摘 要：介绍了几种大摆角螺旋摆动液压缸的结构，叙述了主要的设计步骤和参数的确定。
关键词：螺旋摆动液压缸；设计；参数
螺旋摆动液压缸是一种利用大螺旋升角的螺旋副实现旋转运动的特殊液压缸。这种液压缸体积小、重量轻、结构紧凑。与叶片式摆动马达相比，它输出转矩大，容积效率高。特别是它的摆动范围可以大于360°。因此，对于需要低速大角度的摆动机构来说，是一种理想的选择。
1 结构形式选择
在螺旋副传动中，根据相对原理，在不同工作机构中，可以固定螺杆，将需要转动的部件连接在螺母上；或者固定螺母，而将需要转动部件连接在螺杆上。无论采用哪一种形式，当负载一定时，增大液压缸的输出摆角，都将增大液压缸活塞的工作行程，当摆角大到360°时，活塞行程等于螺旋的螺纹导程，从而使液压缸的尺寸增加。因此，要合理的选择液压缸的结构形式，使其体积小，结构紧凑，便于整机布置。
1.1 非圆活塞式摆动液压缸
图1为非圆活塞式摆动液压缸的结构示意图。
1.缸体 2.转动套 3.螺旋棒 4.活塞
图1 非圆活塞式摆动液压缸
图中螺旋棒3与缸体1固定。非圆(椭圆)活塞内表面与螺旋棒啮合。转动套2内表面形状与活塞外表面形状相同。因此，当活塞在转动套内液压力作用下，既沿螺旋棒直线运动又转动，旋转运动通过活塞非圆表面及转动套输出。这种结构轴向尺寸小，但非圆活塞的内外表面加工比较复杂，要采用数控加工。
1.2 花键活塞式摆动液压缸
图2为花键活塞螺旋摆动液压缸结构示意图。
图中螺旋棒5与缸体2固定。活塞4一端加工有花键，转动套3的内圆表面也加工有花键并与活塞花键相啮合。当活塞受液压力作用沿螺旋棒直线运动时，同时也转动。这一旋转运动由转动套及法兰盘1输出。这种结构比较简单，容易加工，能传递较大扭矩。但由于转动套的轴向长度要大于或等于活塞上花键的长度，而当液压缸摆角大于360°时，这一长度也大于一个导程。因此，这种结构轴向尺寸大。
1.法兰盘 2.缸体 3.转动套 4.活塞 5.螺旋棒
图2 花键活塞式摆动液压缸
1.3 带导向杆式螺旋摆动液压缸
图3为带导向杆式螺旋摆动液压缸结构示意图。
1.缸体 2.导向杆 3.活塞 4.螺旋棒
图3 带导向杆式螺旋摆动液压缸
图中螺旋棒4通过2端锥轴承支撑于缸体1上，两根导向杆2穿过活塞3固定在缸体上。当活塞在液压力的作用下沿螺旋棒运动时，要产生旋转运动。如果固定缸体，则由于导向杆也固定，所以活塞只能沿螺旋棒及导向杆直线运动，而旋转运动由螺旋棒输出。如果固定螺旋棒，则活塞通过导向杆带动缸体转动。但从密封角度来看活塞不宜转动。这种液压缸结构简单，便于加工。但由于导向杆穿过活塞，使活塞有效面积减小。从而在传递相同转矩时液压缸径向尺寸增大。
1.4 双螺旋摆动液压缸
图4为双螺旋摆动液压缸结构示意图。
1.缸体 2.螺旋套 3.活塞 4.螺旋棒
图4 双螺旋摆动液压缸
图中螺旋套2和螺旋棒4的螺旋线方向相反。螺旋套与缸体固定，当活塞沿螺旋套旋转并直线运动时，活塞内部的螺旋副使螺旋棒转动，反之亦然。一般来说两处螺旋导程相等，螺旋棒的螺旋升角大于螺旋套的螺旋升角。如果两处螺旋升角相等，螺旋棒的导程小于螺旋套的导程，当活塞旋转1周，螺旋棒转动范围就大于1周。这种液压缸结构紧凑，输出转矩大。
2 主要参数确定与计算
2.1 液压参数
2.1.1 转矩与压力
液压缸实际输出转矩计算：
图5为计算简图。液压缸活塞为螺母，作用于螺母上的液压力p必须克服螺旋棒对螺母正压力N的水平分力F1、摩擦力Nμ的水平分力F2，才能推动活塞沿螺旋线方向转动或使螺旋棒转动。
图5 转矩计算简图
根据静力平衡原理
p＝F1＋F2＝Ncosα＋Nμsinα
＝N（cosα＋μsinα)
即 N=p/(cosα+μsinα) (1)
使活塞或螺旋棒旋转的圆周力T1及阻力T2分别为：
T1＝Nsinα T2＝Nμcosα
扭力为：T＝T1－T2＝N(sinα－μcosα)
设d1表示螺旋棒的平均直径，则液压缸的输出转矩：
M=Td1/2=N(sinα+μcosα)×d1/2
将(1)式带入上式，则得：
M=P(sinα+μcosα)/（cosα＋μsinα)×d1/2=pd1(tgα-μ)/2(1+μtgα)=pd1/2tg(α-ρ）
或 M=1/2 pd1/2tg(α-ρ） (2)
式中 α——螺旋升角
ρ——螺旋副的摩擦角
S——活塞的有效受压面积
p——液压缸油压
上式仅考虑了螺旋副的摩擦损失，利用它计算液压缸的实际输出转矩时，还应考虑液压缸中反压的影响以及轴承等其他机械摩擦损失的影响。
液压缸的理论输出转矩计算：
令(2)式中的ρ＝0，即可得到液压缸的理论输出转矩：
M=1/2d1Stgα (3)
则螺旋副的机械效率η为液压缸的实际输出转矩与理论转矩之比即
η=M=(1/2d1Stg(α-ρ）)/(1/2d1Stgα)=tg(α-ρ）/tgα (4)
2.1.2 角速度与理论流量
由 L＝πd1tgα
得 Q=60ω/2π×LS/10=0.955ωLS (5)
式中 L——液压缸螺纹的导程
S——液压缸活塞面积
ω——要求输出的角速度
Q——理论所需流量
2.2 螺旋副的类型及螺纹参数
2.2.1 螺旋副的类型
用于传动螺旋副的类型，按螺纹牙形分，主要有梯形、锯齿形、矩形和渐开线等几种，其中梯形最常用。所以，可选梯形螺纹。
2.2.2 螺纹参数
螺纹参数主要包括螺纹的3个直径(大、中、小)、螺距、导程、螺纹线数、螺纹升角、牙形角、旋向等。螺纹参数可按3种方法确定：① 选择标准螺纹参数，即以上参数均可按有关标准确定；② 选择非标准螺纹，即螺纹的螺距不符合有关标准，其他参数都符合标准；③ 选择特殊螺纹，即所有参数都不符合标准。
无论按哪一种方法确定螺纹参数，首先都要确定出螺纹的公称直径。对于螺旋摆动液压缸，要根据其传递的转矩来初步计算螺纹的公称直径。计算公式如下：
式中 TJ——计算转矩，TJ＝kT，T为负载转矩，k为修正系数，一般可取1.1～1.2
［τ］——许用剪切应力
如果选择标准螺纹，则根据初步计算的公称直径d按照有关标准确定其值，同时确定出相应的螺距。以上两个参数确定以后，再确定螺纹线数，螺旋摆动液压缸取多线数螺纹，一般取4至6。螺纹的其他参数均可计算出来。
如果选择非标准螺纹，则计算出公称直径以后，再选择螺旋升角及螺旋线数，然后可计算出螺距。螺旋摆动液压缸一般取螺旋升角为60°左右。
2.3 液压缸活塞设计
液压缸活塞设计首先是确定出活塞的厚度、有效受压面积、工作行程等参数，其次是根据液压缸的总体结构形式确定活塞的具体结构。
活塞的厚度可参考有关螺纹旋合长度的标准确定。增加旋合长度有利于减少液压缸内部泄漏。活塞的有效受压面积取决于油压、螺旋升角及负载转矩。负载的大小与活塞面积成正比；油压及螺旋升角与活塞面积成反比。活塞的工作行程取决于螺纹导程及液压缸所需摆动的角度。如果摆动角度为360°，那么活塞的工作行程就等于螺纹的导程，而螺纹的导程等于螺旋升角的正切值与圆周率及螺纹中径的乘积。因此，螺纹螺旋升角对液压缸的外形尺寸影响很大。当液压缸负载及螺纹中径一定时，选择大的螺旋升角，可以减小活塞的有效受压面积，使液压缸变细，但却提高了液压缸的工作行程，使液压缸变长。选择小的螺旋升角，使液压缸变成短粗型。
活塞一般采用2种材料组合起来。活塞主体选择具有较高强度的钢，而螺纹部分采用耐磨的铸铁或青铜。另外，如果活塞旋转，那么选择密封时要考虑密封件的相应强度。
2.4 液压缸总效率
螺旋摆动液压缸的总效率等于液压缸的容积效率、螺旋副机械效率及液压缸轴承效率三者的乘积。螺旋副机械效率按(4)式计算，轴承效率根据轴承类型按有关手册选择。液压缸的容积效率按下式近似计算：
ηv=(1-πdδ3)/(12Qμl)Δp (7)
式中 d——螺纹中径
δ——螺纹配合间隙，一般取0.25～0.5 mm
μ——油液的动力黏度
Q——输入液压缸油液的流量
l——螺纹旋合长度
Δp——活塞左右两侧的油压差
(end)
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