液压马达Word文件下载.docx
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米到几百牛·
米），所以又称为高速小转矩液压马达。
高速液压马达的基本型式是径向柱塞式，例如单作用曲轴连杆式、液压平衡式和多作用内曲线式等。
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（有时可达每分种几转甚至零点几转），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（可达几千牛顿·
米到几万牛顿·
米），所以又称为低速大转矩液压马达。
液压马达也可按其结构类型来分，可以分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其他型式。
二、液压马达的性能参数
液压马达的性能参数很多。
下面是液压马达的主要性能参数：
1.排量、流量和容积效率习惯上将马达的轴每转一周，按几何尺寸计算所进入的液体容积，称为马达的排量V，有时称之为几何排量、理论排量，即不考虑泄漏损失时的排量。
液压马达的排量表示出其工作容腔的大小，它是一个重要的参数。
因为液压马达在工作中输出的转矩大小是由负载转矩决定的。
但是，推动同样大小的负载，工作容腔大的马达的压力要低于工作容腔小的马达的压力，所以说工作容腔的大小是液压马达工作能力的主要标志，也就是说，排量的大小是液压马达工作能力的重要标志。
根据液压动力元件的工作原理可知，马达转速n、理论流量qi与排量V之间具有下列关系
qi=nV
（1）
式中：
qi为理论流量（m3/s）;
n为转速（r/min）；
V为排量（m3/s）。
为了满足转速要求，马达实际输入流量q大于理论输入流量，则有：
q=qi+Δq
（2）
Δq为泄漏流量。
ηv=qi/q=1/（1+Δq／qi）（3）
所以得实际流量
q=qi/ηv（4）
2.液压马达输出的理论转矩根据排量的大小，可以计算在给定压力下液压马达所能输出的转矩的大小，也可以计算在给定的负载转矩下马达的工作压力的大小。
当液压马达进、出油口之间的压力差为ΔP，输入液压马达的流量为q，液压马达输出的理论转矩为Tt，角速度为ω，如果不计损失，液压马达输入的液压功率应当全部转化为液压马达输出的机械功率，即：
ΔPq=Ttω（5）
又因为ω=2πn，所以液压马达的理论转矩为：
Tt=ΔP·
V/2π（6）
ΔP为马达进出口之间的压力差。
3.液压马达的机械效率由于液压马达内部不可避免地存在各种摩擦，实际输出的转矩T总要比理论转矩Tt小些，即：
T=Ttηm（7）
ηm为液压马达的机械效率（%）。
4.液压马达的启动机械效率ηm液压马达的启动机械效率是指液压马达由静止状态起动时，马达实际输出的转矩T0与它在同一工作压差时的理论转矩Tt之比。
即：
ηm0=T/Tt（8）
液压马达的启动机械效率表示出其启动性能的指标。
因为在同样的压力下，液压马达由静止到开始转动的启动状态的输出转矩要比运转中的转矩大，这给液压马达带载启动造成了困难，所以启动性能对液压马达是非常重要的，启动机械效率正好能反映其启动性能的高低。
启动转矩降低的原因，一方面是在静止状态下的摩擦因数最大，在摩擦表面出现相对滑动后摩擦因数明显减小，另一方面也是最主要的方面是因为液压马达静止状态润滑油膜被挤掉，基本上变成了干摩擦。
一旦马达开始运动，随着润滑油膜的建立，摩擦阻力立即下降，
并随滑动速度增大和油膜变厚而减小。
实际工作中都希望启动性能好一些，即希望启动转矩和启动机械效率大一些。
现将不同结构形式的液压马达的启动机械效率ηm0的大致数值列入表1中。
表1液压马达的启动机械效率
液压马达的结构形式
启动机械效率ηm0/%
齿轮马达
老结构
0.60～0.80
新结构
0.85～0.88
叶片马达
高速小扭矩型
0.75～0.85
轴向柱塞马达
滑履式
0.80～0.90
非滑履式
0.82～0.92
曲轴连杆马达
0.80～0.85
0.83～0.90
静压平衡马达
多作用内曲线马达
由横梁的滑动摩擦副传递切向力
0.90～0.94
传递切向力的部位具有滚动副
0.95～0.98
由表1可知，多作用内曲线马达的启动性能最好，轴向柱塞马达、曲轴连杆马达和静压平衡马达居中，叶片马达较差，而齿轮马达最差。
5.液压马达的转速液压马达的转速取决于供液的流量和液压马达本身的排量V，可用下式计算：
nt=qi/V（9）
nt为理论转速（r/min）。
由于液压马达内部有泄漏，并不是所有进入马达的液体都推动液压马达做功，一小部分因泄漏损失掉了。
所以液压马达的实际转速要比理论转速低一些。
n=nt·
ηv（10）
n为液压马达的实际转速（r/min）；
ηv为液压马达的容积效率（%）。
6.最低稳定转速最低稳定转速是指液压马达在额定负载下，不出现爬行现象的最低转速。
所谓爬行现象，就是当液压马达工作转速过低时，往往保持不了均匀的速度，进入时动时停的不稳定状态。
液压马达在低速时产生爬行现象的原因是：
（1）摩擦力的大小不稳定。
通常的摩擦力是随速度增大而增加的，而对静止和低速区域工作的马达内部的摩擦阻力，当工作速度增大时非但不增加，反而减少，形成了所谓“负特性”的阻力。
另一方面，液压马达和负载是由液压油被压缩后压力升高而被推动的，因此，可用图1（a）所示的物理模型表示低速区域液压马达的工作过程：
以匀速v0推弹簧的一端（相当于高压下不可压缩的工作介质），使质量为m的物体（相当于马达和负载质量、转动惯量）克服“负特性”的摩擦阻力而运动。
当物体静止或速度很低时阻力大，弹簧不断压缩，增加推力。
只有等到弹簧压缩到其推力大于静摩擦力时才开始运动。
一旦物体开始运动，阻力突然减小，物体突然加速跃动，其结果又使弹簧的压缩量减少，推力减小，物体依靠惯性前移一段路程后停止下来，直到弹簧的移动又使弹簧压缩，推力增加，物体就再一次跃动为止，形成如图1（b）所示的时动时停的状态，对液压马达来说，这就是爬行现象。
图1液压马达爬行的物理模型
（2）泄漏量大小不稳定。
液压马达的泄漏量不是每个瞬间都相同，它也随转子转动的相位角度变化作周期性波动。
由于低速时进入马达的流量小，泄漏所占的比重就增大，泄漏量的不稳定就会明显地影响到参与马达工作的流量数值，从而造成转速的波动。
当马达在低速运转时，其转动部分及所带的负载表现出的惯性较小，上述影响比较明显，因而出现爬行现象。
实际工作中，一般都期望最低稳定转速越小越好。
7.最高使用转速液压马达的最高使用转速主要受使用寿命和机械效率的限制，转速提高后，各运动副的磨损加剧，使用寿命降低，转速高则液压马达需要输入的流量就大，因此各过流部分的流速相应增大，压力损失也随之增加，从而使机械效率降低。
对某些液压马达，转速的提高还受到背压的限制。
例如曲轴连杆式液压马达，转速提高时，回油背压必须显著增大才能保证连杆不会撞击曲轴表面，从而避免了撞击现象。
随着转速的提高，回油腔所需的背压值也应随之提高。
但过分的提高背压，会使液压马达的效率明显下降。
为了使马达的效率不致过低，马达的转速不应太高。
8.调速范围液压马达的调速范围用最高使用转速和最低稳定转速之比表示，即：
i=nmax/nmin（11）
三、液压马达的工作原理
常用的液压马达的结构与同类型的液压泵很相似，下面对叶片马达、轴向柱塞马达和摆动马达的工作原理作一介绍。
1.叶片马达
图2所示为叶片液压马达的工作原理图。
图2叶片马达的工作原理图
1～7—叶片
当压力为p的油液从进油口进入叶片1和3之间时，叶片2因两面均受液压油的作用所以不产生转矩。
叶片1、3上，一面作用有压力油，另一面为低压油。
由于叶片3伸出的面积大于叶片1伸出的面积，因此作用于叶片3上的总液压力大于作用于叶片1上的总液压力，于是压力差使转子产生顺时针的转矩。
同样道理，压力油进入叶片5和7之间时，叶片7伸出的面积大于叶片5伸出的面积，也产生顺时针转矩。
这样，就把油液的压力能转变成了机械能，这就是叶片马达的工作原理。
当输油方向改变时，液压马达就反转。
当定子的长短径差值越大，转子的直径越大，以及输入的压力越高时，叶片马达输出的转矩也越大。
在图2中，叶片2、4、6、8两侧的压力相等，无转矩产生。
叶片3、7产生的转矩为T1，方向为顺时针方向。
假设马达出口压力为零，则：
（12）
B为叶片宽度；
R1为定子长半径；
r为转子半径；
p为马达的进口压力。
叶片1、5产生的转矩为T2，方向为逆时针方向，则：
（13）
由式（4-12）、式（4-13）看出，对结构尺寸已确定的叶片马达，其输出转矩T决定于输入油的压力。
由叶片泵的理论流量qi的公式：
qi=2πBn（R12-R22）
得：
n=qi/2πB（R12-R22）（14）
qi为液压马达的理论流量，qi=q·
ηv；
q为液压马达的实际流量，即进口流量。
由式（4-14）看出，对结构尺寸已确定的叶片马达，其输出转速n决定于输入油的流量。
叶片马达的体积小，转动惯量小，因此动作灵敏，可适应的换向频率较高。
但泄漏较大，不能在很低的转速下工作，因此，叶片马达一般用于转速高、转矩小和动作灵敏的场合。
2.轴向柱塞马达轴向柱塞马达的结构形式基本上与轴向柱塞泵一样，故其种类与轴向柱塞泵相同，也分为直轴式轴向柱塞马达和斜轴式轴向柱塞马达两类。
轴向柱塞马达的工作原理如图3所示。
图3斜盘式轴向柱塞马达的工作原理图
当压力油进入液压马达的高压腔之后，工作柱塞便受到油压作用力为pA（p为油压力，A为柱塞面积），通过滑靴压向斜盘，其反作用为N。
N力分解成两个分力，沿柱塞轴向分力p，与柱塞所受液压力平衡；
另一分力F，与柱塞轴线垂直向上，它与缸体中心线的距离为r，这个力便产生驱动马达旋转的力矩。
F力的大小为：
F=pAtanγ
γ为斜盘的倾斜角度（°
）。
这个F力使缸体产生扭矩的大小，由柱塞在压油区所处的位置而定。
设有一柱塞与缸体的垂直中心线成φ角，则该柱塞使缸体产生的扭矩T为：
T=Fr=FRsinφ=pARtanγsinφ（15）
R为柱塞在缸体中的分布圆半径（m）。
随着角度φ的变化，柱塞产生的扭矩也跟着变化。
整个液压马达能产生的总扭矩，是所有处于压力油区的柱塞产生的扭矩之和，因此，总扭矩也是脉动的，当柱塞的数目较多且为单数时，脉动较小。
液压马达的实际输出的总扭矩可用下式计算：
T=ηm·
ΔpV/2π（16）
Δp为液压马达进出口油液压力差（N/m2）；
V为液压马达理论排量（m3/r）；
ηm为液压马达机械效率。
从式中可看出，当输入液压马达的油液压力一定时，液压马达的输出扭矩仅和每转排量有关。
因此，提高液压马达的每转排量，可以增加液压马达的输出扭矩。
一般来说，轴向柱塞马达都是高速马达，输出扭矩小，因此，必须通过减速器来带动工作机构。
如果我们能使液压马达的排量显著增大，也就可以使轴向柱塞马达做成低速大扭矩马达。
1.1.
1.
摆动马达摆动液压马达的工作原理见图4。
图4摆动缸摆动液压马达的工作原理图
图4（a）是单叶片摆动马达。
若从油口Ⅰ通入高压油，叶片2作逆时针摆动，低压力从油口Ⅱ排出。
因叶片与输出轴连在一起，帮输出轴摆动同时输出转矩、克服负载。
此类摆动马达的工作压力小于10MPa，摆动角度小于280°
。
由于径向力不平衡，叶片和壳体、叶片和挡块之间密封困难，限制了其工作压力的进一步提高，从而也限制了输出转矩的进一步提高。
图4（b）是双叶片式摆动马达。
在径向尺寸和工作压力相同的条件下，分别是单叶片式摆动马达输出转矩的2倍，但回转角度要相应减少，双叶片式摆动马达的回转角度一般小于120°
叶片摆动马达的总效率η=70%～95%，对单叶片摆动马达来说。
设其机械效率为1，出口背压为零，则它的输出转矩：
T=PB
=P
（R22-R12）（17）
P为单叶片摆动马达的进口压力；
R1为叶片轴外半径，叶片内半径；
R2为叶片外半径。
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