《液压传动技术》课件第3章

3.1液压马达概述3.2高速小转矩液压马达3.3低速大转矩液压马达3.4液压马达常见故障及其排除方法习题与思考题第3章液压马达3.1液压马达概述

1.液压马达的工作原理和分类液压马达和液压泵在结构上基本相同,在工作原理上是互逆的,也即向液压马达通入压力油以后,由于作用于转子上的液压力不平衡而产生转矩,从而使转子旋转,成为液压马达。液压马达可分为高速和低速两大类。一般认为,额定转速高于500r/min的属于高速液压马达,额定转速低于500r/min的属于低速液压马达。高速液压马达的基本形式有齿轮式、叶片式和轴向柱塞式,此外还有转子式、螺杆式等。它们的主要特点是工作转速较高,转动惯量小,便于启动和制动,调速及换向的灵敏度高。通常,高速液压马达的输出转矩不大,仅几十N·M,所以又称高速小转矩液压马达。低速液压马达的基本形式为径向柱塞式,例如单作用连杆式、无连杆式和多作用内曲线式等。此外,在轴向柱塞式、叶片式和齿轮式中也有低速的结构形式。低速液压马达的主要特点是排量大,体积大,转速低(有的可低到每分钟几转甚至零点几转,因此可以直接与工作机构连接而不需要减速装置,使得传动机构大大简化)。通常，低速液压马达的输出转矩较大,可以达几kN·m,所以又称为低速大转矩液压马达。

2.液压马达的主要性能参数

1)输入参数液压马达的输入参数有：流量q(m3/s),进、出口压力差Δp(Pa),输入功率P(W)。

2)理论转速和实际转速理论转速nt的计算表达式为(3-1)

式中:V——液压马达的排量,即在没有泄漏的情况下,液压马达输出轴旋转一周所需的工作液体的体积(m3/r)。由于泄漏不可避免,因此为了保证马达的转速符合要求,输入马达的实际流量为(3-2)式中:qt——在没有泄漏的情况下,使液压马达达到设计转速所需的理论输入流量(m3/r)。液压马达的理论输入流量qt与实际输入流量q之比,称为容积效率,其表达式为(3-3)

液压马达的实际转速为(3-4)

3)理论转矩和实际转矩根据能量守恒定律,液压马达可满足以下关系：(3-4)所以(3-5)式中:Tt——理论转矩。实际上,液压马达各零件间相对运动及流体与零件间相对运动的摩擦必然产生各种能量损失。例如,轴和轴承的摩擦损失,轴和密封装置之间的摩擦损失,各零件间因相对运动而产生的摩擦损失,流体压力损失等,它们总称为机械损失。液压马达的机械损失表现在实际输出转矩T的降低,即(3-6)式中:ΔT——由于摩擦而产生的转矩损失。液压马达的实际输出转矩T与理论转矩Tt的比值,称为机械效率,其表达式为(3-7)

由上式可得液压马达的实际转矩为

由于液压马达结构几何参数的影响,其瞬时转矩是不均匀的,也即存在着转矩的脉动性。由前述公式(3-8)可得液压马达的瞬时转矩表达式为(3-９)如果马达工作时的压差Δp和转速n不变,则瞬时转矩Ts

具有与瞬时流量qs相同的脉动规律。由于类型相同的泵和马达的瞬时流量规律相同,因此可以利用已知的液压泵的瞬时流量规律直接得到液压马达的瞬时转矩规律,即在马达的进、出口压差和转速不变时,马达的转矩不均匀系数等于同类型泵的流量不均匀系数，即(3-10)液压马达的实际输出功率等于液压马达的实际转矩与输出轴角速度的乘积,即(3-12)

显然,液压马达的总效率η等于输出功率P与输入功率Pi之比,即(3-13)

4)理论输出功率与实际输出功率液压马达的理论输出功率等于其输入功率,即(3-11)即(3-14)可见,液压马达的总效率也等于机械效率与容积效率的乘积。

又因为P=2πnT,Pi=Δpq,所以3.2高速小转矩液压马达

3.2.1齿轮马达

1.外啮合渐开线齿轮马达的工作原理外啮合渐开线齿轮马达的工作原理如图3-1所示。图中,Ⅰ为转矩输出齿轮,Ⅱ为空转齿轮,两轮的齿数与模数一般相同。

啮合点C至两齿轮中心的距离分别为RC1和RC2,当压力为pg的高压油输入马达高压腔时,处于高压腔内的所有轮齿都受到压力油的作用。由于RC1<Re1,RC2<Re2,因此,互相啮合的两个齿面只有一部分处于高压腔。这样就使两个轮齿上处于高压腔的两个齿面所受到的切向液压力对各齿轮轴的转矩是不平衡的,两个齿轮各自受到的不平衡的切向液压力分别形成了转矩、;同理,处于低压腔的各齿面所受到的低压液压力也是不平衡的,对两齿轮轴分别形成了反方向的转矩、。此时齿轮Ⅰ上的不平衡转矩为T1=

,齿轮Ⅱ上的不平衡转矩为T2=。所以,在马达输出轴上产生了总转矩T=T1+T2,从而使齿轮克服负载转矩按图中箭头所示方向旋转。随着齿轮的旋转,油液被带到低压腔排出。图3－1外啮合齿轮马达工作原理图

2.外啮合渐开线齿轮马达的结构特点图3-2所示为端面间隙可自动补偿的外啮合渐开线齿轮马达结构图。在轴套9、10的外端对称地布置着4个密封圈1、2、3、4,中心密封圈1紧紧地包围着两个轴套孔,形成一个中间收缩的“8”字形区域A1,因区域A1通过两个轴承与泄漏油孔14相通,所以区域A1内的压力与泄漏油腔的压力相等。侧边密封圈2和3对称地布置在密封圈1的两侧,且各有一段长度直接与密封圈1接触,分别形成菱形区域A2和A3,A2经通道5与进油腔6相通,A3经通道与回油腔7相通。外围密封圈4也布置成菱形,包着密封圈1、2和3,且有两段长度分别与密封圈2和3直接接触。由于密封圈2和3的两侧都分别与密封圈1和4直接接触,因此在密封圈4的包围圈内,又形成两个区域A4和A5,由于渗漏和串油的原因,A4和A5内的压力接近于高压腔压力。图3-2端面间隙可自动补偿的外啮合渐开线齿轮马达为了简化加工和装配工艺,密封圈4夹在壳体12与前盖11和后盖13之间,密封圈1夹在轴套和前、后盖之间,而密封圈2、3与密封圈4相接近的部分则保持在壳体和前、后盖之间。所有的密封圈都嵌在前、后盖的凹槽中。各密封圈之间互相接近的部分采用直接接触的办法,这样可简化工艺,降低成本。当马达正转时,A1内的压力等于泄漏腔压力;A2内的压力等于高压腔压力;A3内的压力等于低压腔压力;A4和A5内的压力是相等的,它们稍低于(很接近于)高压腔压力。当马达反转时,由于高、低压腔交换位置,此时A2内的压力等于低压腔压力;A3内的压力等于高压腔压力;而A3、A4和A5内的压力则和马达正转时相同。所以,轴套对齿轮总的压紧力与马达正转时相等,从而使端面间隙得以自动补偿。这种齿轮马达与齿轮泵相比,具有以下特点:

(1)结构上具有对称性。为了使马达正、反转时性能不受影响,马达的进、出油口直径相等,高、低压腔卸荷槽对称,轴套端由各密封圈围成的密封区域对称;而齿轮泵一般是单方向旋转,没有这一要求。

(2)具有单独的泄漏油孔。图3-2中的泄漏油孔14是将润滑轴承后的泄漏油引到壳体外边去,而不像齿轮泵那样将泄漏油引到低压腔。这是因为马达在反转时,原来的低压腔变成了高压腔。

(3)增加了齿轮齿数。齿轮马达的齿数一般比齿轮泵的齿数多,从而减小了转矩的脉动性。此外,增加齿数对减小振动与噪声也有好处。一般齿轮马达的齿数Z≥14。

(4)提高了马达的效率。为了改善马达的启动性能,通常齿轮马达的径向间隙取得比泵大,端面间隙补偿装置的压紧系数取得比泵小,以减小启动时摩擦力的影响。在启动的瞬间,图3-2中的A4和A5还未来得及建立起压力,所以,此时轴套对齿轮的压紧力很微弱,摩擦力矩很小,从而获得了较大的启动转矩。而当启动后转入正常运行时,A4和A5的油压已经建立起来,使轴套对齿轮的压紧力增大,从而保证正常工作时有较高的效率。

(5)必须采用滚动轴承(或静压轴承)。由于齿轮马达的速度范围很大,若采用滑动轴承,则在低速时就不能可靠地形成润滑油膜。因此，齿轮马达必须采用滚动轴承或静压轴承。而齿轮泵转速高且转速变化很小,就没有这一限制。齿轮马达结构简单,体积小，重量轻，惯性小，使用可靠，维修方便，价格低廉,对油液的过滤精度要求不高。但是，齿轮马达输出转矩小,脉动大,低速稳定性较差。所以，齿轮马达多用于工程机械、农业机械以及要求不高的机械设备上。3.2.2叶片马达

1.工作原理双作用式叶片马达的工作原理如图3-3所示。当压力为p的油液从进油口进入叶片之间时,位于进油腔的叶片有3、4、5和7、8、1两组。分析叶片的受力情况可以看出，叶片4、8两侧均受高压油的作用,作用力互相抵消,因而不产生转矩；位于封油区的叶片一面受高压油的作用,另一面受排回油箱的低压油的作用,所以能产生转矩。同时,叶片1、5和叶片3、7的受力方向相反,叶片1、5产生的转矩使转子顺时针回转,叶片3、7产生的转矩使转子逆时针回转。但因叶片1、5伸出较长,液压力的作用面积大,力臂也长,所产生的转矩大于叶片3、7产生的转矩,叶片1、5和叶片3、7产生的转矩差就是叶片马达输出的转矩。当定子的长短半径差值越大、转子的直径越大以及输入液体的压力越高时,液压马达的输出转矩也就越大。图3-3双作用式叶片马达的工作原理图

2.结构特点图3-4所示为双作用式叶片马达的一种结构图,它与双作用叶片泵相比,具有以下特点：

(1)叶片底部设置了燕式弹簧。马达的叶片由燕式弹簧将其推出,可保证启动时叶片顶部与定子内表面的紧密接触,以防启动时高、低压腔串通而形不成液压力,也就不能输出转矩。图3-4所示的双作用式叶片马达即采用了燕式弹簧的结构。图3-4双作用式叶片马达的结构图

(2)叶片沿叶片槽径向放置。为了适应马达正、反转的要求,叶片沿叶片槽径向放置,即叶片倾角θ=0°,叶片顶端对称倒角。

(3)叶片底部始终通压力油。为了保证在进、出油口变换时叶片底部始终通高压油,将叶片压向定子以保证可靠接触,叶片马达在通往叶片底部的油路中设置了一组特殊结构的单向阀——梭阀,其工作原理如图3-5所示。由于采用了两个并联的梭阀,因此当进入叶片马达的油液方向改变时,便可使叶片底部始终通高压油,叶片便可靠地压紧在定子内表面。图3－5梭阀工作原理示意图

(4)双向进油以减小压力损失。叶片马达在定子上开有若干圆孔,在另一只配油盘上开有不通的配油窗口,以实现双向进油,减小压力损失。叶片马达结构紧凑,体积小,转动惯量小,因此动作灵敏,输出转矩比较均匀,低速性能优于齿轮马达。所以，叶片马达一般适用于高速小转矩及要求动作灵敏的工作场合。3.2.3轴向柱塞马达

1.工作原理图3-6所示为倾斜盘式轴向柱塞马达的工作原理图。当柱塞处于进油腔的位置时,柱塞在液压力的作用下抵住倾斜盘,于是倾斜盘就给柱塞以反作用力F。反作用力F可以分解为轴向分力Fx和径向分力Fy,其轴向分力Fx和作用在柱塞上的液压力相平衡,径向分力Fy则由于与转子中心有一定的距离,从而产生一定的转矩驱动转子旋转,使马达工作。显然,进、出油口互换时,马达旋转方向也将改变。图3-6轴向柱塞马达的工作原理图

2.轴向柱塞马达的结构轴向柱塞马达和轴向柱塞泵可以互相通用。前述章节中图2-88和图2-90所示的轴向柱塞泵均可作为轴向柱塞马达来使用。轴向柱塞马达结构紧凑,径向尺寸小,又由于柱塞和柱塞孔形成的工作容积密封性好,因此能在高转速和较高压力的条件下工作,转速范围大,变速和换向动作灵活。3.3低速大转矩液压马达低速大转矩液压马达的主要特点是排量大，体积大，输出转矩大，低速稳定性好,一般可在10r/min以下平稳运转,有的可低到0.5r/min以下。因此,该马达可以直接与工作机构连接,不需要减速装置,从而使传动机构大大简化,提高了工作效率。低速大转矩液压马达广泛应用于各种低速重载机械,如矿山机械、工程机械、起重运输机械、船舶等。低速大转矩液压马达多采用柱塞式结构。按其结构形式分类,有轴向柱塞式与径向柱塞式,而其基本形式是径向柱塞式。按其柱塞每转的作用次数分类,有单作用式和多作用式。若传动轴转一周而柱塞仅往复运动一次,则称为单作用式;若传动轴转一周而柱塞往复运动多次,则称为多作用式。3.3.1轴向柱塞式低速大转矩马达图3-7所示为双斜盘滑履式轴向柱塞马达的结构图。它的组成和工作原理与高速轴向柱塞液压马达基本相同,其主要区别在于采用了两个斜盘2和两套柱塞1,用以增大输出转矩。如图所示,在壳体的两端各有一个斜盘2,在缸体3的柱塞孔中,左、右各装有带滑履的柱塞1,两柱塞的中间用弹簧隔开,A、B、C、D为进出油口,油液经配油盘4及缸体上的斜孔进入两柱塞的油腔,当压力油通入后,左、右柱塞同时受液压力的作用而抵住斜盘,产生使转子旋转的径向力,从而使马达旋转。图3-7双斜盘轴向柱塞马达3.3.2径向柱塞式低速大转矩马达

1.单作用连杆式径向柱塞马达

1)工作原理图3-8所示为连杆式径向柱塞马达的结构原理图。在壳体1的圆周呈放射状均匀布置了五个缸孔(或七个),缸孔中的柱塞2通过球铰与连杆3相连接。连杆端部的圆柱面与曲轴4的偏心轮相接触,曲轴的圆心为O,偏心轮的圆心为O1,两者之间的距离为偏心距e。曲轴的一端通过接头与配油轴5相连,配油轴上的“隔墙”两侧分别为进油腔和回油腔。图3-8连杆式径向柱塞马达的结构原理图高压油进入马达的进油腔后,经过壳体上的槽①、②、③引到相应的柱塞缸①、②、③中去。高压油产生的液压力作用于柱塞的顶部,并通过连杆传递到曲轴的偏心轮上。以柱塞缸②为例,如图3-9所示,作用在偏心轮上的力为F,这个力的方向沿着连杆中心线指向偏心轮的中心O1。作用力F又可以分解为两个力,即法向力Ff和切向力Ft。法向力Ff的作用线通过曲轴中心O,不产生转矩,该力由曲轴的轴承平衡。切向力Ft对曲轴的旋转中心O产生转矩,使曲轴绕中心O逆时针方向旋转。柱塞缸①和③的受力情况与柱塞缸②相似,只是由于它们相对于曲轴的位置不同,因此产生转矩的大小与柱塞缸②不同。显然,使曲轴旋转的总转矩应等于与高压腔相通的柱塞缸(在图示情况下为①、②和③缸)所产生的转矩之和。图3-9连杆式径向柱塞马达受力图曲轴旋转时,缸①、②、③的容积增大,油液通过壳体油道①、②、③经配油轴的进油腔进入,则缸④、⑤的容积变小,油液通过壳体油道④、⑤经配油轴的回油腔排出。当配油轴随马达的旋转转过一个角度后,配油轴“隔墙”封闭了通道③,此时缸③与高、低压腔均不相通,缸①、②通高压油,使马达产生转矩,缸④、⑤排油。当曲轴连同配油轴再转过一个角度后,缸①、②、⑤通高压油,使马达产生转矩,缸③、④排油。由于配油轴随曲轴一起旋转,因此进油腔和回油腔分别依次与各柱塞缸接通,从而保证曲轴连续旋转。若将马达的进、出油口互换,则可实现马达的反转。

2)典型结构图3-10所示为连杆式径向柱塞马达的一种典型结构。五只缸体沿径向均匀分布在圆周上,孔端由缸盖8封闭形成一星形壳体。各缸体中装有柱塞1,在柱塞的中心球窝内装有连杆2小端的球头,连杆2大端的凹形圆柱面紧贴在与曲轴4做成一体的偏心轮的外缘上,用一对挡圈3压住连杆,使其不与偏心轮脱离。曲轴安装在两个径向止推滚柱轴承上,并且通过十字联轴器5带动配油轴6旋转,两者之间用十字接头构成浮动连接,以避免因加工与装配误差带来的不同心而卡死的现象。配油轴(即配油转阀)安装在集流器7内,并由两个滚针轴承支承。在配油轴的轴心开一小孔,用于沟通配油轴两端,以保证配油轴两端轴向力的平衡。图3-10连杆式径向柱塞马达的结构图配油轴(配油转阀)的形状如图3-11所示。马达的进油口或回油口经阀套的径向孔通到转阀上的环槽a或b,环槽a与转阀上的轴向孔c和d相通,环槽b与转阀中的轴向孔e和f相通。这四个轴向孔一直通到配油窗口处(见图3-11中剖面C-C),在剖面C-C处一边为进油腔,一边为回油腔,在进油腔和回油腔之间有封油区。图3-11连杆式径向柱塞马达的配油阀由马达的工作原理可知,配油轴的一侧为高压腔,另一侧为低压腔,所以配油轴在工作过程中受有很大的径向力。此径向力将配油轴推向一侧,而使另一侧间隙增大,造成滑动表面的磨损和泄漏的增加,致使效率下降。为了解决这个问题,可采取以下措施来平衡径向力：用开设平衡油槽的方法,使对应各槽及其所形成的沿轴向的压力场产生的液压力平衡,即实现配油轴的静压平衡。这种静压平衡的配油轴由于径向力得到了平衡,因此摩擦力很小,从而提高了机械效率和启动机械效率;同时，缩小了配油轴与配油套的径向间隙,减小了泄漏,提高了容积效率，在正常工作范围内,总效率在85%~96%之间。图3-12所示为密封环密封的静压平衡配油轴的原理图。正中的C-C窗孔是配油窗孔,B-B和D-D上的环形槽分别是进油窗孔和回油窗孔,A-A和E-E是静压平衡半圆环形槽。图3-12密封环密封的静压平衡配油轴假定各密封环分别放置在密封带的正中。若进、出油方向如图中箭头所示,各孔处标有符号“p”的都是高压腔,标有符号“o”的都是低压腔。可见,B-B和D-D的圆周方向的压力相同,没有径向力产生;C-C窗孔剖面的上腔与进油口相通,是高压侧,下腔与回油口相通,是低压侧,因此使配油轴受到很大的径向力。为了平衡这个径向力,在配油轴两端设置半圆平衡油槽A-A和E-E,使其上腔通低压油,下腔通高压油；为了减小泄漏,各腔之间应设置密封环。为了保证上、下两侧静压平衡,必须满足下述关系：a+e=2(b+c)

(3-15)式中:a——配油窗孔宽度;

e——配油窗孔的密封带宽度;

c——平衡油槽宽度;

b——平衡油槽的密封带宽度。

2.单作用无连杆式径向柱塞马达

1)工作原理图3-13(a)所示为静压平衡马达的结构原理图,图3-13(b)为其受力分析图。壳体1上有五个沿径向均布的柱塞缸,五个柱塞2分别安装在壳体的柱塞缸内。套装在曲轴偏心轮5上的五星轮4起着连杆的作用,五星轮的五个径向孔口各嵌有一个压力环3,压力环的上端面与柱塞底平面接触。五星轮平面、压力环和柱塞都开有对应的中间通孔。曲轴的旋转中心为O,偏心轮的旋转中心为O1,两者之间的偏心距为e

。曲轴的一端外伸,即为输出轴；另一端为配油机构。图中设A为进油腔,B为回油腔。图3-13静压平衡马达结构原理图当高压油进入A腔后,通过五星轮、压力环和柱塞的中间贯通孔,到达①、②、③号缸,形成高压液柱,直接作用在曲轴偏心轮5上。以柱塞缸②为例(见图3-13(b)),作用在偏心轮上的力F,可以分解为法向力Ff和切向力Ft。法向力Ff通过曲轴中心连线,因而不产生转矩;切向力Ft对曲轴的旋转中心O产生转矩,使曲轴绕中心O顺时针方向旋转。柱塞缸①和③的受力情况与柱塞缸②相似,合转矩使曲轴产生顺时针的转动,与此同时,缸④、⑤回油。转过一定角度后,缸①封闭,缸②、③起作用;再转过一定角度后,缸②、③、④起作用,缸⑤、①回油。如此,进油腔和回油腔分别依次与柱塞缸接通,从而保证曲轴连续旋转。马达在工作过程中,五星轮相对于柱塞作平面平行运动,柱塞则做上下往复运动。将马达进、回油口互换后,马达的旋转方向改变。

2)典型结构图3-14所示为静压平衡马达的结构图。为了增大转矩,该马达采用双排柱塞结构。配油机构在传动轴(即曲轴)4的左端,使传动轴、偏心轮和配油机构组成一体,这大大缩短了马达的轴向尺寸。传动轴支承在两个径向止推轴承上。柱塞中的弹簧能使柱塞始终压紧在五星轮上,以改善马达的启动性能。两个偏心轮的偏心方向相差180°,以使传动轴所受径向液压力基本平衡。图3-14静压平衡马达的结构图静压平衡马达与连杆式马达相比,具有以下特点:

(1)偏心轮既具有传递动力的功能,又起配油作用,从而缩短了马达的轴向尺寸。

(2)用五星轮取代连杆,既可简化结构工艺,又减小了径向尺寸。但取消连杆带来的缺点是柱塞与缸孔间的侧向力增大了,致使五星轮作平移时与柱塞底面间及五星轮与偏心轮滑动表面间的相对运动摩擦损失较大,因此影响了马达的机械效率。

(3)压力油直接作用于曲轴的偏心轮上形成转矩而使曲轴旋转。马达的柱塞3、压力环6和五星轮1上的液压力接近于静压平衡,因此在工作中,柱塞、压力环和五星轮只起不使压力油泄漏的密封作用,所以称之为静压平衡马达。静压平衡马达磨损小,寿命长,工作可靠,结构比连杆式径向柱塞马达简单,但重量和体积比较大。

3.多作用内曲线径向柱塞马达

1)工作原理图3-15(a)所示为内曲线径向柱塞马达的结构原理图,图3-15(b)为其受力分析图。凸轮环1(即壳体)的内表面由x个形状完全相同的曲线均布而成,每个曲线凹部的顶点将曲线分成两段,允许柱塞组向外伸的一边为工作段(进油段),与它对称的另一边称为空载段(回油段)。由于凸轮环1固定不动,因此称为定子。缸体2中,沿圆周径向均匀分布着Z个柱塞缸孔,缸孔中装有柱塞,缸孔底部有一配油窗口,并与配油轴6的配油孔道相通。由于缸体可以旋转,因此称为转子。转子经传动轴与外界的工作机构相连。柱塞的顶部顶压在横梁上,其底部与配油轴的进、回油口相通。横梁3的两端设有两个滚轮5,滚轮5又顶紧在定子的内表面曲线上。配油轴6固定不动,其上沿圆周方向均匀地开设了2x个配油窗口,这些配油窗口交替地分成两组,通过配油轴上的两个轴向孔(图中未表示出)分别和进、回油口相通。每一组的x个配油窗口应分别对准六个同向的曲线(其实为曲面)ab或bc。假定内曲线ab段对应进油区,bc段对应回油区。在图示位置时,柱塞Ⅳ、Ⅷ处于回油状态,柱塞Ⅰ、Ⅲ、Ⅴ、Ⅶ处于过渡状态,既不和进油相通,也不和回油相通。柱塞Ⅱ、Ⅵ在压力油的作用下,将横梁和滚轮压向定子内曲线,于是在接触处定子对滚轮产生一反作用力F(见图3-15(b)),反力F可以分解为两个力,即径向力Ff和切向力Ft。径向力Ff与柱塞的轴向液压力平衡;切向力Ft对转子的中心形成转矩,并通过横梁的侧面传递给转子,使转子旋转。图3-15内曲线马达工作原理柱塞滚轮组进入ab段,则会产生转矩推动转子旋转。随着转子的旋转,柱塞外伸,直到b点为止。进入bc段后,柱塞底部与回油口相通,柱塞内缩回油。在a、b、c三点,柱塞底部被配油轴封闭,此时柱塞也正好没有径向位移。由于曲线数(图中x为6)与柱塞数(图中Z为8)不相等,因此总有一部分柱塞处于定子曲面ab段,也总有一部分柱塞处于定子曲面bc段,从而使转子2带动输出轴均匀连续旋转。因此,不能出现作用次数x和柱塞数Z相等的结构。