情境二复杂机械的液压传动
任务2 履带车辆的转向液压传动
一、结构与工作情况
1、结构
外形图：
履带式与轮式行驶系统相比，有
如下特点：一是支承面积大，接地
比压小。
因此履带车辆适合在松软
或泥泞场地进行作业，下陷度小，
滚动阻力也小，通过性能较好。
二
是履带支承面上有履齿，不易打滑，
牵引附着性能好，有利于发挥较大
的牵引力。
三是结构复杂，重量大，
运动惯性大，缓冲性能差，“四轮一
带”磨损严重，造价高，寿命短。
因此履带车辆的行驶速度不能太
高，机动性能也较差。
四是履带车
辆还可在高温场地工作，加之其“低比压”、“大牵引力”的突出优点是轮式车辆无法代替的。
2、转向系统图：
发动机的功率分两路传
递，一路通过齿轮传到变速
机构，由车辆根据需要换入
所需挡位；另一路由变量泵
定量马达机组传到两侧两个
汇流行星排的太阳轮。
然后，
通过汇流行星排将两路动力
汇合后，分别通过两侧汇流
行星排的行星架输到两侧履
带。
因两侧太阳轮转动方向
相反，所以输出到两侧履带
的转速大小不相等，造成两
侧履带产生速差而使车辆转
向。
二、转向液压传动系统
1、传动系统图：
图5－1履带车辆－挖掘机的外形图图5－2履带车辆转向系统
如图5－3，该系统采用的是双向变量泵和定量马达组成的容积式调速方式，通过调节液压泵的排量来改变液压马达的输出转速，以实现履带车辆的双向无级转向。
它主要由变量柱塞泵、补油齿轮泵、定量柱塞马达、换向阀、单向阀、溢流阀、油箱、油管和滤油器等元件组成。
2、工作原理
当发动机带动变量泵2转动时，液压泵将发动机的机械能转换
为液压能，输出压力油，驱动马达
10转动。
调节变量柱塞泵斜盘摆角
的大小和方向，即改变液压泵输出
流量的大小和液流的方向，从而使
马达输出不同大小和方向的转速。
马达回油与变量泵的吸油口相通，
形成闭式回路。
由于泵、马达组成的是闭式液压回路，为了补充闭式回路中因泄漏而造成的油液损失，系统中设有补油系统，如齿轮泵1、单向阀4和5、定压溢流阀11等；为了使补油系统循环并带走变量泵和定量马达工作中因功率损失而产生的热量，控制油液的温度，系统中设有换向阀8和背压阀9；为防止液压系统过载，还设有安全溢流阀6和7。
三、柱塞泵
柱塞泵是依靠柱塞在缸体内往复运动，使密封容积产生变化来实现吸油和压油的。
由于柱塞和缸体内孔均为圆柱表面，因此加工方便、配合精度高、密封性能好、容积效率高，同时，柱塞处于受压状态，能使材料的强度性能充分发挥，只要改变柱塞的工作行程就能改变泵的排量，所以柱塞泵具有压力高、结构紧凑、效率高、流量调节方便等优点。
由于单柱塞泵只能断续供油，因此作为实用的柱塞泵，常以多个单柱塞泵组合而成。
根据其排列方向不同可分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵。
径向柱塞泵径向尺寸大，结构较复杂，自吸能力差，且配油轴受到径
图5－3 履带车辆转向液压系统1－液压泵 2－变量泵 4、5－单向阀向阀 6、7－安全溢流阀 8－换向阀9－背压阀 10－双向马达 11－溢流阀 图5－4 轴向柱塞泵的工作原理
1－斜盘 2－滑履 3－压板 4、8套筒 5－柱塞 6－弹簧 7－缸体 9－转轴 10－配油盘
向不平衡液压力的作用，易于磨损，这些都限制了它的转速和压力的提高，因此目前应用不多。
这里只介绍轴向柱塞泵。
1、 轴向柱塞泵的工作原理
轴向柱塞泵的工作原理见图5－4。
轴向柱塞泵的柱塞平行于缸体轴心线。
它主要由柱塞5、 缸体7、配油盘10和斜盘1等零件组成。
斜盘1和配油盘10固定不动，斜盘法线和缸体轴线间的交角为γ。
缸体有转轴9带动旋转，缸体上均匀分布了若干个轴向柱塞孔，孔内装有柱塞5。
套筒4在弹簧6作用下，通过压板3而使柱塞头部的滑履2和斜盘紧贴，同时套筒8则使缸体7和配油盘10紧密接触，起密封作用。
当缸体按图示方向转动时，由于斜盘和压板的作用，迫使柱塞在缸体内做往复运动，使各柱塞与缸体间的密封容积增大或缩小变化，通过配油盘的吸油窗口和压油窗口进行吸油和压油。
当缸孔自最低位置向前上转动（前面半周）时，柱塞在转角0～π范围内逐渐向左伸出，柱塞端部的缸孔内密封容积增大，经配油盘吸油窗口吸油；柱塞在转角π～π2（里面半周）范围内，柱塞被斜盘逐渐压入缸体，柱塞端部密封容积减小，经配油盘排油窗口而压油。
如果改变斜盘倾角γ的大小，就能改变柱塞的行程长度，也就改变了泵的排量。
如果改变斜盘倾角的方向，就能改变泵的吸压油方向，就成为双向变量轴向柱塞泵。
2、轴向柱塞泵的排量和流量 由图3-12所示，若柱塞数目为Z ，柱塞直径为d ，柱塞孔的分布圆直径为D ，斜盘倾角为γ时，泵的排量V 为 V =
Z Dtg d γπ
24
(5－1)
设转速为n B ,容积效率为υη，则泵输出的实际流量为
V Zn Dtg d q ηγπ
24
=
(5－2)
由于柱塞的瞬时移动速度不相同，因而输出流量是脉动的，不同柱塞数目的柱塞泵，其输出流量的脉动率也不同。
其大小变化规律见表5-1所示。
由表5－1可以看出柱塞数较多并为奇数时，脉动率较小。
故柱塞泵的柱
塞数一般都为奇数。
从结构和工艺考虑，常取z=7或z=9
3、轴向柱塞泵的结构
图5－5为手动变量机构的轴向柱塞泵结构图。
变量时，转动手轮18，使丝杆17随之转动，带动变量柱16沿导向键作轴向移动，通过轴销13使支承在变量壳体上的斜盘15绕钢球的中心转动从而改变了斜盘倾角γ，也就改变了泵
的排量，流量调好后应将锁紧螺母19锁紧。
工作时，外动力通过轴8带动缸体5转动，缸体5中的柱塞一方面一同与缸体5转动，同时又由于弹簧的作用，使柱塞一端在滑履中跟随滑履紧贴斜盘滑动，这样缸体5每转一周，柱塞在缸体5中伸缩一次，实现一次吸油与排油的工作。
四、 液压马达
在结构上液压马达和液压泵是基本相同的，因此液压马达按结构也可分为齿轮式、叶片式和柱塞式三大类。
液压马达是把液压能转换为机械能的元件。
由于泵和马达二者的任务和工作条件不同，所以在实际结构上存在着一定区别。
1、液压马达的主要性能参数
液压马达的主要性能参数有转速n M 、转矩T 和效率η。
（一）转速和容积效率
设液压马达的排量为V M ，转速为n M ，不计泄漏损失，液压马达需要油液流量为V M n M （理论流量）。
由于马达存在泄漏，故实际所需流量应大于理论流量。
设马达的泄漏量为q ∆，则实际供给的流量为 q n V q M M ∆+=
液压马达的容积效率为理论流量和实际流量之比，则液压马达的容积效率为 q
n V M
M =
υη （5－3） 液压马达的转速为
图5－5 斜盘式轴向柱塞泵结构图
1－泵体 2－内套 3－定心弹簧 4－钢套 5－缸体 6－配油盘 7－前泵体 8－轴 9－柱塞 10－套筒 11－轴承 12－滑履 13－销轴 14－压盘 15－倾斜盘 16－变量柱塞 17－丝杆 18－手轮 19－螺母
υηM
M V q
n =
（5－4） （二）转矩和机械效率m η
如不考虑马达的摩擦损失，液压马达的理论输出转矩t T 的公式与泵相同， π
2M
M t V p T =
实际上液压马达存在机械损失，由机械损失造成液压马达实际输出转矩T 要小于它的理论输出转矩T t 。
设机械效率为m η，则
t
m T T
=
η （5－5） m M
M m t V p T T ηπ
η2=
= （5－6）
机、航空、船舶、一般机械 起重运输机械、工厂机械、飞机
重运输机械、矿山机械、冶金机械、船舶、飞机
械 食品、化工、石油、纺织等机械
（三） 液压马达的总效率η
液压马达的总效率为马达的输出功率M n T π2和输入功率q p M 之比，则
υυηηηπ
ηππηυm M M M M M M M M V p T
n V p n T q
p n T ====
222 （5－7） 从上式可知，液压马达的总效率等于液压马达的机械效率m η和容积效率υ
η的乘积。
2、叶片式液压马达
叶片式液压马达的工作原理如图5－6所示，当压力油通入压油腔后，在叶片1、3（或5、7）一面上作用有压力油，另一面则为无压力油作用，由于叶片1、5受力面积大于叶片3、7，从而由于叶片受力差构成的力矩使转子和叶片作顺时针旋转。
根据液压马达要双向旋转的要求，叶片式液压马达在结构上与叶片泵有一些重要区别。
马达的叶片径向放置。
叶片应始终紧贴定子内表面，以保证正常起动，因此，在吸、压油腔通入叶片根部的通路上应设置单向阀，使叶片底部能与压力油相通外，还另设弹簧，使叶片始终处于伸出状态，保证初始密封。
叶片式液压马达的转子惯性小，动作灵敏，可以频繁换向，但泄漏量较大，不宜在低速下工作。
因此叶片式马达一般用于转速高、转矩小、动作要求灵敏的场合。
图5－6 叶片式液压马达工作原理
3、轴向柱塞式液压马达 在图5-7的柱塞泵中，当压力油经配油盘通入柱塞底部孔时，此时柱塞泵就变成了轴向柱塞式液压马达，柱塞受压力油作用向外伸出，并紧紧压在斜盘上，这时斜盘对柱塞产生一反作用力F （图5－7）。
由于斜盘倾斜角为γ，所以F 可分解为两个分力，一个轴向力
x F ，它和作用在柱塞上的液
压作用力相平衡，另一个分力Y F 它使缸体产生转矩。
应注意，由于各柱塞在直径D 分布圆上Y F 分力产生的转矩是不相等的，因此转矩也是脉动的。
但液压马达的转速M n 和平均转矩T 也可按式（5－4）和式（5－6）计算。
五、减压阀
1、 减压阀的工作原理与结构特点
减压阀作用是使系统某一支油路获得比系统压力低而平稳的压力油的液压控制阀。
减压阀也有直动和先导式两种，先导式减压阀应用较多。
减压阀主要是利用出油口压力的反馈作用，自动控制阀口的开度，保证出口压力基本上为弹簧调定的压力（图5-8a 为减压阀的图形符号），因此，它也被称为定值减压阀。
图5-8所示为先导式减压阀结构，它由先导阀和主阀组成。
油压为P 1的压力油流入减压阀，经口x 减压后由出油口流出，其压力减为p 2 。
出油口油液经阀体和下阀盖上的孔及主阀芯上的阻尼孔e 流入主阀芯上腔及先导阀右腔。
当出口压力p 2低于先导阀弹簧的调定压力时，先导阀呈关闭状态，使主阀芯上、下腔油压相等，它在主阀弹簧力作用下处于最下端位置。
这时减压阀口x 开度最大，不起减压作用，其进、出口油压基本相等。
当p 2达到先导阀弹簧调定压力时，先导阀开启，主阀芯上腔油经先导阀流回油箱，下腔油经阻尼孔向上流动，由于阻尼孔的减压作用使主阀芯两端产生压力差。
主阀芯在此压差作用下向图5－7 轴向柱塞马达工作
图5－8 减压阀
上抬起关小减压阀口x，阀口压降△p增加，又由于出口压力为调定压力p
2
，因
而其进口压力p
1
值会升高，即P1=P2+△P（或P2=P1－△P），减压阀开始起减压作
用，使出口压力P
2
稳定在调定压力上。
若由于负载增大或进口压力向上波动而
使P
2增大，在P
2
大于弹簧调定值的瞬时，主阀芯立即上移，使开口x迅速减少，
△P 进一步增大，由上式可知，出口压力P2便自动下降，仍恢复为原来的调定值。
减压阀的阀口为常开型，其泄油口必须由单独设置的油管通往油箱，且泄油管不能插入油箱液面以下，以免造成背压，使泄油箱不畅，影响阀的正常工作。
当阀的外控口K接一远程调压阀，且远程调压阀的调定压力低于减压阀的调定压力时，可以实现二级减压。
2、减压回路
在液压系统中，很多情况下需要某一支油路的
工作压力低于系统的工作压力，可采用减压回路。
图5-9是夹紧机构中常用的减压回路。
回路中
串联一个减压阀，这样能使夹紧支路获得稳定的夹
紧力，当系统压力有波动时，减压阀出口压力可稳
定不变。
图中单向阀的作用是当主系统压力下降到
低于减压阀调定压力（如主油路中液压缸快速运
动）时，防止油倒流，起到短时保压作用，使夹紧
缸的夹紧力在短时间内保持不变。
为了确保安全，
夹紧回路中常采用带定位的二位四通电磁换向阀，
或采用失电夹紧的二位四通电磁换向阀换向，防止
在电路出现故障时松开工件出事故。
为使减压回路可靠地工作，其减压阀的最高调
定压力应比系统调定压力低一定的数值。
例如，中
压系统约低0.5MPa，中高压系统约低1MPa，否则
减压阀不能正常工作。
六、容积调速回路
节流调速回路有节流或溢流损失，只适合于小功率液压系统。
而利用改变变量泵或变量液压马达的排量来调节执行元件运动速度的回路称为容积调速回路。
这种调速回路无溢流损失和节流损失，故效率高、发热少，适用于高压大流量的液压系统。
容积调速回路按油液循环方式的不同，有开式和闭式两种。
根据液压泵与执行元件组合方式的不同，容积调速回路有四种形式，它们的组成及调速特性分析如下：
1、变量泵—液压缸容积调速回路
图5-10a所示开式容积调速回路。
回路由变量泵及液压缸组成的容积调速回路。
改变变量泵1的排量，即可调节液压缸中活塞的运动速度。
单向阀2的作用是当泵停止工作时，防止液压缸的油向泵倒流和进入空气。
安全阀3起过载保护作用，背压阀6使液压缸运动平稳。
设液压泵的排量为V
B
，转速为n B，液压缸的有效工作面积为A，活塞的速度为 ，液压泵输出压力为P B，液压泵输出功率为P BN，则
图5－9减压回路
A
n V B B =
υ
（5－8）
B B B N B n V P P = （5－9）
由式（5－8）可见，活塞的运动速度υ与泵的排量V B 成正比，即改变变量泵的排量时，即可改变活塞的速度。
如果不计回路的损失，则液压缸的输出功率P M 与液压泵输出功率相等，由式（5－9）可知，液压缸的输出功率也与泵的排量V B 成正比。
该回路的调速特性如图5－10b 所示。
从公式（5－8）知，只要泵的排量和转速不变，液压缸的速度就不变，但当负载增加压力升高时，其泄漏量增加，使活塞速度明显降低，这就是υ—F 特性向下倾斜的原因，如图5－10C 所示。
这种容积调速回路常用于插床、拉床、压力机、推土机、升降机等大功率的液压系统中。
2、变量泵—定量液压马达容积调速回路
图5－11a 所示的闭式回路为由变量泵2及定量液压马达4等组成的容积调
图5－10 变量泵－液压缸容积调速回路
1－变量泵 2－单向阀 3－安全阀 4－换向阀 5－液压缸 6－背压阀
图5－11 变量泵－定量马达容积调速回路及其特性
1－辅助泵 2－变量泵 3－安全阀 4－定量液压马达 5－溢流阀 6－单向阀
速回路。
图中3为安全阀起过载保护作用。
辅助泵1与溢流阀5组成补油油路，它使主泵2进油口的油压为定值低压，以避免产生空穴并防止空气进入。
辅助泵的流量约为主泵流量的10%～15%。
系统中有少量温度较高的回油可经溢流阀5流回油箱冷却。
设液压马达的排量V M ，转速为n M ，工作压力为P M ，输出转矩为T M ，；输出功率为P MN ，若不考虑回路损失，则有
M
B B m V n V n =
(5－10)
B B B BN MN n V P P P == (5－11)
由式（5－10）可知，液压马达的输出转速n M 与变量泵的排量V B 成正比，调节V B 即可调节马达的转速。
由式（6-4）可知，马达的输出功率P MN 等于泵的输出功率P BN ，它也与变量泵的排量V B 成正比。
若不计损失，液压马达的液压功率（M M M n V P ）与其输出的机械功率（M M n T π2）相等， 即 M M M M M n T n V P π2=
故
π
2M
M M V p T =
(5－12) 由于采用定量液压马达，M V 为定值，而回路的工作压力M P 由安全阀限定不变，因此液压马达能输出的最大转矩ax m M T 为定值，故该回路为恒转矩调速。
回路的调速特性如图5－11b 所示。
上述两种容积调速回有以下共同特性： （1） 调节变量泵的排量便可调节液压缸的速度或液压马达的转速。
由于变量泵的流量可以调的很小，因此液压缸或液压马达可以获得很低的速度，调速范围宽。
（2） 在不计系统损失和变量泵输出压力调定的情况下，从上述公可知，液压缸能输出恒推力和液压马达能输出恒转矩。
以上两点对于设计液压系统时可充分利用。
3、 定量泵—变量液压马达容积调速回路
图5－12a 所示为由定量泵2和变量液压马达4组成的容积调速回路。
图中，阀3为安全阀，辅助泵6和溢流阀5组成补油油路。
单向阀1用以防止油液倒流及空气进入。
若不计系统损失，且各参数意义同前，则有
M
B
B M V n V n =
(5－13)
π2M M M V p T = (5－14) 由式（5－13）可知，液压马达输出转速M n 与马达的排量M V 成反比。
即M V 越小时，M n 越高。
但M V 不能太小，更不能为零。
否则将会因M n 太高而出事故。
由式（5－14）可知，液压马达的输出转矩与马达的排量成正比，即马达的排量M V 越大，其输出的转矩M T 也越大。
若不计损失，液压马达的输出功率)2(M M N M N M n T P P π=等于定量泵的输出功率
B B B BN BN n V P P P =(=定值)。
即
定值===BN M M N M P n T P π2
由上式可知，液压马达的输出功率MN P 在调速过程中保持恒定，所以也称为恒功率调速。
由此可知液压马达的输出转矩M T 与液压马达的转速M n 成反比，即随着液压马达的转速的提高，其输出转矩减小。
回路的调速特性如图5－12b 所示。
这种调速回路调速范围较小，因为若M V 调得过小，M T 的值会很小，以致不能带动负载，造成液压马达“自锁”，故这种回路很少单独使用。
4、 变量泵—变量液压马达容积调速回路
图5－13a 所示就是双向变量泵2和双向变量液压马达7等元件组成的闭式容积调速回路。
辅助泵9和溢流阀1组成补油油路。
由于泵双向供油，故在补油路增设了单向阀3和4，在安全阀8的限压油路中增设了单向阀5和6。
若泵2逆时针转动时，液压马达的回油及辅助泵9的供油经单向阀4进入主泵2的下油口，则其上油口排出的压力油进入液压马达的上油口并使液压马达逆时针转动，液压马达下油口的回油又进入泵2的下油口，构成闭式循环回路。
这图5－12 定量泵－变量液压马达容积调速回路及其特性
1－单向阀 2－定量泵 3－安全阀 4－变量液压马达 5－溢流阀 6－辅助泵
时单向阀3和6关闭；4和5打开，如果液压马达过载可由安全阀8起保护作用。
若泵2顺时针转动，则单向阀3和6打开4和5关闭，主泵2上油口为进油口，下油口为排油口，液压马达也顺时针转动，实现了液压马达的换向。
这时若液压马达过载，安全阀8仍可起到保护作用。
这种调速回路，在低速段用改变变量泵的排量V
B
调速，在高速段用改变变
量马达的排量V
M
调速，因而调速范围大，其值可达100。
图5－13b为该回路的调速特性。
它是恒转矩调速和恒功率调速的组合。
在
低速段，液压马达的排量调至最大值V
Mmax
，并固定不变（相当于定量液压马达），
调节变量泵的排量V
B ，液压马达的转速即由0升至n’
M
,该段调速属于恒转矩调速。
在高速段调节泵的排量固定为V
Bmax
（最大值），然后调节液压马达的排量，液压
马达的转速就由n’
M 升至n
Mmax。
该段调速属于恒功率调速。
这种容积调速回路由于液压泵和液压马达的排量均可调，因此调速范围大，适用于低速时要求输出大转矩，高速时要求恒功率，且工作效率要求高调速范围要求大的设备，使用比较广泛。
例如，在各种行走机械，牵引机等大功率机械上都采用了这种调速回路。
图5－13变量泵－变量液压马达容积调速回路及其特性1－溢流阀2－双向变量泵3、4、5、6－单向阀7－双向变量液压马达
8－安全阀9－辅助泵。
