3000千瓦及以上大管轮轮机长船舶辅机考点_大管轮船舶管理考点
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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0.03～0.05 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0.2～0.6 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（p－p1）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1.5～2 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=p3＋FS/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（p1－p2）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：p1－p2=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（p1－p2）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（p0－p2）一般最少应保持0.4～0.5 MPa，其中节流阀压差一般为0.1～0.3 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（p1－p2）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：p1－p2=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，（p1－p2）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=KAΔpm。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；Δp--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Δp。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Δp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μ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5～10 μm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4～10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。（pn－pc）称为调压偏差。调压偏差越小越好，通常（pn－pc）/pn≤10%。
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Δp，Δp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（p1－p2）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ε≤定子圆弧段的圆心角β，以免产生困油现象；同时密封区的圆心角ε≥两叶片间的圆心角θ；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0.005～0.010 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θ。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γ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β（油缸配油孔的圆心角），-β≈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25°～40°（斜盘泵的斜盘倾角为15°～20°），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20～40 μm（但推荐10 μm）；斜盘泵要求的是10～15 μm。
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≧0.05～0.1 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0.2～0.6 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2～3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δM=（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2～3 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=0.5πd2ez。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马达。这种马达的连杆由一个滑套在曲轴3的两个偏心轮外面的五星轮4取代；配流轴与曲轴做成一体；此外，还取消了壳体2中的流道。从配流套1引入的油经曲轴内钻孔，被引至偏心轮的圆周表面，经过通至五星轮的五个平面上的通孔，直通到五个空心柱塞5和相应的油缸中。每缸中有一个被弹簧压住的柱塞5。弹簧可以保证启动或空载时使柱塞压紧下面的压力环8。压力环和五星轮的配合间隙较大，具有足够的浮动余地，可保持与柱塞底面全面接触，使密封可靠。压力环下面装有尼龙挡圈9和O形密封圈，其压缩量由内套7的高度限定。压力环由定位套6固定，而定位套则由下部的弹性挡圈固定在五星轮上。
图8-25 五星轮式液压马达的结构图1-配流套；2-壳体；3-曲轴；4-五星轮；5-柱塞；6-定位套；7-内套；8-压力环；9-尼龙挡圈
当压力油从A1、A2口供入，B1、B2回油时，压力油进入偏心轮和五星轮之间的油腔，油压作用在偏心轮上产生的合力通过偏心轮中心使曲轴顺时针回转。滑套在偏心轮上的五星轮受柱塞底面约束不能转动，只能上下左右地做平面运动，柱塞5在油缸内做往复运动。改变主油口的进、回油方向，马达即反转。这种马达也可以做成壳转式。此外，由于配流轴和曲轴成一体，因而可以做成两端都伸出作为输出轴的双出轴马达。
双列液压马达可做成两级变量式：需要时可停止一列油缸进油，使进油口与回油口相通，即可将马达排量q减小一半，从而在轻载时转速提高一倍。由于两个偏心轮的偏心方向相反，两列油缸同时工作时所产生的径向液压力相等而方向相反（不在同一直线，有不太大的力臂），对轴承形成的负荷不大。若只用单列油缸工作，则曲轴的轴承会承受较大的径向液压力，负荷不宜过大。
五星轮式液压马达的主要特点是：
（1）柱塞、压力环可基本实现静压平衡（保留少许压紧力），五星轮可完全静压平衡，这样可使主要滑动面的摩擦力显著减小；取消了连杆，不存在单位面积承受压力大、油膜易破坏的球铰；采用双列式可使轴承负荷显著减轻；这些都提高了低速性能，并使工作寿命延长。
（2）瞬时排量均匀性比连杆式好，故扭矩脉动率比连杆式小（五缸式为4.9%），最低稳定转速为2 r/min左右。
（3）壳体内无流道，工艺性改善。
（4）与连杆式相比，五星轮所需空间较大，在排量相同时外形尺寸和重量较大。
（5）柱塞受侧向力较大，约为同参数连杆式马达的7～14倍，使缸壁磨损加剧。
考点 4：内曲线式马达的结构和特点
图8-26示出一种轴转式内曲线式马达。输出轴1与缸体3用螺栓相连，并由壳体2和端盖7上的滚动轴承支承。缸体套装在固定不动的配流轴10上。缸体上沿径向等间隔地设有若干个液压缸，每缸底部有配流孔，通到配流轴圆周面上。每缸配有一个柱塞4，顶在截面呈矩形的横梁5上，横梁可在缸体的槽内滑动，横梁两端装有带滚针轴承的滚轮6。壳体内的工作面称为导轨，由若干段形状相同的特定曲面组成。工作时滚轮紧贴导轨，在导轨上滚动。每段导轨的曲面分为对称的两部分，其中允许柱塞向外伸的曲面称为工作段（进油段），与其对称的可迫使柱塞向中心缩回的曲面称为回油段。在配流轴的圆周面上均匀分布着两组彼此相间的配流窗口，分别对应于导轨的工作段和回油段，它们经轴内的通道分别与外接油口A、B相通。工作时缸体与配流轴相对转动，每一配流窗口轮流与各缸的配流孔相通。
压力油从配流窗口进入对应于工作段的油缸，作用在柱塞上，经横梁、滚轮传递到导轨曲面的油压力P在曲面法向的分力N与导轨对滚轮的反作用力N′平衡；而切向分力T则迫使缸体顺时针旋转，带动输出轴转动。与此同时，处在各回油段缸与回油窗口相通而排油，回油压力一般要求保持0.5～1 MPa，以使处在回油段的滚轮不会与导轨脱离。回油段虽将产生阻碍转动的扭矩，但因其值很小，故不会阻碍马达转动。若改换油的进、排方向，则导轨曲面的工作段和回油段互换，从而工作段切向分力T的方向与上述相反，马达便反转。
如果使内曲线马达的缸体固定不转（图中轴1不存在，成为缸体的延伸部分），而允许壳体和配流轴连接式在一起转动，则可做成壳转式马达。这种马达主油口设在缸体端面上。
图8-26 内曲线式液压马达
1-输出轴；2-壳体；3-缸体；4-柱塞；5-横梁；6-滚轮；7-端盖；8-偏心销；9-锁紧螺母；10-配流轴；
11-密封圈
配流轴圆周面上各配流窗口之间的密封段很短，该处的漏泄是内曲线式马达的主要漏泄，因此，对配流轴和缸体间的配合间隙有严格的要求。由于上述间隙很小，为了补偿制造和安装上的误差，故配流轴和端盖并不固接，而是设置了有弹性的O形密封圈11，同时进、回油口和外接油管之间则以软管相连。安装配流轴时应注意使配流窗口之间密封段的中点对准导轨曲面过渡段的中点，否则就会产生困油现象，并因而产生振动和噪声。然而，由于加工和安装的原因，配流轴和导轨的相对位置很难保证绝对精确，故8-26图示马达设置了偏心销8，试车时松开锁紧螺母9，稍稍转动偏心销，使卡在配流轴凹槽中的偏心圆头随之偏转，即可对配流轴在圆周方向的安装位置进行微调，至工作噪声最轻为宜。如不设偏心销，为补偿制造和安装误差，必须将导轨曲面的过渡段放大一些。
导轨曲面的段数K决定了马达每转中每个液压缸进、回油的次数，即马达的作用数。改变内曲线马达的排量做成有级变量马达，可实现有级调速。常用的方法是：
（1）将原来通同一主油口的油窗口分为彼此间隔的2组，必要时使其中一组与回油口相通，从而改变柱塞的有效作用数。
（2）做成多列柱塞，改变有效工作列数。
内曲线式马达的主要特点：
（1）合适的导轨曲面能使瞬时进油量不变，扭矩脉动率理论值为零，最低稳定转速可达0.5 r/min左右。
（2）只要柱塞数目z和作用次数K的最大公约数m≥2，则全部柱塞可分为受力状态完全相同的m组，壳体、缸体和配流轴的径向液压力完全平衡，能适用更高工作压力和提高机械效率，启动效率ηmo（启动扭矩与理论扭矩之比）可高达98%。
（3）每一柱塞的作用数K=4～10，还可做成双列或三列，可得到较大的马达排量qM和输出扭矩。
（4）零件较多，对工艺和材料的要求较高，尤其内曲线部分受柱塞滚轮的压力大，表面处理的要求高。
考点 5：叶片式、连杆式、五星轮式、内曲线式马达的比较 没
第9章 舵机
第1节 舵机的一般知识 考点 1：舵的作用原理 舵杆轴线紧靠舵叶前缘的舵，称为不平衡舵，舵杆轴线置于舵叶前缘后面一定距离的舵称为平衡舵，现代船舶大多采用平衡舵。
如图9-1所示，航行时若舵叶偏转某舵角，水流对舵的水压力FN和摩擦力FF的合力F即水流对舵叶产生的水动力，它相对舵杆轴线的力矩M称为舵的水动力矩，产生的使船转动的力矩即转船力矩Ms。舵机施加于舵杆的转舵扭矩M应等于水动力矩M和舵承摩擦扭矩Mf的代数和。M、M、Mf皆以与转舵方向相反为正。正车回舵或倒车偏转舵时M为负值，则会出现负的转舵力矩M，即水帮助舵转而不是阻碍舵转动。
图9-1 舵的水动力及其对船舶的影响
研究可得：
（1）舵的转船力矩（舵效）Ms和水动力矩M都与舵叶的浸水面积和舵叶处水速的平方成正比，前者比后者大得多。
（2）其他因素不变时，转船力矩随舵角增大而增大，在某舵角将达到最大值。海船吃水较深，转船力矩达到最大值的舵角介于30°～35°之间，统一规定最大舵角max=35°；河船吃水浅，转船力矩达到最大值的舵角超过了35°，max定在35°～45°的范围内。
（3）正航时平衡舵在小舵角时舵压力中心O在舵杆轴线之前，因此水动力矩M为负值；舵角增大后压力中心移至舵杆轴线之后，M变正值。平衡舵可使力臂xc较小，故水动力矩减小，从而使所需的转舵力矩和舵功率减小，但转船力矩不受影响。
（4）倒航时同样舵角的水动力的方向与正航相反，形成的转船力矩使船的转向与舵偏转方向相同。这时舵叶的后缘变成了导边（迎水边），而水压力中心靠近导边，至舵杆轴线的距离比正航时大；但最大倒航速度一般不超过最大正航速度一半，流线型平衡舵的最大水动力矩倒航时约为正航的60%左右，故舵机的额定转舵扭矩均按正航求出。
考点 2：对舵机的要求
对舵机的基本要求如下：
1．基本性能--应设1套主操舵装置和1套辅操舵装置。如主操舵装置有2套以上相同的动力设备，则在下列条件下可不设辅操舵装置：
（1）当管系或一台动力设备发生单项故障时，此缺陷能被隔离，使操舵能力能保持或迅速恢复；
（2）客船当任一套动力设备不工作时，或货船所有动力设备都工作时，主操舵装置有合乎要求的操舵能力。
主操舵装置能在船舶最大航海吃水和最大营运前进航速时，使舵自一舷35°转至另一舷的30°所需时间不超过28 s。辅操舵装置应能在船舶最大航海吃水和以最大营运前进航速的一半但不小于7 kn时进行操舵，使舵从一舷15°转至另一舷15°所需时间不超过60 s。2．操舵控制系统--主操舵装置有2套动力设备时，应设置2套均能在驾驶室控制的独立的控制系统。在舵机室应能脱开驾驶室对正在运转的操舵装置进行控制。
3．安全阀--液压系统中能被隔断的任何部分，以及由于动力源或外力作用能够产生压力的任何部分均应设置安全阀。安全阀开启压力应不小于1.25倍最大工作压力，而不大于设计压力；安全阀最小排量应不小于所有泵能通过其排放的总容量的110%，在此情况下压力的升高不应超过开启压力的10%。4．液压系统--应设有保持液压流体清洁的设备；每一液压系统的循环油箱应设低液位报警器；应设1个固定贮油箱，其容量至少足以使1个动力转舵系统包括循环油箱进行再充液，并应设有液位计。非双套设置的液压舵机的液压缸体上与各管路连接处应设隔离阀。液压系统必要时应设有放气装置。5．监测和报警--发生以下故障时：动力设备或控制系统的动力故障、自动舵装置故障、电路或电动机断相及过载、液压油柜油位低、液压油温度高、液压油滤油器压差大，应能在位于主机处所或集控室内明显位置以及驾驶室内，给出声、光警报。
6．舵角指示和限制--应能在舵机室内看到舵角的指示，并能在驾驶室显示舵角。操舵装置应设有有效的舵角限位器。动力转舵的操舵装置应装设限位开关或类似设备，使舵在达到舵角限位器前停住。舵装置应有保持舵位不动的制动装置。
7．应急动力--舵柄处舵杆直径＞230 mm（不包括航行冰区加强）的船，应设有能在45 s内向操舵装置自动提供的替代动力源，这种动力源应为应急电源或位于舵机室的独立动力源，其容量至少应能向符合辅操舵装置要求的1台动力设备及其控制系统和舵角指示器提供足够的能源，可供1万总吨及以上船舶至少连续工作30 min，而其他船舶则至少10 min。
8．附加要求--1万总吨及以上的油船、化学品船和液化气体运输船和7万总吨及以上其他船，其主操舵装置应设2台或2台以上符合第1项规定的相同的动力设备。1万总吨及以上的油船、化学品船和液化气体运输船当主操舵装置的一套动力转舵系统的任何部分（舵柄、舵扇损坏或转舵机构卡住除外）发生单项故障以致丧失操舵能力时，应能在45 s内重新获得操舵能力。为此，操舵装置可由2个均能满足主操舵装置要求的独立和分开的动力转舵系统组成；或至少有2套相同动力转舵系统，在正常运行中同时工作能够满足对主操舵装置的要求，任一系统中液压流体丧失时应能被发现，有缺陷的系统应能自动隔离，使其他动力转舵系统保持安全运行。
有的舵机只有1个执行器（如单体式转叶油缸），若经认可予以特别考虑，可用于1万总吨及以上但小于10万载重吨的油轮、化学品船和气体运输船。这种操舵装置的管路或1台动力设备的任何部件发生单项故障时，应能在45 s内恢复操舵能力。
第2节 液压舵机的转舵结构27题 考点 1：转舵机构的主要类型和特点
液压舵机的转舵机构分为往复式和回转式两类。前者采用往复式转舵油缸，主要有十字头式、拨叉式、滚轮式和摆缸式；后者主要是转叶式。1．十字头式转舵机构
十字头式转舵机构有以下特点：
（1）扭矩特性好。若尺寸和最大工作油压既定，能产生的转舵扭矩随舵角增大而增加，与舵的水动力矩变化趋势相符。实际工作中，舵机的工作油压不会随舵角增大而急剧增加。
（2）撞杆和油缸间的密封采用V形密封圈，开口面向内侧压力油腔，工作压力越高则密封圈越撑开贴紧密封面，密封可靠，漏油容易发现，更换也较方便。（3）油缸仅有导板承受侧推力，油缸与柱塞间不承受径向力，密封更可靠；油缸开口端镶有导向衬套，油缸内壁不与柱塞接触，无须精加工。
以上特点使十字头式转舵机构较适合大转舵扭矩和高工作油压。但缺点是：单作用油缸必须成对布置，十字头、导板等结构较复杂，使重量、尺寸增大，加工、安装、检修也比较麻烦。2．拨叉式转舵机构
拨叉式与十字头式的扭矩特性相同，两者都属于滑式转舵机构。它可以设计成装在柱塞中部的导向架承受转舵时的侧向力，主要特点与十字头式相同，但结构更简单，尺寸也较小，现除特大扭矩舵机外，已基本取代了十字头式。3．滚轮式转舵机构
滚轮式转舵机构具有以下特点：
（1）结构简单，布置灵活，安装、拆修比较方便。
（2）柱塞与舵柄的轮之间靠接触传动，工作时无侧推力，磨损后自动补偿，不会像滑式机构那样因轴承或滑块等磨损后间隙增大而产生撞击。
（3）扭矩特性差，若尺寸和最大工作油压既定，能产生的转舵扭矩随舵角增大而减小，与舵的水动力矩变化趋势相反。工作中工作油压随舵角增大而较快增加，要达到同样的转舵扭矩，必须采用滑式的更大的结构尺寸或更高的工作油压，故适用的转舵扭矩不如滑式的大。
（4）当舵叶在为负扭矩作用下转动过快，或稳舵时油路锁闭不严，则滚轮可能与某侧柱塞脱离而导致撞击。故某些滚轮式转舵机构在滚轮与柱塞端部之间增设板簧拉紧机构。4．摆缸式转舵机构
摆缸式转舵机构的主要特点是：
（1）采用双作用油缸，故外形尺寸和重量可显著减小。
（2）结构简单，拆装方便，油缸选用的数目和布置灵活，（3）双作用油缸对缸内表面的加工精度及活塞杆与油缸的同心度要求较高。活塞的密封磨损后内漏不易发现。此外，油缸与舵柄铰接处磨损较大时工作中会出现撞击。
（4）双作用油缸采用奇数时，即使以同侧双缸工作（两活塞的位移也略有差异），油缸进、排油量都会不等，故系统中必须采取相应的补油和溢油措施。
（5）扭矩特性不佳（大致与滚轮式相同），故除个别采用四缸结构者公称扭矩较大外，一般仅见于功率不大的舵机。5．转叶式转舵机构
转叶式转舵机构的主要特点是：
（1）占地面积小，重量轻，可组装后（包括液压系统）整体吊装，安装十分方便。
（2）外部无需要润滑的部位，管理简便。
（3）在油缸尺寸和最大工作油压既定时，所能产生的扭矩与舵角无关，扭矩特性不如滑式而优于滚轮式和摆缸式，工作油压随舵角增大而增加的速度介于滑式与后两者之间。
（4）内部需密封的部位较多，漏泄增大不易发现，更换密封件比较麻烦。
转叶式机构的内部密封问题曾限制了它在大扭矩舵机中的使用。近年来，随着密封材料和密封方式的不断改进，最大工作油压和转舵扭矩已有很大提高。普通单缸转叶式机构一旦内部密封损坏或发生其他故障丧失操舵能力时，无法在45 s内将故障部分隔离而恢复操舵能力；若用于1万总吨以上的油轮、化学品船、液化气体运输船可采用上下叠装的双缸组成两个独立和分开的动力转舵系统。
第3节 舵机的工作原理和遥控系统
考点 1：阀控型舵机的组成、工作原理、特点及远控系统
阀控型舵机采用单向定量泵，工作时泵按既定方向连续运转，吸、排方向和排量不变，向转舵油缸供油的方向由M型三位四通换向阀控制。驾驶台给出的指令舵角信号和与舵柄（或舵柱）相连接的舵角反馈发讯器发出的实际舵角信号相比较，当两者偏离时，舵角偏差信号经放大后，根据偏差方向不同，使换向阀相应一侧的电磁线圈通电，阀芯从中位向一端偏移，于是向某侧转舵油缸供油，另侧油缸的油路则由换向阀通回泵的吸口（闭式系统），油缸中的柱塞移动，推动舵柄和舵叶转动。当舵转至反馈发讯器送回电气控制系统的实际舵角信号与指令舵角信号相符时，换向阀电磁线圈断电，阀芯回到中位，泵的排油经换向阀卸荷，通转舵油缸的油路被封闭，舵叶停在与指令舵角相符的舵角。
当指令舵角偏离实际舵角的方向相反时，换向阀的另一侧线圈通电，阀芯偏移的方向及转舵方向也就相反。
舵机液压系统应设安全阀，它在两种情况下起作用：
（1）转舵时若转舵力矩过大，管路中油压高于调定值时安全阀会开启，使高压侧油液与低压侧旁通，以避免管路和液压元件承受过高压力，并防止电机过载。
（2）舵叶停止转动时，若受大浪或其他外力冲击，安全阀也会因油压升高而开启，允许舵叶暂时偏离而“跑舵”；当冲击舵叶的外力消失后，由于实际舵角偏离指令舵角，换向阀会自动离开中位，直至舵转回到与指令舵角相符为止，起后一种作用的安全阀亦称“防浪阀”。
规范要求阀控型舵机能被换向阀隔断的前后油路，均应设置安全阀。有的阀控型舵机安全阀组设在换向阀后，靠通过单向阀来兼管液压泵和换向阀之间的油压限制。
闭式油路高压侧油液难免会有外漏，这样低压侧油路的油压就可能会太低，可能产生气穴或吸进空气，使泵的容积效率降低，噪声增大，甚至造成泵损坏（某些斜盘泵球铰可能拉坏），故需要随时补油。常用的补油方法是在液压泵的两侧油路都设有通工作油箱的补油单向阀，当主油路压力过低时可以从油箱补油（当舵叶在负扭矩下转得太快时，泵排出侧也可能出现低压）。也可以靠辅泵通过单向阀补油，那多是用于泵控型闭式系统，因为其所用变量泵常要求较高的吸入压力。
转舵油缸偏近端部的上方设有放气阀，以便初次充油或其他必要时候释放空气。
阀控型舵机也可采用开式系统，即换向阀回油回到工作油箱，泵从油箱吸油。开式系统油散热较好，系统内有空气容易释放，但回油管上应装设由泵排出压力远控的顺序阀，以免舵承受负扭矩时转得太快，导至泵来不及供油以至排压过低，产生气穴、噪声和液压冲击。开式系统在舵被水流带动（负扭矩）时无法向液压泵反馈能量，运行经济性差。
阀控型舵机采用单向定量泵，系统及控制相对简单，造价较低。缺点是不转舵时泵仍以全流量排油，经济性稍差，油液发热要多些，适用功率比泵控型小。
对于尺寸既定的转舵机构来说，液压泵的流量决定了转舵速度；泵的工作油压除很小部分用于克服管路阻力外，主要取决于推动转舵机构所需的力，即取决于转舵扭矩。舵机最大工作油压就是产生公称转舵扭矩时泵出口处的油压。泵的额定排出压力不得低于舵机最大工作油压。舵机最大工作油压选得越高，转舵机构的尺寸就越小，泵的额定流量和管路直径也相应减小，整个装置的尺寸和重量就会变小。
考点 2：泵控型舵机的组成、工作原理、特点及远控系统
1．工作原理
泵控型舵机现今常采用2台双向变量轴向柱塞泵（主泵）与转舵油缸组成闭式系统。工作时主泵连续按既定方向运转，吸、排方向和排量由变量控制杆（改变泵的斜盘倾角或缸体摆角）偏离中位的位移方向和大小来控制。主泵变量控制杆偏离中位的位移方向和大小由指令舵角信号和实际舵角信号相比较得到的舵角偏差信号的方向和大小决定。当舵角偏差达到不很大的数值时，变量控制杆的位移即已达到最大值，主泵即以最大流量去推动转舵机构转舵，直至实际舵角接近指令舵角时，主泵的流量才逐渐减小；而当实际舵角等于指令舵角时，泵回到零排量的中位空转，舵叶即因主油路锁闭而停在与指令舵角相符的位置。
泵控型舵机每一闭式油路各设有一对安全阀，能同时起到转舵时防油压过高超载和停止转舵时防浪的作用。舵柄上也设有舵角发讯器。各转舵油缸也设有放空气阀。2．主油路的锁闭
泵控型舵机每一闭式主油路中常设有油路锁闭阀，主要有两种类型：
（1）主泵油压启阀式--采用双联液控单向阀，在主泵排油压力的作用下，能自动顶开排油侧单向阀，同时使回油侧的单向阀也开启，沟通主泵与转舵油缸间的油路。而在两种情况下能将主泵出口油路锁闭：
①舵转到指令舵角而主泵停止供油时，两侧单向阀在弹簧作用下自动关闭，防止舵压力使转舵油缸内的油液经主泵漏泄而跑舵。
②锁闭备用泵油路，防止工作时油经其漏泄而影响转舵。
（2）辅泵油压控制式--采用液控两位四通阀，泵装置启动后由辅泵油压推移换位，使主泵通转舵油缸的两条主油路接通；泵装置停用则其辅泵不排油，其配用的主油路锁闭阀靠弹簧复位，则通转舵油缸的两条主油路锁闭。这种主油路锁闭阀可使主油路的压力损失较小，而且辅泵失压时即停止转舵；但它仅能起前述第②种作用，工作泵在中位时其主油路并不锁闭，若泵内漏泄严重可能会跑舵。
如果主泵装有机械防反转装置（如防反转棘轮），也可不设主油路锁闭阀。3．辅泵的作用
泵控型舵机大多还配有单向定量泵（或单向限压式泵）为辅泵，其主要作用是：
（1）作为主泵变量机构的伺服油泵；
（2）为闭式主油路补油；
（3）为系统的液控阀提供控制油；
（4）让多余的油经溢流阀溢至主泵泵壳后再回油箱，冷却主泵。
后面三项视系统设计时是否需要而定。主泵通过单向阀补油是从辅泵还是从高位或低位油箱补，可按主泵允许的最低吸入压力来定。4．工况选择
主泵接主油路的一对“泵阀”通常都常开，以备随时远控启动备用泵，仅在主泵要拆修时才关闭。四柱塞油缸的舵机可靠启闭进出各缸的“缸阀”和两缸之间的旁通阀，实现以下三类工况：
（1）单泵四缸工况--适于开阔水面正常航行，各缸阀开启，旁通阀关闭。这时最大扭矩等于公称转舵扭矩，转舵时间能满足规范要求。
（2）双泵四缸工况--各阀启、闭情况同上，适于进、出港或窄水道航行或其他要求快速转舵的场合，这时转舵速度约较单泵双缸快一倍，而转舵扭矩与上述工况相同。
（3）单泵双缸工况--万一某缸漏油时，使其和与它同柱塞或同舷侧液压缸停用（不能同时停对角方向缸组），关闭停用油缸的缸阀，开启两者的旁通阀。此时舵机能产生的最大转舵扭矩比四缸工作时减少50%；若航速未降低，必须避免大舵角操舵，否则工作油压可能超过最大工作油压，使安全阀开启。这种工况在安全阀未开启的前提下，转舵速度约比单泵四缸快一倍。
为了在发生故障以致丧失操舵能力时，能在45 s内重新恢复操舵能力，可在工作油箱内设低液位开关，当系统某处漏油导致某工作油箱油位过低时，能自动检测并靠电液换向阀转换工况，从四缸工作切换成由未漏油的油箱和相应的泵与两个油缸工作。5．舵机遥控系统
泵控型舵机电气遥控的对象可以是三位四通电磁换向阀（伺服油缸式），也可以是伺服电动机、力矩电动机（力矩马达）或电磁比例泵。
伺服油缸式遥控系统用于带机械追随机构的泵控型舵机，图9-2示出其机械追随机构的工作原理图。可由手轮9也可由伺服油缸7远控操纵杆的操纵点A，给出与驾驶台指令舵角相符的操舵角。控泵点O通过缓冲弹簧（亦称储存弹簧）
5、角杆4与泵的变量控制杆2铰接；而反馈点B通过连杆与舵柄连接，其位置反映舵叶的实际舵角。
图9-2 泵控型舵机的机械追随机构工作原理图
1-双向变量泵；2-泵变量控制杆；3-泵变量限制螺帽；4-角杆；5-缓冲弹簧；6-操纵杆；7-伺服油缸；8-手轮控制杆；9-手轮；10～13-调节螺套
当操舵角与实际舵角均为0°时，操纵杆的A、B点都处在中位，使O点及泵的变量机构也处于中位，泵空转不排油，舵叶停在中位。当操纵点A移到A1点，若舵尚未转动，反馈点仍在B点位置，操纵杆绕B转动，控泵点就会从O点移到O1，带动泵变量控制杆2离开中位，直至泵变量限位螺帽3被挡住，变量泵1即以最大排量转舵。若操纵点继续快速向相当于更大操舵角的A2方向移动，被限位螺帽3挡住的变量控制杆2已无法进一步移动，O1只能靠压缩缓冲弹簧而继续右移。
随着舵叶偏转，操纵杆的反馈点B左移，此时操纵点保持在A2不动，操纵杆绕A2转动。当反馈点转至B1点时，被压缩的缓冲弹簧已逐渐放松复原，变量控制杆2即开始向中位移动，泵排量逐渐减小；当舵叶转到实际舵角与操舵角相同时，反馈点移到B2，控泵点又被带回到中位O，泵停止供油，舵就停在与A2点所代表的操舵角相符的舵角。在转舵开始和结束时泵的流量逐渐增大和减小，可减轻液压冲击。
回舵时，例如从上述情况返回正舵，操纵杆先绕B2点转动，操纵点从A2返回并保持在A点，控泵点向O2方向偏移，泵变量机构即反方向离开中位，使泵的排油方向相反，推动舵叶反转回中。缓冲弹簧是可以双向压缩的，当操纵回舵较快时，泵变量机构会被另一端的限位螺帽3挡住，变量泵排量即被限制在调定的最大值，缓冲弹簧被压缩。
向右转舵及回舵时的工作原理与上述类似，不再赘述。
由于缓冲弹簧是在两主泵的控制杆上各设一个，因此当某台主泵万一变量机构卡阻时，在换用另一台主泵后仍能控制操纵杆。设缓冲弹簧不但使大舵角操舵得以连续进行，而且转舵时泵能较长时间以最大流量供油，保持较快的转舵速度。
万一舵叶停在与操舵角相符的位置时受风浪等外力袭击，油路中压力会升高而使防浪阀开启旁通，舵叶会在外力作用下偏离给定舵角。但只要操纵点仍保持不动，则控泵点会随反馈点移动而偏离中位O；在舵叶所受外力减小后，无须重新操舵，泵即会排油转舵，使舵叶回到与原操舵角所定位置。
图9-3示出了伺服油缸式舵机遥控系统的液压伺服系统原理图。
图9-3 伺服油缸式舵机遥控系统的液压伺服系统原理图
1-伺服油泵；2-安全阀；3-调速阀；4-电磁换向阀；5-油路锁闭阀；6-双向溢流阀；7-伺服活塞；8-操舵角反馈发讯器
两套独立的阀控开式液压伺服系统互为备用，向伺服油缸供油。伺服油泵1为限压式单向变量泵（也可用单向定量泵）。伺服活塞7的活塞杆一端与舵机机械追随机构的操纵杆的操纵点A相接，另一端接操舵角反馈发讯器8。
如果通过驾驶台舵轮给出的指令舵角与伺服活塞7的位置所对应的操舵角出现偏差，则三位四通电磁换向阀4的某端电磁线圈通电，阀即离开中位，泵1的排油就会经换向阀
4、油路锁闭阀（双联液控单向阀）5的一侧供入伺服油缸的某侧油腔，另侧油腔的油液则从油路锁闭阀的另一侧和换向阀经滤器返回油箱；这时伺服活塞7就会相应移动，操舵角反馈发讯器同步发出反馈信号。调速阀3可调节向伺服油缸供油的流量，一般应使伺服活塞从一端走到另一端的全行程时间≧22～24 s。
当伺服活塞7移到操舵角与指令舵角相符时，Y型三位四通换向阀4两端的电磁线圈均断电，此时伺服油缸的油路被油路锁闭阀5锁闭，伺服活塞即停住不动。这时限压式变量泵1的排压升高，排量迅速减小至仅弥补泵和阀的漏泄以保持排压恒定（伺服油泵的排压应根据推动操纵杆至最大操舵角所需的推力调定），功率消耗和油液发热显著降低（若伺服油泵用定量泵，则应采用M型换向阀中位卸荷）。油路锁闭阀5还能隔离备用的控制油路，不影响彼此快速切换。安全阀2的调定值高于限压式变量泵1的调定值，通常关闭，只在泵的限压变量机构失灵时才起作用。
应急操纵或舵机调试时可通过手轮直接控制操纵杆操舵。这时，双向溢流阀6可允许伺服油缸一侧产生的高压油溢流到另一侧，以便活塞能够移动，不妨碍手动操纵。也有的伺服油缸式舵机遥控系统采用的是另一种办法：在伺服油缸的两条油路间设由伺服油泵排压控制的常开式二位二通旁通阀，当伺服油泵启动时，排压升高使该旁通阀隔断；而伺服油泵停用时排压消失，旁通阀在弹簧作用下复位而使伺服油缸油路旁通。
由上可见，伺服油缸式舵机遥控系统由两部分组成：伺服活塞位置所代表的操舵角通过操舵角反馈发讯器追随指令舵角；而舵的实际舵角通过机械追随机构追随伺服活塞位置所代表的操舵角。
舵机遥控系统在舵机室的受控元件也可以不采用上述的伺服活塞，而采用伺服电机或力矩马达。它们无须机械追随机构，而是直接控制伺服变量泵的先导阀来改变主泵排油的方向和排量；而舵角反馈信号发送器则直接由舵柄带动，以便舵角到位时停止排油。
第4节 液压舵机的管理
考点 1：舵机的充油、调试和日常管理
1．舵机的充油
舵机装完后充油步骤如下：
（1）通过200目以上的滤器从转舵油缸上部向缸内加油，这时油缸的放气阀和通油缸的截止阀应开启，至放气阀有油连续流出后关闭，停止加油。
（2）从工作油箱的通气口经滤器加油，使之达到油位计指示的高位。
（3）在机旁用应急操舵的方法操纵主油泵，以小流量轮流向两侧转舵至接近30°，并反复开启油缸压力侧（柱塞伸出侧）的放气阀放气，直至柱塞运动平稳，无异常噪声。充油过程中及时向油箱补油。系统空气排尽前不要让油泵长时间运转，以免空气与油搅混后难以放尽。2．舵机的试验
对舵的控制和指示的要求如下：
（1）电气舵角指示器的指示舵角与实际舵角（由机械舵角指示器指示）的偏差应≧±1°，正舵时须无偏差。
（2）随动操舵时操舵仪的指示舵角与舵停后的实际舵角的偏差应≧±1°，正舵时须无偏差。
（3）舵处于任何位置均不应有明显跑舵。当舵杆扭矩达到公称值时，往复式液压舵机的跑舵速度应≧0.5°/min，转叶式液压舵机应≧4°/min。
（4）采用机械或液压方式操纵的舵机，滞舵时间应≧1 s，操舵手轮的空转不得超过半转，手轮上的最大操纵力应≧0.1 kN。
（5）电气和机械的舵角限位必须可靠。实际的限位舵角与规定值（max+1.5°）之差应≧±30′。3．舵机的调整
如实际舵角与操舵仪指令舵角偏差＞±1°，须查明原因，必要时对控制系统进行调整。随动舵控制系统的调整可分为零位调节和放大比例环节（或机械传动比）的调节。
不设机械追随机构的电气遥控系统，应首先检查和调整操舵信号发送、传递和舵角反馈系统的各个环节，使舵轮在零位时，操舵仪的输出信号为0；在实际舵角为0°时，使舵角反馈信号为0；而且在舵轮、实际舵角均在零位时，力矩马达或电磁阀接受的信号为0。然后必要时对控制、反馈信号的放大比例等环节进行调整，使在各个操舵角时舵能停在与操舵仪指令舵角相一致的位置。
有机械追随机构的遥控系统，应首先对其进行调整，然后再按上述原则对电气控制系统进行调整。对于图9-2所示的舵机机械追随机构，可按以下步骤调整：
图9-2 泵控型舵机的机械追随机构工作原理图
1-双向变量泵；2-泵变量控制杆；3-泵变量限制螺帽；4-角杆；5-缓冲弹簧；6-操纵杆；7-伺服油缸；8-手轮控制杆；9-手轮；10～13-调节螺套
（1）停用驾驶台的遥控机构，在销孔D处插入插销，用手轮在机旁操纵，使操舵角指针指在零位。
（2）启动No.1泵，如果舵停止时不在零位，则应调节该泵控制杆上的调节螺套11，至舵能停在零位为止，锁紧该调节螺套。
（3）换用No.2泵，调节该泵控制杆上的调节螺套10，同样使舵停在零位，锁紧该螺套。
（4）分别使用一台和两台泵工作，验证舵在各种舵角工作无误后，卸下D处插销。
（5）轮流用两套遥控系统操舵，并对电气控制系统的操舵信号发送、传递和伺服油缸位移反馈发讯器等环节进行适当调整，使任一台油泵工作时，伺服活塞停止时指示的操舵角与操舵仪发送的指令舵角相同。然后调节螺套13或12，使伺服活塞的中位与操纵点A的中位相一致。4．安全阀调整步骤
（1）启动一台油泵，移开舵机控制机构的操舵角限制元件，机旁控制向一舷操舵。如油泵为变量泵，当舵叶接近限制舵角时，应尽量使油泵以小流量工作。
（2）当舵受到转舵机构上机械舵角限制器的限制时，油泵的排出压力将升高。在达到调定压力时，安全阀即应开启。
（3）使泵的排量保持接近设计值的1/2，观察压力表的读数。如压力表读数与安全阀要求的调定压力不符，则应按要求值重调。
（4）向另一舷转舵，以同样的方法调整另一侧的安全阀。调试过程安全阀每次开启时间不宜超过30 s。
5．开航前的试舵
在驾驶台遥控启动一套油泵机组，并先后从0°起向两舷进行5°、15°、25°、35°的遥控操舵，判断舵机及其遥控系统工作是否可靠，舵角指示器指示是否正确，然后换用另一套油泵机组做同样的32 试验。备用遥控系统，也应进行试验。6．舵机日常管理注意事项
（1）舵机间应该保持清洁、干燥，冬季注意供热保温，夏季和潮湿季节应注意适当通风，以防止机械、电器元件过快锈蚀和过热。
（2）随时检查安装螺栓、管路连接螺栓、传动杆件的调节锁紧螺母等的紧固情况。保持舵机设备清洁，以便于观察设备有否漏泄及过热。
（3）液压泵工作油箱的油位应保持在油位计的2/3高度左右。油位增高表明油中混入过多气泡或油冷却器漏水，油位降低则表明系统漏油。
（4）泵与电机等设备不应过热。泵轴承部位的温度比油温高10～20℃为正常。最合适的工作油温是30～50℃。泵启动时如油温低于10℃，则应反复以小排量、小舵角操舵，直至油温升至10℃以上再正常使用。油温高于50℃时应使用油冷却器。工作油温一般应不超过60℃，超过70℃时一般应停止工作，查明原因，加以解决。
（5）主泵的排出油压不应高于额定工作油压；吸入油压应不低于由补油条件（闭式系统）或吸入条件（开式系统）所确定的数值。指示仪表应完好准确，不检查时关闭压力表阀。
（6）注意滤器的压差，及时清洗或更换滤芯，注意滤出物的属性及增长情况。至少每半年取油样做外观检查，每年化验油液，污染严重或变质的油液要及时更换。要保持油箱透气口滤器完好，充入系统的新油应严格过滤。
（7）油缸柱塞或活塞杆的暴露表面应保持清洁，并浇涂适量工作油。长期停用时这些表面应涂润滑脂防锈。要注意对各传动杆件的铰接点、手动操纵螺杆及其轴承、舵杆轴承、舵柄传动摩擦件（如拨叉、滚轮或滑块）和导向面等处定期加注润滑脂，保持良好润滑。如设有油杯，应及时补充润滑油（脂），油杯中的油芯绳应定期用煤油或苏打水清洗。
（8）如发现舵杆填料漏水可均匀地适当上紧压盖，或在船舶空载时换新填料。舵杆填料顽固漏泄往往是舵杆轴承径向支承损坏所致，有机会就应及时修复。
油缸柱塞处若明显漏油，而少量调紧压盖不能消除，应及时换新V型密封圈。更换时每次松开压盖约2 mm，在机旁操舵慢慢推出柱塞，密封圈会被柱塞的摩擦力带出，反复上述操作，直至密封圈被取出。如上述方法无效，可松开压盖后用适当的工具取出压环和填料，注意不要划伤柱塞表面。柱塞表面有划痕可用细油石或研磨膏打磨光滑，如有较深的划痕，特别是纵向划痕，应送厂修复。
安装时V型密封圈的唇边侧朝向缸内，各圈斜切口错开安放。工作时油压能加大唇边外撑力，紧贴密封面，并能自动补偿磨损。压盖不可压得过紧，否则会加快密封圈的磨损。
（9）舵机应运转平稳，如有异常振动与噪声应立即查明原因，设法处理。
（10）定期检查电气设备的绝缘，检查和清洁触头、换向器，检查防止各接头松动，及时更换损坏的按钮、开关等元件，保持电气设备、仪表、指示灯和照明完好。
考点 2：舵机的常见故障及处理
1．舵不能转动
（1）遥控系统失灵--油泵运转正常，机旁操舵正常。若是电气遥控系统，可能是电源故障、保险丝熔断、触头连接或接触不良、电气元件（如电磁阀线圈、力矩马达、自整角机）损坏等。还可能是舵机间电气遥控系统的受动元件或机构有故障，例如电磁阀阀芯卡阻，传动销松脱等。
如果有液压伺服系统，也可能出现故障，例如伺服油泵损坏、伺服活塞密封失效、溢流阀不能关闭、油箱液位过低、换向阀损坏、电气元件失灵等。
（2）主泵不供油--遥控系统动作正常，但操舵时无油压变化或变化不明显；换备用泵一般正常（两泵同时发生故障的可能性很小）。若泵不能启动可能是转动受阻（可盘车检查），或是电路故障。若泵转动但无排压，可能是泵损坏；阀控型开式系统也可能是油箱油位过低或吸入侧堵塞；泵控型系统可能是主泵变量机构卡阻、控制油路故障、控制电磁阀或控制电机故障、控制连接杆件松脱、缓冲弹簧
折断或张力不足等。
（3）主油路故障--操舵时主泵排出油压过高或过低。如果主泵排压高于正常值，或使安全阀开启，可能是舵机负荷过大，或主油路不通（通油缸的阀未开）；如果排压低于正常值，可能是旁通阀开启、安全阀开启压力过低或关闭不严、备用泵锁闭阀关闭不严（备用泵反转）、阀控系统换向阀控制失灵或卡在中位、卸荷阀不能关闭等。2．只能单向转舵
（1）遥控系统只能单向动作--改用机旁操舵则正常。这是因为电气遥控系统只能给出单向操舵信号，例如控制电磁阀一端线圈损坏，或伺服油缸单向严重漏泄。
（2）变量泵只能单向排油--换用备用泵一般正常。这往往是泵的变量机构某一方向运动受阻。
（3）主油路单方向不通或旁通。可能是主油路某侧安全阀开启压力过低，或主油路锁闭阀单向不能开启。
3．转舵速度慢
（1）遥控系统控制不当--机旁操舵正常。例如力矩马达输出力矩不足、伺服油泵流量太小、调速阀调得过小、伺服油缸漏油等，使伺服活塞速度不够（从一端操舵角35°走到另一端30°应不超过22～24 s）。
（2）主泵流量太小。可能是过度磨损造成主泵内漏严重，或者泵局部损坏所致；也可能是变量机构行程太短（如行程限制过小、缓冲弹簧太软）或泵转速不足；此外，油中混有较多气泡或油箱油位低也会引起泵流量减少。
（3）主油路有旁通或漏泄。安全阀、旁通阀关闭不严；换向阀、油路锁闭阀、隔离阀内部漏泄；转叶油缸或双作用往复油缸内部漏泄等。4．滞舵--舵的转动明显滞后于操舵动作
（1）遥控系统响应迟滞。例如控制杆件传动间隙大、液压伺服系统混入空气、缓冲弹簧张力过小、液动主换向阀控制腔的回油节流口部分堵塞或开度过小等。
（2）主油路中混有较多气体--即使机旁操舵滞舵现象也不会消除，从系统中（高于大气压力处）可放出气体。系统内空气来源可能有：充液或检修后放气不彻底；或工作油箱液位过低或补油压力太低，以及泵吸入气体，或从系统漏泄处或油缸密封处吸入空气。
（3）泵控型系统主油路内部漏泄或旁通较严重，这样泵刚开始小流量排油时，舵便可能不动或动得很慢。
5．冲舵--舵转过指令舵角不停
（1）电气遥控系统故障，不能及时正确传递反馈信号。如相敏整流放大环节失调，电气元件故障；反馈环节失调，连接杆件或接线松动，元件损坏等。
（2）伺服系统换向阀卡阻不能及时回中、伺服活塞跑位（漏泄、锁闭不严）。
（3）泵变量机构不能及时回中。例如控制杆卡阻、连接间隙大；变量活塞或机构不能及时回中。
（4）阀控型系统中液动换向主阀不能及时回中。例如阀芯卡阻或控制腔的回油节流口部分堵塞、开度过小等。
如果上述四种故障的严重程度由“不能及时”发展为“不能”，那么，舵将转动不停，一直“冲”到顶住机械舵角限位器为止。
（5）转舵油缸锁闭不严。在转舵惯性大，特别是负扭矩时，也可能发生冲舵。
（6）油缸内存在较多空气，停止进油后，因高压侧气体膨胀、低压侧气体压缩而冲舵。
冲舵发生后，如果舵角反馈机构最终仍能反馈舵角信号，那么舵机将产生“振荡”，使舵叶在指令舵角附近左右摇摆。
6．舵不准--实际舵角与指令舵角不符
往往是由于遥控系统（包括传动杆件和反馈机构）调整不当造成，可参照本节舵角偏差调整所介绍的步骤予以消除。传动杆件的支承、连接点间隙过大也会引起少量舵角偏差。
另外，如果系统中存在一定程度的内部漏泄、安全阀开启压力过低，那么舵转至某一舵角，系统油压升高到一定程度时，泵的供油全部漏泄旁通，无法实现更大舵角操舵。在无锁闭阀的浮动杆控制舵机系统中，如果两泵共用一套浮动杆，常用机械防反转装置防止备用泵反转引起旁通；但如两泵变量控制调整不同步，某一方向操舵时，备用泵在油压作用下会正向转动旁通油液，不能实现大舵角操舵。
7．跑舵--稳舵时舵偏离所停舵角
多因主油路锁闭不严引起；也可能是控制系统工作不稳定引起，如电接触不良等。8．舵机有异常噪声及振动
（1）液流噪声--系统内空气排除不彻底，或吸入滤器堵塞、油温过低、工作油箱油位过低、补油压力过低等使泵产生“气穴现象”。
（2）液压阀噪声--例如安全阀的敲击、油路锁闭阀或液动换向阀因调整不当而动作过快产生敲击。
（3）泵组机械原因--可能是地脚螺栓松动、泵与电机对中不良、联轴节损坏、轴承或泵内部件损坏引起。
（4）管路或其他部件固定不牢。
（5）转舵油缸填料过紧。
（6）舵杆轴承磨损或润滑不良。
第10章 起货机锚机和绞缆机
第2节 甲板机械的液压系统80题 考点 1：起重机构液压系统的负荷特点
起重机构主要的工作负荷是重力负荷，无论是在重物升起、降下或停在半空时，重力负荷始终单方向存在，执行元件的两根主油管工作中始终不变地分别承受高压和低压，以产生方向不变的液压力或扭矩与重力相抗衡。于是，起重机构液压系统有以下特点：
（1）仅一侧油路（起重进油侧）要求限压值较高，另一侧油路要求限压值较低。
（2）必须能限制放下重物时的速度，以防重物在重力作用下快速坠落。
（3）重物停在空中时应能可靠地锁紧，以防其在重力作用下向下滑落。
（4）若重力负荷变动范围较大，则需要采取功率限制措施。
考点 2：回转结构液压系统的负荷特点
回转机构主要的工作负荷是回转引起的始终与运动方向相反的阻力负荷和起停时的惯性负荷。因此执行元件两侧的油路都可能承受高压；停止时则负荷消失（风大或船倾斜时会有额外的负荷）。惯性力与质量和加速度成正比，方向与加速度相反，当运动部件质量较大时（如克令吊），起、停时的惯性负荷较大。其液压系统的特点是：
（1）两侧油路限压值相同，都比较高。
（2）考虑船舶可能倾斜，双侧油路都需有限速措施。
（3）要停时别即时机械制动，以免因惯性力大刹车带（片）磨损太快；停下后有必要（如风大、倾斜）才机械制动。
（4）负荷变化不太大，一般无须功率限制措施。
考点 3：阀控型开式液压系统的基本组成和工作原理
起重机构阀控型开式液压系统的工作分析如下：
1．换向--采用单向液压泵，靠换向节流阀改换排油方向，从而改变执行元件运动方向。换向阀不宜操作太快，否则液压冲击较大。
2．调速--阀控型系统常采用单向定量泵，用换向节流阀进行节流调速，让泵多余的流量直接返回油箱或泵吸口，节流和回流的功率损失不可避免，会转换成油的热量；也有阀控型系统选用单向恒功率或恒压式变量泵，或变量马达，则可在必要时辅以容积调速。
常用的换向节流阀有并联节流和定差节流（又有定差溢流和定差减压之分）两类。
35（1）并联节流调速：所用的换向节流阀当阀芯从中位移开时，回油箱的油口并不立即隔断，而是随通执行机构的油口开大而逐渐关小，称为开式过渡。采用并联节流调速，低速（阀离开中位的位移小）、轻载时虽然泵功率减小，但节流和回流损失仍然较大，调速效率较低；而且阀芯位移不变时，通执行元件的流量受液压马达的负载影响，调速不稳定。
（2）定差节流调速：设有与节流口并联的定差溢流阀或在之前串联定差减压阀，可使节流口前后的油压差近似保持恒定，从而使换向阀阀芯位置调定后，流量基本上不受马达载荷影响，执行元件的速度较稳定；同时因节流口前后压差不大，故执行元件的速度随滑阀位移的变化较缓，调速平稳；而且调速效率较高，轻载时尤为明显。
3．限速--在回油箱的回油管上加节流限速阀件，这会导致节流损失，重物的位能无法回收，会转化为油的热能，故称为能耗限速。限速阀件主要有以下几种：
（1）单向节流阀。因为在轻载或油温低（黏度大）时泵的排压和功率增加，经济性变差，故仅适用功率不大、工作时间短及负载大致不变的装置，例如舱盖板启闭装置。
（2）直控平衡阀。平衡阀是专门设计的单向顺序阀，有直控和远控之分。采用直控平衡阀重物下降时执行元件进油压力受油黏度和下降速度的影响小，经济性比用单向节流阀好；但重力负荷轻时泵排压反而大，故适合重力负荷变化小的场合，例如克令吊变幅系统。
（3）远控平衡阀。采用远控平衡阀重物下降时执行元件进油压力受重力负荷、油黏度和下降速度的影响都很小，适用重力负荷变化大的吊钩系统。
在起重机构开式液压系统中，在任何工况只有执行元件出口到限速阀件之间这段油路承受较高油压，故限速阀件都紧贴执行元件下降工况回油口安装，以减少两者间漏油而使重物坠落的可能。4．制动--执行元件用液压缸时，通过换向阀（能在中位锁闭工作油路的O型、M型）回中实现液压制动。换向阀难免有漏泄，若用单向节流阀限速须加装液控单向阀，靠它在换向阀回中后将油路锁闭；采用平衡阀限速本身密封性好则无此必要。有限速阀件后换向阀应选H型，以便回中后使控制油迅速泄压，并避免漏油使阀后油压升高。
液压马达作执行元件有内漏，必须加设机械制动器（通常是靠弹簧力抱闸的常闭式，油压松闸），否则停止后会受吊重作用滑转。延时抱闸制动器是在马达靠液压制动停转后才起锁紧作用，可避免制动器磨损太快，为此，要在制动器控制油管上装进油松闸快、泄油抱闸慢的单向节流阀。为缩短制动时间，减少重物下滑距离，也可以使用即时抱闸制动器，为此可将单向节流阀取消。
5．限压保护--液压泵出口装安全阀，以防超载时泵排压过高，使电机过载或损坏装置。液压马达下降出油口设作制动阀用的溢流阀，若制动太快回油压力太高会开启，其调定压力可与安全阀相同，也可稍高以缩短制动时间，但不得超过马达允许的尖峰压力。
考点 4：阀控型闭式液压系统的基本组成和工作原理
阀控型系统可采用相对价廉的单向定量泵，无须辅泵补油，设备和系统比较简单；但这种系统主要靠节流调速和能耗限速，运行经济性较差，油发热较多。阀控型系统若采用开式则散热较好，也有利于系统中空气的释放和固体杂质沉淀；但工作时间短（如锚机）或发热不严重（如舵机）的设备，也常用闭式系统，工作油箱容积可以较小。
阀控闭式系统与开式系统同样都是靠换向节流阀来换向和节流调速，若选用单向变量泵或变量马达在限压或限功率时也辅以容积调速。这种系统可用换向节流阀进行节流限速，但一般无须加设其他限速阀件。若油箱通泵吸入侧的补油管路设单向阀（例如某些舵机），即使执行元件受外力驱动，也可向液压泵反馈能量，实现再生限速；若补油管上设常开的截止阀（例如某些锚机），能便于油温变化大时补偿油体积的胀缩，但将不能实现再生限速。制动可以靠换向阀回中液压制动，采用油马达的一般都要配机械制动。换向阀前后油路都要能以安全阀限压。
考点 5：泵控型闭式液压系统的基本组成和工作原理
起重机构泵控型闭式液压系统的工作分析如下：
（1）换向--系统采用双向变量主泵，改变主泵吸、排方向即可使液压马达改变转向。双向变量泵
改变排油方向时流量是先由大变小再反向由小变大，故液压冲击小，换向平稳。
（2）调速--靠改变主泵排量无级调速，属容积调速，经济性好，液压油发热少。
（3）限速--当重物下降时，若通过变量机构使主泵排量变小，则马达下降转速也变小。这时主泵受马达驱动，能在重物下降时回收利用其位能，称为再生限速。
（4）制动--使主泵变量机构回到中位，则马达转速也降为零，即能实现液压制动。为避免泵不能准确回中使马达制动困难，系统中可设中位旁通阀和常闭式机械制动器。每当操纵手柄回中时先使制动器即时抱闸，然后中位旁通阀延时旁通卸荷，以机械制动代替液压制动。手柄离开中位时先让中位阀隔断，使制动器延时松闸，避免重物瞬间下坠。
（5）限压保护--无论重物升降，起升时供油的油路总承受高压，回油的油路总承受低压，故保护高压油路的安全阀的调定压力应比保护低压油路的安全阀高。若不装中位阀，靠主泵回中液压制动，上述安全阀又兼作制动阀。
（6）补油和散热--由辅泵经单向阀不断向低压侧主油路补油。工作频繁、负荷较重的闭式系统装设了低压选择阀，使低压侧管路部分油经背压阀、冷却器泄回油箱；而油箱中温度较低的油则连续补入，这样的系统可称半闭式系统。起重系统只有一根油管始终承受高压，低压选择阀也可采用二位阀。
泵控型闭式系统采用容积调速和再生限速，运行经济性好，适合高压、大功率装置；但需要采用双向变量泵，有的还要用辅泵补油，设备和系统相对复杂，初置费较高。
考点 6：液压甲板机械限制功率的主要方法
泵的输出功率在马达最大负荷（工作压差最高）、最高转速（流量最大）时最大，而轻载、低速则功率小。实际上，甲板机械可以在重载时将液压马达转速限为较低，而轻载时允许马达转速高，这就限制了重载时的功率，使泵原动机的功率无须太大，功率利用率也可以提高。下面介绍几种常用的能限制功率的液压系统。
（1）恒功率变量泵液压系统。负荷增大（工作压力p升高）则泵流量Q减小，定量液压马达转速即降低。调速过程液压泵的功率P=pQ≈常数，称为恒功率调速。恒功率泵可以是单向变量泵（阀控型系统），也可以是双向变量泵（泵控型系统）。
（2）恒功率变量马达液压系统。恒功率变量马达（有轴向柱塞式变量马达，或配恒功率调节器的连杆式变量马达），配上单向定量泵（阀控型）或非自动变量的双向变量泵（泵控型），都能实现恒功率调速。马达负荷扭矩增大则排量自动增大，转速降低，于是工作油压基本保持不变，功率也就不变。
上述两种恒功率调速系统多见于在功率允许的前提下总以尽可能快的速度工作的锚绞机。起货机的起重机构轻载时也要求可任意调速，多使用下述两种限制最大功率的系统。
（3）有级变量马达液压系统。根据负荷大小，通过手动或由工作油压自动控制的换挡阀来改变马达排量，重载则马达排量大，扭矩大但调速范围小，得以限制功率。这种方法可用于定量泵阀控型系统，也可用于变量泵泵控型系统。
这种系统在轻载时若误用重载挡，工作速度会太慢；而重载时若误用轻载挡，则因马达排量小，工作油压会很高而使安全阀开启，因而无法工作。
（4）带功率限制器的变量泵液压系统。马达重载时工作压力增大，受工作油压控制的功率限制器的活塞位移增大，通过顶杆使变量泵的伺服滑阀位移受限，于是泵的最大流量受限，即重载时泵的功率受限。
第3节 液压甲板机械的管理62题 考点 1：液压油的性能要求和选择
液压油来传递液压能，也起润滑、散热和防锈作用。对它性能的主要要求是：
（1）黏度是选液压油所考虑的首要因素。黏度太高则部件运动阻力和管路流动阻力增大，液压泵排压会过高，装置机械效率下降；而且使泵自吸能力降低，启动时会吸空。黏度太低则漏泄增加，装置容积效率下降，油更容易发热，执行元件的运动速度会降低；而且油膜承载能力下降，磨损增加。黏度指数应在90以上，温度变化时黏度变化小。
37（2）质地纯净，水分和机械杂质含量极微。
（3）安定性好：不易因氧化、受热、水解而变质，因节流而反复受剪切时黏度变化小。
（4）有良好的润滑性和较高的油膜强度，以减少液压元件的磨损。
（5）防锈性好，不锈蚀金属。
（6）抗乳化和抗泡沫性好。混入水分不易乳化，混入空气后泡沫消散快。
（7）与橡胶材料相容性好，不会使密封件和软管变形、变质。
（8）开口闪点至少要高于135℃，能满足防火要求；倾点至少要比最低油温低7～8℃。
我国液压油主要品种有（牌号后数字为名义黏度--40℃时运动黏度变动范围的中心值）：
L－HH（精制矿物油），质量比机械油好，抗氧化和防锈性比汽轮机油差，用于简单的低压液压设备，适用环境温度＞0℃，最高使用温度为70℃。
L－HL（普通液压油），加入抗氧、防锈、抗泡沫等添加剂的精制矿物油，主要用于低压系统（但不适用于叶片泵），适用环境温度＞0℃，最高使用温度为80℃。
L－HM（抗磨液压油），在L－HL油基础上加了抗磨添加剂，能提高摩擦面的油膜强度，降低磨损，可适用中、高压系统。倾点一般为－9～－15℃，最高使用温度为90℃。
L－HV（低温液压油），在L－HM基础上加入改善黏温性的添加剂，使黏温指数提高到130以上。适于环境温度变化大和工作条件恶劣的液压系统。倾点一般为－21～－33℃，最高使用温度为95℃。
在低压系统中可用价格较低的机械油代替液压油，但其精炼程度差，使用寿命短。透平油也可代替液压油，它酸值低、杂质少，抗乳化性和抗氧化安定性好，使用寿命比机械油长，价格比机械油高。这两种油的凝固点都较高，仅适于环境温度＞0℃的场合。
液压油应根据液压泵的种类、工作温度和工作压力选，工作温度高、工作压力大则黏度等级应高。
考点 2：液压油的污染度标准、污染控制
1．液压油的污染度标准
有以下两种方法衡量油中的固体颗粒的含量：
质量污染度--单位容积油液中所含固体污染颗粒的质量，用mg/L表示。美国NAS1638油液质量污染度等级标准仍广泛采用。
颗粒污染度--单位体积油液中所含各种尺寸的颗粒数。可计量大于某尺寸的颗粒数或若干尺寸范围的颗粒数。国际通用的油液污染度等级标准共有26个等级，现常由自动颗粒计数器查出的油中杂质颗粒，以斜线分隔的三个数字来表示，分别代表尺寸≥4 μm、6 μm及14 μm的颗粒数的等级。5～15 μm固体杂质容易引起阀芯卡阻和孔道淤塞，15～25 μm杂质则容易使泵、马达磨损，因此后两个数字所表示的污染等级更值得重视。
质量污染度容易测定，但不能反映污染物的尺寸分布，而颗粒污染物对元件和系统的危害作用与其颗粒尺寸分布及数量密切相关，因而目前已普遍采用颗粒污染度表示法。2．液压油检查与更换
一般每半年至一年应取样检查一次。油样是否污染和变质可做简易判断：油中混入太多空气会变得混浊，静置1～2 h后会从底部开始变得较清澈；如果混入水分多会呈乳白色，静置24 h后上部会恢复较为透明；色泽变得暗褐并有臭味则油已氧化变质；设备和管路中见到明显铁锈，则表明防锈剂已损耗；摇动后泡沫消失很慢表明抗泡沫剂已损耗。是否有水溶性酸、碱，可用少量水与油样一起搅拌、摇荡，待其静置分层后再用pH试纸检验水层的酸碱性来判断。滴油于赤热的铁块上，如有“哧哧”声，即表示油中有水。表10-2列出液压油污染变质情况的外观判断方法与处理措施，可供参考。
精确的理化指标应该用正规方法检测后确定。我国规定的船舶液压系统换油指标是：
（1）40℃运动黏度改变±10%～15%；
（2）酸值增加0.3 mgKOH/g；
（3）水分含量超过0.2%；
（4）闪点（开口）下降－8℃；
（5）污染度等级超标。
在实际工作中如有1项指标超过规定，可继续使用并加强监督；如有3项指标超过规定值，应立即换新油。
经验表明，油氧化后应全部更换，如保留10%的旧油将使新换油寿命缩短一半。此外，液压泵、马达损坏换新后，如不彻底清洗系统和换油，寿命将不超过6个月。
考点 3：液压油温度过高的原因
液压装置工作时，液压油的功率损失以流量Q与损失的压降Δp的乘积计，转换成的热量大部分被油吸收，再通过油来散热。油温高于环境温度一定值时功率损失产生的热量与散热量相平衡，油温便会稳定。油温过高的原因无非是散热不好或功率损失太大。
属散热差的原因主要有：
（1）油冷却器效能低--设计得太小、换热面脏污、通风扇或风门未开等。
（2）开式、半闭式系统油箱太小，或油量不足。
（3）功率损失大的系统采用闭式而未采用半闭式，或采用半闭式但换油量太少。
属功率损失大的原因主要有：
（1）泵或马达机械摩擦损失大或元件内漏泄严重。
（2）液压油黏度选择不合适，或有水、空气产生“气穴现象”，也会使油发热。
（3）系统溢流损失大--操作手柄在零位执行机构停止时泵不能卸荷；系统溢流量大或溢流阀调定值过高等。
（4）系统管路或阀件、辅件压力损失大。
考点 4：液压机械的检查和维护
1．防止元件或系统严重漏泄。漏泄量大的危害是：
（1）执行元件速度下降，甚至压力升到某数值时便不能动作；
（2）会难以实现液压制动和下降限速；
（3）装置效率降低，耗能增加；
（4）内漏使油发热加剧，氧化速度变快；
（5）外漏会造成油液损失和环境污染。
漏泄加重的原因是运动件因磨损而配合间隙变大，或密封件老化、损坏。油脏可能使运动件、密封件磨损加剧。油温超过80℃橡胶密封件的使用寿命会缩短。
外漏一般容易发现，应及时排除。检查工作油箱油位可以判断系统外漏程度。内漏则不容易及时察觉，最好定期检查执行机构在额定负荷的工作速度，与原始记录比较以判断内漏是否增加。脱开柱
塞式液压泵与马达壳体上的泄油管，检测其在额定转速下的泄油流量，也可判断其漏油程度。
2．防止装置超负荷--观察装置工作时油压和电流是否超过正常值。有载时的负荷除执行机构承担的工作负荷外，还包括液压泵的机械摩擦损失、管路（包括滤油器）流阻损失、执行机构的机械摩擦损失，如表10-3所示。
表10-3 液压装置负荷检测方法
3．发现和消除异常的噪声和振动。异常噪声分为液体噪声和机械噪声两类，主要由以下原因引起：
（1）系统进了空气，或油中析出气体，产生“气穴现象”；
（2）泵、马达磨损或损坏，漏泄严重也会增加噪声；
（3）溢流阀或其他控制阀产生噪声；
（4）其他机械原因，如管路、设备固定不牢，联轴节对中不良等。
4．及时更换齿轮箱油。齿轮箱油容易有金属磨屑，比液压油更容易变脏，一般初次使用300 h应换油，以后每用1 200 h左右换油。
5．停用的液压装置每月需作一次检查性运转，并且至少空载运行10～20 min。注意检查电路绝缘并使之保持正常。按说明书规定的周期对规定部位的铰链、滑轮等加润滑脂。
第11章 船舶制冷装置
第1节 船舶制冷的理论知识106题 考点 1：冷库冷藏条件
冷库保存食品的条件主要有以下方面：
（1）温度。低温可以抑制（不能杀灭）微生物的活动，并抑制水果、蔬菜的呼吸，延缓其成熟。长航线船低温库库温以-18～-20℃为宜；短航线船控制在－10～－12℃较为经济。高温库中菜库温度多保持在0～5 ℃，粮库可选15℃左右。
（2）湿度。相对湿度过低会使食品干缩，过高又使冷藏食物容易繁殖霉菌（对冷冻食物影响不大）。因此，高温库适宜的相对湿度为85%～90%，低温库可保持在90%～95%。一般冷库在降温过程中能保持适宜的湿度，不需专门调节。
（3）二氧化碳和氧气的浓度。适当减少O2和增加CO2的浓度，能抑制水果、蔬菜呼吸，减少水分的散失，储藏期可比普通冷藏库延长0.5～1倍。菜、果库一般控制在CO2浓度5%～8%、O2浓度2%～5%为宜。果蔬类冷藏舱或冷藏集装箱的换气次数（指更换相当多少个舱室容积的新鲜空气量）以每昼夜2～4次为宜。船上菜库每天开门存取食品，一般无需特意换气，但库内应通风良好。
（4）臭氧浓度。臭氧（O3）气体除能杀菌外，还可抑制水果的呼吸，防止其过快成熟，此外还有除臭作用。但会使奶制品和油脂类食物的脂肪氧化，故在船上多用于菜库。
臭氧发生器是利用金属电极间高压放电，使空气的氧气转变成臭氧。臭氧在空气中比重较大，故臭氧发生器宜装设在冷库高处，有利臭氧散播。臭氧浓度超过1.5 ppm时会刺激人的呼吸道黏膜并使人头疼，进冷库前应停止臭氧发生器的工作。
考点 2：蒸气压缩式制冷的工况及其影响因素
根据常用的温度范围制定出名义工况，作为比较压缩机性能的基准。我国制定的有机制冷剂压缩机的三种名义工况表11-1所示。该标准另外还定出了考察压缩机的强度和电动机工作的“最大压差工况”和“最大负荷工况”。
我国旧标准所定的“标准工况”和“空调工况”如表11-2所示。
决定制冷工况的主要温度条件如下，其中影响最大的是冷凝温度和蒸发温度。
（1）冷凝温度tk--对应于冷凝压力的饱和温度。压缩机排出压力通常近似等于冷凝压力，其对应的饱和温度可近似看做是冷凝温度。
冷凝压力的大小是由压缩机的质量流量与冷凝器单位时间冷凝量的动态平衡关系所决定。压缩机吸气压力高，质量流量增大，则冷凝压力会升高；而冷凝器换热能力差（取决于冷却介质的温度、流量和传热面积、传热系数），或冷凝器中聚集了不凝性气体，冷凝压力也会升高。调节冷凝压力的办法主要是调节冷却介质的流量。
（2）蒸发温度to--对应于蒸发器中蒸发压力的饱和温度。由于吸气管压降不大，故压缩机吸入压力可近似地看做是蒸发压力。
蒸发压力的大小是由蒸发器的蒸发量（单位时间产气量）和压缩机质量流量间的动态平衡关系所决定。如果被冷却介质温度降低、蒸发器供液不足或传热不良（例如结霜厚、风机风速低），则蒸发量减少，蒸发压力就降低；反之，若蒸发器蒸发量大，则蒸发压力就高。另一方面压缩机质量流量变化也会影响蒸发压力。容量可调的压缩机可通过调节质量流量（例如增减工作缸数）来调节蒸发压力。
（3）供液过冷度--膨胀阀前冷剂温度低于其压力所对应的饱和温度之差。实际装置靠增加冷凝器换热面积来提高过冷度，所能达到的过冷度一般仅3～5℃，故液管因流阻及管路上行导致的压降不宜超过40～70 kPa，否则冷剂可能因过冷度消失而提前闪气，使制冷量降低。提高过冷度常需另外采用设备和措施，详见“回热循环”和“直接蒸发式过冷循环”。
（4）吸气过热度--压缩机进口的冷剂温度高于吸入压力所对应的饱和温度之差，它取决于向蒸发器的冷剂供液量和冷剂在蒸发器和吸气管的换热量。
吸气过热度太高会使排气温度和滑油温度过高。如果压缩机吸气的过热是冷剂离开蒸发器后在吸气管中从周围环境吸热造成，则冷剂的单位制冷量实际并未增加，故装置的制冷量和制冷系数会下降，这称为“有害过热”。
温度条件对制冷影响见表11-3（qo-单位制冷量；wo-单位压缩功；λ-输气系数；G-质量流量）。其中，如pK太低会使膨胀阀流量不足；蒸发压力降低，反而使制冷量和制冷系数减小。
考点 3：冷凝温度及其对制冷的影响 考点 4：蒸发温度及其对制冷的影响
考点 5：回热循环及蒸发式过冷循环
（1）回热循环--从冷凝器中凝结的冷剂液体与刚离开蒸发器的冷剂蒸气换热，使前者进一步过冷，后者进一步过热，这样的循环称为回热循环。
回热器是用来实现回热循环的气液换热器。通常做成冷剂液体在盘管内流过，而气体在盘管外的壳体中逆向流过。回热循环对制冷量、轴功率和制冷系数的影响同增加吸气过热度的影响完全一样。
若制冷装置液管的压降较大，为防止“闪气”可采用回热循环；这同时还可以减少吸气管的有害过热和降低压缩机吸入液体的可能性（这些不是主要的，也可用加强吸气管隔热和设气液分离器的办法解决）。R22制冷装置采用回热循环不能提高Q0﹑ε；而有的R22制冷装置所用工况的排气温度较高，采用回热循环会使吸、排气和滑油的温度更加偏高，会增加吸气预热损失，并降低滑油密封、润滑性能和使用寿命，因而不宜采用回热循环。
（2）蒸发式过冷循环--从冷凝器出来少量液态制冷剂节流降压进入过冷器蒸发吸热，使其余大部分液态制冷剂过冷，产生的制冷剂蒸气被压缩机吸走，这样的循环称为蒸发式过冷循环。
有的R22制冷装置液管压降较大，需提高液体过冷度，又要防止吸、排气和滑油温度过高，可采用蒸发式过冷循环。活塞式压缩机制冷装置采用蒸发式过冷器与不用过冷器相比，理论上单位制冷量不变，单位压缩功和制冷系数也不变。
考点 6：制冷剂
1．制冷剂的热力性质和热物理性质的要求
（1）冷凝压力不太高，对设备和管路耐压要求不高。
（2）标准沸点（在标准大气压时）比所需的蒸发温度（比要达到的冷却温度低5～10℃）低，可使蒸发压力高于大气压，空气不易漏入系统。标准沸点低则常用冷凝压力较高。
（3）压缩机的排、吸气压力比不太高，从而输气系数不致过低。
（4）汽化潜热大，气体比容小，因而单位容积制冷量qv大，制冷量既定时制冷剂的容积流量便能较小，可使容积式压缩机和管路的尺寸减小（离心式压缩机要求qv较小）。
（5）压缩终温不太高，以免降低滑油的性能和使用寿命。
（6）热导率较大，可减小换热器尺寸。
（7）黏度较低，管路流动的阻力损失小。
（8）临界温度tc（约为标准沸点的1.4～1.6倍）适当高。tc太低则制冷剂节流降压的闪发损失大，制冷系数低，甚至在环境温度下高压也无法冷凝。tc太高则制冷剂蒸气在既定蒸发压力的比容较大，qv较低。
目前用得最普遍的制冷剂是卤代烃，即甲烷（CH4）或乙烷（C2H6）中的氢原子被卤素氟（F）、氯（Cl）原子取代而成，统称氟利昂。含氯的氟利昂升至高空后会大量损耗臭氧，而使到达地面的紫外线显著增强，对人类健康和农作物生长不利，并可能引起气候异常。分解臭氧的能力用“臭氧耗损潜值”（ODP）来衡量。
CFCS表示不含氢的氯氟烃，ODP值高，例如曾广泛使用的R12（二氟二氯甲烷CCl2F2），已禁用；HCFCS表示含氢氯氟烃，ODP值较低，至2020年（发展中国家2030年）要禁用；HFCS表示无氯的含氢氟化烃，ODP=0，未限制使用。2．常用制冷剂
（1）R22（二氟一氯甲烷CHClF2），属于HCFCS，是目前船上使用最广泛的冷剂。标准沸点－40.8℃，排气压力适中。它无毒、不燃、不爆，单独存在时即使温度过500℃仍然稳定。R22使用中应注意以下问题：
①与火焰接触时（800℃以上）会分解产生微量有毒的光气，故应避免接触明火。它易漏又不易察觉，因比空气重得多故不易散发，若在狭窄闭塞空间内装置严重漏泄以至在空气中浓度太大，人停留过久会缺氧窒息。此外，操作中应严防其液体溅到人体造成严重冻伤。
②微溶于水。含水时会慢慢发生水解反应生成酸，会腐蚀金属、油位镜和封闭式、半封闭式压缩机的电机绕组，并使滑油变质生成沉淀，为此R22允许的含水量应＜60～80 mg/kg。含水较多时经过膨胀阀后若降温至0℃以下，水的溶解度急剧下降，游离出来的水就会结冰，在流道狭窄处形成“冰塞”，严重妨碍制冷工作正常进行。
③条件性溶油。在温度高于8℃的场合（如曲轴箱、冷凝器、液管）R22与冷冻机油互溶性强，温度低于－8℃互溶性则急剧降低。因此流过膨胀阀降压降温后，溶有少量R22的滑油和溶有微量油的R22液体会形成分层。
滑油因与冷剂互溶可随之被带到压缩机各摩擦部位，有助于润滑；同时不会在冷凝器换热面上形成妨碍换热的油膜。但若长时间停用前未将曲轴箱抽空并关排气阀，则高压侧冷剂漏入曲轴箱会溶入滑油中较多，下次启动时曲轴箱压力迅速降低，油中就会因逸出许多氟利昂气泡而涌起，俗称“奔油”，会使油泵建立不起油压，甚至油被吸入气缸产生“液击”。冷剂溶入滑油还会使油黏度降低，故氟利昂制冷装置应选用黏度较高的滑油。
冷凝器中的氟利昂液体若溶解滑油太多，进入蒸发器后多少会妨碍蒸发，使蒸发压力降低，制冷量减少；而且在膨胀阀后滑油和冷剂会分层，因此在设计、安装蒸发器和吸气管时，应特别考虑保证足够高的流速及吸气管适当向压缩机倾斜，以利于随冷剂进入系统的滑油返回压缩机。
④会使天然橡胶浸润膨胀，需要时应选用丁基橡胶或氯丁橡胶。会腐蚀镁和镁合金。
⑤电绝缘性较差，R22的封闭、半封闭式压缩机的电机绝缘需用丙烯腈树脂。
⑥渗漏性很强，对装置的气密性要求高。
（2）R134a（四氟乙烷CH2FCF3），属于HFCS，ODP=0。其单位容积制冷量qv仅为R22的60%左右，故压缩机的容积流量需比用R22大得多，较适合螺杆式、离心式压缩机。它的排气温度较低；标准沸点为－26.5℃，用于伙食冷库制冷不够低，可用于空调制冷装置。
它在应用方面有以下特点：
①分子较小，渗漏性很强，因不含氯而不能用电子检漏灯检漏，可使用电子检漏仪。
②溶解水的能力比R22低。所用干燥剂为避免吸附R134a分子，要求孔隙更小，不宜用硅胶，应采用分子筛。
③会使普通橡胶浸润膨胀，应选用氢化丁腈橡胶或氯丁橡胶。
④与矿物油不相溶，应采用脂类油POE，价格比较高，使用时应注意防潮。
（3）非共沸冷剂--由两种或三种氟利昂以一定的质量比混合而成，在既定压力下相变时，各组分在气相和液相中的质量分数不同，且一直在变化，相变温度也在改变。汽化开始和结束（即液化结束和开始）的温度分别称泡点和露点，两者温度差称温度漂移。
R407C是HFCS组成的非共沸冷剂，在有的船上已用它替换R22，与R22相比在同温度下工作压力高10%左右，排气温度稍低，制冷量接近，不作优化匹配则COP比R22的装置稍低（降低不超过10%）。因在相变时有约7℃的温度漂移，若采用逆流式换热器制冷量可比用普通换热器提高2%～6%，COP值可提高5%～6%。
R407C装置设计和管理时应尽量防止制冷剂漏泄，补充冷剂时应以液态充注。漏泄量＜20%时对装置性能影响不大。其装置应采用脂类油POE，并以分子筛为干燥剂。
（4）近共沸制冷剂--温度漂移＜1℃的非共沸制冷剂。
R404A、R410A都是HFCS近共沸混合物。前者有的船舶伙食冷库和空调制冷装置已采用，其工作压力比R22约高20%，排气温度较低，制冷量相对稍高些，性能系数COP（压缩机单位轴功率的制冷量）要低百分之十几；后者能替代R22，相比之下排气温度略高，传热性能较好，液体流动阻力较低，制冷量可为R22的1.4～1.5倍，COP略低（降低不超过8%）；但其工作压力比R22约高60%，压缩机和管路、设备需专做相应的设计，目前尚未用于船舶制冷装置。使用这两类冷剂的装置都应采用脂类油POE和分子筛作干燥剂。
共沸制冷剂（R5××）多由两种氟利昂按一定比例混合而成，在汽化或液化的相变过程中，液、气相物质组分的质量分数始终不变；相变压力既定则相变温度始终不变，彼此有既定的相应关系，就和单一物质一样。其标准沸点比组成它的纯冷剂都低，故能适用的蒸发温度更低；蒸发温度既定时共沸冷剂的吸气压力比采用纯冷剂高，吸气密度比纯冷剂更大，故单位容积制冷量大。但现研发的共沸冷剂含有禁用的氟利昂，目前尚未有适用品种。
第2节 制冷压缩机49题
考点 1：半封闭式活塞制冷压缩机的结构特点
我国国标规定缸径≤70 mm的制冷压缩机采用半封闭式--与电动机共用一根主轴，装在同一机体内，没有轴封，制冷剂泄漏少；但有可拆卸的缸盖、端盖以便换修气阀、油泵等易损件。其电动机可由吸入的制冷剂气体冷却，所用绝缘材料等必须耐油、耐制冷剂。
图11-4所示为MR型半封闭式活塞制冷压缩机，有四缸V型和六缸W型两种。
图11-4 MR型半封闭式活塞制冷压缩机
1-接线箱；2-电动机；3-定位器；4-吸气滤网；5-机体；6-主轴承；7-单向阀；8-曲轴；9-吸油滤网；10-滑油泵；11-活塞连杆组件；12-排气管接头；13-阀组件；14-卸载机构
（1）本体结构。来自蒸发器的低温制冷剂蒸气经吸气滤网4吸入，流经并冷却内置电动机2。两块圆形的阀组件13安装在阀板的两缸顶部处，分别设有排气和吸气簧片阀。排气经排气管接12排出。曲轴带的滑油泵10经吸油滤网9吸油，提供压力润滑。有平衡管通过曲轴中的钻孔使机体5的曲轴箱和电机室相通，使两者压力保持平衡，以便吸气带回的滑油能迅速经单向阀7返回曲轴箱。曲轴箱内另设有180 W的滑油电加热器。本机型设有电磁阀控制的吸气回流式气动卸载机构14。
44（2）喷液冷却装置。用于蒸发温度t0较高的工况（例如空调）时，吸入的冷剂质量流量大，冷却效果好，所配电动机的名义功率可比开启式小1/3～1/2。但用于蒸发温度t0较低的工况（例如伙食冷库）时，冷剂的质量流量减少了90%以上，吸气流过电机后的吸气过热度必然增加较多；再加上这种工况压力比高（尤其夏天冷凝压力高），所以排气温度容易过高。压缩机运转后冷剂喷液管上的喷液电磁阀开启，当包扎在排气管上的感温包感受的排气温度过高时，温包压力便控制膨胀阀开启，向半封闭压缩机的吸气腔喷入液态冷剂，使排气温度和油温降低。感温包也可设在曲轴箱内，用喷液来控制滑油温度。
用于低蒸发温度的半封闭式压缩机吸气可不流经电机而直接进吸气腔，这样可降低排气温度，提高输气系数。为了能适用于高、低蒸发温度的不同工况，有的半封闭式压缩机设有两个可改接换用的吸气口。
考点 2：活塞制冷压缩机的性能曲线
制冷压缩机的性能曲线是由实验求得的制冷量Q0轴功率Pe与工况条件（tk、t0）的函数关系曲线。图11-5示出810F制冷压缩机的性能曲线。由图可见，若蒸发温度t0不变，冷凝温度tk升高则Q0减少，而Pe增大。若tk不变，随着t0的升高，则Q0增大；而工作时压缩机压力比大多大于3，Pe一般也增大，但当t0升高使压力比低到一定程度后，则Pe会降低。有了性能曲线，就可方便地查得压缩机在不同工况的制冷量和轴功率。
图11-5 810F型压缩机的性能曲线
考点 3：活塞式制冷压缩机容量调节
较大的压缩机带负荷启动对电网冲击大，而且需选配大功率电动机，正常运转后电机又会因不能满负荷工作而效率较低。另外，制冷装置的热负荷变化较大，热负荷较低时压缩机的制冷量如不能相应减小，吸入压力和蒸发温度就会太低，不仅影响运行的经济性，压缩机还可能因低压控制器断电而停车，以致起停频繁。国标规定缸径≥70 mm、缸数≥4的活塞式制冷压缩机气缸应设制冷量调节机构和卸载启动机构，它们通常是同一套机构。压缩机的制冷量调节就是输气量（即容量，原译称能量）调节。容量调节一般都以吸入压力为被调参数，它测取方便，反应较快。吸入压力增高表明压缩机的制冷量（输气量）不能满足热负荷的要求，应该增大；反之，吸入压力降低则需要减小压缩机的输气量。容量自动调节机构的动力可采用滑油泵的排出压力或压缩机排气压力，或直接用电磁线圈的电磁力。
活塞式制冷压缩机容量调节方法可有以下几类：
（1）吸气节流法--控制顶杆升程以限制吸气阀的开度，或另设吸气节流阀，经济性较差，仅用于
双缸压缩机。
（2）排气回流法--使压缩机排气侧的高压气体有控制地节流回到低压侧，这不要求压缩机本身有容量调节机构，但比吸气节流更不经济。
（3）变速调节法--改变压缩机的转速来改变其输气量。经济性最好；但变频调速器较贵，而且活塞压缩机低速运转润滑困难，多用于涡旋式压缩机。
（4）吸气回流法--用顶杆将调节缸的吸气阀片强行全开；
（5）截断吸气法--将调节缸的吸气通道关闭。后两种方法被调缸空转而不输气，耗功很低，故经济性较好。
考点 4：螺杆式制冷压缩机的工作原理、结构
船用螺杆式制冷压缩机多是双螺杆压缩机，设在气缸体内的主动转子是螺旋齿形凸起的阳转子，工作时它压缩的气体，间接驱动与之啮合的螺旋齿槽凹进的阴转子反向旋转，两转子的齿数比多为4:
6、5:6或5:7。两转子的每一对相通的齿槽和与螺杆贴合的缸壁及两头端盖间形成的容积称基元容积，其容积和位置随螺杆转动而变。在吸气端盖偏上方有占据大部分圆弧的轴向吸气口，而缸壁上部有凹进的三角形径向吸气口；转子另一头排气端盖的斜下方有较小的轴向排气口（有容量调节滑阀时其代替缸壁处开有径向排气口）。
转子转动时，吸气端两转子的齿分别从对方的齿槽中逐渐退出，形成的基元容积与吸气口相通，随转子转动而容积不断增大，吸入气体；当基元容积与吸气口脱离时吸气结束，转子另外的齿开始挤进彼此的齿槽，使该基元容积不断缩小，其中气体被压缩；当该基元容积和排气口相通时，压缩结束，排气直至排尽。工作中转子啮合线两侧相继形成的基元容积，都要经历吸气、压缩、排气三个过程，使气体的压送连续不断。基元容积压缩终了压力常可能与排气管压力不等，发生欠压缩或过压缩。
双螺杆式压缩机的转子之间及转子与气缸壁之间都有微小间隙，运转时不会直接摩擦，但会发生气体漏泄。螺杆压缩机对气体中含有液体不敏感，通常工作时向转子啮合部位喷油，作用是：
（1）保证良好的润滑和气密；
（2）冷却被压缩的气体，降低排气温度和防止机件变形；
（3）减轻噪声。
但喷油式压缩机喷油量较大，系统需增设体积较大的油分离器和油冷却器，使机组变得庞大笨重。后开发的喷液式螺杆压缩机在排气温度过高时，将冷剂液体在适当部位（与滑油混合或分开）喷入啮合的转子，吸收压缩热并冷却滑油。喷液的润滑和密封效果不如喷油，故不能完全代替喷油；但冷却效果很好，可使喷油量显著减少。喷液不影响螺杆压缩机的吸气量，制冷量降低＜5%，轴功率增加≧5%～7%，但可以减小油分离器的体积，并取消油冷却器，使系统显著简化。
考点 5：螺杆式制冷压缩机的容量调节方法和性能特点
1．螺杆式压缩机的容量调节机构
螺杆式制冷压缩机常用吸气回流式容量调节机构，它们也能用于卸载启动。
（1）滑阀容量调节机构。如图11-6所示，在转子啮合部位下方设有与两螺杆外圆柱面贴合的滑阀3，控制由压缩机滑油系统提供的压力油进、出活塞4两侧的方向，可改变滑阀轴向位置。若滑阀向排气口7方向左移，打开回气口5，当基元容积开始减小时其中气体便从回气口回流，即压缩开始的位置后移，螺杆有效工作长度缩短，输气量减少。控制方法不同，可实现有级调节或10%～100%范围的无级调节。回气口开启不多时，输气量下降梯度很大，然后随滑阀后移按比例下降。输气量减小≧50%时，功率几乎成比例降低；输气量减至＜50%时，功率因存在摩擦扭矩而降低变慢，性能系数（单位轴功率制冷量）降低。
图11-6 螺杆式压缩机的滑阀容量调节机构
1-阳转子；2-阴转子；3-容量调节滑阀；4-油压活塞；5-回气口；6-吸气口；7-排气口
（2）柱塞阀容量调节机构。小型螺杆压缩机多在气缸体上沿螺杆轴向开设旁通通道，在轴向特定位置设有柱塞阀，由电磁阀控制靠滑油泵的油压驱动启闭，进行有级容量调节。2．螺杆式制冷压缩机的特点
（1）无往复运动惯性力，工作平稳，又没有气阀，因而可采用较高转速（常用3 000～4 400 r/min），所以单位制冷量的尺寸小、重量轻。
（2）无气阀、活塞环等易损件，磨损轻微，故运行可靠，检修周期可长达30 000～50 000h。
（3）无余隙容积，吸气阻力和预热损失小，而且对吸气带液体不敏感，可喷油或喷液冷却和改善密封性，故高压力比时仍可采用单级压缩，输气系数仍较高，排气温度≧100℃。
（4）性能系数一般不及往复式，尤其在高压力比以及冷凝压力改变而发生欠压缩或过压缩时，能量损失更严重。
此外，螺杆式压缩机的转子加工难度大，价格较高。
第4节 制冷装置的自动控制元件57题 考点 1：热力膨胀阀的选用、安装及调试
1．选用
'to 若蒸发器进出口压降较小，相应的蒸发温度降（to－）＜1℃，可选用内平衡式膨胀阀。冷剂的蒸发温度越低，同样压降对应的蒸发温度降越大，故同样的蒸发器，可能用于高温库可配用内平衡式膨胀阀，而用于低温库时则需配用外平衡式。用冷风机为蒸发器时，其分液器和分液管的压降都比较大，一般多选用外平衡式膨胀阀。该用外平衡式若用内平衡式，必然使阀的开度变小，蒸发器出口过热度太大，使制冷量降低；反之并无不良影响，只是外平衡式阀相对要贵些，且有加装平衡管的麻烦。2．安装
（1）阀体直立装在蒸发器进口的水平管上，尽量靠近蒸发器，进、出口不要接错。如离蒸发器较远，二者间管路应适当加粗，在冷库外面的管路应包隔热材料。
（2）蒸发器出口的管路若上行，通常设有集油弯。温包应装在集油弯上游的水平段，不应靠近质量较大的阀或其他金属件，以便能灵敏地感受冷剂的温度。
（3）外平衡式热力膨胀阀的温包应置于平衡管的接点之前，以免万一有少量液态冷剂漏入平衡管时影响温包感受的过热度。平衡管应从蒸发器出口管的顶部引出，以免管底部有液体或积油时影响引出的压力。
47（4）管径＜21 mm时，温包放在水平管的顶部；管径＞21 mm时，考虑到管顶部蒸气可能已过热而下部仍含液滴，而管底部又可能积油，温包应放在管子的侧面或侧下方，管径越大越向下放，但不宜低到离管底45°以下。温包处的毛细管应向上，以免液体从温包中流出。
（5）应清除放温包处的管壁外部的油漆和铁锈，并涂以银粉漆。温包应与管壁贴紧，用薄钢片夹箍固定，外面妥善地包以隔热材料，使其两端超出温包适当长度。
（6）应防止以下情况：毛细管被压扁不能正常工作；温包或毛细管漏泄使阀无法开启；温包脱开蒸发器出口管使阀开度过大。外平衡式平衡管结霜则表明阀内密封不良，有制冷剂从阀后漏入平衡管，绕过蒸发器直接流到出口，会导致压缩机吸入液体。3．调试
膨胀阀应调到使蒸发器出口保持最小稳定过热度，考虑到装置启动或热负荷变化较快时阀动作有滞后，最小稳定过热度以3～6℃为宜，有回热器时可稍许减小。过热度太小压缩机可能会吸入湿蒸气，吸入管和缸头会结霜，可能使滑油温度太低，严重时可能吸入液体发生液击；若调节不当过热度太大，则蒸发器后部过热段太长，制冷量会降低。
调节膨胀阀主弹簧的张力可改变蒸发器出口过热度。当蒸发器出口装有温度表和压力表时，温度表读数与压力所对应的饱和温度（蒸发温度）之差即为过热度。但一般装置只在压缩机吸口有温度表和压力表，多库共用一台压缩机时最好依次使各库单独工作，用吸气过热度来推断其膨胀阀调节合适否。如果吸气管上没有温度表，便只能按管壁结霜或结露的情况来粗略估计过热温度：伙食冷库和低温冷藏舱制冷装置装有回热器时，吸气管应手感发凉而常应结露；无回热器时，吸气管应冰冷粘手或结均匀薄霜。低温库蒸发器表面应结均匀薄霜；高温库蒸发器和空调制冷装置吸气管应发凉并结露。
调试热力膨胀阀时应注意：
（1）热力膨胀阀的调试应在装置运转且工况基本稳定时进行。调试前应检查验证：冷剂应充足；冷凝压力应在合适范围；阀状况良好并安装正确；阀及管路没有堵塞；蒸发器结霜不太厚；蒸发器若为冷风机则应通风良好。
（2）热力膨胀阀每次调节量不宜过大，以转动调节螺杆1/4～1/2转为宜。调后反应较慢，要等15～30 min才能看出效果，故每次调节应间隔30 min以上。调好后轻易别再乱动。
考点 3：制冷装置主要自控元件
1．电磁阀
图11-8所示为伺服式电磁阀。主阀3为膜片阀，中央开有导阀口7，边上开有平衡孔5。导阀8装在衔铁9的底部。当电磁线圈10通电时，电磁力克服重力、弹簧力和工质进出口压差将衔铁吸起，开启导阀；这时主阀上方经导阀口与主阀的出口端相通，压力迅速下降，于是主阀膜片在下方和上方的工质压差的作用下被顶开（见图中Ⅰ）。断电时衔铁落下将导阀关闭，主阀上方的压力因平衡孔沟通又逐渐升高到阀进口端的压力，主阀上方承压面积比下方大，在工质压力差的作用下主阀关闭在阀座4上（见图中Ⅱ）。伺服式主阀只有在进出口工质具有一定压差时才能开启。通径小（流量小）的电磁阀用直动式，即导阀相当于主阀，直接靠电磁力开启。
图11-8 EVR10型伺服式电磁阀
1-阀体；2-安装孔；3-主阀；4-主阀座；5-平衡孔；6-阀座垫片；7-导阀口；8-导阀；9-衔铁；10-电磁线圈；11-顶罩；12-电线接头；12-阀盖
电磁阀必须线圈向上直立安装在水平管路上，冷剂流向不能装反，否则会常开。选用时应注意通径（所适用流量）和适用的介质、温度、电制（电流、电压），以及允许的工作压力和压差。2．温度控制器
图11-9示为温度控制器。感温包17的压力作用在波纹管9内。当温度升高至调定上限时，温包压力克服主弹簧7张力使主杠杆3顺时针偏转，拨动翻转元件16并使静触头12在与动触头11断开的同时与动触头10接通。当温包压力随感受温度降低时，主杠杆在弹簧作用下逆时针偏转，至调定下限时克服幅差弹簧8的拉力，拨动元件16翻转，并使静触头12与动触头10断开，与动触头11接通。显然，供液电磁阀的控制电路应与接线柱A、C相接。
图11-9 KP型温度控制器
1-主调螺杆；2-幅差调节螺杆；3-主杠杆；7-主弹簧；8-幅差弹簧；9-波纹管；
10、11-动触头；12-静触头；12-接线柱；14-接地柱；15-进线孔；16-翻转元件；17-感温包
转动主调螺杆1可调节温度上限（不受幅差弹簧8影响），温度下限同时改变。转动幅差调节螺杆2则只改变温度下限，即改变温度上、下限之差（称幅差或差动值）。
温度控制器的温包有蒸气式和吸附式。蒸气式（充部分低沸点液体）温包必须放在比温控器主体和毛细管温度低的地方，这样可防止温包中“液面迁移”，导致温包压力不由温包温度所决定。吸附式温包内有固体吸附剂和能被吸附的气体，温度越低吸附剂的吸附能力越强，则气体压力越低，其温包置放处的温度不受前述限制，广泛用于融霜保护。
使用温度控制器控制库温时应注意：
（1）温包应放在空气流通和能代表库温处。如蒸发器是冷风机则温包应放在回风区，不宜直接被出风吹到或太靠近库门。
（2）采用蒸气式温包的控制器本体不能放在环境温度比温包所控温度更低处，毛细管也不应接触比被控库温更低的温度。
（3）控制器标示的控制温度仅供调试参考，调定时应以实际库温为准。
（4）更换温度控制器时应注意其适用温度范围，不要搞错接线方式。3．压力控制器
图11-10所示为组合式高低压控制器。左半部为低压控制器，其工作原理与图11-9所示温度控制器相同，只是低压接头10直接通压缩机吸气而已。当吸入压力达到上限时，A、C通电，控制压缩机启动；而吸入压力降至下限时，A、C断电，压缩机停车。右半部为高压控制器，接头11通压缩机排出口。当排出压力达到调定上限时，克服高压主弹簧张力，通过摇臂19等使A、C所控触头断电停车。制冷用的高压控制器通常有自锁机构，断开后需按复位按钮（图中未示）解除自锁，才能在排出压力降低后重新启动压缩机。
图11-10 KP15型高低压控制器
1-低压主调螺杆；2-低压幅差螺杆；3-主杠杆；5-高压调节螺杆；7-低压主弹簧；8-低压幅差弹簧；9-低压波纹管；10-低压接头；11-高压接头；12-电开关触头；13-接线柱；14-接地柱；15-进线孔；
16-翻转元件；18-锁定板；19-摇臂
转动主调螺杆1可调节低压上限，低压下限同时改变。转动幅差调节螺杆2则只改变低压下限，即可改变低压下限与上限之幅差。
高、低压控制器的调定值可参考以下方法选定：
高压断电压力：一般R22制冷装置多选为表压1.7～1.9 MPa（相当于tk=46～51℃）；R134a可选为1.2 MPa（tk=50℃）；R404A选为2.2 MPa（tk=50℃）。高压控制器一般采用手动复位，通常做成固定幅差。若幅差是可调的，取为0.2～0.3 MPa即可。
低压断电压力：可取设计蒸发温度（被冷却介质要求的制冷温度减去5～10℃传热温差）再减5℃后所对应的制冷剂饱和压力，应不低于表压0.01 MPa。实际上采用直接冷却方式的伙食制冷装置以低压侧不漏入空气为原则，可适当取低些。这样既可防止出现真空，又可减轻压缩机起停频繁的程度。空调用的低压控制器应能防止蒸发温度过低而管壁结霜使空冷器通风不畅，常取蒸发温度－3℃对应的冷剂饱和压力为断电压力，也有取更低温度的（肋片不结霜即可）。
低压通电压力：适当增大幅差可减轻压缩机起停频繁，但低压通电压力所对应的冷剂饱和温度应适当低于库温上限，否则供液电磁阀开后吸入压力仍不能迅速达到闭合压力。调节幅差对R22来说一般为0.1～0.2 MPa。4．油压差控制器
启动期间油泵排油压力与吸气压力（即曲轴箱压力）之差低于调定值，在主弹簧作用下油压差开关闭合，作用于延时开关K的电加热器e通电。在既定延时时间内若油压升高超过了调定压力和固定幅差之和，则主杠杆克服主弹簧张力偏转，使电加热器e断电，压缩机正常工作。若在延时时间内油压达不到足够高，或正常工作中油压因故降到调定值以下的时间超过了既定的延时时间，则电加热器e会使金属片弯曲，导致延时开关K开启，压缩机停车，同时油压故障灯亮。压缩机停车的同时曲轴箱电加热器接通，以免油温降低而溶入更多的冷剂，再启动时“奔油”。
开关K一旦断电停车即被自锁，必须扳动复位按钮解除自锁才能使之重新闭合，否则无法再启动压缩机。在停车后应等2 min左右，让金属片冷却复原后，才能按复位按钮使延时开关闭合，以备重新启动。
改变弹簧张力可改变油压差调定值。开启式压缩机最低油压差一般≦0.1～0.15 MPa，设有油压卸载机构的应取高些。为了检验油压差控制器能否正常工作，可扳动试验扳手强行使油压差开关闭合，观察压缩机是否经过延时后停车。
