4液压执行机构Word格式文档下载.docx

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液压系统在安装过程中或长时间不工作之后会渗入空气，油液中也会混有空气，从而使液压缸产生爬行、噪声和发热等一系列不良现象。

因此，必须

考虑空气的排除。

对于速度稳定性要求较高的液压缸和大型液压缸，常在液压缸的最高处设置专门的排气装置，如排气塞、排气阀等（图4.4）。

图4.4液压缸的缓冲机构

1－缸盖；

2－放气小孔；

3－缸筒；

4－活塞杆

4.3液压马达

液压马达是将压力油液的压力能转换成输出轴转动的机械能的一种能量转换装置。

控制进入液压马达的油液压力，就能控制输出转矩；

控制进入液压马达的流量，就能控制它的转速。

对于变量液压马达，调节其排量，就能控制输出轴的转矩和转速。

液压马达除了进出油口外，还有泄油口，使泄漏的油返回油箱。

泄漏口可以防止在轴的密封处产生高压，还能避免产生轴向力。

液压马达外形尺寸小、重量轻、输出转矩和功率比较大，由于转矩惯性比大，因而有较好的动态响应。

此外，它的调速范围比较宽，约为10:

1~100:

1，并且可以实现正反向旋转。

还有，如果让马达在泵工况下工作，吸收负载输出的功率，马达也可以当制动器使用。

总之，控制性能好是液压马达的最大优点。

液压马达的缺点是，功率传递效率比齿轮传动低、噪声大。

而且，在起动时和低速时往往很难平稳地工作。

液压马达按其排量可否调节而分为定量马达和变量马达。

液压马达的结构形式有齿轮式、叶片式、柱塞式等，它们都能作泵使用。

此外，还有低速大转矩液压马达。

主要结构形式的液压马达性能如表3.1所示。

表3.1　液压马达的性能

名　称

分　类

排　量

[cm3/r]

最高压力

[MPa]

最高转速

[r/min]

最高效率

[%]

起动转矩比[%]

齿轮马达

外啮合型

4～500

9（大型）

～21（小型）

900（大型）

～3500（小型）

65～85

70～85

内啮合型

7～560

7～21

1800（大型）

～7500（小型）

60～80

双作用型

叶片马达

普通叶片型

10～220

3.5～7

1200（大型）

～2200（小型）

65～80

75～90

特殊叶片型

25～300

14～17.5

～3000（小型）

75～85

轴向柱塞马达

斜轴式

5～920

21～40

1000（大型）

～6000（小型）

88～95

85～95

斜盘式

4～500

～4000（小型）

85～92

径向柱塞马达

偏心式

（旋转缸体型）

6～500

14～25

～1800（小型）

80～90

所谓起动转矩比是起动转矩除以运转转矩。

4.3.1液压马达的性能参数

1.压力、排量和流量

液压马达的工作压力是指马达实际工作时的输入压力。

液压马达的额定压力是指马达在正常工作条件下按试验标准规定的连续运转的最高压力，超过此值就是过载。

液压马达的排量q是指马达轴每转一转，由其密封容腔几何尺寸变化所算得的输入液体的体积，亦即在无泄漏的情况下，其轴转一转所需输入的液体体积。

液压马达的理论流量Qth是指马达在单位时间内由其密封容腔几何尺寸变化计算而得的输入的液体体积，亦即在无泄漏的情况下单位时间内所需输入的液体体积。

马达的转速为n时，其理论流量为Qth=qn。

液压马达的额定流量是指马达在正常工作条件下，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输入到马达中去的流量。

因马达存在内泄漏，所以额定流量的值和理论流量是不同的。

2.功率和效率

与液压泵正好相反，液压马达的输入量是液体的压力和流量，输出量是转矩和转速（角速度）。

如果不考虑液压马达在能量转换过程中的损失，则输出功率等于输入功率，即马达的理论功率仍为（3.1）式。

实际上，液压马达在能量转换过程中有损失，因此输出功率小于输入功率，两者之间的差值即为功率损失。

功率损失可分为容积损失和机械损失两部分，分别用容积效率ηv和机械效率ηm来表征。

实际供给液压马达的流量Q要比理论流量Qth多一个容积损失量ΔQ，即Q=Qth+ΔQ，因此马达的容积效率ηv为

（4.1）

马达内机件间的泄漏油液的流态可以看作为层流，故可认为流量损失ΔQ与马达的输入压力p成正比（参见式2.39），即

（4.2）

式中，Cl为流量损失系数。

因此有

（4.3）

式（3.4）表明：

马达的输入压力越高，泄漏系数越大，或马达的排量越小，转速越低，则马达的容积效率也越低。

流量损失系数的值很小，一般ηv都在90%以上，95%以上的也很多。

但是，在起动时和低速时，随液压马达输出轴转角位置的改变，Cl的值是变化的，且变化很大，因此就不易获得平稳的起动和低速稳定性，这是一个严重的问题。

由于在液压马达的滑动部分有摩擦损失，实际上由输出轴输出的转矩T比理论转矩Tth要小一个摩擦损失转矩ΔT，即马达的实际输出转矩为T=Tth-ΔT，因此马达的机械效率ηm为

（4.4）

液压马达的总效率η是其输出功率和输入功率之比，即

图4.5液压马达的效率曲线

（4.5）

液压马达效率与无量纲参数p/μn之间的关系如图4.5所示。

由图可见，在不同的压力、不同的转速下，液压泵的效率也是不同的。

一般情况下，容积效率ηv随着p/μn的增加单调减少，而机械效率ηm则有单调增加的趋势。

因此，总效率η存在最大值。

4.3.2齿轮马达

齿轮马达的构造与齿轮泵几乎完全相同。

但是，马达通常要有泄油口。

如图4.6所示的外啮合齿轮马达，在不参与啮合的齿槽内，油压的作用力相互抵消，并不产生有效的转矩。

然而，在参与啮合的齿槽内，以啮合点为界，齿槽两侧的压力分布不一样，因此产生使齿轮转动的转矩。

图4.6外啮合齿轮马达

也有使用内啮合式的齿轮马达，特别是使外侧的内齿圈固定，内侧的齿轮公转式的马达。

这种马达本身也起到齿轮减速器的作用。

因此，能使马达的体积小、输出转矩大，而且有可能在低速时运转。

齿轮马达的优点是，结构简单，价格低廉，抗污染性好，能在困难的运转条件下可靠地工作。

其缺点是，泄漏量大，转矩变化大。

另外，由于轴承承受载荷大而使寿命缩短。

齿轮马达的瞬时理论转矩也存在脉动，其脉动情况与齿轮泵瞬时流量的脉动完全相同。

图4.7是外啮合齿轮马达的起动转矩Ts以及泄漏量ΔQ随输出轴转角位置θ变化的情况，

在一转中所产生的脉动次数与齿数相同。

由于存在摩擦损失转矩，起动转矩比理论转矩要小。

由图可知，在转矩下降的角度位置，泄漏量增大，这是由于设置在高压侧和低压侧的卸荷槽被困油区接通而造成短路的缘故（参考图3.17）。

图4.8齿轮马达的摩擦损失转矩与转速的关系

图4.8为齿轮马达摩擦损失转矩与转速关系的一例。

摩擦损失转矩在起动时很大，随着转速的增大一开始是减少，转速增大到一定程度后又直线地增加。

这是典型的粘性摩擦特性。

在起动时和低速时，一般说来，固定端盖型马达要比浮动端盖型马达的摩擦损失转矩小，机械效率高。

（4.9）

如果液压马达的瞬时流量为Qt，角速度为ω，则有能量等式Tt（θ）ω=ΔpQt，所以

（4.10）

Qt与泵时相同，可由式（3.31）表示，把式（3.31）代入式（4.10）就能得到式（4.9）。

因此，该马达的理论转矩的脉动和泵的瞬时理论流量脉动完全相同。

图4.13是斜轴式轴向柱塞马达的工作原理图。

油液压力作用在柱塞上的力F1与固定在输出轴上的法兰盘产生的反作用力F2的合力F3产生使柱塞及缸体旋转的转矩。

柱塞与法兰盘用连杆连接，因此它具有柱塞与缸体间的比压小和摩擦力小的优点。

轴向柱塞马达的优点是，因泄漏少而能获得较好的低速稳定性，调速范围宽，效率高，寿命长。

其缺点是结构复杂、价格高。

图4.13斜轴式轴向柱塞马达的原理图

斜盘式与斜轴式优缺点的比较：

斜盘式的优点：

1与斜轴式相比结构简单，价格便宜。

2体积小、重量轻。

3能在高压、高速下连续运转。

4由于能做成通轴式结构，很容易设置补油泵等。

图4.14斜轴式马达与斜盘式马达

　　　的起动机械效率的比较

斜盘式的缺点：

1柱塞与缸体之间的比压大，起动特性不太好。

当出口有背压时，起动特性特别不好（图4.14）。

2抗污染性差。

3效率比斜轴式略低。

斜轴式的优点：

1与斜盘式相比，配油盘处的油压平衡问题较容易解决，因此可靠性好。

2抗污染性好。

3起动特性好。

斜轴式的缺点：

1结构尺寸大。

特别是变量马达的结构尺寸相当大。

2制造成本高。

3不能做成通轴式结构。

2.径向柱塞马达

径向柱塞马达的柱塞和柱塞孔呈放射状配置，容易实现大排量。

径向柱塞马达的结构形式是多种多样的，有代表性的是连杆马达和内曲线马达。

图4.15、图4.16是连杆式径向柱塞马达。

油缸体、柱塞、连杆呈放射状分布在曲轴四周，柱塞数一般都取五个。

在柱塞滑履与偏心轮之间作用着很大的载荷，因此可以通过连杆内部把油缸内的压力油引至滑动部分，由静压支承来承受一部分载荷。

可是，这时泄漏量增多，以致在有负载作用时不能实现闭锁。

因此也可以不采用静压支承，而采用滑动轴承。

图4.15中设柱塞断面积为A，则压力油液作用在柱塞上的力F1为

油缸壁对柱塞的反作用力F3与F1的合力为F2，其方向与连杆的方向一致。

把F2移至偏心轮的中心O’，其垂直于

的分力为F4。

图4.15连杆式径向柱塞马达原理图

图4.16连杆式径向柱塞马达

F3或F4对输出轴中心O的力矩T1为

（4.11）

（4.12）

其中　　　

（4.13）

设

，则

由于

，因此

（4.14）

把式（4.12）和式（4.14）代入式（4.11），可得

（4.15）

β角相当小，因此

（4.16）

式（4.15）又可写为

（4.17）

设处于工作行程中的柱塞数为z0，则输出轴的瞬时理论转矩Tt（θ）为

（4.18）

假若忽略上式中右边第二项，那么就与轴向柱塞马达时的式（4.9）完全一致了（L=2e）。

图4.17内曲线径向柱塞马达原理图

图4.17，图4.18是内曲线径向柱塞马达。

在呈放射状布置的柱塞外侧安装有导轨。

一般说来，输出轴转一转柱塞要作多次往复运动。

有导轨旋转的，也有缸体旋转的。

图4.17中，油缸内压力油作用于柱塞的力F1与导轨的反作用力F2（垂直于导轨曲面）的合力F3（=F2cosα）产生使缸体转动的转矩F3R（=F2Rcosα）。

对于缸体固定、导轨转动的马达，F3的反作用力使导轨逆F3的方向旋转。

导轨曲线的形状应使所有的柱塞产生的转矩之和保持为常数。

无论是连杆马达还是内曲线马达，都由一个和马达转动同步的配油机构向工作行程的油缸内供给压力油。

图4.19是连杆式和内曲线径向柱塞马达的各种结构形式。

径向柱塞马达的排量可以做得很大，容易实现低速大转矩。

除了增大排量得到大转矩的方法外，还采用在小排量的高速液压马达上安装齿轮减速器得到大转矩的方法。

这两种方法的优点是：

低速大转矩马达的优点：

1安装方便，与负载的连接和布置等也都方便。

2

图4.18内曲线径向柱塞马达

由于没有高速旋转部分，所以噪声小、寿命长。

3因零件数量少，所以故障少。

带减速器的高速马达的优点：

1比低速大转矩马达体积小、重量轻。

2由于高速马达与液压泵的通用零件多，容易大量生产。

而且价格便宜，容易更换。

3可以任意地选择减速比，因此对负载的适应性好。

4制动器的体积小。

5

图4.19径向柱塞马达的结构形式

1－径向式　柱塞径向地分布在垂直于轴的平面内。

柱塞中心线稍稍偏离半径方向布置。

2－轴向长度短；

3－连杆式　偏心产生往复运动；

4－缸体转动　单排；

5－多排（容易做成多排）；

6－固定缸体　单排；

7－多排；

8－连杆式；

9－静力平衡式；

10－变量型　改变偏心量能改变方向及流量；

11－定量型　偏心量一定则排量一定；

12－内曲线导轨型　在一转中，柱塞被曲线导轨作用，作多次往复运动；

13－缸体转动型　导轨固定；

14－导轨转动型　缸体固定

低速运转时比低速大转矩马达平稳。

4.4摆动液压缸

如果把压力油液输送给摆动液压缸，那么在输出轴上就要产生转矩，并且转动。

但是，它不像液压马达那样连续地转动，而是当转到某个角度时就要停止。

如果反向输入压力油液时，摆动液压缸也要反向转动。

摆动液压缸能输出非常大的转矩。

它被使用在各种机械的摇摆运动部分和连杆机构的运动副部分。

但是，其用途比液压缸和液压马达要小得多。

摆动液压缸的性能如表3.2所示。

表3.2　摆动液压缸的性能

工作形式

最大使用压力[MPa]

最大转矩范围[N·

m]

工作范围

工作速度

备注

叶片式

单叶片式

2~21

4~35000

280以内

一般在100/s以下。

由配管中的允许流速和泵的流量来限定。

当负载的转速和质量很大时，在外部要有限位装置。

单叶片式的机械效率为80~90，双叶片式为90~95，叶片密封的好坏对性能的影响很大。

双叶片式

370~83000

100以内

活塞式

活塞齿条式

7~15由齿条、小齿轮、链条等的强度或者轴承的推力载荷来限制

根据用途的不同可以制造到40000

装配时可以任选，可以大于360

机械效率一般在80以下，容积效率一般都接近100。

活塞螺旋花键轴式

活塞链条式

活塞连杆式

一般小于90

图4.20所示的叶片式摆动液压缸，其输出轴上的理论转矩Tth由下式确定

（4.19）

上式中，R1、R2是转动叶片的根部及顶端的半径，R是到叶片上任意点的半径，b是转子的宽度。

图4.20单叶片式摆动液压缸

图4.21中b、c的转动叶片分别是2片和3片，因此，输出转矩是式（4.19）的2倍或3倍，但摆角范围却变得很小。

这种构造的特点是，压力油液作用在输出轴上的力基本是平衡的。

对于叶片式摆动液压缸来说，技术上的难点是叶片的顶端和侧面的密封问题。

图4.22是各种活塞式摆动液压缸，它们在油压的作用下，活塞的直线运动变成机构的转动，回转角的范围能达到360º

以上，并且不存在密封问题。

但是，这样的结构比叶片式要复杂。

图4.21叶片式摆动液压缸

（a）单叶片式　（b）双叶片式　（c）三叶片式

图4.22活塞式摆动液压缸

（a）活塞齿条式　（b）活塞螺旋花键轴式　（c）活塞链条式　（d）活塞连杆式

4.5液压执行机构的某些力学性能

图4.23所示的直线运动系统（液压缸）与图4.24所示的旋转运动系统（液压马达、摆动液压缸）的力学处理方法是相似的。

直线运动中的液压缸位移变化量为x，与之对应地在旋转运动中，液压马达输出轴转角的变化量为θ；

直线运动的活塞承压面积为A，旋转运动中相应的是每一弧度的排量D。

图4.24旋转运动系统（液压马达系统）

图4.23直线运动系统（液压缸系统）

1.液压执行机构的固有频率

如图4.25所示，在用管路连接液压缸或液压马达时，因为油液有压缩性而起到类似弹簧的作用，执行机构和负载具有质量，因此，该管路系统与一般的弹簧质量系统一样，存在着一定的固有频率。

图4.25液压执行机构及管路系统

在液压缸系统中，负载的运动方程式为

（4.20）

式中　p1－液压缸进口压力（设出口压力p2=0）；

A－活塞承压面积；

M－负载和活塞的质量；

v－负载的速度；

cd－负载与液压缸的粘性阻力系数。

设油液从管路进口流入的流量为Qs，油液的压缩率为β，系统中油液的容积为V，根据连续方程有

（4.21）

由式（4.20）和式（4.21）消去后得

（4.22）

由此得固有频率ωn和阻尼比ζ为

（4.23）

（4.24）

一般说来，由弹簧（弹簧刚度系数κ）与质量（M）所组成的系统固有频率ωn为

（4.25）

把上式与与式（4.23）比较，则液压缸系统的油柱形成的“油弹簧”刚度系数κe为

（4.26）

由式（4.22）可知，这是一个以Qs为输入、负载速度v为输出的二阶系统，其转折频率为ωn。

如果ωn增大，则系统的响应特性好，为此要增大A、减小M和V。

如果在系统的油液中混入了气泡，则油液的压缩率β变得非常大，ωn的值会变得相当小。

对于马达也可以进行同样的分析。

式（4.23）和式（4.24）变成

（4.27）

（4.28）

2.爬行

在图4.25所示系统中，当液压执行机构的速度很低时，往往会产生如图4.26所示的时动时停现象，即所谓的爬行。

当供油量非常小时，或者在管路进口设置阻力很大的节流阀（流量变化一点点而压力损失变化很大的节流阀）时，很容易出现这种现象。

爬行是由于在低速运动时液压执行机构（包含负载）的摩擦阻力随速度的增大而减小（参考图4.5、图4.8），以及油液的压缩性产生的弹簧作用所引起的，这和图4.27通过弹簧推动质量M低速移动时所发生的爬行现象是相似的。

图4.26爬行

图4.27弹簧质量系统

执行机构在静止时的摩擦阻力，一般要比运动中的摩擦阻力大。

例如，在图4.25的系统中，即使向系统供给压力油液，执行机构也不会马上移动。

当作用在执行机构上的压力p1变得相当高时，也就是该力大于静止时的摩擦力时，执行机构才开始移动。

一旦动起来摩擦力就减小，因此，被压缩了的油液的能量使执行机构的速度突然增大。

执行机构移动的结果，使油液的压力下降，但负载有惯性，因此，执行机构在移过一段距离后才停下来。

此时，由于p1太低，流量Qs使压力p1恢复。

负载要停止到当压力p1产生的力增大到大于执行机构的静摩擦力时，才再一次滑动。

这种爬行现象，对于机床等在进给速度非常低时就是一个问题了。

为了防止爬行，应尽量减小系统中油液的体积。

其次，采用能减小静摩擦的液压油和摩擦副的材料也有一定效果。

小结

1液压执行机构是一种能量转换装置，它把油液的压力能转换成机械能。

2液压马达

1）如果知道其输入流量和容积效率，就能知道其输出转速。

2）额定压力体现了马达的能力，在运转过程中，马达的实际输出转矩是随外界负载变化的。

3）容积效率影响马达的实际转速，机械效率影响马达的输出转矩。

效率是输出和输入之比，马达和泵的输入输出参数恰好互易。

4）本章介绍了齿轮式、叶片式和柱塞式三类液压马达，每种马达都有它的特点和合理的使用范围，必须根据具体要求，全面权衡利弊来选用。

5）由于液压马达和液压泵在结构上类似，关于液压泵的选用原则同样适用于液压马达。

3增大液压缸活塞承压面积或减小液压执行机构和管路系统中油液的容积，均可提高系统的固有频率。

减少系统中油液的体积或采用能减小静摩擦的液压油和摩擦副的材料，都对防止爬行都一定的效果。

习题

4.1图示三种结构形式的液压缸，活塞和活塞杆的直径分别为D、d，如进入缸的流量为Q，压力为p，分析各缸产生的推力、速度大小以及运动的方向。

题4.1图

4.2图示两个结构相同相互串联的液压缸，无杆腔的面积A1=100cm2，有杆腔面积A2=80cm2，缸1输入压力p1=0.9MPa，输入流量Q1=12L/min，不计损失和泄漏，求：

（1）

题4.2图

两缸承受相同负载时（F1=F2），该负载的数值及两缸的运动速度；

（2）缸2的输入压力是缸1的一半时（p2=p1/2），两缸各能承受多少负载？

（3）缸1不承受负载时（F1=0），缸2能承受多少负载？

4.3图示两液压缸，缸内径D、活塞杆直径d均相同，若输入缸中的流量都是Q，压力为p，出口处的油都直接通油箱，且不计一切摩擦损失，比较它们的推力、运动速度和运动方向。

题4.3图

4.4机械效率为90%的液压马达，当压力为21MPa，负载转矩为250N·

m时，液压马达的排量应是多少？

设起动机械效率为为70%，那么，起动时所需要的压力是多少？

4.5供给液压马达的流量为12L/min，压力为17.5MPa，输出转矩为40N·

m，转速为700r/min。

试求该液压马达的总效率。

4.6某液压马达的进油压力为10MPa，排量为200mL/r，总效率为0.75，机械效率为0.9，试计算：

（1）马该马达能输出的理论转矩；

（2）若马达的转速为500r/min，则输入马达的流量为多少？

（3）若外负载为200N·

m（n=500r/min）时，该马达输入功率和输出功率各为多少？

4.7一马达的排量250mL/r，入口压力p1=10MPa，出口压力p2=0.5MPa，总效率η=0.9，容积效率ηv=0.92，当输入流量为22L/min时，试求：

（1）马达的实际转速；

（2）马达的输出转矩。

4.8一液压马达，要求输出转矩为52.5N·

m，转速为30r/min，马达的机械效率和容积效率均为0.9，出口压力p2=0.2MPa，试求马达所需的流量和压力各为多少？

4.9图为定量泵和定量马达系统。

泵输出压力