機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化畢業(yè)設(shè)計(jì)（內(nèi)曲線柱塞式液壓馬達(dá)設(shè)計(jì)）論文

1、機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 內(nèi)曲線柱塞式液壓馬達(dá)設(shè)計(jì) （柱塞副及缸體）內(nèi)曲線柱塞式液壓馬達(dá)設(shè)計(jì)目 錄 TOC h z u t 標(biāo)題 2,1,標(biāo)題 3,2,標(biāo)題 4,3,標(biāo)題 5,4,1,1 HYPERLINK l _Toc8633678 第一章 主要參數(shù)的選擇計(jì)算 PAGEREF _Toc8633678 h 1 HYPERLINK l _Toc8633679 1.1 液壓馬達(dá)技術(shù)參數(shù) PAGEREF _Toc8633679 h 1 HYPERLINK l _Toc8633680 1.1.1 液壓馬達(dá)工作壓力 PAGEREF _Toc8633680 h 1 HYPERLINK l _

2、Toc8633681 1.1.2 液壓馬達(dá)的效率 PAGEREF _Toc8633681 h 1 HYPERLINK l _Toc8633682 1.1.3 液壓馬達(dá)的排量與流量關(guān)系 PAGEREF _Toc8633682 h 1 HYPERLINK l _Toc8633683 1.1.4 液壓馬達(dá)的回油背壓與進(jìn)油壓力 PAGEREF _Toc8633683 h 2 HYPERLINK l _Toc8633684 (1) 配流器局部損失校驗(yàn) PAGEREF _Toc8633684 h 2 HYPERLINK l _Toc8633685 (2) 滾輪不脫離導(dǎo)軌校驗(yàn) PAGEREF _Toc863

3、3685 h 2 HYPERLINK l _Toc8633686 1.2 基本結(jié)構(gòu)參數(shù)和結(jié)構(gòu)尺寸的選擇計(jì)算 PAGEREF _Toc8633686 h 3 HYPERLINK l _Toc8633687 1.2.1 液壓馬達(dá)的排量q PAGEREF _Toc8633687 h 3 HYPERLINK l _Toc8633688 1.2.2 柱塞組基本結(jié)構(gòu)參數(shù)需要滿足的基本條件 PAGEREF _Toc8633688 h 3 HYPERLINK l _Toc8633689 1.2.3 x與z的選擇計(jì)算 PAGEREF _Toc8633689 h 4 HYPERLINK l _Toc8633690

4、 (1) 盡可能使徑向力平衡 PAGEREF _Toc8633690 h 4 HYPERLINK l _Toc8633691 (2) 導(dǎo)軌與滾輪間具有最小的接觸應(yīng)力 PAGEREF _Toc8633691 h 4 HYPERLINK l _Toc8633692 (3) 使配流軸處具有較小的容積泄漏 PAGEREF _Toc8633692 h 4 HYPERLINK l _Toc8633693 1.2.4 柱塞排數(shù)y的選取 PAGEREF _Toc8633693 h 4 HYPERLINK l _Toc8633694 1.2.5 柱塞直徑d和行程h PAGEREF _Toc8633694 h 4

5、 HYPERLINK l _Toc8633695 1.2.6 最小向徑0的確定 PAGEREF _Toc8633695 h 5 HYPERLINK l _Toc8633696 (1) 強(qiáng)度計(jì)算得到的最小向徑0 PAGEREF _Toc8633696 h 5 HYPERLINK l _Toc8633697 (2) 滿足導(dǎo)軌起點(diǎn)處不變形的最小Rmin PAGEREF _Toc8633697 h 5 HYPERLINK l _Toc8633698 (3) 結(jié)構(gòu)排定的最小向徑0 PAGEREF _Toc8633698 h 6 HYPERLINK l _Toc8633699 1.2.7 最大壓力角max

6、 PAGEREF _Toc8633699 h 7 HYPERLINK l _Toc8633700 第二章 液壓馬達(dá)主要零部件的計(jì)算與設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc8633700 h 8 HYPERLINK l _Toc8633701 2.1 柱塞組傳力結(jié)構(gòu)形式 PAGEREF _Toc8633701 h 8 HYPERLINK l _Toc8633702 2.1.1 柱塞傳力結(jié)構(gòu) PAGEREF _Toc8633702 h 8 HYPERLINK l _Toc8633703 2.1.2 橫梁傳力結(jié)構(gòu) PAGEREF _Toc8633703 h 8 HYPERLINK l _Toc8633704

7、 2.1.3 滾輪傳力結(jié)構(gòu) PAGEREF _Toc8633704 h 8 HYPERLINK l _Toc8633705 2.2 橫梁傳力的受力分析與接觸比壓 PAGEREF _Toc8633705 h 9 HYPERLINK l _Toc8633706 2.2.1 橫梁傳力的接觸比壓 PAGEREF _Toc8633706 h 9 HYPERLINK l _Toc8633707 2.2.2 橫梁強(qiáng)度計(jì)算 PAGEREF _Toc8633707 h 10 HYPERLINK l _Toc8633708 2.2.3 橫梁的剛度計(jì)算 PAGEREF _Toc8633708 h 13 HYPERL

8、INK l _Toc8633709 2.2.4 橫梁軸頸處應(yīng)力計(jì)算 PAGEREF _Toc8633709 h 14 HYPERLINK l _Toc8633710 2.3 滾輪尺寸設(shè)計(jì)選擇和壽命計(jì)算 PAGEREF _Toc8633710 h 14 HYPERLINK l _Toc8633711 2.3.1 滾輪壽命計(jì)算 PAGEREF _Toc8633711 h 14 HYPERLINK l _Toc8633712 2.3.2 滾輪外圈的強(qiáng)度計(jì)算 PAGEREF _Toc8633712 h 16 HYPERLINK l _Toc8633713 (1) 強(qiáng)度計(jì)算 PAGEREF _Toc86

9、33713 h 16 HYPERLINK l _Toc8633714 (2) 外圈最大撓度計(jì)算 PAGEREF _Toc8633714 h 17 HYPERLINK l _Toc8633715 2.4 柱塞的結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc8633715 h 17 HYPERLINK l _Toc8633716 2.4.1 徑向間隙選用原則 PAGEREF _Toc8633716 h 17 HYPERLINK l _Toc8633717 2.4.2 柱塞結(jié)構(gòu)要求 PAGEREF _Toc8633717 h 17 HYPERLINK l _Toc8633718 2.5 缸體的設(shè)計(jì) PAGER

10、EF _Toc8633718 h 18 HYPERLINK l _Toc8633719 2.5.1 缸體橫梁導(dǎo)槽處強(qiáng)度和剛性的計(jì)算 PAGEREF _Toc8633719 h 18 HYPERLINK l _Toc8633720 (1) 強(qiáng)度計(jì)算 PAGEREF _Toc8633720 h 18 HYPERLINK l _Toc8633721 (2) 撓度計(jì)算 PAGEREF _Toc8633721 h 19 HYPERLINK l _Toc8633722 2.5.2 缸體材料及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc8633722 h 19 HYPERLINK l _Toc8633723 2.5.

11、3 “切缸”現(xiàn)象及消除 PAGEREF _Toc8633723 h 20 HYPERLINK l _Toc8633724 總結(jié) PAGEREF _Toc8633724 h 21 HYPERLINK l _Toc8633725 致謝 PAGEREF _Toc8633725 h 21 HYPERLINK l _Toc8633726 參考文獻(xiàn) PAGEREF _Toc8633726 h 22內(nèi)曲線柱塞式液壓馬達(dá)設(shè)計(jì)摘要: 內(nèi)曲線液壓馬達(dá)是一種多作用徑向柱塞式馬達(dá)，它由動力輸入部分（配流軸、配流套），動力傳動部分（轉(zhuǎn)子缸體、缸套），及動力執(zhí)行部分（柱塞副、定子導(dǎo)軌）三部分組成。其中配流窗口的設(shè)計(jì)、滾輪

12、與導(dǎo)軌接觸強(qiáng)度和導(dǎo)軌材料強(qiáng)度及工作壽命要求，在很大程度上，分別決定了液壓馬達(dá)的工作效率和馬達(dá)的工作壽命。同時(shí)本次設(shè)計(jì)中還應(yīng)保證使用材料滿足各種力學(xué)性能（剛度、強(qiáng)度、接觸應(yīng)力）要求。關(guān)鍵詞：液壓馬達(dá)，分類，組成，設(shè)計(jì)，計(jì)算Internal curve plunger hydraulic motor designChen YangshengMechanical Design, Manufacturing and Automation, School of Mechanical Engineering, Chongqing Three Gorges University, 2015, Wanzhou

13、, Chongqing 404100, ChinaAbstract: The NJM series internal curve hydraulic motor is a multi-acting radial piston motor consisting of a power input part (flow distribution shaft, distribution sleeve), a power transmission part (rotor cylinder, cylinder liner), and a power execution part (plunger). Th

14、e auxiliary and stator rails are composed of three parts. Among them, the design of the distribution window, the contact strength between the roller and the guide rail, and the material strength and working life requirements of the guide rail largely determine the working efficiency of the hydraulic

15、 motor and the working life of the motor. At the same time, the design should also ensure that the materials used meet various mechanical properties (stiffness, strength, contact stress). Keywords: hydraulic motor, classification, composition, design, calculation機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）第 頁 共 22 頁 第一章 主要參

16、數(shù)的選擇計(jì)算1.1 液壓馬達(dá)技術(shù)參數(shù)液壓馬達(dá)的主要參數(shù)是指每轉(zhuǎn)排量(容積常數(shù))q，額定工作壓力p1和額定轉(zhuǎn)速nn。因?yàn)橐簤厚R達(dá)的外負(fù)載具有隨機(jī)特性（主機(jī)工作條件具有變換性），需要大量統(tǒng)計(jì)規(guī)律才能確定，所以目前設(shè)計(jì)中，大多以額定負(fù)載作為設(shè)計(jì)負(fù)載。已知本設(shè)計(jì)中： 液壓馬達(dá)的額定轉(zhuǎn)速 nn=80r/Min 液壓馬達(dá)的排量 q=4L/r 工作壽命不小于 10000小時(shí)1.1.1 液壓馬達(dá)工作壓力主要包括額定工作壓力p1(MPa)和最大工作壓力pMax(MPa)。要確定液壓馬達(dá)的工作壓力，應(yīng)當(dāng)結(jié)合液壓馬達(dá)主機(jī)使用條件，考慮液壓傳動元件與傳動系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性。液壓馬達(dá)工作壓力應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)，NJM系列標(biāo)準(zhǔn)如下

17、：表1-1q(L/r)10102025p1(MPa)252016pMax(MPa)2031.51.1.2 液壓馬達(dá)的效率 =m.v.k (式1-1)m機(jī)械效率（對于橫梁傳力型式，NJM系列設(shè)計(jì)時(shí)可取m=0.920.95）；v容積效率；不同排量液壓馬達(dá)在額定壓力、額定轉(zhuǎn)速下，容積效率必須滿足規(guī)定要求：表1-2q(L/r)0.50.631.62.08.010v(%)93929190k水力效率（設(shè)計(jì)合理的液壓馬達(dá)，一般k99%，可以忽略不計(jì)，或計(jì)入m）；1.1.3 液壓馬達(dá)的排量與流量關(guān)系 q=Qn （式1-2)Q為實(shí)際流量；n為理論轉(zhuǎn)速；q液壓馬達(dá)每轉(zhuǎn)排出的液體體積，稱為排量；實(shí)際上并非全部的油液

18、都能進(jìn)行有效的工作，因?yàn)橐徊糠钟鸵航?jīng)間隙產(chǎn)生泄漏，一部分油液產(chǎn)生壓損，還有一部分油液在進(jìn)油管和回油管中產(chǎn)生溢損，以容積效率v來表示這些損失則有： QT=Q. v (QT理論流量) （式1-3) 1.1.4 液壓馬達(dá)的回油背壓與進(jìn)油壓力 壓差p=p1p0， p1 為液壓馬達(dá)的進(jìn)油壓力，作用在柱塞底部，形成液壓推力P=d24p1， p0為液壓馬達(dá)的回油背壓，一般取p00.51.5MPa。 已知本設(shè)計(jì)為橫梁傳力液壓馬達(dá)，相比較而言，存在啟動摩擦力較大，柱塞組重量有所增加，在轉(zhuǎn)速相同下，需要提高馬達(dá)的回油背壓。根據(jù)以上準(zhǔn)則選取液壓基本參數(shù)為：p1=25MPa，pmax=31.5MPa，p0=1.2MP

19、a， m=0.94。此外液壓馬達(dá)的機(jī)械效率還與配流器的流道設(shè)計(jì)有關(guān)，回油背壓降低了液壓系統(tǒng)的效率，因此不宜過大，以使?jié)L輪不脫離導(dǎo)軌為宜，所以需要對這兩方面進(jìn)行校驗(yàn)。 (1) 配流器局部損失校驗(yàn)隨著轉(zhuǎn)速的提高，油液在液壓馬達(dá)的內(nèi)部流道中流動時(shí)會產(chǎn)生能量損失，其中主要的是由于液流形狀和方向變化而引起的局部損失，液壓馬達(dá)中的流體壓力損失（主要是發(fā)生在配流器中的局部損失）為：P=v22g (式1-4)v配流器流道斷面積的平均流速；（一般為了減小配油器的液壓損失，液流速度不因超過46m/s） 油液的比重（一般液壓油比重在0.70.9g/cm3，取=0.8）局部水頭損失系數(shù)，主要取決于液流局部變化、管道邊

20、界的幾何形狀和尺寸，查水力計(jì)算手冊可得 =0.946sin22+2.05sin4(2) (式1-5)根據(jù)配流器結(jié)構(gòu)型式 ，取=90，計(jì)算得=0.9855，圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=0.99又因?yàn)轳R達(dá)配流器中局部壓力損失要小于回油背壓，即P0，所以有：.v22g0 (式1-6)得到v5.5m/s，取v=5m/s；符合標(biāo)準(zhǔn)。 (2) 滾輪不脫離導(dǎo)軌校驗(yàn)由于馬達(dá)到達(dá)一定轉(zhuǎn)速時(shí)，由于慣性力的影響，在回油區(qū)段可能出現(xiàn)滾輪脫離導(dǎo)軌曲面，同時(shí)進(jìn)油區(qū)段滾輪受高壓作用，易對導(dǎo)軌產(chǎn)生沖擊，對導(dǎo)軌損毀或降低壽命，因此在進(jìn)、回油區(qū)段進(jìn)行滾輪受力分析得到：當(dāng)給定液壓系統(tǒng)的回油背壓時(shí)，允許液壓馬達(dá)的最大轉(zhuǎn)速為：nd12p0m(1G1

21、min2vf) (式1-7)G1min加速區(qū)柱塞副重心所在的最小向徑；（可又后面計(jì)算得到G1min114mm） 1 加速區(qū)的度加速度；( 1=0.4523m/rad2 ，v=0.095m/rad) f摩擦系數(shù)，缸體加工良好，且浸在殼體油中，可取f=0.050.1 m柱塞質(zhì)量，按照圓柱體計(jì)算，M=v=8.0103(0.0414/2)20.0578=0.625kg帶入數(shù)據(jù)計(jì)算得:80600.0414121.21060.6250.45230.11420.0950.06=4.84滿足滾輪不脫離導(dǎo)軌要求。1.2 基本結(jié)構(gòu)參數(shù)和結(jié)構(gòu)尺寸的選擇計(jì)算1.2.1 液壓馬達(dá)的排量q（在馬達(dá)旋轉(zhuǎn)工作一周后所有柱塞容

22、積變化之和） q=4d2xyz （式1-8）式中： d柱塞直徑；x作用次數(shù)（輸出構(gòu)件每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞的行程次數(shù)）；y柱塞排數(shù)；z每排柱塞數(shù)；h柱塞行程（柱塞往復(fù)運(yùn)動的徑向距離）；確定液壓馬達(dá)柱塞組的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)（d、y、z）和運(yùn)動參數(shù)（x、h），這些參數(shù)與滾輪中心運(yùn)動軌跡的最小向徑0相互影響，并且在馬達(dá)外形尺寸不變的情況下，其中任意一個(gè)參數(shù)的改變都會引起馬達(dá)效率、與缸體、導(dǎo)軌接觸的柱塞組零部件間接觸比壓、接觸應(yīng)力以及導(dǎo)軌曲線性能的改變。所以這五個(gè)參數(shù)的選擇，應(yīng)該保證液壓馬達(dá)具有最小的外形尺寸和較好的綜合性能。1.2.2 柱塞組基本結(jié)構(gòu)參數(shù)需要滿足的基本條件a.盡量做到徑向力平衡；b.在給定的工

23、作壓力和工作壽命要求下，使馬達(dá)具有最小的外形尺寸，并保證接觸強(qiáng)度要求；c.應(yīng)使馬達(dá)具有較高的容積效率和機(jī)械效率；d.保證滾輪不脫離導(dǎo)軌，且具有較小的回油背壓；e.使馬達(dá)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(shí)現(xiàn)徑向力平衡和輸出無脈動；1.2.3 x與z的選擇計(jì)算(1) 盡可能使徑向力平衡選取x、z都為偶數(shù)，m2，可得到徑向力平衡，且缸孔對稱，容易分度、加工。但m應(yīng)盡可能去小值，以增大總分配系數(shù)，擴(kuò)大分配方案。應(yīng)選取徑向力系數(shù)ff較小的x、z組合，ff2。(2) 導(dǎo)軌與滾輪間具有最小的接觸應(yīng)力內(nèi)曲線液壓馬達(dá)中，導(dǎo)軌與滾輪的疲勞剝落，是液壓馬

24、達(dá)損壞的一種主要形式，所以柱塞組參數(shù)的選用應(yīng)滿足導(dǎo)軌與滾輪間具有最小的接觸應(yīng)力。分析得到，選擇基本結(jié)構(gòu)參數(shù)x、z的組合時(shí)，應(yīng)盡量選用x10 （很少采用） z= 12，14，18 （較少采用）本次設(shè)計(jì)中選取作用次數(shù)x=6；查機(jī)械工業(yè)出版社低速大扭矩液壓馬達(dá)理論、計(jì)算與設(shè)計(jì)陳卓如編著（以下簡稱低設(shè)），表2-3，不同x和z組合的徑向力系數(shù)ff,選取z=10（ff=0）；1.2.4 柱塞排數(shù)y的選取應(yīng)與x、z以及主機(jī)使用條件考慮，為簡化馬達(dá)結(jié)構(gòu)和加工工藝，降低加工成本，一般情況下采用單排柱塞結(jié)構(gòu)，當(dāng)主機(jī)對馬達(dá)的徑向尺寸有要求時(shí)，常采用雙排，三排很少采用。特別注意，對于排量較大的馬達(dá)，為了減少柱塞直徑，

25、降低柱塞副的受力和，應(yīng)增加柱塞排數(shù)，同時(shí)應(yīng)保證多排結(jié)構(gòu)中的橫梁、滾輪和導(dǎo)軌的強(qiáng)度與壽命。所以y=2。 1.2.5 柱塞直徑d和行程h 柱塞直徑的選取，必須考慮到柱塞組，滾輪的壽命和導(dǎo)軌的接觸強(qiáng)度。根據(jù)柱塞直徑增大一倍，滾輪壽命將降低為原來壽命的1100，所以對于排量較大的液壓馬達(dá)，雙排柱塞有利于減小徑向尺寸。但是本次設(shè)計(jì)中排量q和工作壓力p1已定，柱塞底部液壓推力Pd2,增大柱塞直徑d，可以減小x和柱塞行程h,借以降低1，max，縮短柱塞長度，減小馬達(dá)外形尺寸。研究表明，為了得到性能較好的導(dǎo)軌曲線，并使所設(shè)計(jì)的馬達(dá)有緊湊的徑向尺寸。取 hd=0.50.7綜合上述，本次馬達(dá)設(shè)計(jì)選取雙排柱塞結(jié)構(gòu):

26、 y=2；x=6, z=10; h=0.6d。將數(shù)據(jù)帶入式1-8計(jì)算，得到圓整后的d=41.4mm, h=0.6d=24.8mm。1.2.6 最小向徑0的確定0必須滿足導(dǎo)軌材料和熱處理工藝所決定的許用接觸應(yīng)力要求。(1) 強(qiáng)度計(jì)算得到的最小向徑0滾輪與導(dǎo)軌曲面的接觸應(yīng)力(按線接觸計(jì)算)： c=60.6PyiBcoseqc (式1-9)通常在導(dǎo)軌曲線加速區(qū)段起點(diǎn)處存在最大接觸應(yīng)力，可得到： Rmin=iBrG2iBrG60.62yc2cos （式1-10）加速區(qū)起點(diǎn)處又有： 0=Rmin21+41Rmin1 （式1-11） 由以上三式可得：0iBrG2iBrG60.62yc2cos41iBrG6

27、0.62yc2cosiBrG21 (式1-12)式中 B=36mm， rG=40mm，i=2，由低設(shè)P97結(jié)論選取得到；1=0.4523m/rad2，由以下計(jì)算過程得到；c=1.3Gp，查閱低設(shè)圖2-33 b)圖得到；將上訴參數(shù)帶入公式得到0127.45mm。(2) 滿足導(dǎo)軌起點(diǎn)處不變形的最小Rmin保證滾輪中心運(yùn)動軌跡在加速去起點(diǎn)處的最小向徑RminrG,使導(dǎo)軌起點(diǎn)處不產(chǎn)生變尖或反凹；圖1-1a)RminrG,為正常曲線情況； b）Rmin=rG，導(dǎo)軌曲線變尖；c）RminrG，導(dǎo)軌曲線在加工中將發(fā)生“沉切”（反凹）現(xiàn)象，是rG=40mm，因此導(dǎo)軌曲線不會“沉切”或“變尖”改寫負(fù)號得Rmin

28、=92.6mm；根據(jù)已定的柱塞組參數(shù)來排定的最小向徑0大于由接觸強(qiáng)度確定的0值時(shí)，就以此最為設(shè)計(jì)所得的最小向徑反之則按接觸強(qiáng)度確定0 。結(jié)構(gòu)排定所需的0，主要取決于柱塞直徑和柱塞組結(jié)構(gòu)型式。(3) 結(jié)構(gòu)排定的最小向徑0對橫梁傳力式液壓馬達(dá)：0Db2LZ20 （式1-18） LZ=+1 （式1-19）式中 柱塞缸孔底部所在分布圓的直徑；Db應(yīng)滿足配油軸尺寸要求，并使配流孔至缸底的厚度具有足夠的強(qiáng)度。 Db=d0+3tanz （式1-20）一般根據(jù)液壓馬達(dá)壓力高低，取兩相鄰缸孔退刀槽間距348mm。取3=5mm;柱塞縮至最低點(diǎn)時(shí)，柱塞底部離缸孔底的距離，常取=1mm；滾輪運(yùn)動至導(dǎo)軌曲線最外點(diǎn)時(shí)，柱

29、塞與缸孔間的最小密封長度。當(dāng)=0.50.7d時(shí)，推薦采用=0.750.9d。使柱塞長度LZ=(1.251.6)d；(對于橫梁傳力，1主要起減小泄漏的密封作用，而柱塞處的泄漏與密封長度的一次方成反比，因此，1取推薦的下限d0為缸孔退刀槽直徑。) 取1=0.8d=41.40.8=33mm, 得 LZ=+1=24.8+33=57.8mm1.4d，滿足條件；取d0=44mm, 得 Db=44+5tan180 10=150.8mm滾輪中心至柱塞頂端的距離。橫梁傳力的馬達(dá)，若上，下底對稱于橫梁中心，則2=L2(L為橫梁高度，可由低設(shè)式（2-219）和（式2-223）滿足的強(qiáng)度和剛度要求計(jì)算得到)；因?yàn)闄M梁

30、強(qiáng)度計(jì)算涉及max，而max的確定與0有關(guān)，所以L的確定甚為復(fù)雜,手工運(yùn)算難以計(jì)算出來，可采用區(qū)間極值法計(jì)算，所以本次設(shè)計(jì)給出L值不是最優(yōu)解。取L=58.6mm；得:0=Db2+LZ+2=150.82+1+57.8+58.62=163.5mm又因?yàn)?137.6mm163.5mm，所以取0=163.5mm；設(shè)計(jì)中，若滿足：0.750 x2，滿足要求。2.2.3 橫梁的剛度計(jì)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(chǎn)生較大的軸向撞擊滾輪外檔圈，嚴(yán)重時(shí)造成彈性卡圈碎裂，滾針逸出，破壞馬達(dá)的正常工作?；蛘哂捎跐L輪邊緣應(yīng)力劇增，使內(nèi)外圈產(chǎn)生疲勞剝落。因此，設(shè)計(jì)中必需計(jì)算橫梁的撓曲

31、變形，使其限制在許用要求范圍內(nèi)。1)、在橫梁E點(diǎn)處柱塞推力的作用下，任意位置處0 xl1+l2產(chǎn)生的撓度yc1為：y1=P1l1x6EJll2l12x2 (式2-15)P1=PnFA=251064d2=33572.3N由于隨P1 力作用點(diǎn)的移動，算得的最大撓度點(diǎn)總在橫梁中點(diǎn)附近，因此可以認(rèn)為最大撓度發(fā)生在橫梁中點(diǎn)處，以(x=l2）帶入（式3-1），得：yc1=y1max=P1l1x6EJl=P1l148EJ3l24l12 (式2-16)根據(jù)缸體結(jié)構(gòu)取（l1=60mm）； E材料的彈性模量；（對鍛鋼 E=210 GPa）J慣性矩，對于矩形截面， J=d312=b1L312=0.043060.05

32、86312=1.16106 m4； 將數(shù)據(jù)帶入（式3-2）得: yc1=ycmax=33572.30.052481.1610621010930.158240.0522=0.96105m ;對于D點(diǎn)，與E點(diǎn)計(jì)算一樣：得yc2=yc1=y2max；對于特殊結(jié)構(gòu)（ld15）的橫梁，需要考慮剪切變形引起的附加撓度，對于剪切力的出現(xiàn)，必要條件是成對外力作用，因?yàn)楸敬卧O(shè)計(jì)采用雙排柱塞結(jié)構(gòu)，所以對剪切力引起的附加撓度予以考慮； yc3=y3max=34P1Gl1b1l (式2-17)帶入數(shù)據(jù)得yc3=y3max=0.23105m ； G材料切變模量，對鋼G=84GPa；對于材料剛度要求有：ycmaxy； (

33、式2-18) y材料許用撓度，y=0.0002l m=3.44105m；故 ycmax=2y1max+y3max=2.15105my；滿足材料剛度要求。2.2.4 橫梁軸頸處應(yīng)力計(jì)算接觸應(yīng)力不僅與兩接觸面之間的作用力有關(guān)，還與接觸表面的曲率有關(guān)，鋼的表面接觸應(yīng)力:線接觸時(shí) c=1PAbeq (式2-19)式中:系數(shù)，滾輪與軸頸均為鋼質(zhì)1=60；PA滾輪與橫梁法向接觸正應(yīng)力 PA=5Nz；滾輪沿導(dǎo)軌運(yùn)動時(shí)，在最大壓力角Bmax處存在最大接觸應(yīng)力，所以PA=Pncosmax=d24pncosmax=38367.1N (式2-20)當(dāng)量曲率半徑。此處為外接觸類型； 1 eq=2D2+2DQ (式2-

34、21)eq=3.778cm；D2軸頸直徑（由dQDm尺寸結(jié)構(gòu)確定，D2=3.8cm）；DQ滾針直徑（DQ=0.6cm）；b滾針與軸頸線接觸長度；（b=3.5cm）； 帶入數(shù)據(jù)得 c=186.6MPan=2，滿足要求。(2) 外圈最大撓度計(jì)算（查徑向柱塞式大轉(zhuǎn)矩液壓馬達(dá)-燃料化學(xué)工業(yè)出版社，P135）ymax=Nl348EJK (式2-34)式中 E外圈的材料彈性模量，對段鋼取E=210MPa； JK外圈斷面慣性矩，JK=b312=0.0360.01367312=7.664109 m3；帶入數(shù)據(jù)得：ymax=9.3105mm；為了避免滾柱、滾珠、滾針產(chǎn)生卡住現(xiàn)象，外圈的撓度不得大于0.005毫米

35、，由計(jì)算結(jié)果知滾輪外圈滿足剛性要求。2.4 柱塞的結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì)在液壓馬達(dá)工作時(shí)，柱塞承受工作油液的壓力，同橫梁相互作用，并且起密封油缸防止工作油液泄露的作用。在大多數(shù)情況下采用“間隙”密封方法防止油液的泄露，工藝上，這樣小的間隙，通常是采用研磨或選配零件的方法達(dá)到的。2.4.1 徑向間隙選用原則在保證液壓馬達(dá)高的容積效率，同時(shí)又不使柱塞在油缸內(nèi)工作時(shí)產(chǎn)生卡住現(xiàn)象。在現(xiàn)有液壓馬達(dá)中，當(dāng)油液的回油背壓0=1.01.5MPa,徑向間隙可這樣選取，即每10毫米柱塞直徑為36微米。則本次設(shè)計(jì)中柱塞與油缸的之間的間隙為： 341.410641.410=12.4224.84 m (式2-35)2.4.2 柱塞

36、結(jié)構(gòu)要求為提高液壓馬達(dá)的啟動特性，設(shè)計(jì)柱塞時(shí)應(yīng)當(dāng)力求減輕其重量，但同時(shí)也必須保證柱塞剛性。為了保證柱塞與油缸的同心度，改善潤滑及減少擦傷的危險(xiǎn)，將柱塞外表面加工出23矩形斷面均壓槽，同時(shí)又起減漏阻尼作用，槽寬和槽深均小于1毫米為宜，均壓槽之間間距為210毫米。柱塞的各邊棱不允許倒角和倒圓，柱塞上有尖棱以便油缸表面的油垢。橫梁傳力時(shí)，為保證柱塞與橫梁相互作用的穩(wěn)定性，要求行程終了時(shí)柱塞密封長度為總長度的2535。綜合上訴，柱塞一般設(shè)計(jì)成，內(nèi)部中空結(jié)構(gòu)，開環(huán)形槽，頂部開小孔，注入硬塑料，并以彈性卡圈固定（見低設(shè)圖、2-59）。2.5 缸體的設(shè)計(jì)缸體是內(nèi)曲線液壓馬達(dá)的關(guān)鍵零件之一。缸體的結(jié)構(gòu)形式，取

37、決于液壓馬達(dá)的傳力方式和主機(jī)的使用條件。 缸體是支撐柱塞副做往復(fù)運(yùn)動和以及與柱塞配合運(yùn)動產(chǎn)生液壓推力的液壓動力轉(zhuǎn)換零件，所以缸體需要具有足夠的材料強(qiáng)度和尺寸精度。缸體的強(qiáng)度計(jì)算主要是對橫梁和滾輪傳力結(jié)構(gòu)的缸體，進(jìn)行切向力作用下的彎曲強(qiáng)度和剛性計(jì)算。2.5.1 缸體橫梁導(dǎo)槽處強(qiáng)度和剛性的計(jì)算(1) 強(qiáng)度計(jì)算橫梁與缸體槽壁傳遞切向力時(shí)，導(dǎo)槽壁為懸臂梁，危險(xiǎn)斷面在1-1處彎曲應(yīng)力 =MmaxWK (式2-37)式中 Mmax導(dǎo)槽壁承受的最大彎矩； WK缸體導(dǎo)槽1-1斷面處的斷面系數(shù)；當(dāng)滾輪沿導(dǎo)軌曲面運(yùn)動時(shí)，導(dǎo)槽壁所受的彎矩M是一個(gè)變量: M=Ta (式2-38)式中 T缸體槽壁上的作用力，T=Pnt

38、an,(隨滾輪在導(dǎo)軌曲面上運(yùn)動的不同相角而變)；a力臂，隨滾輪沿導(dǎo)軌運(yùn)動變化；a=L2+，L/2為橫梁中心至底部的高，h為行程；由分析計(jì)算得到，在max點(diǎn)之后，雖然a隨滾輪運(yùn)動而繼續(xù)增加，但側(cè)向力T減小更快些，一般在max點(diǎn)處具有Mmax=Tmaxa。斷面系數(shù)WK WK=16bb22 (式2-39)式中b懸臂梁1-1斷面處的寬度；b21-1斷面處的高度。b22Rzb1，b1為橫梁槽寬度；對于球鐵和高強(qiáng)度鑄鐵制造的缸體，c=5090MPa由上訴設(shè)計(jì)參數(shù)得 Tmax=Pntanmax=18424.76N，h=12112=9.92mm，b22Rzb1=2203.51043.06=84.8mmWK=1

39、6bb22=160.1160.0852=1.3487104 m3帶入數(shù)據(jù)得到：=18424.7644.221031.3487104=6.05MPa；所以c，滿足缸體強(qiáng)度要求。(2) 撓度計(jì)算缸體可以看成是在T力作用下的懸臂梁，對其進(jìn)行撓度的計(jì)算 y=Tl36EJ3al1 (式2-40)式中：E鑄鐵彈性模量，E=150GPa；J斷面慣性矩，J=bb1212l橫梁導(dǎo)槽壁長度。由計(jì)算得到的橫梁參數(shù)可知：J=bb2312=0.1160.085312=5.94106 m4 ，l=L+lT=74.3mm。T=Tmax=18424.76N，a=L2+=34.3+9.92=44.22mm。帶入數(shù)據(jù)得：y=18

40、424.760.0743361501095.9410630.044220.0731=1.156106m0.0002l=1.486105m；滿足剛性要求。2.5.2 缸體材料及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為改善缸體和輸出軸的兩個(gè)主軸承的同心度，減小傳力接觸比壓和零件加工量，可將缸體與輸出軸加工成一體。但是這將加大加工工藝難度。目前國內(nèi)典型的橫梁傳力液壓馬達(dá)缸體結(jié)構(gòu)，采用與輸出軸分別加工。對于軸轉(zhuǎn)液壓馬達(dá)，當(dāng)工作壓力增大，缸體與輸出軸連接孔變形增大，采用單一銷釘不足以到達(dá)緊固作用。對于中小型NJM系列液壓馬達(dá)可采用螺釘和銷釘，雖然這樣也會增大缸體加工工藝難度，但是螺釘同時(shí)起到了定位和緊固，銷釘做輔助緊固件作用。這對降低缸孔變形引起的軸向力有明顯作用。因?yàn)橹惺芤簤和屏?，缸體起輔助支撐作用，柱塞與缸體常采用硬對軟的摩擦副，本設(shè)計(jì)選取柱塞材料為20CrMnTi，缸體材料可為HT300。2.5.3 “切缸”現(xiàn)象及消除液壓馬達(dá)在工作過程中，滾輪內(nèi)擋圈緊貼缸體側(cè)壁運(yùn)動時(shí)，由滾輪帶動內(nèi)擋圈（側(cè)壁邊緣“刀刃”）旋轉(zhuǎn)洗切缸體側(cè)壁，稱為“切缸”現(xiàn)象?？捎霉潭▋?nèi)擋圈的方法來消除“切缸”，但是，由于馬達(dá)長期工作，造成內(nèi)擋圈與滾輪外圈磨損，甚至燒傷，這種情況下，可能造成形位誤差引起橫梁上的軸向力。因此在制造工藝上盡可能減小形位偏差。對內(nèi)擋圈靠側(cè)壁嚴(yán)格