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1、机械设计制造及其自动化毕业设计(论文) 内曲线柱塞式液压马达设计 (柱塞副及缸体)内曲线柱塞式液压马达设计目 录 TOC h z u t 标题 2,1,标题 3,2,标题 4,3,标题 5,4,1,1 HYPERLINK l _Toc8633678 第一章 主要参数的选择计算 PAGEREF _Toc8633678 h 1 HYPERLINK l _Toc8633679 1.1 液压马达技术参数 PAGEREF _Toc8633679 h 1 HYPERLINK l _Toc8633680 1.1.1 液压马达工作压力 PAGEREF _Toc8633680 h 1 HYPERLINK l _

2、Toc8633681 1.1.2 液压马达的效率 PAGEREF _Toc8633681 h 1 HYPERLINK l _Toc8633682 1.1.3 液压马达的排量与流量关系 PAGEREF _Toc8633682 h 1 HYPERLINK l _Toc8633683 1.1.4 液压马达的回油背压与进油压力 PAGEREF _Toc8633683 h 2 HYPERLINK l _Toc8633684 (1) 配流器局部损失校验 PAGEREF _Toc8633684 h 2 HYPERLINK l _Toc8633685 (2) 滚轮不脱离导轨校验 PAGEREF _Toc863

3、3685 h 2 HYPERLINK l _Toc8633686 1.2 基本结构参数和结构尺寸的选择计算 PAGEREF _Toc8633686 h 3 HYPERLINK l _Toc8633687 1.2.1 液压马达的排量q PAGEREF _Toc8633687 h 3 HYPERLINK l _Toc8633688 1.2.2 柱塞组基本结构参数需要满足的基本条件 PAGEREF _Toc8633688 h 3 HYPERLINK l _Toc8633689 1.2.3 x与z的选择计算 PAGEREF _Toc8633689 h 4 HYPERLINK l _Toc8633690

4、 (1) 尽可能使径向力平衡 PAGEREF _Toc8633690 h 4 HYPERLINK l _Toc8633691 (2) 导轨与滚轮间具有最小的接触应力 PAGEREF _Toc8633691 h 4 HYPERLINK l _Toc8633692 (3) 使配流轴处具有较小的容积泄漏 PAGEREF _Toc8633692 h 4 HYPERLINK l _Toc8633693 1.2.4 柱塞排数y的选取 PAGEREF _Toc8633693 h 4 HYPERLINK l _Toc8633694 1.2.5 柱塞直径d和行程h PAGEREF _Toc8633694 h 4

5、 HYPERLINK l _Toc8633695 1.2.6 最小向径0的确定 PAGEREF _Toc8633695 h 5 HYPERLINK l _Toc8633696 (1) 强度计算得到的最小向径0 PAGEREF _Toc8633696 h 5 HYPERLINK l _Toc8633697 (2) 满足导轨起点处不变形的最小Rmin PAGEREF _Toc8633697 h 5 HYPERLINK l _Toc8633698 (3) 结构排定的最小向径0 PAGEREF _Toc8633698 h 6 HYPERLINK l _Toc8633699 1.2.7 最大压力角max

6、 PAGEREF _Toc8633699 h 7 HYPERLINK l _Toc8633700 第二章 液压马达主要零部件的计算与设计 PAGEREF _Toc8633700 h 8 HYPERLINK l _Toc8633701 2.1 柱塞组传力结构形式 PAGEREF _Toc8633701 h 8 HYPERLINK l _Toc8633702 2.1.1 柱塞传力结构 PAGEREF _Toc8633702 h 8 HYPERLINK l _Toc8633703 2.1.2 横梁传力结构 PAGEREF _Toc8633703 h 8 HYPERLINK l _Toc8633704

7、 2.1.3 滚轮传力结构 PAGEREF _Toc8633704 h 8 HYPERLINK l _Toc8633705 2.2 横梁传力的受力分析与接触比压 PAGEREF _Toc8633705 h 9 HYPERLINK l _Toc8633706 2.2.1 横梁传力的接触比压 PAGEREF _Toc8633706 h 9 HYPERLINK l _Toc8633707 2.2.2 横梁强度计算 PAGEREF _Toc8633707 h 10 HYPERLINK l _Toc8633708 2.2.3 横梁的刚度计算 PAGEREF _Toc8633708 h 13 HYPERL

8、INK l _Toc8633709 2.2.4 横梁轴颈处应力计算 PAGEREF _Toc8633709 h 14 HYPERLINK l _Toc8633710 2.3 滚轮尺寸设计选择和寿命计算 PAGEREF _Toc8633710 h 14 HYPERLINK l _Toc8633711 2.3.1 滚轮寿命计算 PAGEREF _Toc8633711 h 14 HYPERLINK l _Toc8633712 2.3.2 滚轮外圈的强度计算 PAGEREF _Toc8633712 h 16 HYPERLINK l _Toc8633713 (1) 强度计算 PAGEREF _Toc86

9、33713 h 16 HYPERLINK l _Toc8633714 (2) 外圈最大挠度计算 PAGEREF _Toc8633714 h 17 HYPERLINK l _Toc8633715 2.4 柱塞的结构与设计 PAGEREF _Toc8633715 h 17 HYPERLINK l _Toc8633716 2.4.1 径向间隙选用原则 PAGEREF _Toc8633716 h 17 HYPERLINK l _Toc8633717 2.4.2 柱塞结构要求 PAGEREF _Toc8633717 h 17 HYPERLINK l _Toc8633718 2.5 缸体的设计 PAGER

10、EF _Toc8633718 h 18 HYPERLINK l _Toc8633719 2.5.1 缸体横梁导槽处强度和刚性的计算 PAGEREF _Toc8633719 h 18 HYPERLINK l _Toc8633720 (1) 强度计算 PAGEREF _Toc8633720 h 18 HYPERLINK l _Toc8633721 (2) 挠度计算 PAGEREF _Toc8633721 h 19 HYPERLINK l _Toc8633722 2.5.2 缸体材料及结构设计 PAGEREF _Toc8633722 h 19 HYPERLINK l _Toc8633723 2.5.

11、3 “切缸”现象及消除 PAGEREF _Toc8633723 h 20 HYPERLINK l _Toc8633724 总结 PAGEREF _Toc8633724 h 21 HYPERLINK l _Toc8633725 致谢 PAGEREF _Toc8633725 h 21 HYPERLINK l _Toc8633726 参考文献 PAGEREF _Toc8633726 h 22内曲线柱塞式液压马达设计摘要: 内曲线液压马达是一种多作用径向柱塞式马达,它由动力输入部分(配流轴、配流套),动力传动部分(转子缸体、缸套),及动力执行部分(柱塞副、定子导轨)三部分组成。其中配流窗口的设计、滚轮

12、与导轨接触强度和导轨材料强度及工作寿命要求,在很大程度上,分别决定了液压马达的工作效率和马达的工作寿命。同时本次设计中还应保证使用材料满足各种力学性能(刚度、强度、接触应力)要求。关键词:液压马达,分类,组成,设计,计算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机械设计制造及其自动化毕业设计(论文)第 页 共 22 页 第一章 主要参

16、数的选择计算1.1 液压马达技术参数液压马达的主要参数是指每转排量(容积常数)q,额定工作压力p1和额定转速nn。因为液压马达的外负载具有随机特性(主机工作条件具有变换性),需要大量统计规律才能确定,所以目前设计中,大多以额定负载作为设计负载。已知本设计中: 液压马达的额定转速 nn=80r/Min 液压马达的排量 q=4L/r 工作寿命不小于 10000小时1.1.1 液压马达工作压力主要包括额定工作压力p1(MPa)和最大工作压力pMax(MPa)。要确定液压马达的工作压力,应当结合液压马达主机使用条件,考虑液压传动元件与传动系统的经济性。液压马达工作压力应符合国家标准,NJM系列标准如下

17、:表1-1q(L/r)10102025p1(MPa)252016pMax(MPa)2031.51.1.2 液压马达的效率 =m.v.k (式1-1)m机械效率(对于横梁传力型式,NJM系列设计时可取m=0.920.95);v容积效率;不同排量液压马达在额定压力、额定转速下,容积效率必须满足规定要求:表1-2q(L/r)0.50.631.62.08.010v(%)93929190k水力效率(设计合理的液压马达,一般k99%,可以忽略不计,或计入m);1.1.3 液压马达的排量与流量关系 q=Qn (式1-2)Q为实际流量;n为理论转速;q液压马达每转排出的液体体积,称为排量;实际上并非全部的油液

18、都能进行有效的工作,因为一部分油液经间隙产生泄漏,一部分油液产生压损,还有一部分油液在进油管和回油管中产生溢损,以容积效率v来表示这些损失则有: QT=Q. v (QT理论流量) (式1-3) 1.1.4 液压马达的回油背压与进油压力 压差p=p1p0, p1 为液压马达的进油压力,作用在柱塞底部,形成液压推力P=d24p1, p0为液压马达的回油背压,一般取p00.51.5MPa。 已知本设计为横梁传力液压马达,相比较而言,存在启动摩擦力较大,柱塞组重量有所增加,在转速相同下,需要提高马达的回油背压。根据以上准则选取液压基本参数为:p1=25MPa,pmax=31.5MPa,p0=1.2MP

19、a, m=0.94。此外液压马达的机械效率还与配流器的流道设计有关,回油背压降低了液压系统的效率,因此不宜过大,以使滚轮不脱离导轨为宜,所以需要对这两方面进行校验。 (1) 配流器局部损失校验随着转速的提高,油液在液压马达的内部流道中流动时会产生能量损失,其中主要的是由于液流形状和方向变化而引起的局部损失,液压马达中的流体压力损失(主要是发生在配流器中的局部损失)为:P=v22g (式1-4)v配流器流道断面积的平均流速;(一般为了减小配油器的液压损失,液流速度不因超过46m/s) 油液的比重(一般液压油比重在0.70.9g/cm3,取=0.8)局部水头损失系数,主要取决于液流局部变化、管道边

20、界的几何形状和尺寸,查水力计算手册可得 =0.946sin22+2.05sin4(2) (式1-5)根据配流器结构型式 ,取=90,计算得=0.9855,圆整为标准值=0.99又因为马达配流器中局部压力损失要小于回油背压,即P0,所以有:.v22g0 (式1-6)得到v5.5m/s,取v=5m/s;符合标准。 (2) 滚轮不脱离导轨校验由于马达到达一定转速时,由于惯性力的影响,在回油区段可能出现滚轮脱离导轨曲面,同时进油区段滚轮受高压作用,易对导轨产生冲击,对导轨损毁或降低寿命,因此在进、回油区段进行滚轮受力分析得到:当给定液压系统的回油背压时,允许液压马达的最大转速为:nd12p0m(1G1

21、min2vf) (式1-7)G1min加速区柱塞副重心所在的最小向径;(可又后面计算得到G1min114mm) 1 加速区的度加速度;( 1=0.4523m/rad2 ,v=0.095m/rad) f摩擦系数,缸体加工良好,且浸在壳体油中,可取f=0.050.1 m柱塞质量,按照圆柱体计算,M=v=8.0103(0.0414/2)20.0578=0.625kg带入数据计算得:80600.0414121.21060.6250.45230.11420.0950.06=4.84满足滚轮不脱离导轨要求。1.2 基本结构参数和结构尺寸的选择计算1.2.1 液压马达的排量q(在马达旋转工作一周后所有柱塞容

22、积变化之和) q=4d2xyz (式1-8)式中: d柱塞直径;x作用次数(输出构件每转一转时,柱塞的行程次数);y柱塞排数;z每排柱塞数;h柱塞行程(柱塞往复运动的径向距离);确定液压马达柱塞组的基本结构参数(d、y、z)和运动参数(x、h),这些参数与滚轮中心运动轨迹的最小向径0相互影响,并且在马达外形尺寸不变的情况下,其中任意一个参数的改变都会引起马达效率、与缸体、导轨接触的柱塞组零部件间接触比压、接触应力以及导轨曲线性能的改变。所以这五个参数的选择,应该保证液压马达具有最小的外形尺寸和较好的综合性能。1.2.2 柱塞组基本结构参数需要满足的基本条件a.尽量做到径向力平衡;b.在给定的工

23、作压力和工作寿命要求下,使马达具有最小的外形尺寸,并保证接触强度要求;c.应使马达具有较高的容积效率和机械效率;d.保证滚轮不脱离导轨,且具有较小的回油背压;e.使马达具有较小的加工量和较好的工艺性。f.根据是否变量、变量范围及变量方法,尽可能保证在变速前后都能实现径向力平衡和输出无脉动;1.2.3 x与z的选择计算(1) 尽可能使径向力平衡选取x、z都为偶数,m2,可得到径向力平衡,且缸孔对称,容易分度、加工。但m应尽可能去小值,以增大总分配系数,扩大分配方案。应选取径向力系数ff较小的x、z组合,ff2。(2) 导轨与滚轮间具有最小的接触应力内曲线液压马达中,导轨与滚轮的疲劳剥落,是液压马

24、达损坏的一种主要形式,所以柱塞组参数的选用应满足导轨与滚轮间具有最小的接触应力。分析得到,选择基本结构参数x、z的组合时,应尽量选用x10 (很少采用) z= 12,14,18 (较少采用)本次设计中选取作用次数x=6;查机械工业出版社低速大扭矩液压马达理论、计算与设计陈卓如编著(以下简称低设),表2-3,不同x和z组合的径向力系数ff,选取z=10(ff=0);1.2.4 柱塞排数y的选取应与x、z以及主机使用条件考虑,为简化马达结构和加工工艺,降低加工成本,一般情况下采用单排柱塞结构,当主机对马达的径向尺寸有要求时,常采用双排,三排很少采用。特别注意,对于排量较大的马达,为了减少柱塞直径,

25、降低柱塞副的受力和,应增加柱塞排数,同时应保证多排结构中的横梁、滚轮和导轨的强度与寿命。所以y=2。 1.2.5 柱塞直径d和行程h 柱塞直径的选取,必须考虑到柱塞组,滚轮的寿命和导轨的接触强度。根据柱塞直径增大一倍,滚轮寿命将降低为原来寿命的1100,所以对于排量较大的液压马达,双排柱塞有利于减小径向尺寸。但是本次设计中排量q和工作压力p1已定,柱塞底部液压推力Pd2,增大柱塞直径d,可以减小x和柱塞行程h,借以降低1,max,缩短柱塞长度,减小马达外形尺寸。研究表明,为了得到性能较好的导轨曲线,并使所设计的马达有紧凑的径向尺寸。取 hd=0.50.7综合上述,本次马达设计选取双排柱塞结构:

26、 y=2;x=6, z=10; h=0.6d。将数据带入式1-8计算,得到圆整后的d=41.4mm, h=0.6d=24.8mm。1.2.6 最小向径0的确定0必须满足导轨材料和热处理工艺所决定的许用接触应力要求。(1) 强度计算得到的最小向径0滚轮与导轨曲面的接触应力(按线接触计算): c=60.6PyiBcoseqc (式1-9)通常在导轨曲线加速区段起点处存在最大接触应力,可得到: Rmin=iBrG2iBrG60.62yc2cos (式1-10)加速区起点处又有: 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,由低设P97结论选取得到;1=0.4523m/rad2,由以下计算过程得到;c=1.3Gp,查阅低设图2-33 b)图得到;将上诉参数带入公式得到0127.45mm。(2) 满足导轨起点处不变形的最小Rmin保证滚轮中心运动轨迹在加速去起点处的最小向径RminrG,使导轨起点处不产生变尖或反凹;图1-1a)RminrG,为正常曲线情况; b)Rmin=rG,导轨曲线变尖;c)RminrG,导轨曲线在加工中将发生“沉切”(反凹)现象,是rG=40mm,因此导轨曲线不会“沉切”或“变尖”改写负号得Rmin

28、=92.6mm;根据已定的柱塞组参数来排定的最小向径0大于由接触强度确定的0值时,就以此最为设计所得的最小向径反之则按接触强度确定0 。结构排定所需的0,主要取决于柱塞直径和柱塞组结构型式。(3) 结构排定的最小向径0对横梁传力式液压马达:0Db2LZ20 (式1-18) LZ=+1 (式1-19)式中 柱塞缸孔底部所在分布圆的直径;Db应满足配油轴尺寸要求,并使配流孔至缸底的厚度具有足够的强度。 Db=d0+3tanz (式1-20)一般根据液压马达压力高低,取两相邻缸孔退刀槽间距348mm。取3=5mm;柱塞缩至最低点时,柱塞底部离缸孔底的距离,常取=1mm;滚轮运动至导轨曲线最外点时,柱

29、塞与缸孔间的最小密封长度。当=0.50.7d时,推荐采用=0.750.9d。使柱塞长度LZ=(1.251.6)d;(对于横梁传力,1主要起减小泄漏的密封作用,而柱塞处的泄漏与密封长度的一次方成反比,因此,1取推荐的下限d0为缸孔退刀槽直径。) 取1=0.8d=41.40.8=33mm, 得 LZ=+1=24.8+33=57.8mm1.4d,满足条件;取d0=44mm, 得 Db=44+5tan180 10=150.8mm滚轮中心至柱塞顶端的距离。横梁传力的马达,若上,下底对称于横梁中心,则2=L2(L为横梁高度,可由低设式(2-219)和(式2-223)满足的强度和刚度要求计算得到);因为横梁

30、强度计算涉及max,而max的确定与0有关,所以L的确定甚为复杂,手工运算难以计算出来,可采用区间极值法计算,所以本次设计给出L值不是最优解。取L=58.6mm;得:0=Db2+LZ+2=150.82+1+57.8+58.62=163.5mm又因为 137.6mm163.5mm,所以取0=163.5mm;设计中,若满足:0.750 x2,满足要求。2.2.3 横梁的刚度计算 横梁较大的挠曲变形将使滚轮工作状况恶化,滚轮边缘接触,使滚针产生较大的轴向撞击滚轮外档圈,严重时造成弹性卡圈碎裂,滚针逸出,破坏马达的正常工作。或者由于滚轮边缘应力剧增,使内外圈产生疲劳剥落。因此,设计中必需计算横梁的挠曲

31、变形,使其限制在许用要求范围内。1)、在横梁E点处柱塞推力的作用下,任意位置处0 xl1+l2产生的挠度yc1为:y1=P1l1x6EJll2l12x2 (式2-15)P1=PnFA=251064d2=33572.3N由于随P1 力作用点的移动,算得的最大挠度点总在横梁中点附近,因此可以认为最大挠度发生在横梁中点处,以(x=l2)带入(式3-1),得:yc1=y1max=P1l1x6EJl=P1l148EJ3l24l12 (式2-16)根据缸体结构取(l1=60mm); E材料的弹性模量;(对锻钢 E=210 GPa)J惯性矩,对于矩形截面, J=d312=b1L312=0.043060.05

32、86312=1.16106 m4; 将数据带入(式3-2)得: yc1=ycmax=33572.30.052481.1610621010930.158240.0522=0.96105m ;对于D点,与E点计算一样:得yc2=yc1=y2max;对于特殊结构(ld15)的横梁,需要考虑剪切变形引起的附加挠度,对于剪切力的出现,必要条件是成对外力作用,因为本次设计采用双排柱塞结构,所以对剪切力引起的附加挠度予以考虑; yc3=y3max=34P1Gl1b1l (式2-17)带入数据得yc3=y3max=0.23105m ; G材料切变模量,对钢G=84GPa;对于材料刚度要求有:ycmaxy; (

33、式2-18) y材料许用挠度,y=0.0002l m=3.44105m;故 ycmax=2y1max+y3max=2.15105my;满足材料刚度要求。2.2.4 横梁轴颈处应力计算接触应力不仅与两接触面之间的作用力有关,还与接触表面的曲率有关,钢的表面接触应力:线接触时 c=1PAbeq (式2-19)式中:系数,滚轮与轴颈均为钢质1=60;PA滚轮与横梁法向接触正应力 PA=5Nz;滚轮沿导轨运动时,在最大压力角Bmax处存在最大接触应力,所以PA=Pncosmax=d24pncosmax=38367.1N (式2-20)当量曲率半径。此处为外接触类型; 1 eq=2D2+2DQ (式2-

34、21)eq=3.778cm;D2轴颈直径(由dQDm尺寸结构确定,D2=3.8cm);DQ滚针直径(DQ=0.6cm);b滚针与轴颈线接触长度;(b=3.5cm); 带入数据得 c=186.6MPan=2,满足要求。(2) 外圈最大挠度计算(查径向柱塞式大转矩液压马达-燃料化学工业出版社,P135)ymax=Nl348EJK (式2-34)式中 E外圈的材料弹性模量,对段钢取E=210MPa; JK外圈断面惯性矩,JK=b312=0.0360.01367312=7.664109 m3;带入数据得:ymax=9.3105mm;为了避免滚柱、滚珠、滚针产生卡住现象,外圈的挠度不得大于0.005毫米

35、,由计算结果知滚轮外圈满足刚性要求。2.4 柱塞的结构与设计在液压马达工作时,柱塞承受工作油液的压力,同横梁相互作用,并且起密封油缸防止工作油液泄露的作用。在大多数情况下采用“间隙”密封方法防止油液的泄露,工艺上,这样小的间隙,通常是采用研磨或选配零件的方法达到的。2.4.1 径向间隙选用原则在保证液压马达高的容积效率,同时又不使柱塞在油缸内工作时产生卡住现象。在现有液压马达中,当油液的回油背压0=1.01.5MPa,径向间隙可这样选取,即每10毫米柱塞直径为36微米。则本次设计中柱塞与油缸的之间的间隙为: 341.410641.410=12.4224.84 m (式2-35)2.4.2 柱塞

36、结构要求为提高液压马达的启动特性,设计柱塞时应当力求减轻其重量,但同时也必须保证柱塞刚性。为了保证柱塞与油缸的同心度,改善润滑及减少擦伤的危险,将柱塞外表面加工出23矩形断面均压槽,同时又起减漏阻尼作用,槽宽和槽深均小于1毫米为宜,均压槽之间间距为210毫米。柱塞的各边棱不允许倒角和倒圆,柱塞上有尖棱以便油缸表面的油垢。横梁传力时,为保证柱塞与横梁相互作用的稳定性,要求行程终了时柱塞密封长度为总长度的2535。综合上诉,柱塞一般设计成,内部中空结构,开环形槽,顶部开小孔,注入硬塑料,并以弹性卡圈固定(见低设图、2-59)。2.5 缸体的设计缸体是内曲线液压马达的关键零件之一。缸体的结构形式,取

37、决于液压马达的传力方式和主机的使用条件。 缸体是支撑柱塞副做往复运动和以及与柱塞配合运动产生液压推力的液压动力转换零件,所以缸体需要具有足够的材料强度和尺寸精度。缸体的强度计算主要是对横梁和滚轮传力结构的缸体,进行切向力作用下的弯曲强度和刚性计算。2.5.1 缸体横梁导槽处强度和刚性的计算(1) 强度计算横梁与缸体槽壁传递切向力时,导槽壁为悬臂梁,危险断面在1-1处弯曲应力 =MmaxWK (式2-37)式中 Mmax导槽壁承受的最大弯矩; WK缸体导槽1-1断面处的断面系数;当滚轮沿导轨曲面运动时,导槽壁所受的弯矩M是一个变量: M=Ta (式2-38)式中 T缸体槽壁上的作用力,T=Pnt

38、an,(随滚轮在导轨曲面上运动的不同相角而变);a力臂,随滚轮沿导轨运动变化;a=L2+,L/2为横梁中心至底部的高,h为行程;由分析计算得到,在max点之后,虽然a随滚轮运动而继续增加,但侧向力T减小更快些,一般在max点处具有Mmax=Tmaxa。断面系数WK WK=16bb22 (式2-39)式中b悬臂梁1-1断面处的宽度;b21-1断面处的高度。b22Rzb1,b1为横梁槽宽度;对于球铁和高强度铸铁制造的缸体,c=5090MPa由上诉设计参数得 Tmax=Pntanmax=18424.76N,h=12112=9.92mm,b22Rzb1=2203.51043.06=84.8mmWK=1

39、6bb22=160.1160.0852=1.3487104 m3带入数据得到:=18424.7644.221031.3487104=6.05MPa;所以c,满足缸体强度要求。(2) 挠度计算缸体可以看成是在T力作用下的悬臂梁,对其进行挠度的计算 y=Tl36EJ3al1 (式2-40)式中:E铸铁弹性模量,E=150GPa;J断面惯性矩,J=bb1212l横梁导槽壁长度。由计算得到的横梁参数可知: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。带入数据得:y=18

40、424.760.0743361501095.9410630.044220.0731=1.156106m0.0002l=1.486105m;满足刚性要求。2.5.2 缸体材料及结构设计为改善缸体和输出轴的两个主轴承的同心度,减小传力接触比压和零件加工量,可将缸体与输出轴加工成一体。但是这将加大加工工艺难度。目前国内典型的横梁传力液压马达缸体结构,采用与输出轴分别加工。对于轴转液压马达,当工作压力增大,缸体与输出轴连接孔变形增大,采用单一销钉不足以到达紧固作用。对于中小型NJM系列液压马达可采用螺钉和销钉,虽然这样也会增大缸体加工工艺难度,但是螺钉同时起到了定位和紧固,销钉做辅助紧固件作用。这对降低缸孔变形引起的轴向力有明显作用。因为柱塞承受液压推力,缸体起辅助支撑作用,柱塞与缸体常采用硬对软的摩擦副,本设计选取柱塞材料为20CrMnTi,缸体材料可为HT300。2.5.3 “切缸”现象及消除液压马达在工作过程中,滚轮内挡圈紧贴缸体侧壁运动时,由滚轮带动内挡圈(侧壁边缘“刀刃”)旋转洗切缸体侧壁,称为“切缸”现象。可用固定内挡圈的方法来消除“切缸”,但是,由于马达长期工作,造成内挡圈与滚轮外圈磨损,甚至烧伤,这种情况下,可能造成形位误差引起横梁上的轴向力。因此在制造工艺上尽可能减小形位偏差。对内挡圈靠侧壁严格

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