第一章緒論第一節(jié)液壓傳動的工作原理和基本特征

第二節(jié)液壓傳動系統(tǒng)的組成及圖形符號

第三節(jié)液壓傳動的特點和應(yīng)用領(lǐng)域

第四節(jié)液壓技術(shù)發(fā)展歷史的回顧及在我國的發(fā)展趨勢第一節(jié)液壓傳動的工作原理和基本特征圖1-1液壓千斤頂工作原理圖

1—小液壓缸2—排油單向閥

3—吸油單向閥4—油箱5—截止閥

6—大液壓缸7—杠桿第一節(jié)液壓傳動的工作原理和基本特征1)容積式液壓泵的工作壓力p與流量q之間不具有相關(guān)性，而是具有剛性的壓力-流量特征。

2)容積式液壓泵的工作壓力主要取決于負(fù)載。

3)液壓缸(或液壓馬達(dá))的運動速度主要取決于輸入的流量，與負(fù)載無關(guān)。

4)液壓功率等于壓力和流量的乘積。1)容積式液壓泵的工作壓力p與流量q之間不具有相關(guān)性，而是具有剛性的壓力-流量特征。圖1-2容積式泵的

壓力-流量特性2)容積式液壓泵的工作壓力主要取決于負(fù)載。

(1-1)(1-2)3)液壓缸(或液壓馬達(dá))的運動速度主要取決于輸入的流量，與負(fù)載無關(guān)。

(1-3)(1-4)4)液壓功率等于壓力和流量的乘積。

(1-5)(1-6)第二節(jié)液壓傳動系統(tǒng)的組成及圖形符號一、液壓傳動系統(tǒng)的組成

二、液壓系統(tǒng)的圖形符號表示一、液壓傳動系統(tǒng)的組成(1)液壓動力元件將原動機(常用的有人力機構(gòu)、電動機和內(nèi)燃機等)所提供的機械能轉(zhuǎn)變?yōu)楣ぷ鹘橘|(zhì)壓力能的機械裝置，通常稱為液壓泵。

(2)液壓執(zhí)行元件液壓執(zhí)行元件是指將液壓泵所提供的液壓能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能的裝置，其作用是在工作介質(zhì)的作用下輸出力和速度(或轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速)，以驅(qū)動工作機構(gòu)對外做功。

(3)液壓控制元件對液壓系統(tǒng)中工作介質(zhì)的壓力、流量和流動方向進(jìn)行調(diào)節(jié)控制的機械裝置，通常稱為液壓閥或液壓控制閥，如壓力控制閥、流量控制閥、方向控制閥等。

(4)液壓輔助元件液壓輔助元件是指為保證液壓系統(tǒng)正常工作所需的上述三類元件以外的裝置，在系統(tǒng)中起輸送、儲存、加熱、冷卻、過濾和測量等作用。

(5)工作介質(zhì)工作介質(zhì)是液壓系統(tǒng)中進(jìn)行能量和信號傳遞的工作液體。二、液壓系統(tǒng)的圖形符號表示圖1-3磨床工作臺液壓系統(tǒng)

工作原理結(jié)構(gòu)示意圖

1—油箱2—過濾器3—液壓泵

4—流量控制閥5—換向閥

6、9、10、12—管道7—液壓缸

8—工作臺11—溢流閥二、液壓系統(tǒng)的圖形符號表示第三節(jié)液壓傳動的特點和應(yīng)用領(lǐng)域一、多種傳動方式的比較

二、液壓傳動的優(yōu)點

三、液壓傳動的缺點

四、液壓傳動的主要應(yīng)用領(lǐng)域一、多種傳動方式的比較二、液壓傳動的優(yōu)點1)功率-質(zhì)量比及力-質(zhì)量比大，控制靈活，響應(yīng)速度快。

2)速度調(diào)節(jié)容易，而且能方便地實現(xiàn)無級調(diào)速，調(diào)速范圍大，低速性能好。

3)操縱省力，控制方便，易于實現(xiàn)自動化或遙控。

4)利用溢流閥很容易實現(xiàn)過載保護，工作安全可靠。

5)由于工作介質(zhì)的潤滑和吸振作用，使液壓傳動工作平穩(wěn)，使用壽命長。

6)液壓元件容易實現(xiàn)通用化、標(biāo)準(zhǔn)化和系列化，便于設(shè)計、制造和推廣使用。

7)液壓傳動的各類元件可以根據(jù)主機需要靈活布置。三、液壓傳動的缺點1)液壓傳動以液體作為工作介質(zhì)，在液壓元件中相對運動的摩擦副間無法避免泄漏，再加上液體的可壓縮性及管路彈性變形等原因，難以實現(xiàn)嚴(yán)格的傳動比。

2)液體粘度和溫度有密切關(guān)系，當(dāng)粘度隨溫度變化時，將直接影響泄漏、壓力損失及通過節(jié)流元件的流量等，從而引起執(zhí)行元件運動特性的變化。

3)傳動效率較低。

4)液壓傳動的工作可靠性目前還不如電力傳動和機械傳動。

5)液壓元件的制造精度要求高，造價較貴，使用、維護要求有一定的專業(yè)知識和較高的技術(shù)水平。

6)液壓能的獲得與傳遞不如電能方便。

7)液壓系統(tǒng)中各種元件、輔件及工作介質(zhì)均在封閉的系統(tǒng)內(nèi)工作，其故障征兆難以及時發(fā)現(xiàn)，故障原因較難確定。四、液壓傳動的主要應(yīng)用領(lǐng)域1)工業(yè)機械。

2)行走機械。

3)航空及航天。

4)船艦(艇)。

5)海洋開發(fā)工程。1)工業(yè)機械。液壓技術(shù)可應(yīng)用于鍛壓機械、注塑機、擠壓機、冶金機械、礦山機械、包裝機械、機床、加工中心、機器人、試驗機以及其他生產(chǎn)設(shè)備等，一般稱為工業(yè)液壓技術(shù)。2)行走機械。液壓技術(shù)可應(yīng)用于工程機械、建筑機械、農(nóng)業(yè)機械、汽車以及其他可移動設(shè)備等，一般稱為行走機械液壓技術(shù)。3)航空及航天。液壓技術(shù)可應(yīng)用于飛機、宇宙飛船、導(dǎo)彈液壓舵機、火箭姿態(tài)控制及衛(wèi)星發(fā)射裝置等，一般稱為航空航天液壓技術(shù)。4)船艦(艇)。液壓技術(shù)可應(yīng)用于船舶、艦艇中的舵機、甲板機械、操作系統(tǒng)、控制系統(tǒng)、海水淡化及水霧滅火系統(tǒng)等，一般稱為船舶液壓技術(shù)。5)海洋開發(fā)工程。液壓技術(shù)可應(yīng)用于海洋鉆探平臺、海底工作機械、海洋開發(fā)機械及水下作業(yè)工具等，一般稱為海洋工程液壓技術(shù)。第四節(jié)液壓技術(shù)發(fā)展歷史的回顧及在我國的發(fā)展趨勢一、液壓技術(shù)發(fā)展歷史的回顧

二、自主創(chuàng)新是我國液壓技術(shù)發(fā)展的必由之路一、液壓技術(shù)發(fā)展歷史的回顧液壓技術(shù)的發(fā)展是與流體力學(xué)、材料學(xué)、機構(gòu)學(xué)、機械制造等相關(guān)基礎(chǔ)學(xué)科的發(fā)展緊密相關(guān)的。二、自主創(chuàng)新是我國液壓技術(shù)發(fā)展的必由之路我國液壓工業(yè)始于20世紀(jì)50年代，其產(chǎn)品最初主要應(yīng)用于機床和鍛壓設(shè)備，后來才應(yīng)用于拖拉機和部分工程機械上。第二章概述第一節(jié)液壓泵和液壓馬達(dá)的分類

第二節(jié)液壓泵和液壓馬達(dá)的主要性能參數(shù)

第三節(jié)限制液壓泵(或液壓馬達(dá))工作壓力和轉(zhuǎn)速的因素

第四節(jié)摩擦副的摩擦學(xué)特性及設(shè)計方法第一節(jié)液壓泵和液壓馬達(dá)的分類第一節(jié)液壓泵和液壓馬達(dá)的分類第一節(jié)液壓泵和液壓馬達(dá)的分類圖2-3液壓泵和液壓馬達(dá)的圖形符號

a)單向定量液壓泵b)單向變量液壓泵

c)雙向定量液壓泵d)雙向變量液壓泵e)單向定量液壓馬達(dá)

f)單向變量液壓馬達(dá)g)雙向定量液壓馬達(dá)h)雙向變量液壓馬達(dá)第二節(jié)液壓泵和液壓馬達(dá)的主要性能參數(shù)1.壓力p

2.排量V和流量q

3.轉(zhuǎn)速n

4.功率P

5.液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)矩T

6.液壓泵和液壓馬達(dá)的效率1.壓力p(1)工作壓力液壓泵工作時出口處的輸出壓力稱為工作壓力。

(2)額定壓力在正常工作條件下，按實驗標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定,能夠使液壓泵(或液壓馬達(dá))連續(xù)運轉(zhuǎn)的最高壓力稱為額定壓力。

(3)最高允許壓力根據(jù)實驗標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，允許超過額定壓力使液壓泵(或液壓馬達(dá))短暫運行的最高壓力稱為最高允許壓力。2.排量V和流量q(1)理論排量V液壓泵(或液壓馬達(dá))主軸每轉(zhuǎn)一周，根據(jù)計算其密封容腔幾何尺寸的變化而得出的排出(或流入)的液體體積，稱為液壓泵(或液壓馬達(dá))的理論排量。

(2)理論流量根據(jù)液壓泵(或液壓馬達(dá))密封容腔幾何尺寸變化而計算得出的單位時間內(nèi)排出(或流入)的液體體積，稱為液壓泵(或液壓馬達(dá))的理論流量。

(3)實際流量實際運行時，在某一具體工況下，單位時間內(nèi)液壓泵(或液壓馬達(dá))所排出(或流入)的液體體積，稱為液壓泵(或液壓馬達(dá))的實際流量。

2.排量V和流量q(4)額定流量在額定壓力及額定轉(zhuǎn)速條件下，按試驗標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，液壓泵(或液壓馬達(dá))必須保證的輸出(或輸入)流量，稱為液壓泵(或液壓馬達(dá))的額定流量。

(5)瞬時流量瞬時流量是指液壓泵(或液壓馬達(dá))在某一瞬時的流量。(6)平均流量在某一時間間隔內(nèi)(對應(yīng)一個或數(shù)個瞬時流量脈動周期)，按時間平均計算出的流量稱為平均流量。(2-1)3.轉(zhuǎn)速n(1)額定轉(zhuǎn)速在額定壓力下，能使液壓泵(或液壓馬達(dá))長時間連續(xù)正常運轉(zhuǎn)的最高轉(zhuǎn)速稱為液壓泵(或液壓馬達(dá))的額定轉(zhuǎn)速。

(2)最高轉(zhuǎn)速最高轉(zhuǎn)速是指在額定壓力下，為保證使用性能和工作壽命所允許的、超過額定轉(zhuǎn)速使液壓泵(或液壓馬達(dá))短暫運行的最高轉(zhuǎn)速。

(3)最低轉(zhuǎn)速最低轉(zhuǎn)速是指為保證液壓泵(或液壓馬達(dá))的使用性能所允許的最低轉(zhuǎn)速。4.功率P(1)理論功率

(2)液壓泵的實際輸入功率與輸出功率

(3)液壓馬達(dá)的實際輸入功率和輸出功率(1)理論功率液壓泵(或液壓馬達(dá))的理論功率Pt(單位為W,N·m/s)可用理論流量qt(單位為m3/s)與進(jìn)出口壓差Δp(單位為Pa,N/m2)的乘積來表示。即

(2-2)(2-3)(2)液壓泵的實際輸入功率與輸出功率液壓泵的實際輸入功率Pip(單位為N·m/s)是指驅(qū)動液壓泵軸所實際需要的機械功率。

(2-4)(2-5)(3)液壓馬達(dá)的實際輸入功率和輸出功率液壓馬達(dá)的實際輸入功率Pim(單位為W)等于液壓馬達(dá)的實際流量qm(單位為m3/s)與進(jìn)出口壓差Δp(單位為Pa)的乘積。

(2-6)(2-7)5.液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)矩T(1)理論輸出轉(zhuǎn)矩Tt

(2)起動轉(zhuǎn)矩(1)理論輸出轉(zhuǎn)矩Tt

理論輸出轉(zhuǎn)矩Tt(單位為N·m)是指不考慮能量損失時，液壓馬達(dá)輸出軸上的輸出轉(zhuǎn)矩。

(2-8)(2)起動轉(zhuǎn)矩起動轉(zhuǎn)矩是指在起動過程中克服了靜摩擦阻力以后，液壓馬達(dá)輸出軸所輸出的實際轉(zhuǎn)矩。

6.液壓泵和液壓馬達(dá)的效率(1)容積效率ηVp

(2)機械效率ηm

(3)總效率η

(4)液壓泵和液壓馬達(dá)的效率特性曲線

(5)液壓泵和液壓馬達(dá)的等效率曲線(1)容積效率ηVp

容積效率是用來評價油液泄漏損失程度的參數(shù)。

(2-9)(2-10)(2)機械效率ηm

機械效率是用來評價摩擦損失程度的參數(shù)。

（2-11）（2-12）（2-13）（2-14）(3)總效率η

總效率η等于機械效率ηm與容積效率ηV的乘積。

（2-15）（2-16）(4)液壓泵和液壓馬達(dá)的效率特性曲線圖2-4液壓泵和液壓馬達(dá)的效率特性曲線

a)液壓泵的效率特性曲線b)液壓馬達(dá)的效率特性曲線(5)液壓泵和液壓馬達(dá)的等效率曲線圖2-5液壓泵和液壓馬達(dá)的等效率曲線

a)某斜盤式軸向柱塞泵的等效率曲線b)某斜盤式軸向柱塞馬達(dá)的等效率曲線第三節(jié)限制液壓泵(或液壓馬達(dá))工作壓力和轉(zhuǎn)速的因素圖2-6液壓泵(或液壓馬達(dá))

的工作壓力和轉(zhuǎn)速范圍第三節(jié)限制液壓泵(或液壓馬達(dá))工作壓力和轉(zhuǎn)速的因素1.材料強度對工作壓力的限制

2.對偶摩擦副的熱平衡、泄漏及磨損對工作壓力和轉(zhuǎn)速的限制

3.氣蝕對轉(zhuǎn)速的限制

4.最低轉(zhuǎn)速的限制

5.軸承壽命對轉(zhuǎn)速和工作壓力的限制

6.噪聲對轉(zhuǎn)速和工作壓力的限制1.材料強度對工作壓力的限制在高頻率的重復(fù)載荷作用下，液壓泵(或液壓馬達(dá))的運動部件可能因材料疲勞強度不夠而遭致破壞；液壓泵(或液壓馬達(dá))體及傳動軸等也可能由于材料強度不夠而失效。2.對偶摩擦副的熱平衡、泄漏及磨損對工作壓力和轉(zhuǎn)速的限制所有液壓泵(或液壓馬達(dá))中均有若干對起關(guān)鍵作用的摩擦副。摩擦副表面既承受與工作壓力成正比的擠壓應(yīng)力p，又存在與轉(zhuǎn)速成正比的相對滑動速度v。3.氣蝕對轉(zhuǎn)速的限制圖2-7液壓泵吸入

管路示意圖氣蝕是限制液壓泵轉(zhuǎn)速提高的另一個重要因素。對于液壓泵，可以用氣蝕壓力裕量pc來判斷液壓泵可能發(fā)生氣蝕的程度。pc可表示為3.氣蝕對轉(zhuǎn)速的限制（2-17）（2-18）4.最低轉(zhuǎn)速的限制當(dāng)液壓泵(或液壓馬達(dá))的轉(zhuǎn)速過低時，很少的流量幾乎都損失在泄漏上，這時液壓泵幾乎不能排出流量，而液壓馬達(dá)則不能平穩(wěn)地轉(zhuǎn)動。壓力越高，泄漏越大，所要求的最低工作轉(zhuǎn)速也越大。5.軸承壽命對轉(zhuǎn)速和工作壓力的限制齒輪泵(或齒輪馬達(dá))、柱塞泵(或柱塞馬達(dá))中的軸承都要承受很大的液壓不平衡力，軸承往往成為這些液壓泵(或液壓馬達(dá))的薄弱環(huán)節(jié)。6.噪聲對轉(zhuǎn)速和工作壓力的限制噪聲是當(dāng)代公害之一。液壓系統(tǒng)中主要的噪聲源是液壓泵(或液壓馬達(dá))，而且液壓泵(或液壓馬達(dá))的噪聲隨著轉(zhuǎn)速和工作壓力的提高而增大。因此，如何降低噪聲，是液壓泵(或液壓馬達(dá))設(shè)計和使用中一個特別值得注意的問題。第四節(jié)摩擦副的摩擦學(xué)特性及設(shè)計方法一、摩擦副的三種可能潤滑狀態(tài)

二、摩擦副的磨損過程及磨損機理

三、摩擦副的設(shè)計原理和設(shè)計方法

四、水液壓泵(或液壓馬達(dá))摩擦副設(shè)計中的幾個關(guān)鍵技術(shù)問題一、摩擦副的三種可能潤滑狀態(tài)圖2-8摩擦副的三種潤滑狀態(tài)一、摩擦副的三種可能潤滑狀態(tài)1.當(dāng)>5時,處于液膜潤滑狀態(tài)

2.當(dāng)<1時,處于邊界潤滑狀態(tài)

3.當(dāng)=1～5時，處于混合潤滑狀態(tài)1.當(dāng)>5時,處于液膜潤滑狀態(tài)當(dāng)負(fù)載較小、粘度及相對運動速度較大時，液膜厚度明顯大于對偶表面輪廓的算術(shù)平均偏差值，對偶表面被液膜隔開，并不產(chǎn)生直接接觸，形成理想的液膜潤滑狀態(tài)。2.當(dāng)<1時,處于邊界潤滑狀態(tài)(1)邊界潤滑膜的類型

(2)邊界潤滑膜的抗磨機理

(3)溫度對邊界潤滑膜抗磨性能的影響

(4)提高邊界潤滑膜強度的方法(1)邊界潤滑膜的類型1)吸附膜。

2)反應(yīng)膜。1)吸附膜。在邊界潤滑狀態(tài)下，潤滑劑中的極性分子吸附在摩擦表面上所形成的邊界潤滑膜稱為吸附膜。吸附膜按其形成條件的不同，又分為物理吸附膜和化學(xué)吸附膜兩種。2)反應(yīng)膜。在潤滑劑中如添加一些含硫、磷、氯的極壓添加劑(分別稱為硫系、磷系、氯系)，則這些有機化合物在高溫條件下與金屬表面發(fā)生化學(xué)反應(yīng)，生成一種特殊的金屬化合物，如硫化物、磷化物、氯化物等。(2)邊界潤滑膜的抗磨機理圖2-9分子吸附膜

a)單分子b)多分子(3)溫度對邊界潤滑膜抗磨性能的影響圖2-11溫度對邊界潤滑膜

摩擦因數(shù)f的影響(4)提高邊界潤滑膜強度的方法合理選擇摩擦副材料、降低表面粗糙度值，都能有效提高邊界潤滑膜強度。但最有效的方法是選用添加了油性添加劑和極壓添加劑的抗磨液壓油，并且對油液進(jìn)行合理的監(jiān)測、維護和更換。

3.當(dāng)=1～5時，處于混合潤滑狀態(tài)由于摩擦副的對偶表面均有一定的表面粗糙度，當(dāng)液膜厚度相對較薄時，局部表面的輪廓峰頂有可能穿透潤滑膜而直接接觸，形成干摩擦。在兩對偶表面間，有一些區(qū)域處于邊界潤滑膜接觸，屬于邊界潤滑，也有一些區(qū)域處于液膜潤滑狀態(tài)。二、摩擦副的磨損過程及磨損機理1.磨損過程

2.磨損機理1.磨損過程圖2-12磨損率與工作時間的關(guān)系1.磨損過程1)磨合階段。磨合階段是磨損初期的不穩(wěn)定階段，在整個工作時間內(nèi)所占比率很小。

2)穩(wěn)定磨損階段。此階段的時間最長，其特征是磨損緩慢，磨損率穩(wěn)定。

3)劇烈磨損階段。此階段的特征是磨損率極高，產(chǎn)生異常的振動和噪聲，摩擦副溫度迅速升高，快速導(dǎo)致摩擦副失效。2.磨損機理(1)粘著磨損

(2)表面疲勞磨損(簡稱疲勞磨損)

(3)磨粒磨損

(4)沖蝕磨損

(5)腐蝕磨損(1)粘著磨損在一定的負(fù)載條件下，兩相對運動表面的輪廓峰間可能產(chǎn)生局部接觸，接觸點處壓力很高，潤滑膜可能破裂。在潤滑膜或其他表面膜破裂或被擠出的情況下，其接觸部位由于摩擦高溫或分子力的作用，將產(chǎn)生融合粘著(即固相焊合)。

(2)表面疲勞磨損(簡稱疲勞磨損)兩個表面在重復(fù)滑動或滾動作用下所引起的表面點蝕或剝落的現(xiàn)象稱為表面疲勞磨損。與粘著磨損不同，疲勞磨損不是漸進(jìn)式的磨損，在某一臨界時刻以前，其磨損量可以忽略不計，當(dāng)?shù)竭_(dá)某一臨界時刻，發(fā)生塊狀脫落，元件很快失效。(3)磨粒磨損磨粒磨損是由于硬的物質(zhì)使較軟的材料表面被擦傷而引起的磨損。它可分為兩種類型：一種是由粗糙的硬表面在軟的表面擦過所引起的磨損；另一種是由硬的顆粒在兩個摩擦面間滑動所引起的磨損。影響磨粒磨損的主要因素包括液膜厚度、材料硬度、污染顆粒尺寸和硬度及濃度等。

(4)沖蝕磨損沖蝕磨損是指含有固體顆粒的高速液流對元件表面或邊緣的沖擊所造成的磨損。當(dāng)液流中的顆粒以接近垂直的方向沖擊元件表面時，若顆粒在沖撞時所釋放出的能量大于元件表面材料的結(jié)合力，則表面材料將發(fā)生變形而導(dǎo)致疲勞磨損。

(5)腐蝕磨損腐蝕磨損是腐蝕與磨損同時起作用的一種磨損。由于腐蝕在對偶表面生成化學(xué)或電化學(xué)反應(yīng)物，一般情況下，反應(yīng)物與材料表面結(jié)合不牢，容易在摩擦過程中被磨掉，新露出的金屬表面由于腐蝕又產(chǎn)生新的反應(yīng)物，反應(yīng)物生成后又被磨掉，如此反復(fù)作用，急劇加速對偶表面的磨損失效。三、摩擦副的設(shè)計原理和設(shè)計方法1.固定間隙設(shè)計法

2.剩余壓緊力法

3.連續(xù)注油靜壓支承設(shè)計法

4.間歇注油靜壓支承設(shè)計法1.固定間隙設(shè)計法依靠一定的結(jié)構(gòu)措施，使摩擦副之間具有某一固定工作間隙的設(shè)計方法，稱為固定間隙設(shè)計法。這種方法目前多用于齒輪泵的齒頂和殼體、軸向柱塞泵的柱塞與缸孔、徑向柱塞泵的缸體和配流軸等摩擦副上。2.剩余壓緊力法在摩擦副之間通入高壓油液，使其所產(chǎn)生的分離力平衡掉絕大部分壓緊力；或者在摩擦副運動件的背面通入高壓油，靠其所產(chǎn)生的壓緊力克服分離力，以保證摩擦副運動部件能在適當(dāng)?shù)氖Ｓ鄩壕o力作用下，始終緊靠固定部件而不傾斜、不脫開。這種設(shè)計方法稱為剩余壓緊力法。3.連續(xù)注油靜壓支承設(shè)計法圖2-13靜壓支承的典型結(jié)構(gòu)4.間歇注油靜壓支承設(shè)計法這種設(shè)計方法的特點是，壓力油液不是連續(xù)地而是間歇地注入摩擦副的槽道，在注油期間，像連續(xù)注油的靜壓支承一樣，形成一定的液膜厚度；而在停止注油期間，則利用已形成液膜的擠壓效應(yīng)來平衡外負(fù)載力，并且在液膜被擠薄到允許的最小值之前，又開始下一次注油，如此不斷循環(huán)。四、水液壓泵(或液壓馬達(dá))摩擦副設(shè)計中的幾個關(guān)鍵技術(shù)問題1.關(guān)鍵技術(shù)問題

2.可行的技術(shù)方案1.關(guān)鍵技術(shù)問題1)由于水的粘度低，摩擦副中難以像油壓摩擦副那樣形成流體潤滑狀態(tài)。

2)與液壓油不同，水中不含任何油性或極壓添加劑，當(dāng)對偶表面輪廓峰接觸時，無法產(chǎn)生邊界潤滑膜，難以使其處于良好的邊界潤滑狀態(tài)。

3)水(特別是海水)的銹蝕性強，元件很容易由于強烈的腐蝕磨損而失效。

4)水的汽化壓力很高，在對偶摩擦副的閉死區(qū)、液壓泵入口等部位很容易產(chǎn)生氣蝕而導(dǎo)致振動、噪聲及點蝕。

5)與礦物油相比，水及HFA、HFC等水基難燃液的粘壓特性差，滾動接觸時難以形成彈性流體動力潤滑膜。圖2-14彈性流體動力潤滑

的壓力分布1.關(guān)鍵技術(shù)問題2.可行的技術(shù)方案(1)正確的材料選擇和合理的材料配對

(2)正確的流場分析

(3)最后的實驗驗證(1)正確的材料選擇和合理的材料配對1)一般性能。如強度、斷裂韌度、工藝性及熱力學(xué)性能等。2)特殊性能。如抗腐蝕性能、硬度及表面強化性能、抗氣蝕侵蝕性能、吸水率、熱膨脹率、疲勞強度等。3)摩擦學(xué)性能。如摩擦相容性及自潤滑性能、摩擦因數(shù)、抗粘著磨損及抗污染磨損性能等。(2)正確的流場分析1)對偶間隙。對偶間隙應(yīng)根據(jù)容積損失與摩擦損失之和為最小來進(jìn)行初選，但同時要考慮工藝上的可行性和運行中工作的可靠性。

2)剩余壓緊系數(shù)。剩余壓緊系數(shù)的確定原則是：從力矩平衡出發(fā)，保證摩擦副運動件在不傾斜、不偏磨情況下，適當(dāng)壓緊固定件而不脫開。壓緊力過大，則磨損加劇；壓緊力過小，則泄漏增大。一般取剩余壓緊系數(shù)為6%左右。

3)pv值。對偶表面的pv值既要小于材料允許值，同時又要考慮為防止氣蝕對速度最大值和壓力最小值的限制。(3)最后的實驗驗證由于水液壓技術(shù)仍處于發(fā)展中，無可靠的成果供采用和借鑒，加之高性能工程材料不斷出現(xiàn)，因此在研制過程中可采用多種技術(shù)方案，最后只有通過實驗對比和驗證才能確定最佳方案。

第三章齒輪泵及螺桿泵第一節(jié)外嚙合齒輪泵的流量及流量脈動

第二節(jié)外嚙合齒輪泵的困油現(xiàn)象及卸荷措施

第三節(jié)外嚙合齒輪泵高壓化需要解決的主要問題

第四節(jié)外嚙合齒輪泵的設(shè)計要點

第五節(jié)內(nèi)嚙合齒輪泵

第六節(jié)螺桿泵第一節(jié)外嚙合齒輪泵的流量及流量脈動一、外嚙合齒輪泵的瞬時流量

二、外嚙合齒輪泵的理論排量、理論流量及流量品質(zhì)一、外嚙合齒輪泵的瞬時流量1.分析瞬時流量的意義和方法

2.外嚙合齒輪泵瞬時流量的計算1.分析瞬時流量的意義和方法1)容積變化法。容積變化法是指利用容積變化原理分析瞬時流量的方法。例如，在某些情況下，直接根據(jù)排油腔容積的變化就可推導(dǎo)出理論瞬時流量的計算公式。2)能量平衡法。能量平衡法是指在不計各種損失的前提下，利用輸入功率等于輸出功率的原理分析瞬時流量的方法。3)圖解法。圖解法是指根據(jù)容積變化原理，利用圖解來分析瞬時流量的方法。2.外嚙合齒輪泵瞬時流量的計算圖3-1齒輪泵工作原理圖2.外嚙合齒輪泵瞬時流量的計算(3-1)(3-2)(3-3)2.外嚙合齒輪泵瞬時流量的計算圖3-2曲線ABO旋轉(zhuǎn)掃過的面積2.外嚙合齒輪泵瞬時流量的計算(3-4)(3-5)(3-6)(3-7)2.外嚙合齒輪泵瞬時流量的計算圖3-3漸開線齒輪嚙合點位置的變化2.外嚙合齒輪泵瞬時流量的計算(3-8)(3-9)2.外嚙合齒輪泵瞬時流量的計算圖3-4漸開線齒輪泵的流量脈動曲線二、外嚙合齒輪泵的理論排量、理論流量及流量品質(zhì)1.理論排量及理論流量

2.排量和流量的近似計算公式

3.流量品質(zhì)1.理論排量及理論流量

(3-10)（3-11）2.排量和流量的近似計算公式（3-12）（3-13）（3-14）3.流量品質(zhì)(1)流量不均勻系數(shù)流量不均勻系數(shù)δq可定義為瞬時流量最大值和最小值之差與理論流量的比值。

(2)流量脈動頻率fq流量脈動頻率fq是指單位時間內(nèi)流量脈動的次數(shù)。(1)流量不均勻系數(shù)表3-1齒輪泵流量不均勻系數(shù)與齒數(shù)z的關(guān)系(1)流量不均勻系數(shù)（3-15）（3-16）(2)流量脈動頻率fq

（3-17）（3-18）第二節(jié)外嚙合齒輪泵的困油現(xiàn)象及卸荷措施一、困油現(xiàn)象

二、缷荷措施一、困油現(xiàn)象圖3-5外嚙合齒輪泵的困油現(xiàn)象二、缷荷措施圖3-6卸荷槽尺寸計算簡圖二、缷荷措施1.雙矩形卸荷槽的間距a

2.卸荷槽寬度c

3.卸荷槽深度h1.雙矩形卸荷槽的間距a

雙矩形卸荷槽的間距a(單位為mm)(圖3-6a)的計算公式為（3-19）2.卸荷槽寬度c

（3-20）（3-21）3.卸荷槽深度h

（3-22）第三節(jié)外嚙合齒輪泵高壓化需要解決的主要問題圖3-7國產(chǎn)CB—B型低壓外嚙合齒輪泵結(jié)構(gòu)圖

1—后端蓋2—滾子軸承3—泵體4—前端蓋5—傳動軸6—齒輪

a、c、d—孔道b—卸荷槽e—困油卸荷槽第三節(jié)外嚙合齒輪泵高壓化需要解決的主要問題一、減少泄漏的措施

二、徑向力的計算及減小徑向力的措施

三、軸承類型及潤滑一、減少泄漏的措施1.齒輪泵的泄漏途徑

2.軸向端面間隙的自動補償

3.頂隙泄漏的控制1.齒輪泵的泄漏途徑(1)齒輪端面和側(cè)板間的軸向間隙軸向間隙處的泄漏途徑，除了由排油腔經(jīng)軸向間隙直接泄入吸油腔外，還可能由過渡區(qū)段齒谷根部經(jīng)徑向間隙流入軸承腔內(nèi)(與吸油腔相通)。

(2)齒輪齒頂和殼體內(nèi)壁間的頂隙頂隙的泄漏量與軸向間隙的泄漏量相比要小得多，只占總泄漏量的15%～20%，這是因為齒頂圓和殼體的接觸長度大，每個輪齒分擔(dān)的壓降相對變小，并且齒輪旋轉(zhuǎn)時在齒頂間隙處造成的剪切流動又抵消了部分壓差流動(圖3-8)。

(3)齒面嚙合處(嚙合點)的泄漏由于嚙合點接觸不好，使高壓腔和低壓腔之間密封不好而造成泄漏。圖3-8齒輪泵頂隙的泄漏流動

a)壓差流動b)剪切流動c)合成的泄漏流動1.齒輪泵的泄漏途徑2.軸向端面間隙的自動補償(1)采用彈性側(cè)板(或稱撓性側(cè)板)的自動補償裝置

(2)采用浮動軸套的軸向間隙自動補償裝置

(3)液壓補償裝置設(shè)計的一般原則(1)采用彈性側(cè)板(或稱撓性側(cè)板)的自動補償裝置圖3-9采用彈性側(cè)板的CBF—E型齒輪泵結(jié)構(gòu)圖

1、4—側(cè)板2、3—墊板5—弓形密封圈6—密封圈7—密封擋圈8—后泵蓋9—泵體10—前泵蓋

a—壓力油通道b—小孔c—密封腔

E—滑動軸承內(nèi)端面與泵蓋內(nèi)端面之間的距離(2)采用浮動軸套的軸向間隙自動補償裝置圖3-10具有偏心“8”字形補償面浮動軸套的齒輪泵結(jié)構(gòu)圖

1—泵體2—O形密封圈3—低壓區(qū)4—軸套

a—泄漏油孔b－高壓引油孔c—環(huán)形槽

—補償面(3)液壓補償裝置設(shè)計的一般原則1)把壓力油引至浮動軸套或浮動側(cè)板或彈性側(cè)板外側(cè)，使該部件始終受到一個與工作壓力成正比的壓緊力，壓向相對應(yīng)的齒輪端面，通過軸套滑動(或側(cè)板彈性變形)自動補償兩者之間的軸向間隙，從而保證了兩者之間的間隙值與工作壓力相適應(yīng)并長期穩(wěn)定。

2)為了保證壓緊面之間的密封要求，要使壓緊力略大于由齒輪端面間隙內(nèi)泄漏油所產(chǎn)生的反推力，使浮動軸套或浮動側(cè)板始終在承受有剩余壓緊力的狀態(tài)下工作，一般可取壓緊力與反推力之比在1.05～1.2的范圍內(nèi)。

3)液壓壓緊力合力和液壓反推力合力的作用線應(yīng)盡量重合，否則會產(chǎn)生一個力矩，使軸套(或側(cè)板)傾斜，不僅會加大單邊間隙，增加泄漏，而且可導(dǎo)致偏磨。3.頂隙泄漏的控制圖3-11齒輪泵頂隙的補償二、徑向力的計算及減小徑向力的措施1.沿齒輪圓周液壓力所產(chǎn)生的徑向力FP

2.齒輪嚙合傳遞轉(zhuǎn)矩所產(chǎn)生的徑向力FT

3.徑向力的合成

4.徑向力的近似計算公式

5.減小徑向力的措施1.沿齒輪圓周液壓力所產(chǎn)生的徑向力FP圖3-12齒輪泵的徑向液壓力

a)齒輪圓周徑向液壓力近似分布曲線圖b)齒輪圓周液壓力分布曲線展開圖1.沿齒輪圓周液壓力所產(chǎn)生的徑向力FP（3-23）（3-24）（3-25）1.沿齒輪圓周液壓力所產(chǎn)生的徑向力FP（3-26）（3-27）2.齒輪嚙合傳遞轉(zhuǎn)矩所產(chǎn)生的徑向力FT

(3-28)(3-29)3.徑向力的合成圖3-13齒輪嚙合示意圖3.徑向力的合成(3-30)(3-31)4.徑向力的近似計算公式

(3-32)(3-33)5.減小徑向力的措施(1)擴大高壓區(qū)(圖3-14)

(2)擴大低壓區(qū)(圖3-11)

(3)開液壓平衡槽

(4)減小壓油口尺寸(1)擴大高壓區(qū)(圖3-14)圖3-14擴大高壓區(qū)的齒輪泵示意圖(2)擴大低壓區(qū)(圖3-11)

將吸油腔擴大到接近壓油腔一側(cè)，只留1.5~2個齒起密封作用，并在高壓腔出口處設(shè)置頂隙浮動的補償密封塊。(3)開液壓平衡槽在吸油口到壓油口過渡區(qū)內(nèi)的端蓋或軸套上，開兩個液壓平衡槽，離吸油口較近的平衡槽與壓油口相通，離壓油口較近的平衡槽與吸油口相通，這樣能使徑向力得到一定程度的平衡。

(4)減小壓油口尺寸使壓油腔作用在齒輪上的面積減小到1～2個輪齒的范圍內(nèi)，以減小徑向力。

三、軸承類型及潤滑1.軸承類型

2.軸承潤滑1.軸承類型(1)滾針軸承滾針軸承的起動摩擦力矩小，機械效率高，承載能力大，對齒輪軸的定位精度高，能在較大的溫度范圍內(nèi)工作，抗污染能力強，因此壽命較長。

(2)金屬滑動軸承這種軸承結(jié)構(gòu)簡單，安裝方便，噪聲較小，抗沖擊性能較好，價格便宜。

(3)塑料—青銅—金屬基三層復(fù)合材料滑動軸承它是以低碳鋼(或錫青銅、不銹鋼等)為基體，燒結(jié)的多孔青銅球粉為中間層以及改性或添加耐高溫、耐磨損填料的聚四氟乙烯(PTFE)為表層的板材卷制而成的。

(4)以新型高分子材料制作的滑動軸承它包括聚甲醛(POM)軸承、聚醚醚酮(PEEK)軸承、聚碳酸酯(PC)軸承、氯化聚醚(CPE)軸承等。2.軸承潤滑(1)利用高壓泄漏油潤滑(2)螺旋槽吸油式低壓潤滑(3)利用封閉容積縮小時向軸承脈沖供油的高壓潤滑(4)利用封閉容積擴大及齒輪脫開嚙合時形成的真空實現(xiàn)低壓油的自吸潤滑(1)利用高壓泄漏油潤滑將齒輪端面間隙的泄漏油引到軸承腔進(jìn)行潤滑。其缺點是：齒輪泵剛起動時，潤滑不充分；泄漏油溫度較高，容易導(dǎo)致軸承燒傷；泄漏油中的磨損顆粒進(jìn)入軸承內(nèi)，會加劇磨損。(2)螺旋槽吸油式低壓潤滑當(dāng)軸旋轉(zhuǎn)時，利用軸承孔內(nèi)螺旋槽的作用將軸承外端的油液吸入軸承，對軸承進(jìn)行潤滑和冷卻后，經(jīng)軸承內(nèi)端的大缺口流入剛脫開嚙合的輪齒根部，這種潤滑方式稱為螺旋吸油式低壓潤滑。

(3)利用封閉容積縮小時向軸承脈沖供油的高壓潤滑在軸套(或側(cè)板)的內(nèi)端面開小槽，封閉容積由最大到最小的過程中，始終保持與該小槽相通。所以，對于無側(cè)隙嚙合的齒輪泵而言，齒輪每轉(zhuǎn)過一齒，封閉容積中的油液通過小槽對軸承脈沖供油兩次；對于有側(cè)隙嚙合的齒輪泵而言，齒輪每轉(zhuǎn)過一齒，對軸承脈沖供油一次。從而形成一個高壓脈沖潤滑系統(tǒng)。

(4)利用封閉容積擴大及齒輪脫開嚙合時形成的真空實現(xiàn)低壓油的自吸潤滑這種潤滑方式的優(yōu)點是：潤滑油來自吸油口，油溫較低，既改善了油膜的形成條件，又能通過循環(huán)帶走軸承熱量，對軸承起到了良好的潤滑和冷卻作用。另外，這種潤滑方式與高壓油潤滑相比，容積效率更高。

第四節(jié)外嚙合齒輪泵的設(shè)計要點一、齒輪泵主要參數(shù)的選擇原則

二、齒輪泵的設(shè)計步驟一、齒輪泵主要參數(shù)的選擇原則1.轉(zhuǎn)速n

2.齒數(shù)z及齒形修正

3.齒寬b及模數(shù)m1.轉(zhuǎn)速n表3-2齒輪泵齒輪節(jié)圓最大速度與油液粘度的關(guān)系2.齒數(shù)z及齒形修正1)兩個齒輪的中心距為A＝m(z＋1)，節(jié)圓直徑dw＝m(z＋1)。

2)齒頂圓直徑da=m(z+3)，節(jié)圓上的齒頂高為h=m。

3)嚙合角αH的計算公式為

4)保證齒側(cè)間隙為0.08m(m為模數(shù))的變位系數(shù)ξ的計算公式為

5)刀具的切削深度(即全齒高)h為(3-34)(3-35)(3-36)3.齒寬b及模數(shù)m

(3-37)(3-38)(3-39)(3-40)二、齒輪泵的設(shè)計步驟1)確定齒輪泵的理論設(shè)計流量qt。

2)根據(jù)本節(jié)前面的介紹，選定齒輪泵的轉(zhuǎn)速n、齒寬系數(shù)kb及齒數(shù)z。

3)根據(jù)式(3-38)或式(3-40)計算齒輪模數(shù)m。

4)校驗齒輪泵的流量。

5)校核齒輪泵節(jié)圓線速度v，必須使

(3-41)6)確定卸荷槽形狀和尺寸，詳見本章第二節(jié)。

7)計算齒輪各部分尺寸，包括齒頂圓直徑da、分度圓直徑d、齒根圓直徑df及齒寬b等；對于修正齒輪，還需計算中心距A、變位系數(shù)ξ、嚙合角αH等。

8)參考有關(guān)結(jié)構(gòu)對齒輪泵進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計。

①減小徑向力的結(jié)構(gòu)措施。

②軸向端面間隙的自動補償方案。③齒輪泵的整體結(jié)構(gòu)應(yīng)采用三片式結(jié)構(gòu)(由前泵蓋、泵體和后泵蓋組成)還是兩片式結(jié)構(gòu)(由殼體和前泵蓋組成)。近年來大部分齒輪泵采用三片式結(jié)構(gòu)，因為三片式結(jié)構(gòu)便于布置雙向端面間隙的液壓自動補償裝置；便于雙出軸布置，根據(jù)需要可以與另一個齒輪泵相連接；便于毛坯制造及機械加工。二、齒輪泵的設(shè)計步驟二、齒輪泵的設(shè)計步驟④采用滾子軸承還是滑動軸承，詳見本章第三節(jié)。

⑤齒輪和軸的結(jié)構(gòu)形式一般為整體式結(jié)構(gòu)，其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)緊湊，裝配方便。對于尺寸較大的齒輪泵，多采用分離式結(jié)構(gòu)，通過鍵(或花鍵)聯(lián)接，這種結(jié)構(gòu)的工藝性好，齒輪側(cè)面加工較容易。

9)材料選擇。

10)強度計算。11)對于齒輪馬達(dá)，其設(shè)計方法和步驟與齒輪泵基本相同，但考慮到馬達(dá)工作的特殊性，如帶負(fù)載起動、滿足正反轉(zhuǎn)、受沖擊等，齒輪馬達(dá)在結(jié)構(gòu)上有如下特點：

①因為馬達(dá)要滿足正反轉(zhuǎn)，所以馬達(dá)應(yīng)具有左右對稱的結(jié)構(gòu)，并采用外泄油口。二、齒輪泵的設(shè)計步驟

②為了改善起動性能，應(yīng)盡量減小側(cè)板的摩擦阻力，所以馬達(dá)一般不宜采用端面間隙自動補償裝置；宜采用滾針軸承。

③齒輪馬達(dá)應(yīng)盡量滿足尺寸小、輸出轉(zhuǎn)矩脈動小等要求，因此齒輪馬達(dá)的齒數(shù)一般取10～14。第五節(jié)內(nèi)嚙合齒輪泵一、漸開線內(nèi)嚙合齒輪泵

二、擺線內(nèi)嚙合齒輪泵一、漸開線內(nèi)嚙合齒輪泵1.工作原理

2.內(nèi)嚙合齒輪泵的補償

3.內(nèi)嚙合齒輪泵的主要特點圖3-15漸開線內(nèi)嚙合齒輪泵工作原理圖

1—小齒輪(主動輪)2—內(nèi)齒環(huán)(從動輪)

3—月牙形填隙隔板4—吸油腔5——壓油腔1.工作原理1.工作原理(3-42)(3-43)2.內(nèi)嚙合齒輪泵的補償1)內(nèi)嚙合齒輪泵的軸向間隙一般采用浮動側(cè)板進(jìn)行補償

2)頂隙的補償通常是利用浮動填隙板及浮動徑向支承環(huán)來實現(xiàn)的。

3)撓性軸承。1)內(nèi)嚙合齒輪泵的軸向間隙一般采用浮動側(cè)板進(jìn)行補償其補償原理和結(jié)構(gòu)與外嚙合齒輪泵相同。但由于內(nèi)嚙合齒輪泵的高壓區(qū)局限在一個形狀較規(guī)則的圓面內(nèi)，因而比較容易達(dá)到平衡反推力和反推力矩的要求。2)頂隙的補償通常是利用浮動填隙板及浮動徑向支承環(huán)來實現(xiàn)的。

圖3-16頂隙補償原理3)撓性軸承。圖3-17撓性軸承示意圖3.內(nèi)嚙合齒輪泵的主要特點1)流量脈動小。

2)噪聲低。

3)效率高。

4)主要零部件加工難度較大，成本高，價格比外嚙合齒輪泵貴。二、擺線內(nèi)嚙合齒輪泵圖3-18擺線內(nèi)嚙合齒輪泵工作原理圖

1—傳動軸2—內(nèi)轉(zhuǎn)子3—壓油口

4—外轉(zhuǎn)子5—吸油口二、擺線內(nèi)嚙合齒輪泵(3-44)(3-45)二、擺線內(nèi)嚙合齒輪泵1)和同容量的其他泵相比，擺線內(nèi)嚙合齒輪泵的體積小、質(zhì)量輕，結(jié)構(gòu)簡單，主要零件少。

2)由于轉(zhuǎn)子尺寸小，內(nèi)、外轉(zhuǎn)子相對轉(zhuǎn)速差小，配油口的角度范圍較大，所以吸油、壓油充分。

3)由于一對轉(zhuǎn)子是內(nèi)嚙合，并作同向旋轉(zhuǎn)，且只相差一個齒，使得兩轉(zhuǎn)子間齒廓處的相對滑動速度很小，所以運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲小，壽命長。第六節(jié)螺桿泵1.螺桿泵的工作原理

2.螺桿泵的排量和流量

3.螺桿泵的主要特點1.螺桿泵的工作原理圖3-19三螺桿泵結(jié)構(gòu)圖

1—后蓋2—殼體3—主動螺桿4—從動螺桿5—前蓋2.螺桿泵的排量和流量圖3-20螺桿泵的過流面積A2.螺桿泵的排量和流量(3-36)(3-47)(3-48)(3-49)3.螺桿泵的主要特點1)螺桿泵中油液的軸向移動速度是恒定的(螺桿每轉(zhuǎn)一周，前進(jìn)一個導(dǎo)程)，它的過流面積(圖3-20中的A)也是不變的，所以在理論上，螺桿泵的流量絕對均勻，無脈動；而且螺桿的嚙合可以看成是斜齒輪傳動，所以工作平穩(wěn)、噪聲低是螺桿泵的突出優(yōu)點，在高精密機床、潛艇等對振動、噪聲要求很高的設(shè)備中使用較多。

2)在各類容積式泵中，螺桿泵的吸入性能最好。

3)使用壽命長。

4)對污染物不敏感，可以實現(xiàn)液體、氣體、固體的多相混輸。

第四章葉片泵第一節(jié)雙作用葉片泵的工作原理和工作特點

第二節(jié)雙作用葉片泵的排量、流量計算

第三節(jié)雙作用葉片泵的定子曲線

第四節(jié)高壓雙作用葉片泵的結(jié)構(gòu)特點

第五節(jié)雙作用葉片泵主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定

第六節(jié)變量葉片泵第一節(jié)雙作用葉片泵的工作原理和工作特點一、雙作用葉片泵的工作原理

二、雙作用葉片泵的工作特點一、雙作用葉片泵的工作原理圖4-1YB1型雙作用葉片泵簡圖

1、9—軸承2、7—配流盤3—傳動軸4—轉(zhuǎn)子5—定子6、8—泵體10—蓋板11—密封圈12—葉片一、雙作用葉片泵的工作原理圖4-2雙作用葉片泵的工作原理圖二、雙作用葉片泵的工作特點1)由于定子內(nèi)表面采用了兩對不等徑的圓弧工作曲線，很好地保證了雙作用葉片泵輸出流量的均勻性，因而振動和噪聲小，工作平穩(wěn)。

2)高、低壓腔各自成對地對稱分布，轉(zhuǎn)子受到的徑向力是平衡的，軸承的工作壽命長。

3)葉片頂部在定子表面滑動，產(chǎn)生磨損后可以自動補償，可以長時間保持較高的容積效率。

4)葉片在轉(zhuǎn)子槽中滑動的間隙只有0.01~0.02mm，如果油液不經(jīng)過很好的過濾，不僅會使葉片受到磨損，甚至可能導(dǎo)致葉片卡死，造成事故。第二節(jié)雙作用葉片泵的排量、流量計算一、瞬時流量

二、理論流量和理論排量一、瞬時流量(4-1)(4-2)(4-3)(4-4)二、理論流量和理論排量(4-10)(4-11)(4-12)(4-13)第三節(jié)雙作用葉片泵的定子曲線一、幾種過渡曲線的分析對比

二、滿足低噪聲要求的高次方過渡曲線第三節(jié)雙作用葉片泵的定子曲線圖4-3雙作用葉片泵的定子曲線一、幾種過渡曲線的分析對比1.阿基米德螺旋線(圖4-5a)

2.等加速等減速曲線(圖4-5b)

3.正弦加速度曲線1.阿基米德螺旋線(圖4-5a)圖4-5幾種典型的過渡曲線

a)阿基米德螺旋線b)等加速等減速曲線c)正弦加速度曲線2.等加速等減速曲線(圖4-5b)圖4-6工作圓弧與過渡曲線的銜接

a)硬沖擊的定子曲線b)軟沖擊的定子曲線3.正弦加速度曲線

(4-14)(4-19)(4-26)二、滿足低噪聲要求的高次方過渡曲線多年來一直在探求在高壓葉片泵中使用具有以下特點的過渡曲線：1)有較好的速度特性，其vφ能保證均勻的流量。

2)有較好的加速度特性，其aφmax小，允許采用較大的R/r值。

3)有較好的控制葉片振動的特性，既不允許Jφ值出現(xiàn)∞，以避免硬沖擊和軟沖擊，也不允許出現(xiàn)Jφ值過大，否則也會激發(fā)葉片的振動。

1.典型高次方曲線

2.非對稱6次曲線

3.完全無沖擊低噪聲8次曲線二、滿足低噪聲要求的高次方過渡曲線1.典型高次方曲線圖4-7高次方過渡曲線特性

a)典型高次方曲線b)非對稱6次曲線c)完全無沖擊低噪聲8次曲線

1.典型高次方曲線(4-36)(4-37)2.非對稱6次曲線

(4-38)3.完全無沖擊低噪聲8次曲線

(4-39)(4-40)第四節(jié)高壓雙作用葉片泵的結(jié)構(gòu)特點一、葉片泵高壓化面臨的三個主要問題

二、幾種采用特殊葉片結(jié)構(gòu)的高壓葉片泵

三、帶減壓閥的雙作用高壓葉片泵一、葉片泵高壓化面臨的三個主要問題1.吸油區(qū)葉片頂部對定子內(nèi)表面的嚴(yán)重磨損

2.減少泄漏，提高葉片泵的容積效率

3.降低噪聲1.吸油區(qū)葉片頂部對定子內(nèi)表面的嚴(yán)重磨損1)采用子母葉片、柱銷葉片、雙葉片、階梯葉片、彈簧葉片等特殊的葉子頂出壓緊結(jié)構(gòu)，目的是減小葉片根部承受油壓力的有效面積，以減小將葉片頂出的液壓推力。

2)在葉片泵內(nèi)設(shè)置減壓閥，降低作用在吸油區(qū)葉片根部的壓力。

3)改進(jìn)葉片頂部的輪廓形狀，合理選擇配對材料，提高葉片-定子這對摩擦副的耐磨性能。圖4-8浮動配流盤結(jié)構(gòu)

1—浮動配流盤2—彈簧

3—定子4—轉(zhuǎn)子2.減少泄漏，提高葉片泵的容積效率葉片泵內(nèi)泄漏主要有三個途徑：一是配流盤與轉(zhuǎn)子、葉片之間的軸向間隙，二是葉片與葉片槽的側(cè)面間隙，三是葉片與定子內(nèi)表面的接觸線。其中軸向間隙的泄漏最為主要。3.降低噪聲

噪聲是伴隨著葉片泵高壓高速化出現(xiàn)的又一嚴(yán)重問題。正如前一節(jié)所分析的那樣，減輕葉片與定子之間的振動撞擊、降低機械噪聲的主要措施是改進(jìn)定子曲線，有效控制葉片的運動。二、幾種采用特殊葉片結(jié)構(gòu)的高壓葉片泵1.子母葉片式高壓葉片泵

2.柱銷葉片式高壓葉片泵

3.其他特殊葉片結(jié)構(gòu)的高壓葉片泵1.子母葉片式高壓葉片泵圖4-9子母葉片結(jié)構(gòu)原理圖

1—轉(zhuǎn)子2—定子3—母葉片4—壓力油通道

5—中間壓力油腔6—壓力平衡孔7—子葉片2.柱銷葉片式高壓葉片泵圖4-10柱銷葉片結(jié)構(gòu)原理圖

1—定子2—葉片3—徑向孔

4—阻尼孔5—葉片底部容腔

6—柱銷7—環(huán)形油腔8—轉(zhuǎn)子3.其他特殊葉片結(jié)構(gòu)的高壓葉片泵(1)階梯葉片泵階梯葉片的應(yīng)用早于子母葉片，其原理如圖4-11所示。

(2)彈簧葉片泵彈簧壓緊式葉片也是一種早期開發(fā)的葉片頂出壓緊結(jié)構(gòu)，其原理如圖4-12所示。

(3)雙葉片泵雙葉片的結(jié)構(gòu)原理如圖4-13所示。(1)階梯葉片泵階梯葉片的應(yīng)用早于子母葉片，其原理如圖4-11所示。

圖4-11階梯葉片工作原理圖(2)彈簧葉片泵彈簧壓緊式葉片也是一種早期開發(fā)的葉片頂出壓緊結(jié)構(gòu)，其原理如圖4-12所示。圖4-12彈簧葉片原理圖(3)雙葉片泵雙葉片的結(jié)構(gòu)原理如圖4-13所示。圖4-13雙葉片結(jié)構(gòu)原理圖

1—定子2—轉(zhuǎn)子3、4—葉片三、帶減壓閥的雙作用高壓葉片泵圖4-14帶減壓閥的雙作用

葉片泵工作原理圖第五節(jié)雙作用葉片泵主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定1.定子

2.葉片

3.葉片的安放角θ

4.轉(zhuǎn)子

5.配流盤1.定子(1)定子小圓弧半徑r及大圓弧半徑R

(2)大、小圓弧的幅角β1和β2

(3)過渡曲線的幅角α(1)定子小圓弧半徑r及大圓弧半徑R(2)大、小圓弧的幅角β1和β2

圖4-15定子過渡曲線的延長(3)過渡曲線的幅角α

(4-46)(4-47)(4-48)2.葉片(1)葉片數(shù)z

(2)葉片的長度l(沿轉(zhuǎn)子槽輻射方向)

(3)葉片厚度s(1)葉片數(shù)z通常取z=8～12。z過小，定子過渡曲線對應(yīng)的幅角α小，吸油腔、壓油腔空間小，過流面積小，容易造成吸空并使壓油阻力增大。

(2)葉片的長度l(沿轉(zhuǎn)子槽輻射方向)為使葉片在轉(zhuǎn)子槽內(nèi)運動靈活，葉片伸縮時留在轉(zhuǎn)子槽內(nèi)的最小長度應(yīng)不小于葉片總長的2/3。所以應(yīng)取

(3)葉片厚度s葉片厚度應(yīng)保證在最大壓力下工作時具有足夠的抗彎強度和剛度。在強度和轉(zhuǎn)子槽制造工藝條件允許的前提下，應(yīng)盡量減小葉片厚度，以減小葉片根部承受壓力作用的面積，減輕對定子的壓緊力。

3.葉片的安放角θ圖4-16葉片前傾時的壓力角

a)壓油區(qū)b)吸油區(qū)3.葉片的安放角θ1)忽視了雙作用葉片泵的葉片在吸油區(qū)和壓油區(qū)的受力情況大不相同，特別是吸油區(qū)葉片受力比壓油區(qū)大得多，錯誤地把改善葉片受力的著眼點放在壓油區(qū)而不是吸油區(qū)。

2)在分析定子對葉片頂部的作用力時，未考慮摩擦力的影響，計算有害的橫向分力Ft時，不是以反作用合力F為依據(jù)，而是以法向接觸反力Fn為依據(jù)，因而得出壓力角α越小越好的錯誤結(jié)論。4.轉(zhuǎn)子(1)轉(zhuǎn)子半徑r0

(2)轉(zhuǎn)子軸向?qū)挾菳(1)轉(zhuǎn)子半徑r0

轉(zhuǎn)子半徑r0應(yīng)考慮花鍵軸孔尺寸和葉片長度l，然后校核轉(zhuǎn)子槽根部的強度。初選時可取

（4-50）(2)轉(zhuǎn)子軸向?qū)挾菳轉(zhuǎn)子軸向?qū)挾菳與流量成正比。進(jìn)行系列設(shè)計時，確定了徑向尺寸R、r、r0之后，取不同的寬度B，可獲得一組排量規(guī)格不同的葉片泵。

5.配流盤(1)配流盤封油區(qū)夾角β0

(2)配流窗口及流速限制(1)配流盤封油區(qū)夾角β0

圖4-17配流盤的封油區(qū)夾角(2)配流窗口及流速限制

圖4-18

V形槽尺寸參數(shù)第六節(jié)變量葉片泵一、單作用葉片泵的工作原理及排量、流量計算

二、單作用變量葉片泵的變量方式及原理一、單作用葉片泵的工作原理及排量、流量計算1.工作原理

2.排量及流量計算1.工作原理圖4-19單作用葉片泵的工作原理圖

1—轉(zhuǎn)子2—定子3—葉片2.排量及流量計算圖4-20單作用葉片泵排量分析圖

2.排量及流量計算（4-52）（4-53）（4-54）（4-55）

2.排量及流量計算（4-59）（4-60）（4-61）（4-62）二、單作用變量葉片泵的變量方式及原理1.利用定子內(nèi)側(cè)不平衡液壓力實現(xiàn)變量(內(nèi)反饋式)

2.利用葉片泵出口壓力和控制活塞實現(xiàn)變量(外反饋式)1.利用定子內(nèi)側(cè)不平衡液壓力實現(xiàn)變量(內(nèi)反饋式)圖4-21內(nèi)反饋式變量葉片泵原理圖

1—壓力調(diào)節(jié)螺栓2—調(diào)壓彈簧3—流量調(diào)節(jié)螺栓

4—支承滑塊5—定子6——轉(zhuǎn)子1.利用定子內(nèi)側(cè)不平衡液壓力實現(xiàn)變量(內(nèi)反饋式)圖4-22內(nèi)反饋式變量葉片泵的q-p特性曲線

1.利用定子內(nèi)側(cè)不平衡液壓力實現(xiàn)變量(內(nèi)反饋式)圖4-23改變彈簧剛度時的變量特性2.利用葉片泵出口壓力和控制活塞實現(xiàn)變量(外反饋式)圖4-24外反饋式變量葉片泵原理圖

1—控制活塞(大活塞)2—偏置活塞(小活塞)

3—彈簧(軟彈簧)4—壓力補償器5—阻尼孔6—支承塊

7—定子8—轉(zhuǎn)子9—調(diào)壓彈簧10—流量調(diào)節(jié)螺栓第五章軸向柱塞泵第一節(jié)軸向柱塞泵的工作原理及結(jié)構(gòu)特點

第二節(jié)斜盤式軸向柱塞泵的運動學(xué)分析及流量計算

第三節(jié)斜盤式軸向柱塞泵的摩擦副之一——柱塞和缸體孔第四節(jié)斜盤式軸向柱塞泵的摩擦副之二——滑靴和斜盤

第五節(jié)軸向柱塞泵最關(guān)鍵的摩擦副——配流盤和缸體配流端面

第六節(jié)無鉸型斜軸式軸向柱塞泵

第七節(jié)軸向柱塞泵的變量調(diào)節(jié)機構(gòu)

第八節(jié)柱塞式水液壓泵第一節(jié)軸向柱塞泵的工作原理及結(jié)構(gòu)特點一、閥配流軸向柱塞泵

二、斜盤式(直軸式)軸向柱塞泵

三、斜軸式(擺缸式)軸向柱塞泵一、閥配流軸向柱塞泵圖5-1閥配流軸向柱塞泵工作原理圖

1—斜盤2—柱塞3—缸體

4—單向閥(吸入閥)5—單向閥(排出閥)一、閥配流軸向柱塞泵1)配流閥的單向性使柱塞泵失去了可逆性，不能作為液壓馬達(dá)使用。

2)液壓泵由高速原動機帶動。

3)為了使結(jié)構(gòu)緊湊、流量均勻，柱塞式液壓泵均為多柱塞結(jié)構(gòu)。二、斜盤式(直軸式)軸向柱塞泵1.工作原理

2.滑靴及回程機構(gòu)

3.典型結(jié)構(gòu)1.工作原理圖5-2端面配流斜盤式軸向柱塞泵工作原理圖

1—斜盤2—滑靴3—柱塞4—缸體5—配流盤6—傳動軸2.滑靴及回程機構(gòu)圖5-3滑靴和非通軸泵的彈簧回程機構(gòu)

1—回程盤2—滑靴3—鋼球4—彈簧5—缸體2.滑靴及回程機構(gòu)圖5-4斜盤式軸向柱塞泵柱塞回程機構(gòu)

a)通軸泵彈簧回程機構(gòu)b)定隙回程機構(gòu)

1—回程盤2—球鉸3—推桿4、6—墊圈5—彈簧3.典型結(jié)構(gòu)圖5-5SCY14—1B型斜盤式軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)圖

1—變量機構(gòu)2—斜盤3—回程盤4—缸體5—柱塞6—傳動軸7—配流盤

8—彈簧9—滑靴10—缸外大軸承11—泵后蓋12—軸銷

13—變量活塞14—閥桿15—手輪16—螺母3.典型結(jié)構(gòu)圖5-6通軸型斜盤式軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)圖

1—缸體2—傳動軸3—聯(lián)軸器4、5—輔助泵內(nèi)、外轉(zhuǎn)子6—斜盤三、斜軸式(擺缸式)軸向柱塞泵圖5-7斜軸式軸向柱塞泵工作原理圖

1—傳動軸法蘭盤2—球鉸3—柱塞4—缸體5—配流盤6—連桿三、斜軸式(擺缸式)軸向柱塞泵圖5-8A2F型斜軸式定量軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)圖

1—主軸2—軸承組3—連桿柱塞副4—缸體

5—殼體6—球面配流盤7—后蓋8—中心軸9—碟形彈簧三、斜軸式(擺缸式)軸向柱塞泵與斜盤式泵相比，斜軸泵有如下特點：1)由于連桿軸線與柱塞軸線之間的夾角小，有效地改善了柱塞與缸孔之間的摩擦磨損狀況。

2)由于柱塞副受力狀況的改善，允許斜軸泵有較大的傾角，一般為25°,最大可達(dá)45°,可實現(xiàn)較大范圍內(nèi)的變速。

3)缸體所受的傾覆力矩小，缸體端面與配流盤貼合均勻，泄漏及摩擦損失小，容積效率及機械效率較高。

斜軸泵具有以下缺點：1)斜軸泵的傳動軸要承受很大的軸向力和徑向力，軸承壽命成為斜軸泵的薄弱環(huán)節(jié)。

2)體積較大，結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。

3)變量機構(gòu)需要驅(qū)動缸體擺動來實現(xiàn)變量，由于慣性大，變量響應(yīng)速度較慢。

4)斜軸泵不能做成通軸泵，所以難以做成雙聯(lián)泵或多聯(lián)泵三、斜軸式(擺缸式)軸向柱塞泵第二節(jié)斜盤式軸向柱塞泵的運動學(xué)分析及流量計算一、柱塞運動學(xué)分析

二、斜盤式軸向柱塞泵的排量及流量計算公式

三、斜盤式軸向柱塞泵的流量分析一、柱塞運動學(xué)分析1.柱塞行程(位移)s

2.柱塞在缸體中的軸向運動速度v及加速度a

3.滑靴運動分析1.柱塞行程(位移)s圖5-9斜盤泵柱塞運動分析簡圖2.柱塞在缸體中的軸向運動速度v及加速度a(5-3)(5-4)(5-5)(5-6)2.柱塞在缸體中的軸向運動速度v及加速度a圖5-10斜盤泵柱塞運動特性圖3.滑靴運動分析

(5-7)(5-8)二、斜盤式軸向柱塞泵的排量及流量計算公式

(5-9)(5-10)(5-11)三、斜盤式軸向柱塞泵的流量分析1.z為偶數(shù)時瞬時流量的計算公式

2.z為奇數(shù)時瞬時流量的計算公式

3.瞬時流量的品質(zhì)分析三、斜盤式軸向柱塞泵的流量分析圖5-11∑z0i=1sinφi圖解分析圖

a)z為偶數(shù)b)z為奇數(shù)1.z為偶數(shù)時瞬時流量的計算公式

(5-14)(5-15)2.z為奇數(shù)時瞬時流量的計算公式1)在0≤φ≤α的前半周期角內(nèi)，有z0=z+1/2個柱塞參與壓液。

2)在α≤φ≤2α的后半周期角內(nèi)，有z0=z－1/2個柱塞參與壓液1)在0≤φ≤α的前半周期角內(nèi)，有z0=z+1/2個柱塞參與壓液。

(5-16)(5-17)2)在α≤φ≤2α的后半周期角內(nèi)，有z0=z－1/2個柱塞參與壓液(5-18)(5-19)3.瞬時流量的品質(zhì)分析1)流量脈動頻率fq。

2)流量不均勻系數(shù)δq。1)流量脈動頻率fq。對于偶數(shù)柱塞泵，fq=zn/60；對于奇數(shù)柱塞泵，fq=2zn/60。2)流量不均勻系數(shù)δq。(5-20)(5-21)(5-22)第三節(jié)斜盤式軸向柱塞泵的摩擦副之一——柱塞和缸體孔一、柱塞和缸體孔間的密封間隙

二、柱塞受力分析

三、柱塞設(shè)計一、柱塞和缸體孔間的密封間隙圖5-12柱塞受力分析圖二、柱塞受力分析1.作用在柱塞上的力

2.求解F1、F2及FN1.作用在柱塞上的力1)作用在柱塞底部的軸向液壓力Fb。

2)軸向運動慣性力Fg(圖中未標(biāo)出)。

3)離心反力Fa。

4)斜盤反力FN。

5)柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力F1和F2。

6)由F1、F2引起的摩擦力Ff。1)作用在柱塞底部的軸向液壓力Fb。

(5-23)2)軸向運動慣性力Fg(圖中未標(biāo)出)。

(5-24)(5-25)3)離心反力Fa。

(5-26)4)斜盤反力FN。

(5-27)(5-28)5)柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力F1和F2。該力是接觸應(yīng)力p1和p2產(chǎn)生的合力。考慮到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠(yuǎn)小于柱塞直徑及柱塞在柱塞腔內(nèi)的接觸長度，因此，由垂直于柱塞軸線的徑向力FT和離心反力Fa引起的接觸應(yīng)力p1和p2可以近似看成是連續(xù)的呈直線分布的應(yīng)力。6)由F1、F2引起的摩擦力Ff。

(5-29)2.求解F1、F2及FN

(5-30)(5-31)(5-33)(5-34)2.求解F1、F2及FN(5-35)(5-36)(5-37)三、柱塞設(shè)計1.柱塞的結(jié)構(gòu)形式

2.柱塞直徑d及柱塞分布圓直徑D

3.柱塞名義長度l

4.柱塞球頭直徑dh及均壓槽

5.柱塞—缸體孔摩擦副比壓p、比功pv的驗算1.柱塞的結(jié)構(gòu)形式1)點接觸式柱塞，如圖5-13a所示。

2)線接觸式柱塞，如圖5-13b所示。

3)帶滑靴的柱塞，如圖5-13c所示。1.柱塞的結(jié)構(gòu)形式圖5-13柱塞的結(jié)構(gòu)形式

a)點接觸式柱塞b)線接觸式柱塞c)帶滑靴的柱塞2.柱塞直徑d及柱塞分布圓直徑D

(5-38)(5-39)3.柱塞名義長度l由于柱塞球頭中心作用有很大的徑向力FT，為使柱塞不致被卡死以及保持足夠的密封長度，應(yīng)保證柱塞有最小留孔長度l0。當(dāng)工作壓力pd≤20MPa時，一般取l0=(1.4～1.8)d;當(dāng)pd≥30MPa時,取l0=(2～2.5)d。d為柱塞直徑。4.柱塞球頭直徑dh及均壓槽柱塞球頭直徑比柱塞直徑略小，一般取dh=(0.7～0.8)d。柱塞頸部直徑一般比柱塞球頭直徑還小一些，選取后要進(jìn)行強度校核。5.柱塞—缸體孔摩擦副比壓p、比功pv的驗算

(5-40)(5-41)(5-42)第四節(jié)斜盤式軸向柱塞泵的摩擦副之二——滑靴和斜盤一、滑靴的靜壓平衡原理

二、滑靴設(shè)計一、滑靴的靜壓平衡原理圖5-14滑靴的靜壓平衡一、滑靴的靜壓平衡原理(5-43)(5-44)(5-45)(5-47)一、滑靴的靜壓平衡原理(1)不完全平衡型靜壓支承

(2)完全平衡型靜壓支承(或簡稱靜壓支承)(1)不完全平衡型靜壓支承

在F0＜FN的情況下，壓緊力FN的大部分被F0平衡掉，但還有一小部分所謂的剩余壓緊力(FN－F0)將滑靴壓在斜盤上，使滑靴緊貼斜盤表面滑動。(2)完全平衡型靜壓支承(或簡稱靜壓支承)1)靜壓支承的工作原理。

2)靜壓支承的工作特性。1)靜壓支承的工作原理。圖5-15靜壓支承的工作原理圖2)靜壓支承的工作特性。圖5-16靜壓支承的工作特性曲線2)靜壓支承的工作特性。(5-48)(5-49)(5-50)二、滑靴設(shè)計(1)剩余壓緊力法

(2)滑靴的結(jié)構(gòu)形式(1)剩余壓緊力法1)滑靴上的作用力計算不準(zhǔn)，其摩擦力、離心力、慣性力等都是隨滑靴的運動軌跡而變化的。

2)滑靴既有沿斜盤的滑動，也有繞柱塞球頭的自轉(zhuǎn)運動，這使滑靴由于受到本身離心力的作用而可能產(chǎn)生傾斜。

3)柱塞泵在實際運轉(zhuǎn)中，經(jīng)常受到?jīng)_擊負(fù)荷的作用，并且還包括起動和停止的工作狀態(tài)，因此，要保持穩(wěn)定油膜，實際上是不可能的。

4)阻尼管制造困難，而且容易堵塞，這樣會使靜壓平衡失去作用，造成運動副燒傷。5)即使能使負(fù)載力與支承力基本達(dá)到平衡，但無法平衡作用于滑靴的傾覆力矩，無法解決滑靴在傾覆力矩作用下發(fā)生的偏磨。

(1)剩余壓緊力法用剩余壓緊力法設(shè)計滑靴比較簡單，其步驟如下：

1)根據(jù)經(jīng)驗，初選R1+R2=d。

2)推薦取R2－R1≈(0.1～0.15)d，直徑較大的滑靴取較小值，直徑較小的滑靴取較大值。3)壓緊系數(shù)的確定。(2)滑靴的結(jié)構(gòu)形式圖5-17滑靴結(jié)構(gòu)形式

1—外輔助支承2—泄油槽3—密封帶4—內(nèi)輔助支承5—通油孔6—通油槽7—油室(2)滑靴的結(jié)構(gòu)形式1)增設(shè)內(nèi)輔助支承面，可減小滑靴底面的接觸比壓。

2)增設(shè)外輔助支承面，可保護密封帶。

3)減小密封帶寬度。

4)加大進(jìn)油孔直徑。

5)采用耐磨性好的摩擦副材料。第五節(jié)軸向柱塞泵最關(guān)鍵的摩擦副——配流盤和缸體配流端面一、缸體上的軸向壓緊力Fp及其力矩

二、配流盤對缸體的液壓支承力F0及其力矩

三、缸體的受力平衡分析

四、配流盤的設(shè)計

五、改進(jìn)型配流盤一、缸體上的軸向壓緊力Fp及其力矩1.壓緊力Fp

2.壓緊力的作用點及力矩1.壓緊力Fp

(5-51)(5-52)(5-53)2.壓緊力的作用點及力矩圖5-18壓緊力作用點位置變化分析圖2.壓緊力的作用點及力矩1)在0≤φ≤α的前半周期角內(nèi)，z0=z+1/2，將式(5-16)代入式(5-54)，可得

2)在α≤φ≤2α的后半周期角內(nèi)，z0=z－1/2，將式(5-18)代入式(5-54),可得(5-55)(5-56)(5-57)二、配流盤對缸體的液壓支承力F0及其力矩1.液壓支承力F0

2.液壓支承力的力矩及作用點

3.配流盤壓油側(cè)壓力區(qū)包角?的計算1.液壓支承力F0圖5-19配流盤基本結(jié)構(gòu)圖

1—吸油窗口2—壓油窗口

3—過渡區(qū)4—減振槽5—內(nèi)密封帶

6—外密封帶7—輔助支承面1.液壓支承力F0圖5-20配流盤液壓支承壓力的分布1.液壓支承力F0(1)外密封帶中的壓力分布

(2)內(nèi)密封帶中的壓力分布

(3)配流盤對缸體作用的液壓支承力F0

(1)外密封帶中的壓力分布(5-59)(2)內(nèi)密封帶中的壓力分布(5-60)(3)配流盤對缸體作用的液壓支承力F0(5-61)2.液壓支承力的力矩及作用點(5-62)(5-66)(5-67)3.配流盤壓油側(cè)壓力區(qū)包角?的計算圖5-22前半周期角內(nèi)壓力區(qū)包角?的變化

a)φ=0b)φ=α(5-68a)(5-68b)(5-68c)(5-68d)(5-69)3.配流盤壓油側(cè)壓力區(qū)包角?的計算三、缸體的受力平衡分析1.當(dāng)0≤φ＜α?xí)r2.當(dāng)α≤φ≤2α?xí)r1.當(dāng)0≤φ＜α?xí)r圖5-23F0和Fp作用點軌跡的比較

a)φ=0~αb)φ=α~2α2.當(dāng)α≤φ≤2α?xí)r

由圖5-22b可知，當(dāng)缸體繼續(xù)旋轉(zhuǎn)進(jìn)入后半周期角以后，壓油區(qū)包角?的一端仍被缸體端面配流窗口所控制，而另一端則被配流盤的腰形配流窗口所限定，這時，不但?角和F0不斷變化，四、配流盤的設(shè)計1.配流盤的剩余壓緊力設(shè)計方法

2.配流盤過渡區(qū)設(shè)計1.配流盤的剩余壓緊力設(shè)計方法1)根據(jù)柱塞泵的設(shè)計要求，在確定了柱塞數(shù)z、柱塞直徑d和柱塞在缸體中的分布圓半徑R后，可按下列經(jīng)驗數(shù)據(jù)初步確定配流盤的有關(guān)尺寸。

①缸體和配流盤腰形槽中心的半徑應(yīng)小于(或等于)柱塞分布圓半徑R，兩者之比可以在0.7~1.0之間選擇(斜軸泵選較小值)。

②腰形槽寬度可選為柱塞直徑的1/3~1/2。

③配流盤內(nèi)外密封帶的寬度可選為柱塞直徑的1/10~1/5。

④配流盤吸油和壓油腰形槽之間的過渡區(qū)間隔角θ應(yīng)等于或略大于缸體端面小腰形配流窗口夾角θ0。

2)驗算通過腰形窗口的流速。

1.配流盤的剩余壓緊力設(shè)計方法3)按上述經(jīng)驗數(shù)據(jù)初步確定配流盤尺寸后，用剩余壓緊力方法進(jìn)行配流盤與缸體之間的平衡設(shè)計。

①按式(5-53)、式(5-61)及式(5-69)計算出作用于缸體上的平均壓緊力Fpm及平均支承力F0m。②計算壓緊系數(shù)ε為

③在初定配流盤尺寸及壓緊系數(shù)ε后，驗算在缸體旋轉(zhuǎn)的后半周期角內(nèi)的壓緊力系數(shù)及壓緊力矩系數(shù)，使這些系數(shù)值≥1。

1.配流盤的剩余壓緊力設(shè)計方法4)缸體和配流盤材料的選擇。

①缸體材料。由于缸體受高速、交變的高壓作用，因此對缸體材料有以下特殊要求：高強度，特別是高的疲勞強度；高耐磨性；較好的抗氣蝕性能；良好的切削加工性能。

②配流盤材料及熱處理。由于和配流盤對偶的摩擦副零件是青銅缸體(個別情況為球墨鑄鐵)，所以配流盤應(yīng)當(dāng)有很高的表面硬度，經(jīng)常采用淬火鋼和氮化鋼。配流盤是個很薄的盤形零件，在熱處理過程中容易變形。尺寸較大的配流盤最好采用處理溫度低、變形小的滲氮處理方法，這樣可以得到較薄(通常厚度約為0.3mm)但硬度較高(65HRC以上)的耐磨表面，并可防止變形過大。5)驗算比壓p、比功pv。圖5-24配流盤的外輔助支承2.配流盤過渡區(qū)設(shè)計圖5-25柱塞腔內(nèi)壓力的變化2.配流盤過渡區(qū)設(shè)計(1)非對稱型配流盤(圖5-24)(2)帶卸荷槽或阻尼孔的非對稱配流盤(圖5-26)(1)非對稱型配流盤(圖5-24)

(5-71)(5-72)(5-73)(5-74)(2)帶卸荷槽或阻尼孔的非對稱配流盤(圖5-26)圖5-26帶阻尼的非對稱配流盤

a)V形斷面三角槽b)阻尼孔(2)帶卸荷槽或阻尼孔的非對稱配流盤(圖5-26)(5-75)五、改進(jìn)型配流盤1.采用具有靜壓支承的配流盤

2.浮動配流盤

3.球面配流盤1.采用具有靜壓支承的配流盤圖5-27全周槽多油腔間歇供油配流盤

1—開關(guān)不通孔2—通油孔3—壓油腔

4—阻尼槽5—壓力平衡油腔1.采用具有靜壓支承的配流盤圖5-28半周槽雙油腔間歇供油配流盤

1—通油孔2—壓力平衡油腔3—吸油腔

4—阻尼槽5—壓油腔6—開關(guān)不通孔2.浮動配流盤圖5-29幾種浮動配流盤的結(jié)構(gòu)原理圖

a)連通套為球面結(jié)構(gòu)b)連通套為薄刃結(jié)構(gòu)c)連通套為配有O形密封圈的結(jié)構(gòu)

1—缸體2—配流盤3—連通套4—O形密封圈3.球面配流盤圖5-30球面配流盤及缸體力矩平衡圖第六節(jié)無鉸型斜軸式軸向柱塞泵一、無鉸型斜軸泵的運動學(xué)特點

二、無鉸型斜軸泵柱塞的運動學(xué)分析

三、無鉸型斜軸泵理論排量和理論流量的計算

四、無鉸型斜軸泵的結(jié)構(gòu)和結(jié)構(gòu)參數(shù)一、無鉸型斜軸泵的運動學(xué)特點圖5-31無鉸型斜軸泵運動學(xué)分析圖一、無鉸型斜軸泵的運動學(xué)特點(5-77)(5-78)一、無鉸型斜軸泵的運動學(xué)特點圖5-32單連桿驅(qū)動缸體時轉(zhuǎn)角差隨θ的變化一、無鉸型斜軸泵的運動學(xué)特點圖5-33連桿進(jìn)入嚙合的次序二、無鉸型斜軸泵柱塞的運動學(xué)分析圖5-35l、τ與之間的三角關(guān)系圖二、無鉸型斜軸泵柱塞的運動學(xué)分析(5-83)(5-85)(5-86)(5-87)（5-88）三、無鉸型斜軸泵理論排量和理論流量的計算

（5-89）（5-90）（5-91）四、無鉸型斜軸泵的結(jié)構(gòu)和結(jié)構(gòu)參數(shù)1.β角的選擇

2.K=r/R的選擇

3.斜軸泵缸體支承方式

4.斜軸泵泵軸及驅(qū)動盤的支承1.β角的選擇圖5-36柱塞-連桿副

a)鉸接式連桿b)一體化連桿2.K=r/R的選擇在相同的尺寸下，為了使轉(zhuǎn)角差最小，柱塞的附加位移小，r/R的取值應(yīng)滿足式(5-86)的要求，即3.斜軸泵缸體支承方式1)早期產(chǎn)品中，采用軸承支承缸體。

2)目前廣泛采用的是利用球面配流盤、支承心桿的支承方式，如圖5-8所示。4.斜軸泵泵軸及驅(qū)動盤的支承圖5-37斜軸泵的泵軸支承系統(tǒng)

a)圓錐滾子軸承組b)球軸承組c)靜壓軸承組第七節(jié)軸向柱塞泵的變量調(diào)節(jié)機構(gòu)一、由外力或外部指令信號調(diào)節(jié)的變量機構(gòu)

二、以泵的輸出參數(shù)為指令實現(xiàn)自動調(diào)節(jié)的變量機構(gòu)一、由外力或外部指令信號調(diào)節(jié)的變量機構(gòu)1.手動變量機構(gòu)

2.手動伺服變量機構(gòu)1.手動變量機構(gòu)圖5-5所示為具有手動變量機構(gòu)的國產(chǎn)CY型斜盤式軸向柱塞泵。當(dāng)轉(zhuǎn)動手輪15時，使閥桿14轉(zhuǎn)動，帶動變量活塞13作軸向移動(因?qū)蜴I的作用，變量活塞13不能轉(zhuǎn)動，只能作軸向移動)，再通過軸銷12帶動斜盤2繞其耳軸轉(zhuǎn)動(斜盤是通過兩側(cè)的耳軸支承在泵后蓋11上)，從而使斜盤傾斜角改變，達(dá)到變量的目的。2.手動伺服變量機構(gòu)圖5-38伺服變量機構(gòu)

a)伺服變量機構(gòu)b)伺服機構(gòu)工作原理圖

1—控制滑閥2—球鉸3—斜盤4—變量活塞5—殼體6—閥桿二、以泵的輸出參數(shù)為指令實現(xiàn)自動調(diào)節(jié)的變量機構(gòu)1.恒功率變量泵

2.恒壓變量泵

3.恒流量變量泵

4.適應(yīng)性控制變量泵圖5-39恒功率變量泵的變量機構(gòu)

a)結(jié)構(gòu)圖b)伺服滑閥放大圖

1—變量活塞2—伺服滑閥3—閥桿4—內(nèi)彈簧

5—外彈簧6、7—彈簧套8—調(diào)節(jié)螺釘9—殼體

a—活塞下腔室b、f—通道c、d、g—環(huán)槽

e—活塞上腔室h—滑閥中心孔1.恒功率變量泵1.恒功率變量泵圖5-40恒功率變量泵的壓力-流量特性曲線2.恒壓變量泵圖5-41恒壓變量泵的壓力-流量特性及其變量機構(gòu)

a)壓力-流量特性b)變量機構(gòu)原理圖

1—控制滑閥2—差動變量活塞3—壓力控制彈簧2.恒壓變量泵圖5-42恒壓變量泵的實際特性曲線3.恒流量變量泵圖5-43恒流量變量機構(gòu)工作原理圖

1—控制滑閥2—差動變量活塞3——壓差控制彈簧4—檢測節(jié)流口3.恒流量變量泵圖5-44恒流量變量泵的特性

a)轉(zhuǎn)速變化b)負(fù)載變化4.適應(yīng)性控制變量泵圖5-45功率適應(yīng)性變量泵的工作原理圖4.適應(yīng)性控制變量泵圖5-46功率適應(yīng)性變量泵的調(diào)節(jié)特性曲線第八節(jié)柱塞式水液壓泵一、柱塞式水泵(馬達(dá))對水介質(zhì)具有更好的適應(yīng)性

二、幾種典型的水液壓柱塞泵一、柱塞式水泵(馬達(dá))對水介質(zhì)具有更好的適應(yīng)性傳統(tǒng)的液壓泵有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵等多種結(jié)構(gòu)形式，這對水液壓泵的結(jié)構(gòu)選形提供了重要參考和依據(jù)。但由于水與礦物型液壓油相比，具有粘度低、潤滑性能差、腐蝕性強等特點，因此，從選材和結(jié)構(gòu)形式而言，對水液壓泵的要求與油壓泵相差較大，適用于液壓油的泵不一定適用于水。二、幾種典型的水液壓柱塞泵1.曲軸式三柱塞軸向水泵

2.閥配流徑向柱塞式海水泵

3.閥配流斜盤式軸向柱塞海水泵

4.端面配流斜盤式軸向柱塞