3000千瓦及以上大管轮轮机长船舶辅机考点

第八章 液压元件考点 第一节 液压控制阀考点 1：方向控制阀的功用 （1）单向阀-使油只能单向流过。若仅用来控制油单向流动，可选用较软的弹簧，开启压力一般为0.030.05 MPa，以减小油正向流动的压力损失。单向阀有时也设在回油管路中作背压阀用，使回油保持一定的压力；还可与细滤器、冷却器等并联，当这些元件因脏堵而压降过大时开启旁通，起安全阀作用；这些情况需换用较硬的弹簧，背压阀开启压力一般为0.20.6 MPa，细滤器的安全旁通阀开启压力一般不超过0.35 MPa。 （2）液控单向阀-除能允许油单向流过外，有控制油压作用时允许油反向流过。 （3）液压锁-布置在同一阀体中的双联液控单向阀。通液压源的油口A或B有压力油通入时能将该侧单向阀芯顶开让油通过，并借助控制活塞使另一侧单向阀开启，允许从执行元件来的回油流过。A、B皆无压力油进入时两侧单向阀在弹簧作用下关闭，使油路锁闭。 （4）换向阀-利用阀芯相对阀体的位移，改变通过阀的油路的沟通情况。控制方式有手动、机械、电磁、液动和电液等多种；按阀芯工作位置和所控制的油路的数目来分，则有二位、三位和二通、三通、四通、五通、六通等。 （5）梭阀-实际就是一种液控二位三通阀，它有两个压力油入口和一个出口，压力油由任一入口供入，推动阀芯关闭另一侧入口，使进油单独与出口沟通。考点 2：压力控制阀的功用 （1）溢流阀-在系统油压超过调定值时泄放油液。最主要的功用有两种：一种是在系统正常工作时常闭，仅在油压超过调定值时开启，作安全阀用；另一种是在系统工作时常开，靠自动调节开度改变溢流量，以保持阀前油压基本稳定，作定压阀用。根据动作原理溢流阀有直动型和先导型之分。 如图8-1（a）所示，将先导型溢流阀的外控油口用油管接另一只直动型溢流阀，将后者安放在更便于控制的位置，即可用它远控调压。这时先导型溢流阀本身的导阀应不起作用，其调定压力必须高于远程调压的最高调定压力。 如图8-1（b）所示，如果通过先导型溢流阀的外控油口使主阀上腔泄油，则主阀就会完全抬起，使系统泄油，这时溢流阀就被作为卸荷阀使用，其卸荷压力（额定流量下的压力损失）一般在0.2 MPa以下。图8-1 先导型溢流阀的远控方式 （2）电磁溢流阀-电磁溢流阀是由先导型溢流阀和电磁换向阀组合而成，用电信号控制其中电磁换向阀，可使溢流阀主阀芯上腔油压通油箱或其他远控调压阀，即可迅速使溢流阀卸荷或改变其调定压力。 （3）卸荷溢流阀-是由增加了控制活塞的先导溢流阀和单向阀组合而成。可用于高、低压泵并联供油系统，见图8-2（a）。开始工作时低压大流量泵1和高压小流量泵2同时向系统供油，执行元件快速运动；当负载增加、油压升到卸荷溢流阀开启压力时，泵1卸荷，单向阀关闭，高压小流量泵单独向系统供油，执行元件慢速运动。图8-2 卸荷溢流阀的应用 卸荷溢流阀也可用于向蓄能器系统供油，见图8-2（b），当蓄能器油压达到卸荷溢流阀开启压力时，液压泵卸荷，单向阀关闭；当蓄能器油压降至卸荷溢流阀关闭压力时，主阀关闭，液压泵顶开单向阀又向蓄能器供油。 （4）减压阀-能使流经它的油液压力降低，并大致保持所要求的数值。使用最普遍的是定值减压阀（简称减压阀），它能根据阀出口压力的变化改变阀的开度，以使阀后油压降低并大致保持调定值。定值减压阀也有直动型和先导型之分，后者性能好，较常用。还有能使阀进、出口的压差或压比保持恒定的定差减压阀或定比减压阀，这些阀通常采用直动型。 （5）顺序阀-是用油压信号控制油路接通或隔断的阀，可用来控制执行元件的动作顺序。油压信号可以直接来自顺序阀进口，即内部压力控制（直控）；也可以来自其他控制油管，即外部压力控制（外控）。 如使外控顺序阀的出口直通油箱，则该阀就成为可用外加油压信号使系统卸荷的卸荷阀；这时泄油可改为通过阀内通道引至出口（内泄）。考点 3：流量控制阀的功用 （1）节流阀-靠移动或转动阀芯改变阀口的通流面积，从而改变流阻。它装在定压液压源后面的油路中或定量液压源的分支油路上，可起到调节流量的作用。 （2）调速阀-由定差减压阀和节流阀串联而成，在负载变化时定差减压阀能使节流阀前后压差近似不变，从而使通过阀的流量大致恒定。 （3）溢流节流阀-由定差溢流阀和节流阀并联而成，亦称旁通型调速阀，负载变化时定差溢流阀能使节流阀前后压差近似不变，从而使通过阀的流量大致恒定。 考点 4：比例控制阀的功用 比例控制阀能使被控制的压力、流量或阀的开度与输入的电信号成比例地变化，既可以开环控制，也可以加入反馈环节构成闭环控制。它有比例压力阀（比例溢流阀、比例减压阀等）、比例流量阀（比例节流阀、比例调速阀等）和比例方向阀。前两类只需将用手轮控制的调定值改为比例电磁铁或其他电-机械转换元件控制即可；而比例方向阀除能完成液流换向外，还可使输入的电信号与阀口的开度成正比（比例节流型）或与输出的流量成正比（比例流量型），是一种复合控制阀，常用于船舶液压起货机的控制系统。 比例电磁铁是比例控制阀常用的电-机械转换元件，输出的电磁力与输入电流成比例；如带有位置传感器构成反馈环节，可做成能使阀芯位移被准确控制的行程工作型。此外，力矩马达、伺服电机或步进电机也可作为电-机械转换元件。考点 5：液压单向阀的工作原理 由图8-3所示液控单向阀介绍其工作原理。由图8-3（a）可见，当控制油口X无压力油供入时，仅允许油由A向B流过；需要油由B流向A则须控制油口通入压力油，推动控制活塞4，顶开主阀芯3。如果B口是通油压pB很高的液压缸出油腔（例如起重机构），则应采用图8-3（b）所示的卸荷式液控单向阀。其控制油压是先将较小的先导阀5顶开，B口的油液即可经主阀芯3的小孔向A口卸压，从而可大大减小随后顶开主阀芯所需的控制油压。图8-3 液控单向阀1-主阀弹簧；2-阀体；3-主阀芯；4-控制活塞；5-先导阀 上述液控单向阀的控制活塞另一侧的泄油若与A口相通，称为内泄式见图8-3（b）。若A口不是直通油箱，而是串联有其他元件，回油阻力较大，则其压力pA较高，采用内泄式需要较高的控制油压，则应采用外泄式见图8-3（a），即用螺塞将内泄油路堵塞，让漏到控制活塞另一侧的油液经外泄口Y直通油箱，这样pA对控制油压影响便很小。考点 6：电磁和电液换向阀的工作原理 1电磁换向阀 如图8-4所示，压力油进口用P表示，通油箱或油泵吸口的回油口用T表示，而通执行元件的工作油口则用A、B表示。它的三个工作位置是：图8-4 三位四通电磁换向阀（O型）1-阀体；2-电磁铁；3-阀芯；4-弹簧；5-推杆；6-手动应急按钮 （1）当左、右电磁铁2都断电时，阀芯3即在两侧弹簧4的作用下处于图示中间位置，此时如图形符号中间方框所示，各油口P、T、A、B互不相通。 （2）当右端电磁铁通电而左端断电时，右端衔铁被吸上而压动推杆5，克服左端弹簧力和阀芯移动阻力将阀芯推到左端位置，油路变换为符号右框所示：P与B通，A与T通。 （3）当左端电磁铁通电而右端断电时，阀芯被推到右端位置，油路就如符号左框所示：P与A通、B与T通，于是通执行元件的进排油方向也随之改换。 在电磁铁有故障时，可推动手动应急按钮6（可选）移动阀芯。 换向阀的密封是靠阀芯的圆柱形台肩与阀体的配合间隙来保证的，对配合面的精度和粗糙度要求较高。间隙密封难免有少量内漏泄。 图8-4所示电磁阀推杆处不设密封圈，液压油可进到电磁铁内部，称为湿式电磁阀。旧式电磁阀在推杆通过阀体处有O形橡胶密封圈阻止油进入电磁铁，称为干式电磁阀。干式电磁阀有的在推杆密封外侧设漏油腔和漏油管L与回油腔分开，以免回油压力过高时密封圈摩擦阻力过大。湿式电磁阀移动时无密封圈产生的摩擦阻力，工作平稳可靠，现被广泛应用。 阀芯所受的液压径向力在理想情况下应是平衡的。但阀芯和阀孔在制造时可能存在的几何误差，或有杂质附在阀芯端部时，都可能使圆周面各处的油压不同，出现径向液压力不平衡。阀芯在某位置停留一段时间后，若在不平衡径向力作用下偏移，移动阻力便会异常增加，出现卡紧现象。为了减小阀芯的不平衡径向力，在阀芯凸肩上通常加工数圈环形的均压槽以使阀芯四周液压力大致相等。 滑阀开启时由于液流径向流入阀腔，斜向流出，动量的轴向分量增加，对阀芯产生的反作用力称为液动力。换向滑阀的液动力大多是力图使阀口关闭，这会增加滑阀离开中位的阻力。换向阀的尺寸、工作压降和流量越大，则液流的动量变化大，液动力也大。 2电液换向阀 不同公称通径的换向阀都相应规定有允许的最大流量，因为公称通径既定的换向阀流量增大则压力损失呈平方地迅速增大，同时液动力也会过大而妨碍换向。但是，电磁换向阀电磁铁吸力有限，滑阀尺寸不能过大，大流量应选用电液换向阀。 电液换向阀由作先导阀用的通径较小的电磁换向阀和控制主油路用的、通径较大的液动主阀叠加而成。图8-5所示为弹簧对中型电液换向阀。图8-5 弹簧对中型电液换向阀1、7-单向阀；2、6-节流阀；3、5-电磁线圈；4-导阀阀芯；8-主阀阀芯 当导阀右端的电磁线圈5通电时，导阀阀芯4左移，控制油经阻尼器（单向节流阀）的单向阀7进入主阀芯8的右端控制油腔，而主阀左端的控制油则经阻尼器的节流阀2流回油箱，于是主阀芯克服弹簧力和移阀阻力被推到左端；反之，电磁阀左端电磁线圈3通电时，主阀则移到右端。弹簧对中型电液换向阀的导阀中位机能应选Y型，以便导阀两端线圈断电回中时，主阀两端控制油压皆能泄回油箱，而使主阀芯在两端弹簧力作用下回中。 调小一侧阻尼器节流阀的开度，可使主阀芯向该侧移动速度减缓，减小液压冲击。阻尼器也可由一对单向节流阀组成一体，装在导阀和主阀之间。性能要求不高的阀可不设阻尼器。有的主阀的两端设有行程调节螺栓，可改变主阀换向时油口的开度。 弹簧对中型液动换向阀结构简单，应用广泛，但其主阀芯须靠弹簧力回中，故弹簧较硬，控制油压须较高。另外，也有液压对中型电液换向阀，其电磁先导阀的中位机能为P型，在两端电磁线圈皆失电时，控制油同时进入主阀芯两端的控制油腔，在定位套筒的帮助下使主阀芯处于中位。 电液换向阀的控制油压必须高于最低控制油压（一般不超过1 MPa），但也不宜过高。可以由外部压力控制（外控）-由辅泵或主油路分出的减压油路从专设油口向导阀供油；也可以由内部压力控制（内控）-供给主阀的压力油经阀内通道分出一路供给导阀。采用内控时为限制控制油压力及流量，可在阀体内设减压阀或阻尼器；若主阀为中位卸荷式，为了阀芯在中位时能保持控制油压，可在阀体内或回油管设单向阀作背压阀。 此外，导阀的泄油如果经阀内油道通主阀的回油口，称为内泄；若主阀的回油背压太高，导阀泄油应从单独的泄油口通油箱，称为外泄。图8-5所示的图形符号表示的是外控外泄弹簧对中型电液换向阀；内控或内泄只需将图形符号中表示控制油或泄油的虚线取消即可。考点 7：先导型溢流阀的工作原理 图8-6示出二节同心式先导型溢流阀，它由主阀和导阀组合而成。主阀芯5是一底部有阻尼孔7的圆筒形锥阀，与阀套6滑动配合，用以控制进油口P与溢油口T的隔断与接通。压力油从进口P进入到主阀下方，经孔7通至主阀上方的油腔，然后通到导阀1的前腔。导阀实际是一个小型直动溢流阀。当油压未达到其开启压力时，导阀关闭，阀内油不流动，主阀上下油压相等，主阀在弹簧8作用下关闭，溢油口被隔断。图8-6 先导型溢流阀1-导阀；2-导阀座；3-阀盖；4-阀体；5-主阀芯；6-阀套；7-阻尼孔；8-主阀弹簧；9-调压弹簧；10-调压螺钉；11-调压手轮 当系统油压超过导阀的开启压力时，导阀被顶开，少量油经导阀座2的孔口a1、阀盖3和阀体4左侧的钻孔从溢油口T溢出。这时由于阻尼孔7的节流作用，主阀下腔的油压p就会高于其上腔的油压p1。当系统油压p继续升高时，导阀开度及其溢流量随之增加，由于导阀弹簧9较软，故压力p1增加很小，主阀上下的油压差也就增大。当大到足以克服主阀重力、摩擦力和弹簧8的张力Fs时，主阀开始抬起，主阀口即开启溢油。这时，只要系统油压稍有增加，由于主阀上方油压变化不大，主阀上下的油压差就会增大，主阀的升程也就相应加大，其溢流量也增加，阀进口的系统油压就可大体保持稳定。 由于主阀上腔始终有油压p1作用，即使系统油压较高，主阀弹簧也可选得较软，仅用来帮助主阀芯复位；又由于阻尼孔很小，通过导阀的流量也很小，故导阀的承压面积很小，导阀弹簧比较软，而且导阀升程变化也很小，故导阀开启后主阀上腔油压p1变化不大。这样，在主阀开度变化而改变溢流量的过程中，p1和Fs的变化都不大，故系统油压p也就变化不大。转动调压手轮11，改变导阀弹簧的初张力，即可改变溢流阀的调定压力。考点 8：卸荷溢流阀的工作原理 卸荷溢流阀由增加了控制活塞的先导溢流阀和单向阀组合而成，如图8-7所示。液压泵输出的压力为p的油从P口进入，顶开单向阀15，从A口向系统供油，其压力pA因阀15有压降而稍低于进油压力p；pA同时又通过阀体13和阀盖9中的通道作用于控制活塞7的右端面。另外，油液通过主阀芯11下部阻尼孔和阀盖9的通道进入导阀5前腔而作用于导阀，压力为p1；p1同时又作用于控制活塞的左端面。导阀未开启时，活塞左端油压p1=p，稍大于右端油压pA，被推向右边。图8-7 卸荷溢流阀1-调压手轮；2-锁紧螺母；3-调节杆；4-调压弹簧；5-导阀；6-导阀座；7-控制活塞；8-活塞套；9-阀盖；10-螺塞；11-主阀芯；12-阀套；13-阀体；14-单向阀座；15-单向阀；16-单向阀体；17-丝堵 当进口油压p升高到使导阀开启后，p1即大致保持不变，若泵的排压继续升高，则主阀上下油压差（pp1）增大，主阀即开启溢流；这时因活塞右端压力pA随泵的排压p同步升高，当大于左端压力p1时，控制活塞左移，在它帮助下导阀迅速开大，主阀上腔压力p1急剧下降，主阀即全开，使泵卸荷。这时单向阀15关闭，系统和控制活塞右端保持较高油压pA，从而使导阀保持全开。如果是没有控制活塞的普通先导型溢流阀，泵排压降低导阀和主阀即会关小，P口将在调定压力下溢流而非卸荷。 控制活塞的承压面积A大于导阀的承压面积A。当pAA大于导阀的弹簧预紧力FS时导阀开启；而只有当系统油压降到pAA小于FS（即pA降到低于pA/A时），导阀和主阀才相继关闭，排油重新顶开单向阀进入系统。主阀关闭压力约比开启卸荷的压力低10%20%。考点 9：先导式减压阀的工作原理 图8-8示出先导型定值减压阀的结构实例，它由主阀和导阀两部分组成。从进口来的压力为p1的高压油经主阀7的减压口节流后，压力降为p2，由出口流出。降压后的油经阀内通道被引到主阀下方的油腔；再通过主阀的阻尼孔9，到达主阀上方油腔，该处油压为p3；然后经上盖中的通孔引至导阀3的前腔。正常工作时，压力p3超过导阀开启压力，导阀常开，少量油液经阻尼孔9和导阀3从泄油口L泄油，泄油流量一般不超过1.52 L/min。主阀上腔的油压p3因阻尼孔9的节流作用，低于下腔油压p2。如忽略不大的主阀重力和摩擦力，当主阀开度稳定时，p2=p3FS/A，式中，FS、A为主阀的弹簧张力及液压力作用端面积。 如果p2升高，则主阀下方与上方的油压差增大，主阀就会克服弹簧10的张力上移关小节流口，以阻止p2增加；反之，如果p2降低，则主阀就会下移开大节流口，以阻止p2降低。图8-8 先导型定值减压阀1-调压手轮；2-调节螺钉；3-导阀；4-导阀座；5-阀盖；6-阀体；7-主阀芯；8-端盖；9-阻尼孔；10-主阀弹簧；11-调压弹簧 由于导阀较小，其弹簧11较弱，阀升程又短，故p3的压力变化很小；主阀弹簧10仅需帮助主阀克服移动阻力，而无需与液压力p2平衡，故刚度也不大，FS变化也不大。这样，依靠主阀自动调整节流口的开度，即可使出口压力p2基本稳定于调定压力。转动手轮1，改变导阀弹簧11的张力，即可改变减压阀的调定压力。当然，如果阀后的压力p2过低，致使导阀关闭，则主阀上下腔油压相等，主阀就会在弹簧作用下下移至全开位置，这时减压阀无法再维持出口压力恒定。 减压阀的泄油口须直通油箱（外泄），这与溢流阀（内泄）不同。先导型减压阀也有外控口K，可实现远程控制。考点 10：顺序阀的工作原理 图8-9（a）所示为直动型顺序阀，进口油液经阻尼孔被引至与阀芯成一体的控制活塞左方（也有将控制活塞做成阀芯分开的，承压面积较小，可适用较高的工作压力），当油压超过弹簧的调定压力时，阀开启使进、出口相通。图8-9 顺序阀1-阀体；2-阻尼孔；3-下盖 图8-9（b）所示为先导型顺序阀，进口油液先经控制油路a、b被引至主阀下方，然后经阻尼孔2引至主阀上方，再经上盖的通孔引至导阀前方。当进口油压增大，超过导阀弹簧调定的开启压力时导阀被顶起；进口油压进一步升高，则主阀全开，进、出口油路即被接通。先导型与直动型相比，其启、闭压力更接近全开时的压力，更适用于较高压力和较大流量。 如果将直控顺序阀下盖转90安装，把油路a堵住，同时卸除外控口K的螺塞，并从该处另接其他控制油管，就成了外控顺序阀。 顺序阀与溢流阀区别在于顺序阀是控制油路接通或隔断，主阀芯封油长度较长，开启后进、出口压差一般小于0.5 MPa；而溢流阀可作调压阀用，开启溢流时进、回油压差很大。此外，顺序阀出口一般通下一级元件，泄油口必须外接泄油管直通油箱（外泄）；而溢流阀出口大多直通油箱，这时可采用内部泄油（也可不直通油箱，则需外泄）。考点 11：调速阀的工作原理 如图8-10所示，来自定压液压源压力为p0的油液，先经定差减压阀1降压至p1，然后再经节流阀2节流降压至p2。这样，若定差减压阀阀芯的开度能自动进行调节，以使节流阀前后的油压差（p1p2）基本保持恒定，则节流阀的流量即可大体保持稳定。图8-10 调速阀1-定差减压阀；2-节流阀 定差减压阀1的工作原理如下：阀芯上端的油腔b经孔a与节流阀2后面的油腔相通，压力为p2；而油腔c和d则分别经孔f和e与节流阀2前的油腔相通，压力为p1。当载荷R增大以致使p2升高时，减压阀阀芯1即会因上端油腔b中的油压增加而下移，使减压阀阀口开大，于是p1增加；反之，如载荷R减小以致使p2降低，则阀芯1就会因上方油压减小，而在c、d油腔油压p1的作用下上移，将阀口关小，p1也就随之减小。因此，当阀芯1稳定时，如忽略不大的阀芯重力和摩擦力，则可写出阀芯上作用力的平衡方程式：p1p2=FS/A，式中，A和FS为减压阀阀芯大端面积和弹簧张力。 由于阀芯1的移动阻力不大，弹簧可以做得较软；而阀芯的移动量不大，故弹簧张力FS变化也就不大。这样，节流阀前后的压差（p1p2）可基本保持不变，调节节流阀的通流面积即可调节调速阀的流量。调速阀正常工作时油压差（p0p2）一般最少应保持0.40.5 MPa，其中节流阀压差一般为0.10.3 MPa。考点 12：溢流节流阀的工作原理 如图8-11所示，来自定量液压源压力为p1的油液进入溢流节流阀后，一路经节流阀1节流后供往执行元件；另一路则经并联的定差溢流阀2控制泄往油箱。定差溢流阀的溢流量是由节流阀前后的油压差控制，能使（p1p2）大致保持恒定。其工作原理如下：溢流阀下方的油腔a、b和上方油腔c分别与节流阀的进口和出口相通，油压分别为p1和p2。当p2因负载增加而升高时，阀芯2就会因上端油压升高而下移，使阀口关小，溢流量减小，p1便升高；反之，当p2降低时，阀芯2会上移，使溢流量增加，p1也随之降低。阀芯2上作用力的平衡方程式仍为：p1p2=FS/A。这里，弹簧力FS和阀芯的移动量也都不大，故当阀芯处在不同位置时，（p1p2）的变化也不大。因为这种阀不是与定压液压源而是与定量液压源配合使用，为防止负载过大时p1、p2升得过高，故节流阀的出口或进口应设安全阀3（也可设在管路上）。图8-11 溢流节流阀1-节流阀；2-定差溢流阀；3-安全阀考点 13：各种液压控制阀的分类和综合比较 没考点 14：节流阀的性能特点 节流阀的流量Q=KApm。式中，K-节流系数，由节流口形状、油液性质及流动状态决定；A-节流口的通流面积；p-节流口前、后的压差；m-由节流口形状决定的指数，薄壁小孔（孔长小于孔径的一半）m=0.5，细长孔（孔长远大于孔径）m=1，一般节流口m介于两者之间。节流阀虽可改变节流口大小来调节流量，但调定后并不能保证流量稳定。开度既定的节流阀，流量可能受以下因素影响： 1节流口前后的压差p。当负载改变时，阀后油压随之改变，则节流阀的流量将改变，使执行元件的速度相应改变。节流口越接近薄壁小孔，m值越小，Q受p变化的影响就小。 2油温-会引起油黏度变化。细长孔节流系数K与动力黏度成反比，黏度减小时流量会增加；薄壁孔多处于紊流状态，只有当压差及流通截面较小流量才受黏度影响。一般节流口多接近薄壁孔，除非流量很小，通常油温对流量影响不大。 3节流口阻塞。油液老化时易产生带电的极化分子，会在节流口处形成510 m的吸附层，该吸附层会周期性地遭到破坏，造成流量不稳定。此外，油中含有机械杂质或油氧化析出的污垢也会造成节流口阻塞。采用薄壁孔可提高抗堵塞能力。 对节流阀的主要要求： （1）流量调节范围宽，调速比（最大流量与最小稳定流量之比）一般在50以上； （2）调定后流量受负载（出口压力）和油温影响尽可能小，小流量不易堵； （3）调节时流量变化均匀，微调性能好； （4）全关而进油压力达到公称值时漏泄要少，全开时压力损失要小。 由前面分析可知，节流口越接近薄壁孔性能越好。考点 15：换向阀的性能特点 根据阀芯在中位的油路沟通情况，有多种不同中位机能的换向阀。我国的中位机能代号如图8-12所示，国外产品所用代号并不同。机能不同的阀在中位时作用不同。有的中位A、B隔断（如O、M型），则执行元件油路锁闭；而有的A、B相通（如H、U、P、Y型），则执行元件“浮动”-可在外力作用下随意移动。有的阀中位P、T相通（如H、K、M型），油泵卸荷；而有的中位P、T不通（如O、Y、J、U、N型），油泵不能卸荷；X型中位油泵与回油口节流相通，仍保持一定压力（部分卸荷），可向控制油路供油。图8-12 三位四通换向阀的中位机能图 电磁换向阀所配电磁铁有交流、直流两类。电压波动范围一般不应超过额定电压的10%。交流电磁阀价格较低；其衔铁吸上前容抗低，启动电流是正常吸持电流的410倍，故初吸力大，吸、放时间很短，换向冲击大；当阀芯卡死而衔铁不能吸合时，激磁线圈会因电流过大而烧坏；此外，操作频率不宜超过30次/min；工作寿命较短。直流电磁阀则不会因衔铁不能吸合而烧坏，工作频率可达120次/min以上，吸合动作约比前者慢10倍，故换向平稳，工作可靠，寿命较长。考点 16：溢流阀的性能特点 溢流量为额定值qn时的压力pn称为溢流阀的调定压力。油压缓慢上升时，溢流阀开启时（为便于测量，以溢流量为额定流量的1%时计）阀进口的压力称为开启压力pc。（pnpc）称为调压偏差。调压偏差越小越好，通常（pnpc）/pn10%。 将溢流阀从卸荷状态突然关闭，溢流阀进口压力会迅速升至峰值压力pmax，然后振荡衰减后稳定于调定压力pn。（pmax-pn）的差值称为压力超调量p，p太大可能损坏压力表和管路密封，还可能使压力继电器误动作。 直动型溢流阀一般适用流量较小的场合，尺寸太大则弹簧张力大，调压偏差会较大；它动作灵敏，压力超调量较小，很适合作安全阀。先导型溢流阀适用于流量较大而要求调压偏差较小的场合，很适合作定压阀，但动态压力超调量较大。考点 17：调速阀和溢流节流阀的性能特点比较 采用溢流节流阀，液压泵的排出压力p1随负载而变，故功率损耗较少，油液的发热程度较轻；但与调速阀相比，它的定差溢流阀的压降比后者的定差减压阀大，因而稳态时液动力更大，故弹簧张力FS比调速阀大，阀芯位置改变时压差（p1p2）变动较大，流量稳定性不如调速阀；此外，溢流节流阀只能设在执行元件的进口。考点 18：先导型溢流阀的故障分析 先导型溢流阀的常见故障分析如下： 1无法使系统建立油压。如果查明不是液压源和系统的问题，而是溢流阀主阀全开卸荷引起，原因可能是： （1）导阀全开不能关-导阀或其弹簧未装、弹簧失去弹性； （2）外控口泄压-外控油管破裂或其常闭阀因故开启； （3）主阀全开不能关-其弹簧未装或失去弹性、阀芯在全开位卡死、阻尼孔堵塞。 2系统压力调不高。原因是主阀不能关小或关不严： （1）主阀关不严-阀芯与阀座间有杂物、磨损或制造精度差； （2）导阀关不严-导阀弹簧太短、太弱或弯曲，阀与阀座间有杂物、磨损或制造不良； （3）主阀阀盖或外控口漏油。 3系统压力过高且调不低。主阀开不大原因是： （1）主阀在半闭位卡死； （2）导阀与阀座黏住或阀座阻尼孔堵； （3）调压弹簧扭曲而卡阻。 4压力不稳定。主阀、导阀工作不稳定或油液问题原因是： （1）油中有气泡或油温太高； （2）油污染使主阀、导阀阻尼孔时堵时通或工作不稳定； （3）主阀与阀孔的间隙或阻尼孔的孔径太大，使主阀上下压差太小； （4）主阀或导阀与阀座磨损不均，接触情况不稳定； （5）导阀调压螺钉松动或弹簧弯曲，导致开启压力不稳定。 5产生异常振动与噪声。可分为液体噪声和机械噪声两类，原因是： （1）导阀产生振动与噪声-锥阀精度差、与阀座接触不良或弹簧扭曲、压偏； （2）主阀产生振动与噪声-可能是阀与阀孔间隙过紧、过松或径向力不平衡引起； （3）系统压力脉动与阀蕊弹簧发生共振，可加固管路元件或换弹簧； （4）外控油管通径过大（一般取6 mm较合适）易引起振动； （5）系统中有空气，发生气穴现象，会产生流体噪声； （6）回油不畅-回油管阻力过大或出口太贴近油箱底部； （7）阀的流量超过允许值。考点 19：先导式减压阀的故障分析 减压阀的主要故障分析如下： 1出口无压力-如果液压源无问题，这是因主阀始终关闭造成。原因主要有： （1）主阀在关闭位卡死； （2）阻尼孔堵塞； （3）主阀弹簧失效。 2出口压力调不高-这是因主阀上方油压太低，调节导阀弹簧也无效，以致主阀开度太小。原因是： （1）盖板或外控口螺塞漏油； （2）导阀关不严或弹簧太弱。 3不起减压作用-是因主阀始终全开造成。原因是： （1）主阀在全开位卡死； （2）泄油管不通或泄油阻力过大； （3）导阀打不开。后两项都将使主阀阻尼孔上下油压相等，阀全开。 4出口压力不稳-这是因为： （1）主阀移动不灵敏（例如阀芯或阀孔几何精度差、弹簧太弱或弯曲受卡、阻尼孔时堵时通）； （2）油中有太多气体； （3）导阀阀口接触不良（加工差或严重磨损）或弹簧扭曲。考点 20：换向阀的故障分析 换向阀的常见故障是阀芯不能离开中位或不能回中。要使阀芯从中位移开，电磁力必须大于弹簧力和移动阻力之和，故阀芯不能移离中位的原因，不外乎是电磁力不足或移动阻力过大。前者主要原因可能是： （1）电路不通或电压不足； （2）激磁线圈脱焊或烧毁；后者可能是： （3）阀芯和阀孔加工精度较差，配合间隙太小，或碰伤变形； （4）阀安装不当而阀体变形或未水平安装； （5）有脏物进入间隙； （6）油温过高，阀芯胀死； （7）工作压力过高或流量太大使液动力太大； （8）干式电磁铁推杆密封圈太紧或该处油压过高。 换向阀不能复位的原因除移动阻力过大外，还可能是弹簧断裂、漏装或弹力不足。第二节 液压泵考点 1：叶片泵的结构和特点 1双作用叶片泵 当叶间腔室位于吸、排窗口之间的封油区时（参见图8-13），与吸、排窗口都不通，这时叶片顶端与定子圆弧曲面接触，叶间腔室容积不变，不会困油。设计上配流盘吸、排窗口间的密封区的圆心角定子圆弧段的圆心角，以免产生困油现象；同时密封区的圆心角两叶片间的圆心角；否则会使吸、排口沟通，造成严重漏泄。图8-13 双作用叶片泵的工作原理图1-转子；2-定子；3-叶片；4-泵体 叶片泵转子端面的轴向间隙对容积效率影响最大。叶片比转子宽度小0.0050.010 mm。当转子与配流盘接触面有擦伤时可重新研磨，但叶片和定子端面也应同时研磨，以保证合适的轴向间隙。叶片与叶槽的间隙太大也会使漏泄增加，太小则叶片不能自由伸缩，叶片与叶槽都是经过选配的，叶片在有油润滑时能靠自重缓缓落入槽底为宜。此外，叶片顶端与定子曲面的间隙也影响内漏泄，但该处间隙磨损后能自动补偿，这比齿轮泵强。 图8-17为普通双作用叶片泵的吸、排侧配流盘的结构图。吸入和排出侧的配流盘都有两个吸入口S，使叶间腔室在吸入区可两侧同时吸入，以降低吸入流速和流阻，减少产生气穴现象的可能性。排油则仅通过排出侧配流盘的排油窗口d。而在吸入侧配流盘上对应排油窗口的位置开有形状相同但不通的“盲孔”d，是为了使叶片两侧所受轴向液压力得以平衡。图8-17 双作用叶片泵的配流盘 配流盘端面开有环槽c，排出侧配流盘的c槽有小孔与排出腔相通，将压力油通过环槽c引入叶槽内叶片底部空间。这样，在吸入区叶片顶部作用的是吸入油压，所以底部的排出油压可帮助离心力克服惯性力和摩擦力，使叶片迅速伸出而贴紧定子。因此，定子曲面在吸入区最容易磨损，必要时可先将磨损表面用细砂布磨光，然后将定子翻转后定位安装，使原吸入区变排出区，继续使用。 配流盘的排出窗口在叶片转入端处开有三角槽。它可使叶间容积从密封区转入排出区时，能逐渐地与排出窗口相通，以免压力骤然增加，造成液压冲击和噪声，并可避免因液体高压时稍可压缩而引起流量脉动。以上可见，吸、排配流盘是不能互换使用的。 如图8-18所示，双作用叶片泵转子的叶槽以往常采用前倾角-即按转向向前倾斜。这是为了减小排出区定子反力N与叶槽之间的压力角，从而减轻叶片所受弯曲应力和在叶槽中缩回时的摩擦阻力，这样的泵不允许反转，转子也不能翻转安装，以免叶片在排油区压力角太大而卡阻。但实践证明，引入叶片底部的油压因配流孔道存在流阻而比叶片顶部油压低，形成的液压差在压油区可帮助叶片缩回，一样能正常工作。故现在有些型号的双作用叶片泵叶片采用径向安装，这样的泵可以改换转向，反向吸排工作。图8-18 双作用叶片泵叶片的倾角和倒角 叶片顶端的一侧常加工成倒角，多数叶片泵的叶片按转向看倒角朝后安装，这样可使叶片在从吸入区转到排出区前的密封区内时，顶端有相当一部分面积朝向吸入区，承受吸入压力，有助于叶片贴紧定子。有倒角的叶片不能翻转安装，以免变成前倒角影响叶片端部密封。 2单作用叶片泵 叶间腔室转到吸、排窗口间的密封区时，密封区的圆心角略大于相邻叶片所占圆心角，这时叶片所接触的定子曲线不是与转子同心的圆弧，叶间腔室的容积先后略有增大和缩小，会稍有困油现象，这可在排出窗口的叶片转入侧边缘开三角槽解决。 单作用叶片泵由于叶片在转过吸入区时向外伸出的加速度较小，单靠离心力即足以保证叶片贴紧定子，为了避免在吸入区叶片顶部对定子产生过大的压力，将配流盘上与叶片底部叶槽相通的环槽分成两段，分别在排出区和部分密封区通排出腔，而在吸入区则通吸入腔；或者在转子的叶槽前侧面开有通叶槽底部的油孔，使叶片在吸、排区上下油压力相等。 传统观点认为单作用叶片泵的叶片应按转向采用后倾角。然而叶片倾角增大，则在从吸油转到排油的过渡区内叶片伸出长度增大，叶片两侧压差使叶片承受的弯矩加大，叶面与叶槽的接触应力也大；而且在排出区内叶片压力角也增大，会增加叶片移动阻力和磨损。因此当前认为单作用叶片泵的叶片以径向安装为宜。 单作用叶片泵一般也采用后倒角。但也有的如日本福岛公司的FG型单作用叶片泵，其每一对圆周上相差180的叶片底部有两根贯穿转子的直挺杆帮助叶片在叶槽中伸缩，故叶片较厚（约6 mm），为了避免在从吸油至排油的封油区内叶片底部排油对定子的压力过大，叶片安装时顶部倒角（约占叶片厚度的2/3）向前，承受排压。 3叶片泵的特点 （1）运转平稳，噪声低，流量均匀，这些方面仅次于螺杆泵。 （2）体积相对较小，尤其是双作用泵，在所有液压泵中单位功率重量最轻。 （3）与柱塞泵相比结构较简单，制造、装配较方便。 （4）双作用叶片泵径向液压力平衡，轴承寿命长，内部密封性比齿轮泵好。压力7 MPa时，总效率常高于其他类型泵。高压叶片泵用各种方法限制吸入区叶片底部的油压力，以减轻吸入区定子曲面的磨损。 单作用叶片泵径向液压力不平衡，故泵的工作压力和寿命受限，容积效率要低些，流量均匀性比双作用叶片泵也稍差，但易于实现无级变量。 （5）适用转速范围较窄。转速太低则叶片可能因离心力小而不能压紧定子表面；太高则离心力使叶片对定子的压力太大，吸入时还容易吸空。 （6）对工作油的黏度和污染度敏感。黏度太高则吸油困难，太低会漏泄严重。 （7）不应采用皮带、链轮等会产生径向力的传动方式。与电机直连时同轴度应小于0.05 mm。考点 2：斜盘泵和斜轴泵的结构和特点 1斜盘式轴向柱塞泵 以图8-19所示液压伺服控制的CCY14-1B型泵为例，介绍斜盘式轴向柱塞的结构和特点。传动轴1通过花键带动缸体3旋转。中心弹簧4一方面通过弹簧外套将缸体3压向配流盘2，以保证二者间初始密封；另一方面通过弹簧内套、钢球、回程盘5将滑履13压向斜盘12。缸体和柱塞14带动与柱塞外端铰接的滑履13，在斜盘上按圆周方向滑动。当斜盘倾斜时，柱塞即在油缸中往复运动，油液便通过配流盘的两个油窗口和外泵体16的油通道实现吸油和排油。图8-19 CCY14-1B型斜盘式变量泵1-传动轴；2-配流盘；3-缸体；4-中心弹簧；5-回程盘；6-大轴承；7-控制杆；8-伺服滑阀；9-销轴；10-差动活塞；11-变量壳体；12-斜盘；13-滑履；14-柱塞；15-中泵体；16-外泵体 泵的内部漏泄主要发生在：配流盘与缸体之间、柱塞与缸体之间、滑履与斜盘（或止推板）之间、滑履与柱塞球头之间，柱塞球头和滑履均有小孔通油以助润滑。漏入泵体中的油除润滑轴承外，连续地从中泵体15顶部的泄油孔泄回油箱，带走泵功率损失所产生的热量。 图8-20示出液压伺服变量机构及其图形符号，可结合图8-19一起予以说明。液压伺服泵通常做成可双向变量。变量壳体11内装有差动活塞10，后者上端又装有伺服滑阀8，滑阀上端通过T形槽与控制杆7相连。控制油常由辅泵供到变量壳体下腔m（外供），也可由主泵的排油通过泵体的通道c经单向阀供给（内供）。为了使泵在中位时变量机构也有足够的控制油压，变量机构无须靠硬拉偏离中位，有条件时控制油尽量采用外供。 差动活塞（或伺服滑阀套）与伺服滑阀配合面有上、下两道环槽。供入m腔的控制油通过差动活塞内的油道g通至上部环槽；而变量壳体上腔n的控制油通过油道e通至下部环槽。当伺服滑阀正好遮盖住上、下环槽时，差动活塞因上端油腔被封闭而停住不动，其控制的斜盘倾角即不变，于是泵的排量既定。当伺服滑阀下移挪开上部环槽时，控制油得以进入油腔n，差动活塞因上端受力面积比下端大，即在控制油压作用下下移，直至上部环槽重新被伺服滑阀遮闭为止；反之，当伺服滑阀上移挪开下部环槽时，n腔的控制油经油道e、h泄至泵壳内，差动活塞即在下端油压作用下上移，直至下部环槽重新被伺服滑阀遮闭为止。图8-20 液压伺服式变量机构 图8-21示出CCY14-1B型泵配流盘的结构。配流盘上两个弧形配油窗口分别与外壳体上的两个吸、排油腔相通。盘上靠近外圆的环槽称为卸压槽，它与若干径向浅槽连通泵壳体泄油腔。卸压槽以外部分是辅助支承面，不起密封作用，但可增大承压面积，减轻磨损。图8-21 CCY14-1B型泵的配流盘 CCY14-1B型泵的配流盘采用了有阻尼孔的非对称负重叠结构。阻尼孔是指离配油窗口的油缸转入端不远处的直径约1 mm的通孔，它靠背面外泵体上的油槽可与邻近的配油窗口相通。所谓非对称，是指配流盘中线NN相对于斜盘中线MM按缸体旋转方向偏转了一个角。所谓负重叠，是指封油角（阻尼孔与另一油窗口间的过渡区的圆心角）小于配油角（油缸配油孔的圆心角），-0-1。由于负重叠，当油缸配油孔即将离开前一油窗口时，即与后一油窗口的阻尼孔相通，这样即可消除困油现象；由于有阻尼孔，缸中油液是先经阻尼孔与将转入的配油窗口节流相通，从而压力变化平缓，可避免液压冲击，容积效率降低也很少。为保证配流盘安装位置正确，它与外泵体间设有定位销。采用非对称配流盘的泵只能按规定的方向运转，否则需要更换配流盘（有的型号泵可将配流盘翻转），并改换定位销的位置。配流盘的过渡区还有若干个盲孔，可起存油润滑作用。 图8-22示出柱塞与滑履的结构与受力情况。由图可见，在滑履和柱塞的中心都钻有小孔，它可使压力油经小孔通到柱塞、滑履及斜盘（或止推盘）之间的摩擦面上，从而起到润滑和静压支承的作用。设计时只要适当选取滑履底部及其圆盘形小室的直径，即可改变滑履底部油压撑开力PC，将柱塞传给滑履的法向力N的大部分抵消（一般保持N比PC大5%10%）。这样既可以大幅度降低滑履与斜盘（或止推盘）间的比压，使磨损和功耗减小，又可使滑履压紧后者，防止漏泄量太大。图8-22 柱塞与滑履的静压平衡 此外，在配流盘的配油窗口及其两侧的环形密封面上，也存在着横截面呈梯形分布的油压力。只要密封面的宽度选择适当，同样可使缸体压紧配流盘的油压力比撑开力略大，既可降低摩擦损失，又不致使缸体与配流盘间的漏泄量过大。 2斜轴式轴向柱塞泵 图8-23示出A7V斜轴式恒功率变量泵的结构图。其柱塞与油缸间的部分漏油可经柱塞和连杆内的孔道去润滑连杆大小端的球铰。中心连杆的球铰也用类似方法润滑。配流盘2与缸体1是球面配合，中心连杆左端有碟形弹簧将缸体1压紧在配流盘2上，以保持预紧力并自动补偿磨损间隙。配流盘的背面也是球面，可在变量壳体12的弧形滑道上滑动。图8-23 A7V恒功率斜轴式变量泵1-缸体；2-配流盘；3-最大摆角限位螺钉；4-变量活塞；5-调节螺钉；6-调节弹簧；7-阀套；8-伺服滑阀；9-拨销；10-外弹簧；11-内弹簧；12-变量壳体；13-导杆；14-先导活塞；15-节流孔；16-变量活塞小端油缸；17-最小摆角限位螺钉 与斜盘泵相比，斜轴泵有以下特点： （1）以传动盘铰接替代斜盘泵的滑履，结构的强度和耐冲击性能更好，自吸能力较强。 （2）斜轴泵的连杆相对柱塞的摆角不大，工作时柱塞对缸壁的侧压力比斜盘泵小得多，因而磨损小，缸体摆角可为2540（斜盘泵的斜盘倾角为1520），故变量范围更大，功率质量比更高。 （3）驱动轴不穿过配流盘，缸体直径较小，漏泄和摩擦损失因而减小，转速可以更高。 （4）采用球面配油，间隙较大，故比斜盘式对油液污染的耐受能力高，滤油精度允许放宽至2040 m（但推荐10 m）；斜盘泵要求的是1015 m。 这种泵有多处球面配合，工艺比较复杂，造价比斜盘泵高；双向变量需要较大的摆动空间，因而泵壳较笨重。考点 3：液压泵的使用管理 液压泵的使用注意事项如下： （1）泵轴与电动机应该用弹性联轴节直联，轴线同心度误差应0.050.1 mm，不允许采用皮带、链轮等有径向负载的传动方式。 （2）柱塞式液压泵内部流道阻力大，进口压力应0.08 MPa（绝对），允许吸油高度一般0.5 m。不允许吸入压力过低；否则容易产生气穴现象，使容积效率降低。而且斜盘泵柱塞须靠铰接端强行从缸中拉出，易造成损坏。有的型号不允许自吸，推荐采用辅泵供油，闭式系统低压侧补油压力常为0.20.6 MPa。 （3）为使泵的轴承和各相对运动部位能得到润滑，初次使用或拆修过的泵，启动前必须向壳体内灌油。柱塞泵安装时应使壳体的泄油管向上行，泄油管上不装任何附件，壳体内的油压通常应0.1 MPa，以保证壳体的密封不致承压过大。开式系统所用单向柱塞泵壳体内腔通常与吸油口相通，无须另接泄油管。 （4）变量泵不宜在零排量长时间运转。因为零排量时不产生排出压力，各摩擦面得不到漏泄油液的润滑和冷却，容易使磨损增加，并使泵壳体内的油发热。 （5）必须选用适当黏度等级的工作油。工作时油压和油温应不超出规定。 （6）必须注意保持工作油清洁。轴向柱塞泵因采用间隙自动补偿的端面配油方式，油膜很薄，滤油精度要求较高。如果油中固体杂质多，不仅会使磨损加剧和容积效率降低，而且还可能阻塞泵内通道（例如柱塞、滑履中的细小通孔堵塞会失去静压平衡作用，导致严重磨损），或造成卡阻以及变量机构失灵等故障。叶片泵油液若固体颗粒污染严重，会造成工作表面擦伤或叶片卡阻。 （7）泵内配合偶件精度很高，且经研配，拆装时不应用力捶击和撬拨。应特别注意保持清洁，装配前各零件应该用挥发性洗涤剂清洗，并用压缩空气吹干，不宜用棉纱等容易留下残留物的材料擦干。第三节 液压马达考点 1：叶片式马达的结构特点 叶片式马达与叶片泵结构上的主要差异是： （1）马达必须有叶片压紧机构，以保证启动前叶片能贴紧定子内表面，否则无法启动。 （2）泵只需单方向转动，而马达需正、反转。 因此马达的叶片皆径向放置，叶片顶端左右对称；两个主油口口径相同；引至轴承处润滑的泄油必要时有单独通油箱的泄油管（专用于起重机构的马达，轴承泄油可从内部通固定的低压腔）；叶片根部无论马达正、反转都能与压力油腔相通。 多作用叶片式马达配换挡阀后，可手动或根据工作压力自动改变有效工作腔数，即让某一对或几对进、排油腔彼此沟通而无须额外供油，它们之间不存在油压差也不产生扭矩，于是成了排量可变的有级变量马达。三作用马达变量成为单、双作用后径向力不平衡，故只适用于低压；中、高压叶片式马达变量时应始终保持径向力平衡，多做成四作用或六作用。 叶片式马达的叶片压紧机构常见的有以下几种： （1）直挺杆机构-在圆周上处于相对位置的每一对叶片的底部，用两根径向穿过转子轴心的圆棍形直挺杆来保持叶片与定子曲面的密封，同时将压力侧工作油引入每个叶槽底部的小油室，来帮助向外压紧叶片。双向工作的马达通叶底的油路装有球形梭阀，以保证正、反转时皆能将压力侧工作油引入叶底。 （2）弧形挺杆-转子两端面开有若干圆弧形的挺杆槽，每对弧形挺杆相交的部分截面减半，彼此错开，挺杆两端有钻孔，内设补偿弹簧，将叶片压紧在定子曲面上。 （3）摇臂挺杆机构-在转子两端面装摇臂，它两端借助于挺杆和补偿弹簧保持每对叶片的初始密封。 （4）叶片底部设弹簧。 叶片式马达与柱塞式马达相比结构简单，单位排量的重量最轻，但其容积效率较低，仅适用于中、低压，而且叶片顶端对定子内表面摩擦力较大，机械效率、启动效率较低，低速稳定性稍差。考点 2：连杆式马达的结构特点 图8-24所示为连杆式马达，由图可见，在星形壳体5上径向地设有五（或七）个油缸，每个缸中装有活塞18，与连杆16的球头铰接，以两个卡在活塞内侧环槽内的半圆形球承座17和弹性挡圈23定位。连杆大端的凹形圆弧面与曲轴1上的偏心轮的外圆配合，两侧各用一个抱环6箍住。曲轴的主轴颈分别由滚柱轴承3、7支承，出轴处装有两只骨架油封2。图8-24 连杆式液压马达的结构图1-曲轴；2-油封；3、7-轴承；4-壳体盖；5-壳体；6-抱环；8-配流壳体；9-十字滑块；10-法兰连接板；11-配流轴；12-端盖；13-调整垫片；14-密封环；15-调整环垫；16-连杆；17-球承座；18-活塞；19、22-密封圈；20-油缸盖；21-活塞环；23-弹性挡圈；24-过滤帽；25-节流器 曲轴通过十字形滑块联轴节9带动配流轴11旋转，配流轴的圆柱面上加工有A、B、C、D、E五个工作槽，用六道密封环14分隔。其中环形槽A、B通过配流壳体8的孔道与法兰连接板10上的对应油口A1、B1相通，并经配流轴内的孔道分别通配流槽D的两侧油腔A2、B2，然后通过壳体的油道依次向各缸配油（始终有23缸进油，其余回油），使马达连续回转。改变进、回油方向马达将反转。若曲轴固定，进、回油管接配流轴上，即成壳转式马达。 连杆式马达回油背压需0.2 MPa，转速越高则背压应越高，否则活塞从下止点回行的后半行程减速时，连杆的抱环6和球承座17可能因活塞惯性力过大而损坏。 这种连杆式马达在配流轴的配流槽D两侧设置了平衡槽C、E，平衡槽与配流槽的高、低压腔在圆周上的包角相等，相位相差180，所产生的液压径向力F始终与配流槽处的径向力F相等，方向相反，实现了静压平衡。此外，在柱塞和连杆中心钻孔，压力油除能强制润滑连杆球头外，还通过滤帽24、节流器25进入连杆大端底部的油腔，使之也能实现静压平衡。连杆球头处在摆动，油膜不易建立，故采用了增大球头直径、选用合适材料、提高表面硬度等办法，消除了容易咬伤和磨损的弊病。 偏心轮在不同转角时进油缸数和每个柱塞的瞬时速度不同，故马达瞬时排量随转角而脉动；工作油压既定时瞬时扭矩也随转角脉动。五缸连杆式马达扭矩脉动率M=（Mmax-Mmin）/Mm=7.5%，式中，Mmax、Mmin、Mm分别为最大、最小和平均扭矩。由于瞬时排量是脉动的，因此负载扭矩不变时马达的工作油压便会脉动；而当供油流量不变，若马达转速较低、惯性较小时，转速则会脉动。液压马达在工作转速过低时出现的时快时慢，甚至时动时停的现象称为“爬行现象”。马达在额定负载下不出现爬行现象的最低工作转速即称最低稳定转速。结构改进后的连杆式马达最低稳定转速可低达23 r/min。 连杆式马达曲轴每转每个油缸进排油一次，属于单作用液压马达。马达的排量q与偏心距e、柱塞数z和柱塞直径d的平方成正比，即q=0.5d2ez。也可做成偏心距可变的变量马达。考点 3：五星轮式马达的结构和特点 图8-25所示为带双列油缸的五星轮式液压