液压传动教案

液压传动教案 绪 论 本章重点 :液压传动的工作原理 1.液压传动的发展概况 液压传动相对于机械传动来说，是一门比较新的学科，从1795 年英国制造出世界上第一台水压机至今，已经历了二三百年的历史，但广泛应用和推广仅有六、七十年。19 世纪末，德国制造出液压龙门刨床，美国制成液压六角车床和磨床，但因当时没有成熟的液压元件以及受制造工艺水平的限制，液压传动技术的应用仍不普遍。二战期间，一些兵器由于采用了反应快、精度高、功率大的液压传动装置，大大提高了兵器的性能，同时推动了液压技术的发展。战后，液压传动技术迅速转向民用，广泛地应用于机械制造、工程建筑、石油化工、交通运输、军械、矿山冶金、航空航海、轻工、农林渔业等行业，在宇宙航行、海洋开发、核能建设、地震预测等新的技术领域中也得到应用。二十世纪60 年代后，随着原子能、空间技术、计算机技术的发展，液压技术的应用更加广泛。目前，该项技术正在向高压、高速、高效、大流量、大功率、低噪声、长寿命、高度集成化和模块化、高可靠性及污染控制的方向发展。同时，随着计算机辅助 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 、计算机仿真和优化、微机控制等技术在液压元件和液压系统设计中的快速应用，又使液压技术的发展进入了一个新的阶段。 2. 液压传动的工作原理 图1,1 液压千斤顶原理图 1—杠杆手柄 2—小缸体 3—小活塞 4、7—单向阀 5—吸油管 6、10—管道 8—大活塞 9—大缸体 11—截止阀 12—通大气式油箱 液压传动是以液体作为工作介质并以压力能的方式来进行能量传递和控制 的一种传动形式。图1,1为液压千斤顶工作原理，由图可知，大缸体9 和大活塞8 组成举升液压缸。杠杆手柄1、小缸体2、小活塞3、单向阀4 和7 组成手动液压泵。假设活塞在缸体内可自由滑动(无摩擦力)又不使液体渗漏，液压缸的工作腔与油管都充满油液并与大气隔绝——即液体在密封容积内。当提起手柄1 使小活塞3 向上移动时，小活塞下端油腔容积增大，形成局部真空，此时单向阀4 被打开，通过吸油管5 从油箱12中吸油;当压下手柄，小活塞下移，小活塞下腔压力升高，单向阀4 关闭，单向阀7 被打开，下腔的油液经管道6 流入大缸体9 的下腔，使大活塞8 向上移动，顶起重物。为防止再次提起手柄吸油时，举升缸下腔的压力油逆向流入手动泵(小缸)，设置一单向阀7，使其自动关闭，油液不能倒流，以保证重物不会自行下落。往复扳动手柄，就能不断地将油液压入举升缸下腔，使重物逐步升起;当打开截止阀11，举升缸下腔的油液通过管道10、阀11 流回油箱，大活塞在重物和自重作用下回到原始位置。 由此得出结论:密封容积中的液体既可以传递力，又可以传递运动。因此液压传动又称容积式液压传动传动。 3. 液压传动系统实例 图1-2 磨床工作台液压系统工作原理图 1-油箱 2-过滤器 3-液压泵 4-溢流阀 5、7-换向阀 6-节流阀 8-液压缸 9-工作台 尽管液压传动应用广泛，但其工作原理是相同的。下面以平面磨床工作台往 复直线运动的液压系统为例进行分析。如图1-2(a)所示，液压泵3由电动机带动从油箱1 中吸油，油液经过滤器2进入液压泵吸油腔，输出进入压力油路后，通过换向阀5、节流阀6，经换向阀7 进入液压缸8的左腔。液压缸8 的缸体固定不动，活塞便在油液压力的推动下，带动固定在活塞杆上的工作台9 向右运动，此时液压缸右腔的油液经换向阀7和回油管排回油箱。若将换向阀7 的手柄置成图1-2(b)所示状态，则经节流阀6 的压力油将由换向阀7 进入液压缸的右腔。此时液压缸左腔的油经换向阀7 和回油管排回油箱，液压缸8 中的活塞将推动工作台9 向左移动。 若系统中换向阀5 处于图1-2(c)的位置，则液压泵输出的压力油将经换向阀5 直接回油箱，系统处于卸荷状态，液压油不能进入液压缸，所以换向阀5 又可称为开停阀。 转换换向阀7，即可变换压力油进入液压缸8 的方向，从而实现工作台往复运动。工作台的运动速度可通过改变节流阀6 的开口量进行调节，当开口大时，单位时间内进入液压缸的油液增多，工作台的运动速度变快，开口小时，运动速度变慢。 为克服工作台的摩擦力、切削力等各种阻力，液压缸必须输出足够大的推力，这由液压泵输出的压力来保障，根据不同工作情况，液压泵输出的油液压力由溢流阀4 进行调整。通常，由于电机转速一定，使液压泵单位时间内输出的油液体积也为定值，而输入液压缸的油液多少由节流阀6 调节，因此液压泵输出的多余油液须经溢流阀4 流回油箱1。 4、 液压系统图的图形符号 为了简化液压原理图的绘制，国家标准(GB/T786.1-93) 规定 关于下班后关闭电源的规定党章中关于入党时间的规定公务员考核规定下载规定办法文件下载宁波关于闷顶的规定 了“液压气动图形符号”，这些符号只表示元件的职能，不表示元件的结构和参数。一般液压传动系统图均应按标准规定的图形符号绘制，若某些元件无法用图形符号表示，或需着重说明系统中某一重要元件的结构和动作原理时，允许采用结构原理图表示。图1-3 即为用图形符号绘制的图1-2 所示的磨床工作台液压系统工作原理图。 图1-3 磨床工作台液压系统图形符号图 1-油箱 2-过滤器 3-液压泵 4-溢流阀 5、7-换 向阀 6-节流阀 8-活塞 9-液压缸 10-工作台 5、液压元件的组成 (1)动力元件——液压泵 将机械能转换为液压能装置，给整个系统提供压力油。 (2)执行元件——液压缸或液压马达 将液压能转换为机械能，可克服负载做功。 (3)控制元件——各种阀类 可控制和调节液压系统的压力、流量及液流方向，以改变执行元件输出的力(或转矩)、速度(或转速)及运动方向。 辅助元件——油管、管接头、油箱、过滤器、蓄能器和压力表等 起连接、(4) 贮油、过滤、贮存压力能和测量油液压力等作用的辅助元件。 (5)工作介质——传递压力的工作介质 通常为液压油，同时还可起润滑、冷却和防锈的作用。 6、液压传动的优缺点 液压传动与机械传动、电气传动、气压传动相比较有以下优点: (1)功率相同的情况下，体积小、重量轻、结构紧凑、惯性小，可快速启动和频繁换向，能传递较大的力和转矩。 (2)能方便地实现无级调速，且调速范围大，可达100:1 至2000:1。而最低稳定转速可低至每分钟几转，可实现低速强力或低速大扭矩传动，不需减速器。 (3)传递运动均匀平衡、方便可靠;负载变化时速度较稳定。 (4)控制调节方便、省力，易于实现自动化;与电气控制或气动控制配合使用，能实现各种复杂的自动工作循环，还可远程控制。 (5)易于实现过载保护;液压元件可自行润滑，使用寿命较长。 (6)液压元件易实现标准化、通用化、系列化，便于设计制造和推广使用;元件之间用管路连接时，在系统中的排列布置有较大的机动性。 (7)实现直线运动一般比机械传动简单。 液压传动装置存在的不足: (1)由于采用液体传递压力，系统不可避免地存在泄漏，因而传动效率较低，不宜于远距离传动。 (2)对油温变化较敏感，运动件的速度不易保持稳定，同时对油液的清洁程度 要求 对教师党员的评价套管和固井爆破片与爆破装置仓库管理基本要求三甲医院都需要复审吗 高。 (3)为减少泄漏，液压元件制造精度要求高，加工工艺复杂，因而成本较高。 (4)系统发生故障时，不易查找原因和维修。 (5)系统或元件的噪声较大。 本章小结:这节课我们主要讲了液压传动的发展概况，通过液压千斤顶的讲解得到液压传动的基本原理。 第二章 液压流体力学基础 第一节 液压油 一、工作介质的主要物理性质 1.密度: 密度是液体单位体积的质量，即 (1-1) 式中 m——液体的质量; V——液体的体积。 一般条件下，由于工作介质的密度随温度和压力的变化很小，常把液体的密度当作常量使用。 2. 液体的可压缩性 (1)液体的可压缩性 液体所受压力增加时体积变小的性质叫液体的可压缩性。其定义为单位压力变化时液体体积的相对变化量，用体积压缩系数κ 表示，即 式中 κ——压缩系数; Δp——压力的变化值; V0、ΔV——分别表示液体的初始体积和受Δp 作用后的体积变化值。 由于Δp 增加时ΔV 为负增长量，为使κ 为正值，上式右项前有一负号。 在实际使用时，常用κ 的倒数K 来衡量液体的可压缩性，K 称为液体的体积弹性模量。 (1-2) 石油型液压油的K=(1.4,2.0)×103MPa。考虑到一般液压系统中难避免混入气体，所以在计算时常常取K=(0.7,1.4)×103MPa。 压力变化不大时，液体体积变化很小，因此在讨论系统的静态特性时，通常不考虑油的可压缩性，而在研究液压系统的动态特性时，油的可压缩性则为重要因素。 (2)液压弹簧的刚度系数 在变动压力下，液压油可压缩性的作用如一个弹簧，即压力升高，油液体积 减小;压力降低，油液体积增大。这个弹簧的刚度可用如下方法求出(见图1-1)。当作用在封闭液体上的外力发生ΔF 的变化时，如果液体承压面积A 不变，则液柱的长度有Δl 的变化。体积变化为ΔV=A?Δl，压力变化为Δp =ΔF,A，代入式(1-2)中可得 (1,3) 故 (1,4) Kh——液压弹簧的刚度系数，单位N,m。 式中 3. 粘性 (1)粘性的意义 液体在外力作用下流动时，液体分子间的内聚力阻碍其分子间的相对运动而产生一种内摩擦力的现象称为液体的粘性。粘性的大小用粘度衡量。粘度是选择液压油的主要依据。 以图1-2 所示的两平行平板中液体的流动情况为例，由于各层的运动速度不同，快的流层会拖曳慢的流层，而慢的流层又阻滞快的流层，层与层之间就是因为存在粘性而产生了阻止相对运动的内摩擦力。实验测定，液体流动时，相邻层间的内摩擦力Ff 与液层接触面积A、液层间相对速度du 成正比，而与液层间的距离dy 成反比，即 (1,5) 如以τ 表示剪切应力，即单位面积上的内摩擦力，则有 (1,6) 上式中du,dy 称为速度梯度;μ 是衡量液体粘性的比例系数，称粘度。 (2)液体的粘度 1) 动力粘度μ 系数μ 称作动力粘度，又称绝对粘度，因此 (1,7) 物理意义:速度梯度为l 时，接触液体层间单位面积上的内摩擦力即为动力粘度，单位Pa?s(帕?秒)。 2)运动粘度v 运动粘度是动力粘度与密度之比，即 (1,8) —22单位是m2,s，在CGS 制中用cSt(厘沲) ，lcSt,10cm,s， 过去，我国机械油的牌号，就是该油液在50?时的运动粘度v (cSt)的平均值，现已改用40?时的平均运动粘度表示油的牌号。表1-1 为液压油新旧牌号对照表，旧牌号级前无“N”字符。 3)相对粘度 因动力粘度与运动粘度都难以直接测量，工程上常用一些简便方法测定液体的相对粘度。相对粘度根据测量条件的不同，各国采用的单位各不相同，我国采用恩氏粘度计来测定油的相对粘度。恩氏粘度是在某一特定温度下，将200cm3 被测油液在自重作用下流过Ф2.8mm的小孔所需的时间t1，与20?时同体积蒸馏水流过该小孔所需时间t2 之比，即恩氏粘度为: (1,9) (3)粘度与压力的关系 压力增加时，液体分子间距离缩小，内聚力增大，粘度增大。一般情况下，压力对粘度的影响较小，可不加考虑。当压力变化超过20MPa 时需考虑压力对粘度的影响。 (4)粘度与温度的关系 液体粘度随着温度升高而降低。液体的粘度随温度变化的特性为粘,温特性。工作介质的粘度变化直接影响液压系统的工作性能，因此粘度随温度的变化越小越好。 二、 工作介质的分类和选用 1. 分类 液压系统中常用的工作介质(包括液压油、液压液及代用液压油)的一般分类如下: 2. 选用 (1)选用的原则 (2)粘度的选择 粘度过大，液体流动阻力增加，功率损失大，液压泵吸油困难;粘度过小，则使泄漏增加，容积效率降低，功率损失增加，环境污染。一般在温度、压力较高及工作部件速度较低时，可采用粘度较高的工作介质，反之宜采用粘度较低的工作介质。 系统中，泵转速最高、压力较大、温度较高，所以一般根据液压泵的要求来确定工作介质的粘度。 此外，为发挥液压装置的最佳运转效率，应根据周围环境温度、使用压力和工作循环等具体情况，考虑设置冷却器和加温器，以控制油温，使工作介质能保持在最佳粘度范围内。 第二章 液压流体力学基础 第二节 静止液体的力学规律 静止液体是指液体内部质点与质点之间无相对运动。 一、 静压力及其性质 静止液体在单位面积上所受的法向作用力称为静压力，在液压传动中简称压力。压力定义为 若法向作用力F 均匀地作用在面积A 上，则压力可表示为 (1,10) 式中 p——液体的压力; F——作用在液体上的外力; A——外力垂直作用的面积。 由于液体具有流动性，故液体静止时不能承受切向力，沿面积ΔA 的切向分力恒等于零。因此，作用于面积ΔA 上只有法向分力。而液体又不能承受拉力，所以法向力的方向只能是指向面积ΔA。 作用于液体上的力，有两种类型:一种是质量力，作用于液体的所有质点上，如重力和惯性力等;另一种是表面力。作用于液体的表面上，它可以是其他物体作用在液体上的力，也可以是一部分液体作用于另一部分液体上的力。 液体静压力的两个重要性质: (1)液体静压力垂直于其承受压力的作用面，其方向永远沿着作用面的内法线方向。 (2)静止液体内任意点处所受到的静压力在各个方向上都相等。 二、 在重力作用下静止液体中的压力分布 如图1-4 所示，在重力作用下的静止液体中，从自由液面向下取一微小垂直圆液柱，其高度为h，微小圆柱体在重力及周围压力作用下处于平衡状态。分析其受力:作用于该液柱侧表面的静压力垂直于该表面，且在各个方向上的静压力均相等;液柱在Z 轴方向的力平衡方程式为 消去各项中的ΔA 并移项，得出流体静力学基本方程 (1,11) 三、 静止液体内压力的传递 由式(1-11)可知，静止液体中任一点的压力都包含了液面上的压力p0，由此得出结论:在密闭容器中，由外力施加于静止液体表面所产生的压力将以等值同时传递到液体内部各点。这就是静压力传递原理，即帕斯卡原理。 ?液压系统中，由于外力作用产生的压力远大于液体自重产生的压力，因此常常认为在密封容器中静止液体的压力处处相等。即p ? p0 四、 压力的表示方法和单位 压力有绝对压力和相对压力两种表示方法。绝对压力以绝对真空为基准来进行度量，相对压力以大气压为基准进行度量。 绝对压力,大气压力+相对压力 当静止液体液面上作用的是大气压力pa 时，则深度h 处的绝对压力为: p = p+ρgh a 相对压力为:p = ρgh 绝对压力低于大气压时，习惯上称为真空。绝对压力不足于大气压力的那部分压力值，称为真空度。 真空度,大气压力,绝对压力 由于作用于物体上的大气压一般自成平衡，所以在分析时，往往只考虑外力而不再考虑大气压。因此绝大多数的压力表测得的压力均为高于大气压的那部分压力，即相对压力，又称表压力。 压力的计量单位换算: 第二章 液压流体力学基础 第三节 液体动力学基础 一、 基本概念 1. 理想液体、一维流动及恒定流动 既有粘性又有可压缩性的液体称为实际液体。理想液体是指没有粘性、不可压缩的假想液体。 一般的流动都是在三维空间内的流动，流动参数是三个坐标的函数。 二元流动或二维流动:流动参量是两个坐标的函数的流动。 一元流动或一维流动:流动参量是一个坐标的函数的流动。 恒定流动:液体运动参数不随时间变化，仅是空间坐标的函数，因此又叫定常流动或非时变流动。如任何一个参数是随时间而变化的，就称为非恒定流动或非定常流动。 2. 迹线、流线、流管、流束与通流截面 迹线:液体质点在空间的运动轨迹。 流线:某一瞬时，在流动液体流场内作的一条空间几何曲线。 非恒定流动时，由于各质点速度随时间改变，所以流线形状也随时间变动。 恒定流动时，流线形状不随时间变化，液体质点的迹线与流线重合，即流线上质点沿着流线运动。由于空间每一点只能有一个速度，所以流线之间不能相交，也不能转折。 流管和流束:在流场中作一封闭曲线，通过这样的封闭曲线上各点的流线所构成的管状表面称为流管。流管内的流线群称为流束。由流线定义，液体是不能穿过流管流进或流出的，定常流动情况下，流线形状不随时间而变，因此流管的形状及位置也不随时间而变。截面为无限小的流束称微小流束，微小流束的极限为流线。无数微小流束叠加起来就是运动液体的整体或称总流。 通流截面:垂直于流束的横截面。通流截面上各点的流速都垂直于这个面。 3. 流量与平均流速 流量:单位时间内流过某通流截面的液体体积称为流量。对微小流束，通过其通流截面的流量为 整个通流截面A 上的流量为 式中u——微小流束通流截面上的流速。 通流截面上的平均流速是假想的液体运动速度，认为通流截面上所有各点的流速均等于该速度，以此流速通过通流截面的流量，恰好等于以实际上不均匀的流速所通过的流量，因此 (1,13) 故平均流速为 (1,14) 在液压缸中，液体的流速即为平均流速，它与活塞的运动速度相同，当液压缸有效面积一定时，活塞运动速度的大小由输入液压缸的流量来决定。 二、 连续性方程 连续性方程是质量守恒定律在流体力学中的表达形式。假定液体不可压缩且作恒定流动。如图1-8 所示，取一流管，两端通流截面为A1、A2，在流管中取一微小流束，两端截面积为dA1，、dA2。在微小截面上各点的速度可认为是相等的且分别为u1，u2。根据质量守恒定律，在dt 时间内流入液体的质量应恒等于流出液体的质量，即 因为ρ = cosnt，所以化简得udA = udA对于整个流管，则有 1122 有 以通流截面Al、A2 的平均速度υ1、υ2 来表示则 (1,15) 由于两端截面是任意取的，所以 (1,16) 或 (1,17) 式(1-16)称为液体的流量连续性方程，它说明:在不可压缩的恒定流动的液体中，不管平均流速和通流截面沿着流程怎样变化，流过不同截面的流量是不变的。 三、 伯努利方程 1. 理想液体的伯努利方程 假设液体为理想液体，并且作恒定流动。如图1-10 所示，在理想液体恒定流动中，取一假设液体为理想液体，并且作恒定流动。如图1-10 所示，在理想液体恒定流动中，取一段微小流束ab，a 处断面面积为dA1，所受的压力为pl，流速为u1;b 处断面面积为dA2，所受的压力为p2，流速为u2。设时间dt 内，a 断面处的液体质点到达a' 处，b 断面上的液体质点则到达b'位置。 表面力所做的功: 根据液体的连续性原理 式中 dq——流过微小流束a、b 断面的流量。 重力所做的功: 动能的变化:时间dt 内，a'b 段流束的液体由于各点运动参数(p、u)都没有发生变化，动能的变化应等于aa'段和bb'段两段微小流束的动能差。即 根据力学中的动能定律，外力对液体所作的功应等于这段流束的动能的增量，于是 以液体的重量ρgdqdt 除上式并整理得到微小流束的伯努利方程: (1,18) 因为a、b 断面是任意选取的，所以伯努利方程说明了在同一流束上，所有各点的数值之和为常数。 伯努利方程的物理意义:p,ρg 为单位重量液体的压力能，称为比压能;2u/2g 为单位重量液体的动能，又称比动能;h 为单位重量液体的位(势)能，又称比位能。由于上述三种能量都具有长度单位，所以又分别称为压力水头、速度水头和位置水头。公式说明，在密封管道内作恒定流动的理想液体具有三种形 式的能量，即压力能、动能和位能。它们之间可以互相转化，但是液体在管道内任一处，这三种能量的总和是一定的。 实际液体的运动中，液体将呈现出粘性即产生内摩擦力，因此将造成能量损失。设h'w表示单位重量液体微小流束的能量损失(称阻力水头)，于是可得实际液体微小流束的伯努利方程为 (1,19) 2. 实际液体总流的伯努利方程 为了将微小流束的伯努利方程推广到总流，可将液体在通流截面上的流动局 即微小流束或流线间的夹角及流束的曲率都非常小)的范畴，这时限于缓变流动( 将微小流束扩大，由流束外层的流线所组成的流管即可认为是真实圆管。由于实际流速u 在通流截面上是个变量，若用平均流速υ 来代替实际流速u，则式中的动能就要引起偏差，所以需要引入动能修正系数。于是得到实际液体总流的伯努利方程为 (1,20) 式中 hw——能量损失; αl、α2:——动能修正系数，一般在紊流时取α =1，层流时取α =2。 最后还要指出，在应用伯努利方程时，必须把计算断面选取在缓变流动上，但两断面间的流动并不必为缓变流动。 四、 动量方程 动量方程可用来计算流动液体作用于限制其流动的固体壁面上的总作用力。根据理论力学中的动量定理:作用在物体上全部外力的矢量和应等于物体动量的变化率，即 在图1-12 所示的管流中，任意取出被通流截面1、2 所限制的液体体积，称之为控制体积，截面1、2 则称为控制表面。在控制体内任取一微小流束，该微小流束在截面1、2上的流速分别为u1、u2，设该微小流束段液体在t 时刻的动量为(mu)l-2。经Δ t 时间后，该段液体移动到1'-2'位置，在新位置上，微小流束段的动量为(mu)1'-2'。 因为如果液体作稳定流动，则1'-2 之间液体的各点流速经Δ t 时间后没有变化，1'-2 之间液体的动量也没有变化，故 对不可压缩的液体有 于是得出流动液体的动量方程: (1,21) 上式表明:作用在液体控制体积上的外力总和，等于单位时间内流出控制表面与流入控制表面的液体动量之差。 液体在流动的过程中，若其速度的大小和方向发生变化，则一定有力作用在液体上，同时，液体也以大小相等、方向相反的力作用在使其速度或方向改变的物体上。据此，可求得流动液体对固体壁面的作用力。 第二章 液压流体力学基础 第四节 液体流动时的压力损失 实际液体具有粘性，在流动时就有阻力，为了克服阻力，就必然要消耗能量，这样就有能量损失。能量损失主要表现为压力损失Δp，这也是实际液体总流的伯努利方程中最后一项hw 的含义，即 压力损失过大，使功率消耗增加，油液发热，泄漏增加，效率降低，液压系统性能变坏。 液压系统中的压力损失分为两类。一是油液流经等径直管时的压力损失，称为沿程压力损失，由液体流动时的内摩擦力引起。另一类称为局部压力损失，是油液流经局部障碍(如弯管、管径突变、阀控制口等)时，由于液流的方向或速度突然变化，在局部区域形成旋涡、引起质点相互撞击和剧烈摩擦而产生。 一、 层流、紊流、雷诺数 1883 年，英国物理学家雷诺通过图1-14 实验装置的实验，证实了液体存在着两种不同的流动状态——层流和紊流。 根据实验，液体是层流还是紊流，不仅与管内平均流速有关，还与管子内径和液体粘度有关。 判定液流状态的无量纲的数，叫雷诺数Re。 (1,22) 式中 υ——管路中液体的平均流速; d——圆管内径; v——液体的运动粘度。 常用的液流管路的临界雷诺数Rec，见表1-2。 当液体的雷诺数小于其临界雷诺数即ReRec 时，液流为紊流。 对于非圆形截面的管路，液流的雷诺数可按下式计算 (1,23) R—通流截面的水力半径，是液流的有效通流截面积A 与湿周长度(有效通流截面的周界长度) χ 之比。 通流截面面积相等的管道，其水力半径将随着截面形状的不同而异。水力半径对通流截面的通流能力影响很大。水力半径大，意味着液流和管壁的接触少，摩擦阻力小，通流能力大，即使通流截面比较小时也不易堵塞;反之，水力半径小意味着通流能力小，通流截面容易堵塞。 二、 沿程压力损失 沿程压力损失除了与导管长度、内径和液体的流速、粘度等有关外，还与液体的流动状态有关。 1. 液流在通流截面上的速度分布规律 如图1-15 所示，液体在一直径为d 的圆管中，自左向右作层流运动。在管流中取一轴线与管道轴线重合、长l、半径r 的微小圆柱体。作用在该圆柱体上的力有两端的压力p1、p2，在圆柱表面上作用着剪切应力τ。沿轴线方向上的受力平衡方程式为 由内摩擦定律可知 式中的负号表示流速u 随r 的增加而降低。将此式代入上式，积分后可得 由边界条件:当r,d,2 时，u,0。可求得积分常数C。则有 代回原式得到 (1,25) 从式中可看出，液体作层流运动时，在通流截面上的速度分布规律呈抛物体状，并且当r=0 处(即管中心处)的流速最大，其值为 2. 圆管中的流量及平均流速 通过通流截面的流量，由于速度分布不均匀，可在半径r 处如图取大小为dr 的微小圆环面积dA，并用下式求得 (1,26) 式中 d——管道内径;l——管道长度;μ——液体的动力粘度;Δ p——压力损失或压力降， Δ p,p1,p2。 平均流速为 3. 沿程压力损失 由式(1-26)可得 由于 代入上式并整理后得 (1,27) 式中λ——沿程阻力系数，λ 的理论值为λ=64/Re，实际使用时，金属管取λ=75/Re;橡胶管取λ,80/Re。 实验 证明 住所证明下载场所使用证明下载诊断证明下载住所证明下载爱问住所证明下载爱问 ，影响紊流能量损失的因素有管径、动力粘度、密度、平均流速、管长和管壁粗糙度等。 三、 局部压力损失 液流流过弯头、突然扩大或突然缩小的管路断面以及阀门等各种局部障碍时，会发生撞击、脱流、旋涡等现象，由此而产生局部压力损失。 (1,28) 式中 ζ——局部阻力系数，一般由实验求得，可查阅有关液压手册。 对于液流通过各种标准液压元件的局部损失，可从产品技术文件中查得额定流量q 时的压力损失Δp，若实际流量与额定流量不一致，可按下式计算 nn (1,29) 式中 q——通过该阀的实际流量。 四、 管路系统中的总压力损失与压力效率 管路系统中的总压力损失等于所有直管中的沿程压力损失和局部压力损失之和，即 (1,30) 或 (1,31) 应用上式计算总压力损失时，只有在两相邻局部障碍之间有足够距离时才能简单相加。如两个局部障碍之间距离太小，液流尚未稳定就进入第二个局部障碍， ,3 倍。 阻力系数可能比正常状况大2 考虑到存在着压力损失，一般系统中液压泵的工作压力p 应比执行元件的P 工作压力p高Δp，故 1 所以管路系统的压力效率为 压力损失增大会影响管路中的压力效率，且这部分的压力损失绝大部分将转变为热能，造成系统温升、泄漏增加，以致影响系统的工作性能。减小流速、缩短管路长度、减少管道截面的突变和弯头数目、增加管道内壁的光滑程度，都可使压力损失减少，其中以流速的影响为最大，故流速太低会使管道和元件的尺寸增加，从而使成本增加。 第二章 液压流体力学基础 第五节 液流流过小孔及缝隙的流量 在液压系统中，常遇到液体流过小孔或间隙的情况，如元件的阀口、一些元件的阻尼小孔、零件间的缝隙等。 一、 液体流过小孔的流量 1. 薄壁小孔的流量计算 如图1-16 所示，孔的通道长度l 与孔径d 的比值l/d?0.5 的孔，一般孔口边缘都作成刃口形式，称为薄壁小孔。液体流过薄壁小孔时，因D>>d，通过断面1-1 的流速较低，流过小孔时，液体质点突然加速，在惯性力作用下，流过小孔后的液流形成一个收缩断面2-2。对圆形小孔，此收缩断面离孔口的距离约d/2，然后再扩散。这一收缩和扩散过程，造成能量损失，并使油液发热。取断面1-1 及收缩断面2-2 列伯努利方程 式中 p1、υ1——通流断面1—1 处的压力和流速; p2、υ2——收缩断面2—2 处的压力和流速; ζ——局部阻力系数; α1、α2——动能修正系数，其中α2 为收缩断面2-2 处的动能修正系 数，完全收缩时，因流速均匀，故α2=1。 由于D>>d，υ1<<υ2 故υ1 可忽略不计，上式经整理后可得 式中 Cυ——流速系数，即 由上式即可求得薄壁小孔的流量 (1-32) 式中，C = CυCc，称为小孔流量系数;Cc 称为收缩系数，是收缩断面面积Ac 和孔口断面面积Ax 的比值。 C 和ζ一般由实验来确定。通常D/d?7 时称为完全收缩，这时取 C=0.61~0.62，D/d<7时，称不完全收缩，这时，则可以取，C,0.7,0.8。 由式(1-32)可知，流量与粘度无关，因此流量受油温变化的影响很小。由于这一特性，液压系统中常采用薄壁小孔来作节流元件。 2. 细长小孔的流量计算 所谓细长小孔，一般指小孔的长径比即是l/d >4 时的情况。液体流经细长小孔时，一般都是层流状态(所以可直接应用前面已导出的直管流量公式计算，即 (1-33) 从上式可以看出，流量和小孔前后的压差Δp 成正比，同时公式中包含了粘度μ 的因素，因此，流量受油温变化的影响较大。 -32) 和(1-33)，通过孔口的流量q 与孔口的面积Ax、孔口前后的比较式(1 压力差Δp 以及孔口形式决定的特性系数K 有关，为简化分析，将式(1-32) 和(1-33)一并用下式表示，即 (1-34) 式中 q——流经孔口的流量; K——由孔口几何形状及液体性质决定的特性系数K; m——由孔口长度决定的指数: Δp——节流口前后压差; Ax——孔口通流截面面积。 二、 液体流过缝隙的流量 液压油从压力较高处经过配合间隙，流到压力较低处的地方或大气中，这就是泄漏。泄漏分内泄和外泄两种。如图1-17所示。 泄漏量过大，使系统的油温升高，从而影响元件和系统的正常工作。另外，泄漏量与压差的乘积为功率损失，泄漏的存在将使系统效率降低。 1. 平行平板间的间隙流动 图1-18 中，设平板长为l，宽为b，两板之间的间隙为h，且l >>h，b>>h， 液体不可压缩，质量力忽略不计，粘度为常数。 在流动油液中取一微元体dx dy(宽度方向取单位长)，列出此微元体在x 方向的受力平衡方程式 经整理后并将 代入后有 因为液体作层流流动时，压力降是x 的线函数，即 所以对上式进行两次积分可得 (1-35) 式中 Cl、C2——边界条件所确定的积分常数 下面分三种情况讨论: (1)当两平行平板均固定不动，即u0=0 时，液体在缝隙两端压差的作用下流动，称为压差流动，边界条件为 y =0 时，u =0;y = h 时，u =0 以此边界条件代入式(1-35)可得 代入并整理，有 所以 又因 所以 其流量值为 (1,36) 由以上分析可以看出，在压差作用下，通过缝隙的流量q 与缝隙h3 成正比，说明元件内缝隙的大小对其泄漏量的影响很大，因此必须严格控制缝隙大小。 (2)当两平行平板间有相对运动，但缝隙两端无压差，即dp/dx=0时，液体在运动平板的作用下流动，称为纯剪切流动，边界条件为 y =0 时，u =0;y = h 时，u =u0 以此边界条件代入式(1-35)可得 从上式可看出，速度沿y 方向呈线性分布。流量则为 (1-37) (3)压差和剪切联合作用下的流动 最常见的情况为:二平行平板间既有相对运动，缝隙两端又存在压差。其速度和流量是以上两种情况的线性叠加，即 (1-38) 当上平板相对于下平板的运动方向和压差流动方向一致时取“+”号;反之，“-”号。 2. 圆柱环形缝隙流动 液压元件中，液压缸缸体与活塞之间的间隙、阀孔与滑阀之间的间隙中的流动均属这种情况。 (1)压差作用下(u=0)，通过同心环形缝隙的流量 0 图1-19 所示为同心环形间隙。如果将环形间隙展开，就相当于平面间隙，因此，用πd来代替式(1-36)中的b，即得同心环形间隙在压差作用下的流量公式 (1,39) (2)压差作用下(u0=0)，通过偏心环形间隙的流量 实际工程中，形成间隙的两个圆柱表面的同心不易保证，往往有一定的偏心量。如图1-20 所示，其内孔半径为r，柱塞半径为r，偏心量为e，在任意位置θ 21 角处，缝隙为h，因缝隙很小，r1?r2?r。h 值可按图示几何关系求得 h?h0,ecosθ= h(1,ε cosθ) 0 式中 h——内外圆同心时的间隙量，h0= r2,r1; 0 ε ——相对偏心率ε = e,h0。 此外，可将微元圆弧db 所对应的环形缝隙间的流动近似地看作是平行平板缝隙间的流动，将db = rdθ 代入式(1-36)得 将h 值代入上式并积分得 (1,40) 从上式可看出，当ε =0 时，就是同心时的流量公式。当ε =1 时，就是最大偏心情况下的间隙流量公式，其流量为同心时流量的2.5 倍。因此在液压元件中，应尽量要求二配合表面保持同心，以减少泄漏量。 第二章 液压流体力学基础 第六节 瞬变流动 在液压系统中，有时会出现流体的流速在极短的瞬间发生很大变化的现象，从而导致压力的急剧变化，这就是所谓的瞬变流动。瞬变流动会给系统带来很大的危害，应尽量予以避免。 一、 液压冲击 在液压系统中，由于某种原因，液体压力在瞬间会突然升高，产生很高的峰值的现象称为液压冲击。 液压冲击产生的压力峰值往往比正常工作压力高好几倍，常伴有噪声和振动，从而损坏元件、密封、管件等，有时还会引起某些液压元件的误动作。因此，必要时要作最大压力峰值的估算。 引起液压冲击的原因: (1)液流通道迅速关闭或液流迅速换向，液流速度的大小或方向突然变化时，由于液流的惯性而引起; (2)运动着的工作部件突然制动或换向时，由工作部件的惯性引起; (3)某些液压元件动作失灵或不灵敏，使系统压力升高而引起。 减小液压冲击的措施: 减慢阀门关闭速度或减小冲击波传播距离;限制管中油液流速;用橡胶软管 或在冲击源处设置蓄能器;在易发生液压冲击的地方，安装限制压力升高的安全阀等。 二、 气穴现象 在液压系统中，如果某一处的压力低于大气压的某个数值时，原溶解于液体中的空气将游离出来形成大量气泡，这一压力值称为空气分离压。若压力继续降到相应温度的饱和蒸汽压时，油液将沸腾汽化而产生大量气泡，这两种现象都称为气穴。 发生气穴现象后，气泡随油液流至高压区，在高压作用下迅速破裂，于是产生局部液压冲击，压力和温度均急剧升高，产生强烈的噪声和振动。在局部地区，由于反复承受液压冲击、高温和氧气的侵蚀而剥落破坏，这种现象叫做气蚀现象。 空穴的产生以致带来的气蚀现象，严重地影响系统的性能、降低元件寿命。 为了防止产生空穴，可采取下述措施: (1)减小流经节流小孔、缝隙处的压力降，一般希望小孔前后的压力比 p1 /p2 <3.5; (2)正确设计液压泵的结构参数，特别是吸油管路应有足够的管径，尽量避免管道急弯，滤网应及时清洗或更换，管接头处应密封良好; (3)整个系统管路应尽可能做到平直，而且配置要合理; (4)允许最大吸油高度的计算，可以用空气分离压来代替泵吸油口的绝对压力。空气分离压一般取0.02,0.03MPa。 1 第三章 液压泵及液压马达 第一节 液压泵概述 一、液压泵和液压马达的区别 液压泵和液压马达在液压系统中都属于能量转换装置。液压泵是将电动机输出的机械能转变为液压能，为系统提供一定流量和压力的油液，是动力元件。 液压马达是将系统的液压能转变为机械能，使系统输出一定的连续转速和转矩，驱动工作部件运行，是执行元件。 二、液压泵和液压马达的工作原理和特点 液压系统中采用的液压泵类型很多，但都是属于容积式液压泵，它的工作原理可用图 3-1 所示的单柱塞式液压泵来说明。 图3-1 液压泵的工作原理 液压泵是靠密封工作油腔的容积变化来进行工作的，因此它必须具有一个(或多个)密封的工作油腔。当液压泵运转时，该油腔的容积必须不断由小逐渐加大，形成真空，油箱中的油液才能被吸入。当油腔容积由大逐渐减小时，油被挤压在密封工作油腔中，压力才能升高，压力的大小取决于油液从泵中输出时受到的阻力。这种泵的输油能力(或输出流量)的大小取决于密封工作油腔的数目以及容积变化的大小和频率，故称容积式泵。 吸油时,吸油腔必须与油箱相通，而与压油腔不通;压油时,压油腔与压力 管道相通，而与油箱不通。由吸油到压油或由压油到吸油的转换称为配流。配流装置是泵不可缺少的，不同结构类型的泵具有不同形式的配流装置。 液压泵的共同工作原理为 1.液压泵必须有一个或若干个周期变化的密封容积; 2.液压泵心须有配流装置，将吸油和压油的过程分开; 3.液压泵工作必要的外部条件是，油箱液面通大气或油箱充气。 按照结构形式的不同，液压泵分为齿轮泵、叶片泵、阻塞泵和螺杆泵等类型。按照输出的油流量是否可调节，液压泵又有定量泵和变量泵之分。 三、液压泵的主要性能参数 1(液压泵的工作压力和额定压力 液压泵的工作压力 pp 是指泵出口处的实际压力，即油液克服阻力而建立起来的压力。如果液压系统中没有阻力，相当于泵输出的油液直接流回油箱，系统压力就建立不起来。若有负载作用，系统液体必然会产生一定的压力，这样才 能推动工作台等运动。外负载增大，油压随之升高，泵的工作压力也升高。 液压泵的额定压力 ppn 是指泵在正常工作条件下，按试验标准规定能连续运转的最高压力，超过此值将使泵过载。泵的额定压力主要由泄漏所限制。 2(液压泵的排量和流量 液压泵的排量 Vp是指在没有泄漏的情况下，泵轴转一转所排出的油液体积。 液压泵的流量可分为理论流量、实际流量和额定流量。 理论流量 qpt是指在没有泄漏的情况下，单位时间内所输出的油液体积。其大小与泵轴转速 np 和排量 Vp 有关，即 (3-1) 因此液压泵的理论流量与压力无关，工作压力为零时，实际测得的流量可近似作为其理论流量。实际流量qP是指单位时间内实际输出的油液体积。液压泵在运行时，泵的出口压力不等于零，因而存在部分油液泄漏，使实际流量小于理论流量。 额定流量q Pn 是指在额定转速 nPn 和额定压力 pPn 下输出的流量。 3(液压泵的功率和效率 液压泵在进行能量转换时总有功率损失，因此输出功率小于输入功率。两者之差值即为功率损失。功率损失可分为容积损失和机械损失。 (1)容积损失 因内泄漏、气穴和油液在高压下受压缩而造成的流量损失，内泄漏是主要原因。因而泵的压力增高，输出的实际流量就减小。用容积效率ηPV 来表征容积损失的大小 式中 ?qP—某一工作压力下液压泵的流量损失，即泄漏量。 (2)机械损失 因泵内摩擦而造成的转矩上的损失。设转矩损失为?TP,实际输入转矩为 TP=TPt +?TP，要比理论输入转矩 TPt 大。用机械效率ηPm来表征机械损失的大小 总效率ηP 是指液压泵的输出功率与输入功率之比，即 上式表明，液压泵的总效率等于容积效率和机械效率之乘积。液压泵的输入功率 P 可用下式表示 4(液压泵的特性曲线 图3-2 液压泵的特性曲线 液压泵的特性曲线是在一定的介质、转速和温度下，通过试验得出的。它表示液压泵的工作压力 pP 与容积效率ηPV(或实际流量 qP)、总效率ηP 和输入功率 PPi 之间的关系。图 3-2 所示为某一液压泵的特性曲线。由图示特性曲线可以看出:容积效率ηpv (或实际流量 qP)随压力的增高而减小，压力 pP 为零时,泄漏量?qP 为零,容效率ηPV=100%,实际流量 qP 等于理论流量 qPt。总效率ηP 随工作压力 pP 增高而增大,且有一个最高值。 第三章 液压泵和液压马达 第二节 齿轮泵 齿轮泵是一种常用的液压泵，在结构上可分为外啮合轮泵和内啮合齿轮泵。 一、外啮合齿轮泵 1(工作原理 图3-3 外啮合齿轮泵的工作原理 图 3-3 所示为普通常用的外啮合齿轮泵的工作原理。当齿轮按图示的箭头方向旋转时，轮齿从右侧退出啮合，使该腔容积增大，形成局部真空，油箱中的油液在大气压力的作用下，经泵的吸油管进入右腔—吸油腔，填充齿间。随着齿轮的转动， 每个齿轮的齿间把油液从右腔带到左腔，轮齿在左侧进入啮合，齿间被对方轮齿填塞，容积减小，齿间的油液被挤出，使左腔油压升高，油液从压油口输出，所以左腔便是泵的排油腔。 外啮合齿轮泵的排量 V，相当于一对齿轮的齿间容积之总和。近似计算时，可假设齿间的容积等于轮齿的体积，且不计齿轮啮合时的径向间隙。泵的排量为 式中 D—齿轮分度圆直径; h—有效齿高，h=2m; b—齿轮宽; z—齿轮齿数; m—齿轮模数。 泵的流量为 式中 n—齿轮泵转速; η—齿轮泵的容积效率。 V 实际上齿间的容积要比轮齿的体积稍大一些，所以齿轮泵的流量应比按式(2–16)的计算值大一些，引进修正系数 K(K=1.05,1.15)。因此齿轮泵的流量公式为 低压齿轮泵推荐2πK = 6.66，则 高压齿轮泵推荐2πK = 7，则 实际上齿轮泵的输油量是有脉动的，故式(2-18)、(2-19)所表示的是泵的平均输油量。泵的流量和主要参数的关系如下: (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，输油量减小，流量脉动也小。 n 成正比。转速过高会造成吸油不足，转速过低 (3)输油量和齿宽 b、转速 泵也不能正常工作。 由于齿轮啮合过程中工作腔容积变化率不是常数，因此齿轮泵的瞬时流量是脉动的。以流量脉动率 σ来评价瞬时流量的脉动。设 q、q表示最大maxmin 瞬时流量和最小瞬时流量。流量脉动率可用下式表示 qq,maxmin,, (2-20) q 2(低压齿轮泵的结构 图3-4 CB-B型低压齿轮泵结 图3–4为CB–B型低压齿轮泵结构图。小孔 a为泄油孔，使泄漏出的油液经从动齿轮的中心小孔c 及通道 d 流回吸油腔。在泵体的两端面上各铣有卸荷槽 b，由侧面泄漏的油液经卸荷槽流回吸油腔这样可以减小泵体与端盖接合面间泄漏油压的作用，以减小联接螺钉的紧固力。6 为困油卸荷槽。 这种泵的结构简单，零件少，制造工艺性好，但齿轮端面处的轴向间隙在零件磨损后不能自动补偿，故泵的压力较低，一般为 2.5MPa。 低压齿轮泵存在的主要问题: (1)泄漏 外啮合齿轮泵高压腔的压力油可通过齿轮两侧面和两端盖间轴向间隙、泵体内孔和齿顶圆间的径向间隙及齿轮啮合线处的间隙泄漏到低压腔中去。其中对泄漏影响最大的是端面间隙，可占总泄漏量的 75%~80%。它是影响齿轮泵压力提高的首要问题。 (2)径向不平衡力 齿轮泵工作时，排油腔的油压高于吸油腔的油压，从 排油腔起沿齿轮外缘至吸油腔的每一个齿间内的油压是不同的，压力依次递减，压力的分布情况见图 2-5。可见，泵内齿轮所受的径向力是不平衡的。这个不平衡力把齿轮压向一侧，并作用到轴承上,影响轴承的寿命。为了减小径向不平衡力的影响，低压齿轮泵中常采取缩小排油口的办法。 (3)困油 为了使齿轮泵能连续平衡地供油，形成高低压腔隔开，必须使齿轮啮合的重叠系数ε>1。这时会出现两对轮齿同时啮合的情况，即前一对轮齿尚未脱离啮合，后一对轮齿己进入啮合。这样两对啮合的轮齿之间产生一个闭死容积，称为“困油区”。齿轮在转动过程中，困油区的容积大小发生变化，如图 2-6 所示。容积缩小(由图 a 过渡到图 b)时，困油区的油液受到挤压，产生很高压力而从缝隙中挤出，油液发热，并使轴承等零件受到额外的负载。容积增大(由图 b 过渡到图 c)时，困油区形成局部真空，使溶于油液中的气体析出，形成气泡， 产生气穴，使泵产生强烈的噪声。这种不良现象叫做“困油”现象。 为了消除困油现象，通常在两侧端盖上开消除困油的卸荷槽，见图 2-6(d)中的虚线所示。 3(提高压力的措施 普通结构的齿轮泵由于齿轮端面与端盖的间隙和齿轮齿顶与泵体的径向间隙都是比较大的，油液通过端面间隙的泄漏量占泵总泄漏量的 2/3 以上因此提高齿轮泵的工作压力，主要是靠改善齿轮端面处的密封情况，使齿轮端面在磨损后其轴向间隙能自动补偿。在中高压和高压齿轮泵中，为了提高其容积效率，一般都采用轴向间隙自动补偿。轴向间隙的自动补偿一般是采用“弹性侧板”或“浮动轴套”。在液压力作用下使“弹性侧板”或“浮动轴套”压紧齿轮端面，使轴向间隙减小，以减少泄漏，使泵的工作压力提高。 4(外啮合齿轮泵的优缺点及使用 外啮合齿轮泵的优点是结构简单，制造容易，体积小，重量轻，成本低，自吸性能好，工作可靠，对油液污染不敏感，维护方便。其缺点是容积效率较低，流量脉动和压力脉动较大，噪声也大。 低压外啮合齿轮泵广泛应用于机床(磨床、珩磨机)的液压传动系统和各种补油、润滑及冷却装置以及液压系统中的控制油源等。中高压齿轮泵主要用于工程机械、农业机械、轧钢设备和航空技术中。 二、 内啮合齿轮泵 内啮合齿轮泵有渐开线齿轮泵和摆线齿轮泵(又名转子泵)两种，如图 2-7 所示。 内啮合齿轮泵的优点是结构紧凑，尺寸小，重量轻,使用寿命长,压力脉动和噪声都较小;它们的缺点是齿形复杂，加工精度要求高，造价较贵。现在采用粉末冶金工艺压制成型，成本降低，应用得到发展。在转速 n 不变的条件下，泵的输出流量可以改变的称为变量泵，不可改变的称为定量泵。齿轮泵的排量 V 不能改变，所以属定量泵。 howtopic.asp?id=19120&forumname=32