第一講液壓缸一、常見液壓缸的種類及特點(diǎn)圖4-5雙桿活塞缸下面分別介紹幾種常用的液壓缸。1.活塞式液壓缸活塞式液壓缸根據(jù)其使用要求不同可分為雙桿式和單桿式兩種。(1)雙桿式活塞缸?；钊麅啥硕加幸桓睆较嗟鹊幕钊麠U伸出的液壓缸稱為雙桿式活據(jù)安裝方式不種。如圖4-5(a)所示的為缸塞缸，它一般由缸體、缸蓋、活塞、活塞桿和密封件等零件構(gòu)成。根同可分為缸筒固定式和活塞桿固定式兩筒固定式的雙桿活塞缸。它的進(jìn)、出口布置在缸筒兩端，活塞通過活塞桿帶動工作臺移動，當(dāng)活塞的有效行程為l時，整個工作臺的運(yùn)動范圍為3l，所以機(jī)床占地面積大，一般適用當(dāng)工作臺行程要求較長時，可采用圖4-5(b)所示的活塞桿傳出。這種于液壓缸有效行程l的兩倍(2l)，因此占地面積于小型機(jī)床，固定的形式，這時，缸體與工作臺相連，活塞桿通過支架固定在機(jī)床上，動力由缸體安裝形式中，工作臺的移動范圍只等小。進(jìn)出油口可以設(shè)置在固定不動的空心的活塞桿的兩端，但必須使用軟管連接。由于雙桿活塞缸兩端的活塞桿直徑當(dāng)分別向左、右腔輸入相同壓力和相同流量的油液向的推力和速度相等。當(dāng)活塞的直徑為D，活塞桿的直徑為d，液壓缸力為p1和p2，輸入流量為q時，雙桿活塞缸的推力F和速度v為：通常是相等的，因此它左、右兩腔的有效面積也時，液壓缸左、右兩個方進(jìn)、出油腔相等，的壓F=A(p1-p2)=π(D2-d2)(p1-p2)/4(4-18)v=q/A=4q/π(D2-d2)(4-19)式中：A為活塞的有效工作面積。雙桿活塞缸在工作時，設(shè)計成一這種液壓缸的活塞桿可以做得細(xì)些。(2)單桿式活塞缸。如圖4-6所示，活塞但它們的工作臺移動范圍都是活塞有效行程的兩倍。由個方向上的出輸推力和速度也不等，個活塞桿是受拉的，而另一個活塞桿不受力，因此只有一端帶活塞桿，單桿液壓缸也有缸體固定和活塞桿固定兩種形式，于液壓缸兩腔的有效工作面積不等，因此它在兩其值分別為：

圖4-6單桿式活塞缸F1=p1×A1=π［(p1×D2］/4(4-20)F2=(p1A1-p2A2)=π［(p1-p2)D2-p2d2］/4(4-21)v1=q/A1=4q/πD2(4-22)v2=q/A2=4q/π(D2-d2)(4-23)由式(4-20)～式(4-23)可知，由于A1＞A2,所以F1＞F2，v1＜v2。如把兩個方向上的輸出速度v2和v1的比值稱為速度比，記作λv，則λv=v2/v1=1/［1-(d/D)2］。因此，。在已知D和λv時，可確定d值。圖4-7差動缸(3)差動油缸7所示。差動連接缸于右腔(有桿腔)的有效面積，故活塞也進(jìn)入左腔，加大了流入左腔的流量(q+q′)，從而也加快了活塞。單桿活塞缸在其左右兩腔都接通高壓油時稱為：―差動連接‖，如圖4-左右兩腔的油液壓力相同，但是由于左腔(無桿腔)的有效面積大向右運(yùn)動，同時使右腔中排出的油液(流量為q′)移動的速度。實(shí)際上活塞在運(yùn)動時，由于差動連接時兩腔間的管路中有壓力損失，所以右腔中油液的壓力稍大于左腔油液壓力，而這個差值一般都較小，可以忽略不計，則差動連接時活塞推力F3和運(yùn)動速度v3為：F3=p1(A1-A2)=p1πd2/4(4-24)進(jìn)入無桿腔的流量q1=v3=4q/πd2(4-25)由式(4-24)、式(4-25)可知，差動連接時液壓缸的推力比非差動連接時小，速度比非差動連接時大，正好利用這一點(diǎn)，可使在不加大油源流量的情況下得到較快的運(yùn)動速度，這種連接方式被廣泛應(yīng)用于組合機(jī)床的液壓動力系統(tǒng)和其他機(jī)械設(shè)備的快速運(yùn)動中。如果要求機(jī)床往返快速相等時，則由式(4-23)和式(4-25)得：即：D=(4-26)把單桿活塞缸實(shí)現(xiàn)差動連接，并按D=[KF()2[KF]]d設(shè)計缸徑和桿徑的油缸稱之為差動液壓缸。2、柱塞缸如圖4-8(a)所示為柱塞缸，它只能實(shí)現(xiàn)一個方向的液壓傳動，反向運(yùn)動，則必須成對使用。如圖4-8(b)所示，這種液壓缸要靠外力。若需要實(shí)現(xiàn)雙向運(yùn)動中的柱塞和缸筒不接觸，運(yùn)動時由缸蓋上的導(dǎo)向套來導(dǎo)向，因此缸筒的內(nèi)壁不需精加，工它特別適用于行程較長的場合。柱塞缸輸出的推力和速度各為：圖4-8柱塞缸F=pA=pπd2/4(4-27)υi=q/A=4q/πd2(4-28)3、其他液壓缸(1)增壓液壓缸。增壓液壓缸又稱增壓器，它利用活塞和柱塞有效面積的不同使液壓系統(tǒng)中的局部區(qū)域獲得高壓。它有單作用和雙作用兩種型式，單作用增壓缸的工作原理如圖4-9(a)所示，當(dāng)輸入活塞缸的液體壓力為p1，活塞直徑為D，柱塞直徑為d時，柱塞缸中輸出的液體壓力為高壓，其值為：p2=p1(D/d)2=Kp1(4-29)/式中：K=D2d2，稱為增壓比，它代表其增壓程度。顯然增壓能力是在降低有效能量的基礎(chǔ)上得到的，也就是說增壓缸僅僅是增大輸出的壓力，并不能增大輸出的能量。單作用增壓缸在柱塞運(yùn)動到終點(diǎn)時，不能再輸出高壓液體，需要將活塞退回到左端位置，再向右行時才又輸出高壓液體，為了克服這一缺點(diǎn)，可采用雙作用增壓缸，如圖4-9(b)所示，由兩個高壓端連續(xù)向系統(tǒng)供油。圖4-9增壓缸(2)伸縮缸。伸縮缸由兩個或多個活塞缸套裝而成，前一級活塞缸的活塞桿內(nèi)孔是后一級活塞缸的缸筒，伸出時可獲得很長的工作行程，縮回時可保持很小的結(jié)構(gòu)尺寸，伸縮缸被廣泛用于起重運(yùn)輸車輛上。伸縮缸可以是如圖4-10(a)所示的單作用式，也可以是如圖4-10(b)所示的雙作用式，前者靠外力回程，后者靠液壓回程。圖4-10伸縮缸伸縮缸的外伸動作是逐級進(jìn)行的。首先是最大直徑的缸筒以最低的油液壓力開始外伸，當(dāng)?shù)竭_(dá)行程終點(diǎn)后，稍小直徑的缸筒開始外伸，直徑最小的末級最后伸出。隨著工作級數(shù)變大，外伸缸筒直徑越來越小，工作油液壓力隨之升高，工作速度變快。其值為：Fi=p1(4-30)V1=4q/πDi2(4-31)式中的i指i級活塞缸。圖4-11齒輪缸(3)齒輪缸。它由兩個柱塞缸和一套齒條傳動裝置組成，如圖4-11所示。柱塞的移動經(jīng)齒輪齒條傳動裝置變成齒輪的傳動，用于實(shí)現(xiàn)工作部件的往復(fù)擺動或間歇進(jìn)給運(yùn)動。二、液壓缸的典型結(jié)構(gòu)1、液壓缸的典型結(jié)構(gòu)圖4-12所示的是一個是由缸底20、缸筒10、缸9、活塞11和活塞桿18組成。缸筒一底焊接，另一端缸蓋(導(dǎo)向套)與缸筒用卡鍵6、套5和彈簧擋圈4固定，以便裝拆檢修，兩端設(shè)有油口A和B?；钊?1與活塞桿18利用卡鍵15、卡鍵帽16和彈簧擋圈17連在一起?；钊c缸孔的密封采用的是一對Y形聚氨酯密封圈12，由于活塞與缸孔有一定間隙，采用由尼龍1010制成的耐磨環(huán)(又叫支承環(huán))13定心導(dǎo)向。桿18和活塞11的內(nèi)孔由密封圈14密封。較長的導(dǎo)向套9則可保證活塞桿不偏離中心，較常用的雙作用單活塞桿液壓缸。它蓋兼導(dǎo)向套端與缸導(dǎo)向套外徑由O形圈7密封，而其內(nèi)孔則由Y形密封圈8和防塵圈3分別防止油外漏和灰塵帶入缸內(nèi)。缸與桿端銷孔與外界連接，銷孔內(nèi)有尼龍襯套抗磨。圖4-12雙作用單活塞桿液壓缸1—耳環(huán)7、14—O形密封圈11—活塞13—耐磨環(huán)16—卡鍵帽18—活塞桿2—螺母3—防塵圈4、17—彈簧擋圈9—缸蓋兼導(dǎo)向套19—襯套20—缸底5—套6、15—卡鍵8、12—Y形密封圈10—缸筒如圖4-13所示為一空心雙活塞桿通過油口b和d經(jīng)活塞桿1和15的中心孔與固定在床身上，缸體10固定在工作接通回油在這里，缸蓋18和24是通過螺釘(圖中未畫出)與壓板11和20相連，并經(jīng)鋼絲環(huán)12相連，左缸蓋24空套在托架3孔內(nèi)，可的一端用堵頭2堵死，并通過銷錐9和22與活塞8相連。缸筒相對于活塞運(yùn)動由左右兩個導(dǎo)向套6和19導(dǎo)向?；钊c缸筒之間、缸蓋與活塞桿之間以及缸蓋與缸筒之間分別用O形圈7、V形圈4和17和紙墊13和23進(jìn)行密、外泄漏。缸筒在接近行程的左右終端時，徑向孔a和c的開式液壓缸的結(jié)構(gòu)。由圖可見，液壓缸的左右兩腔是左右徑向孔a和c相通的。由于活塞桿臺上，工作臺在徑向孔c接通壓力油，徑向孔a時向右移動；反之則向左移動。以自由伸縮。空心活塞桿封，以防止油液的內(nèi)口逐漸減小，對移動部件起制動緩沖作用。為了排除液壓缸中剩留的空氣，缸蓋上設(shè)置有排氣孔5和14，經(jīng)導(dǎo)向套環(huán)槽的側(cè)面孔道(圖中未畫出)引出與排氣閥相連。圖4-13空心雙活塞桿式液壓缸的結(jié)構(gòu)1—活塞桿2—堵頭3—托架4、17—V形密封圈5、14—排氣孔6、19—導(dǎo)向套7—O形密封圈8—活塞9、22—錐銷10—缸體11、20—壓板12、21—鋼絲環(huán)13、23—紙墊15—活塞桿16、25—壓蓋18、24—缸蓋2、液壓缸的組成從上面所述的液壓缸典型結(jié)構(gòu)中可以看到，液壓缸的結(jié)構(gòu)基本上可以分為缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝置和排氣裝置五個部分，分述如下。(1)缸筒和缸p＜10MPa時，使用鑄鐵；p＜20MPa時，使用無縫鋼管；p＞20MPa時，使用鑄鋼或鍛鋼。圖4-14所示為缸。圖4-14(a)所示為法蘭連接式，蓋。一般來說，缸筒和缸蓋的結(jié)構(gòu)形式和其使用的材料有關(guān)。工作壓力筒和缸蓋的常見結(jié)構(gòu)形式結(jié)構(gòu)簡單，容易加工，也容易裝拆，但外形尺寸和重量都較大，常用于鑄鐵制的缸筒上。圖4-14(b)所示為半環(huán)連接式此有時要加厚缸壁，它容易加工和裝拆，重量較輕，常用于無縫鋼管或鍛鋼制的缸筒上。圖4-14(c)所示為螺紋連接式，它的缸筒端部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，外徑加工時要求保證內(nèi)外徑同心，裝拆要使用專用工具，它的外形尺寸和重量都較小，常用于無縫鋼管筒上。圖4-14(d)所示為拉桿連接式，結(jié)構(gòu)的通用性大，容易加工和裝拆，但外形尺寸較大，且較重。圖4-14(e)所示為焊接連接式簡單，尺寸小，底處內(nèi)徑不易加工，且可能引起變形。，它的缸筒壁部因開了環(huán)形槽而削弱了強(qiáng)度，為或鑄鋼制的缸，結(jié)構(gòu)但缸圖4-14缸筒和缸蓋結(jié)構(gòu)(a)法蘭連接式(b)半環(huán)連接式(c)螺紋連接式(d)拉桿連接式(e)焊接連接式1—缸蓋2—缸筒3—壓板4—半環(huán)5—防松螺帽6—拉桿(2)活塞與活塞桿。可以把短行程的液壓缸的活塞桿與活塞做成一體，這是最簡單的形式。但當(dāng)行程較長時，這種整體式活塞組件的加工較費(fèi)事，所以常把活塞與活塞桿分開制造，然后再連接成一體。圖4-15所示為幾種常見的活塞與活塞桿的連接形式。圖4-15(a)所示為活塞與活塞桿之間采用螺母連接，它適用負(fù)載較小，受力無沖擊的液壓缸中。螺紋連接雖然結(jié)構(gòu)簡單，安裝方便可靠，但在活塞桿上車螺紋將削弱其強(qiáng)度。圖4-15(b)和(c)所示為卡環(huán)式連接方式。圖4-15(b)中活塞桿5上開有一個環(huán)形槽，槽內(nèi)裝有兩個半圓環(huán)3以夾緊活塞4，半環(huán)3由軸套2套住，而軸套2的軸向位置用彈簧卡圈1來固定。圖4-16(c)中的活塞桿，使用兩了個半圓環(huán)4，它們分別由兩個密封圈座2套住，半圓形的活塞3安放在密封圈座的中間。圖4-15(d)所示是一種徑向銷式連接結(jié)構(gòu)，用錐銷式特別適用于雙出(3)密封裝置。液壓缸中常見的密封裝置如圖4-16所示。圖4-16(a)所示為間隙密封，它依靠運(yùn)動間的微小間隙來防止泄漏。為了提高這種裝置的密封能表面上制出幾條細(xì)小的環(huán)形槽，以增大油液通過間隙時的阻力。它的結(jié)構(gòu)簡單，摩1把活塞2固連在活塞桿3上。這種連接方桿式活塞。力，常在活塞的擦阻力小，可耐高溫，但泄漏大，加工要求高，磨損后無法恢復(fù)原有能力，只有在尺寸較小、壓力較低、相對運(yùn)動速度較高的缸筒和活塞間使用。圖4-16(b)所示為摩擦環(huán)密封，它依靠套在活塞上的摩擦環(huán)(尼龍或其他高分子材料制成)在O形密封圈彈力作用下貼緊缸壁而防止泄漏。圖4-15常見的活塞組件結(jié)構(gòu)形式這種材料效果較好，摩擦阻力較小且穩(wěn)定，可耐高溫，磨損后有自動補(bǔ)償能力，但加工要求高，裝拆較不便，適用于缸筒和活塞之間的密封。圖4-16(c)、圖4-16(d)所示為密封圈(O形圈、V形圈等)密封，它利用橡膠或塑料的彈性使各種截面的環(huán)形圈貼緊在靜、動配合面之間來防止泄漏。它結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，磨損后有自動補(bǔ)償能力，性能可靠，在缸筒和活塞之間、缸蓋和活塞桿之間、活塞和活塞桿之間、缸筒和缸蓋之間都能使用。對于活塞桿外伸部分來說，由于它很容易把臟物帶入液桿密封處增添防塵圈，并放壓缸，使油液受污染，使密封件磨損，因此常需在活塞在向著活塞桿外伸的一端。圖4-16密封裝置(a)間隙密封(b)摩擦環(huán)密封(c)O形圈密封(d)V形圈密封(4)緩沖裝置。液壓缸一般都設(shè)置緩沖裝置，特別是對大型、高速或要求高的液壓缸，為了防止活塞在行程終點(diǎn)時和缸蓋相互撞擊，引起噪聲、沖擊，則必須設(shè)置緩沖裝置。緩沖裝置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程終端時封住活塞和缸蓋之間的部分油液，強(qiáng)迫它從小孔或細(xì)縫中擠出，以產(chǎn)生很大的阻力，使工作部件受到制動，逐漸減慢運(yùn)動速度，達(dá)到避免活塞和缸蓋相互撞擊的目的。如圖4-17(a)所示，當(dāng)緩沖柱塞進(jìn)入與其相配的缸蓋上的內(nèi)孔時，孔中的液壓油只能由于配合間隙不變，故隨著活塞運(yùn)動速度的降柱塞進(jìn)入配合孔之后，油腔中的油只能經(jīng)節(jié)流閥1排出，如圖4-17(b)所示。由于節(jié)流閥1是可調(diào)的，因此緩沖作用也可調(diào)節(jié)，但仍不能解決速度減低后緩沖作用減弱的缺點(diǎn)。如圖4-17(c)所示，在緩沖柱塞上開有三角槽，隨通過間隙δ排出，使活塞速度降低。低，起緩沖作用。當(dāng)緩沖著柱塞逐漸進(jìn)入配合孔中，其節(jié)流面積越來越小，解決了在行程最后階段緩沖作用過弱的問題。圖4-17液壓缸的緩沖裝置1、節(jié)流閥(5)放氣裝置。液壓缸在安裝過程中或長時間停放重新工作時，液壓缸里和管道系統(tǒng)中會滲入空氣，為了防止執(zhí)行元件出現(xiàn)爬行，噪聲和發(fā)熱等不正?，F(xiàn)象，需把缸中和系統(tǒng)中的空氣排出。一般可在液壓缸的最高處設(shè)置進(jìn)出油口把氣帶走，也可在最高處設(shè)置如圖4-18(a)所示的放氣孔或?qū)ｉT的放氣閥〔見圖4-18(b)、(c)〕。圖4-18液壓缸的放氣孔裝置三、液壓缸的設(shè)計與計算液壓缸是液壓傳動的執(zhí)行元件，它和主機(jī)工作機(jī)構(gòu)有直接的聯(lián)系，對于不同的機(jī)種和機(jī)構(gòu)，液壓缸具有不同的用途和工作要求。因此，在設(shè)計液壓缸之前，必須對整個液壓系統(tǒng)進(jìn)行工況分析，編制負(fù)載圖，選定系統(tǒng)的工作壓力，然后根據(jù)使用要求選擇結(jié)構(gòu)類型，按負(fù)載情況、運(yùn)動要求、最大行程等確定其主要工作尺寸，進(jìn)行強(qiáng)度、穩(wěn)定性和緩沖驗(yàn)算，最后再進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計。1、液壓缸的(1)選擇液壓缸的(2)確定液壓缸的(3)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、剛度的(4)導(dǎo)向、密封、防塵、排氣(5)繪制裝、零件圖、編寫設(shè)計說明書。2、計算液壓缸的桿外徑d和缸筒長度L設(shè)計內(nèi)容和步驟類型和各部分結(jié)構(gòu)形式。工作參數(shù)和結(jié)構(gòu)尺寸。計算和校核。和緩沖等裝置的設(shè)計。配圖結(jié)構(gòu)尺寸液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸主要有三個：缸筒內(nèi)徑D、(1)缸筒內(nèi)徑D。液壓缸的缸筒內(nèi)徑D是根據(jù)負(fù)載的大小來選定工作壓力或往返運(yùn)動速度比，求得液壓缸的有效工作面積，從而得到缸筒內(nèi)徑D，再從GB2348—80標(biāo)準(zhǔn)中選取最近的標(biāo)準(zhǔn)值作為所設(shè)計的缸筒內(nèi)徑。根據(jù)負(fù)載和工作壓力的大小確定D：①以無桿腔作工作腔時(4-32)②以有桿腔作工作腔時(4-33)式中：pI為缸工作腔的工作壓力，可根據(jù)機(jī)床類型或負(fù)載的大小來確定；Fmax為最大作用負(fù)載。(2)活塞桿外徑d?；钊麠U外徑d通常先從滿足速度或速度比的要求來選擇，然后再校核其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和穩(wěn)定性。若速度比為λv，則該處應(yīng)有一個帶根號的式子：(4-34)也可根據(jù)活塞桿受力狀況來確定，一般為受拉力作用時，d=0.3～0.5D。受壓力作用時：pI＜5MPa時，d=0.5～0.55D5MPa＜pI＜7MPa時，d=0.6～0.7DpI＞7MPa時,d=0.7D(3)缸筒長度L。缸筒長度L由最大工作行程長度加上各種結(jié)構(gòu)需要來確定，即：L=l+B+A+M+C式中：l為活塞的最大工作行程；B為活塞寬度，一般為(0.6-1)D;A為活塞桿導(dǎo)向長度，取(0.6-1.5)D;M為活塞桿密封長度，由密封方式定；C為其他長度。一般缸筒的長度最好不超過內(nèi)徑的20倍。(4)最小導(dǎo)向長度的確定。當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點(diǎn)到導(dǎo)向套滑動面中點(diǎn)的距離稱為最小導(dǎo)向長度H(4-19所示)。如果導(dǎo)向長度過小，將使液壓缸的初始撓度(間隙引起的撓度)增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設(shè)計時必須保證有一最小導(dǎo)長度。圖4-19油缸的導(dǎo)向長度K—隔套對于一般的液壓缸，其最小導(dǎo)向長度應(yīng)滿足下式：H≥L/20+D/2(4-35)式中：L為液壓缸最大工作行程(m);D為缸筒內(nèi)徑(m)。一般導(dǎo)向套滑動面的長度A，在D＜80mm時取A=(0.6-1.0)D,在D＞80mm時取A=(0.6-1.0)d；活塞的寬度B則取B=(0.6-1.0)D。為保證最小導(dǎo)向長度，過分增大A和B都是不適宜的，最好在導(dǎo)向套與活塞之間裝一隔套K，隔套寬度C所需的最小導(dǎo)向長度決定，即：C=H-(4-36)采用隔套不僅能保證最小導(dǎo)向長度，還可以改善導(dǎo)向套及活塞的通用性。3、強(qiáng)度校核：對液壓缸的缸筒壁厚δ、活塞桿直徑d和缸蓋固定螺栓的直徑，在高壓系統(tǒng)中必須進(jìn)行強(qiáng)度校核。(1)缸筒壁厚校核。缸筒壁厚校核時分薄壁和厚壁兩種情況，當(dāng)D/δ≥10時為薄壁，壁厚按下式進(jìn)行校核：δ＞=ptD/2［ζ］(4-37)式中：D為缸筒內(nèi)徑；壓力;當(dāng)pn＞16MPa時，取pv=1.25pn;［ζ］為缸筒pt為缸筒試驗(yàn)壓力，當(dāng)缸的額定壓力pn≤16MPa時，取pt=1.5pn，pn為缸生產(chǎn)時的試驗(yàn)材料的許用應(yīng)力，［ζ］=ζb/n,ζb為材料的n為安全系數(shù)，一般取n=5。抗拉強(qiáng)度，當(dāng)D/ζ＜10時為厚壁，壁厚按下式進(jìn)行校核：δ≥(4-38)在使用式(4-37)、式(4-38)進(jìn)行校核時，若液壓缸缸筒與缸蓋采用缸筒壁厚最小處的值。(2)活塞桿直徑校核。活塞桿的直徑d按下式半環(huán)連接，δ應(yīng)取進(jìn)行校核：d≥(4-39)式中：F為活塞桿上的作用力；［ζ］為活塞桿材料的許用應(yīng)力，［ζ］=ζb/1.4。(3)液壓缸蓋固定螺栓直徑校核。液壓缸蓋固定螺栓直徑按下式計算：d≥（4-40)式中：F為液壓缸負(fù)載；Z為固定螺栓個數(shù)；k為螺紋擰緊系數(shù)，k=1.12～1.5,［ζ］=ζs/(1.2-2.5),ζs為材料的屈服極限。4、液壓缸穩(wěn)定性校核活塞桿受軸向壓縮負(fù)載時，其直徑d一般不小于長度L的1/15。當(dāng)L/d≥15時，須進(jìn)行穩(wěn)定性校核，應(yīng)使活塞桿承受的力F不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負(fù)載Fk,以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。Fk的值與活塞桿材料性質(zhì)、截面形狀、直徑和長度以及缸的安裝方式等素有關(guān)，驗(yàn)算可按材料力學(xué)有關(guān)公式進(jìn)行。5、緩沖計算液壓缸的緩沖計算主要是估計緩沖時缸中出現(xiàn)的最大沖擊壓力，以便用來校核缸筒強(qiáng)度、制動距離是否符合要求。緩沖計算中如發(fā)現(xiàn)工作腔中的液壓能和工作部件的動能不能全部被緩沖腔所吸收時，制動中就可能產(chǎn)生活塞和缸蓋相碰現(xiàn)象。液壓缸在緩沖時，緩沖腔內(nèi)產(chǎn)生的液壓能E1和工作部件產(chǎn)生的機(jī)械能E2分別為：E1=pcAcLc(4-41)E2=ppApLc+mV2-FfLc(4-42)式中：pc為緩沖腔中的平均緩沖壓力；pp為高壓腔中的油液壓力；Ac、Ap為緩沖腔、高壓腔的有效工作面積；Lc為緩沖行程長度；m為工作部件質(zhì)量；v0為工作部件運(yùn)動速度；Ff為摩擦力。式(4-42)中等號右邊第一項(xiàng)為高壓腔中的液壓能，第二項(xiàng)為工作部件的動能，第三項(xiàng)為摩擦能。當(dāng)E1=E2時，工作部件的機(jī)械能全部被緩沖腔液體所吸收，由上兩式得：Pc=E2/Ac*Lc(4-43)如緩沖裝置為節(jié)流口可調(diào)式緩沖裝置，在緩沖過程中的緩沖壓力逐漸降低，假定緩沖壓力線性地降低，則最大緩沖壓力即沖擊壓力為：Pcmax=Pc+mυ02/2Ac*Lc(4-44)如緩沖裝置為節(jié)流口變化式緩沖裝置，則由于緩沖壓力Pc始終不變，最大緩沖壓力的值如式(4-43)所示。6、液壓缸設(shè)計中應(yīng)注意的問題液壓缸的設(shè)計和使用正確與否，直接影響到它的性能和易否發(fā)生故障。在這方面，經(jīng)常碰到的是液壓缸安裝不當(dāng)、活塞桿承受偏載、液壓缸或活塞下垂以及活塞桿的壓桿失穩(wěn)等問題。所以，在設(shè)計液壓缸時，必須注意以下幾點(diǎn)：(1)盡量使液壓缸的活塞桿在受拉狀態(tài)下承受最大負(fù)載，或在受壓狀態(tài)下具有良好的穩(wěn)定性(2)考慮液壓系統(tǒng)中需有應(yīng)相的措施，但是并非所有的(3)正確確定安裝、固定方式。如承受彎曲的活塞桿不能用螺紋連接，要用止口連接。能在兩端用鍵或銷定位。只能在一端定位，為的是不致阻礙它缸行程終了處的制動問題和液壓缸的排氣問題。缸內(nèi)如無緩沖裝置和排氣裝置，液壓缸都要考慮這些問題。液壓缸的液壓缸不在受熱時的膨脹。如沖擊載荷使活塞桿壓縮。定位件須設(shè)置在活塞桿端，如為拉伸則設(shè)置在缸蓋端。(4)液壓缸各部分的結(jié)構(gòu)需根據(jù)推薦的結(jié)構(gòu)形式和設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行設(shè)計，盡可能做到結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、加工、裝配和維修方便。(5)在保證能滿足運(yùn)動行程和負(fù)載力的條件下，應(yīng)盡可能地縮小液壓缸的輪廓尺寸。(6)要保證密封可靠，防塵良好。缸可靠的密封是其正常工作的重要因素。如泄漏嚴(yán)重，不僅降低缸的工作效率，甚至?xí)蛊洳荒苷９ぷ?如滿足不了負(fù)載力和運(yùn)動速度要求等)。良好的防塵措施，有助于提高液壓缸的工作壽命。液壓液壓

總之，液壓缸的設(shè)計內(nèi)容不是一成不變的，根據(jù)具體的情況有些設(shè)計內(nèi)容可不做或少做，也可增大一些新的內(nèi)容。設(shè)計步驟可能要經(jīng)過多次反復(fù)修改，才能得到正確、合理的設(shè)計結(jié)果。在設(shè)計液壓缸時，正確選擇液壓缸的類型是所有設(shè)計計算的前提。在選擇液壓缸的類型時，要從機(jī)器設(shè)備的動作特點(diǎn)、行程長短、運(yùn)動性能等要求出發(fā)，同時還要考慮到主機(jī)的結(jié)構(gòu)特征給液壓缸提供的安裝空間和具體位置。如：機(jī)器的往復(fù)直線運(yùn)動直接采用液壓缸來實(shí)現(xiàn)是最簡單又方便的。對于要求往返運(yùn)動速度一致的場合，可采用雙活塞桿式液壓缸；若有快速返回的要求，則宜用單活塞桿式液壓缸，并可考慮用差動連接。行程較長時，可采用柱塞缸，以減少加工的困難；行程較長但負(fù)載不大時，也可考慮采用一些傳動裝置來擴(kuò)大行程。往復(fù)擺動運(yùn)動既可用擺動式液壓缸，也可用直線式液壓缸加連桿機(jī)構(gòu)或齒輪——齒條機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)。項(xiàng)目液壓缸面積(cm2)液壓缸速度(m/min)公式A=πD2/4V=Q/A符號意義D：液壓缸有效活塞直徑(cm)Q：流量(l/min)V：速度(m/min)S：液壓缸行程(m)t：時間(min)液壓缸需要的流量(l/min)Q=V×A/10=A×S/10tF=p×A液壓缸出力(kgf)F=(p×A)－(p×A)(有背壓存在時)p：壓力(kgf/cm2)q：泵或馬達(dá)的幾何排量(cc/rev)泵或馬達(dá)流量(l/min)Q=q×n/1000n：轉(zhuǎn)速（rpm）泵或馬達(dá)轉(zhuǎn)速(rpm)泵或馬達(dá)扭矩(N.m)液壓所需功率(kw)管內(nèi)流速(m/s)n=Q/q×1000T=q×p/20πP=Q×p/612v=Q×21.22/d2Q：流量(l/min)d：管內(nèi)徑(mm)U：油的黏度(cst)S：油的比重管內(nèi)壓力降(kgf/cm2)△P=0.000698×USLQ/d4L：管的長度(m)Q：流量d：管的內(nèi)徑(cm)(l/min)第二講液壓動力元件液壓動力元件起著向系統(tǒng)提供動力源的作用，是系統(tǒng)不可缺少的核心元件。液壓系統(tǒng)是以液壓泵作為系統(tǒng)提供一定的流量和壓力的動力元件，液壓泵將原動機(jī)（電動機(jī)或內(nèi)燃機(jī)）輸出的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為工作液體的壓力能，是一種能量轉(zhuǎn)換裝置。一、液壓泵的概述液壓泵都是依靠密封容積變化的原理來進(jìn)行工作的，故一般稱為容積式液壓泵，圖理圖，圖中柱塞2裝在缸體3中形成一個密封容積a，柱塞在彈簧4的作用緊在偏心輪1上。原動機(jī)偏心輪1旋轉(zhuǎn)使柱塞2作往復(fù)運(yùn)動，使密封容積a的大小發(fā)生周期性的交替變化。當(dāng)a有小變經(jīng)吸油管頂單開向閥6進(jìn)入a腔中吸滿的油液將頂單開向閥5流就將原動機(jī)輸入的機(jī)械能轉(zhuǎn)換輪不斷旋轉(zhuǎn)，液壓泵就不斷地吸油和壓1.液壓泵的特點(diǎn)單柱塞液壓泵具有一切容積式液壓泵的(1)具有若干個密封且又可以周期性變化空間。液壓泵輸出流量與此空間的容積變化3-1所示的是一單柱塞液壓泵的工作原下始終壓驅(qū)動大時就形成部分真空，使油箱中油液在大氣壓作用下，油箱a而實(shí)現(xiàn)吸油；反之，當(dāng)a由大變小時，入系統(tǒng)而實(shí)現(xiàn)壓油。這樣液壓泵成液體的壓力能，原動機(jī)驅(qū)動偏心油。基本特點(diǎn)：量和單位時間內(nèi)的變化次數(shù)成正比，與其他因素?zé)o關(guān)。這是容積式液壓泵的一個重要特性。(2)油箱內(nèi)液體的絕對壓力必須恒等于或大于大氣壓力。這是容積式液壓泵能夠吸入油液的外部條件。因此，為保證液壓泵正常吸油，油箱必須與大氣相通，或采用密閉的充壓油箱。(3)具有相應(yīng)的配流機(jī)構(gòu)，將吸油腔和排液腔隔開，保證液壓泵有規(guī)律地、連續(xù)地吸、排液體。液壓泵的結(jié)構(gòu)原理不同，其配油機(jī)構(gòu)也不相同。如圖3-1中的單向閥5、6就是配油機(jī)構(gòu)。容積式液壓泵中的油腔處于吸油時稱為壓油腔。吸油腔的壓力決定于吸油高度和吸油管路的阻力吸油高度過高或吸油管路阻力太大，會使吸油腔真空度過高而影響液壓泵的自吸能力，壓油腔的壓力則取決于外負(fù)載和排油管路的壓力損失，從理論上講排油壓力與液壓泵的流量無關(guān)。容積式液壓泵排油的理論流量取決于液壓泵的有關(guān)幾何尺寸和轉(zhuǎn)速，而與排油壓力無關(guān)。但排油壓力會影響泵的內(nèi)泄露和油液的壓縮量，從而影響泵的實(shí)際輸流出量，所以液壓泵的實(shí)際輸流出量隨排油壓力的升高而降低。液壓泵按其在單位時間內(nèi)所能輸?shù)某鲇鸵旱捏w積是否可調(diào)節(jié)而分為定量泵和變量泵兩類；按結(jié)構(gòu)形式可分為齒輪式、葉片式和柱塞式三大類。二、液壓泵基本參數(shù)1、壓力(1)工作壓力。液壓泵實(shí)際工作時的輸壓出力稱為工作壓力。工作壓力的大小取決于外負(fù)載的大小和排油管路上的壓力損失,而與液壓泵的流量無關(guān)。(2)額定壓力。液壓泵在正常工作條件下,按試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)的最高壓力稱為液壓泵的額定壓力。(3)最高允許壓力。在超過額定壓力的條件下,根據(jù)試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定,允許液壓泵短暫運(yùn)行的最高壓力值,稱為液壓泵的最高允許壓力。2、排量和流量

(1)排量V。液壓泵每轉(zhuǎn)一周,由其密封容積幾何尺寸變化計算而得的排出液體的體積叫液壓泵的排量。排量可調(diào)節(jié)的液壓泵稱為變量泵;排量為常數(shù)的液壓泵則稱為定量泵。(2)理論流量qi。理論流量是指在不考慮液壓泵的泄漏流量的情況下,在單位時間內(nèi)所排出的液體體積的平均值。顯然,如果液壓泵的排量為V,其主軸轉(zhuǎn)速為n,則該液壓泵的理論流量qi為：(3-1)(3)實(shí)際流量q。液壓泵在某一具體工況下,單位時間內(nèi)所排出的液體體積稱為實(shí)際流量,它等于理論流量qi減去泄漏流量Δq,即：(3-2)(4)額定流量qn。液壓泵在正常工作條件下,按試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定(如在額定壓力和額定轉(zhuǎn))必須保證的流量。3、功率和效率(1)液壓泵的功率損失。液壓泵的功率損失有容積損失和機(jī)械損失兩部分,液壓泵的實(shí)際縮以及在吸油過程原因而導(dǎo)致油液不能全部充腔。液壓泵的容積損失用容積效率來表示,它等于液壓泵的實(shí)際速下:①容積損失。容積損失是指液壓泵流量上的損失輸出流量總是小于其理論流量,其主要原因是由于液壓泵內(nèi)部高壓腔的泄漏、油液的壓由中于吸油阻力太大、油液粘度大以及液壓泵轉(zhuǎn)速滿密封工作高等輸出流量q與其理論流量qi之比即：(3-3)因此液壓泵的實(shí)際輸出流量q為(3-4)式中：V為液壓泵的排量(m3/r)；n為液壓泵的轉(zhuǎn)速(r/s)。液壓泵的容積效率隨著液壓泵工作壓力的增大而減小,且隨液壓泵的結(jié)構(gòu)類型不同而異,但恒小于1。②機(jī)械損失。機(jī)械損失是指液壓泵在轉(zhuǎn)矩上的損失。液壓泵的實(shí)際輸入轉(zhuǎn)矩T0總是大于理論上所需要的轉(zhuǎn)矩Ti,其主要原因是由于液壓泵體內(nèi)相對運(yùn)動部件之間因機(jī)械摩擦而引起的摩擦轉(zhuǎn)矩?fù)p失以及液體的粘性而引起的摩擦損失。液壓泵的機(jī)械損失用機(jī)械效率表示,它等于液壓泵的理論轉(zhuǎn)矩Ti與實(shí)際輸入轉(zhuǎn)矩T0之比,設(shè)轉(zhuǎn)矩?fù)p失為ΔT,則液壓泵的機(jī)械效率為：(2)液壓泵的功率。①輸入功率Pi。液壓泵的輸入功率是指作用在液壓泵主軸上的機(jī)械功率,當(dāng)輸入轉(zhuǎn)矩為T0，角速度為ω時,有：(3-6)②輸出功率Po。液壓泵的輸出功率是指液壓泵在工作過程中的實(shí)際吸、壓油口間的壓差Δp和輸出流量q的乘積,即：(3-7)圖3-2液壓泵的特性曲線式中：Δp為液壓泵吸、壓油口之間的壓力差(N/m2);q為液壓泵的實(shí)際輸出流量(m3/s);p為液壓泵的輸出功率(N·m/s或W)。在實(shí)際的計算中,若油箱通大氣,液壓泵吸、壓油的壓力差往往用液壓泵出口壓力p代入。(3)液壓泵的總效率。液壓泵的總效率是指液壓泵的實(shí)際輸出功率與其輸入功率的比值,即：(3-8)其中Δpqi／ω為理論輸入轉(zhuǎn)矩Ti。由式(3-8)可知，液壓泵的總效率等于其容積效率與機(jī)械效率的乘積，所以液壓泵的輸入功率也可寫成：(3-9)液壓泵的各個參數(shù)和壓力之間的關(guān)系如圖3-2所示。三、柱塞泵柱塞泵是靠柱塞在缸體中作往復(fù)運(yùn)動造成密封容積的變化來實(shí)現(xiàn)吸油與壓油齒輪泵和葉片泵相比，這種泵有許多優(yōu)點(diǎn)。首先，構(gòu)成密封容積的零密封性能好，在高工作行程就能改變流量，于易柱塞泵中的主要零件均受壓應(yīng)力作用，材料強(qiáng)度性能可得到充分高，結(jié)構(gòu)緊湊，效率高，流量調(diào)節(jié)方便，故在需要高壓、大的液壓泵，與件為圓柱形的柱塞和缸孔，加工方便，可得到較高的配合精度，壓工作仍有較高的容積效率實(shí)現(xiàn)變量；第三，利用。由于；第二，只需改變柱塞的柱塞泵壓力大功率的系統(tǒng)中和流量需要調(diào)節(jié)的場合，如龍門刨床、拉床、液壓機(jī)、工程機(jī)械、礦山冶金機(jī)械、船舶上得到廣泛的應(yīng)用。柱塞泵按柱塞的排列和運(yùn)動方向不同，可分為徑向柱塞泵和軸向柱塞泵兩大類。1、徑向柱塞泵（1）徑向柱塞泵的工作原理徑向柱塞泵的工作原理如圖3—22所示，柱塞1徑向2中，液壓缸體由原動機(jī)帶動連同柱塞1一起旋轉(zhuǎn)，所以缸體2一般1在離心力的（或在低壓油）作用下抵緊定子4的內(nèi)壁，當(dāng)轉(zhuǎn)子按圖示方向回轉(zhuǎn)時，由于定子和轉(zhuǎn)子之間有偏心距e，柱塞繞經(jīng)上半周時向外伸出，3（襯套3是壓緊在轉(zhuǎn)5和吸油口b吸油；當(dāng)柱塞轉(zhuǎn)到下半c壓排列裝在缸體稱為轉(zhuǎn)子，柱塞柱塞底部的容積逐漸增大，形成部分真空，因此便經(jīng)過襯套子內(nèi)，并和轉(zhuǎn)子一起回轉(zhuǎn)）上的油孔從配油孔周時，定子內(nèi)壁將柱塞向里推，柱塞底部的容積逐漸減小，向配油軸的壓油口油，當(dāng)轉(zhuǎn)子回轉(zhuǎn)一周時，每個柱塞底部的密封容積完成一次吸壓油，轉(zhuǎn)子連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，即完成壓吸油工作。配油軸固定不動，油液從配油軸上半部的兩個孔a流入，從下d壓出，為了進(jìn)行配油，配油軸在和襯套3段加工出上下兩個缺口，形成吸油口b和壓油口c，留下的部分形成封油區(qū)。封油區(qū)的寬度應(yīng)能封半部兩個油孔住襯套上的吸壓油孔，以防吸油口和壓油口相連通，但尺寸也不能大得太多，以免產(chǎn)生困油現(xiàn)象。圖3—22徑向柱塞泵的工作原理1—柱塞2—缸體3—襯套4—定子5—配油軸（2）徑向柱塞泵的排量和流量計算：當(dāng)轉(zhuǎn)子和定子之間的偏心距為e時，柱塞在缸體孔中的行程為2e，設(shè)柱塞個數(shù)為z，直徑為d時，泵的排量為：V=d22ez（3—27）設(shè)泵的轉(zhuǎn)數(shù)為n，容積效率為V，則泵的實(shí)際輸出流量為：q=d22eznV=d2﹒ezn（3—28）2、軸向柱塞泵（1）軸向柱塞泵的工作原理軸向柱塞泵周上,并使柱塞中心線和缸體中心線平行的(斜盤式)和斜軸式(擺缸式),如圖3-23所示為直軸式軸向柱塞泵的工作原理,這種泵主是將多個柱塞配置在一個共同缸體的圓一種泵。軸向柱塞泵有兩種形式,直軸式體由缸體1、配油盤2、柱塞3和斜盤4組成。柱塞沿圓周均勻分布在缸體內(nèi)。斜盤軸線與缸體軸線傾斜一角度,柱塞靠機(jī)械裝置或在低壓油作用下壓緊在斜盤上(圖中為彈簧),配油盤2和斜盤4固定不轉(zhuǎn)作用,迫使柱塞在缸體內(nèi)作往復(fù)運(yùn)動,并通過配油盤的3-23中所示回轉(zhuǎn)方向,當(dāng)缸體轉(zhuǎn)角在π～2π范圍內(nèi),柱塞向外伸出封工作容積增大,通過配油盤的吸油窗口吸油;在0～π范圍內(nèi),柱塞斜被盤推入缸體,,當(dāng)原動機(jī)通過傳動軸使缸體轉(zhuǎn)動時,由于斜盤的配油窗口進(jìn)行吸油和壓油。如圖,柱塞底部缸孔的密使缸孔容積減小,通過配油盤的壓油窗口壓油。缸體每轉(zhuǎn)一周,每個柱塞各完成吸、壓油一次,如改變斜盤傾角,就能改變柱塞行程的長度,即改變液壓泵的排量,改變斜盤傾角方向,就能改變吸油和壓油的方向,即成為雙向變量泵。配油盤上吸油窗口和壓油窗口之間的密封區(qū)寬度l應(yīng)稍大于柱塞缸體底部通油孔寬度l1。但不能相差太大,否則會發(fā)生困油現(xiàn)象。一般在兩配油窗口的兩端部開有小三角槽,以減小沖擊和噪聲。圖3—23軸向柱塞泵的工作原理1—缸體2—配油盤3—柱塞4—斜盤5—傳動軸6—彈簧斜軸式軸向柱塞泵的缸體軸線相對傳動軸軸線成一傾角,傳動軸端部用萬向鉸鏈、連桿與缸體中的每個柱塞相聯(lián)結(jié),當(dāng)傳動軸轉(zhuǎn)動時,通過萬向鉸鏈、連桿使柱塞和,并迫使柱塞,借助配油盤缸體一起轉(zhuǎn)動在缸體中作往復(fù)運(yùn)動進(jìn)行吸油和壓油。這類泵的優(yōu)點(diǎn)是變量范圍大,泵的強(qiáng)度較高,但和上述直軸式相比,其結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,外形尺寸和重量均較大。軸向柱塞泵的優(yōu)點(diǎn)是:結(jié)構(gòu)緊湊、徑向尺寸小,慣性小,容積效率高,目前最高壓力可達(dá)40.0MPa,甚至更高,一般用于工程機(jī)械、壓力機(jī)等高壓系統(tǒng)中,但其軸向尺寸較大,軸向作用力也較大,結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。（2）軸向柱塞泵的排量和流量計算見圖3-23,柱塞的直徑為d,柱塞分布圓直徑為D,斜盤傾角為γ時,柱塞的行程為s=Dtanγ,所以當(dāng)柱塞數(shù)為z時,軸向柱塞泵的排量為：V=πd2Dtanγz/4(3-29)設(shè)泵的轉(zhuǎn)數(shù)為n,容積效率為ηv則泵的實(shí)際輸出流量為：V=πd2Dtanγznηv/4(3-30)實(shí)際上,由于柱塞在缸體孔中運(yùn)動的速度不是恒速的,因而輸出流量是有脈動的,當(dāng)柱塞數(shù)為奇數(shù)時,脈動較小,且柱塞數(shù)多脈動也較小,因而一般常用的柱塞泵的柱塞個數(shù)為7、9或11。（3）軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)A、典型結(jié)構(gòu)。圖3-24所示為一種直軸式軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)。柱塞的球狀頭部裝在滑履4內(nèi)，以缸體作為支撐的彈簧9通過鋼球推壓回程盤3，回程盤和柱塞滑履一同轉(zhuǎn)動。在排油過程中借助斜盤2推動柱塞作軸向運(yùn)動；在吸油時依靠回程盤、鋼球和彈簧組成的回程裝置將滑履緊緊壓在斜盤表面上滑動,彈簧9一般稱之為回程彈簧,這樣的泵具有自吸能力。在滑履與斜盤相接觸的部分有一油室,它通過柱塞中間的小孔與缸體中的工作腔相連,壓力油進(jìn)入油室后在滑履與斜盤的接觸面間形成一了層油膜,起著靜壓支承的作用,使滑履作用在斜盤上的力大大減小,因而磨損也減小。傳動軸8通過左邊的花鍵帶動缸體6旋轉(zhuǎn),由于滑履4貼緊在斜盤表面上,柱塞在隨缸體旋轉(zhuǎn)的同時在缸體中作往復(fù)7與泵的進(jìn)出口相通的。隨著傳動軸的轉(zhuǎn)動,液壓泵就連續(xù)地B、變量機(jī)構(gòu)。由式(3-32)可知,若要改變軸向柱塞泵的輸出流量,只要改變斜盤的傾常用的軸向柱塞泵的手動變量運(yùn)動。缸體中柱塞底部的密封工作容積是通過配油盤吸油和排油。角,即可改變軸向柱塞泵的排量和輸出流量,下面介紹和伺服變量機(jī)構(gòu)的工作原理。①手動變量機(jī)構(gòu)。如圖3-24所示,轉(zhuǎn)動手輪1,使絲杠12轉(zhuǎn)動,帶動變量活塞11作軸向移動(因?qū)蜴I的作用,變量活塞只能作軸向移動,不能轉(zhuǎn)動)。通過軸銷10使斜盤2繞變量機(jī)構(gòu)殼體上的圓弧導(dǎo)軌面的中心(即鋼球中心)旋轉(zhuǎn)。從而使斜盤傾角改變,達(dá)到變量的目的。當(dāng)流量達(dá)到要求時,可用鎖緊螺母13鎖緊。這種變量機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單,但操縱不輕便,且不能在工作過程中變量。

圖3-24直軸式向柱塞泵結(jié)構(gòu)1—轉(zhuǎn)動手輪2—斜盤3—回程盤4—滑履5—柱塞6—缸體7—配油盤8—傳動軸圖3-25伺服變量機(jī)構(gòu)1—閥芯2—鉸鏈3—斜盤4—活塞5—?dú)んw②伺服變量機(jī)構(gòu)。圖3-25所示為軸向柱塞泵的伺服變量機(jī)構(gòu),以此機(jī)構(gòu)。其工作原理為：泵輸由通道經(jīng)單向閥α進(jìn)入變量機(jī)構(gòu)殼體的下腔d,液壓力作用在變量活塞4的下端。當(dāng)與伺服閥閥芯1相連結(jié)的拉桿不動時(圖示狀態(tài)),變量活塞4的上腔g處代替圖3-24所示軸向柱塞泵中的手動變量機(jī)構(gòu)，就成為手動伺服變量泵出的壓力油于封閉狀態(tài),變量活塞不動,斜盤3在某一相應(yīng)的位置上。當(dāng)使拉桿向下移動時,推動閥芯1一起向下移動,d腔的壓力油經(jīng)通道e進(jìn)入上腔g。由于變量活塞上端的有效面積大于下端的有效面積,向下的液壓力大于向上的液壓,故變量活塞4也隨之向下移動,直到將通道,通過軸銷帶動斜盤,閥芯將通道,直到閥芯將,使傾斜角減小,泵的伺服閥動作,利用泵輸出的壓力油推動加在拉桿上的力很小,控制靈敏。拉桿可用手動方式或機(jī)可以傾斜±18°,故在可以變換,因而這種泵。除以了上介紹的兩種變量機(jī)構(gòu)以外,軸向柱塞泵還有很多機(jī)構(gòu)。如:恒功率變量機(jī)構(gòu)、恒壓變量機(jī)構(gòu)、恒流量變量,這些變量機(jī)軸向柱塞泵,在此不一e的油口封閉為止。變量活塞的移動量等于拉桿的位移量3擺動,斜盤傾斜角增加,泵的輸出流入隨之增加;當(dāng)拉桿帶動伺服閥閥芯向上運(yùn)動時f打開,上腔g通過卸壓通道接通油箱、當(dāng)變量活塞向下移動時而壓,變量活塞向上移動卸壓通道關(guān)閉為止。它的移動量也等于拉桿的移動量。這時斜盤也被帶動作相應(yīng)的擺動流量也隨之相應(yīng)地減小。由上述可知,伺服變量機(jī)構(gòu)是通過操作液壓變量活塞來實(shí)現(xiàn)變量的。故械方式操作,斜盤工作過程中泵的吸壓油方向泵就成為雙向變量液壓種變量機(jī)構(gòu)等構(gòu)與軸向柱塞泵的泵體部分組合就成為各種不同變量方式的一介紹。四、齒輪泵齒輪泵是液壓系統(tǒng)中廣泛采用的一種液壓泵,它一般做成定量泵,按結(jié)構(gòu)不同,齒輪泵分為外嚙合齒輪泵和內(nèi)嚙合齒輪泵,而以外嚙合齒輪泵應(yīng)用最廣。下面以外嚙合齒輪泵為例來剖析齒輪泵。1、齒輪泵的工作原理和結(jié)構(gòu)齒輪泵的工作原理如圖3-3所示，它是分離三片式結(jié)構(gòu)，三片是指泵蓋4，8和泵體7，泵體7內(nèi)裝有一對齒數(shù)相同、寬度和泵體接近而又互相嚙合的齒輪6，這對齒輪與兩端蓋和泵體形成一密封腔，并由齒輪的齒頂和嚙合線把密封腔劃分為兩部分，

即吸油腔和壓油腔。兩齒輪分別用鍵固定在由滾針軸承支承的主動軸12和從動軸15上，主動軸由電動機(jī)帶動旋轉(zhuǎn)。圖3-3外嚙合型齒輪泵工作原理CB—B齒輪泵的結(jié)構(gòu)如圖3-4所示，當(dāng)泵的主動齒輪按圖示箭頭方向旋轉(zhuǎn)時，齒輪泵右側(cè)（吸油腔）齒輪脫開嚙合，齒輪的輪齒退出齒間，使密封容積增大，形成局部真空，油箱中的油液在外界大氣壓的作用下，經(jīng)吸油管路、吸油腔進(jìn)入齒間。隨著齒輪的旋轉(zhuǎn)，吸入齒間的油液被帶到另一側(cè)，進(jìn)入壓油腔。這時輪齒進(jìn)入嚙合，使密封容積逐漸減小，齒輪間部分的油液被擠出，形成了齒輪泵的壓油過程。齒輪嚙合時齒向接觸線把吸油腔和壓油腔分開，起配油作用。當(dāng)齒輪泵的主動齒輪由電動機(jī)帶動不斷旋轉(zhuǎn)時，輪齒脫開嚙合的一側(cè)，由于密封容積變大則不斷從油箱中吸油，輪齒進(jìn)入嚙合的一側(cè)，由于密封容積減小則不斷地排油，這就是齒輪泵的工作原理。泵的前后蓋和泵體由兩個定位銷17定位，用6只螺釘固緊如圖3-3。為了保證齒輪能靈活地轉(zhuǎn)動，同時又要保證泄露最小，在齒輪端面和泵蓋之間應(yīng)有適當(dāng)間隙（軸向間隙），對小流量泵軸向間隙為0.025~0.04mm，大流量泵為0.04~0.06mm。齒頂和泵體內(nèi)表面間的間隙（徑向間隙），由于密封帶長，同時齒頂線速度形成的剪切流動又和油液泄露方向相反，故對泄露的影響較小，這里要考慮的問題是：當(dāng)齒輪受到不平衡的徑向力后，應(yīng)避免齒頂和泵體內(nèi)壁相碰，所以徑向間隙就可稍大，一般取0.13~0.16mm。為了防止壓力油從泵體和泵蓋間泄露到泵外，并減小壓緊螺釘?shù)睦?，在泵體兩側(cè)的端面上開有油封卸荷槽16，使?jié)B入泵體和泵蓋間的壓力油引入吸油腔。在泵蓋和從動軸上的小孔，其作用將泄露到軸承端部的壓力油也引到泵的吸油腔去，防止油液外溢，同時也潤滑了滾針軸承。圖3-4CB—B齒輪泵的結(jié)構(gòu)1-軸承外環(huán)2-堵頭3-滾子4-后泵蓋5-鍵6-齒輪7-泵體8-前泵蓋9-螺釘10-壓環(huán)11-密封環(huán)12-主動軸13-鍵14-瀉油孔15-從動軸16-瀉油槽17-定位銷2、齒輪泵存在的問題（1）齒輪泵的困油問題齒輪泵要能連續(xù)地供油,就要求齒輪,另一對齒輪已進(jìn)入嚙合,這樣,就出現(xiàn)同時有兩對齒輪嚙合的瞬間一個封閉容積,一部分油液也就被困在嚙合的重疊系數(shù)ε大于1,也就是當(dāng)一對齒輪尚未,在兩對向嚙合線之間形成了這一封閉容積脫開嚙合時齒輪的齒中〔見圖3-5(a)〕,齒輪連續(xù)旋轉(zhuǎn)時,這一封閉容積便逐漸減小,到兩嚙合點(diǎn)處于節(jié)點(diǎn)兩側(cè)的對稱位置時〔見圖3-5(b)〕,封閉容為積最小,齒輪再繼續(xù)轉(zhuǎn)動時,封閉容積又逐漸增大,直到圖3-5(c)所示位置時,容積又變?yōu)樽畲蟆Ｔ诜忾]容減積小時,被困油液受到擠壓,壓力急劇上升,使軸承上突然受到很大的沖擊載荷,使泵劇烈振動,這時高壓油從一切可能泄漏的縫隙中擠出,造成功率損失,使油液發(fā)熱等。當(dāng)封閉容積增大時,由于沒有油液補(bǔ)充,因此形成局部真空,使原來溶解于油液中的空氣分離出來,形成了氣泡,油液中產(chǎn)生氣泡后,會引起噪聲、氣蝕等一系列惡果。以上情況就是齒輪泵的工作平穩(wěn)性和使用壽命。困油現(xiàn)象。這種困油現(xiàn)象極為嚴(yán)重地影響著泵的圖3-5齒輪泵的困油現(xiàn)象為了消除困油現(xiàn)象,在CB—B型齒輪泵的如圖3-6所示。卸荷槽的腔由大變小時,能通過卸荷槽與壓油腔相通,腔由小變大時,能通過另一卸荷槽與吸油距離為a,腔和吸油腔互通。泵蓋上銑出兩個困油卸荷凹槽,其幾何關(guān)系位置應(yīng)該使困油而當(dāng)困油腔相通。兩卸荷槽之間的必須保證在任何時候都不能使壓油按述對稱開上的卸荷槽,當(dāng)困油封閉腔由大變至最小時(圖3-6),由于油液不易從即將關(guān)閉的縫隙中擠出,故封閉油壓仍將高于壓油腔壓力;齒輪繼續(xù)轉(zhuǎn)動，當(dāng)封閉腔和吸油腔相通的瞬間,高壓油又突然和吸油腔的低壓油相接觸,會引起沖擊和噪聲。于是CB—B型齒輪泵將卸荷槽的位置整個向吸油腔側(cè)平移了一個距離。這時封閉腔只有在由小變至最大時才和壓油腔斷開,油壓沒有突變,封閉腔和吸油腔接通時,封閉腔不會出現(xiàn)真空也沒有壓力沖擊,這樣改進(jìn)后,使齒輪泵的振動和噪聲得到了進(jìn)一步改善。圖3-6齒輪泵的困油卸荷槽圖圖3-7齒輪泵的徑向不平衡力（2）齒輪泵的徑向不平衡力,在齒輪和軸承上承受徑向液壓力的作用。如圖3-7所示,左側(cè)為壓油腔。在壓油腔內(nèi)有液壓力作用于齒輪上,沿著齒頂?shù)男孤┯?具有大,就是齒輪和軸承受到的徑向不平衡力。液壓力越高,這個不平衡力就越齒輪泵工作時,泵的右側(cè)為吸油腔小不等的壓力大,其結(jié)果不僅加速了軸承的磨損,降低了軸承的壽命,甚至使軸變形,造成齒頂和泵體內(nèi)壁的摩擦等。為了解決徑向力不平衡問題,在有些齒輪泵上,采用開壓力平衡槽的辦法來消除徑向不平衡力,但這將使泄漏增大,容積效率降低等。CB—B型齒輪泵則采用縮小壓油腔,以減少液壓力對齒頂部分的作用面積來減小徑向不平衡力,所以泵的壓油口孔徑比吸油口孔徑要小。3、齒輪泵的流量計算齒輪泵的排量V相當(dāng)于一對齒輪所有齒谷容積之和,假如齒谷容積大致等于輪齒的體積,和總,即相當(dāng)于以有效齒高(h=2m)和齒寬構(gòu)成的平面所掃過的環(huán)形體積,即：(3-10)式中：D為齒輪分度圓直徑，D=mz(cm);h為有效齒高,h=2m(cm)；B為齒輪寬(cm);m為齒輪模數(shù)(cm)；z為齒數(shù)。實(shí)際上齒谷的容積要比輪齒的體積稍大,故上式中的π常以3.33代替,則式(3-10)可寫成：(3-11)齒輪泵的流量q(1/min)為：(3-12)式中：n為齒輪泵轉(zhuǎn)速(rpm);ηv為齒輪泵的容積效率。實(shí)際上齒輪泵的輸油量是有脈動的,故式(3-12)所表示的是泵的平均輸油量。從上面公式可以看出流量和幾個主要參數(shù)的關(guān)系為:(1)輸油量與齒輪模數(shù)m的平方成正比。(2)在泵的體積一定時,齒數(shù)少，模數(shù)就大,故輸油量增加,輸油量減少,流量脈動也小。用于機(jī)床上的低壓齒輪泵,取z=6～14,齒數(shù)z＜14時,要進(jìn)行修正。(3)輸油量和齒寬B、轉(zhuǎn)速n成正比。一般齒寬B=(6～10)m;轉(zhuǎn)速n為750r/min：1000r/min、1500r/min,轉(zhuǎn)速過高，吸油不足,轉(zhuǎn)速過低，泵也不能正常工作。一5～6m/s。,但流量脈動大;齒數(shù)增加時，模數(shù)就小,取z=13～19,而中高壓齒輪泵會造成般齒輪的最大圓周速度不應(yīng)大于4、高壓齒輪泵的特點(diǎn)上述齒輪泵(主要是端面泄漏,約占總泄漏量的70%～80%),且存在徑向不平衡力,故壓了一些措施,如盡量減小徑向不平衡力和提高軸與軸承的剛度;對泄漏量最大處的端面間隙,采用了自動補(bǔ)由于泄漏大力不易提高。高壓齒輪泵主要是針對上述問題采取償裝置等。下面對端面間隙的補(bǔ)償裝置作簡單介紹。1.浮動軸套式圖3-8(a)是浮動軸套式的間隙補(bǔ)償裝置。它利用泵的出口壓力油,引入力作用下,使軸套緊貼齒輪3的側(cè)面,因軸套間的磨損量。在泵起動時,靠彈簧4來產(chǎn)生預(yù)緊力,保證了軸向間隙的密封。齒輪軸上的浮動軸套1的外側(cè)A腔,在液體壓而可以消除間隙并可補(bǔ)償齒輪側(cè)面和圖3-8端面間隙補(bǔ)償裝置示意圖2.浮動側(cè)板式浮動側(cè)板式補(bǔ)償裝置的工作原理與浮動軸套式基本相似,它也是利用泵的出口壓力油引到浮動側(cè)板1的背面〔見圖3-8(b)〕,使之緊貼于齒輪,浮動側(cè)板靠密封圈來產(chǎn)生預(yù)緊力。3.撓性側(cè)板式圖3-8(c)是撓性側(cè)板式間隙補(bǔ)償裝置,它是利用泵的出口壓力油引到,靠側(cè)板自身的變形來補(bǔ)償端面間隙的,側(cè)板的厚度較薄,內(nèi)側(cè)面要耐磨(如燒結(jié)有0.5～0.7mm的磷青銅),這種結(jié)構(gòu)采取一定措施后,易使側(cè)板外側(cè)面的壓力2的端面來補(bǔ)償間隙。起動時側(cè)板的背面后分布大體上和齒輪側(cè)面的壓力分布相適應(yīng)。圖3-9內(nèi)嚙合齒輪泵工作原理。5、內(nèi)嚙合齒輪泵內(nèi)嚙合齒輪泵的工作原理也是利用齒間密封容積的變化來實(shí)現(xiàn)吸油壓油的。圖3-9所示是內(nèi)嚙合齒輪泵的工作原理圖。它是和偏心安置在泵體內(nèi)的內(nèi)轉(zhuǎn)子(主動輪)等組成。內(nèi),外轉(zhuǎn)子為七齒,由于內(nèi)外轉(zhuǎn)子是多齒嚙合,這就形成了若干密封圍繞中心O1旋轉(zhuǎn)時,帶動外轉(zhuǎn)子繞外轉(zhuǎn)子中心O2作同向旋轉(zhuǎn)。這時,由內(nèi)A1和外轉(zhuǎn)子齒谷A2間形成的密封容積C(圖中陰線部分),隨著轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動密封容積就逐漸擴(kuò)大,于是就形成局部真空,油液從配油窗口b被吸入密封腔,至A1′、A2′位置時封閉容積最大,這時吸油完畢。當(dāng)轉(zhuǎn)子繼續(xù)旋轉(zhuǎn)時,充滿油液的密封容積便逐漸減小,油液受擠壓,于是通過另一配油窗口a將油排出,至內(nèi)轉(zhuǎn)子的另一齒全部和外齒凹A2全部嚙合時,壓油完畢,內(nèi)轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一周,由內(nèi)轉(zhuǎn)子齒頂和外轉(zhuǎn)子齒谷所構(gòu)成的每個密封容積,完成吸、壓油各一次,當(dāng)內(nèi)轉(zhuǎn)子連續(xù)轉(zhuǎn)動時,即完成了液壓泵的吸排轉(zhuǎn)子齒形是圓弧,內(nèi)轉(zhuǎn)子齒形為短幅外擺線的等距線,故又稱為內(nèi)嚙合擺線齒輪泵,也叫轉(zhuǎn)子泵。內(nèi)嚙合齒輪泵有許多優(yōu)點(diǎn),如結(jié)構(gòu)緊湊,體積小,由配油盤(前、后蓋)、外轉(zhuǎn)子(從動輪,圖中內(nèi)轉(zhuǎn)子為容積。當(dāng)內(nèi)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)子齒頂)、外轉(zhuǎn)子相差一齒六齒轉(zhuǎn)子的油工作。內(nèi)嚙合齒輪泵的外零件少,轉(zhuǎn)速可高達(dá)10000r/mim,運(yùn)動平穩(wěn),噪聲低,容積效率較高等。缺點(diǎn)是流量脈動大,轉(zhuǎn)子的制造工藝復(fù)雜等,目前已采用粉末冶金壓制成型。隨著工業(yè)技術(shù)的發(fā)展,擺線齒輪泵的應(yīng)用將會愈來愈廣泛內(nèi)嚙合齒輪泵可正、反轉(zhuǎn),可作液壓馬達(dá)用。

圖3-9所示是內(nèi)嚙合齒輪泵的工作原理圖五、液壓馬達(dá)1、液壓馬達(dá)的特點(diǎn)及分類液壓馬達(dá)是把液體的壓力能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能的裝置，從原理上講，液壓泵可以作液壓馬達(dá)用，液壓馬達(dá)也可作液壓泵用。但事實(shí)上同類型的液壓泵和液壓馬達(dá)雖然在結(jié)構(gòu)上相似，但由于兩者的工作情況不同，使得兩者在結(jié)構(gòu)上也有某些差異。例如：a.液壓馬達(dá)一般需要正反轉(zhuǎn)，所以在內(nèi)部結(jié)構(gòu)上應(yīng)具有對稱性，而液壓泵一般是單方向旋轉(zhuǎn)的，沒有這一要求。b.為了減小吸油阻力，減小徑向力，一般液壓泵的吸油口比出油口的尺寸大。而液壓馬達(dá)低壓腔的壓力稍高于大氣壓力，所以沒有上述要求。c.液壓馬達(dá)要求能在很寬的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)正常工作，因此，應(yīng)采用液動軸承或壓靜軸承。因?yàn)楫?dāng)馬達(dá)速度很低時，若采用動壓軸承，就不易形成潤滑滑膜。d.葉片泵依靠葉片跟轉(zhuǎn)子一起高速旋轉(zhuǎn)而產(chǎn)生的離心力使葉片始終貼緊定子的內(nèi)表面，起封油作用，形成工作容積。若將其當(dāng)馬達(dá)用，必須在液壓馬達(dá)的葉片根部裝上彈簧，以保證葉片始終貼緊定子內(nèi)表面，以便馬達(dá)能正常起動。e.液壓泵在結(jié)構(gòu)上需保證具有自吸能力，而液壓馬達(dá)就沒有這一要求。f.液壓馬達(dá)必須具有較大的起動扭矩。所謂起動扭矩，就是馬達(dá)由靜止?fàn)顟B(tài)起動時，馬達(dá)軸上所能輸出的扭矩，該扭矩通常大于在同一工作壓差時處于運(yùn)行狀態(tài)下的扭矩，所以，為了使起動扭矩盡可能接近工作狀態(tài)下的扭矩，要求馬達(dá)扭矩的脈動小，內(nèi)部摩擦小。由于液壓馬達(dá)與液壓泵具有上述不同的特點(diǎn)，使得很多類型的液壓馬達(dá)和液壓泵不能互逆使用。液壓馬達(dá)按其額定轉(zhuǎn)速分為高速和低速兩大類，額定轉(zhuǎn)速高于500r/min的屬于高速液壓馬達(dá)，額定轉(zhuǎn)速低于500r/min的屬于低速液壓馬達(dá)。高速液壓馬達(dá)的基本型式有齒輪式、螺桿式、葉片式和軸向柱塞式等。它們的主要特點(diǎn)是轉(zhuǎn)速較高、轉(zhuǎn)動慣量小，便于啟動和制動，調(diào)速和換向的靈敏度高。通常高速液壓馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩不大(僅幾十?！っ椎綆装倥！っ?，所以又稱為高速小轉(zhuǎn)矩液壓馬達(dá)。高速液壓馬達(dá)的基本型式是徑向柱塞式，例如單作用曲軸連桿式、液壓平衡式和多作用內(nèi)曲線式等。此外在軸向柱塞式、葉片式和齒輪式中也有低速的結(jié)構(gòu)型式。低速液壓馬達(dá)的主要特點(diǎn)是排量大、體積大、轉(zhuǎn)速低(有時可達(dá)工作機(jī)構(gòu)連接，不要需減速裝置，使傳動機(jī)構(gòu)大為簡化，通常低速液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩較大(可達(dá)幾千牛頓·米到幾萬牛頓·米)，所以又稱為低速大轉(zhuǎn)矩結(jié)構(gòu)類型來分，每分種幾轉(zhuǎn)甚至零點(diǎn)幾轉(zhuǎn))，因此可直接與液壓馬達(dá)。液壓馬達(dá)也可按其可以分為齒輪式、葉片式、柱塞式和其他型式。2、液壓馬達(dá)的性能參數(shù)液壓馬達(dá)的性能參數(shù)很多。下面是液壓馬達(dá)的主要性能參數(shù)：(1)排量、流量和容積效率習(xí)慣上將馬達(dá)的軸每轉(zhuǎn)一周，按幾何尺寸計算所進(jìn)入的液體容積，稱為馬達(dá)的排量V，有時稱之為幾何排量、理論排量，即不考慮泄漏損失時的液壓馬達(dá)的排量表示出其工作容腔的大小，它是一個重要的參數(shù)。因?yàn)橐簤厚R達(dá)在是由負(fù)載轉(zhuǎn)矩決定的。但是，推動同樣大小的負(fù)載，工作容腔大的馬達(dá)的壓力要低于工作容腔小的馬達(dá)的壓力，所以說工作容腔的大小工作能力的主要標(biāo)志，也就是說，排量的大小工作能力的重要標(biāo)志。根據(jù)液壓動力元件的工作原理可知，馬達(dá)轉(zhuǎn)速n、理論流量qi與排量V之間具有下排量。工作中輸出的轉(zhuǎn)矩大小是液壓馬達(dá)是液壓馬達(dá)

列關(guān)系:qi=nV(4-1)式中：qi為理論流量(m3/s);n為轉(zhuǎn)速(r/min)；V為排量(m3/s)。為了滿足轉(zhuǎn)速要求，馬達(dá)實(shí)際輸入流量q大于理論輸入流量，則有：q=qi+Δq(4-2)式中：Δq為泄漏流量。ηv=qi/q=1/（1+Δq／qi）(4-3)所以得實(shí)際流量q=qi/ηv(4-4)(2)液壓馬達(dá)輸出的理論轉(zhuǎn)矩根據(jù)排量的大小，可以計算在給定壓力下液壓馬達(dá)所能輸出的轉(zhuǎn)矩的大小，也可以計算在給定的負(fù)載轉(zhuǎn)矩下馬達(dá)的工作壓力的大小。當(dāng)液壓馬達(dá)進(jìn)、出油口之間的壓力差為ΔP，輸入液壓馬達(dá)的流量為q，液壓馬達(dá)輸出ω，如果不計功率應(yīng)當(dāng)全部轉(zhuǎn)化為液壓馬達(dá)輸出的ΔPq=Ttω(4-5)的理論轉(zhuǎn)矩為Tt，角速度為損失，液壓馬達(dá)輸入的液壓機(jī)械功率，即：又因?yàn)棣?2πn，所以液壓馬達(dá)的理論轉(zhuǎn)矩為：Tt=ΔP·V/2π(4-6)式中：ΔP為馬達(dá)進(jìn)出(3)液壓馬達(dá)的機(jī)械效率由于液壓馬達(dá)T總要比理論轉(zhuǎn)矩Tt小些，T=Ttηm(4-7)式中：ηm為液壓馬達(dá)的機(jī)械效率(%)。(4)液壓馬達(dá)的啟動機(jī)械效率ηm液壓馬達(dá)的啟動機(jī)械效率是指液壓馬達(dá)由靜止?fàn)畈顣r的理論轉(zhuǎn)矩Tt之比。即：口之間的壓力差。內(nèi)部不可避免地存在各種摩擦，實(shí)際輸出的轉(zhuǎn)矩即：態(tài)起動時，馬達(dá)實(shí)際輸出的轉(zhuǎn)矩T0與它在同一工作壓ηm0=T/Tt(4-8)

液壓馬達(dá)的啟動機(jī)械效率表示出其啟動性能的指標(biāo)。因?yàn)樵谕瑯拥膲毫ο?，液壓馬達(dá)由靜止到開始轉(zhuǎn)動的啟動狀態(tài)的輸出轉(zhuǎn)矩要比運(yùn)轉(zhuǎn)中的轉(zhuǎn)矩大，這給液壓馬達(dá)帶載啟動造成了困難，所以啟動性能對液壓馬達(dá)是非常重要的，啟動機(jī)械效率正好能反映其啟動性能的高低。啟動轉(zhuǎn)矩降低的原因，一方面是在靜止?fàn)顟B(tài)下的摩擦因數(shù)后摩擦因數(shù)明顯減小，另一方面也是最主要的方面靜止?fàn)顟B(tài)潤滑油膜被擠掉，基本上變成了干摩擦。一旦馬達(dá)開始運(yùn)動，隨著潤滑油膜的建立，摩擦阻力立即下降,并隨滑動最大，在摩擦表面出現(xiàn)相對滑動是因?yàn)橐簤厚R達(dá)速度增大和油膜變厚而減小。實(shí)際工作中都希望啟動性能好一些，即希望啟動轉(zhuǎn)矩和啟動機(jī)械效率大一些?，F(xiàn)將不同結(jié)構(gòu)形式的液壓馬達(dá)的啟動機(jī)械效率ηm0的大致數(shù)值列表入4-1中。表4-1液壓馬達(dá)的啟動機(jī)械效率啟動機(jī)械效率ηm0/%液壓馬達(dá)的結(jié)構(gòu)形式齒輪馬達(dá)老結(jié)構(gòu)0.60～0.800.85～0.880.75～0.850.80～0.900.82～0.920.80～0.850.83～0.900.80～0.850.83～0.90新結(jié)構(gòu)葉片馬達(dá)高速小扭矩型軸向柱塞馬達(dá)滑履式非滑履式曲軸連桿馬達(dá)老結(jié)構(gòu)新結(jié)構(gòu)靜壓平衡馬達(dá)老結(jié)構(gòu)新結(jié)構(gòu)多作用內(nèi)曲線馬達(dá)由橫梁的滑動摩擦副傳0.90～0.94遞切向力傳遞切向力的部位具有0.95～0.98滾動副由表4-1可知，多作用內(nèi)曲線馬達(dá)的啟動性能最好，軸向柱塞馬達(dá)、曲軸連桿馬達(dá)而齒輪馬達(dá)最差。和靜壓平衡馬達(dá)居中，葉片馬達(dá)較差，5.液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速?液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速取決于供液的流量和液壓馬達(dá)本身的排量V，可用下式計算：nt=qi/V(4-9)式中：nt為理論轉(zhuǎn)速(r/min)。由于液壓馬達(dá)內(nèi)部有泄漏，并不是所有進(jìn)入馬達(dá)的液體都推動液壓馬達(dá)做功，一小部分因泄漏損失掉了。所以液壓馬達(dá)的n=nt·ηv(4-10)式中：n為液壓馬達(dá)的實(shí)際轉(zhuǎn)速(r/min)；ηv為液壓馬達(dá)的容積效率(%)。6.最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速?最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是指液壓馬達(dá)實(shí)際轉(zhuǎn)速要比理論轉(zhuǎn)速低一些。在額定負(fù)載下，不出現(xiàn)爬行現(xiàn)象的最低轉(zhuǎn)速。所謂爬行現(xiàn)象，就是當(dāng)液壓馬達(dá)工作轉(zhuǎn)速過低時，往往保持不了均的勻速度，進(jìn)入時動時停的不穩(wěn)定狀態(tài)。液壓馬達(dá)在低速時產(chǎn)生爬行現(xiàn)象的原因是：(1)摩擦力的大小不穩(wěn)定。?通常的摩擦力是隨速度增大而增加的，而對靜止和低速區(qū)域工作的馬達(dá)內(nèi)部的摩擦阻力，當(dāng)工作速度增大時非但不增加，反而減少，形成了所謂―負(fù)特性‖的阻力。另一方面，液壓馬達(dá)和負(fù)載是由液壓油被壓縮后壓力升高而被推動的，因此，可用圖4-1(a)所示的物理模型表示低速區(qū)域液壓馬達(dá)的工作過程：以速勻v0推彈簧的一端(相當(dāng)于高壓下不可壓縮的工作介質(zhì))，使質(zhì)量為m的物體(相當(dāng)于馬達(dá)和負(fù)載質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量)克服―負(fù)特性‖的摩擦阻力而運(yùn)動。當(dāng)物體靜止或速度很低時阻力大，彈簧不斷壓縮，增加推力。只有等到彈簧壓縮到其推力大于靜摩擦力時才開始運(yùn)動。一旦物體開始運(yùn)動，阻力突然減小，物體突然加速躍動，其結(jié)果又使彈簧的壓縮量減少，推力減小，物體依靠慣性前移一段路程后停止下來，直到彈簧的移動又使彈簧壓縮，推力增加，物體就再一次躍動為止，形成如圖4-1(b)所示的時動時停的狀態(tài)，對液壓馬達(dá)來說，這就是爬行現(xiàn)象。圖4-1液壓馬達(dá)爬行的物理模型(2)泄漏量大小不穩(wěn)定。液壓馬達(dá)的泄漏量不是每個瞬間都相同，它也隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動的相位角度變化作周期性波動。由于低速時進(jìn)入馬達(dá)的流量小，泄漏所占的比重就增大，泄漏量的不穩(wěn)定就會明顯地影響到參與馬達(dá)工作的流量數(shù)值，從而造成轉(zhuǎn)速的波動。當(dāng)馬達(dá)在低速運(yùn)轉(zhuǎn)時，其轉(zhuǎn)動部分及所帶的負(fù)載表現(xiàn)出的慣性較小，上述影響比較明顯，因而出現(xiàn)爬行現(xiàn)象。實(shí)際工作中，一般都期望最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速越小越好。7.最高使用轉(zhuǎn)速液壓馬達(dá)的最高使用轉(zhuǎn)速主要受使用壽命和機(jī)械效率的限制，轉(zhuǎn)速提高后，各運(yùn)動副的磨損加劇，使用壽命降低，轉(zhuǎn)速高則液壓馬達(dá)需要輸入的流量就大，因此各過流部分的流速相應(yīng)增大，壓力損失也隨之增加，從使而機(jī)械效率降低。對某些液壓馬達(dá)，轉(zhuǎn)速的提高還受到背壓的限制。例如曲軸連桿式液壓馬達(dá)，轉(zhuǎn)速提高時，回油背壓必須顯著增大才能保證連桿不會撞擊曲軸表面，從而避免了撞擊現(xiàn)象。隨著轉(zhuǎn)速的提高，回油腔所需的背壓值也應(yīng)隨之提高。但過分的提高背壓，會使液壓馬達(dá)的效率明顯下降。為了使馬達(dá)的效率不致過低，馬達(dá)的轉(zhuǎn)速不應(yīng)太高。8.調(diào)速范圍液壓馬達(dá)的調(diào)速范圍用最高使用轉(zhuǎn)速和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速之比表示，即：i=nmax/nmin(4-11)三、液壓馬達(dá)的工作原理常用的液壓馬達(dá)的結(jié)構(gòu)與同類型的液壓泵很相似，下面對葉片馬達(dá)、軸向柱塞馬達(dá)和擺動馬達(dá)的1.葉片馬達(dá)圖4-2所示工作原理作一介紹。為葉片液壓馬達(dá)的工作原理圖。圖4-2葉片馬達(dá)的工作原理圖1～7—葉片當(dāng)壓力為p的油液從進(jìn)油口進(jìn)入葉片1和3之間時，葉片2因兩面均受液壓油的作用所以不產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩。葉片1、3上，3伸出的面積大于葉片1伸出的因此作用于葉片3上的葉片1上的矩。同樣道理，壓力油進(jìn)入葉片5和7之間時，葉片7伸出的面積大于葉片5伸出的一面作用有壓力油，另一面為低壓油。由于葉片面積，總液壓力大于作用于總液壓力，于是壓力差使轉(zhuǎn)子產(chǎn)生順時針的轉(zhuǎn)面積，也產(chǎn)生順時針轉(zhuǎn)矩。這樣，就把油液的壓力能轉(zhuǎn)變成了機(jī)械能，這就是葉片馬達(dá)的工作原理。當(dāng)輸油方向改變時，液壓馬達(dá)就反轉(zhuǎn)。當(dāng)定子的長短徑差值越大，轉(zhuǎn)子的直徑越大，以及輸入的壓力越高時，葉片馬達(dá)輸出的轉(zhuǎn)矩也越大。在圖4-2中，葉片2、4、6、8兩側(cè)的壓力相等，無轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生。葉片3、7產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩為T1，方向?yàn)轫槙r針方向。口壓力為零，則：假設(shè)馬達(dá)出(4-12)式中：B為葉片寬度；R1為定子長半徑；r為轉(zhuǎn)子半徑；p為馬達(dá)的進(jìn)口壓力。葉片1、5產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩為T2，方向?yàn)槟鏁r針方向，則：(4-13)由式(4-12)、式(4-13)看出，對結(jié)構(gòu)尺寸已確定的葉片馬達(dá)，其輸出轉(zhuǎn)矩T決定于輸入油的壓力。由葉片泵的理論流量qi的公式：qi=2πBn(R12-R22)得：n=qi/2πB(R12-R22)(4-14)式中：qi為液壓馬達(dá)的理論流量，qi=q·η；vq為液壓馬達(dá)的實(shí)際流量，即進(jìn)口流量。其輸出轉(zhuǎn)速n決定于輸入油的換向頻率較高。但泄漏速高、轉(zhuǎn)矩小和動作由式(4-14)看出，對結(jié)構(gòu)尺寸已確定的葉片馬達(dá)，流量。葉片馬達(dá)的體積小，轉(zhuǎn)動慣量小，因此動作靈敏，可適應(yīng)的較大，不能在很低的轉(zhuǎn)速下工作，因此，葉片馬達(dá)一般用于轉(zhuǎn)靈敏的場合。2.軸向柱塞馬達(dá)?軸向柱塞馬達(dá)的結(jié)構(gòu)形式基本上與軸向柱塞泵一樣，故其種類與軸向柱塞泵相同，也分為直軸式軸向柱塞馬達(dá)和斜軸式軸向柱塞馬達(dá)兩類。軸向柱塞馬達(dá)的工作原理如圖4-3所。示圖4-3斜盤式軸向柱塞馬達(dá)的工作原理圖當(dāng)壓力油進(jìn)入液壓馬達(dá)的高壓腔之后，工作柱塞便受到油壓作用力為pA(p為油壓力，A為柱塞面積p，與柱塞r，這個力便產(chǎn)生驅(qū)動馬達(dá))，通過滑靴壓向斜盤，其反作用為N。N力分解成兩個分力，沿F，與柱塞軸上，它旋轉(zhuǎn)的力矩。F力的大小為：柱塞軸向分力所受液壓力平衡；另一分力線垂直向與缸體中心線的距離為F=pAtanγ式中：γ為斜盤的這個F力使缸體產(chǎn)生扭矩的垂直中心線成φ角，T=Fr=FRsinφ=pARtanγsinφ(4-15)式中：R為柱塞分布圓半徑(m)。隨著角度φ的變化，柱塞傾斜角度(°)。大小，由柱塞在壓油區(qū)所處的位置而定。設(shè)有一柱塞與缸體的則該柱塞使缸體產(chǎn)生的扭矩T為：在缸體中的產(chǎn)生的扭矩也跟著變化。整個液壓馬達(dá)能產(chǎn)生的總扭矩，是所有處于壓力油區(qū)的柱塞產(chǎn)生的扭矩之和，因此，總扭矩也是脈動的，當(dāng)柱塞的數(shù)目較多且為單數(shù)時，脈動較小。液壓馬達(dá)的實(shí)際輸出的總扭矩可用下式計算：T=ηm·ΔpV/2π(4-16)式中：Δp為液壓馬達(dá)進(jìn)為液壓馬達(dá)機(jī)械效率。從式中可看出，當(dāng)排量有關(guān)。因此，提高液壓馬達(dá)的每轉(zhuǎn)排量，可以增加液壓馬達(dá)的出口油液壓力差(N/m2)；V為液壓馬達(dá)理論排量(m3/r)；ηm輸入液壓馬達(dá)的油液壓力一定時，液壓馬達(dá)的輸出扭矩僅和每轉(zhuǎn)輸出扭矩。一般來說，軸向柱塞馬達(dá)都是高速馬達(dá)，輸出扭矩小，因此，必須通過減速器來帶動工作機(jī)構(gòu)。如果我們能使液壓馬達(dá)的排量顯著增大，也就可以使軸向柱塞馬達(dá)做成低速大扭矩馬達(dá)。1.1.擺動馬達(dá)擺動液壓馬達(dá)的工作原理見圖4-4。圖4-4擺動缸擺動液壓馬達(dá)的工作原理圖圖4-4(a)是單葉片擺動馬達(dá)。若從油口Ⅰ通入高壓油，葉片2作逆時針擺動，低壓力從油口Ⅱ排出。因葉片與輸出軸連在一起，幫輸出軸擺動同時輸出轉(zhuǎn)矩、克服負(fù)載。此類擺動馬達(dá)的工作壓力小于10MPa，擺動角度小于280°。由于徑向力不平衡，葉片和殼體、葉片和擋塊之間密封困難，限制了其工作壓力的進(jìn)一步提高，從而也限制了輸出轉(zhuǎn)矩的進(jìn)一步提高。圖4-4(b)是雙葉片式擺動馬達(dá)。在徑向尺寸和工作壓力相同的條件下，分別是單葉2倍，但回轉(zhuǎn)角度要相應(yīng)減少，雙葉片式擺動馬達(dá)的回轉(zhuǎn)片式擺動馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩的角度一般小于120°。葉片擺動馬達(dá)的總效率η=70%～95%，對單葉片擺動馬達(dá)來說。設(shè)其機(jī)械效率為1，出口背壓為零，則它的輸出轉(zhuǎn)矩：T=PB=P(R22-R12)4-17)式中：P為單葉片擺動馬達(dá)的進(jìn)口壓力；B為葉片寬度；R1為葉片軸外半徑，葉片內(nèi)半徑；R2為葉片外半徑。第三講液壓基本回路速度控制回路是研究液壓系統(tǒng)的速度調(diào)節(jié)和變換問題，常用的速度控制回路有調(diào)速回路、快速回路、速度換接回路等，本節(jié)中分別對上述三種回路進(jìn)行介紹。一、調(diào)速回路調(diào)速回路的基本原理從液壓馬達(dá)的工作流量和液壓馬達(dá)的排量Vm決定，即nM=q/Vm，液壓缸的有效作用面積A決定，即v=q/A。通過上面的關(guān)系可以知，道要想調(diào)節(jié)nM或液壓v，可通過改變輸入流量q、改變液壓馬達(dá)的排量Vm和改變缸的有效作用面積A等方法來實(shí)現(xiàn)。由于液壓缸的有效面積A是定值，只有改變流量q的大小來調(diào)速，而改變輸入流量q，可以通過采用流量閥或變量泵來實(shí)現(xiàn)，改變液壓馬達(dá)的排量Vm，可通過采用變量液壓馬達(dá)來實(shí)現(xiàn)，因此，調(diào)速回路主要有以下三種方式：1）節(jié)流調(diào)速回路：由定量泵供油，用流量閥調(diào)節(jié)進(jìn)入或流出執(zhí)行機(jī)構(gòu)的流量來實(shí)原理可知，液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速nM由輸入缸的運(yùn)動速度v由輸入流量和液壓液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速缸的運(yùn)動速度現(xiàn)調(diào)速；2）容積調(diào)速回路：用調(diào)節(jié)變量泵或變量馬達(dá)的排量來調(diào)速；3）容積節(jié)流調(diào)速回路：用限壓變量泵供油，由流量閥調(diào)節(jié)進(jìn)入執(zhí)行機(jī)構(gòu)的流量，并使變量泵的流量與調(diào)節(jié)閥的調(diào)節(jié)流量相適應(yīng)來實(shí)現(xiàn)調(diào)速。此外還可采用幾個定量泵并聯(lián)，按不同速度需要，啟動一個泵或幾個泵供油實(shí)現(xiàn)分級調(diào)速。1、節(jié)流調(diào)速回路圖7—1節(jié)流調(diào)速原理節(jié)流調(diào)速回路是通過調(diào)節(jié)流量閥的通流截面積大小來改變進(jìn)行執(zhí)行機(jī)構(gòu)的流量，從而實(shí)現(xiàn)運(yùn)動速度的調(diào)節(jié)。如圖7—1所示，如果調(diào)節(jié)回路里只有節(jié)流閥，則液壓泵輸出的油液全部經(jīng)節(jié)流閥流進(jìn)液壓缸。改變節(jié)流閥節(jié)流口的大小，只能改變油液流經(jīng)節(jié)流閥速度的大小，而總的流量不會改變，在這種情況下節(jié)流閥不能起調(diào)節(jié)流量的作用，液壓缸的速度不會改變。1）進(jìn)油節(jié)流調(diào)速回路進(jìn)油調(diào)速回路是將節(jié)流閥裝在執(zhí)行機(jī)構(gòu)的進(jìn)油路上，起調(diào)速原理如圖7-2（a）所示.圖7—2（a）進(jìn)油節(jié)流調(diào)速回路A.回路的特點(diǎn)因?yàn)槭嵌恳簤罕霉┯?，流量恒定，溢流閥調(diào)定壓力為pt，泵的供油壓力p0，進(jìn)入液壓缸的流量q1由節(jié)流閥的調(diào)節(jié)開口面積a確定,壓力作用在活塞A1上，克服F，推動活塞以速度v=q1/A1向右運(yùn)動。因?yàn)槎勘霉┯?，q1小于qB，所以p0=溢流閥調(diào)定供油壓力pt=const活塞受力平衡方程：p1A1=F+p2A2進(jìn)入油缸的流量q1=Ka▽pm▽p=pb-F/A1q1=Ka(pb-F/A1)m負(fù)載B.進(jìn)油節(jié)流調(diào)速回路的速度-負(fù)載特性方程為（7-1）式中：k為與節(jié)流口形式、液流狀態(tài)、油液性質(zhì)等有關(guān)的節(jié)流閥的系數(shù)；a為節(jié)流口的通流面積；m為節(jié)流閥口指數(shù)（薄壁小孔，m=0.5）。由式（7-1）可知，當(dāng)F增大,a一定v減小。時，速度C.進(jìn)油節(jié)流調(diào)速回路的速度-負(fù)載特性曲線圖7-2(c)速度負(fù)載特性D.進(jìn)油節(jié)流調(diào)速回路的優(yōu)點(diǎn)是：液壓缸回油腔和回油管中壓力較低，當(dāng)采用單桿活塞桿液壓缸，使油液進(jìn)入無桿腔中，其有效工作面積較大，可以得到較大的推力和較低的運(yùn)動速度，這種回路多用于要求沖擊小、負(fù)載變動小的液壓系統(tǒng)中。E.回路效率η=FV/qBp0qBp0=p0q1+p0qY=p1q1+▽pq1+p0qY如圖：p1q1=有用FV功率▽pq1節(jié)流損失pbqY——溢流損失所以在20%左右2）回油節(jié)流調(diào)速回路回油節(jié)流調(diào)速回路將節(jié)流閥安裝在液壓缸的回油路上，其調(diào)速原理如圖7-2（b）所示。圖7-2（b）回油節(jié)流調(diào)速回路A.回路的特點(diǎn)因?yàn)槭嵌勘霉┯?，流量恒定，溢流液壓閥調(diào)定壓力為pt，泵的供油壓力p0，進(jìn)入液壓缸的流量q1，液壓缸輸出的流量q2，q2由節(jié)流閥的調(diào)節(jié)開口面積a確定,壓力p1作用在活塞A1上，壓力p２作用在活塞A２上，推動活塞以速度v=q1/A1向右F做功。q１／A１＝q２／A２q1＝q２A１／運(yùn)動，克服負(fù)載因ｖ＝A２q1小于qB，所以p0=溢流閥調(diào)定供油