时，过渡区压缩角，按柱塞腔封闭油液压力升高或降低所必须的体积压缩量的计算而减振槽按余下地计算。得柱塞腔接通减振槽过程中，减振槽两端的压力差是变化的。开始，完全接通后，取近似平均压力差为，则通过减振槽的单位时间流量为而油液通过减振槽的单位时间是，则把上式带入式中可得减振槽的设计尺寸为经多次验算得减振槽有多种形式，如等截面的沟槽，也有变截面的三角槽配油盘主要尺寸确定.配油窗尺寸配油窗口分布圆直径般取等于或小于柱塞分布圆直径配油窗口包角，在吸排油窗口包角相等时，取为避免吸油不足，配油窗口流速应满足式中泵理论流量配油窗面积，许用吸入流速，由此可得.封油带尺寸设内封油带宽度为，外封油带宽度为.考虑到外封油带处于大半径，在加上离心力的作用，泄流量比内封油带泄流量大，取略大于，即当配油盘受力平衡时，可得计算出的结果经多次调整得到的为验算比压比功为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦，配油盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如下图中，。辅助支承面上开有宽度为的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积为图配油盘主要尺寸确定式中辅助支承面通油槽面积为通油槽个数，取，为通油槽宽度，取吸排油窗口面积。配油盘比压为式中配油盘剩余压紧力中心弹簧压紧力在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而磨损，应验算值，即式中为平均切线速度，第七章缸体受力分析与设计.缸体的稳定性在工作过的配油盘表面常看到在高压区侧有明显的偏磨现象，偏磨会使缸体与配油盘间摩擦损失增大，泄流增加，油温升高，油液粘性和润滑性下降，而影响到泵的寿命。缸体是个复杂的受力体，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡，使缸体发生倾倒。下面就缸体受到的主要力矩进行稳定性分析。压紧力矩液压泵工作时，由于处于排油区的柱塞数量和位置随缸体转角变化，压紧力及合力作用点也随变化，其相应合力矩也要随转角变化。因为选用九柱塞泵，排油区可能有四个或五个柱塞。下图是五个柱塞排油时柱塞位置。为了便于分析，把每个柱塞的压紧力看成是单位为的集中载荷。图压紧力合力作用点位置总压紧力矩为分离力矩因为分离力由三个部分组成，在内外封油带上的压力分布是按对数规律分布的。可认为内外封油带上的分离力是沿着封油带重心弧线均匀分布的。弧线的包角仍为，弧线的半径，如图所示，分别图分离力合力作用点从数学可知，弧线重心矩为由此可得外，内封油带分离力臂为排油窗的油压力是均布的，因此其分离力合力作用点可用求排油窗扇行面积重心来求得。数学上环扇面积重心矩为由此可得排油窗分离力力臂为分离力总合力作用点可用力平衡式求得，即得总分离力矩力矩平衡方程设压紧力矩与分离力矩之比为力矩系数，。则力矩平衡方程为缸体稳定性与有很重要关系，偏大偏小都可以造成缸体倾倒偏磨，直接影响泵输出油液压力大约有脉动。因此，.缸体径向力矩和径向支承上面分析了由轴向的压紧力和分离力引起的压紧力矩和分离力矩，通过选择力矩系数使得缸体轴向稳定。但仅此是不够的，因此缸体还受到径向力作用，如果没有可靠的径向约束，缸体倾倒和偏磨仍会发生。下面将分析缸体所受径向力和缸体稳定性的影响及缸体径向支承形式。径向力及径向力矩从柱塞受力分析知道，在排油区的柱塞，由于受斜盘约束受有径向力的作用，对缸体产生以为支点的倾倒力矩。即式中为任柱塞球头中心至点的距离。如图图径向合力产生的倾倒力矩柱塞径向合力对缸体的倾倒力矩为当个柱塞处于排油区时，径向合力最大。若忽略柱塞惯性力摩擦力等因素的影响，则柱塞最大径向合力为对于柱塞数的柱塞泵，有式中径向合力作用点运动弧长在轴上的投影长度。综上所述，要保证缸体不因径向力作用产生倾倒，必须根据径向力大小及作用点变动情况选择可靠的径向支承。安装位置应使支承轴承平面中心与传动轴的交点重合于柱塞球头与传动轴的交点缸体径向力支承型式选用缸体外支承在柱塞径向合力中心位置上设置缸体外径大轴承，如图图缸体外支承型式缸体传动的径向力全部由缸体外径轴承支承。这种形式的主要优点是传动轴只起传扭作用，不承受弯矩，因而轴和轴承的设计条件可以大大改善。同时，缸体支承刚度高，多次装配重复性好。由于径向轴承外径大，造成泵的外径尺寸也大，重量增加，径向支承还限制了泵转速的提高。缸体中心的传动轴尺寸较小，缸体结构设计更紧凑。柱塞分布圆直径较小，柱塞数较少常取，斜盘倾角较大。由前面分析可知，缸体倾倒造成偏磨的原因是因为配油盘不动，缸体倾倒后改变了原接触面的相对位置。如果缸体发生倾倒时，配油盘能自动相应变化，保持接触面良好的贴合关系，即配油盘具有自位性，无疑可以避免缸体偏磨和泄漏。为此从结构上采取措施，出现了浮动配油盘浮动缸体和球面配油盘等多种装置，解决了缸体偏磨等问题。.缸体主要结构尺寸的确定通油孔分布圆半径和面积为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径与配油窗口分布圆半径相等。即式中为配油盘窗口内外半径。通油孔面积近似计算如下图柱塞腔通油孔尺寸式中通油孔直径，通油孔宽度，。缸体内外直径的确定为保证缸体在温度变化和受力状态下，各方向的变形量致，应尽量使各处壁厚致，壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算图缸体结构尺寸缸体强度可按厚壁筒验算式中为厚壁筒外径，。缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为式中缸体材料弹性系数材料波桑系数，对青铜材料允许变形量，般钢质缸体取，青铜则取。当壁厚确定后，可依次定出缸体高度如上图中可确定缸体高度为式中柱塞最短留孔长度柱塞最大行程为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量最短缸底厚度，般取结论四年的大学生活即将结束，在这四年里我学会了不少的东西，无论在学习上生活中思想上都有很大的转变，从开始带着父母的殷切希望，怀着充实自我，掌握技之长，为以后找工作，实现自己的人生价值的目标作努力，到最后考研进步接触社会，学到些从理论上学不到东西，增加了许多经验，这切的成果都离不开众多可敬师长谆谆教导不厌其烦的耐心讲解传授，以及许多同学朋友的坦诚相见砥励共勉加上自己对本专业有定的兴趣，特别是在毕业设计期间，大家更是同心努力希望自己把设计搞好，因为这是四年大学生活最后的收尾工作，它是我们平时对我们所学的课程理解，接受能力，熟知程度，以及记忆能力的个体现，在这四年中，从基础课到专业课四五十门，但这都是零散的，成块吸收。而最终的毕业设计就是把这些零散成块的知识有条理系统化，综合运用。达到检验所学程度的目的，既是对综合运用知识的能力的培养，又是为将来走上工作岗位的做的次实战模拟。斜盘式轴向柱塞泵对我来说并不是完全陌生的，但是知道的仅限于在课本中学到的，它是液压系统中的能源元件，作用是向系统提供定压力和流量的油液，是把机械能转换成液压能的装置，与马达正好相反，分为斜盘式和斜轴式两种，血盘式轴向柱塞泵的传动轴中心线与缸体中心线重合，滑靴是按静压轴承原理设计的，缸体中的压力油经柱塞球头中间小孔流入滑靴油室，使滑靴和斜盘形成液体润滑，改善柱塞头部和斜盘的接触情况。而对于它的详细结构并不知道多少，在设计中才知道，其详细原理，斜盘式轴向柱塞塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔容积实现吸油和排油的，并且它在现实中有很广泛地应用，因此，我在这期间学会了以前我没学到的东西，特别是，不止是学会怎样设计这个泵，而是学会了如何运用所学的知识，应用于你的设计中去，不是单的设计件东西，要灵活运用，举反三，能运用到别地设计中去，不过，在设计上还有很多缺陷，需要进步完善，希望各位领导和老师提出意见，批评指正，使以后不在犯同样的错误，不断成熟，进步，在次感谢各位领导和老师的不倦悔和热心帮助。参考文献东北工学院机械零件设计手册编写组.机械零件设计手册下册.第二版.冶金工业出版社.葛志祺.年月页至页机械设计手册联合编写组.机械设计手册下册.第二版修订.化学工业出版社.年月页至页上海煤矿机械研究所.液压传动设计手册.上海人民出版社.年月页至页页至页页至页陈榕林.最新机械设计制造常用数据与新旧标准对照手册.科学技术文献出版社.年徐灏.机械设计手册第四版.机械工业出版社.年雷天觉徐绳武.柱塞式液压泵.机械工业出版社.年翟培祥.斜盘式轴向柱塞泵设计.煤炭工业出版社.年李玉琳.液压元件与系统设计.北京航空航天大学出版社.年

（其他） 毕业设计说明书.doc

（图纸） 滑靴.dwg

（图纸） 轴.dwg

（图纸） 装配图.dwg