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1、机械设计制造及其自动化毕业设计（论文）内曲线柱塞式液压马达设计 （柱塞副及缸体）内曲线柱塞式液压马达设计内曲线柱塞式液压马达设计目录第一章 主要参数的选择计算.11.1 液压马达技术参数.11.1.1 液压马达工作压力. 11.1.2 液压马达的效率. 11.1.3 液压马达的排量与流量关系.11.1.4 液压马达的回油背压与进油压力.2(1) 配流器局部损失校验.2(2) 滚轮不脱离导轨校验.21.2 基本结构参数和结构尺寸的选择计算.31.2.1 液压马达的排量 q.31.2.2 柱塞组基本结构参数需要满足的基本条件.31.2.3 x 与 z 的选择计算.4(1) 尽可能使径向力平衡.4(

2、2) 导轨与滚轮间具有最小的接触应力.4(3) 使配流轴处具有较小的容积泄漏.41.2.4 柱塞排数 y 的选取.41.2.5 柱塞直径 d 和行程 h.41.2.6 最小向径的确定.5(1) 强度计算得到的最小向径.5(2) 满足导轨起点处不变形的最小.5(3) 结构排定的最小向径.61.2.7 最大压力角.7第二章 液压马达主要零部件的计算与设计. 82.1 柱塞组传力结构形式. 82.1.1 柱塞传力结构. 82.1.2 横梁传力结构. 82.1.3 滚轮传力结构. 82.2 横梁传力的受力分析与接触比压.92.2.1 横梁传力的接触比压. 92.2.2 横梁强度计算. 102.2.3

3、横梁的刚度计算. 132.2.4 横梁轴颈处应力计算.142.3 滚轮尺寸设计选择和寿命计算.142.3.1 滚轮寿命计算. 142.3.2 滚轮外圈的强度计算.16(1) 强度计算.16(2) 外圈最大挠度计算.172.4 柱塞的结构与设计. 172.4.1 径向间隙选用原则. 172.4.2 柱塞结构要求. 172.5 缸体的设计.182.5.1 缸体横梁导槽处强度和刚性的计算.18(1) 强度计算.18(2) 挠度计算.192.5.2 缸体材料及结构设计.192.5.3 “切缸”现象及消除.20总结总结.21致谢致谢.21参考文献参考文献.22内曲线柱塞式液压马达设计内曲线柱塞式液压马达

4、设计摘要摘要: :内曲线液压马达是一种多作用径向柱塞式马达，它由动力输入部分（配流轴、配流套） ，动力传动部分（转子缸体、缸套） ，及动力执行部分（柱塞副、定子导轨）三部分组成。其中配流窗口的设计、滚轮与导轨接触强度和导轨材料强度及工作寿命要求，在很大程度上，分别决定了液压马达的工作效率和马达的工作寿命。同时本次设计中还应保证使用材料满足各种力学性能（刚度、强度、接触应力）要求。关键词：关键词：液压马达，分类，组成，设计，计算Internal curve plunger hydraulic motor designChen YangshengMechanical Design, Manufac

5、turing andAutomation, School of Mechanical Engineering, ChongqingThree Gorges University, 2015, Wanzhou, Chongqing 404100, ChinaAbstract:Abstract:The NJM series internal curve hydraulic motor is a multi-acting radial piston motorconsisting of a power input part (flow distribution shaft, distribution

6、 sleeve), a power transmission part(rotor cylinder, cylinder liner), and a power execution part (plunger). The auxiliary and stator rails arecomposed of three parts.Among them, the design of the distribution window, the contact strength betweenthe roller and the guide rail, and the material strength

7、 and working life requirements of the guide raillargely determine the working efficiency of the hydraulic motor and the working life of the motor.At thesame time, the design should also ensure that the materials used meet various mechanical properties(stiffness, strength, contact stress).Keywords:hy

8、draulic motor, classification, composition, design, calculation机械设计制造及其自动化毕业设计（论文）第 1 页共 22 页第一章第一章 主要参数的选择计算主要参数的选择计算1.1 液压马达技术参数液压马达的主要参数是指每转排量(容积常数)q， 额定工作压力1和额定转速。 因为液压马达的外负载具有随机特性（主机工作条件具有变换性） ，需要大量统计规律才能确定，所以目前设计中，大多以额定负载作为设计负载。已知本设计中：液压马达的额定转速 = 80/液压马达的排量q = 4L/r工作寿命不小于 10000 小时1.1.1 液压马达工作压

9、力主要包括额定工作压力1()和最大工作压力()。要确定液压马达的工作压力，应当结合液压马达主机使用条件，考虑液压传动元件与传动系统的经济性。液压马达工作压力应符合国家标准，NJM 系列标准如下：表 1-1q(L/r) 101020 251()252016()2031.51.1.2 液压马达的效率=.(式 1-1)机械效率（对于横梁传力型式，NJM 系列设计时可取= 0.920.95） ；容积效率；不同排量液压马达在额定压力、额定转速下，容积效率必须满足规定要求：表 1-2q(L/r) 0.50.631.62.08.0 10(%) 93 92 91 90k水力效率（设计合理的液压马达，一般k 9

10、9%，可以忽略不计，或计入m） ；1.1.3 液压马达的排量与流量关系q=（式 1-2)Q为实际流量；n为理论转速；q液压马达每转排出的液体体积，称为排量；内曲线柱塞式液压马达设计 （柱塞副及缸体）第 2 页共 22 页实际上并非全部的油液都能进行有效的工作，因为一部分油液经间隙产生泄漏，一部分油液产生压损，还有一部分油液在进油管和回油管中产生溢损，以容积效率来表示这些损失则有：= . (理论流量)（式 1-3)1.1.4 液压马达的回油背压与进油压力压差p = 1 0， 1为液压马达的进油压力，作用在柱塞底部，形成液压推力 P =241， 0为液压马达的回油背压，一般取0 0.51.5。已知

11、本设计为横梁传力液压马达，相比较而言，存在启动摩擦力较大，柱塞组重量有所增加，在转速相同下，需要提高马达的回油背压。根据以上准则选取液压基本参数为：1= 25，= 31.5，0= 1.2， = 0.94。此外液压马达的机械效率还与配流器的流道设计有关，回油背压降低了液压系统的效率，因此不宜过大，以使滚轮不脱离导轨为宜，所以需要对这两方面进行校验。(1) 配流器局部损失校验随着转速的提高，油液在液压马达的内部流道中流动时会产生能量损失，其中主要的是由于液流形状和方向变化而引起的局部损失，液压马达中的流体压力损失（主要是发生在配流器中的局部损失）为：P = 22(式 1-4)v配流器流道断面积的平

12、均流速； （一般为了减小配油器的液压损失，液流速度不因超过46m/s）油液的比重（一般液压油比重在 0.70.9g/3，取 = 0.8）局部水头损失系数，主要取决于液流局部变化、管道边界的几何形状和尺寸，查水力计算手册可得= 0.94622+ 2.054(2)(式 1-5)根据配流器结构型式 ，取 = 90，计算得=0.9855，圆整为标准值=0.99又因为马达配流器中局部压力损失要小于回油背压，即P 0，所以有：.22 0(式 1-6)得到 v 5.5m/s，取 v=5m/s；符合标准。(2) 滚轮不脱离导轨校验由于马达到达一定转速时，由于惯性力的影响，在回油区段可能出现滚轮脱离导轨曲面，同

13、时进油区段滚轮受高压作用，易对导轨产生冲击，对导轨损毁或降低寿命，因此在进、回油区段进行滚轮受力分析得到：当给定液压系统的回油背压时，允许液压马达的最大转速为：机械设计制造及其自动化毕业设计（论文）第 3 页共 22 页n 120(112)(式 1-7)1加速区柱塞副重心所在的最小向径； （可又后面计算得到1 114）1加速区的度加速度；( 1= 0.4523/2，= 0.095/)摩擦系数，缸体加工良好，且浸在壳体油中，可取 f = 0.050.1m 柱塞质量，按照圆柱体计算，M = v = 8.0 103 (0.0414/2)2 0.0578 =0.625带入数据计算得:80600.041

14、412 1.2 1060.625 0.4523 0.114 2 0.095 0.06= 4.84满足滚轮不脱离导轨要求。1.2 基本结构参数和结构尺寸的选择计算1.2.1 液压马达的排量 q（在马达旋转工作一周后所有柱塞容积变化之和）q =42（式 1-8）式中：d柱塞直径；x作用次数（输出构件每转一转时，柱塞的行程次数） ；y柱塞排数；z每排柱塞数；h柱塞行程（柱塞往复运动的径向距离） ；确定液压马达柱塞组的基本结构参数（d、y、z）和运动参数（x、h） ，这些参数与滚轮中心运动轨迹的最小向径0相互影响，并且在马达外形尺寸不变的情况下，其中任意一个参数的改变都会引起马达效率、 与缸体、 导轨

15、接触的柱塞组零部件间接触比压、 接触应力以及导轨曲线性能的改变。所以这五个参数的选择，应该保证液压马达具有最小的外形尺寸和较好的综合性能。1.2.2 柱塞组基本结构参数需要满足的基本条件a.尽量做到径向力平衡；b.在给定的工作压力和工作寿命要求下，使马达具有最小的外形尺寸，并保证接触强度要求；c.应使马达具有较高的容积效率和机械效率；d.保证滚轮不脱离导轨，且具有较小的回油背压；e.使马达具有较小的加工量和较好的工艺性。f.根据是否变量、 变量范围及变量方法， 尽可能保证在变速前后都能实现径向力平衡和输出无脉动；内曲线柱塞式液压马达设计 （柱塞副及缸体）第 4 页共 22 页1.2.3 x 与

16、 z 的选择计算(1) 尽可能使径向力平衡选取 x、z 都为偶数，m 2，可得到径向力平衡，且缸孔对称，容易分度、加工。但 m 应尽可能去小值，以增大总分配系数，扩大分配方案。应选取径向力系数较小的 x、z 组合， 2。(2) 导轨与滚轮间具有最小的接触应力内曲线液压马达中，导轨与滚轮的疲劳剥落，是液压马达损坏的一种主要形式，所以柱塞组参数的选用应满足导轨与滚轮间具有最小的接触应力。分析得到，选择基本结构参数 x、z 的组合时，应尽量选用 x 10 （很少采用）z = 12，14，18（较少采用）本次设计中选取作用次数 x=6；查机械工业出版社 低速大扭矩液压马达理论、 计算与设计 陈卓如编著

17、 （以下简称 低设 ） ，表 2-3，不同 x 和 z 组合的径向力系数,选取 z=10（= 0） ；1.2.4 柱塞排数 y 的选取应与 x、z 以及主机使用条件考虑，为简化马达结构和加工工艺，降低加工成本，一般情况下采用单排柱塞结构，当主机对马达的径向尺寸有要求时，常采用双排，三排很少采用。特别注意，对于排量较大的马达，为了减少柱塞直径，降低柱塞副的受力和c，应增加柱塞排数，同时应保证多排结构中的横梁、滚轮和导轨的强度与寿命。所以 y=2。1.2.5 柱塞直径 d 和行程 h柱塞直径的选取，必须考虑到柱塞组，滚轮的寿命和导轨的接触强度。根据柱塞直径增大一倍，滚轮寿命将降低为原来寿命的110

18、0，所以对于排量较大的液压马达，双排柱塞有利于减小径向机械设计制造及其自动化毕业设计（论文）第 5 页共 22 页尺寸。但是本次设计中排量 q 和工作压力p1已定，柱塞底部液压推力 P d2,增大柱塞直径 d，可以减小 x 和柱塞行程 h,借以降低1，max，缩短柱塞长度，减小马达外形尺寸。研究表明，为了得到性能较好的导轨曲线，并使所设计的马达有紧凑的径向尺寸。取hd= 0.50.7综合上述，本次马达设计选取双排柱塞结构:y=2；x=6, z=10; h=0.6d。将数据带入式 1-8 计算，得到圆整后的 d=41.4mm, h=0.6d=24.8mm。1.2.6 最小向径的确定0必须满足导轨

19、材料和热处理工艺所决定的许用接触应力要求。(1) 强度计算得到的最小向径滚轮与导轨曲面的接触应力(按线接触计算)：= 60.6cos (式 1-9)通常在导轨曲线加速区段起点处存在最大接触应力，可得到：Rmin=iBrG2iBrG60.62yc2cos（式 1-10）加速区起点处又有：0=21 +41 1（式 1-11）由以上三式可得：0.cos4160.622cos2 1(式 1-12)式中B = 36mm， = 40，i = 2，由低设P97 结论选取得到；1= 0.4523/2，由以下计算过程得到；= 1.3，查阅低设图 2-33 b)图得到；将上诉参数带入公式得到0127.45mm。(

20、2) 满足导轨起点处不变形的最小保证滚轮中心运动轨迹在加速去起点处的最小向径 Rmin rG,使导轨起点处不产生变尖或反凹；内曲线柱塞式液压马达设计 （柱塞副及缸体）第 6 页共 22 页图 1-1a) ,为正常曲线情况；b） = ，导轨曲线变尖；c） ，导轨曲线在加工中将发生“沉切” （反凹）现象，是 = 40，因此导轨曲线不会“沉切”或“变尖”改写负号得= 92.6；根据已定的柱塞组参数来排定的最小向径0大于由接触强度确定的0值时， 就以此最为设计所得的最小向径反之则按接触强度确定0。结构排定所需的0，主要取决于柱塞直径和柱塞组结构型式。(3) 结构排定的最小向径对横梁传力式液压马达：02

21、 2 0（式 1-18）= + 1（式 1-19）机械设计制造及其自动化毕业设计（论文）第 7 页共 22 页式中bD柱塞缸孔底部所在分布圆的直径；应满足配油轴尺寸要求，并使配流孔至缸底的厚度具有足够的强度。=0+3tan（式 1-20）一般根据液压马达压力高低，取两相邻缸孔退刀槽间距3 48。取3= 5;柱塞缩至最低点时，柱塞底部离缸孔底的距离，常取 = 1mm；1滚轮运动至导轨曲线最外点时，柱塞与缸孔间的最小密封长度。当hd=0.50.7d 时，推荐采用1=0.750.9d。使柱塞长度=(1.251.6)d；(对于横梁传力，1主要起减小泄漏的密封作用，而柱塞处的泄漏与密封长度的一次方成反比

22、，因此，1取推荐的下限0为缸孔退刀槽直径。 )取1= 0.8 = 41.4 0.8 = 33,得 = + 1= 24.8 + 33 = 57.8 1.4，满足条件；取0= 44mm,得=44+5tan18010= 150.8mm2滚轮中心至柱塞顶端的距离。横梁传力的马达，若上，下底对称于横梁中心，则2=2(L 为横梁高度，可由低设式（2-219）和（式 2-223）满足的强度和刚度要求计算得到)；因为横梁强度计算涉及，而的确定与0有关，所以 L 的确定甚为复杂,手工运算难以计算出来，可采用区间极值法计算，所以本次设计给出 L 值不是最优解。取 L=58.6mm；得:0=2+ + + 2=150

23、.82+ 1 + 57.8 +58.62= 163.5又因为137.6mm163.5mm，所以取0= 163.5；设计中，若满足：0.75 0 2，满足要求。2.2.3 横梁的刚度计算横梁较大的挠曲变形将使滚轮工作状况恶化，滚轮边缘接触，使滚针产生较大的轴向撞击滚轮外档圈，严重时造成弹性卡圈碎裂，滚针逸出，破坏马达的正常工作。或者由于滚轮边缘应力剧增， 使内外圈产生疲劳剥落。 因此， 设计中必需计算横梁的挠曲变形， 使其限制在许用要求范围内。1)、在横梁 E 点处柱塞推力的作用下，任意位置处 0 1+ 2产生的挠度1为：1=1162 12 2(式 2-15)1= = 25 10642= 335

24、72.3由于随1力作用点的移动，算得的最大挠度点总在横梁中点附近，因此可以认为最大挠度发生在横梁中点处，以(x=2）带入（式 3-1） ，得：1= 1=116=114832 412(式 2-16)根据缸体结构取（1= 60） ；E材料的弹性模量； （对锻钢 E=210 GPa）J惯性矩，对于矩形截面， J =312=1312=0.043060.0586312= 1.16 1064；将数据带入（式 3-2）得:1= =33572.30.052481.161062101093 0.1582 4 0.0522= 0.96 105 ;对于 D 点，与 E 点计算一样：得2= 1= 2；对于特殊结构（1

25、 5）的横梁，需要考虑剪切变形引起的附加挠度，对于剪切力的出现，必要条件是成对外力作用， 因为本次设计采用双排柱塞结构， 所以对剪切力引起的附加挠度予以考虑；3= 3=34111(式 2-17)带入数据得3= 3= 0.23 105 ；G 材料切变模量，对钢 G = 84GPa；对于材料刚度要求有： ；(式 2-18) 材料许用挠度， = 0.0002 = 3.44 105；内曲线柱塞式液压马达设计 （柱塞副及缸体）第 14 页共 22 页故 = 2 1+ 3= 2.15 105 ；满足材料刚度要求。2.2.4 横梁轴颈处应力计算接触应力不仅与两接触面之间的作用力有关，还与接触表面的曲率有关，

26、钢的表面接触应力:线接触时= 1(式 2-19)式中:1系数，滚轮与轴颈均为钢质1= 60；PA 滚轮与横梁法向接触正应力PA=5Nz；滚轮沿导轨运动时，在最大压力角处存在最大接触应力，所以=cos=24cos= 38367.1(式 2-20)eq当量曲率半径。此处为外接触类型；1=22+2(式 2-21)= 3.778；2轴颈直径（由尺寸结构确定，2= 3.8） ；滚针直径（= 0.6） ； 滚针与轴颈线接触长度； （b=3.5cm） ；带入数据得= 186.6MPa = 2，满足要求。机械设计制造及其自动化毕业设计（论文）第 17 页共 22 页(2) 外圈最大挠度计算（查径向柱塞式大转矩

27、液压马达-燃料化学工业出版社，P135）y=348(式 2-34)式中E 外圈的材料弹性模量，对段钢取 E = 210MPa；外圈断面惯性矩，=312=0.0360.01367312= 7.664 1093；带入数据得：y= 9.3 105；为了避免滚柱、滚珠、滚针产生卡住现象，外圈的挠度不得大于 0.005 毫米，由计算结果知滚轮外圈满足刚性要求。2.4 柱塞的结构与设计在液压马达工作时，柱塞承受工作油液的压力，同横梁相互作用，并且起密封油缸防止工作油液泄露的作用。在大多数情况下采用“间隙”密封方法防止油液的泄露，工艺上，这样小的间隙，通常是采用研磨或选配零件的方法达到的。2.4.1 径向间

28、隙选用原则在保证液压马达高的容积效率， 同时又不使柱塞在油缸内工作时产生卡住现象。 在现有液压马达中，当油液的回油背压0= 1.01.5MPa,径向间隙可这样选取，即每 10 毫米柱塞直径为 36 微米。则本次设计中柱塞与油缸的之间的间隙为：3 41.4106 41.410= 12.4224.84 (式 2-35)2.4.2 柱塞结构要求i.为提高液压马达的启动特性，设计柱塞时应当力求减轻其重量，但同时也必须保证柱塞刚性。ii.为了保证柱塞与油缸的同心度，改善润滑及减少擦伤的危险，将柱塞外表面加工出23 矩形断面均压槽，同时又起减漏阻尼作用，槽宽和槽深均小于 1 毫米为宜，均压槽之间间距为 2

29、10 毫米。iii.柱塞的各边棱不允许倒角和倒圆，柱塞上有尖棱以便油缸表面的油垢。iv.横梁传力时，为保证柱塞与横梁相互作用的稳定性，要求行程终了时柱塞密封长度为总长度的2535。综合上诉，柱塞一般设计成，内部中空结构，开环形槽，顶部开小孔，注入硬塑料，并以弹性卡圈固定（见低设图、2-59） 。内曲线柱塞式液压马达设计 （柱塞副及缸体）第 18 页共 22 页2.5 缸体的设计缸体是内曲线液压马达的关键零件之一。缸体的结构形式，取决于液压马达的传力方式和主机的使用条件。 缸体是支撑柱塞副做往复运动和以及与柱塞配合运动产生液压推力的液压动力转换零件，所以缸体需要具有足够的材料强度和尺寸精度。缸体

30、的强度计算主要是对横梁和滚轮传力结构的缸体，进行切向力作用下的弯曲强度和刚性计算。2.5.1 缸体横梁导槽处强度和刚性的计算(1) 强度计算横梁与缸体槽壁传递切向力时，导槽壁为悬臂梁，危险断面在 1-1 处弯曲应力 =(式 2-37)式中导槽壁承受的最大弯矩；缸体导槽 1-1 断面处的断面系数；当滚轮沿导轨曲面运动时，导槽壁所受的弯矩 M 是一个变量:M = Ta(式 2-38)式中T 缸体槽壁上的作用力，T = tan,(随滚轮在导轨曲面上运动的不同相角而变)；a 力臂，随滚轮沿导轨运动变化；a =2+ ，L/2 为横梁中心至底部的高，h 为行程；由分析计算得到，在点之后，虽然 a 随滚轮运

31、动而继续增加，但侧向力 T 减小更快些，一般在点处具有= 。断面系数WK=1622(式 2-39)式中b 悬臂梁 1-1 断面处的宽度；21-1 断面处的高度。22 1，1为横梁槽宽度；对于球铁和高强度铸铁制造的缸体， = 5090由上诉设计参数得= tan= 18424.76，h =12112= 9.92，机械设计制造及其自动化毕业设计（论文）第 19 页共 22 页22 1=2 203.510 43.06 = 84.8mm=1622=16 0.116 0.0852= 1.3487 1043带入数据得到： =18424.7644.221031.3487104= 6.05；所以 ，满足缸体强度

32、要求。(2) 挠度计算缸体可以看成是在 T 力作用下的悬臂梁，对其进行挠度的计算y =363 1(式 2-40)式中： 铸铁弹性模量，E=150GPa； 断面惯性矩， =1212 横梁导槽壁长度。由计算得到的横梁参数可知： =2312=0.1160.085312= 5.94 1064， = + = 74.3。 = = 18424.76，a =2+ = 34.3 + 9.92 = 44.22。带入数据得：y =18424.760.0743361501095.9410630.044220.073 1 = 1.156 106 0.0002 = 1.486 105；满足刚性要求。2.5.2 缸体材料及

33、结构设计为改善缸体和输出轴的两个主轴承的同心度，减小传力接触比压和零件加工量，可将缸体与输出轴加工成一体。但是这将加大加工工艺难度。目前国内典型的横梁传力液压马达缸体结构，采用与输出轴分别加工。对于轴转液压马达，当工作压力增大，缸体与输出轴连接孔变形增大，采用单一销钉不足以到达紧固作用。对于中小型 NJM 系列液压马达可采用螺钉和销钉，虽然这样也会增大缸体加工工艺难度，但是螺钉同时起到了定位和紧固，销钉做辅助紧固件作用。这对降低缸孔变形引起的轴向力有明显作用。因为柱塞承受液压推力，缸体起辅助支撑作用，柱塞与缸体常采用硬对软的摩擦副，本设计选取柱塞材料为 20CrMnTi，缸体材料可为 HT30

34、0。内曲线柱塞式液压马达设计 （柱塞副及缸体）第 20 页共 22 页2.5.3 “切缸”现象及消除液压马达在工作过程中，滚轮内挡圈紧贴缸体侧壁运动时，由滚轮带动内挡圈（侧壁边缘“刀刃” ）旋转洗切缸体侧壁，称为“切缸”现象。可用固定内挡圈的方法来消除“切缸” ，但是，由于马达长期工作，造成内挡圈与滚轮外圈磨损，甚至烧伤，这种情况下，可能造成形位误差引起横梁上的轴向力。因此在制造工艺上尽可能减小形位偏差。对内挡圈靠侧壁严格倒圆，消除“刀刃”是简单行之有效的方法。再设计中还应尽量加大内挡圈的直径（比滚轮外圈小 1 毫米即可） ，以减小缸体侧壁与挡圈的接触比压。机械设计制造及其自动化毕业设计（论文

35、）第 21 页共 22 页总结总结本次通过设计小组同学的通力合作与帮助，我们每个人都能够基本完成各自负责的设计部分。在此次设计中，我对 NJM 系列液压马达的结构和工作原理都有了基本的认识。马达设计涉及工程材料、机械设计、材料力学、几何公差等机械方面的知识储备以及二维、三维制图软件的操作。所以说知识是平时一点一滴学习的积累， 毕业设计是对学生在大学里是否掌握基本综合专业知识的一次综合检测。在本次设计中存在一些问题:（1） 、对于参考资料给出的公式，未考虑到单位的换算，造成计算结果呈几何数量级数变化。（2） 、对于一些零件紧固件未能作出合理的结构安排，可能增加工艺的复杂程度和降低材料寿命强度。（

36、3） 、因为柱塞在初始位置时未到达缸孔退刀槽底部，采用二维制图软件造成视图存在 1mm误差。总而言之，此次毕业设计给了我一种前所未有的学习激情，因为它让我真正体会到了与同学合作、学习、讨论的快乐，在这个工程中我们大胆交流，描摹想法，提出意见，无论对错，尽管畅所欲言，这是对思维的刺激与创新。同时让我感到快乐的是我可以将我所学的专业知识运用到设计讨论当中，尽管可能过于片面，但同学的细致聆听与反馈，让我更加活跃的思考和对知识的渴望与追求。致谢致谢在设计期间都是在何晶昌老师全面、具体、耐心的指导下完成的。在设计前老师为我们提供了一些相关设计参考书籍，在设计中遇到一些参数难以确定，诸如图横梁原始尺寸参数

37、设计、配流轴结构设计等等。都是因为赵老师无私的帮助，一个个问题才得以解决。在此感谢赵老师您以渊博的学识、敏锐的思维和严谨的作风使我受益匪浅，终生难忘。同时，也要感谢我设计小组的各位同学。在设计过程中，我们常为一个问题争得面红耳赤，尽管如此，但是当问题最后得到解决，大家溢于言表的快乐是多么惬意。这份同学情意，值得我一辈子珍藏。谢谢我的指导老师，谢谢设计小组的同学，谢谢您们!内曲线柱塞式液压马达设计 （柱塞副及缸体）第 22 页共 22 页参考文献参考文献1 陈卓如， 低速大扭矩液压马达理论，计算与设计，机械工业出版社。2 华中工学院与天津工程机械研究所合译，径向柱塞式大扭矩液压马达，机械工业出版

38、社1977 年 12 月。3 鸡西煤矿机械厂译，径向柱塞式大扭矩液压马达，燃料化学工业出版社 1974 年 5 月。4 苏 A.B.多库金 等著，周公韬，乔石，李昌熙译，多作用径向柱塞式液压马达（结构、理论与计算） ，煤炭工业出版社 1984 年 10 月。5 上海煤矿机械研究所编，液压泵和液压马达，煤炭工业出版社，1976 年 3 月。6 上海煤矿机械研究所，液压马达启动性能的测定（译文）1976 年 8 月。7 哈尔滨工业大学液压传动教研室，液压传动讲义，哈尔滨工业大学出版社 1977 年 5月。8 陈卓如，金朝铭编，工程流体力学，哈尔滨工业大学出版社，1987 年。9 陈卓如，内曲线液压马达的变量方法与设计，华东液压通讯，1979 年 5 月。10唐增宝，常建娥主编,机械设计课程设计（第四版） ，华中科技大学出版社 2014 年 2月。11刘鸿文主编，材料力学（第五版） ，高等教育出版社 2011 年 1 月。12胡凤兰主编，互换性与技术测量基础（第二版） ，高等教育出版社 2010 年 8 月。13杨瑞成，丁旭主编，机械工程材料（第五版）重庆大学出版社 2016 年 8 月。