目錄
摘 要 IV
Abstract V
緒 論 1
一、對(duì)低速大扭矩馬達(dá)現(xiàn)行發(fā)展的簡述 1
二、未來發(fā)展趨向 2
第一章 工作原理及結(jié)構(gòu) 3
第一節(jié) 工作原理 3
第二節(jié) 結(jié)構(gòu)特點(diǎn)分析 4
第三節(jié) 結(jié)構(gòu)的改進(jìn) 6
一、配流軸結(jié)構(gòu) 6
二、活塞環(huán)密封的結(jié)構(gòu) 7
三、連桿底部滑塊與曲軸運(yùn)動(dòng)副的結(jié)構(gòu) 8
四、連桿球頭與活塞間球鉸副的結(jié)構(gòu) 10
五、抱環(huán)結(jié)構(gòu) 10
第四節(jié) 主要性能參數(shù)的確定 10
第二章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 11
第一節(jié) 基本性能參數(shù) 11
一、壓力 11
二、排量、流量、容積效率及轉(zhuǎn)速 11
三、扭矩和機(jī)械效率 12
四、啟動(dòng)扭矩和啟動(dòng)機(jī)械效率 13
五、最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速及調(diào)速范圍 13
六、制動(dòng)性 15
七、功率和總功率 15
第二節(jié) 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇 17
第三節(jié) 油馬達(dá)外徑φ的計(jì)算 19
第四節(jié) 配油軸結(jié)構(gòu)與加工 21
一、平衡槽的設(shè)計(jì) 21
二、間隙選取 24
三、配流閥及窗口的設(shè)計(jì) 24
四、配流軸流道流速計(jì)算 25
五、加工概況 28
第五節(jié) 偏心曲軸的結(jié)構(gòu) 29
一、結(jié)構(gòu)確定 29
二、軸材料的選擇 29
三、軸各段尺寸的計(jì)算、鍵及軸承的選擇 29
四、偏心軸的強(qiáng)度校核 31
五、加工概況 34
六、軸承壽命計(jì)算 35
第六節(jié) 連桿球鉸副的計(jì)算 37
第三章 優(yōu)化設(shè)計(jì) 39
第一節(jié) 聯(lián)軸器材料優(yōu)化 39
第二節(jié) 連桿瓦面優(yōu)化 39
第三節(jié) 配流軸優(yōu)化 40
第四章 效率分析計(jì)算 41
第一節(jié) 容積效率分析計(jì)算 41
一、外泄露 41
二、內(nèi)泄露 42
三、連桿滑塊靜壓支承處的外泄露 44
四、柱塞間隙處的外泄露 44
五、柱塞腔和放射形流道中液體體積壓縮彈性損失側(cè) 46
六、馬達(dá)容積效率計(jì)算 46
第二節(jié) 機(jī)械效率分析計(jì)算 47
一、柱塞對(duì)缸壁的摩擦損失 47
二、球鉸副的摩擦損失 48
三、連桿滑塊靜壓支承處的摩擦損失 49
四、密封環(huán)處的摩擦損失 49
五、主軸承處的摩擦損失 51
六、馬達(dá)機(jī)械效率計(jì)算 52
第三節(jié) 水力效率分析計(jì)算 53
第四節(jié) 液壓馬達(dá)的總效率 53
結(jié)束語 54
參考文獻(xiàn) 55
外文資料 56
中文譯文 61
致謝 65
單作用曲軸連桿液壓馬達(dá)優(yōu)化設(shè)計(jì)
摘 要
本文主要設(shè)計(jì)的是單作用曲軸連桿式液壓馬達(dá)。
在進(jìn)行具體的設(shè)計(jì)前，對(duì)低速大扭矩馬達(dá)的現(xiàn)狀進(jìn)行了調(diào)研，并就其未來發(fā)展方向有了一定得了解。結(jié)合現(xiàn)有馬達(dá)的新技術(shù)、新材料、新工藝，以及國內(nèi)外馬達(dá)的發(fā)展史，對(duì)所要設(shè)計(jì)的馬達(dá)進(jìn)行了原理和結(jié)構(gòu)的分析。在具體過程中，由于已查到的書本資料給出的馬達(dá)結(jié)構(gòu)本身已相當(dāng)完備，因此只根據(jù)設(shè)計(jì)所給定的要求對(duì)馬達(dá)的一些參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化,對(duì)馬達(dá)的性能要求做了具體實(shí)際的分析，選定最優(yōu)化的方案，確定設(shè)計(jì)時(shí)所需要參數(shù)對(duì)重要零部件（如配流軸，偏心軸等）尺寸做出詳細(xì)的分析計(jì)算。在外形尺寸確定后,對(duì)馬達(dá)的容積和機(jī)械效率做了進(jìn)一步的校核，由于采用了先進(jìn)的靜壓支撐處理技術(shù)，減小了摩擦損失，提高馬達(dá)總體的效率，保證了設(shè)計(jì)的馬達(dá)結(jié)構(gòu)緊湊,滿足設(shè)計(jì)要求。
關(guān)鍵詞：液壓馬達(dá)；偏心軸；配流軸
Optimum design of single acting crank connecting rod hydraulic motor
Abstract
The main design of this article is the ship single-crankshaft and connecting rod type hydraulic motors.
Before the specific design, we studied a low-speed high-torque motors status, and had the certain acquaintance to its future development direction. Integrating with the new technologies, new materials and new technology of the existing motors and the development of domestic and foreign motor history, we analyzed the principle and structure of the being designed motors. According to the raw data, we selected optimization programs and determined the design parameters needed. In the design process, we carried on the emphatically analysis computation to matching stream axis and partiality crank shaft. Because having used the advanced static pressure balance processing technology, we reduced the friction loss and enhanced the overall efficiency of the motor. These measures cause the motor the structure to be reasonable and compact and satisfy the design request.
Keyword: hydraulic motor；?eccentric?shaft ；Valve shaft
I
緒 論
一、對(duì)低速大扭矩馬達(dá)現(xiàn)行發(fā)展的簡述
低速馬達(dá)排量大，體積也比較大，轉(zhuǎn)速在低到每分鐘幾轉(zhuǎn)甚至零點(diǎn)幾轉(zhuǎn)時(shí)仍然能穩(wěn)定輸出幾千甚至幾萬?！っ祝∟·m）的很大扭矩，所以也常稱為低速大扭矩液壓馬達(dá)。其主要形式有多作用曲線柱（球）塞式液壓馬達(dá)和曲軸連桿式、靜壓平衡式等徑向柱塞型液壓馬達(dá)。它適用于直接連接并驅(qū)動(dòng)負(fù)載，無須另加減速器，且啟動(dòng)、加速時(shí)間短，性能好，由于輸出扭矩大，因此在工程設(shè)備中得到越來越廣泛的應(yīng)用。低速大扭矩液壓馬達(dá)近期有了較大的發(fā)展，新結(jié)構(gòu)不斷出現(xiàn)。并且，所有在些液壓馬達(dá)，根據(jù)每轉(zhuǎn)中柱塞副的作用次數(shù)，可以分為單作用和多作用兩大類。按柱塞的排列方式，每一類可以分為徑向式和柱塞式兩種。單作用液壓馬達(dá)，轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)一周，每個(gè)柱塞往復(fù)工作一次，所有徑向柱塞式單作用液壓馬達(dá)的主軸式偏心軸。其結(jié)構(gòu)比較簡單，零件數(shù)目少，工藝性比較好，造價(jià)較低。在單作用馬達(dá)中，最早出現(xiàn)的式曲軸連桿式馬達(dá)，它按曲軸連桿機(jī)構(gòu)的作用原理工作，國外又稱為斯達(dá)發(fā)（Staffa）馬達(dá)。由于它結(jié)構(gòu)簡單、性能可靠、轉(zhuǎn)速適中、價(jià)格便宜，成為世界上產(chǎn)量最多、主機(jī)應(yīng)用最廣泛的一種低速達(dá)扭矩液壓馬達(dá)。它的早期式MK型，在后期的發(fā)展中，配流軸和連桿偏心輪副采用靜壓平衡結(jié)構(gòu)，在后來又帶又變量裝置。隨結(jié)構(gòu)的變化，工作壓力從17.5MPa提高到21.0MPa，并且改善了啟動(dòng)特性和低速穩(wěn)定性，為進(jìn)一步擴(kuò)大主機(jī)應(yīng)用，又研制了帶減速結(jié)構(gòu)的GB型。
套筒伸縮擺缸式（Calzon）和滾柱式（Roleff）液壓馬達(dá)，式近十多年來國外發(fā)展的新結(jié)構(gòu)馬達(dá)。前者具備了曲軸連桿和靜力平衡式液壓馬達(dá)的主要優(yōu)點(diǎn)，以擺動(dòng)的伸縮缸體代替了連桿擺動(dòng)，在單作用馬達(dá)中獲得了較好的性能。后者，通過柱塞頂端凹面的滾柱傳力給缸體，使缸體旋轉(zhuǎn)。這種馬達(dá)結(jié)構(gòu)簡單，在任何負(fù)載下，缸體都能在靜壓作用下“浮動(dòng)”于配流器上，性能良好，但內(nèi)部力學(xué)原理比較復(fù)雜，應(yīng)用還步廣泛，這兩種馬達(dá)已在我國寧波和廣東制造。
雙斜盤式軸向柱塞式液壓馬達(dá)式由單斜盤的高速軸向柱塞馬達(dá)發(fā)展得來，結(jié)構(gòu)上改成了兩個(gè)斜盤和對(duì)稱布置的兩排柱塞，近一倍地提高了輸出功率重量比。
多作用徑向柱塞式內(nèi)曲線液壓馬達(dá)分為柱塞傳力、橫梁傳力、滾輪傳力等結(jié)構(gòu)型式，其中以橫梁傳力和滾輪傳力馬達(dá)應(yīng)用較多。國產(chǎn)主要有NJM系列等，最高工作壓力32MPa，在所有地速大扭矩馬達(dá)中，該馬達(dá)具有較高的工作壓力。最近又發(fā)展了端面配流的車輪馬達(dá)，進(jìn)一步改善了性能。
近年來，由于球塞副靜、動(dòng)壓支承理論在實(shí)驗(yàn)研究上取得進(jìn)展，多作用徑向球塞式液壓馬達(dá)發(fā)展迅速，它用一只鋼球代替了兩只以上滾輪或橫梁，結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，馬達(dá)體積、重量顯著減小。我國寧波QJM、QKM系列馬達(dá)由于質(zhì)量、性能不斷地提高，所以在輕工、建筑、化工、交通等行業(yè)的應(yīng)用越來越廣泛。
上述的低速大扭矩液壓馬達(dá)，一般都可以設(shè)計(jì)成殼體旋轉(zhuǎn)（如QKM）或軸旋轉(zhuǎn)（如QJM）兩種形式，分別稱為殼轉(zhuǎn)馬達(dá)和軸轉(zhuǎn)馬達(dá)。車輪用的殼轉(zhuǎn)馬達(dá)稱為車輪馬達(dá)，由它直接驅(qū)動(dòng)車輪，能夠取代齒輪傳動(dòng)組成液壓驅(qū)動(dòng)橋。
國產(chǎn)低速大扭矩液壓馬達(dá)的工作壓力，目前尚比國外同類產(chǎn)品低一些。對(duì)各種類型馬達(dá)的關(guān)鍵運(yùn)動(dòng)副，尚缺少充分的機(jī)理方面的基礎(chǔ)理論和實(shí)驗(yàn)研究，因而，設(shè)計(jì)中的結(jié)構(gòu)、尺寸、材料的選取，精度的確定，更多的是依賴經(jīng)驗(yàn)的積累。設(shè)計(jì)生產(chǎn)中的問題，常常只能在整臺(tái)馬達(dá)試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)和解決。
二、未來發(fā)展趨向
目前國內(nèi)已十分注意吸收國外先進(jìn)技術(shù)，開始設(shè)計(jì)、研制自己的新產(chǎn)品，形成了一定數(shù)量的專業(yè)研究和制造隊(duì)伍，著手對(duì)一些影響馬達(dá)性能、壽命的關(guān)鍵運(yùn)動(dòng)副進(jìn)行專項(xiàng)的基礎(chǔ)理論和模擬試驗(yàn)研究。在將來的發(fā)展中，低速大扭矩馬達(dá)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(dá)到48Mpa，但對(duì)于一些場合應(yīng)用還使難以實(shí)現(xiàn)，需要進(jìn)一步提高馬達(dá)的工作壓力。為了提高轉(zhuǎn)速，要減輕重量，對(duì)零件結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。例如采用摩擦焊柱塞結(jié)構(gòu)，將柱塞做成中空形式，使柱塞重量減輕，從而減小轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，有利于轉(zhuǎn)速提高。
二、對(duì)驅(qū)動(dòng)單元和控制單元進(jìn)行模塊化設(shè)計(jì)，有利于產(chǎn)品系列化，通用化和標(biāo)準(zhǔn)化。
三、改進(jìn)結(jié)構(gòu)，加大通軸泵的變量范圍。改善變量調(diào)節(jié)特性曲線和增加變量控制
方式，更能滿足工程機(jī)械傳動(dòng)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。
第一章 工作原理及結(jié)構(gòu)
第一節(jié) 工作原理
圖 1-1 馬達(dá)工作原理
如圖1-1所示，它的殼體1內(nèi)沿圓周均布了5 只柱塞缸，形成了星形殼體。柱
缸內(nèi)裝有柱塞，柱塞中心是球窩，其與連桿的球頭鉸接。連桿大端面做成鞍
形圓柱面，緊貼在曲軸的偏心圓柱面上。液壓馬達(dá)的配流軸是和曲軸的十字接頭連接
在一起，曲軸（輸出軸）轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，配流軸隨著一起轉(zhuǎn)動(dòng)。圖1中，O點(diǎn)為曲軸的旋轉(zhuǎn)
中心，各柱塞中心線交于此點(diǎn)；O’點(diǎn)為曲軸的幾何
中心，各連桿中心線交于此點(diǎn)。配流軸隔墻中心線AA必須與OO’線重合，以保
證OO’線一邊的柱塞都進(jìn)油；另一邊的柱塞都排油，從而使進(jìn)油邊的柱塞對(duì)O
點(diǎn)的轉(zhuǎn)矩能同向相加。曲軸連桿式液壓馬達(dá)也滿足組成容積式液壓泵、馬達(dá)的
三個(gè)條件。
1）柱塞與星形殼體的柱塞缸一~五間形成五個(gè)密封容積V。
2）曲軸繞O點(diǎn)沿逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)時(shí)，在圖示瞬間缸四、五經(jīng)配流軸進(jìn)油窗口
進(jìn)入壓力為 ρ的油液，其密封容積V增大（進(jìn)油過程），柱塞四、五上的油壓
作用力P=ρπd2 /4 經(jīng)連桿以力N對(duì)O點(diǎn)產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩；缸二、三間的V減小，經(jīng)配
流軸的排油窗口向外排油（排油過程）
3）由圖1的剖面圖知，配流軸的隔墻寬度應(yīng)大于殼體上的配油窗口的寬
度，使進(jìn)、排油口不能相通，從而使進(jìn)油腔的油液能依靠外負(fù)載建立起油壓力
。為避免困油現(xiàn)象，則在配流軸的隔墻上可開眉毛槽。
第二節(jié) 結(jié)構(gòu)特點(diǎn)分析
圖1-2為液壓馬達(dá)的內(nèi)部構(gòu)造，其馬達(dá)的星形殼體4上有徑向布置的五個(gè)柱塞缸孔，每個(gè)缸孔中裝配一個(gè)活塞16，每個(gè)活塞16的球窩中部圴鉸接著連桿17的球頭，球頭內(nèi)端的對(duì)開式球頭座18。被卡在活塞槽孔內(nèi)的孔用彈簧擋圈19軸向定位，連桿大頭端的凹形圓弧面剛好與曲軸的曲軸頸吻合，五只連桿大端在曲軸頸的兩側(cè)分別各大用一只抱環(huán)5箍牢，使得各大缸連桿在回程工作時(shí)不與曲軸頸脫離。
曲軸1兩側(cè)的主軸頸上，裝有兩只圓錐形滾柱軸承6和7，曲軸用這兩只錐形軸承支承并定位于殼體4及殼體前蓋3的相應(yīng)孔中，選用合適厚度的環(huán)形墊片14，可以調(diào)整曲軸1前后軸向竄動(dòng)的位置與間隙。骨架油封2通常為兩只相背安裝，里面的一只防止曲軸旋轉(zhuǎn)時(shí)油液被甩出；外面的一只防止惡劣工況下泥水及其他污染物的入侵。
曲軸1內(nèi)端的凹槽，通過十字形滑塊聯(lián)軸節(jié)9帶動(dòng)配流軸11同步旋轉(zhuǎn)。配流軸11的圓柱豐上加工有五個(gè)作用槽區(qū)，用六道密封環(huán)13進(jìn)行分隔。其中最外端兩個(gè)環(huán)形槽通過配流軸殼體8的孔道與法蘭連接板10上對(duì)應(yīng)的進(jìn)、出口A、B相溝通。配油軸還采用了靜力平衡結(jié)構(gòu)，使其處于浮動(dòng)工況下，減少磨損。端蓋12凸緣上的墊片用來調(diào)整配流軸的軸向游隙。
馬達(dá)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，通過配流軸11分配來的進(jìn)、出油，最終進(jìn)入由殼體4、缸蓋15及活塞16組成的活塞腔內(nèi)，或推動(dòng)連桿使馬達(dá)旋轉(zhuǎn)，或由其回油至出油口。
活塞腔的壓力油通過活塞4的中心小孔，除強(qiáng)制潤滑連桿的球頭外，還通過連桿孔中心內(nèi)裝的過濾帽20和節(jié)流器21，經(jīng)過過濾清潔后進(jìn)入連桿大頭的巴氏合金表面來潤滑曲軸運(yùn)動(dòng)副。
圖 1-2 液壓馬達(dá)結(jié)構(gòu)圖
1-曲軸；2-骨架油封；3-本體蓋；4-殼體；5-抱環(huán)；6，7-軸承；8-配油體；9-滑塊；
10-法蘭連接板；11-配油軸；12-端蓋；13-密封環(huán)；14-調(diào)整環(huán)墊；15油缸蓋；16-活塞；17-連桿；18-球承座；19-孔用彈性擋圈；20-過濾帽；21-節(jié)流器；22-泄油螺塞；23-調(diào)整墊片；24—密封圈；25，26-螺釘；27-密封圈；28-螺釘。
馬達(dá)殼體上還裝有五個(gè)的泄放油螺塞，該螺孔可供安裝泄油管或安裝安全閥之用。
第三節(jié) 結(jié)構(gòu)的改進(jìn)
一、配流軸結(jié)構(gòu)
圖 1-3 配流軸結(jié)構(gòu)
改用滾針軸承的機(jī)械平衡法為配流軸浮動(dòng)的靜壓平衡法。
配流軸也被人們稱作配流轉(zhuǎn)閥，因此，配流殼體亦可稱作閥體或閥殼。由于配流軸的一側(cè)為高壓腔，另一側(cè)為低壓腔，所以，配流軸在工作過程中，遭受著很大的不平衡徑向力，此徑向載荷力將配流軸推向一側(cè)，而使另一側(cè)間隙加大，造成滑動(dòng)表面的單邊磨損量的增加，致使馬達(dá)機(jī)械摩擦力增加，機(jī)械效率及容積效率降低。
滾針軸承的機(jī)械平衡法的主要缺點(diǎn)在于：
(1) 配流部分的圓柱面直徑與滾針軸承的外徑相等，由于滾針及鋼圈的厚度尺寸，配流軸必須制成變直徑的同軸度要求又較高的階梯軸，增加了工藝上的難度。
(2) 增加了密封直徑和軸向長度，滾針間又是油流竄通之處，因此，增加了泄漏的財(cái)長和面積。
(3) 配流套成為一個(gè)不可缺少的必需零件。
(4) 很難保證配流軸在配流檔和進(jìn)、出油口檔等軸頸處的合理間隙。滾針軸承內(nèi)圈以過渡配合裝配在配流軸上，內(nèi)徑為的滾針軸承，徑向間隙約在；為了讓滾針軸承承受徑向載荷，配流軸檔間隙必須大于滾針徑隙，因此常取為。這樣的間隙，難以完成要求愈來愈高的高容積效率的達(dá)到。
(5) 滾針軸承因多種原因，造成徑向間隙的增大，一旦該間隙等于或超過配流檔間隙，則機(jī)械平衡法失效，單側(cè)徑向載荷立即將配流軸推向一側(cè)，形成單邊磨損，增大泄漏
為了克服這些缺點(diǎn)，在這次設(shè)計(jì)中采用了全浮動(dòng)靜壓平衡法結(jié)構(gòu)。重要措施：
①在配流軸的軸心鉆一長孔，溝通配流軸兩端，以保證配流軸兩端軸向力的平衡。
②為解決配流軸徑向力不平衡的問題，在配流軸的兩端設(shè)置半圓形的平衡油槽，油槽的包角與對(duì)應(yīng)的配流套上各配流窗空的包角相等，也與配流處的高低壓腔包角相等。
由此，平衡油槽處與配流窗孔處的壓力分布規(guī)律是完全相同的，僅相位相差180°，所以徑向力得到了完全平衡。隨著配流軸的轉(zhuǎn)動(dòng)，平衡油槽處的壓力分布也將發(fā)生與配流窗孔處完全對(duì)稱的改變，兩者同步變化。所以配流軸的馬達(dá)整個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)過程中始終處于浮動(dòng)液壓力完全平衡狀態(tài)，即實(shí)現(xiàn)了配流軸的靜壓平衡。這樣，配流體中的配流孔與配流軸均加工成等徑通孔，工藝更加簡單，利于保證加工精度。
靜壓平衡式配流軸的徑向配合間隙，根據(jù)其尺寸大小，常溫下一般取為0.025~0.055mm，減少了泄露，提高了容積效率。
二、活塞環(huán)密封的結(jié)構(gòu)
配流軸與配流體沿軸向各槽孔間，過去常用傳統(tǒng)的O形橡膠密封圈，作為有旋轉(zhuǎn)的動(dòng)密封，摩擦阻力特別是靜摩擦阻力很大，密封圈易磨損，工作不可靠，壽命短。在本設(shè)計(jì)中，為了避免這些情況的發(fā)生，配流軸和活塞的槽環(huán)現(xiàn)在均改用活塞環(huán)密封結(jié)構(gòu)，活塞環(huán)由鑄鐵，高強(qiáng)度鑄鐵，聚四氟乙烯或尼龍66制作。聚四氟乙烯或尼龍等配以石墨等添加劑，可降摩擦系數(shù)，減少磨損。
并且采用活塞環(huán)密封的液壓馬達(dá)，具有較高的容積效率?？紤]環(huán)的受熱膨脹，鑄鐵活塞環(huán)裝配壓縮時(shí)的開口間隙δ=0.15~0.25mm。且活塞環(huán)應(yīng)有一定彈力，活塞環(huán)壓縮到間隙為0.15mm時(shí)的彈力為30~50N，以滿足馬達(dá)啟動(dòng)時(shí)的封油要求。
配流軸上密封環(huán)受壓力油作用，貼緊孔壁和側(cè)壁，對(duì)高、低壓腔起密封作用，只在密封環(huán)開口間隙處泄露。設(shè)孔壁對(duì)密封環(huán)的摩擦力矩為M1，槽的側(cè)壁對(duì)密封環(huán)的摩擦力矩為M2，即：
（1-1）
（1-2）
式中： r1───密封環(huán)內(nèi)半徑；
r2──密封環(huán)外半徑；
b──密封環(huán)寬度；
f──孔壁或槽的側(cè)壁對(duì)密封環(huán)的摩擦系數(shù)，在潤滑良好的情況下，f=0.01~0.05，由密封環(huán)材料及摩擦副加工表面質(zhì)量而定。
馬達(dá)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，應(yīng)使密封環(huán)壓在孔壁上不動(dòng)，運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)副當(dāng)發(fā)生在配流軸的環(huán)槽側(cè)壁與相對(duì)密封環(huán)的側(cè)面上。若密封環(huán)歲配流軸轉(zhuǎn)動(dòng)，則配流缸壁很快會(huì)磨出凹槽而破壞密封作用，因此，在設(shè)計(jì)是要根據(jù)的要求確定密封環(huán)的內(nèi)半徑，并校核環(huán)內(nèi)側(cè)壁與密封環(huán)的接觸比壓。
密封環(huán)兩側(cè)面平行度之差為0.01mm，端面與內(nèi)、外圓柱面垂直度允差為0.01mm。
三、連桿底部滑塊與曲軸運(yùn)動(dòng)副的結(jié)構(gòu)
連桿底部滑塊澆有厚度小于1mm的巴氏合金的曲軸瓦，籍此提高耐磨性能。老結(jié)構(gòu)的連桿中無油孔，靠殼體內(nèi)油液潤滑。后來改進(jìn)的結(jié)構(gòu)中，連桿中心鉆有通往底部的小油孔，并在底部開設(shè)油溝，壓力油進(jìn)入底部圓柱面，使滑塊和偏心輪相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)有良好的潤滑。但是，由于接觸比壓大，工作中存在較大的pv值，所以底部巴氏合金容易磨損，甚至過熱而出現(xiàn)與偏心輪的咬傷，卡環(huán)使滑塊緊貼在偏心輪上。這種靠油孔潤滑的結(jié)構(gòu)，工作中存在較大的摩擦損失，馬達(dá)機(jī)械效率越低，起動(dòng)扭矩效率通常只有0.8左右，并嚴(yán)重影響馬達(dá)的低速穩(wěn)定性（≥10r/min）。
本次設(shè)計(jì)中采用了連桿滑塊底部與曲軸運(yùn)動(dòng)副間設(shè)計(jì)成靜壓支承結(jié)構(gòu)(見圖4)，經(jīng)連桿中心的固定阻力器降壓后進(jìn)入連桿底部的矩形油腔，再經(jīng)連桿軸瓦與曲軸間的間隙孔，二次降壓后流出。
如圖 1-4所示，連桿底部的靜壓力呈梯形臺(tái)分布狀態(tài)，矩形油腔產(chǎn)生的總反力W與壓緊力平衡并通過油膜傳遞給曲軸面使連桿浮起，運(yùn)動(dòng)副金屬材料間沒有直接接觸和摩擦，液壓油起著靜壓軸承的支承作用。
當(dāng)馬達(dá)負(fù)荷加載，壓緊力大于總支承反力時(shí)，油膜厚度h減小，h的減小又使得增高，因而總壓力也隨之增高，直至與變化后的壓緊力達(dá)到平衡。
靜壓支承的運(yùn)動(dòng)副，因減少了摩擦功耗。機(jī)械效率和啟動(dòng)機(jī)械效率得到提高，從而也提高了馬達(dá)的工作壓力(20MPa以上)及轉(zhuǎn)速，特別是低速穩(wěn)定性的改善。使馬達(dá)的總體綜合性能卻得到了提高。
圖 1-4連桿底部靜壓力分析
連桿底面和配流軸經(jīng)上述改進(jìn)后，獲得好下效果：
（1）提高了液壓馬達(dá)的容積效率、機(jī)械效率和啟動(dòng)效率。采用靜壓支承顯著地降低了液壓馬達(dá)的機(jī)械損失。
（2）由于容積效率和機(jī)械效率的提高，使液壓馬達(dá)的低速穩(wěn)定性得到改善，如最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速M(fèi)K4型液壓馬達(dá)為5r/min；B200型液壓馬達(dá)為1.5r/min。
（3）提高了液壓馬達(dá)的工作壓力和最高轉(zhuǎn)速。工作壓力和最高轉(zhuǎn)速M(fèi)K4型液壓馬達(dá)分別為175~225巴和100r/min；B200型液壓馬達(dá)分別為210~245巴和175r/min。
四、連桿球頭與活塞間球鉸副的結(jié)構(gòu)
連桿兩頭承受著柱塞全部的作用力，但連桿球頭部接觸面積遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于連桿底部滑塊軸瓦面積，所以，該球鉸副具有很大的接觸比壓。
為了提高馬達(dá)工作壓力和轉(zhuǎn)速，在本次設(shè)計(jì)中，我們?cè)龃罅饲蝾^直徑，將原來斯達(dá)法馬達(dá)的球頭直徑與柱塞直徑比= 提高到= 。在此我們?nèi)?，即球頭直徑增大至Φ60mm，從而有效地降低了此處的接觸比壓。
在材料選用和工藝措施上，馬達(dá)的連桿球頭決定采用優(yōu)質(zhì)低合金滲碳鋼，如20CrMnTi，表面滲碳淬火后，硬度為HRC58─62。球頭研磨和拋光后，表面粗糙度在Ra0.2~0.1μm。高強(qiáng)度鑄鐵制成的活塞，其球窩部的幾何形位尺寸精度在嚴(yán)格保證的條件下，進(jìn)行了氣體軟氮化處理，氮化后，洛氏硬度可達(dá)HRC58~65，研磨后表面粗糙度不低于Ra0.2μm ，以降低運(yùn)動(dòng)副中的摩擦力。
球鉸副通過上述兩方面措施后，許用接觸比壓提高到120MPa左右，從根本上消除了沿線的咬傷及磨損現(xiàn)象。
五、抱環(huán)結(jié)構(gòu)
五只連桿與曲軸頸抱合后，連桿兩端均從背緣將其箍住的抱環(huán)。在以往的馬達(dá)中是兩體式，用一只凹盤扣入連桿背緣后，再在曲軸頸上壓入軸用彈性擋圈。在現(xiàn)在的設(shè)計(jì)中將其改為一體的抱環(huán)，不但安全可靠，還利于減少不平衡的慣性力，提高馬達(dá)的穩(wěn)定性，同時(shí)，每臺(tái)減少兩只零件，降低制造成本。
第四節(jié) 主要性能參數(shù)的確定
排 量：3.14L/r
額定壓力：16Mpa
最高壓力：20Mpa
額定轉(zhuǎn)速：100r/min
額定扭矩：7385Ｎ·m
最大扭矩：9250Ｎ·m
第二章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
第一節(jié) 基本性能參數(shù)
一、壓力
液壓馬達(dá)與液壓泵一樣，其壓力大小均由負(fù)載所決定。常用p來表示。所不同處，液壓泵的壓力是指其出口處，而液壓馬達(dá)則是其入口處。
液壓馬達(dá)入口油液的實(shí)際壓力稱為馬達(dá)的工作壓力。馬達(dá)入口壓力和出口壓力的差值稱為馬達(dá)的工作壓差Δp，當(dāng)馬達(dá)出口在連接油箱的情況下，為便于分析，通常視出口壓力為零，即將馬達(dá)的工作壓力最為工作壓差。
馬達(dá)按照試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，在保證工作壽命及容積效率達(dá)到的情況下，將馬達(dá)連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)所允許適應(yīng)的最高工作壓力稱作額定壓力。與液壓泵一樣，馬達(dá)使用時(shí)超過額定壓力，則稱為超載。
二、排量、流量、容積效率及轉(zhuǎn)速
（一）、排量
液壓馬達(dá)的工作輸出形式為扭矩，其大小數(shù)值并不決定馬達(dá)本身而是取決于負(fù)載。
但是，在同樣工況條件下推動(dòng)相同的負(fù)載，工作容腔大的馬達(dá)的壓力要低于工作容積小的馬達(dá)的壓力，因此，工作容腔的大小是液壓馬達(dá)工作能力的一個(gè)重要標(biāo)志。
液壓馬達(dá)工作容腔大小的表示放大與液壓泵一樣，也常用幾何排量q來表示。在SI單位制中，排量單位是m3/rad（米3/弧度），在工程實(shí)際上，目前仍廣泛采用（毫升/轉(zhuǎn)）。通常是指馬達(dá)主軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，由其密封容腔幾何尺寸變化計(jì)算得到的液體體積量。
（二）、流量與容積效率
單位時(shí)間內(nèi)輸入馬達(dá)入口處的流量稱為馬達(dá)的實(shí)際流量QS，為形成指定轉(zhuǎn)速，馬達(dá)密封容腔變化所需要的流量稱為馬達(dá)的理論流量QL；實(shí)際流量與理論流量之差值，即為馬達(dá)的泄露量。為了保證馬達(dá)的轉(zhuǎn)速達(dá)到指定要求，考慮其泄露量△Q，則輸入馬達(dá)的實(shí)際流量應(yīng)為：
式中 QL──在沒有容積損失（即泄露量）的情況下，使馬達(dá)達(dá)到指定轉(zhuǎn)速所需的理論輸入流量。
顯然，實(shí)際流量必定大于理論流量。
液壓馬達(dá)的理論輸入流量QL與實(shí)際輸入流量QS之比值，即為容積效率：
（三）、轉(zhuǎn)速
馬達(dá)的理論輸出轉(zhuǎn)速nL，等于理論流量與排量的比值，即：
因馬達(dá)存在泄露，用油液實(shí)際流量QS計(jì)算實(shí)際轉(zhuǎn)速n時(shí)，應(yīng)考慮容積效率ηV。 即：
式中 QS──實(shí)際流量 （L/min）；
Q──馬達(dá)排量 （L/r）。
其轉(zhuǎn)速若用角速度表達(dá)時(shí)，則：
式中 QS──實(shí)際流量 （m3/s）；
q──馬達(dá)排量 （m3/rad）。
三、扭矩和機(jī)械效率
（一）、液壓馬達(dá)輸出的理論扭矩
根據(jù)能量守恒定律，有：
式中 ML──理論扭矩。其余符號(hào)意義同前。
（二）、機(jī)械損失與機(jī)械效率
機(jī)械損失是指由于各零件間相對(duì)運(yùn)動(dòng)及流體與零件間相對(duì)運(yùn)動(dòng)的摩擦而產(chǎn)生的能量損失。其中包括軸和軸承的摩擦損失；軸與軸封的摩擦損失；各零件間相對(duì)運(yùn)動(dòng)而造成的摩擦損失；水力摩擦損失等。
液壓馬達(dá)的機(jī)械損失，表現(xiàn)在實(shí)際輸出扭矩的降低，即：
式中 ΔM──由摩擦造成的扭矩?fù)p失。
機(jī)械效率等于運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的實(shí)際輸出扭矩與理論輸出扭矩的比值，即：
（三）、實(shí)際扭矩
因液壓馬達(dá)存在機(jī)械損失，故計(jì)算實(shí)際輸出扭矩MS時(shí)應(yīng)記及機(jī)械效率ηm，則：
四、啟動(dòng)扭矩和啟動(dòng)機(jī)械效率
液壓馬達(dá)很重視其啟動(dòng)性能。液壓泵的啟動(dòng)多是在空、輕負(fù)載狀態(tài)下，故沒有這方面的要求。
在同樣工作壓力情況下，液壓馬達(dá)在由靜止?fàn)顟B(tài)到開始轉(zhuǎn)的啟動(dòng)狀態(tài)的輸出扭矩要比運(yùn)轉(zhuǎn)中的扭矩小，這給液壓馬達(dá)帶載啟動(dòng)帶來了困難，所以啟動(dòng)性能對(duì)液壓馬達(dá)是很重要的。啟動(dòng)扭矩降低的原因主要是物體的靜摩擦系數(shù)最大，在摩擦表面一旦出現(xiàn)相對(duì)滑動(dòng)后，摩擦系數(shù)即為動(dòng)摩擦系數(shù)，數(shù)值明顯下降，這是機(jī)械摩擦的一般性質(zhì)與規(guī)律。對(duì)液壓馬達(dá)而言，更重要的是靜止?fàn)顟B(tài)的潤滑油膜被擠掉，基本上形成了干摩擦，一旦馬達(dá)開始運(yùn)動(dòng)，隨著潤滑油膜的建立，摩擦變?yōu)橛袧櫥膭?dòng)摩擦，摩擦系數(shù)及阻力立即下降，并隨滑動(dòng)速度增大和油膜狀態(tài)的進(jìn)一步良好而進(jìn)一步減小。
液壓馬達(dá)啟動(dòng)性能的表征指標(biāo)是啟動(dòng)機(jī)械效率ηm0，其關(guān)系式為：
式中 MO──馬達(dá)的啟動(dòng)扭矩；
ML──馬達(dá)的理論扭矩。
實(shí)際工作中，啟動(dòng)性能好的液壓馬達(dá)當(dāng)然會(huì)被客戶優(yōu)先采用。液壓馬達(dá)啟動(dòng)扭矩的提高就意味著啟動(dòng)機(jī)械效率的提高，即以為著啟動(dòng)性能的提高。
五、最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速及調(diào)速范圍
（一）、爬行現(xiàn)象
液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速計(jì)算公式已如前述。理論上講，其轉(zhuǎn)速應(yīng)是均勻的，但是，當(dāng)液壓馬達(dá)工作轉(zhuǎn)速過低時(shí)往往保護(hù)不了其均勻性，產(chǎn)生一種時(shí)快時(shí)慢、時(shí)動(dòng)時(shí)停的不穩(wěn)定狀態(tài)，這就是被人們稱作的爬行現(xiàn)象。
液壓馬達(dá)排量本身及泄露量也在隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)的相位角變化作周期性波動(dòng)，這也會(huì)造成馬達(dá)轉(zhuǎn)速的波動(dòng)。當(dāng)馬達(dá)在低速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，這中轉(zhuǎn)速的波動(dòng)難以被轉(zhuǎn)動(dòng)慣性所掩蓋而清楚地表現(xiàn)出來，形成爬行現(xiàn)象。
（二）、最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速
最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是指液壓馬達(dá)在額定負(fù)載時(shí)，不出現(xiàn)爬行現(xiàn)象的最低工作轉(zhuǎn)速。
工程使用中，當(dāng)然要求液壓馬達(dá)的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速越小越好，它既反映了馬達(dá)在低速工況下的穩(wěn)定性能，又?jǐn)U大了液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速使用范圍。
相對(duì)于本設(shè)計(jì)中，因?yàn)槭堑退俅笈ぞ氐那S連桿式馬達(dá)，根據(jù)我國生產(chǎn)的各種不同類型和結(jié)構(gòu)的液壓馬達(dá)，其最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速一般為2~3r/min。
（三）、液壓馬達(dá)的調(diào)速范圍
當(dāng)工作負(fù)載從低速到高速的很寬的區(qū)域變動(dòng)時(shí)，也要求液壓馬達(dá)能在相應(yīng)的較大的調(diào)速范圍內(nèi)進(jìn)行驅(qū)動(dòng)。馬達(dá)若達(dá)不到這種要求，則必須配置合適的變速機(jī)構(gòu)，使整機(jī)布置龐大，成本增加。因此，客戶都希望液壓馬達(dá)的調(diào)速范圍寬些為好。調(diào)速范圍寬的馬達(dá)意味著既有好的低速穩(wěn)定性，又有良好的高速工作性能。
液壓馬達(dá)的調(diào)速范圍K，常以允許的馬達(dá)最高轉(zhuǎn)速與最低轉(zhuǎn)速的比值來表示，即：
上式中的為液壓馬達(dá)的最高使用轉(zhuǎn)速，但受多方面因素的限制，主要有：
1、壽命的限制
轉(zhuǎn)速提高后，各運(yùn)動(dòng)副的磨損加劇，使用壽命降低。
2、效率的限制
轉(zhuǎn)速高，則液壓馬達(dá)需輸入流量就大，因此，各通流部分的流速相應(yīng)增加，水力損失也隨之增加，使得機(jī)械效率下降。
3、液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速提高還受背壓的限制
例如本設(shè)計(jì)中的曲軸連桿式液壓馬達(dá)，若加油腔沒有背壓，則當(dāng)轉(zhuǎn)速較高時(shí)，連桿時(shí)而貼緊曲軸表面，時(shí)而脫離曲軸表面，從而產(chǎn)生撞擊現(xiàn)象。為了防止撞擊現(xiàn)象發(fā)生，必須液壓馬達(dá)的回油腔具有一定的背壓。隨著轉(zhuǎn)速的提高，撞擊現(xiàn)象越易產(chǎn)生，則回油腔所需的背壓值也應(yīng)隨之提高。過分地提高背壓，又使工作壓差減低，導(dǎo)致液壓的效率惡化。在現(xiàn)在國產(chǎn)的各種類型、結(jié)構(gòu)的液壓馬達(dá)里，曲軸連桿式液壓馬達(dá)的最高使用轉(zhuǎn)速一般為400~500r/min。
六、制動(dòng)性
液壓馬達(dá)用來吊起重物或驅(qū)動(dòng)車輛時(shí)，為防停轉(zhuǎn)時(shí)重物下落和車輛在斜坡上自行下滑等可能造成工程事故的發(fā)生，對(duì)其制動(dòng)性能須有一定的要求。
液壓馬達(dá)的制動(dòng)性能可以其滑轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速n0來表示，n0越高，制動(dòng)性能則越差。
液壓馬達(dá)在停車工況時(shí)，它的進(jìn)、出油口均被切斷關(guān)閉。理論上輸出軸應(yīng)完全無轉(zhuǎn)動(dòng)，但因負(fù)載此時(shí)具有的自重或慣性等原因，液壓馬達(dá)原來的驅(qū)動(dòng)負(fù)載力狀態(tài)變成負(fù)載作為原動(dòng)機(jī)反過來驅(qū)動(dòng)已閉鎖的液壓馬達(dá)的狀況，這時(shí)液壓馬達(dá)成為泵工況，原馬達(dá)的輸入口成為泵的壓力油出口，此部位的壓力油的泄露就表現(xiàn)為液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)動(dòng)軸的反方向的緩慢轉(zhuǎn)動(dòng)，產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速n0。
液壓馬達(dá)的密封性能越好，則滑轉(zhuǎn)速度n0越低，對(duì)同一馬達(dá)而言，當(dāng)負(fù)載力矩和油的粘度不同時(shí)，滑轉(zhuǎn)值也不一樣。
有時(shí)，制動(dòng)性能也以轉(zhuǎn)速為零時(shí)的泄露量來表示。為簡單易行起見，通常情況下還是用額定負(fù)載下的滑轉(zhuǎn)速度值來評(píng)定其制動(dòng)性能。
液壓馬達(dá)中的柱塞式馬達(dá)的制動(dòng)性能為最佳。其中端面配流的軸向柱塞式馬達(dá)比徑向配流的柱塞式馬達(dá)性能更好。
液壓馬達(dá)不能完全避免泄露現(xiàn)象，因此無法保證絕對(duì)的制動(dòng)性。當(dāng)滑轉(zhuǎn)會(huì)造成不能符合機(jī)械規(guī)定動(dòng)作或功能要求，甚至產(chǎn)生事故時(shí)，則必須采用其他制動(dòng)措施。
七、功率和總功率
（一）、液壓馬達(dá)的理論功率PL
不計(jì)各種損失時(shí)，馬達(dá)的理論功率PL為：
（二）、馬達(dá)輸入功率P
因液壓馬達(dá)內(nèi)部存在泄露，故馬達(dá)的實(shí)際輸入功率P（簡稱輸入功率）當(dāng)比理論液壓功率大。實(shí)際輸入功率為：
（三）、馬達(dá)的實(shí)際輸出功率PS
馬達(dá)實(shí)際的輸出功率PS（簡稱輸出功率）為：
（四）、液壓馬達(dá)的總效率η
液壓馬達(dá)實(shí)際輸出功率與實(shí)際輸入功率之比為總效率η，即：
上式表明，液壓馬達(dá)與液壓泵一樣，其總效率為容積效率與機(jī)械效率之乘積。
在具體是設(shè)計(jì)中，根據(jù)負(fù)載要求給出的馬達(dá)輸出扭矩M，可以按下式計(jì)算排量q。
式中 Δp=p1-p0 馬達(dá)進(jìn)、出口壓差；
p1 馬達(dá)進(jìn)口壓力，由液壓系統(tǒng)的要求確；
p0 馬達(dá)出口背壓，通常0.5MPa；
ηm 馬達(dá)的機(jī)械效率，視主要摩擦副的結(jié)構(gòu)，參考現(xiàn)有同類馬達(dá)的ηm確定。
根據(jù)馬達(dá)工作壓力、轉(zhuǎn)速、排量大小和生產(chǎn)廠的工藝水平，選取ηm的數(shù)值。
排量q表征了液壓馬達(dá)工作部分幾何尺寸的大小，，式中S為液壓馬達(dá)的特征尺寸。
連桿底部與偏心輪的滑動(dòng)摩擦副,影響該類馬達(dá)的工作可靠性和壽命，它取決于摩擦功p0v值大小。 p0為摩擦副間的接觸比壓，它主要決定于馬達(dá)的工作壓力、柱塞直徑和摩擦副的支承面積；v為摩擦副間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度，主要決定于由排量q所限定的偏心輪直徑和馬達(dá)的工作轉(zhuǎn)速。因此，工作轉(zhuǎn)速n應(yīng)與馬達(dá)的工作壓力p和排量q的大小共同確定。在q一定時(shí)，可用系數(shù)作為轉(zhuǎn)速選擇的依據(jù)：
系數(shù)表征了液壓馬達(dá)運(yùn)動(dòng)部件的比功大小，它限制了相對(duì)運(yùn)動(dòng)摩擦面的發(fā)熱，保證工作的可靠性。
對(duì)于排量q和工作壓力p相同的馬達(dá)，摩擦副結(jié)構(gòu)、加工工藝和所取的材料不同，將有不同的Cnp系數(shù)。當(dāng)設(shè)計(jì)成靜壓平衡(或靜壓支承)時(shí)，于非靜壓支承結(jié)構(gòu)比較，轉(zhuǎn)速n最大可提高一倍以上。
馬達(dá)所需的流量Q為：
根據(jù)所設(shè)計(jì)馬達(dá)的排量,工作夜里、轉(zhuǎn)速以及所選取的配流和連桿滑塊處的結(jié)構(gòu)型式、密封型式等，參考國內(nèi)外現(xiàn)有不同結(jié)構(gòu)馬達(dá)的容積效率值，初步估算時(shí)，可以取ηv=0.92～0.97。對(duì)靜壓平衡結(jié)構(gòu)，取下限，由于在本設(shè)計(jì)中采用的是靜壓平衡設(shè)計(jì)，所以ηv取0.92。
第二節(jié) 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇
排量公式：
(2-1)
式中： d — 活塞直徑[mm]
z — 缸數(shù)；
e — 曲軸偏心距[mm]
在現(xiàn)有的結(jié)構(gòu)中，連桿式油馬達(dá)只有五缸和七缸兩種形式。在相同的排量下，缸數(shù)較多雖可降低油馬達(dá)的流量脈動(dòng)率，但結(jié)構(gòu)布置較困難，外形尺寸也相應(yīng)增大。
連桿式油馬達(dá)與靜力平衡油馬達(dá)相比，由于活塞承受的側(cè)向力較小，所以偏心距e和活塞直徑d的比值相對(duì)可以取得較大（參考圖2-1），通常比值為：
k1=e/d=0.38~0.40 (2-2)
取k1=0.4，由( 2-1 )式可得：
[mm] (2-3)
把q=3.15 [l/r] ；z=5 代入(2-3) 得： d=100 mm
所以： e=40 mm
圖 2-1 柱塞連桿運(yùn)動(dòng)分析
為了盡可能減小活塞的側(cè)向力，偏心距e與曲軸偏心圓半徑R及連桿長度l之和的比值k2保持在0.2以下，即
k2=e/(R+l)<0.2 (2-4)
因?yàn)?
e/(R+l)=tgβmax<0.2
所以
βmax
(0.4~0.5)d [mm] （2-7）
所以：Lmin>40~50 mm
連桿的球頭直徑應(yīng)盡可能地取大一些，以降低球頭上的比壓。
配油軸的結(jié)構(gòu)尺寸，主要取決于流道的流速，通常其軸向通油孔的流速不超過5~7m/s。
第三節(jié) 油馬達(dá)外徑φ的計(jì)算
圖 2-2所示,活塞處于上死點(diǎn)位置，O點(diǎn)是油馬達(dá)回轉(zhuǎn)中心，O’點(diǎn)是曲軸偏心圓中心?？芍婉R達(dá)的外徑：
Φ=2(e+R+l+h+δ) [mm] (2-7)
式中：h—連桿球頭中心至活塞頂端的距離。按前面推薦的Lmin的值取h≈0.25d
δ—缸蓋厚度，其中包括活塞頂部與缸蓋的間隙S，S的大小以活塞在上死點(diǎn)時(shí)不堵死通油孔為原則來選取。δ一般?。?
δ≈0.25d
即有：
δ≈25 mm
將 e/(R+l) =0.2， e=k1d， k1=0.40，
代入(2-7)式則 圖 2-2外形尺寸計(jì)算
Ф≈5.8d [mm] （2-8）
因此，可得： Ф=580 mm 圖 2-2外形尺寸計(jì)算
由于液壓馬達(dá)通常在連桿底部采用靜壓支承結(jié)構(gòu)，因此工作中油膜最小厚度可以取0，因此=
其中 在最大工作壓力和正常工作油溫下油膜的最大減薄量，取0.45mm
偏心輪表面的幾何形狀誤差，取0.2mm
滑塊在最大工作壓力下的變形，取0.31mm
因此=0.96mm
= （2-9）
是靜壓支承的壓降系數(shù)；由式（2-9）可得：
=0.85
（2-10）
（2-11）
（2-12）
（2-13）
由式（2-10）、（2-11）、（2-12）、（2-13）聯(lián)立，可得
0.85= h=0.96
（2-14）
（2-15）
（2-16）
要求
（2-17）
取 （2-18）
=1.05 （2-19）
（2-20）
由式（2-19）、（2-20）得
=6.5mm =12mm （2-21）
由式（2-21）得
=2542
=3048
=27.88 滿足條件。
第四節(jié) 配油軸結(jié)構(gòu)與加工
一、平衡槽的設(shè)計(jì)
要使配流軸在工作中處于平衡狀態(tài)，必須在單位寬度徑向力平衡的基礎(chǔ)上，使配流槽及其壓力場的作用寬度與平衡油槽及其壓力場的作用寬度相等，沿配流軸軸向?qū)ΨQ于過EF平面兩側(cè)的壓力場ΣF=0，且壓力場對(duì)軸心線任意點(diǎn)ΣM=0。
配流軸不同的密封結(jié)構(gòu)，沿軸向?qū)⒂胁煌膲毫龇植家?guī)律。目前多數(shù)采用密封環(huán)密封結(jié)構(gòu)，間隙密封較少應(yīng)用。
圖 2-3為密封環(huán)密封配流軸沿軸向壓力分布示意圖.圖中配流窗口進(jìn)(p1）、回(p0)油槽寬度為，兩側(cè)對(duì)稱的平衡油槽寬度為c。
圖中A處密封環(huán),因外側(cè)低壓，密封環(huán)壓向低壓側(cè)。環(huán)的開口相對(duì)于配流軸旋轉(zhuǎn)，當(dāng)開口處于p0壓力槽處，開口處無泄露，泄露ΔQ1通過配流間隙后，分成ΔQ1'進(jìn)入低壓腔p0，另一股ΔQ1'' 經(jīng)開口處降壓后外泄，則可得到下列方程：
圖 2-3 密封環(huán)密封配流軸沿軸向壓力分布示意圖
（2-22）
（2-23）
（2-24）
（2-25）
（2-26）
式中 ──油的動(dòng)力黏度；
──配流間隙泄露長度；
──配流軸直徑；
──配流間隙；
──沿圓周向槽側(cè)泄露間隙矩形斷面寬度；
──沿圓周向槽側(cè)泄露間隙矩形斷面高度;；
la──沿圓周向槽側(cè)泄露間隙的泄露單邊長度，；
ξ──密封環(huán)開口處局部損失系數(shù)；
──油的密度;；
Aξ──緝捕阻力處過流斷面面積。
若令液阻：
（2-27）
（2-28）
（2-29）
則可由上述方程聯(lián)立解得：
（2-30）
解出p4后，隨之可得ΔQ1，ΔQ1＇，ΔQ1"和p2，p3。
液壓油密度取0.86~0.87 在本設(shè)計(jì)中取0.86。運(yùn)動(dòng)黏度
且
（2-31）
則
（2-32）
將上面數(shù)據(jù)代入式子（2-27）（2-28）（2-29）得：
= = =
把上面的數(shù)據(jù)代入式子（2-30）得：
P4=5.4Mpa
由P4=5.4 Mpa代入式（2-26）（2-25）（2-22）即可求得：
ΔQ1"= m3 /s P2=5.4Mpa ΔQ1= m3/s
且由式子ΔQ1=ΔQ1ˊ+ΔQ1"得： ΔQ1ˊ= m3/s
從而推算出：P3=5.2Mpa
對(duì)圖 2-3中B處密封環(huán)，斜對(duì)側(cè)為高壓，密封環(huán)變形如圖 2-4所示，此時(shí)不存在槽側(cè)間隙的周向泄露，故有下列方程：
圖 2-4 密封環(huán)處斜對(duì)上側(cè)高壓時(shí)泄露圖
（2-33）
（2-34）
（2-35）
由上述方程解得p2ˊ ，p3ˊ，ΔQ2 。
p2ˊ=15.25 Mpa p3ˊ=1.25 Mpa ΔQ2= m3/s
根據(jù)解得的各點(diǎn)壓力，繪制沿配流軸軸向的壓力分布如圖2-3所示。
由配流軸上下對(duì)稱兩側(cè)沿軸向分布的液壓力平衡ΣF=0，及對(duì)軸心線任意點(diǎn)的力矩ΣM=0得到，配流窗口與平衡油槽寬度的關(guān)系為：
（2-36）
配流窗口軸向?qū)挾扔闪魉僖蟠_定。
當(dāng)根據(jù)流速要求確定了配流窗口軸向?qū)挾龋x取密封間隙長度 后，由上式計(jì)算平衡油槽寬度。
綜合本設(shè)計(jì)中的數(shù)據(jù)，可求得：
=16mm b=3mm c=8mm
二、間隙選取
密封環(huán)密封結(jié)構(gòu)泄露損失的功率約占總功率的0.5～1%左右。（但密封環(huán)機(jī)械效率損失功率比間隙密封大1%左右）。間隙可以根據(jù)配流軸直徑按表2-1選?。?
表 2-1 配流間隙隨配流軸直徑的變化表
配流軸直徑(mm)
50～60
70～80
90～100
配流間隙(mm)
0.030～0.050
0.035～0.055
0.045～0.065
由本設(shè)計(jì)可知選取間隙為0.065mm
三、配流閥及窗口的設(shè)計(jì)
配流窗口的尺寸可根據(jù)結(jié)構(gòu)安排，并按額定工況下的平均流速或瞬時(shí)最大流速要求計(jì)算得到：
馬達(dá)額定轉(zhuǎn)速下的輸入流量：
（2-37）
馬達(dá)工作中交替有(z+1)/2和(z-1)/2個(gè)缸進(jìn)油，平均流速可用平均進(jìn)油缸數(shù)z/2計(jì)算得到，故平均流速：
（2-38）
通常要求vav=4~5m/s，在本設(shè)計(jì)中取5m/s，即每一個(gè)配流窗口的過流面積A1為：
(2-39)
最大流速計(jì)算：
活塞工作行程中的速度
(2-40)
式中 ──額定角速度，
由 可知：
求得 因此舍掉大于1的值，，
代入求得。于是單缸最大瞬時(shí)排量：
式中 ──柱塞斷面積，此時(shí)。
通過計(jì)算可得到：
由此可求得的值：
一般情況下要求vimax≤8～10m/s，計(jì)算符合要求。
四、配流軸流道流速計(jì)算
配流軸主流道多為鑄造，少數(shù)馬達(dá)中采用機(jī)械加工。因此，要注意流道結(jié)構(gòu)，對(duì)于形狀、方向突變處采用圓滑過渡，并注意提高流道表面的鑄造質(zhì)量，這樣可以減少壓力損失，提高許用流速。
由額定流量設(shè)計(jì)主流道尺寸。流道中流速：
(2-41)
式中 A為主流道過流斷面積。
故：
在一般情況下，主流道較短，所以流道中流速限制在,初取v=9m/s。在設(shè)計(jì)中要盡量增大流道過流面積，同時(shí)，應(yīng)保證在徑向力作用下配流軸處應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。
靜壓平衡式配流軸的徑向配合間隙，根據(jù)其尺寸大小，常溫下一般取為0.025~0.055mm減少了泄漏提高了容積效率。
圖 2-5 配流槽和平衡槽的受力分布
配流軸上密封環(huán)受壓力油作用，貼緊孔壁和側(cè)壁，對(duì)高、低壓腔起密封作用，只在密封環(huán)開口間隙處泄漏（見圖 2-6）。
圖 2-6 密封環(huán)工作圖
設(shè)孔壁對(duì)密封環(huán)的摩擦力矩為M1，槽的側(cè)壁對(duì)密封環(huán)的摩擦力矩為M2，即：
(2-42)
(2-43)
式中：r1—密封環(huán)內(nèi)半徑，取48mm；
r2—密封環(huán)外半徑，取50mm；
b —密封環(huán)寬度，取3.5mm；
f —孔壁或槽的側(cè)壁對(duì)密封環(huán)的摩擦系數(shù)，在潤滑良好的情況下，f=0.01~0.05,由密封環(huán)材料及摩擦副加工表面質(zhì)量而定，這里可取0.05
=
=
馬達(dá)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，應(yīng)使密封環(huán)壓在孔壁上不動(dòng)，運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)副當(dāng)發(fā)生在配流軸的環(huán)槽側(cè)壁與相對(duì)密封環(huán)的側(cè)面上。若密封環(huán)隨配流軸轉(zhuǎn)動(dòng)，則配流缸壁很快會(huì)磨出凹槽而破壞密封作用，因此，在設(shè)計(jì)時(shí)要根據(jù)M1>M2的要求確定密封環(huán)的內(nèi)半徑r1,并校核環(huán)內(nèi)側(cè)壁與密封環(huán)