（机械电子工程专业论文）回转马达的设计与柱塞摩擦副的研究.pdf

西南交通大学硕士研究生学位论文第1 页 摘要 近年来，小型挖掘机市场增长迅速，方兴未艾，随着科学技术的不断发展， 对其性能的要求也越来越高。挖掘机工作中要完成行走、回转等动作，工况环 境恶劣。回转马达作为挖掘机液压系统的执行元件，其技术水平的高低，很大 程度上决定了挖掘机回转系统的性能。目前，挖掘机用回转马达在国外发展比 较成熟，而国内还处于发展阶段，很大程度上依赖进口，所以对其进行研究显 得尤为重要。 本文以6 t 挖掘机使用的回转马达为对象，进行了相关研究。第一部分，对 斜盘式轴向柱塞马达进行运动学和动力学分析，建立相应的数学模型。第二部 分，按照相关设计手册计算柱塞、传动轴的参数，进行初步设计，然后在缸体 结构合理简化的基础上，建立数学模型，利用m a t l a b 优化工具箱，运用数学 及液压相关理论，完成缸体尺寸的优化。参照制动器的设计准则，确定摩擦片 的相关尺寸，并在此基础上，运用m a t l a b 优化工具箱函数选取合适的弹簧参 数，进行制动器开启过程仿真。第三部分，分析柱塞摩擦副的受力情况，建立 新的运算模型，将分析结果与传统计算方法所得结果进行比较，分析其异同和 造成原因，并探讨主要机构参数对柱塞摩擦副应力的影响规律。最后，分析了 柱塞摩擦副的泄漏和温升情况。 通过本文的设计与分析，探讨了回转马达设计的依据，希望对回转马达的 研发起到一定的参考作用。 关键词：回转马达：柱塞摩擦副；优化；温升 西南交通大学硕士研究生学位论文 第1i 页 -i_- _ _ _ _ i _ _ _ _ - _ - _ _ - _ _ l l i l - _ l - _ _ l - l l - _ _ l _ _ - _ l l - - _ l l _ _ a bs t r a c t r e c e n ty e a r s ，t h em i n i e x c a v a t o rm a r k e th a sg r o w nr a p i d l ya n dd e v e l o p e d v i g o r o u s l y w i t ht h ec o n t i n u o u sd e v e l o p m e n t o fs c i e n c ea n dt e c h n o l o g y , t h e r e q u i r e m e n t so fi t sp e r f o r m a n c eh a sb e c o m eh i g h e ra n dh i g h e r t h ee x c a v a t o r n e e d t oc o m p l e t ew a l k i n ga n dr o t a r ym o t i o nd u r i n gt h ew o r k i n gp r o c e s s ，a n d i t s e n v i r o n m e n ti sh a r s h a st h ee x e c u t i v ee l e m e n to fe x c a v a t o r sh y d r a u l i cs y s t e m s ，i t s t e c h n o l o g yl e v e l ，t oal a r g ee x t e n t ，d e c i d e st h ep e r f o r m a n c eo fe x c a v a t o r sr o t a r y s y s t e m a tp r e s e n t ，t h et e c h n o l o g yo fr o t a r ym o t o rf o re x c a v a t o ra b o a r di sv e r y m a t u r e ，w h i l ei nd o m e s t i ci ss t i l l i nt h ed e v e l o p i n gs t a g ea n dm o s t l yd e p e n do nt h e i m p o r t ，s oi t su r g e n tt or e s e a r c ho nt h e m t h i sp a p e rt a k e st h er o t a r ym o t o ro f6 te x c a v a t o ra st h er e s e a r c ho b j e c ta n d m a i n l ya c h i e v e d s t u d y2 l sf o l l o w f i r s t l y a n a l y z e dt h ek i n e m a t i c sa n dd y n a m i c so f s w a s h p l a t e - t y p ea x i a lp i s t o nm o t o r , a n de s t a b l i s h e dt h em a t h e m a t i cm o d e l s e c o n d l y , c a l c u l a t e dt h ed i m e n s i o np a r a m e t e r so fp i s t o na n ds h a f ti na c c o r d a l i c ew i t hr e l e v a n t m e c h a n i c a ld e s i g nm a n u a l ，f i n i s h e dt h ep r e l i m i n a r yd e s i g n , t h e ne s t a b l i s h e d m a t h e m a t i cm o d e lo fc y l i n d e rb a s e do nt h er e a s o n a b l es i m p l i f i c a t i o no fi t ss t r u c t u r e ， u s et h eo p t i m i z a t i o nt o o lb o xo fm a t l a ba n dr e l e v a n tm a t h e m a t i ct h e o r i e s 、 h y d r a u l i ct h e o r i e st oo p t i m i z et h ek e yd i m e n s i o np a r a m e t e r s a l s o ，t h es a m em e t h o d i su s e di nt h eb r a k ed e s i g n ，a n dt h eu n l o c ks i m u l a t i o nw a sd o n e t h i r d l y , a n a l y z e d t h es t r e s so fp i s t o n c y l i n d e rf r i c t i o np a i rb yu s i n gan e wc a l c u l a t i n gm e t h o d , c o m p a r ei t sr e s u l t sw i t ht r a d i t i o n a lm e t h o d s ，a n a l y z e dt h ed i f f e r e n c eb e t w e e nt h e m a n dt r yt of i n dt h er e a s o nc a u s e di t ，t h e ns t u d i e dt h em a i nd i m e n s i o np a r a m e t e r s e f f e c to nt h es t r e s so fp i s t o n f i n a l l y , t h el e a k a g ea n dt e m p e r a t u r er i s e o ft h e p i s t o n - c y l i n d e rf r i c t i o np a i rw a s r e s e a r c h e d t h r o u g ht h ed e s i g na n da n a l y s i si nt h i sp a p e r , t h ef o u n d a t i o no fr o t a r ym o t o r d e s i g ni sd i s c u s s e d , a n da r e f e r e n c ei sp r o v i d e d k e yw o r d s ：r o t a r ym o t o r ；p i s t o n - c y l i n d e rp a i r ；o p t i m i z a t i o n ；t e m p e r a t u r e r i s e 西南交通大学学位论文创新性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是在导师指导下独立进行研究工作所 得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体 已经发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出贡献的个人和集体，均已在 文中作了明确的说明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 本学位论文的主要创新点如下： 1 针对柱塞摩擦副的三维受力建立了一种新的计算模型，并进行了计算和 分析。 翌孕灭 毒w 7 午、哆 西南交通大学 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校 保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和 借阅。本人授权西南交通大学可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据库 进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复印手段保存和汇编本学位论文。 本学位论文属于 1 保密口，在年解密后适用本授权书； 2 不保密各，使用本授权书。 ( 请在以上方框内打“4 ) 学位敝储虢互酸指剥币虢牙摒。 醐尹 2 醐掣7 午刁 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 页 第1 章绪论 1 1 课题研究的背景与意义 液压技术从上个世纪初运用于军事领域，到后来的工业领域，并随着科学 技术的迅猛发展而越来越广泛地应用于国民生产的各个行业。与机械传动、电 力传动等方式相比，液压传动具有其独特的优越性。例如，液压装置结构紧凑、 体积小、重量轻，因而惯性小，启动和制动较为迅速；单位体积传递的能量密 度大，容易获得较大的驱动力和转矩；液压系统具有一定的弹性和吸振能力， 易于实现过载保护，工作安全可靠；液压传动能在运行过程中方便地进行无级 调速，且运行稳定，可实现快速的启动、制动和频繁的转向；此外，还易于实 现自动化、标准化、系列化和通用化。因此，液压技术在某些领域的应用已占 有绝对的优势，国外目前生产的9 5 的工程机械、9 0 的数控加工中心和9 5 以上的自动化生产线均采用了液压技术【蚓。 液压挖掘机是建设工程施工中常用的设备，它广泛采用了液压技术来实现 传动与控制，其中6 t 级以下的一般称为小型挖掘机，由于兼具中大型挖掘机的 多项功能，又具有便于运输、能耗低、灵活、适应性强等优势，非常适用于空 间狭小的施工场地作业，而且价格低、质量轻、保养维修方便，在小型土石方 工程、市政工程、路面修复、混凝土破碎、自来水管道铺设、电缆埋设、园林 栽培等工程中得到广泛应用。 回转液压马达是挖掘机回转液压系统的核心元件，是挖掘机平台实现回转 运动的动力来源，其工作性台日匕p - - , 一4 k b 大程度上决定了挖掘机回转系统的工作性能和 质量。因此，回转液压系统不仅要能够为挖掘机平台提供足够的回转扭矩，还 应具备快速反应、防冲击、防逆转的功能，同时，应考虑小型挖掘机对空间方 面的限制。在挖掘机平台回转运动过程中，由于惯性较大，制动时会产生较大 的液压冲击，甚至出现逆转现象，若不进行控制，不仅会产生振动和噪声，还 会加剧磨损液压元件，对挖掘机的稳定性、安全性、舒适性、工作性能以及效 率都有着重大的影响。在以往回转马达的设计中，没有对其核心元件作认真仔 细的计算，原因是由于其内部结构和受力情况复杂，做精确分析较为困难，故 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 页 一般忽略一些因素的影响，简化后再作校核计算。这样得到的结果当然不是很 准确。随着计算机和有限元分析的不断发展，像回转马达内部结构受力分析的 问题，现在已经可以借助计算机来顺利完成。 近年来，越来越多的工程机械企业加入小型挖掘机制造的行列，相应液压 元件供应商的市场竞争也十分激烈，但国外名牌企业在技术、质量、产量等各 个方面优势相对较大，其产品占据了中国市场的大壁江山。而国内企业在新一 轮竞争中，还在苦苦追赶，大多仍旧是反求分析和仿制设计。 液压元件设计若采用先试制后试验的方法来获得其性能优劣和加工制造的 经济合理性，则会增加设计成本，如发现缺陷，又需重新改进设计，并重新改 制和试验，造成设计周期拉长、效率低下、成本上升。故一般设计完成后会对 元件进行计算机仿真，初步获得液压元件的工作性能特性，及时修改不合理的 地方。从而有效减少设计的盲目性，缩短设计周期，增强设计方案的可行性， 确保实验时的安全性和稳定性。在回转马达部件设计和相关零件的选择时不仅 要考虑其静态特性，还要考虑动态性能，分析各液压元件型号和参数对其工作 性能的影响，在此基础之上，选取合适的优化方法进行调整，匹配元件尺寸参 数，以达到较好的工作性能表现。 据统计，回转机构的回转时间约占液压挖掘机整个工作时间的5 0 7 0 ， 能量消耗约占2 5 - 4 0 ，回转液压油路的发热量约占液压系统总发热量的 3 0 - - 4 0 1 9 1 。因此，设计优良的回转马达和选择合理的相关控制元件，对提高 挖掘机工作效率和整机性能，延长使用寿命，减少工作装置的冲击、泄漏，以 及改善操作员工作舒适度等具有非常重要的意义。 1 2 国内外研究现状 目前，国内外对液压马达的研究相对液压泵来说较少，由于液压泵和液压 马达在原理上可逆，结构上相似，很多液压泵上的研究成果可同样应用于马达。 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r e x r o t h 、l i n d e 、p a r k e r 、d a n f o s s 、e a t o n 、d e u l s o n 、h a w e 、y u k e n 等，而日本的小松、川崎、三菱等企业生产的马达则直接为自己的工程机械整 机配套【1 】。这些企业生产的产品丰富，系列多、型号全，比如r e x r o t h 仅柱塞马 达就拥有a 2 f m 系列、a 4 f m 系列、a 1 0 f m e 系列、a 6 v m 系列等，排量从几 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 页 毫升到上千毫升，额定压力可达4 0 m p a 以上 2 1 。 国内的轴向柱塞马达主要有自主研发的c y 系列和引进国外技术系列。c y 系列柱塞马达的额定压力3 1 5 m p a ，转速在1 5 0 0 r m i n 左右。但其性能不是很稳 定，在工程机械上应用较少i l 】。与国外相比，国内的轴向柱塞马达研究起步较晚， 产品性能和市场份额都有一定差距，从事相关研究的企业和机构也相对较少。 柱塞副、配流副、滑靴副是柱塞马达的三大关键摩擦副，美国普渡大学 m o n i k a 教授通过对柱塞副的间隙处油膜动力学、摩擦力和能量耗散方面的研 究i ，】，揭示了不同形状柱塞所受摩擦力的分布规律，并通过对比发现圆柱形柱塞 的摩擦应力分布并不是最佳状态，且柱塞在缸孔中除了往复运动之外，存在更 为复杂的微观运动，如图1 - 1 所示，柱塞除了倾斜偏转以外，还有绕轴z 的旋 转运动。 缸体 y ， 一 庐 ：f “ 涨一烈：陕 二。一。铃 、弋 飞， 图1 - 1 柱塞在柱塞腔中的微观运动示意图 付肇平对柱塞摩擦副的泄漏进行了研究，分析了各参数对泄漏的影响，得 出其泄漏流量与柱塞副平均间隙的立方成正比，与柱塞直径成正比，且偏心距 增大，其泄漏也随之增加1 ，而柱塞锥度对泄漏的影响如图1 - 2 所示： 柱塞大小端直径差( r a m ) 图卜2 锥度对泄漏的影响 此外，国内外很多学者和研究机构也进行了相关研究，如哈尔滨工业大学 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 页 的许耀铭教授对滑靴副、配流副进行了设计和实验研究，并在此基础上探讨了 油膜理论的应用i i r l 。浙江工业大学的胡新华等分析了变粘度条件下的泄漏、支 撑特性 4 1 ，浙江大学的艾青林等则搭建了配流副润滑特性试验系统对其润滑性能 进行研究【s 】。 柱塞马达由于流量脉动和压力脉动而产生噪声，m a n r i n g 教授f 6 】综合考虑 油液的压缩性和泄漏因素，进行分析后发现奇数和偶数柱塞马达的脉动差别不 大。我国的王意、叶敏、许贤良等通过研究配流过程也得出了相似的结论。德 国亚深工业大学通过研究在马达的壳体上设置减振结构，一定程度上降低了柱 塞马达的振动情况【- 】，如图1 - 3 所示，其成果已被应用于r e x r o t h 的马达。 1 3 本论文研究内容 频夥 图卜3 减振效果对比 本文主要对小型挖掘机用回转马达的芯部零件柱塞、缸体和制动器进行了 设计计算，并基于m a t l a b 软件做了相应尺寸参数的匹配选择，同时，对柱塞 摩擦副的三维应力进行了分析计算，与传统计算方法所得结果进行比较，分析 其异同及造成原因，另外，分析了各参数对柱塞摩擦副应力的影响。最后，研 究了回转马达柱塞摩擦副的泄漏、温升、和抗卡紧性能。 本文研究主要工作内容： ( 1 ) 柱塞、缸体和制动器等部件的设计 根据回转马达性能指标、强度要求和空间限制，选取合适的结构形式，并 对回转马达的柱塞、缸体和制动器部分进行设计。 ( 2 ) 相关零件尺寸参数的匹配 西南交通大学硕士研究生学位论文第5 页 运用m a t l a b 软件对相关零件( 缸体、制动弹簧等) 进行计算分析，并对 其尺寸参数进行优化，在保证回转马达性能和稳定性的基础上减小尺寸，节省 材料和空间。 ( 3 ) 柱塞摩擦副应力分析 按照新的计算模型，运用m a t l a b 软件对所设计马达的柱塞副进行三维受 力分析，将所得结果与传统计算方法的结果进行相互比较，分析其异同，找出 造成差别的原因。同时运用m a t l a b 仿真分析几个关键参数对柱塞摩擦副应力 的影响。 ( 4 ) 柱塞摩擦副的泄漏、温升 分析柱塞摩擦副的最大泄漏量和配合公差的关系，以便选取合适的配合公 差。研究柱塞摩擦副油液、柱塞及缸体温升情况，比较不同间隙时的油液温升 情况，为柱塞副间隙的取值提供参考。 西南交通大学硕士研究生学位论文第6 页 第2 章回转马达的运动学和动力学分析 2 1 回转马达的工作原理 a a 图2 - 1 斜盘式轴向柱塞回转马达工作原理 斜盘式轴向柱塞回转马达主要由端盖1 、配流盘2 、缸体3 、柱塞4 、滑靴 5 、斜盘6 、传动轴7 、外壳8 等主要零件组成。端盖1 、配流盘2 、斜盘6 和外 壳8 是固定不动的，柱塞4 和滑靴5 通过球铰副连接，并由返回盘作用使滑靴 和斜盘6 保持面接触。马达工作时，由配流盘进油口进入柱塞腔的高压油作用 在柱塞上，使柱塞通过球铰副将滑靴紧压在斜盘上，从而使斜盘对柱塞产生一 个反推力，其方向与斜盘的法线方向平行。斜盘产生的反推力可分解为与柱塞 轴向平行和垂直的两个分力，其中垂直柱塞轴向的分力会对柱塞产生一个以传 动轴为中心的转矩，并通过柱塞和缸体的相互作用使得二者一起转动。缸体转 动时通过和传动轴的键连接带动传动轴转动，从而输出转矩。 2 2 回转马达的运动学分析 回转马达的主要运动为柱塞在缸孔中的往复相对滑动和缸体的旋转，通过 这些运动马达将液压能转化为机械能，传递力矩对外做功。因此，其运动状态 会影响马达的工作性能和效率，对其进行研究有利于我们了解马达的工作原理 和运行情况，为马达的设计和优化提供相应的数据。 西南交通大学硕士研究生学位论文第7 页 2 2 1 柱塞运动分析 柱塞主要相对于缸体在缸孔中作往复直线运动，下面主要研究其运动时的 位移、速度和加速度。如图2 - 2 所示，在坐标系o x y z 中，假定以y o z 平面 内的点a ( 柱塞最小外伸位置的下死点) 为缸体转角伊的计算起点，在缸体转 过任意角度矽后，柱塞球头中心由彳点移至占点，此时柱塞球头中心在o x y z 坐标系中的坐标为【1 2 】： x = r s i n e p 1 】，= - r c o s ( 2 一1 ) z = r t a n y c o s c p j 1 斜盘2 滑靴3 柱塞4 缸体 图2 - 2回转马达的运动分析 柱塞的往复运动方向为轴向，即图中的z 方向，因此，柱塞在随缸体转过 任意角度p 后的速度，为： 1 ，= g - z = w r t a n y s i n 驴 ( 2 - 2 t a n ：y s mz - z ) 1 ，= 一= ， 口z 式中w 一缸体转动角速度( r a d s ) ； 足一柱塞孔在缸体中的分布圆半径( m ) ； 矽一缸体转角( 。) ； f 一时间( s ) ； 7 一斜盘倾角( 。) 。 柱塞相对缸孔的运动加速度口为： 西南交通大学硕士研究生学位论文 第8 页 _ _ _ l _ - _ _ _ _ - _ _ _ - _ - - _ l _ - _ _ l - l _ l _ _ _ i l _ _ - _ - _ _ _ - i - = a v = w 2 rt anaw l , a 1 1y c o s 驴( 2 3 )= 7缈 厶u 7 次 显然，0 9 o ，表明柱塞运动方向为z 轴正向，即柱塞外伸， 此时柱塞处于进油区：刀 矽 2 万时，v 0 ，柱塞运动方向为z 轴负向，即柱 塞回伸，此时柱塞处于排油区。 2 2 2 滑靴运动分析 将坐标系o x y z 绕x 轴转过7 角后即为坐标系o x i y i z j ( 即o x l y l 平面与 斜盘平面重合的坐标系) ，将坐标系o x y z 映射到o x l y l z l ，则可得a 、b 对应 的点为a 。、b ，其坐标转换关系为： 墨= x = r s i n 1 y：上：-rcostp- (24)i z l = c 0 0 吖吖j z 1 =1 可以看出，在坐标系o x ，kz 1 中，球头中心的轨迹为o x 。k 平面( 即斜盘平 面) 内的一椭圆，其长轴为l ，短轴为r ，对应转角伊的矢径p 为： = r 4 1 + t a n 2 y c o s 2 ( 0 ( 2 - 5 ) 矢径p 与轴( 即椭圆长轴) 的夹角为旯，则 五= t a n 1 冉) = t a n 1 ( t a n ( 0 c o s 2 ) ( 2 6 ) 一j l 滑靴在o x r l 平面( 即斜盘平面) 内绕点o 旋转的角速度w l 为： w l = 塑= f 粤1 w ( 2 - 7 ) w 1 = 一= x 了一w 1 a r t c o s 2 缈+ s m 2 呼a c o s 。7 滑靴在o x 。平面( 即斜盘平面) 内与椭圆轨迹相切的线速度为： v ，= 眺= 等o s 薏s 器i n c o s 肌 ( 2 书) c 够十缈7 由图2 2 可知，柱塞随缸体转动一周时，进排油各一次，其往复运动的最 西南交通大学硕士研究生学位论文第9 页 大行程为：2 r t a n ，则马达的排量为： = 笙2 r t a n 7 z ( 2 - 9 ) g 肪= 4 t 锄7 z 2 2 3 瞬时流量和脉动 单个柱塞的瞬时理论流量为： ， g f = 车v ，= 车r w t a n y仍(2-10)(wtany s mg f = _ v ，= -仍 斗崎 马达有多个柱塞，在某一瞬时，有些柱塞位于进油区，有些柱塞位于排油 区。它们的转角各不相同，其瞬时流量等于进油区各柱塞的瞬时流量之和或排 油区各柱塞的瞬时流量之和，本文选取进油区进行研究计算，则瞬时流量为： 吼= 等u = 等r w t a n y s i n 仍( 2 - 1 1 ) 下面确定进油区的柱塞个数，设0 矽 万时为进油区，刀 缈 = 差尺w ? 廊c 聊争附c 埘叫争 旧 将式( 2 - 1 2 ) 和( 2 - 1 4 ) 代入式( 2 - 1 5 ) 后可得： 狐缈詈叭。= 和t 狮y 譬； zq 孔 ( 2 - 1 6 ) 当等叭，：等太w 伽y 掣字； zzq 2 z 最大瞬时流量为： ( 一= 等肌号； ( 2 - 1 8 2 z 西南交通大学硕士研究生学位论文第11 页 最小瞬时流量为： ( 诚。= 等r w 号； ( 2 1 9 ) t a n 。 2 z 由式( 2 - 9 ) 可得马达平均流量为： ( g ! ) 嘴= 彘= 丢等2 r z t a n y ( 2 - 2 0 ) 厶hlw厶h 则马达瞬时流量不均匀系数为： 覆= ! 丛登二亟2 也一旦t a n 旦 ( 2 2 1 ) 9 ( g 。) 嘴 2 z4 z 由式( 2 1 6 ) 和( 2 1 7 ) 可做出奇数柱塞马达瞬时流量吼和转角缈的关系 图，如图2 3 所示： s 嘲i 嫣 蓉 溢 柱塞转角 伊 图2 - 3 柱塞马达瞬时流量和转角的关系 由图2 - 3 可知，奇数柱塞马达的周期丁：三，其流量脉动频率 厂= ；= 詈= 百2 n z ，显然流量脉动频率与转速以及柱塞个数z 有关。 由式( 2 2 1 ) 可知，流量不均匀系数也与柱塞个数z 有关。二者关系如表 2 = 1 所示： 表2 1 柱塞马达流量不均匀系数与柱塞个数的关系 z 5791 11 3 磊( ) 4 9 82 5 31 5 31 0 2o 7 3 西南交通大学硕士研究生学位论文第12 页 由表2 - 1 可以看出，随着柱塞数的增加，流量不均匀系数减小。但柱塞数 超过9 以后，流量不均匀系数的变化效果并不十分显著。且柱塞数增加会加大 马达的结构尺寸，因此，我们一般选用7 9 个柱塞。 以本文所设计的马达参数为例，柱塞个数为9 ，其瞬时流量如图9 - 4 所示： _ 、 妄 e ) 、， 咖 嫣 苔 蓝 蚓 日r 图2 - 4 马达瞬时流量 分析图2 4 可知，马达的瞬时流量呈现周期性的波动现象，其脉动周期为 2 0 0 ，最大瞬时流量7 4 6 3 5 l m i n ，最小瞬时流量7 3 5 0 3 l m i n ，由式( 2 2 0 ) 可 得平均流量为7 4 2 5 8 5 l m i n ，流量不均匀系数1 5 2 ，回转马达流量脉动的幅 值为1 1 3 2 l m i n ，周期为o 0 0 2 s ，频率为5 0 0 ，与前面的分析一致。 2 3 回转马达的动力学分析 回转马达的动力学分析可以帮助我们了解马达运转过程中各部件的受力情 况，从而为各零件的强度要求、磨损情况、润滑研究和使用寿命等提供依据。 马达的主要受力构件有柱塞、滑靴、缸体、配流盘、轴等，即马达的三个主要 摩擦副：柱塞一缸体摩擦副、缸体一配流盘摩擦副和滑靴斜盘摩擦副。此外， 轴也承受较大的弯矩和扭矩。下面将对上述构件的受力进行分析。 2 3 1 柱塞受力分析 为便于分析计算，通常把滑靴和柱塞作为整体考虑，称为柱塞组。柱塞随 西南交通大学硕士研究生学位论文第13 页 缸体旋转一周的过程中，先后经过高压油区和低压油区，其受力较为恶劣情况 的主要发生在高压油区，因此，主要分析高压区柱塞的受力情况。 上死点b上死点b j 。l y 、 下死点口胆 图2 - 5 柱塞位置简图 f p 0 图2 - 6 柱塞受力简图 如图2 5 所示，以柱塞外伸长度最短时的位置( 即下死点口) 作为柱塞 转角的起点，柱塞随缸体转过角度矽后移至c 点，此时柱塞的受力情况如图2 6 所示，柱塞在工作时受到的作用力如下： 1 ) 柱塞底部油液压力耳 耳= 车只 ( 2 2 2 ) + 式中只一油液工作压力( p a ) ； d 一柱塞直径( 面。 2 ) 斜盘的支撑反力n 3 ) 缸体对柱塞的侧向力e 、e 侧向应力分布如图2 - 6 所示，其合力分别为e 、最，长度分别为z ，、z ：。 4 ) 柱塞的轴向惯性力ee = m ：r w 2 t a n 7 c o s q ， ( 2 2 3 ) 式中m 一柱塞质量( k g ) ； 尼一柱塞分布圆半径( m ) ： 西南交通大学硕士研究生学位论文第14 页 m 一缸体旋转角速度( r a d s ) ： 7 一斜盘倾角( 。) ： 缈一柱塞转角( 。) 。 5 ) 缸孔与柱塞间的摩擦力0 。、乃： 乃。= 饵 f f i = 归l 式中厂一柱塞与缸壁之间的摩擦系数。 根据柱塞的力平衡可得： n c o s y + f n ff 2 七f 1 一fp = 0 n s i n 2 一互+ e = 0 根据力矩平衡可得： 鼻( 三一，+ 3 ) 一e ( 一，2 3 ) + 乃l d 2 一乃2 d 2 = 0 根据应力相似三角形原理有：鼻疋= ，。2 ，：2 柱塞与缸壁的接触面长度为：，= ，。+ 乞 联立解式( 2 - 2 2 ) 至式( 2 - 3 0 ) 可得： ( 2 - 2 4 ) ( 2 - 2 5 ) ( 2 - 2 6 ) ( 2 - 2 7 ) ( 2 - 2 8 ) ( 2 - 2 9 ) ( 2 - 3 0 ) = ( c 一朋：r w 2t a n 7 e o s 呼a ) c o s 7 + ( k + 1 ) f s i n 7 ( k - 1 ) 正= k n s i nr ( k - 1 ) 最= n s i n y l ( k - 1 ) ( 2 3 1 ) ，l = l ( 6 l 一2 1 + 3 f a ) 6 ( 2 l j + ) 1 2 = i ( 6 l 一4 l + 3 f d ) 6 ( 2 l - i + f a ) 式中 后= 2 2 1 2 2 2 - 3 2 缸体受力分析 缸体常采用的“自位式 结构，实际上是靠缸体的浮动和平衡来维持它与 西南交通大学硕士研究生学位论文第15 页 配流盘之间的合适油膜厚度，以取得较好的容积效率和机械效率，同时保持较 好的密封效果，延长缸体的使用寿命。因此，缸体的受力状况十分重要。 作用在缸体上的作用力有：缸体重力；柱塞作用力，包括由斜盘产生的推 力和摩擦力；径向支撑力( 由轴的支撑作用产生) ；配流盘的推力和摩擦力等。 现主要对其中较大的作用力进行分析如下。 1 ) 斜盘对缸体的作用力 斜盘产生的推力和摩擦力通过柱塞传递到缸体上，斜盘推力使柱塞产生 侧向力量、e 和摩擦力，、，这些力由柱塞离心力、返回弹簧力和油压 力等引起。由于离心力、弹簧力相比油压力较小，不是主要因素，为简化问题， 现只考虑油压只所引起的斜盘反力。对缸体的作用力和力矩。 对应图2 - 6 所采用的坐标系，对各坐标系投影和的平均值为： ( 以) ，= 0 ( 2 3 2 ) ( 吼= 等圮 阻3 3 ) ( k ) ：= 等z 咖危 ( 2 3 4 ) n p 对各坐标轴的力矩之和朋k 、和_ ? 分别为： = 等e 尺羔i = 1c 。s 附2 ( ) 争等e r 协2 嘻c o s 缈+ 2 ( ) 予 = 一等只r t a n 嘻s i n 附2 ( h ) 考】 = 等e r 羔i = lc 。赫2 ( h ) 予 ( 2 - 3 5 ) ( 2 - 3 6 ) ( 2 - 3 7 ) 式( 2 3 6 ) 中加负号表示力矩方向为y 轴负方向，将式( 2 - 3 5 ) 、( 2 - 3 6 ) 、 ( 2 3 7 ) 参照式( 2 1 3 ) ( 2 - 1 7 ) 的方法进行变化可得： 西南交通大学硕士研究生学位论文第16 页 同理可得： m = m = m = 笙p 兰：竺二墨1 8 5 c o s 27 咖至 2 z 3 万 丝p 土兰：竺二型 8 3c o s 27 s i n 三 笙p r c o s ( c - - - 丝- x ) 8 6 万 2 z 堑p r 竺壹 8 4 万 ( o 缈至) z 仁缈望) z z ( o 驴至) z 仁缈望) zz - 等只r 伽y c o s ( c 手- 歹r ) 一和协7 譬 ( 2 - 3 6 ) ( 2 - 3 7 ) 2 ) 配流盘与缸体间流场的作用力 缸体旋转时，部分油液从腰形配流窗口渗入配流盘与缸体之间的缝隙中， 形成油压反推力，这些泄漏的油形成一次很薄的油膜，有效地改善二者之间的 摩擦，因此，二者之间的摩擦力一般可忽略不计。 当从配流孔流入缸体与配流盘问的圆盘状间隙中的流体呈径向层流时，如 图2 - 7 所示，泄油槽中压力可近似看作零，则任意半径r 处的油液压力为： r ，r ，时，只：皇竺堕只 。 l n r 2 一i n r l 。 r 2 ，r 3 时，b = 只 o oq u 2 、， z 一 马z 垒z 一 一 缈 缈 一 一 ，l _ ， 至z 西南交通大学硕士研究生学位论文第17 页 r s ，r 4 时，b = 面i n r 忑4 - i 面n r 只 l 一配流窗口2 、3 一泄油槽 图2 - 7 缸体与配流盘间的油压力 配流盘的配流窗口分为高压区和低压区，缸体配流窗口和配流盘的配流窗 口相接，则缸体与配流盘间油压力的范围角如图2 - 8 所示： 排 口 1 柱塞窗孔2 配流窗孔 图2 8 配流盘上油压力的范围角 缸体与配流盘问的作用力主要是高压区油液对缸体的推力，而低压区接回 油口，压力相对较小，可忽略不计。设缸体所受油液压力场的范围角妒。，则缸 一 西南交通大学硕士研究生学位论文第18 页 。- l - _ i _ _ - _ _ l _ - _ _ _ - - _ l _ 一 l _ l： 体叟剑阴徊液推力为： m = r ” el n r - l n r , _ 只砌+ e 只砌+ 焉, 。n l n r r 4 4 乩- l i l r t _ e 胁p 缈( 2 3 9 ) 式中一西。的起始角( 。) 。 矿一矽。的终止角( 。) 。 积分上式，并用多p 代替( ) ，得： n f - - - 到4l 丛i n ( r 4 r 3 ) l n ( r r 一赫l n ( r r 卜 ( 2 _ 4 。) ：，) i 5 。 、7 西南交通大学硕士研究生学位论文第19 页 第3 章回转马达的设计 3 1 回转马达结构形式的选择 斜盘式轴向柱塞马达的结构按照缸体的支承方式可分为两种：轴承支承缸 体和轴支承缸体。前者由轴承来支承缸体，设计时可使斜盘作用在柱塞上侧向 合力的合力点通过轴承中心平面，由轴承作为缸体的支点，因此传动轴只需传 递扭矩，而不传递弯矩，有效地保证了缸体和配流盘之间接触良好，同时轴只 需满足扭矩强度要求，设计成半轴式或通轴式都可。后者对轴的要求较高，传 动轴不仅要传递扭矩，还要承受柱塞侧向力产生的弯矩，因此对轴的要求较高， 只能设计为通轴式结构。不过这种结构相比前者来说，结构更为简单、轻便， 可应用于安装空间较小的场厶【m 1 。 斜盘式轴向柱塞马达的柱塞数一般取为7 9 个。其中轴承支承缸体结构的 传动轴只传递扭矩，轴径可稍微小点，柱塞分布圆直径也可以选得较小，因此 一般取为7 个。而轴支承缸体的机构，传动轴受扭矩和弯矩作用，强度要求较 高，因此轴径相对取得要比前者大，相应的柱塞分布圆直径也增大，为了充分 利用分布圆尺寸空间，一般采用9 个柱塞。 本文所设计的马达应用对象为6 t 的小型挖掘机，回转马达的体积不可太 大，根据上述两种结构的特点可知，选用轴支承的机构较为合理。 3 ：2 回转马达设计的目标参数 根据柱塞马达的工作环境、性能和技术要求等，初步确定其设计的主要性 能目标参数如下： 1 ) 额定工作压力2 4 m p a 2 ) 额定排量4 3 5 m l r 3 ) 额定转速1 7 0 0 r m i n 斜盘式轴向柱塞马达芯部结构的关键尺寸参数包括柱塞直径西柱塞分布圆 半径尼斜盘倾角7 。在马达基本参数确定的情况下，该三个尺寸的选择决定马 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 0 页 达工作时各零件的受力状态和运动情况。对于轴支撑缸体的斜盘马达，由于其 工作状态与柱塞泵基本可逆，因此设计也具有相似性，参考柱塞泵的设计经验 可知，轴支撑的缸体结构中，斜盘倾角通常可取y = 1 5 0 1 8 0 。根据经验公式， 柱塞直径和柱塞分布圆推荐按以下关系选取f 1 2 】： k 。= 旦= 0 5 0 8 ( 3 1 ) ” 2 燃 式中产柱塞数 屉一柱塞分布圆半径( m ) ； 扣柱塞直径( m ) 。 马达压力高，力取偏小值；缸体材料强度高，幻取较大值。此外，k 的取 值还应考虑使滑靴外径充分利用分布圆直径的尺寸空间。 由第二章式( 2 _ 9 ) 可知，斜盘马达的理论排量为： q 曲= 乃- - ，、- d 2 r zt a ny ( 3 2 ) 将式( 3 - 1 ) 代入式( 3 - 2 ) ，得： = d 3 2 2 t a n7 q(33)th = 矿 u 1 将式( 3 3 ) 变换有： d = 鼯 ( 3 - 4 ) 本文所设计柱塞马达为通轴式，选用轴支撑缸体的结构，其柱塞个数取为9 个，以配流盘配油，考虑到扭矩、转速和强度要求，斜盘角初步取为1 7 6 0 。 3 3 柱塞设计 由于马达运转时不可避免地会出现泄漏，因此，在设计计算时，可适当增 加排量值，本文取q t h - = 4 4 m l r ，将各参数代入式( 3 4 ) 中，可得：a b - _ 1 5 1 1 7 7 m m ， 按液压元件常用柱塞外径系列参数中的数值进行圆整后取d = - 1 8 m m 。 由式( 3 2 ) 可知柱塞分布圆的半径为： 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 1 页 r = ；l( 3 5 ) 翮。z t a n 7 同理，将式( 3 - 5 ) 代入各项参数可得：r = 3 0 5 m m 。 柱塞最小留缸长度如与马达工作压力有关，高压比低压需要较大的留缸长 度，因为高压时侧向力较大，适当增加长度可避免柱塞和缸孔的侧应力过大。 一般有： e 2 0 m p a 时，t o = ( 1 4 1 8 ) d ( 3 6 ) 只3 0 m p a 时，如= ( 2 0 2 5 ) d ( 3 7 ) 本文所设计马达工作压力只为2 4 m p a ，取l o = 1 8 d = 3 2 4 m m 。 柱塞最小外伸长度、行程、长度、球头直径按经验公式有： ，l i l l = 0 2 d ( 3 - 8 ) s = 2 r t a n7( 3 - 9 ) l = t o + ，+ s ( 3 1 0 ) 4 = ( 0 7 o 8 ) d ( 3 1 1 ) 依次代入相关参数，可求得最小外伸长度为3 6 m m ，行程2 2 4 m m ，柱塞长 度5 8 4 m m ，球头直径1 3 6 m m 。 柱塞相关尺寸如图3 - 1 所示，为使柱塞球头不遮住滑靴的注油孔( 设该注 油孔的直径为以) ，应满足： d 2 d ls i n 7 + 比 ( 3 1 2 ) 为避免挤压应力过大，满足下式： = 等e c r q 式中 卜一滑靴材料的许用比压 图3 - 1 柱塞的相关尺寸 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 2 页 3 4 马达传动轴直径的估算 根据设定的排量，可由泵轴的传动力矩估算其直径比，以便进一步设计缸 体的相关尺寸。 吒= 式中g 埔一马达的理论排量( m 3 r ) ； 一驱动轴所用材料的许用剪切应力( p a ) ； 只一马达的额定压力( p a ) ； 刁。一马达的机械效率，一般为o 9 o 9 2 1 l 】。 代入相关参数，计算后取d a = 2 5 m m 。 3 5 缸体设计 ( 3 - 1 4 ) 在进行缸体设计时，应在满足缸体工作强度要求的前提下，选择合理的尺 寸参数以尽量减少其体积，从而最大程度的节省空间。本小节首先对缸体的模 型进行分析，建立起以体积为目标函数的优化模型，运用m a t l a b 的优化函数 确定影响缸体体积的两个关键尺寸参数。 图3 - 2 缸体结构简图 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 3 页 3 5 1 缸体设计参数分析 图3 - 2 是斜盘型轴向柱塞马达缸体结构简图。由图可知缸体体积为： v c = 等 ( d 2 一d 1 2 ) ( ，+ ) 一列2 - z s o t ( 3 1 5 ) 斗 式中圪一缸体体积( m 3 ) ，i d 一缸体外径( m ) ； 反一缸体中心孔直径( m ) ； ，一缸孔长度( m ) ； ，。一缸孔底部厚度( m ) ； d 一柱塞孔直径( m ) ； 氐一吸排油口面积( m 2 ) ； z 一柱塞数。 由泵的排量要求有： = t t r d _ 2z 厂t a n 一7 式中 g 聃一泵理论排量( m 3 r ) ； 7 一斜盘倾角( 。) r 一柱塞孔分布圆半径( m ) 。 由式( 3 1 6 ) 得： r = 毒址 x d 2 z t a n y 缸体各设计参数的关系如图3 - 3 所示： 图3 3 缸体尺寸关系 ( 3 - 1 6 ) ( 3 - 1 7 ) 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 4 页 由图3 -