液壓傳動課件

液壓傳動的工作原理液壓傳動系統(tǒng)實例及液壓系統(tǒng)的組成液壓傳動的優(yōu)缺點液壓傳動採用的油液及其主要性能第一章緒論§

1-1液壓傳動的工作原理一、簡化模型二、力比和速比三、兩個重要概念四、容積式液壓傳動

在液壓傳動中，人們利用沒有固定形狀但具有確定體積的液體來傳遞力的運動。下圖是一個經過簡化的液壓傳動模型。圖中有兩個直徑不同的液壓缸2和4，缸內各有一個與內壁緊密配合的活塞。如圖活塞5上有重物W則當活塞1上施加的力F達到一定大小時，就能阻止重物W下降。一、簡化模型1.等壓特性:根據(jù)帕斯卡定律“平衡液體內某一點的液體壓力等值地傳遞到液體內各處”，即：輸出端的力之比等於二活塞面積之比。

P1=P2=P=F/A1=W/A2

或：W/F=A2/A1

2.等體積特性：假設活塞1向下移動體積L1’則液壓缸被擠出的液體體積為A1L1。這部分液體進入液壓缸4，使活塞5上升L2，其讓出的體積為A2L2

。即：

A1L1=A2L2

或L2/L1=A1/A2二、力比和速比

進一步認為這些動作是在時間t內完成，活塞1的速度v1=L1/t，活塞5的速度v2=L2/t，則有：

V2/V1=A1/A2這說明輸出，輸入的位移和速度都與二活塞面積成反比。上式可寫成：

A1V1=A2V2

這在流體力學中稱為液流連續(xù)性原理，它反映了物理學中品質守恆這一現(xiàn)實。3.能量守恆特性

WV2=FV1

注：等式左邊和右邊分別代表輸出和輸入的功率。這說明能量守恆也適用於液壓傳動。通過以上分析，上述模型中兩個不同面積的活塞和液壓缸相當於機械傳動中的杠桿，其面積比相當於杠桿比，即A1/A2=b/a。因之採用液壓傳動可達到傳遞動力，增力，改變速比等目的，並在不考慮損失的情況下保持功率不變。三、兩個重要概念

1.

液壓傳動中的液體壓力取決於負載

2.

流量決定速度四、容積式液壓傳動圖1-1中主動活塞運動後使一定體積的液體擠出，這些液體進入從動液壓缸，使從動活塞產生運動，而二者間的運動關係是依靠主動件擠出的液體體積與從動件所得到的液體體積相等來保證的。這種傳動稱為容積式液壓傳動。工業(yè)上另外有一種依靠液體的動能及其轉換來實現(xiàn)力和運動的傳遞的方法，稱為動力液力傳動。返回首頁結束§1-2

液壓傳動系統(tǒng)實例及液壓系統(tǒng)的組成一、液壓千斤頂二、液壓圖形符號三、液壓系統(tǒng)的組成一、液壓千斤頂

液壓千斤頂原理見下圖。當向下壓杠桿1時，小活塞3使缸2內的液體經管道6、閥7進入大缸9，並使活塞8上升，頂起重物W。適當?shù)剡x擇大、小活塞面積和杠桿比，就可以人力升起很重的負載W。二、液壓圖形符號下圖為機床工作臺液壓系統(tǒng)的圖形符號圖2、執(zhí)行元件其作用是將液壓能重新轉化成機械能，克服負載，帶動機器完成所需的運動。三、液壓系統(tǒng)的組成1、動力元件

即液壓泵，它可將機械能轉化成液壓能，是一個能量轉化裝置。4、輔助元件如油箱、油管、濾油器等。5、傳動介質即液體。3、控制元件如各種閥。其中有方向閥和壓力閥兩種。返回首頁結束

§

1-3

液壓傳動的優(yōu)缺點優(yōu)點：1、可以在運行過程中實現(xiàn)大範圍的無機調速。2、在同等輸出功率下，液壓傳動裝置的體積小、重量輕、運動慣量小、動態(tài)性能好。3、採用液壓傳動可實現(xiàn)無間隙傳動，運動平穩(wěn)。4、便於實現(xiàn)自動工作迴圈和自動超載保護。5、由於一般採用油作為傳動介質，因此液壓元件有自我潤滑作用，有較長的使用壽命。6、液壓元件都是標準化、系列化的產品，便於設計、製造和推廣應用。缺點：1、損失大、效率低、發(fā)熱大。2、不能得到定比傳動。3、當採用油作為傳動介質時還需要注意防火問題。4、液壓元件加工精度要求高，造價高。5、液壓系統(tǒng)的故障比較難查找，對操作人員的技術水準要求高。返回首頁結束

§1-4

液壓傳動採用的油液及其主要性能一、液壓油的某些物理性質二、液壓油的選用1、密度ρ和重度γ

=M/V(M-液體的品質,V-液體的體積）γ=G/V(G-液體的重量)

液壓油的密度和重度因油的牌號而異，並且隨著溫度的上升而減小，隨著壓力的提高而稍有增加。2、可壓縮性液體具有比鋼鐵大的多的可壓縮性。體積壓縮係數(shù)k=-1/Δp。(ΔV/V)Δp-壓力的增量，V-被壓縮的液體體積，ΔV-體一、液壓油的某些物理性質積的增量。由於ΔV是負值（體積減?。谑阶佑疫呍黾右粋€負號以保證k為正數(shù)。另外，工程上常用液體體積彈性模量K來表示其可壓縮性，取K=1/k。純油的可壓縮性隨壓縮過程、溫度計其實壓力的變化而變動，但變動量不大，可不予考慮。在一般情況下，油的可壓縮性對液壓系統(tǒng)性能影響不大，但在高壓情況下以及在研究系統(tǒng)動態(tài)性能時則不能忽略。由於空氣的可壓縮性很大，且與工作壓力的改變而大幅度變化，所以游離空氣對當量體積彈性模量影響很大。3、粘性

液體在外力作用下流動時，其流動受到牽制，且在流動截面上各點的流速不同。各層液體間有相互牽制作用，這種相互牽制的力稱作液體內的摩擦力或粘性力。T=μA.

du/dz

或τ=μ.du/dz

μ－液體動力粘度；τ－單位面積上地摩擦力；du/dz－速度梯度，此式又稱為牛頓內摩擦定律。液體動力粘度與液體密度之比稱為運動粘度ν

ν=μ/ρ。當壓力增加時，粘度有所增加；液體的粘度對溫度很敏感，溫度略升高，粘度顯著降低。4、其他性能油的體積隨溫度升高而增加。其膨脹量

vt=v0[1+αt(t+t0)]其中vt-溫度t。C時的油的體積；

v0-溫度t0

。C時的油的體積；

αt-油的體積膨脹係數(shù)。對液壓油的要求：1、良好的化學穩(wěn)定性。2、良好的潤滑性能，以減小元件之間的磨損。3、質地純淨，不含或含有極少量的雜質、水份和水溶性酸堿等。4、適當?shù)恼扯群土己玫恼硿靥匦?。二、液壓油的選用5、凝固點和流動溫度較低，以保證油液能在較低溫度下使用。6、自燃點和閃點要高。7、有較快地排除油中游離空氣和較好地與油中水份分離的能力。8、沒有腐蝕性，防銹性能好，有良好的相容性。返回首頁結束第二章液壓傳動的流體力學基礎液體靜力學基礎液體動力學基礎管路壓力損失計算液流流經孔口及隙縫的特性液壓衝擊一、液體靜壓力及其特性§

2-1液體靜力學基礎

液體靜力學研究靜止液體的力學規(guī)律和這些規(guī)律的實際應用。這裏所說的靜力液體是指液體處於內部質點間無相對運動的狀態(tài)，因此液體不顯示粘性，液體內部無剪切應力，只有法向應力即壓力。二、液體靜壓力基本方程及其物理意義三、壓力對固體壁面的總作用力1、靜壓力靜壓力是指液體處於靜止狀態(tài)時，其單位面積上所收的法向作用力。靜壓力在液壓傳動中簡稱為壓力，而在物理學中則稱為壓強。可表示為：P=F/A一、液體靜壓力及其特性

我國法定的壓力單位為牛頓/米2(N/m2)，稱為帕斯卡，簡稱帕(Pa)。在液壓技術中，目前還採用的壓力單位有巴(bar)和工程大氣壓、千克力每平方米(kgf/cm

)等。液體靜壓力有兩個重要特性：（1）液體靜壓力的方向總是沿著作用面的法線方向。這一特性可直接用液體的性質來說明。液體只能保持一定的體積，不能保持固定的方向，不能承受拉力和剪切力。所以只能承受法向壓力。（2)靜止液體中任何一點所受到各個方向壓力都相等。如果液體中某一點所受到的各個方向的壓力不相等，那麼在不平衡力作用下，液體就要流動，這樣就破壞了液體靜止的條件，因此在靜止液體中作用於任一點的各個方向壓力必然相等。2、靜壓力特性二、液體靜壓力基本方程及其物理意義

1、靜壓力基本方程

如圖所示容器中盛有液體，作用在液面上的壓力為P0，現(xiàn)在求離液面h深處A點壓力，在液體內取一個底麵包含A點的小液柱，設其底部面積為A，高為h。這個小液柱在重力及周圍液體的壓力作用下，處於平衡狀態(tài)。則在垂直方向上的力平衡方程為P=p0+ρgh=p0+γh其中ρ為液體的密度，γ為液體的重度。上式即為靜壓力基本方程式，它說明了：（1）靜止液體中任意點的靜壓力是液體表面上的壓力和液柱重力所產生的壓力之和。當液面接觸大氣時，p0為大氣壓力pa，故有p=pa+γh。（2）同一容器同一液體中的靜壓力隨深度的增加線性地增加。（3）連通器內，同一液體中深度相同的各點壓力都相等。

如圖所示為盛有液體的密閉容器，液面壓力為p0。選擇一基準水平面(0x)，根據(jù)靜壓力基本方程式可確定距液面深度為h處A點的壓力p，即p=p0+γh=p0+γ(z0-z)整理後得

P/γ+z=p0/γ+z0=常數(shù)式中z實質上表示了A點單位重量液體得位能。單位重量液體的位能為mgz/mg=z,z又稱為位置水頭。2、靜壓力基本方程式的物理意義

如果在與A點等高的容器上，接一根上端封閉並抽去空氣的玻璃管，可以看到在靜壓力作用下，液體將沿玻璃管上升hp,根據(jù)上式對A點有：

靜壓力基本方程式說明：靜止液體中單位重量液體的壓力能和位能可以相互轉換，但各點的總能量保持不變，即能量守恆。p/γ+z=z+hp，故p/γ=hp

這說明了A處液體質點由於受到靜壓力作用而具有mghp的勢能，單位重量液體具有的勢能為hp。因為hp=p/γ，故p/γ為A點單位重量液體的壓力能。

以當?shù)卮髿鈮毫榛鶞仕硎镜膲毫?，稱為相對壓力。相對壓力也稱表壓力。3、絕對壓力、相對壓力和真空度

壓力有兩種表示方法：以絕對零壓力作為基準所表示的壓力，稱為絕對壓力。

相對壓力為負數(shù)時，工程上稱為真空度。真空度的大小以此負數(shù)的絕對值表示。顯然絕對壓力＝大氣壓力＋相對壓力（表壓力）相對壓力（表壓力）＝絕對壓力－大氣壓力真空度＝大氣壓力－絕對壓力絕對壓力、相對壓力與真空度的相互關係如圖所示：

由靜壓力基本方程式p=p0+γh可知，液體中任何一點的壓力都包含有液面壓力p0，或者說液體表面的壓力p0等值的傳遞到液體內所有的地方。這稱為帕斯卡原理或靜壓傳遞原理。4、壓力傳遞

通常在液壓系統(tǒng)的壓力管路和壓力容器中，由外力所產生的壓力p0要比液體自重所產生的壓力γh大許多倍。即對於液壓傳動來說，一般不考慮液體位置高度對於壓力的影響，可以認為靜止液體內各處的壓力都是相等的。帕斯卡原理應用實例

圖中是運用帕斯卡原理尋找推力和負載間關係的實例。圖中垂直、水準液壓缸截面積為A1、A2；活塞上負載為F1、F2。兩缸互相連通，構成一個密閉容器，則按帕斯卡原理，缸內壓力到處相等，p1=p2，於是F2＝F1.A2/A1，如果垂直液缸活塞上沒負載，則在略去活塞重量及其它阻力時，不論怎樣推動水準液壓缸活塞，不能在液體中形成壓力。三、壓力對固體壁面的總作用力1、壓力作用在平面上的總作用力

當承受壓力作用的面是平面時，作用在該面上的壓力的方向是互相平行的。故總作用力F等於油液壓力p與承壓面積A的乘積。即F=p.A

。對於圖中所示的液壓缸，油液壓力作用在活塞上的總作用力為：

F=p.A=p.D2/4式中p－油液的壓力；

D－活塞的直徑。2、油液壓力作用在曲面上的總作用力

當承受壓力作用的表面是曲面時，作用在曲面上的所有壓力的方向均垂直於曲面（如圖所示），圖中將曲面分成若干微小面積dA，將作用力dF分解為x、y兩個方向上的分力，即Fx＝p.dAsin=p.AxFY=p.dAcos

=p.Ay式中，Ax、Ay分別是曲面在x和y方向上的投影面積。所以總作用力

F=(Fx2+Fy2)1/2結束

§

2-2液體動力學基礎

液體動力學研究液體在外力作用下運動規(guī)律，即研究作用在液體上的力與液體運動之間的關係。由於液體具有粘性，流動時要產生摩擦力，因此研究液體流動問題時必須考慮粘性的影響。一、幾個基本概念二、液體流動的連續(xù)性方程四、液體穩(wěn)定流動時的動量方程三、伯努利方程1、穩(wěn)定流動和非穩(wěn)定流動一、幾個基本概念

液體流動時，若液體中任何一點的壓力，流速和密度都不隨時間變化，這種流動稱為穩(wěn)定流動。反之，壓力，流速隨時間而變化的流動稱為非穩(wěn)定流動。如圖所示，從水箱中放水，如果水箱上方有一補充水源，使水位H保持不變，則水箱下部出水口流出的液體中各點的壓力和速度均不隨時間變化，故為穩(wěn)定流動。反之則為非穩(wěn)定流動。概念：為了便於導出基本方程，常假定液體既無粘性油不可壓縮，這樣的液體稱為理想液體。

實際液體則既有粘性又可壓縮。2、理想液體與實際液體3、通流截面、流量和平均流量

垂直於液體流動方向的截面稱為通流截面，也叫過流斷面。單位時間t內流過某通流截面的液體體積V稱為流量Q，即：Q=V/t=v·A(A-通流截面面積，v－平均流速）可看出，平均流量為流量與通流面積之比。實際上由於液體具有粘性，液體在管道內流動時，通流截面上各點的流速是不相等的。管道中心處流速最大；越靠近管壁流速越?。还鼙谔幍牧魉贋榱?。為方便起見，以後所指流速均為平均流速。

當液體在管道內作穩(wěn)定流動時，根據(jù)品質守恆定律，管內液體的品質不會增多也不會減少，所以在單位時間內流過每一截面的液體品質必然相等。如圖所示，管道的兩個通流面積分別為A1、A2，液體流速分別為v1、v2，液體的密度為ρ，則ρv1A1=ρv2A2=常量即:v1A1=v2A2=Q＝常量或

v1/v2=A2/A

二、液體流動的連續(xù)性方程

上式稱為連續(xù)性方程，它說明在同一管路中無論通流面積怎麼變化，只要沒有洩漏，液體通過任意截面的流量是相等的；同時還說明了在同一管路中通流面積大的地方液體流速小。通流面積小的地方則液體流速大；此外，當通流面積一定時，通過的液體流量越大，其流速也越大。

對於圖示的分支油路，顯然流進的流量應等於流出的流量，故有Q=Q1+Q2。

理想液體沒有粘性，它在管內作穩(wěn)定流動時沒有能量損失。根據(jù)能量守恆定律，同一管道每一截面上的總能量都是相等的。在圖中任意取兩個截面A1和A2，它們距離基準水平面的座標位置分別為Z1和Z2，流速分別為v1、v2，壓力分別為p1和p2，根據(jù)能量守恒定律有：

P1/r+z1+v12/2g=P2/r+z2+v22/2g可改寫成P/r+z+v2/2g=常量三、伯努利方程1、理想液體的伯努力方程以上兩式即為理想液體的伯努利方程，式中每一項的量綱都是長度單位，分別稱為水頭、位置水頭和速度水頭。伯努利方程的物理意義為：在管內作穩(wěn)定流動的理想液體具有壓力能、位能和動能三種形式的能量。在任意截面上這三種能量都可以相互轉換，但其總和保持不變。而靜壓力基本方程則是伯努利方程（在速度為零時）的特例。

實際液體具有粘性，當它在管中流動時，為克服內摩擦阻力需要消耗一部分能量，所以實際液體的伯努利方程為：

P1/r+Z1+V12/2g=P2/r+Z2+V22/2g+hw(注：hw—以水頭高度表示的能量損失。)當管道水準放置時，由於z1=z2，方程可簡化為：P1/r+V12/2g=P2/r+V22/2g+hw當管道為等徑直管且水準放置時，方程可簡化為：P1/r=P2/r+hw2、實際液體的泊努利方程3.伯努利方程應用舉例

計算泵吸油腔的真空度或泵允許的最大吸油高度如圖所示，設泵的吸油口比油箱液高h，取油箱液面I－I和泵進口處截面II-II列伯努利方程，並取截面I－I為基準水平面。泵吸油口真空度為：P1/γ+v12/2g=P2/γ+h+v22/2g+hwP1為油箱液面壓力，P2為泵吸油口的絕對壓力

一般油箱液面與大氣相通，故p1為大氣壓力，即p1=pa；v2為泵吸油口的流速，一般可取吸油管流速；v1為油箱液面流速，由於v1<<v2，故v1可忽略不計；p2為泵吸油口的絕對壓力，hw為能量損失。據(jù)此，上式可簡化成

Pa/γ=P2/γ+h+v22/2g+hw

泵吸油口真空度為

Pa-P2=γh+P2/2+γhw=γh+ρv2/2+ΔP

由上式可知，在泵的進油口處有一定真空度，所謂吸油，實質上是在油箱液面的大氣壓力作用下把油壓入泵內的過程。由上式還可看出，泵吸油口的真空度由三部分組成：（1）產生一定流速所需的壓力；（2）把油液提升到高度h所需的壓力；（3）吸油管內壓力損失。泵吸油口的真空度不能太大，即泵吸油口處的絕對壓力不能太低。當壓力低於大氣壓一定數(shù)值時，溶解於油中的空氣便分離出來形成氣泡,這種現(xiàn)象稱為氣穴。這時的絕對壓力稱為空氣分離壓pa。氣泡被帶進泵內，在泵的壓油區(qū)遇到負載壓力，氣泡便破裂，在其破裂處，壓力和溫度急劇升高，引起強烈的衝擊和雜訊。而且氣泡破裂時所產生的高壓高溫還會腐蝕機件，縮短泵的壽命，這一現(xiàn)象稱為氣蝕。為避免產生氣蝕，必須限制真空度，其方法除了加大油管直徑等外，一般要限制泵的吸油高度h,允許的最大吸油高度計算式為:

h

（Pa-Pg)/γ-v22/2g-p/γ（2）計算泵的出口壓力

如圖所示，泵驅動液壓缸克服負載而運動。設液壓缸中心距泵出口處的高度為h，則可根據(jù)伯努利方程來確定泵的出口壓力。選取I-I，II-II截面列伯努利方程以截面I–I為基準面。則有P1/γ+v12/2g=P2/γ+v22/2g)+h+hw因此泵的出口壓力為

P1=PL+(ρv12/2-ρv22/2)+γh+ΔP

在液壓傳動中，油管中油液的流速一般不超過6m/s，而液壓缸中油液的流速更要低得多。因此計算出速度水頭產生的壓力和γh的值比缸的工作壓力低得多，故在管道中，這兩項可忽略不計。這時上式可簡化為

P1=PL+ΔP通過以上兩例分析，可將應用伯努利方程解決實際問題的一般方法歸納如下：1.選取適當?shù)幕鶞仕矫妫?.選取兩個計算截面；一個設在已知參數(shù)的斷面上，另一個設在所求參數(shù)的斷面上；3.按照液體流動方向列出伯努利方程；4.若未知數(shù)的數(shù)量多於方程數(shù)，則必須列出其他輔助方程，聯(lián)立求解。四、液體穩(wěn)定流動時的動量方程1.動量方程在管流中，任意取出被通流截面1、2，截面上的流速為v1、v2。該段液體在t時刻的動量為（mv)，於是有：

F＝

（mv)/t＝ρQ(v2－v1）上式即為液體穩(wěn)定流動時的動量方程。等式左邊為作用於控制體積上的全部外力之和，等式右邊為液體的動量變化率。上式表明：作用在液體控制體積上的外力總和等於單位時間內流出與流入控制表面的液體動量之差。

2.動量方程的應用（1）計算液體對彎管的作用力

如圖所示彎管，取斷面1－1和2－2間的液體為控制體積。在控制表面上液體所受的總壓力為：P1=p1A,P2=p2A則在x方向上有作用分力Fx：Fx=P1-P2cos

＋ρQv(1-cos)在y方向上有作用分力Fy:Fy=ρQvsin+P2sin所以彎管對液體的作用力為：F=-（Fx2+Fy2)1/2液體對彎管的作用力與此大小相等，方向相反。(2)求液流作用在滑閥閥芯上的穩(wěn)態(tài)液動力兩圖中分別為液流流經滑閥閥腔的兩種流動情況先列出圖(a)的控制體積在閥芯軸線方向上的動量方程求得閥芯作用於液體的力為：

F’=ρQv2cos90。－ρQv1cos=-ρQv1cos

A圖油液作用在閥芯上的力稱作穩(wěn)態(tài)液動力，其大小為：F=-F’=ρQv1cos

，F(xiàn)的方向與v1cos

一致。閥芯上的穩(wěn)態(tài)液動力力圖使滑閥閥口關閉。B圖對b圖列出軸向動量方程，閥芯作用於液體的力為：F’=ρQv1cos-ρQv2cos90。=ρQv1cos

作用於閥芯的穩(wěn)態(tài)液動力F=-F=-

Qv2cos

,F與v2cos

方向相反，F(xiàn)力也是力圖使閥口關閉。一般情況下，液流通過閥口作用於滑閥的穩(wěn)態(tài)液動力，在方向上總是力圖使閥口關閉，其大小為：

F=ρQvcos

式中v－滑閥閥口處液流的流速；

－v與閥芯軸線的夾角，稱為射流角。結束

實際液體具有粘性，在液體流動時就有力，為了克服阻力，就必然要消耗能量，這樣就有能量損失。能量損失主要表現(xiàn)為壓力損失，這就是實際液體伯努利方程中最後一項的意義。壓力損失過大，將使功率消耗增加，油液發(fā)熱，洩漏增加，效率降低，液壓系統(tǒng)性能變壞。因此在液壓技術中正確估算壓力損失的大小，從而找到減少壓力損失的途徑。

§

2-3管路壓力損失計算液壓系統(tǒng)中的壓力損失分為兩類：一是油液流經直管時的壓力損失，稱為沿程壓力損失。這類壓力損失是由液體流動時的內摩擦力引起的。二是油液流經局部障礙時，由於液流的方向和速度突然變換，在局部區(qū)域形成漩渦，引起液體質點相互撞擊和劇烈摩擦因而產生的壓力損失，這種損失稱為局部壓力損失。一、液體的流態(tài)

沿程壓力損失的大小與液體流動狀態(tài)無關，因此下麵將首先介紹液體的兩種流態(tài)和判別準則。二、沿程壓力損失三、局部壓力損失四、管路系統(tǒng)總壓力損失

層流：液體中質點沿管道作直線運動而沒有橫向運動，既液體作分層流動，各層間的流體互不混雜。如圖所示。

一、液體的流態(tài)紊流:

液體中質點除沿管道軸線運動外，還有橫向運動，呈現(xiàn)紊亂混雜狀態(tài)。雷諾係數(shù)

RC=V.D/

油液在直管中流動的沿程壓力損失可用達西公式表示：

ΔPλ=λ(l/d)(ρv2/2)式中

λ－沿程阻力係數(shù)；l－直管長度；d–管道直徑；

v－油液的平均流速；

ρ－油液密度。

公式說明了壓力損失ΔP與管道長度及流速v的平方成正比，而與管子的內徑成反比。至於油液的粘度，管壁粗糙度和流動狀態(tài)等都包含在λ內。二、沿程壓力損失1.層流時沿程阻力係數(shù)

的確定設液體在一直徑為d的圓管中作層流運動，在液流中取微小圓柱體，直徑為2r，長為l。作用在這小圓柱體上的兩端壓力（p1,p2)和圓柱兩側的剪切應力(粘性力

)可求得管中流速分佈的運算式為U=[(p1-p2)/4l](d2/4-r2)在管中心處，流速最大，其值為Umax=[(p1-p2)/16l].d2（1）液流在直管中流動時的速度分佈規(guī)律（2）圓管中的流量

在單位時間內液體流經直管的流量Q就是該拋物線體的體積，其值可由積分求得。Q=

0d/2u.2r.dr=[(p1-p2)/2l].

0d/2(d2/4-r2)rdr=d4(p1-p2)/128l=d4p/128l式中

d－管道內徑；

l－直管長度；

－油液的動力粘度；

p－壓力損失或壓力降。平均流速v=Q/A=(d4/128l).p/(d2/4)=32l.p（3）沿程阻力係數(shù)

層流時沿程阻力係數(shù)

的理論值為：

=64/Re水的實際阻力係數(shù)和理論值很接近。液壓油在金屬管中流動時，常取：

=75/Re在橡皮管中流動時，取

=80/Re

在這裏應注意，層流的壓力損失p與流速v的一次方程成正比，因為在

的分母中包含有v的因數(shù)。2.紊流時沿程阻力係數(shù)

紊流流動時的能量損失比層流時要大，截面上速度分佈也與層流時不同，除靠近管壁處速度較低外，其餘地方速度接近於最大值。其阻力係數(shù)

由試驗求得。當2.3x103<Re<105時，可用勃拉修斯公式求得：

=0.3164Re-0.25三、局部壓力損失

局部壓力損失是液流流經管道截面突然變化的彎管、管接頭以及控制閥閥口等局部障礙處時的壓力損失。計算式為：

Δpζ=ξ(ρv2/2)ξ－局部阻力係數(shù)，由試驗求得；V－液流流速。

液體流經各種閥類的壓力損失主要為局部損失.當實際通過的流量不等於額定流量時，可根據(jù)局部損失與v2成正比的關係按下式計算。

Δpζ=Δpr(Q/Qr)2

液壓系統(tǒng)中管路通常由若干段管道串聯(lián)而成。其中每一段又串聯(lián)一些諸如彎頭、控制閥、管接頭等形成局部阻力的裝置，因此管路系統(tǒng)總的壓力損失等於所有直管中的沿程壓力損失ΔPλ及所有局部壓力損失ΣΔPε之和。即：四、管路系統(tǒng)總壓力損失ΔP=ΣΔPλ+ΣΔPε=Σλ(l/d)(ρv2/2)+Σξρ(ρv2/2)結束§

2-4液流流經孔口及隙縫的特性

本節(jié)主要介紹液流流經小孔及縫隙的流量公式。前者是節(jié)流調速和液壓伺服系統(tǒng)工作原理的基礎；後者則是計算和分析液壓元件和系統(tǒng)洩漏的根據(jù)。一、孔口液流特性二、液流流經細縫的流量1、流經薄壁小孔的流量

一、孔口液流特性

當小孔的通流長度L與孔徑d之比l/d小於等於0.5時稱為薄壁小孔。如圖所示。當管道直徑D與小孔之直徑的比值D/d>7時，收縮作用不受大孔側壁的影響，稱為完全收縮。推導出通過薄壁小孔的流量：Q=ac·vc=CC

·a·vc=CC·CV·a(2/ρΔpc)1/2=Cd·a[(2/ρ）Δpc]1/2

必須指出，當液流通過控制閥口時，要確定其收縮斷面的位置，測定收縮斷面的壓力pc是十分困難的，也無此必要。一般總是用閥的進、出油口兩端的壓力差Δp=p1-p2來代替，Δpc=p1-pc

。故上式可改寫為：

Q=Cq.a(2/ρ–p)1/2

由伯努利方程可知，，故Cq要比Cd略大一些，一般在計算時取Cq=0.62~0.63，Cq稱為流量係數(shù)。2、流經細長小孔的流量

所謂細長小孔，一般是指長徑比l/d>4的小孔。在液壓技術中常作為阻尼孔。如圖所示。油液流經細長小孔時的流動狀態(tài)一般為層流，因此可用液流流經圓管的流量公式，即：

Q=(πd4/128μl)·Δp

從上式可看出，油液流經細長小孔的流量和小孔前後壓差成正比，而和動力粘度μ成反比，因此流量受油溫影響較大，這是和薄壁小孔不同的。

液壓元件各零件間如有相對運動，就必須有一定的配合間隙。液壓油就會從壓力較高的配合間隙流到大氣中或壓力較低的地方，這就是洩漏。洩漏分為內洩漏和外泄漏。洩漏主要是有壓力差與間隙造成的。洩漏量與壓力差的乘積便是功率損失，因此洩漏的存在將使系統(tǒng)效率降低。同時功率損失也將轉化為熱量，使系統(tǒng)溫度升高，進而影響系統(tǒng)的性能。二、液流流經細縫的流量

（1）流經同心圓柱環(huán)形間隙的流量如圖所示可得出流經同心圓柱環(huán)形間隙的流量為

Q=v·A=(Δp/12μl)δ2πd·δ=(πdδ3/12μl)Δp上式即為通過同心圓環(huán)間隙的流量公式。它說明了流量與Δp和δ3成正比，即間隙稍有增大，就會引起洩漏大量增加。

1、流經圓柱環(huán)形間隙的流量

在實際工作中，圓柱與孔的配合很難保持同心，往往有一定偏心，偏心量為e，通過此偏心圓柱形間隙的洩漏量可按下式計算:Q=(πdδ3/12μl)Δp(1+1.5ε2)

從上式可知，通過同心圓環(huán)形間隙的流量公式只不過是ε=0時偏心園環(huán)形間隙流量公式的特例。當完全偏心時e=δ,ε=1,此時Q＝(2.5πdδ3/12μl）Δp

可見，完全偏心時的洩漏量是同心時的2.5倍。（2）流經偏心園環(huán)形間隙的流量

圖為一平面縫隙，液壓油在壓力差Δp作用下自左向右流動。此平面隙縫可以看作是同心圓環(huán)形間隙的展開，故可用平面隙縫的寬度b代替同心圓環(huán)形間隙流量公式中的d，即得平行平面隙縫的流量公式：

Q=bδ3/12μl·Δp2、流經平面隙縫的流量3、流經平行圓盤間隙的流量

圖為相距間隙δ很小的二平行圓盤，液流由中心向四周沿徑向呈放射形流出。柱塞泵和馬達中的滑閥和斜盤之間，噴嘴擋板閥的噴嘴擋板之間以及某些靜壓支承均屬這種結構。其流量可按下式計算：Q=πδ3Δp/6μln(R/r）R－圓盤的外半徑；r－圓盤中心孔半徑；μ－油液的動力粘度。Δp－進口壓力與出口壓力之差。結束

在液壓系統(tǒng)中，由於某種原因，液體壓力在一瞬間會突然升高，產生很高的壓力峰值，這種現(xiàn)象稱為液壓衝擊。

§

2-5液壓衝擊

液壓衝擊產生的壓力峰值往往比正常工作壓力高好幾倍，且常伴有雜訊和振動，從而損壞液壓元件、密封裝置、管件等。液壓衝擊的類型有：1、液流通道迅速關閉或液流迅速換向使液流速度的大小或方向突然變化時，由於液流的慣力引起的液壓衝擊。2、運動著的工作部件突然制動或換向時，因工作部件的慣性引起的液壓衝擊。3、某些液壓元件動作失靈或不靈敏，使系統(tǒng)壓力升高而引起的液壓衝擊。一、液流通道迅速關閉時的液壓衝擊二、運動部件制動時產生的液壓衝擊

一、液流通道迅速關閉時的液壓衝擊

(水錘現(xiàn)象）

如圖所示，液體自一具有固定液面的壓力容器沿長度為l，直徑為d的管道經出口處的閥門以速度v0流出。諾將閥門突然關閉，此時緊靠閥門口B處的一層液體停止流動，壓力升高p。其後液體也依次停止流動，動能形成壓力波,並以速度c向A傳播。此後B處壓力降低p，形成壓力降波，並向A傳播。而後當A處先恢復初始壓力，壓力波又傳向B。則如此迴圈使液流振盪。振盪終因摩擦損失而停止。

讓我們計算閥門關閉時的最大壓力升高值p。設管路斷面積為A1，管長為l，壓力波從B傳到A的時間為t，液體密度為

，管中的起始流速為v0，則有：

p=v0.1/t=cv0式中c=1/t為壓力波傳播速度。如閥門不是完全關閉，而是使流速從v0降到v1則有：

p=c(v0-vt)=cv

當閥門關閉時間t<T=21/c時稱為完全衝擊，上兩式適用於完全衝擊。當t>T=21/c時稱為不完全衝擊，此時壓力峰值比完全衝擊時低。（1）使完全衝擊改變?yōu)椴煌耆n擊（2）限制管中油液的流速（3）用橡膠軟管或在衝擊源處設置蓄能器，以吸收液壓衝擊的能量。（4)在容易出現(xiàn)液壓衝擊的地方，安裝限制壓力升高的安全閥?？蓲袢∠铝写胧﹣頊p少液壓衝擊：二、運動部件制動時產生的液壓衝擊

如圖所示，活塞以速度v0向左運動，活塞和負載總品質為M。當換向閥突然關閉進出油口通道，油液被封閉在兩腔之中，由於運動部件的慣性，活塞將繼續(xù)運動一段距離後才停止，使液壓缸左腔油液受到壓縮，從而引起液體壓力急劇增加。此時運動部件的動能為回油腔中油液所形成的液體彈簧所吸收。

如果不考慮損失，可認為運動部件的動能與回油腔中油液所形成的液體彈簧吸收的能量相等，經推演可得到壓力峰值的近似運算式為：

Δp=（MK/V）1/2

.V0K－油液的體積彈性模量；V－回油腔體積；V0－運動部件初始速度；M－運動部件總品質。由上式可見，運動部件品質越大，初始速度越大，制動時產生的衝擊壓力也越大。結束

第三章液壓泵和液壓馬達液壓泵和液壓馬達的工作原理齒輪泵和齒輪馬達葉片泵和葉片式馬達柱塞泵和柱塞式液壓馬達§3-1液壓泵和液壓馬達的基本工作原理泵的分類馬達的分類一、液壓泵的基本工作原理

圖中為單柱塞泵的工作原理。凸輪由電動機帶動旋轉。當凸輪推動柱塞向上運動時，柱塞和缸體形成的密封體積減小，油液從密封體積中擠出，經單向閥排到需要的地方去。當凸輪旋轉至曲線的下降部位時，彈簧迫使柱塞向下，形成一定真空度，油箱中的油液在大氣壓力的作用下進入密封容積。凸輪使柱塞不斷地升降，密封容積週期性地減小和增大，泵就不斷吸油和排油。（1）容積式泵必定有一個或若干個週期變化的密封容積。密封容積變小使油液被擠出，密封容積變大時形成一定真空度，油液通過吸油管被吸入。密封容積的變換量以及變化頻率決定泵的流量。（2）合適的配流裝置。不同形式泵的配流裝置雖然結構形式不同，但所起作用相同，並且在容積式泵中是必不可少的。容積式泵排油的壓力決定於排油管道中油液所受到的負載。容積式液壓泵的共同工作原理如下：二、液壓泵的主要性能參數(shù)

泵的流量是指泵在單位時間內排出液流的體積。其有理論流量和實際流量之分。泵的理論流量QT=qn

，對於前圖所示單柱塞泵，有q=d2H/4,則QT=d2Hn/4。泵的實際流量Q=QT-ΔQΔQ是泵的洩露流量。泵的實際流量和理論流量之比稱為容積效率，即：

PV=Q/QT=(QT-ΔQ)/QT=1-ΔQ/QT

且Q=QT·

PV1、流量和容積效率

工作壓力是指泵的輸出壓力，其數(shù)值決定於外負載。如果負載是串聯(lián)的，泵的工作壓力是這些負載壓力之和；如果負載是並聯(lián)的，則泵的工作壓力決定於並聯(lián)負載中最小的負載壓力。

額定壓力是指根據(jù)實驗結果而推薦的可連續(xù)使用的最高壓力，他反映了泵的能力（一般為泵銘牌上所標的壓力）。在額定壓力下運行時，泵有足夠的流量輸出，並且能保證較高的效率和壽命。最高壓力比額定壓力稍高，可看作是泵的能力極限。一般不希望泵長期在最高壓力下運行。2、壓力

泵的理論功率為pQT。輸入功率2πMTn。不考慮損失，根據(jù)能量守恆，有pQT=2πMTn。p—泵的出口壓力；MT—驅動泵所需理論扭矩。將QT=nq代入上式，消去n得MT=pq/2π.

總效率

p為泵的實際輸出功率pQ與實際驅動泵所需的功率2πMPn之比，即

P=pQ/2πMPnMP—驅動泵所需實際扭矩。將Q=QT

Pv及QT=nq代入上式得：ηP=pq.

Pv/2πMp

又因為泵的機械效率ηPm=pq/2πMP

故總功率可表示為：

P=

Pm.

PV3、功率、機械效率和總效率

設定馬達的排量為q，轉速為n，洩露量ΔQ則流量Q為：Q=nq+ΔQ容積效率

mv=理論流量/實際流量

=nq/Q=nq/(nq+ΔQ)或

n=(Q/q)·

mv

可見，q和是

mv決定液壓馬達轉速的主要參數(shù)。三、液壓馬達的主要性能參數(shù)1、流量、排量和轉速2、扭矩理論輸出扭矩MT=pq/2π

實際輸出扭矩MM=MT-ΔM

因機械效率

Mm=MM/MT=1-ΔM/MT故MM=MT.

Mm=(pq/2π).

Mm可見液壓馬達的排量q是決定其輸出扭矩的主要參數(shù)。

有時採用液壓馬達得每弧度排量DM=q/2π來代替其每轉排量q作為主要參數(shù)，這樣有：

=2πn=Q.

mv/DM及MM=pDM

Mm

液壓馬達總功率：ηM=2πMMn/pQ=

mv

Mm

可見，容積效率和機械效率是液壓泵和馬達的重要性能指標。因總功率為它們二者的乘積，故液壓傳動系統(tǒng)效率低下?？偣β蔬^低將使能耗增加並因此引起系統(tǒng)發(fā)熱，因此提高泵和馬達的效率有其重要意義。3、總功率

按結構分：柱塞式、葉片式和齒輪式按排量分：定量和變數(shù)按調節(jié)方式分：手動式和自動式，自動式又分限壓式、恒功率式、恒壓式和恒流式等。按自吸能力分：自吸式合非自吸式四、液壓泵和液壓馬達的類型液壓泵和液壓馬達的圖形符號結束§3-2

齒輪泵和齒輪馬達一、概述二、外嚙合齒輪泵工作原理三、外嚙合齒輪泵的幾個問題四、內嚙合齒輪泵五、齒輪馬達

齒輪泵是液壓泵中結構最簡單的一種泵，它的抗污染能力強，價格最便宜。但一般齒輪泵容積效率較低，軸承上不平衡力大，工作壓力不高。齒輪泵的另一個重要缺點是流量脈動大，運行時雜訊水準較高，在高壓下運行時尤為突出。齒輪泵主要用於低壓或雜訊水準限制不嚴的場合。一般機械的潤滑泵以及非自吸式泵的輔助泵都採用齒輪泵。從結構上看齒輪泵可分為外嚙合和內嚙合兩類，其中以外嚙合齒輪泵應用更廣泛。一、概述二、外嚙合齒輪泵工作原理

外嚙合齒輪泵由一對完全相同的齒輪嚙合，由於>1，產生上下體積變化，這就形成了吸油區(qū)和壓油區(qū)。同時在嚙合過程中嚙合點沿嚙合線移動，把這兩區(qū)分開，起配流作用。吸油壓油圖為外嚙合齒輪泵實物結構

下麵分析一下泵的排量。泵每轉一周把兩個齒輪上齒穀中的存油排出。如果泵中採用標準齒輪，並取齒穀的容積等於齒部的體積，則齒輪每轉一周排出的體積可近似等於外徑為(mZ+2m)，內徑為（mZ-2m)，厚度為B的圓環(huán)體積，即q=

/4[(mZ+2m)2-(mZ-2m)2]B=2

m2ZB由於齒穀的體積大於齒部，實際幾何排量還要大一些，故以3.33代替上式中的

較接近實際情況。得q=6.66m2ZB

即泵的實際流量為：Q=6.66m2ZB

PV.n3、困油三、外嚙合齒輪泵的幾個問題1、洩漏2、徑向力四、內嚙合齒輪泵

如圖所示為擺線泵工作原理圖。內轉子1為齒輪，有6個齒。外轉子2為內齒輪，有7個齒。內外轉子的偏心距為e。當內轉子繞中心01旋轉時外轉子繞02同時旋轉，內外轉子能自動形成幾個獨立的密封容積，擺線泵按圖示方向旋轉時，右半部分的封閉容積增大，形成局部真空,並通過配油窗口B從油箱吸油(b圖)。當轉子轉到圖c位置時,封閉容積為最大。在圖d，油從A輸出。

圖示為內嚙合齒輪泵結構圖。擺線泵由於採用擺線，又是內嚙合，因此與同排量的其他液壓泵比較，結構更為簡單，緊湊。泵的軸向配油，配油窗口很大，吸排油很充分。內嚙合的一對轉子同向旋轉，並且只相差一個齒，兩轉子齒部處的相對滑動速度很小，所以運動平穩(wěn)，雜訊小壽命長。擺線泵的缺點是轉子齒數(shù)少，流量脈動大，在高壓低速的情況下，容積效率較低。圖中為內嚙合齒輪泵實物結構五、齒輪馬達

1、齒輪馬達的工作原理

圖為外嚙合齒輪馬達的工作原理圖。圖中P點為兩齒輪的嚙合點，當壓力油進入齒輪馬達時,壓力油分別作用在個齒面上。由圖可知，在兩個齒輪上各有一個使其產生轉矩的作用力，兩齒輪便按圖示方向旋轉，齒輪馬達輸出軸上也就輸出旋轉力矩。

齒輪馬達和齒輪泵在結構上的主要區(qū)別如下：（1）齒輪泵一般只需一個方向旋轉，為了減小徑向不平衡液壓力，因此吸油口大，排油口小。而齒輪馬達則需正、反兩個方向旋轉，因此進油口大小相等。（2）齒輪馬達的內洩漏不能像齒輪泵那樣直接引到低壓腔去，而必須單獨的洩漏通道引到殼體外去。因為馬達低壓腔有一定背壓，如果洩漏油直接引到低壓腔，所有與洩漏通道相連接的部分都按回油壓力承受油壓力，這可能使軸端密封失效。2、結構特點（3）為了減少馬達的啟動摩擦扭矩，並降低最低穩(wěn)定轉速，一般採用滾針軸承和其他改善軸承潤滑冷卻條件等措施。齒輪馬達具有體積小，重量輕，結構簡單，工藝性好，對污染不敏感，耐衝擊，慣性小等優(yōu)點。因此，在礦山、工程機械及農業(yè)機械上廣泛使用。但由於壓力油作用在液壓馬達齒輪上的作用面積小，所以輸出轉矩較小，一般都用於高轉速低轉矩的情況下。結束

§3-3

葉片泵和葉片式馬達一、雙作用葉片泵

葉片泵有兩類：雙作用和單作用葉片泵，雙作用葉片泵是定量泵，單作用泵往往做成變數(shù)泵。而馬達只有雙作用式。二、雙作用葉片式液壓馬達三、單作用葉片泵

1、結構和工作原理一、雙作用葉片泵

圖中為雙作用葉片泵結構。它主要由殼體1、7，轉子3，定子4，葉片5，配流盤2、6和主軸9等組成。圖中為泵的轉子和定子實物

雙作用葉片泵工作原理可由下圖說明。當轉子3和葉片5一起按圖示方向旋轉時，由於離心力的作用，葉片緊貼在定子4的內表面，把定子內表面、轉子外表面和兩個配流盤形成的空間分割成八塊密封容積。隨著轉子的旋轉，每一塊密封容積會週期性地變大和縮小。一轉內密封容積變化兩個迴圈。所以密封容積每轉內吸油、壓油兩次，稱為雙作用泵。雙作用使流量增加一倍，流量也相應增加。2.流量

先計算處於大半徑r1處的葉片a在旋轉時排出流量Qa。微小面積dA以速度v運動時排出的流量為dQ。則Qa=dQ=r0r1Brdr=(B/2).(r12-r02)式中B—葉片寬度；—轉子的角速度；r0—轉子的外半徑。同樣，處於小半徑r2處葉片b在旋轉時吸入的流量為：Qb=

r0r2Brdr=(B/2).(r22-r02)從配流窗口II排出的流量為:

QII=Qa-Qb=(B/2).(r12-r22)由於此時配流窗口IV也有油液排除，故泵的總流量為：QT=2QII=B(r12-r22)=2Bn(r12-r22)3、結構上的若干特點（1）保持葉片與定子內表面接觸

轉子旋轉時保證葉片與定子內表面接觸時泵正常工作的必要條件。前文已指出葉片靠旋轉時離心甩出，但在壓油區(qū)葉片頂部有壓力油作用，只靠離心力不能保證葉片與定子可靠接觸。為此，將壓力油也通至葉片底部。但這樣做在吸油區(qū)時葉片對定子的壓力又嫌過大，使定子吸油區(qū)過渡曲線部位磨損嚴重。減少葉片厚度可減少葉片底部的作用力，但受到葉片強度的限制，葉片不能過薄。這往往成為提高葉片泵工作壓力的障礙。在高壓葉片泵中採用各種結構來減小葉片對定子的作用力。（2）端面間隙

為了使轉子和葉片能自由旋轉，它們與配油盤二端面間應保持一定間隙。但間隙也不能過大，過大時將使泵的內洩漏增加，泵容積效率降低。一般中、小規(guī)格的泵其端面間隙為0.02~0.04mm。（3）定子曲線

這裏指的是連接四段圓弧的過渡曲線。較早期的泵採用阿基米德螺線。即

=r2+a

及

=r1-a

採用阿基米德螺線時，葉片徑向速度不變，不會引起泵流量脈動。（4）葉片傾角

從前圖中可看出葉片頂部順轉子旋轉方向轉過一角度

。很明顯，葉片頂部與定子曲線間是滑動摩擦。在壓油區(qū)，葉片依靠定子內表面迫使葉片沿葉片槽向裏運動，其作用與凸輪相似，葉片與定子內表面接觸時有一定壓力角。4、類型

前圖所示葉片泵額定壓力6.3MPa，轉速有1000~1500r/min，流量有6~100r/min多種規(guī)格，容積效率90%左右，主要用於機床。二、雙作用葉片式液壓馬達1、工作原理

雙作用葉片式液壓馬達的工作原理可用下圖說明。圖中當壓力油進入後，葉片1、3、5、7一側受到壓力油的作用，另一側通回油。而葉片2、4、6、8的兩側壓力相同。當壓力作用在葉片上時，產生的扭矩為dM=r.pdA=pBrdr根據(jù)右圖，作用在軸上的總理論扭矩Mt為：MT=2

r2r1pBrdr=pB(r12-r22)（1）葉片底部有彈簧，保證在初始條件下葉片貼近內表面，形成密封容積；（2)泵殼內含有兩個單向閥。進、回油腔的壓力經單向閥選擇後再進葉片底部（如下圖）。（3）葉片槽是徑向的。這是因為液壓馬達都要旋轉之故。與泵相比具有以下幾個特點：三、單作用葉片泵

1、工作原理

單作用葉片泵工作原理見下圖。由圖可看出，與雙作用泵的主要差別在於它的定子是一個與轉子偏心放置的圓環(huán)。轉子每一轉，轉子、定子葉片和配流盤形成的密封容積只變換一次，所以配流盤上只需要一個配流窗口。單作用葉片泵結構如圖

泵的轉子K及其軸承上會受到不平衡的液壓力，大小為:

P=pBD式中P—轉子受到的不平衡液壓力；

p—泵的工作壓力；

B—定子的寬度；

D—定子內直徑。計算泵的幾何排量為：q=B[(R+e)2-(R-e)2]=4BRe=2Bde理論流量為：QT=2Bde式中

R—定子內半徑；

e—定子與轉子的偏心量；2、限壓式變數(shù)葉片泵

左圖中表示限壓式變數(shù)葉片泵的原理，右圖為其特性曲線。泵的輸出壓力作用在定子右側的活塞1上。當壓力作用在活塞上的力不超過彈簧2的預緊力時，泵的輸出流量基本不變。當泵的工作壓力增加，作用於活塞上的力超過彈簧的預緊力時，定子向左移動，偏心量減小，泵的輸出流量減小。當泵壓力到達某一數(shù)值時，偏心量接近零，泵沒有流量輸出。

下圖是限壓變數(shù)泵的實際結構。圖中定子上半部為壓油區(qū)，作用在定子內部的液體壓力使定子向上並通過滑塊2使之與滾針導軌1靠緊，使定子移動靈活。螺釘11用以調節(jié)限壓式變數(shù)泵的起控壓力。螺釘8用以限制定子的最大偏心量，即泵的空載流量。此泵的結構有以下兩點值得注意：

（1）葉片底部油液是自動切換的。即當葉片在壓油區(qū)時，其底部通壓力油；在吸油區(qū)時則與吸油腔相通。所以葉片上、下的液壓力是平衡的，有利於減少葉片與定子間的磨損。（2）葉片也有一傾角，但傾斜方向正好與雙作用泵相反。此種泵中，葉片上下液壓力是平衡的，葉片的向外運動主要依靠其旋轉時所受到的慣性力。

上訴泵的額定壓力為6.3MPa，主要用於機床和壓力機。結束

§3-4

柱塞泵和柱塞式馬達

在第一節(jié)所述單柱塞泵中，凸輪使泵在半周內吸油，半周內排油。因此泵排出的流量是脈動的，它所驅動的液壓缸或液壓馬達的運動速度是不均勻的。所以無論是泵或馬達總是做成多柱塞的。常用的多柱塞泵有軸向式和徑向式兩大類。一、軸向柱塞泵二、軸向柱塞式液壓馬達三、徑向柱塞泵和馬達1、直軸式軸向柱塞泵原理一、軸向柱塞泵

圖為該泵的工作原理。圖中斜盤1和配流盤4固定不轉，電機帶動軸5、缸體2以及缸體內柱塞3一起旋轉。柱塞尾有彈簧，使其球頭與斜盤保持接觸。配流盤

由於存在困油問題，為減少困油，因此在配油盤的槽I、II的起始點開上條小三角槽，且在二配流槽的兩端都開有小三角槽。見下圖：2、流量軸向柱塞泵的幾何排量q=(πd2/4)DZtgγ平均理論流量為QT=(πd2/4)DZntgγ式中

d—柱塞直徑；D—柱塞在缸體上的分佈直徑；Z—柱塞數(shù)；n—軸的轉速；γ—斜盤傾斜角度。從上式看出：泵的流量及每轉排量可通過改變斜盤傾角γ而改變，所以軸向柱塞泵可很方便地做成變數(shù)泵。3、直軸式柱塞泵的結構和變數(shù)機構

圖示是一手動變數(shù)直軸式柱塞泵結構。它由泵主體和變數(shù)機構兩部分組成。動力由軸8傳入，帶動缸體5連同其中的柱塞9旋轉。缸體旋轉時，斜盤的斜面通過滑靴迫使柱塞向裏運動，只要改變斜盤傾角

就可改