給定子的作用力F也 偏一個角度，排油壓力對 定子環(huán)的作用力F分解為垂 直分力F1及水平分力F2，F(xiàn)2 即為調節(jié)分力，F(xiàn)2與調壓彈 簧的壓縮恢復力F彈 彈、定子運 動的摩擦力和慣性力相平衡。 為簡化分析，可忽略摩擦力 和慣性力。油液壓力F隨液 壓泵壓力p的升高而增大， 調節(jié)分力F2 2= =F sin和彈簧 力F彈 彈的方向相反，它要克服 彈簧的推力將定子向左推， 以減小偏心距e。 1 2 3 4 5 6 78 9 10 11 e0

46、 限壓式內反饋變量葉片泵的 工作過程可演示如下： 當泵的油壓p pB，即F2F彈 時，調節(jié)分力F2遠不能夠克 服彈簧力，定子仍被彈簧推 在右邊的原始位置，靠在最 大流量調節(jié)螺釘上。此時， 泵的定子環(huán)對轉子的偏心距 保持在限定的最大值，不隨 工作壓力的變化而變化。 其變量特性曲線如圖中AB段， 由于泄漏，泵的實際輸出 流量隨其壓力增加而稍有 下降； 當液壓泵的輸出油壓升高達到 pB，即F2=F彈時，處于臨界 狀態(tài)。 演示動畫 當液壓泵壓力ppB，即 F2F彈時，F(xiàn)2就能夠克 服彈簧作用力，使定子 向左移動，偏心量e就自 動減小，液壓泵的排量 降低。工作壓力p越高， 偏心量e就越小，液壓泵 的排量

47、也越小。所以pB是 液壓泵最大排量時可能 的最高壓力,也稱為拐點 壓力。 泵的排量開始下降見圖 中BC段。 當工作壓力到達pc時， 與定子環(huán)的偏心量對 應的泵的理論流量等 于它的泄漏量，泵的 實際排出流量為零， 此時泵的輸出壓力為 最大。并且也不可能 繼續(xù)增大，見圖2.10 中C點，故稱為限壓 式變量泵。 簡而言之，AB段是 定量泵工況段。BC 段是變量泵工況段。 演示動畫 圖中A點表示泵的最大流 量，由最大流量調節(jié)螺釘 4進行調節(jié)。左旋4，則A 點在縱坐標上的位置下移； 右旋4，則A點在縱坐標 上的位置上移。 B點也稱拐點，由調壓彈 簧8的預緊力來調節(jié)，增 加8的預緊力，將使pB點 向右移，

48、BC線則平行右移。 更換調節(jié)彈簧，改變其彈 簧剛度，可改變BC段的 斜率。彈簧8剛度增加， BC線變平坦，彈簧8剛度 減弱，BC線變陡。 返回首頁 1 2 3 4 5 6 78 9 10 11 e0 內反饋式變量泵利用泵本身的排出壓力和流量推動變 量機構，在泵的理論排量接近零工況時，泵的輸出量 為零，因此便不可能繼續(xù)推動變量機構來使泵的流量 反向，所以內反饋式變量泵僅能用于單向變量。內反饋式變量泵僅能用于單向變量。 1 2 3 4 5 6 78 9 10 11 e0 (2)限壓式外反饋變量葉片泵限壓式外反饋變量葉片泵 如圖為限壓式外反饋 變量葉片泵的工作原理 示意圖，與內反饋變量 泵的主要不同

49、之處是： 推動定子移動的操縱力 不是內部排油壓力而是 外負載壓力外負載壓力。另外，在 最大流量調節(jié)螺釘處增 加了一個柱塞缸，它能 根據(jù)泵出口負載壓力的 大小自動調節(jié)泵的排量。 圖中轉子1的中心O是固 定不動的，定子3可沿 滑塊滾針軸承4左右移 動。演示動畫 定子右邊有反饋柱塞5， 它的右腔與泵的壓油 腔及出口相通。 反饋柱塞5和流量調節(jié)螺 釘6用以調節(jié)泵的初始 偏心e0。設反饋柱塞受 液體壓力的面積為Ax， 當作用在定子上的來 自反饋柱塞力pAxFx 時，彈簧2把定子及反 饋柱塞5推向最右邊， 靠在6上，此時泵的偏 心量達到預調值e0 ， 泵的輸出流量為最大 值。 若只考慮反饋力和彈簧力，當泵

50、的壓力升高到p Ax Fx 時，反饋力克服彈簧預緊力，推動定子左移距離x，偏 心減小，泵輸出流量隨之減小。壓力愈高，偏心愈小， 輸出流量也愈小。當壓力達到使泵的偏心所產生的流量 全部用于補償泄漏時，泵的輸出流量為零，不管外負載 再怎樣加大，泵的輸出壓力不會再升高，所以這種泵被 稱為外反饋限壓式變量葉片泵。 變量工作過程變量工作過程 限壓式外反饋變量葉片泵的工作過程，可演示如下： 當液壓泵的輸出油壓p小于等于pB，即p AxFx時，反饋力p Ax 遠不能夠克服彈簧力，定子仍被彈簧推在右邊的原始位置。 此時，泵的定子環(huán)對轉子的偏心距保持在限定的最大值，不 隨工作壓力的變化而變化。 當液壓泵的輸出油

51、 壓升高達到pB，即 F2=F彈時，處于臨 界狀態(tài)。 演示動畫 當液壓泵的工作壓力p繼續(xù)升高超過pB，即p Ax=Fx時，反饋力 p Ax就能夠克服彈簧作用力，使定子向左移動，偏心量e就自 動減小，因而液壓泵的排量就降低。工作壓力p越高，偏心量 e就越小，液壓泵的排量也越小。所以pB是液壓泵最大排量時 可能的最高壓力,也稱為拐點壓力。 下面對外反饋限 壓式變量葉片泵 的變量特性分析 如下： 演示動畫 當壓力逐漸增大，使定子處于開始移動的臨界狀態(tài)時，其力平 衡方程為： pB Ax =kx(x0+emaxe0) (2.13) 當泵的壓力超過臨界狀態(tài)繼續(xù)增加時，定子相對轉子有移動距 離，其力平衡方程

52、為： p Ax =kx(x0+emaxe0+x) (2.14) 此時，定子的實際偏心為： e=e0 x (2.15) 式中 x彈簧壓縮量增加值(m)； x0彈簧的預壓縮量(m); e定子的實際偏心(m)； e0定子的初始偏心值(m)； emax泵轉子和定子間的最大設計偏心距(m)； Ax反饋柱塞的有效作用面積(m2)： kx彈簧剛度(Nm); p泵的實際工作壓力(Pa)； pB定子處于開始移動的臨界狀態(tài)時的壓力(Pa)。 由式 (2.13) 得 pB =kx(x0+emaxe0) /Ax (2.16) 泵的實際輸出流量一般形式: q=kqe kLp (2.17) 式中 kq泵的流量增益； kL

53、泵的泄漏系數(shù)。 當p AxFx時，定子左移，泵的 流量減小。為(變量的變量的BC段段)（推導過程 略）： )19. 2()()( max0 p k kk A k k exkq q lx x x q q 外反饋限壓式變量葉片泵的靜態(tài)特性曲線如下圖，不變量的AB段與 式q=kqe0klp 相對應，壓力增加時，實際輸出流量因壓差泄漏而 減少；BC段是泵的變量段，與式(2.19)相對應， )19. 2()()( max0 p k kk A k k exkq q lx x x q q 這一區(qū)段內泵的實際流 量隨著壓力增大而迅 速下降，葉片泵處于 變量泵工況，B B點叫點叫 做曲線的拐點做曲線的拐點，拐點

54、 處的壓力為pB，主要 由彈簧預緊力確定， 并可以由式 pB =kx(x0+emaxe0) /Ax 算出。 限壓式變量葉片泵對既要實現(xiàn)快速行程，又要實現(xiàn)保壓 和工作進給的執(zhí)行元件來說是一種合適的油源；快速行快速行 程時需要大的流量，負載壓力較低，正好使用曲線的程時需要大的流量，負載壓力較低，正好使用曲線的 AB段部分段部分；保壓和工作進給時負載壓力升高，需要流保壓和工作進給時負載壓力升高，需要流 量較小，正好使用曲線的量較小，正好使用曲線的BC段部分。段部分。 2.3.2 2.3.2 雙作用葉片泵雙作用葉片泵 1. 工作原理工作原理 下圖為雙作用葉片泵的工作原理圖，它的作用原理和單作用 葉片泵

55、相似，不同之處在于定子內表面是近似橢圓形狀，且不同之處在于定子內表面是近似橢圓形狀，且 定子和轉子是同心的，定子和轉子是同心的，當轉子逆時針方向旋轉時，密封工作 腔的容積在左上角和右下角處逐漸減小，為壓油區(qū)；在左下 角和右上角處逐漸增大，為吸油區(qū)。 吸油區(qū)和壓油區(qū)之間有一 段封油區(qū)將吸、壓油區(qū)隔 開。稱過渡曲，這四個過 渡區(qū)有四段過渡曲線。 轉子轉子 定子定子 葉片葉片 配流盤配流盤 泵體泵體 由于雙作用葉片泵有 兩個吸油區(qū)和兩個排 油區(qū)，并且各自的中 心夾角是對稱的，所 以作用在轉子上的油 壓作用力互相平衡。 因此，這種液壓泵也 稱為平衡式葉片泵。 這種泵的轉子每轉一 周，每個密封工作腔 完

56、成吸油和壓油動作 各兩次，所以稱為雙 作用葉片泵。 2. 雙作用葉片泵的平均流量計算雙作用葉片泵的平均流量計算 圖中：轉子半徑為圖中：轉子半徑為r0 0，定子長半徑為，定子長半徑為R，定子短半徑為，定子短半徑為r， 葉片寬度為葉片寬度為B。轉子旋轉一周，兩葉片之間封閉容積變化 量為：V=2（A1A2）B 轉子每轉一轉的排量為：轉子每轉一轉的排量為： V=2（A1A2）B z 由圖可知：由圖可知： A1=（R2r02） /2 A2=（r2r02） /2 =2 / z 則雙作用葉片泵理論排則雙作用葉片泵理論排 量為：量為：V=2 （R2r2）B 式中 葉片夾角 ； A1吸油最大面積； A2 排油余

57、留面積； R定子橢圓長半徑； r定子橢圓短半徑； z葉片數(shù)； r0 轉子半徑； B 葉片或轉子的厚度。 雙作用葉片泵的實際平均流量為: q=2 （R2r2）B nV （2.21) 式（2.21)是不考慮葉片幾何尺寸時的 平均流量計算公式。 一般雙作用葉片泵，在葉片底部都通壓 力油，并且在設計中保證高、低壓腔葉 片底部總容積變化為零，即葉片底部容 積不參加泵的吸油和排油。因此在排油 腔，葉片縮進轉子槽的容積變化，對泵 的流量有影響，在精確計算葉片泵的平 均流量時，應該考慮葉片容積對流量的 影響。每轉不參加排油的葉片總容積為 Vb=2(R r)Bbz/cos (2.22) 式中 Vb不參加排油的葉

58、片總容積(m3)； b葉片厚度(m)；z葉片數(shù)； 葉片相對于轉子半徑的傾角(o)。 則雙作用葉片泵精確流量計算公式為：V- -Vb )23. 2( cos )(2 )(2 22 V Bnbz rR rRq 對于特殊結構的雙作用葉片泵，如雙葉片結構、 彈簧葉片結構，其葉片底部和單作用葉片泵一 樣也參加泵的吸油和排油，其平均流量計算方 法仍采用式(221)。 q=2 （R2r2）B nV （2.21) 3.提高雙作用葉片泵壓力的措施提高雙作用葉片泵壓力的措施 隨著液壓技術的發(fā)展，經(jīng)不斷改進，雙作用葉片泵 的最高工作壓力已達到2030 MPa，這是因為雙作 用葉片泵轉子上的徑向力基本上是平衡的，因此

59、不 像高壓齒輪泵和單作用葉片泵那樣，工作壓力的提 高會受到徑向承載能力的限制。葉片泵采用浮動配 流盤對端面間隙進行補償后，泵在高壓下也能保持 較高的容積效率，葉片泵工作壓力提高的主要限制 條件是葉片和定子內表面的磨損。為解決定子和葉 片的磨損，就必須減小在吸油區(qū)葉片對定子內表面 的壓緊力，目前采取的主要結構措施有以下幾種。 (1)雙葉片結構雙葉片結構 如圖所示，各轉子槽內裝有兩個經(jīng)過倒角的葉片。葉 片底部不與高壓油腔相通，兩葉片的倒角部分構成從 葉片底部通向頭部的V形油道，因而作用在葉片底部、 頭部的油壓力相等，合理設計葉片頭部的形狀，使葉 片頭部承壓面積略小于葉片底部承壓面積，這個承壓 面積

60、的差值就形成葉片對定子內表面的接觸力。也就是說， 這個推力是能夠通過葉片頭部 的形狀來控制的，以便既保證 葉片與定子緊密接觸，又不 至于使接觸應力過大，同時， 槽內兩個葉片可以相互滑動， 以保證在任何位置，兩個葉片 的頭部和定于內表面緊密接觸。 (2)彈簧葉片結構彈簧葉片結構 與雙葉片結構類似的還有彈簧葉 片結構。如圖所示，葉片在頭部 及兩側開有半圓形槽，在葉片的 底面上開有三個彈簧孔。通過葉 片頭部和底部相連的小孔及側面 的半圓槽使葉片底面與頭部溝通， 這樣，葉片在轉子槽中滑動時， 頭部和底部的壓力完全平衡。 葉片和定子內表面的接觸壓力僅 為葉片的離心力、慣性力和彈簧 力，故接觸力較小。不過