非对称活塞式摆动液压马达的电液比例的控制系统设计(编辑修改稿)

非对称活塞式摆动液压马达的电液比例的控制系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

a n 1 由前述可知，当  ＞ 45 时，滚珠逆螺旋机构对轴向力 aF 起放大作用，即输入较小的轴向力就可获得较大的驱动力矩 ,滚珠逆螺旋机构为扭矩放大器。 当  ＜ 45 时，机构对 aF 起缩小的作用，即较大的轴向力只能输出较小的扭矩。 由于我们设计的滚珠螺旋摆动液压马达 , 空间尺寸和重量受到限制 , 而且滚珠副螺旋升角大 ,所以 =176。 不符。 即 需重新定液压缸外径。 由于液压缸最大外径 0D 可取 mm100 ，可取范围比较大，所以先估算其最大外径，为了是估算值更趋于准确，做出以下假设： （ 1） 负载压力 MPapp sL 21 ； （ 2） 最大负载力矩 mNMM mL  （ 3） 螺旋升角暂取 46 ； （ 4） 活塞有杆腔有效面积 202 DA ； （ 5） 滚珠花键传动副中径 00 Dd  有马达和负载力矩平衡的方程： LLm MpD  得： LL MpAd ta n21 20 将假设条件带入上式得： mmpMDLL102147t a 2 4 0 08t a 8 3630 试取 mmD 800  ，若取液压缸缸体壁厚 mmt 41 ，则缸体内径即活塞直径为 mmtDD 7242802 10  非对称活塞式摆动液压马达的电液比例的控制系统设计 17 同理 mmDpd L 801020][ 6262  ，取 mmd 15 时，活塞杆的强度足够 2221 cmDA   222222 )(4)(4 cmdDA   NpAF La 211  NpAF La 222  mmtddD b 200  mmtdDd b 200  则取 mmd 580  da LdF M    2/ta n 021   7 9 0 0 24002t a n 1 符合。 由式   tan2/0dL 按摆动角度 )50(50   计算，可计算出螺旋传动轴、活塞等移动部件的有效行程为 mmdL 8 05047t a n258t a n2/0   取 mmL 27 若取 360 可计算出螺旋导程为： mmdp h 9 5247t a n258t a n2/0   （ 1）滚珠螺旋传动副 若滚道材料采用 25018 Ni ，滚珠采用 15CGr ，滚珠直径 mmdb 6 ，则每个滚珠非对称活塞式摆动液压马达的电液比例的控制系统设计 18 能承担的最大法向载荷为 NP 2950][ 。 螺旋 传动副载荷受力分析图如图 13 所示。 螺旋传动副所受圆周切向力 NdMF Lt 827591058 240022 30  合力为： NFFF ta 1 6 4 1 6 545s i n 8 2 7 5 98 1 4 0 0s i n 22221   βFa FtFrFλP 图 13 螺旋传动副载荷受力分析图 所需滚珠数目为： )( 9 5 01 6 4 1 6 5][ 粒 PFZ 取 )(56 粒Z 若采用 7 头螺旋传动副，则每头啮合传动的滚珠需要  ，所需螺旋滚道长度为： mmdl b 488681  螺旋套的有效承载长度为： mmlL in48s in11   取 mmL 361 （ 2）滚珠直花键传动导轨副 不考虑滚珠与衮道之间的摩擦作用时，滚珠直花键导轨段只承受扭矩的内力作用，故 0aF ， NFt 82759 ，所以有合力为： 非对称活塞式摆动液压马达的电液比例的控制系统设计 19 NFFF ta 1 1 7 0 3 945s in8 2 7 5 9s in 221   所需滚珠数目为 )( 9 5 01 1 7 0 3 9][ 粒 PFZ 取 粒40Z 同样采用 7头花键传动副，则每头啮合传动的滚珠需要  ，所需花键滚道长度为 mmdl b 366662  花键套的有效承载长度为 mmlL 3690s in36s in22   根据参考文献可对其它螺旋传动副或花键传动副的主要结构参数进行确定和计算。 钢球直径： mmdb 6 工作滚道圆弧半径： mmdR b  滚道圆弧偏心距： mmdRe b )(7 0 )2(7 0  螺旋传动轴大径： mmddd b  螺旋传动轴小径： mmRedd  螺旋套或花 键套大径： mmRedD  螺旋套或花键套小径： mmddD b  滚道牙顶圆角半径： mmdr b  返回侧回珠滚道半径： mmR  活塞式滚珠螺旋摆动液压马达的强度计算 液压缸的强度计算 液压缸包括缸体、活塞、活塞杆、缸盖等主要零件。 由于缸体及活塞杆两零件的非对称活塞式摆动液压马达的电液比例的控制系统设计 20 尺寸比较薄弱，其强度刚度直接引起摆动液压马达的失效或泄漏等，造成系统的严重故障。 因此必须对活塞杆、缸体等零件进行强度计 算。 如前所述，由于活塞杆的直径是按满足强度要求计算出来的值，放大 5 倍左右选取的直径，自然满足强度要求，毋需再计算。 下面仅就液压缸缸体的强度进行验算。 当 5 1 Dt时，由薄壁圆筒强度计算公式，得满足缸筒材料强度要求的最小厚度为： mmDPt 4 66 62 0 ][2 66m a x1     式中 maxp — 为液压缸内最大压力，取系统最大压力 MPap 21max 。 由前 述所取 mmt 41 远远大于 ，故缸筒厚度强度满足要求。 对于最终采用的缸筒厚度应作以下验算： （ 1）额定工作压力应低于一定极限值，以保证工作安全 M P aD DDp sn )()( 22220220   或 M P aDD DDp sn )( )( 4422440220    液压缸内最大工作压力为 MPap 21max  均远小于上述计算的两个极限值。 （ 2）额定工作压力应与完全塑性变形压力有一定的比 例范围，以避免塑性变形的发生： M P app PLn )~( 0 5)~()~(  式中 PLp — 为缸筒发生完全塑性变形的压力， M P aDDpsPL 8 o g1 7 5 o 0  ； 非对称活塞式摆动液压马达的电液比例的控制系统设计 21 由于 M P apM P ap n a x  ，故所设计液压缸筒的塑性变形满足要求。 3．缸体底部厚度计算 本设计采用的底部与缸筒为整体的盲孔缸筒，其底部为平面状，故其厚度可以按照四周嵌住的圆盘强度公式进行近似计算： mmpD 66218043 ][43 m a x   因此，底部的厚度应  ，本设计取值为 mm4 满足强度要求。 螺旋传动轴的强度计算 由前述螺旋传动轴的内力图可知，无论是螺旋传动副还是花键传动副均受到扭矩的作用，因此进行它们的强度计算必须用到扭转截面系数 pW。 下面首先将螺旋传动轴的扭转截面系数公式推导出来。 螺旋传动轴螺旋段或花键段的横截面如图 23 所示。 设周边布置的滚道截面型面为半圆弧截面，其半径为 mmR  ；轴中心孔直径为 mmd 263  ，轴最大直接取中径mmd 580 。 图 23 螺旋传动轴横截面图 （ 1）滚道截面对轴心的极惯性矩 周边任意小半圆对其圆心的极惯性矩为 非对称活塞式摆动液压马达的电液比例的控制系统设计 22 464441 101 7 0 3 )2( mRRI p   小半圆对其质心的极惯性矩为 411442 )9 84()2)(18 164( mRI p   小圆质心距离轴心的距离为 mRdr 0 2 7 0 0 3 5 01   小半圆面积为 2522 mRA   所以滚道半圆截面对轴心的极惯性矩为 4852112121 2 7 mArII ppo   （ 2）轴中心孔截面对轴心的极惯性矩 由圆形截面对质心位置的极惯性矩公式可得轴中心孔截面对轴心的极惯性矩为 484432 104 8 0 2 mdI po   （ 3）螺旋传动轴截面对轴心的极惯性矩 螺旋传动轴截面对轴心的极惯性矩为轴的最大直径包络圆截面对轴心的极惯性矩减去中心孔截面圆和周边小半圆截面对轴心的极惯性矩。 设有 12n 个周边小半圆截面，则螺旋传动轴截面对轴心的极惯性矩为 478841240 8 0 5 mnIIdIpopop    （ 4）螺旋传动轴的截面积和抗扭截面系数 由图可知，螺旋传动轴的截面积为 2322222320 0 3 0 2 0 5 mRnddS   螺旋传动轴的抗扭截面系 数为 非对称活塞式摆动液压马达的电液比例的控制系统设计 23 3570 mdIW pp   由于螺旋传动轴的螺旋段受到轴向力和扭矩作用，可以由第三强度理论或第四强度理论对其进行强度计算。 按第三强度理论或第四强度理论计算为： M P aM P aWMSFpLa 66][ 724 00)4(81 40 0)4( 2523221   由此可知，螺旋传动轴若选用高强度材料 25018 Ni 或 15CGr ，则其强度足够。 滚珠与滚道之间的接触强度计算 由于在滚道曲率半径 R 相同的条件下，钢球 与传动轴的滚道接触点处的接触应力和钢球与螺旋套或花键套滚道接触点的接触应力于同一载荷下并不相同，且螺旋传动轴滚道侧的接触应力大于螺旋套或花键套滚道侧的接触应力。 所以若两者硬度相同，那么在同一载荷下螺旋传动轴滚道侧的塑性变形量亦将大于螺旋套或花键套滚道侧的塑性变形量，在设计计算中应主要限制滚道表面的塑性变形值。 由于采用内循环，则圆弧滚道半径 mmdR b  钢球与丝杠滚道面接触点处的四个 主曲率为： 3 3 3 6221211  bd 3 0 0 1121  R 0 1 7 9 45c o s658 47c o s45c o s2c o sc o sc o s2 022    bdd 则钢球在接触点处的静载荷系数 (接触应力 )为 非对称活塞式摆动液压马达的电液比例的控制系统设计。