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1、 液壓馬達的選取 一、 依據(jù)汽車理論 汽車理論發(fā)動機功率計算公式： Pe 1 Gf ua max CD A ua3 max T 3600 76140 uamax ——汽車的速度， km/h Pe ——發(fā)動機功率， kw 按照汽車理論： 條件假定： F 遷=45000N, 0.8 ， v=0.12m/s ， r=155mm P= F遷 v 2 T T ——效率系數(shù)，取為 0.95 P= F遷 v =2.84kw 2 T 二、液壓原理 油

2、馬達的選擇 一、已知參數(shù) (一)單軌吊牽引機構(gòu)要求的牽引力 F=45000N (二) 牽引速度 V=0.12m/s (三) 摩擦輪直徑 1 D=310mm (四) 傳動方式 油馬達直接帶動摩擦輪 二、結(jié)構(gòu)型式的選擇 因為牽引力較大，因此，要求傳遞的扭矩也較高，并且 轉(zhuǎn)速較低，所以采用徑向柱塞式低速大扭矩內(nèi)曲線液壓馬 達。 內(nèi)曲線液壓馬達的結(jié)構(gòu)類型也很多，其柱塞付有以橫梁 傳遞側(cè)向力的，也有以柱塞直接傳遞側(cè)向力

3、的。根據(jù)參數(shù)要 求，并根據(jù)目前國內(nèi)內(nèi)曲線油馬達設(shè)計試驗情況，柱塞付的 結(jié)構(gòu)形式采用以橫梁傳遞側(cè)向力，這種結(jié)構(gòu)的特點是結(jié)構(gòu)比 較簡單，加工方便，工作也很可靠。 三、參數(shù)計算 (一 )油馬達的輸出扭矩 M 扭矩計算公式： M F D 1 2 m1 式中： m1 ——傳動的機械效率，取 m1 =0.95 M F D 1 22500 0.155 1 3671.053 (N?m) 2 m1 0.95 (二 )油馬達理論每轉(zhuǎn)排油量 q q  M

4、 159 P m 式中： P ——油馬達壓力差 , MPa P =16MPa 2 m ——油馬達機械效率，取 m =0.9 所以， q= 3671.053 1.603 (l/r) 159 16 0.9 (三 )油馬達的結(jié)構(gòu)參數(shù)取為： 柱塞直徑 d 每排柱塞數(shù) Z 柱塞行程 h 柱塞排數(shù) i 作用次數(shù) x 故實際上馬達理論每轉(zhuǎn)排油量 2 3 q d h z i x 10 油馬達實際輸出扭矩 M= 1.59 P m q

5、 （四）油馬達轉(zhuǎn)速 n n= v 7.2 7.4(r/min) D 0.31 (五)油馬達所需流量 Q Q=q n 1` v 式中， v ——油馬達容積效率，取 v =0.9 所以， Q=1.603 7.4 1 =13.2(l/min) 0.9 (六)油馬達輸出功率為： P= p Q v m = 160 13.2 0.9 0.9 2.796（ kw ） 612 612 在選擇液壓馬達時需要考慮工作壓力、轉(zhuǎn)速范圍、運 行扭矩、總效率、 容積效率、滑差率以及安裝等因素和條

6、 3 件。首先根據(jù)使用條件和要求確定馬達的種類， 并根據(jù)系 統(tǒng)所需的轉(zhuǎn)速和扭矩以及馬達的持性曲線確定壓力壓力降、流量和總效率。然后確定其他管路配件和附件。 選樣液壓馬達時還要注意以下問題： ①由于受液壓馬達承載能力的限制，不得同時采用最高壓力和最高轉(zhuǎn)速，同時還?？紤]液壓馬達輸出軸承受徑向負載和軸向負載的能力。 ②在系統(tǒng)轉(zhuǎn)速和負載一定的前提下。選用小排量液壓馬達可使系統(tǒng)造價降低，但系統(tǒng)壓力高，使用壽命短；選用大排量液壓馬達則使系統(tǒng)造價升高．但系統(tǒng)壓力低，使用壽命長。至于使用大排量還是小排量液壓馬達需要綜合考慮。

7、③對于需要低速遠行的液壓馬達，要核定其最低穩(wěn)定轉(zhuǎn) 速，并且為了沒汁液壓馬達在極低轉(zhuǎn)速下穩(wěn)定運行，液壓馬 達的泄漏必須恒定，負載也需恒定，還要求 0.3— 0.5MPa 的 系統(tǒng)背壓以及至少 35rnm3／ s 的油液粘度。 ④馬達的起動力矩應大于負載力矩，一般起動力矩 M o=0.95M 三、結(jié)論 選用徑向柱塞式液壓馬達，功率 P=3kw, 轉(zhuǎn) 矩 M ≥ 3672N .m , 工作轉(zhuǎn)速 n≤7r/min 液壓馬達組件已選定： 1FMS05-2 4

8、 液壓缸的選取 F 遷 =45000N, 0.4 ， N F遷 N = 28125N 4 假定液壓系統(tǒng)壓力能達到 18MPa 根據(jù)工作要求我們缸在收回后要達到 28125 的拉力，則 D 2 d 2 P 28500 D 2 d 2 0.00202 m2 4 根據(jù)機械設(shè)計手冊， 我們選擇液壓缸內(nèi)徑 D 為 80/63mm, 即能達要要求， 活塞桿直徑 d 取 56/40mm 即能達要工作要求。 外徑 95/83mm 。 壓縮彈簧的選取 為了考慮在最在載荷的作用下，

9、各圈之間要保留一定的 間 1 。 1 的大小一般推薦為： 1 0.1d 0.2mm， d 為彈簧絲的直徑， mm 1.根據(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應力 因彈簧在大載荷作用下，并且性能要求高，是重要的彈 簧，按第Ⅲ類來考慮，現(xiàn)選用 65Mn 彈簧絲 D 級，內(nèi)徑為 D1≥ 120mm（液壓缸的外徑待選） , 外徑 D 2≤150mm ，估取 彈 簧 絲 的 直 徑 為 16mm ， 根 據(jù) 《 機 械 設(shè) 計 》 表 16 — 3 B =1600MPa，根據(jù)《機械設(shè)計》表 16—2 可知 [ ]=800 MPa

10、 2．根據(jù)強度條件計算彈簧鋼絲直徑 5 現(xiàn)取旋繞比 C=6，則 K 4C 1 0.615 4C 4 1.25 C d ' 1.6 Fmax KC 28125 1.25 6 [ 1.6 mm 25.98mm ] 800 取 d=25mm, 取 D=125mm ， C= D =5，計算得 K=1.3105 ， C 于是 d ' 1.6 Fmax KC 28125 1.311 5 1.6 mm 24.288

11、mm [ ] 800 上值與原估取值相差較小，取彈簧鋼絲標準直徑為 d=25mm 。此時 D=125mm, 則 D2=150mm 能與我們所設(shè)計的側(cè)板孔相符合。 3.根據(jù)剛度條件計算圈數(shù) 取 max 200mm k F 140.625N / mm 由《機械設(shè)計》表 16— 2 取 G=80000MPa,則彈簧的圈數(shù) 為 Gd 4 80000 254 n 3kF 8 1253 14.2 8D 140.625 取 n=15 圈。此時彈簧的剛度為 k F

12、 14.2 140.625 133.333N / mm 15 4.相關(guān)參數(shù)計算 取節(jié)距 p=0.4D=43.75mm 自由高度： H0=pn+3d=637.5mm 下面要做有限分析實驗對設(shè)計的彈簧做驗證。 6 壓力（ N ）5000 10000 15000 28125 位移（ mm） 33.89 67.91 102.1 192.5 剛度 147.54 147.25 146.91 146.1 (N/mm) 7