页数：101页文件大小：3.04 MB来源： 液压与气动ppt课件
本课件讲解液压与气压传动的动力元件，先说明液压泵的工作原理与压力、流量、功率、效率等性能参数，再分别介绍齿轮泵、叶片泵与柱塞泵的结构、特点与常见问题，并对各类液压泵的性能进行比较，最后介绍气源装置。
封容腔容积的变化来工作的。图3.1a所示为液压泵的工作原理图。当凸轮1由原动机带动旋转时，柱塞2便在凸轮和弹簧4的作用下在泵体3内往复运动。泵体内孔与柱塞外圆之间有良好的配合精度，使柱塞在泵体孔内作往复运动时基本没有油液泄漏。
柱塞右移时，缸体中密封工作腔a的容积变大，产生真空，油箱中的油液便在大气压力作用下通过吸油阀5吸入泵内，实现吸油；柱塞左移时，缸体中密封工作腔a的容积变小，油液受挤压，通过压油阀6输出到系统中去，实现压油。
如果偏心轮不断地旋转，液压泵就会不断地完成吸油和压油动作，因此就会连续不断地向液压系统供油。
从上述液压泵的工作原理可以看出，其基本的工作条件是：（1）它必须构成密封容积，并且这个密封容积在不断地变化中能完成吸油和压油过程。凡是利用密封容积变化来工作的泵都称为容积式泵，液压传动中所用的泵是容积式泵。
（2）在密封容积增大的吸油过程中，油箱必须与大气相通（或保持一定的压力），这样，液压泵在大气压力的作用下将油液吸入泵内，这是液压泵的吸油条件。在密封容积减小的压油过程中，液压泵的压力决定于油液排出时所遇到的阻力，即液压泵的压力由外负载来决定，这是形成压力的条件。
吸、压油腔要互相分开并且有良好的密封性。如图3.1a，如果没有吸油阀5，密封容积增大时可以吸油，但减少时又会将吸上的油压回油箱；若没有压油阀6，压出去的油在吸油时又会倒流回来。吸油阀和压油阀是配油装置，其作用是将吸、压油腔分开，保证吸油时，油腔与油箱相通而切断压油通道；
压油时，油腔与压油通管道相通而与油箱切断。各种泵的配油装置形式各有所异，它们是泵工作必不可少的部分。容积式液压泵的种类很多。按照结构形式的不同，液压泵可分为齿轮式、叶片式、柱塞式和螺杆式等类型；按照在单位时间内所输出油液体积能否调节，液压泵又可分为定量式和变量式两类。
2.液压泵的性能参数(1)压力液压泵的压力参数主要是工作压力和额定压力。（a）工作压力它是指液压泵在实际工作时输出油液的压力值，即泵出油口处压力值，也称为系统压力。此压力取决于系统中阻止液体流动的阻力。阻力（负载）增大，工作压力升高；反之则工作压力降低。
泵的最大工作压力是由其组成部分零件的结构强度和密封好坏来决定的，随着泵工作压力的提高，它的泄漏量增大，效率降低。（b）额定压力它是指在保证液压泵的容积效率、使用寿命和额定转速的前提下，泵连续长期运转时允许使用的压力最大限定值。
它是泵在正常工作的条件下，按试验标准规定能连续运转的最高压力。当泵的工作压力超过额定压力时，就会过载。
（c）实际流量它是泵工作时的输出流量，这时的流量必须考虑到泵的泄漏。它等于泵理论流量减去因泄漏损失的流量，即：（3.2）通常称为泵容积损失，它随着泵工作压力的升高而增大。（d）额定流量qn它是泵在额定转速和额定压力下输出的流量。
由于泵存在泄漏，所以泵实际流量q和额定流量都小于理论流量。（e）瞬时流量qin它是泵在每一瞬时的流量，一般指泵瞬时理论（几何）流量。
功率液压泵的输入能量为机械能，其表现为转矩T和转速χ；液压泵的输出能量为液压能，表现为压力p和流量q。
（a）理论功率Pt它用泵的理论流量（m3/s）与泵进出口压差Δp（Pa）的乘积来表示，即：（3.3）由于泵的进口压力很小，近似为零，所以在很多情况下，泵进出口压差可用其出口压力来代替。（b）输入功率Pi它是实际驱动泵轴所需要的机械功率，即：（3.4）
（c）输出功率Po它是用泵实际输出流量与泵进出压差的乘积来表示，即：（3.5）当忽略能量转换及输送过程中的损失时，液压泵的输出功率应该等于输入功率，即泵的理论功率为（3.6）式中：χ——液压泵的转动角速度；Tt——液压泵的理论转矩。
效率实际上，液压泵在工作中是有能量损失的，因泄漏而产生的损失是容积损失，因摩擦而产生的损失是机械损失。
（a）容积效率θpv它是液压泵实际流量与理论流量之比，即：（3.7）由于泵内零件之间间隙很小，泄漏油液的流态可以看作是层流，所以泄漏量Δq和泵工作压力p成正比关系，即：（3.8）式中：k1——泵的泄漏系数。故又有：（3.9）
（b）机械效率θpm液体在泵内流动时，液体粘性会引起转矩损失，此外泵内零件相对运动时，机械摩擦也会引起转矩损失，使泵实际输入功率Pi总是大于泵理论功率Pt。
机械效率θpm是泵所需要的理论转矩与实际转矩之比，即：（3.10）（c）总效率θp泵的总效率是泵输出功率Po与输入功率Pi之比。即（3.11）液压泵的总效率θp，在数值上等于容积效率和机械效率的乘积。液压泵的总效率、容积效率和机械效率可以通过实验测得。
由图3.2可知，液压泵在零压时的流量即为qt。由于泵的泄漏量随压力升高而增大，所以泵的容积效率θpv及实际流量q随泵的工作压力的升高而降低，压力为零时的容积效率θpv=100%，这时的实际流量q等于理论流量qt。
总效率θp开始随压力p的增大很快上升，接近液压泵的额定压力时总效率θp最大，达到最大值后，又逐步降低。由容积效率和总效率这两条曲线的变化，可以看出机械效率的变化情况。泵在低压时，机械摩擦损失在总损失中所占的比重较大，其机械效率θpm很低。
随着工作压力的提高，机械效率很快上升，在达到某一值后，机械效率大致保持不变，从而表现出总效率曲线几乎和容积效率曲线平行下降的变化规律。
1.齿轮泵的工作原理图3.3为外啮合渐开线齿轮泵的结构简图。外啮合渐开线齿轮泵主要由一对几何参数完全相同的主、从动齿轮4和8、传动轴6、泵体3、前后泵盖5和1等主要零件组成。图3.4为其工作原理图。
一对互相啮合的齿轮，由于齿轮两端面与泵盖的间隙以及齿轮的齿顶与泵体内表面的间隙很小，因此将齿轮泵的壳体内部分隔成左、右两个密封容积。
当齿轮按图示方向旋转时，右侧的轮齿逐渐脱离啮合，露出齿间，其密封容积逐渐增大，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口进入这个密封容积——吸油腔。
随着齿轮的转动，每个齿轮的齿间把油液从右侧带到左侧密封容积中，轮齿在左侧进入啮合时，使左侧密封容积逐渐减小，把齿间油液挤出，油液从压油口输出，左侧的密封容积是压油腔。这就是齿轮泵的吸油和压油过程。当齿轮泵不断地旋转时，齿轮泵的吸、压油口不断地吸油和压油。
由于在齿轮啮合过程中，啮合点沿啮合线移动，把左、右两密封容积分开，起到配油作用，因此在齿轮泵中没有单独的配油装置。
2.齿轮泵的排量和流量(1)排量排量V是齿轮每转一周，泵所排出的液体体积，它近似地等于两个齿轮的齿间容积之和。按齿轮啮合原理可得出齿轮泵排量为：（3.12）式中：D——齿轮节圆直径；h——齿轮齿高；B——齿轮齿宽；z——齿轮齿数；m——齿轮模数。
由于齿间容积比轮齿的体积稍大，并且齿数越少其差值越大，考虑到这一因素，将用6.66来替代比较符合实际情况，因此，齿轮泵实际排量为：V=6.66zm2B（3.13）
流量齿轮泵实际流量q为：（3.14）式中：n——齿轮泵的转速；θpv——齿轮泵的容积效率。式（3.14）中的q是齿轮泵的平均流量。根据齿轮啮合原理可知，齿轮在啮合过程中由于啮合点位置的不断变化，吸、压油腔在每一瞬时的容积变化率是不均匀的，所以齿轮泵的瞬时流量是脉动的。
设（qmax）sh和（qmin）sh分别表示齿轮泵的最大和最小瞬时流量，则其流量的脉动率δq为：（3.15）通过研究可知，齿轮泵的齿数越少，就越大。
3.齿轮泵的结构特点(1)泄漏（a）泵体内表面和齿顶径向间隙的泄漏由于齿轮转动方向与泄漏方向相反，压油腔到吸油腔通道较长，所以其泄漏量相对较小，约占总泄漏量的10%～15%左右。
（b）齿面啮合处间隙的泄漏由于齿形误差会造成沿齿宽方向接触不好而产生间隙，使压油腔与吸油腔之间造成泄漏，这部分泄漏量很少。（c）齿轮端面间隙的泄漏齿轮端面与前后盖之间的端面间隙较大，此间隙封油长度又短，所以泄漏量最大，可占总泄漏量的70%～75%。
从上述可知，齿轮泵由于泄漏量较大，其额定工作压力不高，要想提高齿轮泵的额定压力并保证较高的容积效率，首先要减少沿端面间隙的泄漏问题。
液压径向不平衡力在齿轮泵中，由于在压油腔和吸油腔之间存在着压差，又因泵体内孔与齿轮齿顶之间存在着径向间隙，可以认为压油腔压力逐渐分级下降到吸油腔压力，如图3.6所示。这些液体压力的合力就是作用在齿轮轴上的径向不平衡力F，其大小为：（3.16）式中：K——系数；
对于主动轮，K=0.75；对从动轮，K=0.85；Δp——泵进出口压力差；Da——齿顶圆直径。
作用在泵轴上的径向力，能使轴弯曲，从而引起齿轮与泵壳体相接触，从而降低了轴承的寿命，这种危害会随着齿轮泵压力的提高而加剧，所以应采取措施尽量减小径向不平衡力，其方法如下：（a）缩小压油口的直径，使压力油仅作用在一个齿到两个齿的范围内，这样压力油作用于齿轮上的面积减小，因而径向不平衡力也就相应地减小。
（b）增大泵体内表面与齿轮齿顶圆的间隙，使齿轮在径向不平衡力的作用下，齿顶也不能和泵体相接触。
（c）开压力平衡槽，如图3.7所示，开两个压力平衡槽1和2分别与低、高压油腔相通，这样吸油腔与压油腔相对应的径向力得到平衡，使作用在轴承上的径向力大大地减少。但此种方法会使内泄漏增加，容积效率降低，所以目前很少使用此方法。
困油现象为了使齿轮平稳地啮合运转，吸、压油腔应严格地密封以及连续均匀地供油，根据齿轮的啮合原理，要使啮合齿轮平稳地运转，必须使齿轮的重叠系数ε大于1（一般取ε=1.05～1.3），即在齿轮泵工作时有两对轮齿同时啮合，因此，就有一部分油液困在两对轮齿所形成的封闭油腔之内，如图3.8所示。
这个封闭容积先随齿轮转动逐渐减小（由图3.8a到图3.8b），以后又逐渐增大（由图3.8b到图3.8c）。
封闭容积的减少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，轴承等机件也受到附加的不平衡负载作用；封闭容积的增大又会造成局部真空，使溶于油液中的气体分离出来，产生空穴，这就是齿轮泵的困油现象。其封闭容积的变化如图3.9所示。
困油现象使齿轮泵产生强烈的噪声并引起振动和气蚀，降低泵的容积效率，影响工作平稳性，缩短使用寿命。
消除困油的方法通常是在两端盖板上开一对矩形卸荷槽（如图3.8d中的虚线所示），开卸荷槽的原则是：当封闭容积减小时，使卸荷槽与压油腔相通以便将封闭容积的油液排到压油腔；当封闭容积增大时，使卸荷槽与吸油腔相通，使吸油腔的油补入避免产生真空，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，否则将使齿轮泵的容积效率降低；若卸荷槽间距过大则困油现象不能彻底消除，所以当两齿轮为无变位的标准啮合时，两卸荷槽之间的距离为应：（3.17）式中：α——齿轮压力角；pb——标准齿轮的基节。
4.提高外啮合齿轮泵压力的措施要提高齿轮泵的压力，必须减小端面泄漏。要减少端面泄漏，即使把间隙做得很小，随着时间的推移，由于端面磨损而增大的间隙不能补偿，容积效率又很快地下降，压力仍不能提高。
目前提高齿轮泵压力的方法是用齿轮端面间隙自动补偿装置，即采用浮动轴套或弹性侧板两种自动补偿端面间隙装置，其工作原理是把泵内压油腔的压力油引到轴套外侧或侧板上，产生液压力，使轴套内侧或侧板紧压在齿轮的端面上，压力愈高，压得越紧，从而自动地补偿由于端面磨损而产生的间隙。
图3.10是采用浮动轴套的中高压齿轮泵的一种典型结构。图中的轴套1和2是浮动安装的，轴套左侧的空腔均与泵的压油腔相通。当泵工作时，轴套受左侧压力油的作用而向右移动，将齿轮两侧面压紧，从而自动地补偿了端面间隙，齿轮泵的额定压力可提高到10～16MPa，其容积效率不低于0.9。
5.内啮合齿轮泵图3.11所示为内啮合渐开线齿轮泵工作原理图。相互啮合的小齿轮1和内齿轮2与侧板围成的密封容积被月牙板3和齿轮的啮合线分隔成两部分，即形成吸油腔和压油腔。当传动轴带动小齿轮按图示方向旋转时，内齿轮同向旋转，图中上半部轮齿脱开啮合，密封容积逐渐增大，是吸油腔；
下半部轮齿进入啮合，使其密封容积逐渐减小，是压油腔。内啮合渐开线齿轮泵与外啮合齿轮泵相比其流量脉动小，仅是外啮合齿轮泵流量脉动率的1/10～1/20。此外，其结构紧凑，重量轻，噪声小和效率高，还可以做到无困油现象等一系列优点。
它的不足之处是齿形复杂，需专门的高精度加工设备，但随着科技水平的发展，内啮合齿轮泵将会有更广阔的应用前景。
图3.12为内啮合摆线齿轮泵工作原理图。在内啮合摆线齿轮泵中，外转子1和内转子2只差一个齿，没有中间月牙板，内、外转子的轴心线上有一偏心e，内转子为主动轮，内、外转子与两侧配油板间形成密封容积，内、外转子的啮合线又将密封容积分为吸油腔和压油腔。
当内转子按图示方向转动时，左侧密封容积逐渐变大是吸油腔；右侧密封容积逐渐变小是压油腔。内啮合摆线齿轮泵的优点是结构紧凑，零件少，工作容积大，转速高，运动平稳，噪声低。
由于齿数较少（一般为4～7个），其流量脉动比较大，啮合处间隙泄漏大，所以此泵工作压力一般为2.5～7MPa，通常作为润滑、补油等辅助泵使用。
6.螺杆泵图3.13为三螺杆泵的结构简图。在三螺杆泵壳体2内平行地安装着三根互为啮合的双头螺杆，主动螺杆为中间凸螺杆3，上下两根凹螺杆4和5为从动螺杆。
三根螺杆的外圆与壳体对应弧面保持着良好的配合，螺杆的啮合线将主动螺杆和从动螺杆的螺旋槽分割成多个相互隔离的、互不相通的密封工作腔。当传动轴（与凸螺杆为一整体）如图示方向旋转时，这些密封工作腔随着螺杆的转动一个接一个地在左端形成，并不断地从左向右移动，在右端消失。
主动螺杆每转一周，每个密封工作腔便移动一个导程。密封工作腔在左端形成时逐渐增大将油液吸入来完成吸油工作，最右面的工作腔逐渐减小直至消失因而将油液压出完成压油工作。螺杆直径愈大，螺旋槽愈深，螺杆泵的排量愈大；
螺杆愈长，吸、压油口之间的密封层次越多，密封就越好，螺杆泵的额定压力就愈高。
螺杆泵与其它容积式液压泵相比，具有结构紧凑，体积小，重量轻，自吸能力强，运转平稳，流量无脉动，噪声小，对油液污染不敏感，工作寿命长等优点。目前常用在精密机床上和用来输送粘度大或含有颗粒物质的液体。螺杆泵的缺点是其加工工艺复杂，加工精度高，所以应用受到限制。
1.双作用叶片泵(1)双作用叶片泵的工作原理图3.14为双作用叶片泵的结构简图。该泵主要有前、后泵体6和8，在泵体中装有配流盘2和7，用长定位销将配流盘和定子定位，固定在泵体上，以保证配流盘上吸、压油窗口位置与定子内表面曲线相对应。
转子4上均匀地开有叶片槽，叶片12可以在槽内沿径向方向滑动。配流盘7上开有与压油腔相通的环槽，将压力油引入叶片底部。传动轴3支承在滚针轴承1和滚动轴承9上，传动轴通过花键带动转子在配流盘之间转动。泵的左侧为吸油口，右侧（靠近伸出轴一端）为压油口。
图3.15为双作用叶片泵工作原理图。转子3和定子2是同心的，定子内表面是由两段大半径为R的圆弧面，两段小半径为r的圆弧面以及连接四段圆弧面的四段过渡曲面构成。
当转子沿图示方向转动时，叶片在离心力和通过配流盘小孔进入叶片底部压力油的作用下，使叶片伸出并紧贴在定子的内表面上，在每相邻两叶片之间形成密封容积。
当相邻两叶片从定子小半径r的圆弧面经过渡曲面向定子大半径R的圆弧面滑动时，叶片向外伸，使两叶片之间的密封容积变大形成真空，油箱中的油液从配流盘吸油窗口a进入并充满密封容积，这是叶片泵的吸油过程；
当转子继续转动，两叶片从定子大半径R的圆弧面经过渡曲面向定子小半径r的圆弧面滑动时，叶片受定子内壁面的作用缩回转子槽内，使两叶片之间的密封容积变小，油液受到挤压，并从配流盘的压油窗口b压出进入到液压系统中，这是叶片泵的压油过程。
叶片泵的转子每转一周，两相邻叶片之间的密封容积吸油和压油两次，因此这种泵被称作双作用式叶片泵。又因吸、压油口对称分布，转子和轴承所受的径向液压力基本相平衡，使泵轴及轴承的寿命长，所以该泵又称为卸荷式叶片泵。这种泵的流量均匀，噪声低。但是这种泵的流量不可调，一般只能做成定量泵。
双作用叶片泵排量和流量如图3.16所示，当不考虑叶片厚度时，双作用叶片泵排量V0等于两叶片间最大容积V1与最小容积V2之差和叶片数Z乘积后再乘以2，即：（3.18）式中：B—叶片的宽度；R、r—定子的大半径和小半径。
实际上叶片有一定厚度，叶片所占的空间不起吸油和压油的作用，因此转子每转因叶片所占体积而造成的排量损失为，即：(3.19）式中：b——叶片厚度；θ——叶片倾角；Z——叶片数。
（3.20）双作用叶片泵的流量q为：（3.21）式中：n——叶片泵的转速；θpv——叶片泵的容积效率。如果不考虑叶片的厚度，则理论上双作用叶片泵无流量脉动。
实际上，由于制造工艺误差，两大园弧和小圆弧有不圆度，也不可能完全同心，该泵的瞬时流量仍将有少量的流量脉动，但其脉动率除螺杆泵外是各类泵中最小的。通过理论分析还可知，叶片数为4的倍数时流量脉动率最小，所以双作用叶片泵的叶片数一般取12或16。双作用叶片泵排量和流量(2/2)
双作用叶片泵结构特点（a）定子工作表面曲线定子工作表面曲线如图3.17所示。它是由两段大半径为R的圆弧和两段小半径为r的圆弧，以及圆弧间的四段过渡曲线和组成。
理想的过渡曲线应保证叶片在转子槽中滑动时径向速度和加速度变化均匀，并且应使叶片在过渡曲线和圆弧交接点处的加速度突变较小，叶片顶部与定子内表面不产生脱空（叶片顶部短时间与定子内表面不接触），从而保证叶片对定子表面的冲击尽可能地小，对定子的磨损小，瞬时流量脉动小。
速—等速减曲线时，如图3.18所示。曲线的极坐标方程为：（3.22）式中：ρ——过渡曲线的极半径；R、r——圆弧部分的大半径和小半径；ρ——极径的坐标极角；α——过渡曲线的中心角。双作用叶片泵结构特点(2/7)
3.22）得出叶片的径向速度和径向加速度图3.19所示。从图3.19可以看出，当时，叶片的径向运动为等加速；当时叶片的径向运动为等减速。在、和处叶片运动的加速度仍有突变，但突变值远比阿基米德螺线小，所产生的是柔性冲击。柔性冲击所引起的惯性力和造成定子的磨损比硬性冲击小得多。
柔性冲击所引起的惯性力和造成定子的磨损比硬性冲击小得多。所以我国设计的YB型双作用叶片泵定子过渡曲线采用等加速—等减速曲线。目前在国外有些叶片泵的定子采用高次曲线，它能充分满足叶片泵对定子曲线径向速度、加速度和加速度变化率特性的要求，为高性能、低噪声、高寿命的叶片泵广泛采用。
双作用叶片泵结构特点(3/7)
为了保证配流盘的吸、压油窗口在工作中能隔开，就必须使配流盘上封油区夹角ε（即吸油窗口和压油窗口之间的夹角）大于或等于两个相邻叶片间的夹角，如图3.20所示，即：（3.23）式中：Z——叶片数。若夹角ε小于，就会使吸油和压油窗口相通，使泵的容积效率降低。
此外定子圆弧部分的夹角β应当等于或大于配流盘上封油区夹角ε，以免产生困油和气穴现象。双作用叶片泵结构特点(4/7)
（即定子圆弧部分）突然转入压油窗口时，使其油压力迅速达到泵的输出压力，油液瞬间被压缩，使压油腔中的油液倒流进来，泵的瞬时流量减少，引起流量脉动和噪声。
为了避免产生这种现象，在配流盘上叶片从封油区进入压油窗口一边开卸荷三角槽，如图3.20所示，这样使相邻叶片间的密封容积逐渐地进入压油窗口，压力逐渐上升，从而消除困油现象和由于压力突变而引起的瞬时流量脉动和噪声。卸荷三角槽的尺寸通常由实验来确定。
图3.21是YB型双作用叶片泵配流盘的结构简图。图中的小孔b为配流盘定位孔；图中B-B剖面表示压油窗口一部分油通过a与配流盘端面环形槽相连，而环形槽又与叶片泵转子上叶片槽底部相对，使压力油通至叶片槽底部，以便增大叶片对定子表面的压紧力来防止漏油，这样提高了泵的容积效率。
双作用叶片泵结构特点(5/7)
在转子中放置时应当有利于叶片在转子的槽中滑动，并且叶片对定子及转子槽的磨损要小。叶片在工作过程中，受到离心力和叶片底部压力油的作用，使叶片紧密地与定子接触。
设当叶片转至压油区时，定子内表面给叶片顶部反作用力为FN，其方向沿定子内表面曲线的法向方向，该力可分解为两个力，即与叶片垂直的力FT和沿叶片槽方向的力F，如图3.22所示。双作用叶片泵结构特点(6/7)
生很大的摩擦力，并且容易使叶片折断。FT力的大小取决压力角β（即作用力FN方向与叶片运动方向的夹角）的大小，压力角越大则FT力越大。当转子槽按旋转方向倾斜α角时，可使原径向排置叶片的压力角β减少为β´，这样就可以减少与叶片垂直的力FT，使叶片在转子槽中移动灵活，减少磨损。
由于不同转角处的定子曲线的法线方向不同，由理论和实践得出，一般叶片倾角α为10°～14°。双作用叶片泵结构特点(7/7)
高压双作用叶片泵的结构特点提高双作用叶片泵压力，需要采取以下措施：（a）端面间隙自动补偿这种方法是将配流盘的一侧与压油腔连通，使配流盘在液压油推力作用下压向定子端面。
泵的工作压力越高，配流盘就会自动压紧定子，同时配流盘产生适量的弹性变形，使转子与配流盘间隙进行自动补偿，从而提高双作用叶片泵输出压力。该方法与提高齿轮泵压力方法中的齿轮端面间隙自动补偿相类似。
（b）减少叶片对定子作用力前已阐述，为保证叶片顶部与定子内表面紧密接触，所有叶片根部都与压油腔相通。当叶片在吸油腔时，叶片底部作用着压油腔的压力，而顶部却作用着吸油腔的压力，这一压力差使叶片以很大的力压向定子内表面，在叶片和定子之间产生强烈的摩擦和磨损，使泵的寿命降低。
这个问题尤为突出，因此高压双作用叶片泵必须在结构上采取相应的措施，常用的措施有：(a）减少作用在叶片底部的油压力。将泵压油腔的油通过阻尼孔或内装式小减压阀接通到处于吸油腔的叶片底部，这样使叶片经过吸油腔时，叶片压向定子内表面的作用力不致于过大。
(b）减少叶片底部受压力油作用的面积。可以用减少叶片厚度的办法来减少压力油对叶片底部的作用力，但受目前材料工艺条件的限制，叶片不能做得太薄，一般厚度为1.8～2.5mm。高压双作用叶片泵的结构特点(2/4)
如图3.23所示。
在转子2的槽中装有两个叶片1，它们之间可以相对自由滑动，在叶片顶端和两侧面倒角之间构成V形通道，使叶片底部的压力油经过通道进入叶片顶部，因此使叶片底部和顶部的压力相等，但承压面积不相等，适当选择叶片顶部棱边的宽度，这样即可保证叶片顶部有一定的作用力压向定子3，同时又不致于产生过大的作用力而引起定子的过度磨损。
高压双作用叶片泵的结构特点(3/4)
如图3.24所示。叶片由母叶片1和子叶片4组成，母叶片和子叶片能相对滑动，母叶片根部L腔经转子2上虚线所示油孔始终与所在油腔相通，子叶片和母叶片之间的小腔C通过配流盘的环槽使K槽总是接通压力油。
当叶片在吸油区工作时，母叶片1根部L腔不受高压油作用，推动母叶片压向定子的作用力仅为C腔的高压油作用而压向定子，这就相当于减少叶片底部承受压力油作用面积，使该作用力较小，保证叶片与定子接触良好。这种方法用于额定压力达21MPa的高压叶片泵上。高压双作用叶片泵的结构特点(4/4)
2.单作用叶片泵(1)单作用叶片泵的工作原理图3.25为单作用叶片泵工作原理图。单作用叶片泵也是由转子1、定子2、叶片3和配流盘（图中未画出）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，配流盘只开一个吸油窗口和一个压油窗口，叶片装在转子槽内可灵活地往复滑动。当转子转动时，由于离心力作用，叶片顶部将始终压在定子内圆表面上。这样，定子、转子、两相邻叶片和两侧配流盘间就形成密封容积。
当转子按图示方向旋转时，图中右边两相邻叶片由于外伸，密封容积逐渐加大，产生真空，油箱中油液由吸油口经配流盘上吸油窗口（图中虚线弧形槽）进入密封容积空间，这是吸油过程。
图中左侧相邻叶片被定子内表面压入转子槽内，使密封容积逐渐减小，油液经配流盘压油窗口被压出进入到系统中去，这是压油过程。
在吸油区与压油区之间各有一段封油区将它们相互隔开，以保证泵在转子每转一周的过程中，每个密封容积各完成吸油和压油各一次，所以称为单作用式叶片泵。由于转子上受有不平衡液压作用力，故又被称为非卸荷式叶片泵。
从上述工作原理中可以看出，当改变定子与转子偏心量的方向时，可以改变泵的吸、压油口，即，原来的吸油口变成压油口，原来的压油口变成吸油口。
单作用叶片泵配流盘上叶片底部的通油槽，通常做成高压腔和低压腔，即高压腔通压力油，低压腔通吸油。当叶片处于吸油腔时，叶片底部和配流盘低压腔相通也参加吸油；当叶片处于压油腔区时，叶片底部和配流盘高压腔相通向外压油。
叶片底部的吸油和压油作用，正好补偿了工作容积中叶片所占的体积，所以叶片体积对泵的瞬时流量无影响。
为使叶片能顺利的向外运动并始终紧贴定子，必须使叶片所受的惯性力、叶片与定子间的摩擦力及叶片的离心力等的合力尽量与转子中叶片槽的方向一致，以免侧向分力使叶片和定子间产生摩擦力影响叶片的伸出，为此转子中叶片槽应向后倾斜一定角度ρi。图3.26为单作用叶片泵的配流盘和转子结构简图。
单作用叶片泵的排量和流量图3.27为单作用叶片泵排量和流量计算原理简图。设定子直径为D，转子直径为d，宽度为B，两叶片间夹角为β，叶片数为Z，定子与转子的偏心量为e。当单作用叶片泵的转子每转一转时，每两相邻叶片间的密封容积变化量为V1-V2。
若近似把AB和CD看作是中心O1的圆弧，则有：因叶片数为Z，所以在一转中应当有Z个密封容积变化量，即排量V=(V1-V2)Z，将上两式代入，并加以整理，其排量近似表达式为：（3.24）泵的实际流量q为：（3.25）式中：n——转子的转速；θpv——泵的容积效率。
从式（3.24）和（3.25）看出，改变单作用叶片泵转子和定子的偏心距e，便可改变泵的排量V和流量q。根据理论分析，当叶片数为奇数时，单作用叶片泵瞬时流量脉动小，所以限压式变量叶片泵的叶片数通常为15片左右。
3.单作用变量叶片泵(1)限压式变量叶片泵的工作原理和特性（a）外反馈限压式变量叶片泵图3.28为外反馈限压式变量叶片泵工作原理图。
转子的中心O1是固定的，定子可以左右移动，在弹簧3的作用下，定子被推向左端，使定子中心O2与转子中心O1有一初始偏心量e0，e0的大小可用调节螺钉1调节，它决定了泵在螺钉本次调节时的最大流量qmax。该泵配流盘上的吸油窗口和压油窗口对泵的中心线是对称的。
泵工作时，油泵出口压力p经泵内通道作用在小柱塞面积A上，这样柱塞上的作用力F=pA与弹簧的作用力方向相反。
当pA=Ksx0（Ks为弹簧刚度，x0为偏心量是e0时弹簧的预压缩量）时，柱塞上所受的液压力与弹簧初始力相平衡，此时的压力p称为泵的限定压力，用pb表示，则：（3.26）当系统压力p<pb时，则：（3.27）这表明定子不动，最大偏心距e0保持不变，泵也保持最大流量。
当系统压力时p>pb，则：（3.28）这表明压力油的作用力大于弹簧3的作用力，使定子向右移动，弹簧被压缩，偏心距e减小，泵的流量也随之减少。
当偏心量变化时弹簧增加的压缩量为x，则偏心量e为：（3.29）此时定子受力平衡方程为：（3.30）将式（3.26）代入（3.30）化简再代入式（3.29）得：（当p>pb时）（3.31）式（3.31）表明当液压系统压力超过泵的限定压力时偏心量e和泵的工作压力之间的关系，即工作压力越高，偏心量e越小，泵的流量也就越小。
这种变量泵是由出油口引出的压力油作用在柱塞上来控制变量的，故称为外反馈限压式变量叶片泵。图3.29为YBX型外反馈限压式变量叶片泵的结构简图。
（b）内反馈限压式变量叶片泵内反馈限压式变量叶片泵的工作原理与外反馈限压式变量叶片泵相似。图3.30所示为内反馈限压式变量叶片泵的工作原理图。
从图中看出，由于内反馈限压式变量叶片泵配流盘的吸、压油窗口相对泵中心线y是不对称的，存在着偏角ρ，因此泵在工作时，压油区的压力油作用于定子的力F也偏一个角ρ，这样F在x轴方向的分力为Fsinρ，当分力Fsinρ超过限压弹簧限定作用力时，则定子向右移动，减少定子与转子偏心距e，因而使泵的输出流量减小。
这种变量泵是依靠压油腔压力直接作用在定子上来控制变量的，故称为内反馈限压式变量叶片泵。
限压式变量叶片泵压力—流量特性对于限压式变量叶片泵，当泵压力p<pb时，有pA<Ksx0。其中x0为e=e0时的弹簧初始压缩量，这时的流量为：（3.32）式中：kq—泵的流量系数。
当泵压力p>pb时，即pA>Ksx0，定子移动了距离，由pA=Ks(x0+x)得。偏心量为：将偏心量e代入式（3.32），这时的流量为：由此得：（3.33）
图3.31为限压式变量叶片泵流量—压力特性曲线。该曲线表示了泵工作时流量与压力变化关系。当泵的工作压力小于pb时，其流量q变化按斜线AB变化，在该阶段变量泵相当一个定量泵，图中B点为曲线的拐点，其对应的压力就是限定压力pb。它表示泵在原始偏心距e0时可达到的最大工作压力。
当泵的工作压力p超过pb时，偏心距e减小，输出流量随压力的增高而急剧减少，流量按BC段曲线变化，C点所对应的压力pc为截止压力（又称为最大压力）。当更换不同刚度的限压弹簧时，可改变曲线BC段的斜率，弹簧刚度K值越小（越“软”），BC段越陡，pc值越小；
反之，弹簧刚度Ks值越大（越“硬”），曲线BC段越平缓，pc值亦越大。
限压式变量叶片泵应用由于限压式变量叶片泵具有上述特点，因此它常用于执行机构需要快慢速的液压系统。例如用于组合机床动力滑台的进给系统，用来实现快进、工进、快退等工作循环；也可用于定位、夹紧系统。
当执行机构快进或快退时，需要大流量和较小的工作压力，这样，可利用限压式变量叶片泵流量一压力特性曲线（见图3.31）中AB段；在工作进给时，需要较小流量和较大的工作压力，这样可利用BC段。在定位夹紧系统中，定位、夹紧部件移动时需要低压大流量，即可用AB段；
当定位、夹紧时，仅需要维持较大的压力和补偿泄漏量的流量，则可以利用特性曲线C点的特性。从上述液压系统中可以看出，限压式变量叶片泵功率利用合理，可减少功率损耗，减少油液发热，并且可以简化油路系统。但由于限压式变量叶片泵结构比较复杂，泄漏比较大，所以使执行机构运动速度不够平稳。
使密封工作容积发生变化来实现吸油和压油的。与齿轮泵和叶片泵相比它有以下特点：（1）工作压力高由于密封容积是由缸体中的柱塞孔和柱塞构成，其配合表面质量和尺寸精度容易达到要求，密封性好，结构紧凑，容积效率高。
此外，柱塞泵的主要零件在工作中处于受压状态，故使零件材料的机械性能得到充分地利用，所以零件强度高。基于上述两点，这类泵工作压力一般为20～40MPa，最高可达1000MPa。（2）易于变量只要改变柱塞行程便可改变液压泵的流量，并且易于实现单向或双向变量。
（3）流量范围大只要改变柱塞直径或数量，便可得到不同的流量。但柱塞泵还存在着对油污染敏感，滤油精度要求高，结构复杂，加工精度高，价格较昂贵等缺点。
1.径向柱塞泵(1)径向柱塞泵的工作原理图3.32为径向柱塞泵工作原理图。在转子（缸体）2上径向均匀排列着柱塞孔，孔中装有柱塞1，柱塞可在柱塞孔中自由滑动。衬套3固定在转子孔内并随转子一起旋转。配流轴5固定不动，配流轴的中心与定子中心有偏心e，定子能左右移动。
转子顺时针方向转动时，柱塞在离心力（或在低压油）的作用下压紧在定子4的内壁上，当柱塞转到上半周，柱塞向外伸出，径向孔内的密封工作容积不断增大，产生局部真空，将油箱中的油液经配流轴上的a孔进入b腔；
当柱塞转到下半周，柱塞被定子的表面向里推入，密封工作容积不断减小，将c腔的油从配流轴上的d孔向外压出。转子每转一转，柱塞在每个径向孔内吸、压油各一次。改变定子与转子偏心量e的大小，就可以改变泵的排量；改变偏心量e的方向，即使偏心距e从正值变为负值时，泵的吸、压油方向发生变化。
因此径向柱塞泵可以做成单向或双向变量泵。
柱塞布置不如后面介绍的轴向布置紧凑，结构复杂，自吸能力差，配流轴受径向不平衡液压力的作用，配流轴必须做得直径较粗，以免变形过大，同时在配流轴与衬套之间磨损后的间隙不能自动补偿，泄漏较大，这些原因就限制了径向柱塞泵的转速和额定压力的进一步提高。径向柱塞泵(2/5)
当径向柱塞泵的转子和定子间的偏心量为e时，柱塞在缸体内孔的行程为2e，若柱塞数为Z，柱塞直径为d，则泵的排量为：（3.34）若泵的转速为n，容积效率为θpv，则泵的实际流量为：（3.35）由于柱塞在缸体中径向移动速度是变化的，而各个柱塞在同一瞬时径向移动速度也不一样，所以径向柱塞泵的瞬时流量是脉动的，由于奇数柱塞要比偶数柱塞的的瞬时流量脉动小得多，所以径向柱塞泵采用奇数柱塞。
径向柱塞泵(3/5)
柱塞泵按其配流方式不同可分为轴配流和阀配流两种。图3.32所示是轴配流式径向柱塞泵；图3.33所示是阀配流式径向柱塞泵。径向柱塞泵(4/5)
在图3.33阀配流径向柱塞泵的工作原理图中，柱塞2在弹簧3的作用下始终压紧在和主轴做成一体偏心轮1上的滚动轴承6的外环上，主轴转一周，柱塞完成一个往复行程。根据容积式泵的特点，柱塞向下运动时，通过吸油阀5吸油；柱塞向上运动时，通过压油阀4压油。
在该泵的吸、压油过程中，当柱塞从吸油过程转换到压油过程时，柱塞在开始往上运动的瞬间，吸油阀尚未关闭，压油阀还未打开，这样，柱塞将油压到吸油腔。同理，当柱塞从压油过程转换到吸油过程时，在柱塞开始往下运动的瞬间，压油阀尚未关闭，吸油阀还未打开，这样柱塞将从压油腔吸油。
因此，泵的吸、压油对柱塞的运动有一定的滞后，即阀配流泵的滞后现象使泵的实际排量比理论计算值要低。泵的转速愈高此滞后现象愈严重。所以此类泵的额定转速一般不高。
2.轴向柱塞泵(1)轴向柱塞泵的工作原理图3.34为斜盘式轴向柱塞泵工作原理图。斜盘式轴向柱塞泵由传动轴1、斜盘2、柱塞3、缸体4和配流盘5等主要零件组成。传动轴带动缸体旋转，斜盘和配流盘是固定不动的。柱塞均布于缸体内，并且柱塞头部靠机械装置或在低压油作用下紧压在斜盘上。
斜盘的法线和缸体轴线交角为斜盘倾角η。
当传动轴按图示方向旋转时，柱塞一方面随缸体转动，另一方面还在机械装置或低压油的作用下，在缸体内作往复运动，柱塞在其自下而上的半圆周内旋转时逐渐向外伸出，使缸体内孔和柱塞形成的密封工作容积不断增加，产生局部真空，从而将油液经配流盘的吸油口a吸入；
柱塞在其自上而下的半圆周内旋转时又逐渐压入缸体内，使密封容积不断减小，将油液从配流盘窗口b向外压出。缸体每转一周，每个柱塞往复运动一次，完成吸、压油一次。
如果改变斜角η的大小，就能改变柱塞行程长度，也就改变了泵的排量；如果改变斜盘倾角η的方向，就能改变吸、压油的方向，此时就成为双向变量轴向柱塞泵。
图3.35为斜轴式轴向柱塞泵工作原理图。斜轴式轴向柱塞泵当传动轴1在电动机的带动下转动时，连杆2推动柱塞4在缸体3中作往复运动，同时连杆的侧面带动柱塞连同缸体一同旋转。利用固定不动的平面配流盘5的吸入，压出窗口进行吸油、压油。若改变缸体的倾斜角度，就可改变泵的排量；
若改变缸体的倾斜方向，就可成为双向变量轴向柱塞泵。
轴向柱塞泵的排量和流量图3.36为轴向柱塞泵的柱塞运动规律示意图。根据此图可求出轴向柱塞泵的排量和流量。
设柱塞直径为d，柱塞数为Z，柱塞中心分布圆直径为D，斜盘倾角为η，则柱塞行程h为：（3.36）缸体转一转时，泵的排量V为：（3.37）泵的实际输出流量q为：（3.38）式中：n——泵的转速；θpv——泵的容积效率。
下面分析该泵的瞬时流量。见图3.36所示，当缸体转过χt角时，柱塞由a转至b，则柱塞位移量s为：将上式对时间变量t求导数，得柱塞的瞬时移动速度u为：（3.39）故单个柱塞的瞬时流量为：（3.40）由上式得知，单个柱塞的瞬时流量是按正弦规律变化的。
整个泵的瞬时流量是处在压油区的几个柱塞瞬时流量的总和，因而也是脉动的，其流量的脉动率（同齿轮泵流量脉动率概念相同）经推导其结果为：(当Z为奇数时)（3.41）(当Z为偶数时)（3.42）
轴向柱塞泵的结构（a）斜盘式轴向柱塞泵非通轴式轴向柱塞泵①CY14-1轴向柱塞泵主体部分CY14-1型轴向柱塞泵是非通轴式柱塞泵，它由主体和变量两部分组成。相同流量的泵，其主体结构相同，配以不同的变量机构便派生出许多种类型，其额定工作压力多为32MPa。
图3.37为SCY14-1型手动变量轴向柱塞泵的结构简图，图中的中部和右半部为主体部分（零件1～14）。中间泵体1和前泵体8组成泵体，传动轴9通过花键带动缸体5旋转，使轴向均匀分布在缸体上的七个柱塞4绕传动轴的轴线旋转。
每个柱塞的头部都装有滑靴3，滑靴与柱塞是球铰连接，可以任意转动（图3.38）。定心弹簧10的作用力通过内套11、钢球13和回程盘14将滑靴压靠在斜盘20的斜面上。当缸体转动时，该作用力使柱塞完成回程吸油动作。柱塞压油行程则是由斜盘斜面通过滑靴推动的。
圆柱滚子轴承2用以承受缸体的径向力，缸体的轴向力由配流盘7来承受，配流盘上开有吸油、压油窗口，分别与前泵体上吸、压油口相通，前泵体上的吸、压油口分布在前泵体的左右两侧。
轴向柱塞泵的结构(3/19)
CY14-1型变量泵主体部分的主要结构和零件有以下特点。a.滑靴与斜盘在斜盘式轴向柱塞泵中，若柱塞以球形头部直接接触斜盘滑动也能工作，但泵在工作中由于柱塞头部与斜盘平面相接触，从理论上讲为点接触，因而接触应力大，柱塞及斜盘极易磨损，故只适用于低压。
而此柱塞泵在柱塞上装有滑靴，二者之间为球面接触，而滑靴与斜盘之间又以平面接触，从而改善了柱塞工作受力状况。另外，为了减小滑靴与斜盘的滑动摩擦，利用流体力学中平面缝隙流动原理，采用静压支承结构。
图3.38所示为滑靴静压支承原理图，在柱塞中心有直径为d0的轴向阻尼孔，将柱塞压油时产生的压力油中的一小部分通过阻尼孔引入到滑靴端面的油室h，使h处及其周围圆环密封带上压力升高，从而产生一个垂直于滑靴端面的液压反推力FN，其大小与滑靴端面尺寸R1和R2有关，其方向与柱塞压油时产生的柱塞对滑靴端面产生的压紧力F相反。
通常取压紧系数M0＝FN/F＝1.05～1.10。这样，使液压反推力FN不仅抵消了压紧力F，而且使滑靴与斜盘之间形成油膜，将金属隔开，使相对滑动面变为液体摩擦。这有利于泵在高压下工作。
b.柱塞与缸体如图3.38所示，斜盘面通过滑靴作用给柱塞的液压反推力FN，可沿柱塞的轴向和半径方向分解成轴向力FNx=FNcosη和径向力FNy=FNsinη（η为斜盘倾角）。轴向力FNx是柱塞压油的作用力。
而径向力FNy则通过柱塞传给缸体，它将使缸体产生颠覆力矩，造成缸体的倾斜，这将使缸体和配流盘之间出现楔形间隙，密封表面局部接触，从而导致了缸体与配流盘之间的表面烧伤及柱塞和缸体之间的磨损，影响了泵的正常工作。
所以在图3.37中合理地布置了圆柱滚子轴承2，使径向力FNy的合力作用线在圆柱滚子轴承滚子的长度范围之内，从而避免了径向力FNy所产生的不良后果。另外，为了减少径向力FNy，斜盘的倾角一般不大于20°。
②CY14-1型变量机构在变量轴向柱塞泵中均设有专门的变量机构，用来改变斜盘倾角的大小以调节泵的流量。轴向柱塞泵变量机构的结构形式是多种多样的。a.手动变量机构SCY14-1型轴向柱塞泵是手动变量泵。如图3.37左半部所示。
变量时，先松开螺母16，然后转动手轮15，螺杆17便随之转动，因导向键19作用，螺杆17的转动会使变量活塞18及其活塞上的销轴22上下移动。斜盘20的左右两侧用耳轴支持在变量壳体23的两块铜瓦上（图中未画出），通过销轴带动斜盘绕其耳轴中心转动，从而改变斜盘倾角η。
η的变化范围为0～20°左右。流量调定后旋动螺母将螺杆锁紧，以防止松动。手动变量机构简单，但手动操纵力较大，通常只能停机或泵压较低的情况下才能实现变量。
b.压力补偿变量机构YCY14-1型轴向柱塞泵是压力补偿变量泵，其主体部分同SCY14-1型轴向柱塞泵，只是变量部分是压力补偿变量机构，此机构使泵的流量随出口压力升高而自动减少，压力和流量的关系近似地按双曲线变化，它使泵的功率基本保持不变。故这种机构也称作为恒功率变量机构。
图3.39为压力补偿变量结构。油泵工作时，泵出口压力油的一部分经泵体上的孔道a、b、c通到变量机构（参见图3.37），并顶开单向阀9进入变量壳体7的下油腔d，再沿孔道e通到伺服阀阀心的下端环形面积处（见图3.40）。
当泵的出口油压力不太高即p<30105～70105Pa）时，伺服阀阀心环形面积上的液压作用力小于外弹簧3对阀心的作用力，则伺服阀阀心处在最下方位置（见图3.40a）。此时通道f的出口被打开，使d腔与g相通，油压相等。
由于变量活塞8的两端端面积不等，即，上端大，下端小，因此变量活塞在推力差的作用下被压到最下方的位置，斜盘的倾角η最大，泵的输出流量也最大。
当泵的出口压力升高时，阀心环形面积处的液压作用力超过外弹簧3对阀心的予紧力时，使阀心上移，通道f的出口被封闭，而通道i的出口被打开（见图3.40b），g腔的油液经过通道i、阀心上的小孔（图中虚线所示）与泵的内腔相通，油压下降（因泵的内腔经泵的泄油口与油箱相通），变量活塞便在d腔油压的作用下向上移动，斜盘的倾角减小，泵的流量下降。
随着变量活塞的上升，孔道i被封闭，此时通道f仍被封闭（见图3.40c）g腔被封死，d腔内油压对变量活塞的作用力被g腔内油液的反作用力平衡，使得变量活塞停止上移，斜盘便在这种新的位置下工作。
泵的出口压力越大，阀心就能上升到更大的高度，变量活塞也上升得越高，斜盘的倾角变得越小，泵输出的流量也就越小。当出口油压下降时，阀心在弹簧力的作用下下移，孔道f被打开，g腔油压与d腔相同，又恢复到图3.40a的位置，在压力差作用下，变量活塞下降，流量又重新增大。
泵开始变量的压力由外弹簧的预紧力来决定，当调节套2（见图3.39）调在最上位置时，外弹簧的予紧力较小，泵的出口压力大于Pa时才开始变量；当调节套2调到最下端位置时，外弹簧的予紧力增大，泵的出口压力达到Pa时才开始变量。
图3.41为压力补偿变量泵的调节特性曲线，它表示了流量—压力变化的关系。图中A点和G点表示调节套2调到在最上方和最下方位置时的开始变量压力。阴影部分为泵的调节特性范围。AB的斜率由外弹簧3的刚度决定。FE的斜率由外弹簧和内弹簧4的合成刚度决定，ED的长度是由调节套1的位置来决定。
若调节套2是调在最上方和最下方之间某一位置，则泵的流量与压力变化关系在图3.41所示阴影范围内，且为三条直线组成的折线，例如G'F'E'D'线。
G'点表示开始变量压力，当泵的出口压力低于G'对应的压力p'时，泵输出额定流量的100%；当油压超过压力p'时，变量机构中心只有外弹簧端面碰到调节套2端面逐渐被压缩，流量随压力升高沿斜线G'F'减小，G'F'的斜率仅由外弹簧的刚度来决定，与AB平行；
当油压继续升高超过点F'所对应的压力p''时，变量机构中内、弹簧3和4端面同时被调节套端面逐渐压缩，相当弹簧刚度增加，流量随压力的升高沿斜线F'E'减少，F'E'的斜率由内、外弹簧的组合刚度来决定，与FE平行；
E'点表示心轴5的轴肩已碰到调节套1的端面，变量活塞已不能上升，此时不论油压如何升高，流量已不能再减少，保持在额定流量的δ％，所以E'D'为水平线，表示流量已不随压力改变。
从图中看出，折线G'F'E'D'与点画线表示的双曲线十分近似。泵的压力与流量的乘积近似等于常数，即泵的输出功率近似为恒定，所以这种泵又称为恒功率变量泵。这种泵可以使液压执行机构在空行程需用较低压力时获得最大流量，使空行程速度加快；
而在工作行程时，由于压力升高，泵的输出流量减少，使工作行程速度减慢，这正符合许多机器设备动作要求，例如液压机、工程机械等，这样能够充分发挥设备的能力，使功率利用合理。
CY14-1系列轴向柱塞泵除上述手动变量和压力补偿变量型式外，还有恒流量变量、恒压变量、手动伺服变量、电液比例变量等多种变量型式。
通轴式轴向柱塞泵图3.42为通轴式轴向柱塞泵结构简图。与非通轴式轴向柱塞泵（见图3.37）相比其主要不同点在于：①通轴泵的传动轴采用两端支承，斜盘对滑靴的反力通过柱塞作用在缸体上，并通过鼓形花键传给传动轴，因而取消了缸体外缘的大圆柱滚子轴承。
另外，缸体可以绕传动轴上的鼓形花键作微小的摆动，以维持与配流端面的密封性能，使缸体具有一定的自动调位性能。
②通轴泵无单独的配流盘，而是通过缸体和后泵盖端面直接配油。缸体中孔内的弹簧（图中未画出）是将缸体压向右侧配流端面，以保证启动时密封。
③通轴泵的传动轴右端可以外伸，通过联轴节来驱动装在泵后盖上的辅助泵（通常为内啮合齿轮泵、摆线泵），供闭式系统补油用，因而可以简化油路系统和管路连接，有利于系统的集成化。④变量机构的活塞与传动轴平行布置，并作用于斜盘外缘，既缩小了泵的径向尺寸，又可以减少变量机构的操纵力。
由于通轴泵具有以上特点，自20世纪80年代开始在国内外广泛地应用于起重运输机械、冶金机械、船舶、化工机械等领域。尤其是行走机械领域。因行走机械的特点是用发动机驱动泵，旋转速度和加速度变换范围大。
而对传动轴和缸体通常采用花键连接的通轴泵来说，对加速度引起的振动具有相当好的刚性，因此几乎不存在问题。
（b）斜轴式轴向柱塞泵图3.43所示为A2F型斜轴式轴向柱塞泵结构简图。该泵为定量泵，即可作泵又可作马达用。它主要由主轴1、轴承组2、连杆柱塞副3、缸体4、配流盘6和后盖7等组成。由于缸体相对与主轴有一倾角，故称斜轴泵。
主轴支承在三个轴承上，靠右侧的轴承2是既能承受较大的轴向力、也能承受一定的径向力的成对角接触球轴承，左侧的轴承为深沟球轴承，主要承受径向力。七个连杆的大球头和主轴端部圆周为球窝铰接，小端球头和柱塞球窝铰接。七个连杆柱塞副插入柱塞孔内。
中心轴9一端球头和主轴中心孔铰接，另一端球头插入球面配流盘中心孔，这样能够支承缸体，并且能保证缸体很好的绕着中心轴回转。套在中心轴上的蝶形弹簧8的一端作用在中心轴的台阶上，另一端将缸体压在配流盘上，因而保证缸体在旋转时良好的密封性和自位性。
当主轴旋转时，连杆与柱塞内壁接触，通过柱塞带动缸体旋转，同时连杆带动柱塞在缸体柱塞孔内作往复运动，使柱塞底部的密封容积发生周期性的增大和减小的变化，通过配流盘的吸、压窗口完成吸油和压油过程，其排量和流量公式与斜盘式轴向柱塞泵完全相同，只不过是用缸体轴线与主轴之间夹角来代替公式中的斜盘倾角。
斜轴式轴向柱塞泵与斜盘式轴向柱塞泵相比，斜轴式轴向柱塞泵因柱塞通过连杆拨动缸体，柱塞所受的液压径向力很小，柱塞受力状态比斜盘式轴向柱塞泵好，故结构强度较高，耐冲击性能好，变量范围较大，主轴与缸体的轴线夹角最大可为40°，所以斜轴式轴向柱塞泵更适合大排量场合。
但是斜轴式轴向柱塞泵体积较大，重量大，结构复杂，变量的调节靠摆动缸体来改变角达到，运动部分的惯量大，动态响应慢。斜轴式轴向柱塞泵适用于工作环境比较恶劣的矿山，冶金机械液压系统。
液压泵的应用范围很广，但可以归纳为两大类：一类统称为固定设备用液压装置，如各类机床、液压机、注塑机、轧钢机等；另一类统称为移动设备用液压装置，如起重机、汽车、飞机等。在了解固定设备和移动设备这两种液压装置不同的基础上，来选用前述各类液压泵。
在选用各种液压泵时最主要是应满足使用要求，其次要考虑的是价格、维修保养是否方便等因素。比较前述各类液压泵的性能，有利于在实际工作中的选用。
1.气压系统对压缩空气的要求及净化(1)对压缩空气的要求（a）要求压缩空气具有一定的压力和足够的流量，能满足气压系统的需求。（b）对压缩空气必须具有一定的净化要求，不得含有水分、油份。所含灰尘等杂质颗粒平均直径一般不超过以下数据：气缸、膜片和截止式气动元件，不大于50μm；
气马达、硬配滑阀，不大于25μm；射流元件，不大于10μm。（c）有些气动装置和气动仪表还要求压缩空气的压力波动要小，能稳定在一定的范围之内才能正常工作。
由于大气中混有灰尘和水蒸汽等杂质，这些杂质也就混在压缩空气中。空气压缩机排出压缩空气的排气口温度可高达140～170°C，在这样的高温下，用于润滑空气压缩机气缸的油通常会变为蒸气，一同混在压缩空气中。
这样，混有灰尘、水分、油分的压缩空气将对气压系统的工作产生下列不利的影响：（a）在一定的压力温度条件下，压缩空气中的水蒸气因饱和而凝结成水滴，并集聚在气动元件或气压装置的管道中。水分有促使元件腐蚀和生锈的作用，这样，影响气压系统和气动元件的正常工作和寿命。
若在寒冷地区还有使管道冻裂的危险。，气压系统对压缩空气的要求及净化(2/3)
（b）混在压缩空气中的油蒸气一方面可能聚集在储气罐、管道和气压系统的容腔中形成易燃物，有引起爆炸的危险；另一方面对气压系统或气动元件结构中使用的橡胶、塑料等密封材料老化，影响元件工作寿命，且排气对环境会产生一定的污染。
（c）压缩空气中含有灰尘等杂质，对气压系统中往复运动或转动的部件（如气缸、气马达、气控阀等）会产生磨损作用，使气动元件产生漏气，效率降低，影响气动元件工作寿命。
（d）压缩空气中混入灰尘、水分、油分等杂质后会混合形成一种胶体状杂质沉积在气压元件上，它们会堵塞节流孔或气流管道，使气动信号不能正常传递，造成气压元件或气压系统工作不稳定或者失灵。由此可见，空气压缩机排出的压缩空气必须经过降温、除油、除水、降尘和干燥等一系列净化处理后才能使用。，
2.气源装置的组成与布置气源装置为气压系统提供满足一定质量要求的压缩空气。图3.44所示为一般气源装置的组成和布置。
通常由空气压缩机1产生压缩空气，其吸气口装有空气过滤器，以减少进入空气压缩机中气体的灰尘杂质量。冷却器2用以降温冷却从空气压缩机排出的高温压缩空气，将汽化的水、油凝结出来。油水分离器3用以使降温后凝结出来的油滴、水滴和杂质等从压缩空气中分离出来，并从排污口排出。
储气罐4和7用以贮存压缩空气以便稳定压缩空气的压力，同时使压缩空气中的部分油分和水分沉积在贮气罐底部以便于除去。干燥器5用以进一步吸收和排除压缩空气中的油分和水分，使之变为干燥空气。过滤器用以进一步过滤压缩空气中的灰尘、杂质和颗粒。
储气罐4中的压缩空气可用于一般要求的气动系统，储气罐7中的压缩空气可用于要求较高的气压系统（如气动仪表、射流元件等组成的系统）。，
3.空气压缩机(1)空气压缩机分类空气压缩机（简称空压机）的种类很多，常用的有以下几种分类方法：（a）按工作原理来分类：容积型的空气压缩机是靠压缩空气的方法，使单位体积内空气分子密度增加，来提高空气压力的。
速度型空气压缩机是利用提高气体分子的运动速度的方法，使气体分子具有的动能转化成气体的压力能。
（b）按排气压力来分类：鼓风机p≤0.2MPa低压空压机0.2MPa≤1MPa中压空压机1MPa≤10MPa高压空压机10MPa≤100MPa（c）按输出流量(即铭牌流量或自由流量)来分类：微型空压机qz≤0.017m3/s小型空压机0.017m3/s≤0.17m3/s中型空压机0.17m3/s≤1.7m3/s大型空压机>1.7m3/s
（a）立式空气压缩机工作原理图3.45所示为立式活塞式空压机工作原理图。
立式活塞式空压机中的立式是气缸中心线垂直于地面，它利用曲柄连杆机构，将原动机（电动机或内燃机等）的回转运动转变为活塞往复直线运动，当活塞1向下运动时，气缸2内的容积逐渐增大，压力逐渐降低而产生真空，进气阀7打开，外界空气在大气压作用下，通过空气滤清器5和进气管6被吸入气缸内，该过程称为吸气过程。
当活塞向上运动时，气缸的容积逐渐减小，空气受到压缩，压力逐渐升高而使进气阀关闭，压缩空气打开排气阀3经排气管4输入到储气罐中，该过程称为排气过程。(2)活塞式空压机的工作原理
（b）卧式空气压缩机的工作原理图3.46所示为卧式活塞式空压机工作原理。卧式活塞式空压机中的卧式是气缸中心线平行于地面，其工作原理及工作过程与立式相同，故不再叙述。上述两种空压机仅为单活塞和单气缸，多数空压机是多缸和多活塞的组合。
气压系统的工作压力和流量两个主要参数。（a）输出压力选择若整个气压系统中各执行机构对空压机的工作压力有不同要求，可按其中最大压力来考虑。若气压系统中某些气压装置的工作压力要求较低，则可采用减压阀进行减压的方式供气。气源压力应考虑供气系统管道的沿程压力损失和局部压力损失。
气源压力应高于设备中最高工作压力的20%左右，并以此压力来选空压机。目前，一般气压系统的工作压力为0.5～0.8MPa，这样可选用额定排气压力为0.7～1MPa的低压空压机。特殊需要也可选用中压、高压甚至超高压的空压机。空气压缩机(5/7)
下面经验公式计算：（3.43）气动设备利用系数表示气压系统的设备较多时一般不会同时使用，故尚需考虑同时使用的情况，其数值与气动设备多少有关，由图3.47来选取。漏损系数K1是考虑到各管道、接头和元件等处的泄漏，尤其是风动工具等磨损泄漏，会使供气量增加15%～50%。
一般=1.15～1.5，有风动工具或管路复杂时取大值。备用系数K2是考虑各工作时间用气量不等以及考虑今后增加气动装置还能满足供气的需要，通常K2＝1.3～1.6。空气压缩机(6/7)
（3.43）是将不同压力下的压缩空气的流量都转换成未经压缩的自由状态下的空气，即自由空气流量来计算的。压缩空气流量与自由空气流量之间的换算关系为：（3.44）根据以上计算并结合实际使用情况，可从产品样本上选择适当型号和规格的空压机。
值得注意的是空气压缩机铭牌上标明的空气流量是指自由空气流量（未经压缩的自由状态下的空气），因此，在选择空气压缩机时应按自由空气流量选择，需将压缩空气流量转换为自由空气流量。空气压缩机(7/7)
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