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附贈有CAD圖紙,領取加Q 197216396 或 11970985 目錄 摘 要 IV Abstract V 緒 論 1 一、對低速大扭矩馬達現(xiàn)行發(fā)展的簡述 1 二、未來發(fā)展趨向 2 第一章 工作原理及結構 3 第一節(jié) 工作原理 3 第二節(jié) 結構特點分析 4 第三節(jié) 結構的改進 6 一、配流軸結構 6 二、活塞環(huán)密封的結構 7 三、連桿底部滑塊與曲軸運動副的結構 8 四、連桿球頭與活塞間球鉸副的結構 10 五、抱環(huán)結構 10 第四節(jié) 主要性能參數(shù)的確定 10 第二章 結構設計 11 第一節(jié) 基本性能參數(shù) 11 一、壓力 11 二、排量、流量、容積效率及轉速 11 三、扭矩和機械效率 12 四、啟動扭矩和啟動機械效率 13 五、最低穩(wěn)定轉速及調速范圍 13 六、制動性 15 七、功率和總功率 15 第二節(jié) 主要結構參數(shù)的選擇 17 第三節(jié) 油馬達外徑φ的計算 19 第四節(jié) 配油軸結構與加工 21 一、平衡槽的設計 21 二、間隙選取 24 三、配流閥及窗口的設計 24 四、配流軸流道流速計算 25 五、加工概況 28 第五節(jié) 偏心曲軸的結構 29 一、結構確定 29 二、軸材料的選擇 29 三、軸各段尺寸的計算、鍵及軸承的選擇 29 四、偏心軸的強度校核 31 五、加工概況 34 六、軸承壽命計算 35 第六節(jié) 連桿球鉸副的計算 37 第三章 優(yōu)化設計 39 第一節(jié) 聯(lián)軸器材料優(yōu)化 39 第二節(jié) 連桿瓦面優(yōu)化 39 第三節(jié) 配流軸優(yōu)化 40 第四章 效率分析計算 41 第一節(jié) 容積效率分析計算 41 一、外泄露 41 二、內泄露 42 三、連桿滑塊靜壓支承處的外泄露 44 四、柱塞間隙處的外泄露 44 五、柱塞腔和放射形流道中液體體積壓縮彈性損失側 46 六、馬達容積效率計算 46 第二節(jié) 機械效率分析計算 47 一、柱塞對缸壁的摩擦損失 47 二、球鉸副的摩擦損失 48 三、連桿滑塊靜壓支承處的摩擦損失 49 四、密封環(huán)處的摩擦損失 49 五、主軸承處的摩擦損失 51 六、馬達機械效率計算 52 第三節(jié) 水力效率分析計算 53 第四節(jié) 液壓馬達的總效率 53 結束語 54 參考文獻 55 外文資料 56 中文譯文 61 致謝 65 單作用曲軸連桿液壓馬達優(yōu)化設計 摘 要 本文主要設計的是單作用曲軸連桿式液壓馬達。 在進行具體的設計前，對低速大扭矩馬達的現(xiàn)狀進行了調研，并就其未來發(fā)展方向有了一定得了解。結合現(xiàn)有馬達的新技術、新材料、新工藝，以及國內外馬達的發(fā)展史，對所要設計的馬達進行了原理和結構的分析。在具體過程中，由于已查到的書本資料給出的馬達結構本身已相當完備，因此只根據(jù)設計所給定的要求對馬達的一些參數(shù)進行了優(yōu)化,對馬達的性能要求做了具體實際的分析，選定最優(yōu)化的方案，確定設計時所需要參數(shù)對重要零部件（如配流軸，偏心軸等）尺寸做出詳細的分析計算。在外形尺寸確定后,對馬達的容積和機械效率做了進一步的校核，由于采用了先進的靜壓支撐處理技術，減小了摩擦損失，提高馬達總體的效率，保證了設計的馬達結構緊湊,滿足設計要求。 關鍵詞：液壓馬達；偏心軸；配流軸 IV Optimum design of single acting crank connecting rod hydraulic motor Abstract The main design of this article is the ship single-crankshaft and connecting rod type hydraulic motors. Before the specific design, we studied a low-speed high-torque motors status, and had the certain acquaintance to its future development direction. Integrating with the new technologies, new materials and new technology of the existing motors and the development of domestic and foreign motor history, we analyzed the principle and structure of the being designed motors. According to the raw data, we selected optimization programs and determined the design parameters needed. In the design process, we carried on the emphatically analysis computation to matching stream axis and partiality crank shaft. Because having used the advanced static pressure balance processing technology, we reduced the friction loss and enhanced the overall efficiency of the motor. These measures cause the motor the structure to be reasonable and compact and satisfy the design request. Keyword: hydraulic motor；eccentricshaft ；Valve shaft V 緒 論 一、對低速大扭矩馬達現(xiàn)行發(fā)展的簡述 低速馬達排量大，體積也比較大，轉速在低到每分鐘幾轉甚至零點幾轉時仍然能穩(wěn)定輸出幾千甚至幾萬牛米（Nm）的很大扭矩，所以也常稱為低速大扭矩液壓馬達。其主要形式有多作用曲線柱（球）塞式液壓馬達和曲軸連桿式、靜壓平衡式等徑向柱塞型液壓馬達。它適用于直接連接并驅動負載，無須另加減速器，且啟動、加速時間短，性能好，由于輸出扭矩大，因此在工程設備中得到越來越廣泛的應用。低速大扭矩液壓馬達近期有了較大的發(fā)展，新結構不斷出現(xiàn)。并且，所有在些液壓馬達，根據(jù)每轉中柱塞副的作用次數(shù)，可以分為單作用和多作用兩大類。按柱塞的排列方式，每一類可以分為徑向式和柱塞式兩種。單作用液壓馬達，轉子旋轉一周，每個柱塞往復工作一次，所有徑向柱塞式單作用液壓馬達的主軸式偏心軸。其結構比較簡單，零件數(shù)目少，工藝性比較好，造價較低。在單作用馬達中，最早出現(xiàn)的式曲軸連桿式馬達，它按曲軸連桿機構的作用原理工作，國外又稱為斯達發(fā)（Staffa）馬達。由于它結構簡單、性能可靠、轉速適中、價格便宜，成為世界上產量最多、主機應用最廣泛的一種低速達扭矩液壓馬達。它的早期式MK型，在后期的發(fā)展中，配流軸和連桿偏心輪副采用靜壓平衡結構，在后來又帶又變量裝置。隨結構的變化，工作壓力從17.5MPa提高到21.0MPa，并且改善了啟動特性和低速穩(wěn)定性，為進一步擴大主機應用，又研制了帶減速結構的GB型。 套筒伸縮擺缸式（Calzon）和滾柱式（Roleff）液壓馬達，式近十多年來國外發(fā)展的新結構馬達。前者具備了曲軸連桿和靜力平衡式液壓馬達的主要優(yōu)點，以擺動的伸縮缸體代替了連桿擺動，在單作用馬達中獲得了較好的性能。后者，通過柱塞頂端凹面的滾柱傳力給缸體，使缸體旋轉。這種馬達結構簡單，在任何負載下，缸體都能在靜壓作用下“浮動”于配流器上，性能良好，但內部力學原理比較復雜，應用還步廣泛，這兩種馬達已在我國寧波和廣東制造。 雙斜盤式軸向柱塞式液壓馬達式由單斜盤的高速軸向柱塞馬達發(fā)展得來，結構上改成了兩個斜盤和對稱布置的兩排柱塞，近一倍地提高了輸出功率重量比。 多作用徑向柱塞式內曲線液壓馬達分為柱塞傳力、橫梁傳力、滾輪傳力等結構型式，其中以橫梁傳力和滾輪傳力馬達應用較多。國產主要有NJM系列等，最高工作壓力32MPa，在所有地速大扭矩馬達中，該馬達具有較高的工作壓力。最近又發(fā)展了端面配流的車輪馬達，進一步改善了性能。 近年來，由于球塞副靜、動壓支承理論在實驗研究上取得進展，多作用徑向球塞式液壓馬達發(fā)展迅速，它用一只鋼球代替了兩只以上滾輪或橫梁，結構簡單，工作可靠，馬達體積、重量顯著減小。我國寧波QJM、QKM系列馬達由于質量、性能不斷地提高，所以在輕工、建筑、化工、交通等行業(yè)的應用越來越廣泛。 上述的低速大扭矩液壓馬達，一般都可以設計成殼體旋轉（如QKM）或軸旋轉（如QJM）兩種形式，分別稱為殼轉馬達和軸轉馬達。車輪用的殼轉馬達稱為車輪馬達，由它直接驅動車輪，能夠取代齒輪傳動組成液壓驅動橋。 國產低速大扭矩液壓馬達的工作壓力，目前尚比國外同類產品低一些。對各種類型馬達的關鍵運動副，尚缺少充分的機理方面的基礎理論和實驗研究，因而，設計中的結構、尺寸、材料的選取，精度的確定，更多的是依賴經驗的積累。設計生產中的問題，常常只能在整臺馬達試驗中發(fā)現(xiàn)和解決。 二、未來發(fā)展趨向 目前國內已十分注意吸收國外先進技術，開始設計、研制自己的新產品，形成了一定數(shù)量的專業(yè)研究和制造隊伍，著手對一些影響馬達性能、壽命的關鍵運動副進行專項的基礎理論和模擬試驗研究。在將來的發(fā)展中，低速大扭矩馬達必將有以下幾方面的發(fā)展： 一、高壓化和高速化。最高工作壓力已達到48Mpa，但對于一些場合應用還使難以實現(xiàn)，需要進一步提高馬達的工作壓力。為了提高轉速，要減輕重量，對零件結構進行改進。例如采用摩擦焊柱塞結構，將柱塞做成中空形式，使柱塞重量減輕，從而減小轉動慣量，有利于轉速提高。 二、對驅動單元和控制單元進行模塊化設計，有利于產品系列化，通用化和標準化。 三、改進結構，加大通軸泵的變量范圍。改善變量調節(jié)特性曲線和增加變量控制 方式，更能滿足工程機械傳動發(fā)展要求。 四、采用新材料和新工藝，降低制造成本。 五、根據(jù)城市環(huán)保要求，盡量降低噪音。 第一章 工作原理及結構 第一節(jié) 工作原理 圖 1-1 馬達工作原理 如圖1-1所示，它的殼體1內沿圓周均布了5 只柱塞缸，形成了星形殼體。柱 缸內裝有柱塞，柱塞中心是球窩，其與連桿的球頭鉸接。連桿大端面做成鞍 形圓柱面，緊貼在曲軸的偏心圓柱面上。液壓馬達的配流軸是和曲軸的十字接頭連接 在一起，曲軸（輸出軸）轉動時，配流軸隨著一起轉動。圖1中，O點為曲軸的旋轉 中心，各柱塞中心線交于此點；O’點為曲軸的幾何 中心，各連桿中心線交于此點。配流軸隔墻中心線AA必須與OO’線重合，以保 證OO’線一邊的柱塞都進油；另一邊的柱塞都排油，從而使進油邊的柱塞對O 點的轉矩能同向相加。曲軸連桿式液壓馬達也滿足組成容積式液壓泵、馬達的 三個條件。 1）柱塞與星形殼體的柱塞缸一~五間形成五個密封容積V。 2）曲軸繞O點沿逆時針方向旋轉時，在圖示瞬間缸四、五經配流軸進油窗口 進入壓力為 ρ的油液，其密封容積V增大（進油過程），柱塞四、五上的油壓 作用力P=ρπd2 /4 經連桿以力N對O點產生轉矩；缸二、三間的V減小，經配 流軸的排油窗口向外排油（排油過程） 3）由圖1的剖面圖知，配流軸的隔墻寬度應大于殼體上的配油窗口的寬 度，使進、排油口不能相通，從而使進油腔的油液能依靠外負載建立起油壓力 。為避免困油現(xiàn)象，則在配流軸的隔墻上可開眉毛槽。 第二節(jié) 結構特點分析 圖1-2為液壓馬達的內部構造，其馬達的星形殼體4上有徑向布置的五個柱塞缸孔，每個缸孔中裝配一個活塞16，每個活塞16的球窩中部圴鉸接著連桿17的球頭，球頭內端的對開式球頭座18。被卡在活塞槽孔內的孔用彈簧擋圈19軸向定位，連桿大頭端的凹形圓弧面剛好與曲軸的曲軸頸吻合，五只連桿大端在曲軸頸的兩側分別各大用一只抱環(huán)5箍牢，使得各大缸連桿在回程工作時不與曲軸頸脫離。 曲軸1兩側的主軸頸上，裝有兩只圓錐形滾柱軸承6和7，曲軸用這兩只錐形軸承支承并定位于殼體4及殼體前蓋3的相應孔中，選用合適厚度的環(huán)形墊片14，可以調整曲軸1前后軸向竄動的位置與間隙。骨架油封2通常為兩只相背安裝，里面的一只防止曲軸旋轉時油液被甩出；外面的一只防止惡劣工況下泥水及其他污染物的入侵。 曲軸1內端的凹槽，通過十字形滑塊聯(lián)軸節(jié)9帶動配流軸11同步旋轉。配流軸11的圓柱豐上加工有五個作用槽區(qū)，用六道密封環(huán)13進行分隔。其中最外端兩個環(huán)形槽通過配流軸殼體8的孔道與法蘭連接板10上對應的進、出口A、B相溝通。配油軸還采用了靜力平衡結構，使其處于浮動工況下，減少磨損。端蓋12凸緣上的墊片用來調整配流軸的軸向游隙。 馬達運轉時，通過配流軸11分配來的進、出油，最終進入由殼體4、缸蓋15及活塞16組成的活塞腔內，或推動連桿使馬達旋轉，或由其回油至出油口。 活塞腔的壓力油通過活塞4的中心小孔，除強制潤滑連桿的球頭外，還通過連桿孔中心內裝的過濾帽20和節(jié)流器21，經過過濾清潔后進入連桿大頭的巴氏合金表面來潤滑曲軸運動副。 圖 1-2 液壓馬達結構圖 1-曲軸；2-骨架油封；3-本體蓋；4-殼體；5-抱環(huán)；6，7-軸承；8-配油體；9-滑塊； 10-法蘭連接板；11-配油軸；12-端蓋；13-密封環(huán)；14-調整環(huán)墊；15油缸蓋；16-活塞；17-連桿；18-球承座；19-孔用彈性擋圈；20-過濾帽；21-節(jié)流器；22-泄油螺塞；23-調整墊片；24—密封圈；25，26-螺釘；27-密封圈；28-螺釘。 馬達殼體上還裝有五個的泄放油螺塞，該螺孔可供安裝泄油管或安裝安全閥之用。 第三節(jié) 結構的改進 一、配流軸結構 圖 1-3 配流軸結構 改用滾針軸承的機械平衡法為配流軸浮動的靜壓平衡法。 配流軸也被人們稱作配流轉閥，因此，配流殼體亦可稱作閥體或閥殼。由于配流軸的一側為高壓腔，另一側為低壓腔，所以，配流軸在工作過程中，遭受著很大的不平衡徑向力，此徑向載荷力將配流軸推向一側，而使另一側間隙加大，造成滑動表面的單邊磨損量的增加，致使馬達機械摩擦力增加，機械效率及容積效率降低。 滾針軸承的機械平衡法的主要缺點在于： (1) 配流部分的圓柱面直徑與滾針軸承的外徑相等，由于滾針及鋼圈的厚度尺寸，配流軸必須制成變直徑的同軸度要求又較高的階梯軸，增加了工藝上的難度。 (2) 增加了密封直徑和軸向長度，滾針間又是油流竄通之處，因此，增加了泄漏的財長和面積。 (3) 配流套成為一個不可缺少的必需零件。 (4) 很難保證配流軸在配流檔和進、出油口檔等軸頸處的合理間隙。滾針軸承內圈以過渡配合裝配在配流軸上，內徑為的滾針軸承，徑向間隙約在；為了讓滾針軸承承受徑向載荷，配流軸檔間隙必須大于滾針徑隙，因此常取為。這樣的間隙，難以完成要求愈來愈高的高容積效率的達到。 (5) 滾針軸承因多種原因，造成徑向間隙的增大，一旦該間隙等于或超過配流檔間隙，則機械平衡法失效，單側徑向載荷立即將配流軸推向一側，形成單邊磨損，增大泄漏 為了克服這些缺點，在這次設計中采用了全浮動靜壓平衡法結構。重要措施： ①在配流軸的軸心鉆一長孔，溝通配流軸兩端，以保證配流軸兩端軸向力的平衡。 ②為解決配流軸徑向力不平衡的問題，在配流軸的兩端設置半圓形的平衡油槽，油槽的包角與對應的配流套上各配流窗空的包角相等，也與配流處的高低壓腔包角相等。 由此，平衡油槽處與配流窗孔處的壓力分布規(guī)律是完全相同的，僅相位相差180，所以徑向力得到了完全平衡。隨著配流軸的轉動，平衡油槽處的壓力分布也將發(fā)生與配流窗孔處完全對稱的改變，兩者同步變化。所以配流軸的馬達整個轉動過程中始終處于浮動液壓力完全平衡狀態(tài)，即實現(xiàn)了配流軸的靜壓平衡。這樣，配流體中的配流孔與配流軸均加工成等徑通孔，工藝更加簡單，利于保證加工精度。 靜壓平衡式配流軸的徑向配合間隙，根據(jù)其尺寸大小，常溫下一般取為0.025~0.055mm，減少了泄露，提高了容積效率。 二、活塞環(huán)密封的結構 配流軸與配流體沿軸向各槽孔間，過去常用傳統(tǒng)的O形橡膠密封圈，作為有旋轉的動密封，摩擦阻力特別是靜摩擦阻力很大，密封圈易磨損，工作不可靠，壽命短。在本設計中，為了避免這些情況的發(fā)生，配流軸和活塞的槽環(huán)現(xiàn)在均改用活塞環(huán)密封結構，活塞環(huán)由鑄鐵，高強度鑄鐵，聚四氟乙烯或尼龍66制作。聚四氟乙烯或尼龍等配以石墨等添加劑，可降摩擦系數(shù)，減少磨損。 并且采用活塞環(huán)密封的液壓馬達，具有較高的容積效率?？紤]環(huán)的受熱膨脹，鑄鐵活塞環(huán)裝配壓縮時的開口間隙δ=0.15~0.25mm。且活塞環(huán)應有一定彈力，活塞環(huán)壓縮到間隙為0.15mm時的彈力為30~50N，以滿足馬達啟動時的封油要求。 配流軸上密封環(huán)受壓力油作用，貼緊孔壁和側壁，對高、低壓腔起密封作用，只在密封環(huán)開口間隙處泄露。設孔壁對密封環(huán)的摩擦力矩為M1，槽的側壁對密封環(huán)的摩擦力矩為M2，即： （1-1） （1-2） 式中： r1───密封環(huán)內半徑； r2──密封環(huán)外半徑； b──密封環(huán)寬度； f──孔壁或槽的側壁對密封環(huán)的摩擦系數(shù)，在潤滑良好的情況下，f=0.01~0.05，由密封環(huán)材料及摩擦副加工表面質量而定。 馬達運轉時，應使密封環(huán)壓在孔壁上不動，運轉時，旋轉運動副當發(fā)生在配流軸的環(huán)槽側壁與相對密封環(huán)的側面上。若密封環(huán)歲配流軸轉動，則配流缸壁很快會磨出凹槽而破壞密封作用，因此，在設計是要根據(jù)的要求確定密封環(huán)的內半徑，并校核環(huán)內側壁與密封環(huán)的接觸比壓。 密封環(huán)兩側面平行度之差為0.01mm，端面與內、外圓柱面垂直度允差為0.01mm。 三、連桿底部滑塊與曲軸運動副的結構 連桿底部滑塊澆有厚度小于1mm的巴氏合金的曲軸瓦，籍此提高耐磨性能。老結構的連桿中無油孔，靠殼體內油液潤滑。后來改進的結構中，連桿中心鉆有通往底部的小油孔，并在底部開設油溝，壓力油進入底部圓柱面，使滑塊和偏心輪相對運動時有良好的潤滑。但是，由于接觸比壓大，工作中存在較大的pv值，所以底部巴氏合金容易磨損，甚至過熱而出現(xiàn)與偏心輪的咬傷，卡環(huán)使滑塊緊貼在偏心輪上。這種靠油孔潤滑的結構，工作中存在較大的摩擦損失，馬達機械效率越低，起動扭矩效率通常只有0.8左右，并嚴重影響馬達的低速穩(wěn)定性（≥10r/min）。 本次設計中采用了連桿滑塊底部與曲軸運動副間設計成靜壓支承結構(見圖4)，經連桿中心的固定阻力器降壓后進入連桿底部的矩形油腔，再經連桿軸瓦與曲軸間的間隙孔，二次降壓后流出。 如圖 1-4所示，連桿底部的靜壓力呈梯形臺分布狀態(tài)，矩形油腔產生的總反力W與壓緊力平衡并通過油膜傳遞給曲軸面使連桿浮起，運動副金屬材料間沒有直接接觸和摩擦，液壓油起著靜壓軸承的支承作用。 當馬達負荷加載，壓緊力大于總支承反力時，油膜厚度h減小，h的減小又使得增高，因而總壓力也隨之增高，直至與變化后的壓緊力達到平衡。 靜壓支承的運動副，因減少了摩擦功耗。機械效率和啟動機械效率得到提高，從而也提高了馬達的工作壓力(20MPa以上)及轉速，特別是低速穩(wěn)定性的改善。使馬達的總體綜合性能卻得到了提高。 圖 1-4連桿底部靜壓力分析 連桿底面和配流軸經上述改進后，獲得好下效果： （1）提高了液壓馬達的容積效率、機械效率和啟動效率。采用靜壓支承顯著地降低了液壓馬達的機械損失。 （2）由于容積效率和機械效率的提高，使液壓馬達的低速穩(wěn)定性得到改善，如最低穩(wěn)定轉速MK4型液壓馬達為5r/min；B200型液壓馬達為1.5r/min。 （3）提高了液壓馬達的工作壓力和最高轉速。工作壓力和最高轉速MK4型液壓馬達分別為175~225巴和100r/min；B200型液壓馬達分別為210~245巴和175r/min。 四、連桿球頭與活塞間球鉸副的結構 連桿兩頭承受著柱塞全部的作用力，但連桿球頭部接觸面積遠遠小于連桿底部滑塊軸瓦面積，所以，該球鉸副具有很大的接觸比壓。 為了提高馬達工作壓力和轉速，在本次設計中，我們增大了球頭直徑，將原來斯達法馬達的球頭直徑與柱塞直徑比= 提高到= 。在此我們取=，即球頭直徑增大至Φ60mm，從而有效地降低了此處的接觸比壓。 在材料選用和工藝措施上，馬達的連桿球頭決定采用優(yōu)質低合金滲碳鋼，如20CrMnTi，表面滲碳淬火后，硬度為HRC58─62。球頭研磨和拋光后，表面粗糙度在Ra0.2~0.1μm。高強度鑄鐵制成的活塞，其球窩部的幾何形位尺寸精度在嚴格保證的條件下，進行了氣體軟氮化處理，氮化后，洛氏硬度可達HRC58~65，研磨后表面粗糙度不低于Ra0.2μm ，以降低運動副中的摩擦力。 球鉸副通過上述兩方面措施后，許用接觸比壓提高到120MPa左右，從根本上消除了沿線的咬傷及磨損現(xiàn)象。 五、抱環(huán)結構 五只連桿與曲軸頸抱合后，連桿兩端均從背緣將其箍住的抱環(huán)。在以往的馬達中是兩體式，用一只凹盤扣入連桿背緣后，再在曲軸頸上壓入軸用彈性擋圈。在現(xiàn)在的設計中將其改為一體的抱環(huán)，不但安全可靠，還利于減少不平衡的慣性力，提高馬達的穩(wěn)定性，同時，每臺減少兩只零件，降低制造成本。 第四節(jié) 主要性能參數(shù)的確定 排 量：3.14L/r 額定壓力：16Mpa 最高壓力：20Mpa 額定轉速：100r/min 額定扭矩：7385Ｎm 最大扭矩：9250Ｎm 第二章 結構設計 第一節(jié) 基本性能參數(shù) 一、壓力 液壓馬達與液壓泵一樣，其壓力大小均由負載所決定。常用p來表示。所不同處，液壓泵的壓力是指其出口處，而液壓馬達則是其入口處。 液壓馬達入口油液的實際壓力稱為馬達的工作壓力。馬達入口壓力和出口壓力的差值稱為馬達的工作壓差Δp，當馬達出口在連接油箱的情況下，為便于分析，通常視出口壓力為零，即將馬達的工作壓力最為工作壓差。 馬達按照試驗標準規(guī)定，在保證工作壽命及容積效率達到的情況下，將馬達連續(xù)運轉時所允許適應的最高工作壓力稱作額定壓力。與液壓泵一樣，馬達使用時超過額定壓力，則稱為超載。 二、排量、流量、容積效率及轉速 （一）、排量 液壓馬達的工作輸出形式為扭矩，其大小數(shù)值并不決定馬達本身而是取決于負載。 但是，在同樣工況條件下推動相同的負載，工作容腔大的馬達的壓力要低于工作容積小的馬達的壓力，因此，工作容腔的大小是液壓馬達工作能力的一個重要標志。 液壓馬達工作容腔大小的表示放大與液壓泵一樣，也常用幾何排量q來表示。在SI單位制中，排量單位是m3/rad（米3/弧度），在工程實際上，目前仍廣泛采用（毫升/轉）。通常是指馬達主軸每轉一轉，由其密封容腔幾何尺寸變化計算得到的液體體積量。 （二）、流量與容積效率 單位時間內輸入馬達入口處的流量稱為馬達的實際流量QS，為形成指定轉速，馬達密封容腔變化所需要的流量稱為馬達的理論流量QL；實際流量與理論流量之差值，即為馬達的泄露量。為了保證馬達的轉速達到指定要求，考慮其泄露量△Q，則輸入馬達的實際流量應為： 式中 QL──在沒有容積損失（即泄露量）的情況下，使馬達達到指定轉速所需的理論輸入流量。 顯然，實際流量必定大于理論流量。 液壓馬達的理論輸入流量QL與實際輸入流量QS之比值，即為容積效率： （三）、轉速 馬達的理論輸出轉速nL，等于理論流量與排量的比值，即： 因馬達存在泄露，用油液實際流量QS計算實際轉速n時，應考慮容積效率ηV。 即： 式中 QS──實際流量 （L/min）； Q──馬達排量 （L/r）。 其轉速若用角速度表達時，則： 式中 QS──實際流量 （m3/s）； q──馬達排量 （m3/rad）。 三、扭矩和機械效率 （一）、液壓馬達輸出的理論扭矩 根據(jù)能量守恒定律，有： 式中 ML──理論扭矩。其余符號意義同前。 （二）、機械損失與機械效率 機械損失是指由于各零件間相對運動及流體與零件間相對運動的摩擦而產生的能量損失。其中包括軸和軸承的摩擦損失；軸與軸封的摩擦損失；各零件間相對運動而造成的摩擦損失；水力摩擦損失等。 液壓馬達的機械損失，表現(xiàn)在實際輸出扭矩的降低，即： 式中 ΔM──由摩擦造成的扭矩損失。 機械效率等于運動狀態(tài)的實際輸出扭矩與理論輸出扭矩的比值，即： （三）、實際扭矩 因液壓馬達存在機械損失，故計算實際輸出扭矩MS時應記及機械效率ηm，則： 四、啟動扭矩和啟動機械效率 液壓馬達很重視其啟動性能。液壓泵的啟動多是在空、輕負載狀態(tài)下，故沒有這方面的要求。 在同樣工作壓力情況下，液壓馬達在由靜止狀態(tài)到開始轉的啟動狀態(tài)的輸出扭矩要比運轉中的扭矩小，這給液壓馬達帶載啟動帶來了困難，所以啟動性能對液壓馬達是很重要的。啟動扭矩降低的原因主要是物體的靜摩擦系數(shù)最大，在摩擦表面一旦出現(xiàn)相對滑動后，摩擦系數(shù)即為動摩擦系數(shù)，數(shù)值明顯下降，這是機械摩擦的一般性質與規(guī)律。對液壓馬達而言，更重要的是靜止狀態(tài)的潤滑油膜被擠掉，基本上形成了干摩擦，一旦馬達開始運動，隨著潤滑油膜的建立，摩擦變?yōu)橛袧櫥膭幽Σ?，摩擦系?shù)及阻力立即下降，并隨滑動速度增大和油膜狀態(tài)的進一步良好而進一步減小。 液壓馬達啟動性能的表征指標是啟動機械效率ηm0，其關系式為： 式中 MO──馬達的啟動扭矩； ML──馬達的理論扭矩。 實際工作中，啟動性能好的液壓馬達當然會被客戶優(yōu)先采用。液壓馬達啟動扭矩的提高就意味著啟動機械效率的提高，即以為著啟動性能的提高。 五、最低穩(wěn)定轉速及調速范圍 （一）、爬行現(xiàn)象 液壓馬達的轉速計算公式已如前述。理論上講，其轉速應是均勻的，但是，當液壓馬達工作轉速過低時往往保護不了其均勻性，產生一種時快時慢、時動時停的不穩(wěn)定狀態(tài)，這就是被人們稱作的爬行現(xiàn)象。 液壓馬達排量本身及泄露量也在隨轉子轉動的相位角變化作周期性波動，這也會造成馬達轉速的波動。當馬達在低速運轉時，這中轉速的波動難以被轉動慣性所掩蓋而清楚地表現(xiàn)出來，形成爬行現(xiàn)象。 （二）、最低穩(wěn)定轉速 最低穩(wěn)定轉速是指液壓馬達在額定負載時，不出現(xiàn)爬行現(xiàn)象的最低工作轉速。 工程使用中，當然要求液壓馬達的最低穩(wěn)定轉速越小越好，它既反映了馬達在低速工況下的穩(wěn)定性能，又擴大了液壓馬達的轉速使用范圍。 相對于本設計中，因為是低速大扭矩的曲軸連桿式馬達，根據(jù)我國生產的各種不同類型和結構的液壓馬達，其最低穩(wěn)定轉速一般為2~3r/min。 （三）、液壓馬達的調速范圍 當工作負載從低速到高速的很寬的區(qū)域變動時，也要求液壓馬達能在相應的較大的調速范圍內進行驅動。馬達若達不到這種要求，則必須配置合適的變速機構，使整機布置龐大，成本增加。因此，客戶都希望液壓馬達的調速范圍寬些為好。調速范圍寬的馬達意味著既有好的低速穩(wěn)定性，又有良好的高速工作性能。 液壓馬達的調速范圍K，常以允許的馬達最高轉速與最低轉速的比值來表示，即： 上式中的為液壓馬達的最高使用轉速，但受多方面因素的限制，主要有： 1、壽命的限制 轉速提高后，各運動副的磨損加劇，使用壽命降低。 2、效率的限制 轉速高，則液壓馬達需輸入流量就大，因此，各通流部分的流速相應增加，水力損失也隨之增加，使得機械效率下降。 3、液壓馬達轉速提高還受背壓的限制 例如本設計中的曲軸連桿式液壓馬達，若加油腔沒有背壓，則當轉速較高時，連桿時而貼緊曲軸表面，時而脫離曲軸表面，從而產生撞擊現(xiàn)象。為了防止撞擊現(xiàn)象發(fā)生，必須液壓馬達的回油腔具有一定的背壓。隨著轉速的提高，撞擊現(xiàn)象越易產生，則回油腔所需的背壓值也應隨之提高。過分地提高背壓，又使工作壓差減低，導致液壓的效率惡化。在現(xiàn)在國產的各種類型、結構的液壓馬達里，曲軸連桿式液壓馬達的最高使用轉速一般為400~500r/min。 六、制動性 液壓馬達用來吊起重物或驅動車輛時，為防停轉時重物下落和車輛在斜坡上自行下滑等可能造成工程事故的發(fā)生，對其制動性能須有一定的要求。 液壓馬達的制動性能可以其滑轉轉速n0來表示，n0越高，制動性能則越差。 液壓馬達在停車工況時，它的進、出油口均被切斷關閉。理論上輸出軸應完全無轉動，但因負載此時具有的自重或慣性等原因，液壓馬達原來的驅動負載力狀態(tài)變成負載作為原動機反過來驅動已閉鎖的液壓馬達的狀況，這時液壓馬達成為泵工況，原馬達的輸入口成為泵的壓力油出口，此部位的壓力油的泄露就表現(xiàn)為液壓馬達轉動軸的反方向的緩慢轉動，產生滑轉轉速n0。 液壓馬達的密封性能越好，則滑轉速度n0越低，對同一馬達而言，當負載力矩和油的粘度不同時，滑轉值也不一樣。 有時，制動性能也以轉速為零時的泄露量來表示。為簡單易行起見，通常情況下還是用額定負載下的滑轉速度值來評定其制動性能。 液壓馬達中的柱塞式馬達的制動性能為最佳。其中端面配流的軸向柱塞式馬達比徑向配流的柱塞式馬達性能更好。 液壓馬達不能完全避免泄露現(xiàn)象，因此無法保證絕對的制動性。當滑轉會造成不能符合機械規(guī)定動作或功能要求，甚至產生事故時，則必須采用其他制動措施。 七、功率和總功率 （一）、液壓馬達的理論功率PL 不計各種損失時，馬達的理論功率PL為： （二）、馬達輸入功率P 因液壓馬達內部存在泄露，故馬達的實際輸入功率P（簡稱輸入功率）當比理論液壓功率大。實際輸入功率為： （三）、馬達的實際輸出功率PS 馬達實際的輸出功率PS（簡稱輸出功率）為： （四）、液壓馬達的總效率η 液壓馬達實際輸出功率與實際輸入功率之比為總效率η，即： 上式表明，液壓馬達與液壓泵一樣，其總效率為容積效率與機械效率之乘積。 在具體是設計中，根據(jù)負載要求給出的馬達輸出扭矩M，可以按下式計算排量q。 式中 Δp=p1-p0 馬達進、出口壓差； p1 馬達進口壓力，由液壓系統(tǒng)的要求確； p0 馬達出口背壓，通常0.5MPa； ηm 馬達的機械效率，視主要摩擦副的結構，參考現(xiàn)有同類馬達的ηm確定。 根據(jù)馬達工作壓力、轉速、排量大小和生產廠的工藝水平，選取ηm的數(shù)值。 排量q表征了液壓馬達工作部分幾何尺寸的大小，，式中S為液壓馬達的特征尺寸。 連桿底部與偏心輪的滑動摩擦副,影響該類馬達的工作可靠性和壽命，它取決于摩擦功p0v值大小。 p0為摩擦副間的接觸比壓，它主要決定于馬達的工作壓力、柱塞直徑和摩擦副的支承面積；v為摩擦副間的相對運動速度，主要決定于由排量q所限定的偏心輪直徑和馬達的工作轉速。因此，工作轉速n應與馬達的工作壓力p和排量q的大小共同確定。在q一定時，可用系數(shù)作為轉速選擇的依據(jù)： 系數(shù)表征了液壓馬達運動部件的比功大小，它限制了相對運動摩擦面的發(fā)熱，保證工作的可靠性。 對于排量q和工作壓力p相同的馬達，摩擦副結構、加工工藝和所取的材料不同，將有不同的Cnp系數(shù)。當設計成靜壓平衡(或靜壓支承)時，于非靜壓支承結構比較，轉速n最大可提高一倍以上。 馬達所需的流量Q為： 根據(jù)所設計馬達的排量,工作夜里、轉速以及所選取的配流和連桿滑塊處的結構型式、密封型式等，參考國內外現(xiàn)有不同結構馬達的容積效率值，初步估算時，可以取ηv=0.92～0.97。對靜壓平衡結構，取下限，由于在本設計中采用的是靜壓平衡設計，所以ηv取0.92。 第二節(jié) 主要結構參數(shù)的選擇 排量公式： (2-1) 式中： d — 活塞直徑[mm] z — 缸數(shù)； e — 曲軸偏心距[mm] 在現(xiàn)有的結構中，連桿式油馬達只有五缸和七缸兩種形式。在相同的排量下，缸數(shù)較多雖可降低油馬達的流量脈動率，但結構布置較困難，外形尺寸也相應增大。 連桿式油馬達與靜力平衡油馬達相比，由于活塞承受的側向力較小，所以偏心距e和活塞直徑d的比值相對可以取得較大（參考圖2-1），通常比值為： k1=e/d=0.38~0.40 (2-2) 取k1=0.4，由( 2-1 )式可得： [mm] (2-3) 把q=3.15 [l/r] ；z=5 代入(2-3) 得： d=100 mm 所以： e=40 mm 圖 2-1 柱塞連桿運動分析 為了盡可能減小活塞的側向力，偏心距e與曲軸偏心圓半徑R及連桿長度l之和的比值k2保持在0.2以下，即 k2=e/(R+l)<0.2 (2-4) 因為 e/(R+l)=tgβmax<0.2 所以 βmax(0.4~0.5)d [mm] （2-7） 所以：Lmin>40~50 mm 連桿的球頭直徑應盡可能地取大一些，以降低球頭上的比壓。 配油軸的結構尺寸，主要取決于流道的流速，通常其軸向通油孔的流速不超過5~7m/s。 第三節(jié) 油馬達外徑φ的計算 圖 2-2所示,活塞處于上死點位置，O點是油馬達回轉中心，O’點是曲軸偏心圓中心?？芍婉R達的外徑： Φ=2(e+R+l+h+δ) [mm] (2-7) 式中：h—連桿球頭中心至活塞頂端的距離。按前面推薦的Lmin的值取h≈0.25d δ—缸蓋厚度，其中包括活塞頂部與缸蓋的間隙S，S的大小以活塞在上死點時不堵死通油孔為原則來選取。δ一般?。? δ≈0.25d 即有： δ≈25 mm 將 e/(R+l) =0.2， e=k1d， k1=0.40， 代入(2-7)式則 圖 2-2外形尺寸計算 Ф≈5.8d [mm] （2-8） 因此，可得： Ф=580 mm 圖 2-2外形尺寸計算 由于液壓馬達通常在連桿底部采用靜壓支承結構，因此工作中油膜最小厚度可以取0，因此= 其中 在最大工作壓力和正常工作油溫下油膜的最大減薄量，取0.45mm 偏心輪表面的幾何形狀誤差，取0.2mm 滑塊在最大工作壓力下的變形，取0.31mm 因此=0.96mm = （2-9） 是靜壓支承的壓降系數(shù)；由式（2-9）可得： =0.85 （2-10） （2-11） （2-12） （2-13） 由式（2-10）、（2-11）、（2-12）、（2-13）聯(lián)立，可得 0.85= h=0.96 （2-14） （2-15） （2-16） 要求 （2-17） 取 （2-18） =1.05 （2-19） （2-20） 由式（2-19）、（2-20）得 =6.5mm =12mm （2-21） 由式（2-21）得 =2542 =3048 =27.88 滿足條件。 第四節(jié) 配油軸結構與加工 一、平衡槽的設計 要使配流軸在工作中處于平衡狀態(tài)，必須在單位寬度徑向力平衡的基礎上，使配流槽及其壓力場的作用寬度與平衡油槽及其壓力場的作用寬度相等，沿配流軸軸向對稱于過EF平面兩側的壓力場ΣF=0，且壓力場對軸心線任意點ΣM=0。 配流軸不同的密封結構，沿軸向將有不同的壓力場分布規(guī)律。目前多數(shù)采用密封環(huán)密封結構，間隙密封較少應用。 圖 2-3為密封環(huán)密封配流軸沿軸向壓力分布示意圖.圖中配流窗口進(p1）、回(p0)油槽寬度為，兩側對稱的平衡油槽寬度為c。 圖中A處密封環(huán),因外側低壓，密封環(huán)壓向低壓側。環(huán)的開口相對于配流軸旋轉，當開口處于p0壓力槽處，開口處無泄露，泄露ΔQ1通過配流間隙后，分成ΔQ1進入低壓腔p0，另一股ΔQ1 經開口處降壓后外泄，則可得到下列方程： 圖 2-3 密封環(huán)密封配流軸沿軸向壓力分布示意圖 （2-22） （2-23） （2-24） （2-25） （2-26） 式中 ──油的動力黏度； ──配流間隙泄露長度； ──配流軸直徑； ──配流間隙； ──沿圓周向槽側泄露間隙矩形斷面寬度； ──沿圓周向槽側泄露間隙矩形斷面高度;； la──沿圓周向槽側泄露間隙的泄露單邊長度，； ξ──密封環(huán)開口處局部損失系數(shù)； ──油的密度;； Aξ──緝捕阻力處過流斷面面積。 若令液阻： （2-27） （2-28） （2-29） 則可由上述方程聯(lián)立解得： （2-30） 解出p4后，隨之可得ΔQ1，ΔQ1＇，ΔQ1"和p2，p3。 液壓油密度取0.86~0.87 在本設計中取0.86。運動黏度 且 （2-31） 則 （2-32） 將上面數(shù)據(jù)代入式子（2-27）（2-28）（2-29）得： = = = 把上面的數(shù)據(jù)代入式子（2-30）得： P4=5.4Mpa 由P4=5.4 Mpa代入式（2-26）（2-25）（2-22）即可求得： ΔQ1"= m3 /s P2=5.4Mpa ΔQ1= m3/s 且由式子ΔQ1=ΔQ1ˊ+ΔQ1"得： ΔQ1ˊ= m3/s 從而推算出：P3=5.2Mpa 對圖 2-3中B處密封環(huán)，斜對側為高壓，密封環(huán)變形如圖 2-4所示，此時不存在槽側間隙的周向泄露，故有下列方程： 圖 2-4 密封環(huán)處斜對上側高壓時泄露圖 （2-33） （2-34） （2-35） 由上述方程解得p2ˊ ，p3ˊ，ΔQ2 。 p2ˊ=15.25 Mpa p3ˊ=1.25 Mpa ΔQ2= m3/s 根據(jù)解得的各點壓力，繪制沿配流軸軸向的壓力分布如圖2-3所示。 由配流軸上下對稱兩側沿軸向分布的液壓力平衡ΣF=0，及對軸心線任意點的力矩ΣM=0得到，配流窗口與平衡油槽寬度的關系為： （2-36） 配流窗口軸向寬度由流速要求確定。 當根據(jù)流速要求確定了配流窗口軸向寬度，選取密封間隙長度 后，由上式計算平衡油槽寬度。 綜合本設計中的數(shù)據(jù)，可求得： =16mm b=3mm c=8mm 二、間隙選取 密封環(huán)密封結構泄露損失的功率約占總功率的0.5～1%左右。（但密封環(huán)機械效率損失功率比間隙密封大1%左右）。間隙可以根據(jù)配流軸直徑按表2-1選?。? 表 2-1 配流間隙隨配流軸直徑的變化表 配流軸直徑(mm) 50～60 70～80 90～100 配流間隙(mm) 0.030～0.050 0.035～0.055 0.045～0.065 由本設計可知選取間隙為0.065mm 三、配流閥及窗口的設計 配流窗口的尺寸可根據(jù)結構安排，并按額定工況下的平均流速或瞬時最大流速要求計算得到： 馬達額定轉速下的輸入流量： （2-37） 馬達工作中交替有(z+1)/2和(z-1)/2個缸進油，平均流速可用平均進油缸數(shù)z/2計算得到，故平均流速： （2-38） 通常要求vav=4~5m/s，在本設計中取5m/s，即每一個配流窗口的過流面積A1為： (2-39) 最大流速計算： 活塞工作行程中的速度 (2-40) 式中 ──額定角速度， 由 可知： 求得 因此舍掉大于1的值，， 代入求得。于是單缸最大瞬時排量： 式中 ──柱塞斷面積，此時。 通過計算可得到： 由此可求得的值： 一般情況下要求vimax≤8～10m/s，計算符合要求。 四、配流軸流道流速計算 配流軸主流道多為鑄造，少數(shù)馬達中采用機械加工。因此，要注意流道結構，對于形狀、方向突變處采用圓滑過渡，并注意提高流道表面的鑄造質量，這樣可以減少壓力損失，提高許用流速。 由額定流量設計主流道尺寸。流道中流速： (2-41) 式中 A為主流道過流斷面積。 故： 在一般情況下，主流道較短，所以流道中流速限制在,初取v=9m/s。在設計中要盡量增大流道過流面積，同時，應保證在徑向力作用下配流軸處應有足夠的強度。 靜壓平衡式配流軸的徑向配合間隙，根據(jù)其尺寸大小，常溫下一般取為0.025~0.055mm減少了泄漏提高了容積效率。 圖 2-5 配流槽和平衡槽的受力分布 配流軸上密封環(huán)受壓力油作用，貼緊孔壁和側壁，對高、低壓腔起密封作用，只在密封環(huán)開口間隙處泄漏（見圖 2-6）。 圖 2-6 密封環(huán)工作圖 設孔壁對密封環(huán)的摩擦力矩為M1，槽的側壁對密封環(huán)的摩擦力矩為M2，即： (2-42) (2-43) 式中：r1—密封環(huán)內半徑，取48mm； r2—密封環(huán)外半徑，取50mm； b —密封環(huán)寬度，取3.5mm； f —孔壁或槽的側壁對密封環(huán)的摩擦系數(shù)，在潤滑良好的情況下，f=0.01~0.05,由密封環(huán)材料及摩擦副加工表面質量而定，這里可取0.05 = = 馬達運轉時，應使密封環(huán)壓在孔壁上不動，運轉時，旋轉運動副當發(fā)生在配流軸的環(huán)槽側壁與相對密封環(huán)的側面上。若密封環(huán)隨配流軸轉動，則配流缸壁很快會磨出凹槽而破壞密封作用，因此，在設計時要根據(jù)M1>M2