第3章　液压能源元件

液压系统的能源元件是指各类液压泵，其功用是将原动机的机械能转变为液体的压力能，为液压传动系统提供具有一定压力和流量的液体。它是液压系统不可缺少的核心元件。

3.1　液压泵的工作原理与类型

3.1.1　液压泵的工作原理

液压系统中使用的液压泵都是容积式的。现以单柱塞泵为例来说明容积式液压泵的工作原理，如图3-1所示为单柱塞液压泵的工作原理。凸轮1旋转时，柱塞2在凸轮1和弹簧3的作用下，在缸体的柱塞孔内左、右往复移动，缸体与柱塞之间构成了容积可变的密封工作腔4。柱塞向右移动时，密封工作腔4的容积变大，产生真空，油液便通过吸油阀5吸入；柱塞2向左移动时，工作腔4的容积变小，已吸入的油液便通过压油阀6排到系统中去。在工作过程中，吸油阀5和压油阀6在逻辑上互逆，不会同时开启。由此可见，泵是靠密封工作腔的容积变化进行工作的。

根据工作腔的容积变化而进行吸油和排油是液压泵的共同特点，因而这种泵又称为容积泵。构成容积泵必须具备以下基本条件。

①结构上具有能实现密封性能的可变工作容积。

②工作腔能周而复始地增大和减小；当它增大时与吸油口相通，当它减小时与排油口相通。

③具有相应的配油机构，将吸油腔和压油腔隔开，保证泵有规律地吸压液体。配油机构也因液压泵的结构不同而不同，图3-1中，单柱塞液压泵的配油机构为吸油阀5和压油阀6。

④为保证正常吸油，油箱必须与大气相通或采用密闭的充气油箱。

从容积式液压泵的工作原理可以看出，在不考虑泄漏的情况下，液压泵在每个工作周期中吸入或排出的油液体积只取决于工作构件的几何尺寸，如柱塞泵的柱塞直径和工作行程。

在不考虑泄漏等影响时，液压泵单位时间排出的油液体积与泵密封容积变化频率成正比，也与泵密封容积的变化量成正比；在不考虑液体的压缩性时，液压泵单位时间排出的液体体积与工作压力无关。

3.1.2　液压泵的类型及图形符号

液压泵的类型有很多，按照结构形式的不同，液压泵有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵等类型；按其单位时间内所能输出油液体积是否可调节分为定量泵和变量泵；按其输出油液的方向能否改变，又有单向泵和双向泵之分。

常见液压泵的图形符号如图3-2所示。

3.2　液压泵的主要性能参数

3.2.1　压力

（1）工作压力p

工作压力是指液压泵实际工作时的出口压力，单位为Pa或MPa。工作压力取决于外负载的大小和排油管路上的压力损失，而与流量无关。

（2）额定压力pn

液压泵在正常工作条件下，按试验标准规定连续运转所允许的最高压力称为液压泵的额定压力，单位为Pa或MPa。额定压力取决于液压泵零部件的结构强度和密封性，超过此值就是过载。

（3）最高允许压力pmax

在超过额定压力的条件下，根据试验标准规定，允许液压泵短暂运行的最高压力值称为液压泵的最高允许压力。最高允许压力也取决于液压泵零部件的结构强度和密封性。一般最高允许压力为额定压力的1.1倍，超过这个压力液压泵将很快损坏。

3.2.2　排量和流量

（1）排量V

在不考虑泄漏的情况下，液压泵主轴每转一转，所排出油液的体积称为排量，其国际标准单位为m3/r，常用的单位为mL/r。排量的大小由密封容积几何尺寸的变化计算而得。

（2）理论流量qt

理论流量是指在不考虑泄漏的情况下，液压泵在单位时间内所排出油液的体积。如果液压泵的排量为V，其主轴转速为n，则该液压泵的理论流量qt为

qt=Vn　　（3-1）

（3）实际流量q

实际流量是在具体实际工况下，液压泵在单位时间内所排出油液的体积，单位为m3/s。它等于理论流量减去泄漏流量ql，即

q=qt-ql=qt-klp　　（3-2）

式中，kl为泵的泄漏系数。

由式（3-2）可知，液压泵的泄漏流量ql随工作压力p的增大而增大，所以液压泵的实际流量q随工作压力p的增大而减小。

（4）额定流量qn

额定流量是指液压泵在额定压力和额定转速下输出的实际流量，单位为m3/s。由于泵存在泄漏，所以泵的实际流量q和额定流量qn都小于理论流量qt。

3.2.3　功率和效率

液压泵是能量转换元件，输入的是机械能，表现为转矩T和转速n；输出的是液体的压力能，表现为液体的压力p和流量q。如果不考虑液压泵在能量转换过程中的能量损失，则输出功率等于输入功率，即理论上输入的机械能被100%转换为液体的压力能，用公式表示为

Pt=2πTtn=pqt　　（3-3）

式中，Pt为理论功率；Tt为理论转矩。

实际上，由于液压泵有泄漏和机械摩擦，所以液压泵在能量转换过程中是有能量损失的，输出功率总是小于输入功率。输入功率和输出功率之间的差值为功率损失，功率损失有容积损失和机械损失两部分。输出功率和输入功率之间的比值为总效率，总效率有容积效率和机械效率两部分。

（1）输入功率Pi

输入功率是驱动液压泵的机械功率，即实际输入的机械功率。

Pi=2πTn　　（3-4）

式中，T为驱动液压泵的实际输入转矩；n为液压泵的主轴转速。

（2）输出功率Po

液压泵的输出功率是泵的进、出口压差Δp与泵的实际流量q的乘积。在实际的计算中，若油箱通大气，液压泵吸、压油口的压力差Δp往往用液压泵出口压力p代替，即

Po=pq　　（3-5）

（3）功率损失

如前文所述，液压泵的功率损失为输入功率减去输出功率，它包括容积损失和机械损失两部分。容积损失是因泄漏等原因造成的液压泵流量上的损失，容积损失可用容积效率来表征；机械损失是指因摩擦而造成的转矩上的损失，机械损失可用机械效率来表征。

（4）容积效率ηv

液压泵在工作时，由于存在泄漏，液压泵的实际流量总是小于理论流量。容积效率等于液压泵的实际流量与理论流量的比值，即

　　（3-6）

由式（3-2）可知，工作压力越大，液压泵的泄漏流量越大，液压泵的容积效率随泄漏流量ql的增大而减小，故液压泵的容积效率随工作压力的增大而减小。

液压泵的容积效率可以用来表征液压泵的容积损失，容积效率越低，说明它因泄漏而引起的容积损失越大。

（5）机械效率ηm

液压泵在工作时，由于液压泵内流体的黏性和机械摩擦，驱动液压泵的实际输入转矩总是大于理论上需要的转矩。机械效率等于驱动液压泵的理论转矩与实际转矩的比值，即

　　（3-7）

液压泵的机械效率可以用来表征液压泵的机械损失，机械效率越低，说明它因摩擦而引起的机械损失越大。

（6）总效率η

液压泵的总效率是实际输出功率与实际输入功率之比。

　　（3-8）

由式（3-6）～式（3-8）和式（3-3）可以得到

　　（3-9）

式（3-9）说明，液压泵的总效率也等于容积效率和机械效率的乘积。

液压泵的各个参数和压力之间的关系如图3-3所示。

3.3　齿轮泵

齿轮泵是以成对齿轮啮合运动完成吸油和压油动作的一种定量液压泵，是液压传动系统中常用的液压泵。在结构上，齿轮泵可分为外啮合式和内啮合式两类。

3.3.1　外啮合齿轮泵

（1）工作原理

外啮合齿轮泵的工作原理如图3-4所示。泵体内相互啮合的主、从动齿轮2和3与两端盖及泵体一起构成许多密封工作腔，齿轮的啮合点将左、右两腔隔开，形成了吸、压油腔，当齿轮按图示方向旋转时，右侧吸油腔内的轮齿脱离啮合，密封工作腔容积不断增大，形成部分真空，油液在大气压力作用下从油箱经吸油管进入吸油腔，并被旋转的轮齿带入左侧压油腔。左侧压油腔内的轮齿不断进行啮合，使密封工作腔容积减小，油液受到挤压被排往系统中，这就是齿轮泵的吸油和压油过程。齿轮连续运转，泵连续不断地吸油和压油。

齿轮啮合点处的齿面接触线将吸油腔和压油腔分开，起到了配油（配流）作用，因此不需要单独设置配油装置，这种配油方式称为直接配油。

如图3-5所示为CB-B齿轮泵的结构简图，该齿轮泵为外啮合渐开线齿轮泵，广泛应用于机床和工程机械的液压系统，可作为液压系统的动力源，也可作为润滑泵、输油泵使用。

（2）齿轮泵的排量和流量计算

齿轮泵排量和流量的精确计算比较复杂，因为当齿轮旋转时，齿轮的不同啮合点工作容腔容积的变化率是不一样的，故在每一个瞬间所排出的油液量也不相同。近似计算时可认为排量等于它的两个齿轮的齿间槽容积之总和，假设齿间槽的容积等于轮齿的体积，则齿轮泵的排量可以近似地等于其中一个齿轮的所有轮齿体积与齿间槽容积之和，即以齿顶圆为外圆、直径为（z-2）m的圆为内圆的圆环为底，以齿宽为高所形成的环形筒的体积。当齿轮的模数为m、齿宽为B、齿数为z时，排量为

　　（3-10）

实际上齿间槽的容积比轮齿的体积稍大些，所以通常取

V=6.66zm2B　　（3-11）

因此，当驱动齿轮泵的原动机转速为n时，外啮合齿轮泵的理论流量和实际输出流量分别为

qt=6.66zm2Bn　　（3-12）

q=6.66zm2Bnηv　　（3-13）

式中，ηv为外啮合齿轮泵的容积效率。

以上计算的是外啮合齿轮泵的平均流量，实际上随着啮合点位置的不断改变，吸、排油腔的每一瞬时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分别表示最大、最小瞬时流量，则流量脉动率σ可用下式表示。

　　（3-14）

理论研究表明，外啮合齿轮泵齿数越少，脉动率σ就越大，其值最高可达20%以上。流量脉动引起压力脉动，随之产生振动和噪声，故精度要求高的液压系统不宜采用齿轮泵。

3.3.2　外啮合齿轮泵的结构特点和应用

（1）外啮合齿轮泵的结构特点

①困油问题　外啮合齿轮泵要连续平稳地工作，齿轮啮合时的重叠系数必须大于1，即至少有一对以上的轮齿同时啮合，因此，在工作过程中，就有一部分油液困在两对轮齿啮合时所形成的封闭油腔之内，该封闭油腔又称为困油区，如图3-6所示。这个密封油腔与泵的高、低压油腔均不相通，其容积的大小随齿轮转动而变化。从图3-6（a）到图3-6（b），困油区容积逐渐减小；从图3-6（b）到图3-6（c），困油区容积逐渐增大。如此产生了密封容积周期性的增大和减小。当困油区容积逐渐减小时，受困油液受到挤压而产生瞬间高压，密封容腔的受困油液若无油道与排油口相通，油液将从缝隙中被挤出，导致油液发热，轴承等零件也受到附加冲击载荷的作用；当困油区容积逐渐增大时，无油液的补充，又会造成局部真空，使溶于油液中的气体分离出来，产生气穴，这就是齿轮泵的困油现象。

困油现象使齿轮泵产生强烈的噪声，并引起振动和汽蚀，同时降低泵的容积效率，影响泵的工作平稳性和使用寿命。消除困油的方法，通常是在两端盖板上开卸荷槽，如图3-6中的虚线方框。当封闭容积减小时，通过左边的卸荷槽与压油腔相通，而封闭容积增大时，通过右边的卸荷槽与吸油腔通，两卸荷槽的间距必须确保在任何时候都不使吸、排油相通。

②泄漏问题　在液压泵中，压油腔的油液通过间隙向吸油腔的泄漏是不可避免的，而且，压力越高，通过间隙泄漏的液压油越多。外啮合齿轮泵压油腔的压力油可通过三种途径泄漏到吸油腔去：一是通过齿轮啮合线处的间隙；二是通过泵体内孔和齿顶间的径向间隙；三是通过齿轮两端面和端盖间的轴向间隙。在这三类间隙中，轴向间隙的泄漏量最大，其泄漏量可占总泄漏量的75%～80%。轴向间隙越大，泄漏量越大，会使容积效率过低；间隙过小，齿轮端面与泵的端盖间的机械摩擦损失增大，会使泵的机械效率降低。

为了提高齿轮泵的压力和容积效率，实现齿轮泵的高压化，需要从结构上采取措施，对轴向间隙进行自动补偿。如图3-7所示为采用浮动轴套的齿轮泵轴向间隙自动补偿原理，该齿轮泵的一端轴套是固定轴套，而另一端轴套是浮动安装的，浮动轴套外侧的空腔与泵的压油腔相通，当泵工作时，浮动轴套受油压的作用而压向齿轮端面，使轴套内侧始终紧贴在齿轮端面上，压力越高，轴向间隙越小，从而补偿了轴向间隙，减小了泵内通过轴向间隙的泄漏。

③径向不平衡力问题　在齿轮泵中，油液作用在齿轮外缘的压力是不均匀的，从低压腔到高压腔，压力沿齿轮旋转的方向逐齿递增，因此，齿轮和轴受到径向不平衡力的作用，工作压力越高，径向不平衡力越大，径向不平衡力很大时，能使泵轴弯曲，泵体内吸油口一侧的齿顶压向泵体，导致泵体内侧被轮齿刮伤，同时也加速轴承的磨损，降低轴承使用寿命。

为了减小径向不平衡力的影响，常采取缩小压油口尺寸的办法，使压油腔的压力仅作用在一个齿到两个齿的范围内，同时，适当增大径向间隙，使齿顶不与泵体内表面产生接触，并在支承上多采用滚针轴承或滑动轴承。有的高压齿轮泵采用在端盖上开设平衡槽的办法来减小径向不平衡力。

（2）性能特点及应用

外啮合齿轮泵的优点是结构简单，制造方便，价格低廉，体积小，重量轻，工作可靠，维护方便，自吸能力强，对油液污染不敏感。它的缺点是容积效率低，轴承及齿轮轴上承受的径向载荷大，因而使工作压力的提高受到一定限制。此外，还存在着流量脉动大、噪声较大等不足之处。外啮合齿轮泵常用于负载小、功率小的机床设备及机床辅助装置（如送料、夹紧等场合），在工作环境较差的工程机械上也广泛应用。

3.3.3　内啮合齿轮泵

内啮合齿轮泵的工作原理与外啮合齿轮泵完全相同，也是利用齿间的密闭容积的变化来实现吸油和压油的。内啮合齿轮泵有渐开线内啮合齿轮泵和摆线内啮合齿轮泵两种。

内啮合齿轮泵的优点是结构紧凑，尺寸小，重量轻，噪声小，运转平稳，流量脉动较小，在高转速下可获得较大的容积效率。缺点是齿形复杂，加工精度高，加工难度大，造价较高。

（1）摆线内啮合齿轮泵

如图3-8所示为摆线内啮合齿轮泵的工作原理，内齿轮1和外齿轮2只相差一个齿，不需要设置隔板，在内齿轮1和外齿轮2的各相对轮齿和两端盖间形成了几个独立的密封腔。随着齿轮的旋转，各密封腔的容积将发生增大或减小，从而完成吸、压油动作。

摆线内啮合齿轮泵在输油系统中可作传输、增压的输油泵。在燃油系统中可作传输、加压、喷射的燃油泵。在一切工业领域中均可作润滑泵用。

（2）渐开线内啮合齿轮泵

如图3-9所示为渐开线内啮合齿轮泵的工作原理，内齿轮1是主动轮，它和外齿轮2之间要装一块隔板3，以便把吸油腔4和压油腔5隔开。内啮合渐开线齿轮泵的工作原理与内啮合摆线齿轮泵的工作原理完全相同，它们的结构特点及应用场合也基本相同。

3.4　叶片泵

叶片泵是靠叶片、定子和转子构成的密闭工作腔容积变化而实现吸油和压油的一类液压泵。根据各密封工作容积在转子旋转一周吸、压油次数的不同，叶片泵分为单作用叶片泵和双作用叶片泵两类。叶片泵具有结构紧凑、运转平稳、流量脉动小等优点，在工作机械的中高压系统中应用广泛。叶片泵的缺点是结构较复杂、吸油性能较差、对油液污染比较敏感。

3.4.1　单作用叶片泵

（1）工作原理

如图3-10所示为单作用叶片泵的工作原理。它由转子1、定子2、叶片3和端盖等组成，定子2具有圆柱形内表面，定子2和转子1间有偏心距e。叶片3装在转子1的槽中，并可在槽内滑动，当转子1转动时，由于离心力的作用，使叶片3紧靠在定子2内壁，这样在定子、转子、叶片和两侧配油盘间就形成若干个密封的工作腔，当转子1按图示的方向转动时，在图的右部，叶片逐渐伸出，叶片间的工作腔容积逐渐增大，从吸油口吸油，这是吸油腔。在图的左部，叶片被定子内壁逐渐压进槽内，工作腔容积逐渐缩小，将油液从压油口压出，这是压油腔。这种叶片泵在转子每转一转，每个工作腔完成一次吸油和压油，因此称为单作用叶片泵。转子不停地旋转，泵就不断地吸油和压油。

（2）流量计算

单作用叶片泵的实际输出流量用下式计算。

q=2πbeDnηv　　（3-15）

式中，b为叶片宽度；e为转子与定子间的偏心距；D为定子内径；其余符号意义同前。

单作用叶片泵的流量也是脉动的，泵内叶片数越多，流量脉动率越小。此外，奇数叶片的泵的脉动率比偶数叶片的脉动率小，所以单作用叶片泵的叶片数总取奇数，一般为13片或15片。

（3）特点及应用

单作用叶片泵的优点是运转平稳，压力脉动小，噪声小，结构紧凑，尺寸小，流量大。其缺点是对油液要求高，如油液中有杂质，则叶片容易卡死；与齿轮泵相比，结构较复杂。它广泛用于专用机床，自动化生产线等中、低压液压系统中。

由式（3-15）可以看出，改变单作用叶片泵定子和转子之间的偏心距e便可改变排量，如果单作用叶片泵的偏心距e距不可调时是定量泵，如果偏心距e可调则是变量泵。实际生产中的单作用叶片泵多为变量泵，当偏心距e反向时，吸油和压油方向也相反；由于单作用叶片泵的转子受到不平衡的径向液压作用力，故又称为非平衡式泵，所以这种单作用叶片泵一般不宜用于高压场合；为了更有利于叶片在惯性力作用下向外伸出，而使叶片有一个与旋转方向相反的倾斜角，称后倾角，一般为24°。

3.4.2　限压式变量叶片泵

如上所述，单作用叶片泵由于转子相对定子有一个偏心距e，使泵轴在旋转时密封工作腔的容积产生变化，产生吸油和压油动作。如果单作用叶片泵设有偏心距e的调节机构，则该单作用叶片泵为变量泵。

改变偏心距e的方式可分为手动调节变量泵和自动调节变量泵两种。自动调节变量泵又有限压式变量泵、稳流量式变量泵和恒压式变量泵等多种型式，其中限压式变量泵的应用较普遍。限压式变量泵又分为外反馈式和内反馈式两种。下面介绍外反馈限压式变量叶片泵。

（1）工作原理

限压式变量叶片泵是单作用叶片泵，根据单作用叶片泵的工作原理，改变定子和转子间的偏心距e，就能改变泵的输出流量，限压式变量叶片泵能借助输出压力的大小自动改变偏心距e的大小来改变输出流量。当压力低于某一可调节的限定压力时，泵的输出流量最大；当压力高于限定压力时，随着压力增加，泵的输出流量线性地减少。

外反馈限压式变量叶片泵的工作原理如图3-11所示。它能根据外负载（泵出口压力）的大小自动调节泵的排量。图中转子1的中心O是固定不动的，定子3（其中心为O1）可沿滑块滚针支承4左右移动。定子右边有反馈柱塞5，它的油腔与泵的压油腔相通。设反馈柱塞5的受压面积为A，则作用在定子3上的反馈力pA小于作用在定子上的弹簧力Fs时，弹簧2把定子推向最右边，反馈柱塞5和流量调节螺钉6用以调节泵的原始偏心，进而调节流量，当反馈柱塞5和流量调节螺钉6相接触时，偏心达到预调值e0，泵的输出流量最大。

当泵的压力升高到pA>Fs时，反馈力克服弹簧预紧力，推动定子左移x距离，偏心减小，泵输出流量随之减小。泵出口压力越高，偏心越小，输出流量也越小。当压力达到使泵的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，泵的输出压力也不会再升高，所以这种泵被称为限压式变量叶片泵。外反馈的意义表示反馈力是通过柱塞从外面加到定子上的。

（2）流量-压力特性

设泵的转子和定子间的预设偏心距为e0，此时弹簧的预压缩量为x0，弹簧刚度为ks，当压力逐渐增大，使定子开始移动时压力为pb，则有

pbA=ksx0　　（3-16）

由此得

　　（3-17）

当泵压力为p时，定子移动了x距离，亦即弹簧压缩量增加，这时的偏心量为

e=e0-x　　（3-18）

如忽略泵在滑块滚针支承处的摩擦力Ff，泵定子的受力方程为

pA=ks（x0+x）　　（3-19）

泵的实际输出流量为

q=kqe-klp　　（3-20）

式中，kq为泵的流量系数；kl为泵的泄漏系数。

当pA<Fs时，定子处于极右端位置，这是e=e0。

q=kqe0-klp　　（3-21）

当pA>Fs时，定子左移，泵的流量减小，由式（3-17）、式（3-18）、式（3-20）得

　　（3-22）

整理得外反馈限压式变量叶片泵的流量-压力特性方程为

　　（3-23）

外反馈限压式变量叶片泵的静态特性曲线如图3-12所示，不变量的AB段与式（3-21）相对应，就像定量泵一样，压力增加时，实际输出流量因泄漏量增加减少；BC段是泵的变量段，与式（3-22）相对应，这一区段内泵的实际流量随着压力增大而迅速下降，叶片泵处于变量泵工况，B点叫作曲线的拐点，拐点处的压力值主要由弹簧预紧力确定，并可以由式（3-17）算出。

变量泵的最大输出压力pmax相当于实际输出流量为零时的压力，令式（3-23）中q=0，可得

　　（3-24）

图3-11中，通过调节弹簧2的预紧力以改变x0，便可改变pb和pmax的值，这时图3-12中BC段左右平移。调节右端的流量调节螺钉6，便可改变e0，从而改变空载流量的大小，此时图3-12中的AB段上下平移，但曲线BC段不会左右平移，而pb值则稍有变化。如把弹簧2更换成不同刚度的弹簧，则可改变BC段的斜率，弹簧越“软”，BC段越陡，pmax值越小；反之，弹簧越“硬”，BC段越平坦，pmax值越大。

外反馈限压式变量叶片泵适用于执行元件既要实现快速运动，又要实现保压和工作进给的液压系统；快速运动需要大的流量，负载压力较低，正好使用其AB段曲线部分；保压和工作进给时负载压力升高，需要流量减小，正好使用其BC段曲线部分。

（3）特点及应用

与定量叶片泵相比，限压式变量叶片泵结构复杂，做相对运动的机件多，泄漏较大，轴上受不平衡的径向液压力，噪声较大，容积效率和机械效率都没有定量叶片泵高；但是，它能按负载压力自动调节流量，在功率使用上较为合理。限压式变量叶片泵在中、低压液压系统中应用较多，液压系统采用这种变量泵，可以省去溢流阀，并减少油液发热，从而减小油箱的尺寸，使液压系统比较紧凑。在机床液压系统中被广泛采用。

3.4.3　双作用叶片泵

（1）工作原理

双作用叶片泵的工作原理如图3-13所示，其与单作用叶片泵相似，也是由定子1、转子2、叶片3和配油盘等组成，不同之处在于双作用叶片泵的转子2和定子1的中心是重合的，且定子1内表面近似为椭圆柱形，该椭圆柱由两段长半径R、两段短半径r和四段过渡曲线所组成。

当转子2转动时，叶片在离心力和根部压力油的作用下，在转子槽内作径向移动而压向定子内表面，由相邻叶片、定子的内表面、转子的外表面和两侧配油盘间形成若干个密封空间，当转子按图示方向旋转时，处在小圆弧上的密封空间经过渡曲线而运动到大圆弧的过程中，叶片外伸，密封空间的容积增大，吸入油液；再从大圆弧经过渡曲线运动到小圆弧的过程中，叶片被定子内壁逐渐压进槽内，密封空间容积变小，将油液从压油口压出。

对于双作用叶片泵，当转子每转一转，每个密封空间要完成两次吸油和两次压油，所以称为双作用叶片泵，这种叶片泵由于有两个吸油腔和两个压油腔，并且各自的中心夹角是对称的，所以作用在转子上的油液压力相互平衡，因此双作用叶片泵又称为平衡式叶片泵，为了使径向力完全平衡，密封空间数（即叶片数）应当是双数。

（2）流量计算

由图3-13可知，当叶片每伸缩一次时，每相邻叶片间油液的排出量等于长半径圆弧段的容积与短半径圆弧段的容积之差。若叶片数为z，则每转排油量等于上述容积差的2z倍，因此双作用叶片泵的实际输出流量公式为

　　（3-25）

式中，b为叶片宽度；R和r分别为定子圆弧部分的长短半径；θ为叶片的安放角；s为叶片厚度；z为叶片数；其余符号意义同前。

双作用叶片泵的流量脉动较小。流量脉动率在叶片数为4的倍数且大于8时最小，故双作用叶片泵一般叶片数为12片或16片。

（3）结构要点

①定子过渡线　双作用叶片泵的定子内表面的曲线由4段圆弧和4段过渡曲线组成，泵的动力学特性很大程度上受过渡曲线的影响。理想的过渡曲线不仅应使叶片在槽中滑动时的径向速度变化均匀，而且应使叶片转到过渡曲线和圆弧段交接点处的加速度突变不大，以减小冲击和噪声，同时，还应使泵的瞬时流量的脉动最小。目前双作用叶片泵定子过渡曲线广泛采用性能良好的等加速和等减速曲线，但还会产生一些柔性冲击。为了更好地改善这种情况，有些叶片泵定子过渡线采用了3次以上的高次曲线。

②叶片的倾角　叶片在工作过程中，受离心力和叶片根部压力油的作用，使叶片和定子紧密接触。定子内表面迫使叶片推向转子中心，它的工作情况和凸轮相似。叶片与定子内表面接触，有一压力角为φ，且大小是变化的，其变化规律与叶片径向速度变化规律相同，既从零逐渐增大到最大，又从最大逐渐减小到零。因而在双作用叶片泵中，将叶片顺着转子回转方向前倾一个θ角，这样可使压力角减小为φ'，并使分力Fr减小，使叶片在槽中移动灵活，并可减小磨损，如图3-14所示。根据双作用叶片泵定子内表面的几何参数，其压力角的最大值φmax≈24°，一般取，因而叶片泵叶片的倾角θ一般取10°～14°。YB型叶片泵的叶片相对于转子径向连线前倾13°。但近年的研究表明，叶片倾角并非完全必要，某些高压双作用叶片泵的转子槽是径向的，且使用情况良好。

（4）高压化措施

由于一般双作用叶片泵的叶片底部通压力油，使得处于吸油区的叶片顶部和底部的液压作用力不平衡，叶片顶部以很大的压紧力抵在定子吸油区的内表面上，使磨损加剧，影响叶片泵的使用寿命，尤其是工作压力较高时，磨损更严重，因此吸油区叶片两端压力不平衡，限制了双作用叶片泵工作压力的提高。所以在高压叶片泵的结构上必须采取措施，使叶片压向定子的作用力减小，常用的措施如下。

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减压阀通到吸油区的叶片底部，使叶片经过吸油腔时，叶片压向定子内表面的作用力不致过大。

②减小叶片底部承受压力油作用的面积　如图3-15（a）所示为复合式叶片（亦称子母叶片结构），通过配油盘使K腔总是接通压力油，并引入母子叶片间的c腔内，而母叶片底部L腔则借助于虚线所示的油道，使L腔油液压力始终与顶部油液的压力相同。这样，当叶片处在吸油腔时，只有c腔的高压油作用而压向定子内表面，减小了叶片和定子内表面间的作用力。

如图3-15（b）所示为阶梯叶片结构，在这里，油室d始终和压力油相通，而叶片的底部则和所在腔相通。这样，叶片在d室内油液压力作用下压向定子表面，由于作用面积减小，使其作用力不致太大，但这种结构的工艺性较差。

③使叶片顶部和底部的液压作用力平衡

a.如图3-16（a）所示为双叶片结构，叶片槽中有两个可以作相对滑动的叶片1和2，每个叶片都有一个棱边与定子内表面接触，在叶片的顶部形成一个油腔a相连通，因而使叶片顶端和底部的液压作用力得到平衡。

b.如图3-16（b）为叶片装弹簧的结构，这种结构叶片1较厚，顶部与底部也相通，叶片底部的油液是由叶片顶部经叶片中的孔引入的，因此叶片上下油腔油液的作用力基本平衡，为使叶片紧贴定子内表面，保证密封，在叶片根部装有弹簧。

（5）特点及应用

由于双作用叶片泵的压油口对称分布，所以不仅作用在转子上的径向力是平衡力，而且运转平稳、输油量均匀、噪声小。因此在各类机床设备中得到广泛应用，尤其在注塑机、运输装卸机械、液压机和工程机械中得到很广泛的应用。

3.5　柱塞泵

柱塞泵是靠柱塞在缸体中做往复运动造成密封容积的变化来实现吸油与压油的液压泵。柱塞泵按柱塞的排列和运动方向不同，可分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵两大类。

3.5.1　轴向柱塞泵

（1）工作原理

轴向柱塞泵是将多个柱塞配置在一个共同缸体的圆周上，并使柱塞中心线和缸体中心线平行的一种泵。轴向柱塞泵有两种形式：斜盘式和斜轴式。

如图3-17所示为斜盘式轴向柱塞泵的工作原理。这种泵主要由缸体1、配油盘2、柱塞3和斜盘4等组成。柱塞沿圆周均匀分布在缸体内。斜盘轴线与缸体轴线倾斜一个角度γ，柱塞靠机械装置或在低压油作用下压紧在斜盘上（图中为弹簧），配油盘2和斜盘4固定不转，当原动机通过传动轴5使缸体1转动时，由于斜盘和弹簧的作用，柱塞在缸体内做往复运动，并通过配油盘的配油口进行吸油和压油。如图3-17中所示回转方向，当缸体转角在π～2π范围内，柱塞向外伸出，柱塞底部的密封工作腔容积增大，通过配油盘的吸油口吸油；在0～π范围内，柱塞被斜盘推入缸体，使密封容积减小，通过配油盘的压油口压油。缸体每转一转，每个柱塞各完成吸、压油各一次，如改变斜盘倾角γ，就能改变柱塞行程的长度，即改变液压泵的排量；改变斜盘倾角方向，就能改变吸油和压油的方向，即成为双向变量泵。

（2）流量计算

图3-17中，轴向柱塞泵的实际输出流量用下式计算。

　　（3-26）

式中，z为柱塞数；d为柱塞直径；D为柱塞分布圆直径；γ为斜盘轴线与缸体轴线间的夹角；其余符号意义同前。

实际上，柱塞泵的输出流量也是脉动的，当柱塞数为单数时，脉动较小，因此一般常用的柱塞数视流量的大小，取7个、9个或11个。

（3）结构要点

①摩擦副结构　斜盘式轴向柱塞泵有三对典型摩擦副：柱塞头部与斜盘；柱塞与缸体孔；缸体端面与配油盘。由于组成这些摩擦副的关键零件均处于高相对速度、高接触比压的摩擦工况，因此它们的摩擦、磨损情况直接影响泵的容积效率、机械效率、工作压力高低以及使用寿命。

②滑靴的静压支承结构　在斜盘式轴向柱塞泵中，若各柱塞以球形头部直接接触斜盘而滑动，这种泵称为点接触式轴向柱塞泵。

点接触式轴向柱塞泵在工作时，由于柱塞球头与斜盘平面理论上为点接触，因而接触应力大，极易磨损。一般轴向柱塞泵都在柱塞头部装一个滑靴，如图3-18所示，滑靴是按静压轴承原理设计的，缸体中的压力油经过柱塞球头中间小孔流入滑靴油室，使滑靴和斜盘间形成液体润滑，改善了柱塞头部和斜盘的接触情况。有利于提高轴向柱塞泵的压力和其他参数，使其在高压、高速下工作。

③变量控制机构　在斜盘式轴向柱塞泵中，通过改变斜盘倾角的大小就可调节泵的排量。变量控制机构是用来调节变量柱塞泵斜盘倾角的机构，变量控制机构有手动控制、液压控制、电气控制等多种类型。这里以手动伺服变量机构为例说明变量机构的工作原理。

如图3-19所示是手动伺服变量机构简图，该机构由缸筒1、活塞2、伺服阀芯3和斜盘4组成。活塞2的内腔构成了伺服阀的阀体，并有c、d和e三个孔道分别沟通缸筒1下腔a、上腔b和油箱。泵上的斜盘4通过适当的机构与活塞2下端铰接，利用活塞2的上下移动来改变斜盘倾角。当用手柄使伺服阀芯3向下移动时，上面的阀口打开，a腔中的压力油经孔道c通向b腔，活塞因上腔的有效面积大于下腔的有效面积而向下移动，活塞2移动时又使伺服阀上的阀口关闭，最终使活塞2自身停止运动。同理，当手柄使伺服阀芯3向上移动时，下面的阀口打开，b腔经孔道d和e接通油箱，活塞2在a腔压力油的作用下向上移动，并在该阀口关闭时自行停止运动。变量控制机构就是这样依照伺服阀的动作来实现其控制的。

如图3-20所示为斜盘式轴向柱塞泵的结构图。图中柱塞的球状头部装在滑履4内，以缸体作为支撑的弹簧通过钢球推压回程盘3，回程盘3和柱塞滑履4一同转动。在压油过程中借助斜盘2推动柱塞做轴向运动；在吸油时依靠回程盘、钢球和弹簧组成的回程装置将滑履紧紧压在斜盘表面上滑动，弹簧一般称为回程弹簧，这样的泵具有自吸能力。在滑履与斜盘相接触的部分有一个油室，它通过柱塞中间的小孔与缸体中的工作腔相连，压力油进入油室后在滑履与斜盘的接触面间形成一层油膜，起着静压支承的作用，使滑履作用在斜盘上的力大大减小，因而磨损也减小。传动轴8通过左边的花键带动缸体6旋转，由于滑履4贴紧在斜盘表面上，柱塞在随缸体旋转的同时在缸体中做往复运动。缸体中柱塞底部的密封工作容积是通过配油盘7与泵的进出口相通的。随着传动轴的转动，液压泵就连续地吸油和压油。只要改变斜盘的倾角，即可改变轴向柱塞泵的排量和输出流量。

（4）特点及应用

轴向柱塞泵的优点是：结构紧凑，径向尺寸小，惯性小，容积效率高，目前最高压力可达40.0MPa，甚至更高，一般用于工程机械、压力机等高压系统中，但其轴向尺寸较大，轴向作用力也较大，结构比较复杂。

（5）斜轴式轴向柱塞泵简介

如图3-21所示为斜轴式轴向柱塞泵的工作原理，这种泵主要由缸体3、配油盘5、柱塞4、连杆2和中心连杆6等组成。斜轴式轴向柱塞泵的缸体轴线相对传动轴轴线成一个倾角γ，传动轴端部法兰与连杆2之间以及连杆2与缸体中的柱塞4之间采用万向铰链相铰接，当传动轴转动时，通过万向铰链、连杆2使柱塞4和缸体3一起转动，并迫使柱塞4在缸体3中做往复运动，当柱塞4在吸油区时，柱塞4在连杆2的作用下外伸，密封容积增大，形成局部真空，通过配油盘5上的吸油槽吸油，当柱塞4通过密封区后，进入压油区，在连杆2的作用下缩回时，密封容积减小，油液挤压，压力增大，通过配油盘5上的压油槽排油。

由于传动轴中心线和缸体中心线存在夹角γ，因此称为斜轴式轴向柱塞泵；因为通过改变缸体倾角γ来改变泵的排量，所有又称为摆缸式轴向柱塞泵。

斜轴式轴向柱塞泵的缸体每转一转，每个柱塞各完成吸、压油一次。如果改变缸体的倾角γ角度大小，就能改变柱塞行程的长度，即改变液压泵的排量；改变缸体的倾角方向，就能改变吸油和压油的方向，即成为双向变量泵。

3.5.2　径向柱塞泵

（1）工作原理

径向柱塞泵的工作原理如图3-22所示，柱塞1径向排列装在缸体2中，缸体由原动机带动连同柱塞1一起旋转，所以缸体2一般称为转子，柱塞1在离心力的（或在低压油）作用下抵紧定子4的内壁，当转子按图示方向旋转时，由于定子和转子之间有偏心距e，柱塞绕经上半周时向外伸出，柱塞底部的容积逐渐增大，形成部分真空，因此便经过衬套3（衬套3是压紧在转子内，并和转子一起回转）上的油孔从配油孔5和吸油口b吸油；当柱塞转到下半周时，定子内壁将柱塞向里推，柱塞底部的容积逐渐减小，向配油轴的压油口c压油，当转子回转一转时，每个柱塞底部的密封容积完成一次吸、压油，转子连续运转，即完成吸压油工作。

图3-22中，配油轴固定不动，油液从配油轴上半部的两个孔a流入，从下半部两个油孔d压出，为了进行配油，在配油轴和衬套3接触的一段加工出上下两个缺口，形成吸油口b和压油口c，留下的部分形成封油区。封油区的宽度应能封住衬套上的吸油孔和压油孔，以防吸油口和压油口相连通，但尺寸也不能大得太多，以免产生困油现象。

（2）流量计算

径向柱塞泵的实际输出流量为

　　（3-27）

式中，e为转子和定子间的偏心距；d为柱塞直径；z为柱塞数量，其余符号意义同前。当偏心距e不可调时为定量泵；当偏心距e可调时即为变量泵。通过改变偏心距e的方向，吸、压油方向也发生改变。

（3）特点及应用

径向柱塞泵的径向尺寸大，转动惯量大，自吸能力差，且配流轴受到径向不平衡液压力的作用，易于磨损，这些都限制了其转速和压力的提高，故应用范围较小。径向柱塞泵常用于10MPa以上的各类液压系统中，如拉床、压力机或船舶等大功率系统。

3.6　各类液压泵的性能比较及选择

液压泵是液压系统的动力元件，其作用是供给系统一定流量和压力的油液，因此也是液压系统的核心元件。合理地选择液压泵对于降低液压系统能耗、提高系统的效率、降低噪声、改善工作性能和保证系统可靠工作都十分的重要。

选择液压泵的原则：应根据液压机的工况、功率大小和系统对工作性能的要求，首先确定泵的结构类型，然后按系统所要求的压力、流量的大小确定其规格型号。表3-1列出了各类液压泵的性能比较。

一般来说，各种类型的液压泵由于其结构原理、运转方式和性能特点各有不同，因此应根据不同的用途选择合适的液压泵。一般在负载小、功率小的机械设备中，选择齿轮泵、双作用叶片泵；精度较高的机械设备（如磨床）选择双作用叶片泵；对于负载较大并有快速和慢速工作的机械设备（如组合机床）选择限压式变量叶片泵；对于负载大、功率大的设备（如龙门刨、拉床等）选择柱塞泵；一般不太重要的液压系统（机床辅助装置中的送料、夹紧等）选择齿轮泵。合理地选择液压泵对于降低液压系统的消耗和提高液压系统的工作效率、降低噪声、改善性能和保证液压系统的工作都很重要。

思考题与习题

3-1　简述容积式液压泵的工作原理。

3-2　定量泵和变量泵、单作用泵和双作用泵之间分别是按什么依据划分的？

3-3　液压泵的工作压力就是其铭牌上所标的压力吗？说明原因。

3-4　齿轮泵的能量损失包括哪两部分？它们分别是由什么原因引起的？

3-5　齿轮泵的困油现象、危害及解除措施有哪些？

3-6　外啮合齿轮泵工作时的泄漏途径有哪些？

3-7　单作用叶片泵中，为什么定子和转子之间必须有偏心距e？

3-8　简述外反馈限压式变量叶片泵的工作原理。

3-9　结合外反馈限压式变量叶片泵的流量-压力特性曲线，分析为什么这种泵在功率上使用较为合理？

3-10　如何调节限压式变量叶片泵的限定压力和最大流量？调节时，叶片泵的压力-流量特性曲线相应发生哪些变化？

3-11　本章所介绍的几种液压泵中，哪些类型的泵只能设计成定量泵？哪些类型的泵既可以设计成定量泵，又可以设计成变量泵？

3-12　为什么轴向柱塞泵适用于高压系统？

3-13　已知液压泵的输出压力p=10MPa，泵的排量V=100mL/r，转速n=1450r/min，容积效率和机械效率均为0.95。计算：①该泵的实际流量；②该泵的输出功率；③电动机的驱动功率。

3-14　已知某液压泵的转速为n=950r/min，额定压力p=29.5MPa，排量V=168mL/r，在额定转速和额定压力时实际输出流量q=150L/min，额定工况下的总效率η=0.87。求：①泵的理论流量；②泵的容积效率；③泵的机械效率；④泵在额定工况下所需电动机驱动功率；⑤驱动泵所需转矩。