《液压传动》课程教学资源（讲义）第3章 液压泵与液压马达

第3章液压泵与液压马达 液压泵与液压马达是液压系统中的能量转换装置。液压泵将原动机输出的机械能转换 成压力能,属于动力元件,其功用是给液压系统提供足够的压力油以驱动系统工作,因此 液压泵的输入参量为机械参量(转矩T和转速n),输出参量为液压参量压力P和流量 而液压马达将输入的液体压力能转换成工作机构所需要的机械能,属于执行元件,常置于 液压系统的输出端,直接或间接驱动负载连续回转而做功。因此,液压马达的输入参量为 液压参量(压力p和流量q),输出参量为机械参量(转矩T和转速n)。 本章介绍几种典型液压泵及液压马达的工作原理、结构特点、性能参数以及应用。 3.1液压泵与液压马达概述 液压泵和液压马达属于容积式液压机械,它们都是利用密封油腔容积的大小变化来工 作的。因此,抓住密封油腔容积是如何构成及如何变化的问题,是理解液压泵和液压马达 的工作原理与结构特点的关键 31.1液压泵的工作原理 图3.1所示为一单柱塞液压泵的工作原理 图中柱塞2装在缸体3中形成一密封油腔容积 a,柱塞在弹簧4的作用下始终压紧在偏心轮 上。当马达驱动偏心轮旋转时,柱塞便在缸体中 作往复运动,使得密封油腔a的容积大小随之发 生周期性的变化。当柱塞外伸,密封油腔a由小 变大,局部形成真空,油箱中的油液在大气压的 作用下,经吸油管顶开吸油单向阀6进入a腔而 实现吸油,此时排油单向阀5在系统管道油液压 力作用下关闭;反之,当柱塞被偏心轮压进缸体 时,密封油腔a由大变小时,a腔中吸满的油液 图3.1单柱塞容积式泵的工作原理 将顶开压油单向阀5流入系统而实现压油,此时1-偏心轮:2一柱塞:3缸体:4—弹簧: 吸油单向阀6关闭。原动机驱动偏心轮不断旋5—排油单向阀:6吸油单向阀:a一密封油腔 转,液压泵就不断地吸油和压油 液压泵排出油液的压力取决于油液流动需要克服的阻力,排出油液的流量取决于密封 腔容积变化的大小和速率。 由此可见,容积式液压泵靠密封油腔容积的变化实现吸油和压油,从而将原动机输入 的机械功率rω(T为输入的转矩,O为输入的角速度)转换成液压功率p(p为输出压力,q

第 3 章 液压泵与液压马达 液压泵与液压马达是液压系统中的能量转换装置。液压泵将原动机输出的机械能转换 成压力能，属于动力元件，其功用是给液压系统提供足够的压力油以驱动系统工作，因此， 液压泵的输入参量为机械参量(转矩 T 和转速 n)，输出参量为液压参量(压力 p 和流量 q)。 而液压马达将输入的液体压力能转换成工作机构所需要的机械能，属于执行元件，常置于 液压系统的输出端，直接或间接驱动负载连续回转而做功。因此，液压马达的输入参量为 液压参量(压力 p 和流量 q)，输出参量为机械参量(转矩 T 和转速 n)。 本章介绍几种典型液压泵及液压马达的工作原理、结构特点、性能参数以及应用。 3.1 液压泵与液压马达概述 液压泵和液压马达属于容积式液压机械，它们都是利用密封油腔容积的大小变化来工 作的。因此，抓住密封油腔容积是如何构成及如何变化的问题，是理解液压泵和液压马达 的工作原理与结构特点的关键。 3.1.1 液压泵的工作原理 图 3.1 所示为一单柱塞液压泵的工作原理， 图中柱塞 2 装在缸体 3 中形成一密封油腔容积 a，柱塞在弹簧 4 的作用下始终压紧在偏心轮 1 上。当马达驱动偏心轮旋转时，柱塞便在缸体中 作往复运动，使得密封油腔 a 的容积大小随之发 生周期性的变化。当柱塞外伸，密封油腔 a 由小 变大，局部形成真空，油箱中的油液在大气压的 作用下，经吸油管顶开吸油单向阀 6 进入 a 腔而 实现吸油，此时排油单向阀 5 在系统管道油液压 力作用下关闭；反之，当柱塞被偏心轮压进缸体 时，密封油腔 a 由大变小时，a 腔中吸满的油液 将顶开压油单向阀 5 流入系统而实现压油，此时 吸油单向阀 6 关闭。原动机驱动偏心轮不断旋 转，液压泵就不断地吸油和压油。 液压泵排出油液的压力取决于油液流动需要克服的阻力，排出油液的流量取决于密封 腔容积变化的大小和速率。 由此可见，容积式液压泵靠密封油腔容积的变化实现吸油和压油，从而将原动机输入 的机械功率 Tω (T 为输入的转矩，ω 为输入的角速度)转换成液压功率 pq (p 为输出压力，q 图 3.1 单柱塞容积式泵的工作原理 1—偏心轮；2—柱塞；3—缸体；4—弹簧； 5—排油单向阀；6—吸油单向阀；a—密封油腔

液压传动 为输出流量):单向阀5、6组成配流机构(这里称为阀配流),使吸油和排油过程相互隔开, 从而使系统能随负载建立起相应的压力 这种单柱塞泵是靠密封油腔的容积变化进行工作的,称为容积式泵。构成容积式液压 泵必须具备如下的3个条件: (1)容积式泵必定具有一个或若干个密封油腔 (2)密封油腔的容积能产生由小到大和由大到小的变化,以形成吸油和压油过程 (3)具有相应的配流机构以使吸油和排油过程能各自独立完成。液压泵和液压马达实 现进油、排油的方式称为配流 本章所述的各种液压泵虽然组成密封腔的零件结构各异,配流机构形式也各不相同, 但它们都满足上述3个条件,都属于容积式液压泵。 从原理和能量转换的角度来说,液压泵和液压马达是可逆工作的液压元件,即向液压 泵输入工作液体便可使其变成液压马达而带动负载工作,因此,液压马达同样需要满足液 压泵的上述3个条件,液压马达的工作原理在此不再赘述 必须指出,由于液压泵和液压马达的工作条件不同,对各自的性能要求也不一样,因 此,同类型的液压泵和液压马达尽管结构很相似,但仍存在不少差异,所以实际使用中大 部分液压泵和液压马达不能互相代用(注明可逆的除外)。 312液压泵的主要性能参数 液压泵的性能参数主要有压力、转速、排量、流量、功率、效率和噪声 1.液压泵的压力(常用单位为MPa) 1)额定压力P 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。额定压力值与液压 泵的结构形式及其零部件的强度、工作寿命和容积效率有关。在液压系统中,安全阀的调 定压力要小于液压泵的额定压力。铭牌标注的就是此压力 2)最高允许压力pnx Pmax是指泵短时间内所允许超载使用的极限压力,它受泵本身密封性能和零件强度等 因素的限制。 3)工作压力 液压泵在实际工作时的输出压力,亦即液压泵出口的压力,泵的输出压力由负载决定。 当负载增加,输出压力就增大;负载减小,输出压力就降低 4)吸入压力P 吸入压力指液压泵进口处的压力。自吸式泵的吸入压力低于大气压力,一般用吸入高 度衡量。当液压泵的安装高度太高或吸油阻力过大时,液压泵的进口压力将因低于极限吸 入压力而导致吸油不充分,而在吸油腔产生气穴或气蚀。吸入压力的大小与液压泵的结构 形式有关。 2.液压泵的转速(常用单位为r/min) )额定转速η。在额定压力下,根据试验结果推荐能长时间连续运行并保持较高运行 效率的转速

·64· 液压传动 ·64· 为输出流量)；单向阀 5、6 组成配流机构(这里称为阀配流)，使吸油和排油过程相互隔开， 从而使系统能随负载建立起相应的压力。 这种单柱塞泵是靠密封油腔的容积变化进行工作的，称为容积式泵。构成容积式液压 泵必须具备如下的 3 个条件： (1) 容积式泵必定具有一个或若干个密封油腔； (2) 密封油腔的容积能产生由小到大和由大到小的变化，以形成吸油和压油过程； (3) 具有相应的配流机构以使吸油和排油过程能各自独立完成。液压泵和液压马达实 现进油、排油的方式称为配流。 本章所述的各种液压泵虽然组成密封腔的零件结构各异，配流机构形式也各不相同， 但它们都满足上述 3 个条件，都属于容积式液压泵。 从原理和能量转换的角度来说，液压泵和液压马达是可逆工作的液压元件，即向液压 泵输入工作液体便可使其变成液压马达而带动负载工作，因此，液压马达同样需要满足液 压泵的上述 3 个条件，液压马达的工作原理在此不再赘述。 必须指出，由于液压泵和液压马达的工作条件不同，对各自的性能要求也不一样，因 此，同类型的液压泵和液压马达尽管结构很相似，但仍存在不少差异，所以实际使用中大 部分液压泵和液压马达不能互相代用(注明可逆的除外)。 3.1.2 液压泵的主要性能参数 液压泵的性能参数主要有压力、转速、排量、流量、功率、效率和噪声。 1. 液压泵的压力(常用单位为 MPa) 1) 额定压力 n p 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。额定压力值与液压 泵的结构形式及其零部件的强度、工作寿命和容积效率有关。在液压系统中，安全阀的调 定压力要小于液压泵的额定压力。铭牌标注的就是此压力。 2) 最高允许压力 pmax pmax 是指泵短时间内所允许超载使用的极限压力，它受泵本身密封性能和零件强度等 因素的限制。 3) 工作压力 p 液压泵在实际工作时的输出压力，亦即液压泵出口的压力，泵的输出压力由负载决定。 当负载增加，输出压力就增大；负载减小，输出压力就降低。 4) 吸入压力 0 p 吸入压力指液压泵进口处的压力。自吸式泵的吸入压力低于大气压力，一般用吸入高 度衡量。当液压泵的安装高度太高或吸油阻力过大时，液压泵的进口压力将因低于极限吸 入压力而导致吸油不充分，而在吸油腔产生气穴或气蚀。吸入压力的大小与液压泵的结构 形式有关。 2. 液压泵的转速(常用单位为 r/min) (1) 额定转速 n。在额定压力下，根据试验结果推荐能长时间连续运行并保持较高运行 效率的转速

第3章液压泵与液压马达 囟(2)最高转速mm在额定压力下,为保证使用寿命和性能所允许的短暂运行的最高转 其值主要与液压泵的结构形式及自吸能力有关 (3)最低转速mm。为保证液压泵可靠工作或运行效率不致过低所允许的最低转速。 3.液压泵的排量及流量 1)排量m/r,常用单位为mL/) 在不考虑泄漏的情况下,液压泵主轴每转一周,所排出的液体的体积称为排量,又称 为理论排量、几何排量 2)理论流量q(m/s,常用单位为L/min 在不考虑泄漏的情况下,液压泵在单位时间内所排出的液体的体积称为理论流量;工 程上又称空载流量。 (3.1) 式中 液压泵额定转速(rmin) 液压泵排量 3)实际流量q 指实际运行时,在不同压力下液压泵所排出的流量。实际流量低于理论流量,其差值 =q-q为液压泵的泄漏量 4)额定流量qa 在额定压力、额定转速下,按试验标准规定必须保证的输出流量。 5)瞬时理论流量φ 由于运动学机理,液压泵的流量往往具有脉动性,液压泵某一瞬间所排的理论流量称 为瞬时理论流量。 6)流量不均匀系数δ 在液压泵的转速一定时,因流量脉动造成的流量不均匀程度 (qs) -(qus) (3.2 4.液压泵的功率 液压泵的输入功率为机械功率,以泵轴上的转矩T和角速度的乘积来表示;液压泵 的输出功率为液压功率,以压力p和流量q的乘积来表示。 1)输入功率P 液压泵的输入功率是马达的输出功率,亦即实际驱动泵轴所需的机械功率 P=oT=2InT 2)输出功率P。 液压泵的输出功率(kW用其实际流量q和出口压力p的乘积表示 P。=p (34) 式中 液压泵的实际流量m3/s) 液压泵的出口压力(Pa) 3)理论功率P 如果液压泵在能量转换过程中没有能量损失,则输入功率与输出功率相等,即为理论

第 3 章 液压泵与液压马达 ·65· ·65· (2) 最高转速 nmax。在额定压力下，为保证使用寿命和性能所允许的短暂运行的最高转 速。其值主要与液压泵的结构形式及自吸能力有关。 (3) 最低转速 nmin。为保证液压泵可靠工作或运行效率不致过低所允许的最低转速。 3. 液压泵的排量及流量 1) 排量 V(m3 /r，常用单位为 mL/r) 在不考虑泄漏的情况下，液压泵主轴每转一周，所排出的液体的体积称为排量，又称 为理论排量、几何排量。 2) 理论流量 t q (m3 /s，常用单位为 L/min) 在不考虑泄漏的情况下，液压泵在单位时间内所排出的液体的体积称为理论流量；工 程上又称空载流量。 t q = nV (3.1) 式中 n——液压泵额定转速(r/min)； V——液压泵排量。 3) 实际流量 q 指实际运行时，在不同压力下液压泵所排出的流量。实际流量低于理论流量，其差值 ql＝ t q ―q 为液压泵的泄漏量。 4) 额定流量 qn 在额定压力、额定转速下，按试验标准规定必须保证的输出流量。 5) 瞬时理论流量 qtsh 由于运动学机理，液压泵的流量往往具有脉动性，液压泵某一瞬间所排的理论流量称 为瞬时理论流量。 6) 流量不均匀系数 q δ 在液压泵的转速一定时，因流量脉动造成的流量不均匀程度。 tsh max tsh min q t () () q q q δ − = (3.2) 4. 液压泵的功率 液压泵的输入功率为机械功率，以泵轴上的转矩 T 和角速度ω 的乘积来表示；液压泵 的输出功率为液压功率，以压力 p 和流量 q 的乘积来表示。 1) 输入功率 Pi 液压泵的输入功率是马达的输出功率，亦即实际驱动泵轴所需的机械功率 i P = = ωT n 2π T (3.3) 2) 输出功率 Po 液压泵的输出功率(kW)用其实际流量 q 和出口压力 p 的乘积表示 Po＝pq (3.4) 式中 q——液压泵的实际流量(m3 /s)； p——液压泵的出口压力(Pa)。 3) 理论功率 Pt 如果液压泵在能量转换过程中没有能量损失，则输入功率与输出功率相等，即为理论

液压传动 功率,用P1表示 P=pq 2InT 式中T——液压泵的理论转矩。 5.液压泵的效率 实际上,液压泵在能量转换过程中是有损失的,因此输出功率小于输入功率,两者之 差即为功率损失。液压泵的功率损失有机械损失和容积损失,因摩擦而产生的损失是机械 损失,因泄漏而产生的损失是容积损失。功率损失用效率来描述。 1)机械效率n 液体在泵内流动时,液体黏性会引起转矩损失,泵内零件相对运动时,机械摩擦也会 引起转矩损失。机械效率η是泵所需要的理论转矩T与实际转矩T之比,即 2)容积效率几 在转速一定的条件下,液压泵的实际流量与理论流量之比定义为泵的容积效率,即 q=1 式中q一液压泵的泄漏量。 在液压泵结构形式、几何尺寸确定后,泄漏量q1的大小主要取决于泵的出口压力,与 液压泵的转速(对定量泵)或排量(对变量泵)无多大关系。因此液压泵在低转速或小排量下工 作时,其容积效率将会很低,以致无法正常工作, 由于泵内相对运动零件之间间隙很小,泄漏油液的流态是层流,所以泄漏量q和泵的 工作压力p是线性关系,即 hp 式中k一泵的泄漏系数 k,p 3)总效率n 液压泵的输出功率与输入功率之比。 少P四==pnmn=们 (3.10) p. 2nT 2InT/nm 2InT 液压泵的总效率η在数值上等于容积效率和机械效率 P 的乘积。液压泵的总效率、容积效率和机械效率可以通过实100 验测得。 液压泵的容积效率刃、机械效率7m、总效率、理 论流量φ、实际流量q和实际输入功率P与工作压力p的关 系曲线如图32所示。它是液压泵在特定的介质、转速和油 温等条件下通过实验得出的。 由图32可知,液压泵在零压时的流量即为q1。由于泵图32液压泵的性能曲线

·66· 液压传动 ·66· 功率，用 Pt表示 tt t P = = pq n 2π T (3.5) 式中 Tt——液压泵的理论转矩。 5. 液压泵的效率 实际上，液压泵在能量转换过程中是有损失的，因此输出功率小于输入功率，两者之 差即为功率损失。液压泵的功率损失有机械损失和容积损失，因摩擦而产生的损失是机械 损失，因泄漏而产生的损失是容积损失。功率损失用效率来描述。 1) 机械效率η m 液体在泵内流动时，液体黏性会引起转矩损失，泵内零件相对运动时，机械摩擦也会 引起转矩损失。机械效率η m 是泵所需要的理论转矩 Tt与实际转矩 T 之比，即 t m T T η = (3.6) 2) 容积效率η V 在转速一定的条件下，液压泵的实际流量与理论流量之比定义为泵的容积效率，即 l l V t t 1 1 q q q q q nV η = =− =− (3.7) 式中 1 q —液压泵的泄漏量。 在液压泵结构形式、几何尺寸确定后，泄漏量 1 q 的大小主要取决于泵的出口压力，与 液压泵的转速(对定量泵)或排量(对变量泵)无多大关系。因此液压泵在低转速或小排量下工 作时，其容积效率将会很低，以致无法正常工作。 由于泵内相对运动零件之间间隙很小，泄漏油液的流态是层流，所以泄漏量 1 q 和泵的 工作压力 p 是线性关系，即 1 q ＝kl p (3.8) 式中 kl—泵的泄漏系数。 因此 l V 1 k p Vn η = − (3.9) 3) 总效率η 液压泵的输出功率与输入功率之比。 o tV t Vm Vm i tm t 2π 2π / 2π P pq pq pq p nT nT nT η η ηη ηη η == = = = (3.10) 液压泵的总效率η 在数值上等于容积效率和机械效率 的乘积。液压泵的总效率、容积效率和机械效率可以通过实 验测得。 液压泵的容积效率ηpv 、机械效率ηpm 、总效率ηp 、理 论流量 qt、实际流量 q 和实际输入功率 Pi与工作压力 p 的关 系曲线如图 3.2 所示。它是液压泵在特定的介质、转速和油 温等条件下通过实验得出的。 由图 3.2 可知，液压泵在零压时的流量即为 t q 。由于泵 图 3.2 液压泵的性能曲线

第3章液压泵与液压马达 的泄漏量随压力升高而增大,所以泵的容积效率7及实际流量q随泵的工作压力的升高而 降低,压力为零时的容积效率nv=100%,这时的实际流量q可以视为理论流量q。总效率 开始随压力p的增大很快上升,接近液压泵的额定压力时总效率n最大,达到最大值后 又逐步降低。由容积效率和总效率这两条曲线的变化,可以看出机械效率的变化情况:泵 在低压时,机械摩擦损失在总损失中所占的比重较大,其机械效率7m很低。随着工作压力 的提高,机械效率很快上升。在达到某一值后,机械效率大致保持不变,从而表现出总效 率曲线几乎和容积效率曲线平行下降的变化规律。 6.液压泵的噪声 液压泵的噪声通常用分贝(dB)衡量,液压泵的噪声产生的原因主要包括:流量脉动、 液流冲击、零部件的振动和摩擦,以及液压冲击等, 【例3.1】已知中高压齿轮泵CBG2040的排量为40.6mLr,该泵在1450r/min转速 10MPa压力工况下工作,泵的容积效率n=0.95,总效率刀=0.9,求驱动该泵所需马达 的功率Pp和泵的输出功率Pp? 解:(1)求泵的输出功率Pp 液压泵的实际输出流量q 9=qm=pnn=406×103×1450×095L/min=55927L/min 则液压泵的输出功率为 10×106×55.927×10355927 P= PPp 60×10 6-9.2lkW (2)求马达的功率Pp 马达功率即泵的输入功率为 =P=9321 =10.357kW ne 查马达手册,应选配功率为1kW的马达。 313液压马达的主要性能参数 1.液压马达的压力 液压马达的额定压力、最高压力、工作压力的定义同液压泵。其差别是指液压马达的 进口压力,而液压马达的出口压力则称为背压。为保证液压马达运转的平稳性,一般取液 压马达的背压为05MPa~MPa 2.液压马达的排量、流量 液压马达的排量、理论流量、实际流量、额定流量及泄漏量的定义与液压泵类似,所不 同的是指进入液压马达的液体体积,且实际流量q大于理论流量qn,即qM-qm=q 3.液压马达的转速和容积效率 液压马达在其排量一定时,其理论转速m取决于进入马达的流量q,即

第 3 章 液压泵与液压马达 ·67· ·67· 的泄漏量随压力升高而增大，所以泵的容积效率ηpv 及实际流量 q 随泵的工作压力的升高而 降低，压力为零时的容积效率ηpv =100%，这时的实际流量 q 可以视为理论流量 t q 。总效率 ηp 开始随压力 p 的增大很快上升，接近液压泵的额定压力时总效率ηp最大，达到最大值后， 又逐步降低。由容积效率和总效率这两条曲线的变化，可以看出机械效率的变化情况：泵 在低压时，机械摩擦损失在总损失中所占的比重较大，其机械效率ηpm 很低。随着工作压力 的提高，机械效率很快上升。在达到某一值后，机械效率大致保持不变，从而表现出总效 率曲线几乎和容积效率曲线平行下降的变化规律。 6. 液压泵的噪声 液压泵的噪声通常用分贝(dB)衡量，液压泵的噪声产生的原因主要包括：流量脉动、 液流冲击、零部件的振动和摩擦，以及液压冲击等。 【例 3.1】 已知中高压齿轮泵 CBG2040 的排量为 40.6mL/r，该泵在 1450r/min 转速、 10MPa 压力工况下工作，泵的容积效率ηpv ＝0.95，总效率ηp ＝0.9，求驱动该泵所需马达 的功率 PPi和泵的输出功率 PPo？ 解：(1) 求泵的输出功率 PPo 液压泵的实际输出流量 P q P t pv P P pv q q Vn == = η η 3 40.6 10 1450 0.95L / min 55.927L / min − ×× × = 则液压泵的输出功率为 6 3 Po P P 3 10 10 55.927 10 55.927 9.321kW 60 10 6 P pq − ×× × == = = × (2) 求马达的功率 PPi 马达功率即泵的输入功率为 Po Pi P 9.321 10.357kW 0.9 P P η == = 查马达手册，应选配功率为 11kW 的马达。 3.1.3 液压马达的主要性能参数 1. 液压马达的压力 液压马达的额定压力、最高压力、工作压力的定义同液压泵。其差别是指液压马达的 进口压力，而液压马达的出口压力则称为背压。为保证液压马达运转的平稳性，一般取液 压马达的背压为 0.5MPa～1MPa。 2. 液压马达的排量、流量 液压马达的排量、理论流量、实际流量、额定流量及泄漏量的定义与液压泵类似，所不 同的是指进入液压马达的液体体积，且实际流量 Mq 大于理论流量 Mt q ，即 Mq ― Mt q ＝ l q 。 3. 液压马达的转速和容积效率 液压马达在其排量一定时，其理论转速 nt取决于进入马达的流量 Mq ，即 M t M q n V = (3.11)

液压传动 由于马达实际工作时存在泄漏,并不是所有进入液压马达的液体都推动液压马达做功, 小部分液体因泄漏损失掉了,所以计算实际转速时必须考虑马达的容积效率几N。当液 压马达的泄漏流量为q时,则输入马达的实际流量为φ=q1+q1。液压马达的容积效率定 义为理论流量qn与实际流量q之比,即 n=坐=业-9=1-④ (3.12) 则马达实际输出转速为 n,=9M-9=gM n (3.13) 4.液压马达的转矩和机械效率 设马达的进、出口压力差为Δp,排量为M,不考虑功率损失,则液压马达输入液压 功率等于输出机械功率,即 Apq, =to 因为q1=VMn1,=2m,所以马达的理论转矩T为 Apl 式(3.14)称为液压转矩公式。显然,根据液压马达排量I的大小可以计算在给定压力 下马达的理论转矩的大小,也可以计算在给定负载转矩下马达的工作压力的大小 由于马达实际工作时存在机械摩擦损失,计算实际输出转矩T时,必须考虑马达的机 械效率刀Mm。当液压马达的转矩损失为ΔT时,则马达的实际输出转矩为T=T:-△T。液 压马达的机械效率定义为实际输出转矩T与理论转矩T之比,即 TT-△T (3.15) . T T 5.液压马达的功率与总效率 1)输入功率PM 液压马达的输入功率为液压功率,即进入液压马达的流量q与液压马达进口压力p 乘积 -PM 9M 2)输出功率PMo 液压马达的输出功率等于液压马达的实际输出转矩TM与输出角速度a的乘积 PMo=TMO (3.17 3)液压马达的总效率 液压马达的总效率为 (3.18) 由上式可知,液压马达的总效率等于机械效率与容积效率的乘积,这一点与液压泵相 同。但必须注意,液压马达的机械效率、容积效率的定义与液压泵的机械效率、容积效率 的定义是有区别的

·68· 液压传动 ·68· 由于马达实际工作时存在泄漏，并不是所有进入液压马达的液体都推动液压马达做功， 一小部分液体因泄漏损失掉了，所以计算实际转速时必须考虑马达的容积效率η MV 。当液 压马达的泄漏流量为 l q 时，则输入马达的实际流量为 M t1 q = + q q 。液压马达的容积效率定 义为理论流量 Mt q 与实际流量 Mq 之比，即 Mt Ml l MV MM M 1 q q q q q q q η − = = =− (3.12) 则马达实际输出转速为 Ml M M MV M M q qq n V V η − = = (3.13) 4. 液压马达的转矩和机械效率 设马达的进、出口压力差为Δp，排量为 VM，不考虑功率损失，则液压马达输入液压 功率等于输出机械功率，即 t tt Δ = pq Tω 因为 t M t. q =V n ， t t ω = 2πn ，所以马达的理论转矩 Tt为 M t 2π pV T Δ = (3.14) 式(3.14)称为液压转矩公式。显然，根据液压马达排量 VM 的大小可以计算在给定压力 下马达的理论转矩的大小，也可以计算在给定负载转矩下马达的工作压力的大小。 由于马达实际工作时存在机械摩擦损失，计算实际输出转矩 T 时，必须考虑马达的机 械效率η Mm。当液压马达的转矩损失为ΔT 时，则马达的实际输出转矩为 T＝Tt ―ΔT。液 压马达的机械效率定义为实际输出转矩 T 与理论转矩 Tt之比，即 t Mm tt t 1 T T T T T T T η − Δ Δ = = =− (3.15) 5. 液压马达的功率与总效率 1) 输入功率 PMi 液压马达的输入功率为液压功率，即进入液压马达的流量 Mq 与液压马达进口压力 Mp 的乘积。 PMi＝pM qM (3.16) 2) 输出功率 PMo 液压马达的输出功率等于液压马达的实际输出转矩 TM与输出角速度ω M 的乘积。 PMo＝TMω M (3.17) 3) 液压马达的总效率 液压马达的总效率η M 为 Mo M M M Mm MV Mi M P 2πn T P pq η == =η η (3.18) 由上式可知，液压马达的总效率等于机械效率与容积效率的乘积，这一点与液压泵相 同。但必须注意，液压马达的机械效率、容积效率的定义与液压泵的机械效率、容积效率 的定义是有区别的

第3章液压泵与液压马达 6.液压马达的启动性能 液压马达的启动性能主要由启动转矩和启动机械效率来描述。启动转矩是指液压马达 由静止状态启动时液压马达轴上所能输出的转矩。启动转矩通常小于同一工作压差,但处 于运行状态下所输出的转矩。 启动机械效率是指液压马达由静止状态启动时,液压马达实际输出的转矩与它在同 工作压差时的理论转矩之比。 启动转矩和启动机械效率的大小,除与摩擦转矩有关外,还受转矩脉动性的影响,当 输出轴处于不同相位时,其启动转矩的大小稍有差别 7.液压马达的最低稳定转速 最低稳定转速mmi是指液压马达在额定负载下,不出现爬行现象的最低转速。液压马 达的最低稳定转速除与结构形式、排量大小、加工装配质量有关外,还与泄漏量的稳定性 及工作压差有关。一般希望最低稳定转速越小越好,这样可以扩大液压马达的变速范围 8.液压马达的制动性能 当液压马达用来起吊重物或驱动车轮时,为了防止在停车时重物下落或车轮在斜坡上 自行下滑,对其制动性要有一定的要求 制动性能一般用额定转矩下,切断液压马达的进出油口后,因负载转矩变为主动转矩 使液压马达变成泵工况,出口油液转为高压,油液由此向外泄漏导致马达缓慢转动的滑转 值予以评定。 9.液压马达的工作平稳性及噪声 液压马达的工作平稳性用理论转矩的不均匀系数6M=(Ttma-Ttmm)T1评价。不均匀系 数除与液压马达的结构形式有关外,还取决于马达的工作条件和负载的性质。与液压泵相 同,液压马达的噪声亦分为机械噪声和液压噪声。为降低噪声,除设计时要注意外,使用 时亦要重视 【例32】某液压马达的排量WM=250mL,入口压力为98MPa,出口压力为049MPa, 其总效率=0.9,容积效率η=092。当输入流量为22L/min时,求液压马达输出转矩 和转速各为多少? 解 (1)液压马达的理论流量qM为 qM=q=22×0.92L/min=20.24L/min (2)液压马达的实际转速 20.24×10 250r/min=8096r/min (3)液压马达的输出转矩 pM、731(9.8-0.49)×10°×250×10°×0.9 362.56N nvM 2×092 或者

第 3 章 液压泵与液压马达 ·69· ·69· 6. 液压马达的启动性能 液压马达的启动性能主要由启动转矩和启动机械效率来描述。启动转矩是指液压马达 由静止状态启动时液压马达轴上所能输出的转矩。启动转矩通常小于同一工作压差，但处 于运行状态下所输出的转矩。 启动机械效率是指液压马达由静止状态启动时，液压马达实际输出的转矩与它在同一 工作压差时的理论转矩之比。 启动转矩和启动机械效率的大小，除与摩擦转矩有关外，还受转矩脉动性的影响，当 输出轴处于不同相位时，其启动转矩的大小稍有差别。 7. 液压马达的最低稳定转速 最低稳定转速 nmin 是指液压马达在额定负载下，不出现爬行现象的最低转速。液压马 达的最低稳定转速除与结构形式、排量大小、加工装配质量有关外，还与泄漏量的稳定性 及工作压差有关。一般希望最低稳定转速越小越好，这样可以扩大液压马达的变速范围。 8. 液压马达的制动性能 当液压马达用来起吊重物或驱动车轮时，为了防止在停车时重物下落或车轮在斜坡上 自行下滑，对其制动性要有一定的要求。 制动性能一般用额定转矩下，切断液压马达的进出油口后，因负载转矩变为主动转矩 使液压马达变成泵工况，出口油液转为高压，油液由此向外泄漏导致马达缓慢转动的滑转 值予以评定。 9. 液压马达的工作平稳性及噪声 液压马达的工作平稳性用理论转矩的不均匀系数δM＝(Tt max―Tt min)/Tt评价。不均匀系 数除与液压马达的结构形式有关外，还取决于马达的工作条件和负载的性质。与液压泵相 同，液压马达的噪声亦分为机械噪声和液压噪声。为降低噪声，除设计时要注意外，使用 时亦要重视。 【例 3.2】 某液压马达的排量 VM＝250mL/r，入口压力为 9.8MPa，出口压力为 0.49 MPa， 其总效率η M ＝0.9，容积效率η MV ＝0.92。当输入流量为 22L/min 时，求液压马达输出转矩 和转速各为多少？ 解： (1) 液压马达的理论流量 tM q 为 tM M MV q q = =× = η 22 0.92L / min 20.24L / min (2) 液压马达的实际转速 3 tM M M 20.24 10 r / min 80.96r / min 250 q n V × == = (3) 液压马达的输出转矩 6 6 MM M M VM (9.8 0.49) 10 250 10 0.9 N m 362.56N m 2π 2π 0.92 p V T η η − Δ − ×× × × = × = ⋅= ⋅ × 或者

液压传动 9.31×10×22×10 09N.m=362.56Nm 2×80.96 3.14液压泵和液压马达的分类 液压泵和液压马达的类型很多。液压泵按主要运动构件的形状和运动方式分为齿轮泵、 叶片泵、柱塞泵和螺杆泵4大类;按排量能否改变可分为单向变量泵和双变量泵 液压马达按结构可分为齿轮马达、叶片马达、柱塞马达和螺杆马达:按排量能否改变 可分为单向变量马达双向变量马达;按其工作特性分为高速液压马达和低速液压马达。把 额定转速在500r/min以上的马达称为高速小转矩马达,这类马达有齿轮马达、螺杆马达 叶片马达、柱塞马达等。高速马达的特点是:转速较高,转动惯量小,便于启动和制动, 调节和换向灵敏度高,但输出转矩不大,仅几十牛米到几百牛米。额定转速在500r/min以 下的马达称为低速大转矩液压马达,这类马达有单作用连杆型径向柱塞马达和多作用内曲 线径向柱塞马达等。低速马达的特点是:排量大、体积大、转速低,有的可低到每分钟几 转甚至不到一转,因此可直接与工作机构连接,不需要减速装置,使传动机构大大简化。 通常低速液压马达的输出转矩较大,可达几千牛米到几万牛米。 液压泵和液压马达也可以按压力来分类,见表3-1。 表3-1压力分级 压力MPa ≤2.5 8~16 16~32 >32 液压泵和液压马达一般图形符号如图33所示 单向定量泵 单向变量泵 双向定量泵 双向变量泵 单向定量液压马达单向变量马达双向定量液压马达双向变量液压马达 图33液压泵和液压马达的图形符号 32齿轮泵 齿轮泵的主要特点是结构简单、体积小、重量轻、转速高且范围大、自吸性能好、对 油液污染不敏感、工作可靠、维护方便和价格低廉等,在一般液压传动系统,特别是工程 机械上应用较为广泛。其主要缺点是流量脉动和压力脉动较大、泄漏损失大、容积效率较 低、噪声较严重、容易发热、排量不可调节,只能作定量泵,故适用范围受到一定限制

·70· 液压传动 ·70· 6 3 M M M M M 9.31 10 22 10 0.9 N m 362.56 N m 2π 2π 80.96 p q T n η − Δ × ×× = = × ⋅= ⋅ × 3.1.4 液压泵和液压马达的分类 液压泵和液压马达的类型很多。液压泵按主要运动构件的形状和运动方式分为齿轮泵、 叶片泵、柱塞泵和螺杆泵 4 大类；按排量能否改变可分为单向变量泵和双变量泵。 液压马达按结构可分为齿轮马达、叶片马达、柱塞马达和螺杆马达；按排量能否改变 可分为单向变量马达双向变量马达；按其工作特性分为高速液压马达和低速液压马达。把 额定转速在 500r/min 以上的马达称为高速小转矩马达，这类马达有齿轮马达、螺杆马达、 叶片马达、柱塞马达等。高速马达的特点是：转速较高，转动惯量小，便于启动和制动， 调节和换向灵敏度高，但输出转矩不大，仅几十牛米到几百牛米。额定转速在 500r/min 以 下的马达称为低速大转矩液压马达，这类马达有单作用连杆型径向柱塞马达和多作用内曲 线径向柱塞马达等。低速马达的特点是：排量大、体积大、转速低，有的可低到每分钟几 转甚至不到一转，因此可直接与工作机构连接，不需要减速装置，使传动机构大大简化。 通常低速液压马达的输出转矩较大，可达几千牛米到几万牛米。 液压泵和液压马达也可以按压力来分类，见表 3-1。 表 3-1 压力分级 压力分级 低 压 中 压 中高低 高 压 超高压 压力/MPa ≤2.5 ＞2.5～8 ＞8～16 ＞16～32 ＞32 液压泵和液压马达一般图形符号如图 3.3 所示。 图 3.3 液压泵和液压马达的图形符号 3.2 齿 轮 泵 齿轮泵的主要特点是结构简单、体积小、重量轻、转速高且范围大、自吸性能好、对 油液污染不敏感、工作可靠、维护方便和价格低廉等，在一般液压传动系统，特别是工程 机械上应用较为广泛。其主要缺点是流量脉动和压力脉动较大、泄漏损失大、容积效率较 低、噪声较严重、容易发热、排量不可调节，只能作定量泵，故适用范围受到一定限制

第3章液压泵与液压马达 齿轮泵按齿轮啮合形式的不同分为外啮合和内啮合两种:按齿形曲线的不同分为渐开 线齿形和非渐开线齿形两种。 32.1齿轮泵的工作原理 图34为外啮合渐开线齿轮泵的结构简图。外啮合渐开线齿轮泵主要由一对几何参数 完全相同的主动齿轮4和从动齿轮8、传动轴6、泵体3、前泵盖5、后泵盖1等零件组成。 A leppe 图34CBB型齿轮泵结构图 1一后泵盖:2一滚针轴承:3一泵体;4一主动齿轮 5一前泵盖:6—传动轴;7—键:8—从动齿轮:9—O型密封圈 图3.5为其工作原理图。由于齿轮两端面与泵盖的 间隙以及齿轮的齿顶与泵体内表面的间隙都很小,因此, 对啮合的轮齿,将泵体、前后泵盖和齿轮包围的密封 容积分隔成左、右两个密封工作腔。当原动机带动齿轮 如图示方向旋转时,右侧的轮齿不断退出啮合,而左侧 的轮齿不断进入啮合,因啮合点的啮合半径小于齿顶圆 半径,右侧退出啮合的轮齿露出齿间,其密封工作腔容 积逐渐增大,形成局部真空,油箱中的油液在大气压力 的作用下经泵的吸油口进入这个密封油腔——吸油腔 随着齿轮的转动,吸入的油液被齿间转移到左侧的密封 图35齿轮泵的工作原理图 工作腔。左侧进入啮合的轮齿使密封油腔—一压油腔容 积逐渐减小,把齿间油液挤出,从压油口输出,压入液卜壳体:2一主动齿轮:3一从动齿轮 压系统。这就是齿轮泵的吸油和压油过程。齿轮连续旋转,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。 3.22齿轮泵的排量和流量计算 外啮合齿轮泵的排量是这两个轮齿的齿间槽容积的总和。如果近似地认为齿间槽的容 积等于轮齿的体积,那么外啮合齿轮泵的排量计算式为

第 3 章 液压泵与液压马达 ·71· ·71· 齿轮泵按齿轮啮合形式的不同分为外啮合和内啮合两种；按齿形曲线的不同分为渐开 线齿形和非渐开线齿形两种。 3.2.1 齿轮泵的工作原理 图 3.4 为外啮合渐开线齿轮泵的结构简图。外啮合渐开线齿轮泵主要由一对几何参数 完全相同的主动齿轮 4 和从动齿轮 8、传动轴 6、泵体 3、前泵盖 5、后泵盖 l 等零件组成。 图 3.4 CB-B 型齿轮泵结构图 1—后泵盖；2—滚针轴承；3—泵体；4—主动齿轮； 5—前泵盖；6—传动轴；7—键；8—从动齿轮；9—O 型密封圈 图 3.5 为其工作原理图。由于齿轮两端面与泵盖的 间隙以及齿轮的齿顶与泵体内表面的间隙都很小，因此， 一对啮合的轮齿，将泵体、前后泵盖和齿轮包围的密封 容积分隔成左、右两个密封工作腔。当原动机带动齿轮 如图示方向旋转时，右侧的轮齿不断退出啮合，而左侧 的轮齿不断进入啮合，因啮合点的啮合半径小于齿顶圆 半径，右侧退出啮合的轮齿露出齿间，其密封工作腔容 积逐渐增大，形成局部真空，油箱中的油液在大气压力 的作用下经泵的吸油口进入这个密封油腔——吸油腔。 随着齿轮的转动，吸入的油液被齿间转移到左侧的密封 工作腔。左侧进入啮合的轮齿使密封油腔——压油腔容 积逐渐减小，把齿间油液挤出，从压油口输出，压入液 压系统。这就是齿轮泵的吸油和压油过程。齿轮连续旋转，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。 3.2.2 齿轮泵的排量和流量计算 外啮合齿轮泵的排量是这两个轮齿的齿间槽容积的总和。如果近似地认为齿间槽的容 积等于轮齿的体积，那么外啮合齿轮泵的排量计算式为 图 3.5 齿轮泵的工作原理图 l—壳体；2—主动齿轮；3—从动齿轮

液压传动 丿=DhB=2m2B (3.19) 式中D—一齿轮节圆直径 h—齿轮扣除顶隙部分的有效齿高,h=2 B——齿轮齿宽 齿轮齿数 m一齿轮模数。 实际上齿间槽的容积要比轮齿的体积稍大,而且齿数越少其差值越大,考虑到这一因 素,在实际计算时,常用经验数据666来替代2π。 由排量公式可以看出,齿轮泵的排量与模数的平方成正比,与齿数成正比,而决定齿 轮分度圆直径是模数与齿数的乘积,它与模数、齿数成正比,可见要增大泵的排量,增大 模数比增大齿数更有利。换句话说,要使排量不变,而体积减小,则应增大模数并减少齿 数。因此,齿轮泵的齿数〓一般较小,为防止根切,一般需采用正移距变位齿轮,所移距 离为一个模数(m),即节圆直径D=m(z+1)。齿轮泵的实际流量q为 q=Vnnv =6.66=m" Bnny (3.20) 齿轮泵的转速; 齿轮泵的容积效率。 上式中的q是齿轮泵的平均流量。根据齿轮啮合原理可知,齿轮在啮合过程中,啮合 点是沿啮合线不断变化的,造成吸、压油腔的容积变化率也是变化的,因此齿轮泵的瞬时 流量是脉动的。设(q如ma)和(qsm)分别表示齿轮泵的最大和最小瞬时流量,则其流量的脉 动率δ。为 )-(smin) (3.21) q 研究表明,其脉动周期为2π上,齿数越少,脉动率δ越大。例如,z=6时,δ值高 达347%,而z=12时,。值为178%。在相同情况下,内啮合齿轮泵的流量脉动率要小 得多。根据能量方程,流量脉动会引起压力脉动,使液压系统产生振动和噪声,直接影 系统的工作平稳性。 323齿轮泵的结构特点分析 1.泄漏问题 液压泵中构成密封工作容积的零件要作相对运动,因此存在间隙。由于泵吸、压油腔 之间存在压力差,其间隙必然产生泄漏,泄漏影响液压泵的性能。外啮合齿轮泵压油腔的 压力油主要通过三条途径泄漏到低压腔 1)泵体的内圆和齿顶径向间隙的泄漏 由于齿轮转动方向与泄漏方向相反,且压油腔到吸油腔通道较长,所以其泄漏量相对 较小,约占总泄漏量的10%~15% 2)齿面啮合处间隙的泄漏 由于齿形误差会造成沿齿宽方向接触不好而产生间隙,使压油腔与吸油腔之间造成泄 漏,这部分泄漏量很少 3)齿轮端面间隙的泄漏 齿轮端面与前后盖之间的端面间隙较大,此端面间隙封油长度又短,所以泄漏量最大

·72· 液压传动 ·72· 2 V = = πDhB zm 2π B (3.19) 式中 D——齿轮节圆直径； h——齿轮扣除顶隙部分的有效齿高，h=2zm； B——齿轮齿宽； z——齿轮齿数； m——齿轮模数。 实际上齿间槽的容积要比轮齿的体积稍大，而且齿数越少其差值越大，考虑到这一因 素，在实际计算时，常用经验数据 6.66 来替代 2 π 。 由排量公式可以看出，齿轮泵的排量与模数的平方成正比，与齿数成正比，而决定齿 轮分度圆直径是模数与齿数的乘积，它与模数、齿数成正比，可见要增大泵的排量，增大 模数比增大齿数更有利。换句话说，要使排量不变，而体积减小，则应增大模数并减少齿 数。因此，齿轮泵的齿数 z 一般较小，为防止根切，一般需采用正移距变位齿轮，所移距 离为一个模数(m)，即节圆直径 D＝m(z＋1)。齿轮泵的实际流量 q 为 2 V V q = = Vn zm Bn η 6.66 η (3.20) 式中 n——齿轮泵的转速； η V ——齿轮泵的容积效率。 上式中的 q 是齿轮泵的平均流量。根据齿轮啮合原理可知，齿轮在啮合过程中，啮合 点是沿啮合线不断变化的，造成吸、压油腔的容积变化率也是变化的，因此齿轮泵的瞬时 流量是脉动的。设(qshmax)和(qshmin)分别表示齿轮泵的最大和最小瞬时流量，则其流量的脉 动率δq 为 sh max sh min q ( )( ) 100% q q q δ − = × (3.21) 研究表明，其脉动周期为 2 π /z，齿数越少，脉动率δq 越大。例如，z＝6 时，δq 值高 达 34.7%，而 z＝12 时，δq 值为 17.8%。在相同情况下，内啮合齿轮泵的流量脉动率要小 得多。根据能量方程，流量脉动会引起压力脉动，使液压系统产生振动和噪声，直接影响 系统的工作平稳性。 3.2.3 齿轮泵的结构特点分析 1. 泄漏问题 液压泵中构成密封工作容积的零件要作相对运动，因此存在间隙。由于泵吸、压油腔 之间存在压力差，其间隙必然产生泄漏，泄漏影响液压泵的性能。外啮合齿轮泵压油腔的 压力油主要通过三条途径泄漏到低压腔。 1) 泵体的内圆和齿顶径向间隙的泄漏 由于齿轮转动方向与泄漏方向相反，且压油腔到吸油腔通道较长，所以其泄漏量相对 较小，约占总泄漏量的 10%～15%。 2) 齿面啮合处间隙的泄漏 由于齿形误差会造成沿齿宽方向接触不好而产生间隙，使压油腔与吸油腔之间造成泄 漏，这部分泄漏量很少。 3) 齿轮端面间隙的泄漏 齿轮端面与前后盖之间的端面间隙较大，此端面间隙封油长度又短，所以泄漏量最大