1）概述
液压泵在液压系统中属于能量转换装置。液压泵是将电动机输出的机械能（电动机轴上的转矩TP和角速度ωP的乘积）转变为液压能（液压泵的输出压力pP和输出流量qP的乘积），为系统提供一定流量和压力的油液，是液压系统中的动力源。
液压泵的分类如图5.9所示。
图5.9 液压泵的分类
泵职能符号如图5.10所示。
图5.10 泵职能符号
马达职能符号如图5.11所示。
图5.11 马达职能符号
（1）液压泵的工作原理
如图5.12所示为简单柱塞式液压泵的工作原理图。柱塞2在弹簧3的作用下紧压在凸轮1上，凸轮1旋转，使柱塞在泵体中作往复运动。当柱塞向外伸出时，密封油腔4的容积由小变大，形成真空，油箱（必须和大气相通或密闭充压油箱）中的油液在大气压力的作用下，顶开单向阀5（这时，单向阀6关闭）进入油腔4，实现吸油。当柱塞向里顶入时，密封油腔4的容积由大变小，其中的油液受到挤压而产生压力，当能克服单向阀6中弹簧的作用力时，油液便会顶开单向阀6（这时，单向阀5封住吸油管）进入系统实现压油。凸轮连续旋转，柱塞就不断地进行吸油和压油。
图5.12 液压泵的工作原理
1—凸轮；2—柱塞；3—弹簧；4—密封油腔；5，6—单向阀
由上述可知，液压泵是靠密封油腔容积的变化来进行工作的，故称容积式泵。泵的输油量取决于密封工作油腔的数目以及容积变化的大小和频率。单向阀5，6是保证泵正常工作所必需的，称为配流装置。
（2）液压泵基本工作条件（必要条件）
①形成密封容积。
②密封容积变化。
③吸压油腔隔开（配流装置）。
（3）液压泵（马达）的工作压力和额定压力
液压泵和液压马达的工作压力是指泵（马达）实际工作时的压力。
对泵来说，工作压力是指它的输出油液压力；对马达来说，则是指它的输入压力。在实际工作中，泵的压力是由负载大小决定的。
液压泵（液压马达）的额定压力是指泵（马达）在正常工作条件下，按试验标准规定连续运转的最高压力。超过此值就是过载。
因为液压传动的用途不同，所以系统所需的压力也各不相同，为了便于组织液压元件的设计和生产，将压力分为若干等级，见表5.3。
表5.3 压力分级
（4）液压泵（马达）的排量和流量
液压泵（马达）的排量V 是指在没有泄漏的情况下，液压泵（马达）轴转一转所排出的油液体积。排量用VP表示，常用单位为m3/r 或mL/r。
液压泵（马达）的理论流量qt是指在没有泄漏的情况下，单位时间内输出的油液体积。它等于排量V 和转速n 的乘积，即
因此，液压泵的理论流量只与排量和转速有关，而与压力无关。工作压力为零时，实际测得的流量可近似作为其理论流量。
泵工作时，实际排出的流量q 等于泵的理论流量qt减去泄漏流量q1，即
对马达，实际流量q 与理论流量qt的关系为
式中 q1——容积流失，它与工作油液的黏度、泵的密封性及工作压力p 等因素有关。
液压泵（马达）额定流量qn是指在正常工作条件下，按试验标准规定必须保证的最大流量，即在额定转速和额定压力下泵输出（或输入马达中）的实际流量。
液压泵由原动机（电机等）驱动，输入量是转矩和转速（角速度），输出量是液体的压力和压强；液压马达则相反，输入量是液体的压力和压强，输出量是转矩和转速（角速度）。
如果不考虑液压泵（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，也就是它们的理论功率为
其中，理论输入（输出）转矩为
工作压力为
理论流量为
式中 Pt——液压泵、马达的理论功率，W；
Tt——液压泵、马达的理论转矩，N·m。
液压泵和液压马达在能量转换过程中是有损失的，因此，输出功率小于输入功率，两者的差值即为功率损失。输出功率和输入功率之比值，称为液压泵的效率η。功率损失可分为容积损失和机械损失ηm两部分。
机械损失是指因摩擦而造成的转矩损失。对液压泵来说，泵的驱动转矩总是大于其理论上需要的驱动转矩，机械损失ηV用机械效率ηm来表征，即
对于液压马达来说，由于摩擦损失，使液压马达实际输出转矩小于其理论转矩；它的机械效率为
式中 ηm——液压泵、马达的机械效率；
ΔT——液压泵、马达的损失转矩，N·m；
T——液压泵、马达的实际转矩，N·m。
容积损失是因泄漏、气穴和油液在高压下压缩等造成的流量损失。对于液压泵来说，输出压力增大时，泵实际输出的流量减小，泵的流量损失可用容积效率来表示，即
式中 ηV——液压泵、马达的容积效率；
Δq——液压泵、马达的泄漏流量，m3/s；
q——液压泵、马达的实际流量，m3/s。
液压泵的总效率是其输出功率和输入功率之比，即
主要液压泵的容积效率和总效率见表5.4。
表5.4 泵的容积效率和总效率
例5.1 已知某液压泵的转速为950r/min，排量为VP=168 mL/r，在额定压力29.5MPa和同样转速下，测得的实际流量为150L/min，额定工况下的总效率为0.87，求：
（1）液压泵的理论流量qt；
（2）液压泵的容积效率ηV；
（3）液压泵的机械效率ηm；
（4）在额定工况下，驱动液压泵的电动机功率Pi；
（5）驱动泵的转矩T。
例5.2 已知液压马达的排量VM=250mL/r；入口压力为9.8 MPa；出口压力为0.49MPa；此时的总效率η=0.9；容积效率ηVM=0.92；当输入流量为22L/min 时，试求：
（1）液压马达的输出转矩（N·m）；
（2）液压马达的输出功率（kW）；
（3）液压马达的转速（r/min）。
解 （1）液压马达的输出转矩
TM=1/2π·ΔpMVMηm=1/2π×(9.8 -0.49) ×250×0.9/0.92=362.4N·m
（2）液压马达的输出功率
PMO=ΔpMqMηM/60=(9.8 -0.49) ×22×0.9/60=3.07kW
（3）液压马达的转速
nM=qMηMV/VM=22×103 ×0.92/250=80.96r/min
2）齿轮泵
齿轮泵是一种常用的液压泵，如图5.13所示。其主要特点是结构简单，制造方便，价格低廉，体积小，质量小，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。
齿轮泵被广泛地应用于采矿设备、冶金设备、建筑机械、工程机械及农林机械等各个行业。
齿轮泵按照其啮合形式的不同，可分为外啮合和内啮合两种。其中，外啮合齿轮泵应用较广，而内啮合齿轮泵则多为辅助泵。
图5.13 齿轮泵
（1）齿轮泵的工作原理
如图5.14所示为外啮合齿轮泵的工作原理。一对啮合着的渐开线齿轮安装于泵体内部，齿轮的两端面靠端盖密封，齿轮将泵体内部分隔成左右两个密封的油腔。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，因此，左腔便是泵的排油腔。齿轮不断转动，泵的吸排油口便连续不断地吸油和排油。
图5.14 外啮合齿轮泵的工作原理
齿轮泵没有单独的配流装置，齿轮的啮合线起配流作用。
（2）外啮合齿轮泵的结构特点和优缺点(www.xing528.com)
外啮合齿轮泵的泄漏、困油和径向液压力不平衡是影响齿轮泵性能指标和寿命的三大问题。各种不同齿轮泵的结构特点之所以不同，是因为都采用了不同结构措施来解决这三大问题。
①困油现象及消除措施。
为了使齿轮平稳地啮合运转，根据齿轮啮合原理，齿轮的重叠系数应大于1，即存在两对轮齿同时进入啮合的时候。因此，就有一部分油液困在两对轮齿所形成的封闭容腔之内，如图5.15所示。这个封闭容腔先随齿轮转动逐渐减小（见图5.16（a）、（b）），以后又逐渐增大（见图5.16（b）、（c））。减小时会使被困油液受挤压而产生高压，并从缝隙中流出，导致油液发热，同时也使轴承受到不平衡负载的作用；封闭容腔的增大会造成局部真空，使溶于油液中的气体分离出来，产生气穴，这就是齿轮泵的困油现象。其封闭容积的变化如图5.16所示。困油现象使齿轮泵产生强烈的噪声和气蚀，影响并缩短其工作的平稳性和寿命。
图5.15 困油现象
图5.16 困油区域变化图
消除困油现象的方法通常是在两端盖板上开一对矩形卸荷槽，如图5.17所示的虚线。开卸荷槽的原则是：当封闭容腔减小时，让卸荷槽与泵的压油腔相通，这样可使封闭容腔中的高压油排到压油腔中；当封闭容腔增大时，使卸荷槽与泵的吸油腔相通，使吸油腔的油及时补入封闭容腔中，从而避免产生真空，这样使困油现象得以消除。在开卸荷槽时，必须保证齿轮泵吸、压油腔任何时候不能通过卸荷槽直接相通，否则将使泵的容积效率降低很多。卸荷槽间距过大，则困油现象不能彻底消除。
图5.17 卸荷槽
②齿轮泵的径向液压力不平衡问题。
在齿轮泵中，因在压油腔和吸油腔之间存在压差，故液体压力的合力作用在齿轮和轴上是一种径向不平衡力，如图5.18 所示。当泵的尺寸确定后，油液压力越高，径向不平衡力就越大。其结果是加速轴承的磨损，增大内部泄漏，甚至造成齿顶与壳体内表面的摩擦。减小径向不平衡力的方法如下：
a.缩小压油腔。
b.开压力平衡槽。
图5.18 径向不平衡力
③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之间的轴向间隙、泵体内孔和齿顶圆之间的径向间隙以及齿轮啮合线处的间隙泄漏到低压腔中。
齿侧泄漏约占齿轮泵总泄漏量的5%。
径向泄漏占齿轮泵总泄漏量的20%～25%。
端面泄漏占齿轮泵总泄漏量的75%～80%。
泵压力越高，泄漏越大。
降低端面泄漏的措施如下：
a.浮动轴套补偿。其原理是将压力油引入轴套背面，使之紧贴齿轮端面，补偿磨损，减小间隙。
b.弹性侧板式补偿。其原理是将泵出口压力油引至侧板背面，靠侧板自身的变形来补偿端面间隙。
④特点。
外啮合齿轮泵的优点是结构简单，尺寸小，质量小，制造方便，价格低廉，工作可靠，自吸能力强（允许的吸油真空度大），对油液污染不敏感，维护容易。
它的缺点是一些部件承受径向不平衡力，磨损严重，泄漏大，工作压力的提高受到限制。此外，它的流量脉动大、压力脉动和噪声都较大。
3）叶片泵
如图5.19所示为叶片泵。叶片泵具有结构紧凑、流量均匀、噪声小、运转平稳等优点，因而被广泛用于中、低压液压系统中。但它也存在着结构复杂，吸油能力差，对油液污染较敏感等缺点。叶片泵按结构，可分为单作用式和双作用式两大类。单作用叶片泵多用于变量泵，双作用叶片泵均为定量泵。
当转子转一圈时，油泵每一工作容积吸、排油各一次，称为单作用叶片泵。
当转子转一圈时，油泵每一工作容积吸、排油各两次，称为双作用叶片泵。
图5.19 叶片泵
单作用叶片泵往往是做成变量泵结构。双作用叶片泵则只能做成定量泵结构。
（1）单作用叶片泵
如图5.20所示为单作用叶片泵工作原理图。单作用叶片泵是由配油盘1、轴2、转子3、定子4、叶片5及壳体6等零件组成。与双作用叶片泵明显不同之处是，定子的内表面是圆形的，转子与定子之间有一偏心量e，配油盘只开一个吸油窗口和一个压油窗口。当转子转动时，由于离心力作用，叶片顶部始终压在定子内圆表面上。这样，两相邻叶片间就形成了密封容腔。显然，当转子按图示方向旋转时，图中右侧的容腔是吸油腔，左侧的容腔是压油腔，它们容积的变化分别对应着吸油和压油过程。由于在转子每转一周的过程中，每个密封容腔完成吸油、压油各一次，因此为单作用式叶片泵。单作用式叶片泵的转子受不平衡液压力的作用，故称非卸荷式叶片泵。
其特点如下：
图5.20 单作用叶片泵结构图
1—配油盘；2—轴；3—转子；4—定子；5—叶片；6—壳体
①单作用叶片泵的转子上有单方向的液压不平衡作用力，轴承负载较大。
②通过变量机构改变定子和转子之间的偏心距e，就可改变泵的排量使其成为一种变量泵。
③为了使叶片在离心力作用下可靠地压紧在定子内圆表面上可采用特殊沟槽使压油一侧的叶片底部和压油腔相通，吸油腔一侧的叶片底部和吸油腔相通。
④单作用叶片泵定子、转子偏心安装，其容积变化不均匀，故其流量是有脉动的。
泵内叶片数越多，流量脉动率越小。
此外，奇数叶片泵的脉动率比偶数叶片泵的脉动率小，一般叶片取13～15片。
（2）双作用叶片泵
图5.21 双作用叶片泵结构图
如图5.21所示为双作用叶片泵的工作原理图。它的作用原理和单作用叶片泵相似，不同之处只在于定子内表面是由两段长半径圆弧、两段短半径圆弧和4段过渡曲线组成，且定子和转子是同心的，当转子逆时针方向旋转时，密封工作腔的容积在左上角和右下角处逐渐减小，为压油区；在左下角和右上角处逐渐增大，为吸油区。
由于双作用叶片泵有两个吸油区和两个排油区，并且各自的中心夹角是对称的，故作用在转子上的油压作用力互相平衡。因此，这种油泵也称平衡式叶片泵。
吸油区和压油区之间有一段封油区将吸、压油区隔开。这种泵的转子每转一周，每个密封工作腔完成吸油和压油动作各两次，故称双作用叶片泵。
双作用叶片泵工作原理如下：
密封容积的形成：定子、转子和相邻两叶片、配流盘围成。
密封容积的变化
吸压油口隔开：配油盘上封油区及叶片。
（3）外反馈限压式变量叶片泵
如图5.22所示为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，改变定子和转子之间的偏心距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。限压式变量叶片泵的特性特别适用于既有快速运动，又有慢速运动（工作进给过程）要求的系统。限压式变量叶片泵在能量利用上是比较合理的，因此，可减少油液发热，可简化液压系统的设计。不足之处是这种泵的泄漏较大，造成执行机构的运动速度不够平稳。
图5.22 外反馈限压式变量叶片泵结构及原理图
4）柱塞泵
如图5.23所示，柱塞泵是依靠柱塞在缸体中往复运动，使密封工作容腔的容积发生变化来实现吸油、压油的。与齿轮泵和叶片泵相比它具有工作压力高、易于变量、流量范围大的特点。
图5.23 柱塞泵
当然，柱塞泵也存着在对油污染敏感和价格较昂贵等缺点。
上述特点表明，柱塞泵具有额定压力高、结构紧凑、效率高及流量调节方便等优点，故被广泛应用于高压、大流量和流量需要调节的场合，如液压机、工程机械和船舶中。
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。
工作时缸体转动，斜盘、配油盘不动。
轴向柱塞泵工作原理是：工作时，缸体逆转，在其自下而上回转的半周内的柱塞，在机械装置的作用下逐渐向外伸出，使缸体孔内密封工作腔容积不断增大，产生真空，将油液从配油盘配油窗口a 吸入；在自上而下的半周内的柱塞被斜盘推着逐渐向里缩入，使密封工作腔容积不断减小，将油液经配油盘配油窗口b 压出，如图5.24所示。
图5.24 轴向柱塞泵结构简图
斜盘式轴向柱塞泵变量原理是：当斜盘与缸体中心线的夹角δ =0，则q =0；当δ 大小变化，输出流量大小变化；当δ 方向变化，输油方向变化。因此，斜盘式轴向柱塞泵可作双向变量泵。
柱塞泵的特点是：容积效率高，压力高（ηV=0.98，p =32MPa），柱塞和缸体均为圆柱表面，易加工，精度高，内泄小，结构紧凑，径向尺寸小，转动惯量小；易于实现变量；构造复杂，成本高；对油液污染敏感。因此，它应用于高压、高转速的场合。
图5.25 径向柱塞泵结构简图
径向柱塞泵轴线垂直于转子轴线。如图5.25所示，它由柱塞、定子、转子及配油轴等组成。转子上沿周向均匀分布径向柱塞孔，孔中装有柱塞。当电动机带动转子旋转时，每个柱塞分别在缸体内径向往复滑动。由于定子和转子间有偏心距e，因此，当转子按图示方向转动时，柱塞在上半周时逐渐向外伸出柱塞底部与柱塞孔之间的密封容积逐渐增大，形成局部真空，从而从配油轴的吸油口吸油；当柱塞在下半周时逐渐向柱塞孔内缩进，密封容积逐渐减小，压力增加，向配油轴的压油口压油。转子每转一周，各柱塞各吸、压油一次。改变转子与定子的偏心距e 时，可改变泵的输油量，因此，径向柱塞泵是一种变量泵。若改变偏心方向，就可改变吸、排油方向成为双向变量泵。
液压泵的选用如下：
①一般在负载小、功率小的机械设备中，可用齿轮泵和双作用叶片泵。
③负载较大并有快速和慢速行程的机械设备（如组合机床），可用限压式变量叶片泵。
④负载大、功率大的机械设备，可使用柱塞泵。
⑤机械设备的辅助装置，如送料、夹紧等要求不太高的地方，可使用价廉的齿轮泵。
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，还要考虑价格、维护方便与否等问题。常用液压泵的主要性能见表5.5。
表5.5 常用液压泵的性能比较
5）液压马达
液压马达是液压系统中的执行元件，是将液压泵供给的液压能（p，q）转换为机械能（n，T）的能量转换装置，是用来实现工作机构转动运动的能量转换装置。
从能量转换的观点来看，液压泵与液压马达是可逆工作的液压元件，向任何一种液压泵输入工作液体，都可使其变成液压马达工况；反之，当液压马达的主轴由外力矩驱动旋转时，也可变为液压泵工况。因为它们具有同样的基本结构要素——密闭而又可周期变化的容积和相应的配油机构。但是，由于液压马达和液压泵的工作条件不同，对它们的性能要求也不一样，因此，同类型的液压马达和液压泵之间仍存在许多差别。首先液压马达应能正反转，因而要求其内部结构对称；液压马达的转速范围需要足够大，特别对它的最低稳定转速有一定的要求。因此，它通常都采用滚动轴承或静压滑动轴承；其次液压马达由于在输入压力油条件下工作，因而不必具备自吸能力，但需要一定的初始密封性，才能提供必要的启动转矩。因存在着这些差别，故使液压马达和液压泵在结构上较相似，但不能可逆工作。
液压马达按其结构类型，可分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其他形式。
按液压马达的额定转速，可分为高速和低速两大类。额定转速高于500r/min 的属于高速液压马达，额定转速低于500r/min 的属于低速液压马达。
高速液压马达的基本形式有齿轮式、螺杆式、叶片式及轴向柱塞式等。它们的主要特点是转速较高、转动惯量小，便于启动和制动，调节（调速及换向）灵敏度高。通常高速液压马达输出转矩不大（仅几十牛·米到几百牛·米），故称高速小转矩液压马达。
低速液压马达的基本形式是径向柱塞式，此外在轴向柱塞式、叶片式和齿轮式中也有低速的结构形式，低速液压马达的主要特点是排量大、体积大转速低（有时可达每分钟几转甚至零点几转），因此，可直接与工作机构连接，不需要减速装置，使传动机构大为简化，通常低速液压马达输出转矩较大（可达几千牛·米到几万牛·米），故称低速大转矩液压马达。
（1）轴向柱塞马达（见图5.26）
改变供油方向——马达反转，为双向马达。改变斜盘倾角——排量变，转速变。变量马达应用于高转速、较大扭矩的场合。
图5.26 轴向柱塞马达结构简图
（2）径向柱塞马达（见图5.27）
工作时，油液通过配油轴上的配油窗口分配到工作区段的柱塞底部油腔，压力油使柱塞组的滚轮顶紧导轨表面，在接触点上导轨对滚轮产生法向反作用力N，其方向垂直导轨表面并通过滚轮中心，该力可分解为两个分力，沿柱塞轴向的分力P 和垂直于柱塞轴线的分力T，它通过横梁侧面传给缸体，对缸体产生力矩。进排油口互换，则马达反转。
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