液压泵与液压马达故障机理分析

液压泵和液压马达在液压系统中用作能量转换元件，液压泵将机械能转换为液压能，而液压马达则将液压能转换为机械能。由于液压系统中泵和马达均靠改变工作腔容积的大小来进行能量转换，故称容积式液压泵和容积式液压马达。在液压伺服系统中，液压泵是泵控系统控制回路的一个主要部分，而对阀控系统只作为能源装置，用来供给系统一定压力和流量的液体。液压马达则作为执行机构带动负载进行旋转运动，它与直线运动的液压缸一起统称为执行元件。从工作原理上讲，液压泵与液压马达具有可逆性，因此一般来说所有的液压泵均能作为液压马达使用，只要往泵的出油口输入高压油，泵轴就可以输出机械功率成为液压马达。鉴于液压泵与液压马达结构相似和工作原理基本可逆，这里仅仅介绍液压泵的故障机理。液压泵的种类很多，按其结构型式可以分为：

不同形式的液压泵在性能上各有特点。液压泵由电动机、发动机等原动机驱动，其主要的性能指标为：压力、流量、效率、输出特性的平稳性等。

1.齿轮泵的故障机理分析

如图2-2所示为外啮合式齿轮泵的结构，主要由一对互相啮合的齿轮（一个主动轮，一个从动轮）和外壳组成。齿轮的齿谷和外壳形成封闭的容腔，在啮合齿的两侧分别为吸油腔和排油腔。当齿轮旋转时，吸油腔中啮合的齿逐渐退出啮合，容腔逐渐增大，形成真空，液压油由吸油管路吸入，充满齿谷。齿轮继续旋转时，油液带到排油腔，在齿轮再次进入啮合时，齿谷中的油液被挤出，通过排油管路输出。

齿轮泵常见的故障有流量小、压力不足、噪声大、轴承磨损、油液泄漏、过热等。

图2-2 外啮合式齿轮泵的结构

（1）泵不出油或流量小 由于齿轮泵有旋转方向，当齿轮泵不出油时首先要检查齿轮泵的旋转方向。如果旋转方向不对，其内部齿轮啮合产生的容积差形成的压力油将冲坏油封从而造成漏油。其次，齿轮泵进油口的过滤器堵塞，也会造成吸油困难或吸不到油，产生吸油管路被吸扁的现象。

在液压系统中，出现小流量或不出油的情况，电动机或液压缸不能以正常的速度运行，其工作原理如图2-3所示。取2-2截面列出伯努利方程如下：

则

式中，p_a为大气压力；H_s为吸入高度；p_s为齿轮泵吸入压力；v_s为2-2截面处流速；ρ_g为液压油密度；g为重力加速度；ζ为速度水头损失系数。

很显然，吸入高度H_s太高，则液压油不能由大气压作用而进入液压泵。齿轮泵内齿顶圆与泵体内孔的径向间隙过大，齿轮侧面与前后盖板间端面间隙较大，排油腔的液压油容易进入吸油腔，这时p_s增大，p_a-p_s减小。齿轮泵密封不严，混有空气则p_s增大，入口处的真空度减少，液压油也不能沿H_s高度吸入泵内。当油温过高时，液压油粘度减小导致泵内泄增大，这时式（2-21）的速度水头损失增大，H_s相应减小，也会使得流量不足。另外，当过滤器堵塞时，也会出现吸油不畅的问题。

图2-3 齿轮泵工作原理

（2）压力不足 齿轮泵的工作压力取决于外界负载，在负载很小的情况下工作，压力很低，如果负载较大，不能有相应的压力输出，就出现了压力不足的问题。造成压力不足的原因有径向间隙与轴向间隙过大。当间隙过大时，排油腔高压油流回吸油腔，容积效率降低，压力下降。一般而言，齿轮泵端面泄漏占总泄漏的80%，因此端面间隙的影响至关重要，不同流量其间隙大小不同，齿轮泵流量间隙见表2-3。

表2-3 齿轮泵流量间隙

对于低压齿轮泵，由于其前后端盖内表面与齿轮端面配合，端盖内表面易磨损；而对于中高压齿轮泵，由于弹性侧板或浮动轴套内表面与齿轮端面配合，因此齿轮的耐磨性好，弹性侧板或浮动轴套易磨损。一般在安装时，在排油腔所对应的浮动轴套背面装一个密封圈，可以使得浮动轴套受力均匀、磨损减少、间隙也减少，从而保证输出压力。

另外，溢流阀压力调定值过低或失灵、电动机功率与齿轮泵不匹配等均能造成输出压力不足。

（3）齿面磨损 由于齿轮泵的轮齿表面承受的载荷很大，两啮合轮齿之间既有相对滚动又有相对滑动，而且相对滑动摩擦力在节点两侧的作用方向相反，从而产生力的脉动，在长期运行中导致齿面发生点蚀、胶合、磨损、疲劳剥落等，齿根应力比较集中，易产生裂纹、甚至断齿等失效现象。齿轮泵运转时，这些损伤会造成齿面间的撞击，从而产生具有一定频率特征的振动，因此对于齿面损伤可以根据振动的特征进行诊断。据统计分析结果，齿轮最为常见的故障类型是裂纹（断齿），其发生概率高达41%；其次是齿面疲劳（点蚀、剥落等），有将近1/3的故障是由点蚀引起的；这两种故障合计占到全部故障的70%以上，因此裂纹和齿面疲劳故障是齿轮故障诊断的主要对象。可将齿轮看做以轮齿为弹簧、以齿轮本体为质量的振动系统，齿轮副的力学模型如图2-4所示。其振动方程为

式中，x为沿作用线上齿轮的相对位移；c为齿轮啮合阻尼；k（t）为齿轮啮合刚度；T₁、T₂为作用于齿轮上的转矩；r₂为从动齿轮的节圆半径；e（t）为由于齿轮变形和误差及故障而造成的两个齿轮在作用线方向上的相对位移；m_r=m₁m₂/（m₁+m₂）为等效质量。

图2-4 齿轮副的力学模型

若忽略齿面摩擦力的影响，则（T₂-T₁）/r₂=0，将e（t）分解为e₁+e₂（t）。e₁为齿轮受载后的平均静弹性变形；e₂（t）为由于齿轮误差和故障造成的两个齿轮间的相对位移，故也可称为故障函数，这样式（2-22）可简化为

由式（2-23）可知，齿轮的振动为自激振动。公式左侧代表齿轮副本身的振动特征，右侧为激振函数。

啮合振动是由于齿轮在相互啮合过程中齿与齿之间的连续冲击作用，齿轮产生的频率等于啮合频率的受迫振动。引起这种振动的主要原因是相互啮合的一对齿轮，其轮齿的弹性刚度会发生周期性的变化，造成轮齿在进出啮合区时发生碰撞，引起齿轮产生频率等于啮合频率的振动和噪声，这种振动是齿轮传动形式所固有的。啮合频率可按式（2-24）计算：

式中，Z₁为大齿轮的齿数；n₁为大齿轮的转速（r/min）；Z₂为小齿轮的齿数；n₂为小齿轮的转速（r/min）。

齿轮局部异常引起的冲击振动与齿轮系统的固有振动有关。当齿轮存在裂纹、局部的齿顶磨损、缺陷造成的轮齿折断、局部的周节误差或齿形误差以及齿轮间隙增加时的转速变动等局部异常时，异常轮齿进入、退出啮合过程都会产生冲击，激发齿轮系统的固有频率振动，并且只有在异常轮齿参与啮合时才产生幅值较大的冲击振动。这种原因造成的振动信号频率较高，而且经包络检波后其波形中包含较多的旋转频率成分。齿轮的固有振动频率在齿轮处于正常或异常状态时都会发生，它的固有频率一般比轴承的固有频率低，大约为1～10kHz。齿轮共振往往使齿轮振动水平很高，最终导致齿轮发生疲劳断裂。因此，准确地测出固有频率，可以为齿轮的故障诊断提供一个重要参数。

齿轮的固有振动频率可用式（2-25）计算：

式中，m和k为齿轮的等效质量和刚度系数，其值可根据经验或有关手册确定。

局部故障引起的调制振动是最为常见的故障特征形式，可以分为幅值调制和频率调制。如果齿轮存在局部故障，这时相当于齿轮啮合振动受到短脉冲的幅值调制，在频谱中表现为在啮合频率两侧的边频带，其幅值较低且分布均匀。调频效应是由齿距周期性变化及载荷波动引起的。事实上齿轮的载荷发生波动就会引起速度的波动，所以幅值调制的同时也必然会产生频率调制效应，调频的结果同样引起边频带。可见，通过监测齿轮副部位的振动可以进行故障诊断和定位。

（4）轴承磨损 轴承磨损是影响齿轮泵寿命的重要因素，由于齿轮泵存在径向不平衡力，作用在齿轮上的径向推力总是把齿轮压向吸油腔。另外，由于齿轮传动力矩存在，使得主动轮与从动轮均受到径向不平衡力，从动轮轴承受到径向合力增加，主动轮受到径向合力减少，因此从动轮轴承容易损坏。当齿轮泵存在困油现象，也会产生径向不平衡力，造成轴承损坏。

（5）油液泄漏 齿轮泵工作时，大量的液压能转变为热能，使油温升高、泄漏增大。泄漏分为内泄漏和外泄漏，外泄漏污染环境并造成浪费，而内泄漏可以通过调整运动间隙使之不致太大或太小。造成外泄漏的主要原因是泵盖与密封圈配合过松、密封圈老化或轴的密封面划伤，使高压油沿密封环周边挤出，导致泄漏。

（6）齿轮泵严重过热 当齿轮泵工作时，其侧板与齿轮端面及轴套与齿轮端面、齿顶圆与泵体内表面产生摩擦，或者两齿轮轴的平行度误差大，齿轮与泵体及齿与齿的偏磨均造成温升。油箱过小或冷却系统设计不良，也会造成油温升高。此外，油液粘度过大，导致内摩擦力增大，即排油阻尼增大，产生热量增加，也会使油温升高。而油温升高，则会造成油液粘度减小，在其他条件不变的情况下，泄漏增加会导致执行元件工作不稳定。

2.叶片泵的故障机理分析

叶片泵又称旋板泵，其结构如图2-5所示。叶片泵的特点是结构紧凑、外形尺寸小、运动平稳、瞬时流量脉动小、输油均匀、噪声小、寿命长。叶片泵的缺点是吸油性能差，对油液污染比较敏感等。叶片泵广泛应用于完成各种中等负荷的工作，特别是在金属切削机床液压系统中。它分为单作用式和双作用式两大类。

单作用叶片泵有一个排油槽和一个吸油槽，转子旋转一周，叶片之间的各个密封腔吸油、排油各一次。由于转子受排油槽压力的作用不平衡，负荷较大，所以又称非卸荷式，适用于低压大流量及变流量的应用场合。双作用叶片泵有两个排油槽和两个吸油槽，相对转子中心对称分布，因而作用在转子轴上的油压力得到平衡，又称卸荷式。它的输出流量均匀，被广泛应用为定量泵。

图2-5 叶片泵结构

1—吸油槽 2—转子 3—排油槽 4—定子 5—壳体 6—叶片

叶片泵常见的故障模式如下：

1）泵不出油。由于电动机损坏、泵与电动机间连接件损坏、泵轴断裂、叶片泵叶片烧蚀、油路堵塞等因素，会造成泵不出油。检测电动机、连接件、泵轴状态和油路情况可以有效了解叶片泵的故障特征，从而作出正确的诊断。

2）振动噪声大。过滤器堵塞、吸油管路气密不够、油液粘度过高或过低、油液污染、油箱油过少、叶片损坏、轴承损坏、凸轮环磨损、联轴器损坏均会导致振动和噪声加大。(www.xing528.com)

3）流量不稳定。叶片泵转速未达到额定转速、系统中有泄漏、油液变质、油液污染加剧、油路气密不够、过滤器堵塞及转子、分流板磨损等均会造成流量不稳定。

4）供油压力不足。叶片泵的叶片损坏或者调压阀弹簧过软或折断、系统中有泄漏、泵长期运动使泵盖螺钉松动、吸入管漏气等因素会导致供油压力不足。

5）油液泄漏。叶片泵密封环损坏、进出油口连接部件松动、密封面磕碰、外壳体有砂眼等会造成叶片泵出现外泄漏。

6）过度发热。油温过高、油粘度太低、内泄漏过大、工作压力过高、回油直接接到泵出口等因素会造成温度过热。

叶片泵的故障机理分析如下：①油液污染。若油液被污染，油液里的杂质会造成过滤器滤芯堵塞、叶片卡死，同时油液中的污染物还会在高速碰撞时形成局部液压冲击，造成叶片及其定子内壁冲击磨损，产生振动和噪声。②液压油粘度变化。液压油作为叶片泵的工作介质，其粘性对工作正常与否至关重要。油液粘度过大，油液流动困难，吸油的真空度大，易产生气穴现象，导致冲击振动。同时，油液的阻力大、泵的吸油困难也会造成供油流量不足等。而油液粘度过小，吸油真空度不够，吸油不充分；流动性好又会造成泄漏增大（主要是内泄漏）。压力油泄漏后压力又会转换为热，造成油温升高，导致泵的容积效率下降、压力提不高、流量不稳定等。③零部件损坏。叶片泵的泵轴断裂或泵与电动机的连接件损坏，会造成无法传动或传动不稳，导致无油排出或流量不稳定、零部件损坏、运动传输受破坏及产生噪声。叶片损坏如烧蚀、粘连等，会造成摩擦增大并产生噪声，内部两叶片间不能形成密闭容积，导致流量不稳定或无油排出等。

3.柱塞泵的故障机理分析

柱塞式液压泵是靠柱塞在缸体内往复运动改变柱塞腔容积的大小来实现吸油和排油的。柱塞泵的种类很多，按柱塞的运动形式可以分为轴向柱塞泵和径向柱塞泵，其中轴向柱塞泵的柱塞平行于缸体的轴线，沿轴向运动；径向柱塞泵的柱塞垂直于缸体的轴线，沿径向运动。轴向柱塞泵密封性容易保证，转动部件是接近圆柱体的回转体，结构紧凑，径向尺寸小，转动惯量小，故转速高，可达12000r/min，便于制成变量泵，可通过多种方式自动调节流量。柱塞式液压泵的缺点是结构复杂，零件精度要求高，使用条件要求苛刻。

轴向柱塞泵按结构特征可以分为直轴式和斜轴式两类。

图2-6 直轴式柱塞泵的结构

1—传动轴 2—斜盘 3—滑靴 4—回程盘 5—柱塞 6—缸体 7—配流盘 8—端盖

（1）直轴式柱塞泵 直轴式柱塞泵的结构如图2-6所示，主要由柱塞、缸体、配流盘、传动轴、斜盘和回程盘组成。柱塞球头与滑靴球窝组成万向副，柱塞底部的高压油液通过滑靴中间的节流孔及滑靴与斜盘之间的环形缝隙泄漏，在滑靴与斜盘之间形成一层起润滑作用的薄油膜，最后流到液压泵壳体腔中。圆柱形缸体通过花键与传动轴相连，其上沿圆周方向均匀分布有容纳柱塞的腔孔。斜盘是一个平面圆盘，其轴线相对缸体轴倾斜一个角度。配流盘上开有两个腰形槽口，分别与吸油口和排油口相通。为提高容积效率，配流盘工作表面应与缸体底面紧密贴合。配流盘和壳体之间一般用定位销定位，不能相对转动。回程盘的作用是拖住柱塞，使滑靴与斜盘表面贴合。

缸体随传动轴一起做旋转运动，与斜盘相对缸体的倾斜角γ相配合，迫使柱塞在柱塞腔内作往复直线运动。传动轴每转动一周，各柱塞在缸体内作一次往复运动，经历半周吸油、半周排油。当柱塞由柱塞腔往外伸出时，柱塞腔容积不断增大，此时柱塞腔与配流盘的吸油槽相通进行吸油；当柱塞缩入柱塞腔时，柱塞腔容积减小，油液通过配流盘排油槽输出。改变斜盘倾角γ的大小，即可改变柱塞行程，进而改变泵的排量。

（2）斜轴式柱塞泵 斜轴式柱塞泵的结构如图2-7所示。斜轴式柱塞泵的传动轴与缸体轴线相交成一个角度，传动轴通过双万向铰（也可以通过伞齿轮）带动缸体旋转。传动轴与斜盘成一体设计，斜盘通过球头连杆与柱塞连接。由于传动轴与斜盘的位置是不变的，当传动轴带动缸体旋转时，球头连杆迫使柱塞在缸体内作往复运动，完成吸油和排油。改变缸体与斜盘之间的夹角，即可改变泵的排量。

由于球头连杆是二力杆，改善了柱塞与缸体的摩擦磨损及缸体与配流盘间的摩擦磨损，因此该泵的机械效率和容积效率均较高，泵的寿命长，但结构复杂，加工工艺复杂。

图2-7 斜轴式柱塞泵的结构

1—传动轴 2—推力轴承 3—球头连杆 4—柱塞 5—缸体 6—配流盘 7—缸体摆动架 8—摆动架支承中心 9—双万向铰

（3）柱塞式液压泵的故障模式与故障机理 柱塞式液压泵最常见的故障模式有柱塞球头松动、柱塞磨损、轴承故障、轴不对中和配流盘偏磨等。下面对球头松动、轴承故障、轴不对中和配流盘偏磨进行故障机理分析。

1）球头松动故障。对于直轴式柱塞泵，球头松动是指滑靴与柱塞球头之间的间隙过大；对于斜轴式柱塞泵，球头松动是指柱塞杆与柱塞座之间的总间隙过大，运动过程中球头相对于球窝的位置如图2-8所示。

图2-8 运动过程中球头相对于球窝的位置

D₀—滑靴外径 D₁—滑靴内径 d₀—滑靴节流孔直径 δ—滑靴与球头间的游隙 d′₀—柱塞内部节流孔直径 d₁—柱塞直径 l₀—柱塞节流孔长度

液压泵工作时，缸体在绕其自身轴线转动的同时，柱塞和柱塞腔之间也产生相对运动。为了保证柱塞的灵活转动，在柱塞球头与滑靴球窝之间留有一定的间隙δ。柱塞在运动过程中同时受到球窝的作用力、柱塞腔中油液的液压力以及与柱塞内壁之间的摩擦力，此三力平衡使柱塞沿其轴向的加速行程缩短，所以撞击前的相对速度不大，冲击较弱。

当某一柱塞球头与滑靴球窝发生松动时，间隙增大到一定程度，即出现故障。例如某型号的直轴液压泵按照设计要求，当球头与球窝间隙δ≥0.06mm则认为出现球头松动故障。当液压泵出现球头松动时，柱塞的加速行程增大，撞击前的相对速度较大，冲击的能量加大，产生明显的附加振动。在缸体转动过程中，柱塞在缸体中往复运动。柱塞进入吸油区后，当缸体转过一定角度时，柱塞球头与滑靴球窝发生一次碰撞；当柱塞进入排油区时，高压油作用在柱塞上，使柱塞球头迅速向滑靴球窝方向运动，从而又一次产生冲击。缸体转动一周，球头与柱塞发生两次碰撞，经过传动轴和轴承将能量传递到壳体上。

由以上分析可知，通过在泵出口设置压力传感器和加速度传感器可以获取液压泵球头松动故障诊断的信息。

2）轴承故障。滚动轴承是旋转机械中最常采用的部件之一，也是最容易产生故障的部件，其基本结构如图2-9所示。

图2-9 滚动轴承的基本结构

d—滚动体的直径 D—轴承的节圆直径 α—接触角 r₁—内圈滚道平均半径 r₂—外圈滚道平均半径 f₀—轴承外环转动频率 f_i—轴承内环转动频率 ω_c—轴承节圆转动角速度 ω_bc—滚动体自转角速度

故障成因：由于异物的落入、润滑不良、安装不良或受到过大的冲击载荷的作用，会使滚动轴承出现磨损、压痕、开裂、胶合、表面剥落及点蚀等故障。故障机理：当滚动轴承的某一零件表面存在故障时，在轴承的旋转过程中，故障表面会周期性撞击滚动轴承的其他零件表面而产生间隔均匀的脉冲力，脉冲力的幅值受轴承载荷分布的调制。这些脉冲力会激起轴承座或其他机械部件的固有频率产生共振。当内外圈轴承故障产生时，可能有内外滚道、滚动体或保持架的缺陷。滚动体通过缺陷部位时，发出冲击而产生周期性故障冲击脉冲。冲击的周期，由产生缺陷的部位决定，因此可以通过缺陷引起的频率识别缺陷产生的部位。

当内圈有一处损伤时，其故障振动脉冲特征频率为

式中，f_r为滚动体自转频率；Z为滚动体的个数。

当外圈有一处损伤时，外环故障的特征频率为

当滚动体上有一处损伤时，其故障特征频率为

由以上分析可知，通过在泵壳体设置加速度传感器可以获取轴承磨损故障诊断的信息。

3）轴不对中故障。轴承在安装或使用不当的情况下会产生轴不对中的故障，此时轴在旋转过程中承受径向交变力为

F_L=（k_ie/4）（1+cos2πf_st） （2-29）

式中，e为偏心距；k_i为联轴器的刚度；f_s为轴的转速频率。

由式（2-29）可知，轴每转一周，其所承受的径向力交变两次。在径向力的作用下，轴会产生振动，其振动频率为轴转速频率的两倍。因此，轴不对中故障的振动信号V（t）为

V（t）=Vcos（4πf_st+φ₀） （2-30）

4）配流盘偏磨故障。疲劳裂纹、表面磨损和汽蚀等现象会使内外封油带受到破坏，从而引起干摩擦。下面分析其故障机理。配流盘在运行的过程中受到高压油的压紧力和封油带对缸体的油压分离力为

p_f=（1-φ）p_y （2-31）

式中，p_f为配流窗口和封油带对缸体的油压分离力；p_y为缸体因柱塞中高压油液作用而产生的压紧力；φ为压紧系数，一般取0.05～0.1，兼顾密封和间隙，以保证润滑作用。

当封油带受到破坏时，将使油压分离力减小、剩余压紧力p_y-p_f增大，缸体与配流盘的力矩系数增大；此时缸体向配流盘高压区倾斜，使缸体与配流盘高压区间的油膜变薄，接触应力增大，该应力的反复作用将使配流盘表面发生疲劳磨损或脱落，甚至出现干摩擦现象，使泵的运动间隙增大、容积效率下降。若接触面出现干摩擦，必然会在配流盘高压区对应的壳体处产生附加的振动信号。

根据以上分析，可在泵壳体设置加速度传感器获取液压泵配流盘偏磨故障诊断的信息。利用泵出口设置的相应传感器感受以上故障信息，采用适当的信号处理方法提取故障特征，即可实现液压泵的故障诊断。