容积损失 主要是液压泵内部泄漏造成的流量 损失。容积损失的大小用容积效率表征PV 机械损失 指液压泵内流体粘性和机械摩擦 造成的转矩损失。机械损失的大小用机械效 率表征Pm Pm=MT/MP 液压泵的总效率 泵的总效率是泵的输出功率 与输入功率之比 P=Pm.PV

　　在第一节所述单柱塞泵中，凸轮使泵 在半周内吸油，半周内排油。因此泵排出 的流量是脉动的，它所驱动的液压缸或液 压马达的运动速度是不均匀的。所以无论 是泵或马达总是做成多柱塞的。常用的多 柱塞泵有径向式和轴向式两大类。

　　1.径向柱塞泵的工作原理 图为径向柱塞泵的工作原理。之所以称为径 向柱塞泵是因为有多个柱塞径向地配置在一个共 同的缸体3内。缸体由电动机带动旋转，柱塞要靠 离心力耍出，但其顶部被定 子2的内壁所限制。定子2是 一个与缸体偏心放置的圆环。 因此，当缸体旋转时柱塞就 做往复运动。这里采用配流 轴配油，又称径向配流。径 向柱塞泵外形尺寸较大，目 前生产中应用不广。 图3-31 径向柱塞泵工作原理

　　从前图中可看出叶片顶部顺转子旋转 方向转过一角度。很明显，叶片顶部与 定子曲线间是滑动摩擦。在压油区，叶片 依靠定子内表面迫使叶片沿叶片槽向里运 动，其作用与凸轮相似，叶片与定子内表 面接触时有一定压力角。

　　前图所示叶片泵额定压力6.3MPa，转 速有1000~1500r/min，流量有6~100r/min 多种规格，容积效率90%左右，主要用于 机床。

　　叶片泵具有结构紧凑、流量均匀、噪声小、 运转平稳等优点， 因而被广泛用于中、低压液 压系统中。但它也存在着结构复杂，吸油能力 差，对油液污染比较敏感等缺点。

　　叶片泵有两类：双作用和单作用叶片 泵，双作用叶片泵是定量泵，单作用泵往 往做成变量泵。

　　如图所示，当不考虑叶片 厚度时，双作用叶片泵的 排量为 V0=2（V1-V2)Z

　　Z为密封容腔的个数， V1和V2分别是完成吸 油和压油后封油区内 油液的体积。显然

　　容积式液压泵的共同工作原理如下： （1）容积式泵必定有一个或若干个周期变化的密

　　封容积。密封容积变小使油液被挤出，密封容积 变大时形成一定真空度，油液通过吸油管被吸入。 密封容积的变换量以及变化频率决定泵的流量。 （2）合适的配流装置。不同形式泵的配流装置虽 然结构形式不同，但所起作用相同，并且在容积 式泵中是必不可少的。容积式泵排油的压力决定 于排油管道中油液所受到的负载。

　　1、直轴式轴向柱塞泵原理 图为该泵的工作原理。图中斜盘1和配流盘 4固定不转，电机带动轴5、缸体2以及缸体内柱 塞3一起旋转。柱塞尾有弹簧，使其球头与斜盘 保持接触。

　　图3-21 直轴式轴向柱塞泵的工作原理 斜盘 2-缸体 3-柱塞 4-配流盘 5-轴 6-弹簧

　　图中为单柱塞泵的工作原理。凸轮由电动机 带动旋转。当凸轮推动柱塞向上运动时，柱塞和 缸体形成的密封体积减小，油液从密封体积中挤 出，经单向阀排到需要的地方去。 当凸轮旋转至曲线的下降 部位时，弹簧迫使柱塞向 下，形成一定真空度，油 箱中的油液在大气压力的 作用下进入密封容积。凸 轮使柱塞不断地升降，密 封容积周期性地减小和增 大，泵就不断吸油和排油。 动画演示3.1

　　单柱塞泵: q=d2H/4 理论流量QT 指在无泄漏情况下，液压泵单位 时间内输出的油液体积。其值等于泵的排量V和 泵轴转数n的乘积，即 QT=qn =d2Hn/4

　　实际流量Q 指单位时间内液压泵实际输出油 液体积。 由于工作过程中泵的出口压力不等 于零，因而存在内部泄漏量ΔQ（泵的工作压 力越高，泄漏量越大）， 使得泵的实际流量 小于泵的理论流量，即 Q=QT-ΔQ 泵的实际流量和理论流量之比称为 容积效率

　　图中为双作用叶片泵结构。它主要由壳体1、7， 转子3，定子4，叶片5，配流盘2、6和主轴9等组 成。

　　双作用叶片泵工作原理可由下图说明。当转子 3和叶片5一起按图示方向旋转时，由于离心力的 作用，叶片紧贴在定子4的内表面，把定子内表面、 转子外表面和两个配流盘形成的空间分割成八块 密封容积。随着转子的旋转，每一块密封容积会 周期性地变大和缩小。一转 内密封容积变化两个循环。 所以密封容积每转内吸油、 压油两次，称为双作用泵。 双作用使流量增加一倍， 流量也相应增加。

　　按结构分：柱塞式、叶片式和齿轮式 按排量分：定量和变量 按调节方式分：手动式和自动式，自动

　　转子旋转时保证叶片与定子内表面接触时泵 正常工作的必要条件。前文已指出叶片靠旋转时 离心甩出，但在压油区叶片顶部有压力油作用， 只靠离心力不能保证叶片与定子可靠接触。为此， 将压力油也通至叶片底部。但这样做在吸油区时 叶片对定子的压力又嫌过大，使定子吸油区过渡 曲线部位磨损严重。减少叶片厚度可减少叶片底 部的作用力，但受到叶片强度的限制，叶片不能 过薄。这往往成为提高叶片泵工作压力的障碍。 在高压叶片泵中采用各种结构来减小叶片对定子 的作用力。

　　下图是限压变量泵的实际结构。图中定子上 半部为压油区，作用在定子内部的液体压力使定 子向上并通过滑块2使之与滚针导轨1靠紧，使定 子移动灵活。螺钉11用以调节限压式变量泵的起 控压力。螺钉8用以限制定子的最大偏心量，即泵 的空载流量。

　　泵的转子K及其轴承上会受到不平衡的液 压力，大小为: P=pBD 式中 P—转子受到的不平衡液压力； p—泵的工作压力； B—定子的宽度； D—定子内直径。 计算泵的几何排量为： q=B[(Re)2-(R-e)2]=4BRe=2Bde 理论流量为： QT=2Bde 式中 R—定子内半径； e—定子与转子的偏心量；

　　工作压力是指泵的输出压力，其数值决定于外 负载。如果负载是串联的，泵的工作压力是这些 负载压力之和；如果负载是并联的，则泵的工作 压力决定于并联负载中最小的负载压力。 额定压力是指根据实验结果而推荐的可连续使 用的最高压力，他反映了泵的能力（一般为泵铭 牌上所标的压力）。在额定压力下运行时，泵有 足够的流量输出，并且能保证较高的效率和寿命。

　　左图中表示限压式变量叶片泵的原理，右图为 其特性曲线。泵的输出压力作用在定子右侧的活塞 1上。当压力作用在活塞上的力不超过弹簧2的预紧 力时，泵的输出流量基本不变。当泵的工作压力增 加，作用于活塞上的力超过弹簧的预紧力时，定子 向左移动，偏心 量减小，泵的输 出流量减小。当 泵压力到达某一 数值时，偏心量 接近零，泵没有 流量输出。

　　动力元件是指液压系统的液压泵和气 压系统的气源装置。它们由电动机或柴 油机驱动，把输入的机械能转换成油液 或气体的压力能输入到系统中去，为系 统的工作提供动力。

　　最高压力比额定压力稍高，可看作是泵的 能力极限。一般不希望泵长期在最高压力 下运行。

　　排量q 指在无泄漏情况下，液压泵转一转所 能排出的油液体积。 可见，排量的大小只与 液压泵中密封工作容腔的几何尺寸和个数有关。 排量的常用单位是（ml/r）。

　　由于存在困油问题，为减少困油，因此在 配油盘的槽I、II的起始点开上条小三角槽，且 在二配流槽的两端都开有小三角槽。见下图：

　　2、流量 轴向柱塞泵的几何排量 q=(πd2/4)DZtgγ 平均理论流量为 QT=(πd2/4)DZntgγ 式中 d—柱塞直径；D—柱塞在缸体上 的分布直径；Z—柱塞数；n—轴的转速； γ—斜盘倾斜角度。 从上式看出：泵的流量及每转排量可通 过改变斜盘倾角γ而改变，所以轴向柱 塞泵可很方便地做成变量泵。

　　此泵的结构有以下两点值得注意： （1）叶片底部油液是自动切换的。即当叶片在 压油区时，其底部通压力油；在吸油区时则与 吸油腔相通。所以叶片上、下的液压力是平衡 的，有利于减少叶片与定子间的磨损。 （2）叶片也有一倾角，但倾斜方向正好与双作 用泵相反。此种泵中，叶片上下液压力是平衡 的，叶片的向外运动主要依靠其旋转时所受到 的惯性力。

　　机械能： 对于刚体来说，机械能是其动能和势能的总和；对 于流体来说，机械能是其压力能、动能和势能的总 和。 压力能： 伯努利方程表明，流体中与压力相关的那部分能量 叫作压力能。显然，流体的压力能等于其压力和体 积的乘积。在液压与气压传动中，压力能是主要的 能量形式，势能和动能比压力能小得多。

　　为了使转子和叶片能自由旋转，它们 与配油盘二端面间应保持一定间隙。但间 隙也不能过大，过大时将使泵的内泄漏增 加，泵容积效率降低。一般中、小规格的 泵其端面间隙为0.02~0.04mm。

　　这里指的是连接四段圆弧的过渡曲线。 较早期的泵采用阿基米德螺线-a 采用阿基米德螺线时，叶片径向速度不变， 不会引起泵流量脉动。

　　单作用叶片泵工作原理见下图。由图可看出， 与双作用泵的主要差别在于它的定子是一个与转 子偏心放置的圆环。 转子每一转，转子、 定子叶片和配流盘 形成的密封容积只 变换一次，所以配 流盘上只需要一个 配流窗口。

　　实际上叶片有一定厚度，叶片所占的空间减 小了密封工作容腔的容积。因此转子每转因叶片 所占体积而造成的排量损失为

　　式中，n—叶片泵的转速，ηpv—叶片泵的容积效率 。 叶片泵的流量脉动很小。理论研究表明，当叶 片数为4的倍数时流量脉动率最小，所以双作用叶 片泵的叶片数一般取12或16。

　　Pi =2πnMT 输出功率Po 液压泵输出的液压功率， Po=pQT 根据能量守恒，有 pQT=2πMTn 将QT=qn，消去n得 MT=pq/2π 实际上，由于泵内有各种机械和液压摩擦损失， 泵的实际输入转矩应大于理论转矩