液压泵知识点概述

1.基本概念

1）液压泵的定义

“液压泵是液压系统的动力元件，将原动机输入的机械能转换为压力能输出，为执行元件提供压力油。”应该说这段话没有错，但容易让人误解液压系统的压力是由液压泵提供的。我们知道，液压系统的压力是由负载决定的。因此，是否可以把这段话改为“液压泵是液压系统的动力元件，能将原动机输入的机械能转换为压力能输出，具有为执行元件提供压力油的能力。”

另外，必须说明，液压泵属于容积式泵，依赖容积变化工作的（注意与离心式泵——水泵的区别）。

2）液压泵正常工作的三个必备条件

第一，必须具有一个由运动件和非运动件所构成的密闭容积；

第二，密闭容积的大小随运动件的运动作周期性的变化，容积由小变大——吸油，由大变小——压油；

第三，密闭容积增大到极限时，先要与吸油腔隔开，然后才转为排油；密闭容积减小到极限时，先要与排油腔隔开，然后才转为吸油。

3）两个重要参数

（1）液压泵的压力

工作压力 p：泵工作时的出口压力，大小取决于负载。

最高工作压力：泵工作时的出口允许的最高工作压力，由泵的强度决定的，只允许短时间工作。

额定压力 p_s：正常工作条件下按实验标准连续运转的最高压力。

一般情况下，工作压力<=额定压力 <最高工作压力。

吸入压力：泵的进口处的压力。

（2）液压泵的流量

排量V：液压泵每转一转理论上应排除的油液体积，又称为理论排量或几何排量。常用单位为cm³/r。排量的大小仅与泵的几何尺寸有关。

平均理论流量 q_t：泵在单位时间内理论上排出的油液体积，q_t= nV ，单位为 m³/s或 L/min 。

实际流量 q：泵在单位时间内实际排出的油液体积。在泵的出口压力≠ 0 时，因存在泄漏流量Δq，因此q = q_t–Δq 。

瞬时理论流量 q_sh：任一瞬时理论输出的流量，一般泵的瞬时理论流量是脉动的，即q_sh≠q_t。

额定流量 q_s：泵在额定压力，额定转速下允许连续运转的流量。

一般情况下，实际流量 q＞=额定流量 q_s。

容积效率η_v：η_v=q/q_t=(q_t–Δq)/q_t=1-Δq/q_t=1-kp /nV  式中: k为泄漏系数。

其他参数，如功率、总效率，机械效率，转速等都是依赖于这两个参数的。

4）液压泵的困油

困油现象：靠容积变化工作的液压泵，在某个时间段内，其密闭容积即与吸油腔不通，也与排油腔不通。当密闭容积由大变小时，会在密闭容积内产生很大的压力；当密闭容积由小变大时，会产生真空，液压油中的气泡析出，产生气蚀现象。这就是困油现象，表现为压力冲击、振动、噪声。按照这样的定义，困油在外啮合齿轮泵表现的比较突出，在配流轴式径向柱塞泵、配流盘式的轴向柱塞泵、单作用叶片泵中都存在，只不过是困油程度与补偿的难易不同而已。

2.我们讲授不同泵顺序的道理。

很多教材对液压泵的讲授顺序为：“概论、齿轮泵、叶片泵、柱塞泵。”我们教材安排及讲授顺序为“概论、柱塞泵、叶片泵、齿轮泵。”

之所以这样安排，我以为从概念上更顺。一般液压泵的原理都是以单柱塞泵为例讲授。单柱塞泵无法提供连续的流量输出，无法让执行元件连续动作。要想让液压泵提供连续的流量，至少需要3个以上的柱塞。当3个以上的柱塞沿径向布置的时候，就是径向柱塞泵；当3个以上的柱塞沿轴向布置时，就是轴向柱塞泵。当采用配流轴配流时，就是配流轴式径向柱塞泵；当采用单向阀配流时，就是阀配流式径向柱塞泵。一般轴向柱塞泵采用配流盘配流。但当缸体不动，斜盘转动时（国外的一种发明，小惯量轴向柱塞泵），也可以采用阀配流或轴配流。

柱塞泵采用柱塞底部的封闭容积，当底部容积变化时，柱塞外部的容积也在变化。我们想象把柱塞变成方形的，再压扁成片状（叶片），叶片的宽度等于转子（原柱塞泵的缸体）的宽度；把原来柱塞底部的容积，变成两个叶片之间的容积。这样就把径向柱塞泵变成了单作用叶片泵。柱塞泵的柱塞个数越多，脉动越小，个数取奇数时，流量的脉动更小。因此，柱塞泵的柱塞个数常常取7、9。再大就会受到结构限制。而叶片泵的叶片更薄，圆周可以布置更多的叶片，因此，单作用叶片泵的叶片个数常常取13、15、17、19等。

单作用叶片泵因一对叶片所包围的容积，在泵转一圈的过程当中吸一次油、压一次油而得名。如果通过定子曲线的设计，让一对叶片所包围的容积，在泵转一圈的过程当中吸2次油、压2次油，则称为双作用叶片泵。同理，理论上如果让一对叶片所包围的容积，在泵转一圈的过程当中吸3次油、压3次油，则称为三作用叶片泵……。双作用叶片泵有两个吸油区，两个压油区，4个过渡区，要正常工作，至少需要2×4=8个叶片（4的倍数），一般取16、20、24、28等。在液压泵中由于结构限制，一般只用到双作用。但液压马达有多作用液压马达。

柱塞泵和叶片泵中，吸油区和压油区需要相互转换，就会存在高低压的互换，就会有冲击。轴配流的柱塞泵、轴配流的柱塞泵以及单作用叶片泵除了有高低压互换的冲击，还存在困油现象，只不过相对好补偿，表现的不是那么突出。

外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵都是靠啮合线把容积分为吸油区和压油区，不存在高低压的互换，因此没有高低压互换的冲击。但外啮合齿轮泵由于为了保证运转连续，齿轮重迭系数ε＞1，在两对轮齿同时啮合时，它们之间将形成一个与吸、压油腔均不相通的闭死容积，此闭死容积随齿轮转动其大小发生变化，先由大变小，后由小变大，如图1所示。

齿轮泵和柱塞泵叶片泵的原理稍有差别，但都符合液压泵的基本原理，也都满足液压泵工作的三个条件。

3.常见液压泵的特点

1）柱塞泵

（1）配流轴式径向柱塞泵

n  配流轴配流，因配流轴上与吸、压油窗口对应的方向开有平衡油槽，使液压径向力得到平衡，容积效率较高。

n  柱塞头部装有滑履，滑履与定子内圆为面接触，接触面比压很小。

n  可以实现多泵同轴串联，液压装置结构紧凑。

n  改变定子相对缸体的偏心距可以改变排量，且变量方式多样。

（2）斜盘式轴向柱塞泵（图2）

n  三对磨擦副：柱塞与缸体孔，缸体与配流盘，滑履与斜盘。容积效率较高，额定压力可达31.5MPa。

n  泵体上有泄漏油口。

n  传动轴是悬臂梁，缸体外有大轴承支承。

n  可以方便改变斜盘倾角，因而可以改变排量，且变量方式多样。

为减小瞬时理论流量的脉动性，取柱塞数为奇数：5，7，9。

图2 轴向柱塞泵结构图

2）叶片泵

（1）单作用叶片泵

n  可以通过改变定子的偏心距 e 来调节泵的排量和流量。

n  叶片槽根部分别通油，叶片厚度对排量无影响。

n  因叶片矢径是转角的函数，瞬时理论流量是脉动的。叶片数取为奇数，以减小流量的脉动。

（2）双作用叶片泵

n  径向力平衡。

n  为保证叶片自由滑动且始终紧贴定子内表面，叶片槽根部全部通压力油。

n  合理设计过渡曲线形状和叶片数（z≥8），可使理论流量均匀，噪声低。

n  定子曲线圆弧段圆心角β≥配流窗口的间距角γ ≥叶片间夹角α（= 2π/ z ）。无困油。

n  为减少两叶片间的密闭容积在吸压油腔转换时因压力突变而引起的压力冲击，在配流盘的配流窗口前端开有减振槽。

3）齿轮泵

（1）（外啮合）齿轮泵

外啮合齿轮泵的排量V = 2πz m ² B，由式可以看出，为了增大排量，通过增大模数更容易，因为排量和模数的平方成正比。因此齿轮泵的齿相对模数大，齿显得更粗壮一些。

存在的三大问题：一是端面泄漏，齿轮泵存在端面泄漏、径向泄漏和轮齿啮合处泄漏。端面泄漏占80％—85％。端面间隙补偿采用静压平衡措施：在齿轮和盖板之间增加一个补偿零件，如浮动轴套或浮动侧板，在浮动零件的背面引入压力油，让作用在背面的液压力稍大于正面的液压力，其差值由一层很薄的油膜承受；二是液压径向力不平衡；三是困油现象。

（2）内啮合齿轮泵

n  无困油现象

n  流量脉动小，噪声低

n  采取间隙补偿措施后，泵的额定压力可达30 MPa。

4）几种泵的比较

（1）相对来讲，轴向柱塞泵获得高压更容易一些，因此高压领域更多选用轴向柱塞泵。但轴向柱塞泵由于受“缸体外有大轴承支承”的限制，转速不能太高。

（2）叶片泵，特别是双作用叶片泵，噪声小，广泛用在对噪声控制有要求的地方，但其抗污染能力较弱（污染颗粒可能会使叶片卡死无法工作），转速不能太低（依靠离心力使叶片靠在定子内表面）。

（3）齿轮泵抗污染能力强，常用在环境条件较差的场合，但外啮合齿轮泵由于困油，噪声大、冲击大。内啮合齿轮泵由于制造工艺复杂，价格较贵，使用受到限制。

4.与液压泵相关的几个拓展问题

1）液压泵的形式

    理论上讲，只要复合液压泵工作的三个条件，都可以构成液压泵。所以，液压泵并不局限于已知的柱塞泵、叶片泵、齿轮泵、转子泵、螺杆泵等，新型式的液压泵等你发明哟。

2）液压泵的变量机构

不管是控制定子的偏心，还是控制斜盘的倾角，理论上讲只要有需求，就会有不同的变量机构。常见的限压式、恒压式、恒功率等等是常见的形式。为使原动机工作在最佳工况下，减少原动机的能耗，工程机械中常使用恒功率变量泵。目前，恒功率变量机构主要包括三种形式，利用多弹簧的位移直接反馈机构，利用多弹簧的位移一力反馈机构，以及利用杠杆原理的恒功率控制机构。采用多弹簧的控制方式都是让压力流量呈不同斜率的多条直线变化，通过多条直线来近似双曲线，实际上并不是真正意义上的恒功率控制；而利用杠杆原理的恒功率控制机构，理论上是可以让压力一流量呈双曲线变化的，但该恒功率变量机构以伺服阀、伺服阀控柱塞为主要控制元件，制造精度要求高以及成本较高，且对系统清洁要求较为苛刻，限制了其应用范围。为此我们发明了“一种用于轴向柱塞泵的恒功率变量机构（图3）”，本机构采用两个柱塞作用在一个杠杆上并驱动杠杆齿轮旋转一定角度，旋转的杠杆齿轮带动驱动斜盘实现轴向柱塞泵的排量变化。通过将控制柱塞的固定点和铰接点置于以杠杆齿轮中心为圆心的圆上，并将负载柱塞的固定点和铰接点置于其同心圆上，使得在控制压力一定时，随着负载压力的升高按照反比例函数曲线减小轴向柱塞泵的排量，从而实现轴向柱塞泵工作在恒功率状态。

图3一种用于轴向柱塞泵的恒功率变量机构

3）液压泵高低压转换冲击与困油可能解决方向

为防止密闭容积在吸、压油转换时因压力突变引起的压力冲击，在配流盘的配流窗口前端开有减振槽或减振孔（图4）。图4d采用把配流盘偏转一个角度，理论上讲，如果设计合理，正好在这个角度范围内，让容积变化导致的压力变化等于高低压腔的压差，就不会有高低压腔转换的冲击，当然也可以有效补偿困油现象。但不幸的是，压油腔的压力是变的，假设偏转角度在20Mpa时正好补偿，那么在30Mpa时就存在补偿不足，在10Mpa时就存在补偿过度的问题。如果，能让偏转角度随出口压力而变，那是不是可以实现整个压力范围的冲击、困油的全补偿，从而开发出一种高压、低噪声的轴向柱塞泵？

4）内啮合齿轮泵，我看好你哟！

再看看内啮合齿轮泵的优点：无困油现象；流量脉动小，噪声低；采取间隙补偿措施后，泵的额定压力可达30 MPa。除此之外，还具有齿轮泵的抗污染能力强，转速范围大的优点。

随着现代液压技术与电气控制技术的发展，实际中常常采用变频电机、伺服电机带定量泵的方式，这就对泵的转速范围提出要求，柱塞泵转速不能太高，叶片泵转速不能太低，而相对来讲齿轮泵转速范围更宽泛，但外啮合齿轮泵由于困油，噪声大。因此，在这样的系统中采用内啮合齿轮泵就是最好的选择了。至于内啮合齿轮泵由于制作工艺等原因导致的价格较高的缺点，会随着使用量的提升，现代制造工艺的改善，现代制造技术的应用得到解决，相信不久的将来，内啮合齿轮泵的春天一定会来到，内啮合齿轮泵大丰收的季节不会太远。