減速裝置的曲軸連桿式液壓馬達(dá)的設(shè)計(jì)論文說(shuō)明書

..減速機(jī)曲軸連桿液壓馬達(dá)畢業(yè)設(shè)計(jì)規(guī)范摘要曲軸連桿式液壓馬達(dá)具有可靠性好、效率高、壽命長(zhǎng)、噪音低、轉(zhuǎn)速范圍廣等一系列特點(diǎn)，適用范圍廣，可廣泛應(yīng)用于建筑工程。機(jī)械、起重運(yùn)輸設(shè)備、重型冶金機(jī)械、石油和煤礦機(jī)械、船舶甲板機(jī)械、機(jī)床、塑料、地質(zhì)鉆探設(shè)備等各種機(jī)械的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。特別適用于起重絞車、卷筒傳動(dòng)、各種回轉(zhuǎn)機(jī)械傳動(dòng)、履帶和車輪行走機(jī)構(gòu)傳動(dòng)等傳動(dòng)機(jī)械。該曲軸連桿液壓馬達(dá)具有結(jié)構(gòu)緊湊、布置靈活、重量輕、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小、調(diào)速性能好、低速運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、起動(dòng)效率高、加速和制動(dòng)時(shí)間短、過(guò)載保護(hù)容易等優(yōu)點(diǎn)。等優(yōu)點(diǎn)，因此得到了廣泛的應(yīng)用。國(guó)家廣泛使用，已在萬(wàn)噸級(jí)貨輪、刨煤機(jī)、拖拉機(jī)、挖掘機(jī)、石油鉆機(jī)等機(jī)械上試用。1960年代初，開始測(cè)繪和仿制國(guó)外低速大扭矩液壓馬達(dá)樣機(jī)，初步形成了JDM系列曲軸連桿馬達(dá)。額定工作壓力為16MPa。液壓馬達(dá)按其結(jié)構(gòu)類型可分為齒輪式、葉片式、柱塞式和其他類型。曲軸連桿馬達(dá)的工作原理是壓力油通過(guò)配油盤進(jìn)入缸體，迫使柱塞從缸體中伸出并沿斜盤滑動(dòng)，使缸體與軸一起轉(zhuǎn)動(dòng)，做功，回油通過(guò)配油板。另一個(gè)開口放電。齒輪電機(jī)和葉片電機(jī)屬于高速電機(jī)，慣性小，輸出扭矩小，容易啟動(dòng)和反轉(zhuǎn)，但在低速時(shí)轉(zhuǎn)速不穩(wěn)定或效率明顯下降。液壓泵只做一個(gè)方向的旋轉(zhuǎn)，而液壓馬達(dá)可以正反轉(zhuǎn)，所以齒輪馬達(dá)的進(jìn)出口是對(duì)稱的，而齒輪泵的進(jìn)出口大。葉片電機(jī)的葉片徑向布置在轉(zhuǎn)子上；葉片泵的葉片不是徑向排列，而是有一定的傾角。液壓馬達(dá)是執(zhí)行連續(xù)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)并輸出扭矩的液壓執(zhí)行器。通過(guò)本次研究，我們了解了曲軸連桿液壓馬達(dá)的工作原理和結(jié)構(gòu)特點(diǎn)。分析設(shè)計(jì)曲軸連桿液壓馬達(dá)中的偏心輪、活塞缸、曲軸、連桿等部件關(guān)鍵詞：曲軸連桿，液壓馬達(dá)，低速大扭矩，運(yùn)行平穩(wěn)，工程機(jī)械。摘要曲軸連桿液壓馬達(dá)具有可靠性高、效率高、壽命長(zhǎng)、噪音低、調(diào)速范圍廣等一系列特點(diǎn)，因而適用范圍廣，可廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械、起重運(yùn)輸設(shè)備、重型冶金機(jī)械、采油機(jī)械、船用甲板機(jī)械、機(jī)床、塑料、地質(zhì)鉆探設(shè)備等機(jī)械、液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。特別適用于起重絞車、卷筒傳動(dòng)、各種回轉(zhuǎn)機(jī)械傳動(dòng)、履帶和輪式行走機(jī)構(gòu)等傳動(dòng)機(jī)械。曲軸連桿液壓馬達(dá)結(jié)構(gòu)緊湊，布局靈活，重量輕，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，速度性能好，低速運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，啟動(dòng)效率高，加速和制動(dòng)時(shí)間短，過(guò)載保護(hù)容易。等等，其中包括訪問(wèn)廣泛的應(yīng)用程序。廣泛使用國(guó)內(nèi)并在部分噸貨機(jī)、犁、拖拉機(jī)、挖掘機(jī)等石油鉆機(jī)進(jìn)行試用。201960年代初，開始對(duì)國(guó)外低速大扭矩液壓馬達(dá)樣機(jī)進(jìn)行映射仿制，初步形成了曲柄桿馬達(dá)JDM系列，額定工作壓力為16MPa的液壓馬達(dá)按齒輪結(jié)構(gòu)類型可分為、葉片、活塞和其他類型。曲軸馬達(dá)原理是壓力油通過(guò)油底殼進(jìn)入氣缸，迫使柱塞從氣缸中伸出并沿斜盤滑動(dòng)，氣缸與軸一起旋轉(zhuǎn)做功，通過(guò)油底殼回油排放的開口。齒輪電機(jī)和葉片電機(jī)屬于高速電機(jī)，輸出慣性和轉(zhuǎn)矩都很小，容易啟動(dòng)和反轉(zhuǎn)，但在低速時(shí)不穩(wěn)定或效率顯著降低。泵只能單向旋轉(zhuǎn)，而液壓馬達(dá)可以換向，所以齒輪馬達(dá)進(jìn)油口對(duì)稱，而大齒輪泵進(jìn)出口小。轉(zhuǎn)子葉片上的葉片電機(jī)呈放射狀排列；葉片泵葉片不是徑向排列的，有一定的傾斜度。用于連續(xù)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的液壓馬達(dá)和液壓執(zhí)行器的輸出扭矩。通過(guò)本研究了解曲軸連桿液壓馬達(dá)的工作原理、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)。液壓馬達(dá)和曲軸連桿中的偏心輪、活塞缸、曲軸、連桿等部件分析設(shè)計(jì)關(guān)鍵詞：曲軸連桿、液壓馬達(dá)、低速大扭矩、運(yùn)行平穩(wěn)、工程機(jī)械。..介紹1.1研究課題的目的和意義曲軸連桿液壓馬達(dá)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、運(yùn)行可靠、品種規(guī)格多、價(jià)格低廉的特點(diǎn)。缺點(diǎn)是體積重量大，扭矩脈動(dòng)大，低速穩(wěn)定性差。但近年來(lái)，這類電機(jī)的主要摩擦副大多采用靜壓支撐或靜壓平衡結(jié)構(gòu)，其性能有所提高，低速穩(wěn)定性也有較大提高，其最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速可達(dá)到3r/min。因此，這種電機(jī)不僅沒(méi)有被其他類型的電機(jī)淘汰，而且?guī)资陙?lái)一直保持著不斷發(fā)展的趨勢(shì)。排量大，低速穩(wěn)定性好，可直接與工作機(jī)構(gòu)連接，因此廣泛應(yīng)用于起重運(yùn)輸、工程機(jī)械、船舶和冶金礦山機(jī)械等工業(yè)領(lǐng)域。曲軸連桿式液壓馬達(dá)的工作原理，通過(guò)壓力油的柱塞缸受到液壓的作用，在柱塞上產(chǎn)生推力P。這個(gè)力通過(guò)連桿作用在偏心輪的中心，使輸出軸轉(zhuǎn)動(dòng)，閥軸隨之轉(zhuǎn)動(dòng)。當(dāng)柱塞的位置超過(guò)下止點(diǎn)時(shí)，柱塞油缸通過(guò)分配軸與主回油口相連，柱塞被偏心輪頂起，工作后的油液通過(guò)油箱返回油箱。分配軸。每個(gè)柱塞油缸依次接入高低壓油，每個(gè)柱塞產(chǎn)生的驅(qū)動(dòng)扭矩向輸出軸中心方向同向相加，使電機(jī)輸出軸獲得連續(xù)穩(wěn)定的旋轉(zhuǎn)扭矩。當(dāng)油流方向改變時(shí)，可以改變電機(jī)的旋轉(zhuǎn)方向。如果將分配軸旋轉(zhuǎn)180°組裝，也可以實(shí)現(xiàn)電機(jī)的反向旋轉(zhuǎn)。如果曲軸固定，進(jìn)、出油直接傳到分配軸，就可以轉(zhuǎn)動(dòng)機(jī)殼。殼轉(zhuǎn)電機(jī)可用于驅(qū)動(dòng)輪子和絞盤卷筒等。但由于我國(guó)對(duì)這種庸俗的大扭矩液壓馬達(dá)研究較晚，無(wú)法達(dá)到西方先進(jìn)水平，滿足市場(chǎng)要求。我們需要通過(guò)研究進(jìn)一步提高我國(guó)液壓馬達(dá)的技術(shù)含量?，F(xiàn)在市場(chǎng)要求液壓執(zhí)行器具有低噪音、低污染、運(yùn)行穩(wěn)定的特點(diǎn)，因此高扭矩馬達(dá)成為發(fā)展趨勢(shì)之一。對(duì)低速大扭矩液壓馬達(dá)的研究具有重要意義。通過(guò)這項(xiàng)研究，可以對(duì)在大學(xué)學(xué)到的知識(shí)進(jìn)行系統(tǒng)的回顧，為以后的工作做準(zhǔn)備。因此，進(jìn)行曲軸連桿液壓馬達(dá)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)。1.2國(guó)外發(fā)展情況在1850年代后期，最初的低速、高扭矩液壓馬達(dá)是由油泵的定子和轉(zhuǎn)子部件發(fā)展而來(lái)的，該部件由環(huán)形齒輪和匹配的齒輪或轉(zhuǎn)子組成。齒圈與機(jī)殼固定連接在一起，從油口進(jìn)入的油推動(dòng)轉(zhuǎn)子繞中心點(diǎn)公轉(zhuǎn)。這個(gè)緩慢旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)子通過(guò)花鍵軸驅(qū)動(dòng)輸出，成為擺線液壓馬達(dá)。這種獨(dú)創(chuàng)的擺線馬達(dá)問(wèn)世后，經(jīng)過(guò)幾十年的演變，另一種馬達(dá)的概念也開始形成。該電機(jī)在環(huán)形齒輪中安裝了滾子。帶滾子的電機(jī)提供高啟動(dòng)和運(yùn)行扭矩。滾子減少摩擦，從而提高效率?？梢援a(chǎn)生穩(wěn)定的輸出。通過(guò)改變輸入和輸出流的方向，電機(jī)快速反轉(zhuǎn)，并在兩個(gè)方向上產(chǎn)生相等的扭矩。每個(gè)系列的電機(jī)都有不同的排量可供選擇，以滿足不同的速度和扭矩要求。自1795年世界第一臺(tái)液壓機(jī)誕生以來(lái)，至今已有200多年的歷史。從1950年代到1970年代，隨著技術(shù)水平的大幅度提高，液壓技術(shù)也得到了飛速發(fā)展，成為實(shí)現(xiàn)現(xiàn)代傳動(dòng)和控制的關(guān)鍵技術(shù)，其發(fā)展速度僅次于電子技術(shù)。特別是近年來(lái)，流體技術(shù)與微電子、計(jì)算機(jī)技術(shù)相結(jié)合，使液壓、氣動(dòng)技術(shù)進(jìn)入了一個(gè)新的發(fā)展階段。據(jù)有關(guān)記載，國(guó)外生產(chǎn)的95%的工程機(jī)械、90%的CNC加工中心、95%的自動(dòng)化生產(chǎn)線均采用液壓和氣動(dòng)技術(shù)。液壓和氣動(dòng)技術(shù)在國(guó)民經(jīng)濟(jì)的許多領(lǐng)域都需要應(yīng)用，其水平已經(jīng)成為一個(gè)國(guó)家工業(yè)發(fā)展水平的重要標(biāo)志之一。液壓氣動(dòng)技術(shù)以加壓流體（壓力油或壓縮空氣）為介質(zhì)，實(shí)現(xiàn)各種機(jī)器的自動(dòng)控制和傳動(dòng)。廣泛應(yīng)用于工業(yè)生產(chǎn)的各個(gè)領(lǐng)域。它廣泛用于機(jī)械和近機(jī)器高等教育。它已成為一門重要的專業(yè)基礎(chǔ)課，也是一門可直接用于工程實(shí)用技術(shù)的學(xué)科。通過(guò)本課程的學(xué)習(xí)，可以開發(fā)學(xué)生的智力，培養(yǎng)學(xué)生敏銳的觀察能力、豐富的想象力、科學(xué)的思維能力和解決生產(chǎn)中實(shí)際問(wèn)題的能力。社會(huì)需求始終是技術(shù)發(fā)展的動(dòng)力，降低能耗、提高效率、適應(yīng)環(huán)保需求、機(jī)電一體化、高可靠性等是液壓氣動(dòng)技術(shù)不斷努力的永恒目標(biāo)，也是實(shí)現(xiàn)液壓和氣動(dòng)產(chǎn)品是否參與市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)才能取勝。.由于自動(dòng)控制技術(shù)、計(jì)算機(jī)技術(shù)、微電子技術(shù)、摩擦磨損技術(shù)、可靠性技術(shù)和新工藝、新材料等液壓技術(shù)高新技術(shù)成果的廣泛應(yīng)用，傳統(tǒng)技術(shù)得到了新的發(fā)展，液壓系統(tǒng)和零部件的質(zhì)量和水平得到了一定程度的提高活塞連桿式徑向馬達(dá)是國(guó)外應(yīng)用最早的一種，國(guó)外也稱為“Starfa”型液壓馬達(dá)，國(guó)家型號(hào)為JMD型。如今，液壓馬達(dá)在工業(yè)生產(chǎn)中的使用越來(lái)越少，現(xiàn)在都使用電動(dòng)馬達(dá)或私用馬達(dá)。液壓馬達(dá)的優(yōu)點(diǎn)是不易損壞，適用于沖擊力較大的場(chǎng)合。缺點(diǎn)是沒(méi)有定位精度，需要依靠限位開關(guān)來(lái)控制其運(yùn)行。還需要巨大的液壓支撐。液壓馬達(dá)屬于液壓件的范疇，是車輛、工程機(jī)械、冶金機(jī)械、機(jī)床等重要的機(jī)械基礎(chǔ)件。目前，全國(guó)有液壓馬達(dá)生產(chǎn)企業(yè)20家，其中合資企業(yè)2家。在液壓馬達(dá)的主要產(chǎn)品中，柱塞馬達(dá)產(chǎn)值占比最大，擺線馬達(dá)產(chǎn)值占總產(chǎn)值的7%。葉片電機(jī)占總產(chǎn)值的比例最小。我國(guó)液體和天然氣工業(yè)從1996年的世界第9位上升到2000年的第7位，份額從1.4%上升到1.6%，呈現(xiàn)出顯著的發(fā)展態(tài)勢(shì)。不過(guò)，差距還是很大的。如何在過(guò)去的3-5年甚至更長(zhǎng)時(shí)間內(nèi)躍升至第五位，仍然是我們行業(yè)的期待。1921年美國(guó)維克斯公司的成立為標(biāo)志。從1950年代主要工業(yè)國(guó)家成立液壓和氣體工業(yè)協(xié)會(huì)到現(xiàn)在已有半個(gè)多世紀(jì)。液壓已成為現(xiàn)代工業(yè)發(fā)展中不可替代的技術(shù)，已成為大多數(shù)主機(jī)的關(guān)鍵技術(shù)和部件之一。1.3曲軸連桿液壓馬達(dá)工作原理曲軸連桿式液壓馬達(dá)的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、品種規(guī)格多、價(jià)格低廉。缺點(diǎn)是體積重量大，扭矩脈動(dòng)大，低速穩(wěn)定性差。但近年來(lái)，這類電機(jī)的主要摩擦副大多采用靜壓支撐或靜壓平衡結(jié)構(gòu)，其性能有所提高，低速穩(wěn)定性也有較大提高，其最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速可達(dá)到3r/min。因此，這種電機(jī)不僅沒(méi)有被其他類型的電機(jī)淘汰，而且?guī)资陙?lái)一直保持著不斷發(fā)展的趨勢(shì)。圖1-1電機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖1—?dú)んw2—柱塞3—連桿4—曲軸5—壓環(huán)6—分配軸7—聯(lián)軸器8—輸出軸9—滾子軸承10—滾針軸承圖1-1為曲軸連桿液壓馬達(dá)的結(jié)構(gòu)示意圖。設(shè)計(jì)中經(jīng)常使用五個(gè)或七個(gè)氣缸。圖中，五個(gè)圓柱體沿圓周呈放射狀等分排列，殼體1呈星形。柱塞2在筒體的中心設(shè)有球窩，連桿3通過(guò)球窩內(nèi)的球頭與柱塞連接，球窩內(nèi)裝有彈性套環(huán)。曲軸的一段為連接外部負(fù)載的輸出軸8，另一端通過(guò)十字聯(lián)軸器7帶動(dòng)分配軸6同步旋轉(zhuǎn)。曲軸由滾柱軸承9支撐，分配軸由另一對(duì)滾針軸承10支撐。從BB截面可以看出，分配軸上有兩排環(huán)形槽和徑向孔，分別通過(guò)上的一對(duì)油孔與液壓系統(tǒng)的進(jìn)油口I和回油E連接。住房。分配閥（見CC部分）與五個(gè)氣缸相連，分配閥通過(guò)分配軸內(nèi)的直通道與進(jìn)、回油路相連。高壓油I進(jìn)入分配軸后，警察分配閥通過(guò)徑向油道①、⑤、④將相應(yīng)缸I、V、IV內(nèi)的高壓油作用在柱塞上的力引入它通過(guò)連桿給偏心輪。由于力平衡原理，力R沿連桿通過(guò)偏心輪中心的作用線，分解為沿曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)中心和連線方向的法向力N，垂直于它的切向力T。N由軸承承受，T力在轉(zhuǎn)動(dòng)中心形成力矩，帶動(dòng)液壓馬達(dá)輸出軸轉(zhuǎn)動(dòng)，力臂為偏心距e。顯然，壓力油推動(dòng)柱塞在氣缸內(nèi)運(yùn)動(dòng)，輸出軸通過(guò)連桿和偏心輪帶動(dòng)外負(fù)載旋轉(zhuǎn)，這就是單作用活塞泵的曲柄連桿作用原理。分配閥與輸出軸同步旋轉(zhuǎn)。圖中所示位置為I、V、IV進(jìn)入高壓油，II、III連接回油路E。隨著電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)，高壓腔不斷地進(jìn)油，而回油路油缸容積減小，排出低壓油。驅(qū)動(dòng)外部負(fù)載旋轉(zhuǎn)的扭矩是由三個(gè)柱塞I、V和IV形成的扭矩之和。需要注意的是，對(duì)于單個(gè)柱塞，在不同的角度位置，力T的大小與形成的扭矩相同。是不同的。第二章總體方案設(shè)計(jì)2.1設(shè)計(jì)目的設(shè)計(jì)參數(shù)：每轉(zhuǎn)排量：q=1.6L/r（計(jì)算柱塞直徑，柱塞成型），額定工作壓力：p=16MPa，端部減速器傳動(dòng)比：i=5。綜合應(yīng)用知識(shí)，比較各種方案，確定方案。根據(jù)給定的設(shè)計(jì)任務(wù)要求，完成主體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算。設(shè)計(jì)方案一：如圖2-1所示，在液壓馬達(dá)和電動(dòng)機(jī)之間連接一個(gè)普通的二級(jí)減速機(jī)圖2-12級(jí)減速機(jī)示意圖1-從動(dòng)元件；2-二級(jí)減速機(jī)；3-滑輪；4-曲軸連桿液壓馬達(dá)方案二：如圖2-2所示，在液壓馬達(dá)和電動(dòng)馬達(dá)之間加裝行星減速機(jī)圖2-12級(jí)減速機(jī)示意圖1個(gè)驅(qū)動(dòng)元件；2-行星減速機(jī)；3-滑輪；4曲軸連桿液壓馬達(dá)計(jì)劃的確定2.3.1程序比較比較選項(xiàng)1和選項(xiàng)2：一、與普通減速機(jī)相比，行星減速機(jī)可同軸旋轉(zhuǎn)，傳動(dòng)比大，運(yùn)行平穩(wěn)，效率高，能更好地滿足一系列減速要求。二、行星減速機(jī)能很好、均勻地分配載荷，比普通的二級(jí)減速機(jī)承載能力更強(qiáng)。三、行星減速機(jī)與普通二級(jí)減速機(jī)相比體積小、重量輕、使用壽命長(zhǎng)、噪音低，適用于多種工作環(huán)境。基于以上，我們最終確定了第二個(gè)方案作為這次的設(shè)計(jì)方案。即帶行星減速器的曲軸連桿液壓馬達(dá)。2.3.2計(jì)劃的可行性從設(shè)計(jì)上看，第二種方案是用行星減速機(jī)代替普通的二級(jí)減速機(jī)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，運(yùn)行可靠，品種規(guī)格多，價(jià)格低廉。缺點(diǎn)是體積重量大，扭矩脈動(dòng)大，低速穩(wěn)定性差。但近年來(lái)，這類電機(jī)的主要摩擦副大多采用靜壓支撐或靜壓平衡結(jié)構(gòu)，其性能有所提高，低速穩(wěn)定性也有較大提高，其最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速可達(dá)到3r/min。因此，這種電機(jī)不僅沒(méi)有被其他類型的電機(jī)淘汰，而且?guī)资陙?lái)一直保持著不斷發(fā)展的趨勢(shì)。第三章參數(shù)的選擇與計(jì)算原始數(shù)據(jù)：額定壓力p=16MPa額定排量q=1.6L/r知道油馬達(dá)的進(jìn)油口和出油口的壓力差和排量q，就可以計(jì)算確定油馬達(dá)的性能參數(shù)和幾何參數(shù)?；钊睆絛和偏心距e的選擇根據(jù)電機(jī)的幾何參數(shù)，位移公式q可計(jì)算如下：(3-1)式中，d——活塞直徑[mm]；z——?dú)飧讛?shù)；e——曲軸偏心率[mm]?，F(xiàn)有結(jié)構(gòu)中，連桿式油馬達(dá)只有五缸和七缸兩種形式。在相同排量下，雖然缸數(shù)可以降低油馬達(dá)的流量脈動(dòng)率，但結(jié)構(gòu)布置難度更大，外形尺寸也相應(yīng)增大。所以我們選擇柱面數(shù)量為5。z=5與靜平衡油馬達(dá)相比，連桿式油馬達(dá)對(duì)活塞的側(cè)向力較小，因此偏心距e和活塞直徑d的墻紙可以比較大，通常的比值：(3-2)于是將上式代入式3-1得到如果取=0.4，那么[毫米]d=10.285[毫米]d≈100[mm]根據(jù)公式3-2，且=0.4，可得d=100mm：e=100×0.4=40mm3.2額定輸出扭矩的計(jì)算額定輸出扭矩按下式計(jì)算：男(3-3)式中，q——電動(dòng)機(jī)的排量；△--額定工作壓力與出油壓力之差[MPa]△=P1-P2=160MPaηm——油馬達(dá)的機(jī)械效率。取=0.9。代入數(shù)據(jù)得到M=1.59×16×20×0.9M=366.336兆帕曲軸偏心圓半徑R和連桿長(zhǎng)度L的選擇如圖3-1所示，為了盡可能減小活塞的側(cè)向力，偏心距e與曲軸偏心圓半徑R與連桿長(zhǎng)度L之和的比值保持在0.2以下，那是(3-4)因?yàn)樗运浴?2°圖3-1結(jié)構(gòu)參數(shù)分析圖曲軸偏心圓至少應(yīng)能容納曲軸支架的直徑，曲軸偏心圓半徑R的值大致為：R≈2.5mm_R=100mm連桿的長(zhǎng)度L與偏心圓的半徑R基本相同，即L≈R=100mm計(jì)算電機(jī)最小外徑Φ的最小接觸長(zhǎng)度應(yīng)保證活塞與氣缸壁之間有必要的承壓面積，當(dāng)齒輪連桿的偏航角β接近最大值時(shí)，球頭中心應(yīng)靠近接觸長(zhǎng)度的中心點(diǎn)。因此要求：所以40~50mm連桿的球頭應(yīng)盡可能大，以減少球頭上的比壓力。分配軸的結(jié)構(gòu)尺寸主要取決于流道的流速，通常軸向油道孔的流速不大于5～7m/s。以上推薦的尺寸關(guān)系在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)必須根據(jù)具體情況進(jìn)行修改。圖3-2外形尺寸計(jì)算圖如圖3-2所示，活塞處于上止點(diǎn)位置。O點(diǎn)是油馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)中心，O'點(diǎn)是曲軸偏心圓的中心。由此可知油馬達(dá)的外徑：[毫米](3-5)其中h是連桿球中心到活塞頂部的距離。根據(jù)之前的推薦值h≈0.25d。h=25mm-氣缸蓋的厚度包括活塞頂部和氣缸蓋之間的間隙s。s的大小是根據(jù)活塞在上止點(diǎn)時(shí)不堵塞四通油口的原則選擇的。一般取≈0.25d。=25mm由前面的計(jì)算可知，L=R=100mm，e=40mm。所以將所有數(shù)據(jù)代入公式3-5得到：=2×(40100+100+25+25)=580mm因此，電機(jī)的最小外徑值為580mm。第4章運(yùn)動(dòng)學(xué)分析4.1活塞的位移、速度和加速度現(xiàn)在以活塞為例，簡(jiǎn)化機(jī)構(gòu)如圖4-1所示。理論上，曲柄連桿機(jī)構(gòu)的曲柄長(zhǎng)度為偏心距e，連桿長(zhǎng)度等于R+L。圖4-1活塞運(yùn)動(dòng)示意圖從圖中所示位置以角速度ω旋轉(zhuǎn)一個(gè)角度，則二級(jí)活塞的位移、速度和加速度為：活塞位移：∵和而從前面的計(jì)算可知，≤12°，可以近似為∴∴[厘米]活塞速度：[厘米/秒]活塞運(yùn)動(dòng)的加速度：[厘米/秒]活塞的位移、速度和加速度曲線如下：圖4-2活塞位移曲線圖4-3活塞速度曲線圖4-2活塞的加速度曲線4.2流量脈動(dòng)計(jì)算4.2.1角位移及其脈動(dòng)率排量q是液壓馬達(dá)的一組特性參數(shù)。q確定后，電機(jī)的一些基本結(jié)構(gòu)尺寸也確定了。它反映了電機(jī)本身的固有特性，不隨外部工作條件的變化而變化。液壓馬達(dá)一轉(zhuǎn)的排量是所有柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)排出的液體體積之和：∴其中A是柱塞的橫截面積，q代表液壓馬達(dá)的平均排量。但是，在電機(jī)旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，由于柱塞的速度隨著旋轉(zhuǎn)角度不斷變化，所以它的位移也在每時(shí)每刻都在變化。隨旋轉(zhuǎn)角2變化的瞬時(shí)位移定義為角位移。在忽略摩擦、慣性力和體積泄漏（包括體積與壓力的彈性壓縮）的理想條件下討論了電機(jī)的位移脈動(dòng)。柱塞的位移隨曲軸轉(zhuǎn)角為：曲線電機(jī)引入的柱塞運(yùn)動(dòng)速度：?jiǎn)胃椎慕俏灰茷檎麄€(gè)電機(jī)的角位移為單缸位移之和：假設(shè)電機(jī)的柱塞數(shù)量為z，相鄰柱塞之間的夾角為，則：因此，單作用曲軸連桿馬達(dá)的角位移只需要在高壓區(qū)柱塞數(shù)為時(shí)進(jìn)行分析，此時(shí)高壓區(qū)柱塞數(shù)為。由于三角函數(shù)sum和sum在各種徑向柱塞單作用液壓馬達(dá)的工作質(zhì)量分析中經(jīng)常用到，所以這里將上述四個(gè)求和公式從三角關(guān)系式中抽出來(lái)。為1,2,3...i，第一個(gè)柱塞與起始x軸的相位角為夾角為：圖4-3單作用電機(jī)柱塞相角圖所以從圖4-3我們得到：...所以現(xiàn)在分析z=5時(shí)曲軸連桿電機(jī)的角位移脈動(dòng)變化，得到最大和最小瞬時(shí)角位移以及角位移的脈動(dòng)系數(shù)。在的情況下，給3個(gè)氣缸供給高壓油，此時(shí)，瞬時(shí)角位移有最大值：那時(shí)，瞬時(shí)角位移的最大值最?。涸诘那闆r下，2個(gè)氣缸被供給高壓油，此時(shí)，瞬時(shí)角位移有最大值：那時(shí)，瞬時(shí)角位移有一個(gè)最小值：它是由于連桿長(zhǎng)度的影響而出現(xiàn)的一個(gè)術(shù)語(yǔ)，由于它的疊加，角位移的脈動(dòng)率增加。在3個(gè)氣缸供給高壓油的情況下，此時(shí)瞬時(shí)角位移有最小值：此時(shí)，瞬時(shí)角位移有一個(gè)最大值：在2個(gè)氣缸加注高壓油的情況下，此時(shí)瞬時(shí)角位移有最小值：此時(shí)，瞬時(shí)角位移有一個(gè)最大值：由以上分析計(jì)算可以得出，此時(shí)，且均處于最小值，故兩者疊加即為整個(gè)電機(jī)瞬時(shí)角位移的最小值，即：雖有最大值，但為最小值，此時(shí)電機(jī)的瞬時(shí)角位移沒(méi)有最大值。在總和點(diǎn)，盡管受連桿長(zhǎng)度的影響，但存在一個(gè)對(duì)角位移起主要作用的最大值，因此分析電機(jī)的瞬時(shí)角位移在該點(diǎn)具有最大值：電機(jī)瞬時(shí)瞬時(shí)角位移的平均值為：因此，z=5時(shí)曲軸連桿電機(jī)瞬時(shí)角位移的脈動(dòng)系數(shù)為：(4-1)脈動(dòng)率：作為一個(gè)近似，我們可以使所以(4-2)通常在設(shè)計(jì)中取K≤0.2。為方便比較，作為粗略計(jì)算，公式中的第二項(xiàng)可以忽略不計(jì)，有：(4-3)由于公式4-3對(duì)公式4-2進(jìn)行變換得到公式4-3時(shí)忽略了第二項(xiàng)，所以公式4-1計(jì)算的脈動(dòng)率大于公式4-3計(jì)算的脈動(dòng)率。需要注意的是，一些參考書會(huì)因?yàn)楦唠A小批量而被忽略，因此對(duì)于z=5的電機(jī)，誤差將在30%左右。但是，由于公式4-3可以清楚地分析電機(jī)的質(zhì)量及其相關(guān)因素，因此該公式仍可用于非常粗略的估計(jì)和分析。4.2.2瞬時(shí)轉(zhuǎn)矩及其脈動(dòng)率任何一個(gè)柱塞在電機(jī)運(yùn)行中的運(yùn)動(dòng)規(guī)律都是一樣的。因此，可以采用柱塞進(jìn)行受力分析，得到柱塞形成的扭矩的變化規(guī)律。求和就是整個(gè)電機(jī)的瞬時(shí)轉(zhuǎn)矩變化規(guī)律。柱塞連桿簡(jiǎn)化如圖4-4所示。圖中，O為曲軸轉(zhuǎn)換中心，O1為偏心輪中心，O2為連接連桿與柱塞的球面關(guān)節(jié)中心。圖4-4柱塞和曲軸上的力分解柱塞上的液壓力：其中-作用在柱塞頂面的壓力。力P的作用方向經(jīng)過(guò)電機(jī)的旋轉(zhuǎn)中心O。曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)角度，偏心件O1的連桿會(huì)使柱塞軸線偏轉(zhuǎn)一個(gè)角度，力P可分解為兩個(gè)力：力和垂直是柱塞壓在缸壁上的橫向力，柱塞在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中與缸壁之間形成摩擦力。力P通過(guò)并可以分解為切向力和法向力。徑向力通過(guò)曲軸旋轉(zhuǎn)中心O，油馬達(dá)軸承承受。因此，忽略摩擦，由液壓推斷在一個(gè)柱塞上產(chǎn)生的扭矩一般來(lái)說(shuō)，≤12°。因?yàn)樗苄?，所以可以近似?4-4)電機(jī)各柱塞產(chǎn)生的瞬時(shí)扭矩總和（忽略回油壓力）為(4-5)從式（4-4）和式（4-5）可以看出，對(duì)于任何柱塞，在這種情況下，這是一個(gè)研究瞬時(shí)扭矩的有意義的區(qū)間。對(duì)于柱塞數(shù)量為z的電機(jī)，相鄰柱塞之間的夾角為。也就是說(shuō)，當(dāng)曲軸不轉(zhuǎn)過(guò)2β角時(shí)，瞬時(shí)扭矩會(huì)周期性地變化。因此，曲軸連桿液壓馬達(dá)的瞬時(shí)扭矩只需要分析區(qū)間的變化規(guī)律即可。與對(duì)角位移的討論一樣，當(dāng)柱塞數(shù)量為偶數(shù)時(shí)，在高壓作用下形成扭矩的柱塞數(shù)量為瞬時(shí)理論扭矩的表達(dá)式：最大瞬時(shí)扭矩在以下情況下釋放：圖4-5z為偶數(shù)時(shí)的瞬時(shí)轉(zhuǎn)矩曲線當(dāng)柱塞個(gè)數(shù)為奇數(shù)時(shí)，在電機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，高壓下的柱塞個(gè)數(shù)是不同的，所以瞬時(shí)扭矩在不同的傳動(dòng)下會(huì)有不同的表現(xiàn)。當(dāng)時(shí)當(dāng)時(shí)以上兩個(gè)方程是在忽略摩擦的情況下得到的瞬時(shí)理論扭矩表達(dá)式?？梢钥闯?，當(dāng)電機(jī)供油壓力恒定時(shí)，會(huì)隨著角度的變化而出現(xiàn)周期性的脈動(dòng)，比例曲線如圖4-6所示。一圈脈沖頻率是2z倍，是柱塞數(shù)量的兩倍。圖4-5z為奇數(shù)時(shí)的瞬時(shí)轉(zhuǎn)矩曲線脈動(dòng)率：作為近似計(jì)算，在z≥5，β≤36°的情況下，可得∴具有奇數(shù)個(gè)柱塞的電機(jī)，z=5，當(dāng)或何時(shí)或何時(shí)=因此，五活塞曲軸連桿電機(jī)的轉(zhuǎn)矩脈動(dòng)為隨著柱塞數(shù)量的增加，輸出轉(zhuǎn)矩脈動(dòng)率降低。圖4-6是z=5時(shí)曲軸連桿液壓馬達(dá)的扭矩曲線?？梢钥闯觯c角位移的脈動(dòng)曲線完全一致。實(shí)際瞬時(shí)扭矩：在供油壓力P不變的情況下，理論上瞬時(shí)扭矩角位移完全同步脈動(dòng)，脈動(dòng)率相同。圖4-6z=5曲軸連桿液壓馬達(dá)扭矩曲線4.2.3瞬時(shí)速度及其脈動(dòng)率電機(jī)在轉(zhuǎn)速下的輸出特性之一、排量脈動(dòng)、系統(tǒng)的輸入流量和外部負(fù)載的慣性都會(huì)影響轉(zhuǎn)速脈動(dòng)。若輸入壓力為，輸入流量為Q，忽略外載荷冠梁的影響，當(dāng)忽略摩擦損失時(shí)，根據(jù)函數(shù)原理，有 瞬時(shí)轉(zhuǎn)速這里只討論柱塞編號(hào)z為奇數(shù)時(shí)的脈動(dòng)。當(dāng)時(shí)(4-6)當(dāng)時(shí)(4-7)或,存在,所以在一定P和Q的情況下,對(duì)于五缸電機(jī),我們可以得到:或者，如果存在，對(duì)于五缸電機(jī)，可以獲得：由式(4-6)和(4-7)可以得出轉(zhuǎn)速隨轉(zhuǎn)角的變化曲線，如圖4-7所示，與角位移脈動(dòng)曲線不同的是，當(dāng)或時(shí)，角位移為最小值時(shí)，轉(zhuǎn)速為最大值，角位移為最大值時(shí)，轉(zhuǎn)速為最小值。電機(jī)的平均轉(zhuǎn)速為：因此，轉(zhuǎn)速的脈動(dòng)率瞬時(shí)速度隨旋轉(zhuǎn)角度的變化曲線雖然轉(zhuǎn)速脈動(dòng)頻率和周期與角位移脈動(dòng)率和周期相同，但轉(zhuǎn)速脈動(dòng)率不能直接反映角位移脈動(dòng)率，但可以間接計(jì)算。4.2.4瞬時(shí)壓力及其脈動(dòng)率對(duì)于單作用曲軸連桿液壓馬達(dá)，對(duì)于恒轉(zhuǎn)矩外負(fù)載，當(dāng)輸入流量不變時(shí)，由于角位移隨轉(zhuǎn)角而變化，因此輸入馬達(dá)的壓力必然發(fā)生變化，形成壓降。脈動(dòng)?！摺噙@里只有當(dāng)柱塞數(shù)量為奇數(shù)時(shí)才會(huì)出現(xiàn)壓力脈動(dòng)。當(dāng)時(shí)(4-8)當(dāng)時(shí)(4-9)同樣，當(dāng)或當(dāng)存在時(shí)，對(duì)于五缸電機(jī)，可以獲得：或者，如果存在，對(duì)于五缸電機(jī)，可以獲得：根據(jù)公式（4-8）和公式（4-9），可以得出壓力隨旋轉(zhuǎn)角度變化的曲線如圖4-8所示，與轉(zhuǎn)速曲線完全一致。圖4-8瞬時(shí)壓力隨旋轉(zhuǎn)角度的變化曲線輸入馬達(dá)的平均壓力為：因此，壓力的脈動(dòng)率為：從以上對(duì)角位移、瞬時(shí)扭矩、速度、壓力及其脈動(dòng)的分析，可以得出以下幾點(diǎn)：1、曲軸連桿液壓馬達(dá)的角位移、扭矩、轉(zhuǎn)速和壓力脈動(dòng)是由馬達(dá)本身結(jié)構(gòu)和液壓馬達(dá)缸數(shù)決定的固有特性。曲軸連桿的尺寸和結(jié)構(gòu)是影響脈動(dòng)率的主要因素。偶數(shù)活塞電機(jī)的脈動(dòng)率遠(yuǎn)大于奇數(shù)活塞電機(jī)。因此，在設(shè)計(jì)中應(yīng)使用奇數(shù)個(gè)柱塞。理論上，柱塞的數(shù)量越多，電機(jī)的脈動(dòng)率就越小。但考慮到結(jié)構(gòu)尺寸和制造工藝等因素，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)采用z=5。偏心距與連桿的比值越小，脈動(dòng)率越小。后面會(huì)看到，當(dāng)連桿長(zhǎng)度無(wú)限大，演變成五連桿靜平衡電機(jī)時(shí)，脈動(dòng)率越小。2、在角位移、扭矩、速度和壓力脈動(dòng)中，角位移脈動(dòng)是原因，但隨著外部輸入輸出條件的變化，會(huì)以不同的脈動(dòng)形式表現(xiàn)出來(lái)，并在過(guò)程中相互轉(zhuǎn)換。一定條件下。并且存在定量計(jì)算關(guān)系。在實(shí)際應(yīng)用中，有時(shí)電機(jī)的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的脈動(dòng)并不明顯。這是因?yàn)殡姍C(jī)本身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量大，以及它所驅(qū)動(dòng)的外部負(fù)載。但是，恒定的輸出特性不可避免地會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)。壓力脈動(dòng)，流量。電機(jī)在低速運(yùn)行時(shí)，慣性并沒(méi)有起到主要作用，所以電機(jī)本身固有的脈動(dòng)表現(xiàn)在輸出中，屬于低速爬行的一種。第五章主要零件計(jì)算與分析5.1活塞的計(jì)算5.1.1活塞受力分析現(xiàn)在以活塞為例，忽略摩擦的影響，其作用力如下圖5-1所示：圖5-1單活塞受力分析圖圖中：活塞向心方向的液壓推理：是沿連桿軸線作用在曲軸上的推力：偏心點(diǎn)處的切向分量：偏心點(diǎn)處的法向分量：作用在曲軸軸承上的徑向載荷為：其中是高壓腔活塞在偏心方向上的切向合力：是每個(gè)高壓腔活塞在偏心方向上的法向合力：計(jì)算結(jié)果如下：當(dāng)z=5時(shí)，由前面的計(jì)算可知：d=100mm所以：設(shè)常數(shù)為1.55.1.2活塞連桿球節(jié)副計(jì)算一般連桿球頭的直徑設(shè)計(jì)成與活塞球窩的直徑相等。由于球節(jié)副受力較大，需要驗(yàn)證接觸面的比壓強(qiáng)度：在公式中-沿連桿軸線的推力[kgf]。A——連桿球面支撐面在垂直作用力方向的投影面積[]。[P]——內(nèi)容比壓。鋼對(duì)鑄鐵[P]=500560kgf/（球頭HRC≈60）鋼對(duì)鑄鐵[P]=8001000kgf/（球頭HRC≈5060）如果活塞球座的直徑設(shè)計(jì)為略大于連桿球的直徑，這種情況下，應(yīng)計(jì)算球鉸接的接觸應(yīng)力。接觸應(yīng)力計(jì)算如下：其中E是材料的彈性模量。對(duì)于鋼：對(duì)于鑄鐵：-連桿球節(jié)的曲率半徑。-活塞球窩的曲率半徑。-內(nèi)容接觸應(yīng)力推薦：連桿底面比壓計(jì)算：其中b是連桿底面與曲軸之間的接觸寬度。l——連桿底面與曲軸的接觸長(zhǎng)度。[P]——材料的內(nèi)容比壓。連桿底部引線巴氏合金的厚度越薄，內(nèi)容的比壓越大。一般工藝條件下，厚度不應(yīng)超過(guò)0.75mm，內(nèi)容比壓為420kgf/。5.2閥軸徑向壓力分析作用在分配軸上的徑向水力分析分兩部分進(jìn)行：?jiǎn)挝惠S向?qū)挾鹊膹较蛄Ψ治?；沿分配軸軸向的徑向力分布。對(duì)于不同的密封方式和平衡結(jié)構(gòu)，沿分配軸的徑向力會(huì)有不同的軸向分布。圖5-2閥桿機(jī)構(gòu)及剖面圖圖5-2是分布窗口的示意性剖視圖。下面將分析五缸電機(jī)分配軸幾個(gè)不同角度位置的單位寬度徑向力，得出徑向力隨變化的一般規(guī)律。1、分配軸在圖5-2所示位置：4、5缸供給高壓油；1、2、3缸排出。閥軸密封肩的連接線為EF。此時(shí)，受高壓油均勻分布的影響。密封面有縫隙泄漏。由于間隙小，泄漏流處于層流狀態(tài)。假設(shè)電機(jī)回油壓力=0，可以認(rèn)為壓力在泄漏長(zhǎng)度上從到到線性變化。作用在閥軸上的徑向力可以通過(guò)積分法或圖解解析法獲得。假設(shè)分布窗口對(duì)應(yīng)的圓心角為，則任意上角的壓力為：在這里，積分法用于求徑向力及其作用方向。取笛卡爾坐標(biāo)xOy，如圖5-2所示，積分極限從y軸開始，然后作用在式中，r——閥軸半徑2、分配軸在圖5-3所示位置：圖5-3閥軸位置示意圖當(dāng)分配軸從圖5-3所示位置轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，1號(hào)缸與高壓室連通，4、5、1缸進(jìn)入高壓油，2、3缸排出油。在均勻分布的高壓油的作用下，密封面上的壓力仍呈線性變化，上端液壓力3、閥桿在圖5-4所示位置：圖5-4閥軸位置示意圖連接閥軸密封長(zhǎng)度中點(diǎn)的線EF順時(shí)針旋轉(zhuǎn)角度仍為4、5、1缸進(jìn)油，2、3缸出油。在均勻分布的高壓油的作用下，密封面的壓力仍然是從到到的線性變化，鞋幫任意角的壓力為：任何上角：作用力：4、分配軸繼續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，處于圖5-5所示位置。這還是4、5、1缸的進(jìn)油，2、3缸的出油。圖5-5閥軸位置示意圖在均勻分布的高壓油的作用下，密封面上的壓力從to到線性偏移，鞋幫任意角處的壓力為：作用力：5、分配軸在圖5-6所示位置，4號(hào)缸進(jìn)入排油口。此時(shí)5、1缸進(jìn)入高壓油，4、2、3缸排出油。圖5-6閥軸位置示意圖在均勻分布的高壓油的作用下，密封面上的壓力從到到呈線性分布，鞋幫任意角的壓力為：作用力：以上是閥軸轉(zhuǎn)角繞轉(zhuǎn)時(shí)徑向力變化的關(guān)系式。如果繼續(xù)旋轉(zhuǎn)角度，則重復(fù)上述過(guò)程。不同角度位置的徑向力的合力：合力方向：取并帶入，計(jì)算上述五個(gè)不同的角點(diǎn)位置，得到：也就是說(shuō)，隨著旋轉(zhuǎn)角度的變化，作用在分配軸上的徑向力的合理大小基本保持不變。合力方向與x軸的夾角=9°04′=-9°04′=18°=-26°56′=-45°04′徑向不平衡合力作用線方向的變化如圖5-7所示。圖5-7合力作用線方向的變化由以上分析可知，在配流過(guò)程中，當(dāng)高壓缸的數(shù)量發(fā)生變化或變化時(shí)，即在角圍內(nèi)，轉(zhuǎn)角位置為0和0時(shí)，高壓缸的作用方向平衡徑向力的合力會(huì)突然跳躍。在一轉(zhuǎn)中產(chǎn)生的突然跳躍的頻率是2z次。合理作用方向的突變給徑向力平衡方法帶來(lái)困難。如果xOy坐標(biāo)系隨分布軸旋轉(zhuǎn)，可以得到隨旋轉(zhuǎn)角度變化的曲線，如圖5-8所示：圖5-8。力與旋轉(zhuǎn)角度的曲線5.3連桿受力分析柱塞的液壓推理通過(guò)擺動(dòng)的連桿傳遞到曲軸。曲軸在任意角度時(shí)，連桿的擺角為（見圖5-9）。圖5-9曲軸轉(zhuǎn)角與連桿擺角關(guān)系圖工作時(shí)，球頭相對(duì)柱塞球窩擺動(dòng)，滑塊底部相對(duì)偏心輪運(yùn)動(dòng)。在柱塞的推力傳遞過(guò)程中，兩個(gè)運(yùn)動(dòng)副中會(huì)產(chǎn)生摩擦力。圖5-10顯示了連桿球頭和滑塊底瓦的受力。圖5-10連桿受力分析圖圖示為柱塞球窩對(duì)球頭的受力、偏心輪對(duì)連桿底瓦的反作用力、球鉸處的摩擦力矩、滑塊底瓦與偏心輪之間的摩擦力矩，所以有：式中——球頭的等效摩擦系數(shù)，對(duì)于磨合球頭，，為球頭處的摩擦系數(shù)，根據(jù)潤(rùn)滑條件=。式中，滑塊底瓦處的等效摩擦系數(shù)，也有，為滑塊底瓦與偏心輪之間的摩擦系數(shù)，根據(jù)支承摩擦形式選取。對(duì)于連桿，從，有：必須：(5-1)公式中使用了“+”。由公式5-1可知，曲軸連桿長(zhǎng)度R+L越長(zhǎng)，滑塊底瓦與偏心輪的摩擦系數(shù)越小，夾角越小，可以減小側(cè)向力柱塞上的球頭。從這個(gè)意義上說(shuō)，將連桿底鞋設(shè)計(jì)為靜壓支撐也是有益的。5.4軸承選型和檢查5.4.1軸承選擇d0曲軸上圓錐滾子軸承的d0可以從曲軸連桿的半徑得知：d1≤2R-2ed1≤96mm選擇軸承直徑d1=40mm，軸承代號(hào)30326，外徑100mm。選擇軸承直徑d2=80mm，軸承代號(hào)30372，外徑135mm。5.4.2軸承當(dāng)量動(dòng)載荷5.4.3軸承壽命其中——軸承的基本額定壽命，；——軸承的基本額定動(dòng)載荷，；-軸承的轉(zhuǎn)速；——軸承的實(shí)際載荷，；-索引。NJ410軸承的額定動(dòng)載荷和NJ228軸承的額定動(dòng)載荷按參考。軸承轉(zhuǎn)速、指標(biāo)將上式代入式（3-17），得到NJ410軸承和NJ228軸承的使用壽命，比要求的使用壽命長(zhǎng)20000h，滿足使用要求。5.5曲軸連桿液壓馬達(dá)軸的檢查1、軸的彎扭組合強(qiáng)度條件為：式中——軸的計(jì)算應(yīng)力，；-軸上的彎矩，；-軸上的扭矩，-軸的彎曲截面系數(shù)，。根據(jù)圖3-3，可以確定。從參考資料中檢查。所以將數(shù)據(jù)代入式(3-16)可以得到根據(jù)參考資料，40Cr的許用彎曲應(yīng)力滿足強(qiáng)度條件。2、確定影響因素：軸的材質(zhì)為45鋼，調(diào)質(zhì)，取自文獻(xiàn)[13]：,肩圓角處的有效應(yīng)力集中系數(shù)根據(jù)可以從參考文獻(xiàn)中通過(guò)插值獲得：尺寸因子,根據(jù)軸向截面為圓形截面，查閱文獻(xiàn)表19.3-11，得：=0.62=0.83表面品質(zhì)因數(shù)，根據(jù)和表面處理方法為精車，查閱文獻(xiàn)表19.3-8，得==0.88材料彎扭特性系數(shù)，取=0.1=0.5=0.05可用的所以強(qiáng)度足夠，軸是安全的。第六章行星減速機(jī)的計(jì)算與分析6.1行星齒輪減速機(jī)相關(guān)資料使用場(chǎng)所：連接曲軸連桿液壓馬達(dá)輸出軸的減速機(jī)；傳動(dòng)比：=5.2輸入轉(zhuǎn)速：n=1280r/min輸入功率：P=150w行星齒輪：=3齒圈齒數(shù)=636.2行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比與效率計(jì)算行星齒輪比符號(hào)和角度標(biāo)簽的含義是：1、擋位b固定時(shí)，2K-H（NGW）型變速器的傳動(dòng)比為=1-=1+/可用的=1-=1-=1-5.2=-4.2=/-1=63/4.2=15輸出速度：=/=n/=1280/5.2=500r/min2、行星齒輪傳動(dòng)效率計(jì)算：η=1-|-/(-1)/=是ag嚙合的損耗系數(shù)，是bg嚙合的損耗系數(shù)，是軸承的損耗系數(shù)，是總損耗系數(shù)，一般取=0.025按=1280r/min、=500r/min、=-21/5得到6.3行星齒輪傳動(dòng)齒輪匹配計(jì)算一、傳動(dòng)比要求——傳動(dòng)比條件這是=1+/可用的1+/=63/5=21/5=4.2=因此，中心輪a和齒輪b的齒數(shù)滿足給定傳動(dòng)比的要求。2.確保中心輪、齒輪和行星架的軸線重合——同軸狀態(tài)為保證行星齒輪同時(shí)與兩個(gè)中心輪正確嚙合，要求外嚙合齒輪ag的中心距等于嚙合齒輪bg的中心距，即：=稱為同軸狀態(tài)。對(duì)于非排量或大排量驅(qū)動(dòng)，有：m/2(+)=m/2(-)必須：=-/2=63-15/2=243.確保多個(gè)行星齒輪均勻地安裝在兩個(gè)中心齒輪的齒之間——裝配條件考慮兩個(gè)相鄰行星齒輪的中心角=2π/中心輪a轉(zhuǎn)動(dòng)相應(yīng)的角度，該角度必須等于中心輪a（整數(shù)）齒對(duì)應(yīng)的中心角，這是：=式中，2π/為中心輪a轉(zhuǎn)動(dòng)一齒（圓節(jié)點(diǎn)）的中心角。=代入上式，我們有：完成后：滿足兩個(gè)中心輪的齒數(shù)和行星輪數(shù)為整數(shù)倍的裝配條件。4.確保相鄰兩個(gè)行星齒輪的齒頂不發(fā)生碰撞-鄰接情況在行星傳動(dòng)中，為保證相鄰兩個(gè)行星齒輪的齒頂不發(fā)生碰撞，相鄰兩個(gè)行星齒輪的中心距應(yīng)大于兩個(gè)齒輪頂圓的半徑之和，如圖6所示-1圖6-1行星輪齒的位置關(guān)系可用的=d+2=17m滿足鄰接條件。6.4行星齒輪傳動(dòng)幾何尺寸和嚙合參數(shù)的計(jì)算根據(jù)齒根的抗彎強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)m齒輪模數(shù)m的初始公式為：式中——算術(shù)系數(shù)，對(duì)于正齒輪傳動(dòng)=12.1；——嚙合齒輪副中小齒輪的額定扭矩，；-使用系數(shù)，得到=1；——綜合系數(shù)，得=2；——計(jì)算抗彎強(qiáng)度的行星齒輪間載荷分布不均系數(shù)，=1.85；—小齒輪齒廓系數(shù)，可用=3.15；-齒輪副中小齒輪的齒數(shù)，==15；——試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限，選擇=120所以取m=0.91)分度圓直徑d=m=138mm=m=168mm=m=437mm2)齒頂直徑附錄高度：外部嚙合=m=m=0.9參與度=(-△)m=(1-7.55/)m=0.792=+2=123mm=+2=154mm=-2=56.7-1.584=401.16mm3)根部直徑根高=(+)m=1.25m=1.125=-2112.5毫米=-2=193.5mm=+2=589.5mm4)齒寬b選擇=1=135mm=185mm=85mm5)中心距a對(duì)于無(wú)位移或大位移的嚙合傳動(dòng)，由于節(jié)圓與分度圓重合，嚙合齒輪副的中心距為：1.ag為外嚙合齒輪副=m/2(+)=175.5mm2.b—g為嚙合齒輪副=m/2(+)=175.5mm6.5行星齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算與校核1、行星齒輪抗彎強(qiáng)度的計(jì)算與驗(yàn)證(1)選擇齒輪材料和精度等級(jí)中心輪a選用45鋼正火，硬度162-217HBS，選用8級(jí)精度，要求齒面粗糙度1.6。，韌性等突出性能，吸水率低，尺寸穩(wěn)定，可用作齒輪、凸輪、軸承材料）選擇8級(jí)精度，要求齒面粗糙度為3.2。(2)扭矩=/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m=298.4N*mm；(3)根據(jù)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度檢查根據(jù)參考文獻(xiàn)[17]，如果得到[]，則校驗(yàn)合格。(4)齒形系數(shù)來(lái)自參考文獻(xiàn)[17]表8-12，=3.15，=2.7，=2.29；(5)應(yīng)力修正系數(shù)參考文獻(xiàn)[17]的表8-13，=1.49，=1.58，=1.74；(6)許用彎曲應(yīng)力來(lái)自參考文獻(xiàn)[17]圖8-24，=180MPa，=160MPa；由表8-9得到=1.3由圖8-25得到==1；由參考文獻(xiàn)[17]可以得到方程8-14=*/=180/1.3=138MPa=*/=160/1.3=123.077兆帕齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。2、齒輪齒面強(qiáng)度的計(jì)算與校核(1)、齒面接觸應(yīng)力===(2)，內(nèi)容的接觸應(yīng)力為許用接觸應(yīng)力可按下式計(jì)算：=*(3)、強(qiáng)度條件校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度條件：大、小齒輪的計(jì)算接觸應(yīng)力的較大值不應(yīng)大于其對(duì)應(yīng)的許用接觸應(yīng)力，即或檢查齒輪的安全系數(shù)：大小齒輪的接觸安全系數(shù)應(yīng)大于相應(yīng)的最小安全系數(shù)，即>查閱參考文獻(xiàn)[18]可以得到表6-11=1.3所以>1.33.相關(guān)系數(shù)和接觸疲勞極限(1)使用系數(shù)檢查參考[18]表6-7選擇=1(2)動(dòng)態(tài)負(fù)載率檢查參考[18]圖6-6得到=1.02(3)齒載荷分布系數(shù)對(duì)于接觸良好的齒輪副，理想=1(4)齒間載荷分布系數(shù)，來(lái)自參考文獻(xiàn)[18]表6-9發(fā)現(xiàn)==1.1==1.2(5)行星齒輪間載荷分布系數(shù)不均由參考文獻(xiàn)[18]公式7-13=1+0.5(-1)參考[18]圖7-19=1.5所以=1+0.5(-1)=1+0.5×(1.5-1)=1.25模仿=1.75(6)節(jié)點(diǎn)面積系數(shù)來(lái)自參考文獻(xiàn)[18]圖6-9發(fā)現(xiàn)=2.06(7)彈性系數(shù)參考文獻(xiàn)[18]的表6-10檢查=1.605(8)重合系數(shù)來(lái)自參考文獻(xiàn)[18]圖6-