第4章 液压泵和液压马达 §4.1 液压泵的基本工作原理及分类 §4.2 液压泵的基本性能参数和特性曲线 §4.3 齿轮泵 §4.4 叶片泵 第4章 液压泵和液压马达 §4.1 液压泵的基本工作原理及分类 §4.2 液压泵的基本性能参数和特性曲线 §4.3 齿轮泵 §4.4 叶片泵 §4.5 柱塞泵 §4.6 螺杆泵 §4.7 各类液压泵的性能比较及应用 §4.8 液压马达 返回

§4.1 液压泵的基本工作原理及分类 液压泵和液压马达都是靠密封容积的变化来工作的。图4.1所示为液压泵的结构简图。当偏心轮1由动力装置带动旋转时，柱塞2便在偏心轮1和弹簧4的作用下在泵体3内往复移动。柱塞右移时，缸体中密封工作腔a的容积变大，产生真空，油箱中的油液便在大气压力作用下通过吸油（单向）阀5吸入液压泵内，实现吸油；柱塞左移时，缸体中密封工作腔a的容积变小，油液受挤压，通过压油（单向）阀6输到系统中去，实现压油。由此可见，液压泵是靠密封工作腔的容积变化来工作的。它具有一定的密封容积，而且其密封容积是变化的，同时还要有吸压油部分。液压泵输出油液流量的大小，由密封工作腔的容积变化量和单位时间内的变化次数决定。因此这类液压泵又称为容积式泵。 图4.1 容积式液压泵结构简图 1－偏心轮；2－柱塞；3－缸体；4－弹簧；5－吸油阀；6－压油阀

按照结构形式的不同，液压泵可分为齿轮式、叶片式、柱塞式和螺杆式等类型；按密封工作腔容积变化量能否调节，液压泵又分为定量式和变量式两类。 液压泵的基本工作原理及分类(2/2) 按照结构形式的不同，液压泵可分为齿轮式、叶片式、柱塞式和螺杆式等类型；按密封工作腔容积变化量能否调节，液压泵又分为定量式和变量式两类。 液压泵的一般图形符号如图4.2（a）所示，液压马达的一般图形符号如图4.2（b）所示。 图4.2 液压泵和液压马达图形符号

§4.2 液压泵的基本性能参数和特性 1.液压泵的基本性能参数 （1）压力 液压泵的压力参数主要是工作压力和额定压力。 §4.2 液压泵的基本性能参数和特性 1.液压泵的基本性能参数 （1）压力 液压泵的压力参数主要是工作压力和额定压力。 （a）工作压力 它是指液压泵在实际工作时输出油液的压力值，即泵出油口处压力值，也称为系统压力。此压力取决于系统中阻止液体流动的阻力。阻力（负载）增大，工作压力升高；反之则工作压力降低。泵的最大工作压力是由其组成部分零件的结构强度和密封好坏来决定的，随着泵工作压力的提高，它的泄漏量增大，效率降低。 （b）额定压力 它是指在保证液压泵的容积效率、使用寿命和额定转速的前提下，泵连续长期运转时允许使用的压力最大限定值。它是泵在正常工作的条件下，按试验标准规定能连续运转的最高压力。当泵的工作压力超过额定压力时，就会过载。

由液压泵的密封容腔几何尺寸变化计算而得到的液压泵在单位时间内排出液体的体积，称为液压泵的理论流量qt。它等于液压泵排量V和转速n的乘积，即 液压泵的基本性能参数(2/5) (2) 流量和排量 由液压泵的密封容腔几何尺寸变化计算而得到的液压泵每转排出液体的体积，称为液压泵的排量V。在工程上，它可以用在无泄漏的情况下，液压泵轴每转所排出的液体体积来表示，常用单位为mL/r。 由液压泵的密封容腔几何尺寸变化计算而得到的液压泵在单位时间内排出液体的体积，称为液压泵的理论流量qt。它等于液压泵排量V和转速n的乘积，即 （4.1） 液压泵在工作时的输出流量称为液压泵的实际流量q。这时的流量必须考虑到液压泵的泄漏。 液压泵在额定转速和额定压力下输出的流量称为液压泵的额定流量qn。 由于液压泵存在泄漏，所以液压泵的实际流量和额定流量都小于理论流量。

当忽略能量转换及输送过程中的损失时，液压泵的输出功率应该等于输入功率，即液压泵的理论功率为 （4.4） 液压泵的基本性能参数(3/5) (3) 功率 液压泵的输入能量为机械能，其表现为转矩T和转速ω；液压泵的输出能量为液压能，表现为压力p和流量q。液压缸的输入能量为液压能，其表现为压力p和流量q；液压缸的输出能量为机械能，表现为力F和速度。以泵－缸系统为例，液压泵的输入功率Pi为 （4.2） 液压泵的输出功率Po为 （4.3） 当忽略能量转换及输送过程中的损失时，液压泵的输出功率应该等于输入功率，即液压泵的理论功率为 （4.4） 式中 ——液压泵的转动角速度（rad/s）； Tt——液压泵的理论转矩（N·m）。

液压泵由于存在泄漏，因此它的实际输出流量q为 （4.6） 液压泵的基本性能参数(4/5) (4) 效率 液压泵由于存在泄漏，因此它的实际输出流量q为 （4.6） q和ql都与液压泵的工作压力p有关，ql随p的升高而加大，从而导致q随p的升高而减小。 液压泵实际流量与理论流量的比值，称为容积效率，以v表示 （4.7） 由于液压泵内零件之间的间隙很小，泄漏油液的流态可以看做是层流，所以泄漏量ql和液压泵的工作压力p成正比关系，即 （4.8） 故又有 （4.9）

液压泵的基本性能参数(5/5) 液压泵由于存在机械摩擦（相对运动零件之间的摩擦及液体的粘性摩擦），因此它的实际输入转矩Ti必然大于理论转矩Tt。液压泵理论转矩与实际转矩的比值，称为机械效率，以m表示 （4.10） 或根据式（4.4），将 代入上式，得 （4.11） 因此，液压泵的总效率可写成 （4.12）

2.液压泵特性曲线 由图可见，液压泵的理论流量不随液压泵的压力变化。由于液压泵的泄漏量随压力升高而增大，所以液压泵的实际输出流量q随压力的升高而降低，而容积效率也随之降低。总效率开始随压力p的增大很快上升，达到最大值后，又逐步下降。由容积效率和总效率这两条曲线的变化，可以看出 机械效率的变化情况。液压泵在低压时，机械摩擦损失在总损失中所占的比重较大，其机械效率很低。随着工作压力的提高，机械效率很快提高。在达到某一值后，机械效率大致保持不变，从而表现出总效率曲线几乎和容积效率曲线平行下降的变化规律。 图4.4 液压泵特性曲线

§4.3 齿轮泵 1.齿轮泵的工作原理 外啮合齿轮泵的工作原理和结构如图4.5所示。泵体1内有一对互相啮合的外齿轮2和3，齿轮的两端由端盖密封。这样由泵体、齿轮的各个齿槽和端盖形成了多个密封工作腔，同时轮齿的啮合线又将左右两腔隔开，形成了吸、压油腔。 当齿轮按图示方向旋转时，右侧吸油腔内的轮齿相继脱离啮合，密封工作腔容积不断增大，形成部分真空，在大气压力作用下经吸油管从油箱吸进油液，并被旋转的轮齿齿间槽带入左侧。左侧压油腔由于轮齿不断进入啮合，使密封工作腔容积减小，油液受到挤压被输出送往系统。这就是齿轮泵的吸油和压油过程。在齿轮泵的啮合过程中，啮合点沿啮合线移动，这样就把吸油区和压油区分开。 图4.5 外啮合齿轮泵工作原理 1－泵体；2－主动齿轮；3－从动齿轮

2.齿轮泵的排量和流量 外啮合齿轮泵的排量可近似看作是两个啮合齿轮的齿槽容积之和。若假设齿槽容积等于轮齿体积，则当齿轮齿数为z、模数为m、节圆直径为d（其值等于mz）、有效齿高为h（其值等于2 m）、齿宽为b时，齿轮泵的排量近似值为 　　　　　　　　　　　　　　　　　（4.13） 实际上，齿槽容积比轮齿体积稍大一些，并且齿数越少差值越大，因此需用3.33 ~ 3.50来代替上式中的值（齿数少时，取大值），以补偿误差。即齿轮泵的排量为 　　　　　　　　　　　　　　　　　（4.14） 由此得齿轮泵的输出流量为 　　　　　　　　　　　　　　　　　　（4.15）

齿轮泵的排量和流量(2/2) 实际上，由于齿轮泵在工作过程中啮合点沿啮合线移动，使其工作油腔的容积变化率是不均匀的。因此，齿轮泵的瞬时流量是脉动的。流量脉动会直接影响到系统工作的平稳性，引起压力脉动，使管路系统产生振动和噪声。如果脉动频率与系统的固有频率一致，还将引起共振，加剧振动和噪声。若用qmax和qmin表示最大、最小瞬时流量，q表示平均流量，则流量脉动率σ可用下式表示 （4.16） 它是衡量容积式泵流量品质的一个重要指标。在容积式泵中，齿轮泵的流量脉动最大，并且齿数愈少，脉动率愈大。这是外啮合齿轮泵的一个缺点。所以，齿轮泵一般用于对工作平稳性要求不高的场合，要求平稳性高的高精度机械不宜采用齿轮泵。

3.齿轮泵结构分析 (1) 困油现象 齿轮泵要平稳地工作，齿轮啮合的重合度必须大于1，即有两对轮齿同时啮合的时刻，因此，就会有一部分油液困在两对轮齿所形成的封闭容积之内，如图4.8所示。这个封闭容积先随齿轮转动逐渐减小（由图4.8（a）到图4.8（b）），然后又逐渐增大（由图4.8（b）到图4.8（c））。 图4.8 齿轮泵困油现象及其消除措施

齿轮泵结构分析(2/5) 封闭容积减小，会使被困油液受挤压而产生高压，并从缝隙中流出，导致油液发热，轴承等机件也受到附加的不平衡负载作用；封闭容积的增大又会造成局部真空，使溶于油液中的气体分离出来，产生气穴，这就是齿轮泵的困油现象。困油现象使齿轮泵产生强烈的噪声并引起振动和气蚀，降低泵的容积效率，影响工作的平稳性，缩短使用寿命。 消除困油的方法，通常是在两端盖板上开卸荷槽（图4.8（d）中的虚线），使封闭容积减小时，通过右边的卸荷槽与压油腔相通；封闭容积增大时，通过左边的卸荷槽与吸油腔相通。两卸荷槽的间距必须确保在任何时候都不使吸油腔和压油腔相通。

齿轮泵结构分析(3/5) (2) 径向不平衡力 在齿轮泵中，液体作用在齿轮外缘的压力是不均匀的，从低压腔到高压腔，压力沿齿轮旋转的方向逐齿递增，因此齿轮和轴受到径向不平衡力的作用。工作压力越高，径向不平衡力也越大。径向不平衡力很大时，能使泵轴弯曲，导致齿顶接触泵体，产生摩擦；同时也加速轴承的磨损，降低轴承使用寿命。为了减小径向不平衡力的影响，常采取缩小压油口的办法，使压油腔的压力油仅作用在一个齿到两个齿的范围内；同时适当增大径向间隙，使齿顶不和泵体接触。

齿轮泵结构分析(4/5) (3) 端面泄漏及端面间隙的自动补偿 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；二是通过泵体内孔和齿顶间的径向间隙；三是通过齿轮两端面和盖板间的端面间隙。在这三类间隙中，端面间隙的泄漏量最大。液压泵的压力越高，由间隙泄漏的液压油就愈多，因此，一般齿轮泵只用于低压系统。为减小泄漏，用减小间隙的方法并不能取得好的效果，因为在泵经过一段时间运转后，由于磨损而使间隙变大，泄漏又会增加。为提高齿轮泵的压力和容积效率，需要从结构上采取措施，对端面间隙进行自动补偿。

齿轮泵结构分析(5/5) 通常采用的自动补偿端面间隙装置有浮动轴套式和弹性侧板式两种。浮动轴套式齿轮泵的浮动轴套是浮动安装的，轴套外侧的空腔与泵的压油腔相通。所引入压力油使轴套或侧板紧贴在齿轮侧端面上，泵输出的压力愈高，贴得愈紧，因而自动补偿端面磨损和减小间隙。当泵工作时，浮动轴套受油压的作用而压向齿轮端面，将齿轮两侧面压紧，从而补偿了端面间隙。 1－壳体；2－主动齿轮；3－从动齿轮；4－前端盖；5－后端盖；6－浮动轴套；7－压力盘

4.内啮合齿轮泵 内啮合齿轮泵有渐开线齿形和摆线齿形两种，其结构示意可见图4.9。这两种内啮合齿轮泵的工作原理和主要特点皆同于外啮合齿轮泵。在渐开线齿形内啮合齿轮泵中，小齿轮和内齿轮之间要装一块月牙隔板，以便把吸油腔和压油腔隔开，如图4.9（a）。摆线齿形内啮合齿轮泵又称摆线转子泵，在这种泵中，小齿轮和内齿轮只相差一齿，因而不需设置隔板，如图4.9（b）。内啮合齿轮泵中的小齿轮是主动轮。 图4.9 内啮合齿轮泵 1－吸油腔；2－压油腔；3－隔板

内啮合齿轮泵(2/2) 内啮合齿轮泵的结构紧凑，尺寸小，质量小，运转平稳，噪声低，在高转速工作时有较高的容积效率。但在低速高压下工作时，压力脉动大，容积效率低，所以一般用于中低压系统。在闭式系统中，常用这种泵作为补油泵。内啮合齿轮泵的缺点是：齿形复杂，加工困难，价格较贵。

§4.4 叶片泵 1.双作用叶片泵的工作原理 图4.10所示为双作用叶片泵的工作原理。定子的两端装有配流盘，定子3的内表面曲线由两段大半径圆弧、两段小半径圆弧以及四段过渡曲线组成。定子3和转子2的中心重合。在转子2上沿圆周均布开有若干条（一般为12或16条）与径向成一定角度（一般为13）的叶片槽，槽内装有可自由滑动的叶片。在配流盘上，对应于定子四段过渡曲线的位置开有四个腰形配流窗口，其中两个与泵吸油口4连通的是吸油窗口；另外两个与泵压油口1连通的是压油窗口。 图4.10 双作用叶片泵的工作原理 1－压油窗口；2－转子；3－定子；4－吸油窗口

双作用叶片泵的工作原理(2/2) 当转子2在传动轴带动下转动时，叶片在离心力和底部液压力（叶片槽底部始终与压油腔相通）的作用下压向定子3的内表面，在叶片、转子、定子与配流盘之间构成若干密封空间。当叶片从小半径曲线段向大半径曲线滑动时，叶片外伸，这时所构成的密封容积由小变大，形成部分真空，油液便经吸油窗口吸入；而处于从大半径曲线段向小半径曲线滑动的叶片缩回，所构成的密封容积由大变小，其中的油液受到挤压，经过压油窗口压出。这种叶片泵每转一周，每个密封容腔完成两次吸、压油过程，故这种泵称为双作用叶片泵。同时，泵中两吸油区和两压油区各自对称，使作用在转子上的径向液压力互相平衡，所以这种泵又被称为平衡式叶片泵或双作用卸荷式叶片泵。这种泵的排量不可调，因此它是定量泵。

2.双作用叶片泵排量和流量 由图4.10可知，泵轴转一转时，从吸油窗口流向压油窗口的液体体积为大半径为R，小半径为r，宽度为b的圆环的体积。因为是双作用泵，所以双作用叶片泵的排量为 （4.17） 则泵的实际输出流量为 （4.18） 式中 b——叶片的宽度（m）。 叶片体积对排量无影响。因为在压油腔，叶片缩回排出的液体体积补偿了叶片在压油腔所占的体积。

双作用叶片泵排量和流量(2/2) 如不考虑叶片厚度，在一定的条件下，则理论上双作用叶片泵无流量脉动。这是因为在压油区位于压油窗口的叶片不会造成它前后两个工作腔之间的隔绝不通（图4.10），此时，这两个相邻的工作腔已经连成一体，形成了一个组合的密封工作腔。随着转子的匀速转动，位于大、小半径圆弧处的叶片均在圆弧上滑动，因此组合密封工作腔的容积变化率是均匀的。实际上，由于存在制造工艺误差，两圆弧有不圆度，也不可能完全同心；其次，叶片有一定的厚度，根部又连通压油腔，叶片底槽在吸油区时，消耗压力油，但在压油区时，压力油又被压出，同样会造成了流量脉动。由理论分析和实验表明，双作用叶片泵的脉动率在叶片数为4的整数倍且大于8时最小，故双作用叶片泵的叶片数通常取为12或16。

3. 双作用叶片泵结构特点 （a）定子过渡曲线 定子内表面的曲线由四段圆弧和四段过渡曲线组成（见图4.10）。理想的过渡曲线不仅应使叶片在槽中滑动时的径向速度和加速度变化均匀，而且应使叶片转到过渡曲线和圆弧交接点处的加速度突变不大，以减小冲击和噪声。目前双作用叶片泵一般都使用综合性能较好的等加速、等减速曲线或高次曲线作为过渡曲线。

双作用叶片泵结构特点(2/6) （b）叶片安放角 如图4.11所示，叶片在压油区工作时，它们均受定子内表面推力的作用不断缩回槽内。当叶片在转子中径向安放时，定子表面对叶片作用力的方向与叶片沿槽滑动的方向所成的压力角β较大，因而叶片在槽内运动时所受到的摩擦力也较大，使叶片滑动困难，甚至被卡住或折断。为了解决这一矛盾，可以将叶片不按径向安放，而是顺转向前倾一个角度θ，这时的压力角就是　　　　。压力角的减小有利于叶片在槽内的滑动，所以双作用叶片泵转子的叶片槽常做成向前倾斜一个安放角θ。在叶片前倾安放时，叶片泵的转子就不允许反转。 图4-11 双作用叶片泵叶片倾角

双作用叶片泵排量和流量(3/6) 上述的叶片安放形式不是绝对的，实践表明，通过配流孔道以后的压力油引入到叶片根部后，其压力值小于叶片顶部所受的压油腔压力，因此在压油区推压叶片缩回的力除了定子内表面的推力之外，还有液压力（由顶部压力与根部压力之差引起），所以上述压力角过大使叶片难以缩回的推理就不十分确切。目前，有些叶片泵的叶片作径向安放仍能正常工作。 （c）端面间隙的自动补偿 叶片泵同样存在着泄漏问题，特别是端面的泄漏。为了减少端面泄漏，采取的间隙自动补偿措施是将配流盘的外侧与压油腔连通，使配流盘在液压推力作用下压向定子。泵的工作压力愈高，配流盘就会愈加贴紧定子。同时，配流盘在液压力作用下发生变形，亦对转子端面间隙进行自动补偿。

双作用叶片泵排量和流量(4/6) （d）提高工作压力的主要措施 双作用叶片泵转子所承受的径向力是平衡的，因此工作压力的提高不会受到这方面的限制。同时泵采用配流盘对端面间隙进行补偿后，泵在高压下工作也能保持较高的容积效率。双作用叶片泵工作压力的提高，主要受叶片与定子内表面之间磨损的限制。 前面已经提到，为了保证叶片顶部与定子内表面紧密接触，所有叶片的根部都是与压油腔相通的。当叶片处于吸油区时，其根部作用着压油腔的压力，顶部却作用着吸油腔的压力，这一压力差使叶片以很大的力压向定子内表面，加速了定子内表面的磨损。当泵的工作压力提高时，这个问题就更显突出，所以必须在结构上采取措施，使吸油区叶片压向定子的作用力减小。

可以采取的措施有多种，下面介绍在高压叶片泵中常用的双叶片结构和子母叶片结构。 双作用叶片泵排量和流量(5/6) 可以采取的措施有多种，下面介绍在高压叶片泵中常用的双叶片结构和子母叶片结构。 双叶片结构。如图4.12所示，在转子2的每一槽内装有两片叶片1，叶片的顶端和两侧面的倒角构成V形通道，使根部压力油经过通道进入顶部（图中未标出通油孔道），这样，叶片顶部和根部压力相等，但承压面积并不一样，从而使叶片1压向定子3的作用力不致过大。 图4.12 双叶片结构 1－叶片；2－转子；3－定子

双作用叶片泵排量和流量(6/6) 子母叶片结构。子母叶片又称复合叶片，如图4.13所示。母叶片1的根部L腔经转子2上的油孔始终和顶部油腔相通，而子叶片4和母叶片1之间的小腔C通过配流盘经K槽总是接通压力油。当叶片在吸油区工作时，推动母叶片1压向定子3的力仅为小腔C的油压力，此力不大，但能使叶片与定子接触良好，保证密封。 图4.13 子母叶片结构 1－母叶片；2－转子；3－定子；4－子叶片

4.双联叶片泵 将两个双作用叶片泵的主要工作部件装在一个泵体内，同轴驱动，并在油路上实现二泵并联工作，就构成双联叶片泵。双联叶片泵有两个各自独立的出油口，在使用时，两泵的输出流量可以分开工作，也可以合并使用。 双联叶片泵多用于机床进给系统，这时的双联泵采用一小流量泵和一大流量泵进行组合。当执行机构带动工作部件作轻载快进或快退时，可以使小流量和大流量两泵同时供给低压油；当重载慢速工进时，高压小流量泵单独供油，大流量泵输出的油在极低的压力下流回油箱，实现卸荷。系统中采用双联泵可以节省功率损耗，减少油液发热。

1－压油口；2－转子；3－定子；4－叶片；5－吸油口 5.单作用叶片泵 (1) 单作用叶片泵的工作原理 图4.14为单作用叶片泵工作原理图。与双作用叶片泵明显不同的是，单作用叶片泵的定子内表面是一个圆形，转子与定子间有一偏心量e，两端的配流盘上只开有一个吸油窗口和一个压油窗口。当转子旋转一周时，每一叶片在转子槽内往复滑动一次，每相邻两叶片间的密封容腔容积发生一次增大和缩小的变化，容积增大时通过吸油窗口吸油，容积减小时通过压油窗口将油挤出。 图4.14 单作用叶片泵工作原理 1－压油口；2－转子；3－定子；4－叶片；5－吸油口

单作用叶片泵(2/10) 由于这种泵在转子每转一周过程中，每个密封容腔容积吸油压油各一次，故称为单作用叶片泵。又因这种泵的转子受有不平衡的液压作用力，故又称不平衡式叶片泵。由于轴和轴承上的不平衡负荷较大，因而使这种泵工作压力的提高受到了限制。改变定子和转子间的偏心距e值，可以改变泵的排量，因此单作用叶片泵是变量泵。

单作用叶片泵的叶片转到吸油区时，叶片根部与吸油窗口连通，转到压油区时，叶片根部与压油窗口连通。因此，叶片的厚度对排量计算无影响。 单作用叶片泵(3/10) (2) 单作用叶片泵的排量和流量 单作用叶片泵的叶片转到吸油区时，叶片根部与吸油窗口连通，转到压油区时，叶片根部与压油窗口连通。因此，叶片的厚度对排量计算无影响。 如图4.15所示，当单作用叶片泵的转子每转一转时，每两相邻叶片间的密封容积变化量为V1-V2。 图4.15 单作用叶片泵排量计算

因排量V=(V1-V2)z，故将以上两式代入排量公式，并加以整理，即得泵的排量近似表达式为 （4.19） 泵的实际流量为 （4.20） 单作用叶片泵(4/10) 若近似把AB和CD看作是中心为O1的圆弧，当定子内径为D时，此二圆弧的半径即分别为（D/2+e）和（D/2-e）。设转子直径为d，叶片宽度为b，叶片数为z，则有 　　因排量V=(V1-V2)z，故将以上两式代入排量公式，并加以整理，即得泵的排量近似表达式为 （4.19） 泵的实际流量为 （4.20） 上式也表明，只要改变偏心距e，即可改变泵的输出流量。单作用叶片泵的定子内径和转子外径都为圆柱面，由于偏心安置，其容积变化是不均匀的，因此有流量脉动。理论分析表明，叶片数为奇数时脉动率较小，而且泵内的叶片数越多，流量脉动率就越小。考虑到上述原因和结构上的限制，一般叶片数为13或15。

（a）为了调节泵的输出流量，需移动定子位置，以改变偏心距e。 单作用叶片泵(5/10) (3) 单作用叶片泵的结构特点 （a）为了调节泵的输出流量，需移动定子位置，以改变偏心距e。 （b）径向液压作用力不平衡，因此限制了工作压力的提高。单作用叶片泵的额定压力一般不超过7 MPa； （c）存在困油现象。由于定子和转子两圆柱面偏心安置，当相邻两叶片同时在吸、压油窗口之间的密封区内工作时，封闭容腔会产生困油现象。为了消除困油现象带来的危害，通常在配流盘压油窗口边缘开三角形卸荷槽。 （d）叶片后倾。单作用叶片泵叶片倾角安装得主要矛盾不在压油腔，而在吸油腔。因为单作用叶片泵在压油区的叶片根部通压力油而在吸油区的叶片根部不通压力油而与吸油口连通，为了使吸油区的叶片能在离心力的作用下顺利甩出，叶片采取后倾一个角度安放。通常后倾角为24°。

1－最大流量调节螺钉；2－转子；3－定子；4－限定压力调节螺钉；5－限压弹簧；6－反馈液压缸 单作用叶片泵(6/10) (4) 限压式变量叶片泵 （a）外反馈式变量叶片泵的工作原理。图4.16为外反馈限压式变量叶片泵工作原理图。转子2的中心O1是固定的，定子3可以左右移动，在限压弹簧5的作用下，定子3被推向左端，使定子中心O2和转子中心O1之间有一初始偏心量e0。它决定了泵的最大流量qmax。定子3的左侧装有反馈液压缸6，其油腔与泵出口相通。 图4.16 外反馈限压式变量叶片泵工作原理 1－最大流量调节螺钉；2－转子；3－定子；4－限定压力调节螺钉；5－限压弹簧；6－反馈液压缸

单作用叶片泵(7/10) 在泵工作过程中，液压缸6的活塞对定子3施加向右的反馈力pA（A为液压缸6活塞的有效作用面积）。若泵的工作压力达到pB值时，定子所受的液压力与弹簧力相平衡，有pBA=kx0（k为弹簧刚度，为弹簧的预压缩量），这里pB称为泵的限定压力。当泵的工作压力p<pB时， pA<kx0，定子e0不动，最大偏心距保持不变，泵的流量也维持最大值qmax；当泵的工作压力p>pB时， pA>kx0。限压弹簧被压缩，定子右移，偏心距减小，泵的流量也随之迅速减小。

单作用叶片泵(8/10) （b）内反馈变量叶片泵的工作原理。内反馈变量叶片泵的工作原理与外反馈式相似，但是，泵的偏心距的改变不是依靠外反馈液压缸，而是依靠内反馈液压力的直接作用。内反馈式变量叶片泵配流盘的吸、压油窗口布置如图4.17所示，由于存在偏角θ，压油区的压力油对定子3的作用力F在平行于转子、定子中心连线O1O2的方向有一分力Fx。随着液压泵工作压力p的升高，Fx也增大。当Fx大于限压弹簧5的预紧力kx0时，定子3就向右移动，减小了定子和转子的偏心距，从而使流量相应变小。 图4.17 内反馈限压式变量叶片泵工作原理 1－最大流量调节螺钉；2－转子；3－定子； 4－限定压力调节螺钉；5－限压弹簧

单作用叶片泵(9/10) （c）限压式变量叶片泵的流量压力特性。限压式变量叶片泵的流量压力特性曲线如图4.18所示。曲线表示泵工作时流量随压力变化的关系。当泵的工作压力小于pB时，其流量变化用斜线表示，它和水平线（理论流量qt）的差值Δq为泄漏量。此阶段的变量泵相当于一个定量泵，AB称定量段曲线。点B为特性曲线的拐点，其对应的压力pB就是限定压力，它表示泵在原始偏心距e0时，可达到的最大工作压力。当泵的工作压力超过pB以后，限压弹簧被压缩，偏心距被减小，流量随压力增加而急剧减小，其变化情况用变量段曲线BC表示。C点所对应的压力pC为极限压力（又称截止压力）。 图4.18 限压式变量叶片泵特性曲线

第一，流量可以自动地改变来适应于负载的实际需要，有利于系统节省能量； 第二，可降低系统的工作温度，延长液压油液和密封圈的使用寿命； 单作用叶片泵(10/10) 泵的最大流量由最大流量调节螺钉1调节，它可改变限压式变量叶片泵特性曲线中A点的位置，使AB线段上下平移。泵的限定压力由限定压力调节螺钉4调节，它可改变特性曲线中B点的位置，使BC线段左右平移。若改变弹簧刚度k，则可改变BC线段的斜率。为得到较好的动作灵敏度，可配置不同的弹簧，以满足实际需要。 限压式变量叶片泵的特点是： 第一，流量可以自动地改变来适应于负载的实际需要，有利于系统节省能量； 第二，可降低系统的工作温度，延长液压油液和密封圈的使用寿命； 第三，在系统中可以使用较小的油箱，可不用溢流阀或单向阀，从而简化液压传动系统。 限压式变量叶片泵常用于执行机构需要有快慢速要求的液压传动系统中。

§4.5 柱塞泵 柱塞泵是依靠柱塞在缸体内往复运动，使密封工作容腔容积发生变化来实现吸、压油的。由于柱塞与缸体内孔均为圆柱表面，因此加工方便，配合精度高，密封性能好。同时，柱塞泵主要零件处于受压状态，使材料强度性能得到充分利用，故柱塞泵常做成高压泵。此外，只要改变柱塞的工作行程，就能改变泵的排量，易于实现单向或双向变量。所以，柱塞泵具有压力高、结构紧凑、效率高及流量调节方便等优点，常用于需要高压大流量和流量需要调节的液压传动系统中，如龙门刨床、拉床、液压机、起重机械等设备的液压传动系统。 柱塞泵按柱塞排列方向的不同，可分为轴向柱塞泵和径向柱塞泵两类。

1.轴向柱塞泵的工作原理 轴向柱塞泵的柱塞轴向安排在缸体中。轴向柱塞泵按其结构特点，分为斜盘式和斜轴式两类。下面以图4.19中的斜盘式为例来说明轴向柱塞泵的工作原理。 泵由斜盘1、柱塞2、缸体3、配流盘4等主要零件组成。斜盘和配流盘固定不动。在缸体上有若干个沿圆周均布的轴向孔，孔内装有柱塞。传动轴5带动缸体3、柱塞2一起转动。柱塞2在机械装置或低压油的作用下，使柱塞头部和斜盘1靠紧；同时缸体3和配流盘4也紧密接触，起密封作用。当缸体3按图示方向转动时，使柱塞2在缸体3内作往复运动，各柱塞与缸体间的密封容积便发生增大或减小的变化，通过配流盘4上的弧形吸油窗口a和压油窗口b实现吸油和压油。

1－斜盘；2－柱塞；3－缸体；4－配流盘；5－传动轴 轴向柱塞泵的工作原理(2/2) 如果改变斜盘1倾角γ的大小，就能改变柱塞2的行程，这也就改变了轴向柱塞变量泵的排量。如果改变斜盘1倾角的方向，就能改变吸、压油方向，这时就成为双向变量轴向柱塞泵。 图4.19 轴向柱塞泵工作原理 1－斜盘；2－柱塞；3－缸体；4－配流盘；5－传动轴

2.轴向柱塞泵的排量和流量 若柱塞数目为z，柱塞直径为d，柱塞孔的分布圆直径为D，斜盘倾角为γ （见图4.19），当缸体转动一转时，泵的排量为 （4.21） 则泵的实际输出流量为 （4.22） 实际上，柱塞泵的输出流量是脉动的。当柱塞数为奇数时，脉动率σ较小。故柱塞泵的柱塞数一般都为奇数，从结构和工艺性考虑，常取z = 7或z = 9。

3.轴向柱塞泵的结构特点 (1) 缸体端面间隙的自动补偿 由图4.19可见，使缸体紧压配流盘端面的作用力，除机械装置或弹簧的推力外，还有柱塞孔底部台阶面上所受的液压力，此液压力比弹簧力大得多，而且随泵的工作压力增大而增大。由于缸体始终受力紧贴着配流盘，就使端面间隙得到了自动补偿。

轴向柱塞泵的结构特点(2/3) (2) 滑履结构 在斜盘式轴向柱塞泵中，若各柱塞以球形头部直接接触斜盘而滑动，这种泵称为点接触式轴向柱塞泵，点接触式轴向柱塞泵在工作时由于柱塞球头与斜盘平面理论上为点接触，因而接触应力大，极易磨损，故只适用于低压（ 　　　MPa）。一般轴向柱塞泵都在柱塞头部装一滑履（见图4.20）。滑履是按静压支承原理设计的，缸体中的压力油经柱塞球头中间小孔流入滑履油室，使滑履和斜盘间形成液体润滑，改善了柱塞头部和斜盘的接触情况。使用这种结构的轴向柱塞泵压力可达32 MPa以上，流量也可以很大。这样，就有利于轴向柱塞泵在高压下工作。 图4.20 滑履结构

图4.21所示的是手动伺服变量机构结构简图。该机构由缸筒1、活塞2和伺服阀组成。 轴向柱塞泵的结构特点(3/3) (3) 变量结构 在变量轴向柱塞泵中均设有专门的变量机构，用来改变斜盘倾角γ的大小，以调节泵的排量。轴向柱塞泵的变量方式有多种，其变量机构的结构型式亦多种多样。这里只简要介绍手动变量机构的工作原理。 图4.21所示的是手动伺服变量机构结构简图。该机构由缸筒1、活塞2和伺服阀组成。 图4.21 手动伺服变量机构 1－缸筒；2－活塞；3－伺服阀

1－配流盘；2－柱塞；3－缸体；4－连杆；5－传动轴 4.斜轴式轴向柱塞泵 图4.22为斜轴式轴向柱塞泵工作原理图。传动轴5相对于缸体3有一倾角γ，柱塞2与传动轴圆盘之间用相互铰接的连杆4相连。当传动轴5沿图示方向旋转时，连杆4就带动柱塞2连同缸体3一起转动，柱塞2同时也在缸体孔内作往复运动，使柱塞孔底部的密封腔容积不断发生增大和减小的变化，通过配流盘1上的窗口a和b实现吸油和压油。 图4.22 斜轴式轴向柱塞泵工作原理 1－配流盘；2－柱塞；3－缸体；4－连杆；5－传动轴 a－吸油窗口；b－压油窗口

5.径向柱塞泵 图4.23是径向柱塞泵的结构简图。由图可见，径向柱塞泵的柱塞径向安排在缸体转子上。在转子2（缸体）上径向均匀分布着数个孔，孔中装有柱塞5。转子2的中心与定子1的中心之间有一个偏心量。在固定不动的配流轴3上，相对于柱塞孔的部位有相互隔开的上、下两个缺口，此两缺口又分别通过所在部位的两个轴向孔与泵的吸、压油口连通。当转子2旋转时，柱塞5在离心力（或低压油）作用下，它的头部与定子1的内表面紧紧接触，由于转子2与定子1存在偏心，所以柱塞5在随转子转动时，又在柱塞孔内作径向往复滑动。当转子2按图示箭头方向旋转时，上半周的柱塞皆往外滑动，柱塞底部的密封工作容腔容积增大，于是通过配流轴轴向孔和上部开口吸油；下半周的柱塞皆往里滑动，柱塞孔内的密封工作腔容积减小，于是通过配流轴轴向孔和下部开口压油。

径向柱塞泵的径向尺寸大，结构较复杂，自吸能力差，并且配流轴受到径向不平衡液压力的作用，易于磨损，这些都限制了它的转速和压力的提高。 径向柱塞泵(2/2) 当移动定子改变偏心量e的大小时，泵的排量就得到改变；当移动定子使偏心量从正值变为负值时，泵的吸、压油腔就互换。因此径向柱塞泵可以做成单向或双向变量泵。为使流量脉动率尽可能小，通常采用奇数柱塞数。 径向柱塞泵的径向尺寸大，结构较复杂，自吸能力差，并且配流轴受到径向不平衡液压力的作用，易于磨损，这些都限制了它的转速和压力的提高。 图4.23 径向柱塞泵工作原理 1－定子；2－转子；3－配流轴；4－衬套； 5－柱塞；a－吸油腔；b－压油腔

1－从动螺杆；2－吸油口；3－主动螺杆；4－压油口 §4.6 螺杆泵 螺杆泵实质上是一种外啮合式摆线齿轮泵。在螺杆泵内的螺杆可以有两根，也可以有三根。图4.24是三螺杆泵的工作原理。在泵体内安装三根螺杆，中间的主动螺杆3是右旋凸螺杆，两侧的从动螺杆1是左旋凹螺杆。三根螺杆的外圆与泵体的对应弧面保持着良好的配合，螺杆的啮合线把主动螺杆3和从动螺杆1的螺旋槽分割成多个相互隔离的密封工作腔。随着螺杆的旋转，密封工作腔可以一个接一个地在左端形成，不断从左向右移动。但其容积不变，因此可以形成均匀而平稳的输出流量。 图4.24 螺杆泵 1－从动螺杆；2－吸油口；3－主动螺杆；4－压油口

螺杆泵(2/2) 主动螺杆每转一周，每个密封工作腔便移动一个导程。最左面的一个密封工作容腔容积逐渐增大，因而吸油；最右面的容积逐渐减小，则将油压出。螺杆直径愈大，螺旋槽愈深，泵的排量就愈大；螺杆愈长，吸油口和压油口之间的密封层次愈多，泵的额定压力就愈高。 螺杆泵主要优点是：结构简单紧凑，体积小，质量小，运转平稳，输油量均匀，噪声小，容许采用高转速，容积效率较高（可达0.95），对油液的污染不敏感。因此，螺杆泵在精密机床等设备中应用日趋广泛。螺杆泵的主要缺点是：螺杆齿形复杂，加工较困难，不易保证精度。

§4.7 各类液压泵的性能比较及应用 一般在负载小、功率小的机械设备中，可用齿轮泵、双作用叶片泵；精度较高的机械设备（如磨床）可用螺杆泵、双作用叶片泵；在负载较大并有快速和慢速工作行程的机械设备（如组合机床）中可使用限压式变量叶片泵；对负载大、功率大的机械设备（如龙门刨床、拉床），可使用柱塞泵；而在机械设备的辅助装置（如送料、夹紧等不重要的地方）可使用价廉的齿轮泵。

§4.8 液压马达 液压马达和液压泵在结构上基本相同，并且也是靠密封容积的变化来工作的。常见的液压马达也有齿轮式、叶片式和柱塞式等几种主要形式。马达和泵在工作原理上是互逆的，当向泵输入压力油时，其轴输出转速和转矩则成为马达。但由于二者的功能和要求有所不同，而实际结构细节也有所差异，故有少数泵能直接做马达使用。如图4.25所示，当压力油输入液压马达时，处于压力腔（进油腔）的柱塞2被顶出，压在斜盘1上。设斜盘1作用在柱塞2上的反力为FN，可分解为两个分力，F和FT。 图4.25 轴向柱塞式液压马达工作原理 1－斜盘；2－柱塞；3－缸体

1.液压马达的主要性能参数 (1) 工作压力和额定压力 马达入口油液的实际压力称为马达的工作压力。马达入口压力和出口压力的差值称为马达的工作压差。在马达出口直接连接油箱的情况下，为便于定性分析问题，通常近似认为马达的工作压力就等于工作压差。 马达在正常工作条件下，按试验标准规定连续运转的最高压力称为马达的额定压力。与泵相同，马达的额定压力亦受泄漏和零件强度的制约，超过此值时就会过载。 (2) 流量和排量 马达轴每转一周，由其密封容腔几何尺寸变化计算而得的液体体积称为马达的排量。 马达密封容腔容积变化所需要的流量称为马达的理论流量。马达入口处所需的流量称为马达的实际流量。实际流量和理论流量之差即为马达的泄漏量。

马达的理论输出转速n等于输入马达的流量qt与排量V的比值，即 （4.23） 液压马达的主要性能参数(2/5) (3) 转速和容积效率 马达的理论输出转速n等于输入马达的流量qt与排量V的比值，即 （4.23） 因马达实际存在泄漏，由实际流量q计算转速n时 ，应考虑到马达的容积效率v。当液压马达的泄漏流量为ql时，则马达的实际流量为q=qt+ql 。这时，液压马达的容积效率为： 则马达的实际输出转速为： （4.24）

设马达的出口压力为零，入口压力即工作压力为p，排量为V，则马达的理论输出转矩Tt有与泵相同的表达形式 ，即 液压马达的主要性能参数(3/5) (4) 转矩和机械效率 设马达的出口压力为零，入口压力即工作压力为p，排量为V，则马达的理论输出转矩Tt有与泵相同的表达形式 ，即 （4.25） 因马达实际上存在着机械摩擦，故在计算实际输出转矩应考虑机械效率m。当液压马达的转矩损失为Tl，则马达的实际转矩为T=Tt-Tl。这时，液压马达的机械效率为 则马达的实际输出转矩为： （4.26）

(5) 功率和总效率 马达的输入功率Pi为： （4.27） 马达的输出功率Po为： （4.28） 马达的总效率即为： 液压马达的主要性能参数(4/5) (5) 功率和总效率 马达的输入功率Pi为： （4.27） 马达的输出功率Po为： （4.28） 马达的总效率即为：

由上式可见，液压马达的总效率等于机械效率与容积效率的乘积，在这一点上与液压泵类同。图4.26是液压马达的特性曲线。 液压马达的主要性能参数(5/5) 由上式可见，液压马达的总效率等于机械效率与容积效率的乘积，在这一点上与液压泵类同。图4.26是液压马达的特性曲线。 从式（4.24）和式（4.26）可以看出，对于定量液压马达，排量V为定值，在流量q和压力p不变的情况下，输出转速n和转矩T皆不可变；对于变量液压马达，排量V的大小可以调节，因而它的输出转速n和转矩T是可以改变的，在流量q和压力p不变的情况下，若使排量V增大，则转速n减小，转矩T增大。 图4.26 液压马达的特性曲线

3.高速液压马达 一般来说，额定转速高于500 r/min的马达属于高速马达，额定转速低于500 r/min的马达属于低速马达。 高速液压马达的基本型式有齿轮式、叶片式和轴向柱塞式等，它们的主要特点是转速高，转动惯量小，便于启动、制动、调速和换向。通常高速马达的输出转矩不大。 如图4.25所示，当压力油输入液压马达后，所产生的轴向分力F为 所产生的垂直于轴向的分力FT为 由此可知，一个柱塞产生的瞬时转矩为： （4.29）

4.低速大转矩液压马达 低速液压马达的输出转矩通常都较大（可达数千至数万牛顿米），所以又称为低速大转矩液压马达。低速大转矩液压马达的主要特点是转矩大，低速稳定性好（一般可在10 r/min以下平稳运转，有的可低到0.5 r/min以下），因此可以直接与工作机构连接（如直接驱动车轮或绞车轴），不需要减速装置，使传动结构大为简化。低速大转矩液压马达广泛用于工程、运输、建筑和船舶（如行走机械、卷扬机、搅拌机）等机械上。 低速大转矩液压马达的基本结构是径向柱塞式，通常分为两种类型，即单作用曲轴型和多作用内曲线型。

低速大转矩液压马达(2/4) 多作用内曲线径向柱塞式液压马达 图4.27为内曲线马达的工作原理图。定子1的内表面由x段形状相同且均匀分布的曲面组成，曲面的数目x就是马达的作用次数（本图中x = 6）。每一曲面在凹部的顶点处分为对称的两半，一半为进油区段（即工作区段），另一区段为回油区段。缸体2有z个（本图为8个）径向柱塞孔沿圆周均布，柱塞孔中装有柱塞6。柱塞头部与横梁3接触，横梁3可在缸体2的径向槽中滑动，连接在横梁端部的滚轮5可沿定子1的内表面滚动。在缸体2内，每个柱塞孔底部都有一配流孔与配流轴4相通。配流轴4是固定不动的，其上有2x个配流窗孔沿圆周均匀分布，其中有x个窗孔与轴中心的进油孔相通，另外x个窗孔与回油孔道相通，这2x个配流窗孔位置又分别和定子内表面的进、回油区段位置一一相对应。

低速大转矩液压马达(3/4) 当压力油输入马达后，通过配流轴4上的进油窗孔分配到处于进油区段的柱塞油腔。油压使滚轮5顶紧在定子1内表面上，滚轮所受到的法向反力N可以分解为两个方向的分力，其中径向分力P和作用在柱塞后端的液压力相平衡，切向分力T通过柱塞6、横梁3对缸体2产生转矩。同时，处于回油区段的柱塞受压后缩回，把低压油从回油窗孔排出。 图4.27 内曲线马达工作原理图 1－定子；2－转子缸体；3－横梁； 4－配流轴；5－滚轮；6－柱塞

缸体每转一转，每个柱塞往复移动x次。由于x和z不等，所以任一瞬时总有一部分柱塞处于进油区段，使缸体转动。 低速大转矩液压马达(4/4) 缸体每转一转，每个柱塞往复移动x次。由于x和z不等，所以任一瞬时总有一部分柱塞处于进油区段，使缸体转动。 由于马达作用的次数多，并可设置较多的柱塞（还可制成双排、三排柱塞结构），所以排量大、尺寸小。当马达的进、回油口互换时，马达将反转。 内曲线马达多为定量马达，但也可通过改变作用次数、改变柱塞数或改变柱塞行程等方法做成变量马达。