页数：156页文件大小：2.12 MB来源： 液压与气压传动ppt课件
本课件可查阅液压能源装置与气源装置的组成，齿轮泵、叶片泵、柱塞泵等容积式泵的结构与工作原理、性能参数与特性曲线，液压泵的气穴噪声与选用方法，以及油箱、过滤器、蓄能器、管路等液压辅件与气源处理元件、消声器的结构要点。
本章主要内容：2.1能源装置的组成2.2液压泵与液压马达2.3齿轮泵的结构和工作原理2.4叶片泵、叶片马达的结构和工作原理2.5柱塞泵、柱塞马达的结构和工作原理2.6液压泵的气穴、噪声2.7液压泵的选用2.8油箱与液压辅件2.9气源装置及气动辅件
了解液压泵主要性能参数、分类了解常用液压泵的结构及工作原理掌握泵原理、必要条件、排流量、齿轮泵原理、困油了解气源装置与气动三联件工作原理了解常用的液压与气动辅件容积式泵工作原理、必要条件齿轮泵工作原理、排流量计算容积式泵的共同弊病、困油现象的实质目的任务:重点难点:
液压泵站一般由泵、油箱和一些液压辅件（过滤器、温控元件、热交换器、蓄能器、压力表及管件等）组成，这些辅件是相对独立的，可根据系统的不同要求而取舍，一些液压控制元件（各种控制阀）有时也以集成的形式安装在液压泵站上。
气源装置则由空压机、压缩空气的净化储存设备（后冷却器、油水分离器、储气罐、干燥器及输送管道）、气动三联件（分水过滤器、油雾器及减压阀）组成，还有一些必要的辅件，如自动排水器、消声器、缓冲器等，这些辅件是向系统输送洁净的压缩空气所必不可少的。
液压泵与液压马达液压泵：将电动机或其它原动机输入的机械能转换为液压能的能量转换装置。液压泵：其为液压系统提供具有一定压力和流量的液压液，是液压系统的重要组成部分。液压泵：其性能好坏直接影响液压系统工作的可靠性和稳定性。液压马达：是液压系统中实现连续旋转或摆动的执行元件，它把输入油液的压力能转换为输出轴转动的机械能，用来推动负载作功。
液压泵的工作原理液压系统中所用的各种液压泵，其工作原理都是依靠液压泵密封工作腔容积大小交替变化来实现的。凸轮1旋转时，柱塞2在凸轮1和弹簧3作用下在缸体中左右移动。柱塞右移时，缸体中的密封工作腔4容积增大，产生真空，油液通过吸油阀5吸入，此时压油阀6关闭；柱塞左移时，缸体密封工作腔4的容积变小，将吸入的油液通过压油阀6输入液压系统中去，此时，吸油阀5关闭。
液压泵就是依靠其密封工作腔容积不断的变化，实现吸入和输出液体的。图2-1单柱塞式液压泵工作原理1—凸轮2—柱塞3—弹簧4—密封工作腔5—吸油阀6—压油阀
吸油腔压力取决于液压泵吸油口至油箱液面高度和吸油管路压力损失；
压油腔压力决定于负载和压油管路压力损失。
输出的理论流量只决定于工作腔的几何尺寸和柱塞的往复次数（或角速度），而与压油腔压力无关。
液压泵的基本原理吸油：密封容积增大，产生真空压油：密封容积减小，油液被迫压出容积式
液压马达的工作原理下图所示为轴向柱塞式液压马达的工作原理。斜盘1和配油盘4固定不动，柱塞3可在缸体2的孔内移动，斜盘中心线与缸体中心线相交一个倾角δ。高压油经配油盘的窗口进入缸体的柱塞孔时，处在高压腔中的柱塞被顶出，压在斜盘上，斜盘对柱塞的反作用力F可分解为两个分力，轴向分力Fx和作用在柱塞上的液压力平衡，垂直分力Fy使缸体产生转矩，带动马达轴5转动。
图3-26轴向柱塞式液压马达的工作原理1—斜盘2—缸体3—柱塞4—配油盘5—马达轴设第i个柱塞和缸体的垂直中心线夹角为θ，则在柱塞上产生的转矩为式中R——柱塞在缸体中的分布圆半径。液压马达产生的转矩应是处于高压腔柱塞产生转矩的总和，即随着角θ的变化，每个柱塞产生的转矩也发生变化，故液压马达产生的总转矩也是脉动的，它的脉动情况和讨论液压泵流量脉动时的情况相似。
排量的大小仅与液压泵的几何尺寸有关。
额定压力pS（公称压力、铭牌压力）
额定流量qs：在额定转速和额定压力下输出的流量。理论流量qt：在没有泄漏情况下，单位时间内所输出的油液体积。其大小与泵轴转速n和排量V有关，即qt=Vn常用单位为m3/s和L/min。实际流量q：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。液压泵的流量可分为理论流量、实际流量和额定流量。
3.功率与效率如果不考虑液压泵在能量转换过程中的损失，则输入功率等于输出功率，即是它们的理论功率：Pt=pVn=Ttω=2πnTt(2-1)1）输入功率Pi为驱动液压泵轴的机械功率。2）输出功率Po为液压泵输出的液压功率。式中Tt——液压泵的理论转矩；ω——泵的角速度；n——泵的转速。
3.功率与效率（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上的损失。——由于液压泵内工作构件之间存在间隙所造成的内泄漏是主要原因，因而泵的压力增高，输出的实际流量就减小。功率损失可分为容积损失和机械损失。实际上，液压泵在能量转换过程中是有损失的，因此输出功率总是比输入功率小，即PO<PI。两者之差值即为功率损失。
用容积效率ηv来表征容积损失的大小：（1）容积损失（2-2）式中Δq——某一工作压力下液压泵的流量损失，即泄漏量。如果将泄漏油液的流态看作为层流，则泄漏量Δq与泵的输出压力成正比，即Δq=k1p，k1为泄漏系数。有：（2-3）由式（2-3）中可看出：泵的输出压力越高，泄漏系数越大，泵的排量越小，转速越低，容积效率ηv就越小。
（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ΔT，实际输入转矩为T=Tt+ΔT，用机械效率ηm来表征机械损失：（2-4）对液压泵而言，驱动泵的转矩总是大于理论上需要的转矩。
总效率η——液压泵的输出功率与输入功率之比（2-5）式（2-5）表明：液压泵的总效率等于容积效率与机械效率之乘积
液压马达的主要性能参数容积效率v:转速n：理论转矩Tt：机械效率m：
液压马达的主要性能参数实际转矩T：总效率：
液压泵的特性曲线液压泵的性能曲线是在一定的介质、转速和温度下，通过试验得出的。其表示液压泵的工作压力与容积效率ηv（或实际流量）、总效率η与输入功率之间的关系。图2-2液压泵的性能曲线由图示性能曲线可以看出：容积效率ηv（或实际流量q）随压力增高而减小，压力p为零时，泄漏流量Δq为零，容积效率ηv=100%，实际流量q等于理论流量qt。总效率η随工作压力增高而增大，且有一个最高值。
对于某些工作转速可在一定范围内变化的液压泵或排量可变的液压泵，为了显示在整个允许工作的转速范围内的全性能特性，常用泵的通用特性曲线表示，如所示。图中除表示工作压力p、流量q、转速n的关系外，还表示了等效率曲线ηi、等功率曲线Pii等。
液压马达的分类液压马达和液压泵结构基本相同。按结构形式，可分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其它形式。按工作特性：高速(额定转速高于500r／min)和低速(额定转速低于500r／min)按排量可否调节：定量马达和变量马达。
齿轮泵的结构和工作原理齿轮液压泵是一种常用的液压泵，在结构上可分为外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵。内啮合外啮合
外啮合齿轮泵1.工作原理结构组成：图2-4外啮合齿轮泵由壳体、一对齿数、模数、齿形完全相同的渐开线外啮合齿轮和两个端盖等主要零件组成。壳体、端盖和齿轮的各个齿间槽组成许多密封工作腔。当齿轮按图示方向旋转时，右侧吸油腔的轮齿逐渐脱开，密封工作腔的容积逐渐增大，形成部分真空。因此，油箱中的油液在大气压作用下，经吸油管进入吸油腔，将齿间槽充满，并随着齿轮旋转，把油液带到左侧压油腔去。
因左侧压油腔的轮齿逐渐进入啮合，密封工作腔容积不断减小，齿间槽中的油液被挤出，通过泵的出口输出。
密封容积变化密封容积形成—齿轮、泵体内表面、前后端盖围成齿轮退出啮合,容积↑吸油齿轮进入啮合,容积↓压油外啮合齿轮泵工作原理吸压油口隔开——两相互啮合的轮齿以及两个端盖齿轮泵没有单独的配流装置，齿轮的啮合线起配流作用。
2.排量计算外啮合齿轮泵排量的精确计算可按齿轮啮合原理来进行。近似计算时，可假设：则：当齿轮模数为m、齿数为z、分度圆直径为D、工作齿高为hw（hw=2m）、齿宽为b时，泵的排量为排量=两个齿轮的不包括径向间隙容积的齿间槽容积之和（2-6）设：齿间槽容积=轮齿体积
3.流量脉动因为齿轮啮合过程中，啮合点位置瞬间变化，工作腔容积变化率不是常数所以齿轮泵的瞬时流量是脉动的一般，运用流量脉动率σ来评价瞬时流量的脉动。设qmax、qmin表示最大瞬时流量和最小瞬时流量，q表示平均流量，则流量脉动率可以用式表示（2-8）外啮合齿轮泵齿数越少，脉动率就越大，其值最高可达0.20以上；而内啮合齿轮泵的脉动率要小得多。
困油现象及其消除措施何谓困油现象产生原因引起结果消除困油的方法
困油现象为了使齿轮泵能连续平稳地供油，必须使齿轮啮合的重叠系数ε大于1。
这样，齿轮在啮合过程中，前一对轮齿尚未脱离啮合，后一对轮齿已进入啮合。
因为两对轮齿同时啮合所以就有一部分油液被围困在两对轮齿所形成的独立的封闭腔内，这一封闭腔和泵的吸、压油腔相互间不连通。
困油现象产生原因a→b容积逐渐减小b → c容积逐渐增大
困油引起的后果a→b容积逐渐减小p↑高压油从一切可能泄漏的缝隙强行挤出，使轴和轴承受很大冲击载荷，泵剧烈振动，同时无功损耗增大，油液发热。b→c容积逐渐增大p↓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，引起振动、噪声、汽蚀等。总之：由于困油现象，使泵工作性能不稳定，产生振动、噪声等，直接影响泵的工作寿命。
消除困油的办法原则：a→b密封容积减小，使之通压油口(图a)，避免压力急剧升高b→c密封容积增大，使之通吸油口(图c)，避免形成局部真空b密封容积最小，隔开吸压油方法：在两侧端盖上分别开卸荷槽以消除困油。困油现象在其他液压泵中同样存在，是个共性问题。在设计与制造液压泵时应竭力避免。
径向作用力不平衡径向不平衡力的产生：液压力。
液体压力分布规律：齿轮泵中，从压油腔经过泵体内孔和齿顶圆间的径向间隙向吸油腔泄漏的油液，其压力随径向位置而不同。
经过分析发现，从压油腔到吸油腔的压力是逐级下降的。
工作压力越高，径向不平衡力也越大，直接影响轴承的寿命。
径向不平衡力很大时能使轴弯曲、齿顶和壳体内表面产生摩擦。
齿轮泵的径向不平衡力
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轴向间隙，可占总泄漏量的75%~80%。它是影响齿轮泵压力提高的首要因素。齿侧泄漏—约占齿轮泵总泄漏量的5%径向泄漏—约占齿轮泵总泄漏量的20%~25%端面泄漏*—约占齿轮泵总泄漏量的75%~80%总之：泵压力愈高，泄漏愈大。
5.提高外啮合齿轮泵压力的措施问题：齿轮泵存在间隙，p↑△q↑ηv↓径向不平衡力也∝pp↑径向力↑提高齿轮泵压力的方法：浮动轴套补偿原理：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。图2-7带浮动轴套的齿轮泵
弹性侧板式补偿原理：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。提高齿轮泵压力的方法：图2-8带浮动侧板的齿轮泵
5.提高外啮合齿轮泵压力的措施齿轮泵的不平衡径向力也是影响其压力提高的另一个重要问题。解决办法：缩小压油口并用扩大泵体内腔高压区径向间隙来实现径向补偿。优点：在用浮动轴套产生轴向补偿的同时，由于齿顶处高压油的作用，可使轴套与齿轮副一起在泵体内浮动，从而自动地将齿顶圆压紧在泵体的吸油腔侧内壁上，不仅结构简单，且能使轴承的受力有所减轻。图2-9扩大高压区径向间隙的齿轮泵
齿轮泵的主要性能（1）压力具有良好的轴向和径向补偿措施的中、小排量的齿轮泵的最高工作压力目前均超过了25MPa，最高达32MPa以上。大排量齿轮泵的许用压力亦可达16~20MPa；（2）排量液压工程用的齿轮泵的排量范围很宽从0.05~800mL/r，但常用者为2.5~250mL/r。（3）转速微型齿轮泵的最高转速可达20000r/min以上，常用者为1000~3000r/min。
必须指出，齿轮泵的工作转速亦有下限，一般为300~500r/min。（4）寿命低压齿轮泵的寿命为3000~5000h，高压外齿轮泵额定压力下的寿命一般却只有几百小时，高压内齿轮泵的寿命可达2000~3000h。
必须满足四个密封条件，才能形成空间八字形密封容积：1.主从动螺杆共扼；2.螺杆根数和螺纹头数必须满足一定关系；3.泵体最小长度应大于螺杆的导程；4.保证最小径向间隙。V密形成
（1）压力三螺杆泵的常用工作压力为2.5~20MPa，个别可高达35~40MPa。（2）流量螺杆式液压泵的流量范围为3~10000L/min，输送物料的螺杆泵的流量可达200m3/min。（3）转速小排量螺杆泵的转速可高达6000r/min，大规格的亦在1000~1500r/min以上。（4）功率各种螺杆泵中最大的功率超过600kW。螺杆泵的主要性能：
1.容积式泵工作的必要条件是什么？2.困油现象的实质是什么？齿轮泵困油现象是怎样产生的？3.外啮合齿轮泵能否做高压泵？为什么？练习与思考
单作用叶片泵当转子按逆时针方向转动时，右半周，叶片向外伸出，密封工作腔容积逐渐增大，形成局部真空，于是通过吸油口和配油盘上的吸油窗口将油吸入；左半周，叶片向转子里缩进，密封工作腔容积逐渐缩小，工作腔内的油液经配油盘压油窗口和泵的压油口输到系统中。工作原理：由转子1、定子2、叶片3、配油盘和端盖等主要零件组成。定子的内表面是圆柱形孔，定子和转子中心不重合，相距一偏心距e。
叶片可以在转子槽内灵活滑动（当转子转动时，叶片由离心力或液压力作用使其顶部和定子内表面产生可靠接触）。配油盘上各有一个腰形的吸油窗口和压油窗口。由定子、转子、两相邻叶片和配油盘组成密封工作腔。结构组成：图2-12单作用叶片泵工作原理1—转子2—定子3—叶片泵的转子每旋转一周，叶片在槽中往复滑动一次，密封工作腔容积增大和缩小各一次，完成一次吸油和压油，故称单作用泵。
∵吸压油口各半径向力不平衡∴称非卸荷式吸压油腔隔开：配油盘上封油区和叶片
单作用叶片泵的排量∵转子转一转，每个工作腔容积变化为△V=V1-V2∴叶片泵每转输出的油液体积为△Vz，z为叶片数。（2-11）式中:b——转子宽度；e——转子和定子间的偏心距；D——定子内圆直径。图2-13单作用叶片泵排量计算由此可得单作用叶片泵的排量近似为：
单作用叶片泵的流量理论流量：qt=Vn= 2πbDen实际流量：q=qtηv= 2πbDenηv结论1qt=f(几何参数、n、e)2∵n= ce变化q≠ C∴变量泵e= 0q= 0e大小变化，流量大小变化方向变化，输油方向变化单作用叶片泵可做双向变量泵！
双作用叶片泵的排量由所示，V1为吸油后封油区内的油液体积，V2为压油后封油区内的油液体积，泵轴一转完成二次吸油和压油，考虑到叶片厚度s对吸油和压油时油液体积的影响。（2-12）式中R、r——叶片泵定子内表面圆弧部分长、短半径；z——叶片数；b——叶片宽度；θ——叶片倾角。图2-15双作用叶片泵排量计算由此可得双作用叶片泵的排量为：
结论1qt=Vn=f(几何参数，n)2∵n= cqt=C∴双作用叶片泵为定量泵
限压式变量叶片泵限压式变量叶片泵是一种输出流量随工作压力变化而变化的泵。
限压式变量叶片泵的流量改变是利用压力的反馈作用实现的(外反馈和内反馈)，故其可分为外反馈式和内反馈式两种。
其中，外反馈限压式变量叶片泵能根据外负载（泵的工作压力）的大小自动调节泵的排量。
外反馈限压式变量叶片泵工作原理图中液压泵的转子1中心固定不动，定子3可左右移动。定子左侧有一弹簧2，右侧是一反馈柱塞5，它的油腔与泵的压油腔相通。图2-17外反馈限压式变量叶片泵1—转子2—弹簧3—定子4—滑块滚针支承5—反馈柱塞6—流量调节螺钉设弹簧刚度为ks，反馈柱塞面积为Ax，若忽略泵在滑块滚针支承4处的摩擦力Ff，则泵的定子受弹簧力Fs=ksx0和反馈柱塞压力的作用。
当泵的转子按逆时针方向旋转时，转子上部为压油腔，下部为吸油腔。压力油把定子向上压在滑块滚针支承上。
当反馈柱塞的液压力F（等于pAx）小于弹簧力Fs时，定子处于最右边，偏心距最大，即e=emax，泵的输出流量最大。若泵的输出压力因工作负载增大而增高，使F＞Fs时，反馈柱塞把定子向左推移x距离，偏心距减小到e=emax-x，输出流量随之减小。泵的工作压力越高，定子与转子间的偏心距越小，泵的输出流量也越小。即泵的实际输出流量随着工作压力的增高而减小。
叶片马达的结构和工作原理摆动液压马达是一种实现往复摆动的液压执行元件。它有单叶片式和双叶片式两种结构。图3-30摆动液压马达a）单叶片式b）双叶片式1—叶片2—分隔片3—缸筒右图a所示为单叶片式摆动液压马达，压力油从进油口进入缸筒3，推动叶片1和轴一起作逆时针方向转动，回油从缸筒的回油口排出。其摆动角度小于300°，分隔片2用以隔开高低压腔。当进回油口互换时，马达反转。
图b所示为双叶片式摆动液压马达。它有两个进、出油口，其摆动角度小于150°。在相同的条件下，其输出转矩是单叶片式的两倍T双= 2T单，角速度是单叶片式的一半ω双=1/2·ω单。
柱塞泵、柱塞马达的结构和工作原理柱塞液压泵是依靠柱塞在缸体孔内作往复运动时产生的容积变化进行吸油和压油的。特点：由于柱塞和缸体内孔都是圆柱表面，容易得到高精度的配合，密封性能好，在高压下工作仍能保持较高的容积效率和总效率。分类：根据柱塞的布置和运动方向与传动主轴相对位置的不同，柱塞液压泵可分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵两类。
直轴式轴向柱塞泵直轴式轴向柱塞泵又名斜盘式轴向柱塞泵。此液压泵的柱塞中心线平行于缸体的轴线。1.工作原理：缸体旋转一周，每个柱塞往复运动一次，完成一次吸油和压油动作。图2-20直轴式轴向柱塞泵的工作原理1—斜盘2—柱塞3—缸体4—配油盘5—传动轴d
密封容积变化密封容积形成—柱塞和缸体配合而成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。吸压油口隔开——配油盘上的封油区及缸体底部的通油孔缸体逆转轴向柱塞泵工作原理
大小变化，流量大小变化方向变化，输油方向变化δ斜盘式轴向柱塞泵变量原理斜盘与缸体中心线的夹角δ= 0，q= 0∴斜盘式轴向柱塞泵可作双向变量泵！
2.排量由可看出，直轴式轴向柱塞泵的排量可按下式计算（2-13）式中d——柱塞直径；D——柱塞在缸体上的分布圆直径；δ——斜盘倾角；z——柱塞数。
3.流量脉动实际上，柱塞轴向移动速度是随缸体转动角度θ而变化。泵某一瞬时输出流量也随θ而变化，所以泵的输出流量是脉动的，当柱塞数z为单数时，脉动较小，其脉动率为：（2-14）因此，一般常用的柱塞数视流量大小，取7、9或11个。
手动变量机构工作原理所示为手动变量机构原理图。其由手轮1带动螺杆2旋转，使变量活塞4上下移动并通过销轴5使斜盘6绕其回转中心O摆动，从而改变倾角δ的大小，达到调节流量的目的。这种变量机构结构简单，但操纵费力，仅适用于中小功率的液压泵。图2-21手动变量机构原理图1—手轮2—螺杆3—螺母4—变量活塞5—销轴6—斜盘
斜轴式轴向柱塞泵这种轴向柱塞泵的传动轴中心线与缸体中心线倾斜一个角度γ，故称斜轴式轴向柱塞泵，目前应用比较广泛的是无铰斜轴式柱塞泵。1.工作原理无铰斜轴式柱塞泵工作原理1—主轴2—连杆3—柱塞4—缸体5—配流盘所示为该泵的工作原理。当主轴1转动时，通过连杆2的侧面和柱塞3的内壁接触带动缸体4转动。同时，柱塞在缸体的柱塞孔中作往复运动，实现吸油和压油。
其排量公式与直轴式轴向柱塞泵相同，用缸体倾角γ代替公式中斜盘的倾角δ即可。
径向柱塞泵所示为轴配油式径向柱塞泵的工作原理。这种泵由定子1、转子2（缸体）、配油轴3、衬套4和柱塞5等主要零件组成。1.工作原理轴配油式径向柱塞泵1—定子2—转子3—配油轴4—衬套5—柱塞a—吸油腔b—压油腔转子每转一转，柱塞在缸孔内吸油、压油各一次。通过变量机构改变定子和转子间的偏心距e，就可改变泵的排量。径向柱塞变量泵一般都是将定子沿水平方向移动来调节偏心距e。
径向柱塞泵径向尺寸大，结构较复杂，自吸能力差。但它的容积效率和机械效率都比较高。当转子和定子间的偏心距为e时，转子转一整转，柱塞在缸孔内的行程就为2e，柱塞数为z，则泵的排量为：（2-15）式中d——柱塞直径。设泵的转速为n，容积效率为ηv，则泵的实际流量为径向柱塞泵的流量也是脉动的，情况与轴向柱塞泵类似。2.排量、流量
柱塞马达的结构和工作原理右图所示是轴向点接触柱塞式液压马达的典型结构。图3-27轴向点接触柱塞式液压马达结构图1—轴2—斜盘3—轴承4—鼓轮5—弹簧6—传动销7—缸体8—配油盘9—柱塞10—推杆这种液压马达的斜盘的倾角固定，所以是一种定量液压马达。
在缸体7和斜盘2间装入鼓轮4，在鼓轮的圆周上均匀分布着推杆10，液压力作用在柱塞9上并通过推杆作用在斜盘上，推杆在斜盘反作用力的作用下产生一个对轴1的转矩，迫使鼓轮转动，又通过传动键带动马达轴，同时通过传动销6带动缸体旋转。缸体在弹簧5和柱塞孔内的压力油作用下贴紧在配油盘8上。
1.试说明限压式变量叶片泵流量压力特性曲线的物理意义。泵的限定压力和最大流量如何调节？调节时泵的流量压力特性曲线将如何变化？2.双作用叶片泵和限压式变量叶片泵在结构上有何区别？3.为什么轴向柱塞泵适用于高压？4.外啮合齿轮泵、叶片泵和轴向柱塞泵使用时应注意哪些事项？5.试比较各类液压泵性能上的异同点。练习与思考
液压泵的气穴、噪声液压泵在吸油过程中，吸油腔中的绝对压力会低于大气压。如果液压泵离油面很高，吸油口处过滤器和管道的阻力过大，油液的粘度过大，则液压泵吸油腔中的压力很容易低于油液的空气分离压，出现气穴现象，发出噪声并引起振动，使泵的零件腐蚀损坏。液压泵的气穴现象液压泵的气穴
液压泵的气穴所示为液压泵吸入管路，可用来计算液压泵产生气穴的条件。按伯努利方程，泵入口处能量为（取动能修正系数α=1）。（2-16）式中pa——大气压力；Hs——吸入高度；ps——泵吸入口压力；vs——泵吸入口处的流速；——吸入管道内的总损失。图2-25液压泵的吸入管路
液压泵的气穴设油液的空气分离压为pg，式（2-16）中必须大于才不会产生气穴。定义有效吸入压头NSPH为（2-17）如果在泵内由于油液加速或其他损失引起的压力降为Δp，且在NSPH=时泵内最低压力达到pg，即产生气穴现象。（2-18）该值表征了液压泵产生气穴的倾向。不产生气穴现象的条件为：
液压泵的气穴液压泵的NSPH值可从求出。例如，泵的流量为38L/min，转速为1800r/min时，由图可求得：NSPH=1.58m液柱（绝对压力）。图2-26液压泵的NSPH值
油箱1—回油管2—泄油管3—吸油管4—空气过滤/注油器5—安装板6—密封衬垫7—隔板8—堵塞9—过滤器10—箱体11—端盖12—液位/温度计所示为油箱的典型结构。油箱内部用隔板7将吸油管3、过滤器9和泄油管2、回油管1隔开。顶部、侧面和底部分别装有空气过滤/注油器4和液位/温度计12和排放污油的堵塞8。液压泵及其驱动电动机的安装板固定在油箱顶面上。
油箱的容量油箱的容量：油面高度为油箱高度80%时的油箱有效容积。油箱的容量应根据液压系统的发热、散热平衡的原则来计算。对于一般情况而言，油箱的容量可按液压泵的额定流量估算出来。如对于机床和其他一些固定式装置，油箱的容量V（单位为L）可依下式估算（2-19）式中qp——液压泵的额定流量，单位为L/min；ζ——与压力有关的经验数据；低压系统ζ=2~4，中压系统ζ=5~7，高压系统ζ=10~12。
油箱容量确定图
应注意：系统需要高峰流量时，油箱中液面正好下降到最低点，此时液面还应高于泵的吸油口75mm或1.5倍管径，二者之中取大值。液压系统处于最大回油工况时，油箱液面处于最高位，此时油箱中还应有10%的储备容量。油箱的容量依液压系统的热平衡的原则及油箱的允许温升来确定时，可利用所示的图表。由油箱的允许温升和系统的功率，即可查出油箱的所需容量。如允许温升35℃、功率11kW，便可查得油箱容量为800L。
过滤器液压油液的污染是液压系统发生故障的主要原因。关于液压油液的污染及其控制，已在第一章中作了详细的叙述，而控制油液污染最主要的措施就是使用油液的过滤器和过滤装置。1.过滤器的功用和类型过滤器的功用：过滤混在油液中的杂质，把油液中杂质颗粒大小控制在能保证液压系统正常工作的范围内。
过滤器的类型：过滤器依其滤心材料的过滤机制来分，有表面型、深度型和吸附型三种。（1）表面型过滤器过滤功能是由一个几何面来实现的。滤心材料具有均匀的标定小孔，可以滤除比小孔尺寸大的杂质。编网式滤心、线隙式滤心属于这种类型。（2）深度型过滤器滤心由多孔可透性材料制成，内部具有曲折迂回的通道。大于表面孔径的杂质积聚在外表面，较小的杂质进入滤材的内部，撞到通道壁上被吸附。
纸心、毛毡、烧结金属、陶瓷和各种纤维制品等属于这种类型。（3）吸附型过滤器滤心材料把油液中的有关杂质吸附在其表面，如磁心可吸附油液中的铁屑。
2.过滤器的主要参数和特性过滤精度过滤精度表示过滤器对各种不同尺寸的污染颗粒的滤除能力，用绝对过滤精度和过滤比等指标来表征。
它可以用试验的方法进行确定。
（2-20）由式（2-20）可见，βx越大，过滤精度越高。
当βx≥75时，x即被认为是过滤器的过滤精度。
过滤比能确切地反映过滤器对不同尺寸颗粒污染物的过滤能力。
纳垢容量纳垢容量指过滤器在压力降达到规定值之前可以滤除并容纳的污染物数量，这项指标可用多次通过性试验来确定。过滤器的纳垢容量越大，它的使用寿命就越长。一般说来，滤心尺寸越大，即过滤面积越大，纳垢容量就越大。压降特性过滤器是利用滤心上的小孔和微小间隙来过滤油液中杂质的，因此，油液流过滤心时必然产生压力降（即压力损失）。
一般说来，在滤心尺寸和流量一定的情况下，压力降随过滤精度提高而增加，随油液粘度的增大而增加，随过滤面积增大而下降。过滤器有一个最大允许压力降值，以保护过滤器不受破坏或系统压力不致过高。
纸心式过滤器1—筒壳2—滤心3—旁通阀4—滤壳头部5—堵塞发信器所示为纸心式过滤器。它用筒壳1、滤心2、堵塞发信器5和旁通阀3等组成。滤心由平纹或波纹的酚醛树脂或木浆微孔滤纸制成。使用时，油流从外侧进入滤心后流出。当滤心上、下游之间的压差增大到接近允许的极限值时，堵塞发信器给出指示信号，提醒应更换滤心。
若堵塞发信器报警后过滤器未能得到及时维护，当压差继续增大到旁通阀的设定值时，旁通阀开启，以防止滤心破裂而污染整个系统。纸心式过滤器：过滤精度一般约为10~20μm，高精度的可达1μm，压力损失在0.08~0.35MPa之间。
热交换器液压系统在工作时的能量损失转化为热量，一部分通过油箱和装置的表面向周围空间发散，而大部分使油液的温度升高。液压系统的油温一般希望保持在30~50℃范围内，最高不超过65℃；如环境温度低时，油温最低不得低于15℃。因此，如液压系统靠自然冷却不能使油温控制在上述范围内时，系统就须要安装冷却器。相反，如油温过低而无法起动液压泵，或系统不能正常工作时，就须安装加热器。
热交换器就是冷却器和加热器的总称。
1.冷却器多管式冷却器1—出水口2、6—端盖3—出油口4—隔板5—进油口7—进水口翅片管式冷却器液压系统中用得较多的冷却器是强制对流式冷却器。图2-31所示为多管式冷却器的结构。油液从进口5流入，从出油口3流出；而冷却水从进水口7流入，通过多根水管后由出水口1流出。冷却器内设置了隔板4，在水管外部流动的油液的行进路线因隔板的上下布置变得迂回曲折，从而增强了热交换效果。这种冷却器的冷却效果较好。
翅片管式冷却器是在冷却水管的外表面上装了许多横向或纵向的散热翅片，大大扩大了散热面积和增强了热交换效果。图2-32所示的翅片管式冷却器，是在圆管或椭圆管外嵌套了许多径向翅片，它的散热面积可比光滑管大8~10倍。椭圆管的散热效果比圆管更好。
液压系统也可以用风冷却，其中翅片式风冷却器结构紧凑、体积小、强度高、效果好。如果用风扇鼓风，则冷却效果更好。在要求较高的装置上，可以采用冷媒式冷却器。它是利用冷媒介质在压缩机中绝热压缩后进入散热器放热，蒸发器吸热的原理，带走油中的热量而使油冷却。这种冷却器冷却效果好，但价格过于昂贵。液压系统最好装有油液的自动控温装置，以确保油液温度准确地控制在要求的范围内。
冷却器一般安放在回油管或低压管路上，图2-33示出了冷却器在液压系统中的各种安装位置。油液流经冷却器时的压力损失一般约为0.01~0.1MPa。
冷却器在液压系统中的各种安装位置1—冷却器装在主溢流阀溢流口，溢流阀产生的热油直接获得冷却，同时也不受系统冲击压力影响，单向阀起保护作用，截止阀可在起动时使液压油液直接回油箱2—冷却器直接装在主回油路上，冷却速度快，但系统回路有冲击压力时，要求冷却器能承受较高的压力3—单独的液压泵将热的工作介质通入冷却器，冷却器不受液压冲击的影响
蓄能器1.蓄能器的功用和分类在液压系统中，蓄能器主要用来储存油液的压力能，它的主要功用是：（1）作辅助动力源在某些实现周期性动作的液压系统中，其动作循环的不同阶段所需的流量变化很大时，可采用蓄能器。在系统不需要大量油液时，把液压泵输出的多余压力油储存在蓄能器内；而当系统需要大量油液时，蓄能器快速释放储存的油液，和液压泵一起向系统输油。
这样就可使系统选用流量等于循环周期内平均流量的较小的液压泵，而不必按最大流量来选用泵。从而减小了电动机的功率消耗，降低了系统的温升。另外，万一在驱动液压泵的原动机发生故障时，蓄能器作为应急动力源向系统输油，避免不必要的意外事故的发生。
（2）维持系统压力在某些需要较长时间内保压的液压系统中，此时为节能，液压泵停止运转或进行卸荷，蓄能器能把储存的压力油供给系统，补偿了系统的泄漏，并在一段时间内维持系统的压力。（3）减小液压冲击或压力脉动在液压泵突然启停、液压阀突然开闭、液压缸突然运动或停止时，系统会产生液压冲击。为此把蓄能器装在发生液压冲击的地方，可有效地减小液压冲击的峰值。
在液压泵的出口处安装蓄能器，可吸收液压泵工作时的压力脉动，有助于提高系统工作的平稳性。
蓄能器的种类
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蓄能器的种类主要有弹簧式和充气式两种，它们的结构简图和特点于中，过去还有一种重力式蓄能器，因体积庞大，结构笨重，灵敏度不高，现在已很少应用。特点和说明结构简图名称1.利用弹簧的压缩和伸长来储存、释放压力能2.结构简单，反应灵敏，但容量小3.供小容量、低压（）回路缓冲之用，不适用于高压或高频的工作场合弹簧式蓄能器的种类和特点
1.利用气体的压缩和膨胀来储存、释放压能力；气体和油液在蓄能器中直接接触2.容量大，惯性小，反应灵敏，轮廓尺寸小，但气体容易混入油内，影响系统工作平稳性3.只适用于大流量的中、低压回路气瓶式充气式1.利用气体的压缩和膨胀来储存、释放压力能；气体和油液在蓄能器中由活塞隔开。
2.结构简单，工作可靠，安装容易，维护方便，但活塞惯性大，活塞和缸壁间有摩擦，反应不够灵敏，密封要求较高3.用来储存能量，或供中、高压系统吸收压力脉动之用活塞式1.利用气体的压缩和膨胀来储存、释放压力能；气体和油液在蓄能器中由气囊隔开2.带弹簧的菌状进油阀使油液能进入蓄能器但防止气囊自油口被挤出。
充气阀只在蓄能器工作前气囊充气时打开，蓄能器工作时则关闭3.结构尺寸小，质量轻，安装方便，维护容易，气囊惯性小，反应灵敏；但气囊和壳体制造都较难4.折合型气囊容量较大，可用来储存能量；波纹型气囊适用于吸收冲击气囊式
特点和说明结构简图名称1.利用气体的压缩和膨胀来储存、释放压力能；气体和油液在蓄能器中由膜片隔开2.液气隔离可靠，密封性能好，无泄漏3.隔膜动作灵敏，容积小（0.16~2.8L）4.用于补偿系统泄漏，吸收流量脉动和压力冲击；最高工作压力21Mpa隔膜式充气式1.利用气体的压缩和膨胀来储存、释放压力能；气体和油液在蓄能器中由颈柱和橡胶袋隔开；油液的压力通过颈柱压缩橡胶袋2.液气隔离可靠；
橡胶袋容积小3.装在液压泵的出口处作吸振器用；最高工作压力21MPa盒式1.利用气体的压缩和膨胀来储存、释放压力能；气体和油液在蓄能器中由橡胶管隔开2.油液从内管流过；气体容量小，可直接安装在管路上，节省空间3.用于吸收脉动、降低噪声；最高工作压力21MPa直通气囊式1—外管2—多孔内管3—橡胶管4—气腔5、7—端盖6—充气阀1—充气阀2—盖3—本体4—橡胶袋5—挡块6—颈柱
用于贮存和释放压力能时气囊式蓄能器贮存和释放能量的过程蓄能器的容积V0是由充气压力p0、工作中要求输出的油液体积VW、系统的最高工作压力p1和最低压力p2决定的。
由气体状态方程（2-21）
式中，V1和V2分别为气体在最高和最低压力下的体积；n为多变指数，其值由气体工作条件所决定；当蓄能器用以补偿泄漏、保持压力时，它释放能量过程很慢，可以认为气体在等温条件下工作，n=1；当蓄能器瞬时提供大量油液时，释放能量速度很快，可以认为气体在绝热条件下工作，n=1.4。
由于VW=V1-V2，故得式（2-21），并可得（2-22）p0值理论上可与p2相等，但为了保证系统的压力为p2时蓄能器还有能力补偿泄漏起见，宜使p0＜p2。一般对折合型气囊，p0=（0.8~0.85）p2波纹型气囊，p0=（0.6~0.65）p2如能使气囊工作时的容腔在其充气容腔的1/3~2/3的区段内变化，则它可更加经久耐用。
用于吸收因阀换向而在管路中产生的液压冲击时这时蓄能器的容积V0可以近似地由其充气压力p0、系统中允许的最高工作压力p1和瞬时吸收的液体动能/2来确定。由于蓄能器中气体在绝热过程中压缩所吸收的能量为（2-23）故得上式未考虑油液压缩性和管道弹性，式中p0的值常取系统工作压力的90%。
在工程实际中，蓄能器的容积V0也可以采用下述经验公式计算得到（2-24）式中q——阀口关闭前管道内流量，单位为L/min；l——产生冲击波的管道长度，单位为m；p1——阀口开、闭前的工作压力，单位为MPa；p2——系统允许的最高冲击压力，单位为MPa一般取p2≈1.5p1；t——阀口由开到关闭的特续时间，单位为s，t＜0.0164l。
利用图2-36，可迅速求出消除液压冲击所需的蓄能器容积V0，此图是利用式（2-24）在t= 0（即瞬间关闭）的条件下绘成的。
用于消除液压冲击的蓄能器容积计算图
空压站空压站主要由空压机、后冷却器和贮气罐等组成，如所示。图2-37空压站的组成1—空压机2—后冷却器3—贮气罐1.空压机空压机是气压发生装置，是将机械能转换为气体压力能的转换装置。
空压机的结构
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⑵工作原理下面介绍常见的活塞式空压机、叶片式空压机和螺杆式空压机。①活塞式空压机所示为活塞式空压机，它的工作原理和本章所示的单柱塞式液压泵工作的原理相仿，故不再赘述。在这里，活塞的往复运动由电动机带动曲柄滑块机构形成，曲柄7的旋转运动转换为滑块5和活塞3的往复运动。
图2-38活塞式空压机工作原理图1—排气阀2—气缸3—活塞4—活塞杆5—滑块6—连杆7—曲柄8—吸气阀9—阀门弹簧活塞式空压机的优点是结构简单，使用寿命长，并且容易实现大容量的高压输出，缺点是振动大、噪声大，且输出有脉冲，需要设置贮气罐。
②叶片式空压机所示为叶片式空压机的工作原理。它的结构和工作原理与叶片液压泵类似，在回转过程中不需要活塞式空压机中具有的吸气阀和排气阀。在转子的每一次回转中，进行多次吸气、压缩和排气，所以输出压力的脉动小。图2-39叶片式空压机工作原理图1—机体2—转子3—叶片
通常情况下，叶片式空压机需采用润滑油对叶片3、转子2和机体1内部进行润滑、冷却和密封，所以排出的压缩空气中含有大量的油分。因此在排气口需要安装油分离器和冷却器。在进气口设置流量调节阀，根据排出气体压力的变化自动调节流量，使输出压力保持恒定。优点：能连续排出脉动小的压缩空气，所以一般无需设置贮气罐，并且结构简单、制造容易，操作维修方便，运转噪声小。
缺点：叶片、转子和机体之间机械摩擦较大，产生较高的能量损失，因而效率也较低。②叶片式空压机
③螺杆式空压机螺杆式空压机的工作原理如所示。它的结构和工作原理和螺杆液压泵类似，这里所举的结构螺杆数为两根。图2-40螺杆式空压机工作原理a）吸气b）压缩c）排气螺杆式空压机与叶片式空压机一样，也需要加油进行冷却、润滑及密封，所以在出口处也要设置油分离器。螺杆式空压机的优点是排气压力脉动小，输出流量大，无需设置贮气罐，结构中无易损件，寿命长，效率高。
缺点是制造精度要求高，运转噪声大，且由于结构刚度的限制，只适合于中低压范围使用。
2.后冷却器后冷却器的作用是使温度高达120~150℃的空压机排出的气体冷却到40~50℃，并使其中的水蒸气和被高温氧化变质的油雾冷凝成水滴和油滴，以便对压缩空气实施进一步净化处理。后冷却器有风冷式和水冷式两大类。风冷式是靠风扇产生的冷空气吹向带散热片的热空气管道。经风冷后的压缩空气出口温度大约比环境温度高15℃左右。水冷式是通过强迫冷却水与压缩空气反方向流动来进行冷却，如所示。
压缩空气出口温度大约比环境温度高10℃左右。图2-41后冷却器后冷却器上应装有自动排水器，以排除冷凝水和油滴等杂质。
确定贮气罐容积时，应考虑以下两方面因素：1）当空压机或外部管网突然停止供气后，贮气罐中贮存的压缩空气应保证气动系统工作一定时间。贮气罐容积V（单位为m3）由下式计算：（2-25）式中pa—大气绝对压力，单位为MPa；p1—突然停电时气罐内的初始绝对压力，单位为MPa；p2—气动系统的最低工作绝对压力，单位为MPa；t—停电后气罐应维持的供气时间，单位为min；
qmax—气动系统的最大耗气流量，单位为m3/min(ANR)。
2）当气动系统用气量大于空压机的排量时，应按下式计算贮气罐容积V（单位为m3）（2-26）式中V0—气动系统在工作周期t内所消耗的自由空气体积，单位为m3；qv—空压机或外部管网供给的空气流量，单位为m3/min(ANR)；t—气动设备和装置的工作周期，单位为min；pa—大气绝对压力，单位为MPa；p1—贮气罐内的气体绝对压力，单位为MPa；
p2—贮气罐内气体允许降至的最低绝对压力，单位为MPa。取式（2-25）与式（2-26）计算出的最大容积为贮气罐容积。
空压站机组容量计算和选择空压站机组容量选择的依据是气动系统的工作压力和流量。1.输出流量的确定在确定空压站机组输出流量时，应以气动系统最大耗气量为基础，并考虑到气动设备和系统管道阀门的泄漏量，以及各种气动设备是否同时连续用气等因素。空压站机组的输出流量可由式（2-27）确定。（2-27）式中qC—空压站机组的输出流量；q—气动系统的最大耗气量；k1—漏损系数，k1=1.15~1.5；
k2—备用系数，k2=1.3~1.6；k3—利用系数，参照选取。
2.输出压力的确定输出压力由下式确定（2-28）式中p—气动系数的工作压力；ΣΔp—气动系统总的压力损失。气动系统的工作压力应理解为系统中各个气动执行元件工作的最高工作压力。气动系统的总压力损失除了考虑管路的沿程阻力损失和局部阻力损失外，还应考虑为了保证减压阀的稳压性能所必需的最低输入压力，以及气动元件工作时的压降损失。
空气净化处理装置1.对气压传动介质的质量要求通常从空压站输出的压缩空气总会有不少污染物，例如灰尘、铁屑和积垢等固态颗粒，压缩机润滑油、冷凝水和酸性冷凝液以及其他油类和碳氢化合物等。如果不除去这些污染物，将导致机器和控制装置故障，损害产品质量，增加气动设备和系统的维护成本。据统计，气动系统的故障，70%以上是由于压缩空气的质量问题造成的，所以压缩空气必须经过处理才能使用。
某些典型应用推荐的空气质量等
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不同的气动元件、设备，对空气质量的要求不同。空气质量等级见表1-16，表2-4所示为某些典型应用推荐的空气质量等级。
油分水分固体粒子应用油分水分固体粒子应用111胶片生产353空气搅拌554土木建筑564制鞋制靴机33—喷砂564制砖、制玻璃机13~23喷涂（漆）464零件清洗534焊机362颗粒产品输送33~13轻型气马达332粉状产品输送533气缸564铸造机械22~12气动传感器162食品饮料加工464逻辑元件554采矿22~12射流元件3~234包装、服装机械某些典型应用推荐的空气质量等级常用的压缩空气净化处理装置除了前述的后冷却器外，还有油水分离器、干燥器、气动二联件（分水过滤器和油雾器）等器件。
2.油水分离器油水分离器的作用是将压缩空气中的冷凝水和油污等杂质分离出来，使压缩空气得到初步净化。图2-43所示的油水分离器采用了惯性分离原理。因固态、液态物质的密度比气态物质的密度大得多，依靠气流撞击隔离壁时的折转和旋转离心作用，使气体上浮，液态和固态物下沉，固液态杂质积聚在容器底部，经排污阀排出。
为了提高油水分离的效果，气流回转后的上升速度越小越好，但为了不使容器内径过大，速度宜为1m/s左右。图2-43油水分离器
3.干燥器（1）冷冻式空气干燥器冷冻式空气干燥器的工作原理是使湿空气冷却到其露点温度以下，使空气中水蒸气凝结成水滴并予以排除，然后再将压缩空气加热至环境温度后输出。冷冻式干燥器具有结构紧凑、使用方便、维护费用较低等优点，适用于空气处理量较大、露点温度不是太低的场合。冷冻式干燥器选用时，应考虑进气温度、压力及环境温度和空气处理量。
所示为冷冻式干燥器的工作原理。进入干燥器的空气首先进入热交换器1初步冷却，析出空气中的水分和油分并从分离器2排出。然后，空气再进入致冷器4，进一步冷却到2~5℃，使空气中含有的汽态水分、油分等由于温度的降低而进一步大量析出，经分离器排出。冷却后的空气再进入热交换器加热输出。图2-44冷冻式空气干燥器工作原理1—热交换器2—分离器3—致冷机4—致冷器
（2）吸附式空气干燥器吸附式空气干燥器是利用吸附剂（如硅胶、活性氧化铝、分子筛等）吸附空气中水蒸气的一种空气净化装置。
吸附剂吸附湿空气中的水蒸气后将达到饱和状态。
吸附剂的再生方法有加热再生和无热再生两种。
目前无热再生吸附式空气干燥器得到了广泛应用。
无热再生式干燥器利用了吸附剂的变压吸附原理，即吸附剂压力高时吸附水分多，压力低时吸附水分少。图2-45所示为一种无热再生吸附式空气干燥器工作原理图。它有两个填满吸附剂的相同容器1和2。湿空气经二位五通阀从容器1的底部流入，通过吸附剂层流到上部，空气中的水分被吸附剂吸收，干燥后的空气经单向阀输出，供系统使用。与此同时，输出的干燥空气量的10%~20%经节流阀流入再生筒2，使吸附剂再生。
图2-45无热再生吸附式干燥器
由于再生筒的底部经阀与大气相通，使流入再生筒的干燥空气迅速减压，并流经筒中已达饱和状态的吸附层，吸附在吸附剂上的水分就会被脱附。脱附出来的水分随空气经阀排向大气。由此实现了无需外加热而使吸附剂再生。图2-45中干燥器的1、2两筒轮流干燥和再生，交替工作。通常由控制器来操作（工作周期为5~10min），使吸附剂轮流吸附和再生。
这样就可以获得连续输出的干燥压缩空气，二位二通阀的作用是使再生筒在转为吸附干燥前预先充压，防止再生和干燥转换时输出流量的波动。图2-45无热再生吸附式干燥器
4.分水过滤器分水过滤器能除去压缩空气中的冷凝水，颗粒杂质和油滴，具有较强的滤尘能力，如所示。它的工作原理如下：当压缩空气从输入口流入后，由导流板（旋风挡板）6引入滤杯4中。旋风挡板使气流沿切线方向旋转，于是空气中的冷凝水、油滴和颗粒较大的固态杂质等因质量较大受离心力作用被甩到滤杯内壁上，并流到底部沉积起来；随后，空气流过滤心2，进一步除去其中的固态杂质，洁净的空气便从输出口输出。
挡水板1的作用是防止已积沉于滤杯底部的冷凝水再次被混入气流中。定期打开排放螺栓5，放掉积存的油、水和杂质。图2-46分水过滤器1—挡水板2—滤心3—冷凝物4—滤杯5—排放螺栓6—旋风挡板
③过滤精度滤心的过滤精度按其所能滤除的最小微粒尺寸分为5μm、10μm、25μm和40μm四档，可根据对空气质量的要求选定。
5.油雾器油雾器分为普通型油雾器和微雾型油雾器两类。普通型油雾器（也称全量式油雾器）能把雾化后的油雾全部随压缩空气输出，油雾粒径约为20μm。微雾型油雾器（也称选择式油雾器）仅能把雾化后的油雾中油雾粒径为2~3μm的微雾随空气输出。两者又可分别分为固定节流式和可变节流式两种。固定节流式输出的油雾浓度随输出空气流量的变化而变化，而可变节流式输出的油雾浓度基本上保持恒定，不随输出空气流量而变化。
所示为固定节流式普通型油雾器。压缩空气从输入口进入油雾器后，绝大部分经主管道输出，一小部分气流进入立杆1上正对着气流方向的小孔a，经截止阀2进入油杯3的上腔c中，使油面受压。而立杆上背对气流方向的孔b，由于其周围气流的高速流动，其压力低于气流压力。
这样，油面气压与孔b压力间存在压差，润滑油在此压差作用下，经吸油管4、单向阀5和油量调节针阀6滴落到透明的视油窗7内，并顺着油路被主管道中的高速气流从孔b中引射出来，雾化后随空气一同输出。图2-47固定节流式普通型油雾器1—立杆2—截止阀3—油杯4—吸油管5—单向阀6—油量调节针阀7—视油窗8—油塞
可变节流式普通型油雾器的工作原理与固定节流式普通型油雾器基本相同，区别仅在于设置了一个空气流量传感器，实现自动可变节流。当空气流量变化时，油雾含量基本保持恒定；且其起雾流量较小，在小流量工作时雾化性能好。图2-48所示为自动可变节流式微雾型油雾器。
当空气流量较小时，主通道内的自动可变节流机构8（即流量传感器）的弹性变形量极小，进入油雾器的气流绝大部分经喷嘴1和罩在喷嘴外边的喷雾套之间的狭缝中流出，形成高速气流，使喷嘴的气压降低。同时，气流进入油杯3后，使油面受压，从而形成了油面气压与喷嘴气压之间的差值。
润滑油在此压差的作用下，经吸油管6、单向阀7、油量调节针阀9，进入顶部视油器，并顺着油道被喷嘴四周的高速气流引射出来，雾化后喷溅在喷口下方的挡板2上，其中大颗粒的油粒子粘附在挡板上并流入油杯内，而细微的油雾（直径为2~3μm）则悬浮在油面上，随气流一同输出。
图2-48自动可变节流式微雾型油雾器1—喷嘴2—挡板3—油杯4—防护罩5—排水阀6—吸油管7—单向阀8—流量传感器9—油量调节针阀10—滴油管当空气流量较大时，流量传感器8产生一定的弹性变形，主管道打开，空气进入油雾器后分成两路，一路从喷嘴1与喷雾套之间狭缝中流出，引射并雾化润滑油；另一路经流量传感器从主管道流过，引射油杯内带有润滑油雾的空气，两路气流混合后从输出口输出。
压缩空气分配及其输送管道1.压缩空气分配气压传动系统中，从空压机到气动设备和装置这一段的压缩空气分配是绝对不能忽视的。因为在这一段，通过选用适当的设备和材料，可有效地节约成本。此外，系统较小的泄漏，较低的维护费用和较长的使用寿命，对于系统也是非常重要的。
中小型气动系统的压缩空气分配如所示。图中系统内部贮气罐或中间贮气罐的安装应根据气动设备和装置而定。只有在短时间大量耗气时，才需要安装贮气罐，以消除间歇性冲击。图2-49压缩空气分配图1—空压机2—贮气罐3—冷凝罐排水阀4—中间贮气罐5—气源净化处理装置6—系统内部贮气罐
（2）供气的净化质量根据各用气装置对空气质量的不同要求，可分别设计成一般供气系统和清洁供气系统。若清洁供气用气量不大，可单独设置小型净化干燥装置来满足要求。从各种压缩空气净化装置排出的油和水等污物，应设置统一管道排除处理，以防止造成新的环境污染；应将后冷却器的冷却用水循环使用，避免浪费。设计和布置管道时应防止产生新的空气污染源。管路应有1%~2%的斜度，并在最低处设置排水器；
所有分支管路都应从主气管上方接出；管道及阀门和管件的连接处不应成为冷凝水积聚地，内部不得有焊渣及其他残存物等。
（3）供气的可靠性和经济性为三种管网供气系统。其中为单树枝状管网供气系统，优点是简单，经济性好；多用于间断供气，缺点是可靠性差。图2-50b为单环状管网供气系统，其特点是可靠性高，压力稳定，阻力损失小，但投资较大。图2-50c为双树枝状管网供气系统，与单树枝状管网相比较，实际上是拥有了一套备用管网，因此可靠性较高。图2-50管网供气系统a）单树枝状管网b）单环状管网c）双树枝状管网
气动辅件1.自动排水器随着对空气净化要求的提高，靠人工的方法进行定期排污已变得不可靠，况且有些场合也不便于人工操作，因此自动排水器得到广泛应用。自动排水器用于排除管道、油水分离器、贮气罐及分水过滤器等处的积水。自动排水器必须垂直安装。在使用过程中，如自动排水器出现故障，可用手动操作杆打开阀门放水。
所示为浮子式自动排水器的结构原理。其工作原理是，被分离出来的水分流入自动排水器内，水位不断升高，当水位升高至一定高度后，浮子3的浮力大于浮子自重及作用在喷嘴座面积上的气压力时，喷嘴2开启，气压经喷嘴、滤心4作用在活塞8左侧，气压力克服弹簧力使活塞右移，排水阀座5打开放水。排水后浮子下降，喷嘴又关闭。活塞左腔气压通过设在活塞及手动操作杆6内的溢流孔7卸压，迅速关闭排水阀座。
图2-51浮子式自动排水器1—盖板2—喷嘴3—浮子4—滤心5—排水阀座6—手动操纵杆7—溢流孔8—活塞
2.消声器气动系统中，压缩空气经换向阀向气缸等执行元件供气；动作完成后，又经换向阀向大气排出。由于阀内的气路复杂且又十分狭窄，压缩空气以接近声速的流速从排气口排出，空气急剧膨胀和压力变化产生高频噪声。排气噪声与压力、流量和有效面积等因素有关，当阀的排气压力为0.5MPa时可达100dB（A）以上。而且执行元件速度越高，流量越大，噪声也越大。此时，就要用消声器来降低排气噪声。
消声器是一种允许气流通过而使声能衰减的装置，能够降低气流通道上的空气动力性噪声。根据消声原理不同，有阻性消声器、抗性消声器和阻抗复合式消声器及多孔扩散消声器。选用消声器时，应合理选择通过消声器的气流速度。对一般系统可取6~10m/s，对高压排空消声器则可大于20m/s。
阀用消声器通常用多孔扩散消声器，以消除高速喷气射流噪声。消声材料用铜颗粒烧结而成，也有用塑料颗粒烧结的，要求消声器的有效出流面积大于排气管道面积。阀用消声器的消声效果按标准规定，公称通径6~25mm为不小于20dB（A），公称通径32~50mm为不小于25dB（A）。图2-52所示为阀用消声器的结构。它一般用螺纹连接方式直接拧在阀的排气口上。对于集成式连接的控制阀，消声器安装在底板的排气口上。
图2-52阀用消声器1—消声套2—管接头
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