1、第第 2 2 章液压泵章液压泵2.1 液压泵概述液压泵概述2.2 齿轮泵齿轮泵2.3 摆线转子泵摆线转子泵2.4 螺杆泵螺杆泵2.5 叶片泵叶片泵2.6 柱塞泵柱塞泵习题与思考题习题与思考题第第 2 2 章章 液压泵液压泵第第 2 2 章液压泵章液压泵2.1液液 压压 泵泵 概概 述述液压传动以具有压力的油液作为传递动力的工作介质,因此在液压系统中要有能量转换装置。液压泵就是在电动机或其它原动机的带动下,将机械能转换为流动液体压力能的能量转换装置,它不断向系统输送一定流量和压力的油液,达到驱动执行机构的目的。第第 2 2 章液压泵章液压泵1.液压泵的工作原理和分类液压泵的工作原理和分类图2-1
2、所示为一活塞式手摇液压泵的工作原理图。它由泵体1、活塞2、压杆3和两只单向阀4、5组成。当压杆3向下运动时,活塞2向上运动,使泵腔中的体积扩大,形成真空,此时单向阀5关闭,在油箱液面大气压力作用下,单向阀4打开,液体经吸油管由油箱中吸入泵腔内;当压杆3向上运动时,活塞2向下运动,泵腔中的体积缩小,油液的压力上升,将单向阀4关死,而将单向阀5推开,液体则经压油管排出。如此不停地往复工作,使液压泵不断地吸油和压油。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-1活塞式手摇液压泵的工作原理图第第 2 2 章液压泵章液压泵从上述液压泵的工作过程可以看出,液压泵工作时应满足如下必要条件:(1)在泵中必须形成一定
3、体积的密封容积。例如,当活塞2不动时,两只单向阀均处于关闭状态,此时泵即为一密封容积。(2)密封容积必须变化。由工作原理可知,活塞上移时,容积扩大,吸油;活塞下移时,容积缩小,压油。密封容积的变化是泵吸、压油的根本原因。由于这种泵是依靠容积变化而进行工作的,因而称为容积式液压泵。第第 2 2 章液压泵章液压泵(3)吸油腔和压油腔要互相隔开。当活塞上移时,单向阀5的上腔连同吸油管为吸油腔(或称低压腔),其下腔为压油腔(或称高压腔),吸油腔和压油腔由单向阀5隔开;当活塞下移时,单向阀4的上腔连同压油管为压油腔,其下腔为吸油腔,两腔由单向阀4隔开。显然,吸油管路与压油管路既不允许互相连通,也不允许同
4、时与密封容积沟通。第第 2 2 章液压泵章液压泵液压传动中常用的液压泵按其结构来分,可以分为齿轮泵、叶片泵、柱塞泵和螺杆泵等类型。按照额定工作压力来分,可以分为:低压泵,其工作压力在02.5MPa范围以内;中压泵,其工作压力在2.58MPa范围以内;中高压泵,其工作压力在816MPa范围以内;高压泵,其工作压力在1632MPa范围以内;超高压泵,其工作压力大于32MPa。按照供油流量能否调节,可以分为定量泵和变量泵。在转速不变的条件下,输出流量不能改变的液压泵称为定量泵,输出流量可以改变的液压泵称为变量泵。按其输油方向能否改变，可分为单向泵和双向泵。液压泵的图形符号见附录。第第 2 2 章液压
5、泵章液压泵2.液压泵的主要性能参数液压泵的主要性能参数1)排量与流量液压泵的排量是指泵在工作过程中每一循环或每转所能排出液体的体积。显然,排量取决于泵的结构参数。例如在图2-1所示的活塞式液压泵中,手柄每往复一次,打出的油量取决于活塞的直径d和行程s,于是液压泵的排量V为(2-1)sdV42第第 2 2 章液压泵章液压泵 液压泵的流量表示单位时间内输出油液的体积。它除了取决于泵的结构参数外,还和单位时间内体积变化的次数有关,其常用单位为L/min。设图2-1所示液压泵手柄每分钟往复的次数为n,则液压泵的流量为 32104sndq(2-2)(L/min)第第 2 2 章液压泵章液压泵或 q=Vn
6、 (2-3)由于活塞在往复运动过程中向上运动时吸油,只有向下运动时才压油,因而单缸活塞泵的输油量是不连续的;此外,在活塞向下运动的过程中,其运动速度也不相同,因此在压油过程中,液压泵压出的油量是不均匀的。这种现象称为输油量的脉动。第第 2 2 章液压泵章液压泵液压泵常用的流量参数有以下三种。瞬时流量:泵每一瞬时输出的流量称为泵的瞬时流量qs。平均流量:泵在某一时间间隔内按时间计算的平均输出流量称为泵的平均流量q。理论流量:根据泵的几何尺寸计算而得到的流量称为泵的理论流量qt,一般指平均理论流量。第第 2 2 章液压泵章液压泵2)压力液压泵出口压力的形成原理可以由图2-2来解释。图2-2(a)所
7、示为液压泵向液压缸连续供油的情况,液压缸下端带有重物G。当液压泵工作时,将油箱中的油液吸入,并且不断地将吸入的油液输往液压缸的下腔。随着液压泵不断供油,液体受阻,其压力不断上升。当液体的压力升高到一定值后,即可克服外负载,使活塞上移。此时液压系统的压力为 AGp(Pa)(2-4)式中:G外加负载(N);A活塞有效作用面积(m2)。第第 2 2 章液压泵章液压泵外界负载G越大,则泵的出口压力也越高;负载为零时,泵的出口压力等于零(略去摩擦及各种液压损失等)。由于负载是以机械的形式出现的,因此我们称它为“机械”负载。第第 2 2 章液压泵章液压泵图2-2(b)所示为液压泵经可变节流孔向油箱中供油的
8、情况。由流体力学可知,液体流经节流孔时会产生压力损失p,图示情况为节流孔后直接通油箱,我们认为油箱内液体的压力为零,则泵的出口压力数值就等于压力损失的值。关小节流孔,液体进一步受阻,压力损失值上升,则泵的出口压力上升。反之,开大节流孔,压力损失值下降,则泵的出口压力也下降。由于负载以液压的形式出现,因而我们称它为“液压”负载。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2 2液压泵压力的形成第第 2 2 章液压泵章液压泵根据工作情况不同,液压泵的出口压力有下列三项指标。(1)额定压力pn:指泵在正常工作条件下,按试验标准规定连续运转的最高压力。(2)最高允许压力pmax:指泵按试验标准规定超过额定压力作
9、短暂运行的最高压力。(3)实际工作压力p:指泵在使用过程中的压力。如前所述,它是随负载的变化而变化的。通常情况下,为了使液压泵有一定的压力储备,实际工作压力为额定压力的60%以下。第第 2 2 章液压泵章液压泵3)泄漏 在液压元件中,少量工作液体总会从压力较高的地方经过各种密封间隙流往压力较低的地方,这种现象称为泄漏。单位时间内泄漏掉的工作液体的体积称为元件的泄漏流量q,简称泄漏量,其单位为mL/min。也有以单位时间内漏出工作液的滴数来表示泄漏量的。第第 2 2 章液压泵章液压泵泄漏分内、外两种。内泄漏是指液压元件内工作液体从高压容积处流往低压容积处的泄漏;外泄漏是指液压元件中的工作液体从高
10、压或低压容积处流往大气的泄漏。在图2-1中,两只单向阀处的泄漏称为内泄漏,因为油液没有泄漏到元件的外面去;而活塞杆与泵体之间的泄漏称为外泄漏,因为泄漏到活塞上腔的油液经活塞杆泄漏到了泵的外面。第第 2 2 章液压泵章液压泵(1)实际流量q是泵实际工作时能输出的流量,简称泵的流量。它等于理论流量qt减去泄漏流量q,即 qqqt(2-5)当然也可以再减去因液体受压缩或容器膨胀等原因而损失的流量。(2)额定流量qn是在正常工作条件下,按试验标准规定必须保证的流量。当然,一般情况下实际流量应大于额定流量,否则泵的泄漏量就超过了规定的数值。第第 2 2 章液压泵章液压泵4)功和功率设图2-1所示液压泵的
11、输出压力为p,活塞的面积为A,则作用在活塞上的液压力为 F=pA (N)(2-6)当活塞的移动量为s时,杠杆对活塞所做的功为 W=Fs=pAs(Nm)(2-7)在理想情况下,杠杆对活塞所做的功也就是液压泵所输出的功。第第 2 2 章液压泵章液压泵由流体力学可知q=Av,所以液压泵的功率为 P=pq(W)(2-8)pAvtWP 液压泵的功率亦即单位时间内所做的功,可以用下式来表示：式中:p液压泵的输出压力;q液压泵的输出流量。在选用液压泵配套用电机时,常将泵的额定压力和额定流量代入。第第 2 2 章液压泵章液压泵液压泵的功率有以下三种常用的指标。(1)输入功率Pi:驱动泵轴的机械功率称为泵的输入
12、功率。(2)液压功率P:液体所具有的功率,用压力和流量的乘积来表示,其计算方法见式(2-8)。(3)输出功率Po:泵输出的液压功率。第第 2 2 章液压泵章液压泵5)效率 液压泵的效率也与其它机器的效率相同,是指它的输出功率与输入功率之比,即由于功率损失是不可避免的,因而输出功率总是小于输入功率,故效率的数值永远小于1。在液压泵中,一般存在着两种功率损失,即容积损失和机械损失。因此存在两种效率,即容积效率和机械效率。两种效率组合起来,称做泵的总效率。iPPo第第 2 2 章液压泵章液压泵(1)容积损失和容积效率。液压泵的泄漏所引起的功率损失称为液压泵的容积损失,容积损失的严重程度一般用容积效率
13、v来表示。例如,某液压泵的理论流量为qt,由于泄漏使泵的实际流量为q,泵经过容积损失后的实际输出功率与泵的理论输出功率之比称为容积效率,其表达式为 ttttiov1qqqqqtqpqpqPP(2-9)或 q=qtv(2-10)式中:q泵腔向外部或低压腔泄漏而损失的流量,其中也可以包括液体受压缩等原因而损失的流量;p泵的出口压力。第第 2 2 章液压泵章液压泵显然,容积效率与泵的工作压力、泵中各有关零件间隙的大小、工作液体的粘度以及泵的转速等有关。当工作压力较高,零件间间隙较大,油液的粘度较低时,泄漏流量就较大,于是容积效率就较低。当转速降低时,因为理论流量减小,而泄漏流量与转速的关系不大,所以
14、泄漏量所占的比例增加,使容积效率下降。第第 2 2 章液压泵章液压泵(2)机械损失与机械效率。在各种液压泵中,由于都有相对运动的零件存在,而零件与零件间及零件与液体间又必然存在摩擦,因而会产生功率损失,称为液压泵的机械损失。机械损失的严重程度通常用机械效率m来表示,它定义为液压泵的理论输出功率与实际输入功率之比,其表达式为 ititmPpqPP(2-11)式中:Pt液压泵的理论输出功率。Pi驱动泵轴的机械功率,即泵的输入功率。第第 2 2 章液压泵章液压泵(3)泵的总效率。泵的实际输出功率与输入功率之比称为泵的总效率，即 iioPpqPP(2-12)将式(2-10)、式(2-11)代入式(2-
15、12),得 mvivtPpq(2-13)第第 2 2 章液压泵章液压泵6)转速液压泵的转速有以下三种。(1)额定转速:在额定压力下,泵能连续长时间正常运转的最高转速。(2)最高转速:在额定压力下,泵超过额定转速允许短暂运行的转速。(3)最低转速:保证泵能正常运行而不出现吸空现象的转速。第第 2 2 章液压泵章液压泵7)吸入性能(1)吸入高度。泵的吸入高度Hs是指泵能保证自吸,油箱液面至泵的吸油口处的最大高度。分析液压泵吸油的工作情况(见图2-3),设油箱的液面为截面-,泵的吸油口为截面-,并以液面为参考平面,利用伯努利方程即得gpHgvgpgvgps22221122第第 2 2 章液压泵章液压
16、泵 式中:p1油箱液面上的大气压力;工作液体的密度;动能修正系数,因为是层流,所以=2;v1油箱液面处的流速,实际上可以近似为零;p2液压泵吸油处的压力,称为吸入压力;v2吸油管的流速;p吸油管的压力损失。于是吸入高度为 gv)ppp(gH212221s(2-14)第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-3 液压泵吸油的工作情况第第 2 2 章液压泵章液压泵(2)最低吸入压力。泵的最低吸入压力pi min是指泵在正常运转时,在泵内不发生汽蚀现象的条件下,泵的吸油口处所允许的最低压力。众所周知,油液压力过小,将引起油液发生汽化。这样油气混合,将使吸油严重不足,泵的流量显著减小,容积效率急剧下降。含
17、有气体的油液运动到高压腔后,气泡迅速破裂,会产生噪声并出现振动现象,严重时还会引起泵内零件表面的腐蚀。据有关资料介绍,发生汽蚀现象的压力一般为0.020.03 MPa的绝对压力。第第 2 2 章液压泵章液压泵为了避免这一情况的发生,一般规定液压泵的吸油高度不大于0.5m。另外,吸油管的直径应尽量取得大一些,以使吸油管内液体的流速小一些,一般为0.51.2m/s。再则,吸油管的局部损失及沿程损失系数也应尽量减小。第第 2 2 章液压泵章液压泵 对于自吸能力较差或没有自吸能力的液压泵来说,可以采取如下措施中的任一种：使油箱的液面高于液压泵，即液压泵安装在油箱液面以下工作。采用压力油箱，即采用封闭式
18、油箱,并通入经过滤清的压缩空气,以增加油箱表面的压力,其压力值一般为0.050.07 MPa的相对压力。采用补油泵供油,一般补油压力为0.30.7 MPa。第第 2 2 章液压泵章液压泵8)噪声随着液压泵向高压、高速、大流量和大功率方向发展,噪声问题越来越严重,其大小已成为衡量泵性能好坏的重要指标之一。人们常用声压来衡量声音的强弱,声压的单位Pa(N/m2)。人能听到的最小声压为210-1Pa,叫做“听阈声压”。声压的大小用声压级表示,声压级用某声压对听阈声压之比的以10为底的对数值之20倍来表示,称为分贝(dB)值,即 第第 2 2 章液压泵章液压泵0plg20ppL(dB)(2-15)式中
19、:Lp声压级;p某声压。当声波(相对于大气压力)的压力瞬时值为p时,有 TtpTp0d2)(1(2-16)p0某准声压。一般取频率为1000Hz的听阈声压,即p0=210-3Pa。噪声的大小由声级计来测量。液压泵的噪声声压级一般小于80dB。第第 2 2 章液压泵章液压泵3.液压泵的特性曲线液压泵的特性曲线液压泵的常用特性有流量特性、效率特性和功率特性。其特性曲线常以输出压力为横坐标,流量、效率及输入功率为纵坐标的性能曲线来表示。这种性能曲线对应一定品种的工作液体、某一工作温度及某一对应转速。现分述如下。1)流量与压力的关系曲线液压泵的理论流量qt与出口压力无关。由于泵的泄漏流量q随着出口压力
20、的上升而增加,因而泵的实际流量随着出口压力的上升而减小。其关系如图2-4所示。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-4液压泵流量特性曲线第第 2 2 章液压泵章液压泵2)效率与压力的关系曲线由式(2-10)可以看出,因为理论流量与压力无关,所以容积效率v与压力的关系曲线和实际流量与压力的关系曲线一样,如图2-5所示。机械效率m与压力的关系由式(2-11)可以看出,当压力p等于零时,理论输出功率为零,因此机械效率为零。当压力升高时,因为机械损失增加缓慢,而理论功率增加很快,所以机械效率显著上升。随后,机械损失逐渐增大,机械效率上升就比较缓慢。如图2-5所示。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2
21、5液压泵效率特性曲线第第 2 2 章液压泵章液压泵总效率为两种效率的乘积(见图2-5),开始等于零,而后增加且有一个最高点。一般情况下,我们希望液压泵在总效率最高点的压力附近工作,因为这种压力下泵的效率最高。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-6液压泵功率特性曲线第第 2 2 章液压泵章液压泵 3)输入功率与压力的关系曲线由式(2-12)可以看出,随着压力的升高,输入功率Pi与压力基本上呈线性上升,只是由于实际流量随压力增加而变小以及总效率变化对功率的影响,曲线略呈弯曲形。如图2-6所示。第第 2 2 章液压泵章液压泵齿轮泵是一种常用的液压泵。和其它类型泵相比,齿轮泵结构简单，制造方便，工作
22、可靠，抗污染性强,自吸性能好,价格低廉,且由于齿轮泵是轴对称的旋转体,故允许转速较高。因此，齿轮泵在机床工业、国防工业及工程机械中得到了非常广泛的应用。但齿轮泵的流量脉动和困油现象比较严重,径向液压力不平衡,噪声大,且排量不可改变。2.2齿轮泵齿轮泵第第 2 2 章液压泵章液压泵低压齿轮泵的工作压力为2.5MPa,常用于各种补油、润滑及冷却装置中。中压齿轮泵的工作压力为2.58MPa,常用于机床、轧钢设备的液压系统。中高压齿轮泵的工作压力为816 MPa,高压齿轮泵的工作压力为1632 MPa,这两种泵常用于工程机械、国防工业及农业机械中。目前,齿轮泵的流量范围为q=2.5750L/min;压
23、力范围为 p=131.5MPa;转速范围为n=13004000r/min,个别情况下(如飞机用齿轮泵)最高转速可达8000 r/min;容积效率v=0.880.96,总效率=0.780.92。第第 2 2 章液压泵章液压泵齿轮泵利用一对齿轮的啮合运动形成吸、压油腔的容积变化进行工作。啮合的齿轮为其核心零件,按其啮合形式可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵。外啮合齿轮泵一般采用便于加工的渐开线直齿齿轮。内啮合齿轮泵除采用渐开线齿轮外,还采用摆线齿轮。第第 2 2 章液压泵章液压泵2.2.1外啮合齿轮泵的工作原理和结构外啮合齿轮泵的工作原理和结构图2-7所示为我国自行设计的低压(CB型)齿轮泵。该系列
24、泵的额定压力为2.5MPa,系列流量为2.5125 L/min,转速为1500r/min。它是由后端盖1、滚针轴承2、泵体3、前端盖4、传动轴5及主、从动齿轮等组成的，也称三片式齿轮泵。a、c、d为泄油通道,b为端面卸荷槽,主要用以降低泵体与泵盖接合面上的油压对端盖造成的推力,减小螺钉载荷。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-7齿轮泵结构图第第 2 2 章液压泵章液压泵图2-8所示为齿轮泵的工作原理图。一对齿数、模数和齿形完全相同的渐开线齿轮互相啮合,安装在泵体内部,齿轮的两端面靠泵盖密封。由传动轴带动的叫主动齿轮,由主动齿轮带动的叫从动齿轮。齿轮把泵体内部分成左、右两个互不相通的油腔。第第
25、 2 2 章液压泵章液压泵图 2-8齿轮泵的工作原理图第第 2 2 章液压泵章液压泵当传动轴逆时针方向转动时,齿轮啮合点右侧原来啮合着的齿逐渐退出啮合,使右油腔容积逐渐增大,形成局部真空,油箱中的油液在大气压力的作用下进入此腔,该腔为吸油腔。吸入到齿间的油液随齿轮的转动沿泵体内壁被带到左油腔,填满油腔的齿间,在齿轮啮合点左侧因轮齿逐渐进入啮合,使左油腔容积逐渐减小,把齿间的油液挤出去,该腔为压油腔。当齿轮不断旋转时,左、右两腔就不断地吸油和压油。这就是齿轮泵的吸油和压油过程。第第 2 2 章液压泵章液压泵2.2.2外啮合齿轮泵的流量计算外啮合齿轮泵的流量计算1.近似流量计算近似流量计算1)排量
26、和流量理论流量是在完全理想情况下,不考虑任何实际存在的损失,只根据几何尺寸计算得出的流量。根据齿轮泵的工作原理可知,泵的排量为主动齿轮转动一周、泵无泄漏时所排出液体的体积。该体积近似等于两个齿轮齿间容积之和。由于精确计算齿间容积比较麻烦,因而工程上常采用较实用的近似公式。第第 2 2 章液压泵章液压泵假设齿间的容积等于轮齿的体积,则齿轮泵排量等于一个齿轮的齿间容积和轮齿体积之和,即等于一个齿轮的齿顶圆与齿根圆之间的圆环体积。又设齿顶高和齿根高相等,且都等于齿轮的模数。齿轮的重合度=1。这样可得泵每转排量的近似值为V=D2mB=2Zm2B(mL/r)(2-17)式中:D齿轮的分度圆直径,D=mZ
27、;m齿轮的模数(cm)Z齿轮的齿数;B齿轮的宽度(cm)。第第 2 2 章液压泵章液压泵实际上,考虑到齿间容积稍大于轮齿体积,因此按式(2-17)计算所得理论排量值偏小,而且齿数越少差值越大。由于这一因素,通常在公式(2-17)中乘以修正系数 k 以补偿其误差,则齿轮泵排量为 V=2kZm2B (mL/r)(2-18)式中:k=1.01.115,即2k=6.667,齿数少时取大值,齿数多时取小值。第第 2 2 章液压泵章液压泵 qt=Vn=2kZm2Bn10-3 (L/min)(2-19)式中:qt泵的理论平均流量,即不考虑容积损失时泵单位时间的排油体积(L/min);n泵的转速(r/min)
28、。若考虑容积损失,则可得泵的实际流量公式为 q=qtv=2kZm2Bnv10-3(L/min)(2-20)齿轮泵的流量即泵在单位时间内排出的液体体积。理论流量与排量有如下关系:式中:v泵的容积效率,一般为0.880.96。第第 2 2 章液压泵章液压泵 2)影响流量的因素 (1)齿数和模数对流量的影响。由式(2-19)可知,齿轮泵的平均流量与齿数Z的一次方成正比,而与模数m的平方成正比,因而模数对流量的影响大于齿数的影响。设计齿轮泵时,若要增大流量,则采用增大模数的方法;若要保持流量不变而减小体积,则采用增大模数而减小齿数的方法。图2-9所示为流量相同而模数、齿数不同的三个齿轮泵的外形尺寸。第
29、第 2 2 章液压泵章液压泵 由图可以看出,在输出流量相同的情况下,齿数少、模数大的齿轮泵的外形尺寸要小得多，即减少齿数可以减小泵的外形尺寸。一般齿轮泵的齿数Z=619；用于机床的低压齿轮泵要求流量脉动小,取Z=1319;而中高压及高压齿轮泵为了减小作用于齿轮轴承上的径向力,取Z=614;对于标准渐开线齿轮,当Z17时,齿轮将发生根切现象,使齿轮强度削弱,工作情况变坏，为解决根切现象,需对齿数少的齿轮采用移距修正法进行修正。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-9相同流量、不同模数和齿数的齿轮泵第第 2 2 章液压泵章液压泵(2)齿宽对流量的影响。由式(2-19)可知,齿轮泵的流量与齿宽B成正
30、比,增加齿宽可以相应增加流量,但也增加了作用在轴承上的径向力,压力越高,后果越严重。这不仅使结构设计困难,而且降低了泵的使用寿命。另外,齿宽B过大,势必要求提高齿轮齿形的加工精度,以减小由于轮齿的啮合不良而产生的齿侧泄漏,降低齿轮泵的容积效率。因此,一般情况下按下式计算齿宽B：式中:m齿轮的模数(cm)。泵的工作压力越高,式(2-21)中系数应取得越小。B=(610)m(2-21)第第 2 2 章液压泵章液压泵(3)转速对流量的影响。由式(2-19)可以看出,齿轮泵的流量与转速n也是成正比的,转速越高,流量越大。但转速太高,会引起液体不能完全充满齿间容积的问题。首先,由于圆周速度太大,齿间容积
31、与吸油腔相接通的时间太短,油液来不及充填。其次,由于齿轮旋转使齿间液体产生离心力,此力力图使液体从齿间容积甩出,转速越高,离心力越大,液体越容易甩出。在吸油腔处,离心力阻止液体进入齿间容积。因此,一般齿轮泵的最大圆周速度应小于56m/s。当油液粘度较高时,圆周速度还低些。第第 2 2 章液压泵章液压泵 (4)间隙对流量的影响。在齿轮泵中,因为吸油腔压力低于大气压力,压油腔压力为工作压力,所以油液便会从泵中间隙由压油腔流向吸油腔,使实际流量减小。齿轮泵间隙有如下三种。齿侧间隙,即齿轮啮合面间隙。齿与齿啮合时,由于齿形的制造误差及齿轮的安装误差,导致在啮合过程中两轮齿接触不良,从而使齿侧存在间隙,
32、使吸、压油腔密封不好而造成泄漏。但是，由于一般齿轮泵齿轮都是23级精度,而且表面经过磨削或研磨,加之啮合时主动齿轮带动从动齿轮,使它们彼此互相压紧,因此这种间隙基本上是可以消除的。所以,通过齿侧间隙泄漏的油液比较少,约占泵总泄漏量的4%5%。第第 2 2 章液压泵章液压泵 径向间隙。由于齿轮与泵体间有相对运动,又由于齿轮泵工作时温度要发生变化,而齿轮与泵体两种材料的线膨胀系数不同,因而齿轮与泵体在径向存在一定的间隙,导致油液从压油腔泄至吸油腔。但是,径向间隙中油液的泄漏方向正好与齿轮旋转方向相反,对油液的泄漏起阻挡作用，另外,泄漏途径也较长,这样使液体的泄漏量比较小,约占总泄漏量的15%20%
33、。第第 2 2 章液压泵章液压泵 轴向间隙,也称端面间隙,即齿轮端面与端盖之间存在的间隙。由图2-10可以看出,油液经轴向间隙泄漏的面积大、路程短,特别在两轴之间的间隙处,液流的泄漏方向相同,促使油液自压油腔泄至吸油腔。因此，油液经轴向间隙的泄漏量占总泄漏量的75%80%,显著大于前两种间隙的泄漏量。泄漏量不但与间隙大小、吸压油腔的压差有关,还与油液的温度、粘度有关,应尽量采取相应措施以减小泄漏量,提高泵的容积效率。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 210齿轮泵的端面泄漏第第 2 2 章液压泵章液压泵*2.瞬时流量计算瞬时流量计算齿轮泵的瞬时流量即泵每一瞬间输出的流量,具有一定的脉动性。对于液
34、压系统来说,传动的均匀性、平稳性及噪声都和泵的流量脉动有关。分析瞬时流量的目的,在于了解影响瞬时流量脉动的因素,提出减小流量脉动的方法。在推导瞬时流量公式以前,先证明一个将要用到的几何关系:渐开线(见图2-11)绕点O转过d角所扫过的面积等于该线端点a、c所对应的半径Oa、Od(Od=Oc)转过同样d角所扫过的两扇形面积之差。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-11 渐开线转过d角扫过的面积第第 2 2 章液压泵章液压泵 渐开线abc转过d角后,扫过的面积为。因为而所以由此证明了上述关系。aababccA111aaabcdadcbaaaddAAA111111111abcdaadcbaAAaa
35、addaababccAA11111第第 2 2 章液压泵章液压泵由图2-11可以看出,根据齿轮的几何参数,两扇形的面积差可以写成如下的式子,即 d)(21d)2)(2i2eiii11RRRRRRRAeeaaadd(2-22)式中:Re齿顶圆半径;Ri齿根圆半径。第第 2 2 章液压泵章液压泵如图2-12所示,当一对啮合齿轮的主动齿轮以图示方向旋转时,齿廓表面A1、A2使压油腔容积减小,而齿廓表面A3、A4使压油腔容积扩大。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-12齿轮泵工作示意图第第 2 2 章液压泵章液压泵当主动齿轮转过d角时,压油腔缩小的容积为 d)(2d)(21d2i2e2i2e1RRB
36、RRBV与此同时,压油腔扩大的容积为 dd)(2d)(2d)(2d2i22212i222i212BRllBRlBRlBV式中,l1、l2是啮合点P到主动齿轮和从动齿轮中心的距离。因此,压油腔容积的实际变化量为 第第 2 2 章液压泵章液压泵d)(2d d)(2d)(ddd22212e222212i2e21llBBRdBRllBRRBVVVi将上式两端同时除以dt,即可求得从压油腔压出的瞬时流量为 tllBBRtVqdd)(2ddd22212es (2-23)第第 2 2 章液压泵章液压泵 考虑到=d/dt,所以)(2122212esllRBq (2-24)式中含有l1和l2两个参数,使用起来十
37、分不便,我们可以利用几何关系作如下简化。由图2-12可知,因为2222221,)(kxqkRql第第 2 2 章液压泵章液压泵所以 2222222122RRkxkRkRkxl同理 22222RRkxl于是)(2222221Rxll(2-25)第第 2 2 章液压泵章液压泵式中:x瞬时啮合点沿啮合线到节点P的长度,它在齿轮啮合过程中是变量;R节圆半径。将式(2-25)代入式(2-24),则得)(22emaxsRRBq(2-26)由上述公式可以看出,对给定尺寸的齿轮泵而言,qs只是x的函数,而x的数值又随啮合点位置的变化而变化,即随转角而变化。第第 2 2 章液压泵章液压泵假如重合度=1,则当啮合
38、点在节点时,x=0,令此时的转角为零,瞬时流量为最大值:)4(222emaxslRRBq(2-27)当啮合点在啮合线的两端时,(l为啮合线长度),此时转角为,瞬时流量为最小值:2llx第第 2 2 章液压泵章液压泵)4(222eminslRRBq (2-28)由机械原理可知,当=1时,l=mcos。因此)42cos(2222eminsmRRBq (2-29)式中:齿轮啮合时的压力角;m齿轮的模数。第第 2 2 章液压泵章液压泵 在每一对齿的啮合过程中,x值由 变到零,又由零变到 ,流量也从最小变到最大,又从最大变到最小。齿轮泵的流量脉动曲线如图213所示。2l2l第第 2 2 章液压泵章液压泵
39、图 2-13齿轮泵的流量脉动曲线第第 2 2 章液压泵章液压泵。图中 x=l时，ZlxZ,2;2时因此，流量不均匀系数可以用下式计算：22e22222e22emaxsminsmaxs4cosRRmRRRRqqq (2-30)第第 2 2 章液压泵章液压泵由机械原理可知 2 ;2eZmRmZmR代入式(2-30),即得)1(4cos22Z 对模数m=3,=1,=20的标准齿轮,利用式(2-30)可以算出与Z之间的关系,如表2-1所示。第第 2 2 章液压泵章液压泵第第 2 2 章液压泵章液压泵显然,增加齿数可以减小泵的流量不均匀性。从式(2-30)还可以看到,增大齿轮啮合角,也可以减小流量不均匀
40、系数。流量脉动会引起压力脉动,继而产生振动和噪声。齿轮泵的流量脉动频率可以用下式表示:Hz)(60Znf (2-31)第第 2 2 章液压泵章液压泵 式中:Z、n分别表示主动齿轮的齿数和转速。由于流量脉动将导致压力脉动,如果脉动频率与阀门、管道(或整个系统)的固有频率相等,则将会发生共振。为了避免共振,可以通过改变泵转速或齿数的办法来改变频率的大小。综上所述,从齿数对流量大小的影响来看,希望采用齿数较少的齿轮;从齿数对流量脉动的影响来看,又希望采用齿数较多的齿轮。因此,齿轮泵齿数的选取应综合以上两种矛盾而确定。第第 2 2 章液压泵章液压泵2.2.3外啮合齿轮泵的困油现象及其卸荷措施外啮合齿轮
41、泵的困油现象及其卸荷措施1.困油现象困油现象为了保证齿轮泵齿轮平稳地啮合运转,吸、压油腔严格分开,均匀而连续地供油,必须使齿轮的重合度1(一般取=1.051.3)。也就是说,要求在前一对轮齿尚未脱开啮合前,后一对轮齿又进入了啮合。因此在这段时间内,同时啮合的就有两对轮齿,留在齿间的油液就被围困在两对轮齿所形成的封闭容积中。当齿轮转动时,此封闭容积的大小会发生变化,造成封闭容积内液体的压力发生急剧变化。这种现象称为困油现象。第第 2 2 章液压泵章液压泵图2-14所示为齿轮泵困油现象原理图。从图2-14(a)中可以看到,新的一对轮齿在A2点开始啮合时,前一对轮齿在B点的啮合尚未脱开。两对啮合齿之
42、间形成一闭死容积V=Va+Vb,此时困油容积最大。由于存在齿侧间隙,因而Va与Vb是互相沟通的。当齿轮按图示方向旋转时,Va逐渐减小,Vb逐渐增大,它们的容积之和V随着齿轮转动逐渐减小。当齿轮旋转到啮合点C、D与节点P对称时,闭死容积最小(见图2-14(b)。齿轮继续旋转,Va继续减小,Vb继续增大,闭死容积V逐渐增大,直到前一对轮齿即将脱开啮合时,V又达到最大值(见图2-14(c)。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-14齿轮泵的困油现象原理图第第 2 2 章液压泵章液压泵图2-15所示为闭死容积V、Va、Vb的变化情况。图中横坐标为后一对轮齿转过的角度,纵坐标为困油容积,L为啮合长度,t
43、j为基节。由于液体的可压缩性很小,因而当闭死容积减小时,压力骤增，远远超过齿轮泵的输出压力,使轴和轴承受到很大的径向力；同时,被封闭的液体从零件缝隙强行挤出,造成功率损耗,并使油液发热。当闭死容积增加时,由于多余油液已被挤压出去,因而随着闭死容积增大,在困油区形成局部真空,使混溶于油液中的气体析出,形成气泡,产生汽蚀。这种周期性的冲击压力使泵的零件受到很大的冲击载荷,引起振动和噪声。因此,困油现象对齿轮泵的工作性能、寿命和强度都是非常有害的。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-15齿轮泵闭死容积的变化曲线第第 2 2 章液压泵章液压泵2.卸荷措施卸荷措施困油现象是由于闭死容积发生变化,油液无
44、法吸入和压出而引起的。因此,在设计齿轮泵时,在保证吸、压油腔分开的前提下,只要设法使封闭容积V从大变小时与压油腔相通,从小变大时与吸油腔相通,就可以减小困油现象。根据这一原则,有各种各样的结构用以消除困油现象,最常用的方法是在与齿轮端面相接触的端盖或轴承座圈上开矩形卸荷槽(见图2-16)。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-16对称矩形卸荷槽尺寸计算图第第 2 2 章液压泵章液压泵图中封闭容积V正处于最小位置,两个卸荷槽(虚线所示)的边缘正好和啮合点C、D相接,左边的槽始终和吸油腔相通,右边的槽始终和压油腔相通。两卸荷槽之间的距离应保证封闭容积V在达到最小位置以前始终和压油腔相通,通过了最小
45、位置以后始终和吸油腔相通；在最小位置时,既不和吸油腔相通,也不和压油腔相通。因此,a的尺寸很关键,若a太大,则困油现象消除不彻底;若a太小,则吸、压油腔相通引起漏损,使齿轮泵的容积效率降低。第第 2 2 章液压泵章液压泵 卸荷槽尺寸计算如下:根据卸荷槽边缘与C、D相接的原则,可得两卸荷槽间距 AZmAmZmta2n2nnjcoscoscoscos(2-32)式中:m、Z齿轮的模数及齿数;、n齿轮啮合角和分度圆压力角;tj齿轮基节;A两个齿轮的实际中心距。第第 2 2 章液压泵章液压泵为了保证封闭容积在两个极端位置(见图2-14(a)和(c)都能和卸荷槽相通,卸荷槽的最小宽度应为啮合线A1、A2
46、在两齿轮中心连线上的投影(见图2-16)：n2222n2nj21mincos1cos cos1cos sinsinAZmmmtAAc(2-33)第第 2 2 章液压泵章液压泵为了保证卸荷槽畅通,必须使卸荷槽宽度ccmin。在不影响密封的情况下,c值可以取得大一些,一般取c=2.53m。齿根以内的部分需要进行端面密封,因此卸荷槽不应超过齿根圆。最大卸荷槽宽度为 2j2i22imaxcos2222tRRaRRc(2-34)式中:R、Ri齿轮节圆半径和齿根圆半径。第第 2 2 章液压泵章液压泵在卸荷槽宽度确定以后,卸荷槽深度h的大小就直接影响闭死容积的压油速度。因此,应根据闭死容积变化率为最大值qm
47、ax(mm3/s)时,从卸荷槽中压油的速度v35m/s的原则来确定卸荷槽的深度,即应满足)(m/s 531000maxchqv(2-35)式中:ch卸荷槽宽度和深度的乘积,即通流面积(mm2)。第第 2 2 章液压泵章液压泵(mm)1000)53(maxcqh(2-36)一般只要取h0.8m,即可保证式(236)的要求,m为齿轮的模数。上面的分析仅考虑了闭死容积V的变化,而认为齿侧间隙足够大,因而两端的容积Va和Vb互相沟通(见图2-14),这和实际情况不完全相符。当齿轮啮合处于图2-14(b)所示的位置时,闭死容积V最小。所以可由式(2-35)得第第 2 2 章液压泵章液压泵当齿轮继续旋转时
48、,Va继续减小,但此时Va已与压油腔切断,Va腔压出的液体只能通过齿侧间隙流到Vb中去。由于齿侧间隙一般较小,Va中的油来不及排到Vb中去,因此Va中压力升高,困油现象还不能彻底消除。增加齿侧间隙可以使闭死容积Va腔与Vb腔的流道通畅,实验表明,当把齿间间隙增大到0.2 mm以上时,泵的工作噪声明显下降。因此,Va和Vb的畅通使困油现象得到进一步改善,但将使泵的泄漏增大,且给齿轮加工带来困难,使齿轮和加工齿轮的刀具为非标准件。第第 2 2 章液压泵章液压泵为了更好地解决这个问题,最好使Va在压缩到最小值的过程中始终和压油腔相通,但必须防止吸油腔和压油腔互通。根据这个要求,可以使卸荷槽的位置不对
49、称于两齿轮中心连线,而向吸油腔方向偏移一段距离,如图2-17所示。两个卸荷槽之间的距离a仍符合公式(2-32),保证高、低压腔必要的密封。第第 2 2 章液压泵章液压泵 这样布置不仅基本上解决了困油问题,还可以多排出一部分压力油,提高了泵的容积效率。卸荷槽偏移后,当封闭容积的中心越过节点P以后,Vb不立即和吸油腔相通,因此当Vb逐渐增大时,由于齿侧间隙较小,可能出现局部真空,但此时吸空现象对泵的运行影响较小,不是困油现象中的主要矛盾,只要适当选择偏移量b就可以减轻其危害。所以,在我国自行设计的低压齿轮泵中采用了这样的卸荷结构。实践表明,当b=0.8m时,泵的振动和噪声明显下降,但泵就不能反转了
50、。第第 2 2 章液压泵章液压泵图 2-17CB型齿轮泵卸荷槽尺寸计算图第第 2 2 章液压泵章液压泵2.2.4外啮合齿轮泵的径向不平衡力及其改善措施外啮合齿轮泵的径向不平衡力及其改善措施1.径向作用力径向作用力作用在齿轮泵轴承上的径向力F,是由沿齿轮圆周上液体压力所产生的径向力Fp和由齿轮啮合时传递转矩而产生的径向力FT组成的。第第 2 2 章液压泵章液压泵1)沿齿轮圆周液体压力所产生的径向力Fp齿轮泵工作时,作用在齿轮周围的液体压力的分布情况如图2-18所示。在吸油腔内齿轮受低压作用,其压力一般低于大气压力。在压油腔内齿轮受高压作用,其压力为工作压力。由于齿顶与泵体内表面之间存在间隙,因此
