NJM-G4內曲線徑向柱塞式液壓馬達設計（全套含CAD圖紙）,NJM,G4,曲線,徑向,柱塞,液壓,馬達,設計,全套,CAD,圖紙 目 錄 摘 要 iii Abstract iv 緒 論 1 第一章 概述 3 第一節(jié) 內曲線馬達的展望 3 第二節(jié) 多作用內曲線徑向柱塞式液壓馬達的工作原理及結構 3 第三節(jié) 型號意義 5 第二章 主要參數(shù)的選擇和計算 6 第一節(jié) 液壓馬達的主要性能參數(shù) 6 第二節(jié) 基本結構參數(shù)和結構尺寸的選擇計算 7 第三章 導軌的設計 15 第一節(jié) 導軌曲線的設計 15 第二節(jié) 繪制導軌曲線 17 第三節(jié) 保證導軌接觸應力要求的條件及導軌壽命的計算 19 第四節(jié) 滾輪不脫離導軌的條件 21 第四章 柱塞副的設計 23 第一節(jié) 柱塞副的結構型式及其特點分析 23 第二節(jié) 橫梁傳力的接觸比壓 24 第三節(jié) 橫梁的強度計算 25 第五章 滾輪的設計 30 第一節(jié) 滾輪結構的選擇設計 30 第二節(jié) 滾輪的壽命計算 30 第三節(jié) 滾輪外圈的強度計算 31 第六章 柱塞的結構與設計 33 第七章 “切缸”現(xiàn)象及其消除 34 第八章 缸體的設計 35 第一節(jié) 缸體的受力分析 35 第二節(jié) 缸體的強度計算 35 第三節(jié) 缸體結構分析 37 第九章 配流軸的設計計算 38 第一節(jié) 配流軸的結構分析 38 第二節(jié) 配流軸的設計 39 第三節(jié) 配流軸套的變形計算 42 第十章 輸出軸校核 43 第二節(jié) 軸強度校核 43 第十一章 選材與制造工藝 45 第一節(jié) 配流軸 45 第二節(jié) 缸體 ４５ 第三節(jié) 柱塞 46 第四節(jié) 橫梁 ４６ 第五節(jié) 滾輪 ４６ 第六節(jié) 導軌 47 第十二章 效率計算 48 第一節(jié) 容積損失與容積效率 48 第二節(jié) 流體壓力損失與水力效率計算 50 第三節(jié) 機械摩擦損失及其效率計算 52 總 結 53 參考文獻 ５４ 外文文獻 55 中文譯文 ５７ 致 謝 60 NJM-G4內曲線徑向柱塞式液壓馬達的優(yōu)化設計 摘 要 內曲線徑向柱塞式液壓馬達是一種多作用低速大扭矩液壓馬達。它主要由以下幾個基本部分組成：轉子缸體、柱塞滾輪組、多段曲面的定子導軌、配油軸等。本設計中遵從泄露少、效率高、脈動率小、壽命高、尺寸小等原則，對馬達的各項參數(shù)進行了優(yōu)化選取，以及對所選結構尺寸和材料進行了接觸應力、剛度、疲勞極限等指標的校核，最后對各項效率進行計算校核。 在本次設計過程中，柱塞滾輪組、導軌、配油軸的設計是重點。本論文介紹了內曲線馬達的結構，工作原理，特點，及要求，對內曲線馬達作了分析和介紹，詳細記述了這種馬達各部件計算方案。 ? 關鍵詞： 內曲線馬達 組成　　要求　　計算 NJM - G4 curve in optimal design of radial piston hydraulic motor Abstract Incurve hydraulic pressure motor of radial plunger is a type of multiple acting, low gear and high pulling torque one. It is mostly composed of hereinafter several basal parts: rotor cylinder block plunger roller train、plunger trolley team、stator idler puller of multiple camber、oil distribution shaft, and so on. Obeying principle of less babble、high efficiency、less pulsation rate、extended life、small in size, I optimized select several parameter of motor, and check the target of contact stress、rigidity、endurance limit belong to selected fabric dimension and material. Finally, I counted and check several efficiency. In the devise, the design of cylinder block、plunger trolley team、idler puller、oil distribution is pivot. The discourse introduce fabric、stamp、working principle、strait、intent and appeal of incurve motor, analysis or introduce strictly it, and record particularly account project any assembly of motor. Keyword: incurve motor compose appeal account iii 緒 論 內曲線多作用徑向柱塞式低速大扭矩液壓馬達的發(fā)展始于20世紀50年代。20世紀50年代初，法國Samm公司研制的多作用內曲線徑向柱塞式液壓馬達，首先應用于液壓隨動系統(tǒng)，該馬達的額定壓力為10 MPa，隨后該公司在研制過程中又改進了帶配流軸的M10型液壓馬達并研制了多種型號，在此基礎上還研制了帶端面配流結構的M20型液壓馬達。 瑞典的Hagglunds公司于20世紀50年代著重研制了滾輪傳力結構的多作用內曲線徑向柱塞式殼轉馬達，隨著研究的深入，此馬達有了很大的發(fā)展，對排量為4．7 L／r的液壓馬達，在1961年～1981年期間，其壓力增加了3．2倍，轉速增加了4．76倍，功率增加了15倍。70年代中期，該公司又研制了柱塞傳力結構馬達，橫梁貫穿于柱塞，結構緊湊，外形尺寸小了很多。80年代以來，為適應煤礦機械的需要，研制了額定壓力為31．5 MPa的MA 系列軸轉馬拉松液壓馬達，并使其綜合性能得到了較大的提高，而且延長了壽命。 法國Poclain公司從20世紀50年代起研制了為挖掘機配套的橫梁傳力結構馬達，60年代批量生產G1系列，70年代生產G2系列，所研制的端面配流的內曲線馬達，年產量在1萬臺以上，80年代又研制了殼轉型G3系列車輪馬達；以后，為適應主機和提高低速大扭矩液壓馬達的性能要求，Poclain公司發(fā)展了多作用端面配流的內曲線液壓馬達。其額定壓力為30 MPa，該公司最近又開發(fā)了端面配流的車輪馬達，進一步改善提高了馬達性能。 英國的Renold公司20世紀70年代研制了柱塞傳力滾輪式軸轉馬達HM系列，Et本住友公司1967年開始研制內曲線馬達，并于1970年完成RB型液壓馬達系列的研制；芬蘭的Sisu公司研制的首批裝在輪轂中的多作用徑向柱塞式液壓馬達，于1964年開始組織批量生產。 20世紀60年代中期，我國開始對低速大扭矩液壓馬達進行樣機測繪仿制工作，初步形成了曲軸連桿馬達及內曲線馬達等少數(shù)幾種規(guī)格。70年代初，工程機械、建筑機械、礦山機械和船舶甲板機械等紛紛采用液壓技術，研究低速大扭矩液壓馬達的單位也增至40多個，品種和主機應用都有了大幅度的發(fā)展，但主要為主機配套使用。 20世紀70年代以來，國內設計開發(fā)了多種規(guī)格的多作用內曲線徑向柱塞式液壓馬達，如軸轉NJM系列、NKM殼轉系列、QJ(K)M系列、ZJM 系列、CNM系列等。到目前為止，NJM 系列液壓馬達已有近20種排量規(guī)格，最高工作壓力也已達31．5 MPa。 國產NJM 系列液壓馬達，片式導軌、橫梁傳力結構，根據(jù)排量大小，額定壓力16～25MPa，最高工作壓力為20～31.5MPa，該系列共有16個規(guī)格，該系列液壓馬達具有較好的效率性能，臺架試驗壽命接近8000～10000 h。 與國外相比，國內多作用內曲線徑向柱塞式液壓馬達幾乎都為軸配流結構，同時，對關鍵運動副，各種機理方面的基礎試驗研究還有待進一步深入。 第一章 概 述 第一節(jié) 內曲線馬達的展望 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。 第二節(jié) 多作用內曲線徑向柱塞式液壓馬達的工作原理及結構 多作用內曲線液壓馬達的結構形式很多，就使用方式而言，有軸轉、殼轉與直接裝在車輪的輪轂中的車輪式液壓馬達等型式。而從內部的結構來看，根據(jù)不同的傳力方式、柱塞部件的結構可有多種型式，但是，液壓馬達的主要工作過程是相同的。 圖1-1 如圖1-1所示為多作用內曲線徑向柱塞式液壓馬達的結構圖。凸輪環(huán)1的內壁由x個（圖中x=6）均布的形狀完全相同的曲線組成，每個曲線凹部頂點將曲線分成對稱的兩個區(qū)段，一側為進油區(qū)段（即工作區(qū)段），另一側為回油區(qū)段（即空載區(qū)段），缸體14的圓周方向上有Z個均布的柱塞缸孔，其中x個窗孔與壓力油相通，這2x個配流窗孔分別與x個凸輪環(huán)曲面的進油區(qū)段和回油區(qū)段相對應。 配流軸上的配流窗孔與凸輪環(huán)曲面上進油區(qū)段對應相位角間的誤差可通過微調凸輪13轉動配流軸來調整。 當高壓液體進入柱塞（如圖中II、VI所示）下部時，推動柱塞向外運動，將橫梁3和滾輪2壓向凸輪環(huán)曲面，而凸輪環(huán)曲面產生對滾輪的反作用力N（N作用在凸輪環(huán)面與滾輪接觸處的公法面上）。反力N徑向分力P與液壓作用力平衡，而切向分力T（,為凸輪環(huán)曲線的壓力角）通過橫梁的側面?zhèn)鬟f給缸體，產生是缸體轉動的扭矩。所以，柱塞外伸的同時還隨缸體一起旋轉，當柱塞到達曲面的凹部頂點（即外死點）時，柱塞底部的油孔被配流軸的隔墻封閉，與高、低壓腔都不通（如圖中柱塞III、VII所示），當柱塞越過曲面的凹部頂點進入凸輪環(huán)曲面的回油區(qū)段時，柱塞的徑向油孔 與配流軸的回油通道相通。此時，凸輪環(huán)曲面將柱塞壓回，柱塞缸內容積縮小將油液經配流軸排出。當柱塞運動到內死點（如圖中柱塞I、V所示）時，柱塞底部的油孔也被配流軸的隔墻封閉與高、低壓腔都不相通。 柱塞每經過一個曲面往復運動一次，進油和回油交換一次。當有x個曲面時，馬達的作用次數(shù)為x，圖示為六作用曲線馬達。當馬達進出油換向時，馬達將反轉 第三節(jié) 型號意義 NJM-G4馬達的型號意義表示如下： — ① ② ③ ④ ①—— ②—— 內曲線馬達 ③—— 壓力級 ④—— 排量 第二章 主要參數(shù)的選擇和計算 內曲線液壓馬達的設計主要是:分析馬達的性能、壽命與主要參數(shù)間的關系；分析主要零部件的不同結構、尺寸對馬達性能、壽命的影響；以及馬達主要零部件的結構、材料的選擇等。在此基礎上確定基本結構參數(shù)和尺寸。 第一節(jié) 液壓馬達的主要性能參數(shù) 一、工作壓力和額定壓力 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。在馬達出口直接接油箱的情況下，為便于定性分析問題，通常近似認為馬達的工作壓力等于工作壓差。 馬達在正常工作條件下，按試驗標準規(guī)定連續(xù)運轉的最高壓力稱為馬達的額定壓力。馬達的額定壓力亦受泄漏和零件強度的制約，超過此值時就會過載。 本設計中： 額定壓力 25MPa 最大壓力 32MPa 二、流量和排量 馬達入口處的流量稱為馬達的實際流量。馬達密封腔容積變化所需要的流量稱為馬達的理論流量。實際流量和理論流量之差即為馬達的泄漏量。 馬達軸每轉一周，由其密封容腔有效體積變化而排出的液體體積稱為馬達的排量?；赜捅硥航档土艘簤合到y(tǒng)的效率，因此不宜過大，以使?jié)L輪不脫離導軌為宜，現(xiàn)取。 （一） 對配流槽中局部損失的校驗 （2-1） （2-2） （2-3） 所以背壓大于局部損失，滿足要求。 （二） 對滾輪不脫離導軌的校驗 計算過程在后面,在此不再重復，也滿足要求，所以。 在M一定時，液壓馬達排量的大小取決于使用壓力。△P增大，設計得到的液壓馬達的結構尺寸減小，因此，采用高壓在通常情況下是有利的，但它又受到制造工藝和結構強度的限制，并引起容積效率降低。當△P達到一定值后，△P繼續(xù)增加，上升不多，則下降很快，而且為保證足夠的零件強度，會使馬達質量增加。 排量 q=4 l/r 第二節(jié) 基本結構參數(shù)和結構尺寸的選擇計算 一、結構參數(shù) 液壓馬達的排量等于液壓馬達在一轉中所有柱塞工作容積之總和： ［L／r］ （2-4） 式中： d—柱塞直徑； h—柱塞行程； z—每排柱塞數(shù)； y—柱塞排數(shù)； x—作用次數(shù)，即導軌曲線數(shù)。 由式可知，應選擇和計算確定的基本結構參數(shù)為x、z、y、h、d，這些參數(shù)和滾輪中心運動軌跡最小半徑間互相影響。在外形尺寸不變的情況下，變化任意一個 參數(shù)，都會引起導軌與滾輪接觸應力、柱塞副與缸體的接觸比壓、液壓馬達的機械效率、容積效率、配流軸的浮動性能、導軌曲線的性能、壓力角、回油背壓等關系的變化。因此對這五個參數(shù)的選擇，應該保證液壓馬達具有最小外形尺寸和較好的綜合性能。 選取基本結構參數(shù)應考慮到基本條件是： a.盡量做到徑向力平衡； b.在給定的工作壓力和工作壽命要求下，使馬達具有最小的外形尺寸，并保證接觸強度要求； c.應使馬達具有較高的容積效率和機械效率； d.保證滾輪不脫離導軌，且具有較小的回油背壓； e.使馬達具有較小的加工量和較好的工藝性。 f.根據(jù)是否變量、變量范圍及變量方法，盡可能保證在變速前后都能實現(xiàn)徑向力平衡和輸出無脈動； （一）柱塞排數(shù) y 在一般情況下，為了簡化結構和減少加工量，大都采用單排柱塞結構。 當液壓馬達的徑向尺寸受到限制時，可以采用兩排或三排柱塞的結構，以減小徑向尺寸。但三排柱塞結構的液壓馬達用得很少。對于排量較大的馬達，為了減少柱塞直徑，降低柱塞副的受力和，應增加柱塞排數(shù)。 在此設計題目中，排量為3.94L/r.所以取y=2 雙排柱塞 （二）作用次數(shù)x與每排柱塞數(shù)z的選擇計算 從液壓馬達脈動性的分析可知，奇數(shù)或偶數(shù)的X和Z，通過合理的幅角分配，都可以設計得到理論上無脈動的導軌曲線。然而，應當考慮上述所列的基本條件，選擇X和Z的組合。 如果液壓馬達排量一定，從上式進行分析，可知作用次數(shù)的多少與柱塞直徑、柱塞行程、柱塞數(shù)目成反比。當作用次數(shù)較少時，可以使導軌曲線的壓力角較小，但將增大柱塞直徑或增大柱塞數(shù)目。當作用次數(shù)較多時，可以縮小柱塞直徑或減少柱塞數(shù)，但此時導軌曲線的壓力角將增大。 一般使導軌曲線的最大壓力角保持在25～35°范圍內。 當作用次數(shù)過多時，除增大了導軌曲線的壓力角外，在導軌曲線的下死點區(qū)域會出現(xiàn)“變尖”及“沉切”現(xiàn)象。如圖1-1所示， 圖1-1 導軌曲線的不同變形 a—正常情況；b—“變尖”情況；c—“沉切”情況 （2-5） 式中： —導軌曲線下死點曲率半徑； —下死點時滾輪中心軌跡曲率半徑； —滾輪半徑。經后計算得。 當時，導軌曲線正常；當時，導軌曲線“變尖” ；當時，導軌曲線“沉切” 。 （2-6） 式中： —最小向徑，經后計算得。 —柱塞行程，經后計算得。 —作用次數(shù)，經后計算得。 —加速度系數(shù)。 —幅角利用系數(shù)， —不對稱循環(huán)系數(shù)， —等速區(qū)工作的持續(xù)性系數(shù)， 則 所以 （2-7） 因此，導軌曲線不會出現(xiàn)“變尖”及“沉切”現(xiàn)象。 所以，液壓馬達的作用次數(shù)，應根據(jù)其排量、導軌曲線壓力角及接觸應力、導軌曲線不出現(xiàn)“變尖”現(xiàn)象等幾方面因素，并與柱塞數(shù)綜合考慮。 1. 作用次數(shù)x x適當取小些，可以提高馬達的效率性能，這時，在給定排量下，z將增加，接觸應力系數(shù)減小，對縮小有利。但這只是從導軌接觸應力強度和效率性能方面考慮得到的結論。實際上，當z增加較多而直徑d不變時，根據(jù)結構安排，徑向尺寸將有所增加，實際尺寸大于按許用接觸應力計算得到的。同時，由于增加了易損壞的滾輪數(shù)目，降低了馬達的可靠性。 推薦取 對小排量馬達?。? 在本設計題目中，綜合考慮上述因素選x=6。 2.每排柱塞數(shù) z 根據(jù)內曲線液壓馬達的運動特征，當柱塞數(shù)為奇數(shù)時，其流量脈動率較小，即扭矩脈動率較小，轉速比較均勻。但此時缸體和主軸承等要承受不平衡的徑向力，將增加配流表面的磨損和降低主軸承的壽命。 當柱塞數(shù)和作用次數(shù)均為偶數(shù)時，缸體所承受的徑向力是完全平衡的，因此可延長主軸承壽命，減少配流表面的磨損。同時，當導軌曲線設計得合理時，即使柱塞數(shù)為偶數(shù)時，也同樣可達到理論上流量脈動率為零的要求。 所以，柱塞數(shù)和作用次數(shù)常選用偶數(shù)。 在表1-1中的不同柱塞數(shù)與不同作用次數(shù)組合時的徑向力平衡狀況。 柱塞數(shù)量的多少，與柱塞直徑及行程、作用次數(shù)互相影響，并且關系到結構的復雜程度及加工量。目前應用的液壓馬達柱塞數(shù)常用6、8、10、14。 表1-1 X z 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 4 〇 Ｘ 〇 〇 〇 Ｘ 〇 5 Ｘ Ｘ Ｘ 6 Ｘ 〇 〇 〇 Ｘ 〇 〇 〇 7 Ｘ Ｘ 8 〇 Ｘ 〇 〇 〇 Ｘ 〇 9 Ｘ 〇 Ｘ 10 Ｘ 〇 〇 Ｘ 〇 〇 〇 〇 11 Ｘ 12 Ｘ 〇 〇 〇 Ｘ 〇 〇 〇 注：表中〇表示徑向力平衡；空白表示徑向力不平衡；Ｘ表示不能組合。 參照表1-1，選取x與z的組合為x=6；z=10的10缸6作用式。 (三)柱塞直徑 d 與柱塞行程 h 柱塞直徑的選取，必須考慮到柱塞副、滾輪的壽命和導軌的接觸強度。液壓馬達的結構型式不同，柱塞行程與柱塞直徑的比值范圍也不同，其中以橫梁傳遞切向力的結構，可?。闹禐?.5～0.7左右。 由實驗數(shù)據(jù)證明，柱塞直徑增大1倍，滾輪壽命將降低為原來壽命的。如果采取較大的柱塞直徑和柱塞行程，則可減少柱塞數(shù)，但增加了導軌曲線的壓力角和柱塞組的受力。因此必須與其他參數(shù)綜合考慮。 綜上由式 q=4 l／r x=6; y=2; z=10; 取=0.6 所以 d=40mm h=0.65d=26.1mm （三）最小向徑的確定 必須滿足導軌材料和熱處理工藝所決定的許用接觸應力要求，保證＞，使導軌加速度起點處不產生變尖和反凹，使在一定范圍內，并得到合理的零部件尺寸排定。設計中，先從導軌接觸強度出發(fā)，計算能夠滿足許用接觸應力要求的，然后由已定的x、z、h、d等參數(shù)排定結構尺寸。若排得的最小向徑大于由接觸強度的，就以此作為設計所得的最小向徑；當排得的最小向徑小于按接觸強度求得的時，應以按接觸強度計算得到的作為設計值。 1. 滾輪與導軌曲面的接觸應力(按線接觸計算)： （2-8） （2-9） （2-10） 由以上三式得： 式中B=0.036m,=0.05m, , ,以上參數(shù)均由后面計算或查閱得到。 所以 ＝0.1338m （2-11） 2.對橫梁傳力式液壓馬達 （2-12） 式中： —柱塞缸孔底部所在分布圓的直徑；一般．根據(jù)液壓馬達壓力高低，取兩相鄰缸孔退刀槽間距。 —柱塞縮至最低點時，柱塞底部離缸孔底的距離，常取=1mm： —滾輪運動至導軌曲線最外點時，柱塞與缸孔間的最小密封長度。當=0.5～0.7d時，推薦采用=0.75～O.9d。使柱塞長度=(1.25～1.6)d；取 —滾輪中心至柱塞頂端的距離。橫梁傳力的馬達，若上，下底對稱于橫 梁中心，則,經后面計算得。所以。 所以 因為 154.4mm﹥133.8mm 所以取。 設計中，若滿足，可設計得到結構緊湊的液壓馬達，并有較高的機械效率。 滿足要求 （五）最大壓力角 最大壓力角為液壓推力P與N力作用方向間的夾角，隨導軌曲線的不同變化規(guī)律及滾輪在導軌曲面上的不同位置而變。 壓力角是內曲線液壓馬達表征曲線的一個重要特征量，在對橫梁傳力型馬達中～較好，對滾輪傳力型式，可以適當增大。 最大壓力角對接觸比壓和導軌接觸應力的變化有很大影響。輪沿導軌運動時柱塞副的相對運動速度，因此，它將影響相對運動零件的磨損和馬達的機械效率。 可以用數(shù)學極值法求得．對壓力角關系式求導，并令其等于零得到，在加速區(qū)的終點處，存在最大壓力角。這意味著加速區(qū)中的增加始終大于的增長，所以在加速區(qū)終點時壓力角最大。 （2-13） 介于～之間，所以滿足要求 第三章 導軌的設計 導軌曲面由一定運動規(guī)律的曲線組成。滾輪在柱塞推力的作用下與導軌相互作用，形成推動馬達旋轉的切向推力。 導軌曲線的設計決定著柱塞副的運動規(guī)律，影響內曲線液壓馬達的輸出特性。導軌表明周期性地承受著很大的接觸應力，因此，導軌的表面硬度十分重要。通常由合金鑄鋼或鍛鋼制造，表面需要有良好的機械加工和熱處理，使其在很高的循環(huán)應力作用下具有設計所需的壽命。 柱塞的徑向液壓推力作用，要求導軌具有足夠的剛性。剛性不好的導軌和殼體，將會縮短導軌壽命，并引起震動。 第一節(jié) 導軌曲線的設計 導軌曲線的設計，經常與上述基本結構參數(shù)和性能選擇計算反復交叉進行。根據(jù)排量q，與結構尺寸初步確定了的x、z、y、d、h,就可以選擇曲線類型進行導軌曲線計算。 目前常用的導軌曲線有以下幾種： 1）余弦加速率曲線； 2）修正余弦加速率曲線； 3）等加速率曲線； 4）幅角修正等加速率曲線； 在實際使用中，經常采用等加速—等速—等減速率組合曲線，簡稱為等加速率曲線。這種曲線的特點是理論上可以使流量脈動率等于零。 為減少軟沖和防止困油沖擊，等加速曲線在上下死點處有零速段，在一個作用幅角中，曲線由零速區(qū)、加速區(qū)、等速區(qū)和減速區(qū)組成。 設加速區(qū)幅角為； 等速區(qū)幅角為； 減速區(qū)幅角為； 零速區(qū)幅角為； 則 （3-1） 令 稱為工作幅角 一、 幅角分配 由x=6、z=10得到最大公約數(shù)m，m=2，將10個柱塞分為運動規(guī)律對應相同的2組柱塞。 每組柱塞數(shù) ===5 （3-2） 導軌曲線作用幅角 （3-3） 工作幅角 =-2 （3-4） 式中 —零速區(qū)幅角。 的選取應根據(jù)馬達的結構特點、轉速高低、制造工藝水平、及按照接觸應力計算、效率計算和運動平穩(wěn)性等要求綜合確定。 一般對有微調機構的軸轉馬達，去=～。對轉速較高的馬達，為減少困油沖擊和發(fā)熱，應適當增大提前配油角度。 在此取= =-2= 周期角 == （3-5） 幅角總分配系數(shù) K=====2.5 （3-6） 為保證脈動率為零，結構參數(shù)選取應試K≥2.若K＜2，為了得到脈動率為零的幅角分配，可以采用幅角修正等加速曲線。由于本計算值K=2.5＞2，故等加速曲線能滿足脈動率為零。 各區(qū)幅角分配： 脈動率為零的幅角分配，要求和為正整數(shù)，可以為具有0.5的小數(shù)。 由于K=2.5，所以取==1；=0.5 加速區(qū)幅角：== （3-7） 等速區(qū)幅角： （3-8） 減速區(qū)幅角： （3-9） 二、柱塞副運動速度疊加圖繪制： 將處于導軌曲線不同位置上的一組柱塞運動速度曲線繪在一個周期角內。如果得到在任意幅角上各柱塞的運動速度疊加值常數(shù)，表示所設計的導軌曲線，任一瞬時馬達的理論輸出扭矩相等。 從上圖可看出，任一瞬時馬達的理論輸出扭矩相等 第二節(jié) 繪制導軌曲線 以為半徑作出基圓，并以和，作出兩個零速區(qū)段的輪廓曲線。 然后，在分度的徑向線上，從量出各角處的，得到滾輪中心運動軌跡曲線。并以此為中心，以滾輪半徑作圓，所得的外包絡線即為導軌曲線。 （3-10） a.零速段： 在 幅角范圍內 ； ； 。 b.加速段： 在 幅角范圍內 （3-11） （3-12） c.等速段： 在 幅角范圍內 （3-13） （3-14） d.減速段： 在 幅角范圍內： （3-15） （3-16） e.零速區(qū) 在 幅角范圍內： （3-17） 第三節(jié) 保證導軌接觸應力要求的條件及導軌壽命的計算 柱塞副運動時，導軌的接觸應力受導軌材料和熱處理工藝的限制。 導軌設計時必須滿足條件＞這樣，工作曲面就不會出現(xiàn)變尖和反凹。 在工作中，導軌承壓時吸收能量，卸壓時釋放能量，形成正負交變的動態(tài)切應力。長時間的反復作用，使在一定深度處的缺陷部分，出現(xiàn)平行于表面的微觀裂紋，并逐漸擴展至導軌表面，最后在滾動體碾壓下突然斷裂剝落。 某些采用表面火焰淬火或高頻淬火的導軌，表面硬度不均，或表面淬硬層較薄芯部硬度很低時，容易出現(xiàn)大面積剝落。表面淬深足夠，但芯部硬度很低時，在高應力交替作用下，容易在表面產生裂紋并導致剝落。如果導軌表面硬度較低，在高應力碾壓作用下，不僅產生疲勞剝落，而且會出現(xiàn)大面積的粘咬現(xiàn)象。因此，只有對導軌選用較好的材料和采用合理的熱處理工藝，使在導軌表面一定深度內，得到較高的硬度，才能使導軌具有較長的工作壽命。 在周期性的高應力作用下，導軌壽命可由下式計算 h （3-18） 式中 z—馬達單排柱塞數(shù)； —額定轉速 ； —導軌材料的許用接觸應力； —實際計算得到的導軌接觸應力。 其中導軌材料的許用接觸應力，由導軌選用GCr15SiMn，由于導軌在工作中最大切應力發(fā)生在滾輪直徑的2.5﹪處，要求淬深＞3～5mm，中頻淬火，表面硬度可達HRC55～HRC60以上。參考接觸疲勞極限應力，可粗略定為1.27 Gpa,壽命系數(shù)Zn=1～1.1，取Zn=1.1 所以接觸疲勞許用應力=Zn=1.4 Gpa 導軌曲面的曲率中心與滾輪中心位于導軌曲面的同側時，具有較大的當量曲率半徑。而當量曲率半徑的增長大于的增加，最大接觸應力必然發(fā)生在的導軌區(qū)段滾輪中心運動軌跡的向徑和愈小，愈大，導軌曲率半徑就愈小。因此，等加速和余弦曲線的最大接觸應力將發(fā)生在加速區(qū)的起點處。 （3-19） 式中 —導軌在該點的壓力角； —導軌在該點處的當量曲率半徑； 所以 。 —滾輪與導軌的接觸寬度，取為滾輪寬度36mm; —橫梁上的滾輪數(shù)； —柱塞底部的液壓推力。 N 所以 =41.7 Mpa 代入數(shù)據(jù)，得L=175415 h 第四節(jié) 滾輪不脫離導軌的條件 馬達達到一定轉速時，由于慣性力的影響，在回油區(qū)段可能出現(xiàn)滾輪脫離導軌，進入進油區(qū)段后，在高壓下再度貼緊導軌．對導軌產生沖擊，易導致導軌與滾輪迅速損壞。 在進油區(qū)段上，雖然柱塞加速度運動的慣性力和相對運動摩擦力都使柱塞副背離導軌，但因為高壓液壓力遠大于上述二力，滾輪不可能脫離導軌． 但在回油區(qū)段中，當背壓較小，轉速達一定值時，可能出現(xiàn)加速度慣性力大于背壓力、摩擦力和離心力之和的情況，滾輪脫離導軌。在回油區(qū)段的加速區(qū)終點處，因慣性力背向導軌，且向徑最小，使壓向導軌的離心力最小，故具有最小的作用力。 所以 （3-20） 式中 —回油區(qū)段液壓力， —離心力,這是柱塞副作回轉牽連運動時，質量m因存在向心加速度而產生的力，加速度永遠指向圓心，因此離心力壓向導軌。 —相對加速度慣性力進油區(qū)段的加速區(qū)和回油區(qū)段加速區(qū)中的慣性力 —柱塞副與缸體相對運動時的摩擦力 使柱塞副產生摩擦力的垂直壓力有兩個,導軌對滾輪作用力的切向分力T和哥氏加速度的慣性力。由于回油區(qū)段背壓不大，切向分力T引起的摩擦力很小，因而在的計算中?？珊雎浴? —摩擦系數(shù)。缸體加工良好，且浸在殼體油中，可取摩擦系數(shù)。 這取＝0.09。 則 所以 滿足要求。 第四章 柱塞副的設計 柱塞副由柱塞、橫梁和滾輪三部分組成，根據(jù)柱塞副的傳力型式，進行多作用液壓馬達的分類。 第一節(jié) 柱塞副的結構型式及其特點分析 不同的柱塞副結構，相應的傳力方式也不同。主要包括柱塞傳力．橫梁傳力和滾輪傳力等三種不同結構。 本設計采用橫梁傳力結構，橫梁傳力增加了傳力面積，接觸比壓比柱塞傳力減小。因為橫梁磨損并不影響馬達容積效率，且容易做到受力中心與接觸中心重合，所以橫梁傳力的接觸比壓許用值可以比柱塞傳大些。這種結構傳力過程中柱塞不受側向力作用，柱塞在缸孔中浮動良好，磨損微小。 采用分片式導軌結構，缸體伸人兩片導軌之間，工作中在最大壓力角處槽梁不伸出缸體槽，可以降低接觸比壓。該結構可適用于各種排量馬達。 NJM系列采用橫梁傳力型式。長時間滿負壽命試驗，證明了這種傳力具有結構簡單，耐沖擊，磨損小，運行可靠．效率高等優(yōu)點，可以用在負載變化幅度較大，沖擊頻率較高的主機上。 橫梁與槽間為滑動摩擦，起動時存在較大的靜摩擦力，起動扭矩效率0.93～O.95左右，低于滾輪傳力型式。與柱塞傳力比較，馬達的外形尺寸和加工量有所增加，而柱塞副重量的增加，增大了加速度慣性力，在相同轉速下，需要提高馬達的回油背壓。 采用上圖的橫梁結構，工作中柱塞頭部頂著橫梁，使?jié)L輪緊貼導軌運動，柱塞頭部常做成球形或一定面積的錐臺。很少將整個頭部加工成一個平面，因為這樣會使柱塞副工作中失去自動調整作用，且當該平面與柱塞軸心存在垂直度偏差時，易引起柱塞傾側。 第二節(jié) 橫梁傳力的接觸比壓 （4-1） b—橫梁寬度, —在導軌曲線角處滾輪中心的向徑； —缸體槽壁外緣至回轉中心的距離； —滾輪中心到橫梁底部的距離, —橫梁與缸體槽壁間的最大接觸比壓 所以，接觸比壓滿足要求。 第三節(jié) 橫梁的強度計算 隨滾輪工作在導軌曲線的進、回油區(qū)段的變化，橫梁受周期性負載作用。 橫梁受力情況下的切力、彎矩、撓曲圖 一、橫梁的強度計算 （4-2） 橫梁所受的切向力 （4-3） 簡化為沿長度的均布負載 （4-4） （4-5） 由切力圖和彎矩圖可見，I—I、Ⅱ一Ⅱ為危險截面。 Ⅰ-Ⅰ截面的強度校核： 在p力作用下，支承點A、B處的支反力： (4-6) T作用下，支承點A、B處的支反力 (4-7) Ⅰ-Ⅰ截面上分別由P力和T力所引起的彎矩為 取 (4-8) (4-9) Ⅰ-Ⅰ截面的彎曲應力為 (4-10) (4-11) (4-12) P力引起切應力 (4-13) T力引起的切力，因此切應力。 Ⅰ-Ⅰ截面上的最大切應力 (4-14) 根據(jù)第三強度理論，I—I截面處的安全系數(shù) (4-15) 二、橫梁的剛度計算 橫梁較大的撓曲變形將使?jié)L輪工作狀況惡化，滾輪邊緣接觸，使?jié)L針產生較大的軸向撞擊滾輪外檔圈，嚴重時造成彈性卡圈碎裂，滾針逸出，破壞馬達的正常工作?；蛘哂捎跐L輪邊緣應力劇增，使內外圈產生疲勞剝落。因此，設計中必需計算橫梁的撓曲變形，使其限制在許用要求范圍內。雙排柱塞結構馬達設計時更應注意。 在E點柱塞推力作用下 (4-16) 因為E點和D點對稱，所以在D點力作用下，C點處的撓度 剪切變形在C點處產生的附加撓度 (4-17) 于是橫梁的最大撓度 (4-18) 應當指出，橫梁是一變斷面梁，但由于變斷面離支承點很近．因而對撓度的計算影響很小。 三、橫粱軸頸處的接觸應力計算 軸頸起滾輪內圈的作用，滾針與軸頸表面為線接觸。在一些馬達的壽命試驗中，曾出現(xiàn)過軸頸表面疲勞剝落。因此，應將額定工況下的接觸應力限制在許用范圍之內。 (4-19) 式中 —系數(shù)，滾針與軸頸均為鋼質，； —當量曲率半徑。此處為外接觸類型； 所以 滾輪沿導軌運動時，在最大壓力角處存在最大接觸應力，所以 所以 第五章 滾輪的設計 滾輪是承受重載的零件，在沿導軌的工作過程中，受循環(huán)交變載荷作用。因此，設計中需要合理選擇材料，并經熱處理使表面有較高的硬度，使之有足夠的疲勞壽命。標準滾動外圈都比較薄，直接用作滾輪是不合適的，容易在重載下變形甚至壓碎。所以在內曲線液壓馬達中，采用外圈加厚的滾子軸承做滾輪，內圈固定。受結構尺寸限制時，橫梁軸頸直接作為內圈。 第一節(jié) 滾輪結構的選擇設計 本設計的滾輪結構是滾輪外圈加厚，外徑取用我國軸承標準系列，直接以橫梁軸頸為滾輪內圈，并采用標準長滾子。滾輪內外側端面設有內外檔圈，外檔圈處以彈性卡圈軸向固定，防止工作中滾輪溢出。由于加個偏差和橫梁變形，彈性檔圈上作用有軸向力，彈性卡圈工作中容易碎裂。 第二節(jié) 滾輪的壽命計算 滾輪可以設計成滾動滾輪或滑動滾輪。而滾動軸承具有摩擦系數(shù)小、機械效率高的優(yōu)點，能夠提高馬達的啟動特性。由于它外圈是一個重要的受沖擊的傳力部件，因此，一般設計為外圈加厚滾輪。 在正常的工作條件下，內曲線液壓馬達的壽命主要取決于滾輪和導軌壽命，設計中應使導軌壽命高于滾輪壽命。 壽命計算，是指在一定的額定動負載下，滾輪應滿足轉速壽命要求所必須的尺寸計算。 計算采用國際標準化組織推薦的額定動負載法。 (5-1) 式中 —滾輪的轉速； n=n[(2+h)/d]=100 r/min —壽命指數(shù)，滾子軸承； —速度系數(shù)，取決于滾輪的轉速 —旋轉系數(shù)，當外圈旋轉時，V=1.038～1.10；取值為1.04。 —平均當量動負載； C—軸承的額定動負載； 所以 —軸承壽命系數(shù)，根據(jù)實驗得到 (5-2) 所以 液壓馬達每轉中滾輪有一半時間在回油區(qū)段工作，故實際工作壽命為 (5-3) 因為不同工況下的壽命時數(shù)相差較大，所以液壓馬達的壽命應該是指某一定工況下的壽命，NJM系列馬達要求額定工況下的滾輪設計壽命達到2500h。所以，滿足要求。 第三節(jié) 滾輪外圈的強度計算 滾輪外圈與滾子的接觸應力計算，類同于橫梁軸頸處的接觸應力計算。其危險截面，應當在最大工作壓力下進行強度校核。最大正應力為 (5-4) 式中 —作用在一個滾輪上的最大法向力， —兩相鄰滾動體間的距離。 ，= 所以 b—外圈寬度，取b為36mm。 —外圈的斷面系數(shù)； 所以 危險截面上的最大切應力 (5-5) 式中 A—截面積， 根據(jù)第三強度理論，危險截面上的安全系數(shù) (5-6) 根據(jù)滾輪材料和工作中負載狀況確定安全系數(shù)，一般取≥2，滿足要求。 第六章 柱塞的結構與設計 柱塞在工作中受高壓油作用，并與缸體壁組成間隙密封。根據(jù)不同的傳力結構型式和不同的馬達工作要求設計柱塞。 柱塞傳力的馬達，應使柱塞副工作在點時與缸體有足夠的接觸長度，不能產生“楔卡”現(xiàn)象。因此，它與橫梁相互作用的中心要盡量靠近柱塞與缸壁的接觸長度中點。 采用橫梁傳力時，柱塞在理論上不受側向力作用，因此柱塞長度可以縮短，但應保證工作行程中柱塞與缸壁必要的導向和密封長度，否則柱塞與橫梁相互作用時易失去穩(wěn)定性，并使泄漏增加。通常，要求行程終了時柱塞密封長度為總長度的～。 柱塞頂部的設計也有多種形式。如果頭部呈一小圓臺，面積的大小由它與橫梁相互作用的接觸應力要求定出，加工中應保證圓臺平面與柱塞軸線的垂直度。如果柱塞頭部呈球形，它與橫梁底部點接觸，加工中使球心處于柱塞軸線上，否則在橫梁與柱塞的相互作用中，對柱塞和橫梁都將形成附加的傾側力矩。柱塞外圓上常開設2～3條均壓槽，它同時又起減漏阻尼作用，槽寬與槽深均以小于1mm為宜。由于柱塞缸孔底部有退刀槽，因此，均壓槽在柱塞上的位置要滿足在整個工作行程中都不跑出缸孔，否則易將污物帶入缸孔。 在一定轉速下，柱塞副的重量對馬達回油背壓的大小起重要作用。因而，在設計中保證柱塞強度的前提下，應盡可能減輕柱塞副重量。柱塞底部掏空，減小了重量，但柱塞底部中空增加了工作過程中的體積彈性壓縮損失。因此，有些馬達中設計成頂部壓蓋的結構，增加了結構工藝的復雜性。所以對內孔切環(huán)槽，頂部鉆一小孔，注入硬塑料，并以彈性卡圈固定，本設計采用此結構。 在正常間隙下，通過柱塞密封間隙外泄漏不超過全部容積泄漏的5％，因此，采用間隙密封就足夠了。 第七章 “切缸”現(xiàn)象及其消除 工作過程中，滾輪內檔圈緊貼缸體側壁運動時，由滾輪帶動內檔圈旋轉銑切缸體側壁，稱為“切缸”現(xiàn)象。近幾年來，很多馬達(包括進口的)都出現(xiàn)了“切缸”現(xiàn)象，有些馬達工作幾小時至幾十小時“切缸”達數(shù)毫米深，導致油液污染，引起橫梁與導槽側壁拉傷，損傷滾輪，導軌，甚至使馬達無法工作。 “切缸”現(xiàn)象是一種銑削，它的發(fā)生應具備下面三個條件： (1)內擋圈的旋轉； (2)橫梁上存在軸向力形成擋圈對缸體側壁之壓力； (3)內擋圈靠近側壁邊緣的“刀刃”。 這三個條件中消除任何一個，都應該可以避免或減弱“切缸”現(xiàn)象。有些馬達中曾采用內擋圈固定，以消除產生銑切的擋圈相對于缸體的旋轉運動。這樣做雖然消除了“切缸”，但由于仍存在著較大的軸向力，造成了滾輪外圈與內擋圈間的磨損，甚至燒傷粘合，這種情況下內擋圈的兩面可考慮設計成特殊結構的復合材料。橫梁上的軸向力形成原因較復雜，兩片導軌對應母線間、滾針、滾輪、橫梁軸頸以及橫梁導槽上的形位偏差都可能引起橫梁上的軸向力，該軸向力將會引起附加的摩擦功率損失，降低馬達的機械效率。因此本設計要求在制造工藝上盡可能減小形位偏差，對內擋圈靠側壁邊緣嚴格倒圓。 第八章 缸體的設計與計算 缸體是內曲線液壓馬達的關鍵零件之一，缸體的結構型式，取決于液壓馬達的傳力方式和主機使用條件，NJM系列馬達的缸體用球鐵或HT300鑄造，加工后用螺釘和銷釘與輸出軸連接一體。 第一節(jié) 缸體的受力分析 滾輪與導軌相互作用的切向分力通過橫梁傳遞給缸體。法向分力作用于柱塞，一部分通過油液傳給缸體，由主軸承承受，另一部分作用在配流軸上。 當x、z的最大公約數(shù)m≥2時，作用于缸體上的徑向力合力為零。主軸承只承受缸體的自重和負載的徑向力作用，可以提高主軸承壽命和機械效率，減小配流軸的偏心磨損和泄漏。由于x、z的不同組合均可得到無脈動的曲線設計，所以設計中采用x、z皆為偶數(shù)的設計方案。 設處于進油區(qū)段柱塞上的徑向液壓力為，處于回油區(qū)段柱塞上的液壓力為，壓力矢量，，查表得x=6,z=10組合的徑向力系數(shù)值為0，表示作用于缸體的徑向液壓力平衡。 第二節(jié) 缸體的強度計算 對橫梁傳力結構的缸體，進行切向力作用下的彎曲強度和剛性計算。 一、 缸體橫梁導槽處強度和剛性計算 橫梁與缸體槽壁傳遞切向力時，導槽壁為懸臂梁，危險斷面的彎曲應力 (8-1) 式中 —導槽壁承受的最大彎矩； T—缸體槽壁上的作用力，T=，隨滾輪在導軌曲面上運動的相角而變，在處有； a —力臂，隨滾輪沿導軌運動變化。，為橫梁中心至底部的高，h為行程。 所以 —缸體導槽危險截面處斷面系數(shù)。 (8- 式中 b—懸臂梁危險截面處的寬度； —危險截面處的高度。，為橫梁槽寬度。 所以 則 滿足要求。 二、 撓度計算 它相當于在T力作用下的懸臂梁撓度 (8-3) 式中 E—鑄鐵彈性模數(shù)，； J—斷面慣性矩， J=； —橫梁導槽壁長度，。 所以 滿足要求。 第三節(jié) 缸體結構分析 缸體主要起兩個作用：一是與配流軸配對，由配流窗口配流；二是傳遞切向力并形成扭矩。根據(jù)傳力型式不同，設計成柱塞孔加長的柱塞傳力結構，開長方形導槽的橫梁傳力結構和帶有導向側板的滾輪傳力結構。 分別加工缸體與輸出軸，然后以凸肩止口配合，用螺釘、銷釘鏈接成一體。這種結構加工量大，二個主軸承處同心度不易保證，組合時柱塞孔與配油孔出現(xiàn)變形，必須用研磨校復。將輸出軸與缸體模鍛一體，可以增強剛性，避免鏈接時缸孔的變形，減少加工量，提高加工精度。本設計采用先加工缸體側壁與輸出軸法蘭端部，兩者組合后再加工缸孔，可以防止裝配中引起缸孔變形。 缸體配流窗口處有鑲套與不鑲套兩種結構，本設計采用有鑲套結構，將加工好的配流套與缸體過盈壓配，再與配流軸研配間隙，這樣，可以將配流窗口加工成腰形，降低配流窗口和配流槽孔內的流速，減小壓力損失，隨轉速提高能保持較高的機械效率，但加工量稍有增加。 第九章 配流軸的設計計算 第一節(jié) 配流軸的結構分析 目前國內外內曲線馬達的徑向配流多數(shù)采用軸頸式撓性支承配流軸，配流軸以很小的間隙置于缸體的配流孔中，缸體和配流軸上都開有配流窗口。在缸體(或配流軸)轉動中實現(xiàn)柱塞缸進．回油的配流。配流軸的一端與殼體端蓋間以O形圈密封。并以此作為配流軸的撓性支承。使軸在配流孔中浮動。 由系統(tǒng)引來的進．回油管，通過設置在配流軸芯部的二條主流道進入配流軸。因為當柱塞位于導軌內、外死點時，柱塞孔皆應封閉，即配流軸窗口間的角度等于，因此進、回油窗口數(shù)為2x個。表面的進、回油配流窗口與主流道由放射形孔接通，其主要特點是結構簡單，加工容易，尺寸緊湊。但是，其中一個主流道需要穿過放射孔間隔的扇形，過流斷面積受到限制。對法國樸克蘭和國內同類馬達的配流軸校核得到，這種流道局部地區(qū)的流速在額定工況下即高達20～40 m／s，轉速繼續(xù)升高，出現(xiàn)較大的壓力損失。試驗得到，裝有這種結構配流軸的液壓馬達，全效率曲線的高效區(qū)比較窄，隨轉速提高，效率迅速降低。 另一種配流軸，中間一個主流道與一組配流窗口用放射狀槽孔接通，而另一組配流窗口通過表面的環(huán)形槽集流至另一主流道增大了流道的過流斷面積，壓力損失減小。當環(huán)形槽低壓回油時，該配流軸的馬達具有較高效率。但當環(huán)形槽高壓進油時配流軸上環(huán)形槽和通配流窗口的槽將出現(xiàn)較大的內外泄漏，使容積效率降低。曾經對裝有這類配流軸的馬達進行正，反向效率性能試驗，兩者的容積效率竟相差5％左右。 為克服上述兩種配流軸的缺點，NJM系列設計了帶配流軸套的配流軸。為防止軸套受高壓油作用變形，軸套應有一定厚度，并以0.04～0.08mm的過盈量壓配于軸