压缸的联接主要有缸盖或缸底与缸体的联接活塞与活塞杆的联接等。缸盖联接计算螺纹联接的计算缸体与缸盖用螺纹联接如下图时，缸体螺纹处的拉应力为螺纹处的切应力为合成应力为式中螺纹拧紧系数，静载时，取动载时，取螺纹内摩擦系数，般取螺纹外径螺纹内径。当采用普通螺纹时螺纹螺距液压缸直径螺纹材料的许用应力螺纹材料的屈服点安全系数，通常取缸体螺纹处所受的总拉力图螺纹联接螺栓联接的计算缸体与缸盖采用螺栓联接采用螺栓联接时，螺纹处的拉应力为螺纹处的切应力为合成应力为式中螺栓数图缸体与缸盖的螺栓联接活塞与活塞杆的联接计算活塞与活塞杆采用螺纹联接如下图时，螺纹退刀槽处为活塞杆的危险截面，其拉应力为其切应力为合成应力为式中液压缸的输出拉力活塞杆直径系统工作压力活塞杆材料的许用应力活塞杆材料的屈服点安全系数图螺纹联接活塞杆与活塞肩部表面的压应力为式中活塞上的孔径活塞上孔的倒角尺寸活塞杆上的倒角尺寸活塞或活塞杆材料的许用应力液压缸采用液压缓冲的原理就是用缓冲液体的压力能来吸收工作机构惯性力的机械能。下图给出了液压缸常用的种缓冲装置可调式恒截留面积缓冲装置。图液压缸缓冲装置液压缸缓冲腔中的能量为式中缓冲行程中腔内的平均压力具有缓冲柱塞侧的活塞作用面积若实现缓冲，则应满足由惯性力生产的机械能为式中活塞上的液压能液压缸直径系统工作压力缓冲柱塞长度由惯性力使活塞及载荷等产生的动能活塞及载荷的总质量液压缸的输出速度由重力产生的重力能液压缸的倾斜安装角。当液压缸上行时，取负值当液压缸下行时，取正值摩擦损失能量摩擦力当时，缓冲腔中的平均缓冲压力为由上式可见，缓冲压力由稳态压力和瞬态压力两部分组成。其中稳态压力主要由和等组成，而瞬态压力则由组成，如下图所示。且图缓冲压力缓冲腔中的最大冲击压力为本章小结本章介绍了液压缸的设计计算。首先介绍了液压缸性能参数的计算，依次介绍液压缸主要几何尺寸的计算液压缸结构参数的确定液压缸的联接计算，最后介绍了液压缸的缓冲计算。第六章偏摆液压马达的改进齿轮的改进由于箱体加工成型后，尺寸比理论的小，如果按照计算所得的齿轮加工，齿轮将卡在箱体里不能转动，所以讲齿轮的模数增加，齿轮的厚度改薄。配流阀芯的改进如图在配流阀的阀芯后面增加个阀，增加了安全性。防止在高压气体进入的时候将缸体顶飞。柱塞的改进由于马达在工作过程中，柱塞往往不能作用在中心位置，使得作用力不平衡。所以在柱塞外围增加齿扣。这样不但提高了马达的效率，还延长了马达的使用寿命。管子的改进因为阀和缸体太紧凑，管子的接头没有空间接出来，所以将管子该成软管，而且试验过程中发现软管实用，缺点就是不能承受太大的压力。增加的阀图高压气体法兰盘的改进由于气缸做的太大，所以将气缸的法兰盘做成扇形。本章小结通过系列的改进，试验机已经能够正常进行实验。为其他计算和验证提供了很好的真实数据。总结毕业设计是在教学过程的最后阶段采用的种总结性的实践教学环节。通过毕业设计，能使学生综合应用所学的各种理论知识和技能，进行全面系统严格的技术及基本能力的训练。就我个人而言，毕业设计是对自己的四年的大学生活做出总结，同时为将来工作进行次适应性训练，从中锻炼自己分析问题解决问题的能力，为今后自己的工作，生活打下个良好的基础。通过本次设计，我对个机器的设计过程有了深刻的了解，了解并掌握机电体化产品中机械液压驱动控制等方面的独立与整体设计，把平时学到的知识应用到实践中，为我毕业后走上工作岗位提供了很好的锻炼机会，同时找到了自身存在的差距，为我在以后的工作中继续学习奠定的良好的基础。主要参考文献刘鹄然锥差式液压传动机构效率分析机械传动刘鹄然锥差式减速器的演化长沙铁道学院学报，刘鹄然锥差式液压马达效率分析机床与液压，杨廷栋等渐开线齿轮行星传动成都科技大学出版社，南京工学院理论力学北京人民教育出版社，陈卓如低速大扭矩液压传动机构理论计算与设计机械工业出版社，袁希光传感器技术手册，国防工业出版社，美米勒著，孙延祚译流量测量工程手册中国机械工业出版社，孙淮清王建中流量测量节流装置设计手册化学工业出版社，龚发云胡来碍李承志等液压锥差传动机构空间连杆齿轮机构运动学分析洛阳，矿山机械，，，，，，，，，，金基铎等实验分析两端支承管道的参数共振中国机械工程，第期李学艺锥差液压马达锥差传动的多齿啮合性能与制造技术研究硕士学位论文武汉湖北工学院南京工学院理论力学北京人民教育出版社，致谢在此次毕业设计完成之际，感谢我的指导老师刘鹄然老师，感谢他对我此次毕业设计的指导。在对整个机器的设计过程中，我遇到过不少问题，对于搞不清楚的问题，刘老师都对我进行了讲解与分析，并教会我对于此类问题处理方法。另外要感谢与我共同参与此次课题设计的袁彬彬同学，我们彼此进行过好几次对于本设计的些讨论，互相帮助互相促进完成了此次设计。同时，对在大学期间教育我的老师们表示感谢，是你们让我们打下了扎实的专业基础，教会了解决问题的方法。同样谢谢在本次毕业设计中关心我帮助我的老师和朋友,的变化范围力对轴的距等于力对点的距在其上的投影，故有所有气缸产生的力矩之和注意当瞬轴在之间时，有四个气缸处于有效作用范围当瞬轴在之间时，有五个气缸处于有效作用范围计算示例气缸个数气缸内径气缸中心所在圆周直径缸内活塞面积㎝压强公斤㎝压力公斤个缸对中心的距公斤所有气缸的点力矩本章小结本章通过对偏摆液压马达输出力矩进行了初步的估计和计算，从计算结果可以看出，该型马达具有传动比大输出转速低等优点。第五章偏摆液压马达的设计偏摆液压马达传动机构简述偏摆液压传动机构是将气体的气压能转换为旋转的机械能的能量转换动力机械。目前，把液压马达与行星减速合二为，实现更紧凑的设计方案，但在国外研究和应用已很普遍，特别是在静液行走驱动中的应用，国外已有许多研究报道。在国内虽然有这样的产品如如北京行星减速机厂生产的，自由落钩卷扬减速器，以及力士乐北京液压有限公司生产的行星齿轮减速机，与液压马达配合，也可实现较紧凑的机械结构。但他们是把现成的液压马达与现成的摆线针轮减速简单的连接起来。而本课题是把液压马达与行星减速有机的结合起来，本质的不同。相当于让柱塞马达的斜盘转动，柱塞固定，而斜盘又进步演化成偏摆行星齿轮的偏摆。简言之我们的马达与减速已浑然体密不可分。故进步简化结构。由于柱塞是固定，柱塞马达的柱塞可以代之以气缸，增加受压面积倍左右，进步提高马达的矩功比。故不用行星减速，本原理也可以应用于高速大扭矩马达。提高扭矩倍左右。我们的矩功比是该型产品远远无法达到的。目前，国外对该类型马达研究资料甚少。美国曾研究和开发种偏摆齿轮马达，采用轴向柱塞直接推动偏摆锥齿轮副减速和三通柱塞循环配流，其中偏摆齿轮用直齿花键与输出轴上鼓形球面花键相联接，另锥齿轮固定在壳体中。工作时该偏摆齿轮在柱塞直接推动下作高频率偏摆运动，同时又带动输出轴作低速转动。这种马达采用球面花键轴输出中心只承受力大，磨擦及磨损严重承载能力较低，而且制造精度高工艺难度大，通常用于恒速驱动。他们的配流方法非常复杂。我们的配流筒简单可靠。如图。图锥差液压传动研究特色和创新采用油筒配油及恒转矩调节流量调速，工作可靠操作方便，而且工作配油和无级调速可同时实现。在该型号传动机构中，圆柱配油筒的转动是由内锥齿轮的偏摆运动通过歪轴反馈实现的，形成封闭的驱动配油系统，基本上属于无功配油。为此研制了歪轴驱动配油系统模型，证实这种配油是可靠的。此外，采用变量泵用节流阀调节流量，该型传动机构可实现无级调速性能。采用少齿差内锥齿轮副减速。利用柱塞的高速往复运动，由组空间连杆推动内锥齿轮做循环偏摆运动，通过偏摆齿轮副减速，直接转换为输出锥齿轮的低速转动，不需要另设输出机构，显著改善了中心轴承的受力状况。缸体不转动，结构简单，零件数目少体积小制造精度要求较低，而且承载能力大效率高。特别是采用对零齿差外锥齿轮副作为轴向限制副，内锥齿轮可实现纯滚动的循环偏摆运动，相应提高了转动平稳性。减速比大矩功比高能耗低，特别适用于低转速大转矩高效率及多速输出的领域。据初步研究，该型传动机构在输出转速低于的条件下，具有最优的性能最低的制造成本和最佳的节能降躁和寿命指标。当输出转速达到，或者低于时，同样能保持良好的平稳工作。尽管这些优良的使用性能有待于后续的试验研究加以深入考查，但对于低速大转矩和无级调速的工作条件，可以肯定该型传动机构在结构性能体积和制造成本等方面具有特殊的优越性。内锥齿轮副的齿形综合和加工技术，国外至今未见任何研究报告，国内少量资料提出用平面齿轮近式代替内锥齿轮，误差大性能差传动不平稳。该型传动机构采用平面齿面的内锥齿轮与鼓形齿修形的外锥齿轮实现失配啮合，可获得较理想的小曲面线接触，对误差的敏感较低，而且可用普通锥面齿轮刨齿机床叶片摆动角度液压缸主要几何尺寸的计算液压缸的主要几何尺寸包括液压缸的内径活塞杆直径和液压缸行程等。液压缸内径的计算工程上，计算液压缸内径时，通常有两种方法。根据载荷力的大小和选定的系统压力来计