《液压与气动技术》课程学习指导

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1、液压与气动技术课程学习指导绪 论在学习本章时，主要应理解液压与气压传动的工作原理以及液压与气压传动系统的组成， 应着重留意以下几点：一、液压与气压传动的工作原理液压与气压传动是承受流体(液压油或压缩空气)作为传动介质来传递力和运动的，在传递力时，运用了流体力学中的帕斯卡原理；而在传递运动时，则运用了在密闭容积中输出与输人流体容积相等的原理(质量守恒定律)。二、液压与气压传动的两个重要概念液压与气压传动中最根本、最重要的参数：压力和流量(把握其定义及常用单位)。液压传动的两个工作特性(贯穿全书，正确理解，娴熟把握)：(1) 在不考虑泄漏的条件下，液压与气压传动中的工作压力取决于外负载。(2) 执

2、行机构的运动速度取决于输入其流量的大小，而与外负载无关(在无视泄漏、液体的压缩性及容器、管路变形的条件下)。三、液压与气压系统的主要组成通常一个完整的液压系统由以下五个局部组成：(1) 动力元件：如液压泵、空气压缩机等。将原动机的机械能(F 或 T)转换成液压能(pq)。(2) 执行元件：如液压缸、气缸等。将液压能转换成机械能。(3) 掌握元件：如各种掌握阀。利用这些元件对系统中的液体的压力、流量及方向进展掌握或调整，以满足工作装置对传动的要求。(4) 关心元件：起关心作用，如油箱、滤油器、管路、管接头及各种掌握、检测仪表等。在有些系统中，为了进一步改善系统性能还承受蓄能器、加热器及散热器等。

3、(5) 工作介质：液压油或压缩空气，是动力传递的载体。液压与气压传动系统作为能量转换和传递的装置把机械能(原动机)T 转化为液压能和气压能(液压泵和空气压缩机的输出) pq，再转化为机械能(执行机构输出) )T 或 F，系统本身并不能产生能量，而在每个转换和调整环节上都要消耗肯定的能量，所以一般的液压与气压传动系统的效率不会很高。在工程实际中，承受“气动与液压”图形符号(GB/T7861-1993(2023*) 绘制液压系统原理图。四、液压传动的优缺点1. 液压传动的优点(1) 液压传动可在运行过程中便利地实现大范围的无级调速，调速范围可达1000:1。(2) 功率质量比大，即在输出一样功率的

4、状况下，液压传动装置的体积小、质量轻、构造紧凑、惯性小。因此，液压传动易于实现快速启动、制动及频繁换向，每分钟的换向次数可达 500(左右摇摆)、1000(往复移动)。(3) 易于实现自动化，特别是承受电液和气液传动时，可实现简单的自动掌握。(4) 液压装置易于实现过载保护。(5) 液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，易于设计、制造，其元件的排列布置也有很大的敏捷性。12. 液压传动的缺点(1) 不能保证严格的传动比。(2) 系统工作时，对温度的变化较为敏感。由于液压介质的粘性随温度变化而变化， 从而使液压系统不易保证在高温顺低温下都具有良好的工作稳定性。(3) 在液压传动中，能量需经过两

5、次变换，且液压能在传递过程中存在流量和压力损失，所以系统能量损失较大，传输效率较低。(4) 由于液压元件的制造精度高、造价高，对其使用和维护提出了较高的要求。(5) 消灭故障时，比较难于查找和排解，对修理人员的技术水平要求较高。3. 气压传动的优点4. 气压传动的缺点第一章 液压传动根底学问液压传动是利用液体作为工作介质来传递力和运动的，所用的工作介质一般为一般机械油和专用液压油。液压油的物理、化学性质，尤其是它的力学性质对液压系统的工作影响很大。本章主要表达液压油的物理性质；液体的静力学和运动学特性；油液在管道流淌过程中的阻力损失以及油液通过节流小孔和缝隙时的流淌特性。本章重点：1) 液压油

6、的物理性质，液体粘度的物理特性。2) 液体静压力的特性和静力学根本方程。3) 流淌液体的连续性方程和伯努利方程。4) 液体流淌时的沿程压力损失和局部压力损失。5) 液体流经小孔时的压力损失以及压力损失与流量的关系。本章难点：1) 各种度量衡制的相互换算关系。2) 压力的度量以及确定压力、相对压力和真空度之间的关系。3) 流淌液体三个根本方程所表示的物理意义及其应用。4) 液压冲击的概念及压力波的传递。第一节 液压传开工作介质一、液压油的密度液压油的密度 是指单位体积内油液的质量，即 = m/V(kg/m3)二、液压油的可压缩性液体的可压缩性用体积压缩系数 或其倒数液体的体积弹性模数K 表示。体

7、积压缩系数：体积弹性模数：对于石油基液压液其体积弹性模数K = (1.42)103MPa，是钢的 1/(100-170)。值得留意的是，当液压液中混入气体后，液体的体积弹性模数将大大下降。由于在液压系统中不行避开地存在肯定量的游离空气，因此在分析计算时，对石油基液压液，通常取 K = (0.71.4)103MPa。三、液压油的粘性流体在外力作用下流淌(或有流淌趋势)时，由于分子间的内聚力阻挡分子间相对运动而产生一种内摩擦力，流体的这种特性称为粘性。粘性的大小可以用粘度来度量。牛顿内摩擦定律：流体流淌时相邻液层间的内摩擦力F 与液层接触面积 A、液层间的速f度梯度du/dy 成正比，还与液体的种

8、类有关，即式中 动力粘度(Pas)，其值与液体的种类有关。动力粘度是一种确定粘度，它的物理意义是：当速度梯度为1 时，接触液层间单位面积上的内摩擦力。运动粘度：液体动力粘度与液体密度之比值称为运动粘度，即运动粘度的单位是m2/s，1m2/s=l06mm2/s (厘斯，cSt)。国产液压油的牌号表示该液压油在40时运动粘度 的平均值。工作压力、温度的变化都会引起工作液粘度发生变化。当工作压力增大时，工作液分子间的距离减小，粘性增大；当温度上升时，粘度下降。四、液压油的种类与选用其次节 液体静力学一、液体的静压力及其特性静止液体是指内部质点间无相对运动，并处在相对平衡状态的液体。1. 压力流体在单

9、位面积上所承受的法向作用力2. 静压力的两个根本特性(1) 静压力的方向永久沿着作用面的内法线方向；(2) 压力的大小与作用面的方向无关。二、液体静力学根本方程p = p0 gh在液压传动中，由重力产生的压力gh p0(p 是液压系统的工作压力)。例如：当 h =0l0m，g = 9.81m/s2， = 900kg/m3 时，由重力产生的压力 gh = 0.088MPa。计算结果说明，重力压力(质量力)与液压系统工作压力相比常可无视不计，所以在一般状况下不考虑位置(高程)对静压力产生的影响。三、确定压力、相对压力、真空度压力的表示方法有两种：确定压力与相对压力。 以确定真空为基准进展度量的压力

10、称为确定压力。以大气压为基准进展度量的压力称为相对压力。在相对压力中，高于大气压的那一局部称为表压，低于大气压的那一局部称为真空度(也称为负的表压)。四、静压力对固体壁面的作用力当固体壁面为平面时，静压力在该平面上的总作用力 F 等于液体工作压力(无视质量力) 与该平面面积A 的乘积，即F = pA当固体壁面为一曲面时，液压力作用在曲面某一方向上的总作用力等于液体压力与曲面在该方面垂直平面上投影面积的乘积。其次节 液体动力学流淌液体的连续性方程、伯努利方程、动量方程是描述流淌液体力学规律的三个根本方程式。伯努利方程反映压力、流速或流量与能量损失之间的关系，动量方程用来解决流淌液体与固体壁面边界

11、间的作用力问题。它们是液压技术中分析问题和设计计算的理论依据。本节应娴熟把握连续性方程及伯努利方程，并用其解决简洁的工程计算问题。一、根本概念稳定流淌与非稳定流淌、抱负流体、通流截面、流量与平均流速等。二、连续性方程流量连续性方程是质量守恒定律在流体力学中的一种表达形式。假设无视液体的可压缩性，则连续性方程为：1A1 = 2A2重要结论：抱负流体在管中作稳定流淌时，全部过流截面上流量一样，其流速与过流截面面积成反比，面积越小，速度越大。三、伯努利方程需要强调的是，本教材仅争论在重力作用下流体流淌时的伯努利方程。(1) 依据能量守恒定理可推导出抱负流体、稳定流淌时的伯努利方程：或由上式可以看出：

12、在管内作稳定流淌的抱负流体具有压力能、势能和动能，它们之间可以相互转换，但在任何一处截面的能量总和不变，即能量守恒。(2) 实际流体的伯努利方程。依据能量守恒定律，考虑到能量损失，并引进动能修正系数 后，实际流体的伯努利方程为：上两式的区分是考虑到能量损失hw。并引进动能修正系数 。需要说明的是： 上式的适应条件是流体仅受重力作用，流体作稳定流淌，且沿程流量不变。 所争论的截面 1、2 应顺流向选取，且选择在流淌平缓变化的截面上(在两截面间不肯定要求平缓流淌)。 在工程计算中常选用该截面几何中心处的压力p 及高程 h 作为计算参数。 由流体力学分析可知：对于层流流淌=2，紊流流淌 =1。四、动

13、量方程将刚体力学动量定理应用于流淌液体，得到液压传动中的动量方程：式中 动量修正系数，流体在管流中作层流流淌时=1.33，紊流流淌时 =1。需要强调的是：(1) 动量方程是矢量方程。(2) F 为作用在掌握体上全部外力的矢量和。第四节 管路内压力损失的计算在液压技术中流体流淌时的能量损失主要表现为压力损失 p，流体流淌时的压力损失和流体的流淌状态亲热相关。把握流体流淌时的两大类压力损失沿程损失和局部损失，并明确其产生的缘由及相应的计算公式。一、液体的两种流态及雷诺判据液体的两种流态：层流和紊流，它由一个无因次数雷诺数Re ( d /) 打算。雷诺数是H同一流淌中同一点上液体的运动惯性力与粘性力

14、之比。一般用 Re (液体由紊流变成层流时的雷诺数)作为判别液流流态的依据，称为临界雷诺数Re 。c关于液体流态的重要判据：当 Re Re 时，液体作紊流流淌。cc液体在光滑圆管中流淌时，临界雷诺数Re =2320。c二、等径管中的沿程压力损失沿程压力损失计算公式：式中：沿程阻力系数 与流态有关。1. 层流流淌时沿程阻力系数 =64/Re，实际计算中对光滑金属管常承受=75/Re，对橡胶软管 = 80/Re 108/Re (较大的值对应于曲率较大的软管)。由上式可知，流体在等径管中作层流流淌时，其沿程压力损失与管长l、平均流速 v、重度 、粘度 成正比，而与管径反正比。2. 紊流流淌时流体在等

15、径管中作紊流流淌时，其沿程阻力系数 除与雷诺数有关外，还与管壁的相对粗糙度/d 有关，即 =f (Re, /d)。可以依据不同的 Re 及 /d 值从教材(液压与气压传动) 选择相应的公式进展计算，也可以从相关资料所示的沿程阻力系数随Re、/d 变化图中查找。三、局部压力损失局部压力损失为式中 局部阻力系数，通常由试验确定，其值可查相关液压方面的工程手册。当流体流经标准阀类零件的实际流量为g 时，其实际压力损失常按下式计算q式中阀的额定流量；Hp 流经阀的流量为 q 时的压力损失 (q 、p可从产品名目中查得)。HHHH四、管路中总的压力损失及管路系统的压力效率p1. 管路系统中总的压力损失p

16、利用上式进展简洁相加来计算总的压力损失p，只有各局部阻力间相距足够 两局部阻力处之间连接直管长 l (1020)d，d管径 时，才是正确的。2. 压力效率 p在液压系统中，假设液压执行元件所需的有效工作压力为户，考虑到系统中的压力损失p，管路系统的压力效率 为 ( p 为供油压力)ps为了提高管路系统的压力效率，必需尽量削减总的压力损失p。系统中的压力损失不仅消耗功率，还将使系统油液温度上升，工况恶化。压力损失p 与流速 (或 2)成正比。为了削减压力损失，应限制液体在管道和阀口处的流速，但太低的流速将使管道和元件的尺寸增大，本钱增加。在设计液压系统时，除尽量承受适宜的流速及粘度外，还应力求油

17、管内壁光滑，尽可能缩短连接收的长度，削减弯头、接头，削减管道截面的变化，选用质量好、压力损失小的阀件，提高配管质量等，以削减管路系统的压力损失。第五节 液体流经孔口及缝隙的流量本节争论的小孔及缝隙除薄壁孔口外，其流态均假设为层流流淌状态。本节重点把握液体流经薄壁孔口、瘦长孔及同心环形缝隙的压力流量特性。液体流经孔口及缝隙的计算公式如下表所列。6对于上表小孔及缝隙流淌的流量特性，需要说明如下几点：(1) 由于流体流经薄壁孔口的流量 q 与小孔前后压差的平方根成正比，所以孔口流量受孔口压差变化的影响较小。由于流量 q 与液体的粘度无关，因而工作温度的变化对薄壁孔口流量 q 的影响甚微。利用该流量特

18、性，在液压技术中，节流孔口常做成薄壁孔口。(2) 液体流经滑阀阀口、锥阀阀口及喷嘴挡板阀阀口时，其流量均可利用薄壁孔口流量公式计算，但流量系数 C 有所区分。d对于圆柱滑阀阀口，当 Re 103，阀口为锋利棱边时，C = 0.670.74；阀口为棱边圆滑或d有小圆角时，C = 0.80.9。d对于锥阀阀口，当 Re 103 时，C = 0.770.82。d对于喷嘴挡板阀喷嘴节流孔，当 Re 105 时，C = 0.610.62 (相当于薄壁孔口)。d(3) 流经短管型 (界于薄壁孔口与瘦长孔之间的) 孔口的流量公式与薄壁孔口的流量公式一样，但流量系数 C 有所不同。当 Re 105 时，C =

19、 0.80.82。dd(4) 液体流经瘦长孔的流量公式说明通过瘦长孔的压差p 与孔径 d4 成反比。在液压系统中，瘦长孔通常用做建立肯定压差的阻尼孔。应留意油液粘性的变化对通过瘦长孔的流量(或阻尼孔前后的压差)的影响。(5) 在液压传动中，液体的缝隙流淌具有如下两个特点： 缝隙高(间隙)相对其长度和宽度(或直径)而言要小得多。 液体在缝隙中的流淌常属于层流。(6) 对于平行平面缝隙中的平行流淌，在压差与剪切联合作用下，流经平行平板缝隙的流量有两项，一项为哪一项在压差p 作用下的流量，另一项为哪一项因粘性而产生剪切流淌的流量。应当留意的是，当平板相对运动方向与压差方向全都时取“+”号，反之取“”

20、号。(7) 对于同心环形缝隙中的平行流淌，当缝隙高 与直径 d 之比 /d 1 时，将平行平面缝隙中平行流淌公式中的缝隙宽 b 用 d 代替，可导出流经圆柱同心环形缝隙的流量公式。(8) 对于偏心环形缝隙中的平行流淌，通过偏心圆柱环形缝隙的最大流量(不考虑相对运动时)是通过同心时的 2.5 倍。(9) 液压卡紧现象的本质是：由于协作副存在几何外形误差及不同心度，致使在协作间 隙中因压力不平衡而产生径向力(称之为侧向力)，该力作用在柱塞(阀芯或活塞)上使其卡住。在倒锥状况下，假设存在偏心，将产生液压卡紧现象；在顺锥状况下，不产生液压卡紧现象。最大的液压卡紧力为 F = 0.275Ldp f。通常

21、，实行在阀芯外表上开均压槽的措施来减小液压卡紧力。在阀芯外表上开三个等距离的均压槽可以便液压卡紧力减小到无均压槽时的6。(10) 对于平面环形缝隙差压流淌，考虑到中心油腔内的作用力，则环形缝隙中总作用力F 为121公式说明，环形缝隙中总作用力F(支承力)与构造尺寸 r 、r 有关，与进油压力 p 成正比，而与缝隙高度(即油膜厚度) 无关。第六节 液压冲击及气穴现象一、液压冲击(1) 重点把握液压冲击的定义、产生液压冲击产生的两种缘由、液压冲击将给系统带来的巨大危害及削减液压冲击应实行的相应措施。10(2) 液压冲击值计算公式见下表。二、气穴现象与气蚀重点把握何谓气穴现象?产生气穴现象的缘由、气

22、穴现象将给系统带来的危害及预防气穴、气蚀所实行的措施。产生气穴现象的根本缘由在于压力的过度下降。空气分别压 ps：在某一温度和压力下，液压油中的空气溶解量为o，当液体在流淌中某处压力下降到低于ps 时，溶解到油液中的过饱和空气突然从油液中分别出来而产生大量气泡， 该压力称为该液压油在该温度下的空气分别压。习题：P47：题 1-10 P48：题 1-14其次章 液压动力元件本章重点1) 液压泵的工作原理，性能特点及应用范围。2) 液压泵的工作压力、排量、流量的概念及计算方法。3) 液压泵的功率与效率及其计算方法。4) 限压式变量叶片泵的工作原理及泵的流量压力特性曲线。本章难点1) 液压泵和液压马

23、达的功率与效率及其计算方法。2) 齿轮泵的困油现象、泄漏和径向不平衡力以及消退的方法。3) 限压式变量叶片泵的工作原理及泵的流量压力特性曲线。第一节 液压泵概述在液压传动系统中，液压泵起着向系统供给动力源的作用，是系统不行缺少的核心元件。液压泵把原动机输入的机械能转换成油液的压力能，是一种能量转换装置。一、液压泵的工作原理液压泵必需具有：（1） 周期性变化的密封容积（2） 配流装置依据这两个根本点来生疏各类液压泵，读者就比较简洁把握它们的工作原理和特点。对于液压 泵，如下图原动机带动液压泵运转，通过肯定的机构使泵内的密封容积发生变化，并用配流装置使密封容积轮番和油箱或负载相通。当密封容积增大时

24、，通过吸油阀从油箱吸油，当密封容积减小时，通过压油阀向负载输出压力油，原动机驱动凸轮不断转动，液压泵就不断地吸油和压 油。液压泵按其排量可否调整而分成定量泵和变量泵两类；按构造形式又可分为齿轮式，叶片式和柱塞式三大类。二、压力和流量液压泵的工作压力是指泵在工作过程中的实际输出的油液压力；液压泵的额定压力是指泵在使用中允许到达的最大工作压力，超过此值就是过载。它们表达了液压泵的工作力量。对液压泵来说，最重要的构造参数是排量。液压泵的排量 V 是指在不考虑泄漏的状况下，泵轴转过一整转时所能输出的油液容积。所谓理论流量 q是指在不考虑泄漏的状况下，单位时间内所能输出的油液容积。如轴Bt每分钟的转速为

25、 n，则泵每分钟的理论流量为 qBt =V n。液压泵的额定流量是指在额定转速和额定压力下泵输出的流量。由于液压泵存在内泄漏，所以额定流量与理论流量的值是不同的。三、功率和效率液压泵由原动机(一般为电动机)驱动运转，输入量是转矩和转速(角速度)，输出量是油 液的压力和流量，假设不考虑能量转换过程中的能量损失，则输出功率和输入功率应相等。但 实际工作过程中，由于运动副之间存在着机械摩擦，凹凸压腔之间由于间隙存在而发生泄漏， 所以就存在肯定的能量损失，因而我们可以用机械效率来反映液压泵中的机械摩擦损失，用 容积效率来反映泄漏的影响。而液压泵的总效率为这两个效率的乘积。这和一般机械中只有 机械效率的

26、状况是不同的，容积效率影响液压泵的实际输出流量，而机械效率则影响驱动液 压泵所需的转矩。效率是输出和输人参数之比，在实际计算中这往往是最简洁出错的地方。 应引起读者留意。泵和马达的效率如以下图所示(液压马达和液压泵的输出和输入参数恰好互 逆)。电动机的输入转矩为 M、转速为入2、液压泵的排量为V入、机械效率为B、容积Bm效率为 BV时，所能产生的液压泵的输出压力 p = M2入/V ，输出流量 q = V BmBB/2，入 BV此时，液压泵的输出功率 P= pq，总效率 出B= 。Bm B对于液压马达来说，当输入压力为 p，流量为 q、排量为 V、机械效率为 M，容积效Mm率为 时，它的输出转

27、矩为 M= pV /2，输出转速为 2= q/V ，此时液压马达MV出M Mm的输出功率 P= M，总效率 = 。出MVM出出出MMm MV比较以上诸式中效率与主要参数的关系，可以看出：当液压泵的输入(M和 )求泵的入入输出(p，q)，液压马达的输入(p，q)求马达的输出(M)时，效率参数都放在分子上，出出也就是说，由于机械摩擦和泄漏的存在使得在拖动肯定负载的条件下，所需的输入量变大了。反之效率参数应放在分母上。其次节 齿轮泵齿轮泵是液压传动系统中常用的液压泵之一，在构造上可分为外啮合式和内啮合式两大类。下面以外啮合式为例说明齿轮泵的特性。一、齿轮泵的工作原理齿轮泵也是容积式泵，因而在分析齿轮

28、泵的工作原理时，首先要抓住容积式泵的工作特 点：即用一个变化的密闭容积来进展分析。在齿轮泵中，变化的密闭容积是由两个齿轮的齿 间、泵体以及两端盖组成，形成假设干个密闭的容积，当主动轮带动从动轮旋转时，由于一侧 齿轮脱开啮合，其工作容积渐渐增大，形成局部真空，油箱中的油液在大气作用下被压进来， 并随着齿轮旋转而移动。当油液到达另一侧面时，由于齿轮渐渐进入啮合，密封工作容积减 小，油液便不断地被挤出去，因而齿轮脱开啮合的区域即为吸油区，而进人啮合的区域为压 油区。齿轮泵的吸油区和压油区是被啮合的轮齿及泵体分隔开，因此它们又起着配流的作用。二、齿轮泵构造特点在分析齿轮泵的构造时，关键要抓住齿轮泵的特

29、点以及所存在的几个主要问题。要在弄清楚齿轮泵工作原理的根底上分析其构造、组成、传动方式，油液的进、出油路，密封、泄漏及其排泄方式。齿轮泵构造中存在的问题主要是困油、泄漏和径向力不平衡，这三点也是齿轮泵工作压力不能提高的主要缘由。(1) 困油 造成困油的根本缘由是由于齿轮啮合的重合度大于 1，当前一对轮齿尚未脱开啮合时，后一对轮齿又进入啮合，所以在这段时间内，同时啮合的就有两对轮齿，这时在两对轮齿之间形成了和吸压油腔均不相通的闭死容积，而齿轮连续旋转时，闭死容积的大小会发生变化，导致局部油液压力的急聚上升和下降，这种现象称之为困油现象。消退困油的方法，通常是在两侧盖板上开卸荷槽，其原理是在容积减

30、小(压力上升)时使其与压油腔相通，在容积增大(压力下降)时，使其与吸油腔相通。(2) 泄漏 外啮合齿轮泵的压力油可通过三条途径泄漏到低压腔中去：一是通过啮合线处的间隙；二是通过泵体内孔和齿顶圆间的径向间隙；三是通过齿轮两侧面和侧盖板间的轴向间隙。通过轴向间隙的泄漏量最大，可占总泄漏量的7580，因而一般的齿轮泵容积效率较低，输出压力也不易提高。要提高齿轮泵的工作压力， 首要的问题是要减小轴向泄漏。为削减泄漏，在构造上常承受轴向间隙补偿装置来到达这个目的。(3) 径向力不平衡 作用在齿轮泵轴承上的径向力 F，是由沿齿轮圆周的液体压力产生的径向力 FP。和齿轮啮合产生的径向力 FT 所组成的(见图

31、)。由图可知，齿轮泵在工作时，其主动轮轴承所受合力 F ，小于从动轮轴承所受的合力1F ，因而从动轮的轴承易磨损。2为了减小径向不平衡力的影响，有的泵实行缩小压油口的方法，使压力油尽量作用在一个到两个齿的范围内。同时，适当增加径向间隙，使齿轮在压力作用下，齿顶不能和泵体相接触，以减小轴承的磨损。三、齿轮泵的输油量计算在输油量的计算中关键是要搞清楚齿轮谷容积大致等于轮齿的体积，齿谷的有效工作高度为 h = 2m 这个假设。第三节 叶片泵依据转子每转一转时每个密闭容积吸、压油次数的不同，叶片泵分为双作用叶片泵和单作用叶片泵两种，前者为定量泵，后者一般为变量泵。(要留意区分双作用叶片泵和双向泵之 间

32、的区分，前者仍为单向定量泵，而后者则为双向变量泵)一、定量叶片泵(1) 工作原理 定量叶片泵也称双作用叶片泵，其特点是转子每转一转时，每一个密闭容积(由定子内外表，转子外外表，两个叶片和前后配油盘组成)完成两次吸油和压油的过程。由于密闭容积连续不断地变化，使得叶片泵连续地进展吸油和压油。(2) 构造特点 双作用叶片泵定子内外表曲线中连接大、小圆弧曲线的四段过渡曲线， 是影响泵工作性能(如流量脉动、噪声和寿命)的主要因素。因此，合理设计双作用叶片泵的 定子过渡曲线，对于改善和提高叶片泵的性能格外重要。一般可设计成阿基米德螺旋线、等加速一等减速曲线、正弦曲线余弦曲线等多种过渡曲线，双作用叶片泵一般

33、承受等加速一等减速曲线，也有承受组合曲线的。双作用叶片泵配油盘上两对吸、压油口是沿轴心线对称设置的。所以径向液压作用力相平衡，轴和轴承不受不平衡径向力的影响。因此这种泵又称卸荷式叶片泵。从理论上讲，双作用叶片泵不存在困油现象。另外，如不考虑叶片厚度的影响，并把叶片数设计成 4 的整数倍时，理论上不存在流量脉动，所以这种泵的压力脉动和噪声较小。一般双作用叶片泵为了保证叶片与定子内表 面严密接触，叶片底部都是通压油腔的。但当叶 片处在吸油腔时，叶片底部作用着压油腔的压力， 顶部作用着吸油腔的压力。其压力差使叶片根部 以很大的力压向定子内外表。由于在过渡曲线上， 某点的法线与转子的径向不重合，使得定

34、子对叶 片的反作用力与叶片对定子的压力不重合，因而 存在一个切向分力 T，使得叶片在工作时难以回槽。因此双作用叶片泵通常使叶片有一个前斜角=13(见图)。要提高双作用叶片泵的工作压力，必需从减轻叶片受力状况来考虑。常用方法有：一是减小叶片底部承受压力油作用的宽度(如子母叶片构造，阶梯叶片构造)；二是在叶片的顶部通高压油(如双叶片构造)；三是减小或消退叶片底部的压力油(如关心阀式和弹簧叶片式构造)。二、变量叶片泵变量叶片泵又称单作用叶片泵，它们的工作原理与双作用叶片泵根本相像，所不同的是单作用叶片泵转子每转一转完成一次吸、压油过程。从构造上来看。单作用叶片泵的定子内外表曲线是圆弧，转子以偏心距

35、e 安装在定子中，转子中心固定不动。而定子中心可相对于转子中心作水平移动，因而可便利地调整定子和转子之间的偏心距e 的大小和方向，从而实现排量大小和排油方向的转变。变量叶片泵种类很多，依据移动定子的掌握方式不同可分为外控式(其中又分手动掌握、机械掌握、液压掌握、气动掌握、电动掌握和复合掌握)和调整式两大类。调整式中按调整性 能不同又分为限压式、恒功率式、恒压力式、恒流量式等类型，其中限压式应用最广泛。限压式变量叶片泵又可分为内反响式和外反响式，前者主要是靠不对称的配油窗口对定子产生作用力使其与弹簧力相平衡而进展调整，后者吸、压油窗口对称，靠外部引入压力油通过柱塞直接作用在定子上与弹簧力相平衡而

36、进展调整。在限压式叶片泵中，最重要的是要理解限压式变量叶片泵的特性曲线(见图)。要理解 A、B、C 三点以及与之相对应的 q 与 p 之间的关系。变量叶片泵输出最大工作压力 pmax( p ) 时，输出流量C为零 ( e = 0 )，通过调整弹簧力的大小，便可转变p 和 pBC的值 (BC 段左右平移)；调整流量调整螺钉，便可转变偏心 e，从而转变流量的大小 (AB 段上下平移)，但此时肯定要留意 BC 段不会左右移动；假设转变弹簧刚度，更换不同的弹簧，BC 段的斜率会发生变化。弹簧越软，BC 段越陡； 反之 BC 段越平坦。限压式变量叶片泵的构造较双作用叶片泵简单，在看构造图时只要比照原理图

37、，弄清定子的受力及其移动方向和位置，那么问题就不难解决了。第四节 柱塞泵柱塞泵也是容积式液压泵，按柱塞与传动轴的相对位置可分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵两大类。前者柱塞轴线与传动轴轴线垂直，后者柱塞轴线与传动轴轴线平行或倾斜。由于柱塞和与其协作的孔的加工精度比较简洁提高，所以柱塞泵一般多为高压泵，额定压力可达31.5MPa 甚至更高。轴向柱塞泵轴向柱塞泵相对于径向柱塞泵来说，其构造较紧凑，工作压力相对也高。在理解轴向柱塞泵的工作原理时，读者肯定要搞清楚柱塞不仅要随缸体在传动轴的驱动下作旋转运动，而且柱塞本身在回程盘和中心弹簧的作用下，在缸体孔内作往复运动，正由于这两个运动的存在，使得柱塞在缸体内能

38、不断地从吸油腔进展吸油和经过压油腔进展排油。在构造分析中，要留意以下几点：(1) 变量调整 承受转变斜盘倾角来转变泵的输出流量，其方式有手动变量、伺服变量、机动变量和恒功率变量等。(2) 中心弹簧的安放方式及作用 这里中心弹簧的安放不仅能保证柱塞上滑靴端部与斜盘严密接触，同时也使此力通过弹簧座套传到缸体上，以保证配油盘在工作压力未建立以前能正常工作。(3) 缸体底部腰形窗口的作用 为何缸体底部要开成腰形孔?这主要有两个缘由：其一是腰形窗口的截面积小于柱塞孔的截面积，这个面积差使得在高压区时柱塞缸体有一个作用力， 这个作用力使缸体与配油盘之间保证有一稳定的作用力，使其能产生一个稳定的有肯定厚度

39、的油膜；其二是保证油液进入和压出柱塞孔的流速不致太高。(4) 配油盘的工作原理及其构造(5) 轴向柱塞泵的流量脉动 肯定要理解柱塞个数与流量脉动率之间的关系，当柱塞个数为奇数时，流量脉动率较小，一般柱塞泵的柱塞个数为7 个或 9 个。在实际工作中，我们选择液压泵主要是考虑其工作压力和流量这两个参数。第六节 液压泵的选用习题：P73：题 2-1 P73：题 2-2第三章 液压执行元件液压马达和液压缸是液压传动系统中的执行元件，它们是把液体的压力能换成机械能以实现旋转运动和往复运动的能量转换装置，在液压传动系统中得到了广泛应用。本章重点1) 液压缸的各种构造形式。2) 单出杆双作用活塞缸的工作特点

40、和其速度、推力的计算。3) 差动液压缸的工作特点和其速度，推力的计算。4) 液压缸构造设计。本章难点1) 差动液压缸的工作原理及其计算。2) 液压缸构造设计中的缓冲机理。第一节 液压马达我们把作连续转动并输出转矩的液压执行元件称之为液压马达。它的作用是将液压能转变成机械能，它的工作条件与液压泵相类似，概括地说：1) 进、回油腔要隔开。2) 进、回油腔必需产生总的不平衡转矩。3) 进、回油腔密封容积变化与配流手段相协调。其次节 液压缸液压缸按其构造形式，可以分为活塞缸、柱塞缸和摇摆缸三类。一、活塞式液压缸活塞式液压缸可分为双出杆液压缸、单出杆液压缸和无杆液压缸三种。(一)双出杆液压缸的构造双出杆

41、液压缸依据其安装时是缸体固定还是活塞杆固定又可分为实心双出杆和空心双出杆液压缸两种。图 3-h 所示为缸体固定的实心双出杆液压缸。它的进、出油口布置在缸体两端，两活塞杆的直径通常是相等的。因此，当工作压力和输入流量不变时，自两个方向输出的推力和速度是相等的，其值为：式中， 、mV液压缸的机械效率和容积效率。请留意下左图a 中的双点画线，它说明这种安装形式使得工作台的移动范围约为活塞有效行程的 3 倍，占地面积大。下左图b 所示的是活塞杆固定的空心双出杆液压缸。它的进、出油可以通过空心的活塞杆输入和流出液压缸。使用软管连接时，进、出油口亦可布置在缸体的两端。缸体移动时输出的推力和速度都和缸体固定

42、式一样，但这种安装形式使工作台移动的范围为缸体有效行程的 2 倍，故占地面积小。请留意：这两种形式的双出杆液压缸由于固定的部位不同，在以同样的方向输入液压油时，其运动方向正好相反。双出杆液压缸在工作时，由于一个活塞杆是受拉的，而另一个活塞杆不受力，因此这种液压缸的活塞杆可以做得细些。这两种液压缸其构造上除进、出油口布置不同外，其他方面诸如密封、缸体与缸盖的连接、活塞杆与活塞的连接等都根本相像。(二)单出杆液压缸的构造单出杆液压缸的特点：仅在液压缸的一腔中有活塞杆，使缸两腔的有效面积不相等。活塞杆直径越大，有效面积相差就越大，因而当压力油以一样的压力和流量分别进入液压缸的两腔时， 活塞(或缸)在

43、两个方向上的推力、速度都不相等，如左图所示。上右图a 中：上右图b 中：12如将两个方向上的输出速度 和 的比值称为速度比，记作 ，则在 D 和 时，就可确定 d 值。这种单出杆活塞缸的进、出油口布置视其安装方式而定，但工作台移动的范围都为活塞(或缸体)有效行程的 2 倍。上右图c 中：单出杆活塞缸在其左右两腔均接通压力油时称为差动连接。这里液压缸称为差动缸。此内容为本章的重点，要正确理解差动缸工作的原理以及推力和速度的计算，不能机械地死记公式，要知道在运动方向上，在不计回路中压力损失的状况下，由于无杆腔的推力p A 与有1 1杆腔的推力 p A ，存在一个差值，在此作用下，液压缸就要向前运动

44、，其推力为：1 2为了求出运动速度，可以先设其运动速度为 ，因而进入无杆腔的流量应为 A ，则从有杆31 3腔排出的流量为 q = A ，由液压泵供给的流量为q，依据流量连续性方程，流入交汇点的流2 3量应等于流出交汇点的流量(当回路效率等于 1 时)，即由上式可知， 等于液压泵供给的流量与活塞杆面积的比值，这是大多数读者较难理解3的一个地方。差动液压缸常应用于需要快进、工进和快退运动的组合机床液压传动系统中，假设要求2= 3，则由以上关系式可以得到 D =2 d 。(三) 无杆液压缸无杆液压缸又称齿条活塞缸，它由两个柱塞缸和一套齿条齿轮传动装置组成，如下图。该装置可将柱塞的直线往复运动经过齿

45、条齿轮 机构转变为回转运动，这类缸常用于机械手、磨床 的进给机构、回转工作台的转位机构和回转夹具等。二、柱塞式液压缸柱塞式液压缸只能实现单向运动，反向运动要靠外力，机械制造装备上常成对反向布置使用，垂直安装时牢靠自重或外界弹簧力使其返回。这种液压缸的特点是柱塞与缸体不接触，运动时由缸盖上的导向套来导向，因此缸体的内壁 不须精加工，它特别适用在行程较长的场合，其推力和速度(如下图)为：三、摇摆式液压缸摇摆式液压缸，又称摇摆式液压马达、回转液压缸等。它把油液的压力能转变为摇摆运动的机械能。常用的摇摆式液压缸有单叶片式和双叶片式两种。这类液压缸是靠其转子的回转来传递力和运动的，输出为周期性的回转运动

46、，其回转角度小于 300，一般常用于送料夹紧、工作台回转、液压驱动机械手手腕的旋转等场合，这种缸输出的转矩和角速度(如图 36 所示)为：式中 b 为叶片宽度。四、其他液压缸(一)增压缸图 a 是一种由活塞缸和柱塞缸组成的增压缸，它利用活塞和柱塞有效面积之差来使液压系统中的局部区域获得高压。当输入活塞缸的液体压l力为 p ，活塞直径为 D，柱塞直径为 d 时，柱塞缸中输出的液体压力为：请留意，使用两只单出杆活塞液压缸，也可在其次级活塞上获得一个较高的压力和较大的推力，如图 b 所示，可得在其次级上产生的推力：(二)伸缩缸伸缩缸是由两个或多个活塞缸套装而成的，前一级活塞缸的活塞即为后一级活塞缸的

47、缸体，伸出时可获得很长的工作行程，缩回时可保持很小的构造尺寸(主要指长度方面)，一般用于汽车起重机和高层建筑的垂直升降装置。该 缸的特点是在供油压力和流量不变的状况下，伸出速度一级比一级快， 而推力一级比一级小。其第 i 级的推力和速度为：第三节 液压缸主要尺寸确实定液压缸主要尺寸确实定是液压缸设计和计算中一个重要环节，它包括液压缸的内径D、活塞杆直径 d、缸体的长度 L 和活塞杆的长度 l 等。以上尺寸确实定主要取决于所需设计的液压缸应当担当的负载、运动速度和行程长度等。而在设计中首先必需确定工作压力。工作压力的大小应依据不同类型的设备和用途而确定，一般来说机械制造装备行业多为中低压，而工程

48、机械、冶金机械、锻压机械等多为中高压和高压。在设计时要参考有关资料选择适宜的压力范围。压力一旦确定以后，则依据所需液压缸的推力F 就可确定液压缸的有关尺寸。对于单出杆液压缸无杆腔工作时其缸体内径为：对于双出杆液压缸其缸体内径为：假设来回速比为 ， = D2 / ( D2d2)由此可以计算出 D，d，但要留意，计算值必需圆整并与国家标准所规定的尺寸相符。液压缸和活塞杆的长度视需要而定，但要留意，当活塞杆工作过程中处于受压状态且活塞杆长度与活塞直径之比大于 15 时，应对活塞杆进展稳定性计算。缸体的壁厚用材料力学中的有关学问进展校核。第四节 液压缸的构造设计液压缸的构造设计主要是指液压缸的密封、活

49、塞与活塞杆的连接、液压缸体与缸盖的连接、液压缸的缓冲和排气等。活塞杆和活塞的连接以及缸体与缸盖的连接方式要视具体状况而定，在学习的过程中要能理解各种连接的原理，力的传递以及为何能连接，各种不同的连接方式有何不同之处，各又有何特点。液压缸对密封的要求：在肯定的工作压力下具有良好的密封性。因而要正确理解教材中所列的几种密封方式的性能、密封机理、适用场合，以致能合理选用。尤其要留意的是O 型密封圈的预压缩量，Y 型密封圈、V 型密封圈的工作方向及唇边受力等问题，要关注组合密封的进展方向。要理解液压缸中缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸体在其行程终端时被封在活塞和缸盖之间的一局部油液被强迫从小孔或细缝中挤出，产生很大的阻力，使工作部件受到制动且渐渐减慢运动速度，到达避开活塞和缸盖相互撞击的目的。液压缸中常用的缓冲装置有固定节流式、节流口可调式和节流口变化式三种。要理解液压缸的排气的目的是由于油液中混入的空气或液压缸长期不用时外界侵入的空 气都积聚在缸内最高部位处，影响液压缸运动的平衡性低速时引起爬行，起动时造成冲击， 换向时精度降低等。解决的方法是在缸体的最高部位处开置排气孔或安放排气塞，在开头工 作前先进展排气。习题：P89.题 3-1P89.题 3-3