【正文】 轉子和定子中心重合，定子內(nèi)表面近似為橢圓柱形，該橢圓形由兩段大圓弧、兩段小圓弧和四段過渡曲線所組成。單作用葉片泵轉子上的徑向液壓力不平衡，軸承負荷較大，泵的工作壓力的提高受到限制。考慮到葉片上所受的哥氏慣性力、葉片與定子間的摩擦力及葉片的離心力的合力盡量與槽的傾斜方向一致，以免側向分力影響葉片的伸出，所以轉子槽是后傾的。（4）葉片沿著旋轉方向后傾安裝。為了使葉片頂部可靠地和定子內(nèi)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。單作用葉片泵的困油現(xiàn)象不十分嚴重，通過在配流盤排油窗口邊緣開三角槽的方法可以消除困油現(xiàn)象。為了防止吸、排油腔的溝通，配流盤的吸、排油窗口間密封角略大于兩相鄰葉片間的夾角。偏心反向時，吸油壓油方向也相反。轉子不停地旋轉，泵就不斷地吸液和排液。在吸油腔和壓油腔之間，有一段封油區(qū)，把吸油腔和壓油腔隔開。當轉子按圖示的方向回轉時，在圖的右部，葉片逐漸伸出，葉片間的工作空間向逐漸增大，從吸油口吸油，這是吸油腔。圖3－9 單作用葉片泵的工作原理圖1—轉子；2—定子；3—葉片1．單作用葉片泵1）單作用葉片泵的工作原理單作用葉片泵的工作原理如圖3—9所示，它由轉子定子葉片3和端蓋等組成。但其結構復雜，吸油特性不太好，對油液的污染也比較敏感。內(nèi)嚙合齒輪泵的缺點是齒形復雜，加工精度要求高，需要專門的制造設備，造價較貴，隨著工業(yè)技術的發(fā)展，它的應用將會越來越廣泛。圖3—8 內(nèi)嚙合齒輪泵內(nèi)嚙合齒輪泵結構緊湊，尺寸小，質量輕，由于齒輪轉向相同，相對滑動速度小，磨損小，使用壽命長，流量脈動遠小于外嚙合齒輪泵，因而壓力脈動和噪聲都較??；內(nèi)嚙合齒輪泵允許使用高轉速，因為高轉速下的離心力能使油液更好地充入密封工作腔，可獲得較高的容積效率。在擺線齒形的內(nèi)嚙合齒輪泵中，小齒輪和內(nèi)齒輪只相差一個齒，因而不須設置隔板，如圖3—8(b)所示。它們的工作原理和主要特點與外嚙合齒輪泵基本相同。并在結構上采取一定措 施使軸承有較高的壽命。 圖3—7 端面間隙補償原理4．高壓齒輪泵的特點高壓齒輪泵與低壓齒輪泵的工作原理是相同的，但為了使其具有較高的工作壓力，高壓齒輪泵一般在結構上都采用端面間隙自動補償裝置減小端面泄漏，從而保證泵在較大范圍內(nèi)有較高的效率。即使齒輪在壓力作用下，只有靠近吸液腔的l～2個齒范圍內(nèi)的泵殼與齒頂保持較小的間隙，而其余大部分區(qū)間齒頂與泵殼保持較大間隙，使該區(qū)間內(nèi)的液壓力基本上等于液壓泵出口壓力值，從而使大部分徑向液壓力得到平衡。由上式可知，對于中、高壓齒輪泵，其軸承負載是非常大的。從圖中可看出，由于從動齒輪所受嚙合力與主動齒輪的嚙合力相反，且與徑向液壓力方向大體一致，所以從動齒輪軸承所受徑向力的合力要比主動齒輪所受合力F大得多，這就是在使用中從動齒輪較主動齒輪軸承磨損得快的原因。這個徑向液壓力對主、從動齒輪的作用合力用Fy、Fy/表示，齒輪泵的工作壓力愈大，這個合力也愈大。圖3—5 非對稱卸荷槽尺寸3．徑向力不平衡問題齒輪泵運轉經(jīng)驗表明，軸承承受不平衡的徑向力是造成軸承磨損，影響齒輪泵壽命的主要原因。如對于分度圓壓力角為α＝20176。圖3—4 困油現(xiàn)象消除困油的方法，通常是在齒輪泵的兩側端蓋上銑兩條卸荷槽（如圖3—4中虛線所示），當封閉容積減小時，使其與壓油腔相通如圖3—4（a）所示；而當封閉容積增大時，使其與吸油腔相通如圖3—4(c)所示。就在兩對輪齒同時嚙合的這一小段時間內(nèi)，留在齒間的油液困在兩對輪齒和前后泵蓋所形成的一個密閉空間中，如圖3—4（a）所示，當齒輪繼續(xù)旋轉時，這個空間的容積逐漸減小，直到兩個嚙合點A、B處于節(jié)點兩側的對稱位置時，如圖3—4(b)所示，其封閉容積減至最小。因此設計和制造時必須嚴格控制泵的軸向間隙。其中對泄漏影響最大的是齒輪端面和端蓋間的軸向間隙，通過軸向間隙的泄漏量可占總泄漏量的75％～80％，因為這里泄漏途徑短，泄漏面積大。各種不同齒輪泵的結構特點之所以不同，都因采用了不同結構措施來解決這三大問題所致。當齒輪連續(xù)旋轉時，連續(xù)不斷地有輪齒在右側退出嚙合和在左側進入嚙合，因此齒輪泵也就能連續(xù)地吸油和排油了。泵體和前后端蓋以及齒輪之間形成了密封工作容腔，并由兩個齒輪的齒面接觸線將左右兩腔隔開，形成了吸排油腔。1．外嚙合齒輪泵的結構和工作原理圖3—3外嚙合齒輪泵的工作原理圖外嚙合齒輪泵由兩個參數(shù)相同的漸開線齒輪、泵體、端蓋、傳動軸等零件組成。根據(jù)工作壓力，齒輪泵分為三大類： MPa，稱為低壓齒輪泵；額定壓力為 16 ～20 MPa，稱為中高壓齒輪泵；額定壓力達32 MPa為高壓齒輪泵。其缺點是：流量和壓力的脈動大、噪聲大和排量不可變。液壓泵的分類情況如下：二、齒 輪 泵齒輪泵是一種應用比效廣泛的液壓泵。圖3—2 液壓泵的功率流程圖及特性曲線按其主要工作構件的形狀分為：齒輪泵、螺桿泵、葉片泵和柱塞泵等；按其流量特點分為：定量泵和變量泵；按排油方向分為：單向泵和雙向泵；按其壓力大小分為：低壓泵、中壓泵、高壓泵和超高壓泵。（3）總效率η 液壓泵的總效率是指液壓泵的實際輸出功率與其輸入功率的比值，即 （3－9）由式（3—9）可知，液壓泵的總效率等于其容積效率與機械效率的乘積，所以液壓泵的輸入功率也可以寫成 （3—10） 圖3—2(a)所示為液壓泵的功率流程圖，液壓泵的各個參數(shù)與壓力之間的關系如圖3—2(b)所示。因此，液壓泵的容積效率隨p的增大而減小，且隨泵的結構類型不同而異。 （3－6）式中 Δq—液壓泵的泄漏量，其值為 Δq=qtqp （3—7）液壓泵的容積損失是由于液壓泵內(nèi)部高壓腔的泄漏、油液的壓縮以及在吸油過程中因吸油阻力太大、油液粘度大以及液壓泵轉速高等原因而導致油液不能全部充滿密封工作腔而產(chǎn)生的。其中壓力損失很小，通常忽略不計，液壓效率一般都在0．99以上，可取為1。在實際的計算中，若油箱通大氣，液壓泵吸、排油口的壓力差Δp往往用液壓泵的出口壓力差pp代入。 n—主軸轉速，r／s。3）功率 （1）輸入功率Pi 液壓泵的輸入功率是指作用在液壓泵主軸上的機械功率，其一般表達式為Pi=Tiω=2πTin （3—3）式中P—輸入功率，Kw； Ti—泵主軸上的輸入轉矩，kN（3）實際流量qp 液壓泵在某一具體工況下，單位時間內(nèi)所排出液體的體積稱為實際流量，它等于理論流量qt減去泄漏和壓縮損失后的流量Δq，即 (3—2)式中 —液壓泵的容積效率。（2）理論流量qt 理論流量是指在不考慮液壓泵泄漏流量的條件下，在單位時間內(nèi)所排出的液體體積。單位為mL／r。（3）泵的最高允許壓力pm 在超過額定壓力的條件下，根據(jù)試驗標準規(guī)定，允許液壓泵短暫運行的最高壓力值，稱為液壓泵的最高允許壓力。工作壓力取決于外負載的大小和排油管路上的壓力損失，而與液壓泵的流量無關。2．液壓泵的主要性能參數(shù)液壓泵的主要性能參數(shù)有壓力、排量、流量、功率和效率等。這是容積式液壓泵能夠吸入油液的外部條件。圖31所示的單柱塞泵的配流裝置采用的是單向閥5和6。通過配流裝置將吸液腔和排液腔隔開，保證液壓泵有規(guī)律地連續(xù)吸排液體。液壓泵的輸出流量與此空間的容積變化量和單位時間內(nèi)的變化次數(shù)成正比，與其他因素無關。圖3—l 液壓泵工作原理圖1—偏心輪；2—柱塞；3—缸體；4—彈簧；6—單向閥由以上所述可看出容積式液壓泵工作必須具備如下基本條件： （1）結構上具有一個或多個密封且又可以周期性變化的工作空間。當a由小變大時就形成部分真空，使油箱中油液在大氣壓作用下，經(jīng)吸油管頂開單向閥6進入油腔a而實現(xiàn)吸油；反之，當a由大變小時，a腔中吸滿的油液將頂開單向閥 5流入系統(tǒng)而實現(xiàn)壓油。圖中柱塞2裝在缸體3中形成一個密封容積a，柱塞在彈簧4的作用下始終壓緊在偏心輪1上。液壓馬達與液壓泵在結構上基本相同，也可分為齒輪式、葉片式和柱塞式三種。液壓馬達是液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件，它 將液體的壓力能轉換為機械能，用來驅動工作機構工作。知識準備知識點內(nèi)容液壓泵與液壓馬達的工作原理及性能參數(shù)液壓泵與液壓馬達的選用原則項目一 液壓泵和液壓馬達項目描述液壓泵和液壓馬達都是能量轉換裝置。 ⑥如圖2—14所示，液壓千斤頂中，小活塞直徑d=l 0mm，大活塞直徑D=40mm,重物G=5000kg,小活塞行程20mm,杠桿L=500mm, l=25mm,問：①杠桿端需加多大的力才能頂起重物G?②此時液體內(nèi)所產(chǎn)生的壓力為多少？③杠桿上下一次，重物升高多少？圖2—14⑦液壓系統(tǒng)的壓力取決于設么？最高壓力由誰調定？ ⑧液壓執(zhí)行元件的速度取決于設么？模塊三 液壓泵和液壓馬達的選用知識目標 。④寫出液體連續(xù)性方程。 ②何謂平均流速、層流和紊流。小結本模塊主要介紹液壓傳動基礎知識，重點掌握液壓傳動的特性，液壓油的選用，液體力學基本方程。層流時管中心流速與管壁的誤差大，故取α≈2；紊流時液流不分層，可取α≈1。1）外力作功，首先要明確參數(shù)時間t很短，則移動距離很小,流過的通流截面變化不大，即A≈A/，B≈B/ 圖2—13 伯努利方程推導示意圖由機械能守衡定律，可寫成2）上式表示：（1）兩任意通流截面上的總能量相等；（2）上式是重力為mg的液體的總能量表達式（即伯奴利方程式）。伯奴利方程可以顯示出變截面管道中的能量，以及管道內(nèi)液體各個主要參數(shù)相互轉換的關系。圖2—12 液流在任意截面處的流量相等 利用流動液體的連續(xù)性方程可知，圖2—12各個截面流量、流速的關系式為q = v1A1 = v2A 2= v3A3 液壓系統(tǒng)是利用有壓力的流動液體來傳遞能量的。 工程中常用管內(nèi)平均流速代替流束流速有v1A1= v2A2=q （2—25）這是流動液體的連續(xù)性方程。4．連續(xù)性方程管路（或液壓缸）中的流量q與流速υ、通流截面A有關。局部壓力損失△P可按下式計算： （2—23）式中 ζ—局部阻力系數(shù)；υ—液體平均流速（米／秒）； g—重力加速度（／秒2）； γ—液體重度（牛頓／米3）。對粗糙管道的湍流，其λ值可根據(jù)相對粗糙度Δ/d與雷諾數(shù)Re值可從液壓傳動設計手冊中查取。對于光滑管，λ值可按下式計算：λ= （2—21）上式只適用于相對粗糙度Δ/d≤，Re＜105的情況。應當指出，由于軟管較硬管擾動大，故實際上僅當雷諾數(shù)Re≤1600～2000時才能保持為層流。根據(jù)流體力學理論推導，沿程壓力損失可按下式計算： （2—19）式中 △p—沿程壓力損失（牛頓／米2）， L —所計算的直管道的長度（米）； d—所計算的管道內(nèi)徑（米）； υ—液體平均流速（米／秒）； λ—沿程損失系數(shù)，數(shù)值由下面計算確定。表2—2 常見管道的臨界雷諾數(shù)管道的形狀臨界雷諾數(shù)Rec管道的形狀臨界雷諾數(shù)Rec光滑的金屬圓管2300帶沉割槽的同心環(huán)狀縫隙700橡膠軟管1600~2000帶沉割槽的偏心環(huán)狀縫隙400光滑的同心環(huán)狀縫隙1100圓柱形滑閥閥口260光滑的偏心環(huán)狀縫隙1000錐閥閥口20~1003）液體的流態(tài)由臨界雷諾數(shù) Recr界定當 Re＜Recr時，其流態(tài)為層流；當 Re＜Recr時，其流態(tài)為紊流。工程中是以下臨界雷諾數(shù)Rec作為液流狀態(tài)判斷依據(jù)，簡稱臨界雷諾數(shù)，若Re＜Rec液流為層流；若Re≥Rec液流為紊流。如果液流的雷諾數(shù)Re相同，則它的流動狀態(tài)也相同。實驗證明，液體在管中的流動狀態(tài)不僅與管內(nèi)液體的平均流速v有關，還與管道水力直徑dH及液體的運動粘度ν有關，而以上述三個因數(shù)所組成的一個無量綱數(shù)就是雷諾數(shù)，用Re表示 （2—18）式中dH—水力直徑，由下式確定 A—過流斷面面積；x—濕周長度，能在過流斷面處與液體相接觸的固體壁面的周長。第二，應盡量不要人為地使實驗架產(chǎn)生任何的震動。 實驗注意事項： 做滯流時，為了使滯流狀況能較快地形成,而且能夠保持穩(wěn)定，第一，水槽的溢流應盡可能的小。 (3)待實驗管道的紅色消失時,關閉閥門10。 圖2—11 流速分布示意圖實驗結束時的操作：(1)關閉紅水流量調節(jié)夾,使紅水停止流動。流體在圓管內(nèi)作流體速度分布演示實驗：(1)首先將進口閥 3打開，關閉出口閥門7。為部分消除進水和溢流造成的震動的影響,在滯流和過渡流狀況的每一種流量下均可采用突然暫時關閉進口閥 3 ,然后觀察管內(nèi)水的流動狀況（過渡流、湍流流動如圖2—10所示）。 (6) 增大進水閥3 的開度，在維持盡可能小的溢流量的情況下提高水的流量。讀取流量計的流量并計算出雷諾準數(shù)。 (3) 調節(jié)進水閥,維持盡可能小的溢流量。 (2) 輕輕打開閥門10,讓水緩慢流過實驗管道。使紅水全