第六章 液压动力源-油泵.ppt

1、第六章 液压动力源：油泵（The Source of Hydraulic Power: Pumps） 6.1概述（INTRODUCTION） 一个油泵是液压系统的心脏，它将机械能转变为压力能。机械能是通过像电机这样的原动机输送给油泵的。由于机械作用，油泵在其进油口产生局部真空。油液在大气压力的作用下通过进油口进入油泵内部。油泵再推动油液进入液压系统。 油泵根据液压功率的产生主要分为两大类： 1.非容积泵：这种类型经常用于低压，大流量的场合。因为它们不能够承受高压，在液压传动中很少使用。通常它们的最高压力被限制在1.72.1MPa。这种类型的油泵一般用于将液体从一个地方输送到另一个地方。,2.容

2、积泵：这种类型普遍用于液压传动系统。正如其名，一个容积泵的泵轴每旋转一转就排出一定量的液体进入液压系统。这样一个泵能够克服系统中机械负载所产生的压力以及摩擦引起的流动阻尼。这两个特点是液压泵所需要的。这种泵与非容积泵相比有如下优点： 高压（可达到69MPa甚至更高）； 体积小； 容积效率高； 在整个压力范围内效率变化小； 极大的适应性（能够在很宽的压力范围和速度范围下工作）。 有三种主要类型的容积泵：齿轮泵、叶片泵和柱塞泵。许多变化都存在于每一种这些泵的设计中。例如，叶片泵和柱塞泵既可是定量的也可以是变量的。一个定量泵每转所排出的液体量是不能变化的。在一个变量泵,中，通过改变变量泵中零件的物理

3、关系容积就能被变化。泵内容积的这种变化使得油泵的输出流量发生改变即使油泵的转速恒定。 油泵并不输出压力，而是使液体流动。流动的阻尼决定于液压系统，系统的压力是确定的。例如，容积泵自身有通大气的输出油管，油液可以由此输出，但是没有高于大气压的输出压力，因为基本上没有流动阻尼。然而，如果输出油管被堵，理论上我们有无穷大的流动阻尼。所以，液体无处可流。压力将为此上升直到一些零件被破坏除非降压。这就是当使用容积泵时需要溢流阀的原因。当压力达到一个设定值时，溢流阀将打开使油液回到油箱。因此，溢流阀决定了系统将承受的最高压力而与负载阻尼的大小无关。 一些油泵被制成变量、压力补偿型。这种泵被设计成系统压力升

4、高将导致流量减小。最终达到预定压力,时，由于容积为零而输出流量也为零。这样防止了压力升得更高。当使用压力补偿油泵时就不再需要溢流阀了。 由油泵提供的压力能由液压执行元件转换成机械能而产生有用的功对外输出。,6.2 油泵的工作原理（PUMPING THEORY） 所有油泵的工作原理都是利用因泵的内部运动而在泵内产生局部真空。这样使得大气压将油液从油箱中压出并进入油泵内腔。然后油泵将油液从出油管压出。 这种工作状态可以由图中所示的简单活塞泵来说明。注意这个泵包含了两个单向阀，如下所述： 单向阀1与油泵的进油 管相连并仅在此处允许油液 进入油泵。 单向阀2与油泵的出油 管相连并仅在此处允许油液 离开

5、油泵。 当向左拉动活塞时，在 泵腔3内产生局部真空，由,于封闭了活塞与缸壁间的间隙以防止泵腔4中空气进入泵腔3。如果允许出现空气流动将消除真空。真空将使单向阀2压紧在其阀座上（低位）并允许大气压通过单向阀1将油箱中的油液压入油泵。推动油液的力将使单向阀1离开其阀座而出现流动。 当向右推动活塞时，油液的运动关闭进油阀1而打开出油阀2。由于活塞移动，大量的油液被强行从出油管排入液压系统。在排油行 程中由活塞排出的油液数量 称为油泵的排量。 从简单活塞泵的工作可 以看出油泵为什么不输出压 力。油泵产生流动。压力是 由被液压系统驱动的负载的 阻尼所引起的。,容积泵要能正常工作必须具有以下三个基本工作条

6、件： 有周期性的密闭容积变化，密闭容积由小变大时吸油，由大变小时排油； 油箱必须通大气，这是吸油的必要条件； 有配流装置，它保证密闭容积由小变大时只与吸油管接通；由大变小时只与排油管相通。,6.3 油泵的分类（PUMP CLASSIFICATION） 油泵根据液压功率的产生主要分为两大类： 1.液力或非容积泵： 2.静液或容积泵：这种类型的泵其泵轴每旋转一圈就排出一定量的油液。其结果是，在忽略微小内泄漏的情况下，油泵对外输出油液，油液量总是恒定的并与系统压力无关。这使其特别适合于液压传动系统。然而，如果流动阻尼变化非常大以至无穷容积泵必须防止超压。这种情况在某个阀被彻底关闭或油路堵塞时就会出现

7、。其原因是容积泵连续不断地排出油液（甚至油液无处可流）导致油液受到压缩而压力急速上升。溢流阀用来使油泵的油液流回系统的油箱而防止油泵超压。 容积泵可根据油泵内部零件的运动形式进行分类。其形式既可是旋转运动也可是往复直线运动。虽然油泵,有各种形式，但主要有三种基本类型： 齿轮泵（仅为定量泵）： 外啮合齿轮泵 内啮合齿轮泵 罗茨泵 螺杆泵 叶片泵： 不平衡叶片泵（定量或变量泵） 平衡叶片泵（仅为定量泵） 柱塞泵（定量或变量泵）： 轴向柱塞泵 径向柱塞泵 此外，叶片泵能设计为平衡式或非平衡式。非平衡式具有压力反馈的性能，可自动防止油泵超压。,6.4 油泵特性（PUMP PERFORMANCE） 一、

8、主要性能参数 1.压力 工作压力（pP）：油泵实际工作时的输出压力，该压力决定于外负载的大小和排油管路上的压力损失，而与泵的流量无关。 额定压力（pn）：油泵在正常工作条件下，按设计要求或试验标准规定连续运转的最高压力。 最高允许压力（pmax）：按设计要求或试验标准规定，超过额定压力允许短暂运行的最高压力。 2.排量和流量 排量（qP）：油泵轴转一转所产生的几何容积变化量，相当于不考虑泄漏和压缩性影响时泵每转一转排出的液体体积。 理论流量（几何流量）（QT）：单位时间内理论上,油泵可排出的液体体积（未考虑泄漏和压缩性的影响），它等于泵的排量和转速的乘积： QT （L/min）qP（mL/r）

9、n（r/min） （61） 试验时常将零压下测得的流量视为理论流量。 实际流量（QP）：油泵工作时实际排出的流量，它等于理论流量减去泄漏和压缩等损失后的流量，即QP QTQl。 额定流量（Qn）：油泵在正常工作条件下，按试验标准规定（如在额定压力和额定转速下）必须保证输出的流量。 3.功率和效率 理论功率（PT）： 图中所示为油泵的能量转换图。泵将原 动机输入的机械能转换为液体压力能而输出， 输入能量的形式为转矩Mi和角速度，输出,能量的形式为压力pP和流量QP。若不考虑泵在能量转换中的损失，则输入功率和输出功率应彼此相等，这个功率称为理论功率PT： （62） 实际上，油泵在运转时存在着容积损

10、失和摩擦损失等，所以其输出功率肯定小于实际输入功率 容积损失和容积效率（vP）： 油泵因泄漏、压缩等原因产生的流量损失Ql称为容积损失，泵经容积损失后输出的液压功率与理论功率之比称为容积效率，即：,（63） 机械损失和机械效率（mP）： 油泵内相对运动件间产生机械摩擦损失，所造成的转矩损失称为机械损失。泵的理论转矩与泵的实际输入转矩之比称为机械效率。令泵的实际输入转矩为Mi，则： （64） 由式（62）可知泵的理论转矩为： 由式（64）可得泵的实际输入转矩为：,（65） 由于mP1，故MiMT。即油泵的实际输入转矩Mi总是大于泵的理论转矩MT。 总效率（P）： 油泵实际输出功率与实际输入功率之

11、比称为泵的总效率。 令泵的实际输出功率为PopPQP，实际输入功率为Pi2nMi2nMT/mP，故泵的总效率为： （66） 由上式可知油泵的总效率等于泵的容积效率和机械效率的乘积，所以泵的实际输入功率（即原动机功率）,可直接按下式计算： （67）,二、职能符号,6.5 齿轮泵（GEAR PUMP） 一、外啮合齿轮 泵 1.结构：见右上图。 2.工作原理： 右下图表示了外啮合 齿轮泵的工作原理，两个 啮合齿轮的各齿间槽带动 油液形成流动。其中一个齿轮与驱动轴 相连并最终与原动机相连。另一个齿轮 被与其啮合的驱动齿轮带动。各齿间 槽、泵体和端盖这三者间形成油腔。吸 油腔在齿轮退出啮合的一侧，这一侧

12、容 积的增大使油液压力下降至大气压以下。 由于油箱与大气相通，油箱中的油液在,大气压的作用下进入因容积增大而产生的空隙中。排油腔在齿轮进入啮合的一侧，这一侧啮合齿间的容积减小。如果油泵有可靠的内部密封防止泄漏，油液就能完全从出油口排出。 3.存在的几个问题： 泄漏 径向泄漏：通过齿轮外圆与泵体配合处径向间隙的泄漏； 啮合区泄漏：通过两个齿轮啮合区处的泄漏； 轴向泄漏：通过齿轮端面与端盖间轴向间隙的泄漏。 在以上三种泄漏中，对泄漏影响最大的是轴向泄漏，约占总泄漏量的80。普通齿轮泵采用控制轴向间隙的方法来控制轴向泄漏。,流量脉动 齿轮啮合过程中，压油腔的密封容积变化率不是固定不变的，因此齿轮泵的

13、瞬时流量是脉动的。 不平衡径向力 齿轮泵的一侧吸油，另一侧压油。压油腔的油经径向间隙逐渐渗漏到吸油腔，其压力逐渐减小，所以作用在齿轮外圆上的压力是分级逐步降低的。这样，齿轮轴和轴承上都受到一个不平衡径向力。油压越高，其值越大。轴承的寿命往往成为提高其使用压力的制约因素。可采取减小排油口尺寸和增大吸油口尺寸；适当放大齿轮与泵体配合的齿顶间隙等。 困油 为使传动平稳，齿轮啮合系数必须大于1，即在一对轮齿完全退出啮合前，另一对轮齿已进入啮合。在两对轮齿同时啮合的这段时间内，留在齿间的油液就困在,两对轮齿形成的一个密闭的空间内，形 成一个“闭死容积”，见右图。 随着齿轮的旋转,闭死容积由大变小, 到图

14、a）位置时容积最小，再继续旋转， 这一容积又由小变大，到图 b）时恢复到最大。这样将会 在“闭死容积”中形成很大的 压力变化。这种现象称为困 油现象。 消除和减小齿轮泵困油现 象的措施是在前后端盖上开设 卸荷槽，其位置如图中虚线所 示。 4.特点 结构简单，成本低，抗污,染能力强，自吸性好，耐冲击，惯性小。但压力提高受限，流量脉动、压力脉动和噪音大。,二、内啮合齿轮泵 1.结构与工作原理：见图。 2.特点： 结构紧凑、尺寸小、重 量轻，并且由于齿轮转向相 同，相对滑动速度小，磨损 小，使用寿命长。流量脉动、 压力脉动和噪音小。但齿形 复杂，加工精度要求高，成本略高于外啮合齿轮泵。,6.6 叶片

15、泵（VANE PUMP） 叶片泵有两类，双作用叶片泵（平衡叶片泵）和单作用叶片泵（不平衡叶片泵）。双作用叶片泵只能做成定量泵，而单作用叶片泵一般是变量泵。 一、双作用叶片泵 1.结构：见下图。,2.工作原理：见图。 3.特点 径向力平衡，无困油现象。流量均匀，脉动小。冲击和噪音小。但自吸性和抗污染能力差。结构复杂，成本高。多用于中高压系统。,二、单作用叶片泵 1.结构：见图。,2.工作原理：见图。 设调压弹簧刚度为k，弹簧预 压缩量为x0， 则弹簧预紧力Fsk x0 ，而作 用于定子径向合力F的水平分力Fx pAx。 如果泵的工作压力为调定压力 pB，则有pBAxkx0，并得到： （68） 当

16、由负载形成的油泵工作压力小于调定压力pB，即FxFs时，定子始终被弹簧力压紧在流量调节螺钉上，使偏心距保持最大值emax，此时泵的排量最大，相当于定量泵的工况。当泵的工作压力p大于调定压力pB后，,定子将压缩调压弹簧而左移x距 离，达到新的力平衡点为止，使偏 心距e随之减小，从而使泵的排量 降低，此时的力平衡关系为： pAxk（x0+ x） pBAx + kx 在此新的平衡位置下，定子的 偏心距e为： （69） 3.压力流量特性 见图。 限压式变量叶片泵的最大输出功 率发生在拐点处，因此在选配限压式 变量叶片泵的电机驱动功率时，应按,下式计算： （610）,6.7 柱塞泵（PISTON PUM

17、P） 柱塞泵是根据原理往复运动的柱塞缩回进缸内时能够吸油，伸出时能够排油的原理来工作的。基本问题是怎样让一组柱塞产生往复运动。柱塞泵有两种基本类型。一种是轴向式，所有柱塞均与缸体轴线平行。轴向柱塞泵既可是斜轴 式也可是斜盘式。 第二种类型的柱塞 泵是径向式，其柱 塞在缸体中呈径向 排列。 一、轴向 柱塞泵 1.结构,2.工作原理,3.特点： 性能稳定，工作可靠，耐冲击。结构复杂紧凑，径向尺寸小和转动惯量小。易于变量，密封性好，容积效率高，转速和压力高。但成本高。,二、径向柱塞泵 1.结构： 2.工作原理： 3.特点： 性能稳定，工作可靠，耐冲击。 但结构复杂，径向尺寸大和转动惯量 大，磨损大，

18、限制了转速和压力的提 高。效率较低。,6.8 油泵的选用（PUMP SELECTION） 油泵的选用需考虑整套液压系统在实际使用中的各种条件。其中包括所需流量，工作速度，额定压力，操作性能，安全性，维修保养，成本和噪声。选择油泵依据以下的顺序进行： 选择与负载相适应的执行元件（液压缸或马达）。 确定所需的流量。这包括驱动执行元件带动负载在规定的时间内移动特定的距离所需的流量计算。 式中QP液压泵所需的实际流量（L/min）； K考虑补偿泄漏和溢流损失的系数，一般取K1.11.3； Qmax系统中同时工作的执行元件所需的最大流量之和（L/min）。,选择系统压力。这与执行元件的尺寸和系统外负载所产生的阻力大小，以及系统管路中的压力损失之和有关。并且这也涉及到油泵输出总功率的大小。 式中pP油泵的工作压力（MPa）； pmax系统中执行元件所需的最高工作压力（MPa）； p系统管路的压力损失之和。 如果系统管路尚未设计，无法预先求出管路压力损失时，可按以下经验公式估算： 式中KP压力损失系数，可取KP 1.11.5（可根据系统中元件数、管路长短、流量大小等因素决定）。,依据使用条件选择油泵类型（齿轮泵、叶片泵或柱塞泵以及定量泵还是变量泵