【文章內容簡介】 將負載力矩把（持力矩） mNM L ?? 2400 和當量摩擦角 ?? ? 得： ????????? ? 24002t a n 1? 由前述可知，當 ? ＞ 45? 時，滾珠逆螺旋機構對軸向力 aF 起放大作用，即輸入較小的軸向力就可獲得較大的驅動力矩 ,滾珠逆螺旋機構為扭矩放大器。當 ? ＜ 45? 時，機構對 aF 起縮小的作用，即較大的軸向力只能輸出較小的扭矩。由于我們設計的滾珠螺旋擺動液壓馬達 , 空間尺寸和重量受到限制 , 而且滾珠副螺旋升角大 ,所以 賈遴琳 非對稱活塞式擺動液壓馬達的電液比例的控制系統(tǒng)設計 16 ? =176。不符。即 需重新定液壓缸外徑。由于液壓缸最大外徑 0D 可取 mm100 ，可取范圍比較大，所以先估算其最大外徑，為了是估算值更趨于準確，做出以下假設： （ 1） 負載壓力 MPapp sL 21?? ； （ 2） 最大負載力矩 mNMM mL ??? （ 3） 螺旋升角暫取 ??46? ； （ 4） 活塞有桿腔有效面積 202 DA ???； （ 5） 滾珠花鍵傳動副中徑 00 Dd ? 有馬達和負載力矩平衡的方程： LLm MpD ? 得： LL MpAd ???ta n21 20 將假設條件帶入上式得： mmpMDLL240088 3630???????????????? 試取 mmD 800 ? ，若取液壓缸缸體壁厚 mmt 41? ，則缸體內徑即活塞直徑為 mmtDD 7242802 10 ?????? 同理 mmDpd L 801020][ 6262 ??????? ?，取 mmd 15? 時，活塞桿的強度足夠 2221 cmDA ???? ?? 222222 )(4)(4 cmdDA ?????? ?? NpAF La 8 1 4 0 211 ?????? NpAF La 7 7 9 0 222 ?????? mmtddD b 200 ???? 賈遴琳 非對稱活塞式擺動液壓馬達的電液比例的控制系統(tǒng)設計 17 mmtdDd b 200 ????????? 則取 mmd 580 ? da LdF M ?? ??? ? 2/ta n 021 ??????? ? 24002t a n 1? 符合。 由式 ?? ??? tan2/0dL 按擺動角度 )50(50 ???? ?? 計算，可計算出螺旋傳動軸 、活塞等移動部件的有效行程為 mmdL ???????? ??? 取 mmL 27? 若取 ??360? 可計算出螺旋導程為： mmdp h ???????? ??? （ 1）滾珠螺旋傳動副 若滾道材料采用 25018 ?Ni ，滾珠采用 15CGr ，滾珠直徑 mmdb 6? ，則每個滾珠能承擔的最大法向載荷為 NP 2950][ ? 。螺旋傳動副載荷受力分析圖如圖 13? 所示。螺旋傳動副所受圓周切向力 NdMF Lt 82 7591058 24 0022 30????? ? 合力為： NFFF ta 16416545s i n 8275981400s i n 22221 ?????? ? 賈遴琳 非對稱活塞式擺動液壓馬達的電液比例的控制系統(tǒng)設計 18 βFa FtFrFλP 圖 13? 螺旋傳動副載荷受力分析圖 所需滾珠數(shù)目為： )(][ 粒??? PFZ 取 )(56粒?Z 若采用 7 頭螺旋傳動副，則每頭嚙 合傳動的滾珠需要 ?? ，所需螺旋滾道長度為： mmdl b 488681 ????? 螺旋套的有效承載長度為： mmlL i n48s i n11 ????? ? 取 mmL 361 ? （ 2）滾珠直花鍵傳動導軌副 不考慮滾珠與袞道之間的摩擦 作用時，滾珠直花鍵導軌段只承受扭矩的內力作用，故 0?aF ， NFt 82759? ，所以有合力為： NFFF ta 11703945s i n82759s i n 221 ????? ? 所需滾珠數(shù)目為 )( 39][ 粒??? PFZ 取 粒40?Z 同樣采用 7 頭花鍵傳動副，則每頭嚙合傳動的滾珠需要 ?? ，所需 賈遴琳 非對稱活塞式擺動液壓馬達的電液比例的控制系統(tǒng)設計 19 花鍵滾道長度為 mmdl b 366662 ????? 花鍵套的有效承載長度為 mmlL 3690s i n36s i n22 ????? ? 根據(jù)參考文獻可對其它螺旋傳動副或花鍵傳動副的主要結構參數(shù)進行確 定和計算。 鋼球直徑： mmdb 6? 工作滾道圓弧半徑： mmdR b ?? 滾道圓弧偏心距： mmdRe b )()2( ?????? 螺旋傳動軸大徑： mmddd b ?????? 螺旋傳動軸小徑： mmRedd ????????? 螺旋套或花鍵套大徑： mmRedD ????????? 螺旋套或花鍵套小徑： mmddD b ?????? 滾道牙頂圓角半徑： mmdr b ?? 返回側回珠滾道半徑： mmR ? 活塞式滾珠螺旋擺動液壓馬達的強度計算 液壓缸的強度計算 液壓缸包括缸體、活塞、活塞桿、缸蓋等主要零件。由于缸體及活塞桿兩零件的尺寸比較薄弱，其強度剛度直接引起 擺動液壓馬達的失效或泄漏等，造成系統(tǒng)的嚴重故障。因此必須對活塞桿、缸體等零件進行強度計算。 如前所述，由于活塞桿的直徑是按滿足強度要求計算出來的值，放大 5倍左右選取的直徑，自然滿足強度要求，毋需再計算。下面僅就液壓缸缸體的強度進行驗算。 當 1 ???Dt時，由薄壁圓筒強度計算公式，得滿足缸筒材料強度要 賈遴琳 非對稱活塞式擺動液壓馬達的電液比例的控制系統(tǒng)設計 20 求的最小厚度為： mmDPt ][2 66m a x1 ??? ???? ?? ? 式中 maxp — 為液壓缸內最大壓力，取系統(tǒng)最大壓力 MPap 21max ? 。 由前述所取 mmt 41? 遠遠大于 ，故缸筒厚度強度滿足要求。 對于最終采用的缸筒厚度應作以下驗算： （ 1）額定工作壓力應低于一定極限值，以保證工作安全 MP aD DDp sn )()( 22220220 ?????? ? 或 M P aDD DDp sn )( )( 4422440220 ??? ?????? ? 液壓缸內最大工作壓力為 MPap 21max ? 均遠小于上述計算的兩個極限值。 （ 2）額定工作壓力應與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生： M P app PLn )~( 0 5)~()~( ???? 式中 PLp — 為缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力， MP aDDpsPL 0 ????? ?； 由于 M P apM P ap n a x ??? ，故所設計液壓缸筒的塑性變形滿足要求。 3．缸體底部厚度計算 本設計采用的底部與缸筒為整體的盲孔缸筒，其底部為平面狀，故其厚度可以按照四周嵌住的圓盤強度公式進行近似計算： mmpD ][ m a x ?????? ?? 賈遴琳 非對稱活塞式擺動液壓馬達的電液比例的控制系統(tǒng)設計 21 因此，底部的厚度應 ?? ，本設計取值為 mm4?? 滿足強度要求。 螺旋傳動軸的強度計算 由前述螺旋傳動軸的內力圖可知，無論是螺旋傳動副還是花鍵傳動副均受到扭矩的作用，因此進行它們的強度計算必須用到扭轉截面系數(shù) pW 。下面首先將螺旋傳動軸的扭轉截面系數(shù)公式推導出來。 螺旋傳動軸螺旋段或花 鍵段的橫截面如圖 23? 所示。設周邊布置的滾道截面型面為半圓弧截面，其半徑為 mmR ? ；軸中心孔直徑為 mmd 263 ? ，軸最大直接取中徑mmd 580 ? 。 圖 23? 螺旋傳動軸橫截面圖 （ 1）滾 道截面對軸心的極慣性矩 周邊任意小半圓對其圓心的極慣性矩為 464441 )2( mRRI p ??????? ??? 小半圓對其質心的極慣性矩為 411442 )9 84()2)(18 164( mRI p ???????? ???? 小圓質心距離軸心的距離為 賈遴琳 非對稱活塞式擺動液壓馬達的電液比例的控制系統(tǒng)設計 22 mRdr 3 01 ?????? ?? 小半圓面積為 2522 mRA ?????? ?? 所以滾道半圓截面對軸心的極慣性矩為 4852112121 2 2 7 4 mArII ppo ??? ????????? （ 2）軸中心孔截面對軸心的極慣性矩 由圓形截面對質心位置的極慣性矩公式可得軸中心孔截面對軸心的極慣性矩為 484432 mdI po ?????? ?? （ 3）螺旋傳動軸截面對軸心的極慣性矩 螺旋傳動軸截面對軸心的極慣性矩為軸的最大直 徑包絡圓截面對軸心的極慣性矩減去中心孔截面圓和周邊小半圓截面對軸心的極慣性矩。設有 12?n 個周邊小半圓截面，則螺旋傳動軸截面對軸心的極慣性矩為 478841240 mnIIdIpopop ??? ???????????? ?? （ 4）螺旋傳動軸的截面積和抗扭截面系數(shù) 由圖可知，螺旋傳動軸的截面積為 2322222320 mRnddS ????????????? ?????? 螺旋傳動軸的抗扭截面系數(shù)為 3570 mdIW pp ?? ?????? 由于螺旋傳動軸的螺旋段受到軸向力和扭矩作用，可以由第三強度理論或第四強度理論對其進行強度計算。 按第三強度理論或第四強度理論計算為： 賈遴琳 非對稱活塞式擺動液壓馬達的電液比例的控制系統(tǒng)設計 23 M P aM P aWMSFpLa 6 6][24 0 0)4(81 4 00)4( 2523221????????? ???????? ?????????????????????? 由此可知，螺旋傳動軸若選用高強度材料 25018 ?Ni 或 15CGr ，則其強度足夠。 滾珠與滾道之間的接觸強度計算 由于在滾道曲率半徑 R 相同的條件下，鋼球與傳動軸的滾道接觸點處的接觸應力和鋼球與螺旋套或花鍵套滾道接觸點的接觸應力于同一載荷下并不相同，且螺旋傳動軸滾道側的接觸應力大于螺旋套或花鍵套滾道側的接觸應力。所以若兩者硬度相同，那么在同一載荷下螺旋傳動軸滾道側的塑性變形量亦將大于螺旋套或花鍵套滾道側的塑性變形量，在設計計算中應主要限制滾道表面的塑性變形值。 由于采用內循環(huán)，則圓弧滾道半徑 mmdR b ???? 鋼球與絲杠滾道面接觸點處的四個主曲率為： 6221211 ???? bd?? 1121 ?????? R? 01 45c os658 47c os45c os2c osc osc os2 022 ???? ?????? ???? bdd 則鋼球在接觸點處的靜載荷系數(shù) (接觸應力 )為 M P adf boa))((6))((22122111???????? ???? 當活塞式滾珠螺旋擺動液壓