毕业设计论文高压变量液压马达设计

1、目录1 绪论 .21.1 液压技术及其发展趋势.21.1.6 液压 cad 技术.41.2 液压马达及其发展趋势.41.3 国内外液压马达研究对比.61.3.1 国外液压马达研究的先进技术.61.3.2 国内液压马达的发展现状.81.3.3 国内外液压马达的对比.92 高压马达原理设计 .92.1 斜轴式液压马达概述.92.2 斜轴式柱塞泵/马达的分类.102.3 斜轴式柱塞马达工作原理.112.4 典型结构与工艺要求 .112.4.1 典型结构 .112.4.2 工艺要求.132.5 产品介绍.143 高压马达的主要零部件设计计算.1631 斜轴式轴向柱塞泵的运动学分析 .1632 柱塞的运

2、动学分析 .173.3 斜轴式轴向柱塞泵的排量 .183.4 奇数柱塞的瞬时理论流量.193.5 斜轴式轴向柱塞泵的受力分析 .213.6 主要零部件的设计计算 .213.6.1 柱塞结构设计计算及选材.223.6.2 缸体结构设计计算及选材.243.6.3 配流盘结构尺寸设计.253.6.4 传动轴结构尺寸设计.282.6 液压马达的性能参数 .294 tjvm5 高压马达使用需知.3141 安装需知 .3142 动力传递需知 .3143 液压油使用需知 .3444 启动和运行注意事项 .355 结论和展望 .365.1 结论.365.2 展望.36参考文献 .37谢辞 .38高压变量液压马

3、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 d

4、eveloped, 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 solidwo

5、rks 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 hy

6、draulic motors, solidworks, high pressure self-control1 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

7、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

8、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

9、：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

10、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

11、，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

12、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

13、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

14、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-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

15、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

16、。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

17、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

18、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

19、 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

20、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

21、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

22、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

23、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

24、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

25、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

26、、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

27、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

28、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

29、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

30、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

31、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

32、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。国外目前的液压马达研制技术已经相当成熟，而与此同时

33、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

34、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 402)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

35、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/马达主要有 a2f 系列定量泵/马达和 a2f6.1 型定量泵/马达；斜轴

36、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 1510、12、23、28、45、55、63、80、107、125、160定量可以作泵，也可以作马达。直柱塞，倾角为 25a2f6.1 型定量泵/马达结构 6.1i 系列：12、23、28、56、80、107、260ii 系列：16、32、45、63、90、125、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 1228、55、80、107

37、、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 725a7v 变量泵结构20、28、40、55、58、8恒功率变量在开始系统中作15.10、107、117、160、250、355、500恒压变量液控变量电控比例变量手动变量变量泵用。直柱塞，摆角为 725 和018 两种a8v 变量双泵结构 1528、55、58、80、107125、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 725z*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，

38、变量泵可双向变量，额定压力为16mpa，最高压力为 35mpa2.3 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

39、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

40、。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

41、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

42、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

43、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图 2-3 tjvm4ha1tjvm 型斜轴式轴向柱塞变量马达一般用作马达，但在闭式

44、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 型马达剖面图图 2-6 tjvm5-ha1 型

45、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

46、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

47、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） ddddddtdtdtdd ddtddt 式中 传动轴的角速度； 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

48、柱塞相对缸腔轴向运动的4瞬时速度可近似写成 （3-3） iirvsinsin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00iv20iv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

49、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2sincosiiidvardt22sin42vd zsd zr22sinsin44iiiqd 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

50、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1z20m于排油区，则以下几个柱塞距上死点的转角分别为，212，。因此式（3-8）可写为) 1(21ii) 1(21mm（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111sin(1)sinsin21sinmimmi211sinsin2(1)4mshiqd

51、 ri22z22sinsinsinsin44shiiqd rd r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，流量不均匀系数减小。然而，当柱塞数较大时，的减小并不显著。为了尽qq量减小结构，选择 z=7。3.4 奇数柱塞的瞬时理论流量对于柱塞数为奇数的泵，当时，10可得 （3-12） （3-13）此时，斜轴泵的瞬时理论流量为（3-14）对于柱塞数为奇数的泵，当时，可得21（3-15）（3-16）此时，斜轴泵的瞬时理论流量为（3-17）最大瞬时流量为1(1)2mz111cos()2sin212sin2mii111sin()2cos212sin2mi

52、i12cos()2sin42sin2shqd r1(1)2mz1113cos()2sin212sin2mii1113sin()2cos212sin2mii123cos()2sin42sin2shqd r(3-18)最小瞬时流量为(3-19)此时的流量不均匀系数为(3-20)对于奇数柱塞的泵而言，流量脉动频率为(3-21)表 3-1 轴向柱塞泵流量不均匀系数与柱塞数的关系z5678910111213(%)q4.9814.032.537.81.534.981.023.450.733.5 斜轴式轴向柱塞泵的受力分析由于斜轴式轴向柱塞泵的结构和斜盘式轴向柱塞泵的结构不同，所以受力情况也不完全一样。在斜

53、盘式轴向柱塞泵中，柱塞受到很大的径向力，此径向力造成缸体和柱塞间的磨损。为减少磨损，斜盘式轴向柱塞泵的斜盘倾角一般不超过 20 。而在斜轴式轴向柱塞泵中，柱塞与缸体之间的径向力由两部分组成：其一，为了驱动缸体以克服摩擦力，柱塞传给缸腔的切向力（仅驱动柱塞有此力） ；其二，由于柱塞轴线与缸腔轴线存在夹角，液压力产生径向分力1。假如驱动柱塞在高压区，上述两个力同时存在，柱塞对缸体的正压力12tan)4(pdf 为两者的合力。为了减小液压力的径向分力，必须减小。的最大值为柱塞的半锥角，f11一般，所以并不大，且缸体转动所需克服的摩擦力矩也不大，因此斜轴泵中柱42f塞与缸腔间的径向作用力比斜盘泵小得多

54、。斜轴式轴向柱塞泵中的传动轴法兰起着斜盘式轴向柱塞泵中斜盘的作用。由于柱塞与缸腔之间的倾角，可以近似认为传动轴法兰盘上受到柱塞球头的作用力与缸体轴421线平行。这样，传动轴法兰盘上的手里情况与斜盘泵中的斜盘相同。与斜盘式轴向柱塞泵不一样的是传动轴法兰盘必须绕自身轴线旋转。因此，法兰盘上柱塞作用力的轴向分力的合力由传动轴上的圆锥滚子轴承来承受，。式中为处于高压区的柱塞数。偶cos)4(2pdzfaxz数柱塞时，；奇数柱塞时，。计算传动轴上的止推轴承时，为了安全起2zz 2) 1( zz见，可取。2) 1( zz各个柱塞对法兰盘的作用力在传动轴上的径向分力为。传动轴上sin)4(2pdzfrad2

55、maxsin()8sin2shqd r2minsin()4tan2shqd rmaxmin()()tan24shshqtqqqzz26030qnznzf 的径向力也由传动轴上的圆锥滚子轴承承受。随着倾角的增加，法兰盘上的轴向分力减小，径向分力增加。但对于斜轴式轴向azfradf柱塞泵来说，承受轴向分力的轴承负荷较重，设计较困难；承受径向分力的轴承负荷相对较轻，较易选用。因此，增加倾角并不会造成轴承设计、选择的困难。3.6 主要零部件的设计计算高压马达的性能和寿命在很大程度上取决于主要零部件的材质、热处理方法和加工质量，其中尤其以选用合理的摩擦副材料最为重要。随着表明处理技术的不断发展和完善，液

56、压马达的用材出现了多元化的趋势。已知马达工作参数：最高工作压力，最大流量，马达最高转速可达31.5mpa120minl，弯轴角。马达最大排量可由下式算得rpm5500257maxv(3-22)3.6.1 柱塞结构设计计算及选材a6vm 高压马达采用圆锥型柱塞（锥角） ，其头部结构为球头形式，并使用回程42板与传动轴法兰盘进行面接触，因而接触应力小，能承受较高的工作压力。液压油还可以通过主柱塞中心孔及传动轴中心孔，沿滑平面泄露，从而保证传动轴与轴承等配合零件之间有一层油膜润滑，减少摩擦和磨损。柱塞做成锥形结构，其结果是简化了工艺结构、降低了加工成本、并随之而来地减小了体积和质量 图 3-3 柱塞

57、结构及主要尺寸1柱塞直径、柱塞分布圆半径和柱塞数drz这三个参数互相制约、且与结构类型有关。在保证性能、强度、刚度的前提下，通常用绘制草图法，试算出最紧凑的结构尺寸，并考虑有较好的工艺性。本文所设计的柱塞马达为半轴型，所以取柱塞数，这样能使马达结构较为紧凑，且减小流量脉动。7z(1) 柱塞分布圆半径maxmaxmax120min21.625500qlvml rnrpm(3-23)式中 马达排量（） ；v21.62vml r 柱塞数（） ；z7z 弯轴角（） 。257确定后，根据斜轴马达排量公式r(3-24)得到柱塞直径（缸腔直径）(3-26)（2）柱塞长度及锥角通常情况下，柱塞锥角，在此取。4

58、23由于柱塞圆球中心作用有很大的径向力，为使柱塞不致卡死以及保持有足够的密封长度，应保证最小留缸长度。最小留缸长度与马达的工作压力有关，由于马达最高工作压力可达0l0l，所以按照公式。31.5mpadl)5 . 20 . 2(0柱塞长度应等于柱塞的最小留缸长度、最小外伸长度和最大行程l0ldl2 . 0之和。即maxmaxsin2rs(3-27)（3）柱塞球头直径与1d2d球头直径，依经验取1d1(1.05 1.15)16ddmm 为使柱塞球头不遮住传动轴法兰上的油孔，取。mmd42（4）活塞环密封槽 柱塞上开有的槽用来安装活塞环密封圈，以防止柱塞锥度可能引起的高压油及低压油的泄露。其尺寸为深

59、度、宽度、间距。mmh1mmb5 . 1mmt5 . 3（5）柱塞材料的选择柱塞的材料选择需要与缸体组合考虑，在高压大流量马达中多采用柱塞为硬质材料，缸体软质材料的组合目前，缸体多数是双金属缸体。外面是优质钢，而与柱塞相配合的孔及与配流盘相配合的球面是铜层，铜层是铸上的铜合金。因此工艺要求是：（1）铸造的铜合金要符合设计的化学成分和机械性能；33333max7 21.62 1021.37221.125tan1.125 3.14tan25zvrmm。max22 21.6214.5sin7 22 sin25vdmmzr 2max2 sin4vd zr0maxmax2 sin(2.2 2.7)2 s

60、in55lllrdrmm （2）铸造铜层不能有砂眼、疏松、严重偏析等缺陷；（3）铜层与母材结合要牢固，不能有起层现象；（4）缸体与柱塞配合的孔的尺寸公差、圆柱度、表面粗糙度以及七孔分布圆直径公差及等分角度公差等都要达到设计要求；（5）与配流盘相配合的球面其球径及球面度、跳动、粗糙度等要达到设计要求。综上选用柱塞材料为 18crmntia。3.6.2 缸体结构设计计算及选材缸体结构如图 3-4 所示：图 3-4 缸体结构及其主要尺寸（1）缸腔分布半径r根据前文分析知，缸腔分布圆半径（柱塞分布圆半径）。22rmm（2）缸体强度计算及内外径、1d2d为保证缸体在温度变化和受力状态下各个方向的变形量一