毕业设计（论文）-高压变量液压马达设计.doc

共 38 页 第 1 页 装 订 线 目录 1 绪论 2 1.1 液压技术及其发展趋势.2 1.1.6 液压 cad 技术.4 1.2 液压马达及其发展趋势.4 1.3 国内外液压马达研究对比.6 1.3.1 国外液压马达研究的先进技术.6 1.3.2 国内液压马达的发展现状.8 1.3.3 国内外液压马达的对比.9 2 高压马达原理设计 9 2.1 斜轴式液压马达概述.9 2.2 斜轴式柱塞泵/马达的分类.10 2.3 斜轴式柱塞马达工作原理11 2.4 典型结构与工艺要求 .11 2.4.1 典型结构 .11 2.4.2 工艺要求13 2.5 产品介绍14 3 高压马达的主要零部件设计计算16 31 斜轴式轴向柱塞泵的运动学分析 16 32 柱塞的运动学分析 17 3.3 斜轴式轴向柱塞泵的排量 .18 3.4 奇数柱塞的瞬时理论流量19 3.5 斜轴式轴向柱塞泵的受力分析 .21 3.6 主要零部件的设计计算 .21 3.6.1 柱塞结构设计计算及选材22 3.6.2 缸体结构设计计算及选材24 3.6.3 配流盘结构尺寸设计25 3.6.4 传动轴结构尺寸设计28 2.6 液压马达的性能参数 .29 4 tjvm5 高压马达使用需知31 41 安装需知 31 42 动力传递需知 31 43 液压油使用需知 34 44 启动和运行注意事项 35 5 结论和展望 .36 5.1 结论36 5.2 展望36 参考文献 .37 谢辞 .38 共 38 页 第 2 页 装 订 线 高压变量液压马达设计 机械设计制造及其自动化 指导教师 摘要: 国外目前的液压马达研制技术已经相当成熟，而与此同时我国却尚处于起始阶段，主要还是通过对国 外先进技术的引进，经过吸收和再创新两个过程来实现液压马达的设计与制造。因此本课题主要通过三维制图 软件 solidworks 对斜轴式高压液压马达进行仿真模拟设计，并对原理进行相应的研究和主要零部件结构进行设 计计算，最后完成斜轴式高压液压液压马达的设计制造总图。 关键字：高压液压马达，solidworks，高压自动控制 abstract: foreign hydraulic motor current technology is quite mature and developed, while our country is still at the initial stage, mainly through the introduction of foreign advanced technology, and re-innovation after absorbing two processes to design and hydraulic motors manufacturing. therefore, this issue mainly through the three-dimensional drawing software solidworks on cline simulating the high-pressure hydraulic motor design, and the corresponding principles and main components of the structure design and calculation, the final completion of the high-pressure hydraulic cline design and manufacture of hydraulic motors general plan. keywords: high-pressure hydraulic motors, solidworks, high pressure self-control 1 绪论 1.1 液压技术及其发展趋势 液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来 传递能量，经过各种 控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件 (液压缸或马达)把液体压 力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。其中的液体称为工 作介质，一般为矿物油 。 液压技术是实现现代化传动与控制的关键技术之一，世界各国对液压工业的发展都给予很 大重视，尤其是在重载、大功率驱动机电装备和建设机械中其几乎处于垄断地位。 液压潜孔钻机 液压履带起重机 液压挖掘机 高频液压打拔桩机 图 1-1 液压技术在各个领域的应用 由于液压技术广泛应用了高科技成果，如：自控技术、计算机技术、微电子技术、可靠性 共 38 页 第 3 页 装 订 线 及新工艺新材料等，使传统技术有了新的发展，也使产品的质量、水平有一定的提高。随着现 有技术的改进和扩展，液压技术不断扩大其应用领域以满足未来的要求。其主要的发展趋势将 集中在以下几个方面。 1.1.1 减少损耗，充分利用能量 液压技术在将机械能转换成压力能及反转换方面，已取得很大进展，但一直存在能量损耗， 主要反映在系统的容积损失和机械损失上。如果全部压力能都能得到充分利用，则将使能量转 换过程的效率得到显著提高。为减少压力能的损失，必须解决下面几个问题：减少元件和系 统的内部压力损失，以减少功率损失。主要表现在改进元件内部流道的压力损失,采用集成化回 路和铸造流道,可减少管道损失,同时还可减少漏油损失。减少或消除系统的节流损失，尽量减 少非安全需要的溢流量，避免采用节流系统来调节流量和压力。采用静压技术，新型密封材 料，减少磨擦损失。发展小型化、轻量化、复合化、广泛发展 3 通径、4 通径电磁阀以及低 功率电磁阀。改善液压系统性能，采用负荷传感系统，二次调节系统和采用蓄能器回路。 为及时维护液压系统，防止污染对系统寿命和可靠性造成影响，必须发展新的污染检测方法， 对污染进行在线测量，要及时调整，不允许滞后，以免由于处理不及时而造成损失。 1.1.2 泄漏控制 泄漏控制包括：防止液体泄漏到外部造成环境污染和外部环境对系统的侵害两个方面。今 后，将发展无泄漏元件和系统，如发展集成化和复合化的元件和系统，实现无管连接，研制新 型密封和无泄漏管接头，电机油泵组合装置等。无泄漏将是世界液压界今后努力的重要方向之 一。 1.1.3 污染控制 过去，液压界主要致力于控制固体颗粒的污染，而对水、空气等的污染控制往往不够重视。 今后应重视解决：严格控制产品生产过程中的污染，发展封闭式系统，防止外部污染物侵入系 统；应改进元件和系统设计，使之具有更大的耐污染能力。同时开发耐污染能力强的高效滤材 和过滤器。研究对污染的在线测量；开发油水分离净化装置和排湿元件，以及开发能清除油中 的气体、水分、化学物质和微生物的过滤元江及检测装置。 1.1.4 主动维护 开展液压系统的故障预测，实现主动维护技术。必须使液压系统故障诊断现代化，加强专 家系统的开发研究，建立完整的、具有学习功能的专家知识库，并利用计算机和知识库中的知 识，推算出引起故障的原因，提出维修方案和预防措施。要进一步开发液压系统故障诊断专家 系统通用工具软件，开发液压系统自补偿系统，包括自调整、自校正，在故障发生之前进行补 偿，这是液压行业努力的方向。 1.1.5.机电一体化 共 38 页 第 4 页 装 订 线 电子技术和液压传动技术相结合，使传统的液压传协与控制技术增加了活力，扩大了应用 领域。实现机电一体化可以提高工作可靠性，实现液压系统柔性化、智能化，改变液压系统效 率低，漏油、维修性差等缺点，充分发挥液压传动出力大、贯性小、响应快等优点,其主要发展 动向如下： (1)电液伺服比例技术的应用将不断扩大。液压系统将由过去的电气液压 on-oe 系统和开环 比例控制系统转向闭环比例伺服系统,为适应上述发展,压力、流量、位置、温度、速度、加速 度等传感器应实现标准化。计算机接口也应实现统一和兼容。 (2)液压系统的流量、压力、温度、油的污染等数值将实现自动测量和诊断,由于计算机的 价格降低,监控系统,包括集中监控和自动调节系统将得到发展。(4)计算机仿真标准化，特别对 高精度、“高级”系统更有此要求。(5)由电子直接控制元件将得到广泛采用，如电子直接控制 液压泵，采用通用化控制机构也是今后需要探讨的问题，液压产品机电一体化现状及发展。液 压行业： -液压元件将向高性能、高质量、高可靠性、系统成套方向发展；向低能耗、低噪声、 振动、无泄漏以及污染控制、应用水基介质等适应环保要求方向发展；开发高集成化高功率密 度、智能化、机电一体化以及轻小型微型液压元件；积极采用新工艺、新材料和电子、传感等 高新技术。 -液力偶合器向高速大功率和集成化的液力传动装置发展，开发水介质调速型液力偶合 器和向汽车应用领域发展，开发液力减速器，提高产品可靠性和平均无故障工作时间；液力变 矩器要开发大功率的产品，提高零部件的制造工艺技术，提高可靠性，推广计算机辅助技术， 开发液力变矩器与动力换档变速箱配套使用技术；液粘调速离合器应提高产品质量，形成批量， 向大功率和高转速方向发展。气动行业： -产品向体积小、重量轻、功耗低、组合集成化方向发展，执行元件向种类多、结构紧 凑、定位精度高方向发展；气动元件与电子技术相结合，向智能化方向发展；元件性能向高速、 高频、高响应、高寿命、耐高温、耐高压方向发展，普遍采用无油润滑。 (1)采用的液压元件 高压化，连续工作压力达到 40mpa，瞬间最高压力达到 48mpa；(2)调节和控制方式多样化；(3) 进一步改善调节性能，提高动力传动系统的效率；(4)发展与机械、液力、电力传动组合的复合 式调节传动装置；(5)发展具有节能、储能功能的高效系统；(6)进一步降低噪声；(7)应用液压 螺纹插装阀技术，紧凑结构、减少漏油。 1.1.6 液压 cad 技术 充分利用现有的液压 cad 设计软件，进行二次开发，建立知识库信息系统，它将构成设计 共 38 页 第 5 页 装 订 线 -制造-销售-使用-设计的闭环系统。将计算机防真及适时控制结合起来，在试制样机前，便可用 软件修改其特性参数，以达到最佳设计效果。下一个目标是，利用 cad 技术支持液压产品到零 不见设计的全过程，并把 cad/cam/capp/cat，以及现代管理系统集成在一起建立集成计算 机制造系统（cims） ，使液压设计与制造技术有一个突破性的发展。 1.1.7 新材料、新工艺的应用 新型材料的使用，如陶瓷、聚合物或涂敷料，可使液压的发展引起新的飞跃。为了保护环 境，研究采用生物降解迅速的压力流体，如采用菜油基和合成脂基或者水及海水等介质替代矿 物液压油。铸造工艺的发展，将促进液压元件性能的提高，如铸造流道在阀体和集成块中的广 泛使用，可优化元件内部流动，减少压力损失和降低噪声，实现元件小型化。 1.2 液压马达及其发展趋势 液压马达（hydraulic motor）习惯上是指输出旋转运动的 ,将液压泵提供的液压能转变 为机械能的能量转换装置 .。液压马达和液压缸是液压传动系统中两大输出执行元件，它们广 泛地应用于机械工程、农业、军事、航空航天等领域。 液压马达按其 结构类型来分可以分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其它型式。按液压马达 的额定转速分为高速和低速两大类。额定转速高于500 rpm 的属于高速液压马达，额定转 速低于 500 rpm 的属于低速液压马达。高速液压马达的基本型式有齿轮式、螺杆式、叶片 式 和轴向柱塞式等。它们的主要特点是转速较高、转动惯量小、便于启动和制动、调节 (调速及换向 )灵敏度高。通常高速液压马达输出转矩不大所以又称为高速小转矩液压马达。 低速液压马达的基本型式是径向柱塞式，此外在轴向柱塞式、叶片式和齿轮式中也有低速的 结构型式，低速液压马达的主要特点是排量大、体积大转速低(有时可达每分钟几转甚至 零点几转)、因此可直接与工作机构连接；不需要减速装置，使传动机构大为简化，通常低 速液压马达输出转矩较大，所以又称为低速大转矩液压马达。 柱塞式液压马达 叶片式液压马达 摆线式液压马达 图 1-2 各种类型的马达 液压传动与控制技术的不断发展，对液压马达的性能提出了更高的要求，现有的液压马达 共 38 页 第 6 页 装 订 线 性能较之过去有较大改进，可以从以下几个方面看出一些新的发展方向: (l)压力：过去额定压力在 21mpa 以下的马达现在已经不多见了，现在的液压马达额定压力 有明显的提高，大都在 25-40mpa 之间。如 ssc，xm 系列斜盘式轴向柱塞马达的额定压力高达 25mpa，额定转速 300rpm;林德公司的 hmf-02 系列定量柱塞马达和 hmv 系列变量柱塞马达的最高 压力为 5ompa，额定压力为 42mpa，排量分别为 35.6-135.6ml/r 和 22-135.6ml/r，hmf35-02 定 量柱塞马达的最高转速高达 4500rpm，力士乐的 af2 柱塞马达额定压力可达 31.5mpa。 (2)转速：近 20 年来，随着对提高马达的转速引起的振动、高噪声及降低寿命等一系列问 题认识的不断深化，对其中一些技术难题的突破，使马达的转速也有了很大的提高。如力士乐 azfms 斜轴式轴向柱塞液压马达的最高转速达 11000rpm，最高压力 35mpa，排量 4.93ml/r。在 向高速发展的同时，对低速大扭矩液压马达的低速稳定性性能方面也有了一定的提高，很多该 类液压马达能够在 0.2rpm 或者更低转速下稳定运行，如宁波意宁的 inm6-1600 液压马达连续运 行转速为 0.2 至 250rpm，最高运行转速 400rpm，最高压力 45mpa。 (3)输出扭矩：大扭矩的输出能大大简化需要大扭矩的传动系统，有利于提高传动效率。现 有低速大扭矩液压马达的输出扭矩高达几十万牛米，如 njm-e4o 内曲线马达的输出扭矩为 114480nm，最大压力 25mpa，额定压力 16mpa，最高转速 12rpm，排量 40o00ml/r。 (4)油温：在 80 年代，技术规定通常最高工作油温为 60;现在，技术的进步己经打破了 这个界限，油温可远高于此数值。如 cma，cms 系列齿轮马达的工作油温为-20至 95。 (5)噪声，对于改善工作环境的需求日益提高，各国液压行业都在千方百计降低液压马达 的噪声，现已出现了不少低噪声液压马达。现有的一些中小型柱塞液压马达、齿轮液压马达噪 声已降至 60 到 68db,即已低于一般电动机噪声水平。 （6）特种液压马达，在某些工业、军工、深海领域等有特殊工况和特殊性能要求下的液 压传动系统，它们往往需要有特殊性能要求的液压马达，需要进行单独设计。 此外，泄漏量、散热性、体积等方面性能以及性价比的提高也将是今后液压马达的发展方 向。 1.3 国内外液压马达研究对比 1.3.1 国外液压马达研究的先进技术 (1)基于虚拟样机的高压液压马达仿真技术 虚拟样机技术是一项新生的工程技术。可以在计算机上建立机械系统的三维模型，模拟在 现实环境下系统的运动和动力特性，它以对象的动力学运动学模型为核心，其他相关模型为补 充。由于轴向柱塞马达中某些构件的弹性变形存在非线性惯性耦合，液压系统也存在大量非线 共 38 页 第 7 页 装 订 线 性环节，运用传统试验法和理论分析法设计和优化马达费工费时，而且分析结果往往与实际相 差甚远。而虚拟样机的分析方法完全按照对象最本质的因素建模，在动力学特性上非常接近于 物理样机，因而对虚拟样机的仿真评估可以代替对物理样机设计性能的评估。基于轴向柱塞马 达的动力学关系，结合液固两种建模方式，建立两种模型可以实时通信的虚拟样机，用来进行 轴向柱塞马达的仿真。德国亚琛工业大学采用液压系统仿真软件 dshplus 和多体动力学仿真软 件 adams 联合进行仿真，其中机械模块以 adams 中的物理模型和动力学关系为基础，液压模块 用于计算流体产生的压力参数，摩擦模块用于计算摩擦力，通过多个模块可以对泵的关键摩擦 副进行联合仿真。这是一种初步的虚拟样机的思想 ，对以后的研究有重要的启发意义。 rexroth 公司使用 adams 软件自带的液压模块和斜轴泵动力学模型耦合,对传动轴进行了动 力学仿真 图,为倾角的优化提供了依据。 parker 公司于 2004 年首次明确提出了采用虚拟样机的思路对轴向柱塞泵进行研究。他们采 用液压系统软件 easys 和 adams 联合建立虚拟样机。对柱塞腔的摩擦力、压力脉动和部分结构 件的动态应力状况进行了仿真分析,为泵的设计及产品优化开辟了新的途经 。 采用虚拟样机的仿真手段可以降低试验成本,提高试验效率,缩短产品的研发周期,对于轴向 柱塞马达的开发和故障诊断都有着重要意义。 (2)基于模型泵思想的马达试验技术 轴向柱塞马达结构复杂、液固耦合而且高速旋转的特点决定了针对其局部特性的试验研究 往往要进行多次简化,这使得试验与马达的真实运行情况相差甚远。例如 2004 年,manring 教授 搭建了柱塞副静态特性的试验装置,用一个静态柱塞副研究其油膜特性,这种方法和实际相差较 远 ,仅能定性地做一些理论验证。 近年来,随着电子传感技术的进步,使得在马达的基本结构不变的条件下对其内部流体特性 进行检测成为可能。这就是模型实验的试验思想,以实际马达为基体,采用微传感器和无线数据 传输等技术实现在动态情况下在线检测马达的特性参数,模型甚至可以和实际产品一样驱动负载。 因此这样的测试结果更有说服力。这种基于模型思想的测试平台对元件的优化和改进有着十分 重要的指导意义。 2000 年,olems 阐述了一种基于模技术的平台,用来测试马达内部温度场和压力来研究柱塞 腔的能量耗散情况。试验台采用细小的热电偶和微型压力传感器来测试温度分布和压力值,采用 无线传输的方法把数据传输到计算机上 ,结果表明测量结果和实际吻合很好。摩擦力和压力的 测试平台,用三维压力传感器来测量摩擦力、传感器数据线通过缸体到主轴,然后无线传输至计 算机上。这种研究柱塞副三维方向摩擦力的观点是更为切合实际的。 此外 ,ivantysynova 研究小组还建立了柱塞副腔内的压力分布测试平台。试验台采用单个 柱塞结构,柱塞固定,通过斜盘旋转来实现柱塞泵工作模拟,只是单柱塞的结构可能会对试验带来 共 38 页 第 8 页 装 订 线 一些局限。 德国亚深工业大学也搭建了基于模型泵思想的摩擦副试验台并进行了相关研究。采用模型 马达的试验技术和实际更相近 ,结果可以更逼真地描述其实际工作的情况 ,这对于马达的研究 和新结构的设计与优化有十分重要的作用。 (3) 关键摩擦副润滑与摩擦磨损优化技术 轴向柱塞马达在其发展历程中柱塞副、配流副和柱塞与斜盘的接触副（现在基本上是滑靴 结构）这三个摩擦副始终没有发生大的变化。它们是吸油、压油、配流完成马达工作的最重要 的环节,也是产生能量耗散、泄漏、流量脉动的地方 ,马达的性能和寿命与这些摩擦副息息相关 ,因 此摩擦副的改造和优化也就成了轴向柱塞马达的最重要的关键技术之一。美国普渡大学 monika 教授通过对柱塞副的间隙处油膜动力学、摩擦力和能量耗散的研究 ,揭示了不同形状的柱塞所 受摩擦力的分布规律,得出圆柱形并不是最好摩擦状态的柱塞形状,而且认为柱塞在柱塞腔有更 为复杂的微观运动, 通过公式求解出柱塞的腕力状况，此微运动模型也得到了相应的试验验证。 德国亚深工业大学集中在对压力梯度及摩擦力的研究上 ,分析了对柱塞马达三个摩擦副的 摩擦力分布规律及其带载能力。 此外,国外还有很多研究机构进行了相关的研究。英国的巴斯大学 、日本新津大学对柱塞 副之间油膜的压力场特性开展微观层次的研究工作美国密苏里一哥伦比亚大学对柱塞腔内的摩 擦力,对滑靴副间隙泄漏特点,对配流副的容积效率进行了研究，伯明翰大学对滑靴副油膜的压 力分布和承载能力开展试验和理论分析等。 (4)减振降噪技术 减振降噪是关系到轴向柱塞泵 马达发展前途的关键技术。随着社会的进步,人们对工作环 境的要求越来越高,噪声是工作环境优劣的一个重要衡指标。世界各国对液压泵的噪声也有着明 确的规定。在液压设备中,泵 马达是液压设备的主要噪声源。轴向柱塞翻马达由于缸体输出的 油液的不连续和吸油、压油腔的分离结构使其产生了较大的流量脉动和液压噪声,此外还有复杂 流道产生的气穴噪声。液压噪声和机械噪声的交织形成了轴向柱塞泵的整体噪声。 侧时 教授 通过考虑油液的压缩性和泄漏进行分析验证了奇数和偶数柱塞泵 马达的脉动差 别不大的结论德国亚深工业大学通过研究在泵 马达的壳体上设置减振结构,如图 ,在一定程度 降低柱塞泵的振动,此项成果已经在 的泵马达上应用。 (5)电液变排量控制技术 轴向柱塞马达的变量控制方式多种多样,按照操纵方式不同,有手动、电动、比例、伺服等, 按照是否有反馈可以分为开环和闭环控制,闭环控制又有恒压、恒流、恒功率和负载敏感的适应 性控制等,轴向柱塞泵的控制方式的优劣已经成了衡量品质的一个重要指标,但变量控制也存在 着一些问题,这些问题的改善和解决也是轴向柱塞马达的一项重要技术。由于轴向柱塞马达配流 共 38 页 第 9 页 装 订 线 结构,会产生较大的流量和压力脉动,对控制的干扰比较大。且变量范围偏小。斜盘式轴向柱塞 马达主要依靠改变斜盘倾角来实现变量,倾角受倾覆力矩及滑靴结构等因素的限制,一般在 18 以内。德国 linde 公司 02 系列采用新滑靴球铰结构使倾角增大到了 21。普通球铰是滑靴包柱 塞结构,而 02 系列为柱塞包滑靴结构,球窝做在柱塞上 。这种结构使其排量增大 16,体积缩小 18。 1.3.2 国内液压马达的发展现状 国内的液压马达起步较晚，知道 60 年代初，才开始对国外低速大扭矩液压马达的样机进行 测绘仿制，初步形成了曲轴连杆马达 jdm 系列，额定工作压力 16mpa。但是由于主要运动副结构 陈旧，性能较差，只有少量生产，进展缓慢。70 年代初，工程机械、建筑机械、矿山机械等纷 纷采用液压技术，使得液压马达有了大幅度发展，但由于对于一些关键的运动副缺乏认识，仍 是测绘、仿制和经验类比设计，虽然研制者甚多，但没有一台液压马达通过试验鉴定。然而， 仿制和消化国外产品，为我们提供了友谊的设计、制造经验，随着对一些影响马达性能、寿命 的关键运动副进行专项的理论和模型试验研究，如进行各种低速大扭矩液压马达特有性能的研 究，提出数学模型和试验研究方法，得到改善性能的途径：进行多种马达关键摩擦副支承机理 的研究，得出提高性能的合理设计方法；以及进行各种马达新型配流结构的研究等等。也促进 了我国高压马达的发展。如一些学者提出了一些非柱塞式低速大扭矩液压马达，如非圆齿轮轮 系液压马达、锥差式液压马达等。取得一定的成果。所有这些都促进了高压液压马达朝着多样 性的方向发展。 1.3.3 国内外液压马达的对比 目前，国内外对液压马达的研究相对液压泵来说较少。总体来说，国外在液压马达领域的 技术水平较为领先，相关的生产企业较多，比较出名的有 rexroth、linde、parker、danfoss、eaton 等。国内主要是由我国自主研发的 cy 系列柱塞泵/ 马达。但由于性能不稳定，限制了应用领域。国外产品占据了大量的市场份额。就产品而言， 国外产品性能出色,技术更新快。排量从几毫升到上千升,额定压力有的可达 40mpa 以上 ,自吸 转速大多都在 2000rpm 以上 ,个别小排量的甚至达到 8000 以上 ,而且寿命长、噪声低。另外国 外的厂家有丰富的产品线,产品系列多,产品型号全 ,比如 rexroth 的 af 系列、av 系列、kav 系 列等,为工业液压和工程机械液压行业配置了丰富的产品线。同国外比较，国内的高压液压马达 工作压力要比国外低于些。而且由于对高压液压马达的设计制造还缺少机理方面的基础理论和 试验研究，因而设计中结构、尺寸、材料选取和精度的确定，缺少可靠的依据，设计生产中的 问题，常常只是在整台马达试验中发现和解决。 共 38 页 第 10 页 装 订 线 国外目前的液压马达研制技术已经相当成熟，而与此同时我国却尚处于起始阶段，主要还 是通过对国外先进技术的引进，经过吸收和再创新两个过程，来实现液压马达的设计与制造。 就开发的现状而言，对于小排量低压的液压马达，国内生产厂家已经通过不断地努力与探 索，拥有了完全自主研发的能力，并且占据了一定的市场份额。而对于高压液压马达的研制， 目前还仍旧停留在研制阶段。 2 高压马达原理设计 2.1 斜轴式液压马达概述 斜轴式柱塞泵/马达属于轴向柱塞泵/马达的，本课题所选的液压马达为 tjvm5 是斜轴式柱 塞马达的一种，其主轴与缸体旋转轴线不在同一条直线上，而是成一个夹角。从外形上看是 斜的，或者是弯的；从功能上讲，它既可以用作泵也可以用作马达。 与滑靴斜盘式轴向柱塞泵/马达相比，斜轴式泵/马达有下列优点： 1)柱塞的侧向力比直轴式的柱塞侧向力小得多。因此，由侧向力引起的摩擦损失也是很 小。斜轴式轴向柱塞泵/马达允许较大的缸体摆角，一般斜盘式轴向柱塞泵的最大斜盘 角度为 20左右，而斜轴式轴向柱塞泵/马达可达 40 2)由于主轴不需要穿过配流盘，因此球面配流盘的分布圆直径可以设计得较小。 3)由于旋转件的质量较小和柱塞侧向力较小，允许较高的转速。 4)由于球铰处可以较好的瞄固，有利于柱塞的回程，斜轴式允许在自吸工况较低的进口 压力下运转，其自吸性能比斜盘式好。 5)缸体受到的倾覆力矩很小，缸体端面与配流盘贴合均匀，故泄漏损失小，容积效率高； 摩擦损失小，机械效率高；并且对油液的污染度不是很敏感。 6)由于转动部件的转动惯量小，因而启动性能好、启动效率高； 其缺点是： 1)对于双向摆缸式斜轴马达/泵来说，摆动缸体需要一定的空间，因此这种泵的体积较大， 比较笨重，使用范围受到限制。 2)快速变量时需要克服较大的惯性矩。 3)斜轴式柱塞泵/马达不可能做成双轴串接或通轴式，因此集成化比较困难。 4)结构中的摩擦副，如主轴球窝与连杆球头的配合、缸体球窝与配流盘球面的配合都是 球面配合，而且加工精度高，因此加工比较困难。 2.2 斜轴式柱塞泵/马达的分类 斜轴式柱塞泵和马达按能否变量分为定量泵/马达和变量泵/马达。斜轴式定量泵/马达主要 共 38 页 第 11 页 装 订 线 有 a2f 系列定量泵/马达和 a2f6.1 型定量泵/马达；斜轴式变量泵/马达包括 a6v 变量马达、a7v 变量泵、a8v 变量双泵，还有 z*b 系列变量泵。详细内容见表 2-1 表 2-1 马达分类及介绍 系 列结构形式排量/（）rml变量方式应用及特点 a2f 定量泵/ 马达 结构 1 5 10、12、23、28、45、5 5、63、80、107、125、 160 定量 可以作泵，也可 以作马达。直柱 塞，倾角为 25 a2f6.1 型定量 泵/马达 结构 6.1 i 系列： 12、23、28、56、 80、107、260 ii 系列： 16、32、45、63、90、1 25、280 定量 可以作泵，也可 以作马达。锥形 柱塞，倾角 40 ，轴向尺寸 较短 a6v 变量马达 结构 1 2 28、55、80、107、160 、250、500、1000 液控变量 高压自动变量 电控比例变量 转矩变量 手动变量 作变量马达用、 也可以作闭式系 统中的泵。直柱 塞，倾角为 7 25 a7v 变量泵 结构 15.1 20、28、40、55、58、8 0、107、117、160、250 、355、500 恒功率变量 恒压变量 液控变量 电控比例变量 手动变量 在开始系统中作 变量泵用。直柱 塞，摆角为 7 25 和 018 两种 a8v 变量双泵 结构 1 5 28、55、58、80、107 125、160 总功率变量 分功率变量 交叉变量 恒压手动变量 在开始系统中作 变量双泵。直柱 塞，摆角为 7 25 z*b 泵106.7、234.3、481 手动变量 恒功率控制 液压随动的恒 功率控制 作泵用，变量泵 可双向变量，额 定压力为 16mpa，最高压 力为 35mpa 共 38 页 第 12 页 装 订 线 2.3 斜轴式柱塞马达工作原理 tjvm 变量马达原理如图 2-1 所示。通入液压油带动使柱塞运动带动驱动轴旋转，驱动轴带 动负载进行工作。 马达的作用是将液压能转换成机械能，其输出轴转速与输入流量成正比，输出转矩随高压 侧与低压侧之间的压差增大而增大。 当压力油由后盖的进口压入缸体时，由于压力的作用推动柱塞由下止点向上止点方向运动， 从而推动主轴旋转，输出转矩。运动至上止点的柱塞在其它柱塞力的推动下，继续由上止点向 下止点方向运动，将工作过的油液经后盖的排油口排出低压油。输出轴可以带动工作机械旋转， 输出机械能。从输出轴方向看，如果压力油从后盖左侧进入，则输出轴为顺时针旋转（右转） ； 如果压力油从后盖右侧进入，则输出轴为逆时针旋转（左转） 。 图 2-1 液压马达基本原理图 2.4 典型结构与工艺要求 2.4.1 典型结构 (1) tjvm 变量马达原理 共 38 页 第 13 页 装 订 线 图 2-2 tjvm5 高压排量调节变量马达结构 1输出轴 2柱塞 3缸体 4配流盘 5最小流量限位螺钉 6调节螺钉 7，8反馈弹簧 9控制活塞 10推杆 11换向阀阀芯 变量机构是由装在后盖中的调节螺钉 6、反馈弹簧 7,8、控制活塞 9、推杆 10、换向阀阀芯 11 等组成。控制活塞 4 是一个阶梯状的柱塞。控制活塞大端有一横孔，穿过一个拨销，拨销的 左端与配流盘的中心孔相配合，拨销的右端套在导杆上。当控制活塞上下滑动时，便带动配流 盘沿着后盖的弧形滑道滑动，从而改变缸体轴线与主轴之间的夹角。因此在主轴转速不变时， 就可改变输出流量的大小，即摆角大时，输出流量大；摆角小时，输出流量小，从而实现变量 的目的。 变量活塞怎样才能在后盖中上下移动呢？在设计时，控制活塞的上腔是通过油道与压油口 的高压油相同，同时这股高压油连通到换向阀阀芯的两个台阶之间。换向阀阀芯与高压油相连 的两截面面积不同，当高压油压力小于设定值时，压力油作用于先导活塞上，并推动导杆传到 共 38 页 第 14 页 装 订 线 控制阀芯上的力小于或等于调节弹簧的力时，高压油被控制阀芯的两个台阶封住，高压油通不 到变量活塞所在的大腔。这时，变量活塞上腔为高压、下腔为低压，在压差作用下，变量活塞 处于下端，即处于最大摆角，此时的流量最大。 当压力升高时，高压油通过喷嘴作用到先导活塞上端，并推动导杆，推动控制阀芯。由于 这个推动力大于调节弹簧的力，所以控制阀芯向下移动，使高压油通过一横孔流入变量活塞的 下腔。这时，变量活塞上下两端油液的压力相等，但下端面积大而上端面积小，故变量活塞在 两端压力差的作用下向上运动，从而使摆角变小，实现了变量的目的。与此同时，由于改变了 扭矩和排量，因此高压油的压力发生相应变化。这时，控制阀芯下端受到调节弹簧的弹簧力大 于上端导杆对它的压力，控制阀芯便向上移动，直至切断阀套上横孔的控制油路，于是变量活 塞就固定在某一个位置上。 当高压油压力减小，调节弹簧通过作用于控制阀芯、导杆传到先导活塞上的压力大于先导 活塞上端的液压力时，控制阀芯在调节弹簧的作用下向阀套上方移动，将变量活塞大腔的控制 油与低压腔沟通，变量活塞小端压力高而大端压力低，所以变量活塞又在压差的作用下向下移 动，使缸体与主轴之间的摆角增大。同时，大小弹簧对先到活塞的压力减小，先到活塞在上面 压力的作用下又推动导杆和控制阀芯下移，直到与调节弹簧的力相平衡。这时，变量活塞又在 另一位置处于新的平衡状态。 当压力升高，开始变量以后，压力升高时，则流量减小，泵从大摆角向小摆角变化；相反， 当压力降低时，则泵从小摆角向大摆角变化，流量增大。因此，可以始终大致保持流量与压力 乘积不变，即所谓恒功率变量。 2.4.2 工艺要求 在加工过程中及装配之前要对零件进行去除毛刺处理，防止磕碰划伤，认真清晰，防止铁 屑、粘砂、尘埃、杂物等混进壳体内，影响马达的清洁度，造成马达的性能缺陷甚至破环。 总之斜轴式柱塞马达属于精密加工的元件。虽然体积不大、零件不多，但对零件的加工尺 寸及公差、粗糙度、形位公差、铸件质量及外观等都有很高的要求。只有零部件质量都达到了 设计要求，才能生产出性能合格、安全可靠的产品。同样，在使用过程中也要保证油的清洁度、 正确安装才能获得好的性能和较长的使用寿命。 2.5 产品介绍 如图 2-3 tjvm5 斜轴式轴向柱塞变量马达 共 38 页 第 15 页 装 订 线 图 2-3 tjvm4ha1 tjvm 型斜轴式轴向柱塞变量马达一般用作马达，但在闭式系统中也可作变量泵使用。它的 芯部零件基本上与 a2f 型泵/马达相同，而其变量机构的组成部件以及变量方式基本上与 a7v 恒 功率变量泵相同。tjvm5 型变量马达的缸体最小摆角为 7 、最大摆角为 25 。常用的变量方式有 高压自动变量（ha）和液控变量（hd） 。高压自动变量是按工作压力自动地控制马达排量，从而 改变马达的输出转矩和马达旋转速度；液控变量是用外控液压油的压力控制马达摆角变化，达 到改变马达排量、输出转矩和转速的目的。 本设计选用的控制方式为高压自动控制，原理如图 2-4 所示 共 38 页 第 16 页 装 订 线 图 2-4 高压自动变量控制原理图 图 2-5 tjvm5-ha 型马达剖面图 共 38 页 第 17 页 装 订 线 d dt 图 2-6 tjvm5-ha1 型马达变量机构剖面图 3 高压马达的主要零部件设计计算 斜轴式轴向柱塞泵（斜轴式轴向柱塞马达的工作情况恰好与其相反）的典型结构如图所示。 为了便于理解，假定只有一个具有一定锥度（半锥角为）的柱塞工作。传动轴刚开始转动时， 柱塞侧面不与缸腔内壁接触，只使柱塞产生轴向运动。当传动轴转过一定角度后，柱塞侧面与 缸腔内壁接触，迫使柱塞偕同缸体一起转动。当传动轴转过角时，缸体转过角度为。两者 差值称为转角差。由于传动轴在不同转角时，柱塞侧面与缸腔内壁接触的位置不同， 转角差也不相同。实际上，斜轴式轴向柱塞泵具有（通常）跟柱塞。所以在工作时，各z7z 柱塞轮流与缸腔内壁接触，推动缸体不断旋转，因此只克服摩擦力矩。 31 斜轴式轴向柱塞泵的运动学分析 由于泵的柱塞数，每个柱塞都可以驱动缸体，因而属于多柱塞驱动。各柱塞端部在传1z 动轴法兰盘上的分布角度不同，它们所造成缸体运动的转角差也各不相同。当传动轴等速旋转 时，缸体只能以一个角速度运动。因此，在一个瞬间仅有一个柱塞通过缸腔内壁带动缸体转动， 即处于最小转角差位置的柱塞紧靠缸腔内壁带动缸体，而其它柱塞都滞后一个角度，不与缸腔 内壁接触。传动轴和缸体的转角差等于每时刻各柱塞以单柱塞驱动时的瞬时转角差中的最小值。 图表示时，各柱塞以单柱塞驱动时的转角差。传动轴与缸体之间的转角差为各柱塞转角差7z 中的最小值，如图中实线所示。也就是说，每个柱塞轮流投入工作，与缸腔内壁接触，带动缸 体转动。每个柱塞的工作范围为。z 根据转角差的定义，将此式对时间微分可得 （3-1） 故 （3-2） 式中 传动轴的角速度； dddd ddtdtdt d d 共 38 页 第 18 页 装 订 线 d dt 缸体的角速度。 式（3-1）中的为缸体传动轴的转角差对传动轴转角的导数。在传动柱塞发生交替dd 的瞬间，从正值变为负值，因此会使缸体转速突增。理论上这将使缸体的加速度达到无dd 限大，这意味着柱塞和缸腔发生剧烈的撞击。但实际上由于零件的弹性变形和油液的缓冲作用， 撞击可以得到一定程度的缓和。为了使柱塞具有足够的弹性，通常柱塞的两端淬火（增加耐磨 性） ，而中间部分不淬火。 32 柱塞的运动学分析 通常柱塞锥角，传动轴与缸体的转角差很小。因此，某一柱塞相对缸腔轴向运动的 4 瞬时速度可近似写成 （3-3） ii rvsinsin 式中 传动轴的角速度； 柱塞端部球头在传动轴法兰上的分布圆半径；r 传动轴转角； i 传动轴与缸体轴线之间的夹角（弯轴角） 。 柱塞相对缸腔轴向运动的加速度为 （3-4） 显然，当时，表示柱塞向外排油；当时，表示柱00 i v20 i v 塞向内吸油。 传动轴旋转一周，柱塞往复运动的形成为 （3-5）sin2rs 此时，斜轴泵的排量为 （3-6） 式中 柱塞直径；d 柱塞数。z 当传动轴法兰上的柱塞球头处于上死点时，缸体中的柱塞到达吸油终了位置，然后开始排 油。但是由于缸体滞后一个转角差，故缸体上的柱塞通油孔仍和吸油槽相通。所以柱塞在开始 排油的一段距离，将油排到吸油腔，实际排量比按式（3-6）计算所得略小。为了减小排量损失， 可将配流盘逆缸体转动方向转过一定角度，使吸、排油槽的位置与柱塞的运动相适应。但对于 2 sincos i ii dv ar dt 22 sin 42 vd zsd zr 共 38 页 第 19 页 装 订 线 22 sinsin 44 iii qd vd r 变量泵，角的变动会引起转角差的变化，所以用上述方法不能很好地解决此问题。但事实上 由于转角差很小，且一般的泵都采用正遮盖配流盘，所以这部分排量损失可以忽略不计。 3.3 斜轴式轴向柱塞泵的排量 单个柱塞排油时的瞬时理论流量为 （3-7） 由于存在多个柱塞，在同一瞬间有几个柱塞同时处于排油区。它们离开上死点的转角各不相 i 同，故斜轴泵的瞬时理论流量为同一瞬间所有在排油区柱塞的瞬时流量之和，即 （3-8） 如果斜轴泵的柱塞数为，则两相邻柱塞间的夹角为z （3-9） 假如在排油区中离上死点最近的一个柱塞的转角是（） ，共有个柱塞处 1 z20m 于排油区，则以下几个柱塞距上死点的转角分别为，2 12 ，。因此式（3-8）可写为) 1(2 1 i i ) 1(2 1 m m （3-10） 由数学推演可知 （3-11） 斜轴式轴向柱塞泵的流量不均匀系数与柱塞数的关系见表 3-1。显然，奇数柱塞明显优 q 于柱塞数相近的偶数柱塞，因此轴向柱塞马达的设计选用奇数柱塞。从表还可以看出，随着 1 1 1 sin(1)sin sin21 sin m i mm i 2 1 1 sinsin2(1) 4 m sh i qd ri 2 2 z 22 sinsinsinsin 44 shii qd rd r 共 38 页 第 20 页 装 订 线 图 3-2 轴向柱塞泵的瞬时流量 a)偶数柱塞的瞬时流量 b)奇数柱塞的瞬时流量 柱塞数的增加，流量