液压动力转向系统设计

1 摘要 本课题的题目是液压动力转向系统的设计。以液压式齿轮齿条转向器的设计为中心，一是液压系统系统原理图的设计；二是液压动力转向系统的设计；三是其油箱的设计；四是相关零件的设计及选用。因此本课题以液压系统为主，在考虑上述要求和因素的基础上：研究齿轮齿条式液压缸的结构及重要参数，以及齿轮齿条式液压缸的设计方法；油箱的结构设计，标准件的选择。以及齿轮齿条式液压缸的主要强度校核。本设计的主要方法和理论采用汽车设计的经验参数和大学所学机械设计的课程内容进行设计，其结果满足强度要求，安全可靠今，经济适用。 关键词： 汽车 液压 液压动力转向 2 目录 绪论 . 1 1 液压系统原理图的设计 . 3 压系统的要求 . 3 力转 向机构布置方案 . 4 压缸工况分析 . 7 载分析 . 7 载图和速度图的绘制 . 8 压缸主要参数的设计计算 . 9 压系统图的拟定 . 10 压回路的选择 . 10 压回路的综合 . 13 压元件的选择 . 14 压泵 . 14 类元件及辅助元件 . 15 管的选择 . 15 箱的选择 . 16 压系统的性能验算 . 16 路压力损失验算 . 16 液温升验算 . 17 2 液压缸的设计 . 18 压缸结构及局部结构初选 . 18 压缸结构初选 . 18 压缸局部结构初选 . 19 筒的材料 . 21 底与缸盖材料选择 . 22 体与外部的连接结构 . 22 塞与活塞杆材料 . 23 冲与排气装置 . 23 环和铰轴 . 24 3 口和密封装置 . 25 压缸主要参数的计算 . 26 压缸壁厚的计算 . 26 塞杆的校核 . 27 盖固定螺栓的校核 . 27 塞与活塞杆螺纹连接时的校核 . 27 3 液压油箱的设计 . 29 式油箱容积的确定 . 29 箱结构的设计 . 30 箱长、宽、高的确定 . 31 板厚度的确定 . 31 箱脚的设计 . 31 箱顶盖的设计 . 31 耳的设计 . 32 体法兰设计 . 32 处理 . 32 4 齿轮齿条式液压动力转向机构设计 . 33 轮齿条式转向器结构分析 . 33 轮齿条式转向器的分类 . 33 作状态分析 . 34 向轮侧偏角计算 . 38 向器参 数选取 . 38 择齿轮齿条材料 . 39 度校核 . 40 核齿轮接触疲劳强度 . 40 核齿轮弯曲 疲劳强度 . 40 轮齿条的基本参数如下表所示 . 41 轮轴的结构设计 . 42 齿轮轴的结构如图 4示 . 42 5 转向摇臂轴的设计计算及校核 . 43 向摇臂轴（即齿形齿扇轴）的设计计算 . 43 4 料的选择 . 43 构设计 . 43 的设计计算 . 43 （ 1）渐开线花键的设计计算 . 43 杆轴设计计算及主要零件的校核 . 47 料选择 . 47 构设计 . 47 的设计计算 . 48 球与滚道之间的接触应力校核 . 49 结 论 . 51 参考文献 . 52 致谢 . 53 1 绪论 转向系统是汽车底盘的重要组成部分，转向系统性能的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶舒适性，它对于确保车辆的行驶安全、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要作用。装配机械式转向系统的汽车，在泊车和低速行驶时驾驶员的转向操纵负担过于沉重，为解 决这个问题，美国 司在 20 世纪 50 年代率先在轿车上采用了液压助力转向系统。该系统是建立在机械系统的基础之上，额外增加了一个液压系统。其安装位置和结构如图 1 所示： 图 1 液压动力转向系统安装位置和结构示意图 12 动力转向液油罐总成； 3 动力转向液油罐盖； 4 动力转向泵皮带轮； 5 动力转向泵； 6 动力转向压力管总成； 7 油罐到泵的油管总成；8 转向盘总成； 9 综合开关操纵杆总成； 10121314； 15液压转向系统是由液压和机械等两部分组成，它是以液压油做动力传递介质，通过液压泵产生动力来推动机械转向器，从而实现转向。液压助力转向系统一般由机械转向器、液压泵、油管、分配阀、动力缸、溢流阀和限压阀、油缸等部件组成。为确保系统安全，在液压泵上装有限压阀和溢流阀。其分配 2 阀 、转向器和动力缸置于一个整体，分配阀和主动齿轮轴装在一起（阀芯与齿轮轴垂直布置），阀芯上有控制槽，阀芯通过转向轴上的拨叉拨动。转向轴用销钉与阀中的弹性扭杆相接，该扭杆起到阀的中心定位作用。在齿条的一端装有活塞，并 位于动力缸之中，齿条左端与转向横拉杆相接。转向盘转动时，转向轴（连主动齿轮轴）带动阀芯相对滑套运动，使油液通道发生变化，液压油从油泵排出，经控制阀流向动力缸的一侧，推动活塞带动齿条运动，通过横拉杆使车轮偏转而转向。 液压助力转向系统是在驾驶员的控制下，借助于汽车发动机带动液压泵产生的压力来实现车轮转向。如图 2 所示，转向泵 6 安装在发动机上，由曲轴通过皮带驱动并向外输出液压油。转向油罐 5 有进、出油管接头，通过油管分别于转向油泵和转向控制阀 2 连接。转向控制阀用于改变油路。当汽车直线行驶时，转向控制阀 2将转向油泵 6输出的工作油液与油罐相连通，转向油泵处于卸荷状态，动力转向器不起助力作用。当汽车需要转弯时，驾驶员向右转动转向盘，转向控制阀将转向油泵输出的工作油液与 R 腔接通，将 L 腔与油罐接通，在油压的作用下，活塞向 L 方移动，通过机械传动结构使左右轮向右偏转。当汽车向左转弯时，情况与上述相反 。 图 2 液压动力转向系统示意图 123456 3 1 液压系统原理图的设计 压系统的 要求 汽车在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓汽车转向。就轮式汽车而言，实现汽车转向的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，使汽车转向桥 (一般是前桥 )上的车轮 (转向轮 )相对于汽车纵轴线偏转一定角度。在汽车直线行驶时，往往转向轮也会受到路面例向干扰力的作用，自动偏转而改变行驶方向。此时，驾驶员也可以利用这套机构使转向轮向相反的方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，即称为汽车转向系。因此，汽车转向系的功用是，保证汽车能按驾驶员的意志而进行转向行驶。 汽车转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。机械式转向器由转向器、转向操纵机构和转向传动机构三大部分组成。按照转向器的不同形式可分为循环球式、齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式等转向器。不同的转向器有着不同的特点应用于不同的汽车上。其中小轿车上常用的是齿轮齿条式的转向器。在本文的后面分析中，就是以这种转向器来做分析的。动力式按照加力装置的不同可以分为液压助力式、气压助力式和电动助力式三种。气压助力式主要应用于一部分其前轴最大轴载质量为 3 一 7t 并采用气压制动系的货车和客车上。由于气压系统的工作压力较 低 (一般不高于 使得其部件的尺寸比较庞大；同时压缩空气工作时的噪声和滞后性使得这种助力方式的转向器只配置在极少一部分车辆上。相比之下，液压助力式的转向器成了当今汽车助力转向器的主流。 动力转向系统是人操纵汽车的重要装置，因此，一般对转向系统有要求： (1)保证汽车有较高的机动性，在有限的场地面积内，具有迅速和小半径转弯的能力，同时操作轻便 ; (2) 汽车转向时，全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转，不应有侧滑 ; (3) 传给转向盘的反冲要尽可能的小 ; (4) 转向后，转向盘应自动回正，并应使汽车保 持在稳定的直线行驶状态 ; 4 (5)发生车祸时，当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时，转向系统最好有保护机构防止伤及乘员。 本设计以中型轿车日本花冠汽车 例：要求设计出适用此车型的动力转向系统，以实现 “ 快进 工进 快退 停止 ” 的工作状态。以下为本设计需要的数据参数： 满载前轴载荷 73500G ； 轴距 600 ； 轮胎气压 ； 轮胎与路面的滑动摩擦系数 7.0转向盘半径 50； 转向器油缸的活塞直径 8 ； 转向器油缸直径 04 ； 转向器的摇臂轴摆角 ；转向轮的转角 ； 转向螺杆距 ； 转向摇臂长 801 ； 转向节臂长 802 ； 转向器角传动比 液压系统中的执行元件使用条式液压缸。 力转向机构布置方案 液压式动力转向机构是由分配阀、转向器、动力缸、液压泵、储油罐和油管等组成。根据分配阀、转向器和动力缸三者相互位置的不同，液压式动力机构可分为 整体式 、 半整体式 、 转向加力器 。 机械转向器和转向动力缸设计成一体，并与转向控制阀组装在一起，这种三合一的部件称为整体式动力转向器 （如图 1。另一种 方案是只将转向控制阀同机械转向器组合成一个部件，该部件称为半整体式动力转向器 （如图 1，转向动力缸则做成独立部件。第三种方案是将机械转向器作为独立部件，而将转向控制阀和转向动力缸组合成一个部件，称为转向加力器 （如图 1。 5 图 1体式动力转向器 图 1整体式动力转向器 6 图 1向加力器 在分析比较上述几种不同动力转向机构布置方案时，常从结构上是否紧凑、转向器主要零件是否承受有动力缸建立起来的载荷、拆装转向器是否容易、管路特别是软管的管路、转向轮在侧向力作用下 是否容易引起转向轮摆振、能不能采用典型转向器等方面来做比较。例如，整体式动力转向器，由于其分配阀、转向器、动力缸三者装在一起，因而结构紧凑，管路也短。其缺点是转向摇臂轴、摇臂等转向器的主要零件，都要承受有动力缸所建立起来的载荷，因此必须加大它们的尺寸和质量，给布置带来不利的影响；同时还不能采用典型的转向器，拆装转向器时要比分置式的困难。除此之外，由于对转向器的密封性要求比较高，这些给转向器的设计带来不少的困难。 分置式动力转向器由于分开布置，故其机械转向器可以采用任何一种典型的结构；转向器零件也不受动力缸助 力载荷的影响；当汽车的转向桥负荷过大时，可加大缸径或增加动力缸的缸数而不影响转向器的基本尺寸。但分置式的零件数较多，管路布置也比较复杂。在分置式的结构中，半分置式和联阀式的应用最多，连杆式的应用最少。 综上最后本次设计的布置形式选定为半分置式。 7 压缸工况分析 载分析 1 工作负载 当汽车无液压动力转向系统助力且原地转向时，所克服的阻力距即为其工作时最大阻力距 r 1 1G 为满载前轴负荷； p 为汽车标准胎压 此时，方向盘上所需的力为 3 4 421 式中， 1l 为转向摇臂长； 2l 为转向节臂长； 为转向器正效率，取 90%。 此时转向直拉杆 /受到的拉力 F 为： r 1 8 4 5 02 8 05 1 6 6 1 2 92 转向直拉杆上受到的力即为转向系统的工作负载，最大工作负为8450 。 2 惯性负载 v 为快进快退速度； t 为转向系统延迟时间。 3 阻力负载 （ 1） 静摩擦阻力为： （ 2） 动摩擦阻力为： 3 5 07 3 5 0 液压缸的机械效率取 ，由此可得液压缸在各个阶段的负载。如表 1示。 8 表 1压缸在各个工作阶段的负载值 载图和速度图的绘制 根据表 1制液压缸负载图，如图 1a）所示。液压缸工作速度图可按已知数值： 31 、 8021 绘制，如图 1b）所示。 （ a）负载图 工况 负载组成 负载值 推力NF m /1 启动 4700 18375 加速 11637 14546 快进 350 9188 工进 d 25800 32250 快退 350 9188 9 （ b）速度图 图 1载图和速度图 压缸主要参数的设计 计算 由表 1知，根据动力转向系统的工作压力应选取 1 。 表 1载与工作压力对应表 液压缸工作负载 N/ 50000 液压缸工作压力 34 46 710 由于转向器要求快进、快退速度相等，这里的液压缸选择单杆式，并在快进时作差动连接。这种情况下液压缸无杆腔工作面积 1A 取为有杆腔工作面积 2A 的两倍，即活塞杆直径 d 与液压缸缸筒直径 D 成 关系。 液压缸回路上必须具备背压，工进时取 2 4p ，以防止损坏转向器。快退时可取 2 由于油管中存在压降3p，有杆腔压力必须大于无杆腔压力，估算时 可以取 。快退时回油腔中有背压。根据上述可知活塞的强度与稳定性均符合要求。 由工进时的推力计算液压缸的面积： )21( 1112211 m 则： 10 即 2)4(1 由此可得 按照 348 80，就近取标准值时得： 10 ， 0 。由此求得液压缸的有效面积为 221 95034 ， 2222 44774)( 。经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。 根据上述 D 与 d 的值，可估算液压缸在各个阶段的压力、流量和功率。估算结果如表 1示。 表 1压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值 压系统图的拟定 压回路的选择 1 调速回路的选择：由图 1向油缸工况图中的曲线可知，动力转向液工况 负载 油腔压力 2 进油腔压力 1 输入流量 )输出功率 计算公式 快进 启动 18375 )()( 2121 1 2 1()q A A v 11 加速 14546 12 恒速 9188 2 进 32250 04 221 )( 12 快退 启动 18375 02P 2121 )( 32 加速 14546 恒速 9188 2P 11 压系统的功率较运动速度较低、工作负载变化小，可采用进口节流的调速行驶。由于选择节流调速回路，因此系统为开式循环系统。 图 1压动力转向系统工况图 2 油源的选择：从工况图中可以看出，在工作循环内，液压缸要求有缘提供快、进快退行程的低压大流量 和工作行程的高压小流量有野。最大流量与最小流量之比m a xm i . 4 4 7 2 . 8 8 7 30 . 5q q ，而快进、快退所需要的时间 1t 和工进所需要的时间分别为： 12112 ( 1 0 0 6 0 ) ( 7 1 0 0 0 ) 2 0 . 8 6 222 ( 6 0 6 0 ) ( 0 . 0 5 1 0 0 0 ) 7 2l v 2172 8 3 . 70 . 8 6t t 因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量泵作为油源 显然不适合，宜选用国内比较常用的产品 双联式定量叶片泵作为油源。如图 1a）所示。 3 快速运动和换向回路的选择：系统采用节流调速回路后，不管采用什么形式的油源都必须有单独的油路直接连通液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，单杆液压缸要做差动连接，所以其快进快退换向回路应采用三位五通全液换向阀。如图 1b）所示。 4 选择速度换接回路：有工况图可以看出，当转向器由快进转为工进的时候，输入液压缸的流量从 为 0.5 转向器的速度变化较大，宜选用行程阀来实现速度的换接，以减少冲压，如图 1c）所示。 5 压力控制回路的选择：系统的调速问题已经解决，卸荷问题采用中位 12 机能为卸荷的三位换向阀来实现，就不需要再设置专用元件和油路。 (a) (b) (c) 图 1压回路的选择 （ a）泵源 （ b）换向回路 （ c）速度换接回路 13 压回路的综合 把以上选择的液压回路组合在一起，就可得到如图 1示的液压系统图。经过推演、查看发现，此系统还存在一定的问题，需经 过以下修改： 图 1压回路的综合和整理 1 双联叶片泵 2 三位五通电液阀 3 行程阀 4 调速阀 5 单向阀 6 液压缸 7卸荷阀 8 背压阀 9 溢流阀 10 单向阀 11 过滤器 12 压力表开关 （ 1）为了解决工进时图中进油路、回油路相互接通，无法建立压力的问题，必须在液动换向回路中串接一个单向阀，将工进时的进油路、回油路隔开。 （ 2）为了解决快速前进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动链接的问题，必须在回油路上接一个顺序阀，以阻止油液在快进阶段返回油箱。 （ 3）为了解决停止工作时系统 中的油液流回油箱，影响运动平稳性的问题，另外考虑到电液换向阀的启动问题，需在电液换向阀的出口增设一个单向阀。 （ 4）为了便于系统自动发出快速退回起见，在调速阀的输出端须增设一个压力继电器。 （ 5）如果将顺序阀和背压阀的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并。 经过这样的修改整理后，液压系统如图 1示，它在各个方面都比较完善、合理了。 14 图 1 2 3 4 调速阀 5 单向阀 6 液压缸 7 顺序阀 8 背压阀 9 溢流阀 10 单向阀 11 过滤器 12 压力表开关 13 14 压力继电器 压元件的选择 压泵 液压缸在整个工作中需要的最大压力为 由于油路上存在压力损失，如取损失压力为 1则小流量泵的最 大工作压力应为： 1 ( 5 . 3 1 0 . 7 ) 7 p a 大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由图 1知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为 则大流量泵的最高工作压力为： 2 ( 4 . 5 0 . 8 ) 5 . 3 p a 两个液压泵应向液压系统提供的最大流量为 若回路中的泄露按液压缸流量的 20%计算，则两个泵的总量应为 溢流阀的最小稳定溢流量为 3 而工进时输入液压缸的流量为 0.5 小流量泵的流量 15 规格最少应为 3.5 根据以上压力和流量的数值查阅产品目录，最后确定选取 双联叶片泵。 类元件及辅助元件 根据系统的工作压力和通过各 类阀类元件的实际流量，可选出这些元件的型号及规格。 表 1示为一种选择方案。 序号 元件名称 估计通过流量（ L/型号 规格 1 双联叶片泵 436 和6L/ 过滤器 40 190L/ 溢流阀 35 610 通径 4 单向阀 35 620 通径 5 压力续电器 68 通径 6 转向油罐 7 三位五通电液阀 75 35610 通径 8 单向阀 75 610 通径 9 齿条液压缸 35 管的选择 各元件连接管道的规格按照元件接口尺寸决定。液压缸进、出油管则按输入、输出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在阶段进、出流量与原定 16 数值不同，所以要重新计算，如表 1示。 表 1管中油液流量、速度表 快进 工进 快退 输入流量( 1 1 1 2( ) ( ) q A A ( 9 5 4 2 ) ( 9 5 4 4 . 7 ) 7 9 . 4 3 1 1 42排除流量( 1 2 1 1()q A q A( 4 4 . 7 7 7 9 . 4 3 ) 9 5 3 7 . 4 31 2 1 1()q A q A( 4 4 . 7 0 . 5 ) 9 5 0 . 2 41 1 1 2()q A q A( 4 2 9 5 ) 4 4 . 7 7 8 9 . 1 2运动速度( m 1 1 2()pv q A A ( 1 0 4 2 ) ( 9 5 4 4 . 7 ) 8 . 3 6 2 1 1v q A( 0 . 5 1 0 ) 9 5 0 . 0 5 33 1 1v q A( 4 2 1 0 ) 4 4 . 7 7 9 . 3 8根据这些数值，当油液在管道中流苏取 3 ，可以计算得出液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内经分别为： 631 2 ( 7 9 . 4 3 1 0 ) ( 3 1 0 6 0 ) 2 3 . 7d m m 632 2 ( 4 2 1 0 ) ( 3 1 0 6 0 ) 1 7 . 2d m m 这两根油管都按 27 66 选用内径为 20径为 28无缝钢管。 箱的选择 油箱容积按照0V 算。当 7K 时， 7 2 0 1 4 0 m i 压系统的性能验算 路压力损失验算 由于系统的具体管路布置尚未确定，整个回路的压力损失无法估算，仅只阀类元件对压力损失造成的影响可以看得出来，供调定系统中某些压力值时参考，这里估算从略。 17 液温升验算 工进在整个工作循环中所占的时间比例达 96%，所以系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算。 工进时液压缸的有效功率为 22 33 2 2 5 0 0 . 0 5 3 0 . 0 31 0 6 0eP p q F v k w 这时大流量泵通过顺序阀卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的总输出效率为： 1 2 2tP p p pt pP q p 6 3 6 330 . 3 1 0 3 6 6 3 3 6 6 0 1 0 4 . 9 7 8 1 0 6 6 0 1 00 . 7 40 . 7 5 1 0 k w k w 由此得液压系统的发热量为： 0 . 7 4 0 . 0 3 0 . 7 1H t P k w k w 当通风良好时，取 316 10k ，则油液温升为： 18 油液温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。 18 2 液压缸的设计 压缸结构及局部结构初选 压缸结构初选 根据设计原始依据和设 计任务书，查阅有关参考资料设计或选择油缸的结构初型。 液压缸的安装形式很多，但大致可分为两类： 1 轴线固定类 这类安装形式的液压缸在工作时，轴线位置固定不变。机床上的液压缸大多是采用这种安装形式。 （ 1）通用拉杆式 在两端缸盖上钻出通孔，用双头螺杆将缸和安装座连接拉紧。一般用于短行程、压力低的液压缸。 （ 2）法兰式 用液压缸上的法兰将其固定在机器上。法兰设置在活塞杆端的缸头上，外侧面与机械安装面贴紧，这叫头部外法兰式。由于液压缸工作时反作用力的作用，安装螺栓承受液压力的拉伸作用，因而安装螺栓的直径较 大，并且要求强度计算。 法兰设置在活塞杆端的缸头上，内侧面与机械安装面贴紧，这叫头部内法兰式。液压缸工作时，安装螺栓受力不大，主要靠安装支承面承受，所以法兰直径较小，结构较紧凑。这种安装形式在固定安装形式中应用得最多。 法兰设置在缸的底部，与机械安装面用螺栓紧固，这叫尾部法兰式。这种安装形式使液压缸悬伸，安装长度较大，稳定性差。 （ 3）支座式 将液压缸头尾两端的凸缘与支座紧固在一起。支座可置于液压缸左右的径向、切向，也可置于轴向底部的前后端。径向安装时，安装面与活塞杆轴线在同一平面上，液压缸工作时，安装 螺栓只承受剪切力；切向和轴向安装时，活塞的轴线与支座底面有一定的距离，安装螺栓既受剪切力，又承受因存在倾翻力矩而产生的弯曲力。切向安装时倾翻力矩比轴向安装时要小一些。 对于支座安装形式， 83 的 规定：“支座式液压缸如不采用键或销承受剪切力时，则底脚固定螺栓必须经受全部剪切力而不致引起危险”。 19 2 轴线摆动类 液压缸在往复运动时，由于机构的相互作用使其轴线产生摆动，达到调整位置和方向的要求。安装这类液压缸，安装形式也只能采用使其能摆动的铰接方式。工程机械、农业机械、翻斗汽车和船舶甲板 机械等所用的液压缸多用这类安装形式。 （ 1）耳轴式 将固定在液压缸上的铰轴安装在机械的轴座内，使液压缸轴线能在某个平面内自由摆动。 耳轴设置在液压缸头部的叫头部耳轴式。这种安装形式的液压缸，摆动幅度较小，但稳定性较好。 耳轴设置在液压缸尾部的尾部耳轴式。这种安装形式的液压缸，摆动幅度较大，但稳定性较差。 耳轴设置在液压缸中部的叫中间耳轴式，其摆动幅度和稳定性一般。 （ 2）耳环式 将液压缸的耳环与机械上的耳环用销轴连接在一起，使液压缸能在某个平面内自由摆动。耳环在液压缸的尾部，可以是单耳环，也可以 是双耳环，还可以做成带关节轴承的单耳环或双耳环。 （ 3） 球头式 将液压缸尾部的球头与机械上的球座连接在一起，使液压缸能在一定的空间锥角范围内任意摆动。这种安装形式自由度大，但稳定性差。船舶起货吊杆液压缸多用这种形式。 应该指出，轴线摆动安装的液压缸往往工作时都是倾斜的，随着活塞杆的逐渐伸出，轴线与水平面的夹角也逐渐变化，其工作出力随着夹角的变化而变化，因此，计算液压缸的有效工作出力时，一定要以夹角处于最小时能推动的负载为依据。 综上所述，本设计采用轴线固定类支座式齿轮齿条液压缸。 压缸局部结构初选 根据设计条件，查阅资料确定油缸各零件的结构、材料及联接方式。 1 缸筒的结构设计 缸筒的两端分别与缸盖相连，构成密闭的压力腔，因而它的结构形式往往和缸盖及缸底密切相关。设计缸筒的结构时，也应该一起加以考虑。 缸筒是液压缸的主体，其余零件装配其上，它的结构形式对加工和装配有很 20 大影响，因此其结构必须尽量便于装配、拆卸和维修。 缸筒与缸盖、缸底的连接形式很多，不少于 60 多种， 把他们按连接方法分类，大致有以下几种。 （ 1）法兰连接 缸筒端部设计有法兰，用螺栓将其与端盖连接起来。法兰连接 结构简单，加工和装拆都很方便，只是外形尺寸和重量都较大。法兰与缸筒为整体式（见图 2多为铸件和铸件缸筒，加工余量较大，浪费材料；焊接法兰式（见图 2为钢质缸筒，将无缝钢管制成的缸筒与法兰焊接在一起，其焊缝要进行强度计算。法兰连接是液压缸中使用最普遍的结构形式。 图 2缸筒与端盖（或缸底）的连接形式 （ 2）螺钉连接 将缸盖用螺钉固定在缸筒端部（见图 2这种连接方式简单，但因缸筒壁薄，需要数量较多的螺钉才能承受液压力。这种方式多用于柱塞液压缸和低压液压缸。 （ 3）外螺纹连接 这种方式装拆方便，但需要专用工具。它使缸筒端部结构复杂化，螺纹要与缸筒的内径同心。螺纹对缸筒壁厚尺寸要求不大，很适合无缝钢管做缸筒的液压缸。密封槽一般都设置在缸筒端面或端盖上，以免削弱缸筒强度。为了防止螺纹因冲击震动而松动，往往增加锁紧螺母或紧定螺钉，如图 2示。 （ 4）内螺纹连接 在缸筒端部加工出内螺纹和退刀槽，虽然会削弱缸筒强度，而且螺纹与缸筒要求同心，但其结构紧凑，外形美观，不易损坏。连接螺纹可以设计在端盖上， 21 也可以用螺纹压圈紧固，如图 2示。 （ 5） 外卡键连接 这种连接的强度好，结构紧凑，重量轻，装拆容易，但缸筒端部要切出卡键槽，使强度有所降低。外卡键一般由两个半环卡键组成，固定卡键可以用卡键帽，如图 2示。 （ 6）内卡键连接 这种连接方式的优缺点同外卡键差不多，但装拆不便。为了便于装拆，卡键一般由三瓣组成，第三瓣的剖切口平面必须与轴线平行，否则是装不进去的。装配卡键时，端盖外端面不能高出卡键槽，装好卡键后，端盖才能装到位，如图 2示。卡键