习题与实践操作

2026年01月15日

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液压泵的功率损失有容积损失和机械损失两部分。

容积损失　容积损失是指液压泵流量上的损失,液压泵的实际输出流量总是小于其理论流量,其主要原因是由于液压泵内部高压腔的泄漏、油液的压缩以及在吸油过程中由于吸油阻力太大、油液黏度大以及液压泵转速高等原因而导致油液不能全部充满密封工作腔。液压泵的容积损失用容积效率来表示,它等于液压泵的实际输出流量q与其理论流量ql之比即:

因此液压泵的实际输出流量q为

液压泵的容积效率随着液压泵工作压力的增大而减小,且随液压泵的结构类型不同而异,但恒小于1。

机械损失　机械损失是指液压泵在转矩上的损失。液压泵的实际输入转矩Ti总是大于理论上所需要的转矩Tl,其主要原因是由于液压泵体内相对运动部件之间因机械摩擦而引起的摩擦转矩损失以及液体的黏性而引起的摩擦损失。液压泵的机械损失用机械效率表示,它等于液压泵的理论转矩Tl,与实际输入转矩Ti之比,设转矩损失为ΔT,则液压泵的机械效率为:

③液压泵的总效率

液压泵的总效率是指液压泵的实际输出功率与其输入功率的比值,即:

其中为理论输入转矩Tl。

由式(2-8)可知,液压泵的总效率等于其容积效率与机械效率的乘积,所以液压泵的输入功率也可写成:

液压泵的各个参数和压力之间的关系如图2-3所示。

二、齿轮泵

齿轮泵是液压系统中广泛采用的一种液压泵,其主要特点是结构简单,制造方便,价格低廉,体积小,重量轻,自吸性能好,对油液污染不敏感,工作可靠;其主要缺点是流量和压力脉动大,噪声大,排量不可调。它一般做成定量泵,按结构不同,齿轮泵分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵,而以外啮合齿轮泵应用最广。下面以外啮合齿轮泵为例来剖析齿轮泵。

1.齿轮泵的工作原理和结构

齿轮泵的工作原理如图2-4、图2-5所示,它是分离三片式结构,三片是指泵盖4、8和泵体7。泵体7内装有一对齿数相同、宽度和泵体接近而又互相啮合的齿轮6,这对齿轮与两端盖和泵体形成一密封腔,并由齿轮的齿顶和啮合线把密封腔划分为两部分,即吸油腔和压油腔。两齿轮分别用键固定在由滚针轴承支承的主动轴12和从动轴15上,主动轴由电动机带动旋转。

图2-3　液压泵的特性曲线

图2-4　外啮合型齿轮泵工作原理

CB—B齿轮泵的结构如图2-5所示,当泵的主动齿轮按图示箭头方向旋转时,齿轮泵右侧(吸油腔)齿轮脱开啮合,齿轮的轮齿退出齿间,使密封容积增大,形成局部真空,油箱中的油液在外界大气压的作用下,经吸油管路、吸油腔进入齿间。随着齿轮的旋转,吸入齿间的油液被带到另一侧,进入压油腔。这时轮齿进入啮合,使密封容积逐渐减小,齿轮间部分的油液被挤出,形成了齿轮泵的压油过程。齿轮啮合时齿向接触线把吸油腔和压油腔分开,起配油作用。当齿轮泵的主动齿轮由电动机带动不断旋转时,轮齿脱开啮合的一侧,由于密封容积变大则不断从油箱中吸油,轮齿进入啮合的一侧,由于密封容积减小则不断地排油,这就是齿轮泵的工作原理。泵的前后盖和泵体由两个定位销17定位,用6只螺钉固紧如图2-5。为了保证齿轮能灵活地转动,同时又要保证泄露最小,在齿轮端面和泵盖之间应有适当间隙(轴向间隙),对小流量泵轴向间隙为0.025～0.04mm,大流量泵为0.04～0.06mm。齿顶和泵体内表面间的间隙(径向间隙),由于密封带长,同时齿顶线速度形成的剪切流动又和油液泄露方向相反,故对泄露的影响较小,这里要考虑的问题是:当齿轮受到不平衡的径向力后,应避免齿顶和泵体内壁相碰,所以径向间隙就可稍大,一般取0.13～0.16mm。

为了防止压力油从泵体和泵盖间泄露到泵外,并减小压紧螺钉的拉力,在泵体两侧的端面上开有油封卸荷槽16,使渗入泵体和泵盖间的压力油引入吸油腔。在泵盖和从动轴上的小孔,其作用将泄露到轴承端部的压力油也引到泵的吸油腔去,防止油液外溢,同时也润滑了滚针轴承。

图2-5　CB—B齿轮泵的结构

1—轴承外环;2—堵头;3—滚子;4—后泵盖;5—键;6—齿轮;7—泵体;
8—前泵盖;9—螺钉;10—压环;11—密封环;12—主动轴;13—键; 14—泻油孔;15—从动轴;16—泄油槽;17—定位销

2.齿轮泵的流量计算

齿轮泵的排量V相当于一对齿轮所有齿谷容积之和,假如齿谷容积大致等于轮齿的体积,那么齿轮泵的排量等于一个齿轮的齿谷容积和轮齿容积体积的总和,即相当于以有效齿高(h=2m)和齿宽构成的平面所扫过的环形体积,即:

实际上齿谷的容积要比轮齿的体积稍大,故上式中的π常以3.33代替,则式(2-10)可写成:

齿轮泵的流量q(1/min)为:

实际上齿轮泵的流油量是有脉动的,故式(2-12)所表示的是泵的平均流油量。

从上面公式可以看出流量和几个主要参数的关系为:

(1)输油量与齿轮模数m的平方成正比。

(2)在泵的体积一定时,齿数少,模数就大,故输油量增加,但流量脉动大;齿数增加时,模数就小,输油量减少,流量脉动也小。用于机床上的低压齿轮泵,取z=13～19,而中高压齿轮泵,取z=6～14,齿数z<14时,要进行修正。

(3)输油量和齿宽B、转速n成正比。一般齿宽B=6～10m;转速n为750r/min、1000 r/min、1500r/min,转速过高,会造成吸油不足,转速过低,泵也不能正常工作。一般齿轮的最大圆周速度不应大于5～6m/s。

3.外啮合齿轮泵在结构上存在的问题

(1)齿轮泵的困油问题

齿轮泵要能连续地供油,就要求齿轮啮合的重叠系数ε大于1,也就是当一对齿轮尚未脱开啮合时,另一对齿轮已进入啮合,这样,就出现同时有两对齿轮啮合的瞬间,在两对齿轮的齿向啮合线之间形成了一个封闭容积,一部分油液也就被困在这一封闭容积中(见图2-6(a)),齿轮连续旋转时,这一封闭容积便逐渐减小,到两啮合点处于节点两侧的对称位置时(见图2-6(b)),封闭容积为最小,齿轮再继续转动时,封闭容积又逐渐增大,直到图2-6(c)所示位置时,容积又变为最大。在封闭容积减小时,被困油液受到挤压,压力急剧上升,使轴承上突然受到很大的冲击载荷,使泵剧烈振动,这时高压油从一切可能泄漏的缝隙中挤出,造成功率损失,使油液发热等。当封闭容积增大时,由于没有油液补充,因此形成局部真空,使原来溶解于油液中的空气分离出来,形成了气泡,油液中产生气泡后,会引起噪声、气蚀等一系列恶果。以上情况就是齿轮泵的困油现象。这种困油现象极为严重地影响着泵的工作平稳性和使用寿命。

图2-6　齿轮泵的困油现象

为了消除困油现象,在CB—B型齿轮泵的泵盖上铣出两个困油卸荷凹槽,其几何关系如图2-7所示。卸荷槽的位置应该使困油腔由大变小时,能通过卸荷槽与压油腔相通,而当困油腔由小变大时,能通过另一卸荷槽与吸油腔相通。两卸荷槽之间的距离为a,必须保证在任何时候都不能使压油腔和吸油腔互通。

按上述对称开的卸荷槽,当困油封闭腔由大变至最小时(图2-6),由于油液不易从即将关闭的缝隙中挤出,故封闭油压仍将高于压油腔压力;齿轮继续转动,当封闭腔和吸油腔相通的瞬间,高压油又突然和吸油腔的低压油相接触,会引起冲击和噪声。于是CB—B型齿轮泵将卸荷槽的位置整个向吸油腔侧平移了一个距离。这时封闭腔只有在由小变至最大时才和压油腔断开,油压没有突变,封闭腔和吸油腔接通时,封闭腔不会出现真空也没有压力冲击,这样改进后,使齿轮泵的振动和噪声得到了进一步改善。

(2)径向不平衡力

齿轮泵工作时,在齿轮和轴承上承受径向液压力的作用。如图2-8所示,泵的右侧为吸油腔,左侧为压油腔。在压油腔内有液压力作用于齿轮上,沿着齿顶的泄漏油,具有大小不等的压力,就是齿轮和轴承受到的径向不平衡力。液压力越高,这个不平衡力就越大,其结果不仅加速了轴承的磨损,降低了轴承的寿命,甚至使轴变形,造成齿顶和泵体内壁的摩擦等。为了解决径向力不平衡问题,在有些齿轮泵上,采用开压力平衡槽的办法来消除径向不平衡力,但这将使泄漏增大,容积效率降低等。CB—B型齿轮泵则采用缩小压油腔,以减少液压力对齿顶部分的作用面积来减小径向不平衡力,所以泵的压油口孔径比吸油口孔径要小。

图2-7　齿轮泵的困油卸荷槽图

图2-8　齿轮泵的径向不平衡力

(3)齿轮泵的泄漏

在液压泵中,运动件间是靠微小间隙密封的,这些微小间隙从运动学上开成摩擦副,而高压腔的油液通过间隙向低压腔泄漏是不可避免的;齿轮泵压油腔的压力油可通过三条途径泄漏到吸油腔去;一是通过齿轮啮合线处的间隙(齿侧间隙);二是通过体定子环内孔和齿顶间隙的径向间隙(齿顶间隙);三是通过齿轮两端面和侧板间的间隙(端面间隙)。在这三类间隙中,端面间隙的泄漏量最大,压力越高,由间隙泄漏的液压油液就愈多,因此为了实现齿轮泵的高压化,为了提高齿轮泵的压力和容积效率,需要从结构上来采取措施,对端面间隙进行自动补偿。

4.高压齿轮泵的特点

上述齿轮泵由于泄漏大(主要是端面泄漏,占总泄漏量的70%～80%),且存在径向不平衡力,故压力不易提高。高压齿轮泵主要是针对上述问题采取了一些措施,如尽量减小径向不平衡力和提高轴与轴承的刚度;对泄漏量最大处的端面间隙,采用了自动补偿装置等。下面对端面间隙的补偿装置作简单介绍。

(1)浮动轴套式　图2-9(a)是浮动轴套式的间隙补偿装置。它利用泵的出口压力油,引入齿轮轴上的浮动轴套1的外侧A腔,在液体压力作用下,使轴套紧贴齿轮3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,靠弹簧4来产生预紧力,保证了轴向间隙的密封。

(2)浮动侧板式　浮动侧板式补偿装置的工作原理与浮动轴套式基本相似,它也是利用泵的出口压力油引到浮动侧板1的背面(见图2-9(b)),使之紧贴于齿轮2的端面来补偿间隙。启动时,浮动侧板靠密封圈来产生预紧力。

(3)挠性侧板式　图2-9(c)是挠性侧板式间隙补偿装置,它是利用泵的出口压力油引到侧板的背面后,靠侧板自身的变形来补偿端面间隙的,侧板的厚度较薄,内侧面要耐磨(如烧结有0.5～0.7mm的磷青铜),这种结构采取一定措施后,易使侧板外侧面的压力分布大体上和齿轮侧面的压力分布相适应。

图2-9　端面间隙补偿装置示意图

5.内啮合齿轮泵

内啮合齿轮泵的工作原理也是利用齿间密封容积的变化来实现吸油压油的。图2-10所示是内啮合齿轮泵的工作原理图。

图2-10　内啮合齿轮泵的工作原理图

它是由配油盘(前、后盖)、外转子(从动轮)和偏心安置在泵体内的内转子(主动轮)等组成。内、外转子相差一齿,图中内转子为六齿,外转子为七齿,由于内外转子是多齿啮合,这就形成了若干密封容积。当内转子围绕中心O1旋转时,带动外转子绕外转子中心O2作同向旋转。这时,由内转子齿顶A1和外转子齿谷A2间形成的密封容积C(图中阴线部分),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,至位置时封闭容积最大,这时吸油完毕。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A2全部啮合时,压油完毕,内转子每转一周,由内转子齿顶和外转子齿谷所构成的每个密封容积,完成吸、压油各一次,当内转子连续转动时,即完成了液压泵的吸排油工作。

内啮合齿轮泵的外转子齿形是圆弧,内转子齿形为短幅外摆线的等距线,故又称为内啮合摆线齿轮泵,也叫转子泵。

内啮合齿轮泵有许多优点,如结构紧凑,体积小,零件少,转速可高达10000r/min,运动平稳,噪声低,容积效率较高等。缺点是流量脉动大,转子的制造工艺复杂等,目前已采用粉末冶金压制成型。随着工业技术的发展,摆线齿轮泵的应用将会愈来愈广泛内啮合齿轮泵可正、反转,可作液压马达用。

三、叶片泵

叶片泵的结构较齿轮泵复杂,但其工作压力较高,且流量脉动小,工作平稳,噪声较小,寿命较长。所以它被广泛应用于机械制造中的专用机床、自动线等中低液压系统中,但其结构复杂,吸油特性不太好,对油液的污染也比较敏感。

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,结构经改进的高压叶片泵最大的工作压力可达16.0～21.0MPa。

1.单作用叶片泵

(1)单作用叶片泵的工作原理

单作用叶片泵的工作原理如图2-11所示,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,这样在钉子、转子、叶片和两侧配油盘间就形成若干个密封的工作空间,当转子按图示的方向回转时,在图的右部,叶片逐渐伸出,叶片间的工作空间逐渐增大,从吸油口吸油,这是吸油腔。在图的左部,叶片被定子内壁逐渐压进槽内,工作空间逐渐缩小,将油液从压油口压出,这是压油腔,在吸油腔和压油腔之间,有一段封油区,把吸油腔和压油腔隔开,这种叶片泵在转子每转一周,每个工作空间完成一次吸油和压油,因此称为单作用叶片泵。转子不停地旋转,泵就不断地吸油和排油。

(2)单作用叶片泵的排量和流量计算

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,如图2-12所示,两个叶片形成的一个工作容积V′近似地等于扇形体积V1和V2之差,即:

图2-11　单作用叶片泵的工作原理

1—转子;2—定子;3—叶片

图2-12　单作用叶片泵排量计算简图

因此,单作用叶片泵的排量为:

故当转速为n,泵的容积效率为ηv时的泵的理论流量和实际流量分别为:

在式(2-14)至式(2-16)中的计算中并未考虑叶片的厚度以及叶片的倾角对单作用叶片泵排量和流量的影响,实际上叶片在槽中伸出和缩进时,叶片槽底部也有吸油和压油过程,一般在单作用叶片泵中,压油腔和吸油腔处的叶片的底部是分别和压油腔及吸油腔相通的,因而叶片槽底部的吸油和压油恰好补偿了叶片厚度及倾角所占据体积而引起的排量和流量的减小,这就是在计算中不考虑叶片厚度和倾角影响的缘故。

单作用叶片泵的流量也是有脉动的,理论分析表明,泵内叶片数越多,流量脉动率越小,此外,奇数叶片的泵的脉动率比偶数叶片的泵的脉动率小,所以单作用叶片泵的叶片数均为奇数,一般为13或15片。

(3)单作用叶片泵的结构特点

①改变定子和转子之间的偏心便可改变流量。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,这里的叶片仅靠离心力的作用顶在定子内表面上。

③由于转子受到不平衡的径向液压作用力,所以这种泵一般不宜用于高压。

④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°。

2.双作用叶片泵

(1)双作用叶片泵的工作原理

双作用叶片泵的工作原理如图2-13所示,泵也是由定子1、转子2、叶片3和配油盘(图中未画出)等组成。转子和定子中心重合,定子内表面近似为椭圆柱形,该椭圆形由两段长半径R、两段短半径r和四段过渡曲线所组成。当转子转动时,叶片在离心力和(建压后)根部压力油的作用下,在转子槽内作径向移动而压向定子内表,由叶片、定子的内表面、转子的外表面和两侧配油盘间形成若干个密封空间,当转子按图示方向旋转时,处在小圆弧上的密封空间经过渡曲线而运动到大圆弧的过程中,叶片外伸,密封空间的容积增大,要吸入油液;再从大圆弧经过渡曲线运动到小圆弧的过程中,叶片被定子内壁逐渐压进槽内,密封空间容积变小,将油液从压油口压出,因而,当转子每转一周,每个工作空间要完成两次吸油和压油,所以称之为双作用叶片泵,这种叶片泵由于有两个吸油腔和两个压油腔,并且各自的中心夹角是对称的,所以作用在转子上的油液压力相互平衡,因此双作用叶片泵又称为卸荷式叶片泵,为了要使径向力完全平衡,密封空间数(即叶片数)应当是双数。

图2-13　双作用叶片泵的工作原理

1—定子;2—转子;3—叶片

(2)双作用叶片泵的排量和流量计算

图2-14　双作用叶片泵排量计算简图

双作用叶片泵的排量计算简图如图2-14所示,由于转子在转一周的过程中,每个密封空间完成两次吸油和压油,所以当定子的大圆弧半径为R,小圆弧半径为r,定子宽度为B,两叶片间的夹角为β=2π/z弧度时,每个密封容积排出的油液体积为半径为R和r、扇形角为β、厚度为B的两扇形体积之差的两倍,因而在不考虑叶片的厚度和倾角时双作用叶片泵的排量为:

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b、叶片安放的倾角为θ时的排量为:

所以当双作用叶片泵的转数为n,泵的容积效率为ηv时,泵的理论流量和实际输出流量分别为:

双作用叶片泵如不考虑叶片厚度,泵的输出流量是均匀的,但实际叶片是有厚度的,长半径圆弧和短半径圆弧也不可能完全同心,尤其是叶片底部槽与压油腔相通,因此泵的输出流量将出现微小的脉动,但其脉动率较其他形式的泵(螺杆泵除外)小得多,且在叶片数为4的整数倍时最小,为此,双作用叶片泵的叶片数一般为12或16片。

图2-15　配油盘

1、3—压油窗口; 2、4—吸油窗口;c—环形槽

(3)双作用叶片泵的结构特点

①配油盘　双作用叶片泵的配油盘如图2-15所示,在盘上有两个吸油窗口2、4和两个压油窗口1、3,窗口之间为封油区,通常应使封油区对应的中心角β稍大于或等于两个叶片之间的夹角,否则会使吸油腔和压油腔连通,造成泄漏,当两个叶片间密封油液从吸油区过渡到封油区(长半径圆弧处)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,为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(又称眉毛槽),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。

②定子曲线　定子曲线是由四段圆弧和四段过渡曲线组成的。过渡曲线应保证叶片贴紧在定子内表面上,保证叶片在转子槽中径向运动时速度和加速度的变化均匀,使叶片对定子的内表面的冲击尽可能小。

过渡曲线如采用阿基米德螺旋线,则叶片泵的流量理论上没有脉动,可是叶片在大、小圆弧和过渡曲线的连接点处产生很大的径向加速度,对定子产生冲击,造成连接点处严重磨损,并发生噪声。在连接点处用小圆弧进行修正,可以改善这种情况,在较为新式的泵中采用“等加速—等减速”曲线,如图2-16(a)所示。这种曲线的极坐标方程为:

式中符号见图2-16所示。

图2-16　定子的过渡曲线

由式(2-21)可求出叶片的径向速度dp/dt和径向加速度可知:当0<θ<时,叶片的径向加速度为等加速度,当<θ<α时等减速。由于叶片的速度变化均匀,故不会对定子内表面产生很大的冲击,但是,在θ=0、θ=和θ=α处,叶片的径向加速度仍有突变,还会产生一些冲击,如图2-16(b)所示。所以在国外有些叶片泵上采用了三次以上的高次曲线作为过渡曲线。

③叶片的倾角　叶片在工作过程中,受离心力和叶片根部压力油的作用,使叶片和定子紧密接触。当叶片转至压油区时,定子内表面迫使叶片推向转子中心,它的工作情况和凸轮相似,叶片与定子内表面接触有一压力角为β,且大小是变化的,其变化规律与叶片径向速度变化规律相同,即从零逐渐增加到最大,又从最大逐渐减小到零,因而在双作用叶片泵中,将叶片顺着转子回转方向前倾一个θ角,使压力角减小到β′,这样就可以减小侧向力FT,使叶片在槽中移动灵活,并可减少磨损,如图2-17所示,根据双作用叶片泵定子内表面的几何参数,其压力角的最大值βmax≈24°。一般取θ=因而叶片泵叶片的倾角θ一般为10°～14°。YB型叶片泵叶片相对于转子径向连线前倾13°。但近年的研究表明,叶片倾角并非完全必要,某些高压双作用叶片泵的转子槽是径向的,且使用情况良好。

图2-17　双作用叶片泵叶片受力分析图

(4)提高双作用叶片泵压力的措施

由于一般双作用叶片泵的叶片底部通压力油,就使得处于吸油区的叶片顶部和底部的液压作用力不平衡,叶片顶部以很大的压紧力抵在定子吸油区的内表面上,使磨损加剧,影响叶片泵的使用寿命,尤其是工作压力较高时,磨损更严重,因此吸油区叶片两端压力不平衡,限制了双作用叶片泵工作压力的提高。所以在高压叶片泵的结构上必须采取措施,使叶片压向定子的作用力减小。常用的措施有:

①减小作用在叶片底部的油液压力　将泵的压油腔的油通过阻尼槽或内装式小减压阀通到吸油区的叶片底部,使叶片经过吸油腔时,叶片压向定子内表面的作用力不致过大。

图2-18　减小叶片作用面积的高压叶片泵叶片结构

1—母叶片;2—子叶片;3—转子;4—定子;5—叶片

②减小叶片底部承受压力油作用的面积　叶片底部受压面积为叶片的宽度和叶片厚度的乘积,因此减小叶片的实际受力宽度和厚度,就可减小叶片受压面积。

减小叶片实际受力宽度结构如图2-18(a)所示,这种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。图2-18(b)所示的为阶梯片结构,在这里,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。

③使叶片顶端和底部的液压作用力平衡　图2-19(a)所示的泵采用双叶片结构,叶片槽中有两个可以作相对滑动的叶片1和2,每个叶片都有一棱边与定子内表面接触,在叶片的顶部形成一个油腔a,叶片底部油腔b始终与压油腔相通,并通过两叶片间的小孔c与油腔a相连通,因而使叶片顶端和底部的液压作用力得到平衡。适当选择叶片顶部棱边的宽度,可以使叶片对定子表面既有一定的压紧力,又不致使该力过大。为了使叶片运动灵活,对零件的制造精度将提出较高的要求。

图2-19(b)所示为叶片装弹簧的结构,这种结构叶片1较厚,顶部与底部有孔相通,叶片底部的油液是由叶片顶部经叶片的孔引入的,因此叶片上下油腔油液的作用力基本平衡,为使叶片紧贴定子内表面,保证密封,在叶片根部装有弹簧。

图2-19　叶片液压力平衡的高压叶片泵叶片结构

1、2—叶片;3—定子;4—转子

图2-20　双级叶片泵的工作原理

1、2—管路

3.双级叶片泵和双联叶片泵

(1)双级叶片泵　为了要得到较高的工作压力,也可以不用高压叶片泵,而用双级叶片泵,双级叶片泵是由两个普通压力的单级叶片泵装在一个泵体内在油路上串接而成的,如果单级泵的压力可达7.0MPa,双级泵的工作压力就可达14.0MPa。

双级叶片泵的工作原理如图2-20所示,两个单级叶片泵的转子装在同一根传动轴上,当传动轴回转时就带动两个转子一起转动。第一级泵经吸油管从油箱吸油,输出的油液就送入第二级泵的吸油口,第二级泵的输出油液经管路送往工作系统。设第一级泵输出压力为p1,第二级泵输出压力为p2。正常工作时p2=2p1。但是由于两个泵的定子内壁曲线和宽度等不可能做得完全一样,两个单级泵每转一周的容量就不可能完全相等。如查第二级泵每转一周的容量大于第一级泵,第二级泵的吸油压力(也就是第一级泵的输出压力)就要降低,第二级泵前后压力差就加大,因此载荷就增大,反之,第一级泵的载荷就增大,为了平衡两个泵的载荷,在泵体内设有载荷平衡阀。第一级泵和第二级泵的输出油路分别经管路1和2通到平衡阀的大滑阀和小滑阀的端面,两滑阀的面积比A1/A2=2。如第一级泵的流量大于第二级时,油液压力p1就增大,使p1>因此p1A1>p2A2,平衡阀被推向右,第一级泵的多余油液从管路1经阀口流回第一级泵的进油管路,使两个泵的载荷获得平衡,如果第二级泵流量大于第一级时,油压p1就降低,使p1A1<p2A2,平衡阀被推向左,第二级泵输出的部分油液从管路2经阀口流回第二级泵的进油口而获得平衡,如果两个泵的容量绝对相等时,平衡阀两边的阀口都封闭。

(2)双联叶片泵　双联叶片泵是由两个单级叶片泵装在一个泵体内在油路上并联组成。两个叶片泵的转子由同一传动轴带动旋转,有各自独立的出油口,两个泵可以是相等流量的,也可以是不等流量的。

双联叶片泵常用于有快速进给和工作进给要求的机械加工的专用机床中,这时双联泵由一小流量和一大流量泵组成。当快速进给时,两个泵同时供油(此时压力较低),当工作进给时,由小流量泵供油(此时压力较高),同时在油路系统上使大流量泵卸荷,这与采用一个高压大流量的泵相比,可以节省能源,减少油液发热。这种双联叶片泵也常用于机床液压系统中需要两个互不影响的独立油路中。

4.限压式变量叶片泵

(1)限压式变量叶片泵的工作原理

限压式变量叶片泵是单作用叶片泵,根据前面介绍的单作用叶片泵的工作原理,改变定子和转子间的偏心距e,就能改变泵的输出流量,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,其工作原理如图2-21所示。泵的出口经通道7与活塞6相通。在泵未运转时,定子2在弹簧9的作用下,紧靠活塞4,并使活塞4靠在螺钉5上。这时,定子和转子有一偏心量e0,调节螺钉5的位置,便可改变e0。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,若此液压力小于上端的弹簧作用力,当活塞的面积为A、调压弹簧的刚度ks、预压缩量为x0时,有:

此时,定子相对于转子的偏心量最大,输出流量最大。随着外负载的增大,液压泵的出口压力p也将随之提高,当压力升至与弹簧力相平衡的控制压力pB时,有:

当压力进一步升高,使pA>ksx0,这时,若不考虑定子移动时的摩擦力,液压作用力就要克服弹簧力推动定子向上移动,随之泵的偏心量减小,泵的输出流量也减小。pB称为泵的限定压力,即泵处于最大流量时所能达到的最高压力,调节调压螺钉10,可改变弹簧的预压缩量x0即可改变pB的大小。

图2-21　限压式变量叶片泵的工作原理

1—转子;2—定子;3—吸油窗口;4—活塞;5—螺钉;6—活塞腔;
7—通道;8—压油窗口;9—调压弹簧;10—调压螺钉

设定子的最大偏心量为e0,偏心量减小时,弹簧的附加压缩量为x,则定子移动后的偏心量e为:

这时,定子上的受力平衡方程式为:

将式(2-23)、式(2-25)代入式(2-24)可得:

式(2-26)表示了泵的工作压力与偏心量的关系,由式可以看出,泵的工作压力愈高,偏心量就愈小,泵的输出流量也就愈小,且当p=ks(e0+x0)/A时,泵的输出流量为零,控制定子移动的作用力是将液压泵出口的压力油引到柱塞上,然后再加到定子上去,这种控制方式称为外反馈式。

图2-22　限压式变量叶片泵的特性曲线

(2)限压式变量叶片泵的特性曲线

限压式变量叶片泵在工作过程中,当工作压力p小于预先调定的限定压力pc时,液压作用力不能克服弹簧的预紧力,这时定子的偏心距保持最大不变,因此泵的输出流量qA不变,但由于供油压力增大时,泵的泄漏流量pl也增加,所以泵的实际输出流量q也略有减少,如图2-22限压式变量叶片泵的特性曲线中的AB段所示。

调节流量调节螺钉5(见图2-21)可调节最大偏心量(初始偏心量)的大小。从而改变泵的最大输出流量qA,特性曲线AB段上下平移,当泵的供油压力p超过预先调整的压力pB时,液压作用力大于弹簧的预紧力,此时弹簧受压缩定子向偏心量减小的方向移动,使泵的输出流量减小,压力愈高,弹簧压缩量愈大,偏心量愈小,输出流量愈小,其变化规律如特性曲线BC段所示。调节调压弹簧10可改变限定压力pc的大小,这时特性曲线BC段左右平移,而改变调压弹簧的刚度时,可以改变BC段的斜率,弹簧越“软”(ks值越小),BC段越陡,pmax值越小;反之,弹簧越“硬”(ks值越大),BC段越平坦,pmax值亦越大。当定子和转子之间的偏心量为零时,系统压力达到最大值,该压力称为截止压力,实际上由于泵的泄漏存在,当偏心量尚未达到零时,泵向系统的输出流量实际已为零。

(3)限压式变量叶片泵的特点

①在限压式变量叶片泵中,当叶片处于压油区时,叶片底部通压力油,当叶片处于吸油区时,叶片底部通吸油腔,这样,叶片的顶部和底部的液压力基本平衡,这就避免了定量叶片泵在吸油区定子内表面严重磨损的问题。如果在吸油腔叶片底部仍通压力油,叶片顶部就会给定子内表面以较大的摩擦力,以致减弱了压力反馈的作用。

②叶片也有倾角,但倾斜方向正好与双作用叶片泵相反,这是因为限压式变量叶片泵的叶片上下压力是平衡的,叶片在吸油区向外运动主要依靠其旋转时的离心惯性作用。根据力学分析,这样的倾斜方向更有利于叶片在离心惯性作用下向外伸出。

③限压式变量叶片泵结构复杂,轮廓尺寸大,相对运动的机件多,泄漏较大,轴上承受不平衡的径向液压力,噪声较大,容积效率和机械效率都没有定量叶片泵高;但是,它能按负载压力自动调节流量,在功率使用上较为合理,可减少油液发热。

限压式变量叶片泵对既要实现快速行程,又要实现工作进给(慢速移动)的执行元件来说是一种合适的油源:快速行程需要大的流量,负载压力较低,正好使用特性曲线的AB段,工作进给时负载压力升高,需要流量减少,正好使用其特性曲线的BC段,因而合理调整拐点压力pB是使用该泵的关键。目前这种泵被广泛用于要求执行元件有快速、慢速和保压阶段的中低压系统中,有利于节能和简化回路。

四、柱塞泵

柱塞泵是靠柱塞在缸体中作往复运动造成密封容积的变化来实现吸油与压油的液压泵,与齿轮泵和叶片泵相比,这种泵有许多优点。首先,构成密封容积的零件为圆柱形的柱塞和缸孔,加工方便,可得到较高的配合精度,密封性能好,在高压工作仍有较高的容积效率;第二,只需改变柱塞的工作行程就能改变流量,易于实现变量;第三,柱塞泵中的主要零件均受压应力作用,材料强度性能可得到充分利用。由于柱塞泵压力高,结构紧凑,效率高,流量调节方便,故在需要高压、大流量、大功率的系统中和流量需要调节的场合,如龙门刨床、拉床、液压机、工程机械、矿山冶金机械、船舶上得到广泛的应用。柱塞泵按柱塞的排列和运动方向不同,可分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵两大类。

1.径向柱塞泵

(1)径向柱塞泵的工作原理

径向柱塞泵的工作原理如图2-23所示,柱塞1径向排列装在缸体2中,缸体由原动机带动连同柱塞1一起旋转,所以缸体2一般称为转子,柱塞1在离心力的(或在低压油)作用下抵紧定子4的内壁,当转子按图示方向回转时,由于定子和转子之间有偏心距e,柱塞绕经上半周时向外伸出,柱塞底部的容积逐渐增大,形成部分真空,因此便经过衬套3(衬套3是压紧在转子内,并和转子一起回转)上的油孔从配油孔5和吸油口b吸油;当柱塞转到下半周时,定子内壁将柱塞向里推,柱塞底部的容积逐渐减小,向配油轴的压油口c压油,当转子回转一周时,每个柱塞底部的密封容积完成一次吸压油,转子连续运转,即完成压吸油工作。配油轴固定不动,油液从配油轴上半部的两个孔a流入,从下半部两个油孔d压出,为了进行配油,配油轴在和衬套3接触的一段加工出上下两个缺口,形成吸油口b和压油口c,留下的部分形成封油区。封油区的宽度应能封住衬套上的吸压油孔,以防吸油口和压油口相连通,但尺寸也不能大得太多,以免产生困油现象。

图2-23　径向柱塞泵的工作原理

1—柱塞;2—缸体;3—衬套;4—定子;5—配油轴

(2)径向柱塞泵的排量和流量计算

当转子和定子之间的偏心距为e时,柱塞在缸体孔中的行程为2e,设柱塞个数为z,直径为d时,泵的排量为:

设泵的转数为n,容积效率为ηV,则泵的实际输出流量为:

2.轴向柱塞泵

轴向柱塞泵是将多个柱塞配置在一个共同缸体的圆周上,并使柱塞中心线和缸体中心线平行的一种泵。轴向柱塞泵有两种形式,直轴式(斜盘式)和斜轴式(摆缸式)。

(1)直轴式轴向柱塞泵

①直轴式轴向柱塞泵工作原理

如图2-24所示为直轴式轴向柱塞泵的工作原理,这种泵主体由缸体1、配油盘2、柱塞3和斜盘4组成。柱塞沿圆周均匀分布在缸体内。斜盘轴线与缸体轴线倾斜一角度,柱塞靠机械装置或在低压油作用下压紧在斜盘上(图中为弹簧),配油盘2和斜盘4固定不转,当原动机通过传动轴使缸体转动时,由于斜盘的作用,迫使柱塞在缸体内作往复运动,并通过配油盘的配油窗口进行吸油和压油。如图2-24中所示回转方向,当缸体转角在π～2π范围内,柱塞向外伸出,柱塞底部缸孔的密封工作容积增大,通过配油盘的吸油窗口吸油;在0～π范围内,柱塞被斜盘推入缸体,使缸孔容积减小,通过配油盘的压油窗口压油。缸体每转一周,每个柱塞各完成吸、压油一次,如改变斜盘倾角ɤ,就能改变柱塞行程的长度,即改变液压泵的排量,改变斜盘倾角方向,就能改变吸油和压油的方向,即成为双向变量泵。

图2-24　轴向柱塞泵的工作原理

1—缸体;2—配油盘;3—柱塞;4—斜盘;5—传动轴;6—弹簧

配油盘上吸油窗口和压油窗口之间的密封区宽度l应稍大于柱塞缸体底部通油孔宽度l1。但不能相差太大,否则会发生困油现象。一般在两配油窗口的两端部开有小三角槽,以减小冲击和噪声。

斜轴式轴向柱塞泵的缸体轴线相对传动轴轴线成一倾角,传动轴端部用万向铰链、连杆与缸体中的每个柱塞相联结,当传动轴转动时,通过万向铰链、连杆使柱塞和缸体一起转动,并迫使柱塞在缸体中作往复运动,借助配油盘进行吸油和压油。这类泵的优点是变量范围大,泵的强度较高,但和上述直轴式相比,其结构较复杂,外形尺寸和重量均较大。

轴向柱塞泵的优点是:结构紧凑、径向尺寸小,惯性小,容积效率高,目前最高压力可达40.0MPa,甚至更高,一般用于工程机械、压力机等高压系统中,但其轴向尺寸较大,轴向作用力也较大,结构比较复杂。

②轴向柱塞泵的排量和流量计算

见图2-24,柱塞的直径为d,柱塞分布圆直径为D,斜盘倾角为γ时,柱塞的行程为s=Dtanγ,所以当柱塞数为z时,轴向柱塞泵的排量为:

设泵的转数为n,容积效率为ηV则泵的实际输出流量为:

实际上,由于柱塞在缸体孔中运动的速度不是恒速的,因而输出流量是有脉动的,当柱塞数为奇数时,脉动较小,且柱塞数多脉动也较小,因而一般常用的柱塞泵的柱塞个数为7、9或11。

③直轴式轴向柱塞泵的典型结构

图2-25所示为一种直轴式轴向柱塞泵的结构。柱塞的球状头部装在滑履4内,以缸体作为支撑的弹簧9通过钢球推压回程盘3,回程盘和柱塞滑履一同转动。在排油过程中借助斜盘2推动柱塞作轴向运动;在吸油时依靠回程盘、钢球和弹簧组成的回程装置将滑履紧紧压在斜盘表面上滑动,弹簧9一般称之为回程弹簧,这样的泵具有自吸能力。在滑履与斜盘相接触的部分有一油室,它通过柱塞中间的小孔与缸体中的工作腔相连,压力油进入油室后在滑履与斜盘的接触面间形成了一层油膜,起着静压支承的作用,使滑履作用在斜盘上的力大大减小,因而磨损也减小。传动轴8通过左边的花键带动缸体6旋转,由于滑履4贴紧在斜盘表面上,柱塞在随缸体旋转的同时在缸体中作往复运动。缸体中柱塞底部的密封工作容积是通过配油盘7与泵的进出口相通的。随着传动轴的转动,液压泵就连续地吸油和排油。

由式(2-30)可知,若要改变轴向柱塞泵的输出流量,只要改变斜盘的倾角,即可改变轴向柱塞泵的排量和输出流量,下面介绍常用的轴向柱塞泵的手动变量和伺服变量机构的工作原理。

手动变量机构　如图2-25所示,转动手轮1,使丝杠12转动,带动变量活塞11作轴向移动(因导向键的作用,变量活塞只能作轴向移动,不能转动)。通过轴销10使斜盘2绕变量机构壳体上的圆弧导轨面的中心(即钢球中心)旋转。从而使斜盘倾角改变,达到变量的目的。当流量达到要求时,可用锁紧螺母13锁紧。这种变量机构结构简单,但操纵不轻便,且不能在工作过程中变量。

图2-25　直轴式向柱塞泵结构

1—转动手轮;2—斜盘;3—回程盘;4—滑履;5—柱塞;6—缸体;7—配油盘;8—传动轴9—弹簧;10—轴销;11—变量活塞;12—丝杠;13—锁紧螺母

伺服变量机构　图2-26所示为轴向柱塞泵的伺服变量机构,以此机构代替图2-24所示轴向柱塞泵中的手动变量机构,就成为手动伺服变量泵。其工作原理为:泵输出的压力油由通道经单向阀α进入变量机构壳体的下腔d,液压力作用在变量活塞4的下端。当与伺服阀阀芯1相连结的拉杆不动时(图示状态),变量活塞4的上腔g处于封闭状态,变量活塞不动,斜盘3在某一相应的位置上。当使拉杆向下移动时,推动阀芯1一起向下移动,d腔的压力油经通道e进入上腔g。由于变量活塞上端的有效面积大于下端的有效面积,向下的液压力大于向上的液压,故变量活塞4也随之向下移动,直到将通道e的油口封闭为止。变量活塞的移动量等于拉杆的位移量、当变量活塞向下移动时,通过轴销带动斜盘3摆动,斜盘倾斜角增加,泵的输出流入随之增加;当拉杆带动伺服阀阀芯向上运动时,阀芯将通道f打开,上腔g通过卸压通道接通油箱而压,变量活塞向上移动,直到阀芯将卸压通道关闭为止。它的移动量也等于拉杆的移动量。这时斜盘也被带动作相应的摆动,使倾斜角减小,泵的流量也随之相应地减小。由上述可知,伺服变量机构是通过操作液压伺服阀动作,利用泵输出的压力油推动变量活塞来实现变量的。故加在拉杆上的力很小,控制灵敏。拉杆可用手动方式或机械方式操作,斜盘可以倾斜± 18°,故在工作过程中泵的吸压油方向可以变换,因而这种泵就成为双向变量液压泵。除了以上介绍的两种变量机构以外,轴向柱塞泵还有很多种变量机构。如:恒功率变量机构、恒压变量机构、恒流量变量机构等,这些变量机构与轴向柱塞泵的泵体部分组合就成为各种不同变量方式的轴向柱塞泵,在此不一一介绍。

(2)斜轴式轴向柱塞泵

斜轴式轴向柱塞泵因其传动轴倾斜于旋转缸体轴线而得名,斜轴泵有双铰泵和无铰泵两种结构形式。后者应用较广,其工作原理可由图2-27说明。这类泵由主轴1、连杆2、柱塞3、配流盘4、旋转缸体5等部分组成,起定心作用的定心连杆6和缸体之间没有连接,因而不传递转矩,缸体的运动是由连杆2传递的,连杆两端分别与主轴和柱塞铰接,当主轴通过球铰带动连杆运动时,通过连杆和柱塞内圆锥面的连续接触,将运动传递给缸体以造成柱塞的往复运动,中心弹簧7用来将缸体压向配流盘。

图2-26　伺服变量机构

1—阀芯;2—铰链;3—斜盘4—活塞;5—壳体

图2-27　斜轴式轴向柱塞泵

双铰泵结构复杂,已逐渐由无铰泵取代。图2-28为ZB—125型无铰型斜轴泵的结构图,该类泵用于MXA—300和MG—300型采煤机牵引部。

主轴1由装在轴承座中的轴承支承,主轴一端的圆盘端面上均布七个球铰窝,连杆2通过其端头的球头铰接在球窝中,中心销轴5的球头铰接在主轴圆盘中心的球窝中,而其左端则支承在后盖7的滚针轴承上,旋转缸体4即支承在中心销轴上。由于采用了这种结构而取消了支承缸体的轴承及作为轴承座的外壳,使结构简化并减小了泵的径向尺寸。后泵体6上有两条通道,分别与配流盘8上的腰槽及进排油口相通。当推动旋转缸体绕进排油口轴线转动时,由于旋转缸体和泵轴轴线夹角γ的改变而使柱塞行程改变,从而达到改变油泵排量的目的,γ角可在±25°范围内变化。

与斜盘式轴向柱塞泵比较,斜轴式轴向往塞泵其柱塞承受侧向力小且抗冲击性能好、抗污染性能高、强度大、工作可靠且排量调节范围大,在矿山机械中得到了广泛应用。

图2-28　斜轴式轴向柱塞泵的结构

1—主轴;2—连杆;3—柱塞;4—缸体;5—中心销轴;6—后泵体;7—后盖;8—配流盘

任务实施

给滚筒调高液压系统选用合适的液压泵。

选择液压泵主要是根据工况要求确定液压泵的输出流量、工作压力和结构类型。

一、确定泵的输出流量

液压泵的输出流量可根据液压系统中各回路实际所需要的最大流量和泄漏量来确定,其计算式为

液压泵的额定流量可根据其最大输出流量,并参照有关产品样本或手册选取。一般泵的额定流量稍大于泵的最大输出流量qb。

二、确定泵的工作压力

液压泵的工作压力可根据液压系统中液压缸或其他执行元件的最高工作压力来确定。由于影响压力损失的因素很多,精确计算较复杂,通常采用近似估算的方法,液压泵最高工作压力的近似计算式为

液压泵的额定压力可根据其最高工作压力并参照有关产品样本或手册选取。一般泵的额定工作压力应稍大于泵的最高工作压力泵pb。有时还要考虑液压系统中冲击等现象产生的附加力,增大压力储备。一般额定压力较计算值高出25%～60%。

三、选择泵的类型

液压泵的类型应根据使用环境、温度、清洁状况、安放位置、维护保养、经济性能等方面进行比较后确定(表2-1)。各类液压泵的结构参数、性能特点和应用范围可查阅产品样本或有关液压传动手册。一般情况下,低压系统(压力在2.5MPa以下)或辅助装置选用低压齿轮泵,中压系统(压力在6.3MPa以下)多采用叶片泵,高压系统(压力在10MPa以上)多选用柱塞泵。由于柱塞泵的价格较高,所以对平稳性、脉动性和噪声要求不高的高压系统,或工作环境较差的场合,可采用高压齿轮泵。

依据以上几点,滚筒调高液压系统应选用高压齿轮泵。

表2-1　常用液压泵性能比较及应用表

续表

知识拓展

一、液压泵的噪声

噪声对人们的健康十分有害,随着工业生产的发展,工业噪声对人们的影响越来越严重,已引起人们的关注。目前液压技术向着高压、大流量和高功率的方向发展,产生的噪声也随之增加,而在液压系统中的噪声,液压泵的噪声占有很大的比重。因此,研究减小液压系统的噪声,特别是液压泵的噪声,已引起液压界广大工程技术人员、专家学者的重视。

液压泵的噪声大小和液压泵的种类、结构、大小、转速以及工作压力等很多因素有关。

1.产生噪声的原因

(1)泵的流量脉动和压力脉动,造成泵构件的振动。这种振动有时还可产生谐振。谐振频率可以是流量脉动频率的2倍、3倍或更大,泵的基本频率及其谐振频率若和机械的或液压的自然频率相一致,则噪声便大大增加。研究结果表明,转速增加对噪声的影响一般比压力增加还要大。

(2)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。

(3)气穴现象。当泵吸油腔中的压力小于油液所在温度下的空气分离压时,溶解在油液中的空气要析出而变成气泡,这种带有气泡的油液进入高压腔时,气泡被击破,形成局部的高频压力冲击,从而引起噪声。

(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。

2.降低噪声的措施

(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)防止泵产生空穴现象,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。

二、液压泵使用注意事项

影响液压泵的使用寿命因素很多,除了泵的自身设计、制造因素外,还和一些与泵使用相关元件(如联轴器)的选用、试车运行过程中的操作等也有关。

液压泵传动轴不能承受径向力和轴向力,因此不允许在轴端直接安装带轮、齿轮、链轮,通常用联轴器联接驱动轴和泵传动轴。如因制造原因,泵与联轴器同轴度超标,装配时又存在偏差,则随着泵的转速提高离心力加大联轴器变形,变形大使离心力加大,造成恶性循环,其结果产生振动噪声,从而影响泵的使用寿命。此外,还有如联轴器柱销松动未及时紧固、橡胶圈磨损未及时更换等影响因素。刚性联轴器两轴的同轴度误差≤0.05mm;弹性联轴器两轴的同轴度误差≤0.1mm;两轴的角度误差<1。

运行中的操作要求:

1.运行前

(1)液压泵安装是否准确可靠,螺钉是否拧紧,联轴器安装是否符合要求;

(2)泵体内是否灌满油液;

(3)泵的转向是否与进出油口相符;

(4)液压系统的安全阀是否调到规定压力值。

2.运行中

启动时不可急剧全速启动,应在系统卸荷状态下点动原动机开关数次后才能连续空载运转,目的是将管道中的空气尽可能排除干净,空载运转1～2min无异常现象后逐渐加载,加载过程中应无异常振动、噪声和泄漏,否则立即停机检查分析、排除故障。

3.运行结束后

若泵长期不用应将泵内油液放出,再灌满含酸值较低的油液,外露加工面涂防锈油,各油口用螺堵头封好,以防污物进入。

任务2　液压缸的选用

知识目标：★掌握液压缸的工作原理及特点。

　　　　　★掌握液压缸主要性能参数。

能力目标：★正确选用液压缸。

任务导入

滚筒式采煤机调高装置中,滚筒高度的调节是依靠调高液压缸来完成的。对滚筒式采煤机来说,滚筒高度的调节是采煤机适应煤层的厚度变化所必须具有的动作。如何选择合适的液压执行元件,保证滚筒高度的调节呢?

任务分析

滚筒式采煤机滚筒高度的调节需要使用液压缸。液压缸将液体的压力能转换为滚筒高度调节所需的机械能,完成滚筒的高度调节。在滚筒式采煤机中,什么样的液压执行元件能够满足需要呢?调高液压缸的合理选择对滚筒调高液压系统的正常工作起着十分重要的作用。

相关知识

液压缸又称为油缸,它是液压系统中的一种执行元件,其功能就是将液压能转变成直线往复式的机械运动。

1.液压缸的类型和特点

液压缸的种类很多,其详细分类可见表2-2。

表2-2　常见液压缸的种类及特点

下面分别介绍几种常用的液压缸。

(1)活塞式液压缸

活塞式液压缸根据其使用要求不同可分为双杆式和单杆式两种。

①双杆式活塞缸

活塞两端都有一根直径相等的活塞杆伸出的液压缸称为双杆式活塞缸,它一般由缸体、缸盖、活塞、活塞杆和密封件等零件构成。根据安装方式不同可分为缸筒固定式和活塞杆固定式两种。

如图2-29(a)所示的为缸筒固定式的双杆活塞缸。它的进、出口布置在缸筒两端,活塞通过活塞杆带动工作台移动,当活塞的有效行程为l时,整个工作台的运动范围为3l,所以机床占地面积大,一般适用于小型机床,当工作台行程要求较长时,可采用图2-29(b)所示的活塞杆固定的形式,这时,缸体与工作台相连,活塞杆通过支架固定在机床上,动力由缸体传出。这种安装形式中,工作台的移动范围只等于液压缸有效行程l的两倍(2l),因此占地面积小。进出油口可以设置在固定不动的空心的活塞杆的两端,但必须使用软管连接。

图2-29　双杆活塞缸

由于双杆活塞缸两端的活塞杆直径通常是相等的,因此它左、右两腔的有效面积也相等,当分别向左、右腔输入相同压力和相同流量的油液时,液压缸左、右两个方向的推力和速度相等。当活塞的直径为D,活塞杆的直径为d,液压缸进、出油腔的压力为p1和p2,输入流量为q 时,双杆活塞缸的推力F和速度v为:

双杆活塞缸在工作时,设计成一个活塞杆是受拉的,而另一个活塞杆不受力,因此这种液压缸的活塞杆可以做得细些。

②单杆式活塞缸

如图2-30所示,活塞只有一端带活塞杆,单杆液压缸也有缸体固定和活塞杆固定两种形式,但它们的工作台移动范围都是活塞有效行程的两倍。

由于液压缸两腔的有效工作面积不等,因此它在两个方向上的输出推力和速度也不等,其值分别为:

图2-30　单杆式活塞缸

由式(2-35)～式(2-38)可知,由于A1>A2,所以F1>F2,v1<v2。如把两个方向上的输出速度v2和v1的比值称为速度比,记作λv,则λv=因此,d=D在已知D和 λv时,可确定d值。

③差动油缸

图2-31　差动缸

单杆活塞缸在其左右两腔都接通高压油时称为:“差动连接”,如图2-31所示。差动连接缸左右两腔的油液压力相同,但是由于左腔(无杆腔)的有效面积大于右腔(有杆腔)的有效面积,故活塞向右运动,同时使右腔中排出的油液(流量为q′)也进入左腔,加大了流入左腔的流量(q+ q′),从而也加快了活塞移动的速度。实际上活塞在运动时,由于差动连接时两腔间的管路中有压力损失,所以右腔中油液的压力稍大于左腔油液压力,而这个差值一般都较小,可以忽略不计,则差动连接时活塞推力F3和运动速度v3为:

由式(2-39)、式(2-40)可知,差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小,速度比非差动连接时大,正好利用这一点,可使在不加大油源流量的情况下得到较快的运动速度,这种连接方式被广泛应用于组合机床的液压动力系统和其他机械设备的快速运动中。如果要求机床往返快速相等时,则由式(2-38)和式(2-40)得:把单杆活塞缸实现差动连接,并按D=设计缸径和杆径的油缸称之为差动液压缸。

(2)柱塞缸

如图2-32(a)所示为柱塞缸,它只能实现一个方向的液压传动,反向运动要靠外力。若需要实现双向运动,则必须成对使用。如图2-32(b)所示,这种液压缸中的柱塞和缸筒不接触,运动时由缸盖上的导向套来导向,因此缸筒的内壁不需精加工,它特别适用于行程较长的场合。

柱塞缸输出的推力和速度各为:

图2-32　柱塞缸

(3)其他液压缸

①增压液压缸

增压液压缸又称增压器,它利用活塞和柱塞有效面积的不同使液压系统中的局部区域获得高压。它有单作用和双作用两种形式,单作用增压缸的工作原理如图2-33(a)所示,当输入活塞缸的液体压力为p1,活塞直径为D,柱塞直径为d时,柱塞缸中输出的液体压力为高压,其值为:

显然增压能力是在降低有效能量的基础上得到的,也就是说增压缸仅仅是增大输出的压力,并不能增大输出的能量。

单作用增压缸在柱塞运动到终点时,不能再输出高压液体,需要将活塞退回到左端位置,再向右行时才又输出高压液体,为了克服这一缺点,可采用双作用增压缸,如图2-33(b)所示,由两个高压端连续向系统供油。

图2-33　增压缸

②伸缩缸

伸缩缸由两个或多个活塞缸套装而成,前一级活塞缸的活塞杆内孔是后一级活塞缸的缸筒,伸出时可获得很长的工作行程,缩回时可保持很小的结构尺寸,伸缩缸被广泛用于起重运输车辆上。

伸缩缸可以是如图2-34(a)所示的单作用式,也可以是如图2-34(b)所示的双作用式,前者靠外力回程,后者靠液压回程。

图2-34　伸缩缸

伸缩缸的外伸动作是逐级进行的。首先是最大直径的缸筒以最低的油液压力开始外伸,当到达行程终点后,稍小直径的缸筒开始外伸,直径最小的末级最后伸出。随着工作级数变大,外伸缸筒直径越来越小,工作油液压力随之升高,工作速度变快。其值为:

图2-35　齿轮缸

③齿轮缸。它由两个柱塞缸和一套齿条传动装置组成,如图2-35所示。柱塞的移动经齿轮齿条传动装置变成齿轮的传动,用于实现工作部件的往复摆动或间歇进给运动。

2.液压缸的典型结构和组成

(1)液压缸的典型结构举例

图2-36　双作用单活塞杆液压缸

1—耳环;2—螺母;3—防尘圈;4、17—弹簧挡圈;5—套;6、15—卡键; 7、14—O形密封圈;8、12—Y形密封圈;9—缸盖兼导向套;10—缸筒; 11—活塞;13—耐磨环;16—卡键帽;18—活塞杆;19—衬套;20—缸底

图2-36所示的是一个较常用的双作用单活塞杆液压缸。它是由缸底20、缸筒10、缸盖兼导向套9、活塞11和活塞杆18组成。缸筒一端与缸底焊接,另一端缸盖(导向套)与缸筒用卡键6、套5和弹簧挡圈4固定,以便拆装检修,两端设有油口A和B。活塞11与活塞杆18利用卡键15、卡键帽16和弹簧挡圈17连在一起。活塞与缸孔的密封采用的是一对Y形聚氨酯密封圈12,由于活塞与缸孔有一定间隙,采用由尼龙制成的耐磨环(又叫支承环)13定心导向。杆18和活塞11的内孔由密封圈14密封。较长的导向套9则可保证活塞杆不偏离中心,导向套外径由O形圈7密封,而其内孔则由Y形密封圈8和防尘圈3分别防止油外漏和灰尘带入缸内。缸与杆端销孔与外界连接,销孔内有尼龙衬套抗磨。

如图2-37所示为一空心双活塞杆式液压缸的结构。由图可见,液压缸的左右两腔是通过油口b和d经活塞杆1和15的中心孔与左右径向孔a和c相通的。由于活塞杆固定在床身上,缸体10固定在工作台上,工作台在径向孔c接通压力油,径向孔a接通回油时向右移动;反之则向左移动。在这里,缸盖18和24是通过螺钉(图中未画出)与压板11和20相连,并经钢丝环12相连,左缸盖24空套在托架3孔内,可以自由伸缩。空心活塞杆的一端用堵头2堵死,并通过锥销9和22与活塞8相连。缸筒相对于活塞运动由左右两个导向套6和19导向。活塞与缸筒之间、缸盖与活塞杆之间以及缸盖与缸筒之间分别用O形圈7、V形圈4和17和纸垫13和23进行密封,以防止油液的内、外泄漏。缸筒在接近行程的左右终端时,径向孔a 和c的开口逐渐减小,对移动部件起制动缓冲作用。为了排除液压缸中剩留的空气,缸盖上设置有排气孔5和14,经导向套环槽的侧面孔道(图中未画出)引出与排气阀相连。

图2-37　空心双活塞杆式液压缸的结构

1—活塞杆;2—堵头;3—托架;4、17—V形密封圈;5、14—排气孔;6、19—导向套; 7—O形密封圈;8—活塞;9、22—锥销;10—缸体;11、20—压板;12、21—钢丝环; 13、23—纸垫;15—活塞杆;16、25—压盖;18、24—缸盖

(2)液压缸的组成

从上面所述的液压缸典型结构中可以看到,液压缸的结构基本上可以分为缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、缓冲装置和排气装置五个部分,分述如下。

①缸筒和缸盖

一般来说,缸筒和缸盖的结构形式和其使用的材料有关。工作压力p<10MPa时,使用铸铁;p<20MPa时,使用无缝钢管;p>20MPa时,使用铸钢或锻钢。图2-38所示为缸筒和缸盖的常见结构形式。图2-38(a)所示为法兰连接式,结构简单,容易加工,也容易装拆,但外形尺寸和重量都较大,常用于铸铁制的缸筒上。图2-38(b)所示为半环连接式,它的缸筒壁部因开了环形槽而削弱了强度,为此有时要加厚缸壁,它容易加工和装拆,重量较轻,常用于无缝钢管或锻钢制的缸筒上。图2-38(c)所示为螺纹连接式,它的缸筒端部结构复杂,外径加工时要求保证内外径同心,装拆要使用专用工具,它的外形尺寸和重量都较小,常用于无缝钢管或铸钢制的缸筒上。图2-38(d)所示为拉杆连接式,结构的通用性大,容易加工和装拆,但外形尺寸较大,且较重。图2-38(e)所示为焊接连接式,结构简单,尺寸小,但缸底处内径不易加工,且可能引起变形。

图2-38　缸筒和缸盖结构

(a)法兰连接式　(b)半环连接式　(c)螺纹连接式　(d)拉杆连接式　(e)焊接连接式1—缸盖;2—缸筒;3—压板;4—半环;5—防松螺帽;6—拉杆

②活塞与活塞杆

可以把短行程的液压缸的活塞杆与活塞做成一体,这是最简单的形式。但当行程较长时,这种整体式活塞组件的加工较费事,所以常把活塞与活塞杆分开制造,然后再连接成一体。图2-39所示为几种常见的活塞与活塞杆的连接形式。

图2-39(a)所示为活塞与活塞杆之间采用螺母连接,它适用负载较小,受力无冲击的液压缸中。螺纹连接虽然结构简单,安装方便可靠,但在活塞杆上车螺纹将削弱其强度。图2-39 (b)和(c)所示为卡环式连接方式。图2-39(b)中活塞杆5上开有一个环形槽,槽内装有两个半圆环3以夹紧活塞4,半环3由轴套2套住,而轴套2的轴向位置用弹簧卡圈1来固定。图2-39(c)中的活塞杆,使用了两个半圆环4,它们分别由两个密封圈座2套住,半圆形的活塞3安放在密封圈座的中间。图2-39(d)所示是一种径向销式连接结构,用锥销1把活塞2固连在活塞杆3上。这种连接方式特别适用于双出杆式活塞。

③密封装置

液压缸中常见的密封装置如图2-40所示。图2-40(a)所示为间隙密封,它依靠运动间的微小间隙来防止泄漏。为了提高这种装置的密封能力,常在活塞的表面上制出几条细小的环形槽,以增大油液通过间隙时的阻力。它的结构简单,摩擦阻力小,可耐高温,但泄漏大,加工要求高,磨损后无法恢复原有能力,只有在尺寸较小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。图2-40(b)所示为摩擦环密封,它依靠套在活塞上的摩擦环(尼龙或其他高分子材料制成)在O形密封圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄漏。这种材料效果较好,摩擦阻力较小且稳定,可耐高温,磨损后有自动补偿能力,但加工要求高,装拆较不便,适用于缸筒和活塞之间的密封。图2-40(c)、图2-40(d)所示为密封圈(O形圈、V形圈等)密封,它利用橡胶或塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄漏。它结构简单,制造方便,磨损后有自动补偿能力,性能可靠,在缸筒和活塞之间、缸盖和活塞杆之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。

图2-39　常见的活塞组件结构形式

(a)螺母连接　(b)卡环式连接　(c)卡环式连接　(d)径向销式连接

对于活塞杆外伸部分来说,由于它很容易把脏物带入液压缸,使油液受污染,使密封件磨损,因此常需在活塞杆密封处增添防尘圈,并放在向着活塞杆外伸的一端。

图2-40　密封装置

(a)间隙密封　(b)摩擦环密封　(c)O形圈密封　(d)V形圈密封

④缓冲装置

液压缸一般都设置缓冲装置,特别是对大型、高速或要求高的液压缸,为了防止活塞在行程终点时和缸盖相互撞击,引起噪声、冲击,则必须设置缓冲装置。

缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程终端时封住活塞和缸盖之间的部分油液,强迫它从小孔或细缝中挤出,以产生很大的阻力,使工作部件受到制动,逐渐减慢运动速度,达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。

如图2-41(a)所示,当缓冲柱塞进入与其相配的缸盖上的内孔时,孔中的液压油只能通过间隙δ排出,使活塞速度降低。由于配合间隙不变,故随着活塞运动速度的降低,起缓冲作用。当缓冲柱塞进入配合孔之后,油腔中的油只能经节流阀1排出,如图2-41(b)所示。由于节流阀1是可调的,因此缓冲作用也可调节,但仍不能解决速度减低后缓冲作用减弱的缺点。如图2-41(c)所示,在缓冲柱塞上开有三角槽,随着柱塞逐渐进入配合孔中,其节流面积越来越小,解决了在行程最后阶段缓冲作用过弱的问题。

图2-41　液压缸的缓冲装置1—节流阀

⑤排气装置

液压缸在安装过程中或长时间停放重新工作时,液压缸里和管道系统中会渗入空气,为了防止执行元件出现爬行,噪声和发热等不正常现象,需把缸中和系统中的空气排出。一般可在液压缸的最高处设置进出油口把气带走,也可在最高处设置如图2-42(a)所示的放气孔或专门的放气阀〔见图2-42(b)、(c)〕。

图2-42　放气装置

1—缸盖;2—放气小孔;3—缸体;4—活塞杆(https://www.daowen.com)

任务实施

通过以上学习,我们了解了各种液压缸的工作原理和特点。液压缸作为液压系统的执行元件,在选用时需要考虑以下几个方面:

(1)根据机械装置的作用和动作要求,按照空间的大小,选用合适的液压缸类型和外形尺寸。

(2)根据最大外部负载,选取液压缸的工作压力、活塞直径或摆动缸叶片的面积和数量。

(3)根据机械装置的要求,选取液压缸的行程或摆动角度。

(4)根据速度或时间要求,选取液压缸的流量。

(5)根据速度比和最大外部负载,选取活塞杆直径并核算其强度和稳定性。

(6)根据工作环境条件,选择液压缸的防尘形式和活塞密封结构形式。

(7)根据外部负载和机械安装部位的情况,选择相应的安装结构和活塞杆头部结构形式。

选择液压缸应注意协调各参数之间的关系。标准液压缸的选用要力求技术性能先进、经济合理。根据滚筒式采煤机的工作情况,结合液压缸的选用原则,可以考虑使用单活塞杆液压缸。

知识拓展

液压缸的设计和计算

液压缸是液压传动的执行元件,它和主机工作机构有直接的联系,对于不同的机种和机构,液压缸具有不同的用途和工作要求。因此,在设计液压缸之前,必须对整个液压系统进行工况分析,编制负载图,选定系统的工作压力(详见第九章),然后根据使用要求选择结构类型,按负载情况、运动要求、最大行程等确定其主要工作尺寸,进行强度、稳定性和缓冲验算,最后再进行结构设计。

1.液压缸的设计内容和步骤

(1)选择液压缸的类型和各部分结构形式。

(2)确定液压缸的工作参数和结构尺寸。

(3)结构强度、刚度的计算和校核。

(4)导向、密封、防尘、排气和缓冲等装置的设计。

(5)绘制装配图、零件图、编写设计说明书。

下面只着重介绍几项设计工作。

2.计算液压缸的结构尺寸

液压缸的结构尺寸主要有三个:缸筒内径D、活塞杆外径d和缸筒长度L。

(1)缸筒内径D。液压缸的缸筒内径D是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比,求得液压缸的有效工作面积,从而得到缸筒内径D,再从GB2348—80标准中选取最近的标准值作为所设计的缸筒内径。

根据负载和工作压力的大小确定D:

①以无杆腔作工作腔时②以有杆腔作工作腔时

(2)活塞杆外径d。活塞杆外径d通常先从满足速度或速度比的要求来选择,然后再校核其结构强度和稳定性。若速度比为λv,则该处应有一个带根号的式子:

也可根据活塞杆受力状况来确定,一般为受拉力作用时,d=0.3～0.5D。

受压力作用时:

pI<5MPa时,d=0.5～0.55D

5MPa<pI<7MPa时,d=0.6～0.7D

pI>7MPa时,d=0.7D

(3)缸筒长度L。缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定,即:

L=l+B+A+M+C

式中　l——活塞的最大工作行程;

B——活塞宽度,一般为(0.6～1)D;

A——活塞杆导向长度,取(0.6～1.5)D; M——活塞杆密封长度,由密封方式定; C——其他长度。

一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。

另外,液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H。

(4)最小导向长度的确定。当活塞杆全部外伸时,从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H(如图2-43所示)。如果导向长度过小,将使液压缸的初始挠度

图2-43　油缸的导向长度K—隔套

(间隙引起的挠度)增大,影响液压缸的稳定性,因此设计时必须保证有一最小导向长度。对于一般的液压缸,其最小导向长度应满足下式:

一般导向套滑动面的长度A,在D<80mm时取A=(0.6～1.0)D,在D>80mm时取A=(0.6 ～1.0)d;活塞的宽度B则取B=(0.6～1.0)D。为保证最小导向长度,过分增大A和B都是不适宜的,最好在导向套与活塞之间装一隔套K,隔套宽度C由所需的最小导向长度决定,即:

采用隔套不仅能保证最小导向长度,还可以改善导向套及活塞的通用性。

3.强度校核

对液压缸的缸筒壁厚δ、活塞杆直径d和缸盖固定螺栓的直径,在高压系统中必须进行强度校核。

(1)缸筒壁厚校核。缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况,当 ≥10时为薄壁,壁厚按下式进行校核:

当D/σ<10时为厚壁,壁厚按式(2-53)进行校核:

在使用式(2-52)、式(2-53)进行校核时,若液压缸缸筒与缸盖采用半环连接,δ应取缸筒壁厚最小处的值。

(2)活塞杆直径校核。活塞杆的直径d按式(2-54)进行校核: (3)液压缸盖固定螺栓直径校核。液压缸盖固定螺栓直径按式(2-55)计算:

式中　F——液压缸负载;

Z——固定螺栓个数;

k——螺纹拧紧系数,k=1.12～1.5,[σ]=为材料的屈服极限。

4.液压缸稳定性校核

活塞杆受轴向压缩负载时,其直径d一般不小于长度L的≥15时,须进行稳定性校核,应使活塞杆承受的力F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载Fk,以免发生纵向弯曲,破坏液压缸的正常工作。Fk的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及缸的安装方式等因素有关,验算可按材料力学有关公式进行。

5.缓冲计算

液压缸的缓冲计算主要是估计缓冲时缸中出现的最大冲击压力,以便用来校核缸筒强度、制动距离是否符合要求。缓冲计算中如发现工作腔中的液压能和工作部件的动能不能全部被缓冲腔所吸收时,制动中就可能产生活塞和缸盖相碰现象。

液压缸在缓冲时,缓冲腔内产生的液压能E1和工作部件产生的机械能E2分别为:

式(2-57)中等号右边第一项为高压腔中的液压能,第二项为工作部件的动能,第三项为摩擦能。当E1=E2时,工作部件的机械能全部被缓冲腔液体所吸收,由上两式得:

如缓冲装置为节流口可调式缓冲装置,在缓冲过程中的缓冲压力逐渐降低,假定缓冲压力线性地降低,则最大缓冲压力即冲击压力为:

如缓冲装置为节流口变化式缓冲装置,则由于缓冲压力Pc始终不变,最大缓冲压力的值如式(2-56)所示。

6.液压缸设计中应注意的问题

液压缸的设计和使用正确与否,直接影响到它的性能和易否发生故障。在这方面,经常碰到的是液压缸安装不当、活塞杆承受偏载、液压缸或活塞下垂以及活塞杆的压杆失稳等问题。所以,在设计液压缸时,必须注意以下几点:

(1)尽量使液压缸的活塞杆在受拉状态下承受最大负载,或在受压状态下具有良好的稳定性。

(2)考虑液压缸行程终了处的制动问题和液压缸的排气问题。缸内如无缓冲装置和排气装置,系统中需有相应的措施,但是并非所有的液压缸都要考虑这些问题。

(3)正确确定液压缸的安装、固定方式。如承受弯曲的活塞杆不能用螺纹连接,要用止口连接。液压缸不能在两端用键或销定位。只能在一端定位,为的是不致阻碍它在受热时的膨胀。如冲击载荷使活塞杆压缩。定位件须设置在活塞杆端,如为拉伸则设置在缸盖端。

(4)液压缸各部分的结构需根据推荐的结构形式和设计标准进行设计,尽可能做到结构简单、紧凑、加工、装配和维修方便。

(5)在保证能满足运动行程和负载力的条件下,应尽可能地缩小液压缸的轮廓尺寸。

(6)要保证密封可靠,防尘良好。液压缸可靠的密封是其正常工作的重要因素。如泄漏严重,不仅降低液压缸的工作效率,甚至会使其不能正常工作(如满足不了负载力和运动速度要求等)。良好的防尘措施,有助于提高液压缸的工作寿命。

总之,液压缸的设计内容不是一成不变的,根据具体的情况有些设计内容可不做或少做,也可增大一些新的内容。设计步骤可能要经过多次反复修改,才能得到正确、合理的设计结果。在设计液压缸时,正确选择液压缸的类型是所有设计计算的前提。在选择液压缸的类型时,要从机器设备的动作特点、行程长短、运动性能等要求出发,同时还要考虑到主机的结构特征给液压缸提供的安装空间和具体位置。

如:机器的往复直线运动直接采用液压缸来实现是最简单又方便的。对于要求往返运动速度一致的场合,可采用双活塞杆式液压缸;若有快速返回的要求,则宜用单活塞杆式液压缸,并可考虑用差动连接。行程较长时,可采用柱塞缸,以减少加工的困难;行程较长但负载不大时,也可考虑采用一些传动装置来扩大行程。往复摆动运动既可用摆动式液压缸,也可用直线式液压缸加连杆机构或齿轮——齿条机构来实现。

任务3　方向控制阀的选用

知识目标：★掌握方向控制阀的工作原理及特点。

　　　　　★掌握方向控制阀主要性能参数。

能力目标：★正确选用方向控制阀。

任务导入

采煤机滚筒,为了适应煤层厚度的变化,需要上、下调整,在工作中,需要保持在调定的高度。那么滚筒调高液压系统是靠什么元件来调高和保持调定高度的呢?

任务分析

在采煤机的工作过程中,为了适应煤层厚度的变化,必须控制液压系统中液流的方向,以满足滚筒的升高、降低等运动方向的变换的要求;同时要防止液压支撑的以外下降,造成事故,保证其工作安全可靠。这些在液压系统中都是有方向控制阀来完成的。下面我们来学习方向控制阀的知识。

相关知识

一、液压控制阀概述

1.液压阀的作用

液压阀是用来控制液压系统中油液的流动方向或调节其压力和流量的,因此它可分为方向阀、压力阀和流量阀三大类。一个形状相同的阀,可以因为作用机制的不同,而具有不同的功能。压力阀和流量阀利用通流截面的节流作用控制着系统的压力和流量,而方向阀则利用通流通道的更换控制着油液的流动方向。这就是说,尽管液压阀存在着各种各样不同的类型,它们之间还是保持着一些基本共同之点的。例如:

(1)在结构上,所有的阀都有阀体、阀芯(转阀或滑阀)和驱使阀芯动作的元、部件(如弹簧、电磁铁)组成。

(2)在工作原理上,所有阀的开口大小,阀进、出口间压差以及流过阀的流量之间的关系都符合孔口流量公式,仅是各种阀控制的参数各不相同而已。

2.液压阀的分类

液压阀可按不同的特征进行分类,如表2-3所示。

表2-3　液压阀的分类

续表

3.对液压阀的基本要求

(1)动作灵敏,使用可靠,工作时冲击和振动小。

(2)油液流过的压力损失小。

(3)密封性能好。

(4)结构紧凑,安装、调整、使用、维护方便,通用性大。

二、方向控制阀

方向控制阀是用来改变液压系统中各油路之间液流通断关系的阀类,如单向阀、换向阀及压力表开关等。

1.单向阀

液压系统中常见的单向阀有普通单向阀和液控单向阀两种。

(1)普通单向阀

普通单向阀的作用,是使油液只能沿一个方向流动,不许它反向倒流。图2-44(a)所示是一种管式普通单向阀的结构。压力油从阀体左端的通口P1流入时,克服弹簧3作用在阀芯2上的力,使阀芯向右移动,打开阀口,并通过阀芯2上的径向孔a、轴向孔b从阀体右端的通口流出。但是压力油从阀体右端的通口P2流入时,它和弹簧力一起使阀芯锥面压紧在阀座上,使阀口关闭,油液无法通过。图2-44(b)所示是单向阀的职能符号图。

图2-44　单向阀

(a)结构图　(b)职能符号图
1—阀体;2—阀芯;3—弹簧

(2)液控单向阀

图2-45(a)所示是液控单向阀的结构。当控制口K处无压力油通入时,它的工作机制和普通单向阀一样;压力油只能从通口P1流向通口P2,不能反向倒流。当控制口K有控制压力油时,因控制活塞1右侧a腔通泄油口,活塞1右移,推动顶杆2顶开阀芯3,使通口P1和P2接通,油液就可在两个方向自由通流。图2-45(b)所示是液控单向阀的职能符号。

图2-45　液控单向阀

(a)结构图　(b)职能符号图
1—活塞;2—顶杆;3—阀芯

2.换向阀

换向阀利用阀芯相对于阀体的相对运动,使油路接通、关断,或变换油流的方向,从而使液压执行元件启动、停止或变换运动方向。

(1)对换向阀的主要要求

换向阀应满足:

图2-46　转阀

①油液流经换向阀时的压力损失要小。

②互不相通的油口间的泄露要小。

③换向要平稳、迅速且可靠。

(2)转阀

图2-46(a)所示为转动式换向阀(简称转阀)的工作原理图。

该阀由阀体1、阀芯2和使阀芯转动的操作手柄3组成,在图示位置,通口P和A相通、B和T相通;

当操作手柄转换到“止”位置时,通口P,A,B和T均不相通,当操作手柄转换到另一位置时,则通口P和B相通,A和T相通。2-46(b)所示是它的职能符号。

(3)滑阀式换向阀

换向阀在按阀芯形状分类时,有滑阀式和转阀式两种,滑阀式换向阀在液压系统中远比转阀式用得广泛。

①工作原理、图形符号、位数与通路数

图2-47为滑阀式换向阀的工作原理图。图示状态下,液压缸两腔不通压力油,活塞处于停止状态。若使阀芯1左移,阀体2的油口P和A连通、B和T连通,则压力油经P,A进入液压缸左腔,右腔油液经B,T流回油箱,活塞向右运动;反之,若使阀芯右移,则油口P和B连通、A和T连通,活塞便向左运动。

表2-4列出了几种常用换向阀的结构原理和图形符号。换向阀图形符号的含义如下:方格数表示换向阀的阀芯相对于阀体所具有的工作位置数,二格即二位,三格即三位。方格内的箭头表示两油口连通,但不表示流向,符号“┴”和“┬”表示此油口不连通。箭头、箭尾及不连通符号与任一方格的交点数表示油口通路数。

图2-47　为滑阀式换向阀的工作原理图

P表示压力油的进口,T表示与油箱相连的回油口,A和B表示连接其他工作油路的油口。

阀体和滑动阀芯是滑阀式换向阀的结构主体。表2-4所示是其最常见的结构形式。由表可见,阀体上开有多个通口,阀芯移动后可以停留在不同的工作位置上。

表2-4　滑阀式换向阀常见结构形式

续表

②换向阀的滑阀机能

换向阀处于常态位置时,其各油口的连通方式称为滑阀机能。三位换向阀的常态为中位,因此,三位换向阀的滑阀机能又称为中位机能。不同机能的三位阀,阀体通用,仅阀芯台肩结构、尺寸及内部通孔情况有区别。

表2-5列出三位四通换向阀常用的几种中位机能。

表2-5　三位四通换向阀的中位机能

③滑阀的操纵方式

常见的滑阀操纵方式示于图2-48中。

图2-48　滑阀操纵方式

(a)手动式　(b)机动式　(c)电磁动　(d)弹簧控制　(e)液动　(f)液压先导控制　(g)电液控制

(4)换向阀的结构

在液压传动系统中广泛采用的是滑阀式换向阀,在这里主要介绍这种换向阀的几种典型结构。

①手动换向阀

图2-49(b)为自动复位式手动换向阀,放开手柄1、阀芯2在弹簧3的作用下自动回复中位,该阀适用于动作频繁、工作持续时间短的场合,操作比较完全,常用于工程机械的液压传动系统中。

如果将该阀阀芯右端弹簧3的部位改为可自动定位的结构形式,即成为可在三个位置定位的手动换向阀。图2-49(a)为职能符号图。

图2-49　手动换向阀

(a)职能符号图　(b)结构图
1—手柄;2—阀芯;3—弹簧

②机动换向阀

机动换向阀又称行程阀,它主要用来控制机械运动部件的行程,它是借助于安装在工作台上的挡铁或凸轮来迫使阀芯移动,从而控制油液的流动方向,机动换向阀通常是二位的,有二通、三通、四通和五通几种,其中二位二通机动阀又分常闭和常开两种。图2-50(a)为滚轮式二位三通常闭式机动换向阀,在图示位置阀芯2被弹簧1压向上端,油腔P和A通,B口关闭。当挡铁或凸轮压住滚轮4,使阀芯2移动到下端时,就使油腔P和A断开,P和B接通,A口关闭。图2-50(b)所示为其职能符号。

③电磁换向阀

电磁换向阀是利用电磁铁的通电吸合与断电释放而直接推动阀芯来控制液流方向的。它是电气系统与液压系统之间发出接收信号转换元件,它的电气信号可以使液压系统方便地实现各种操作及自动顺序动作。

图2-50　机动换向阀

电磁铁按使用电源的不同,可分为交流和直流两种。按衔铁工作腔是否有油液又可分为“干式”和“湿式”。交流电磁铁起动力较大,不需要专门的电源,吸合、释放快,动作时间为0.01～0.03s,其缺点是若电源电压下降15%以上,则电磁铁吸力明显减小,若衔铁不动作,干式电磁铁会在10～ 15min后烧坏线圈(湿式电磁铁为1～1.5h),且冲击及噪声较大,寿命低,因而在实际使用中交流电磁铁允许的切换频率一般为10次/min,不得超过30次/min。直流电磁铁工作较可靠,吸合、释放动作时间为0.05～0.08s,允许使用的切换频率较高,一般可达120次/min,最高可达300次/min,且冲击小、体积小、寿命长。但需有专门的直流电源,成本较高。此外,还有一种整体电磁铁,其电磁铁是直流的,但电磁铁本身带有整流器,通入的交流电经整流后再供给直流电磁铁。目前,国外新发展了一种油浸式电磁铁,不但衔铁,而且激磁线圈也都浸在油液中工作,它具有寿命更长,工作更平稳可靠等特点,但由于造价较高,应用面不广。

图2-51(a)所示为二位三通交流电磁换向阀结构,在图示位置,油口P和A相通,油口B断开;当电磁铁通电吸合时,推杆1将阀芯2推向右端,这时油口P和A断开,而与B相通。而当磁铁断电释放时,弹簧3推动阀芯复位。图2-51(b)所示为其职能符号。

图2-51　二位三通电磁换向阀

(a)结构图　(b)职能符号图
1—推杆;2—阀芯;3—弹簧

如前所述,电磁换向阀就其工作位置来说,有二位和三位等。二位电磁阀有一个电磁铁靠弹簧复位;三位电磁阀有两个电磁铁,如图2-52所示为一种三位五通电磁换向阀的结构和职能符号。

图2-52　三位五通电磁换向阀

(a)结构图　(b)职能符号图

④液动换向阀

液动换向阀是利用控制油路的压力油来改变阀芯位置的换向阀,图2-53为三位四通液动换向阀的结构和职能符号。阀芯是由其两端密封腔中油液的压差来移动的,当控制油路的压力油从阀右边的控制油口K2进入滑阀右腔时,K1接通回油,阀芯向左移动使压力油口P与B相通,A与T相通;当K1接通压力油,K2接通回油时,阀芯向右移动,使得P与A相通,B与T相通;当K1,K2都通回油时,阀芯在两端弹簧和定位套作用下回到中间位置。

图2-53　三位四通液动换向阀

(a)结构图　(b)职能符号图

⑤电液换向阀

在大中型液压设备中,当通过阀的流量较大时,作用在滑阀上的摩擦力和液动力较大,此时电磁换向阀的电磁铁推力相对地太小,需要用电液换向阀来代替电磁换向阀。电液换向阀是由电磁滑阀和液动滑阀组合而成。电磁滑阀起先导作用,它可以改变控制液流的方向,从而改变液动滑阀阀芯的位置。由于操纵液动滑阀的液压推力可以很大,所以主阀芯的尺寸可以做得很大,允许有较大的油液流量通过。这样用较小的电磁铁就能控制较大的液流。

图2-54　电液换向阀

(a)结构图　(b)职能符号　(c)简化职能符号
1、6—节流阀;2、7—单向阀;3、5—电磁铁;4—电磁阀阀芯;8—主阀阀芯

图2-54所示为弹簧对中型三位四通电液换向阀的结构和职能符号,当先导电磁阀左边的电磁铁通电后使其阀芯向右边位置移动,来自主阀P口或外接油口的控制压力油可经先导电磁阀的A′口和左单向阀进入主阀左端容腔,并推动主阀阀芯向右移动,这时主阀阀芯右端容腔中的控制油液可通过右边的节流阀经先导电磁阀的B′口和T′口,再从主阀的T口或外接油口流回油箱(主阀阀芯的移动速度可由右边的节流阀调节),使主阀P口与A口、B口和T口的油路相通;反之,由先导电磁阀右边的电磁铁通电,可使P口与B、A与T的油路口相通;当先导电磁阀的两个电磁铁均不带电时,先导电磁阀阀芯在其对中弹簧作用下回到中位,此时来自主阀P口或外接油口的控制压力油不再进入主阀芯的左、右两容腔,主阀芯左右两腔的油液通过先导电磁阀中间位置的A′、B′两油口与先导电磁阀T′口相通(如图2-54(b)所示),再从主阀的T口或外接油口流回油箱。主阀阀芯在两端对中弹簧的预压力的推动下,依靠阀体定位,准确地回到中位,此时主阀的P、A、B口和T油口均不通。电液换向阀除了上述的弹簧对中以外还有液压对中的,在液压对中的电液换向阀中,先导式电磁阀在中位时,A′、B′两油口均与油口P连通,而T′则封闭,其他方面与弹簧对中的电液换向阀基本相似。

⑥滑阀的液压卡紧现象

一般滑阀的阀孔和阀芯之间有很小的间隙,当缝隙均匀且缝隙中有油液时,移动阀芯所需的力只需克服黏性摩擦力,数值是相当小的。但在实际使用中,特别是在中、高压系统中,当阀芯停止运动一段时间后(一般约5min以后),这个阻力可以大到几百牛顿,使阀芯很难重新移动。这就是所谓的液压卡紧现象。

引起液压卡紧的原因,有的是由于脏物进入缝隙而使阀芯移动困难,有的是由于缝隙过小在油温升高时阀芯膨胀而卡死,但是主要原因是来自滑阀副几何形状误差和同心度变化所引起的径向不平衡液压力。如图2-55(a)所示,当阀芯和阀体孔之间无几何形状误差,且轴心线平行但不重合时,阀芯周围间隙内的压力分布是线性的(图中A1和A2线所示),且各向相等,阀芯上不会出现不平衡的径向力;当阀芯因加工误差而带有倒锥(锥部大端朝向高压腔)且轴心线平行而不重合时,阀芯周围间隙内的压力分布如图2-55(b)中曲线A1和A2所示,这时阀芯将受到径向不平衡力(图中阴影部分)的作用而使偏心距越来越大,直到两者表面接触为止,这时径向不平衡力达到最大值;但是,如阀芯带有顺锥(锥部大端朝向低压腔)时,产生的径向不平衡力将使阀芯和阀孔间的偏心距减小;图2-55(c)所示为阀芯表面有局部凸起(相当于阀芯碰伤、残留毛刺或缝隙中楔入脏物时,阀芯受到的径向不平衡力将使阀芯的凸起部分推向孔壁。

当阀芯受到径向不平衡力作用而和阀孔相接触后,缝隙中存留液体被挤出,阀芯和阀孔间的摩擦变成半干摩擦乃至干摩擦,因而使阀芯重新移动时所需的力增大了许多。

滑阀的液压卡紧现象不仅在换向阀中有,其他的液压阀也普遍存在,在高压系统中更为突出,特别是滑阀的停留时间越长,液压卡紧力越大,以致造成移动滑阀的推力(如电磁铁推力)不能克服卡紧阻力,使滑阀不能复位。为了减小径向不平衡力,应严格控制阀芯和阀孔的制造精度,在装配时,尽可能使其成为顺锥形式,另一方面在阀芯上开环形均压槽,也可以大大减小径向不平衡力。

图2-55　滑阀上的径向力a、b、c

任务实施

一、单向阀的选用

对选用单向阀的基本要求是:正向流阻小、反向密封性好、动作灵敏。单向阀的最小开启压力因使用场合不同而异。对于同一个单向阀,不同等级的开启压力可以通过更换单向阀的弹簧来实现。若只作为控制液流单向流动的单向阀,弹簧刚度选得较小,其开启压力仅需0.03～0.05MPa;若作为液压系统的背压阀使用,则需选择刚度较大的弹簧,使单向阀的开启压力达到0.2～0.6MPa。

在选用单向阀时,除了根据液压系统需要合理选择开启压力外,还应特别注意工作时的流量应与单向阀的额定流量相匹配。当通过单向阀的流量远小于额定流量时,单向阀有时会产生振动。流量越小,开启压力越高,油中含气越多,越容易产生振动。安装时,必须认清单向阀的进、出口方向,以免影响液压系统的正常工作。特别是对于液压泵出口处安装的单向阀,若反向安装可能会损坏液压泵及原动机。

二、液控单向阀的选用

(1)选用液控单向阀时,应考虑打开液控单向阀所需的控制压力。此外还应考虑系统压力变化对控制油路压力变化的影响,以免出现误开启。

(2)在油流反向出口无背压的油路中,可选用内泄式;否则需用外泄式,以降低控制油的压力。而外泄式的泄油口必须无压回油,否则会抵消一部分控制压力。

三、换向阀的选用

1.合理选用操纵方式

对于换向阀,应注意从满足系统对自动化和运行周期的要求出发,从手动、机械、电磁、电液动等型式中选用操纵方式。

2.正确选用滑阀式换向阀的中位机能

在分析和选择滑阀式换向阀的中位机能时,通常考虑以下几点:

(1)系统保压　当P口被堵塞系统保压,液压泵能用于多缸系统,当P口与T口接通不大通畅时(如X型),系统能保持一定的压力供控制油路使用。

(2)系统卸荷　P口与T口接通通畅时,系统卸荷。

(3)换向平稳性和精度　当通液压缸的A、B两口堵塞时,换向过程易产生冲击,换向不平稳,但换向精度高。反之,A、B两口都通T口时,换向过程中工作部件不易制动、换向精度低,但液压冲击小。

(4)启动平稳性　阀在中位时,液压缸某腔如通油箱,则启动时因该腔内无油液起缓冲作用,启动不太平稳。

(5)液压缸“浮动”和在任意位置上的停止　阀在中位,当A、B两口互通时,卧式液压缸呈“浮动”状态。可用其他机构移动工作台,调整其位置;当A、B两口堵住或与P口连接(在非差动情况下),则可使液压缸在任意位置停下来。

此外,还应注意换向阀的实际流量、额定压力、额定流量以及安装连接方式。

根据以上的方向阀的选用要求,滚筒调高液压系统应选用双向液压锁和中位机能为“H”的三位四通手动换向阀。

知识拓展

一、二通插装阀

普通液压阀在流量小于200～300L/min的系统中性能良好,但用于大流量系统并不具备良好的性能,特别是阀的集成更成为难题。二通插装阀的出现为此开创了途径。

1.基本结构和工作原理

二通插装阀是一种以二通型单向元件为主体,采用先导控制和插装式连接的新型液压控制元件。由于这种阀是逻辑信号控制的,所以也称为逻辑阀。图2-56所示为二通插装阀的结构原理图,它由控制盖板1、插装主阀(由阀套2、弹簧3、阀心4及密封件组成),插装阀体5和先导控制元件(置于控制盖板1上,图中未示出)组成。

图2-56　二通插装阀

(a)结构原理　(b)图形符号
1—控制盖板;2—阀套;3—弹簧;4—阀心;5—阀体

插装主阀采用插装式连接,阀心为锥形,根据不同的需要,阀心的结构不同。控制盖板将插装主阀封装在阀休内,并通过控制油口C沟通先导阀和主阀,来控制主阀的启闭,可控制主油路的通断。

使用不同的先导阀可以构成方向控制、压力控制或流量控制,还可以组成复合控制。由若干个不同控制功能的主阀插装在同一阀体内,并配上相应的控制盖板和先导控制元件,就可组成所需的液压回路和系统。在图2-56中,A、B为主油路的工作油口,C为控制油口。

实际工作时,阀心的受力状态是通过改变控制油口C的通油方式来控制,改变控制口C的油液压力pC,可以控制A、B油口的通断。当油口C与进油口相通,则pC=pA,或pC=pB,网口关闭;当油口C接油箱,则pC=0,阀心下部的液压力超过上部弹簧力时,阀心被顶开,至于液流的方向,视A、B口的压力大小而定,当pA>pB时,液流由A口流向B口;当pA<pB时,液流由B口流向A,当控制口C接通压力油,且pC>pA,pC>pB,则阀心在上、下两端压力差和弹簧的作用下关闭油口A和B,这样,锥阀就起到逻辑元件的“非”门的作用,所以插装阀又称为逻辑阀。

2.二通插装方向控制阀

单向阀　如图2-57所示,将控制油口C与A或B连接,可组成插装单向阀。在图2-57 (a)中,控制口C口与A口连通,当pA>pB时,锥阀关闭,A口与B口不通,当pA<pB时,锥阀开启,即成为油液从B口流向A口的单向阀。

图2-57　插装式单向阀

在图2-57(b)中,控制口C口与B口连通,当pc<pb时,锥阀关闭,A口与B口不通, 当pc>pb时,锥阀开启,即成为油液从A口流向B口的单向阀。

在图2-57(c)中,在控制盖板上接一个二位三通被动换向阀来变换C腔的压力,当液控换向阀的控制口不通压力油,换向阀处于左位工作时,油液由A流向B;当换向阀的控制口通压力油,换向阀处于右位工作时,锥阀上腔控制口C与油箱连通,从而使油液也可以由B口流向A口,即成为液控单向阀。

图2-58所示为插装式换向阀。当二位二通电磁阀不通电处于左位工作时,控制腔C的压力始终为A,B两油口中压力较高者。因此,无论是A口来油,还是B口来油,阀口均处于关闭状态,油口A与B不通;当二位二通电磁阀通电,插装阀的控制腔C与油箱相通,A腔与B腔的通道处于开启状态。

图2-58　插装式换向阀

3.插装式压力控制阀

采用带有阻尼孔的插装阀心,并对插装元件的C腔进行压力控制,即可构成各种压力控制阀。其结构原理如图2-59所示。

图2-59　插装压力阀

用直动式溢流阀作为先导阀来控制C腔,在不同的油路连接下便构成不同的压力阀。

在图2-59(b)中,B腔通油箱,当A腔油压升高到先导阀调定的压力时,先导阀打开,油液流过主阀心阻尼孔时,造成两端压力差,使主阀心克服弹簧阻力开启,A腔压力油便通过打开的阀门经B腔流回油箱,实现溢流稳压,即成为插装溢流阀。若二位二通阀电磁铁通电便可作为卸荷阀使用。

在图2-59(b)中,若B腔不接油箱,而与负载油路相接,就构成了插装式顺序阀。

4.插装式流量控制阀

在控制盖板上安装机械的或电气的行程调节元件,来控制阀心的开启高度,改变阀口的通流面积大小,则锥阀可起流量控制阀的作用。

图2-60　二通插装流量控制阀

(a)插装式节流阀　(b)插装式调速阀

图2-60(a)所示为手调插装节流阀。在这种插装阀的阀心端部开有三角构槽,用以调节流量。如果在插装阀节流前串联一定差减压阀,减压阀阀心两端分别与节流阀进出油口相通,利用减压阀的压力补偿功能来保证节流阀两端压差不随负载的变化而变化,这就构成了插装调速阀,如图2-60(b)所示。

二、电液比例方向控制阀

电液比例控制阀是介于普通液压阀开关式控制和电液伺服控制之间的控制方式。它能实现对液流压力和流量连续地、按比例地跟随控制信号而变化,其控制性能优于开关式控制,与电液伺服控制相比,其控制精度和相应速度较低,但成本低,抗污染能力强,近年来国内外得到重视,发展较快。

电液比例阀由普通液压阀加上电—机械比例转换装置构成。比例阀一般都有压力补偿性能,所以它的输出压力和流量不受负载变化的影响。广泛应用于对液压参数进行连续、远距离控制或程序控制。

用比例电磁铁改变节流阀的开度,就成为比例节流阀。将此阀和定差减压阀组合在一起就成为比例调速阀。图2-61为电液比例调速阀的结构。当无信号转入时,节流阀在弹簧作用下阀口关闭,无流量输出。当有信号输入时,电磁铁产生与电流大小成比例的电磁力,通过推杆4推动节流阀心左移,使其开口K随电流大小而变化,得到与信号电流成比例的流量。若输入电流是连续地按比例变化,比例调速阀的流量也连续地按同样比例的规律变化。

图2-61　比例调速阀

1—减压阀;2—节流阀;3—比例电磁铁;4—推杆

任务4　采煤机调高液压系统的组建

知识目标：★掌握调高液压系统安装的程序和方法

能力目标：★能正确安装调高液压系统

任务导入

滚筒式采煤机作为采煤工作面的主要设备,为了适应工作面煤层高度的变化,必须保证滚筒调高液压系统动作可靠,而液压系统的正确安装是调高液压系统能否正常可靠运行的一个重要环节,那么该如何正确安装调高液压系统呢?

任务分析

在调高液压的组装过程中,如安装工艺不合理,或出现安装错误,将会造成采煤机滚筒调高装置无法正常工作,给生产带来巨大的经济损失,甚至造成重大安全事故。因此,我们在进行滚筒调高液压系统的安装之前,必须了解滚筒调高液压系统的安装方法和步骤等知识。