NJM-G4內(nèi)曲線(xiàn)徑向柱塞式液壓馬達(dá)設(shè)計(jì)（全套含CAD圖紙）,NJM,G4,曲線(xiàn),徑向,柱塞,液壓,馬達(dá),設(shè)計(jì),全套,CAD,圖紙 目 錄 摘 要 iii Abstract iv 緒 論 1 第一章 概述 3 第一節(jié) 內(nèi)曲線(xiàn)馬達(dá)的展望 3 第二節(jié) 多作用內(nèi)曲線(xiàn)徑向柱塞式液壓馬達(dá)的工作原理及結(jié)構(gòu) 3 第三節(jié) 型號(hào)意義 5 第二章 主要參數(shù)的選擇和計(jì)算 6 第一節(jié) 液壓馬達(dá)的主要性能參數(shù) 6 第二節(jié) 基本結(jié)構(gòu)參數(shù)和結(jié)構(gòu)尺寸的選擇計(jì)算 7 第三章 導(dǎo)軌的設(shè)計(jì) 15 第一節(jié) 導(dǎo)軌曲線(xiàn)的設(shè)計(jì) 15 第二節(jié) 繪制導(dǎo)軌曲線(xiàn) 17 第三節(jié) 保證導(dǎo)軌接觸應(yīng)力要求的條件及導(dǎo)軌壽命的計(jì)算 19 第四節(jié) 滾輪不脫離導(dǎo)軌的條件 21 第四章 柱塞副的設(shè)計(jì) 23 第一節(jié) 柱塞副的結(jié)構(gòu)型式及其特點(diǎn)分析 23 第二節(jié) 橫梁傳力的接觸比壓 24 第三節(jié) 橫梁的強(qiáng)度計(jì)算 25 第五章 滾輪的設(shè)計(jì) 30 第一節(jié) 滾輪結(jié)構(gòu)的選擇設(shè)計(jì) 30 第二節(jié) 滾輪的壽命計(jì)算 30 第三節(jié) 滾輪外圈的強(qiáng)度計(jì)算 31 第六章 柱塞的結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì) 33 第七章 “切缸”現(xiàn)象及其消除 34 第八章 缸體的設(shè)計(jì) 35 第一節(jié) 缸體的受力分析 35 第二節(jié) 缸體的強(qiáng)度計(jì)算 35 第三節(jié) 缸體結(jié)構(gòu)分析 37 第九章 配流軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 38 第一節(jié) 配流軸的結(jié)構(gòu)分析 38 第二節(jié) 配流軸的設(shè)計(jì) 39 第三節(jié) 配流軸套的變形計(jì)算 42 第十章 輸出軸校核 43 第二節(jié) 軸強(qiáng)度校核 43 第十一章 選材與制造工藝 45 第一節(jié) 配流軸 45 第二節(jié) 缸體 ４５ 第三節(jié) 柱塞 46 第四節(jié) 橫梁 ４６ 第五節(jié) 滾輪 ４６ 第六節(jié) 導(dǎo)軌 47 第十二章 效率計(jì)算 48 第一節(jié) 容積損失與容積效率 48 第二節(jié) 流體壓力損失與水力效率計(jì)算 50 第三節(jié) 機(jī)械摩擦損失及其效率計(jì)算 52 總 結(jié) 53 參考文獻(xiàn) ５４ 外文文獻(xiàn) 55 中文譯文 ５７ 致 謝 60 NJM-G4內(nèi)曲線(xiàn)徑向柱塞式液壓馬達(dá)的優(yōu)化設(shè)計(jì) 摘 要 內(nèi)曲線(xiàn)徑向柱塞式液壓馬達(dá)是一種多作用低速大扭矩液壓馬達(dá)。它主要由以下幾個(gè)基本部分組成：轉(zhuǎn)子缸體、柱塞滾輪組、多段曲面的定子導(dǎo)軌、配油軸等。本設(shè)計(jì)中遵從泄露少、效率高、脈動(dòng)率小、壽命高、尺寸小等原則，對(duì)馬達(dá)的各項(xiàng)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化選取，以及對(duì)所選結(jié)構(gòu)尺寸和材料進(jìn)行了接觸應(yīng)力、剛度、疲勞極限等指標(biāo)的校核，最后對(duì)各項(xiàng)效率進(jìn)行計(jì)算校核。 在本次設(shè)計(jì)過(guò)程中，柱塞滾輪組、導(dǎo)軌、配油軸的設(shè)計(jì)是重點(diǎn)。本論文介紹了內(nèi)曲線(xiàn)馬達(dá)的結(jié)構(gòu)，工作原理，特點(diǎn)，及要求，對(duì)內(nèi)曲線(xiàn)馬達(dá)作了分析和介紹，詳細(xì)記述了這種馬達(dá)各部件計(jì)算方案。 ? 關(guān)鍵詞： 內(nèi)曲線(xiàn)馬達(dá) 組成　　要求　　計(jì)算 NJM - G4 curve in optimal design of radial piston hydraulic motor Abstract Incurve hydraulic pressure motor of radial plunger is a type of multiple acting, low gear and high pulling torque one. It is mostly composed of hereinafter several basal parts: rotor cylinder block plunger roller train、plunger trolley team、stator idler puller of multiple camber、oil distribution shaft, and so on. Obeying principle of less babble、high efficiency、less pulsation rate、extended life、small in size, I optimized select several parameter of motor, and check the target of contact stress、rigidity、endurance limit belong to selected fabric dimension and material. Finally, I counted and check several efficiency. In the devise, the design of cylinder block、plunger trolley team、idler puller、oil distribution is pivot. The discourse introduce fabric、stamp、working principle、strait、intent and appeal of incurve motor, analysis or introduce strictly it, and record particularly account project any assembly of motor. Keyword: incurve motor compose appeal account iii 緒 論 內(nèi)曲線(xiàn)多作用徑向柱塞式低速大扭矩液壓馬達(dá)的發(fā)展始于20世紀(jì)50年代。20世紀(jì)50年代初，法國(guó)Samm公司研制的多作用內(nèi)曲線(xiàn)徑向柱塞式液壓馬達(dá)，首先應(yīng)用于液壓隨動(dòng)系統(tǒng)，該馬達(dá)的額定壓力為10 MPa，隨后該公司在研制過(guò)程中又改進(jìn)了帶配流軸的M10型液壓馬達(dá)并研制了多種型號(hào)，在此基礎(chǔ)上還研制了帶端面配流結(jié)構(gòu)的M20型液壓馬達(dá)。 瑞典的Hagglunds公司于20世紀(jì)50年代著重研制了滾輪傳力結(jié)構(gòu)的多作用內(nèi)曲線(xiàn)徑向柱塞式殼轉(zhuǎn)馬達(dá)，隨著研究的深入，此馬達(dá)有了很大的發(fā)展，對(duì)排量為4．7 L／r的液壓馬達(dá)，在1961年～1981年期間，其壓力增加了3．2倍，轉(zhuǎn)速增加了4．76倍，功率增加了15倍。70年代中期，該公司又研制了柱塞傳力結(jié)構(gòu)馬達(dá)，橫梁貫穿于柱塞，結(jié)構(gòu)緊湊，外形尺寸小了很多。80年代以來(lái)，為適應(yīng)煤礦機(jī)械的需要，研制了額定壓力為31．5 MPa的MA 系列軸轉(zhuǎn)馬拉松液壓馬達(dá)，并使其綜合性能得到了較大的提高，而且延長(zhǎng)了壽命。 法國(guó)Poclain公司從20世紀(jì)50年代起研制了為挖掘機(jī)配套的橫梁傳力結(jié)構(gòu)馬達(dá)，60年代批量生產(chǎn)G1系列，70年代生產(chǎn)G2系列，所研制的端面配流的內(nèi)曲線(xiàn)馬達(dá)，年產(chǎn)量在1萬(wàn)臺(tái)以上，80年代又研制了殼轉(zhuǎn)型G3系列車(chē)輪馬達(dá)；以后，為適應(yīng)主機(jī)和提高低速大扭矩液壓馬達(dá)的性能要求，Poclain公司發(fā)展了多作用端面配流的內(nèi)曲線(xiàn)液壓馬達(dá)。其額定壓力為30 MPa，該公司最近又開(kāi)發(fā)了端面配流的車(chē)輪馬達(dá)，進(jìn)一步改善提高了馬達(dá)性能。 英國(guó)的Renold公司20世紀(jì)70年代研制了柱塞傳力滾輪式軸轉(zhuǎn)馬達(dá)HM系列，Et本住友公司1967年開(kāi)始研制內(nèi)曲線(xiàn)馬達(dá)，并于1970年完成RB型液壓馬達(dá)系列的研制；芬蘭的Sisu公司研制的首批裝在輪轂中的多作用徑向柱塞式液壓馬達(dá)，于1964年開(kāi)始組織批量生產(chǎn)。 20世紀(jì)60年代中期，我國(guó)開(kāi)始對(duì)低速大扭矩液壓馬達(dá)進(jìn)行樣機(jī)測(cè)繪仿制工作，初步形成了曲軸連桿馬達(dá)及內(nèi)曲線(xiàn)馬達(dá)等少數(shù)幾種規(guī)格。70年代初，工程機(jī)械、建筑機(jī)械、礦山機(jī)械和船舶甲板機(jī)械等紛紛采用液壓技術(shù)，研究低速大扭矩液壓馬達(dá)的單位也增至40多個(gè)，品種和主機(jī)應(yīng)用都有了大幅度的發(fā)展，但主要為主機(jī)配套使用。 20世紀(jì)70年代以來(lái)，國(guó)內(nèi)設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)了多種規(guī)格的多作用內(nèi)曲線(xiàn)徑向柱塞式液壓馬達(dá)，如軸轉(zhuǎn)NJM系列、NKM殼轉(zhuǎn)系列、QJ(K)M系列、ZJM 系列、CNM系列等。到目前為止，NJM 系列液壓馬達(dá)已有近20種排量規(guī)格，最高工作壓力也已達(dá)31．5 MPa。 國(guó)產(chǎn)NJM 系列液壓馬達(dá)，片式導(dǎo)軌、橫梁傳力結(jié)構(gòu)，根據(jù)排量大小，額定壓力16～25MPa，最高工作壓力為20～31.5MPa，該系列共有16個(gè)規(guī)格，該系列液壓馬達(dá)具有較好的效率性能，臺(tái)架試驗(yàn)壽命接近8000～10000 h。 與國(guó)外相比，國(guó)內(nèi)多作用內(nèi)曲線(xiàn)徑向柱塞式液壓馬達(dá)幾乎都為軸配流結(jié)構(gòu)，同時(shí)，對(duì)關(guān)鍵運(yùn)動(dòng)副，各種機(jī)理方面的基礎(chǔ)試驗(yàn)研究還有待進(jìn)一步深入。 第一章 概 述 第一節(jié) 內(nèi)曲線(xiàn)馬達(dá)的展望 目前國(guó)內(nèi)已十分注意吸收國(guó)外先進(jìn)技術(shù)，開(kāi)始設(shè)計(jì)、研制自己的新產(chǎn)品，形成了一定數(shù)量的專(zhuān)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(zhuān)項(xiàng)的基礎(chǔ)理論和模擬試驗(yàn)研究。在將來(lái)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(chǎng)合應(yīng)用還難以實(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(xiàn)和增加變量控制方式，更能滿(mǎn)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。 第二節(jié) 多作用內(nèi)曲線(xiàn)徑向柱塞式液壓馬達(dá)的工作原理及結(jié)構(gòu) 多作用內(nèi)曲線(xiàn)液壓馬達(dá)的結(jié)構(gòu)形式很多，就使用方式而言，有軸轉(zhuǎn)、殼轉(zhuǎn)與直接裝在車(chē)輪的輪轂中的車(chē)輪式液壓馬達(dá)等型式。而從內(nèi)部的結(jié)構(gòu)來(lái)看，根據(jù)不同的傳力方式、柱塞部件的結(jié)構(gòu)可有多種型式，但是，液壓馬達(dá)的主要工作過(guò)程是相同的。 圖1-1 如圖1-1所示為多作用內(nèi)曲線(xiàn)徑向柱塞式液壓馬達(dá)的結(jié)構(gòu)圖。凸輪環(huán)1的內(nèi)壁由x個(gè)（圖中x=6）均布的形狀完全相同的曲線(xiàn)組成，每個(gè)曲線(xiàn)凹部頂點(diǎn)將曲線(xiàn)分成對(duì)稱(chēng)的兩個(gè)區(qū)段，一側(cè)為進(jìn)油區(qū)段（即工作區(qū)段），另一側(cè)為回油區(qū)段（即空載區(qū)段），缸體14的圓周方向上有Z個(gè)均布的柱塞缸孔，其中x個(gè)窗孔與壓力油相通，這2x個(gè)配流窗孔分別與x個(gè)凸輪環(huán)曲面的進(jìn)油區(qū)段和回油區(qū)段相對(duì)應(yīng)。 配流軸上的配流窗孔與凸輪環(huán)曲面上進(jìn)油區(qū)段對(duì)應(yīng)相位角間的誤差可通過(guò)微調(diào)凸輪13轉(zhuǎn)動(dòng)配流軸來(lái)調(diào)整。 當(dāng)高壓液體進(jìn)入柱塞（如圖中II、VI所示）下部時(shí)，推動(dòng)柱塞向外運(yùn)動(dòng)，將橫梁3和滾輪2壓向凸輪環(huán)曲面，而凸輪環(huán)曲面產(chǎn)生對(duì)滾輪的反作用力N（N作用在凸輪環(huán)面與滾輪接觸處的公法面上）。反力N徑向分力P與液壓作用力平衡，而切向分力T（,為凸輪環(huán)曲線(xiàn)的壓力角）通過(guò)橫梁的側(cè)面?zhèn)鬟f給缸體，產(chǎn)生是缸體轉(zhuǎn)動(dòng)的扭矩。所以，柱塞外伸的同時(shí)還隨缸體一起旋轉(zhuǎn)，當(dāng)柱塞到達(dá)曲面的凹部頂點(diǎn)（即外死點(diǎn)）時(shí)，柱塞底部的油孔被配流軸的隔墻封閉，與高、低壓腔都不通（如圖中柱塞III、VII所示），當(dāng)柱塞越過(guò)曲面的凹部頂點(diǎn)進(jìn)入凸輪環(huán)曲面的回油區(qū)段時(shí)，柱塞的徑向油孔 與配流軸的回油通道相通。此時(shí)，凸輪環(huán)曲面將柱塞壓回，柱塞缸內(nèi)容積縮小將油液經(jīng)配流軸排出。當(dāng)柱塞運(yùn)動(dòng)到內(nèi)死點(diǎn)（如圖中柱塞I、V所示）時(shí)，柱塞底部的油孔也被配流軸的隔墻封閉與高、低壓腔都不相通。 柱塞每經(jīng)過(guò)一個(gè)曲面往復(fù)運(yùn)動(dòng)一次，進(jìn)油和回油交換一次。當(dāng)有x個(gè)曲面時(shí)，馬達(dá)的作用次數(shù)為x，圖示為六作用曲線(xiàn)馬達(dá)。當(dāng)馬達(dá)進(jìn)出油換向時(shí)，馬達(dá)將反轉(zhuǎn) 第三節(jié) 型號(hào)意義 NJM-G4馬達(dá)的型號(hào)意義表示如下： — ① ② ③ ④ ①—— ②—— 內(nèi)曲線(xiàn)馬達(dá) ③—— 壓力級(jí) ④—— 排量 第二章 主要參數(shù)的選擇和計(jì)算 內(nèi)曲線(xiàn)液壓馬達(dá)的設(shè)計(jì)主要是:分析馬達(dá)的性能、壽命與主要參數(shù)間的關(guān)系；分析主要零部件的不同結(jié)構(gòu)、尺寸對(duì)馬達(dá)性能、壽命的影響；以及馬達(dá)主要零部件的結(jié)構(gòu)、材料的選擇等。在此基礎(chǔ)上確定基本結(jié)構(gòu)參數(shù)和尺寸。 第一節(jié) 液壓馬達(dá)的主要性能參數(shù) 一、工作壓力和額定壓力 馬達(dá)入口油液的實(shí)際壓力稱(chēng)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(chēng)為 馬達(dá)的工作壓差。在馬達(dá)出口直接接油箱的情況下，為便于定性分析問(wèn)題，通常近似認(rèn)為馬達(dá)的工作壓力等于工作壓差。 馬達(dá)在正常工作條件下，按試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)的最高壓力稱(chēng)為馬達(dá)的額定壓力。馬達(dá)的額定壓力亦受泄漏和零件強(qiáng)度的制約，超過(guò)此值時(shí)就會(huì)過(guò)載。 本設(shè)計(jì)中： 額定壓力 25MPa 最大壓力 32MPa 二、流量和排量 馬達(dá)入口處的流量稱(chēng)為馬達(dá)的實(shí)際流量。馬達(dá)密封腔容積變化所需要的流量稱(chēng)為馬達(dá)的理論流量。實(shí)際流量和理論流量之差即為馬達(dá)的泄漏量。 馬達(dá)軸每轉(zhuǎn)一周，由其密封容腔有效體積變化而排出的液體體積稱(chēng)為馬達(dá)的排量?；赜捅硥航档土艘簤合到y(tǒng)的效率，因此不宜過(guò)大，以使?jié)L輪不脫離導(dǎo)軌為宜，現(xiàn)取。 （一） 對(duì)配流槽中局部損失的校驗(yàn) （2-1） （2-2） （2-3） 所以背壓大于局部損失，滿(mǎn)足要求。 （二） 對(duì)滾輪不脫離導(dǎo)軌的校驗(yàn) 計(jì)算過(guò)程在后面,在此不再重復(fù)，也滿(mǎn)足要求，所以。 在M一定時(shí)，液壓馬達(dá)排量的大小取決于使用壓力?！鱌增大，設(shè)計(jì)得到的液壓馬達(dá)的結(jié)構(gòu)尺寸減小，因此，采用高壓在通常情況下是有利的，但它又受到制造工藝和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的限制，并引起容積效率降低。當(dāng)△P達(dá)到一定值后，△P繼續(xù)增加，上升不多，則下降很快，而且為保證足夠的零件強(qiáng)度，會(huì)使馬達(dá)質(zhì)量增加。 排量 q=4 l/r 第二節(jié) 基本結(jié)構(gòu)參數(shù)和結(jié)構(gòu)尺寸的選擇計(jì)算 一、結(jié)構(gòu)參數(shù) 液壓馬達(dá)的排量等于液壓馬達(dá)在一轉(zhuǎn)中所有柱塞工作容積之總和： ［L／r］ （2-4） 式中： d—柱塞直徑； h—柱塞行程； z—每排柱塞數(shù)； y—柱塞排數(shù)； x—作用次數(shù)，即導(dǎo)軌曲線(xiàn)數(shù)。 由式可知，應(yīng)選擇和計(jì)算確定的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)為x、z、y、h、d，這些參數(shù)和滾輪中心運(yùn)動(dòng)軌跡最小半徑間互相影響。在外形尺寸不變的情況下，變化任意一個(gè) 參數(shù)，都會(huì)引起導(dǎo)軌與滾輪接觸應(yīng)力、柱塞副與缸體的接觸比壓、液壓馬達(dá)的機(jī)械效率、容積效率、配流軸的浮動(dòng)性能、導(dǎo)軌曲線(xiàn)的性能、壓力角、回油背壓等關(guān)系的變化。因此對(duì)這五個(gè)參數(shù)的選擇，應(yīng)該保證液壓馬達(dá)具有最小外形尺寸和較好的綜合性能。 選取基本結(jié)構(gòu)參數(shù)應(yīng)考慮到基本條件是： a.盡量做到徑向力平衡； b.在給定的工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(wú)脈動(dòng)； （一）柱塞排數(shù) y 在一般情況下，為了簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)和減少加工量，大都采用單排柱塞結(jié)構(gòu)。 當(dāng)液壓馬達(dá)的徑向尺寸受到限制時(shí)，可以采用兩排或三排柱塞的結(jié)構(gòu)，以減小徑向尺寸。但三排柱塞結(jié)構(gòu)的液壓馬達(dá)用得很少。對(duì)于排量較大的馬達(dá)，為了減少柱塞直徑，降低柱塞副的受力和，應(yīng)增加柱塞排數(shù)。 在此設(shè)計(jì)題目中，排量為3.94L/r.所以取y=2 雙排柱塞 （二）作用次數(shù)x與每排柱塞數(shù)z的選擇計(jì)算 從液壓馬達(dá)脈動(dòng)性的分析可知，奇數(shù)或偶數(shù)的X和Z，通過(guò)合理的幅角分配，都可以設(shè)計(jì)得到理論上無(wú)脈動(dòng)的導(dǎo)軌曲線(xiàn)。然而，應(yīng)當(dāng)考慮上述所列的基本條件，選擇X和Z的組合。 如果液壓馬達(dá)排量一定，從上式進(jìn)行分析，可知作用次數(shù)的多少與柱塞直徑、柱塞行程、柱塞數(shù)目成反比。當(dāng)作用次數(shù)較少時(shí)，可以使導(dǎo)軌曲線(xiàn)的壓力角較小，但將增大柱塞直徑或增大柱塞數(shù)目。當(dāng)作用次數(shù)較多時(shí)，可以縮小柱塞直徑或減少柱塞數(shù)，但此時(shí)導(dǎo)軌曲線(xiàn)的壓力角將增大。 一般使導(dǎo)軌曲線(xiàn)的最大壓力角保持在25～35°范圍內(nèi)。 當(dāng)作用次數(shù)過(guò)多時(shí)，除增大了導(dǎo)軌曲線(xiàn)的壓力角外，在導(dǎo)軌曲線(xiàn)的下死點(diǎn)區(qū)域會(huì)出現(xiàn)“變尖”及“沉切”現(xiàn)象。如圖1-1所示， 圖1-1 導(dǎo)軌曲線(xiàn)的不同變形 a—正常情況；b—“變尖”情況；c—“沉切”情況 （2-5） 式中： —導(dǎo)軌曲線(xiàn)下死點(diǎn)曲率半徑； —下死點(diǎn)時(shí)滾輪中心軌跡曲率半徑； —滾輪半徑。經(jīng)后計(jì)算得。 當(dāng)時(shí)，導(dǎo)軌曲線(xiàn)正常；當(dāng)時(shí)，導(dǎo)軌曲線(xiàn)“變尖” ；當(dāng)時(shí)，導(dǎo)軌曲線(xiàn)“沉切” 。 （2-6） 式中： —最小向徑，經(jīng)后計(jì)算得。 —柱塞行程，經(jīng)后計(jì)算得。 —作用次數(shù)，經(jīng)后計(jì)算得。 —加速度系數(shù)。 —幅角利用系數(shù)， —不對(duì)稱(chēng)循環(huán)系數(shù)， —等速區(qū)工作的持續(xù)性系數(shù)， 則 所以 （2-7） 因此，導(dǎo)軌曲線(xiàn)不會(huì)出現(xiàn)“變尖”及“沉切”現(xiàn)象。 所以，液壓馬達(dá)的作用次數(shù)，應(yīng)根據(jù)其排量、導(dǎo)軌曲線(xiàn)壓力角及接觸應(yīng)力、導(dǎo)軌曲線(xiàn)不出現(xiàn)“變尖”現(xiàn)象等幾方面因素，并與柱塞數(shù)綜合考慮。 1. 作用次數(shù)x x適當(dāng)取小些，可以提高馬達(dá)的效率性能，這時(shí)，在給定排量下，z將增加，接觸應(yīng)力系數(shù)減小，對(duì)縮小有利。但這只是從導(dǎo)軌接觸應(yīng)力強(qiáng)度和效率性能方面考慮得到的結(jié)論。實(shí)際上，當(dāng)z增加較多而直徑d不變時(shí)，根據(jù)結(jié)構(gòu)安排，徑向尺寸將有所增加，實(shí)際尺寸大于按許用接觸應(yīng)力計(jì)算得到的。同時(shí)，由于增加了易損壞的滾輪數(shù)目，降低了馬達(dá)的可靠性。 推薦取 對(duì)小排量馬達(dá)取： 在本設(shè)計(jì)題目中，綜合考慮上述因素選x=6。 2.每排柱塞數(shù) z 根據(jù)內(nèi)曲線(xiàn)液壓馬達(dá)的運(yùn)動(dòng)特征，當(dāng)柱塞數(shù)為奇數(shù)時(shí)，其流量脈動(dòng)率較小，即扭矩脈動(dòng)率較小，轉(zhuǎn)速比較均勻。但此時(shí)缸體和主軸承等要承受不平衡的徑向力，將增加配流表面的磨損和降低主軸承的壽命。 當(dāng)柱塞數(shù)和作用次數(shù)均為偶數(shù)時(shí)，缸體所承受的徑向力是完全平衡的，因此可延長(zhǎng)主軸承壽命，減少配流表面的磨損。同時(shí)，當(dāng)導(dǎo)軌曲線(xiàn)設(shè)計(jì)得合理時(shí)，即使柱塞數(shù)為偶數(shù)時(shí)，也同樣可達(dá)到理論上流量脈動(dòng)率為零的要求。 所以，柱塞數(shù)和作用次數(shù)常選用偶數(shù)。 在表1-1中的不同柱塞數(shù)與不同作用次數(shù)組合時(shí)的徑向力平衡狀況。 柱塞數(shù)量的多少，與柱塞直徑及行程、作用次數(shù)互相影響，并且關(guān)系到結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度及加工量。目前應(yīng)用的液壓馬達(dá)柱塞數(shù)常用6、8、10、14。 表1-1 X z 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 4 〇 Ｘ 〇 〇 〇 Ｘ 〇 5 Ｘ Ｘ Ｘ 6 Ｘ 〇 〇 〇 Ｘ 〇 〇 〇 7 Ｘ Ｘ 8 〇 Ｘ 〇 〇 〇 Ｘ 〇 9 Ｘ 〇 Ｘ 10 Ｘ 〇 〇 Ｘ 〇 〇 〇 〇 11 Ｘ 12 Ｘ 〇 〇 〇 Ｘ 〇 〇 〇 注：表中〇表示徑向力平衡；空白表示徑向力不平衡；Ｘ表示不能組合。 參照表1-1，選取x與z的組合為x=6；z=10的10缸6作用式。 (三)柱塞直徑 d 與柱塞行程 h 柱塞直徑的選取，必須考慮到柱塞副、滾輪的壽命和導(dǎo)軌的接觸強(qiáng)度。液壓馬達(dá)的結(jié)構(gòu)型式不同，柱塞行程與柱塞直徑的比值范圍也不同，其中以橫梁傳遞切向力的結(jié)構(gòu)，可取／的值為0.5～0.7左右。 由實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)證明，柱塞直徑增大1倍，滾輪壽命將降低為原來(lái)壽命的。如果采取較大的柱塞直徑和柱塞行程，則可減少柱塞數(shù)，但增加了導(dǎo)軌曲線(xiàn)的壓力角和柱塞組的受力。因此必須與其他參數(shù)綜合考慮。 綜上由式 q=4 l／r x=6; y=2; z=10; 取=0.6 所以 d=40mm h=0.65d=26.1mm （三）最小向徑的確定 必須滿(mǎn)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，保證＞，使導(dǎo)軌加速度起點(diǎn)處不產(chǎn)生變尖和反凹，使在一定范圍內(nèi)，并得到合理的零部件尺寸排定。設(shè)計(jì)中，先從導(dǎo)軌接觸強(qiáng)度出發(fā)，計(jì)算能夠滿(mǎn)足許用接觸應(yīng)力要求的，然后由已定的x、z、h、d等參數(shù)排定結(jié)構(gòu)尺寸。若排得的最小向徑大于由接觸強(qiáng)度的，就以此作為設(shè)計(jì)所得的最小向徑；當(dāng)排得的最小向徑小于按接觸強(qiáng)度求得的時(shí)，應(yīng)以按接觸強(qiáng)度計(jì)算得到的作為設(shè)計(jì)值。 1. 滾輪與導(dǎo)軌曲面的接觸應(yīng)力(按線(xiàn)接觸計(jì)算)： （2-8） （2-9） （2-10） 由以上三式得： 式中B=0.036m,=0.05m, , ,以上參數(shù)均由后面計(jì)算或查閱得到。 所以 ＝0.1338m （2-11） 2.對(duì)橫梁傳力式液壓馬達(dá) （2-12） 式中： —柱塞缸孔底部所在分布圓的直徑；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。 —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(dòng)至導(dǎo)軌曲線(xiàn)最外點(diǎn)時(shí)，柱塞與缸孔間的最小密封長(zhǎng)度。當(dāng)=0.5～0.7d時(shí)，推薦采用=0.75～O.9d。使柱塞長(zhǎng)度=(1.25～1.6)d；取 —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(duì)稱(chēng)于橫 梁中心，則,經(jīng)后面計(jì)算得。所以。 所以 因?yàn)? 154.4mm﹥133.8mm 所以取。 設(shè)計(jì)中，若滿(mǎn)足，可設(shè)計(jì)得到結(jié)構(gòu)緊湊的液壓馬達(dá)，并有較高的機(jī)械效率。 滿(mǎn)足要求 （五）最大壓力角 最大壓力角為液壓推力P與N力作用方向間的夾角，隨導(dǎo)軌曲線(xiàn)的不同變化規(guī)律及滾輪在導(dǎo)軌曲面上的不同位置而變。 壓力角是內(nèi)曲線(xiàn)液壓馬達(dá)表征曲線(xiàn)的一個(gè)重要特征量，在對(duì)橫梁傳力型馬達(dá)中～較好，對(duì)滾輪傳力型式，可以適當(dāng)增大。 最大壓力角對(duì)接觸比壓和導(dǎo)軌接觸應(yīng)力的變化有很大影響。輪沿導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)時(shí)柱塞副的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度，因此，它將影響相對(duì)運(yùn)動(dòng)零件的磨損和馬達(dá)的機(jī)械效率。 可以用數(shù)學(xué)極值法求得．對(duì)壓力角關(guān)系式求導(dǎo)，并令其等于零得到，在加速區(qū)的終點(diǎn)處，存在最大壓力角。這意味著加速區(qū)中的增加始終大于的增長(zhǎng)，所以在加速區(qū)終點(diǎn)時(shí)壓力角最大。 （2-13） 介于～之間，所以滿(mǎn)足要求 第三章 導(dǎo)軌的設(shè)計(jì) 導(dǎo)軌曲面由一定運(yùn)動(dòng)規(guī)律的曲線(xiàn)組成。滾輪在柱塞推力的作用下與導(dǎo)軌相互作用，形成推動(dòng)馬達(dá)旋轉(zhuǎn)的切向推力。 導(dǎo)軌曲線(xiàn)的設(shè)計(jì)決定著柱塞副的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，影響內(nèi)曲線(xiàn)液壓馬達(dá)的輸出特性。導(dǎo)軌表明周期性地承受著很大的接觸應(yīng)力，因此，導(dǎo)軌的表面硬度十分重要。通常由合金鑄鋼或鍛鋼制造，表面需要有良好的機(jī)械加工和熱處理，使其在很高的循環(huán)應(yīng)力作用下具有設(shè)計(jì)所需的壽命。 柱塞的徑向液壓推力作用，要求導(dǎo)軌具有足夠的剛性。剛性不好的導(dǎo)軌和殼體，將會(huì)縮短導(dǎo)軌壽命，并引起震動(dòng)。 第一節(jié) 導(dǎo)軌曲線(xiàn)的設(shè)計(jì) 導(dǎo)軌曲線(xiàn)的設(shè)計(jì)，經(jīng)常與上述基本結(jié)構(gòu)參數(shù)和性能選擇計(jì)算反復(fù)交叉進(jìn)行。根據(jù)排量q，與結(jié)構(gòu)尺寸初步確定了的x、z、y、d、h,就可以選擇曲線(xiàn)類(lèi)型進(jìn)行導(dǎo)軌曲線(xiàn)計(jì)算。 目前常用的導(dǎo)軌曲線(xiàn)有以下幾種： 1）余弦加速率曲線(xiàn)； 2）修正余弦加速率曲線(xiàn)； 3）等加速率曲線(xiàn)； 4）幅角修正等加速率曲線(xiàn)； 在實(shí)際使用中，經(jīng)常采用等加速—等速—等減速率組合曲線(xiàn)，簡(jiǎn)稱(chēng)為等加速率曲線(xiàn)。這種曲線(xiàn)的特點(diǎn)是理論上可以使流量脈動(dòng)率等于零。 為減少軟沖和防止困油沖擊，等加速曲線(xiàn)在上下死點(diǎn)處有零速段，在一個(gè)作用幅角中，曲線(xiàn)由零速區(qū)、加速區(qū)、等速區(qū)和減速區(qū)組成。 設(shè)加速區(qū)幅角為； 等速區(qū)幅角為； 減速區(qū)幅角為； 零速區(qū)幅角為； 則 （3-1） 令 稱(chēng)為工作幅角 一、 幅角分配 由x=6、z=10得到最大公約數(shù)m，m=2，將10個(gè)柱塞分為運(yùn)動(dòng)規(guī)律對(duì)應(yīng)相同的2組柱塞。 每組柱塞數(shù) ===5 （3-2） 導(dǎo)軌曲線(xiàn)作用幅角 （3-3） 工作幅角 =-2 （3-4） 式中 —零速區(qū)幅角。 的選取應(yīng)根據(jù)馬達(dá)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、轉(zhuǎn)速高低、制造工藝水平、及按照接觸應(yīng)力計(jì)算、效率計(jì)算和運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性等要求綜合確定。 一般對(duì)有微調(diào)機(jī)構(gòu)的軸轉(zhuǎn)馬達(dá)，去=～。對(duì)轉(zhuǎn)速較高的馬達(dá)，為減少困油沖擊和發(fā)熱，應(yīng)適當(dāng)增大提前配油角度。 在此取= =-2= 周期角 == （3-5） 幅角總分配系數(shù) K=====2.5 （3-6） 為保證脈動(dòng)率為零，結(jié)構(gòu)參數(shù)選取應(yīng)試K≥2.若K＜2，為了得到脈動(dòng)率為零的幅角分配，可以采用幅角修正等加速曲線(xiàn)。由于本計(jì)算值K=2.5＞2，故等加速曲線(xiàn)能滿(mǎn)足脈動(dòng)率為零。 各區(qū)幅角分配： 脈動(dòng)率為零的幅角分配，要求和為正整數(shù)，可以為具有0.5的小數(shù)。 由于K=2.5，所以取==1；=0.5 加速區(qū)幅角：== （3-7） 等速區(qū)幅角： （3-8） 減速區(qū)幅角： （3-9） 二、柱塞副運(yùn)動(dòng)速度疊加圖繪制： 將處于導(dǎo)軌曲線(xiàn)不同位置上的一組柱塞運(yùn)動(dòng)速度曲線(xiàn)繪在一個(gè)周期角內(nèi)。如果得到在任意幅角上各柱塞的運(yùn)動(dòng)速度疊加值常數(shù)，表示所設(shè)計(jì)的導(dǎo)軌曲線(xiàn)，任一瞬時(shí)馬達(dá)的理論輸出扭矩相等。 從上圖可看出，任一瞬時(shí)馬達(dá)的理論輸出扭矩相等 第二節(jié) 繪制導(dǎo)軌曲線(xiàn) 以為半徑作出基圓，并以和，作出兩個(gè)零速區(qū)段的輪廓曲線(xiàn)。 然后，在分度的徑向線(xiàn)上，從量出各角處的，得到滾輪中心運(yùn)動(dòng)軌跡曲線(xiàn)。并以此為中心，以滾輪半徑作圓，所得的外包絡(luò)線(xiàn)即為導(dǎo)軌曲線(xiàn)。 （3-10） a.零速段： 在 幅角范圍內(nèi) ； ； 。 b.加速段： 在 幅角范圍內(nèi) （3-11） （3-12） c.等速段： 在 幅角范圍內(nèi) （3-13） （3-14） d.減速段： 在 幅角范圍內(nèi)： （3-15） （3-16） e.零速區(qū) 在 幅角范圍內(nèi)： （3-17） 第三節(jié) 保證導(dǎo)軌接觸應(yīng)力要求的條件及導(dǎo)軌壽命的計(jì)算 柱塞副運(yùn)動(dòng)時(shí)，導(dǎo)軌的接觸應(yīng)力受導(dǎo)軌材料和熱處理工藝的限制。 導(dǎo)軌設(shè)計(jì)時(shí)必須滿(mǎn)足條件＞這樣，工作曲面就不會(huì)出現(xiàn)變尖和反凹。 在工作中，導(dǎo)軌承壓時(shí)吸收能量，卸壓時(shí)釋放能量，形成正負(fù)交變的動(dòng)態(tài)切應(yīng)力。長(zhǎng)時(shí)間的反復(fù)作用，使在一定深度處的缺陷部分，出現(xiàn)平行于表面的微觀(guān)裂紋，并逐漸擴(kuò)展至導(dǎo)軌表面，最后在滾動(dòng)體碾壓下突然斷裂剝落。 某些采用表面火焰淬火或高頻淬火的導(dǎo)軌，表面硬度不均，或表面淬硬層較薄芯部硬度很低時(shí)，容易出現(xiàn)大面積剝落。表面淬深足夠，但芯部硬度很低時(shí)，在高應(yīng)力交替作用下，容易在表面產(chǎn)生裂紋并導(dǎo)致剝落。如果導(dǎo)軌表面硬度較低，在高應(yīng)力碾壓作用下，不僅產(chǎn)生疲勞剝落，而且會(huì)出現(xiàn)大面積的粘咬現(xiàn)象。因此，只有對(duì)導(dǎo)軌選用較好的材料和采用合理的熱處理工藝，使在導(dǎo)軌表面一定深度內(nèi)，得到較高的硬度，才能使導(dǎo)軌具有較長(zhǎng)的工作壽命。 在周期性的高應(yīng)力作用下，導(dǎo)軌壽命可由下式計(jì)算 h （3-18） 式中 z—馬達(dá)單排柱塞數(shù)； —額定轉(zhuǎn)速 ； —導(dǎo)軌材料的許用接觸應(yīng)力； —實(shí)際計(jì)算得到的導(dǎo)軌接觸應(yīng)力。 其中導(dǎo)軌材料的許用接觸應(yīng)力，由導(dǎo)軌選用GCr15SiMn，由于導(dǎo)軌在工作中最大切應(yīng)力發(fā)生在滾輪直徑的2.5﹪處，要求淬深＞3～5mm，中頻淬火，表面硬度可達(dá)HRC55～HRC60以上。參考接觸疲勞極限應(yīng)力，可粗略定為1.27 Gpa,壽命系數(shù)Zn=1～1.1，取Zn=1.1 所以接觸疲勞許用應(yīng)力=Zn=1.4 Gpa 導(dǎo)軌曲面的曲率中心與滾輪中心位于導(dǎo)軌曲面的同側(cè)時(shí)，具有較大的當(dāng)量曲率半徑。而當(dāng)量曲率半徑的增長(zhǎng)大于的增加，最大接觸應(yīng)力必然發(fā)生在的導(dǎo)軌區(qū)段滾輪中心運(yùn)動(dòng)軌跡的向徑和愈小，愈大，導(dǎo)軌曲率半徑就愈小。因此，等加速和余弦曲線(xiàn)的最大接觸應(yīng)力將發(fā)生在加速區(qū)的起點(diǎn)處。 （3-19） 式中 —導(dǎo)軌在該點(diǎn)的壓力角； —導(dǎo)軌在該點(diǎn)處的當(dāng)量曲率半徑； 所以 。 —滾輪與導(dǎo)軌的接觸寬度，取為滾輪寬度36mm; —橫梁上的滾輪數(shù)； —柱塞底部的液壓推力。 N 所以 =41.7 Mpa 代入數(shù)據(jù)，得L=175415 h 第四節(jié) 滾輪不脫離導(dǎo)軌的條件 馬達(dá)達(dá)到一定轉(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，進(jìn)入進(jìn)油區(qū)段后，在高壓下再度貼緊導(dǎo)軌．對(duì)導(dǎo)軌產(chǎn)生沖擊，易導(dǎo)致導(dǎo)軌與滾輪迅速損壞。 在進(jìn)油區(qū)段上，雖然柱塞加速度運(yùn)動(dòng)的慣性力和相對(duì)運(yùn)動(dòng)摩擦力都使柱塞副背離導(dǎo)軌，但因?yàn)楦邏阂簤毫h(yuǎn)大于上述二力，滾輪不可能脫離導(dǎo)軌． 但在回油區(qū)段中，當(dāng)背壓較小，轉(zhuǎn)速達(dá)一定值時(shí)，可能出現(xiàn)加速度慣性力大于背壓力、摩擦力和離心力之和的情況，滾輪脫離導(dǎo)軌。在回油區(qū)段的加速區(qū)終點(diǎn)處，因慣性力背向?qū)к?，且向徑最小，使壓向?qū)к壍碾x心力最小，故具有最小的作用力。 所以 （3-20） 式中 —回油區(qū)段液壓力， —離心力,這是柱塞副作回轉(zhuǎn)牽連運(yùn)動(dòng)時(shí)，質(zhì)量m因存在向心加速度而產(chǎn)生的力，加速度永遠(yuǎn)指向圓心，因此離心力壓向?qū)к墶? —相對(duì)加速度慣性力進(jìn)油區(qū)段的加速區(qū)和回油區(qū)段加速區(qū)中的慣性力 —柱塞副與缸體相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)的摩擦力 使柱塞副產(chǎn)生摩擦力的垂直壓力有兩個(gè),導(dǎo)軌對(duì)滾輪作用力的切向分力T和哥氏加速度的慣性力。由于回油區(qū)段背壓不大，切向分力T引起的摩擦力很小，因而在的計(jì)算中?？珊雎?。 —摩擦系數(shù)。缸體加工良好，且浸在殼體油中，可取摩擦系數(shù)。 這?。?.09。 則 所以 滿(mǎn)足要求。 第四章 柱塞副的設(shè)計(jì) 柱塞副由柱塞、橫梁和滾輪三部分組成，根據(jù)柱塞副的傳力型式，進(jìn)行多作用液壓馬達(dá)的分類(lèi)。 第一節(jié) 柱塞副的結(jié)構(gòu)型式及其特點(diǎn)分析 不同的柱塞副結(jié)構(gòu)，相應(yīng)的傳力方式也不同。主要包括柱塞傳力．橫梁傳力和滾輪傳力等三種不同結(jié)構(gòu)。 本設(shè)計(jì)采用橫梁傳力結(jié)構(gòu)，橫梁傳力增加了傳力面積，接觸比壓比柱塞傳力減小。因?yàn)闄M梁磨損并不影響馬達(dá)容積效率，且容易做到受力中心與接觸中心重合，所以橫梁傳力的接觸比壓許用值可以比柱塞傳大些。這種結(jié)構(gòu)傳力過(guò)程中柱塞不受側(cè)向力作用，柱塞在缸孔中浮動(dòng)良好，磨損微小。 采用分片式導(dǎo)軌結(jié)構(gòu)，缸體伸人兩片導(dǎo)軌之間，工作中在最大壓力角處槽梁不伸出缸體槽，可以降低接觸比壓。該結(jié)構(gòu)可適用于各種排量馬達(dá)。 NJM系列采用橫梁傳力型式。長(zhǎng)時(shí)間滿(mǎn)負(fù)壽命試驗(yàn)，證明了這種傳力具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，耐沖擊，磨損小，運(yùn)行可靠．效率高等優(yōu)點(diǎn)，可以用在負(fù)載變化幅度較大，沖擊頻率較高的主機(jī)上。 橫梁與槽間為滑動(dòng)摩擦，起動(dòng)時(shí)存在較大的靜摩擦力，起動(dòng)扭矩效率0.93～O.95左右，低于滾輪傳力型式。與柱塞傳力比較，馬達(dá)的外形尺寸和加工量有所增加，而柱塞副重量的增加，增大了加速度慣性力，在相同轉(zhuǎn)速下，需要提高馬達(dá)的回油背壓。 采用上圖的橫梁結(jié)構(gòu)，工作中柱塞頭部頂著橫梁，使?jié)L輪緊貼導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)，柱塞頭部常做成球形或一定面積的錐臺(tái)。很少將整個(gè)頭部加工成一個(gè)平面，因?yàn)檫@樣會(huì)使柱塞副工作中失去自動(dòng)調(diào)整作用，且當(dāng)該平面與柱塞軸心存在垂直度偏差時(shí)，易引起柱塞傾側(cè)。 第二節(jié) 橫梁傳力的接觸比壓 （4-1） b—橫梁寬度, —在導(dǎo)軌曲線(xiàn)角處滾輪中心的向徑； —缸體槽壁外緣至回轉(zhuǎn)中心的距離； —滾輪中心到橫梁底部的距離, —橫梁與缸體槽壁間的最大接觸比壓 所以，接觸比壓滿(mǎn)足要求。 第三節(jié) 橫梁的強(qiáng)度計(jì)算 隨滾輪工作在導(dǎo)軌曲線(xiàn)的進(jìn)、回油區(qū)段的變化，橫梁受周期性負(fù)載作用。 橫梁受力情況下的切力、彎矩、撓曲圖 一、橫梁的強(qiáng)度計(jì)算 （4-2） 橫梁所受的切向力 （4-3） 簡(jiǎn)化為沿長(zhǎng)度的均布負(fù)載 （4-4） （4-5） 由切力圖和彎矩圖可見(jiàn)，I—I、Ⅱ一Ⅱ?yàn)槲ｋU(xiǎn)截面。 Ⅰ-Ⅰ截面的強(qiáng)度校核： 在p力作用下，支承點(diǎn)A、B處的支反力： (4-6) T作用下，支承點(diǎn)A、B處的支反力 (4-7) Ⅰ-Ⅰ截面上分別由P力和T力所引起的彎矩為 取 (4-8) (4-9) Ⅰ-Ⅰ截面的彎曲應(yīng)力為 (4-10) (4-11) (4-12) P力引起切應(yīng)力 (4-13) T力引起的切力，因此切應(yīng)力。 Ⅰ-Ⅰ截面上的最大切應(yīng)力 (4-14) 根據(jù)第三強(qiáng)度理論，I—I截面處的安全系數(shù) (4-15) 二、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)算橫梁的撓曲變形，使其限制在許用要求范圍內(nèi)。雙排柱塞結(jié)構(gòu)馬達(dá)設(shè)計(jì)時(shí)更應(yīng)注意。 在E點(diǎn)柱塞推力作用下 (4-16) 因?yàn)镋點(diǎn)和D點(diǎn)對(duì)稱(chēng)，所以在D點(diǎn)力作用下，C點(diǎn)處的撓度 剪切變形在C點(diǎn)處產(chǎn)生的附加撓度 (4-17) 于是橫梁的最大撓度 (4-18) 應(yīng)當(dāng)指出，橫梁是一變斷面梁，但由于變斷面離支承點(diǎn)很近．因而對(duì)撓度的計(jì)算影響很小。 三、橫粱軸頸處的接觸應(yīng)力計(jì)算 軸頸起滾輪內(nèi)圈的作用，滾針與軸頸表面為線(xiàn)接觸。在一些馬達(dá)的壽命試驗(yàn)中，曾出現(xiàn)過(guò)軸頸表面疲勞剝落。因此，應(yīng)將額定工況下的接觸應(yīng)力限制在許用范圍之內(nèi)。 (4-19) 式中 —系數(shù)，滾針與軸頸均為鋼質(zhì)，； —當(dāng)量曲率半徑。此處為外接觸類(lèi)型； 所以 滾輪沿導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)時(shí)，在最大壓力角處存在最大接觸應(yīng)力，所以 所以 第五章 滾輪的設(shè)計(jì) 滾輪是承受重載的零件，在沿導(dǎo)軌的工作過(guò)程中，受循環(huán)交變載荷作用。因此，設(shè)計(jì)中需要合理選擇材料，并經(jīng)熱處理使表面有較高的硬度，使之有足夠的疲勞壽命。標(biāo)準(zhǔn)滾動(dòng)外圈都比較薄，直接用作滾輪是不合適的，容易在重載下變形甚至壓碎。所以在內(nèi)曲線(xiàn)液壓馬達(dá)中，采用外圈加厚的滾子軸承做滾輪，內(nèi)圈固定。受結(jié)構(gòu)尺寸限制時(shí)，橫梁軸頸直接作為內(nèi)圈。 第一節(jié) 滾輪結(jié)構(gòu)的選擇設(shè)計(jì) 本設(shè)計(jì)的滾輪結(jié)構(gòu)是滾輪外圈加厚，外徑取用我國(guó)軸承標(biāo)準(zhǔn)系列，直接以橫梁軸頸為滾輪內(nèi)圈，并采用標(biāo)準(zhǔn)長(zhǎng)滾子。滾輪內(nèi)外側(cè)端面設(shè)有內(nèi)外檔圈，外檔圈處以彈性卡圈軸向固定，防止工作中滾輪溢出。由于加個(gè)偏差和橫梁變形，彈性檔圈上作用有軸向力，彈性卡圈工作中容易碎裂。 第二節(jié) 滾輪的壽命計(jì)算 滾輪可以設(shè)計(jì)成滾動(dòng)滾輪或滑動(dòng)滾輪。而滾動(dòng)軸承具有摩擦系數(shù)小、機(jī)械效率高的優(yōu)點(diǎn)，能夠提高馬達(dá)的啟動(dòng)特性。由于它外圈是一個(gè)重要的受沖擊的傳力部件，因此，一般設(shè)計(jì)為外圈加厚滾輪。 在正常的工作條件下，內(nèi)曲線(xiàn)液壓馬達(dá)的壽命主要取決于滾輪和導(dǎo)軌壽命，設(shè)計(jì)中應(yīng)使導(dǎo)軌壽命高于滾輪壽命。 壽命計(jì)算，是指在一定的額定動(dòng)負(fù)載下，滾輪應(yīng)滿(mǎn)足轉(zhuǎn)速壽命要求所必須的尺寸計(jì)算。 計(jì)算采用國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組織推薦的額定動(dòng)負(fù)載法。 (5-1) 式中 —滾輪的轉(zhuǎn)速； n=n[(2+h)/d]=100 r/min —壽命指數(shù)，滾子軸承； —速度系數(shù)，取決于滾輪的轉(zhuǎn)速 —旋轉(zhuǎn)系數(shù)，當(dāng)外圈旋轉(zhuǎn)時(shí)，V=1.038～1.10；取值為1.04。 —平均當(dāng)量動(dòng)負(fù)載； C—軸承的額定動(dòng)負(fù)載； 所以 —軸承壽命系數(shù)，根據(jù)實(shí)驗(yàn)得到 (5-2) 所以 液壓馬達(dá)每轉(zhuǎn)中滾輪有一半時(shí)間在回油區(qū)段工作，故實(shí)際工作壽命為 (5-3) 因?yàn)椴煌r下的壽命時(shí)數(shù)相差較大，所以液壓馬達(dá)的壽命應(yīng)該是指某一定工況下的壽命，NJM系列馬達(dá)要求額定工況下的滾輪設(shè)計(jì)壽命達(dá)到2500h。所以，滿(mǎn)足要求。 第三節(jié) 滾輪外圈的強(qiáng)度計(jì)算 滾輪外圈與滾子的接觸應(yīng)力計(jì)算，類(lèi)同于橫梁軸頸處的接觸應(yīng)力計(jì)算。其危險(xiǎn)截面，應(yīng)當(dāng)在最大工作壓力下進(jìn)行強(qiáng)度校核。最大正應(yīng)力為 (5-4) 式中 —作用在一個(gè)滾輪上的最大法向力， —兩相鄰滾動(dòng)體間的距離。 ，= 所以 b—外圈寬度，取b為36mm。 —外圈的斷面系數(shù)； 所以 危險(xiǎn)截面上的最大切應(yīng)力 (5-5) 式中 A—截面積， 根據(jù)第三強(qiáng)度理論，危險(xiǎn)截面上的安全系數(shù) (5-6) 根據(jù)滾輪材料和工作中負(fù)載狀況確定安全系數(shù)，一般取≥2，滿(mǎn)足要求。 第六章 柱塞的結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì) 柱塞在工作中受高壓油作用，并與缸體壁組成間隙密封。根據(jù)不同的傳力結(jié)構(gòu)型式和不同的馬達(dá)工作要求設(shè)計(jì)柱塞。 柱塞傳力的馬達(dá)，應(yīng)使柱塞副工作在點(diǎn)時(shí)與缸體有足夠的接觸長(zhǎng)度，不能產(chǎn)生“楔卡”現(xiàn)象。因此，它與橫梁相互作用的中心要盡量靠近柱塞與缸壁的接觸長(zhǎng)度中點(diǎn)。 采用橫梁傳力時(shí)，柱塞在理論上不受側(cè)向力作用，因此柱塞長(zhǎng)度可以縮短，但應(yīng)保證工作行程中柱塞與缸壁必要的導(dǎo)向和密封長(zhǎng)度，否則柱塞與橫梁相互作用時(shí)易失去穩(wěn)定性，并使泄漏增加。通常，要求行程終了時(shí)柱塞密封長(zhǎng)度為總長(zhǎng)度的～。 柱塞頂部的設(shè)計(jì)也有多種形式。如果頭部呈一小圓臺(tái)，面積的大小由它與橫梁相互作用的接觸應(yīng)力要求定出，加工中應(yīng)保證圓臺(tái)平面與柱塞軸線(xiàn)的垂直度。如果柱塞頭部呈球形，它與橫梁底部點(diǎn)接觸，加工中使球心處于柱塞軸線(xiàn)上，否則在橫梁與柱塞的相互作用中，對(duì)柱塞和橫梁都將形成附加的傾側(cè)力矩。柱塞外圓上常開(kāi)設(shè)2～3條均壓槽，它同時(shí)又起減漏阻尼作用，槽寬與槽深均以小于1mm為宜。由于柱塞缸孔底部有退刀槽，因此，均壓槽在柱塞上的位置要滿(mǎn)足在整個(gè)工作行程中都不跑出缸孔，否則易將污物帶入缸孔。 在一定轉(zhuǎn)速下，柱塞副的重量對(duì)馬達(dá)回油背壓的大小起重要作用。因而，在設(shè)計(jì)中保證柱塞強(qiáng)度的前提下，應(yīng)盡可能減輕柱塞副重量。柱塞底部掏空，減小了重量，但柱塞底部中空增加了工作過(guò)程中的體積彈性壓縮損失。因此，有些馬達(dá)中設(shè)計(jì)成頂部壓蓋的結(jié)構(gòu)，增加了結(jié)構(gòu)工藝的復(fù)雜性。所以對(duì)內(nèi)孔切環(huán)槽，頂部鉆一小孔，注入硬塑料，并以彈性卡圈固定，本設(shè)計(jì)采用此結(jié)構(gòu)。 在正常間隙下，通過(guò)柱塞密封間隙外泄漏不超過(guò)全部容積泄漏的5％，因此，采用間隙密封就足夠了。 第七章 “切缸”現(xiàn)象及其消除 工作過(guò)程中，滾輪內(nèi)檔圈緊貼缸體側(cè)壁運(yùn)動(dòng)時(shí)，由滾輪帶動(dòng)內(nèi)檔圈旋轉(zhuǎn)銑切缸體側(cè)壁，稱(chēng)為“切缸”現(xiàn)象。近幾年來(lái)，很多馬達(dá)(包括進(jìn)口的)都出現(xiàn)了“切缸”現(xiàn)象，有些馬達(dá)工作幾小時(shí)至幾十小時(shí)“切缸”達(dá)數(shù)毫米深，導(dǎo)致油液污染，引起橫梁與導(dǎo)槽側(cè)壁拉傷，損傷滾輪，導(dǎo)軌，甚至使馬達(dá)無(wú)法工作。 “切缸”現(xiàn)象是一種銑削，它的發(fā)生應(yīng)具備下面三個(gè)條件： (1)內(nèi)擋圈的旋轉(zhuǎn)； (2)橫梁上存在軸向力形成擋圈對(duì)缸體側(cè)壁之壓力； (3)內(nèi)擋圈靠近側(cè)壁邊緣的“刀刃”。 這三個(gè)條件中消除任何一個(gè)，都應(yīng)該可以避免或減弱“切缸”現(xiàn)象。有些馬達(dá)中曾采用內(nèi)擋圈固定，以消除產(chǎn)生銑切的擋圈相對(duì)于缸體的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。這樣做雖然消除了“切缸”，但由于仍存在著較大的軸向力，造成了滾輪外圈與內(nèi)擋圈間的磨損，甚至燒傷粘合，這種情況下內(nèi)擋圈的兩面可考慮設(shè)計(jì)成特殊結(jié)構(gòu)的復(fù)合材料。橫梁上的軸向力形成原因較復(fù)雜，兩片導(dǎo)軌對(duì)應(yīng)母線(xiàn)間、滾針、滾輪、橫梁軸頸以及橫梁導(dǎo)槽上的形位偏差都可能引起橫梁上的軸向力，該軸向力將會(huì)引起附加的摩擦功率損失，降低馬達(dá)的機(jī)械效率。因此本設(shè)計(jì)要求在制造工藝上盡可能減小形位偏差，對(duì)內(nèi)擋圈靠側(cè)壁邊緣嚴(yán)格倒圓。 第八章 缸體的設(shè)計(jì)與計(jì)算 缸體是內(nèi)曲線(xiàn)液壓馬達(dá)的關(guān)鍵零件之一，缸體的結(jié)構(gòu)型式，取決于液壓馬達(dá)的傳力方式和主機(jī)使用條件，NJM系列馬達(dá)的缸體用球鐵或HT300鑄造，加工后用螺釘和銷(xiāo)釘與輸出軸連接一體。 第一節(jié) 缸體的受力分析 滾輪與導(dǎo)軌相互作用的切向分力通過(guò)橫梁傳遞給缸體。法向分力作用于柱塞，一部分通過(guò)油液傳給缸體，由主軸承承受，另一部分作用在配流軸上。 當(dāng)x、z的最大公約數(shù)m≥2時(shí)，作用于缸體上的徑向力合力為零。主軸承只承受缸體的自重和負(fù)載的徑向力作用，可以提高主軸承壽命和機(jī)械效率，減小配流軸的偏心磨損和泄漏。由于x、z的不同組合均可得到無(wú)脈動(dòng)的曲線(xiàn)設(shè)計(jì)，所以設(shè)計(jì)中采用x、z皆為偶數(shù)的設(shè)計(jì)方案。 設(shè)處于進(jìn)油區(qū)段柱塞上的徑向液壓力為，處于回油區(qū)段柱塞上的液壓力為，壓力矢量，，查表得x=6,z=10組合的徑向力系數(shù)值為0，表示作用于缸體的徑向液壓力平衡。 第二節(jié) 缸體的強(qiáng)度計(jì)算 對(duì)橫梁傳力結(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。 一、 缸體橫梁導(dǎo)槽處強(qiáng)度和剛性計(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)斷面的彎曲應(yīng)力 (8-1) 式中 —導(dǎo)槽壁承受的最大彎矩； T—缸體槽壁上的作用力，T=，隨滾輪在導(dǎo)軌曲面上運(yùn)動(dòng)的相角而變，在處有； a —力臂，隨滾輪沿導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)變化。，為橫梁中心至底部的高，h為行程。 所以 —缸體導(dǎo)槽危險(xiǎn)截面處斷面系數(shù)。 (8- 式中 b—懸臂梁危險(xiǎn)截面處的寬度； —危險(xiǎn)截面處的高度。，為橫梁槽寬度。 所以 則 滿(mǎn)足要求。 二、 撓度計(jì)算 它相當(dāng)于在T力作用下的懸臂梁撓度 (8-3) 式中 E—鑄鐵彈性模數(shù)，； J—斷面慣性矩， J=； —橫梁導(dǎo)槽壁長(zhǎng)度，。 所以 滿(mǎn)足要求。 第三節(jié) 缸體結(jié)構(gòu)分析 缸體主要起兩個(gè)作用：一是與配流軸配對(duì)，由配流窗口配流；二是傳遞切向力并形成扭矩。根據(jù)傳力型式不同，設(shè)計(jì)成柱塞孔加長(zhǎng)的柱塞傳力結(jié)構(gòu)，開(kāi)長(zhǎng)方形導(dǎo)槽的橫梁傳力結(jié)構(gòu)和帶有導(dǎo)向側(cè)板的滾輪傳力結(jié)構(gòu)。 分別加工缸體與輸出軸，然后以凸肩止口配合，用螺釘、銷(xiāo)釘鏈接成一體。這種結(jié)構(gòu)加工量大，二個(gè)主軸承處同心度不易保證，組合時(shí)柱塞孔與配油孔出現(xiàn)變形，必須用研磨校復(fù)。將輸出軸與缸體模鍛一體，可以增強(qiáng)剛性，避免鏈接時(shí)缸孔的變形，減少加工量，提高加工精度。本設(shè)計(jì)采用先加工缸體側(cè)壁與輸出軸法蘭端部，兩者組合后再加工缸孔，可以防止裝配中引起缸孔變形。 缸體配流窗口處有鑲套與不鑲套兩種結(jié)構(gòu)，本設(shè)計(jì)采用有鑲套結(jié)構(gòu)，將加工好的配流套與缸體過(guò)盈壓配，再與配流軸研配間隙，這樣，可以將配流窗口加工成腰形，降低配流窗口和配流槽孔內(nèi)的流速，減小壓力損失，隨轉(zhuǎn)速提高能保持較高的機(jī)械效率，但加工量稍有增加。 第九章 配流軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 第一節(jié) 配流軸的結(jié)構(gòu)分析 目前國(guó)內(nèi)外內(nèi)曲線(xiàn)馬達(dá)的徑向配流多數(shù)采用軸頸式撓性支承配流軸，配流軸以很小的間隙置于缸體的配流孔中，缸體和配流軸上都開(kāi)有配流窗口。在缸體(或配流軸)轉(zhuǎn)動(dòng)中實(shí)現(xiàn)柱塞缸進(jìn)．回油的配流。配流軸的一端與殼體端蓋間以O(shè)形圈密封。并以此作為配流軸的撓性支承。使軸在配流孔中浮動(dòng)。 由系統(tǒng)引來(lái)的進(jìn)．回油管，通過(guò)設(shè)置在配流軸芯部的二條主流道進(jìn)入配流軸。因?yàn)楫?dāng)柱塞位于導(dǎo)軌內(nèi)、外死點(diǎn)時(shí)，柱塞孔皆應(yīng)封閉，即配流軸窗口間的角度等于，因此進(jìn)、回油窗口數(shù)為2x個(gè)。表面的進(jìn)、回油配流窗口與主流道由放射形孔接通，其主要特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工容易，尺寸緊湊。但是，其中一個(gè)主流道需要穿過(guò)放射孔間隔的扇形，過(guò)流斷面積受到限制。對(duì)法國(guó)樸克蘭和國(guó)內(nèi)同類(lèi)馬達(dá)的配流軸校核得到，這種流道局部地區(qū)的流速在額定工況下即高達(dá)20～40 m／s，轉(zhuǎn)速繼續(xù)升高，出現(xiàn)較大的壓力損失。試驗(yàn)得到，裝有這種結(jié)構(gòu)配流軸的液壓馬達(dá)，全效率曲線(xiàn)的高效區(qū)比較窄，隨轉(zhuǎn)速提高，效率迅速降低。 另一種配流軸，中間一個(gè)主流道與一組配流窗口用放射狀槽孔接通，而另一組配流窗口通過(guò)表面的環(huán)形槽集流至另一主流道增大了流道的過(guò)流斷面積，壓力損失減小。當(dāng)環(huán)形槽低壓回油時(shí)，該配流軸的馬達(dá)具有較高效率。但當(dāng)環(huán)形槽高壓進(jìn)油時(shí)配流軸上環(huán)形槽和通配流窗口的槽將出現(xiàn)較大的內(nèi)外泄漏，使容積效率降低。曾經(jīng)對(duì)裝有這類(lèi)配流軸的馬達(dá)進(jìn)行正，反向效率性能試驗(yàn)，兩者的容積效率竟相差5％左右。 為克服上述兩種配流軸的缺點(diǎn)，NJM系列設(shè)計(jì)了帶配流軸套的配流軸。為防止軸套受高壓油作用變形，軸套應(yīng)有一定厚度，并以0.04～0.08mm的過(guò)盈量壓配于軸