CN214092124U - 液压马达曲轴 - Google Patents

Abstract

本实用新型公开的一种液压马达曲轴，机械效率，起动扭矩大。本实用新型通过下述技术方案予以实现：马达曲轴的偏心曲颈端和同轴连杆相连偏心轮轴，限制曲轴的水平、上下、前后往复运动的自由度，在偏心曲颈端与偏心轮轴端之间的曲轴上，装配有上承受液压力的压环和装配在所述压环中的滚针，并且每个压环通过隔环间隔排列，按线阵分布在定位隔环与挡环之间，保证滚针在曲轴工作过程中始终处于与压环接触，对滚针起轴向定位作用，与曲轴运动副间构成静压平衡结构；施加在压环上的液压力通过曲轴的偏心距e产生使曲轴转动的力矩，滚针将压环内表面与曲轴外表面之间滑动摩擦运动副转化为滚动摩擦运动副。保证了传递效率和精度稳定的可靠性。

Description

液压马达曲轴

技术领域

本实用新型是关于一种主要应用于注塑机械、船舶、起扬机、工程机械、建筑机械、煤矿机械、矿山机械、冶金机械、船舶机械、石油化工、港口机械等的液压马达。具体涉及液压马达曲轴的设计。

背景技术

液压马达是液压***的一种执行元件，是将液体压力能转换为机械能的装置。它将液压泵提供的液体压力能转变为其输出轴的机械能(转矩和转速)。液体是传递力和运动的介质。液压马达，亦称为油马达，马达要求正反转，其结构具有对称性。液压马达的功能为将液压能转化为机械能，曲轴为液压马达的输出端，输出形式为转矩。曲轴工作时，曲轴上的各零件均在运动，曲轴承受液压能产生的机械力并将其转化为转矩。为保证曲轴在工作寿命期内动力传递的高效率和运动传递的高精度，装配在曲轴上两两存在相对运动的零件在工作过程中不应被异常磨损。但曲轴在旋转运动过程中，靠油孔润滑，因各零件之间的运动副由于接触比压大，摩擦产生热量，工作中存在较大的摩擦损失，同时因各零件之间运动副的摩擦造成相应零件的磨损，使零件之间的配合精度降低，造成动力传递的机械效率和准确性降低。磨损的产生造成曲轴传递动力的精度降低，影响产品寿命末期的性能。曲轴转动过程中产生的热量造成了曲轴传递动力的机械效率降低，同时热量的产生造成产品局部温度升高，对产品造成不利影响。因此，液压马达的性能要求液压马达曲轴的运动副需具备低摩擦系数、低磨损量性能。马达机械效率较低，起动扭矩效率通常只有0.8左右，并严重影响马达的低速稳定性。

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。按液压马达的额定转速分为高速和低速两大类。额定转速高于500r/min的属于高速液压马达，额定转速低于500r/min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。现有技术CLJM系列马达是一种曲轴连杆结构的单作用或径向柱塞液压马达，国外多称为“斯达法”(Staffa)马达。它是径向柱塞式低速大扭矩液压马达中使用时间最长的一种。该马达由柱塞、连杆、曲轴、星形壳体以及配流轴等组成。马达的星形壳体中按径向在圆周均匀分布有五个柱塞缸，每个柱塞缸孔内装有柱塞。在柱塞的中心球窝内装有连杆小端的球头，连杆大端的凹形圆柱面紧贴于曲轴偏心圆上，并通过两只压环压住连杆，以防止与偏心圆脱离。曲轴的外伸端为马达的输出轴。曲轴的另一端通过十字滑块联轴器带动配流轴旋转。配流轴支承在阀壳内的两只滚针轴承上。配流轴的左侧制有两条环形槽，它们分别经配流套上的径向孔与阀壳上的进出口油口相通，环形槽a借助于配流轴上的轴向油孔c和d与右下侧的配流窗口m相通，环形槽则由轴向油孔e和f与右上侧的配流窗口n相通，五个柱塞缸的顶部各有一条径向孔道与配流轴上的配流窗口m、n相通，并通过配流轴接通壳体上的进油口和回油口。随着曲轴的旋转，配流轴也跟着旋转，从而使各柱塞缸与配流轴上配流窗口m和n的相对位置即配流状态发生变化。当曲轴在0～90°范围内转动时，柱塞缸I由过渡状态接通压力油，随后柱塞缸II也由回油状态接通压力油。而与此相反，柱塞缸IV则由接通压力油换成接通回油。此时曲轴输出的扭矩与配管连接的原始位置相比，变为由I、II、V三个柱塞缸产生的扭矩之和，但扭矩方向仍未改变。当曲轴由90°继续转到180°时，I缸又重新处于封闭过渡状态，而柱塞缸II、III都已换成与压力油相通，柱塞缸IV、V则换成与回油相通，曲轴上的扭矩又变成由两个柱塞缸产生的扭矩之和。当曲轴转过180°时，柱塞缸工作腔与压力油和回油换接一次，扭矩方向仍未改变。当曲轴由180°转到360°时，各柱塞缸又发生相反的转换，又回到配管连接状态，重复以上过程。但液压马达的实际工作压差取决于负载力矩的大小，当被驱动负载的转动惯量大、转速高，并要求急速制动或反转时，会产生较高的液压冲击。由于内部泄漏不可避免，因此将马达的排油口关闭而进行制动时，仍会有缓惯的滑转。液压马达通过链传动来驱动皮带轮，由于链传动会产生径向力，油封承受径向力后变形，导致漏油。由于密封性能差，泄漏大，低速时不够稳定，容积效率较低。

有的液压马达内装固定阻尼器，采用连杆滑块底部设置油槽或油腔，滑块底部高压油通过中心阻尼器进人底部油腔。液压马达的连杆曲轴运动副间设计成增大了油腔面积的静压支承结构。当压力为P中的动力油经柱塞端部的小孔导入连，经连杆中心的固定阻力器降压后进人连杆底部的矩形油腔;再经连杆轴瓦与曲轴间的间隙孔，二次降压后流出。其不足之处是液压马达必须在回油口具有足够的背压才能保证正常工作，并且转速越高所需背压也越大，背压的增高意味着油源的压力利用率低，***的损失大。静压支承结构增加了泄漏，使容积效率有所降低。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。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。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。

通常对低速马达的回油口应有足够的背压，对内曲线马达更应如此，否则滚轮有可能脱离曲面而产生撞击，轻则产生噪声，降低寿命，重则击碎滚轮，使整个马达损坏。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。

实用新型内容

本实用新型的目的是针对现有液压马达曲轴运动副存在的不足之处，旨在提供一种摩擦功损失和发热减小，马达起动扭矩效高，能够在寿命期内，提高动力传递效率和精度稳定的液压马达曲轴。

本实用新型解决其技术问题所采用的技术方案是：一种液压马达曲轴，包括：通过端盖2密封在壳体中的曲轴1、曲轴1的外伸端为马达的输出轴，其特征在于：曲轴1的偏心曲颈端和同轴连杆相连的偏心轮轴，偏心轮端通过一对圆锥滚子轴承支承在端盖2和壳体后端盖的轴承上，并绕其轴承旋转中心轴线转动，限制曲轴1的水平、上下、前后往复运动的自由度，在偏心曲颈端与偏心轮轴端之间的曲轴1上，装配有上承受液压力的压环4和装配在所述压环4中的滚针5，并且每个压环4通过隔环6间隔排列，按线阵分布在定位隔环3与挡环7之间，保证滚针5在曲轴1工作过程中始终处于与压环4接触，对滚针5起轴向定位作用，与曲轴1运动副间构成静压平衡结构；施加在压环4上的液压力通过曲轴1的偏心距e产生使曲轴1转动的力矩，滚针5将压环4内表面与曲轴1外表面之间滑动摩擦运动副转化为滚动摩擦运动副。

本实用新型相比于现有技术具有如下有益效果：

本实用新型采用在偏心曲颈端与偏心轮轴端之间的曲轴1上，装配承受液压力的压环4和装配在所述压环4中的滚针5减少接触比压，每个压环4通过隔环6间隔排列，线阵分布在定位隔环3与挡环7之间，保证滚针5在曲轴1工作过程中始终处于与压环4接触，应用结构简单，径向力平衡，转矩脉动小，启动转矩大，能在低速下稳定运转，工作可靠。通过滚针5轴向定位，接触面磨损减小，减少接触比压， 实现静压平衡，并使摩擦副得到良好的润滑。与曲轴1运动副间构成的静压平衡结构，可使主机驱动机构十分紧凑，使马达结构更为简化。由于摩擦功损失和发热减小。马达的机械效率，起动扭矩效率得到提高。亦可装在绳索滚筒中，直接驱动滚筒工作。

本实用新型利用滚针将压环内表面与曲轴外表面之间摩擦系数较高的滑动摩擦转化为摩擦系数较低的滚动摩擦，提高了动力传递的机械效率，同时消除了压环内表面与曲轴外表面的直接摩擦接触，减小压环内表面与曲轴外表面之间的磨损量，保证了曲轴在其寿命期内的运动传递精度。当液压马达负荷加载，油腔产生的总反力与压紧力平衡并通过油膜传递给曲轴，定位隔环3、第二隔环6、挡环7运动副金属材料间没有直接接触和摩擦，液压油起着静压轴承的支承作用。压紧力大于总支承反力时，定位隔环3、第二隔环6、挡环7油膜厚度h减小，h的减小又使得额定压力Ps增高，因而总压力也随之增高，直至与变化后的压紧力达到平衡。定位隔环3、第二隔环6、挡环7静压支承的运动副，因减少了摩擦功耗。机械效率和启动机械效率得到提高，从而也提高了马达的工作压力((20MPa以上)及转速，特别是低速稳定性改善。使马达可在小于或等于5r/min工况下平稳运行。

本实用新型采用施加在压环4上的液压力通过曲轴1的偏心距e产生使曲轴1转动的力矩，滚针5将压环4内表面与曲轴1外表面之间滑动摩擦运动副转化为滚动摩擦运动副。曲轴在工作过程中，3个压环之间的转动方向可能不同，因此采用隔环将各压环在轴向方向隔离开来，并合理选用材料，保证压环的断面在其寿命期内不被划伤，避免因零件划伤造成摩擦力增大而损失机械效率，保证曲轴传递机械效率的稳定。当液压动力通过压环4和滚针5传递至曲轴1在上时，因曲轴1偏心距e的存在，曲轴1开始绕其轴线转动。转动过程中，压环4与曲轴1之间的摩擦副由摩擦系数较大的滑动摩擦转化为摩擦系数较小的滚动摩擦，压环与压环之间高摩擦系数的摩擦副通过定位隔环3、第二隔环6、挡环7转化为寿命更高、精度更稳定的低摩擦系数的摩擦副。保证了传递效率和精度稳定的可靠性。

附图说明

图1是本实用新型液压马达曲轴的剖视图。

图2是本实用新型曲轴运动副外形结构的示意图。

图中：1曲轴、2端盖、3定位隔环、4压环、5滚针、6第二隔环、7挡环。

下面结合附图和实施例进一步说明本实用新型，但并不因此将本实用新型限制在所述的实施例范围之中。所有这些构思应视为本技术所公开的内容和本实用新型的保护范围。

具体实施方式

参阅图1～图2。在以下描述的优选实施例中，一种液压马达曲轴，包括：通过端盖2密封在壳体中的曲轴1、曲轴1的外伸端为马达的输出轴。曲轴1的偏心曲颈端和同轴连杆偏心的偏心轮轴端通过一对圆锥滚子轴承支承在端盖2和壳体后端盖的轴承上，并绕其轴承旋转中心轴线转动，限制曲轴1的水平、上下、前后往复运动的自由度，在偏心曲颈端与偏心轮轴端之间的曲轴1上，装配有上承受液压力的压环4和装配在所述压环4中的滚针5，并且每个压环4通过隔环6间隔排列，按线阵分布在定位隔环3与挡环7之间，保证滚针5在曲轴1工作过程中始终处于与压环4接触，对滚针5起轴向定位作用，与曲轴1运动副间构成静压平衡结构；施加在压环4上的液压力通过曲轴1的偏心距e产生使曲轴1转动的力矩，滚针5将压环4内表面与曲轴1外表面之间滑动摩擦运动副转化为滚动摩擦运动副。

为保证动力传递的高效率和高精度，在曲轴1上安装压环4，并在压环4内表面和曲轴1外表面之间安装滚针5，将压环4内表面与曲轴1外表面之间摩擦系数较大的滑动摩擦，通过滚针5转化为摩擦系数较小的滚动摩擦。

为保证液压力产生的动力高效率和高精度的通过压环4传递至曲轴1上，需要保证压环4的轴向位置。定位隔环3、第二隔环6、挡环7均为保证压环4确切的轴向位置而设置，同时因曲轴1在工作过程中3个压环4的旋转方向可能不同，为减小因摩擦使压环4的端面互相划伤，造成零件之间的摩擦力增大而降低机械效率，需保证定位隔环3、第二隔环6、挡环7的材料相对压环4的材料硬度较低。此外，定位隔环3、第二隔环6、挡环7保证滚针5在曲轴1工作过程中始终处于与压环4接触，对滚针5起轴向定位作用。

端盖2为定位隔环3的轴向位置而设置。

当液压动力通过压环4和滚针5传递至曲轴1上时，因曲轴1的小径端和大径端仅有绕其轴线转动的自由度，且曲轴1存在偏心距e，因此，曲轴1开始绕其轴线转动，安装在曲轴1上的端盖2、定位隔环3、压环4、滚针5、第二隔环6、挡环7均随曲轴1转动。曲轴1转动时，压环4内表面与滚针5之间存在相对运动，滚针5与曲轴1外表面之间存在相对运动，压环4的端面与定位隔环3、第二隔环6、挡环7的端面之间存在相对运动，定位隔环3的端面与端盖2的端面之间存在相对运动，挡环7的端面与曲轴大径端面存在相对运动。

曲轴转动过程中，液压动力通过滚针5由压环4传递至曲轴1上，压环4内表面与滚针5、滚针5与曲轴1外表面的摩擦副为摩擦系数较小的滚动摩擦，滚动摩擦减小了压环4内表面与曲轴1外表面之间因相对运动产生的机械能量和磨损量，机械能量的减少提高了曲轴1传递动力的机械效率，磨损量的减少使曲轴1的运动精度在其寿命期内处于稳定状态，保证寿命期内的运动精度。

曲轴转动过程中，压环与压环的端面之间、压环4端面与曲轴1大径端面之间的长时间摩擦，会划伤压环4端面，增加曲轴1转动时的内部摩擦力，产生更多的机械能量，降低曲轴传递动力的机械效率。通过设置定位隔环3、第二隔环6、挡环7隔离开压环4与压环4端面之间、压环4端面与曲轴1大径端面之间的直接摩擦接触，定位隔环3、第二隔环6、挡环7选用硬度较低且具有良好耐磨性的材料，改善压环与压环端面之间、压环4端面与曲轴1大径端面之间的相对摩擦运动性能，降低摩擦系数，减少压环端面之间的磨损量，保证曲轴的动力传递效率。

以上所述仅为本实用新型的较佳实施例，并不用以限制本实用新型，凡在本实用新型的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本实用新型的保护范围之内。

Claims (7)

1.一种液压马达曲轴，包括：通过端盖（2）密封在壳体中的曲轴（1）、曲轴（1）的外伸端为马达的输出轴，其特征在于：曲轴（1）的偏心曲颈端和同轴连杆相连的偏心轮轴，偏心轮端通过一对圆锥滚子轴承支承在端盖（2）和壳体后端盖的轴承上，并绕其轴承旋转中心轴线转动，限制曲轴（1）的水平、上下、前后往复运动的自由度，在偏心曲颈端与偏心轮轴端之间的曲轴（1）上，装配有上承受液压力的压环（4）和装配在所述压环（4）中的滚针（5），并且每个压环（4）通过第二隔环（6）间隔排列，按线阵分布在定位隔环（3）与挡环（7）之间，保证滚针（5）在曲轴（1）工作过程中始终处于与压环（4）接触，对滚针（5）起轴向定位作用，与曲轴（1）运动副间构成静压平衡结构；施加在压环（4）上的液压力通过曲轴（1）的偏心距e产生使曲轴（1）转动的力矩，滚针（5）将压环（4）内表面与曲轴（1）外表面之间滑动摩擦运动副转化为滚动摩擦运动副。

2.如权利要求1所述的液压马达曲轴，其特征在于：在曲轴（1）上安装压环（4），并在压环（4）内表面和曲轴（1）外表面之间安装滚针（5），将压环（4）内表面与曲轴（1）外表面之间滑动摩擦，通过滚针（5）转化滚动摩擦。

3.如权利要求1所述的液压马达曲轴，其特征在于：定位隔环（3）、第二隔环（6）、挡环（7）均为保证压环（4）确切的轴向位置而设置。

4.如权利要求1所述的液压马达曲轴，其特征在于：曲轴（1）在工作过程中3个压环（4）的旋转方向不同。

5.如权利要求1所述的液压马达曲轴，其特征在于：定位隔环（3）、第二隔环（6）和挡环（7）保证滚针（5）在曲轴（1）工作过程中始终处于与压环（4）接触，对滚针（5）起轴向定位作用。

6.如权利要求1所述的液压马达曲轴，其特征在于：端盖（2）为定位隔环（3）的轴向位置而设置。

7.如权利要求1所述的液压马达曲轴，其特征在于：曲轴转动过程中，液压动力通过滚针（5）由压环（4）传递至曲轴（1）上，压环（4）内表面与滚针（5）、滚针（5）与曲轴（1）外表面的摩擦副为摩擦系数较小的滚动摩擦，滚动摩擦减小了压环（4）内表面与曲轴（1）外表面之间因相对运动产生的机械能量和磨损量。

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