液压传动第四章.ppt

,单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,概述,齿轮泵,叶片泵,柱塞泵,液压马达,液压摆动马达,液压泵中的气穴现象,液压泵的噪声,液压泵的选用,第四章 液压泵和液压马达,液压泵是一种能量转换装置，将驱动机的机械能转换成输到系统中去的油液的压力能，供液压系统使用。,液压马达也是一种能量转换装置，将输入油液的压力能转换成机械能，使主机的工作部件克服负载及阻力而产生运动。,4-1,概述,当偏心轮,1,被带动旋转时,柱塞,2,在偏心轮和弹簧,4,的作用下在泵体,3,的柱塞孔内作上下往复运动。,柱塞向下运动,时,泵体的柱塞孔和柱塞上端构成的密闭工作,油腔,A,的容积增大,形成真空,油箱,7,中的,液压油,便在大气压力的作用下,通过进油阀,6,进入工作油腔,这一过程为柱塞泵,进油过程,;,当,柱塞向上运动,时,密闭工作,油腔的容积减小,、压力增高,压力油便打开排油阀,5,进入系统,这一过程为柱塞泵,排油过程,。若偏心轮连续不断地转动,柱塞泵就不断地进油和排油。,3.1.1,液压泵工作原理及特点,液压泵是依靠密封容积变化的原理来进行工作的，故一般称为容积式液压泵。,动画演示,因此可知,构成容积式液压泵所必须具备的条件是,:,1.,油箱内液体,的绝对压力必须恒等于或大于大气压力。这是容积式液压泵能够吸入油液的,外部条件,。因此，油箱必须与大气相通，或采用密闭的充压油箱。,2.,具有若干个良好密封且能作周期性变化的工作容腔；,3.,必须有配流动作，即,工作容腔容积加大时吸入低压油,工作容腔容积减小时排除高压油,3.,具有相应的配流机构，即进油口和排油口不能同时开启,。,液压泵,/,马达的类型很多,但可按其每转排出油液的体积能否调节而分为,定量,和,变量,两大类,按其组成密封容积的结构形式的不同又可分为,柱塞式,、,齿轮式,、,叶片式,三大类。,3.1.2,分类,3.1.3,液压泵的主要性能参数,液压泵和液压马达的性能参数主要有压力（常用单位为,Pa,）、排量（常用单位为 ）、流量（常用单位为 或,L,/,min,）、功率（常用单位为,W,）和效率。,1.,压力,(,p,),(1),工作压力,:,泵,/,马达实际工作时的输出压力。,泵 输出压力,马达 输入压力,(2),额定压力,:,泵,/,马达在正常工作条件下,按试验标准规定能连续运转的最高压力。,2.,排量和流量,(1),排量,(,V,):,液压泵,/,马达每转一转,由其密封容积几何尺寸变化计算而得到的排出,/,吸入液体的体积,即在无泄漏的情况下,液压泵,/,马达每转一转所能排出,/,吸入的液体体积。,(2),几何流量,(,q,t,):,在不考虑泄漏的情况下,泵,/,马达在单位时间内排出,/,吸入液体的体积,其值等于排量,(,V,),与转速,(,n,),的乘积,与工作压力无关,即,(3),额定流量,(,q,n,):,泵,/,马达在正常工作中,按试验标准规定必须保证的流量，亦即在额定转速和额定压力下由泵输出（或输入到马达中去）的流量。,3.,功率和效率,若不考虑能量转换过程中的损失，则输入功率等于输出功率，即,转矩和转速,液体压力和流量,液压泵,液压马达,实际液压泵,/,马达在能量转换过程中是有损失的，输出功率小于输入功率。,功率损失,=,容积损失,+,机械损失,容积损失,(,v,),：因泄露、气穴和油液在高压下压缩等造成的流量损失。,机械损失,(,m,):,因摩擦而造成的转矩上的损失。,液压泵：,容积损失 其大小用容积效率表示,等于液压泵的实际输出流量,q,与其几何流量,q,t,之比,即,液压,马达,：,容积损失 其大小亦用容积效率表示,等于液压马达的几何输入流量,q,t,与其实际流量,q,之比,即,液压泵：,机械损失 其大小用机械效率表示,等于液压泵的几何转矩,T,t,与其实际转矩,T,之比,即,液压,马达,：,机械损失 其大小亦用机械效率表示,等于液压马达的实际转矩,T,与其几何转矩,T,t,之比,即,4.,总效率,(,),液压泵,/,马达的总效率是指液压泵,/,马达的实际输出功率与输入功率的比值,等于容积效率与机械效率之积。,4-2,齿轮泵,齿轮泵是一种常用的液压泵。,主要优点,：,结构简单，制造方便，价格低廉，体积小，重量轻，自吸性好，对油液污染不敏感，工作可靠；,主要缺点,：,流量和压力脉动大，噪声大，排量不可调。,齿轮泵按照其啮合形式的不同，有,外啮合,和,内啮合,两种，外啮合齿轮泵应用较广，内啮合齿轮泵则多为辅助泵。,3.2.1,外啮合齿轮泵的机构及工作原理,泵主要由主、从动齿轮,驱动轴,泵体及侧板等主要零件构成。,泵体内相互啮合的主、从动齿轮与两泵盖及泵体一起构成封闭的工作容积,齿轮的啮合点将左、右两腔隔开,形成了吸、压油腔,。,当齿轮按图示方向旋转时,右侧吸油腔内的轮齿脱离啮合,密封腔容积不断增大,形成局部真空,油箱里的油液在大气压的作用下进入右腔,填满轮齿脱开时形成的空间,这一过程为齿轮泵的进油过程。,随着齿轮的旋转,油液被带往左腔,左侧压油腔内的轮齿不断进入啮合,使封闭腔容积减小,油液受到挤压被排往系统,这就是齿轮泵的压油过程。,动画演示,外啮合齿轮泵的,排量可近似看作是两个齿轮的不包括径向间隙容积的齿间槽容积之和,。若假设齿间槽容积等于轮齿体积，则当齿轮齿数为,z,，模数为,m,，分度圆直径为,D,，有效齿高为,h,w,，齿宽为,b,时，齿轮泵的排量近似为,3.2.2,齿轮泵的流量计算,实际上，齿谷间槽容积比轮齿体积稍大一些，并且齿数越少误差越大，则有,实际上齿轮泵在工作中,排量是转角的周期函数,存在排量脉动,因此瞬时流量也是脉动的,即当啮合点处于啮合节点时,瞬时流量最大；当啮合点开始进入啮合和开始退出啮合时,瞬时流量最小。,流量的脉动,直接影响液压系统工作的平稳性。流量脉动的大小,用流量脉动率,来表示,即,在容积式液压泵中,齿轮泵的流量脉动最大,且流量脉动的大小与,齿轮啮合长度,有关,啮合长度长,流量脉动就大。当齿轮分度圆直径相同时,齿数越多,则啮合长度越小,同时流量脉动减小。但这样会使泵的流量减小,此时,Z,增大而,m,减小,因此齿轮泵齿数,Z,选择要恰当,低压齿轮泵的齿数,Z,一般取,13,19,中高压齿轮泵齿数,Z,一般取,6,14,。,外啮合齿轮泵存在的问题有四个：,3.2.3,齿轮泵存在的问题,外啮合齿轮泵的,流量脉动大,外啮合齿轮泵有,困油问题,外啮合齿轮泵的,泄露比较大,外啮合齿轮泵有,径向不平衡力,为了保证齿轮泵能连续供油及吸、压油腔的可靠密封,(,使吸油腔与压油腔被齿与齿的啮合接触线隔开而不连通,),要求齿轮啮合的,重叠系数,大于,1,。,1.,困油问题,这样齿轮转动时,当前一对轮齿尚未脱开啮合前,后一对轮齿就开始进入啮合,在这一小段时间内,同时有两对轮齿进行啮合,在它们之间形成一个封闭的空间,称为,闭死容积,。,随着齿轮的旋转,闭死容积逐渐减小,直至图,(b),所示位置时,啮合点,A2,和,A2,处于节点两侧的对称位置时,闭死容积最小。在这个过程中,被困的油受挤压,使压力急剧上升,油液从缝隙中强行挤出,使齿轮轴承受到很大的径向力,并产生噪声和振动。当齿轮继续旋转时,闭死容积又逐渐增大,直至前一对齿轮在,A3,点即将退出啮合时,增至最大,如图,(c),所示。在这个过程中,压力逐渐降低,产生真空,容易发生气蚀现象。,为了消除困油现象，在泵盖上铣出两个卸荷槽。,卸荷槽,容积减小时,与压油腔相通,容积增大时,与吸油腔相通,必须要保证任何时候都不能使吸油腔和压油腔相通,齿轮泵工作时,液压油从高压区向低压区的泄漏是不可避免的,其泄漏有,3,条途径,:,一条是通过齿顶圆和泵体内孔间的径向间隙,-,齿顶间隙,产生泄漏；另一条是通过齿轮啮合线处的间隙,-,齿侧间隙,产生泄漏；还有一条是通过齿轮端面与泵端盖板之间的间隙,-,端面间隙,产生泄漏,即轴向间隙泄漏。在这,3,种间隙中,齿侧间隙产生的泄漏量最少,一般不予考虑；端面间隙产生泄漏量最大,约占总泄漏量的,75%,80%,是液压泵的主要泄漏途径,也是目前影响齿轮泵压力提高的主要原因,在齿轮泵的结构设计中必须采取措施予以解决。,2.,间隙泄漏,在齿轮泵中，油液作用在轮外缘的压力是不均匀的，从低压腔到高压腔，压力沿齿轮旋转方向逐齿递增，因此，齿轮和轴均受到径向不平衡力的作用。工作压力越高,径向不平衡力越大,造成泵壳体内壁产生偏磨,同时也加剧轴承的磨损,降低轴承的使用寿命。,3.,径向不平衡力,为了减小径向不平衡力的影响,常采用,缩小压油腔,的方法,使压油腔的压力仅作用在一到两个齿的范围内,同时,适当增大齿顶和泵壳体内壁之间的间隙,使齿顶不与泵壳体内壁接触。,轴向泄露,1.,浮动轴套,2.,泵体,3.,齿轮轴,4.,弹簧,此图是浮动轴套式的间隙补偿原理图,将泵的出口压力油引到齿轮轴,3,上的浮动轴套,1,外侧的,A,腔,在液体压力的作用下,使轴套紧贴齿轮的侧面,因而可以消除间隙并可补偿齿轮侧面和轴套间的磨损量。在泵启动时,由弹簧,4,来产生预紧力,以保证轴向间隙的密封。,3.2.4,提高外啮合齿轮泵压力的措施,端面间隙,在中高压齿轮泵中,为了减少端面间隙泄漏而采用,端面轴向间隙自动补偿装置,。,内啮合齿轮泵分,渐开线齿轮泵,和,摆线齿轮泵,两种。,3.2.5,内啮合,齿轮泵,渐,开,线,齿,轮,泵,摆,线,齿,轮,泵,当内转子围绕中心,O,1,旋转时,带动外转子绕外转子中心,O,2,作同向旋转。这时,由内转子齿顶,A,1,和外转子齿谷,A,2,间形成的密封容积,C,随着转子的转动密封容积就逐渐扩大,于是就形成局部真空,油液从配油窗口,b,被吸入密封腔,至,A,1,、,A,2,位置时封闭容积最大,这就是吸油过程。,当转子继续旋转时,充满油液的密封容积便逐渐减小,油液受挤压,于是通过另一配油窗口,a,将油排出,至内转子的另一齿全部和外转子的齿凹,A,2,全部啮合时,压油完毕,这就是压油过程。,叶片泵具有工作平稳、噪声小、流量均匀和容积效率高等优点。但其自吸能力较差,对液压油的污染比较敏感,结构较复杂,泵的转速较齿轮泵低。,根据各密封工作容积在转子旋转一周吸、排油液次数的不同,叶片泵分为两类,即完成一次吸、排油液的,单作用叶片泵,和完成两次吸、排油液的,双作用叶片泵,。,单作用叶片泵多为变量泵,工作压力最大为,7.0Mpa,双作用叶片泵均为定量泵,一般最大工作压力亦为,7.0Mpa,。,4-3,叶片泵,单作用叶片泵由转子,1,、定子,2,、叶片,3,和端盖等组成。定子具有圆柱形内表面，定子和转子间有偏心距。,叶片装在转子槽中，并可在槽内滑动,，当转子回转时，由于离心力的作用，使叶片紧靠在定子内壁，这样在定子、转子、叶片和两侧配油盘间就形成若干个密封的工作空间。,1.,工作原理,4.3.1,单作用叶片泵,当转子按图示的方向旋转时,图右侧的叶片向外伸出,密闭工作腔的容积逐渐增大,产生真空,液压油通过配流盘上的吸油窗口进入密封工作腔；而在图的左侧,叶片往里缩进,密封腔的容积逐渐减小,密封腔中的液压油经配油盘上的压油窗口被排入到系统中。,单作用叶片泵的,主要缺点,是转子受到来自压油腔的单向压力,由于径向力不平衡,使轴承上所受的载荷较大,称非平衡式叶片泵,故不宜用作高压泵。,若改变定子和转子间偏心矩,e,的大小,便可改变泵的排量,形成变量叶片泵。,动画演示,单作用叶片泵的排量为各工作容积在主轴旋转一周时所排出的液体的总和。两个叶片形成的一个工作容积,V,近似地等于扇形体积,V,1,和,V,2,之差,即,2.,排量和流量计算,则单作用叶片泵的排量为,故当转速为,n,泵的容积效率为 时的泵的几何流量和实际流量分别为：,单作用叶片泵的输出流量是脉动的。叶片数越多，流量脉动越小，且奇数叶片泵的脉动比偶数的小，因此单作用叶片泵的叶片数一般为,z,=13,或,15,。,(1),改变定子和转子之间的偏心量便可改变流量。偏心反向时,吸油压油方向也相反；,(2),处在压油腔的叶片顶部受到压力油的作用,该作用要把叶片推入转子槽内。为了使叶片顶部可靠地和定子内表面相接触，,压油腔一侧的叶片底部要通过特殊的沟槽和压油腔相通,。,吸油腔一侧的叶片底部要和吸油腔相通,叶片仅靠离心力的作用顶在定子内表面上；,(3),为了更有利于叶片在惯性力作用下向外伸出,而使叶片有一个,与旋转方向相反的倾斜角,称后倾角,一般为,24,。,(4),转子受到径向不平衡力。,3.,单作用叶片泵的特点,双作用叶片泵是由定子、转子、叶片和配油盘等组成,。,转子和定子中心重合,定子内表面近似为椭圆柱形。,1.,工作原理,4.3.2,双作用叶片泵,当转子顺时针方向旋转时,密封工作腔的容积在左上角和右下角处叶片外伸，其容积逐渐增大,为吸油区；在左下角和右上角处，叶片被定子内壁逐渐压进槽内，容积逐渐减小,为压油区,吸油区和压油区之间有一段封油区将吸、压油区分开,。,由于有两个吸油区和压油区,因此这种泵的转子每转一周,每个密封工作腔完成两次吸油和压油,称为双作用叶片泵。又由于两个吸油区和两个压油区是径向对称的,作用在转子上的压力径向平衡,因此又称为平衡式叶片泵。,动画演示,当两叶片从,a,、,b,位置转到,c,，,d,位置时，排出体积为,M,的油液；从,c,、,d,转到,e,、,f,时，吸进,体积,为,M,的油液。从,e,、,f,转,g,、,h,时，又排出了,体积,为,M,的油液；再从,g,、,h,转回到,a,、,b,时，又吸进了,体积,为,M,的油液。,2.,排量和流量计算,R,：定子长半径；,r,：定子短半径；,B,：定子宽度,转子转一周，两叶片间吸油两次，压油两次，每次体积均为,M,；当叶片数为,z,时，转到一周所有叶片的排量为,2,z,个,M,体积。若不计叶片几何尺度，此值正好等于环形体积的两倍。,一般在双作用叶片泵中,叶片底部全部接通压力油腔,因而叶片在槽中作往复运动时,叶片槽底部的吸油和压油不能补偿由于叶片厚度所造成的排量减小,为此双作用叶片泵当叶片厚度为,s,、叶片安放的倾角为,时的排量为：,当双作用叶片泵的转数为,n,泵的容积效率为 时,泵的理论流量和实际输出流量分别为：,双作用叶片泵的输出流量有微小的脉动，且在叶片数为,4,的整数倍时最小。因此双作用叶片泵的叶片数一般为,z,=12,或,16,。,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。叶片靠旋转时离心力甩出，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。,3.,提高双作用叶片泵压力的措施,右图所示的结构中采用了复合式叶片,(,亦称子母叶片,),叶片分成母叶片,1,与子叶片,2,两部分。通过配油盘使,K,腔总是接通压力油,引入母子叶片间的小腔,c,内,而母叶片底部,L,腔,则借助于虚线所示的油孔,始终与顶部油液压力相同。这样,无论叶片处在吸油区还是压油区,母叶片顶部和底部的压力油总是相等的,当叶片处在吸油腔时,只有,c,腔的高压油作用而压向定子内表面,减小了叶片和定子内表面间的作用力。,右图所示为阶梯片结构,阶梯叶片和阶梯叶片槽之间的油室,d,始终和压力油相通,而叶片的底部和所在腔相通。这样,叶片在,d,室内油液压力作用下压向定子表面,由于作用面积减小,使其作用力不致太大,但这种结构的工艺性较差。,(1),配油盘,4.,双作用叶片泵的结构特点,当两个叶片间密封油液从吸油区过渡到封油区时,其压力基本上与吸油压力相同,但当转子再继续旋转一个微小角度时，使该密封腔突然与压油腔相通，使其中油液压力突然升高,油液的体积突然收缩,压油腔中的油倒流进该腔,使液压泵的瞬时流量突然减小,引起液压泵的流量脉动、压力脉动和噪声。,1,、,3,：压油窗口,2,、,4,：吸油窗口,因此，在配油盘的压油窗口靠叶片从封油区进入压油区的一边开有一个截面形状为三角形的三角槽,使两叶片之间的封闭油液在未进入压油区之前就通过该三角槽与压力油相连,其压力逐渐上升,因而缓减了流量和压力脉动，并降低了噪声。环形槽,c,与压油腔相通并与转子叶片槽底部相通,使叶片的底部作用有压力油。,1,、,3,：压油窗口,2,、,4,：吸油窗口,(2),定子过渡曲线,由于定子内表面的曲线由,四段圆弧,和,四段过渡曲线,组成,因而泵的动力学特性在很大程度上受过渡曲线的影响。,理想的过渡曲线不仅应使叶片在槽中滑动时的,径向速度变化均匀,还应使叶片转到过渡曲线和圆弧段,交接点处的加速度突变不大,以减小冲击和噪声,同时还应使泵的瞬时流量的脉动最小。,设置叶片倾角,有利于叶片在槽内滑动,。为了保证叶片顺利的从叶片槽滑出，减小叶片的压力角，,双作用叶片泵转子的叶片槽常做成沿旋转方向,向前,倾斜一个安放角,。当叶片有安放角时，叶片泵就不允许反转。,双作用叶片泵叶片的倾角一般为,10,14,。,(3),叶片倾角,单作用叶片泵的,叶片“后倾”,双作用叶片泵的叶片“前倾”,限压式变量叶片泵是单作用叶片泵，限压式变量叶片泵能借助,输出压力的大小,自动改变偏心距,e,的大小来改变输出流量。,当压力低于某一可调节的限定压力时,泵的输出流量最大；压力高于限定压力时,随着压力增加,泵的输出流量线性地减少。,1.,工作原理,3.4.4,限压式变量叶片泵,当泵的出口压力,p,较低时,则作用在活塞,4,上的液压力也较小,若此液压力小于左端的弹簧作用力,当活塞的面积为,A,、调压弹簧的刚度,k,s,、预压缩量为,x,0,时,有：,pA,500,r,/,min,),低速液压马达,(,n,500,r,/,min,),齿轮式,螺杆式,叶片式,轴向柱塞式,径向柱塞式,4.2.3,液压马达的工作原理,1.,轴向柱塞液压马达,压力油经配油盘窗口输入缸体柱塞孔时,压力油将柱塞推出,使之压在斜盘上。斜盘对柱塞的反作用力,F,垂直于斜盘表面。该力轴向分力,F,x,与柱塞所受液压推力平衡,径向分力,F,y,使每个位于高压区的柱塞都对缸体中心产生转矩,使缸体与传动轴沿图示逆时针方向旋转,。,改变压力油输入方向,液压马达轴就按顺时针方向旋转,。,改变,可改变排量,调节旋转速度,。,(2),输出转矩与转速的计算,轴向分力,径向分力,设一柱塞某瞬时与缸体垂直中心线成,M,角，则该柱塞使缸体产生的理论瞬转矩为,柱塞分布圆半径,由此可知,柱塞产生的转矩是随着,M,的变化而变化。所以,一般用一周内输出的平均转矩表示。,一个柱塞转一周的理论平均转矩为,考虑机械损失，则输出实际平均总转矩为,液压马达有,Z,个柱塞，则产生的理论平均总转矩为,液压马达排量,注意：是随时间脉动的。柱塞数越多且为奇数时，脉动越小，一般取,Z,=7,或,9,。,2.,径向柱塞式液压马达,多作用内曲线径向柱塞液压马达的结构原理,当压力为,p,的油液从进油口进入叶片,1,和,3,之间时,叶片,2,因两面均受液压油的作用所以不产生转矩。叶片,1,、,3,上,一面作用有压力油,另一面为低压油。由于叶片,3,伸出的面积大于叶片,1,伸出的面积,因此作用于叶片,3,上的总液压力大于,3.,叶片液压马达,作用于叶片,1,上的总液压力,于是压力差使转子产生顺时针的转矩。同样道理,压力油进入叶片,5,和,7,之间时,叶片,7,伸出的面积大于叶片,5,伸出的面积,也产生顺时针转矩。,动画演示,叶片,2,、,4,、,6,、,8,两侧的压力相等，无转矩产生。叶片,3,、,7,产生的转矩为,T,1,，方向为顺时针方向。假设马达出口压力为零，则,叶片,1,、,5,产生的转矩为,T,2,，方向为逆时针方向，则：,输出转矩即为,由叶片泵的理论流量,1.,液压马达输出几何转矩,当液压马达进、出油口之间的压力差为,p,输入马达流量为,q,i,输出的理论转矩为,T,t,角速度为,若不计损失,液压马达输入的液压功率应当全部转化为液压马达输出的机械功率,即：,由 ，可得,2.,液压马达的实际转矩,若液压马达的机械效率为,m,，则,4.5.2,液压马达的性能参数,3.,液压马达的转速,(a),单叶片摆动液压马达,(b),双叶片摆动液压马达,若从油口,通入高压油,叶片作逆时针摆动,低压力从油口,排出。因叶片与输出轴连在一起,帮输出轴摆动同时输出转矩、克服负载。,在径向尺寸和工作压力相同的条件下，输出转矩是单叶片式摆动马达的,2,倍,4-6,摆动液压马达,当泵的安装高度过大,吸油管直径太小,吸油阻力太大,或液压泵转速过高,吸油不充分,造成泵入口处的真空度过大,从而会产生气穴。,4-7,液压泵中的气穴现象,设以油箱液面为基准面,取油箱液面,1,1,和泵进口处截面,2,2,列伯努利方程,即,式中,p,1,=,大气压,=,p,a,h,1,=0,h,2,=,h,v,1,v,2,v,1,0,代入伯努利方程后可得,即液压泵吸油口的压强,当泵安装在油箱液面之上,那么,h,0,因 和 永远是正值,这样泵的进口处必定形成真空度。实际上液体是靠液面的大气压力压进泵去的。,为便于安装维修,液压泵常安装在油箱液面以上,依靠进口处形成的真空度来吸油。为保证液压泵正常工作,进口处的真空度不能太大。否则当绝对压力,p,2,小于油液的空气分离压时,溶于油液中的空气会分离析出形成气泡,产生气穴现象,引起振动和噪声。为此,需限制液压泵的安装高度,h,一般泵的吸油高度,h,值不大于,0.5m,并且希望吸油管内保持较低的流速。,如果泵安装在油箱液面以下,那么,h,0,当 时,泵进口处不形成真空度,油液将自行灌入泵内。,避免泵内产生气穴现象的措施：,1.,尽量降低吸入高度。,2.,采用通径较大的吸油管并尽量减少使用弯头的数量。,3.,吸油管端采用容量较大的过滤器，以减小吸油阻力。,4.,液压泵浸在油中以利吸油，或油箱高置方式。,(1),泵的流量脉动和压力脉动,造成泵构件的振动。,(2),气穴现象。,(3),泵的工作腔从吸油腔突然和压油腔相通,或从压油腔突然和吸油腔相通时,产生的油液流量和压力突变,对噪声的影响甚大。,(4),泵内流道具有截面突然扩大和收缩、急拐弯,通道截面过小而导致液体紊流、旋涡及喷流,使噪声加大。,(5),由于机械原因,如转动部分不平衡、轴承不良、泵轴的弯曲等机械振动引起的机械噪声。,3.5.1,产生噪声的原因,4-8,液压泵的噪声,(1),消除液压泵内部油液压力的急剧变化。,(2),为吸收液压泵流量及压力脉动,可在液压泵的出口装置消音器。,(3),装在油箱上的泵应使用橡胶垫减振。,(4),压油管的一段用橡胶软管,对泵和管路的连接进行隔振。,(5),防止泵产生气穴现象,可采用直径较大的吸油管,减小管道局部阻力；采用大容量的吸油滤油器,防止油液中混入空气；合理设计液压泵,提高零件刚度。,3.5.2,降低噪声的措施,合理的选择液压泵对于降低液压系统的能耗、提高系统的效率、降低噪声、改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要。,选择液压泵的,原则,是,:,根据,主机工况、功率大小和系统对工作性能的,要求,首,先,确,定,液压泵的,类型,然,后,按系统所要求的压力、流量大小确,定,其规格,型号,。,4-9,液压泵的选用,选择泵的形式时,要使泵具有一定的压力储备,一般泵的额定压力应比系统压力略高。,若液压系统采用,单泵系统,(,一个泵同时或间隔地向几个工作回路供油,),泵的压力应根据,最高工作回路所需的工作压力,来选择。,在液压系统中,液压泵通常是由发动机或电动机驱动的,选择泵的使用转速时,要求在其额定转速下工作,这样才能充分发挥其工作效率。同时泵的使用转速不能超过泵规定的最高转速。泵的转速过高会使泵的进油不足、寿命降低,甚至会使泵先期损坏。,另外，由于,泵的供油量取决于泵的排量和转速,所以在单泵系统中,选择泵时,若,各工作回路不同时工作,则,以所需流量最大的工作回路选择液压泵,；若有,某几个工作回路同时工作,(,包括或不包括所需流量最大的回路,),所需流量超过所需流量最大的回路时,应根据该流量选择液压泵,。,液压泵的图形符号,液压马达的图形符号,单向定量 单向变量 双向定量 双向变量,