第二章 能源装置及辅件.docx
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第二章能源装置及辅件
第二章能源装置及辅件
第一节概述
一、能源装置的组成
能源装置有两大类：
液压能源装置和气源装置。
液压能源装置用来向液压系统输送具有一定压力和流量的清洁的工作介质；而气源装置则向气动系统输送一定压力和流量的洁净的压缩空气。
液压能源装置可以是和主机分离的单独的液压泵站，也可以是和主机在一起的液压泵组；而气源装置一般都是单独的。
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。
二、对能源装置的基本要求
对能源装置提出的基本要求如下：
1）能源装置外观应美观，其色泽应与主机协调。
2）对能源装置上所装元件的排列布置应匀称，对之进行调节或维护应方便，更换元件容易。
3）能源装置应节能，在系统不需要高压流体时，能源装置应卸荷或采取其他的节能措施。
4）能源装置应工作平稳，产生振动小，噪声小，噪声水平应符合有关规定。
5）和电气、电子控制结合使用，能远程控制能源装置以符合主机对所需的工作参数（压力、流量等）变化的要求。
6）能源装置可利用过载保护或其他适当的措施确保其工作高度可靠。
7）一般情况下，能源装置应尽量采用标准的元件组合而成，万不得已时才进行个别元件的单独设计。
8）能源装置应减少泄漏，液压泵站更应如此，因工作液的泄漏，不仅浪费能源，而且污染环境。
9）对工作介质的温度必须进行严格的监控，因传动和控制的特性和介质的温度有关，且当温度超限时，液压泵站工作液的寿命将大大缩短。
第二节液压泵
一、液压泵概述
液压泵是一种将机械能转换为液压能的能量转换装置。
它为液压系统提供具有一定压力和流量的液体，是液压系统的一个重要组成部分。
液压泵性能好坏直接影响液压系统工作的可靠性和稳定性。
（一）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。
图2-l所示为单柱塞式液压泵的工作原理。
凸轮1旋转时，柱塞2在凸轮和弹簧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，缸体密封工作腔的容积变小，将吸入的油液通过压油阀输入液压系统中去，此时，吸油阀关闭。
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。
液压泵吸油时，油箱的油液在大气压作用下使阀开启，而压油阀在阀的弹簧作用下关闭；液压泵输油时，吸油阀在液压和弹簧作用下关闭，而压油阀在液压作用下开启。
这种吸入和输出油液的转换，称为配流。
液压泵的配流方式有确定式配流（如叶片泵的配流盘、径向柱塞泵的配流轴）和阀式配流（如逆止阀）等。
液压泵的密封工作腔处于吸油时称为吸油腔，处于输油时称为压油腔。
吸油腔的压力取决于液压泵吸油日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。
根据以上分析，构成液压泵的基本条件是：
l）具有密封的工作腔。
2）密封工作腔容积大小交替变化，变大时与吸油口相通，变小时与压油口相通。
3）吸油口和压油口不能连通。
（二）液压泵的主要性能参数
1．液压泵的压力
工作压力是指液压泵的出口处的实际压力，其大小取决于负载。
而额定压力ps是指液压泵在连续使用中允许达到的最高压力。
2．液压泵的排量、流量
排量V是指在没有泄漏情况下，泵轴转过一转时所能排出的油液体积。
排量的大小仅与液压泵的几何尺寸有关。
液压泵的流量可分为理论流量、实际流量和额定流量。
理论流量qt是指在没有泄漏情况下，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是指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。
额定流量qs是指在额定转速和额定压力下输出的流量。
3．功率与效率
1）输入功率pi为驱动液压泵轴的机械功率。
2）输出功率P。
为液压泵输出的液压功率。
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＝2πTtn
式中Tt——液压泵的理论转矩；
ω——泵的角速度；
n——泵的转速。
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。
两者之差值即为功率损失。
功率损失可分为容积损失和机械损失。
（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，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。
用容积效率ηv来表征容积损失的大小，可表示为作压力下液压泵的流量损失，即泄漏量。
泄漏是由于液压泵内工作构件之间存在间隙所造成的，泄漏油液的流态可以看作为层流，泄漏量q就与泵的输出压力成正比，即
，k1为泄漏系数。
有
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，可表示为
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是指液压泵的输出功率与输入功率之比，即
由上式表明，液压泵的总效率等于容积效率和机械效率之乘积。
（三）液压泵的特性曲线
液压泵的额性能曲线是在一定的介质、转速和温度下，通过试验得出的。
它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和输入功率之间的关系。
图2－2所示为某一液压来的性能曲线。
由图示性能曲线可以看出：
容积效率ηv或实际流量q）随压力增高二减小，压力p为零时，泄露流量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的液压泵或排量可变的液庄泵，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，如图2－3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等功率曲线只Pii等。
（四）液压泵的分类
液压泵种类繁多。
按泵的排量可否调节，可分为定量泵和变量泵。
其中变量泵有单作用叶片泵、径向柱塞泵、轴向柱塞泵等。
按结构形式，可分为柱塞泵、叶片泵、齿轮泵和螺杆泵等。
每类中还有多种型式，例如柱塞泵有径向式和轴向式之分；叶片泵有单作用武、双作用式和凸轮转子式之分；齿轮泵有外啮合式和内啮合式之分；螺杆泵有双螺杆泵和单螺杆泵之分；等等。
二、柱塞液压泵
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。
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。
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。
（一）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
图2－4所示为直轴式轴向柱塞泵的工作原理。
它由斜盘1、柱塞2、缸体3、配油盘4和传动轴5等主要零件组成。
缸体上均分布着几个轴向排列的柱塞孔，柱塞可在孔内沿轴向移动，斜盘的中心线与缸体中心线斜交一个δ角。
斜盘和配油盘固定不动。
柱塞可在低压油或弹簧作用下压紧在斜盘上。
在配油盘上有两个腰形窗口，它们之间由过渡区隔开，不能连通。
过渡区宽度做得等于或稍大于缸体底部窗口宽度，以防止吸油区和压油区的连通。
当传动轴以图示方向带动缸体转动时，在其自下而上回转的半周内的柱塞，在低压油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。
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。
改变斜盘与缸体中心线的夹角δ，就可改变柱塞的行程长度，因而改变了泵的排量V。
缸体和配油盘之间、柱塞和缸体之间存在间隙，这会产生油液的泄漏，影响泵的容积效率。
2、流量
由图2－5可看出，直轴式轴向柱塞泵的理论流量可按下式计算
（2－6）
式中d——柱塞直径；
l—一柱塞行程长度，l—Dtanδ
D—一柱塞在缸体上的分布圆直径；
δ——斜盘倾角；
z一柱塞数。
泵的实际流量为
（2一7）
以上流量计算式是实际平均流量。
实际上，柱塞轴向移动速度是随缸体转动角度θ而变化。
因此，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。
由上图可看出，柱塞从最高位置转过θ角后，柱塞的轴向位移x为
柱塞轴向移动速度V为
每个柱塞的瞬时流量qi为
（2－10）
每个柱塞的瞬时流量都随θ而变化，所以泵的瞬时流量有脉动。
3、变量机构
由式（2－6）可以看出，改变斜盘倾角δ，就可改变轴向柱塞泵的排量，从而达到改变泵的输出流量。
用来改变斜盘倾角δ的机械装置称为变量机构。
这种变量机构按控制方式分有手动控制、液压伺服控制和手动伺服控制等；按控制目的分有恒压控制、恒流量控制和恒功率控制等多种，以下以手动变量机构为例来说明其工作原理。
图2－6所示为机械式手动变量机构。
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。
旋转手把1，借助于螺杆3使活塞4移动，通过销轴5，拉动斜盘6绕支点O摆动，使其改变倾角，以达到调节流量的目的。
（二）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钱斜轴式柱塞泵。
图2－7所示为该泵的工作原理。
当传动轴5转动时，通过连杆4的侧面和柱塞2的内壁接触带动缸体3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θ即可。
（三）径向柱塞泵
图2－8所示为配油轴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。
衬套紧配在转子孔内，随转子一起旋转，而配油轴则不动。
在转子圆周的径向排列的孔内装有可以自由移动的柱塞。
当转子顺时针方向转动时，柱塞靠离心力或在低压油液的作用下，从缸孔中伸出压紧在定子的内表面上。
由于定子和转子间有偏心距e，柱塞转到上半周时，逐渐向外伸出，缸孔内的工作容积逐渐增大，形成局部真空，将油液经配油轴上的a腔吸入；柱塞转到下半周时，逐渐向里推入，缸孔内的工作容积减小，将油从配油轴上的b腔排出。
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。
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
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
（2－12）
径向柱塞泵的流量也是脉动的，情况与轴向柱塞泵类似。
三、叶片液压泵
叶片液压泵有单作用式（变量泵）和双作用武（定量泵）两大类，在机床、工程机械、船舶、压铸及冶金设备中得到广泛应用。
它具有输出流量均匀、运转平稳、噪声小的优点。
中低压叶片泵工作压力一般为6.3MPa，高压叶片泵的工作压力可达25～32MPa。
叶片泵对油液的清洁度要求较高。
（一）单作用叶片泵
图2－9所示为单作用叶片泵的工作原理。
泵由转子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，定于和转子中心不重合，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于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。
当转子按逆时针方向转动时，右半周的叶片向外伸出，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。
在左半周的叶片向转子里缩进，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回输到系统中去。
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。
由图2－10可看出，转子转一转，每个工作腔容积变化为ΔV=V1-V2。
于是叶片泵每转输出的油液体积为ΔVz，z为叶片数。
由此可得单作用叶片泵的排量近似为
V=2beπD（2－13）
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。
这种泵的转子上受有单方向的液压不平衡作用力，轴承负载较大。
通过变量机构来改变定子和转子间的偏心距e，就可改变泵的排量，使其成为一种变量泵。
为了使叶片在离心力作用下可靠地正紧在定于内圆表面上，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。
单作用叶片泵的流量是有脉动的。
但是泵内叶片数越多，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，一般取13～15片叶片。
（二）双作用叶片泵
图2－11所示为双作用叶片泵的工作原理。
它的作用原理和单作用叶片泵相似，不同之处只在于定于内表面是由两段长半径圆弧、两段短半径圆弧和四段过渡曲线组成的，且定子和转子是同心的。
当转子顺时针方向旋转时，密封工作腔容积在左上角和右下角处逐渐增大，为吸油区；在左下角和右上角处逐渐减小，为压油区。
在吸油区和压油区之间有一段封油区将它们隔开。
这种泵的转子每转一转，完成两次吸油和压油，所以称双作用叶片泵。
由于泵的吸油区和压油区对称布置，因此，转子所受径向力是平衡的，所以，又称平衡式液压泵。
根据图2-12所示，可计算出双作用叶片泵的排量和流量。
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，考虑到叶片厚度S对吸油和压油时油液体积的影响，泵轴一转完成二次吸油和压油，因此泵的排量为
式中R，r——叶片泵定于内表面圆弧部分长、短半径；
θ——叶片倾角。
泵的实际输出流量为
双作用叶片泵也存在流量脉动，但比其它型式的泵要小得多，S在叶片数为4的倍数时最小，一般都取12或16片。
双作用液压泵的定子曲线直接影响泵的性能，如流量均匀性、噪声、磨损等。
过渡曲线应保证叶片贴紧在定子内表面上，保证叶片在转子槽中径向运动时速度和加速度的变化均匀，使叶片对定子内表面的冲击尽可能小。
等加速一等减速曲线、高次曲线和余弦曲线等是目前得到较广泛应用的几种曲线。
一般双作用叶片泵为了保证叶片和定子内表面紧密接触，叶片底部都通压力油腔。
但当叶片处在吸油腔时．叶片底部作用着压油腔的压力，顶部作用着吸油腔的压力，这一压差使叶片以很大的上压向定子内表面，加速了定子内表面的磨损，影响泵的寿命和额定压力的提高。
所以对高压叶片泵常采用以下措施来改善叶片受力状况：
1）减小通往吸油区叶片根部的油液压力，即在吸油区叶片根部与压油腔之间串联一减压阀或阻尼槽，使压油腔的压力油经减压后再与叶片根部相通。
这样叶片经过吸油腔时，叶片压向定子内表面的作用力不会太大。
2）减小叶片底部承受压力油作用的面积。
图2-13a所示为子母叶片的结构，母叶片3和子叶片4之间的油室f始终经槽e、d、a和压力油相通，而母叶片的底腔g则经转子1上的孔b和所在油腔相通。
这样，叶片处在吸油腔时，母叶片只在压油室f的高压油作用下压向定子内表面，使作用力不致太高。
图2－13b所示为阶梯叶片结构。
阶梯叶片和阶梯叶片槽之间的油室d始终和压力油相通，而叶片的底部油室c和所在工作腔相通，这样，叶片处在吸油腔时，叶片只有在d室的高压油作用下压向定子内表面，从而减小了叶片和定子内表面的作用力。
（三）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。
当工作压力大到泵所产生的流量全部用于补偿泄漏时，泵的输出流量为零，不管外负载再怎样加大，泵的输出压力不会再升高，所以这种泵被称为限压式变量叶片泵。
限压式变量叶片泵可分为外反馈式和内反馈式两种。
图2－14所示为外反馈限压式变量叶片泵的工作原理。
它能根据外负载（泵的工作压力）的大小自动调节泵的排量。
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。
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处4的摩擦力Ff，则泵的定子受弹簧力Fs=ksx0和反馈柱塞液压力的作用。
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。
压力油把定于向上压在滑块滚针支承上。
如反馈柱塞的液压力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工距离，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。
其压力流量特性曲线如图2-15所示。
图中AB段是泵的不变量段，这由于Fs＞F，emax是常数。
如同定量泵特性一样，压力增高时，泄漏量增加，实际输出流量略有减小。
图中BC段是泵的变量段，在这区段内，泵的实际输出流量随着工作压力增高而减小。
图中B点称为曲线的拐点，对应的工作压力pc=ksx0/Ax，其值由弹簧预压缩量x0确定。
C点是变量泵最大输出压力pmax，相当于实际输出流量为零时的压力。
通过调节弹簧预压缩量x0，便可改变pc和pmax的值，BC段曲线左右平移。
调节图2－14右端流量调节螺钉6，可改变emax，从而改变泵的最大流量，AB段曲线上下平移，pc值稍有变化。
如果更换刚度不同的弹簧，则可改变BC段的斜率，弹簧越“软”，BC段越陡，反之，弹簧越“硬”，BC段越平坦。
四、齿轮液压泵
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。
（一）外啮合齿轮泵
1工作原理
图2－16所示为外啮合齿轮泵的工作原理。
它是由壳体、一对外啮合齿轮和两个端盖等主要零件组成的。
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。
2．流量和脉动
外啮合齿轮泵排量的精确计算可按啮合原理来进行。
近似计算时，可认为排量等于它的两个齿轮的齿间槽容积之和。
设齿间槽容积等于轮齿体积，则当齿轮齿数为z、节圆直径为D、齿高为h、模数为m、齿宽为b时，泵的排量为
考虑到齿间槽容积比轮齿体积稍大，所以通常取V=6.66
（2-17）
泵的实际流量为
由于齿轮啮合过程中工作腔容积变化率不是常数，因此，齿轮泵的瞬时流量是脉动的。
运用流量脉动率。
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。
流量脉动率可用下式表示
图2－17所示为齿轮泵的流量脉动率与齿数z间的关系，i为主动齿轮和被动齿轮的齿数比。
由图可见，齿轮泵齿数越少，脉动率就越大；而内啮合齿轮泵的脉动率要小得多。
3.几个问题
（1）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问题。
（2）径向不平衡力齿轮泵中，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。
可以认为从压油腔到吸油腔的压力是逐级下降的。
其合力相当于给齿轮轴一个径向作用力，此为称为径向不平衡力。
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。
为了减小径向不平衡力的影响，低压齿轮泵中常采取缩小压油口的办法，使压力油仅作用一个齿到两个齿的范围内，以减少作用在轴承上的径向力。
同时适当增大径向间隙，在压力油作用下，齿顶不会和壳体内表面产生摩擦。
（3）因油为了使齿轮泵运转平稳，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。
由于两对轮齿同时啮合，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。
当齿轮旋转时，此封闭腔容积发生变化，使油液受压缩或膨胀，这种现象称为困油现象。
如图2－l8所示，由图2－18a到图2－18b的过程中，封闭腔的容积逐渐减小，由图2－18b到图2－18c的过程中，容积逐渐增大。
封闭腔容积减小时，被困油液受挤压，产生很高压力而从缝隙中挤出，油液发热，并使轴承等零件受到额外的负载；而封闭腔容积增大时，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，使泵产生强烈的噪声。
为了消除困油现象造成的危害，通常在两侧端盖上开卸荷槽（见图2-l8中的虚线所示），使容积减小时通过左边的卸荷槽与压油腔相通（图a），避免压力急剧升高；容积增大时通过右边的卸荷槽与吸油腔相通（图c），避免形成局部真空。
两个卸荷槽间必须保持合适的距离，使泵的吸油腔和压油腔始终被隔开，避免增大泵的泄漏量。
图2－19所示为几种异形因油卸荷槽。
外啮合齿轮泵的优点是结构简单，尺寸小，制造方便，价格低廉，自吸性能好，工作可靠，对油液污染不敏感，维护方便。
其缺点是流量脉动大，因而压力脉动和噪声都较大。
4提高压力的措施
要提高齿轮泵工作压力，首要的问题是解决轴向泄漏。
而造成轴向泄漏的原因是齿轮端面和端盖侧面的间隙。
解决这问题的关键是要在齿轮泵长期工作时，如何控制齿轮端面和端盖侧面之间的具有一个合适的间隙。
在高、中压齿轮泵中，一般采用浮动轴套来实现轴向间隙自动补偿的办法。
图2－20所示为轴向间隙的补偿原理。
利用特制的通道把泵内压油腔的压力油引到轴套外侧，作用在用密封圈分隔构成的一定形状和大小的面积上，产生液压作用力，使轴套压向齿轮端面。
这个力必须大于齿轮端面作用在轴套内侧的作用力，才能保证在不同压力下，轴套始终自动贴紧在齿轮端面上，减小泵内轴向泄漏，达到提高压力的目的。
（二）内啮合齿轮泵
内啮合齿轮泵有渐开线齿轮泵和摆线齿轮泵（又名转子泵）两种。
如图2－2I所示。
渐开线内啮合齿轮泵由小齿轮、内齿轮和月牙形隔板等零件组成，如图2－21a所示。
当小齿轮按逆时针方向绕中心O1旋转时，驱动内齿轮绕O2同向旋转。
月牙形隔板把吸油腔1和压油腔2隔开。
在泵的左边，轮齿脱离啮合，形成局部真空，油液从吸油窗口吸入，进入齿槽，并被带到压油腔。
在压油腔的轮齿进入啮合，工作腔容积逐渐变小，将油液经压油窗口压出。
摆线齿轮泵由小齿轮和内齿轮（均为摆线齿轮）组成。
小齿轮比内齿轮只少一个齿，不须设置隔板，如图2－21b所示
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