第1章液壓與氣壓傳動概論章節(jié)目錄1.1液壓與氣壓傳動的研究內(nèi)容1.2液壓傳動的工作原理1.3液壓傳動系統(tǒng)的組成1.4液壓與氣壓傳動的特點1.5液壓與氣壓傳動發(fā)展及應用概況能源介質(zhì)：液壓與氣壓傳動是以有壓流體（壓力油或壓縮空氣）為能源介質(zhì)。實現(xiàn)傳動和控制的方法：液壓與氣壓傳動實現(xiàn)傳動和控制的方法基本相同：利用各種控制元件組成能夠?qū)崿F(xiàn)特定功能的基本回路，再由若干回路有機組合成能完成一定控制功能的傳動系統(tǒng)，從而進行能量的傳遞、轉(zhuǎn)換與控制。了解的內(nèi)容：

(1)傳動介質(zhì)的基本物理性能及其靜力學、動力學特性；(2)組成系統(tǒng)的各類液壓與氣動元件的結構、工作原理、工作性能以及由這些元件所組成的各種控制回路的性能和特點；(3)進行液壓與氣壓傳動控制系統(tǒng)的設計。能源介質(zhì)控制方法應該要了解的內(nèi)容

1.1液壓與氣壓傳動的研究內(nèi)容1.2液壓傳動的工作原理

帕斯卡定律：在密閉容器內(nèi)，施加于靜止液體上的壓力將以等值同時傳到液體中各點。圖1-1

液壓千斤頂工作原理圖1-小液壓缸2-杠桿3-重物4-大液壓缸5-截止閥6-油箱7,8-單向閥

（1-2）1.力的傳遞

據(jù)上式，系統(tǒng)壓力與外負載密切相關。由此得出液壓傳動工作原理的第一個重要特征：

液壓與氣壓傳動中工作壓力取決于外負載。（1-1）液壓缸中所產(chǎn)生的液體壓力：作用在液壓泵活塞上的作用力：

由此得出液壓傳動工作原理的第二個重要特征：活塞的運動速度只取決于輸入流量的大小，而與外負載無關。從上面的討論還可以看出，壓力和流量是液壓傳動中兩個最基本的參數(shù)。2.運動的傳遞液壓泵排出的液體體積等于進入液壓缸的液體體積，則有（1-3）上式兩邊同除以運動時間t得（1-4）1.3液壓傳動系統(tǒng)的組成圖1-2典型液壓系統(tǒng)原理圖1-液壓泵

2-流量控制閥3-換向閥4-液壓缸5-工作臺6-溢流閥7-過濾器8-油箱從上面的例子可以看出，液壓傳動系統(tǒng)主要由以下五個部分組成：（1）功率輸入裝置（能源裝置）：把機械能→流體壓力能。如液壓泵。（2）功率輸出裝置（執(zhí)行元件）：把流體的壓力能→機械能。如液壓缸、液壓馬達。（3）控制元件：對系統(tǒng)中流體壓力、流量和流動方向進行控制或調(diào)節(jié)的裝置，如溢流閥等。（4）輔助元件：保證系統(tǒng)正常工作所需的上述三種以外的裝置。如油箱、過濾器等。（5）工作介質(zhì)：液壓油等。為了簡化液壓系統(tǒng)的表示方法，通常采用圖形符號來繪制系統(tǒng)原理圖。圖1-2b就是按GB/T786—1993繪制的圖1-2a所示液壓系統(tǒng)原理圖。1.4液壓與氣壓傳動的特點1.液壓傳動的優(yōu)點、缺點2.氣壓傳動的優(yōu)點、缺點優(yōu)點：1）在同等體積下，液壓裝置比電氣裝置產(chǎn)生更高的動力。在同等功率下，液壓裝置體積小，重量輕，功率密度大，結構緊湊。2）工作比較平穩(wěn)。3）能在大范圍內(nèi)實現(xiàn)無級調(diào)速。4）易于自動化。5）易于實現(xiàn)過載保護。6）液壓系統(tǒng)的設計、制造和使用比較方便。7）用液壓傳動實現(xiàn)直線運動遠比用機械傳動簡單。缺點：1）較多的能量損失。2）工作性能易受溫度變化的影響。3）液壓元件的制造精度要求較高，因而價格較貴。4）液壓傳動出現(xiàn)故障時不易找原因。優(yōu)點：1）空氣獲得與排放方便。2）便于集中供應和遠距離輸送。3）對元件的材料與制造精度要求較低。4）氣動系統(tǒng)維護簡單，管道不易堵塞。5）使用安全,并且便于實現(xiàn)過載保護。缺點：1）平穩(wěn)性不如液壓傳動。2）總推力較小。3）傳動效率低。

主要經(jīng)歷如下階段：

17、18世紀—液壓基礎理論的建立（流體運動原理、物體在流動的液體中的粘性和阻力問題、流體能量傳遞原理、靜壓傳遞原理）。

18世紀末—世界上第一臺水壓機由英國制造。

19世紀至今—流體運動方程進一步發(fā)展，液壓與氣壓傳動在工程上得到了廣泛的應用。應用舉例：1.5液壓與氣壓傳動發(fā)展及應用概況

表1-1液壓與氣壓傳動在各類機械行業(yè)中的應用舉例

行業(yè)名稱應用舉例工程機械挖掘機、裝載機、推土機、鏟運機等礦山機械鑿巖機、開掘機、提升機、液壓支架等建筑機械打樁機、液壓千斤頂、平地機等冶金機械軋鋼機、壓力機等。機械制造機床、數(shù)控加工中心、自動線等、氣動扳手、壓力機、模鍛機、空氣錘等。輕工機械打包機、注塑機、橡膠硫化機、食品包裝機、真空鍍膜機等汽車工業(yè)高空作業(yè)車、自卸式汽車、汽車起重機、轉(zhuǎn)向器等。水利工程船閘水閘啟閉機、船舵液壓操縱等。農(nóng)林機械化肥包裝機、聯(lián)合收割機、拖拉機、農(nóng)機懸掛系統(tǒng)等。

歡迎提出寶貴意見和建議!本章結束！視頻演示1-1液壓千斤頂工作原理視頻演示1-2典型液壓系統(tǒng)原理圖第2章液壓流體力學基礎2.1液壓油的性質(zhì)2.2液體靜力學2.3液體動力學2.4管道中液流的特性2.5孔口及縫隙的流量壓力特性2.6 液壓沖擊和氣穴現(xiàn)象章節(jié)目錄

2.1.1主要性質(zhì)2.1.2對液壓油的要求和選用2.1液壓油的性質(zhì)密度(kg/m3)

2.可壓縮性液體的壓縮系數(shù)：2.1.1主要性質(zhì)它的倒數(shù)稱為液體的體積彈性模量，以K表示：（2-2）（2-3）（2-1）

液壓油的K值很大，所以幾乎可認為不可壓縮，但當混入空氣，其可壓縮性將顯著增加，而影響液壓系統(tǒng)的工作性能。3.粘性牛頓液體的內(nèi)摩擦定律：其中,比例系數(shù)，動力粘度。圖2-1粘性示意圖液體的粘性表示方法:液體粘性的大小用粘度來表示。常用的粘度有三種，即：(1)動力粘度μ：單位是Pa?s（帕?秒）或用N?s/m2表示。(2)運動粘度ν：其單位是ｍ2/s（米2/秒）。

（2-4）(3)相對粘度ＯＥ（條件粘度）恩氏粘度可由恩氏粘度計測出，見圖2-2。動力粘度、運動粘度和相對粘度。圖2-2恩氏粘度計

恩氏粘度計工作原理，見圖2-2。恩氏粘度用符號ｏEt表示：

恩氏粘度和運動粘度的換算關系式：

粘度和溫度的關系：

對于粘度不超過15ｏE的液壓油，當溫度在30～150℃范圍內(nèi)，可用下述近似公式計算溫度為t℃時的運動粘度:（除用下式計算外，還可以用下頁圖2-3查出）（2-5）（2-6）（2-7）(5)壓力對粘度的影響：（2-8）(6)其他性質(zhì)：如物理化學性質(zhì)（抗燃性、抗氧化性、抗凝性等）圖2-3幾種國產(chǎn)油液粘溫圖

1.要求工作油液具有雙重作用，一是作為介質(zhì)，二是作為潤滑劑，對其要求是：合適的粘度，粘溫特性好，良好的潤滑性，化學穩(wěn)定性和環(huán)境穩(wěn)定性，與系統(tǒng)元件的材料的兼容性好等等2.1.2對液壓油的要求和選用2.選用選擇液壓用油首先要考慮的是粘度問題。一般液壓系統(tǒng)的油液粘度在之間。

在液壓系統(tǒng)中，常根據(jù)液壓泵的要求選擇液壓油的粘度。各類液壓泵適用的粘度范圍如表2-2所示。表2-2各類液壓泵適用的粘度范圍液壓泵類型運動粘度（10-6m2/s）液壓泵類型運動粘度（10-6m2/s）5～40℃①40～80℃①5～40℃①40～80℃①葉片泵P<7MPa30～5040～75齒輪泵30～7095～165P≥7MPa50～7050～90徑向柱塞泵30～5065～240螺桿泵30～5040～80軸向柱塞泵30～7070～150①5～40℃、40～80℃系指液壓系統(tǒng)溫度。2.2.1靜壓力及其特性2.2.2靜壓力基本方程式2.2.3帕斯卡原理2.2.4靜壓力對固體壁面的作用力2.2液體靜力學1.液體的靜壓力液體靜壓力在物理學上稱為壓強，在工程實際應用中習慣上稱為壓力。2.液體靜壓力的特性(1)液體靜壓力垂直于其承壓面，其方向和該面的內(nèi)法線方向一致。(2)靜止液體內(nèi)任一點所受到的靜壓力在各個方向上都相等。2.2.1靜壓力及其特性

由于液柱受力平衡，故

2.2.2靜壓力基本方程式1.靜壓力基本方程式在重力作用下的靜止液體所受的力，其受力情況如圖2-4a所示。圖2-4靜止液體內(nèi)壓力分布規(guī)律（2-9）將式（2-9）兩邊同除以，則得靜壓力基本方程式（2-10）靜止液體內(nèi)任一點處的壓力由兩部分組成：

由上式可知：重力作用下的液體其壓力分布具有如下的特征：(2)靜止液體內(nèi)壓力隨液體深度呈直線規(guī)律遞增。(3)離液面深度相同處各點的壓力均相等，而壓力相等的所有點組成的面叫做等壓面。(4)能量守恒。（2-11）（2-12）式中p0/ｇ——靜止液體中單位質(zhì)量液體的壓力能，h——單位質(zhì)量液體的勢能。2.壓力的表示方法及單位（1）絕對壓力。（2）相對壓力（表壓力）：用壓力表測得的壓力數(shù)值是相對壓力。（3）真空度。1Pa（帕）＝1N/m2；1bar（巴）＝1×105Pa＝1×105N/m2;1at（工程大氣壓）＝1kgf/cm2=9.8×104N/m2;1mH2O（米水柱）＝9.8×103N/m2;1mmHg(毫米汞柱)＝1.33×102N/m2

。絕對壓力、相對壓力和真空度的關系見圖2-5（下頁）。壓力的單位以及各種表示法之間的換算關系如下：圖2-5絕對壓力、相對壓力和真空度

由圖2-5可知，以大氣壓為基準計算壓力時，基準以上的正值是表壓力，基準以下的負值就是真空度。例2-1如圖2-6所示，容器內(nèi)充滿油液。已知：油的密度=900kg/ｍ３，活塞上的作用力Ｆ＝1000Ｎ，活塞面積Ａ=1×10-3m2，忽略活塞的質(zhì)量。問：活塞下方深度為h

=0.5ｍ處的靜壓力等于多少？圖2-6液壓內(nèi)壓力計算2.2.3帕斯卡原理即：在密閉容器內(nèi)，施加于靜止液體的壓力可以等值地傳遞到液體中各點。應用實例如下：圖2-7帕斯卡原理應用實例

（1）當固體壁面為一平面時：F=PA（2）當固體壁面為一曲面時：2.2.4靜壓力對固體壁面的作用力例2-2液壓缸缸筒如圖2-8所示，缸筒半徑為ｒ，長度為l。求：液壓油對缸筒右半壁內(nèi)表面在x方向上的作用力F。圖2-8壓力油作用在缸筒內(nèi)壁上的力

2.3液體動力學2.3.1流量連續(xù)性方程——質(zhì)量守恒定律2.3.2伯努利方程——能量守恒定律2.3.3動量方程——動量守恒

描述流動液體力學規(guī)律的三個基本方程式是流動液體的連續(xù)性方程、伯努利方程和動量方程。2.3.1液流連續(xù)性方程——質(zhì)量守恒定律圖2-9液流連續(xù)性方程推導簡圖

根據(jù)質(zhì)量守恒定律可得不考慮液體的壓縮性得或?qū)懗墒剑?-16）為液流的流量連續(xù)性方程。（2-14）

（2-15）

（2-16）假設液體無能量損失，據(jù)能量守恒定律可得或?qū)懗梢陨蟽墒郊礊槔硐胍后w的伯努利方程。其物理意義：理想流體具有壓力能、動能、勢能。三者可以互相轉(zhuǎn)換，但總的能量不變。

2.3.2伯努利方程——能量守恒定律

圖2-10伯努利方程推導簡圖

（2-17）1.理想液體的伯努利方程2.實際液體的伯努利方程實際液體存在能量損失hw，并且存在動能修正系數(shù)

α

，它用下式表示：紊流時α

=1.1，層流時α

=2，實際計算常取α

=1.0。

在引進了能量損失hw和動能修正系數(shù)α后，實際液體的伯努利方程表示為（2-18）（2-19）注意：截面1、2應順流向選取。3.伯努利方程應用舉例例2-3其中管子直徑從0.1m減小到0.05m.計算在理想狀態(tài)下的體積流量和質(zhì)量流量。圖2-11文丘利流量計

例2-4應用伯努利方程分析液壓泵正常吸油的條件。液壓泵裝置如圖2-12所示。設液壓泵吸油口處的絕對壓力為P2，油箱液面壓力P1為大氣壓Pa，泵吸油口至油箱液面高度為h。圖2-12

液壓泵從油箱吸油示意圖2.3.3動量方程——動量守恒圖2-13帶有壓力容器的管道流動示意圖圖2-14液壓油在一個管道中流動的示意圖

圖2-15

液壓油流過彎曲的管道示意圖

這三圖均滿足：

上式與牛頓第二定律相似，即（2-20）（2-21）

如圖2-14所示的流道（假設液體無摩擦和不可壓縮），則：

由方程（2-20）可以得出力的平衡公式：

由于流量q=Av，因此：

（2-22）

（2-23）

（2-24）

類似地，可推導流體流過彎曲管道的情況，如圖2-15所示。作用力可以分成進口沿軸線方向分量Fx，和沿進口的法向分量Fy，即

(2-25)例2-5

圖2-16為一滑閥示意圖。當液流通過滑閥時，求液流對閥芯的軸向作用力。圖2-16滑閥上的液動力例2-6

圖2-17所示為一錐閥，錐閥的錐角為2α。液體在壓力P的作用下以流量q流經(jīng)錐閥，當液流方向是外流式（ａ）和內(nèi)流式（ｂ）時，求：作用在閥芯上的液動力的大小和方向。圖2-17錐閥上的液動力

由上述兩個計算式可以看出，其中作用在錐閥上的液動力項均為負值，也即此力的作用方向應與圖示方向一致。

因此，在圖2-17a情況下，液動力力圖使錐閥關閉；可是在圖2-17b所示情況下，卻欲使之打開。所以不能籠統(tǒng)地認為閥上穩(wěn)態(tài)液動力的作用力的作用方向是固定不變的，必須對具體情況作具體分析。2.4

管道中液流的特性2.4.1流體的流態(tài)與雷諾數(shù)

液體在流動過程中有能量損失（因為有粘性），可由伯努利方程來表示：

式中hw——由沿程壓力損失和局部壓力損失兩部分組成。

液體在管道中流動時存在兩種流動狀態(tài)，即層流和紊流。兩種流動狀態(tài)可通過實驗來觀察，即雷諾實驗。見下頁中的圖2-18。圖2-18雷諾試驗裝置1-溢流管2-供水管3,6-容器4,8-閥門5-小管7-大管

實驗結果證明，液體在圓管中滿足下式:

雷諾數(shù)Re的物理意義為：慣性力與粘性力之比。常見液流管道的臨界雷諾數(shù)由實驗求得，如表2-3所示：（2-26）管道Recr管道Recr光滑金屬圓管2320光滑的偏心環(huán)狀縫隙1000橡膠軟管1600～2000圓柱形滑閥閥口260光滑的同心環(huán)狀縫隙1100錐閥閥口20～100

表2-3常見液流管道的臨界雷諾數(shù)對于非圓截面：（2-27）（2-28）其中：2.4.2沿程壓力損失

液體在等徑管中流動時因粘性摩擦而產(chǎn)生的損失，稱為沿程壓力損失。液體的沿程壓力損失也因流體的流動狀態(tài)的不同而有所區(qū)別。1.層流時的沿程壓力損失(1)通流截面上的流速分布規(guī)律

圖2-19圓管層流運動

對此式進行積分，并應用邊界條件，當r＝R時，u＝0，得

可見管內(nèi)液體質(zhì)點的最小流速在管壁r=R處，umin=0；最大流速發(fā)生在軸線r＝0處，此時為如圖2-19所示，液流在作勻速運動時受力平衡，故有

令整理可得(2-29)(2-30)(2)通過管道的流量

將上式與比較可知，平均流速v為最大流速umax的。（2-32）(2-31)于是積分得

(3)管道內(nèi)的平均流速根據(jù)平均流速的定義，可得

(4)沿程壓力損失從式（2-32）中可求出沿程壓力損失為：適當變換式（2-33）可寫成如下形式：

式中λ——沿程阻力系數(shù)，理論值，而在實際計算時，對金屬管取，對橡膠軟管。(2-33)(2-34)在液壓傳動中，在水平管的條件下推導的公式（2-34）同樣適用于非水平管。

湍流沿程阻力系數(shù)λ的表達式為：Re范圍λ的計算公式4000﹤Re﹤105λ=0.3164Re-0.25105﹤Re﹤3×105λ=0.032+0.221Re-0.237

管壁表面粗糙度△的值和管道的材料有關，另外湍流中的流速分布是比較均勻的，其最大流速為umax≈(1～1.3)v。（2-35）（2-36）2.湍流時的沿程壓力損失對于光滑圓管，Ｒe﹥2300時可用下列經(jīng)驗公式進行計算：

計算時可參考下列數(shù)值：鋼管為0.04mm，銅管為0.0015～0.01mm，鋁管取0.0015～0.06mm，橡膠軟管取0.03mm。2.4.3局部壓力損失局部損失的計算一般按如下算式

局部壓力損失產(chǎn)生的原因。（2-37）

當流經(jīng)閥的實際流量q不等于額定流量時，通過該閥的壓力損失△pξ可用下式計算（2-38）

整個液壓系統(tǒng)的總壓力損失應為所有沿程壓力損失和所有局部壓力損失之和，即

(2-39)

式（2-39）適用于兩相鄰局部障礙之間的距離大于管道內(nèi)徑10～20倍的場合，否則計算出來的壓力損失值比實際數(shù)值小。這是因為如果局部障礙距離太小，通過第一個局部障礙后的流體尚未穩(wěn)定就進入第二個局部障礙，這時的液流擾動更為強烈，阻力系數(shù)要高于正常值的2～3倍。2.5.1薄壁小孔

2.5.2短孔和細長孔

2.5.3平板縫隙

2.5.4環(huán)形縫隙

2.5孔口及縫隙的流量壓力特性2.5.1薄壁小孔當小孔的通流長度與孔徑之比l/d≤0.5時，稱為薄壁小孔，如圖2-20所示。一般薄壁小孔的孔口邊緣都做成刃口形式。圖2-20通過薄壁小孔的液流當孔前通道直徑與小孔直徑之比時，液流的收縮作用不受孔前通道內(nèi)壁的影響，這時的收縮稱為完全收縮；當時，孔前通道對液流進入小孔起導向作用，這時的收縮稱為不完全收縮?，F(xiàn)對孔前、孔后通道斷面1-1和2-2列伯努利方程，則有：

上式稱為速度系數(shù)。則經(jīng)過薄壁小孔的流量為

式中A0——小孔截面積;Cc——截面收縮系數(shù)，；Cd——流量系數(shù)Cd=CvCc

。（2-40）（2-41）(2-42)在液流完全收縮時，Re≤105時，Cd可由下式計算：

(2-43)當Re＞105時，Cd按0.60～0.61選取。液流不完全收縮時，Cd可按表2-4來選擇。表2-4液流不完全收縮時流量系數(shù)Cd的值0.10.20.30.40.50.60.7Cd0.6020.6150.6340.6610.6960.7420.804

薄壁小孔因其沿程阻力損失非常小，通過小孔的流量對油溫的變化不敏感，因此薄壁小孔多被用作調(diào)節(jié)流量的節(jié)流器使用。錐閥閥口和滑閥閥口就是利用這一原理用作液壓閥的可調(diào)節(jié)小孔。如圖2-21所示的圓柱滑閥閥口。

圖2-21圓柱滑閥閥口示意圖A為閥套，B為閥芯由式（2-42）可求出通過閥口的流量：

（2-44）當xv>>Cr時，略去Cr不計，就有：

（2-45）

Cd可由圖2-22查出，雷若數(shù)按下式計算：

（2-46）

圖2-22中虛線1表示xv=Cr時的理論曲線，虛線2表示xv>>Cr時的理論曲線，實線則表示實驗測定的結果。液流流經(jīng)閥口時，不論流入還是流出，其流束與滑閥軸線間總保持著一個角度θ，稱為速度方向角，一般θ＝69°。

圖2-22滑閥閥口的流量系數(shù)

圖2-23為錐閥閥口，當錐閥閥芯向上移動xv距離時，閥座平均直徑dm=（d1+d2）/2處的通流截面A0=πdmxvsinα,

通過的流量為

（2-47）

流量系數(shù)Cd由圖2-24中查出：圖2-23錐閥閥口圖2-24錐閥的流量系數(shù)2.5.2短孔和細長孔圖2-25短孔的流量系數(shù)

短孔：0.5＜≤4，細長孔：＞4

細長孔的流量可用式（2-31）來計算，即

從上式可看出，流量受液體溫度影響較大，這是和薄壁小孔不同的。

短孔的流量表達式同公式（2-42），但流量系數(shù)Cd應按圖2-25來查。短管加工比薄壁小孔容易，常用作固定節(jié)流器。2.5.3平板縫隙

如圖2-26所示，液體通過平行平板縫隙時既受壓差△p的作用,又受平行平板相對運動的作用。圖2-26平行平板縫隙間的液流通過平行平板縫隙的流量為

（2-48）下面分別有兩種特殊情況：1）當為壓差流動，其流量為

（2-49）2）當為剪切流動，其流量為（2-50）2.5.4環(huán)形縫隙1.流經(jīng)同心圓柱環(huán)形縫隙的流量圖2-27所示為同心環(huán)形縫隙的流動。圖2-27同心環(huán)縫隙流動若將環(huán)形縫隙沿圓周方向展開，就相當于一個平行平板縫隙，即式（2-48）中的b=πd，則流量公式為當圓柱體移動方向和壓差方向相同時取正號，方向相反時取負號。當u0=0時，流量公式為（2-51）

（2-52）由圖中幾何關系可知對于很小的間隙量，由于很小，則上式可以寫成因為間隙小，，可把微小圓弧近似地看成是平行平板縫隙的流動，則流量為式中流經(jīng)偏心圓柱環(huán)形縫隙的流量圖2-28偏心環(huán)形縫隙

（2-53）

（2-54）

（2-55）當偏心量e=h0時，其通過的流量是同心環(huán)形縫隙流量的2.5倍。將式（2-54）代入式（2-55）得

積分

（2-56）（2-57）得或

（2-58）3.流經(jīng)圓錐環(huán)形間隙的流量及壓力分布

對于閥芯與閥體孔同心的情況，當柱塞或柱塞孔，閥芯或閥體孔因加工誤差帶有一定錐度時，將出現(xiàn)如圖2-29所示的倒錐和順錐兩種情況。圖2-29環(huán)形圓錐縫隙的液流

a)倒錐b)順錐倒錐:閥芯大端為高壓，液流由大端流向小端。順錐:閥芯小端為高壓，液流由小端流向大端。對于圖2-29a的流動情況，由于，將其流量公式（2-51）得

由于：h=h1+xtanθ，代入前式并整理后得

對上式進行積分，并將代入得

則流量公式為

（2-59）（2-60）（2-61）（2-62）當閥芯沒有運動，u0=0時，流量公式為

環(huán)形圓錐縫隙中壓力的分布可通過對式（2-56）積分，并將邊界條件h=h1，p=p1代入得

將式（2-62）代入上式，并將代人得

（2-64）（2-63）(2-65)

當u0=0時，則有

對于圖2-29b所示的順錐情況，其流量計算公式和倒錐安裝時相同，但其壓力在u0=0時，則為

或（2-67）（2-68）

（2-66）4.液壓卡緊現(xiàn)象及卡緊力

如果閥芯在閥套內(nèi)的安裝出現(xiàn)偏心量e（如圖2-30）圖2-30帶有偏心的環(huán)形圓錐縫隙的液流

a)倒錐b)順錐c)任意一點處的截面圖形d)圓柱體上開平衡壓強槽（2）對于順錐情況（圖2-30b)：圓柱滑閥閥芯或閥套有錐度且間隙向流動方向減?。樺F）時，不產(chǎn)生液壓卡緊現(xiàn)象。

液壓卡緊力是客觀存在的，最簡單的解決方法是：圓柱體上開平衡壓強的槽。

對于任意一點處的h值為(2-69)（1）對于倒錐情況（圖2-30a)：圓柱滑閥閥芯或閥套有錐度且間隙向流動方向增大（倒錐）時，將產(chǎn)生液壓卡緊現(xiàn)象。2.6.1液壓沖擊2.6.2氣穴現(xiàn)象2.6

液壓沖擊和氣穴現(xiàn)象2.6.1液壓沖擊

液壓沖擊現(xiàn)象及其危害液壓沖擊的類型按其產(chǎn)生的原因分為：⑴液流的慣性導致的液壓沖擊；⑵工作部件的慣性引起的液壓沖擊。

下面分別根據(jù)這兩種情況進行分析。

當管道的末端突然關閉時，液體立即停止運動。根據(jù)能量守恒定律，則所以

1）液體突然停止運動時產(chǎn)生的液壓沖擊

圖2-31液壓沖擊（2-70）

式（2-70）僅適用于管道瞬間關死的情況，亦即閥門的關閉時間t小于壓力波來回依次所需的時間（臨界關閉時間）的情況，即液壓沖擊波在管中的傳播速度可按下式計算：

（2-71）

凡滿足式（2-72）的稱為完全沖擊，否則便是非完全沖擊。非完全沖擊時引起的壓力峰值比完全沖擊時的低，按下式計算：

（2-72）

（2-73）2）運動部件制動時產(chǎn)生的液壓沖擊根據(jù)動量定理，可求得系統(tǒng)中沖擊壓力的近似值為

例2-7已知某管道的內(nèi)徑為d=200mm,壁厚=10mm，液體在管中初始速度

,壓力=2.0MPa，液體的體積模量MPa，彈性模量

MPa。當閥門突然關閉時，試求最大壓力升高值。減小液壓沖擊的措施分析前面各式中△p的影響因素，可以歸納出以下減小液壓沖擊的主要措施：

1）延長閥門關閉和運動部件制動換向的時間，可采用換向時間可調(diào)的換向閥。

2）限制管道流速及運動部件的速度。

3）適當增大管徑。

4）盡量縮短管道長度，使完全沖擊改變?yōu)椴煌耆珱_擊。

5）用橡膠軟管或在沖擊源處設置蓄能器，也可以在容易出現(xiàn)液壓沖擊的地方安裝限制壓力升高的安全閥。2.6.2氣穴現(xiàn)象1.氣穴現(xiàn)象的機理及危害

氣穴現(xiàn)象機理:

在液流中，如果某點處壓力低于當時溫度下空氣分離壓時，溶于油中的空氣就會分離出來形成氣泡；當繼續(xù)降低到飽和蒸汽壓時，油液將汽化產(chǎn)生大量氣泡為什么最容易產(chǎn)生氣穴處的是泵的吸油腔和閥口？泵的吸油腔，常因吸油面過低，吸油管徑過小，吸油管路的其它阻力過大，以致吸油腔壓力過低；或泵的轉(zhuǎn)速過高，吸油腔未能完全充滿油液.如果閥口通流截面很小，流速升得很高，根據(jù)能量守恒，速度的升高也將使該處的壓力很低，這些原因都將導致氣穴的產(chǎn)生。危害：使金屬表面產(chǎn)生氣蝕，縮短零件的壽命。減少氣穴現(xiàn)象的措施為減少氣穴現(xiàn)象和氣蝕的危害，一般采取如下一些措施：

1）減小閥孔或其它元件通道前后的壓力降，一般使壓力比p1／p2＜3.5。

2）在設計液壓元件和管路時，盡量避免設計成狹窄油道或急轉(zhuǎn)彎油道，以防止產(chǎn)生低壓區(qū)。

3）盡量降低液壓泵的吸油高度。

4）各元件的聯(lián)接處要密封可靠、防止空氣進入。

5）對容易產(chǎn)生氣蝕的元件，如泵的配油盤等，要采用抗腐蝕能力強的金屬材料，增強元件的機械強度。

歡迎提出寶貴意見和建議!本章結束！圖2-2視頻演示：恩氏粘度計圖2-16視頻演示：滑閥上的液動力圖2-17視頻演示：錐閥上的液動力圖2-18視頻演示：雷諾試驗裝置第3章液壓泵章節(jié)目錄

3.1概述3.2柱塞泵3.3葉片泵3.4齒輪泵3.1概述3.1.1液壓泵的基本工作原理3.1.2液壓泵的主要性能參數(shù)3.1.3液壓泵的特性曲線3.1.4液壓泵的分類3.1.5液壓泵的圖形符號3.1.1液壓泵的基本工作原理

液壓泵是一種能量轉(zhuǎn)換裝置，它將機械能轉(zhuǎn)換為液壓能，是液壓傳動系統(tǒng)中的動力元件，為系統(tǒng)提供壓力油。圖3-1容積式（單柱塞泵）的工作原理圖

液壓系統(tǒng)中的各種液壓泵，其工作原理都是依靠密閉容積的變化來進行工作的。構成液壓泵的基本條件是：

1)具有密閉的容積空間。

2)具有相應的配流機構。

3)油箱內(nèi)體積的絕對壓力必須等于或大于大氣壓力。3.1.2液壓泵的主要性能參數(shù)1.液壓泵的壓力

(1)吸入壓力——泵進口處的壓力，自吸泵的吸入壓力低于大氣壓力。

(2)工作壓力P——液壓泵工作時的出口壓力，其大小取決于負載。

(3)額定壓力PS——在正常工作條件下，按試驗標準連續(xù)運轉(zhuǎn)的最高壓力。2.液壓泵的排量、流量和容積效率(1)排量V

（2）流量

液壓泵的流量又分為平均理論流量、實際流量、瞬時理論流量。

平均理論流量qt

實際流量q

瞬時理論流量qsh

額定流量qs3.液壓泵的功率和效率

(1)輸入功率pr

(2)輸出功率P

(3)容積效率ηv(4)機械效率ηm(5)總效率η和機械效率ηm

4.液壓泵的轉(zhuǎn)速

(1)額定轉(zhuǎn)速ns:

在額定壓力下，能連續(xù)長時間正常運轉(zhuǎn)的最高轉(zhuǎn)速，稱為液壓泵的額定轉(zhuǎn)速。

(2)最高轉(zhuǎn)速nmax:

在額定壓力下，超過額定轉(zhuǎn)速允許短時間運行的最高轉(zhuǎn)速。

(3)最低轉(zhuǎn)速nmin:

正常運轉(zhuǎn)所允許的液壓泵的最低轉(zhuǎn)速。

(4)轉(zhuǎn)速范圍:

最低轉(zhuǎn)速與最高轉(zhuǎn)速之間的轉(zhuǎn)速為液壓泵工作的轉(zhuǎn)速范圍。3.1.3液壓泵的特性曲線

液壓泵的性能常用圖3-2所示的性能曲線表示。曲線的橫坐標為液壓泵的工作壓力p，縱坐標為液壓泵的容積效率ηv(或?qū)嶋H流量ｑ)，總效率η和輸入功率Ｐr。它是液壓泵在特定的介質(zhì)、轉(zhuǎn)速和油溫下通過試驗做出的。圖3-2

液壓泵的性能曲線

對某些工作轉(zhuǎn)速在一定范圍的液壓泵或排量可變的液壓泵，為了揭示液壓泵整個工作范圍的全性能特性，一般用圖3-3所示的通用特性曲線表示。曲線的橫坐標為泵的工作壓力P,縱坐標為泵的流量q、轉(zhuǎn)速n或排量V，圖中繪制有泵的等效率曲線ηv、等功率曲線Ｐri。圖3-3

液壓泵的通用性能曲線3.1.4液壓泵的分類

液壓泵按主要運動構件的形狀和運動方式分為齒輪泵、葉片泵、柱塞泵、螺桿泵。1）齒輪泵分為外嚙合齒輪泵和內(nèi)嚙合齒輪泵；2）葉片泵分為雙作用葉片泵、單作用葉片泵和凸輪轉(zhuǎn)子葉片泵；3）柱塞泵分為徑向柱塞泵和軸向柱塞泵；4）螺桿泵分為單螺桿泵、雙螺桿泵和三螺桿泵。

液壓泵按排量能否改變分為定量泵和變量泵，其中變量泵可以是單作用葉片泵、徑向柱塞泵、軸向柱塞泵。3.1.5液壓泵的圖形符號液壓泵的圖形符號如圖3-4所示。圖3-4

液壓泵的圖形符號a）單向定量液壓泵b）單向變量液壓泵c）雙向定量液壓泵d）雙向變量液壓泵

3.2柱塞泵3.2.1配流軸式徑向柱塞泵3.2.2斜盤式軸向往塞泵3.2.3斜軸式軸向柱塞泵3.2.1配流軸式徑向柱塞泵

柱塞液壓泵是依靠柱塞在缸體孔內(nèi)作往復運動時產(chǎn)生的容積變化進行吸油和壓油的。下面介紹幾種典型的柱塞泵的結構和工作原理。1.工作原理圖3-5配流軸式徑向柱塞泵此時，泵的排量為

（3-1）1-柱塞2-轉(zhuǎn)子3-襯套4-定子5-配流軸

2.結構特點

1)配流軸上的吸、壓油窗口由中間隔墻分開，同時對應的方向開有平衡油槽，使作用在配流軸上的液壓徑向力實現(xiàn)了平衡，既減少了滑動表面的磨損，又減小了間隙泄漏，提高了容積效率。

2)改變定子與轉(zhuǎn)子的偏心量e，可改變泵的排量；改變偏心量e的方向（即使偏心量e由正值轉(zhuǎn)為負值）時，泵的吸、壓油方向改變。因此徑向柱塞泵可做成單向或雙向變量泵。3.負載敏感變量徑向柱塞泵圖3-6負載敏感變量徑向柱塞泵原理圖1-右變量活塞2-轉(zhuǎn)子3-定子4-左變量活塞3.2.2斜盤式軸向柱塞泵1.工作原理圖3-7斜盤式軸向柱塞泵1-斜盤2-柱塞3-缸體4-傳動軸5-配流盤6-軸銷7-變量活塞8-螺釘9-絲桿10-手輪a-吸油窗口b-壓油窗口

當傳動軸以圖3-7方向帶動缸體轉(zhuǎn)動時。若柱塞直徑為d，缸體柱塞孔分布圓直徑為Ｄ，柱塞數(shù)為z，斜盤傾角為β，則斜盤式軸向柱塞泵的排量

(3-2)

圖3-7為手動變量泵,若軸銷距斜盤回轉(zhuǎn)中心的力臂為L,則可得tanβmax=smax/L又由于軸銷隨同變量活塞一起位移，因此軸銷的位移即變量活塞的位移s，于是有tanβ=s/L，代入公式(3-2)，則有

(3-3)

泵的排量與變量活塞的位移成正比。為限制柱塞所受的液壓側(cè)向力不致過大，斜盤的最大傾角αmax一般小于18°～20°。2.結構特點

1)

在構成吸壓油腔密閉容積的三對運動摩擦副中，柱塞與缸體柱塞孔之間的圓柱環(huán)形間隙加工精度易于保證；缸體與配流盤、滑履與斜盤之間的平面縫隙采用靜壓平衡，間隙磨損后可以補償，因此軸向柱塞泵的容積效率較高，額定壓力可達32MPa。

2)

為防止柱塞底部的密閉容積在吸、壓油腔轉(zhuǎn)換時因壓力突變而引起的壓力沖擊，一般在配流盤吸、壓油窗口的前端開設減振槽(孔)，或?qū)⑴淞鞅P順缸體旋轉(zhuǎn)方向偏轉(zhuǎn)一定角度放置。

3)

泵內(nèi)壓油腔的高壓油經(jīng)三對運動摩擦副的間隙泄漏到缸體與泵體之間的空間后，再經(jīng)泵體上方的泄漏油口直接引回油箱，這不僅可保證泵體內(nèi)的油液為零壓，而且可隨時將熱油帶走，保證泵體內(nèi)的油液不致過熱。

4)斜盤式軸向柱塞泵以及前面介紹的徑向柱塞泵和后面介紹的斜軸式軸向柱塞泵的瞬時理論流量隨缸體的轉(zhuǎn)動而周期性變化，其變化頻率與泵的轉(zhuǎn)速和柱塞數(shù)有關，由理論推導柱塞數(shù)為奇數(shù)時的脈動小于偶數(shù)，因此柱塞泵的柱塞取為奇數(shù)，一般為5、7或9。3.2.3斜軸式軸向柱塞泵1.工作原理圖3-8

斜軸式軸向柱塞泵1-配流盤2-柱塞3-缸體4-連桿5-傳動軸a-吸油窗口b-壓油窗口

2.恒功率變量軸向柱塞泵圖3-9

恒功率變量軸向柱塞泵1-缸體2-斜盤3-柱塞4-配流盤5-撥銷6-阻尼孔7-控制活塞8-彈簧座9、10、12-彈簧11-伺服閥13-變量活塞

3.3葉片泵3.3.1雙作用葉片泵3.3.2單作用葉片泵1.工作原理圖3-10雙作用葉片泵結構3.3.1雙作用葉片泵雙作用葉片泵因轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)一周，葉片在轉(zhuǎn)子葉片槽內(nèi)滑動兩次，完成兩次吸油和兩次壓油而得名。雙作用葉片泵的排量為（3-4）1、11-軸承2、6-左右配流盤3、7-前后蓋體4-葉片5-定子8-端蓋9-傳動軸10-防塵圈12-螺釘13-轉(zhuǎn)子

圖3-11a)雙作用葉片泵工作原理圖b)彈簧葉片式結構

1，2，3，4，5，6，7，8，15-葉片10，12-吸油窗口9，11-壓油窗口13-轉(zhuǎn)子14-彈簧16-定子

2.結構特點

1）配流盤的兩個吸油窗口和兩個壓油窗口對稱布置，因此作用在轉(zhuǎn)子和定子上的液壓徑向力平衡，軸承承受的徑向力小，壽命長。

2）為保證葉片在轉(zhuǎn)子葉片槽內(nèi)自由滑動并始終緊貼定子內(nèi)環(huán)，雙作用葉片泵一般采用葉片槽根部全部通壓油腔的辦法。

3）由于雙作用葉片泵的吸、壓油經(jīng)常是在定子的大半徑圓弧和小半徑圓弧段進行的，每個圓弧段半徑不變，因此轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一圈的排量是個定值。與其他泵相比，雙作用葉片泵運行更平穩(wěn)，產(chǎn)生的噪聲較小。

4）為了提高雙作用葉片泵的工作壓力，除了對有關零件選用合適的材料和熱處理外，結構上采取必要的措施解決葉片卸荷問題，使葉片壓向定子的作用力減小。通常有雙葉片式、彈簧葉片式和母子葉片式等。

3.3.2單作用葉片泵

單作用葉片泵轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一周，吸、壓油各一次，故稱為單作用。1.工作原理圖3-12

單作用葉片泵工作原理圖其排量為（3-5）

1-定子2-轉(zhuǎn)子3-葉片A-吸油窗口B-壓油窗口

2.限壓式變量葉片泵的變量原理

圖3-13YBX型外反饋限壓式葉片泵的結構

1-預緊力調(diào)節(jié)螺釘2-限壓彈簧3-泵體4-彈簧座5-轉(zhuǎn)子6-定子7-滑塊8-傳動軸9-葉片10-(反饋柱塞11-最大流量調(diào)節(jié)螺釘

圖3-14限壓式變量葉片泵原理a)簡化原理圖

b)特性曲線1-定子2-限壓彈簧3-預緊力調(diào)節(jié)螺釘4-轉(zhuǎn)子5-柱塞6-偏心調(diào)節(jié)螺釘3.4齒輪泵3.4.1外嚙合齒輪泵3.4.2內(nèi)嚙合齒輪泵3.4.3螺桿泵3.4.1外嚙合齒輪泵

齒輪泵是利用齒輪嚙合原理工作的，根據(jù)嚙合形式不同分為外嚙合齒輪泵和內(nèi)嚙合齒輪泵兩種。因螺桿的螺旋面可視為齒輪曲線作螺旋運動所形成的表面，螺桿的嚙合相當于無數(shù)個無限薄的齒輪曲線的嚙合，因此將螺桿泵與齒輪泵一起介紹。1.工作原理圖3-15齒輪泵結構圖1-后蓋2-滾針軸承3-泵體4-主動齒輪5-前蓋6-傳動軸7-鍵8-從動齒輪

圖3-16齒輪泵工作原理圖1-泵體2-主動齒輪3-從動齒輪

若瞬時最大流量為qmax，最小流量為qmin，平均流量為qp，則表示泵的瞬時理論流量脈動系數(shù)

(3-6)

值隨齒數(shù)增多而減小。

齒輪泵的排量可根據(jù)輪齒齒谷的面積A=πm2得到

(3-7)

式中

z

——齒數(shù)；

m

——齒輪模數(shù)；

B

——齒寬。結構特點

(1)降低齒輪泵的噪聲

(2)泄漏

(3)間隙補償措施，圖3-17所示為采用浮動軸套的中高壓齒輪泵。

圖3-17浮動軸套的中高壓齒輪泵

1，2-軸套

(4)液壓徑向不平衡力。在齒輪泵中，由于在壓油腔和吸油腔之間存在著壓差，液體壓力的合力作用在齒輪和軸上，是一種徑向不平衡力，如圖3-18a所示。

圖3-18徑向壓力分布及合力

徑向不平衡力的大小為式中K——系數(shù)。對主動齒輪，K=0.75；對從動齒輪，k=0.85；

Δp

——壓油腔的壓力；

B——齒輪寬度；

De——齒頂圓直徑。由此可見，當泵的尺寸確定以后，油液壓力越高徑向不平衡力就越大。其結果是加速軸承的磨損，增大內(nèi)部泄漏，甚至造成齒頂與殼體內(nèi)表面的摩擦。減小徑向不平衡力的方法有：1）開壓力平衡槽2）縮小壓油腔(3-8)(5)困油現(xiàn)象與卸荷措施

1）困油現(xiàn)象圖3-19

齒輪泵的困油現(xiàn)象(6)應用

外嚙合齒輪泵在采取了一系列的高壓化措施后，額定壓力可達32MPa。由于它具有轉(zhuǎn)速高、自吸能力好、抗污染能力強等一系列優(yōu)點，因此得到了廣泛的應用。2)卸荷措施困油現(xiàn)象使齒輪泵產(chǎn)生強烈的噪聲和氣蝕，影響、縮短其工作的平穩(wěn)性和壽命。消除困油的方法通常是在兩端蓋板上開卸荷槽。3.4.2內(nèi)嚙合齒輪泵圖3-20內(nèi)嚙合齒輪泵工作原理3.4.3螺桿泵

螺桿泵實質(zhì)上是一種外嚙合擺線齒輪泵。圖3-21所示為一種三螺桿泵的結構圖。圖3-21

螺桿泵1-后蓋2-殼體3-主動螺桿（凸螺桿）4,5-從動螺桿（凹螺桿）6-前蓋

下面舉兩個例子例3-1

一變量泵的轉(zhuǎn)子外經(jīng)為d=83mm，定子內(nèi)徑為D=89mm，葉片寬度為B=30mm。求：1）排量qp=16cm3/rad時，其偏心量是多少？

2）此泵最大可能的排量是多少？

例3-2有一軸向柱塞液壓馬達，其平均輸出轉(zhuǎn)矩Tm=25N/m2,工作壓力Pm=50×105Pa,最小轉(zhuǎn)速nmin=2r/min，最大轉(zhuǎn)速nmax=300r/min，其機械效率ηm=0.9，求所需的最大流量和最小流量各為多少？

歡迎提出寶貴意見和建議!本章結束！圖3-1視頻演示（標準）：容積式（單柱塞泵）的工作原理圖圖3-6視頻演示（標準）：負載敏感變量徑向柱塞泵原理圖圖3-9視頻演示（標準）：恒功率變量軸向柱塞泵

圖3-11視頻演示（標準）

雙作用葉片泵的工作原理圖

圖3-12視頻演示（標準）

單作用葉片泵的工作原理圖圖3-16視頻演示（標準）：齒輪泵工作原理圖圖3-22視頻演示（標準）：內(nèi)嚙合齒輪泵工作原理圖3-20視頻演示（慢速）內(nèi)嚙合齒輪泵工作原理第4章液壓執(zhí)行元件章節(jié)目錄

4.1液壓馬達4.2液壓缸4.1液壓馬達4.1.1

液壓馬達概述4.1.2

液壓馬達的工作原理4.1.3

低速液壓馬達4.1.1液壓馬達概述

從工作原理上講，液壓傳動中的泵和馬達都是靠工作腔密閉容積的容積變化而工作的。1.液壓馬達特性參數(shù)（1）功率與總效率

馬達輸入功率PMi為(4-1)

馬達輸出功率PM0為

(4-2)

馬達的總效率ηM等于馬達的輸出功率PM0與輸入功率PMi之比，即(4-3)

（2）馬達的轉(zhuǎn)矩和機械效率

a）理論轉(zhuǎn)距

即(4-4)

b）啟動轉(zhuǎn)距

(4-5)

c）機械效率

由(4-6)

得(4-7)

（3）流量與容積效率

(4-8)

(4-9)（4）馬達的排量與轉(zhuǎn)速

(4-10)（5）工作壓力與額定壓力

液壓馬達的分類

按照工作特性馬達可分為兩大類：額定轉(zhuǎn)速在500r/min以上為高速液壓馬達；額定轉(zhuǎn)速在500r/min以下為低速液壓馬達。高速液壓馬達有齒輪馬達、葉片液壓馬達、軸向柱塞馬達、螺桿馬達等。低速液壓馬達有單作用連桿型徑向柱塞馬達和多作用內(nèi)曲線徑向柱塞馬達等。按其排量能否改變可分為定量馬達和變量馬達。

液壓馬達的圖形符號如圖4-1所示。圖4-1液壓馬達的圖形符號a)定量液壓馬達b)變量液壓馬達4.1.2液壓馬達的工作原理1.軸向柱塞馬達圖4-2軸向柱塞馬達的工作原理1-斜盤2-缸體3-活塞4-配油盤5-軸

葉片液壓馬達常用葉片液壓馬達為雙作用式，現(xiàn)以其來說明它的工作原理。圖4-3葉片液壓馬達的工作原理1，2，3，4，5，6，7，8-葉片

3.齒輪液壓馬達圖4-4

外嚙合齒輪液壓馬達的工作原理4.1.3低速液壓馬達

低速液壓馬達通常是徑向柱塞式結構，為了獲得低速和大轉(zhuǎn)矩，采用高壓和大排量，它的體積和轉(zhuǎn)動慣量很大，不能用于反應靈敏和頻繁換向的場合。低速液壓馬達按其每轉(zhuǎn)作用次數(shù)，可分單作用式和多作用式。若馬達每旋轉(zhuǎn)一周，柱塞作一次往復運動，稱為單作用式；若馬達轉(zhuǎn)一周，柱塞作多次往復運動，稱為多作用式。1.單作用連桿型徑向柱塞馬達

圖4-5曲柄連桿式徑向液壓馬達的工作原理1-殼體2-活塞3-連桿4-曲柄5-進油腔6-配油軸

單作用連桿型徑向柱塞馬達的排量V為(4-11)

式中d——柱塞直徑；

e——曲軸偏心距；

z——柱塞數(shù)。

結構特點：優(yōu)點：結構簡單，工作可靠。缺點：體積和重量較大，轉(zhuǎn)矩脈動，低速穩(wěn)定性較差。2.多作用內(nèi)曲線徑向柱塞馬達圖4-6

多作用內(nèi)曲線徑向柱塞馬達1-定子2-轉(zhuǎn)子3-柱塞4-橫梁5-滾輪6-配油軸

多作用內(nèi)曲線徑向柱塞馬達的排量為

(4-12)

式中d——柱塞直徑；

s——柱塞行程；

x——作用次數(shù)；

y——柱塞排數(shù)；

z——每排柱塞數(shù)。

結構特點：多作用內(nèi)曲線徑向柱塞馬達轉(zhuǎn)矩脈動小，徑向力平衡，啟動轉(zhuǎn)矩大，并能在低速下穩(wěn)定地運轉(zhuǎn)

4.2液壓缸4.2.1液壓缸的類型和速度推力特性4.2.2液壓缸的典型結構和組成4.2.3液壓缸主要尺寸的確定4.2.4擺動式液壓缸4.2.1液壓缸的類型和速度推力特性

液壓缸的種類繁多，通常根據(jù)其結構特點分為活塞式、柱塞式和擺動式三大類；按其作用來分，有單作用式和雙作用式。下面介紹幾種常用的液壓缸?；钊揭簤焊?1）雙桿活塞缸

a)缸筒固定式

圖4-7

雙桿活塞缸

b)雙桿活塞缸

因雙活塞桿液壓缸的兩端活塞桿直徑相等，所以當輸入流量和油液壓力不變時，其往返運動速度和推力相等。則缸的推力F和運動速度分別為

(4-13)

(4-14)式中A——液壓缸的有效面積；ηm——液壓缸的機械效率；

ηV——液壓缸的容積效率；D——活塞直徑；

d——活塞桿直徑；q——輸入液壓缸的流量；

p1——進油腔壓力；p2——回油腔壓力。（2）單桿活塞缸圖4-8

單桿活塞缸

如圖4-8所示，活塞只有一端帶活塞桿。單桿活塞缸也有缸筒固定和活塞桿固定的兩種安裝形式。兩種安裝形式的工作臺運轉(zhuǎn)范圍均為活塞有效行程l的2倍。單桿活塞缸因左、右兩腔有效面積A1和A2不等，因此當進油腔和回油腔壓力分別為P1和P2，輸入左、右兩腔的流量均為q

時，液壓缸左、右兩個方向的推力和速度不相同。a)無桿腔進油

b)有桿腔進油

c)差動連接

2.柱塞液壓缸圖4-9柱塞液壓缸1-缸筒2-柱塞

前面所討論的活塞式液壓缸的應用非常廣泛,但這種液壓缸由于缸孔加工精度要求很高，當行程較長時，加工難度大,使得制造成本增加。在生產(chǎn)實際中,某些場合所用的液壓缸并不要求雙向控制,柱塞式液壓缸正是滿足了這種使用要求的一種價格低廉的液壓缸。

當柱塞直徑為d，輸入液壓油流量為q時，柱塞上所產(chǎn)生的推力F和速度v分別為(4-23)

(4-24)

3.其他形式液壓缸（1）伸縮液壓缸伸縮式液壓缸又稱多套缸，它是由兩級或多級活塞式液壓缸套裝而成的，前一級活塞缸的活塞是后一級活塞的缸筒。當通入壓力油時，活塞有效面積最大的缸筒以最低油壓力開始伸出，當行至終點時，活塞有效面積次之的缸筒在壓力油的作用下開始伸出。各級伸出速度取決于外伸缸筒的有效面積，外伸缸筒有效面積越小，伸出速度加快。伸縮式液壓缸可以獲得很長的行程，縮回時軸向尺寸又很小。圖4-10和圖4-11分別為雙作用伸縮液壓缸和單作用伸縮液壓缸工作原理圖。

圖4-11單作用伸縮液壓缸圖4-10雙作用伸縮液壓缸（2）齒條活塞液壓缸

圖4-12齒條活塞液壓缸（3）增壓缸（增壓器）

圖4-13增壓缸4.2.2液壓缸的典型結構和組成1.液壓缸典型結構

圖4-14

單活塞桿液壓機構1-缸底2-緩沖柱塞3-卡鍵4，6，10，12-密封圈5-活塞7-缸筒8-活塞桿9-導向套11-缸蓋13-防塵圈14-耳軸

2.液壓缸的組成

液壓缸按結構組成分為缸體組件、活塞組件、密封裝置、緩沖裝置和排氣裝置等。除密封裝置將在第6章單獨敘述外，下面介紹其他部分。（1）缸體組件圖4-15

缸筒與缸蓋連接方式a)法蘭式b)半環(huán)式c)螺紋式d)拉桿式e)焊接式）

1-缸蓋2-缸筒3-壓板4-半環(huán)5-防松螺母6-拉桿（2）活塞組件圖4-16活塞與活塞桿的連接1-活塞桿2-活塞3-密封圈4-防松墊片5-螺母6-半環(huán)7-套環(huán)8-彈簧卡圈（3）緩沖裝置圖4-17液壓缸的緩沖裝置a)圓柱形環(huán)隙式b)圓錐形環(huán)隙式c)可變節(jié)流槽式d)可調(diào)節(jié)流孔式

（4)排氣裝置圖4-18排氣裝置a)排氣閥b)排氣塞

4.2.3液壓缸主要尺寸的確定

液壓缸的結構尺寸與主機的工作機構有直接關系。在對主機液壓系統(tǒng)進行工況分析、編制負載圖、確定各工況壓力之后（詳見第9章），根據(jù)工作機構負載、運動速度、工作行程等確定液壓缸的尺寸和結構，對主要零件進行驗算，最后進行液壓缸的結構設計，具體設計時還需參考有關設計手冊。1.液壓缸設計中應注意的問題（1）在保證所獲得速度和推力的前提下，應盡可能使液壓缸各部分結構按有關標準來設計，盡量做到結構緊湊，加工、裝配和維修方便。（2）盡量使活塞桿在承受最大負載時處于受拉狀態(tài)，若受壓應具有良好的縱向穩(wěn)定狀態(tài)。長行程的活塞桿伸出時，還應加輔助支承，避免活塞桿下垂。（3）液壓缸熱脹冷縮時應不受阻礙，所以液壓缸在安裝、固定時，只能一端定位。（4）根據(jù)液壓缸具體工作條件，考慮是否有緩沖、排氣和防塵等裝置。2.液壓缸主要尺寸的確定（1）缸筒內(nèi)徑D。（2）活塞桿直徑d。（3）液壓缸缸筒長度s。（4）液壓缸最小導向長度H。3.強度校核（1）缸筒壁厚δ的校核對中低壓，由于缸筒的壁厚δ往往根據(jù)結構工藝的要求來確定，它的強度足夠，通?？梢圆槐匦：?。但在高壓系統(tǒng)并且缸筒內(nèi)徑D較大時，則必須對壁厚進行校核。1）當D/δ≥10時，可按薄壁筒公式來校核

(4-29)2）當D/δ＜10時，應按厚壁筒公式進行校核

(4-30)

（2）活塞桿的直徑d的校核活塞桿主要承受拉、壓作用力，其校核公式為(4-31)

當活塞桿計算長度≥10d時，受到軸向壓縮負載超過某一臨界值時，會失去穩(wěn)定性，所以要按材料力學有關公式進行穩(wěn)定性驗算。（3）液壓缸連接螺栓的直徑校核當缸筒與缸蓋用螺栓連接時，螺栓在工作中既承受拉應力又承受扭應力。計算時取螺栓所受外力的1.3倍，按材料力學有關公式進行校核。4.2.4擺動式液壓缸

擺動液壓缸能實現(xiàn)小于360°的往復擺動運動，由于它可直接輸出轉(zhuǎn)矩，故又稱為擺動液壓馬達，主要有單葉片式和雙葉片式兩種結構形式。擺動式液壓缸如圖4-20所示。圖4-20

擺動式液壓缸a)單葉片式擺動缸b)雙葉片式擺動缸式中p1、p2——單葉片式擺動液壓缸進出口油口壓力；q——流入流量；b——葉片寬度；D—缸體內(nèi)孔直徑；d—擺動軸直徑；

——擺動缸的容積效率和機械效率。