南京理工考研-动力元.ppt

1,第一节 概述 第二节 齿轮泵 第三节 叶片泵 第四节 柱塞泵 第五节 各类液压泵的性能的比较及应用,第3章 液压传动动力元件,2,序 液压泵为能量转换装置 液压泵：机械能转化为油液的压力能,3.1.1 液压泵的工作原理,第一节 概述,3,动画演示,4,原理： 液压泵与液压马达都是靠密封容积的变化实现吸油和压油的。,（1）有周期性的密封容积变化。密封由小变大时吸油由大变小时压油。 （2）油箱必须与大气相通（或保持一定的压力） （3）有配油装置。它保证密封容积由小变大时只与吸油管连通，密封容积由大变小时只与压油管连通。,构成容积式泵的三个必要条件,5,用符号表示泵和马达的能量转换,结论 液压泵是靠密封容积的变化来实现吸油和压油的，其排油量的大小取决于密封腔的容积变化，故这种泵又称为容积泵。,6,液压泵的性能参数,1、压力 1） 工作压力 液压泵的工作压力是指泵工作时输出油液的实际压力，泵的工作压力决定于负载,外负载增大，泵的工作压力也随之升高。,主要是指：压力、流量和排量、功率和效率,7,2）额定压力 泵在正常工作条件下，按试验标准规定能连续运转的最高压力，称为泵的额定压力。泵的额定压力大小受泵本身的泄漏和结构强度制约。当泵的工作压力超过额定压力时，泵就会过载。 3）最高压力 指液压泵的工作压力随负载的增加而增加，当工作压力增加到液压泵本身零件的强度允许值和允许的最大泄漏时，液压泵的工作压力就不能增加了，这时液压泵的工作压力为最高压力。,8,流量：单位时间内泵输出油液的体积，单位m3/s 1)排量 (V) 由泵的密封容腔几何尺寸变化计 算而得的泵（在无泄漏情况下）每转 一转所能排出液体体积。常用单位ml/r 2)理论流量(qt) 由泵的密封容腔几何尺寸变化计算 而得的泵（在无泄漏情况下）在单位时间内的排出的液体体积称为泵的理论流量。泵的理论流量等于排量和转速的乘积，即 qt =Vn,2、流量和排量,9,3) 实际流量 泵的实际流量是指泵工作时的实际 输出流量。 由于泄漏，实际流量总是比理论流量要小。 q=qt-q 4) 额 定流量qn 泵在正常工作条件下，按试验标准规定泵必须保证的输出流量。额定流量也小于理论流量。,10,1）理论功率Pt：用泵的理论流量与泵进出口压差的乘积来表示。 即： Pt=pqt 2)输出功率(p0) 泵的实际流量q与泵进出口压差的乘积。 PO=pq 3) 输入功率(pi)泵轴的驱动功率即转矩和转速（角速度）。 Pi= T=2nT,3 功率,液压泵的输入能量为机械能，表现为：转矩T和转速，输出能量为压力能，表现为：p和q,11,若不考虑液压泵在能量转换中的损失 则 p0= pi= pt (理论功率) pt =pqt = pVn=Tt=2Ttn,4 效率 由于有泄漏和机械摩擦，总会有能量损失，故 p0 pi。 效率分两种：容积效率 和机械效率,12,容积效率 液压泵实际流量与理论流量的比值称为容积效率(v)。,ql为泄漏量与泵压力p有关。因泵内机件间的间隙很小，故泄漏油液可视为层流，故ql与p成正比。 ql =klp kl为液压泵的泄漏系数。,13,则有,因ql随p增大而增大， 导致q随P增大而减小， 它们的变化曲线 如右图示,ql,14,2）机械效率 泵在工作时存在机械摩擦（相对运动零件之间的摩擦及液体的粘性摩擦），因此驱动泵所需的实际输入转矩T必然大于理论转矩Tt，理论转矩与实际输入的转矩之比称为机械效率。以m表示 T 转矩损失,m= 忽略 能量损失Tt为,15,总效率 是指液压泵的输出功率与输入功率之比。,16,分类,按结构形式不同分类,17,按液压泵输出的流量能否调节分类,按液压泵的压力分类,18,第二节 齿轮泵,一外啮合式齿轮泵的工作原理 泵体、端盖和齿轮之间形成了密封腔，并由两个齿轮的齿面接触线将左、右两腔分开，形成了吸、压油腔。,动画演示,退回,19,图为外啮合齿轮泵实物结构,20,二 外啮合齿轮泵的流量及流量脉动 排量的精确计算应按齿轮啮合原理来进行。近似计算等于两个齿轮的齿间槽容积之和，设齿间槽的体积等于轮齿的体积，则有 v=DhB=2zm2B D-节圆直径，D=mz h-有效齿高，h=2m B-齿宽 m-齿轮模数,21,实际上齿槽容积比轮齿体积稍大一些，所以通常取 v=6.66z m2B 2、流量 齿轮泵的实际输出流量为 q=vnv=6.66z m2Bnv v-容积效率，一般为0.70.9 n-转速r/min 当z、m、b确定后，转速n一定时，泵的输出流量也一定，故齿轮泵属于定量泵。,22,式中q为平均流量，实际上由于齿轮啮合过程中压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。 设qmax、qmin为最大、最小瞬时流量，流量脉动率可用下式表示,23,齿轮齿数愈少，脉动率就愈大，其值最高可达0.20以上。流量脉动引起压力脉动，随之产生震动与噪声，所以高精度机械不宜采用齿轮泵。(见图3-4),24,（一）困油 为了保证一对齿轮平稳工作，其重合度1所以总有两对轮齿同时啮合，这样就在两对啮合轮齿之间产生一个闭死容积，称为困油区，使留在这两对轮齿之间的油液困在这个封闭的容积内。随着齿轮啮合，封闭的容积先逐渐减小，当啮合点相对于节点对称时，空间最小，随后又逐渐增大，当前一对轮齿即将脱离啮合后一对轮齿进入啮合时，空间最大。,三 外啮合齿轮泵的结构特点,25,26,当容积减小，被困油液受挤压，而产生高压，并从缝隙中挤出，导致油液发热，轴承等机件也受到附加的不平衡负载作用。 当封闭容积增大，又会造成局部真空，使溶于油中的气体分离出来，产生气穴，引起噪声、振动和气蚀，这就是齿轮泵的困油现象。 消除困油的方法 通常是在齿轮的两端盖板上开卸荷槽，如图示，当容积减小时，使左边卸荷槽与压油腔相通，当容积增大时，右边与吸油腔相通，在很多齿轮泵中，两槽并不对称于齿轮中心线分布，而是整个向吸油腔侧平移一段距离，实践证明，这样能取得更好的卸荷效果。,27,28,齿轮泵压油腔的压力油可通过三条途径泄漏到吸油腔中去： 一是通过齿轮啮合处的间隙；（5%） 二是通过泵体内孔与齿顶圆间的径向间隙；（10%15%） 三是通过齿轮两端面和盖板间的端面间隙。 在三类中，以端面间隙的泄漏量最大，约占7075%，泵的压力愈高，间隙泄漏就愈大，因此一般齿轮泵只是用于低压，且其容积效率亦很低。,（二） 泄漏,齿轮图,29,采取措施： 减小设计间隙，增加制造成本和机械摩擦不可取。 采用轴向间隙补偿措施(如图3-10)。 效果：额定压力可提高10-16MPa 容积效率不低于0.9,30,31,由于压油腔与吸油腔压力不相等造成径向不平衡力，工作压力越大，径向不平衡力越大。径向作用力很大时能使泵轴弯曲，导致齿顶接触泵体内腔，产生摩擦，同时加速轴承磨损，降低轴承使用寿命。,（三） 径向不平衡力,采取措施： 1）缩小压油口，使压油腔的压力油仅作用在一个齿到两个齿的范围内； 2）适当增大径向间隙，使齿顶不和泵体接触； 3）开压力平衡槽,32,33,四 内啮合齿轮泵 1 工作原理,动画演示,34,流量脉动小，仅是外啮合齿轮泵流量脉动率的1/10-1/20。 与同排量的其它液压泵比较，结构紧凑，重量轻，噪声小和效率高， 无困油现象。,内啮合泵特点,齿形复杂，需专门的高精度加工设备,缺点,优点,35,动画演示,36,图中为内啮合齿轮泵实物结构,37,摆线泵由于采用摆线，又是内啮合，因此与同排量的其它液压泵比较，结构更为简单，紧凑。泵的轴向配油，配油窗口很大，吸排油很充分。内啮合的一对转子同向旋转，并且只相差一个齿，两转子齿部处的相对 滑动速度很小，所 以运 动平稳，噪声小寿命长。 摆线泵的缺点是转子齿数少，流量 脉动大，在高压低速的情况下，容积效率低 此泵的工作压力一般为2.5-7Mpa.通常作为润滑、补油等辅助泵使用,摆线泵特点,38,一 单作用式叶片泵,动画演示,1配油盘,第三节 叶片泵,组成,39,原理 单作用式叶片泵的定子内表面是圆形的，转子与定子间有一偏心量，在定子和转子的两端装有配油盘，配油盘上开有一个吸油窗口和一个排油窗口，分别和泵壳上的吸油口和排油口相通，叶片的根部分别和相应的油区相通。 这种泵的转子每转一转，泵上的每一密封工作腔完成吸油和压油动作各一次，所以称为单作用式叶片泵。又因这种泵的转子受不平衡的径向液压力，故又称非平衡式叶片泵。,40,由于轴和轴承的不平衡负荷较大，因而使这种泵的工作压力的提高受到了限制。 改变定子和转子间的偏心矩e值，就可以改变泵的排量，故单作用式叶片泵常做成变量泵。,41,42,计算泵的几何排量为： V=V1-V2=2BDe 实际流量为： q=2BdenV 式中 D定子内直径； e定子与转子的偏心量；,43,单作用式叶片泵的定子内缘和转子外缘为圆柱体，当偏心安装，在每一瞬时容积的变化是不均匀的，因而存在流量脉动。 当叶片为奇数时： 当叶片为偶数时：,（三）单作用式叶片泵的流量脉动,44,由上式表明： 1）叶片数越多，流量的脉动率越小，脉动频率越高。 2）奇数叶片泵又比偶数的脉动率小，脉动频率高。 因此，单作用式叶片泵的叶片数总是采用奇数，一般为13或15。,45,定子和转子偏心安装 改变偏心量e可调节泵的输出流量 偏心反向，吸油、压油方向也反向。 径向液压力不平衡 单作用式叶片泵的转子及轴承上承受着不平衡的径向力，这限制了泵工作压力的提高，故泵的额定压力不超过7Mpa.,（三）单作用式叶片泵的结构特点,46,叶片后倾 为了减小叶片与定子间的磨损，叶片底油槽采取在压油区通压力油，在吸油区与吸油腔相通的结构形式。因而，叶片的底部和顶部所受的液压力是平衡的。这样，叶片的向外运动主要靠旋转时所受到的惯性力。据力学分析，叶片后倾一个角度有利于叶片在惯性力作用下向外伸出。通常后倾角为24,47,二 双作用式叶片泵,动画演示,（一）工作原理 组成,48,定子内表面形似椭圆，由两端大半径圆弧、两端小半径圆弧和四段过渡曲线组成。叶片根部通过配流盘侧面上的环行槽与压油腔相通，使叶片在离心力和根部油压作用下压向定子内表面。这种泵转子每转一转，完成吸油、压油两次，因而称为双作用式泵，泵的两个吸油区和压油区是径向对称的，作用在转子上的液压力径向平衡，所以又称为平衡式。,49,50,51,吸,压,52,（三）流量脉动,按理论讲，若不考虑叶片厚度，则瞬时流量应该是均匀的，无流量脉动。 但是实际由于叶片存在厚度；长半径圆弧和短半径圆弧不可能制造的严格统一；叶片根部被设计成与压油腔相通。 泵的瞬时流量仍将出现为小脉动，但其脉动率较其它泵（除螺杆泵）小得多，且叶片数为4的整数倍且大于8时最小。为此，双作用式叶片泵常取12或16。,53,（四）双作用式叶片泵的结构特点,定子过渡曲线 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界处的加速度突变不大，以减小冲击和噪声。目前双作用式叶片泵一般都是用综合性能较好的等加速度-等减速曲线。 径向作用力平衡 由于双作用式叶片泵的吸、压油口对称分布，所以转子和轴承上所受的径向力是平衡的。,54,配流盘的作用是给泵进行配油。为了保证配流盘的吸、压油窗口在工作中能隔开，就必须使配流盘上封油区夹角 (即吸油窗口和压油窗口之间的夹角)大于或等于两个相邻叶片间的夹角，如图320所示，即：,配流盘,此外定子圆弧部的夹角应当等于或大于配流盘上封油区夹角 ，以免产生困油和气穴现象。,55,在配流盘上叶片从封油区进入压油窗口一边开卸荷三角槽，如图320所示,缷荷三角槽,使相邻叶片间的密闭容积逐渐地进入压油窗口，压力逐渐上升，从而消除困油现象和由于压力突变而引起的瞬时流量脉动和噪声,56,叶片在转子中放置时应当有利于叶片在转子的槽中滑动，并且磨损要小。,叶片倾角,57,58,压力角 越大，Ft力越大。当转子槽按旋转方向倾斜a角时，可使原径向排置叶片的压力角减少为，这样就可以减少与叶片垂直的力Ft，使叶片在转子槽中移动灵活，减少磨损。由于不同转角处的定子曲线的法线方向不同，由理论和实践得出，一般叶片倾角a=10 14,注意：由于叶片倾斜一个角度安装，转子必须朝倾斜的方向旋转，也就是叶片顶部按转子回转方向往前倾斜,59,端面间隙的自动补偿 为了减小端面泄漏，采取的间隙自动补偿措施是将右配流盘的右侧与压油腔连通，使配流盘在液压力作用下压向定子。泵的工作压力愈高，配油盘就会愈加贴紧定子。 减小叶片对定子的作用力 (1)减小作用在叶片底部的油液压力，将泵的压油腔的油液通过阻尼槽或内装式小减压阀通到吸油区的叶片底部，以减小压力。 （2）减小叶片底部受压力油作用的面积。可以用减小叶片厚度的办法来减少压力油对叶片底部的作用力。但受目前材料工艺的限制，叶片不能做得太薄，一般厚度为1.8-2.5mm,高压双作用叶片泵的结构特点,60,如图323所示。在转子2的槽中装有两个叶片1，它们之间可以相对自由滑动，在叶片顶端和两侧面倒角之间构成V形通道，使叶片底部的压力油经过通道进入叶片顶部，因此使叶片底部和顶部的压力相等，适当选择叶片顶部棱边的宽度，即可保证叶片顶部有一定的作用力压向定子3，同时又不至于产生过大的作用力而引起定子的过度磨损。,采取双叶片结构,61,采用子母叶片结构减小叶片底部承受压力油作用的宽度或采用阶梯叶片（见图3-24）,采用子母叶片结构,这种方法可以用于额定压力达21MPa的高压叶片泵上,62,63,作用机理 （图见下页） 它能根据外负载（泵出口压力）的大小自动调节泵的排量。如图示转子中心是固定的，定子可左右移动。泵逆时针旋转时，转子上部为压油腔，下部为吸油腔，当外负载压力升高时，定子将左移，即减少e，从而使输出流量减小而达到降压的目的，但当压力大到泵内偏心所产生的流量全部用于补偿泄漏时，泵的输出流量为零，不管外负载再怎样加大，泵的输出压力不会再升高。反之，压力降低，则定子右移而使输出压力升高。,（三） 限压式变量叶片泵,64,动画演示,65,66,设泵的最大偏心为emax，弹簧的预压缩量为，弹簧刚度为 初始时压力设为b，则： b 1）当泵的压力为b b 此时，泵输出最大流量 。 2）当泵的压力为b时， b 此时，定子移动了距离，这时的偏心量为 emax （29）,67,如忽略泵在滑块滚针支撑处的摩擦力，泵定子的受力方程为 （） 由此可得： e=emax+ pA/,(3-33),68,69,1、在泵的供油压力低于预先调整的压力pb时，流量 按AB段变化，泵只是有泄漏损失，而偏心距e值不变； 泵的供油压力超过pb时，限压弹簧被压缩，偏心距e减小，流量随压力的增高而急剧下降，按BC 曲线变化。,小 结,70,2、当更换不同刚度的限压弹簧时，可改变曲线BC段的斜率 Ks越小（弹簧越软）， BC段越陡，Pc值越小； Ks越大（弹簧越硬）， BC段越平缓，Pc值越大；,3、调节螺钉1可改变泵的最大流量，使特性曲线AB段上下平移，调节螺钉2可改变限定压力Pb的大小，使特性曲线BC段左右平移，,71,q=kqe0-klp,72,由于限压式变量叶片泵有上述流量压力特性，所以多应用于组合机床的进给系统，以实现快进、工进和快退等运动；限压式变量叶片泵也适用于定位和夹紧系统。 当快进和快退需要较大的流量和较低的压力时，泵可利用AB曲线工作；当工作进给需要较小的流量和较高的压力时，则泵可利用BC曲线工作。 在定位和夹紧系统中，当定位和夹紧部件的移动需要低压、大流量时，可利用AB曲线工作；夹紧结束后，仅需要维持较高的压力和较小的流量(补充泄漏量)，则可利用曲线近于C点的特性,限压式变量叶片泵应用,73,总之，限压式变量叶片泵的输出流量可根据系统的压力变化(即外负载的大小)，自动地调节流量，也就是压力高时，输出流量小；压力低时，输出流量大,(2)优缺点,限压式变量叶片泵根据负载大小，自动调节输出流量，因此功率损耗小、可以减少油液发热。,液压系统中采用变量泵，可节省液压元件的数量，从而简化了油路系统。,74,泵本身的结构复杂，泄漏量大，流量脉动较严重，致使执行元件的运动速度不够平稳,存在径向力不平衡问题，影响轴承的寿命，噪声也大,75,第四节 柱塞泵,柱塞泵的分类： 柱塞泵按照柱塞的排列和运动方向不同，分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵； 轴向柱塞泵按照配流方式的不同，分为直轴式（斜盘式）和斜轴式（摆缸式）。,工作原理： 柱塞泵是依靠柱塞在其缸体内往复运动时密封工作腔的容积变化来实现吸油和压油的。 这类泵泄漏小，容积效率高，可以在高压下工作,76,77,一、径向柱塞泵,78,动画演示,79,流量计算,80,径向柱塞泵的特点,柱塞在转子内是径向排列的，所以径向尺寸大，旋转惯性大，结构复杂。,柱塞与定子为点接触，接触应力高,配油轴受到径向不平衡液压力的作用，易磨损，摩损后间隙不能补偿，泄漏大，故这种泵的工作压力、容积效率和泵的转速都比轴向柱塞泵低,81,定子与转子偏心安装，改变偏心距e值可改变泵的排量，因此径向柱塞泵可做变量泵使用。有的径向柱塞泵的偏心距e可从正值变到负值，改变偏心的方向，泵的吸油方向和排油方向也发生变化，成为双向径向柱塞变量泵,由其特点所决定，径向柱塞泵广泛地用于低速、高压、大功率的拉床、插床和刨床的液压传动的主运动中,82,动画演示,二、轴向柱塞泵,83,轴向柱塞泵的流量计算,84,85,86,结构特点,滑靴 ：降低接触应力，减少磨损； 柱塞的伸出：由弹簧、回程盘组成回程装置，有自吸能力； 缸体端面间隙的自动补偿； 变量机构：手动变量机构。,87,动画演示,88,轴向柱塞泵,优点： 结构紧凑，径向尺寸小，惯性小，容积效率高，工作压力也很大，目前最高压力可达40MPa，甚至更高，一般用于工程机械、压力机等高压系统。 缺点： 因为柱塞轴向安装，所以轴向尺寸较大， 轴向作用力也很大，结构比较复杂。,89,柱塞泵的优点,参数高： 额定压力高，转速高，泵的驱动功率大； 效率高： 容积效率为95左右，总效率 为90左右； 寿命长； 变量方便，形式多。,90,柱塞泵的缺点：,结构较复杂，零件数较多； 制造工艺要求较高，成本较贵； 对油液的污染较敏感，要求较多的过滤精度，对使用和维护要求较高；,91,第五节 液压泵的噪声,一、产生噪声的原因 泵的流量脉动和压力脉动； 泵的两个油腔突然相通的时候，产生油液流量和压力突变； 空穴现象； 泵内流道具有界面突然扩大和收缩、急拐弯，通道截面过小而导致液体紊流、漩涡及喷流； 机械原因。,92,降低噪声的措施,要消除液压泵内部油液压力的急剧变化； 为吸收液压泵流量及压力脉动，在液压泵的出口装消声器； 装在油箱上的泵使用橡胶垫减震； 压油管的一段用高压软管，对泵和管路的连接进行隔振； 防止泵产生空穴现象，采用直径较大的吸油管，减小管道局部阻力；采用大容量的吸油过滤器，防止油液中混入空气； 合理设计液压泵，提高零件刚度。,93,液压泵的图形符号,94,液压泵的选用,1、选择液压泵的原则 是否要求变量：径向柱塞泵、轴向柱塞泵、单作用叶片泵是变量泵。 工作压力：柱塞泵压力31.5MPa；叶片泵压力6.3MPa,高压化以后可达16MPa；齿轮泵压力2.5MPa，高压化以后可达21MPa。 工作环境：齿轮泵的抗污染能力最好。 噪声指标：低噪声泵有内啮合齿轮泵、双作用叶片泵和螺杆泵，双作用叶片泵和螺杆泵的瞬时流量均匀。 效率：轴向柱塞泵的总效率最高；同一结构的泵，排量大的泵总效率高；同一排量的泵在额定工况下总效率最高。,95,液压泵的选用,2、液压泵压力大小的选用 液压泵的选择，通常是先根据对液压泵的性能要求来选定液压泵的型式，再根据液压泵所应保证的压力和流量来确定它的具体规格。 液压泵的的工作压力是根据执行元件的最大工作压力来决定的，考虑到各种压力损失，泵的最大工作压力P