单作用曲轴连杆液压马达优化设计【附赠CAD图纸】

附赠有CAD图纸,领取加Q 197216396 或 11970985目录摘 要IVAbstractV绪 论1一、对低速大扭矩马达现行发展的简述1二、未来发展趋向2第一章 工作原理及结构3第一节 工作原理3第二节 结构特点分析4第三节 结构的改进6一、配流轴结构6二、活塞环密封的结构7三、连杆底部滑块与曲轴运动副的结构8四、连杆球头与活塞间球铰副的结构10五、抱环结构10第四节 主要性能参数的确定10第二章 结构设计11第一节 基本性能参数11一、压力11二、排量、流量、容积效率及转速11三、扭矩和机械效率12四、启动扭矩和启动机械效率13五、最低稳定转速及调速范围13六、制动性15七、功率和总功率15第二节 主要结构参数的选择17第三节 油马达外径的计算19第四节 配油轴结构与加工21一、平衡槽的设计21二、间隙选取24三、配流阀及窗口的设计24四、配流轴流道流速计算25五、加工概况28第五节 偏心曲轴的结构29一、结构确定29二、轴材料的选择29三、轴各段尺寸的计算、键及轴承的选择29四、偏心轴的强度校核31五、加工概况34六、轴承寿命计算35第六节 连杆球铰副的计算37第三章 优化设计39第一节 联轴器材料优化39第二节 连杆瓦面优化39第三节 配流轴优化40第四章 效率分析计算41第一节 容积效率分析计算41一、外泄露41二、内泄露42三、连杆滑块静压支承处的外泄露44四、柱塞间隙处的外泄露44五、柱塞腔和放射形流道中液体体积压缩弹性损失侧46六、马达容积效率计算46第二节 机械效率分析计算47一、柱塞对缸壁的摩擦损失47二、球铰副的摩擦损失48三、连杆滑块静压支承处的摩擦损失49四、密封环处的摩擦损失49五、主轴承处的摩擦损失51六、马达机械效率计算52第三节 水力效率分析计算53第四节 液压马达的总效率53结束语54参考文献55外文资料56中文译文61致谢65单作用曲轴连杆液压马达优化设计摘 要本文主要设计的是单作用曲轴连杆式液压马达。在进行具体的设计前，对低速大扭矩马达的现状进行了调研，并就其未来发展方向有了一定得了解。结合现有马达的新技术、新材料、新工艺，以及国内外马达的发展史，对所要设计的马达进行了原理和结构的分析。在具体过程中，由于已查到的书本资料给出的马达结构本身已相当完备，因此只根据设计所给定的要求对马达的一些参数进行了优化,对马达的性能要求做了具体实际的分析，选定最优化的方案，确定设计时所需要参数对重要零部件（如配流轴，偏心轴等）尺寸做出详细的分析计算。在外形尺寸确定后,对马达的容积和机械效率做了进一步的校核，由于采用了先进的静压支撑处理技术，减小了摩擦损失，提高马达总体的效率，保证了设计的马达结构紧凑,满足设计要求。关键词：液压马达；偏心轴；配流轴IVOptimum design of single acting crank connecting rod hydraulic motorAbstractThe 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 shaftV绪 论 一、对低速大扭矩马达现行发展的简述低速马达排量大，体积也比较大，转速在低到每分钟几转甚至零点几转时仍然能稳定输出几千甚至几万牛米（Nm）的很大扭矩，所以也常称为低速大扭矩液压马达。其主要形式有多作用曲线柱（球）塞式液压马达和曲轴连杆式、静压平衡式等径向柱塞型液压马达。它适用于直接连接并驱动负载，无须另加减速器，且启动、加速时间短，性能好，由于输出扭矩大，因此在工程设备中得到越来越广泛的应用。低速大扭矩液压马达近期有了较大的发展，新结构不断出现。并且，所有在些液压马达，根据每转中柱塞副的作用次数，可以分为单作用和多作用两大类。按柱塞的排列方式，每一类可以分为径向式和柱塞式两种。单作用液压马达，转子旋转一周，每个柱塞往复工作一次，所有径向柱塞式单作用液压马达的主轴式偏心轴。其结构比较简单，零件数目少，工艺性比较好，造价较低。在单作用马达中，最早出现的式曲轴连杆式马达，它按曲轴连杆机构的作用原理工作，国外又称为斯达发（Staffa）马达。由于它结构简单、性能可靠、转速适中、价格便宜，成为世界上产量最多、主机应用最广泛的一种低速达扭矩液压马达。它的早期式MK型，在后期的发展中，配流轴和连杆偏心轮副采用静压平衡结构，在后来又带又变量装置。随结构的变化，工作压力从17.5MPa提高到21.0MPa，并且改善了启动特性和低速稳定性，为进一步扩大主机应用，又研制了带减速结构的GB型。套筒伸缩摆缸式（Calzon）和滚柱式（Roleff）液压马达，式近十多年来国外发展的新结构马达。前者具备了曲轴连杆和静力平衡式液压马达的主要优点，以摆动的伸缩缸体代替了连杆摆动，在单作用马达中获得了较好的性能。后者，通过柱塞顶端凹面的滚柱传力给缸体，使缸体旋转。这种马达结构简单，在任何负载下，缸体都能在静压作用下“浮动”于配流器上，性能良好，但内部力学原理比较复杂，应用还步广泛，这两种马达已在我国宁波和广东制造。双斜盘式轴向柱塞式液压马达式由单斜盘的高速轴向柱塞马达发展得来，结构上改成了两个斜盘和对称布置的两排柱塞，近一倍地提高了输出功率重量比。多作用径向柱塞式内曲线液压马达分为柱塞传力、横梁传力、滚轮传力等结构型式，其中以横梁传力和滚轮传力马达应用较多。国产主要有NJM系列等，最高工作压力32MPa，在所有地速大扭矩马达中，该马达具有较高的工作压力。最近又发展了端面配流的车轮马达，进一步改善了性能。近年来，由于球塞副静、动压支承理论在实验研究上取得进展，多作用径向球塞式液压马达发展迅速，它用一只钢球代替了两只以上滚轮或横梁，结构简单，工作可靠，马达体积、重量显著减小。我国宁波QJM、QKM系列马达由于质量、性能不断地提高，所以在轻工、建筑、化工、交通等行业的应用越来越广泛。上述的低速大扭矩液压马达，一般都可以设计成壳体旋转（如QKM）或轴旋转（如QJM）两种形式，分别称为壳转马达和轴转马达。车轮用的壳转马达称为车轮马达，由它直接驱动车轮，能够取代齿轮传动组成液压驱动桥。国产低速大扭矩液压马达的工作压力，目前尚比国外同类产品低一些。对各种类型马达的关键运动副，尚缺少充分的机理方面的基础理论和实验研究，因而，设计中的结构、尺寸、材料的选取，精度的确定，更多的是依赖经验的积累。设计生产中的问题，常常只能在整台马达试验中发现和解决。二、未来发展趋向目前国内已十分注意吸收国外先进技术，开始设计、研制自己的新产品，形成了一定数量的专业研究和制造队伍，着手对一些影响马达性能、寿命的关键运动副进行专项的基础理论和模拟试验研究。在将来的发展中，低速大扭矩马达必将有以下几方面的发展：一、高压化和高速化。最高工作压力已达到48Mpa，但对于一些场合应用还使难以实现，需要进一步提高马达的工作压力。为了提高转速，要减轻重量，对零件结构进行改进。例如采用摩擦焊柱塞结构，将柱塞做成中空形式，使柱塞重量减轻，从而减小转动惯量，有利于转速提高。二、对驱动单元和控制单元进行模块化设计，有利于产品系列化，通用化和标准化。三、改进结构，加大通轴泵的变量范围。改善变量调节特性曲线和增加变量控制方式，更能满足工程机械传动发展要求。四、采用新材料和新工艺，降低制造成本。五、根据城市环保要求，尽量降低噪音。第一章 工作原理及结构第一节 工作原理图 1-1 马达工作原理如图1-1所示，它的壳体1内沿圆周均布了5 只柱塞缸，形成了星形壳体。柱缸内装有柱塞，柱塞中心是球窝，其与连杆的球头铰接。连杆大端面做成鞍形圆柱面，紧贴在曲轴的偏心圆柱面上。液压马达的配流轴是和曲轴的十字接头连接在一起，曲轴（输出轴）转动时，配流轴随着一起转动。图1中，O点为曲轴的旋转中心，各柱塞中心线交于此点；O点为曲轴的几何中心，各连杆中心线交于此点。配流轴隔墙中心线AA必须与OO线重合，以保证OO线一边的柱塞都进油；另一边的柱塞都排油，从而使进油边的柱塞对O点的转矩能同向相加。曲轴连杆式液压马达也满足组成容积式液压泵、马达的三个条件。1）柱塞与星形壳体的柱塞缸一五间形成五个密封容积V。2）曲轴绕O点沿逆时针方向旋转时，在图示瞬间缸四、五经配流轴进油窗口进入压力为 的油液，其密封容积V增大（进油过程），柱塞四、五上的油压作用力P=d2 /4 经连杆以力N对O点产生转矩；缸二、三间的V减小，经配流轴的排油窗口向外排油（排油过程）3）由图1的剖面图知，配流轴的隔墙宽度应大于壳体上的配油窗口的宽度，使进、排油口不能相通，从而使进油腔的油液能依靠外负载建立起油压力。为避免困油现象，则在配流轴的隔墙上可开眉毛槽。第二节 结构特点分析图1-2为液压马达的内部构造，其马达的星形壳体4上有径向布置的五个柱塞缸孔，每个缸孔中装配一个活塞16，每个活塞16的球窝中部圴铰接着连杆17的球头，球头内端的对开式球头座18。被卡在活塞槽孔内的孔用弹簧挡圈19轴向定位，连杆大头端的凹形圆弧面刚好与曲轴的曲轴颈吻合，五只连杆大端在曲轴颈的两侧分别各大用一只抱环5箍牢，使得各大缸连杆在回程工作时不与曲轴颈脱离。曲轴1两侧的主轴颈上，装有两只圆锥形滚柱轴承6和7，曲轴用这两只锥形轴承支承并定位于壳体4及壳体前盖3的相应孔中，选用合适厚度的环形垫片14，可以调整曲轴1前后轴向窜动的位置与间隙。骨架油封2通常为两只相背安装，里面的一只防止曲轴旋转时油液被甩出；外面的一只防止恶劣工况下泥水及其他污染物的入侵。曲轴1内端的凹槽，通过十字形滑块联轴节9带动配流轴11同步旋转。配流轴11的圆柱丰上加工有五个作用槽区，用六道密封环13进行分隔。其中最外端两个环形槽通过配流轴壳体8的孔道与法兰连接板10上对应的进、出口A、B相沟通。配油轴还采用了静力平衡结构，使其处于浮动工况下，减少磨损。端盖12凸缘上的垫片用来调整配流轴的轴向游隙。马达运转时，通过配流轴11分配来的进、出油，最终进入由壳体4、缸盖15及活塞16组成的活塞腔内，或推动连杆使马达旋转，或由其回油至出油口。活塞腔的压力油通过活塞4的中心小孔，除强制润滑连杆的球头外，还通过连杆孔中心内装的过滤帽20和节流器21，经过过滤清洁后进入连杆大头的巴氏合金表面来润滑曲轴运动副。图 1-2 液压马达结构图1-曲轴；2-骨架油封；3-本体盖；4-壳体；5-抱环；6，7-轴承；8-配油体；9-滑块；10-法兰连接板；11-配油轴；12-端盖；13-密封环；14-调整环垫；15油缸盖；16-活塞；17-连杆；18-球承座；19-孔用弹性挡圈；20-过滤帽；21-节流器；22-泄油螺塞；23-调整垫片；24密封圈；25，26-螺钉；27-密封圈；28-螺钉。马达壳体上还装有五个的泄放油螺塞，该螺孔可供安装泄油管或安装安全阀之用。第三节 结构的改进一、配流轴结构图 1-3 配流轴结构 改用滚针轴承的机械平衡法为配流轴浮动的静压平衡法。配流轴也被人们称作配流转阀，因此，配流壳体亦可称作阀体或阀壳。由于配流轴的一侧为高压腔，另一侧为低压腔，所以，配流轴在工作过程中，遭受着很大的不平衡径向力，此径向载荷力将配流轴推向一侧，而使另一侧间隙加大，造成滑动表面的单边磨损量的增加，致使马达机械摩擦力增加，机械效率及容积效率降低。滚针轴承的机械平衡法的主要缺点在于：(1) 配流部分的圆柱面直径与滚针轴承的外径相等，由于滚针及钢圈的厚度尺寸，配流轴必须制成变直径的同轴度要求又较高的阶梯轴，增加了工艺上的难度。(2) 增加了密封直径和轴向长度，滚针间又是油流窜通之处，因此，增加了泄漏的财长和面积。(3) 配流套成为一个不可缺少的必需零件。(4) 很难保证配流轴在配流档和进、出油口档等轴颈处的合理间隙。滚针轴承内圈以过渡配合装配在配流轴上，内径为的滚针轴承，径向间隙约在；为了让滚针轴承承受径向载荷，配流轴档间隙必须大于滚针径隙，因此常取为。这样的间隙，难以完成要求愈来愈高的高容积效率的达到。(5) 滚针轴承因多种原因，造成径向间隙的增大，一旦该间隙等于或超过配流档间隙，则机械平衡法失效，单侧径向载荷立即将配流轴推向一侧，形成单边磨损，增大泄漏为了克服这些缺点，在这次设计中采用了全浮动静压平衡法结构。重要措施：在配流轴的轴心钻一长孔，沟通配流轴两端，以保证配流轴两端轴向力的平衡。为解决配流轴径向力不平衡的问题，在配流轴的两端设置半圆形的平衡油槽，油槽的包角与对应的配流套上各配流窗空的包角相等，也与配流处的高低压腔包角相等。 由此，平衡油槽处与配流窗孔处的压力分布规律是完全相同的，仅相位相差180，所以径向力得到了完全平衡。随着配流轴的转动，平衡油槽处的压力分布也将发生与配流窗孔处完全对称的改变，两者同步变化。所以配流轴的马达整个转动过程中始终处于浮动液压力完全平衡状态，即实现了配流轴的静压平衡。这样，配流体中的配流孔与配流轴均加工成等径通孔，工艺更加简单，利于保证加工精度。 静压平衡式配流轴的径向配合间隙，根据其尺寸大小，常温下一般取为0.0250.055mm，减少了泄露，提高了容积效率。二、活塞环密封的结构配流轴与配流体沿轴向各槽孔间，过去常用传统的O形橡胶密封圈，作为有旋转的动密封，摩擦阻力特别是静摩擦阻力很大，密封圈易磨损，工作不可靠，寿命短。在本设计中，为了避免这些情况的发生，配流轴和活塞的槽环现在均改用活塞环密封结构，活塞环由铸铁，高强度铸铁，聚四氟乙烯或尼龙66制作。聚四氟乙烯或尼龙等配以石墨等添加剂，可降摩擦系数，减少磨损。 并且采用活塞环密封的液压马达，具有较高的容积效率。考虑环的受热膨胀，铸铁活塞环装配压缩时的开口间隙=0.150.25mm。且活塞环应有一定弹力，活塞环压缩到间隙为0.15mm时的弹力为3050N，以满足马达启动时的封油要求。 配流轴上密封环受压力油作用，贴紧孔壁和侧壁，对高、低压腔起密封作用，只在密封环开口间隙处泄露。设孔壁对密封环的摩擦力矩为M1，槽的侧壁对密封环的摩擦力矩为M2，即： （1-1） （1-2） 式中： r1密封环内半径； r2密封环外半径； b密封环宽度； f孔壁或槽的侧壁对密封环的摩擦系数，在润滑良好的情况下，f=0.010.05，由密封环材料及摩擦副加工表面质量而定。马达运转时，应使密封环压在孔壁上不动，运转时，旋转运动副当发生在配流轴的环槽侧壁与相对密封环的侧面上。若密封环岁配流轴转动，则配流缸壁很快会磨出凹槽而破坏密封作用，因此，在设计是要根据的要求确定密封环的内半径，并校核环内侧壁与密封环的接触比压。密封环两侧面平行度之差为0.01mm，端面与内、外圆柱面垂直度允差为0.01mm。三、连杆底部滑块与曲轴运动副的结构连杆底部滑块浇有厚度小于1mm的巴氏合金的曲轴瓦，籍此提高耐磨性能。老结构的连杆中无油孔，靠壳体内油液润滑。后来改进的结构中，连杆中心钻有通往底部的小油孔，并在底部开设油沟，压力油进入底部圆柱面，使滑块和偏心轮相对运动时有良好的润滑。但是，由于接触比压大，工作中存在较大的pv值，所以底部巴氏合金容易磨损，甚至过热而出现与偏心轮的咬伤，卡环使滑块紧贴在偏心轮上。这种靠油孔润滑的结构，工作中存在较大的摩擦损失，马达机械效率越低，起动扭矩效率通常只有0.8左右，并严重影响马达的低速稳定性（10r/min）。本次设计中采用了连杆滑块底部与曲轴运动副间设计成静压支承结构(见图4)，经连杆中心的固定阻力器降压后进入连杆底部的矩形油腔，再经连杆轴瓦与曲轴间的间隙孔，二次降压后流出。如图 1-4所示，连杆底部的静压力呈梯形台分布状态，矩形油腔产生的总反力W与压紧力平衡并通过油膜传递给曲轴面使连杆浮起，运动副金属材料间没有直接接触和摩擦，液压油起着静压轴承的支承作用。当马达负荷加载，压紧力大于总支承反力时，油膜厚度h减小，h的减小又使得增高，因而总压力也随之增高，直至与变化后的压紧力达到平衡。静压支承的运动副，因减少了摩擦功耗。机械效率和启动机械效率得到提高，从而也提高了马达的工作压力(20MPa以上)及转速，特别是低速稳定性的改善。使马达的总体综合性能却得到了提高。图 1-4连杆底部静压力分析连杆底面和配流轴经上述改进后，获得好下效果：（1）提高了液压马达的容积效率、机械效率和启动效率。采用静压支承显著地降低了液压马达的机械损失。（2）由于容积效率和机械效率的提高，使液压马达的低速稳定性得到改善，如最低稳定转速MK4型液压马达为5r/min；B200型液压马达为1.5r/min。（3）提高了液压马达的工作压力和最高转速。工作压力和最高转速MK4型液压马达分别为175225巴和100r/min；B200型液压马达分别为210245巴和175r/min。四、连杆球头与活塞间球铰副的结构 连杆两头承受着柱塞全部的作用力，但连杆球头部接触面积远远小于连杆底部滑块轴瓦面积，所以，该球铰副具有很大的接触比压。 为了提高马达工作压力和转速，在本次设计中，我们增大了球头直径，将原来斯达法马达的球头直径与柱塞直径比= 提高到= 。在此我们取=，即球头直径增大至60mm，从而有效地降低了此处的接触比压。 在材料选用和工艺措施上，马达的连杆球头决定采用优质低合金渗碳钢，如20CrMnTi，表面渗碳淬火后，硬度为HRC5862。球头研磨和抛光后，表面粗糙度在Ra0.20.1m。高强度铸铁制成的活塞，其球窝部的几何形位尺寸精度在严格保证的条件下，进行了气体软氮化处理，氮化后，洛氏硬度可达HRC5865，研磨后表面粗糙度不低于Ra0.2m ，以降低运动副中的摩擦力。 球铰副通过上述两方面措施后，许用接触比压提高到120MPa左右，从根本上消除了沿线的咬伤及磨损现象。五、抱环结构五只连杆与曲轴颈抱合后，连杆两端均从背缘将其箍住的抱环。在以往的马达中是两体式，用一只凹盘扣入连杆背缘后，再在曲轴颈上压入轴用弹性挡圈。在现在的设计中将其改为一体的抱环，不但安全可靠，还利于减少不平衡的惯性力，提高马达的稳定性，同时，每台减少两只零件，降低制造成本。第四节 主要性能参数的确定排 量：3.14L/r额定压力：16Mpa最高压力：20Mpa额定转速：100r/min额定扭矩：7385m最大扭矩：9250m第二章 结构设计第一节 基本性能参数一、压力 液压马达与液压泵一样，其压力大小均由负载所决定。常用p来表示。所不同处，液压泵的压力是指其出口处，而液压马达则是其入口处。 液压马达入口油液的实际压力称为马达的工作压力。马达入口压力和出口压力的差值称为马达的工作压差p，当马达出口在连接油箱的情况下，为便于分析，通常视出口压力为零，即将马达的工作压力最为工作压差。 马达按照试验标准规定，在保证工作寿命及容积效率达到的情况下，将马达连续运转时所允许适应的最高工作压力称作额定压力。与液压泵一样，马达使用时超过额定压力，则称为超载。二、排量、流量、容积效率及转速（一）、排量 液压马达的工作输出形式为扭矩，其大小数值并不决定马达本身而是取决于负载。 但是，在同样工况条件下推动相同的负载，工作容腔大的马达的压力要低于工作容积小的马达的压力，因此，工作容腔的大小是液压马达工作能力的一个重要标志。液压马达工作容腔大小的表示放大与液压泵一样，也常用几何排量q来表示。在SI单位制中，排量单位是m3/rad（米3/弧度），在工程实际上，目前仍广泛采用（毫升/转）。通常是指马达主轴每转一转，由其密封容腔几何尺寸变化计算得到的液体体积量。（二）、流量与容积效率 单位时间内输入马达入口处的流量称为马达的实际流量QS，为形成指定转速，马达密封容腔变化所需要的流量称为马达的理论流量QL；实际流量与理论流量之差值，即为马达的泄露量。为了保证马达的转速达到指定要求，考虑其泄露量Q，则输入马达的实际流量应为： 式中 QL在没有容积损失（即泄露量）的情况下，使马达达到指定转速所需的理论输入流量。 显然，实际流量必定大于理论流量。 液压马达的理论输入流量QL与实际输入流量QS之比值，即为容积效率：（三）、转速 马达的理论输出转速nL，等于理论流量与排量的比值，即： 因马达存在泄露，用油液实际流量QS计算实际转速n时，应考虑容积效率V。 即： 式中 QS实际流量 （L/min）； Q马达排量 （L/r）。 其转速若用角速度表达时，则： 式中 QS实际流量 （m3/s）； q马达排量 （m3/rad）。三、扭矩和机械效率（一）、液压马达输出的理论扭矩 根据能量守恒定律，有：式中 ML理论扭矩。其余符号意义同前。（二）、机械损失与机械效率 机械损失是指由于各零件间相对运动及流体与零件间相对运动的摩擦而产生的能量损失。其中包括轴和轴承的摩擦损失；轴与轴封的摩擦损失；各零件间相对运动而造成的摩擦损失；水力摩擦损失等。 液压马达的机械损失，表现在实际输出扭矩的降低，即： 式中 M由摩擦造成的扭矩损失。 机械效率等于运动状态的实际输出扭矩与理论输出扭矩的比值，即：（三）、实际扭矩 因液压马达存在机械损失，故计算实际输出扭矩MS时应记及机械效率m，则：四、启动扭矩和启动机械效率液压马达很重视其启动性能。液压泵的启动多是在空、轻负载状态下，故没有这方面的要求。在同样工作压力情况下，液压马达在由静止状态到开始转的启动状态的输出扭矩要比运转中的扭矩小，这给液压马达带载启动带来了困难，所以启动性能对液压马达是很重要的。启动扭矩降低的原因主要是物体的静摩擦系数最大，在摩擦表面一旦出现相对滑动后，摩擦系数即为动摩擦系数，数值明显下降，这是机械摩擦的一般性质与规律。对液压马达而言，更重要的是静止状态的润滑油膜被挤掉，基本上形成了干摩擦，一旦马达开始运动，随着润滑油膜的建立，摩擦变为有润滑的动摩擦，摩擦系数及阻力立即下降，并随滑动速度增大和油膜状态的进一步良好而进一步减小。 液压马达启动性能的表征指标是启动机械效率m0，其关系式为： 式中 MO马达的启动扭矩； ML马达的理论扭矩。 实际工作中，启动性能好的液压马达当然会被客户优先采用。液压马达启动扭矩的提高就意味着启动机械效率的提高，即以为着启动性能的提高。五、最低稳定转速及调速范围（一）、爬行现象 液压马达的转速计算公式已如前述。理论上讲，其转速应是均匀的，但是，当液压马达工作转速过低时往往保护不了其均匀性，产生一种时快时慢、时动时停的不稳定状态，这就是被人们称作的爬行现象。 液压马达排量本身及泄露量也在随转子转动的相位角变化作周期性波动，这也会造成马达转速的波动。当马达在低速运转时，这中转速的波动难以被转动惯性所掩盖而清楚地表现出来，形成爬行现象。（二）、最低稳定转速 最低稳定转速是指液压马达在额定负载时，不出现爬行现象的最低工作转速。 工程使用中，当然要求液压马达的最低稳定转速越小越好，它既反映了马达在低速工况下的稳定性能，又扩大了液压马达的转速使用范围。 相对于本设计中，因为是低速大扭矩的曲轴连杆式马达，根据我国生产的各种不同类型和结构的液压马达，其最低稳定转速一般为23r/min。（三）、液压马达的调速范围 当工作负载从低速到高速的很宽的区域变动时，也要求液压马达能在相应的较大的调速范围内进行驱动。马达若达不到这种要求，则必须配置合适的变速机构，使整机布置庞大，成本增加。因此，客户都希望液压马达的调速范围宽些为好。调速范围宽的马达意味着既有好的低速稳定性，又有良好的高速工作性能。 液压马达的调速范围K，常以允许的马达最高转速与最低转速的比值来表示，即： 上式中的为液压马达的最高使用转速，但受多方面因素的限制，主要有： 1、寿命的限制 转速提高后，各运动副的磨损加剧，使用寿命降低。 2、效率的限制 转速高，则液压马达需输入流量就大，因此，各通流部分的流速相应增加，水力损失也随之增加，使得机械效率下降。 3、液压马达转速提高还受背压的限制 例如本设计中的曲轴连杆式液压马达，若加油腔没有背压，则当转速较高时，连杆时而贴紧曲轴表面，时而脱离曲轴表面，从而产生撞击现象。为了防止撞击现象发生，必须液压马达的回油腔具有一定的背压。随着转速的提高，撞击现象越易产生，则回油腔所需的背压值也应随之提高。过分地提高背压，又使工作压差减低，导致液压的效率恶化。在现在国产的各种类型、结构的液压马达里，曲轴连杆式液压马达的最高使用转速一般为400500r/min。六、制动性 液压马达用来吊起重物或驱动车辆时，为防停转时重物下落和车辆在斜坡上自行下滑等可能造成工程事故的发生，对其制动性能须有一定的要求。 液压马达的制动性能可以其滑转转速n0来表示，n0越高，制动性能则越差。 液压马达在停车工况时，它的进、出油口均被切断关闭。理论上输出轴应完全无转动，但因负载此时具有的自重或惯性等原因，液压马达原来的驱动负载力状态变成负载作为原动机反过来驱动已闭锁的液压马达的状况，这时液压马达成为泵工况，原马达的输入口成为泵的压力油出口，此部位的压力油的泄露就表现为液压马达转动轴的反方向的缓慢转动，产生滑转转速n0。 液压马达的密封性能越好，则滑转速度n0越低，对同一马达而言，当负载力矩和油的粘度不同时，滑转值也不一样。有时，制动性能也以转速为零时的泄露量来表示。为简单易行起见，通常情况下还是用额定负载下的滑转速度值来评定其制动性能。液压马达中的柱塞式马达的制动性能为最佳。其中端面配流的轴向柱塞式马达比径向配流的柱塞式马达性能更好。液压马达不能完全避免泄露现象，因此无法保证绝对的制动性。当滑转会造成不能符合机械规定动作或功能要求，甚至产生事故时，则必须采用其他制动措施。七、功率和总功率（一）、液压马达的理论功率PL 不计各种损失时，马达的理论功率PL为：（二）、马达输入功率P 因液压马达内部存在泄露，故马达的实际输入功率P（简称输入功率）当比理论液压功率大。实际输入功率为：（三）、马达的实际输出功率PS 马达实际的输出功率PS（简称输出功率）为：（四）、液压马达的总效率 液压马达实际输出功率与实际输入功率之比为总效率，即： 上式表明，液压马达与液压泵一样，其总效率为容积效率与机械效率之乘积。 在具体是设计中，根据负载要求给出的马达输出扭矩M，可以按下式计算排量q。 式中 p=p1-p0 马达进、出口压差； p1 马达进口压力，由液压系统的要求确； p0 马达出口背压，通常0.5MPa； m 马达的机械效率，视主要摩擦副的结构，参考现有同类马达的m确定。 根据马达工作压力、转速、排量大小和生产厂的工艺水平，选取m的数值。 排量q表征了液压马达工作部分几何尺寸的大小，式中S为液压马达的特征尺寸。 连杆底部与偏心轮的滑动摩擦副,影响该类马达的工作可靠性和寿命，它取决于摩擦功p0v值大小。 p0为摩擦副间的接触比压，它主要决定于马达的工作压力、柱塞直径和摩擦副的支承面积；v为摩擦副间的相对运动速度，主要决定于由排量q所限定的偏心轮直径和马达的工作转速。因此，工作转速n应与马达的工作压力p和排量q的大小共同确定。在q一定时，可用系数作为转速选择的依据： 系数表征了液压马达运动部件的比功大小，它限制了相对运动摩擦面的发热，保证工作的可靠性。对于排量q和工作压力p相同的马达，摩擦副结构、加工工艺和所取的材料不同，将有不同的Cnp系数。当设计成静压平衡(或静压支承)时，于非静压支承结构比较，转速n最大可提高一倍以上。 马达所需的流量Q为： 根据所设计马达的排量,工作夜里、转速以及所选取的配流和连杆滑块处的结构型式、密封型式等，参考国内外现有不同结构马达的容积效率值，初步估算时，可以取v=0.920.97。对静压平衡结构，取下限，由于在本设计中采用的是静压平衡设计，所以v取0.92。第二节 主要结构参数的选择排量公式： (2-1)式中： d 活塞直径mmz 缸数；e 曲轴偏心距mm在现有的结构中，连杆式油马达只有五缸和七缸两种形式。在相同的排量下，缸数较多虽可降低油马达的流量脉动率，但结构布置较困难，外形尺寸也相应增大。连杆式油马达与静力平衡油马达相比，由于活塞承受的侧向力较小，所以偏心距e和活塞直径d的比值相对可以取得较大（参考图2-1），通常比值为： k1=e/d=0.380.40 (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 图 2-1 柱塞连杆运动分析为了尽可能减小活塞的侧向力，偏心距e与曲轴偏心圆半径R及连杆长度l之和的比值k2保持在0.2以下，即 k2=e/(R+l)0.2 (2-4) 因为 e/(R+l)=tgmax0.2所以 max(0.40.5)d mm （2-7）所以：Lmin4050 mm连杆的球头直径应尽可能地取大一些，以降低球头上的比压。配油轴的结构尺寸，主要取决于流道的流速，通常其轴向通油孔的流速不超过57m/s。第三节 油马达外径的计算图 2-2所示,活塞处于上死点位置，O点是油马达回转中心，O点是曲轴偏心圆中心。可知油马达的外径： =2(e+R+l+h+) mm (2-7) 式中：h连杆球头中心至活塞顶端的距离。按前面推荐的Lmin的值取h0.25d缸盖厚度，其中包括活塞顶部与缸盖的间隙S，S的大小以活塞在上死点时不堵死通油孔为原则来选取。一般取： 0.25d 即有： 25 mm将 e/(R+l) =0.2， e=k1d， k1=0.40， 代入(2-7)式则 图 2-2外形尺寸计算5.8d mm （2-8） 因此，可得： =580 mm 图 2-2外形尺寸计算由于液压马达通常在连杆底部采用静压支承结构，因此工作中油膜最小厚度可以取0，因此= 其中 在最大工作压力和正常工作油温下油膜的最大减薄量，取0.45mm 偏心轮表面的几何形状误差，取0.2mm 滑块在最大工作压力下的变形，取0.31mm因此=0.96mm= （2-9）是静压支承的压降系数；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）联立，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 满足条件。第四节 配油轴结构与加工一、平衡槽的设计 要使配流轴在工作中处于平衡状态，必须在单位宽度径向力平衡的基础上，使配流槽及其压力场的作用宽度与平衡油槽及其压力场的作用宽度相等，沿配流轴轴向对称于过EF平面两侧的压力场F=0，且压力场对轴心线任意点M=0。 配流轴不同的密封结构，沿轴向将有不同的压力场分布规律。目前多数采用密封环密封结构，间隙密封较少应用。 图 2-3为密封环密封配流轴沿轴向压力分布示意图.图中配流窗口进(p1）、回(p0)油槽宽度为，两侧对称的平衡油槽宽度为c。 图中A处密封环,因外侧低压，密封环压向低压侧。环的开口相对于配流轴旋转，当开口处于p0压力槽处，开口处无泄露，泄露Q1通过配流间隙后，分成Q1进入低压腔p0，另一股Q1 经开口处降压后外泄，则可得到下列方程：图 2-3 密封环密封配流轴沿轴向压力分布示意图 （2-22） （2-23） （2-24） （2-25） （2-26） 式中 油的动力黏度； 配流间隙泄露长度； 配流轴直径； 配流间隙； 沿圆周向槽侧泄露间隙矩形断面宽度； 沿圆周向槽侧泄露间隙矩形断面高度;； la沿圆周向槽侧泄露间隙的泄露单边长度，； 密封环开口处局部损失系数； 油的密度;； A缉捕阻力处过流断面面积。若令液阻： （2-27） （2-28） （2-29） 则可由上述方程联立解得： （2-30）解出p4后，随之可得Q1，Q1，Q1和p2，p3。液压油密度取0.860.87 在本设计中取0.86。运动黏度且 （2-31）则 （2-32） 将上面数据代入式子（2-27）（2-28）（2-29）得：= = = 把上面的数据代入式子（2-30）得： P4=5.4Mpa由P4=5.4 Mpa代入式（2-26）（2-25）（2-22）即可求得：Q1= m3 /s P2=5.4Mpa Q1= m3/s且由式子Q1=Q1+Q1得： Q1= m3/s从而推算出：P3=5.2Mpa 对图 2-3中B处密封环，斜对侧为高压，密封环变形如图 2-4所示，此时不存在槽侧间隙的周向泄露，故有下列方程：图 2-4 密封环处斜对上侧高压时泄露图 （2-33） （2-34） （2-35）由上述方程解得p2 ，p3，Q2 。p2=15.25 Mpa p3=1.25 Mpa Q2= m3/s根据解得的各点压力，绘制沿配流轴轴向的压力分布如图2-3所示。由配流轴上下对称两侧沿轴向分布的液压力平衡F=0，及对轴心线任意点的力矩M=0得到，配流窗口与平衡油槽宽度的关系为： （2-36） 配流窗口轴向宽度由流速要求确定。 当根据流速要求确定了配流窗口轴向宽度，选取密封间隙长度 后，由上式计算平衡油槽宽度。 综合本设计中的数据，可求得：=16mm b=3mm c=8mm二、间隙选取 密封环密封结构泄露损失的功率约占总功率的0.51%左右。（但密封环机械效率损失功率比间隙密封大1%左右）。间隙可以根据配流轴直径按表2-1选取：表 2-1 配流间隙随配流轴直径的变化表配流轴直径(mm)5060708090100配流间隙(mm)0.0300.0500.0350.0550.0450.065由本设计可知选取间隙为0.065mm三、配流阀及窗口的设计 配流窗口的尺寸可根据结构安排，并按额定工况下的平均流速或瞬时最大流速要求计算得到： 马达额定转速下的输入流量： （2-37） 马达工作中交替有(z+1)/2和(z-1)/2个缸进油，平均流速可用平均进油缸数z/2计算得到，故平均流速： （2-38） 通常要求vav=45m/s，在本设计中取5m/s，即每一个配流窗口的过流面积A1为： (2-39)最大流速计算：活塞工作行程中的速度 (2-40)式中 额定角速度， 由 可知：求得 因此舍掉大于1的值， 代入求得。于是单缸最大瞬时排量：式中 柱塞断面积，此时。通过计算可得到：由此可求得的值：一般情况下要求vimax810m/s，计算符合要求。四、配流轴流道流速计算配流轴主流道多为铸造，少数马达中采用机械加工。因此，要注意流道结构，对于形状、方向突变处采用圆滑过渡，并注意提高流道表面的铸造质量，这样可以减少压力损失，提高许用流速。 由额定流量设计主流道尺寸。流道中流速： (2-41)式中 A为主流道过流断面积。故：在一般情况下，主流道较短，所以流道中流速限制在,初取v=9m/s。在设计中要尽量增大流道过流面积，同时，应保证在径向力作用下配流轴处应有足够的强度。静压平衡式配流轴的径向配合间隙，根据其尺寸大小，常温下一般取为0.0250.055mm减少了泄漏提高了容积效率。 图 2-5 配流槽和平衡槽的受力分布配流轴上密封环受压力油作用，贴紧孔壁和侧壁，对高、低压腔起密封作用，只在密封环开口间隙处泄漏（见图 2-6）。图 2-6 密封环工作图设孔壁对密封环的摩擦力矩为M1，槽的侧壁对密封环的摩擦力矩为M2，即： (2-42) (2-43)式中：r1密封环内半径，取48mm；r2密封环外半径，取50mm；b 密封环宽度，取3.5mm；f 孔壁或槽的侧壁对密封环的摩擦系数，在润滑良好的情况下，f=0.010.05,由密封环材料及摩擦副加工表面质量而定，这里可取0.05 =马达运转时，应使密封环压在孔壁上不动，运转时，旋转运动副当发生在配流轴的环槽侧壁与相对密封环的侧面上。若密封环随配流轴转动，则配流缸壁很快会磨出凹槽而破坏密封作用，因此，在设计时要根据M1M2