項目2基本回路單元分析模塊2.1換向回路分析模塊2.2速度調節(jié)回路分析模塊2.3基本壓力控制回路分析模塊2.4氣壓傳動系統(tǒng)分析習題2模塊2.1換向回路分析

任務2.1.1液壓泵

1.液壓泵工作過程分析

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(電動機或內燃機)輸出的機械能轉換為工作液體的壓力能，是一種能量轉換裝置。各類液壓泵的符號表示如圖2-1-1所示。

液壓泵都是依靠密封容積變化的原理來進行工作的，故一般稱為容積式液壓泵，圖2-1-2所示的是一單柱塞液壓泵的工作原理圖。圖2-1-1液壓泵符號表示圖2-1-2液壓泵工作原理圖

2.液壓泵壓力分析

1)工作壓力

液壓泵實際工作時的輸出壓力稱為工作壓力。工作壓力的大小取決于外負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。

2)額定壓力

液壓泵在正常工作條件下，按試驗標準規(guī)定連續(xù)運轉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)試驗標準規(guī)定，允許液壓泵短暫運行的最高壓力值，稱為液壓泵的最高允許壓力。

3.液壓泵排量和流量的計算

1)排量V

液壓泵每轉一周，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，其主軸轉速為n，則該液壓泵的理論流量qi為

qi=Vn

(2-1-1)

3)實際流量q

液壓泵在某一具體工況下，單位時間內所排出的液體體積稱為實際流量，它等于理論流量qi減去泄漏流量Δq，即

q=qi－Δq

(2-1-2)

4)額定流量qn

液壓泵在正常工作條件下，按試驗標準規(guī)定(如在額定壓力和額定轉速下)必須保證的流量。

4.功率和效率的計算

1)液壓泵的功率損失

液壓泵的功率損失有容積損失和機械損失兩部分。

(1)容積損失。

容積損失是指液壓泵流量上的損失，液壓泵的實際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部高壓腔的泄漏、油液的壓縮以及在吸油過程中由于吸油阻力太大、油液粘度大以及液壓泵轉速高等原因而導致油液不能全部充滿密封工作腔。液壓泵的容積損失用容積效率來表示，它等于液壓泵的實際輸出流量q與其理論流量qi之比，即(2-1-3)因此液壓泵的實際輸出流量q為

q=qiηV=VnηV

(2-1-4)

式中：V為液壓泵的排量(m3/r)；n為液壓泵的轉速(r/s)。

(2)機械損失。

機械損失是指液壓泵在轉矩上的損失。液壓泵的實際輸入轉矩T0總是大于理論上所需要的轉矩Ti，其主要原因是由于液壓泵體內相對運動部件之間因機械摩擦而引起的摩擦轉矩損失以及液體的粘性而引起的摩擦損失。液壓泵的機械損失用機械效率表示，它等于液壓泵的理論轉矩Ti與實際輸入轉矩T0之比，設轉矩損失為ΔT，則液壓泵的機械效率為(2-1-5)

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械功率，當輸入轉矩為T0，角速度為ω時，有

pi=T0ω

(2-1-6)

(2)輸出功率p0。

液壓泵的輸出功率是指液壓泵在工作過程中的實際吸、壓油口間的壓差Δp和輸出流量q的乘積，即

p0=Δpq

(2-1-7)

式中：Δp為液壓泵吸、壓油口之間的壓力差(N/m2);q為液壓泵的實際輸出流量(m3/s);p0為液壓泵的輸出功率(N·m/s或W)。液壓泵的各個參數(shù)和壓力之間的關系如圖2-1-3所示。在實際的計算中，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代替。

圖2-1-3液壓泵的特性曲線

3)液壓泵的總效率

液壓泵的總效率是指液壓泵的實際輸出功率與其輸入功率的比值，即(2-1-9)由式(2-1-8)可知，液壓泵的總效率等于其容積效率與機械效率的乘積，所以液壓泵的輸入功率也可寫成：pi任務2.1.2液壓泵結構分析及參數(shù)計算

1.齒輪泵結構分析及參數(shù)計算

圖2-1-4為外嚙合齒輪泵工作原理。在泵體內有一對外嚙合齒輪，其齒數(shù)、寬度相等。兩側有端蓋罩住，殼體、端蓋和齒輪的各個齒間槽組成許多密封工作腔，又被嚙合齒輪的嚙合線和齒頂分隔成左右兩個密封腔，即吸油腔和壓油腔。當輪齒按圖示方向轉動時，右側吸油腔內嚙合輪齒逐漸退出嚙合，使其容積逐漸增大，形成局部真空，在大氣壓力作用下，油箱里油液經管道進入吸油腔并進入齒槽隨轉動輪齒帶到左側壓油容腔內。輪齒又很快進入嚙合。壓油腔密封容積逐漸減小，壓油腔壓力增大，齒槽內的油被強行擠出，油從壓油口輸入系統(tǒng)。工作中，輪齒不斷地旋轉，吸壓油過程便連續(xù)進行。嚙合線點處的齒面接線是分隔高、低壓兩腔的作用。圖2-1-4外嚙合齒輪泵工作原理圖2-1-5是CB-B型齒輪泵結構圖。它采用三片式結構。三片分別是泵蓋8、后泵蓋4和泵體7。它們之間通過兩個圓柱銷17定位，六個螺釘9緊固。其中主動齒輪6用鍵5固定在傳動軸12上，并與電動機相連而轉動，帶動嚙合的從動齒輪旋轉。在后端蓋上開有吸油口和壓油口，開口大的為吸油口，小的為壓油口。兩根轉動軸12和從動軸15用四個滾針軸承3分別裝在前、后端蓋上，油液通過軸向間隙潤滑軸承，然后經泄油孔14回吸油液。為使齒輪轉動靈活，同時泄漏量最小，在齒輪端面留有軸向間隙；齒頂留有徑向間隙。為防止齒頂與泵體相碰，間隙可稍大些為防止油泄漏到泵外，減小泵體與端面之間的油壓作用，減小螺釘緊固力，在泵體的兩端面開有泄油槽16。圖2-1-5CB—B齒輪泵的結構齒輪泵要能連續(xù)地供油，就要求齒輪嚙合的重疊系數(shù)ε>1，也就是當一對齒輪尚未脫開嚙合時，另一對齒輪已進入嚙合，這樣，就出現(xiàn)同時有兩對齒輪嚙合的瞬間，在兩對齒輪的齒向嚙合線之間形成了一個封閉容積，一部分油液也就被困在這一封閉容積中(見圖2-1-6(a))，齒輪連續(xù)旋轉時，這一封閉容積便逐漸減小，到兩嚙合點處于節(jié)點兩側的對稱位置時(見圖2-1-6(b))，封閉容積為最小，齒輪再繼續(xù)轉動時，封閉容積又逐漸增大，直到圖2-1-6(c)所示位置時，容積又變?yōu)樽畲蟆Ｔ诜忾]容積減小時，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。圖2-1-6齒輪泵的困油現(xiàn)象為了消除困油現(xiàn)象，在齒輪泵的泵蓋上銑出兩個困油卸荷凹槽，其幾何關系如圖2-1-7所示。卸荷槽的位置應該使困油腔由大變小時，能通過卸荷槽與壓油腔相通，而當困油腔由小變大時，能通過另一卸荷槽與吸油腔相通。兩卸荷槽之間的距離為a，必須保證在任何時候都不能使壓油腔和吸油腔互通。圖2-1-7齒輪泵的困油卸荷槽圖齒輪泵工作時，在齒輪和軸承上承受徑向液壓力的作用。如圖2-1-8所示，泵的右側為吸油腔，左側為壓油腔。在壓油腔內有液壓力作用于齒輪上，沿著齒頂?shù)男孤┯停哂写笮〔坏鹊膲毫Γ褪驱X輪和軸承受到的徑向不平衡力。液壓力越高，這個不平衡力就越大，其結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。圖2-1-8齒輪泵的徑向不平衡力齒輪泵的排量V相當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，那么齒輪泵的排量等于一個齒輪的齒谷容積和輪齒容積體積的總和，即相當于以有效齒高和齒寬構成的平面所掃過的環(huán)形體積，即

V=2πm2ZB

(2-1-10)

式中：B為齒輪寬(cm)；m為齒輪模數(shù)(cm)；Z為齒數(shù)。

實際上，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(2-1-10)可寫成

V=6.66m2ZB

(2-1-11)

齒輪泵的流量q(L/min)為

q=6.66Zm2BnηV

(2-1-12)

式中：n為齒輪泵轉速(r/min)；ηV為齒輪泵的容積效率。

2.葉片泵結構分析及參數(shù)計算

葉片泵的工作壓力較高，且流量脈動小，工作平穩(wěn)，噪聲較小，壽命較長，所以它被廣泛應用于機械制造中的專用機床、自動線等中低液壓系統(tǒng)中，但其結構復雜，吸油特性不太好，對油液的污染也比較敏感。根據(jù)各密封工作容積在轉子旋轉一周吸、排油液次數(shù)的不同，葉片泵分為兩類，即完成一次吸、排油液的單作用葉片泵和完成兩次吸、排油液的雙作用葉片泵。單作用葉片泵多為變量泵，工作壓力最大為7.0MPa；雙作用葉片泵均為定量泵，一般最大工作壓力亦為7.0MPa。結構經改進的高壓葉片泵最大的工作壓力可達16.0～21.0MPa。

1)單作用葉片泵分析

單作用葉片泵由轉子1、定子2、葉片3和端蓋等組成，如圖2-1-9所示。定子具有圓柱形內表面，定子和轉子間有偏心距。葉片裝在轉子槽中，并可在槽內滑動，當轉子回轉時，由于離心力的作用，使葉片緊靠在定子內壁，這樣在定子、轉子、葉片和兩側配油盤間就形成若干個密封的工作空間，當轉子按圖示的方向回轉時，在圖的右部，葉片逐漸伸出，葉片間的工作空間逐漸增大，從吸油口吸油，這是吸油腔，在圖的左部，葉片被定子內壁逐漸壓進槽內，工作空間逐漸縮小，將油液從壓油口壓出，這是壓油腔。在吸油腔和壓油腔之間，有一段封油區(qū)，把吸油腔和壓油腔隔開。這種葉片泵在轉子每轉一周，每個工作空間完成一次吸油和壓油，因此稱為單作用葉片泵。圖2-1-9單作用葉片泵的工作原理單作用葉片泵的排量為各工作容積在主軸旋轉一周時所排出的液體的總和，如圖2-1-10所示，兩個葉片形成的一個工作容積V近似地等于扇形體積V1和V2之差，即

V=π[(R+e)2－(R－e)2]B=4πeRB×10－3

(2-1-13)

實際流量q單位為L/min，計算公式為

q=VnηV=4πeRBnηV×10－6

(2-1-14)

式中：R為定子內半徑(mm)；e為偏心距(mm)；B為定子寬度(mm)；n為轉速(r/min)；ηV為容積效率。圖2-1-10單作用葉片泵排量計算簡圖

2)雙作用葉片泵分析

雙作用葉片泵的工作原理如圖2-1-11所示，泵也是由定子1、轉子2、葉片3和配油盤(圖中未畫出)等組成。轉子和定子中心重合，定子內表面近似為橢圓柱形，該橢圓柱形由兩段長半徑R、兩段短半徑r和四段過渡曲線所組成。當轉子轉動時，葉片在離心力和(建壓后)根部壓力油的作用下，在轉子槽內作徑向移動而壓向定子內表面，由葉片、定子的內表面、轉子的外表面和兩側配油盤間形成若干個密封空間。當轉子按圖示方向旋轉時，處在小圓弧上的密封空間經過渡曲線而運動到大圓弧的過程中，葉片外伸，密封空間的容積增大，要吸入油液；再從大圓弧經過渡曲線運動到小圓弧的過程中，葉片被定子內壁逐漸壓進槽內，密封空間容積變小，將油液從壓油口壓出。因而，當轉子每轉一周，每個工作空間要完成兩次吸油和壓油，所以稱之為雙作用葉片泵。這種葉片泵由于有兩個吸油腔和兩個壓油腔，并且各自的中心夾角是對稱的，所以作用在轉子上的油液壓力相互平衡，因此雙作用葉片泵又稱為卸荷式葉片泵。為了要使徑向力完全平衡，密封空間數(shù)(即葉片數(shù))應當是雙數(shù)。圖2-1-11雙作用葉片泵的工作原理

(1)配油盤。

雙作用葉片泵的配油盤結構圖如圖2-1-12所示，在盤上有兩個吸油窗口2、4和兩個壓油窗口1、3，窗口之間為封油區(qū)，通常應使封油區(qū)對應的中心角β稍大于或等于兩個葉片之間的夾角，否則會使吸油腔和壓油腔連通，造成泄漏。當兩個葉片間密封油液從吸油區(qū)過渡到封油區(qū)(長半徑圓弧處)時，其壓力基本上與吸油壓力相同，但當轉子再繼續(xù)旋轉一個微小角度時，使該密封腔突然與壓油腔相通，使其中油液壓力突然升高，油液的體積突然收縮，壓油腔中的油倒流進該腔，使液壓泵的瞬時流量突然減小，引起液壓泵的流量脈動、壓力脈動和噪聲，為此在配油盤的壓油窗口靠葉片從封油區(qū)進入壓油區(qū)的一邊開有一個截面形狀為三角形的三角槽(又稱眉毛槽)，使兩葉片之間的封閉油液在未進入壓油區(qū)之前就通過該三角槽與壓力油相連，其壓力逐漸上升，因而減緩了流量和壓力脈動，并降低了噪聲。環(huán)形槽c與壓油腔相通并與轉子葉片槽底部相通，使葉片的底部作用有壓力油。圖2-1-12配油盤結構圖

(2)定子曲線。

定子曲線如圖2-1-13所示，是由四段圓弧和四段過渡曲線組成的。過渡曲線應保證葉片緊貼在定子內表面上，保證葉片在轉子槽中徑向運動時速度和加速度的變化均勻，使葉片對定子的內表面的沖擊盡可能小。

(3)葉片的傾角。

葉片在工作過程中，受離心力和葉片根部壓力油的作用，使葉片和定子緊密接觸。當葉片轉至壓油區(qū)時，定子內表面迫使葉片推向轉子中心，它的工作情況和凸輪相似，葉片與定子內表面接觸有一壓力角為β，且大小是變化的，其變化規(guī)律與葉片徑向速度變化規(guī)律相同，即從零逐漸增加到最大，又從最大逐漸減小到零。因而在雙作用葉片泵中，將葉片順著轉子回轉方向前傾一個θ角，使壓力角減小到β′，這樣就可以減小側向力FT，使葉片在槽中移動靈活，并可減少磨損，根據(jù)雙作用葉片泵定子內表面的幾何參數(shù)，其壓力角的最大值βmax≈24°。一般取θ=(1/2)βmax，因而葉片泵葉片的傾角θ為10°～14°。圖2-1-13定子的過渡曲線

3)提高雙作用葉片泵壓力的措施

常用的措施有:

(1)減小作用在葉片底部的油液壓力。將泵的壓油腔的油通過阻尼槽或內裝式小減壓閥通到吸油區(qū)的葉片底部，使葉片經過吸油腔時，葉片壓向定子內表面的作用力不致過大。

(2)減小葉片底部承受壓力油作用的面積。葉片底部受壓面積為葉片的寬度和葉片厚度的乘積，因此減小葉片的實際受力寬度和厚度，就可減小葉片的受壓面積。

減小葉片實際受力寬度結構如圖2-1-14(a)所示，這種結構中采用了復合式葉片(亦稱子母葉片),即可分成母葉片1與子葉片2兩部分。

圖2-1-14(b)所示的為階梯片結構，在這里，階梯葉片和階梯葉片槽之間的油室d始終和壓力油相通，而葉片的底部和所在腔相通。圖2-1-14減小葉片作用面積的高壓葉片泵葉片結構圖

(3)使葉片頂端和底部的液壓作用力平衡。圖2-1-15(a)所示的泵采用雙葉片結構，葉片槽中有兩個可以作相對滑動的葉片1和2，每個葉片都有一棱邊與定子內表面接觸，在葉片的頂部形成一個油腔a，葉片底部油腔b始終與壓油腔相通，并通過兩葉片間的小孔c與油腔a相連通，因而使葉片頂端和底部的液壓作用力得到平衡。適當選擇葉片頂部棱邊的寬度，可以使葉片對定子表面既有一定的壓緊力，又不致使該力過大。為了使葉片運動靈活，對零件的制造精度將提出較高的要求。

圖2-1-15(b)所示為葉片裝彈簧的結構，這種結構葉片較厚，頂部與底部有孔相通，葉片底部的油液是由葉片頂部經葉片的孔引入的，因此葉片上下油腔油液的作用力基本平衡，為使葉片緊貼定子內表面，保證密封，在葉片根部裝有彈簧。圖2-1-15葉片液壓力平衡的高壓葉片泵葉片結構圖

3.柱塞泵結構分析及參數(shù)計算

1)徑向柱塞泵的工作原理

徑向柱塞泵的結構如圖2-1-16所示，柱塞1徑向排列裝在缸體2中，缸體由原動機帶動連同柱塞1一起旋轉，所以缸體2一般稱為轉子，柱塞1在離心力的(或在低壓油)作用下抵緊定子4的內壁。

2)軸向柱塞泵的工作原理

軸向柱塞泵是將多個柱塞配置在一個共同缸體的圓周上，并使柱塞中心線和缸體中心線平行的一種泵。軸向柱塞泵有兩種形式，即直軸式(斜盤式)和斜軸式(擺缸式)。圖2-1-17所示為直軸式軸向柱塞泵，主體由缸體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。斜盤軸線與缸體軸線傾斜一角度，柱塞靠機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。圖2-1-16徑向柱塞泵的工作原理圖2-1-17軸向柱塞泵的工作原理配油盤上吸油窗口和壓油窗口之間的密封區(qū)寬度l應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。

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，當傳動軸轉動時，通過萬向鉸鏈、連桿使柱塞和缸體一起轉動，并迫使柱塞在缸體中作往復運動，借助配油盤進行吸油和壓油。這類泵的優(yōu)點是變量范圍大，泵的強度較高，但和上述直軸式相比，其結構較復雜，外形尺寸和重量均較大。當柱塞的直徑為d，柱塞分布圓直徑為D，斜盤傾角為γ時，柱塞的行程為L=Dtanγ，所以當柱塞數(shù)為z時，軸向柱塞泵的排量為(2-1-15)實際上，由于柱塞在缸體孔中運動的速度不是恒速的，因而輸出流量是有脈動的，當柱塞數(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。

4.液壓泵的噪聲

液壓泵的噪聲大小和液壓泵的種類、結構、大小、轉速以及工作壓力等很多因素有關。具體分析如下：

(1)泵的流量脈動和壓力脈動會造成泵構件的振動。這種振動有時還可產生諧振。諧振頻率可以是流量脈動頻率的2倍、3倍或更大，泵的基本頻率及其諧振頻率若和機械的或液壓的自然頻率相一致，則噪聲便大大增加。

(2)泵的工作腔從吸油腔突然和壓油腔相通，或從壓油腔突然和吸油腔相通時，產生的油液流量和壓力突變，對噪聲的影響甚大。

(3)空穴現(xiàn)象。

(4)泵內流道截面突然擴大和收縮、急拐彎時，會導致液體紊流、旋渦及噴流，使噪聲加大。

(5)由于機械原因，如轉動部分不平衡、軸承不良、泵軸的彎曲等機械振動引起的機械噪聲。

5.液壓泵的選用

液壓泵是液壓系統(tǒng)提供一定流量和壓力的油液動力元件，它是每個液壓系統(tǒng)不可缺少的核心元件。合理地選擇液壓泵對于降低液壓系統(tǒng)的能耗、提高系統(tǒng)的效率、降低噪聲、改善工作性能和保證系統(tǒng)的可靠工作都十分重要。

選擇液壓泵的原則是:根據(jù)主機工況、功率大小和系統(tǒng)對工作性能的要求，首先確定液壓泵的類型，然后按系統(tǒng)所要求的壓力、流量大小確定其規(guī)格型號。

表2-1-1列出了液壓系統(tǒng)中常用液壓泵的主要性能。任務2.1.3方向控制閥

1.液壓閥

液壓閥是用來控制液壓系統(tǒng)中油液的流動方向或調節(jié)其壓力和流量的，因此它可分為方向閥、壓力閥和流量閥三大類，如表2-1-2所示。

2.方向控制閥的工作原理分析

1)單向閥的結構分析

普通單向閥使油液只能沿一個方向流動，不許它反向倒流。圖2-1-18(a)所示是一種管式普通單向閥的結構。壓力油從閥體左端的通口P1流入時，克服彈簧3作用在閥芯2上的力，使閥芯向右移動，打開閥口，并通過閥芯2上的徑向孔a、軸向孔b從閥體右端的通口流出。但是壓力油從閥體右端的通口P2流入時，它和彈簧力一起使閥芯錐面壓緊在閥座上，使閥口關閉，油液無法通過。圖2-1-18(b)所示是單向閥的職能符號圖。圖2-1-18單向閥

2)換向閥的結構分析

(1)轉閥。

圖2-1-19(a)所示為轉動式換向閥(簡稱轉閥)的工作原理圖。該閥由閥體1、閥芯2和使閥芯轉動的操作手柄3組成。在圖示位置，通口P和A相通、B和T相通；當操作手柄轉換到“止”位置時，通口P、A、B和T均不相通，當操作手柄轉換到另一位置時，則通口P和B相通，A和T相通。

(2)滑閥。

閥體和滑動閥芯是滑閥式換向閥的結構主體。表2-1-3所示是其最常見的結構形式。由表可見，閥體上開有多個通口，閥芯移動后可以停留在不同的工作位置上。圖2-1-19轉閥

3)換向閥的“位”和“通”

“位”和“通”是換向閥的重要概念。不同的“位”和“通”構成了不同類型的換向閥。通常所說的二位閥、三位閥是指換向閥的閥芯有兩個或三個不同的工作位置。所謂二通閥、三通閥、四通閥，是指換向閥的閥體上有兩個、三個、四個各不相通且可與系統(tǒng)中不同油管相連的油道接口，不同油道之間只能通過閥芯移位時閥口的開關來溝通。

4)滑閥式換向閥的機能

(1)二位二通換向閥常態(tài)機能。

二位二通換向閥如圖2-1-20所示，其兩個油口之間的狀態(tài)只有兩種：通或斷，如圖2-1-20(a)、(b)所示。自動復位式(如彈簧復位)的二位二通換向閥滑閥機能有常閉式(O型)和常開式(H型)兩種，如圖2-1-20(c)、(d)所示。

(2)三位換向閥的中位機能。

三位四通換向閥的滑閥機能(又稱中位機能)有很多種，各通口間不同的連通方式可滿足不同的使用要求。三位四通換向閥常見的中位機能、型號、符號及其特點，如表2-1-4所示。為表示和分析的方便，常將各種不同的中位機能用一個字母來表示。圖2-1-20二通換向閥的滑閥機能

5)滑閥式換向閥的操縱方式及典型結構

使換向閥芯移動的驅動力有多種方式，目前主要有手動、機動、電動、液動、電液等幾種。常見的滑閥操縱方式示于圖2-1-21中。圖2-1-21滑閥操縱方式

(1)手動換向閥。

手動換向閥是用控制手柄直接操縱閥芯的移動而實現(xiàn)油路切換的閥。

圖2-1-22為彈簧自動復位的三位四通手動換向閥結構和職能符號圖。由圖可以看到：向右推動手柄時，閥芯向左移動，油口P與A相通，油口B通過閥芯中間的孔與油口T連通；當松開手柄時，在彈簧作用下，閥芯處于中位，油口P、A、B、T全部封閉。當向左推動手柄時，閥芯處于右位，油口P與B相通，油口A與T相通。圖2-1-23為鋼球定位的三位四通手動換向閥結構和職能符號圖，它與彈簧自動復位的閥主要區(qū)別為：手柄可在三個位置上任意停止，不推動手柄，閥芯不會自動復位。圖2-1-22彈簧自動復位的手動換向閥圖2-1-23鋼球定位的手動換向閥

(2)機動換向閥。

機動換向閥又稱為行程閥，它是靠安裝在執(zhí)行元件上的擋塊5或凸輪來推動閥芯移動的，機動換向閥通常是兩位閥。

圖2-1-24(a)為二位三通機動換向閥。在圖示位置，閥芯2在彈簧1作用下處于上位，油口P與A連通；當運動部件擋塊5壓下滾輪4時，閥芯向下移動，油口P與T連通。圖2-1-24(b)為二位三通機動換向閥的職能符號。

(3)電磁換向閥。

電磁換向閥是利用電磁鐵的吸合力來控制閥芯運動實現(xiàn)油路換向的。電磁換向閥控制方便，應用廣泛，但由于液壓油通過閥芯時所產生的液動力使閥芯移動受到阻礙，受到電磁吸合力限制，電磁換向閥只能用于控制較小流量的回路。圖2-1-24二位三通機動換向閥①電磁鐵。

電磁換向閥中的電磁鐵是驅動閥芯運動的動力元件。按電源分，可分為直流電磁鐵和交流電磁鐵；按活動銜鐵是否在液壓油充潤狀態(tài)下運動分，可分為干式電磁鐵和濕式電磁鐵。

圖2-1-25為干式電磁鐵結構圖。干式電磁鐵結構簡單、造價低、品種多、應用廣泛。但為了保證電磁鐵不進油，在閥芯推動桿4處設置了密封圈10，此密封圈所產生的摩擦力消耗了部分電磁推力，同時也限制了電磁鐵的使用壽命。

圖2-1-26所示為濕式電磁鐵結構圖。圖2-1-25干式電磁鐵結構圖2-1-26濕式電磁鐵結構圖②二位二通電磁換向閥。

圖2-1-27(a)為二位二通電磁換向閥結構圖，由圖可以看出，閥體上兩個沉割槽分別與開在閥體上的油口相連(由箭頭表示)，閥體兩腔由通道相連，當電磁鐵未通電時，閥芯2被彈簧3壓向左端位置，頂在擋板5的端面上，此時油口P與A不通；當電磁鐵通電時，銜鐵8向右吸合，推桿7推動閥芯向右移動，彈簧3壓縮，油口P與A接通。圖2-1-27(b)為二位二通電磁換向閥的職能符號。圖2-1-27二位二通電磁換向閥③三位四通電磁換向閥。

圖2-1-28(a)為三位四通電磁換向閥結構圖，閥芯2上有兩個環(huán)槽，閥體上開有五個沉割槽，中間三個沉割槽分別與油口P、A、B相連(由箭頭表示)，兩邊兩個沉割槽由內部通道相連后與油口T相通(由箭頭表示)。當兩端電磁鐵8、9均不通電時，閥芯在兩端彈簧5的作用下處于中間位置，油口A、B、P、T均不導通；當電磁鐵9通電時，推桿推動閥芯2向左移動，油口P與A接通，B與T接通；當電磁鐵8通電時，推桿推動閥芯2向右移動，油口P與B接通，A與T接通。圖2-1-28(b)為三位四通電磁換向閥的職能符號。圖2-1-28三位四通電磁換向閥④液動換向閥。

圖2-1-29(a)為三位四通液動換向閥的結構圖，閥芯2上開有兩個環(huán)槽，閥體1孔內開有五個沉割槽。閥體的沉割槽分別與油口P、A、B、T相連(左右兩沉割槽在閥體內有內部通道相連)，閥芯兩端有兩個控制油口K1K2分別與控制油路連通。當控制油口K1與K2均無壓力油時，閥芯2處于中間位置，油口P、A、B、T互不相通，當控制油口K1有壓力油時，壓力油推動閥芯2向右移動，使之處于右端位置，油口P與A連通，油口B與T連通；當控制油口K2有壓力油時，壓力油推動閥芯2向左移動，使之處于左端位置，油口P與B連通，油口A與T連通，圖2-1-29(b)為三位四通液動換向閥的職能符號。圖2-1-29三位四通液動換向閥⑤電液動換向閥。

電液動換向閥簡稱電液換向閥，由電磁換向閥和液動換向閥組成。電磁換向閥為Y型中位機能的先導閥，用于控制液動換向閥換向；液動換向閥為O型中位機能的主換向閥，用于控制主油路換向。

電液換向閥集中了電磁換向閥和液動換向閥的優(yōu)點，既可方便地換向，也可控制較大的液流流量。圖2-1-30(a)為三位四通電液換向閥結構圖，圖(b)為該閥的職能符號，圖(c)為該閥的簡化職能符號。圖2-1-30三位四通電液換向閥任務2.1.4換向回路分析

圖2-1-31所示為手動轉閥(先導閥)控制液動換向閥的換向回路。回路中用輔助泵2提供低壓控制油，通過手動先導閥3(三位四通轉閥)來控制液動換向閥4的閥芯移動，實現(xiàn)主油路的換向，當轉閥3在右位時，控制油進入液動閥4的左端，右端的油液經轉閥回油箱，使液動換向閥4左位接入工件，活塞下移。當轉閥3切換至左位時，即控制油使液動換向閥4換向，活塞向上退回。當轉閥3中位時，液動換向閥4兩端的控制油通油箱，在彈簧力的作用下，其閥芯回復到中位，主泵1卸荷。這種換向回路常用于大型油壓機上。圖2-1-31先導閥控制液動換向閥的換向回路模塊2.2速度調節(jié)回路分析

任務2.2.1液壓馬達的結構分析及參數(shù)計算

1.液壓馬達的特點及分類

液壓馬達是把液體的壓力能轉換為機械能的裝置，從原理上講，液壓泵可以作液壓馬達用，液壓馬達也可作液壓泵用。但事實上，同類型的液壓泵和液壓馬達雖然在結構上相似，但由于兩者的工作情況不同，使得兩者在結構上也有某些差異。

液壓馬達按其額定轉速分為高速和低速兩大類，額定轉速高于500r/min的屬于高速液壓馬達，額定轉速低于

500r/min的屬于低速液壓馬達。高速液壓馬達的基本型式有齒輪式、螺桿式、葉片式和軸向柱塞式等。它們的主要特點是轉速較高、轉動慣量小，便于啟動和制動，調速和換向的靈敏度高。通常高速液壓馬達的輸出轉矩不大(僅幾十牛·米到幾百牛·米)，所以又稱為高速小轉矩液壓馬達。

高速液壓馬達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構形式。低速液壓馬達的主要特點是排量大、體積大、轉速低(有時可達每分鐘幾轉甚至零點幾轉)，因此可直接與工作機構連接，不需要減速裝置，使傳動機構大為簡化，通常低速液壓馬達輸出轉矩較大(可達幾千牛頓·米到幾萬牛頓·米)，所以又稱為低速大轉矩液壓馬達。

液壓馬達也可按其結構類型來分，分為齒輪式、葉片式、柱塞式和其他形式。

2.液壓馬達的性能參數(shù)分析

1)排量、流量和容積效率

液壓馬達的排量表示其工作容腔的大小，是一個重要的參數(shù)，因為液壓馬達在工作中輸出的轉矩大小是取決于負載轉矩的。但是，推動同樣大小的負載，工作容腔大的馬達的壓力要低于工作容腔小的馬達的壓力，所以說工作容腔的大小是液壓馬達工作能力的主要標志，也就是說，排量的大小是液壓馬達工作能力的重要標志。

根據(jù)液壓動力元件的工作原理可知，馬達轉速n、理論流量qi與排量V之間具有下列關系

qi=nV

(2-2-1)

式中：qi為理論流量(m3/s)；n為轉速(r/min)；V為排量(m3/s)。為了滿足轉速要求，馬達實際輸入流量q大于理論輸入流量，則有

q=qi+Δq

(2-2-2)

式中：Δq為泄漏流量。

因液壓馬達的容積損失ηV為(2-2-3)所以得實際流量(2-2-4)

2)液壓馬達輸出的理論轉矩

根據(jù)排量的大小，可以計算在給定壓力下液壓馬達所能輸出的轉矩的大小，也可以計算在給定的負載轉矩下馬達的工作壓力的大小。當液壓馬達進、出油口之間的壓力差為ΔP時，輸入液壓馬達的流量為q，液壓馬達輸出的理論轉矩為Tt，角速度為ω，如果不計損失，液壓馬達輸入的液壓功率應當全部轉化為液壓馬達輸出的機械功率，即

Δpq=Ttω

(2-2-5)

又因為ω=2πn，所以液壓馬達的理論轉矩為(2-2-6)式中：Δp為馬達進、出口之間的壓力差。

3)液壓馬達的機械效率

由于液壓馬達內部不可避免地存在著各種摩擦，實際輸出的轉矩T總要比理論轉矩Tt小些，即

T=Ttηm

(2-2-7)

式中：ηm為液壓馬達的機械效率(%)。

4)液壓馬達的啟動機械效率ηm0

液壓馬達的啟動機械效率是指液壓馬達由靜止狀態(tài)啟動時，馬達實際輸出的轉矩T0與它在同一工作壓差時的理論轉矩Tt之比。即(2-2-8)液壓馬達的啟動機械效率表示其啟動性能的指標。因為在同樣的壓力下，液壓馬達由靜止到開始轉動的啟動狀態(tài)的輸出轉矩要比運轉中的轉矩大，這給液壓馬達帶載啟動造成了困難，所以啟動性能對液壓馬達是非常重要的，啟動機械效率正好能反映其啟動性能的高低。現(xiàn)將不同結構形式的液壓馬達的啟動機械效率ηm0的數(shù)值列入表2-2-1中。

5)液壓馬達的轉速

液壓馬達的轉速取決于供液的流量和液壓馬達本身的排量V，可用下式計算：(2-2-9)式中：nt為理論轉速(r/min)。由于液壓馬達內部有泄漏，并不是所有進入馬達的液體都推動液壓馬達作功，一小部分因泄漏損失掉了。所以液壓馬達的實際轉速要比理論轉速低一些。

n=nt·ηV

(2-2-10)式中：n為液壓馬達的實際轉速(r/min)；ηV為液壓馬達的容積效率(%)。

6)最低穩(wěn)定轉速

最低穩(wěn)定轉速是指液壓馬達在額定負載下，不出現(xiàn)爬行現(xiàn)象的最低轉速。

液壓馬達在低速時產生爬行現(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的增大而增加的，而對靜止和低速區(qū)域工作的馬達內部的摩擦阻力，當工作速度增大時非但不增加，反而減少，形成了所謂“負特性”的阻力。另一方面，液壓馬達和負載是由液壓油被壓縮后壓力升高而被推動的，因此，可用圖2-2-1(a)所示的物理模型表示低速區(qū)域液壓馬達的工作過程：以勻速v0推彈簧的一端，使質量為m的物體克服“負特性”的摩擦阻力而運動。當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動。一旦物體開始運動，阻力突然減小，物體突然加速躍動，其結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2-2-1(b)所示的時動時停的狀態(tài)，對液壓馬達來說，這就是爬行現(xiàn)象。圖2-2-1液壓馬達爬行的物理模型

(2)泄漏量大小不穩(wěn)定。液壓馬達的泄漏量不是每個瞬間都相同，它也隨轉子轉動的相位角度變化作周期性波動。由于低速時進入馬達的流量小，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工作的流量數(shù)值，從而造成轉速的波動。當馬達在低速運轉時，其轉動部分及所帶的負載表現(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。

3.液壓馬達的工作原理分析

1)葉片液壓馬達

圖2-2-2所示為葉片液壓馬達的工作原理圖。當壓力為p的油液從進油口進入葉片1和3之間時，葉片2因兩面均受液壓油的作用所以不產生轉矩。葉片1、3上，一面作用有壓力油，另一面為低壓油。由于葉片3伸出的面積大于葉片1伸出的面積，因此作用于葉片3上的總液壓力大于作用于葉片1上的總液壓力，于是壓力差使轉子產生順時針的轉矩。同樣道理，壓力油進入葉片5和7之間時，葉片7伸出的面積大于葉片5伸出的面積，也產生順時針轉矩。這樣，就把油液的壓力能轉變成了機械能，這就是葉片液壓馬達的工作原理。當輸油方向改變時，葉片液壓馬達就反轉。圖2-2-2葉片液壓馬達的工作原理圖

2)軸向柱塞液壓馬達

軸向柱塞液壓馬達的結構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，也分為斜盤式軸向柱塞液壓馬達和斜軸式軸向柱塞液壓馬達兩類。斜盤式軸向柱塞液壓馬達的工作原理如圖2-2-3所示。圖2-2-3斜盤式軸向柱塞馬達的工作原理圖當壓力油進入液壓馬達的高壓腔之后，工作柱塞便受到油壓作用力pA(p為油壓力，A為柱塞面積)，通過滑靴壓向斜盤，其反作用力N分解成兩個分力，一個是沿柱塞軸向的分力p，與柱塞所受液壓力平衡；另一個是分力F,與柱塞軸線垂直向上,它與缸體中心線的距離為r,這個力便產生驅動馬達旋轉的力矩。F力的大小為

F=pAtanj

(2-2-11)

式中：j為斜盤的傾斜角度(°)。

力F使缸體產生扭矩的大小，取決于柱塞在壓油區(qū)所處的位置。設有一柱塞與缸體的垂直中心線成j角，則該柱塞使缸體產生的扭矩T為

T=Fr=FRsinj=pARtanγsinj

(2-2-12)

式中：R為柱塞在缸體中的分布圓半徑(m)。隨著角度φ的變化，柱塞產生的扭矩也跟著變化。整個液壓馬達所產生的總扭矩，是所有處在壓力油區(qū)的柱塞產生扭矩的和，因此，總扭矩也是脈動的，當柱塞的數(shù)目較多且為單數(shù)時，脈動較小。

液壓馬達實際輸出的總扭矩可用下式計算：(2-2-13)式中：Δp為液壓馬達進出口油液壓力差(N/m2)；V為液壓馬達理論排量(m3/s)；ηm為液壓馬達機械效率。

3)擺動液壓馬達

擺動液壓馬達的工作原理如圖2-2-4所示。圖2-2-4擺動液壓馬達的工作原理圖在圖2-2-4(a)中，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，幫輸出軸擺動的同時輸出轉矩、克服負載。此類擺動馬達的工作壓力小于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一步提高，從而也限制了輸出轉矩的進一步提高。

在圖2-2-4(b)中，在徑向尺寸和工作壓力相同的條件下，輸出轉矩分別是單葉片式擺動馬達輸出轉矩的二倍，但回轉角度要相應減少，雙葉片式擺動馬達的回轉角度一般小于120°。

擺動液壓馬達的職能符號如圖2-2-5所示。圖2-2-4擺動液壓馬達的工作原理圖圖2-2-5擺動液壓馬達的職能符號任務2.2.2液壓缸結構分析及參數(shù)計算

液壓缸又稱油缸，它是液壓系統(tǒng)中的一種執(zhí)行元件，其功能就是將液壓能轉變成直線往復式的機械運動。

1.液壓缸的類型和特點

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。

活塞兩端都有一根直徑相等的活塞桿伸出的液壓缸稱為雙桿式活塞缸。它一般由缸體、缸蓋、活塞、活塞桿和密封件等零件構成。根據(jù)安裝方式不同可分為缸筒固定式和活塞桿固定式兩種。如圖2-2-6(a)所示的缸筒固定式雙桿活塞缸的進、出口布置在缸筒兩端，活塞通過活塞桿帶動工作臺移動，當活塞的有效行程為l時，整個工作臺的運動范圍為3l，所以機床占地面積大，一般適用于小型機床。當工作臺行程要求較長時，可采用圖2-2-6(b)所示的活塞桿固定的形式，這時，缸體與工作臺相連，活塞桿通過支架固定在機床上，動力由缸體傳出。在這種安裝形式中，工作臺的移動范圍只等于液壓缸有效行程l的兩倍(2l)，因此占地面積小。進、出油口可以設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。圖2-2-6雙桿式活塞缸由于雙桿活塞缸兩端的活塞桿直徑通常是相等的，因此它左、右兩腔的有效面積也相等，當分別向左、右腔輸入相同壓力和相同流量的油液時，液壓缸左、右兩個方向的推力和速度相等。當活塞的直徑為D，活塞桿的直徑為d，液壓缸進、出油腔的壓力為p1和p2，輸入流量為q時，雙桿活塞缸的推力F和速度v為(2-2-14)(2-2-15)式中：A為活塞的有效工作面積。

(2)單桿式活塞缸。如圖2-2-7所示，活塞只有一端帶活塞桿，單桿液壓缸也有缸體固定和活塞桿固定兩種形式，但它們的工作臺移動范圍都是活塞有效行程的兩倍。圖2-2-7單桿式活塞缸油液從無桿腔輸入時,其活塞上產生的推力F1和速度v1為(2-2-16)(2-2-17)油液從有桿腔輸入時，其活塞上產生的推力F2和速度v2為(2-2-18)(2-2-19)由式(2-2-17)～(2-2-19)可知，在單活塞桿液壓缸結構形式下，因A1>A2，所以F1>F2，v1<v2，同時還必須注意，其回油流量q2與進油流量q1也是不相等的。v1與v2之比稱為速比φ，即(2-2-20)

(3)差動油缸。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2-2-8所示。差動連接缸左右兩腔的油液壓力相同，但是由于左腔(無桿腔)的有效面積大于右腔(有桿腔)的有效面積，故活塞向右運動，同時使右腔中排出的油液(流量為q′)也進入左腔，加大了流入左腔的流量(q+q′)，從而也加快了活塞移動的速度。圖2-2-8差動缸實際上活塞在運動時，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為(2-2-21)運動速度v3為(2-2-22)由式(2-2-21)和式(2-2-22)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，可使在不加大油源流量的情況下得到較快的運動速度，這種連接方式被廣泛應用于組合機床的液壓動力系統(tǒng)和其他機械設備的快速運動中。如果要求機床往返快速相等，可得(2-2-23)即。

2)柱塞缸

圖2-2-9(a)所示為柱塞缸，它只能實現(xiàn)一個方向的液壓傳動，反向運動要靠外力。若需要實現(xiàn)雙向運動，則必須成對使用。如圖2-2-9(b)所示，這種液壓缸中的柱塞和缸筒不接觸，運動時由缸蓋上的導向套來導向，因此缸筒的內壁不需精加工，特別適用于行程較長的場合。圖2-2-9柱塞缸柱塞缸輸出的推力和速度各為(2-2-24)(2-2-25)

2.液壓缸的典型結構和組成

圖2-2-10所示的是一個較常用的雙作用單活塞桿液壓缸。圖2-2-10雙作用單活塞桿液壓缸圖2-2-11所示為一空心雙活塞桿式液壓缸的結構圖。圖2-2-11空心雙活塞桿式液壓缸的結構圖

1)缸筒和缸蓋

一般來說，缸筒和缸蓋的結構形式和其使用的材料有關。工作壓力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2-2-12所示為缸筒和缸蓋的常見結構形式。圖2-2-12(a)所示為法蘭連接式，結構簡單，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2-2-12(b)所示為半環(huán)連接式，它的缸筒壁部因開了環(huán)形槽而削弱了強度，為此有時要加厚缸壁，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2-2-12(c)所示為螺紋連接式，它的缸筒端部結構復雜，外徑加工時要求保證內外徑同心，裝拆要使用專用工具，它的外形尺寸和重量都較小，常用于無縫鋼管或鑄鋼制的缸筒上。圖2-2-12(d)所示為拉桿連接式，結構的通用性大，容易加工和裝拆，但外形尺寸較大，且較重。圖2-2-12(e)所示為焊接連接式，結構簡單，尺寸小，但缸底處內徑不易加工，且可能引起變形。圖2-2-12缸筒和缸蓋結構形式

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，這是最簡單的組件形式。但當行程較長時，這種整體式活塞組件的加工較費事，所以常把活塞與活塞桿分開制造，然后再連接成一體。

圖2-2-13所示為幾種常見的活塞與活塞桿的連接形式。圖2-2-13常見的活塞組件結構形式圖2-2-13(a)所示為活塞與活塞桿之間采用螺母連接，它適用負載較小，受力無沖擊的液壓缸中。螺紋連接雖然結構簡單，安裝方便可靠，但在活塞桿上車螺紋將削弱其強度。圖2-2-13(b)和(c)所示為卡環(huán)式連接方式。圖2-2-13(b)中活塞桿5上開有一個環(huán)形槽，槽內裝有兩個半圓環(huán)3以夾緊活塞4，半圓環(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2-2-13(c)中的活塞桿使用了兩個半圓環(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2-2-13(d)所示是一種徑向銷式連接結構，用錐銷1把活塞2固連在活塞桿3上，這種連接方式特別適用于雙出桿式活塞。

3)密封裝置

液壓缸中常見的密封裝置如圖2-2-14所示。圖2-2-14密封裝置

4)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，強迫它從小孔或細縫中擠出，以產生很大的阻力，使工作部件受到制動，逐漸減慢運動速度，達到避免活塞和缸蓋相互撞擊的目的。

如圖2-2-15(a)所示，當緩沖柱塞進入與其相配的缸蓋上的內孔時，孔中的液壓油只能通過間隙δ排出，使活塞速度降低。由于配合間隙不變，故隨著活塞運動速度的降低，起緩沖作用。當緩沖柱塞進入配合孔之后，油腔中的油只能經節(jié)流閥排出，如圖2-2-15(b)所示。由于節(jié)流閥是可調的，因此緩沖作用也可調節(jié)，但仍不能解決速度減低后緩沖作用減弱的缺點。如圖2-2-15(c)所示，在緩沖柱塞上開有三角槽，隨著柱塞逐漸進入配合孔中，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2-2-15液壓缸的緩沖裝置

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)熱等不正常現(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置進出油口把氣帶走，也可在最高處設置如圖2-2-16(a)所示的放氣孔或專門的放氣閥(見圖2-2-16(b)、(c))。圖2-2-16放氣裝置

3.液壓缸的設計和計算

1)計算液壓缸的結構尺寸

液壓缸的結構尺寸主要有三個：缸筒內徑D、活塞桿外徑d和缸筒長度L。

(1)缸筒內徑D。液壓缸的缸筒內徑D是根據(jù)負載的大小來選定工作壓力或往返運動速度比，求得液壓缸的有效工作面積，從而得到缸筒內徑D。再從GB2348—80標準中選取最近的標準值作為所設計的缸筒內徑。

以無桿腔作工作腔時，(2-2-26)以有桿腔作工作腔時，(2-2-27)式中：p為缸工作腔的工作壓力，可根據(jù)機床類型或負載的大小來確定。

(2)活塞桿外徑d。活塞桿外徑d通常先從滿足速度或速度比的要求來選擇，然后再校核其結構強度和穩(wěn)定性。若速度比為φ，則(2-2-28)也可根據(jù)活塞桿受力狀況來確定活塞桿外徑。

(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構需要來確定，即

L=l+B+A+M+C

(2-2-29)

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要超過內徑的20倍。

(3)最小導向長度的確定。當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度H(如圖2-2-17所示)。如果導向長度過小，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，因此設計時必須保證有一最小導向長度。圖2-2-17液壓缸導向長度的確定對于一般的液壓缸，其最小導向長度應滿足下式：(2-2-30)式中：L為液壓缸最大工作行程(m)；D為缸筒內徑(m)。為保證最小導向長度，過分增大A和B都是不適宜的，最好在導向套與活塞之間裝一隔套K，隔套寬度C由所需的最小導向長度決定，即(2-2-31)采用隔套不僅能保證最小導向長度，還可以改善導向套及活塞的通用性。

2)強度校核

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)中必須進行強度校核。

(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D/δ≥10時為薄壁，壁厚按下式進行校核：(2-2-32)當D/σ＜10時為厚壁，壁厚按下式進行校核：(2-2-33)

(2)活塞桿直徑校核。活塞桿的直徑d按下式進行校核：(2-2-34)式中：F為活塞桿上的作用力；[σ]為活塞桿材料的許用應力，[σ]=σb/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：(2-2-35)式中：F為液壓缸負載；Z為固定螺栓個數(shù)；k為螺紋擰緊系數(shù),k=1.12～1.5;[σ]為活塞桿材料的許用應力,[σ]=σs/(1.2~2.5)，σs為材料的屈服極限。

3)液壓缸穩(wěn)定性校核

活塞桿受軸向壓縮負載時，其直徑d一般不小于長度L的1/15。當L/d≥15時，須進行穩(wěn)定性校核，應使活塞桿承受的力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、截面形狀、直徑和長度以及缸的安裝方式等因素有關，驗算可按材料力學有關公式進行。

4)液壓缸設計中應注意的問題

液壓缸的設計和使用正確與否，直接影響到它的性能和易否發(fā)生故障。在這方面，經常碰到的是液壓缸安裝不當、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。任務2.2.3流量控制閥

流量控制閥就是依靠改變閥口通流面積(節(jié)流口局部阻力)的大小或通流通道的長短來控制流量的液壓閥類。

1.流量控制原理及節(jié)流口形式

1)流量特性

節(jié)流閥節(jié)流口通常有三種基本形式:薄壁小孔、細長小孔和厚壁小孔。無論節(jié)流口采用何種形式，通過節(jié)流口的流量q與其前后壓力差Δp的關系為

q=KAΔpm

(2-2-36)

式中：K為由小孔形狀和液體性質決定的系數(shù)；m為由長度決定的指數(shù)，薄壁孔m=0.5，細長孔m=1。

三種節(jié)流口的流量特性曲線如圖2-2-18所示。圖2-2-18節(jié)流閥特性曲線圖2-2-19(a)所示的節(jié)流口，其通道長，濕周大，易堵塞，流量受油溫影響較大，一般用于對性能要求不高的場合。圖2-2-19(b)所示的節(jié)流口其性能與針閥式節(jié)流口相同，但容易制造，其缺點是閥芯上的徑向力不平衡，旋轉閥芯時較費力，一般用于壓力較低、流量較大和流量穩(wěn)定性要求不高的場合。圖2-2-19(c)所示的節(jié)流口，其結構簡單，水力直徑中等，可得到較小的穩(wěn)定流量，且調節(jié)范圍較大，但節(jié)流通道有一定的長度，油溫變化對流量有一定的影響，目前被廣泛應用。圖2-2-19(d)所示的節(jié)流口，其沿閥芯周向開有一條寬度不等的狹槽，轉動閥芯就可改變開口大小。閥口做成薄刃形，通道短，水力直徑大，不易堵塞，油溫變化對流量影響小，因此其性能接近于薄壁小孔，適用于低壓小流量場合。圖2-2-19(e)所示的節(jié)流口，在閥孔的襯套上加工出圖示薄壁閥口，閥芯作軸向移動即可改變開口大小，其性能與圖2-2-19(d)所示節(jié)流口相似。為保證流量穩(wěn)定，節(jié)流口的形式以薄壁小孔較為理想。圖2-2-19典型節(jié)流口的結構形式

2)液壓傳動系統(tǒng)對流量控制閥的要求

(1)較大的流量調節(jié)范圍，且流量調節(jié)要均勻。

(2)當閥前后壓力差發(fā)生變化時，通過閥的流量變化要小，以保證負載運動的穩(wěn)定。

(3)油溫變化對通過閥的流量影響要小。

(4)液流通過全開閥時的壓力損失要小。

(5)當閥口關閉時，閥的泄漏量要小。

2.普通節(jié)流閥

圖2-2-20所示為一種普通節(jié)流閥的結構和職能符號。這種節(jié)流閥的節(jié)流通道呈軸向三角槽式。壓力油從進油口P1流入孔道a和閥芯左端的三角槽進入孔道b，再從出油口P2流出。調節(jié)手柄，可通過推桿使閥芯作軸向移動，以改變節(jié)流口的通流截面積來調節(jié)流量。閥芯在彈簧的作用下始終貼緊在推桿上，這種節(jié)流閥的進出油口可互換。

普通節(jié)流閥由于剛性差，在節(jié)流開口一定的條件下通過它的工作流量受工作負載(亦即其出口壓力)變化的影響，不能保持執(zhí)行元件運動速度的穩(wěn)定，因此只適用于工作負載變化不大和速度穩(wěn)定性要求不高的場合。圖2-2-20普通節(jié)流閥的結構和職能符號

3.調速閥和溫度補償調速閥

1)調速閥

調速閥是由在節(jié)流閥前面串接一個定差減壓閥組合而成。圖2-2-21(a)為其工作原理圖。液壓泵的出口壓力p1由溢流閥調整基本不變，而調速閥的出口壓力p3則由液壓缸負載F決定。油液先經減壓閥產生一次壓力降，將壓力降到p2，p2經通道e、f作用到減壓閥的d腔和c腔；節(jié)流閥的出口壓力p3又經反饋通道a作用到減壓閥的上腔b，當減壓閥的閥芯在彈簧力Fs、油液壓力p2和p3作用下處于某一平衡位置時，則有：

p2A1+p2A2=p3A+Fs

(2-2-37)

式中：A、A1和A2分別為b腔、c腔和d腔內壓力油作用于閥芯的有效面積，且A=A1+A2。(2-2-38)圖2-2-21調速閥

2)溫度補償調速閥

溫度補償調速閥的壓力補償原理部分與普通調速閥相同，據(jù)q=KAΔpm可知，當Δp不變時，由于粘度下降，K值(m≠0.5的孔口)上升，此時只有適當減小節(jié)流閥的開口面積，方能保證q不變。如圖2-2-22所示，在節(jié)流閥閥芯和調節(jié)螺釘之間放置一個溫度膨脹系數(shù)較大的聚氯乙烯推桿，當油溫升高時，本來流量增加，這時溫度補償桿伸長使節(jié)流口變小,從而補償了油溫對流量的影響。在20～60℃的溫度范圍內,流量的變化率超過10%,最小穩(wěn)定流量可達20mL/min(3.3×

10－7m3/s)。圖2-2-22溫度補償調速閥

4.溢流節(jié)流閥(旁通型調速閥)

溢流節(jié)流閥也是一種壓力補償型節(jié)流閥，圖2-2-23所示為其工作原理圖及職能符號。圖2-2-23溢流節(jié)流閥任務2.2.4調速回路分析

從液壓馬達的工作原理可知，液壓馬達的轉速nM由輸入流量和液壓馬達的排量Vm決定，即nM=q/Vm，液壓缸的運動速度v由輸入流量和液壓缸的有效作用面積A決定，即v=q/A。

1.節(jié)流調速回路

節(jié)流調速回路是通過調節(jié)流量閥的通流截面積大小來改變執(zhí)行機構的流量，從而實現(xiàn)運動速度的調節(jié)。

按流量閥在回路中的位置可分為進油節(jié)流調速回路、回油節(jié)流調速回路、旁路節(jié)流調速回路。

1)進油節(jié)流調速回路

進油調速回路是將節(jié)流閥裝在執(zhí)行機構的進油路上，起調速原理，其回路如圖2-2-24所示。圖2-2-24節(jié)流元件的調速回路

(1)回路的特點。

因為是定量泵供油，流量恒定，溢流閥調定壓力為pt，泵的供油壓力為p0，進入液壓缸的流量q1由節(jié)流閥的調節(jié)開口面積a確定，壓力作用在活塞A1上，克服負載F，推動活塞以速度v=q1/A1向右運動。

活塞受力平衡方程：

p1A1=F+p2A2

(2-2-39)

進入油缸的流量為(2-2-40)進油節(jié)流調速回路的速度—負載特性方程為(2-2-42)式中：K為與節(jié)流口形式、液流狀態(tài)、油液性質等有關的節(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)。

(2)進油節(jié)流調速回路的優(yōu)點。液壓缸回油腔和回油管中壓力較低，當采用單桿活塞桿液壓缸，使油液進入無桿腔中時，其有效工作面積較大，可以得到較大的推力和較低的運動速度，這種回路多用于要求沖擊小、負載變動小的液壓系統(tǒng)中。

2)回油節(jié)流調速回路

回油節(jié)流調速回路將節(jié)流閥安裝在液壓缸的回油路上，其調速回路如圖2-2-25所示。圖2-2-25回油節(jié)流調速回路

(1)回路的特點。因為是定量泵供油，流量恒定，溢流閥調定壓力為pt，泵的供油壓力為p0，進入液壓缸的流量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向右運動，克服負載F作功。

活塞受力平衡方程為

p1A1=F+p2A2

(2-2-43)(2-2-44)液壓泵輸出的流量為(2-2-45)回油節(jié)流調速回路的速度-負載特性方程為(2-2-46)式中：K為與節(jié)流口形式、液流狀態(tài)、油液性質等有關的節(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)。

(2)回油節(jié)流調速回路的優(yōu)點。節(jié)流閥在回油路上可以產生背壓，相對進油調速而言，運動比較平穩(wěn)，常用于負載變化較大，要求運動平穩(wěn)的液壓系統(tǒng)中。而且在a一定時，速度v隨負載F增加而減小。

3)旁路節(jié)流調速回路

這種回路由定量泵、安全閥、液壓缸和節(jié)流閥組成，節(jié)流閥安裝在與液壓缸并聯(lián)的旁油路上，其調速回路如圖2-2-26所示。圖2-2-26旁路節(jié)流調速回路

4)采用調速閥的節(jié)流調速回路

前面介紹的三種基本回路，其速度的穩(wěn)定性均隨負載的變化而變化，對于一些負載變化較大，對速度穩(wěn)定性要求較高的液壓系統(tǒng)，可采用調速閥來改善其速度-負載特性。

采用調速閥也可按其安裝位置不同，分為進油節(jié)流、回油節(jié)流、旁路節(jié)流三種基本調速回路。

圖2-2-27所示為調速閥進油調速回路原理圖。其工作原理與采用進油節(jié)流閥調速回路相似。在這里，當負載F變化而使p1變化時，由于調速閥中的定差輸出減壓閥的調節(jié)作用，使調速閥中的節(jié)流閥的前后壓差Δp保持不變，從而使流經調速閥的流量q1不變，所以活塞的運動速度v也不變。圖2-2-27調速閥進油節(jié)流調速回路在此回路中，調速閥上的壓差Δp包括兩部分：節(jié)流口的壓差和定差輸出減壓口上的壓差。

所以調速閥的調節(jié)壓差比采用節(jié)流閥時要大，一般Δp≥5×105Pa，高壓調速閥則達10×105Pa。這樣泵的供油壓力pB相應地比采用節(jié)流閥時也要調得高些，故其功率損失也要大些。

這種回路其他調速性能的分析方法與采用節(jié)流閥時基本相同。

2.容積調速回路

1)變量泵和定量液動機的容積調速回路

這種調速回路可由變量泵與液壓缸或變量泵與定量液壓馬達組成。圖2-2-28(a)為變量泵與液壓缸所組成的開式容積調速回路。活塞5的運動速度v由變量泵1調節(jié)，2為安全閥，4為換向閥，6為背壓閥。圖2-2-28(b)所示為變量泵與定量液壓馬達組成的閉式容積調速回路，采用變量泵3來調節(jié)液壓馬達5的轉速，安全閥4用以防止過載，低壓輔助泵1用以補油，其補油壓力由低壓溢流閥6來調節(jié)。圖2-2-28變量泵定量液動機容積調速回路及閉式回路的特性曲線

(1)當不考慮回路的容積效率時，執(zhí)行機構的速度nm(或Vm)與變量泵的排量VB的關系為(2-2-47)閉式回路的特性曲線是一條通過坐標原點的直線，如圖2-2-28(c)中虛線所示。實際上回路的泄漏是不可避免的，在一定負載下，需要一定流量才能啟動和帶動負載。所以其實際的nm(或Vm)與VB的關系如實線所示。這種回路在低速下承載能力差，速度不穩(wěn)定。

(2)當不考慮回路的損失時，液壓馬達的輸出轉矩Tm(或缸的輸出推力F)為Tm=VmΔp/2π或F=A(pB－p0)。它表明當泵的輸出壓力pB和吸油路(也即馬達或缸的排油)壓力p0不變時，馬達的輸出轉矩Tm或缸的輸出推力F理論上是恒定的，與變量泵的VB無關。但實際上由于泄漏和機械摩擦等的影響，也存在一個“死區(qū)”，如圖2-2-28(c)所示。

(3)此回路中執(zhí)行機構的輸出功率為

PB=(pB－p0)qB=(pB－p0)nBVB

(2-2-48)

2)定量泵和變量馬達容積調速回路

定量泵與變量馬達容積調速回路如圖2-2-29所示。圖2-2-29定量泵與變量馬達容積調速回路此回路是由調節(jié)變量馬達的排量Vm來實現(xiàn)調速的。

(1)速度特性。在不考慮回路泄漏時，液壓馬達的轉速nm為(2-2-49)式中，qB為定量泵的輸出流量。可見變量馬達的轉速nm與其排量Vm成正比，當排量Vm最小時