毕业设计（论文）-NJM-G4内曲线径向柱塞式液压马达的优化设计

i目录TOC\o"1-2"\h\u18530摘要 iii31332Abstract iv绪论 123128第一章概述 313979第一节内曲线马达的展望 3792第二节多作用内曲线径向柱塞式液压马达的工作原理及结构 312564第三节型号意义 522201第二章主要参数的选择和计算 622826第一节液压马达的主要性能参数 612583第二节基本结构参数和结构尺寸的选择计算 77917第三章导轨的设计 1531062第一节导轨曲线的设计 1512315第二节绘制导轨曲线 1726173第三节保证导轨接触应力要求的条件及导轨寿命的计算 1928473第四节滚轮不脱离导轨的条件 2125101第四章柱塞副的设计 2328781第一节柱塞副的结构型式及其特点分析 238230第二节横梁传力的接触比压 244639第三节横梁的强度计算 2517331第五章滚轮的设计 3014254第一节滚轮结构的选择设计 309227第二节滚轮的寿命计算 307864第三节滚轮外圈的强度计算 3125939第六章柱塞的结构与设计 3319404第七章“切缸”现象及其消除 343827第八章缸体的设计 3512668第一节缸体的受力分析 3522228第二节缸体的强度计算 353368第三节缸体结构分析 3720361第九章配流轴的设计计算 383834第一节配流轴的结构分析 3822741第二节配流轴的设计 3920204第三节配流轴套的变形计算 4227936第十章输出轴校核 4331708第二节轴强度校核 432463第十一章选材与制造工艺 4516372第一节配流轴 454811第二节缸体 ４５15024第三节柱塞 46PAGE76PAGE767158第四节横梁 ４６32435第五节滚轮 ４６20095第六节导轨 475123第十二章效率计算 483565第一节容积损失与容积效率 4817724第二节流体压力损失与水力效率计算 5025306第三节机械摩擦损失及其效率计算 5226452总结 532583参考文献 ５４30886外文文献 5512837中文译文 ５７6420致谢 60NJM-G4内曲线径向柱塞式液压马达的优化设计摘要内曲线径向柱塞式液压马达是一种多作用低速大扭矩液压马达。它主要由以下几个基本部分组成：转子缸体、柱塞滚轮组、多段曲面的定子导轨、配油轴等。本设计中遵从泄露少、效率高、脉动率小、寿命高、尺寸小等原则，对马达的各项参数进行了优化选取，以及对所选结构尺寸和材料进行了接触应力、刚度、疲劳极限等指标的校核，最后对各项效率进行计算校核。在本次设计过程中，柱塞滚轮组、导轨、配油轴的设计是重点。本论文介绍了内曲线马达的结构，工作原理，特点，及要求，对内曲线马达作了分析和介绍，详细记述了这种马达各部件计算方案。

关键词：内曲线马达组成要求计算

NJM-G4curveinoptimaldesignofradialpistonhydraulicmotorAbstractIncurvehydraulicpressuremotorofradialplungerisatypeofmultipleacting,lowgearandhighpullingtorqueone.Itismostlycomposedofhereinafterseveralbasalparts:rotorcylinderblockplungerrollertrain、plungertrolleyteam、statoridlerpullerofmultiplecamber、oildistributionshaft,andsoon.Obeyingprincipleoflessbabble、highefficiency、lesspulsationrate、extendedlife、smallinsize,Ioptimizedselectseveralparameterofmotor,andcheckthetargetofcontactstress、rigidity、endurancelimitbelongtoselectedfabricdimensionandmaterial.Finally,Icountedandcheckseveralefficiency.Inthedevise,thedesignofcylinderblock、plungertrolleyteam、idlerpuller、oildistributionispivot.Thediscourseintroducefabric、stamp、workingprinciple、strait、intentandappealofincurvemotor,analysisorintroducestrictlyit,andrecordparticularlyaccountprojectanyassemblyofmotor.Keyword:incurvemotorcomposeappealaccount绪论内曲线多作用径向柱塞式低速大扭矩液压马达的发展始于20世纪50年代。20世纪50年代初，法国Samm公司研制的多作用内曲线径向柱塞式液压马达，首先应用于液压随动系统，该马达的额定压力为10MPa，随后该公司在研制过程中又改进了带配流轴的M10型液压马达并研制了多种型号，在此基础上还研制了带端面配流结构的M20型液压马达。瑞典的Hagglunds公司于20世纪50年代着重研制了滚轮传力结构的多作用内曲线径向柱塞式壳转马达，随着研究的深入，此马达有了很大的发展，对排量为4．7L／r的液压马达，在1961年～1981年期间，其压力增加了3．2倍，转速增加了4．76倍，功率增加了15倍。70年代中期，该公司又研制了柱塞传力结构马达，横梁贯穿于柱塞，结构紧凑，外形尺寸小了很多。80年代以来，为适应煤矿机械的需要，研制了额定压力为31．5MPa的MA系列轴转马拉松液压马达，并使其综合性能得到了较大的提高，而且延长了寿命。法国Poclain公司从20世纪50年代起研制了为挖掘机配套的横梁传力结构马达，60年代批量生产G1系列，70年代生产G2系列，所研制的端面配流的内曲线马达，年产量在1万台以上，80年代又研制了壳转型G3系列车轮马达；以后，为适应主机和提高低速大扭矩液压马达的性能要求，Poclain公司发展了多作用端面配流的内曲线液压马达。其额定压力为30MPa，该公司最近又开发了端面配流的车轮马达，进一步改善提高了马达性能。英国的Renold公司20世纪70年代研制了柱塞传力滚轮式轴转马达HM系列，Et本住友公司1967年开始研制内曲线马达，并于1970年完成RB型液压马达系列的研制；芬兰的Sisu公司研制的首批装在轮毂中的多作用径向柱塞式液压马达，于1964年开始组织批量生产。20世纪60年代中期，我国开始对低速大扭矩液压马达进行样机测绘仿制工作，初步形成了曲轴连杆马达及内曲线马达等少数几种规格。70年代初，工程机械、建筑机械、矿山机械和船舶甲板机械等纷纷采用液压技术，研究低速大扭矩液压马达的单位也增至40多个，品种和主机应用都有了大幅度的发展，但主要为主机配套使用。20世纪70年代以来，国内设计开发了多种规格的多作用内曲线径向柱塞式液压马达，如轴转NJM系列、NKM壳转系列、QJ(K)M系列、ZJM系列、CNM系列等。到目前为止，NJM系列液压马达已有近20种排量规格，最高工作压力也已达31．5MPa。国产NJM系列液压马达，片式导轨、横梁传力结构，根据排量大小，额定压力16～25MPa，最高工作压力为20～31.5MPa，该系列共有16个规格，该系列液压马达具有较好的效率性能，台架试验寿命接近8000～10000h。与国外相比，国内多作用内曲线径向柱塞式液压马达几乎都为轴配流结构，同时，对关键运动副，各种机理方面的基础试验研究还有待进一步深入。概述内曲线马达的展望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。多作用内曲线径向柱塞式液压马达的工作原理及结构多作用内曲线液压马达的结构形式很多，就使用方式而言，有轴转、壳转与直接装在车轮的轮毂中的车轮式液压马达等型式。而从内部的结构来看，根据不同的传力方式、柱塞部件的结构可有多种型式，但是，液压马达的主要工作过程是相同的。图1-1如图1-1所示为多作用内曲线径向柱塞式液压马达的结构图。凸轮环1的内壁由x个（图中x=6）均布的形状完全相同的曲线组成，每个曲线凹部顶点将曲线分成对称的两个区段，一侧为进油区段（即工作区段），另一侧为回油区段（即空载区段），缸体14的圆周方向上有Z个均布的柱塞缸孔，其中x个窗孔与压力油相通，这2x个配流窗孔分别与x个凸轮环曲面的进油区段和回油区段相对应。配流轴上的配流窗孔与凸轮环曲面上进油区段对应相位角间的误差可通过微调凸轮13转动配流轴来调整。当高压液体进入柱塞（如图中II、VI所示）下部时，推动柱塞向外运动，将横梁3和滚轮2压向凸轮环曲面，而凸轮环曲面产生对滚轮的反作用力N（N作用在凸轮环面与滚轮接触处的公法面上）。反力N径向分力P与液压作用力平衡，而切向分力T（,为凸轮环曲线的压力角）通过横梁的侧面传递给缸体，产生是缸体转动的扭矩。所以，柱塞外伸的同时还随缸体一起旋转，当柱塞到达曲面的凹部顶点（即外死点）时，柱塞底部的油孔被配流轴的隔墙封闭，与高、低压腔都不通（如图中柱塞III、VII所示），当柱塞越过曲面的凹部顶点进入凸轮环曲面的回油区段时，柱塞的径向油孔与配流轴的回油通道相通。此时，凸轮环曲面将柱塞压回，柱塞缸内容积缩小将油液经配流轴排出。当柱塞运动到内死点（如图中柱塞I、V所示）时，柱塞底部的油孔也被配流轴的隔墙封闭与高、低压腔都不相通。柱塞每经过一个曲面往复运动一次，进油和回油交换一次。当有x个曲面时，马达的作用次数为x，图示为六作用曲线马达。当马达进出油换向时，马达将反转型号意义NJM-G4马达的型号意义表示如下：—①②③④①——②——内曲线马达③——压力级④——排量主要参数的选择和计算内曲线液压马达的设计主要是:分析马达的性能、寿命与主要参数间的关系；分析主要零部件的不同结构、尺寸对马达性能、寿命的影响；以及马达主要零部件的结构、材料的选择等。在此基础上确定基本结构参数和尺寸。液压马达的主要性能参数一、工作压力和额定压力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。在马达出口直接接油箱的情况下，为便于定性分析问题，通常近似认为马达的工作压力等于工作压差。马达在正常工作条件下，按试验标准规定连续运转的最高压力称为马达的额定压力。马达的额定压力亦受泄漏和零件强度的制约，超过此值时就会过载。本设计中：额定压力25MPa最大压力32MPa二、流量和排量马达入口处的流量称为马达的实际流量。马达密封腔容积变化所需要的流量称为马达的理论流量。实际流量和理论流量之差即为马达的泄漏量。马达轴每转一周，由其密封容腔有效体积变化而排出的液体体积称为马达的排量。回油背压降低了液压系统的效率，因此不宜过大，以使滚轮不脱离导轨为宜，现取。对配流槽中局部损失的校验（2-1）（2-2）（2-3）所以背压大于局部损失，满足要求。对滚轮不脱离导轨的校验计算过程在后面,在此不再重复，也满足要求，所以。在M一定时，液压马达排量的大小取决于使用压力。△P增大，设计得到的液压马达的结构尺寸减小，因此，采用高压在通常情况下是有利的，但它又受到制造工艺和结构强度的限制，并引起容积效率降低。当△P达到一定值后，△P继续增加，上升不多，则下降很快，而且为保证足够的零件强度，会使马达质量增加。排量q=4l/r基本结构参数和结构尺寸的选择计算一、结构参数液压马达的排量等于液压马达在一转中所有柱塞工作容积之总和：［L／r］（2-4）式中：d—柱塞直径；h—柱塞行程；z—每排柱塞数；y—柱塞排数；x—作用次数，即导轨曲线数。由式可知，应选择和计算确定的基本结构参数为x、z、y、h、d，这些参数和滚轮中心运动轨迹最小半径间互相影响。在外形尺寸不变的情况下，变化任意一个参数，都会引起导轨与滚轮接触应力、柱塞副与缸体的接触比压、液压马达的机械效率、容积效率、配流轴的浮动性能、导轨曲线的性能、压力角、回油背压等关系的变化。因此对这五个参数的选择，应该保证液压马达具有最小外形尺寸和较好的综合性能。选取基本结构参数应考虑到基本条件是：a.尽量做到径向力平衡；b.在给定的工作压力和工作寿命要求下，使马达具有最小的外形尺寸，并保证接触强度要求；c.应使马达具有较高的容积效率和机械效率；d.保证滚轮不脱离导轨，且具有较小的回油背压；e.使马达具有较小的加工量和较好的工艺性。f.根据是否变量、变量范围及变量方法，尽可能保证在变速前后都能实现径向力平衡和输出无脉动；（一）柱塞排数y在一般情况下，为了简化结构和减少加工量，大都采用单排柱塞结构。当液压马达的径向尺寸受到限制时，可以采用两排或三排柱塞的结构，以减小径向尺寸。但三排柱塞结构的液压马达用得很少。对于排量较大的马达，为了减少柱塞直径，降低柱塞副的受力和，应增加柱塞排数。在此设计题目中，排量为3.94L/r.所以取y=2双排柱塞（二）作用次数x与每排柱塞数z的选择计算从液压马达脉动性的分析可知，奇数或偶数的X和Z，通过合理的幅角分配，都可以设计得到理论上无脉动的导轨曲线。然而，应当考虑上述所列的基本条件，选择X和Z的组合。如果液压马达排量一定，从上式进行分析，可知作用次数的多少与柱塞直径、柱塞行程、柱塞数目成反比。当作用次数较少时，可以使导轨曲线的压力角较小，但将增大柱塞直径或增大柱塞数目。当作用次数较多时，可以缩小柱塞直径或减少柱塞数，但此时导轨曲线的压力角将增大。一般使导轨曲线的最大压力角保持在25～35°范围内。当作用次数过多时，除增大了导轨曲线的压力角外，在导轨曲线的下死点区域会出现“变尖”及“沉切”现象。如图1-1所示，图1-1导轨曲线的不同变形a—正常情况；b—“变尖”情况；c—“沉切”情况（2-5）式中：—导轨曲线下死点曲率半径；—下死点时滚轮中心轨迹曲率半径；—滚轮半径。经后计算得。当时，导轨曲线正常；当时，导轨曲线“变尖”；当时，导轨曲线“沉切”。（2-6）式中：—最小向径，经后计算得。—柱塞行程，经后计算得。—作用次数，经后计算得。—加速度系数。—幅角利用系数，—不对称循环系数，—等速区工作的持续性系数，则所以（2-7）因此，导轨曲线不会出现“变尖”及“沉切”现象。所以，液压马达的作用次数，应根据其排量、导轨曲线压力角及接触应力、导轨曲线不出现“变尖”现象等几方面因素，并与柱塞数综合考虑。作用次数xx适当取小些，可以提高马达的效率性能，这时，在给定排量下，z将增加，接触应力系数减小，对缩小有利。但这只是从导轨接触应力强度和效率性能方面考虑得到的结论。实际上，当z增加较多而直径d不变时，根据结构安排，径向尺寸将有所增加，实际尺寸大于按许用接触应力计算得到的。同时，由于增加了易损坏的滚轮数目，降低了马达的可靠性。推荐取对小排量马达取：在本设计题目中，综合考虑上述因素选x=6。2.每排柱塞数z根据内曲线液压马达的运动特征，当柱塞数为奇数时，其流量脉动率较小，即扭矩脉动率较小，转速比较均匀。但此时缸体和主轴承等要承受不平衡的径向力，将增加配流表面的磨损和降低主轴承的寿命。当柱塞数和作用次数均为偶数时，缸体所承受的径向力是完全平衡的，因此可延长主轴承寿命，减少配流表面的磨损。同时，当导轨曲线设计得合理时，即使柱塞数为偶数时，也同样可达到理论上流量脉动率为零的要求。所以，柱塞数和作用次数常选用偶数。在表1-1中的不同柱塞数与不同作用次数组合时的径向力平衡状况。柱塞数量的多少，与柱塞直径及行程、作用次数互相影响，并且关系到结构的复杂程度及加工量。目前应用的液压马达柱塞数常用6、8、10、14。表1-1Xz567891011121314151617184〇Ｘ〇〇〇Ｘ〇5ＸＸＸ6Ｘ〇〇〇Ｘ〇〇〇7ＸＸ8〇Ｘ〇〇〇Ｘ〇9Ｘ〇Ｘ10Ｘ〇〇Ｘ〇〇〇〇11Ｘ12Ｘ〇〇〇Ｘ〇〇〇注：表中〇表示径向力平衡；空白表示径向力不平衡；Ｘ表示不能组合。参照表1-1，选取x与z的组合为x=6；z=10的10缸6作用式。(三)柱塞直径d与柱塞行程h柱塞直径的选取，必须考虑到柱塞副、滚轮的寿命和导轨的接触强度。液压马达的结构型式不同，柱塞行程与柱塞直径的比值范围也不同，其中以横梁传递切向力的结构，可取／的值为0.5～0.7左右。由实验数据证明，柱塞直径增大1倍，滚轮寿命将降低为原来寿命的。如果采取较大的柱塞直径和柱塞行程，则可减少柱塞数，但增加了导轨曲线的压力角和柱塞组的受力。因此必须与其他参数综合考虑。综上由式q=4l／rx=6;y=2;z=10;取=0.6所以d=40mmh=0.65d=26.1mm（三）最小向径的确定必须满足导轨材料和热处理工艺所决定的许用接触应力要求，保证＞，使导轨加速度起点处不产生变尖和反凹，使在一定范围内，并得到合理的零部件尺寸排定。设计中，先从导轨接触强度出发，计算能够满足许用接触应力要求的，然后由已定的x、z、h、d等参数排定结构尺寸。若排得的最小向径大于由接触强度的，就以此作为设计所得的最小向径；当排得的最小向径小于按接触强度求得的时，应以按接触强度计算得到的作为设计值。滚轮与导轨曲面的接触应力(按线接触计算)：（2-8）（2-9）（2-10）由以上三式得： 式中B=0.036m,=0.05m,,,以上参数均由后面计算或查阅得到。所以＝0.1338m（2-11）2.对横梁传力式液压马达（2-12）式中： —柱塞缸孔底部所在分布圆的直径；一般．根据液压马达压力高低，取两相邻缸孔退刀槽间距。—柱塞缩至最低点时，柱塞底部离缸孔底的距离，常取=1mm：—滚轮运动至导轨曲线最外点时，柱塞与缸孔间的最小密封长度。当=0.5～0.7d时，推荐采用=0.75～O.9d。使柱塞长度=(1.25～1.6)d；取—滚轮中心至柱塞顶端的距离。横梁传力的马达，若上，下底对称于横梁中心，则,经后面计算得。所以。所以因为154.4mm﹥133.8mm所以取。设计中，若满足，可设计得到结构紧凑的液压马达，并有较高的机械效率。满足要求（五）最大压力角最大压力角为液压推力P与N力作用方向间的夹角，随导轨曲线的不同变化规律及滚轮在导轨曲面上的不同位置而变。压力角是内曲线液压马达表征曲线的一个重要特征量，在对横梁传力型马达中～较好，对滚轮传力型式，可以适当增大。最大压力角对接触比压和导轨接触应力的变化有很大影响。轮沿导轨运动时柱塞副的相对运动速度，因此，它将影响相对运动零件的磨损和马达的机械效率。可以用数学极值法求得．对压力角关系式求导，并令其等于零得到，在加速区的终点处，存在最大压力角。这意味着加速区中的增加始终大于的增长，所以在加速区终点时压力角最大。（2-13）介于～之间，所以满足要求导轨的设计导轨曲面由一定运动规律的曲线组成。滚轮在柱塞推力的作用下与导轨相互作用，形成推动马达旋转的切向推力。导轨曲线的设计决定着柱塞副的运动规律，影响内曲线液压马达的输出特性。导轨表明周期性地承受着很大的接触应力，因此，导轨的表面硬度十分重要。通常由合金铸钢或锻钢制造，表面需要有良好的机械加工和热处理，使其在很高的循环应力作用下具有设计所需的寿命。柱塞的径向液压推力作用，要求导轨具有足够的刚性。刚性不好的导轨和壳体，将会缩短导轨寿命，并引起震动。导轨曲线的设计 导轨曲线的设计，经常与上述基本结构参数和性能选择计算反复交叉进行。根据排量q，与结构尺寸初步确定了的x、z、y、d、h,就可以选择曲线类型进行导轨曲线计算。目前常用的导轨曲线有以下几种：1）余弦加速率曲线；2）修正余弦加速率曲线；3）等加速率曲线；4）幅角修正等加速率曲线；在实际使用中，经常采用等加速—等速—等减速率组合曲线，简称为等加速率曲线。这种曲线的特点是理论上可以使流量脉动率等于零。为减少软冲和防止困油冲击，等加速曲线在上下死点处有零速段，在一个作用幅角中，曲线由零速区、加速区、等速区和减速区组成。设加速区幅角为；等速区幅角为；减速区幅角为；零速区幅角为；则（3-1）令称为工作幅角一、幅角分配由x=6、z=10得到最大公约数m，m=2，将10个柱塞分为运动规律对应相同的2组柱塞。每组柱塞数===5（3-2）导轨曲线作用幅角（3-3）工作幅角=-2（3-4）式中—零速区幅角。的选取应根据马达的结构特点、转速高低、制造工艺水平、及按照接触应力计算、效率计算和运动平稳性等要求综合确定。一般对有微调机构的轴转马达，去=～。对转速较高的马达，为减少困油冲击和发热，应适当增大提前配油角度。在此取==-2=周期角==（3-5）幅角总分配系数K=====2.5（3-6）为保证脉动率为零，结构参数选取应试K≥2.若K＜2，为了得到脉动率为零的幅角分配，可以采用幅角修正等加速曲线。由于本计算值K=2.5＞2，故等加速曲线能满足脉动率为零。各区幅角分配：脉动率为零的幅角分配，要求和为正整数，可以为具有0.5的小数。由于K=2.5，所以取==1；=0.5加速区幅角：==（3-7）等速区幅角：（3-8）减速区幅角：（3-9）二、柱塞副运动速度叠加图绘制：将处于导轨曲线不同位置上的一组柱塞运动速度曲线绘在一个周期角内。如果得到在任意幅角上各柱塞的运动速度叠加值常数，表示所设计的导轨曲线，任一瞬时马达的理论输出扭矩相等。从上图可看出，任一瞬时马达的理论输出扭矩相等绘制导轨曲线以为半径作出基圆，并以和，作出两个零速区段的轮廓曲线。然后，在分度的径向线上，从量出各角处的，得到滚轮中心运动轨迹曲线。并以此为中心，以滚轮半径作圆，所得的外包络线即为导轨曲线。（3-10）a.零速段：在幅角范围内；；。b.加速段：在幅角范围内（3-11）（3-12）c.等速段：在幅角范围内（3-13）（3-14）d.减速段：在幅角范围内：（3-15）（3-16）e.零速区在幅角范围内：（3-17）保证导轨接触应力要求的条件及导轨寿命的计算柱塞副运动时，导轨的接触应力受导轨材料和热处理工艺的限制。导轨设计时必须满足条件＞这样，工作曲面就不会出现变尖和反凹。在工作中，导轨承压时吸收能量，卸压时释放能量，形成正负交变的动态切应力。长时间的反复作用，使在一定深度处的缺陷部分，出现平行于表面的微观裂纹，并逐渐扩展至导轨表面，最后在滚动体碾压下突然断裂剥落。某些采用表面火焰淬火或高频淬火的导轨，表面硬度不均，或表面淬硬层较薄芯部硬度很低时，容易出现大面积剥落。表面淬深足够，但芯部硬度很低时，在高应力交替作用下，容易在表面产生裂纹并导致剥落。如果导轨表面硬度较低，在高应力碾压作用下，不仅产生疲劳剥落，而且会出现大面积的粘咬现象。因此，只有对导轨选用较好的材料和采用合理的热处理工艺，使在导轨表面一定深度内，得到较高的硬度，才能使导轨具有较长的工作寿命。在周期性的高应力作用下，导轨寿命可由下式计算h（3-18）式中z—马达单排柱塞数；—额定转速；—导轨材料的许用接触应力；—实际计算得到的导轨接触应力。其中导轨材料的许用接触应力，由导轨选用GCr15SiMn，由于导轨在工作中最大切应力发生在滚轮直径的2.5﹪处，要求淬深＞3～5mm，中频淬火，表面硬度可达HRC55～HRC60以上。参考接触疲劳极限应力，可粗略定为1.27Gpa,寿命系数Zn=1～1.1，取Zn=1.1所以接触疲劳许用应力=Zn=1.4Gpa导轨曲面的曲率中心与滚轮中心位于导轨曲面的同侧时，具有较大的当量曲率半径。而当量曲率半径的增长大于的增加，最大接触应力必然发生在的导轨区段滚轮中心运动轨迹的向径和愈小，愈大，导轨曲率半径就愈小。因此，等加速和余弦曲线的最大接触应力将发生在加速区的起点处。（3-19）式中—导轨在该点的压力角；—导轨在该点处的当量曲率半径；所以。—滚轮与导轨的接触宽度，取为滚轮宽度36mm;—横梁上的滚轮数；—柱塞底部的液压推力。N所以=41.7Mpa代入数据，得L=175415h滚轮不脱离导轨的条件马达达到一定转速时，由于惯性力的影响，在回油区段可能出现滚轮脱离导轨，进入进油区段后，在高压下再度贴紧导轨．对导轨产生冲击，易导致导轨与滚轮迅速损坏。在进油区段上，虽然柱塞加速度运动的惯性力和相对运动摩擦力都使柱塞副背离导轨，但因为高压液压力远大于上述二力，滚轮不可能脱离导轨．但在回油区段中，当背压较小，转速达一定值时，可能出现加速度惯性力大于背压力、摩擦力和离心力之和的情况，滚轮脱离导轨。在回油区段的加速区终点处，因惯性力背向导轨，且向径最小，使压向导轨的离心力最小，故具有最小的作用力。所以（3-20）式中—回油区段液压力，—离心力,这是柱塞副作回转牵连运动时，质量m因存在向心加速度而产生的力，加速度永远指向圆心，因此离心力压向导轨。—相对加速度惯性力进油区段的加速区和回油区段加速区中的惯性力—柱塞副与缸体相对运动时的摩擦力使柱塞副产生摩擦力的垂直压力有两个,导轨对滚轮作用力的切向分力T和哥氏加速度的惯性力。由于回油区段背压不大，切向分力T引起的摩擦力很小，因而在的计算中常可忽略。—摩擦系数。缸体加工良好，且浸在壳体油中，可取摩擦系数。这取＝0.09。则所以满足要求。柱塞副的设计柱塞副由柱塞、横梁和滚轮三部分组成，根据柱塞副的传力型式，进行多作用液压马达的分类。柱塞副的结构型式及其特点分析不同的柱塞副结构，相应的传力方式也不同。主要包括柱塞传力．横梁传力和滚轮传力等三种不同结构。本设计采用横梁传力结构，横梁传力增加了传力面积，接触比压比柱塞传力减小。因为横梁磨损并不影响马达容积效率，且容易做到受力中心与接触中心重合，所以横梁传力的接触比压许用值可以比柱塞传大些。这种结构传力过程中柱塞不受侧向力作用，柱塞在缸孔中浮动良好，磨损微小。采用分片式导轨结构，缸体伸人两片导轨之间，工作中在最大压力角处槽梁不伸出缸体槽，可以降低接触比压。该结构可适用于各种排量马达。NJM系列采用横梁传力型式。长时间满负寿命试验，证明了这种传力具有结构简单，耐冲击，磨损小，运行可靠．效率高等优点，可以用在负载变化幅度较大，冲击频率较高的主机上。横梁与槽间为滑动摩擦，起动时存在较大的静摩擦力，起动扭矩效率0.93～O.95左右，低于滚轮传力型式。与柱塞传力比较，马达的外形尺寸和加工量有所增加，而柱塞副重量的增加，增大了加速度惯性力，在相同转速下，需要提高马达的回油背压。采用上图的横梁结构，工作中柱塞头部顶着横梁，使滚轮紧贴导轨运动，柱塞头部常做成球形或一定面积的锥台。很少将整个头部加工成一个平面，因为这样会使柱塞副工作中失去自动调整作用，且当该平面与柱塞轴心存在垂直度偏差时，易引起柱塞倾侧。横梁传力的接触比压（4-1）b—横梁宽度,—在导轨曲线角处滚轮中心的向径；—缸体槽壁外缘至回转中心的距离；—滚轮中心到横梁底部的距离,—横梁与缸体槽壁间的最大接触比压所以，接触比压满足要求。横梁的强度计算随滚轮工作在导轨曲线的进、回油区段的变化，横梁受周期性负载作用。横梁受力情况下的切力、弯矩、挠曲图一、横梁的强度计算（4-2）横梁所受的切向力（4-3）简化为沿长度的均布负载（4-4）（4-5）由切力图和弯矩图可见，I—I、Ⅱ一Ⅱ为危险截面。Ⅰ-Ⅰ截面的强度校核：在p力作用下，支承点A、B处的支反力：(4-6)T作用下，支承点A、B处的支反力(4-7)Ⅰ-Ⅰ截面上分别由P力和T力所引起的弯矩为取(4-8)(4-9)Ⅰ-Ⅰ截面的弯曲应力为(4-10)(4-11)(4-12)P力引起切应力(4-13)T力引起的切力，因此切应力。Ⅰ-Ⅰ截面上的最大切应力(4-14)根据第三强度理论，I—I截面处的安全系数(4-15)二、横梁的刚度计算横梁较大的挠曲变形将使滚轮工作状况恶化，滚轮边缘接触，使滚针产生较大的轴向撞击滚轮外档圈，严重时造成弹性卡圈碎裂，滚针逸出，破坏马达的正常工作。或者由于滚轮边缘应力剧增，使内外圈产生疲劳剥落。因此，设计中必需计算横梁的挠曲变形，使其限制在许用要求范围内。双排柱塞结构马达设计时更应注意。在E点柱塞推力作用下(4-16)因为E点和D点对称，所以在D点力作用下，C点处的挠度剪切变形在C点处产生的附加挠度(4-17)于是横梁的最大挠度(4-18)应当指出，横梁是一变断面梁，但由于变断面离支承点很近．因而对挠度的计算影响很小。三、横粱轴颈处的接触应力计算轴颈起滚轮内圈的作用，滚针与轴颈表面为线接触。在一些马达的寿命试验中，曾出现过轴颈表面疲劳剥落。因此，应将额定工况下的接触应力限制在许用范围之内。(4-19)式中—系数，滚针与轴颈均为钢质，；—当量曲率半径。此处为外接触类型；所以滚轮沿导轨运动时，在最大压力角处存在最大接触应力，所以所以滚轮的设计滚轮是承受重载的零件，在沿导轨的工作过程中，受循环交变载荷作用。因此，设计中需要合理选择材料，并经热处理使表面有较高的硬度，使之有足够的疲劳寿命。标准滚动外圈都比较薄，直接用作滚轮是不合适的，容易在重载下变形甚至压碎。所以在内曲线液压马达中，采用外圈加厚的滚子轴承做滚轮，内圈固定。受结构尺寸限制时，横梁轴颈直接作为内圈。滚轮结构的选择设计本设计的滚轮结构是滚轮外圈加厚，外径取用我国轴承标准系列，直接以横梁轴颈为滚轮内圈，并采用标准长滚子。滚轮内外侧端面设有内外档圈，外档圈处以弹性卡圈轴向固定，防止工作中滚轮溢出。由于加个偏差和横梁变形，弹性档圈上作用有轴向力，弹性卡圈工作中容易碎裂。滚轮的寿命计算滚轮可以设计成滚动滚轮或滑动滚轮。而滚动轴承具有摩擦系数小、机械效率高的优点，能够提高马达的启动特性。由于它外圈是一个重要的受冲击的传力部件，因此，一般设计为外圈加厚滚轮。在正常的工作条件下，内曲线液压马达的寿命主要取决于滚轮和导轨寿命，设计中应使导轨寿命高于滚轮寿命。寿命计算，是指在一定的额定动负载下，滚轮应满足转速寿命要求所必须的尺寸计算。计算采用国际标准化组织推荐的额定动负载法。(5-1)式中—滚轮的转速；n=n[(2+h)/d]=100r/min—寿命指数，滚子轴承；—速度系数，取决于滚轮的转速—旋转系数，当外圈旋转时，V=1.038～1.10；取值为1.04。—平均当量动负载；C—轴承的额定动负载；所以—轴承寿命系数，根据实验得到(5-2)所以液压马达每转中滚轮有一半时间在回油区段工作，故实际工作寿命为(5-3)因为不同工况下的寿命时数相差较大，所以液压马达的寿命应该是指某一定工况下的寿命，NJM系列马达要求额定工况下的滚轮设计寿命达到2500h。所以，满足要求。滚轮外圈的强度计算滚轮外圈与滚子的接触应力计算，类同于横梁轴颈处的接触应力计算。其危险截面，应当在最大工作压力下进行强度校核。最大正应力为(5-4)式中—作用在一个滚轮上的最大法向力，—两相邻滚动体间的距离。，=所以b—外圈宽度，取b为36mm。—外圈的断面系数；所以危险截面上的最大切应力(5-5)式中A—截面积，根据第三强度理论，危险截面上的安全系数(5-6)根据滚轮材料和工作中负载状况确定安全系数，一般取≥2，满足要求。柱塞的结构与设计柱塞在工作中受高压油作用，并与缸体壁组成间隙密封。根据不同的传力结构型式和不同的马达工作要求设计柱塞。柱塞传力的马达，应使柱塞副工作在点时与缸体有足够的接触长度，不能产生“楔卡”现象。因此，它与横梁相互作用的中心要尽量靠近柱塞与缸壁的接触长度中点。采用横梁传力时，柱塞在理论上不受侧向力作用，因此柱塞长度可以缩短，但应保证工作行程中柱塞与缸壁必要的导向和密封长度，否则柱塞与横梁相互作用时易失去稳定性，并使泄漏增加。通常，要求行程终了时柱塞密封长度为总长度的～。柱塞顶部的设计也有多种形式。如果头部呈一小圆台，面积的大小由它与横梁相互作用的接触应力要求定出，加工中应保证圆台平面与柱塞轴线的垂直度。如果柱塞头部呈球形，它与横梁底部点接触，加工中使球心处于柱塞轴线上，否则在横梁与柱塞的相互作用中，对柱塞和横梁都将形成附加的倾侧力矩。柱塞外圆上常开设2～3条均压槽，它同时又起减漏阻尼作用，槽宽与槽深均以小于1mm为宜。由于柱塞缸孔底部有退刀槽，因此，均压槽在柱塞上的位置要满足在整个工作行程中都不跑出缸孔，否则易将污物带入缸孔。在一定转速下，柱塞副的重量对马达回油背压的大小起重要作用。因而，在设计中保证柱塞强度的前提下，应尽可能减轻柱塞副重量。柱塞底部掏空，减小了重量，但柱塞底部中空增加了工作过程中的体积弹性压缩损失。因此，有些马达中设计成顶部压盖的结构，增加了结构工艺的复杂性。所以对内孔切环槽，顶部钻一小孔，注入硬塑料，并以弹性卡圈固定，本设计采用此结构。在正常间隙下，通过柱塞密封间隙外泄漏不超过全部容积泄漏的5％，因此，采用间隙密封就足够了。“切缸”现象及其消除工作过程中，滚轮内档圈紧贴缸体侧壁运动时，由滚轮带动内档圈旋转铣切缸体侧壁，称为“切缸”现象。近几年来，很多马达(包括进口的)都出现了“切缸”现象，有些马达工作几小时至几十小时“切缸”达数毫米深，导致油液污染，引起横梁与导槽侧壁拉伤，损伤滚轮，导轨，甚至使马达无法工作。“切缸”现象是一种铣削，它的发生应具备下面三个条件：(1)内挡圈的旋转；(2)横梁上存在轴向力形成挡圈对缸体侧壁之压力；(3)内挡圈靠近侧壁边缘的“刀刃”。这三个条件中消除任何一个，都应该可以避免或减弱“切缸”现象。有些马达中曾采用内挡圈固定，以消除产生铣切的挡圈相对于缸体的旋转运动。这样做虽然消除了“切缸”，但由于仍存在着较大的轴向力，造成了滚轮外圈与内挡圈间的磨损，甚至烧伤粘合，这种情况下内挡圈的两面可考虑设计成特殊结构的复合材料。横梁上的轴向力形成原因较复杂，两片导轨对应母线间、滚针、滚轮、横梁轴颈以及横梁导槽上的形位偏差都可能引起横梁上的轴向力，该轴向力将会引起附加的摩擦功率损失，降低马达的机械效率。因此本设计要求在制造工艺上尽可能减小形位偏差，对内挡圈靠侧壁边缘严格倒圆。缸体的设计与计算缸体是内曲线液压马达的关键零件之一，缸体的结构型式，取决于液压马达的传力方式和主机使用条件，NJM系列马达的缸体用球铁或HT300铸造，加工后用螺钉和销钉与输出轴连接一体。缸体的受力分析滚轮与导轨相互作用的切向分力通过横梁传递给缸体。法向分力作用于柱塞，一部分通过油液传给缸体，由主轴承承受，另一部分作用在配流轴上。当x、z的最大公约数m≥2时，作用于缸体上的径向力合力为零。主轴承只承受缸体的自重和负载的径向力作用，可以提高主轴承寿命和机械效率，减小配流轴的偏心磨损和泄漏。由于x、z的不同组合均可得到无脉动的曲线设计，所以设计中采用x、z皆为偶数的设计方案。设处于进油区段柱塞上的径向液压力为，处于回油区段柱塞上的液压力为，压力矢量，，查表得x=6,z=10组合的径向力系数值为0，表示作用于缸体的径向液压力平衡。缸体的强度计算对横梁传力结构的缸体，进行切向力作用下的弯曲强度和刚性计算。一、缸体横梁导槽处强度和刚性计算横梁与缸体槽壁传递切向力时，导槽壁为悬臂梁，危险断面的弯曲应力(8-1)式中—导槽壁承受的最大弯矩；T—缸体槽壁上的作用力，T=，随滚轮在导轨曲面上运动的相角而变，在处有；a—力臂，随滚轮沿导轨运动变化。，为横梁中心至底部的高，h为行程。所以—缸体导槽危险截面处断面系数。(8-式中b—悬臂梁危险截面处的宽度；—危险截面处的高度。，为横梁槽宽度。所以则满足要求。二、挠度计算它相当于在T力作用下的悬臂梁挠度(8-3)式中E—铸铁弹性模数，；J—断面惯性矩，J=；—横梁导槽壁长度，。所以满足要求。缸体结构分析缸体主要起两个作用：一是与配流轴配对，由配流窗口配流；二是传递切向力并形成扭矩。根据传力型式不同，设计成柱塞孔加长的柱塞传力结构，开长方形导槽的横梁传力结构和带有导向侧板的滚轮传力结构。分别加工缸体与输出轴，然后以凸肩止口配合，用螺钉、销钉链接成一体。这种结构加工量大，二个主轴承处同心度不易保证，组合时柱塞孔与配油孔出现变形，必须用研磨校复。将输出轴与缸体模锻一体，可以增强刚性，避免链接时缸孔的变形，减少加工量，提高加工精度。本设计采用先加工缸体侧壁与输出轴法兰端部，两者组合后再加工缸孔，可以防止装配中引起缸孔变形。缸体配流窗口处有镶套与不镶套两种结构，本设计采用有镶套结构，将加工好的配流套与缸体过盈压配，再与配流轴研配间隙，这样，可以将配流窗口加工成腰形，降低配流窗口和配流槽孔内的流速，减小压力损失，随转速提高能保持较高的机械效率，但加工量稍有增加。配流轴的设计计算配流轴的结构分析目前国内外内曲线马达的径向配流多数采用轴颈式挠性支承配流轴，配流轴以很小的间隙置于缸体的配流孔中，缸体和配流轴上都开有配流窗口。在缸体(或配流轴)转动中实现柱塞缸进．回油的配流。配流轴的一端与壳体端盖间以O形圈密封。并以此作为配流轴的挠性支承。使轴在配流孔中浮动。由系统引来的进．回油管，通过设置在配流轴芯部的二条主流道进入配流轴。因为当柱塞位于导轨内、外死点时，柱塞孔皆应封闭，即配流轴窗口间的角度等于，因此进、回油窗口数为2x个。表面的进、回油配流窗口与主流道由放射形孔接通，其主要特点是结构简单，加工容易，尺寸紧凑。但是，其中一个主流道需要穿过放射孔间隔的扇形，过流断面积受到限制。对法国朴克兰和国内同类马达的配流轴校核得到，这种流道局部地区的流速在额定工况下即高达20～40m／s，转速继续升高，出现较大的压力损失。试验得到，装有这种结构配流轴的液压马达，全效率曲线的高效区比较窄，随转速提高，效率迅速降低。另一种配流轴，中间一个主流道与一组配流窗口用放射状槽孔接通，而另一组配流窗口通过表面的环形槽集流至另一主流道增大了流道的过流断面积，压力损失减小。当环形槽低压回油时，该配流轴的马达具有较高效率。但当环形槽高压进油时配流轴上环形槽和通配流窗口的槽将出现较大的内外泄漏，使容积效率降低。曾经对装有这类配流轴的马达进行正，反向效率性能试验，两者的容积效率竟相差5％左右。为克服上述两种配流轴的缺点，NJM系列设计了带配流轴套的配流轴。为防止轴套受高压油作用变形，轴套应有一定厚度，并以0.04～0.08mm的过盈量压配于轴芯上。相同直径的配流轴，采用不同结构时，主流道中的流速相差达3～6倍以上，直接影响马达的机械效率．因此这种带轴套的配流轴结构很有意义，只是加工量稍有增大。本设计采用这种结构。配流轴尚有多种结构，有的每个窗口对应轴内一根流遭，也有的采用球铁铸造的整体结构，但所有各种结构的出现，都力图增加过流面积，减小压力和容积损失，而又不增大配流轴直径。一般轴转马达配流轴都带微凋耳环耳环中心与配流窗口相位对应。在试运转中用偏心微调螺钉转动配流轴，调整配流轴配油窗口与导轨曲线的对应相位关系，至噪声小，工作平稳为止。配流轴的设计配流轴设计将影响液压马达的效率性能和工作平稳性。配流轴的设计主要进行配流窗口的设计；由流速要求确定主流道和配流轴的直径，各流道、槽孔的合理结构和布置等。一、配流窗口的设计配流轴的窗口所占有的幅角与导轨曲线的进、回油区段严格对应，在进油区段对缸孔供油，回油区段排油。配流过程中，配流窗口应在开启初始时不发生过大的流速，在整个工作过程中有较大的平均过流面积，并具有最大的开启度，而且进、回油配流窗口间只产生较小的内漏。分析得到，等宽的配流窗口具有最大的平均开启度，使通过它的液流压力损失较小。因此，配流轴和缸体配流窗口应该按同等宽度设计。本设计采用等宽设计。困油角的大小，视零速区大小，两配油窗口加工和分度精度而定，以保证有少量提前开启即可，本设计中取。由下面的关系式确定配流轴和缸体的配流窗口宽度(9-1)式中—困油区宽度；—配流轴直径；—配流轴进、排油窗口宽度；—缸体配流窗口宽度；(9-2)(9-3)二、配流轴直径及内部槽孔尺寸确定为使液流通过孔道时产生允许的压力损失，本设计取在配流轴主流道中的允许平均流速为。若进入液压马达的额定流量为，则主流道的直径(9-4)当拄塞按等加速一等速一等减速组合曲线规律运动时式中—为等速工作持续系数，则(9-5)各配流槽孔和配流窗口中的液流平均流速式中—柱塞缸孔截面积，—配流槽孔的过流面积则液体流过槽、孔整个变化周期内的平均压力降，可以用某一等效速度所产生的压力降表示出来，从功率损失的角度可以得到 轴转内曲线马达常采用带配流轴套的结构型式主流槽与系统管路多以挠性橡胶软管连接，这时，连接管路的六角头尺寸决定了主流道的中心距以及配流轴的尺寸，在配流轴端配置连接板，外接管路通过连接板与配流轴主流道接通，可以缩小主流道中心距，减小配流轴直径。带配流轴套的配流轴，能够在不增加配流轴直径的情况下，增大主流道和通向配流窗口的槽孔尺寸，减小液流压力损失。增大槽的轴向尺寸b，可以减小配流轴直径，但同时又使轴套受压面积增加，导致轴套加厚，应视结构安排的许可适当选取。环形槽至配流窗口长方形直流道的过流断面积（9-6）式中—液压马达单排同时进油的最少柱塞数，本设计中则—环形槽过流断面积，现取，则三、配流窗口长度与配流间隙的选取配流轴的热容量比缸体要小得多，因此，当热油输入正常温度的马达时，配流轴受热膨胀快，而缸体则比较缓慢，易产生位配流轴与孔间隙缩小的“热咬”现象，称之为“热冲击”对按常规选取的配流问隙，应设置专用系统，在输入热油前，先将热油输入壳体预热马达，避免热冲击的发生。通过查表确定经计算确定具有最小功率损失的配流窗口长度：（9-7）式中所以则配流轴套的变形计算（9-8）式中—为工作压力；—泊松比，对钢；—薄圆柱壳体壁厚，；—薄圆柱壳体壁厚中心至轴心的半径，；（9-9）则E—材料弹性模数，对锻钢E=210GPa；所以该变形量小于配合间隙，满足要求。输出轴校核花键强度的校核计算本设计输出轴采用渐开线花键主要校验花键的挤压应力。（10-1）式中—外花键齿顶圆直径，；—内花键齿顶圆直径，；—负载沿工作表面不均匀分布的系数，取；—花键的有效工作长度，。输出轴用40Cr钢调质，所以满足要求。轴强度校核最大切应力本次设计输出轴材料选用45号刚。（10-2）在渐开线花键面上分解为切向力和径向力，由于花键面对称分布，所以径向力相互抵消。（10-3）（10-4）式中—抗扭截面系数；（10-5）（10-6）所以满足要求。二、相对转角（10-7）式中—极惯性矩；G—切变模量，钢材。所以（10-8）满足要求。选材与制造工艺配流轴轴芯以45号钢锻造，轴套用20GrMnTi制造．表面渗碳淬火，渗碳层厚0.5～0.8mm。轴芯槽孔分度自由偏差，但轴套配流窗口沿圆周分度偏差要求轴套与轴芯采用过盈配合，过盈量为0.04～0.08mm。轴套与轴芯用热胀或冷缩套入。为了保证配流窗口与微调耳环的对应相位，可以划线先加工耳环，并在轴套上划线。端部设置V形口，以备套入时对位。配流轴表面圆柱度等形位偏差通常，表面粗糙度要求Ra为0.2～0.4。轴转马达的轴颈式挠性配流轴，O形圈以一定预压缩量装入端盖和配流轴凹槽间，取左右。太小工作中易出现漏油现象。过大，会发生O形圈翻边或弹性减小，降低支承的挠性作用。为防止装配时0形圈被剪切，后端盖O形圈导向处设计成锥角，导向入口处外径以大于0形圈外径。后端盖与导轨必须用销孔定位，并以导轨曲线相位为基准，在后端盖上划线打出微调销孔，使配流轴窗口与导轨各区段的相位严格对应。配流窗口与导轨相位的加工与装配误差，及缸体横粱槽和配流窗口的加工偏差．在试运转中以偏心微调给予调整。缸体缸体选用HT300铸造，该材料。在粗加工后进行调质处理，横梁导槽表面，柱塞孔和输出轴在精加工后再作磷化处理，横梁导槽和配油窗口的分度误差为，而柱塞孔的分度精度可以降低为。配流套采用加热缸体或用液氮中冷缩配油套的方法装入，以骑缝螺钉固结。保持配流窗口的尖锐边缘．它有助于阻挡油液中的污物进入间隙。配流孔在磨削或精镗后，与对应配油轴研配间隙．并使表面粗糙度Ra在0.2以下。横梁传力马达，由于柱塞不受侧向力作用，柱塞孔精镗表面粗糙度Ra达到即可。横梁槽壁面加工主要保证分度精度要求，可采用液压自动分度装置，或液压升起齿轮分度，表面加工以盘铣刀粗铣和精铣，或以宽刃样板刀精插，在精铣后不再磨削，表面粗糙度Ra为3.2～1.6。柱塞柱塞与缸体常采用硬对软的摩擦副。柱塞常用20CrMnTi渗碳钢制造,渗碳层深度只需0.5～0.8，表面粗糙度为即可。柱塞的圆柱度等形位偏差不应超过柱塞和缸孔最小配合间隙值的一半，间隙要求0.015～0.025,其形位偏差不大于。横梁横梁受交变应力作用．因此用20CrMnTi合金钢锻制，查《机械工程材料》第2版，表7-6得。作轴承内圈的横梁轴颈，应按轴承要求加工。低碳合金钢要求渗碳淬火，渗碳层深l.5～1.8mm，表面淬硬至60～64，要求淬硬层深度。渗碳层内不允许有屈氏体组织，不应有粗大颗粒碳化物或片状碳化物析出。轴颈处要求表面粗糙度Ra为，矩形梁两侧面要求表面粗糙度Ra为0.4～0.8。横梁与槽壁在相对滑动过程中传力，容易发热升温。因为横梁与缸体材料不同，线胀系数各异，随温度升高，间隙缩小，因此，间隙应大于柱塞和配油轴处的间隙。横梁与滚轮同缸体侧壁的轴向间隙取0.2～0.5左右。滚轮滚轮工作中承受周期性交变载荷，且在起动、停机和换向中常有冲击，因此，轴承钢滚轮只能用于小排量的马达。对尺寸较大的滚轮，由于轴承钢冲击韧性较差，容易损坏。因此，本计外圈采用冲击韧性较好的材料制造，查《机械工程材料》第2版，表7-6得。滚针转配时要求圆周方向间隙，滚轮径向间隙为0.02～0.05左右。滚轮工作时，由于摩擦力作用，弹性卡圈会随外挡圈转动，容易从槽中弹出或碎裂。通常将放置外挡圈的轴颈处铣成小平面，使外挡圈不随滚轮转动。弹性卡圈槽应严格按图纸要求加工，不允许存在圆角或深浅不均。滚轮内、外挡圈一般用65Mn弹簧钢制造。为减轻或避免“切缸”现象，内挡圈靠缸体侧边缘需严格倒圆，以消除铣切“刀刃”。导轨在一定的接触应力下，表面的淬火硬度、淬深以及金相组织和缺陷程度决定着导轨的工作寿命。导轨不同的材料和热处理工艺，表面淬火硬度和淬深有比较大的差别。本设计采用分片式导轨结构，选取GCr15SiMn为材料，在2000～8000Hz的中频淬火机上进行导轨表面中频加热一次淬成，或中频连续淬火，这种方法变形小，且无销孔保护问题，锻件进行l～2次球化处理，细化晶粒，消除网状碳化物。淬火前的调质处理硬度≤HB220，整体淬火后，用低温回火，保温4h左右。这样得到的导轨表面硬度HRC60以上，淬深3～7mm。研究资料表明，导轨工作中最大切应力发生在滚轮直径的左右深度处，因此，要求淬硬层深度>3～5，中频淬火能满足这一要求。导轨表面淬火后，磨削余量的留取，根据导轨淬火变形大小试验确定．表面粗糙度要求Ra为3.2～0.8。淬火后先加工两端面和外圆，然后以销子定位将两片导轨和加工好的壳体组装，再在专用机床上精磨导轨曲面，以保证两片导轨曲面的同步。要求两个导轨曲面同相位的两条母线的径向偏差允差，偏差过大将影响同一横梁上一对滚轮的正常工作。要求两个导轨的母线有较好的平行度，在lOOmm内平行度公差为。较大的平行度超差会引起横梁轴向力的增加，在横梁传力结构的马达中，这个力将使旋转着的滚轮内档圈铣削缸体，形成影响马达正常工作的“切缸”现象。效率计算效率是液压马达重要的外特性，它反映了系统能源输入时，在液压马达内部的损失大小，因此它也是衡量液压马达工作经济性的重要指标，液压马达的总效率是实际输出功率与输入功率的比值。容积损失与容积效率一、柱塞与缸孔间隙处的外部泄漏柱塞与缸孔间的泄漏决定于柱塞内外的压力差，间隙大小，密封表面间相对运动速度，以及切向力的传递形式，有(11-1)式中—由于柱塞前后压力差引起的泄漏。—由柱塞运动引起的泄漏。柱塞与缸壁间隙中的流动，相当于由一块拖动的平行平板的间隙流动。（一）压力差引起的泄漏为液体流动方向上间隙密封的平均长度(11-2)(11-3)柱塞运动引起的泄漏(11-4)二、柱塞底部液体弹性压缩引起的容积损失柱塞底部液体容积的体积弹性压缩损失实质也是一种内泄漏。对不同规格马达的计算和试验结果表明，在全部容积泄漏中，内泄漏占90％左右，外泄漏占l0％左右。这是油液在高压作用下弹性变形而引起的容积损失。(11-5）三、配流窗口通过密封间隙至壳体的外泄漏当间隙很小，流动状态为层流时，对x个进油窗口沿两边密封间隙向壳体泄漏有（11-6）式中—工作油液的动力粘度，随油温而变化，—进油窗口至壳体中的压降，壳体中的压力通常为零，故—泄漏间隙的平均宽度。因为配流轴与配流套的窗口取为相等，并以配流轴的进油窗口与配流套窗口重合的位置为起点，则每个窗口的泄漏平均宽度：式中—配流窗口宽度，由前面计算得到，；—配流套的配油窗口间的间隔宽度；则所以容积效率为（11-7）（11-8）流体压力损失与水力效率计算油液在液压马达流道中运动，由于沿程和局部阻力的存在，产生压力损失。一、流过槽孔局部阻力处的压力损失(11-9)式中—槽孔中的液流平均速度；—速度增大系数，；—局部损失系数，；所以二、配流窗口处的动力损失由于工作中配流轴窗口相对配流套窗口运动，油液流过窗口时流束将不断变形，这一变形以及液体与窗口边缘间的相互作用，形成了液流的动力损失。(11-10)式中—配流套相对于配流轴的运动速度；—配流窗口中的动力损失系；所以三、沿程损失(11-11)式中d—流道直径，；—沿程损失系数，流动状态的判别系数，查得所以四、水力效率上述所有流体阻力引起的总压力降为(11-12)(11-13)机械摩擦损失及其效率计算一、横梁与缸体导槽壁间的摩擦损失。(11-14)式中—横梁与缸体间的摩擦系数。查表2-13，得；—幅角分配系数，。所以二、滚轮沿导轨曲面滚动时的摩擦损失(11-15)式中—轴承内圈的外半径，；—轴承当量摩擦系数，查表2-14，得；—滚轮的当量摩擦系数，。三、液压马达的机械效率(11-16)结束语时光匆匆，两个多月的时间在不知不觉与充实劳顿中度过。毕业设计接近尾声，一种前所未有的成就感和喜悦感充斥我体内，因为这次设计不只是我人生的第一次真真正正的设计，更是我汗水与心血的结晶，它是我设计之路的第一块基石，对我来说有里程碑的意义。我欣慰自己能够将所学知识与实践相结合；更欣慰自己有勇气和胆量去尝试，去追求，去创新。虽然“苦”日子就要过去拉，可心里却有种说不出的滋味，做毕业设计的时候，多想过两天的清闲日子啊，细细想来，原来这段生活里有那么多值得回忆的东西，似乎有些留恋了。枯燥的计算、单调的数字，刚开始都是那么让人讨厌，可他们结合后，却能造出有用的东西，这时它在我眼中又是那么可爱。Word输入时繁琐而且急人，在电脑前一坐就是几个小时，腰酸背疼加眼花缭乱。可当漂亮的电子版呈现在我的眼前时，那种从心底飘出的喜悦又是如此无法言语，它们就像阅兵式上整齐的方队，个个精神抖擞,诸如等等。毕业设计应该说是对自己四年来所学到的知识的一次较为全面的考察和应用，也是对自己未来工作能力的一次磨练。在做设计的时候，我有许多的感触，问君哪得清如许，为有缘头活水来。知识就是这样的，以前所学终究是有限的，如果仅靠以前所学的东西，做毕业设计是远远不够的，在这个过程中，我还有很多的东西要学，取得缘头活水，作为知识不竭之源。做设计的过程中，我也体会到团队合作的重要性，感受到了坚持的力量。总之，我在这次设计中学到了很多很多东西，都是让我在今后的工作中受益匪浅的。感谢学校给我提供的这次机会，感谢老师给我的宝贵建议，感谢这次设计。参考文献[1]赵应樾主编，《液压马达》，上海市番禺路877号，上海交通大学出版社，2000年2月第1版[2]上海煤矿机械研究所编，《液压传动设计手册》，上海人民出版社，1976年8月第1版，[3]严金坤，张培生主编，《液压传动》，国防工业出版社，1979年12月第1版[4]贾培起主编，《液压传动》，天津高赤峰道124号，天津科学技术出版社，1982年3月第1版[5]詹程嵩主编，《液压与液力传动》，中国铁道出版社，1982年12月第1版[6]詹永麒编著，《液压传动》，上海市番禺路877号，上海交通大学出版社，1999年3月第1版[7]周开勤主编，《机械零件手册》，高等教育出版社，1994年5月第4版。[8]赵应樾主编《液压马达及其维修》第二版上海交通大学出版社1998年版[9]低速大扭矩液压马达的设计》机械工业出版社[10]张利平.液压工程简明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