【導讀】設備等各種機械的液壓傳動系統(tǒng)中。特別適用于提升絞盤、卷筒驅動、各種回。轉機械驅動、履帶和輪子行走機構的驅動等傳動機械中。能好，低速運轉平穩(wěn)，啟動效率高，加速和制動時間短，過載保護容易。點，因而在內(nèi)獲得了廣泛的應用。國內(nèi)有廣泛運用并在一些萬噸貨輪，刨煤機，拖拉機，挖掘機石油鉆井機等機器上進行了試用。20世紀60年代初，才開始。葉片式、柱塞式和其它型式。曲軸連桿式馬達原理是壓力油通過配油盤進入缸。體內(nèi)，迫使柱塞從缸體中伸出，并沿斜盤滑動，使缸體與軸一同旋轉而做功，回油通過配油盤的另一開口排出。齒輪馬達和葉片馬達屬于高速馬達，它們的。慣性和輸出扭矩很小，便于起動和反向，但在低速時速度不穩(wěn)或效率顯著降低。齒輪泵進口大而出口小。液壓馬達是作連續(xù)回轉運動并輸出轉矩的液壓。通過此次研究了解曲軸連桿式液壓馬達的工作原理，結構特點。

　　

【正文】 48 CBA 上的作用力： 22 11()125 1 1() 1 [ ( ) ] s i n s i n2PP r d P r d?? ?????? ? ? ? ? ??? ? ?? ? ?? ? ? ??? 2 2 21 1 111{ c o s ( ) [ s i n ( ) s i n ] }2 2 2Pr ? ? ????? ? ? ? ? 22 11()125 1 1() 1 [ ( ) ] c o s c o s2PP r d P r d???????? ? ? ? ? ??? ? ?? ? ?? ? ? ? ? ??? 2 2 21 1 111{ s i n ( ) [ c o s c o s ( ) ] }2 2 2Pr ? ? ????? ? ? ? ? ? 上述為配流軸轉角 ? 在 0~? 范圍轉動時徑向力變化關系式，繼續(xù)轉動 ?角，將重復上述過程。 在不同轉角位置徑向力的合力： 22P P P???? 合力作用方向： tan PP???? 以 ? ， 1? 和 ? 帶入，對上述 0~??? 間的五個不同轉角位置進行計算得到： 1 2 3 4 5 P P P P P r? ? ? ? ? 即隨轉角變化，作用在配流軸上的徑向力合理大小近似不變。 合力作用方向與 x 軸間的夾角 49 1? =9176。 04′ 2? =9176。 04′ 3? =18176。 4? =26176。 56′ 5? =45176。 04′ 不平衡徑向力合力作用線方向變動情況在圖 57 中。 圖 57 合力作用線方向的變動情況 有上述分析可知，在配流過程中，當高壓油缸數(shù)由 12z? 變?yōu)?12z? ，或由 12z?變?yōu)?12z? 時，即在 0~? 角范圍中，轉角位 0 和 ? 時，平衡徑向力的合力作用 50 方向都要發(fā)生突跳，一轉中合力突跳的頻率為 2z次。 合理作用方向這一突跳變化，給徑向力的平衡方法帶來困難。 若令 xOy 坐標系隨配流軸轉動，可作得 P? 、 P? 隨轉角的變化曲線，如圖58 所示： 圖 58P? 、 P? 力隨轉角的變化曲線 51 連桿的受力分析 柱塞的液壓推理通過擺動的連桿傳給曲軸。當曲軸處于任意轉角 i? 時，連桿的擺角為 1? （見圖 59） 。 圖 59 曲軸轉角與連桿擺角關系簡圖 工作中球頭相對于柱塞球窩擺動，滑塊底部 與偏心輪相對運動，在傳遞柱塞推力過程中，兩隊運動副中產(chǎn)生摩擦力。連桿球頭和滑塊底瓦的受力如圖 510所示。 52 圖 510 連桿受力分析圖 圖中2OF為柱塞球窩對球頭的作用力，1OF為偏心輪對連桿底瓦的反力，2rM為球鉸處摩擦力矩，1rM為滑塊底瓦與偏心輪之間的摩擦力矩，因此有： 22r O e rM F rf ?? 式中 erf? — 球鉸的當量摩擦系數(shù)，對于跑合的球鉸， ? ? ， 2f 為 球鉸處的摩擦系數(shù)，根據(jù)潤滑情況 2f =~ 。 11r O e nM F Rf ?? 53 式中 enf? — 滑塊底瓦處的當量摩擦 系數(shù)，同樣有 ? ? ， 2f 為 滑塊底瓦與偏心輪間的摩擦系數(shù)，根據(jù)支撐摩擦形式選取。 對連桿，由 0F?? ，得 12OOFF? 2 0OM ??,有： 1 2 1 ( ) s i n 0T T OM M F R L ?? ? ? 得： 12112()s in 1 . 2 7( ) ( )TTOMM f R f rF R L R L? ???? （ 51） 式中 “ +”用于 90 ?≤ ≤ 180 。 由式 51 可見，曲軸連桿的長度 R+L 越長，滑塊底瓦與偏心輪間的摩擦系數(shù) 2f 越小， ? 角就越小們可以減小球頭對柱塞的側向力。從這一意義上看，連桿底瓦設計成靜壓支撐也是有益的。 軸承的選擇以及校核 軸承的選擇 由曲軸連桿半徑可知曲軸上的圓錐滾子軸承內(nèi)徑 d０ ： d1≤ 2R－ 2e d1≤ 96mm 選取軸承內(nèi)徑 d1＝ 40mm，軸承代號 30326，外徑 100mm。 選取軸承內(nèi)徑 d2＝ 80mm，軸承代號 30372，外徑 135mm。 54 軸承的當量動載荷 ??? DVDH FFP 42 5 9222 ??? DHAH FFP ?)(60106 PCnLh ? 式中 hL —— 軸承基本額定壽命， h ； C —— 軸承基本額定動載荷， N ； n —— 軸承的轉速，； P —— 軸承的實際載荷， N ； ? —— 指數(shù)。 根據(jù)參考文獻查得 NJ410 型軸承的額定動載荷 kN1201 ?C ， NJ228 型軸承的額定動載荷 kN3022?C 。軸承轉速 m ?? nn ，指數(shù) 310?? 把以上公式代入式 (317)可以得到 NJ410 型軸承和 NJ228 型軸承的壽命為h206861 ?hL ， h528092 ?hL 大于所需求的使用壽命 20xx0h，所以軸承滿足使用要求。 曲軸連桿式液壓馬達軸的校核 ： 2)2(4)( WTWMCA ?? ?? 式中 CA? —— 軸的計算應力， MPa ； M —— 軸所受的彎矩， mmN? ； 55 T —— 軸所受的扭矩， mmN? W —— 軸的抗彎截面系數(shù)， 3mm 。 根據(jù)圖 33 可以確定 ??M ， ??T 。 根 據(jù)參考文獻查得 74 3 ?? dW 。 所以把數(shù)據(jù)代入式 (316)可得 ?CA? 根據(jù)參考文獻 查得 40Cr 的許用彎曲應力 CA?? ??? M P a70][ 1 滿足強度條件。 ： 軸的材料為 45 鋼，調(diào)質處理，由 文獻 [13] 查得 : 2 21600 / , 275 N / m mB N m m?? ???， 21 140 N / mm?? ? 軸肩圓角處的有效應力集中系數(shù) ?? KK, 根據(jù) / 1 .6 / 9 5 0 .0 1 6rd ?? / 1 1 2 / 9 5 1 .1 7Dd ?? 由 參考文獻 經(jīng)插值可得： ?? ?? 尺寸系數(shù) ?? 、 ?? 根據(jù)軸截面為圓截面查 文獻表 ， 得： ?? ＝ ?? = 表面質量系數(shù) ?? 、 ?? 根據(jù) 2600 /B N mm? ? 和表面加工方法為精車，查 文獻表 ，得 ?? ＝ ?? ＝ 56 材料彎曲扭轉的特性系數(shù) ?? 、 ?? 取 ?? ＝ ?? ＝ ?? = 可得 1amS K? ???? ? ??? ? 0? ? ? ?? 1amS K? ???? ? ??? ? 1401. 4 7. 58 0. 05 7. 58? ? ? ?? 22CaSSS SS????? ? ? ?223 3 .9 7 1 2 .7 53 3 .9 7 1 2 .7 51 1 .9 1 .5 ~ 1 .8S???? ? ? 所以強度足夠 ,該軸安全 。 57 第 6 章 行星減速器的計算與分析 行星齒輪減速器的 有關數(shù)據(jù) 使用地點：與曲軸連桿式液壓馬達輸出軸相連接的減速裝置； 傳動比： pi = 輸入轉速 :n=1280r/min 輸入功率： P=150w 行星輪個數(shù)： wn =3 內(nèi)齒圈齒數(shù) bz =63 行星齒輪傳動的傳動比和效率計算 行星齒輪傳動比符號及角標含義為： 齒輪 b固定時， 2K— H（ NGW）型傳動的傳動比 baHi 為 baHi =1Habi =1+bz /az 可得 Habi =1baHi =1pi == az =bz /baHi 1=63/=15 輸出轉速： Hn =an /pi =n/pi =1280/=500r/min 行星齒輪傳動的效率計算： η =1|an Hn /(Habi 1) ? Hn / H? 58 H? = *H H Ha b B? ? ?? Ha? 為 a— g 嚙合的損失系數(shù)， Hb? 為 b— g 嚙合的損失系數(shù)， HB? 為軸承的損失系數(shù)， H? 為總的損失系數(shù)，一般取 H? = 按 an =1280 r/min、 Hn =500r/min、 Habi =21/5 可得 ? ? 128 0 5 001 | | 1 5 97 .98 %( 1 ) 4 .2 1 5 00HaHHab Hnnin?? ?? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? 行星齒輪傳動的配齒計算 傳動比的要求 —— 傳動比條件 即 baHi =1+bz /az 可得 1+bz /az =63/5=21/5= =baHi 所以中心輪 a和內(nèi)齒輪 b 的齒數(shù)滿足給 定傳動比的要求。 保證中心輪、內(nèi)齒輪和行星架軸線重合 —— 同軸條件 為保證行星輪 gz 與兩個中心輪 az 、 bz 同時正確嚙合，要求外嚙合齒輪 a— g的中心距等于內(nèi)嚙合齒輪 b— g的中心距，即： w(a )ag? =()wbga ? 稱為同軸條件。 對于非變位或高度變位傳動，有： m/2(az + gz )=m/2(bz gz ) 得： 59 gz =bz az /2=6315/2=24 保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間 —— 裝配條件 想鄰兩個行星輪所夾的中心 角 H? =2π /wn 中心輪 a 相應轉過 1? 角， 1? 角必須等于中心輪 a 轉過 ? 個（整數(shù)）齒所對的中心角， 即： 1? = 2az??? 式中 2π / az 為中心輪 a轉過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。 pi = 1 1 bH H aznnz??? ? ? 將 1? 和 H? 代入上式，有： 212 abawzzzn?????? 經(jīng)整理后： (1 5 6 3 ) 2422abzz? ? ?? ? ? 滿足兩中心輪的齒數(shù)和應為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。 保證相鄰兩行星輪的齒頂 不相碰 —— 鄰接條件 在行星傳動中，為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰，相鄰兩行星輪的中心距應大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖 61 所示 60 圖 61 行星齒輪齒間位置關系圖 可得 180l 2 s in ( ) ( )ow a gwadn?? ＞ 2 2 3l s in 6 0 3 9 mm ( ) 2oagzz?? ? ??? ()agd =d+2ah =17m 滿足鄰接條件。 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參 數(shù)計算 按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù) m 齒輪模數(shù) m 的初算公式為 23 1 1 1 l i mm = /m A F F P F a d FK T K K K Y z??? 61 式中 mK — 算數(shù)系數(shù)，對于直齒輪傳動 mK =； 1T — 嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩， Nm? ； 11 9549awwT PT nn?? n 9 5 4 9 0 . 1 5 / 3 1 6 0 0 0 . 2 9 8 4 N m? ? ? ? ? AK — 使用系數(shù)，得 AK =1； FK? — 綜合系數(shù)，得 FK? =2； FPK — 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ， FPK =； 1FaY — 小齒輪齒 形系數(shù)， 可得 1FaY =； 1z — 齒輪副中小齒輪齒數(shù)， 1z =az =15； limF? — 試驗齒輪彎曲疲勞極限， 2Nmm? 選取 limF? =120 2Nmm? 所以 231 1 1 l im3 2m = /1 2 .1 0 .2 9 8 4 1 2 1 .8 5 3 .1 5 /0 .8 1 5 1 2 00 .6 5 8m A F F P F a d FK T K K K Y z???? ? ? ? ? ? ? ?? 取 m= 1）分度圓直徑 d ()ad=m? az =138mm 62 ()gd =m? ()gz =168mm ()bd =m? ()bz =437mm 2) 齒頂圓直徑 ad 齒頂高 ah ：外嚙合 1ah = *ah ? m=m= 內(nèi)嚙合 2ah =（ *ah △ *h ） ? m=()? m= ()aad = ()ad +2ah =123mm ()agd = ()gd +2ah =154mm ()abd = ()bd 2ah == 3) 齒