第一讲 液压传动系统的组成及特点

第一讲液压传动系统的组成及特点（基础知识）
液压传动是：先通过动力元件(液压泵)将原动机(如电动机)输入的机械能转换为液体压力能，再经密封管道和控制元件等输送至执行元件(如液压缸)，将液体压力能又转换为机械能以驱动工作部件。

1.液压传动系统的组成
液压传动系统除工作介质外，应由以下四个主要部分组成：
(1)动力元件它是将原动机输入的机械能转换为液体压力能的装置，其作用是为液压系统提供压力油，是系统的动力源。

如各类液压泵。

(2)执行元件它是将液体压力能转换为机械能的装置，其作用是在压力油的推动下输出力和速度(或转矩和转速)，以驱动工作部件。

如各类液压缸和液压马达。

(3)控制调节元件它是用以控制液压传动系统中油液的压力、流量和流动方向的装置。

如溢流阀、节流阀和换向阀等。

(4)辅助元件上述几部分以外的其它装置，分别起储油、输油、过滤和测压力等作用。

如油箱、油管、过滤器和压力计等。

2.液压传动系统的图形符号
一般液压传动系统图都应按照GB/T7861.1-93所规定的液压图形符号来绘制。

液压传动的特点
1.液压传动的优点
(1)液压传动可在运行过程中进行无级调速，调速方便且调速范围大；
(2)在相同功率的情况下，液压传动装置的体积小、重量轻、结构紧凑；
(3)液压传动工作比较平稳、反应快、换向冲击小，能快速启动、制动和频繁换向；
(4)液压传动的控制调节简单，操作方便、省力，易实现自动化。

当其与电气控制结合，更易实现各种复杂的自动工作循环；
(5)液压传动易实现过载保护，液压元件能够自行润滑，故使用寿命较长；
(6)液压元件已实现了系列化、标准化和通用化，故制造、使用和维修都比较方便。

2.液压传动的缺点
(1)液体的泄漏和可压缩性使液压传动难以保证严格的传动比；
(2)液压传动在工作过程中能量损失较大，不宜作远距离传动；
(3)液压传动对油温变化比较敏感，不宜在很高和很低的温度下工作；
(4)液压传动出现故障时，不易查找出原因。

总的说来，液压传动的优点十分突出，其缺点将随着科学技术的发展逐渐得到克服。

第二讲 基础知识1（液压油(液)的主要物理性质及选用） (一)液体的粘性 1.液体粘性的意义
液体在外力作用下流动时，液体分子间的内聚力会阻碍分子间的相对运动，而产生内摩擦力，这一特性称为液体的粘性。

液体流动时会呈现粘性，而静止液体不呈现粘性。

粘性的大小可以用粘度表示。

2.液体的粘度
常用的粘度有动力粘度、运动粘度和条件粘度三种。

(1)
动力粘度μ 两平行平板之间充满液体，上平板以速度0u 向右运动，下平板固定不动。

紧贴上平板的液体在其吸附力作用下，跟随上平板以速度
0u 向右运动，紧贴下平板的液体在吸附力作用下则保持静止，中间液体
的速度由上至下逐渐减小。

当两平行平板距离较小时，速度近似按线性规律分布。

(2)
动力粘度μ的物理意义：当速度梯度等于1时，接触液层间单位面积上的内摩擦力即为动力粘度。

动力粘度的法定计量单位为Pa ·s 和mPa ·s 。

(2)运动粘度ν 动力粘度μ与该液体密度ρ的比值称为运动粘度，即
ρ
μ
ν=
(1.2) 运动粘度ν没有明确的物理意义，但它却是工程实际中经常用到的物理量，因为其单位只有长度和时间量纲，类似于运动学的量，故称为运动粘度。

运动粘度的法定计量单位为m 2
/s 和mm 2
/s 。

液压油(液)的粘度等级就是以其40℃时运动粘度的某一中心值来表示，如L-HM32液压油的粘度等级为32，则40℃时其运动粘度的中心值为32mm 2
/s 。

(3)条件粘度 它是用特定粘度计在规定条件下测出的粘度。

由于测量条件不同，条件粘度也不同。

我国采用恩氏粘度t E 。

恩氏粘度与运动粘度可用经验公式换算,也可从有关图表直接查出。

3.粘度与压力、温度的关系
液体的粘度会随压力和温度的变化而变化。

当液体所受压力增大时，粘度也随之增大。

但在一般液压系统所使用的压力范围内，液压油(液)的粘度受压力变化的影响甚微，可以忽略不计；若压力高于lOMPa 或压力变化较大时，则应考虑压力对粘度的影响。

液压油(液)的粘度对温度变化十分敏感，温度升高，粘度将降低。

液压油(液)的粘度随温度变化的性质称为粘温特性。

液压油(液)的粘温特性常用粘度指数VI 来表示，VI 值越大，表示其粘度随温度的变化越小，粘温特性越好。

液体的可压缩性
液体受压力作用而发生体积减小的性质称为液体的可压缩性。

液压油(液)的可压缩性很小，所以一般可忽略不计。

但在某些情况下，如研究液压系统的动态特性以及远距离操纵的液压机构时，就得考虑液压油(液)可压缩性的影响。

液压油(液)的选用
1.液压油(液)的品种
我国液压油(液)的主要品种、粘度等级、组成和特性见表1.1。

表1.1 我国液压油(液)的主要品种
油名(品种) 粘度等级组成和特性
L-HL L-HM L-HV L-HS L-HG L-HFC L-HFDR L-HFAE L-HFB 15、22、32、46、68、100、150
15、22、32、46、68、100、150
15、22、32、46、68、100
10、15、22、32、46
32、46、68
15、22、32、46、68、10O
15、22、32、46、68、100
7、10、15、22、32
22、32、46、68、100
精制矿油、R＆O
精制矿油、R＆0、AW
精制矿油、R＆0、AW、HVI、LPP
合成液(合成烃油)、R＆0、AW、HVI、LPP
精制矿油、R＆0、AW、ASS
含聚合物水溶液、LS、HVI、LPP
磷酸酯无水合成液、LS、AW
水包油乳化液、LS
油包水乳化液、LS
注：R＆O—抗氧防锈，AW—抗磨，HVI—高粘度指数，LPP—低倾点，ASS—防爬，LS—难燃
2.液压油(液)品种的选择
通常可参考表1.2，根据液压传动系统的工作环境、工况条件和液压泵的类型等选择液压油(液)的品种。

一般而言，齿轮泵对液压油(液)的抗磨性要求比叶片泵和柱塞泵低，因此齿轮泵可选用L-HL或L-HM油，而叶片泵和柱塞泵一般则选用L-HM油。

表1.2 液压油(液)品种的选择
环境、工况压力：7.0MPa以下
温度：50℃以下压力：7.0～14.0MPa
温度：50℃以下
压力：7.0MPa以上
温度：50～100℃
室内、固定液压设备露天寒冷和严寒区高温热源或明火附近L-HL
L-HV
L-HFAE
L-HL，L-HM
L-HV，L-HS
L-HFB，L-HFC
L-HM
L-HV，L-HS
L-HFDR
3.液压油(液)粘度等级的选择
在液压油(液)品种选定后，还必须确定其粘度等级。

在选择粘度等级时应注意以下几方面情况：
①工作压力工作压力较高的液压传动系统宜选用粘度等级较高的液压油(液)。

②环境温度环境温度较高时，宜选用粘度等级较高的液压油(液)。

③运动速度当运动部件的速度较高时，宜选用粘度等级较低的液压油(液)。

所有液压元件中，以液压泵对液压油(液)的性能最为敏感(泵内零件运动速度最高，承受压力最大，且承压时间长，温升高)。

因此，可参考表1.3根据液压泵类型及其工况选择液压油(液)的粘度等级。

表1.3 液压油(液)粘度等级选择
泵型，环境温度5～40℃40～80℃
叶片泵(压力：7.0MPa以下) 叶片泵(压力：7.0MPa以上) 螺杆泵
齿轮泵
柱塞泵32，46
46，68
32，46
32，46，68
46，68
46，68
68
46，68
68，100，150
68，100，150
为了增长换油周期，延长液压元件的使用寿命，提高系统效率和可靠性，降低系统维护费用，应尽可能采用高质量液压油(液)。

第三讲 基础知识2（液体的静压力特性及压力单位）
习惯上把液体在单位面积上所受的内法线方向上的法向力称为压力。

压力的法定计量单位为Pa(N/m 2
)、GPa 、MPa 、kPa 、mPa 和μPa 。

静止液体内任一点处的压力在各个方
向上都相等。

（一）液体静力学基本方程
如图1.3a 所示，密度为ρ的液体在容器内处于静止状态。

为求任意深度h 处的压力，可从液体内部取出如图1.3b 所示垂直小液柱作为研究体，其项面与液面重合，截面面积为∆A ，高为h 。

液柱顶面受外加压力0p 作用，液柱所受重力∆A ρgh G =，并作用于液柱的重心上，设底面上所受压力为p ，液柱侧面受力相互抵消。

由于液柱处于静止状态，相应液柱也处于平衡状态，于是有
∆A ρ∆A ∆A gh p p 0+=
gh p p 0ρ+= (1.3)
上式即为液体静力学基本方程。

由此基本方程可知，重力作用下的静止液体，其压力分布有如下特征:
①静止液体内任一点处的压力由两部分组成:一部分是液面上的压力0p ；另一部分是该点以上液体自重形成的压力gh ρ。

②静止液体内的压力随液体深度呈线性规律分布。

③离液面深度相同处各点的压力相等。

压力相等的所有点组成的面称为等压面。

（二）液体静压力的传递
由静力学基本方程可知，静止液体内任一点处的压力都包含了液面上的压力0p 。

这说明在密封容器内，施加于静止液体上的压力，能等值地传递到液体中的各点，这就是静压传递原理(又称帕斯卡原理)。

在液压传动系统中，通常由外力产生的压力要比液体自重形成的压力大得多，为此可将式(1.3)中的gh ρ项略去，认为静止液体中的压力处处相等。

图1.4为应用帕斯卡原理的液压千斤顶工作原理图。

在两个相互连通的液压缸密封腔中充满油液，小活塞和大活塞的面积分别为A 1和A 2，在大活塞上放一重物W ，小活塞上施加一平衡重力W 的力F 时，则小液压缸中液体的压力1p 为F/A 1，大液压缸中液体的压力2p 为W/A 2。

因两缸互通而构成一个密封容器，根据帕斯卡原理则有21p p =，相应有
F A A W 1
2
=
(1.4) 由式(1.4)可知，如果大活塞上没有负载，即W=0，当略去活塞重力及其它阻力时，F 也为零，因此无论怎样也对小活塞施加不上作用力，也就不可能在液体中形成压力。

由此得出一个重要概念:液压传动系统的压力决定于负载。

（三）压力的表示方法
液体压力的表示方法有两种，一种是以绝对真空为基准表示的绝对压力；另一种是以大气压力为基准表示的相对压力。

绝大多数仪表所测得的压力是相对压力。

在液压技术中，如未特别说明，压力均指相对压力。

绝对压力和相对压力的关系为
绝对压力=大气压力+相对压力
当液体中某处绝对压力低于大气压力(即相对压力为负值)时，习惯上称该处具有真空，绝对压力小于大气压力的那部分数值，称为真空度。

它们的关系为
真空度=大气压力-绝对压力
（四）液体对固体壁面的作用力
静止液体和固体壁面接触时，固体壁面上各点在某一方向所受液体静压作用力的总和，便是液体在该方向对固体壁面的作用力。

当固体壁面为平面时，液体对该平面的作用力F 等于液体压力p 与该平面面积A 的乘积(作用力方向与平面垂直)，即
A p F = (1.5)
当固体壁面为一曲面时，液体在某一方向(x )上对曲面的作用力x F 等于液体压力
p 与曲面在该方向(x )投影面积x A 的乘积，即
x x p F A = (1.6) 如图1.6所示锥阀，与锥面接触的液体压力为p ，锥面与阀口接触处的直径为d ，
液体在轴线方向对锥面的作用力轴F 就等于液体压力p 与受压锥面在轴线方向投影面积
4/2d π的乘积，即4/2d p F π=轴。

流动液体的特性 （一）基本概念 1.理想液体
在研究流动液体时，将假设的既无粘性又无可压缩性的液体称为理想液体，而把实际存在的既有粘性又有可压缩性的液体称为实际液体。

2.稳定流动
液体流动时，若液体中任一点处的压力、速度和密度都不随时间而变化，则这种流动称为稳定流动；若液体中任一点处的压力、速度和密度中只要有一个参数随时间而变化，就称为非稳定流动。

3.通流截面
液体在通道中流动时，垂直于液体流动方向的通道截面称为通流截面。

4.流量
单位时间内流过某通流截面的液体体积称为流量。

一般用符号V q 表示。

常用法定计量单位有m 3
/s 、L/min 等。

对于实际液体的流动，由于粘性的作用，通流截面上各点的液体实际流速分布规律较复杂(见图1.7 A 截面实际流速u 分布)，为便于流量计算，需引入平均流速概念。

5.平均流速
假设液流在通流截面A 上各点的流速均匀分布(见图1.7平均流速υ分布)，且液体以平均流速υ流过通流截面A 的流量等于液体以实际流速u 流过该截面的流量，即
A υ=V q
式中：A 为通流截面A 的面积。

由上式可得出通流截面A 上的平均流速为
A
υV
q =
(1.7)
在液压缸中液流的流速可以认为是均匀分布的(液体流动速度与活塞运动速度相同)。

由式(1.7)可知，当液压缸的有效工作面积A 一定时，活塞运动速度υ便取决于输入液压缸的流量V q 。

6.流态
19世纪末，英国学者雷诺通过实验观察水在圆管内的流动情况，发现液体有两种流动状态，即层流和紊流。

在层流时，液体质点互不干扰，流动呈层状且平行于导管轴线；在紊流时，液体质点的运动杂乱无章，除了平行于导管轴线的运动外，还存在剧烈的横向运动。

实验证明，液体在圆管中的流动状态与管内液体的平均流速υ、管道内径d 和液体的运动粘度ν有关。

流动液体的基本规律 1.连续性方程
连续性方程是质量守恒定律在流体力学中的一种表达形式。

由质量守恒定律可知，液体在通道内作稳定流动时，液体的质量既不会增多，也不会减少，因此在单位时间内流过通道任一通流截面的液体质量一定是相等的。

由于液体的可压缩性极小，因此通道内各处液体的密度几乎无变化，即有
2211A υA υ=
或 常数==A υV q (1.8)
式中：A ΑΑ、、21为通道任一通流截面的面积；υυυ、、21为对应通道任一通流截面上的平均流速；V q 为流过通道的流量。

这就是液流的连续性方程。

它说明不可压缩液体在通道中稳定流动时，流过各截面的流量相等，而流速和通流截面面积成反比。

2.伯努利方程
伯努利方程是能量守恒定律在流体力学中的一种表达形式。

设密度为ρ的理想液体在图1.8所示通道内作稳定流动。

现任取两通流截面1-1和2-2为研究对象，两截面至水平参考面的距离分别为1h 和2h ，两截面处液体的平均流速分别为1υ和2υ，压力分别为1p 和2p 。

根据能量定恒定律可推导出，重力作用下的理想液体在通道内稳定流动时的伯努利方程为
222221112
1
21ρυρρυρ++=++gh p gh p
或 常数=++22
1
ρυρgh p (1.9)
式中：p 为单位体积液体的压力能；gh ρ为单位体积液体相对于水平参考面的位能；2/2ρυ为单位体积液体的动能。

由式(1.9)可知，重力作用下，在通道内作稳定流动的理想液体具有三种形式的能量，即压力能、位能和动能。

这三种形式的能量在液体流动过程中可以相互转化，但其
总和在各个截面处均为定值。

注意此方程要实际用于计算，还要考虑液体粘性和流态的影响，对式(1.9)加以修正。

3.动量方程
动量方程是动量定理在流体力学中的具体应用。

由动量定理可推导出，在通道内作稳定流动的液体受到通道壁面作用力为)(1122υβυβρ-=∑V q F ，他是个矢量方程，在运算中要按指定方向列动量方程。

如在x 方向的动量方程可写成
)(1122V x x x
q F
υβυβρ-=∑ (1.10)
式中：ρ为液体的密度；V q 为流过通道的流量；x x 21υυ、为研究对象进出口平均流速在x 方向的分量；21ββ、为动量修正系数，当液流为紊流时取1=β，为层流时取
33.1=β，为简化计算，也常取1=β。

必须注意式(1.10)中的∑x F 是液流所受到的作用力，但在工程上往往需要的是固体壁面所受到的液流作用力，即∑x F 的反作用力∑'x F (称为稳态液动力)。

例1.1 图1.9所示两滑阀，液体流动方向相反。

试计算在两种情况下阀芯所受轴向稳态液动力。

解 取滑阀进、出油口之间的液体为研究体。

对于图1.9a ，由式(1.10)可得研究体在轴向受到阀芯的作用力为
()θυρυθυρcos 90cos cos 212V V q q F =-=
相应阀芯所受到的稳态液动力为
θυρcos 2V q F F -=-='
对于图1.9b ，研究体在轴向受到阀芯的作用力为
()θυρθυυρcos cos 90cos 112V V q q F -=-=
相应阀芯所受到的稳态液动力为
θυρcos 1V q F F =-='
从上分析可知，滑阀阀芯所受稳态液动力总是使阀口趋于关闭。

同时还可发现，流量愈大，速度愈高，其稳态液动力也愈大，所以，大流量的换向阀需要大的控制作用力。

第四讲 基础知识3（压力损失） （三）液体流动时的压力损失
由于实际液体都具有粘性，所以在流动时必然要损耗一部分能量，这种能量损耗表现为液体的压力损失。

压力损失可分为两类，即沿程压力损失和局部压力损失。

1.沿程压力损失
液体在直径不变的直通道中流动时因其内摩擦而产生的能量损失，称为沿程压力损失。

它主要决定于液体平均流速υ、动力粘度()ρνμ、通道的长度l 和内径d 等，其计算公式为
2
264264322
222ρυλρυρυυνυμ∆λd l d l R d l d d l p e ====
(1.11)
式中：λ为沿程阻力系数。

式(1.11)既适用于层流又适用于紊流，只是λ选取的数值不同，λ值从有关图表查出。

2.局部压损失
液体流经管道的弯头、大小管的接头、突变截面、阀口和网孔等局部障碍处时，因液流方向和速度大小发生突度，使液体质点间相互撞击而造成的能量损失，称为局部压力损失。

液体流过这些局部障碍处时，流态极为复杂，影响因素较多，一般都依靠实验求得各种类型局部障碍的局部阻力系数，然后再计算局部压力损失ξ∆p ，其计算公式为
2
2
ρυξ
∆ξ=p (1.12)
式中：ξ为局部阻力系数(具体数值可查有关手册)；ρ为液体密度；υ为液体平均流速。

液体流过阀的局部压力损失，可由阀的产品技术规格查得。

但查得的压力损失为阀在公称流量e V q 下的压力损失e p ∆，若实际流量与公称流量不一致时，则通过该阀的压力损失，可按下式计算
2
)(
e
V
V e q q p p ∆∆ξ= (1.13) 3.管路系统的总压力损失
管路系统的总压力损失应为所有沿程压力损失和局部压力损失之和，即
∑+∑∑=ξλ∆∆∆p p p (1.14)
利用上式进行计算时，只有在各局部障碍之间有足够距离时才正确。

液压系统中的压力损失绝大部分将转换为热能，造成系统油温升高、泄漏增大。

（四）液体流经小孔及间隙的流量
液压传动系统中常利用液体流经阀的小孔或缝隙来控制流量和压力，以达到调速和调压目的。

液压元件的泄漏也属于间隙流动。

1.液体流经小孔的流量
小孔可分为三种：当通道长度和内径之比5.0≤l/d 时，称为薄壁孔；4>l/d 时，称
为细长孔；45.0≤<l/d 时，称为短孔(厚壁孔)。

（1)液体流经薄壁小孔的流量 流经薄壁小孔的流量为
ρ
p
A
c q ∆=2q V (1.15)
式中：q c 为流量系数，一般由实验确定；A 为小孔通流截面面积；ρ为液体密度；
p ∆为薄壁小孔的前后压力差。

由式(1.15)可知，流经薄壁小孔的流量不受粘度变化的影响。

因此，常用薄壁小孔作流量控制阀的节流孔，使流量不受粘度变化的影响。

（2)液体流经短孔的流量
液体流经短孔的流量计算仍可用薄壁小孔的流量计算公式,只是流量系数不同。

短孔比薄壁小孔加工容易，因此特别适合要求不高的节流阀用。

（3)液体流经细长孔的流量
液体流经细长孔时，由于液体内摩擦力的作用较突出，故多为层流。

液体流经细长孔的流量计算公式为
l
p d q V μ∆π1284= (1.16)
从上式可发现，流经细长孔的流量会随液体粘度变化而变化。

流经三种小孔的流量公式，可以综合地用下面通式表达
m V p q KA∆= (1.17)
式中：K 为由节流孔形状、尺寸和液体性质决定的系数(细长孔l /d Κμ322=，薄壁孔和短孔ρK /2q c =)；p ∆A 、分别为小孔通流截面面积和两端压力差；m 为由小孔长径比决定的指数(薄壁孔5.0=m ，短孔15.0<<m ，细长孔1=m )
2.液体流经间隙的流量
在液压元件中常见的间隙形式有两种，即平行平板间隙和环状间隙。

（1)液体流经平行平板间隙的流量
平行平板间隙分为固定平行平板间隙和相对运动平行平板间隙两种。

1)液体流经固定平行平板间隙的流量 在这种间隙中液体的流动属于压差流动，其流量计算公式为
p l
bh q V ∆μ123
=
(1.18) 式中：p ∆为间隙两端的压力差；h b l 、、分别为间隙的长、宽、高(h l h b >>>>、)；μ为液体的动力粘度。

从上式可以看出，流经固定平行平板间隙的流量与间隙高度h 的三次方成正比，可
见液压元件间隙大小对泄漏的影响很大。

2)液体流经相对运动平行平板间隙的流量 由图1.2可知，当一平板固定，另一平板以速度0u 运动时，液体的流动称为剪切流动，平均流速2/0u =υ。

由于平板(宽度为b)运动而使液体作剪切流动流过间隙(间隙高度为h )的流量为
bh u q V 2
0==A υ (1.19) 图1.10为液体在平行平板间隙中既有压差流动又有剪切流动的情况。

在间隙中流速的分布规律和流量是上述两种情况的叠加，即液体流经间隙的流量为
bh u p l bh q V 2
1203±=
∆μ (1.20) 平行平板有相对运动时，两平板一般为一长一短。

式(1.20)中“±”的确定方法为：若长平板相对于短平板的运动方向与压差流动方向相同，取“+”(见图1.10a 和c)；反之，取“-”
（2)液体流经环状间隙的流量
环状间隙分为同心环状间隙和偏心环状间隙两种。

1)液体流经同心环状间隙的流量 如图1.11所示，圆柱体直径为d ，间隙为h ，长度为l 。

如果将环状间隙沿圆周方向展开，就相当于平行平板间隙。

用d π替代式(1.20)中的b ，就可得到同心环状间隙的流量计算公式
dh u p l dh q V π∆μπ2
1203±= (1.21) 2)液体流经偏心环状间隙的流量 图1.11所示内外两圆柱面若不同心，便形成偏心环状间隙，其流量计算公式为
dh u p l dh q V πε∆μπ2
)5.11(1203±+= (1.22) 式中：h 为内外圆同心时的间隙；ε为相对偏心率，即偏心距与间隙的比值
(e/h =ε)。

由上式可知，当0=ε时，流量为同心环状间隙的流量；随偏心量e 的增大，通过的流量也逐渐增加，当1=ε时，即最大偏心情况下，其压差流动流量为同心环状间隙压差流动流量的2.5倍。

可见阀类元件保证较高的配合同轴度可以减小环状间隙泄漏量。

（五）液压冲击与空穴现象
1.液压冲击
在液压系统中，由于某种原因引起液体压力在某一瞬间突然急剧上升，而形成很高的压力峰值，这种现象称为液压冲击。

（1)产生液压冲击的原因
1)阀门突然关闭引起液压冲击 若有一较大容腔(如液压缸、蓄能器等)和在另一端装有阀门的管道相通。

当阀门开启时，管内液体从阀门流出。

当阀门突然关闭时，从阀门处开始液体动能将逐层转化为压力能，相应产生一从阀门向容腔推进的压力冲击波，
出现液压冲击。

2)运动部件突然制动引起液压冲击如换向阀突然关闭液压缸的回油通道而使运动部件制动时，这一瞬间运动部件的动能会转化为被封闭油液的压力能，压力急剧上升，出现液压冲击。

3)液压系统中元件反应不灵敏造成液压冲击如系统压力突然升高时，溢流阀不能迅速打开溢流阀口，或限压式变量泵不能及时自动减小输出流量等，都会导致液压冲击。

（2)液压冲击的危害
在液压系统中产生液压冲击时，瞬时压力峰值有时比正常压力要大好几倍，会引起振动和噪声，导致密封装置、管路和液压元件的损坏，甚至还会使某些液压元件(如压力继电器、顺序阀等)产生误动作，而影响系统正常工作。

可见应力求减小液压冲击。

2.空穴现象
在液压系统中，如果某处压力低于油液工作温度下的空气分离压时，油液中的空气就会分离出来而形成大量气泡；当压力进一步降低到油液工作温度下的饱和蒸汽压力时，油液会迅速汽化而产生大量汽泡。

这些气泡混杂在油液中，产生空穴，使原来充满管道或液压元件中的油液成为不连续状态，这种现象一般称为空穴现象。

空穴现象一般发生在阀口和液压泵的进油口处。

油液流过阀口的狭窄通道时，液流速度增大，压力大幅度下降，就可能出现空穴现象。

液压泵的安装高度过高，吸油管道内径过小，吸油阻力太大，或液压泵转速过高，吸油不充足等，均可能产生空穴现象。

液压系统中出现空穴现象后，气泡随油液流到高压区时，在高压作用下气泡会迅速破裂，周围液体质点以高速来填补这一空穴，液体质点间高速碰撞而形成局部液压冲击，使局部的压力和温度均急剧升高，产生强烈的振动和噪声。

在气泡凝聚处附近的管壁和元件表面，因长期承受液压冲击及高温作用，以及油液中逸出气体的较强腐蚀作用，使管壁和元件表面金属颗粒被剥落，这种因空穴现象而产生的表面腐蚀称为气蚀。

故应力求避免空穴现象得产生。