斜盤軸向柱塞泵

斜盤軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中被廣泛使的動力元件，用于各類工程機械中。其本身結(jié)構(gòu)的特殊性工作柱塞存在著剩余容積、缸體與柱塞加工修配等相對困難，并且維護成本高、以及缸套加工成本高等問題。針對上述問題進行以下幾方面改進；(1)柱塞內(nèi)放入填充物；(2)在缸孔內(nèi)加入內(nèi)套；(3)采用帶內(nèi)圈軸承改善加工條件。通過上述的措施可有效的提高斜盤軸向柱塞泵的容積效率、降低維護成本提高了性能品質(zhì)、節(jié)約缸套加工成本；在上述改進的基礎(chǔ)上設(shè)計一款額定壓力：P=31.5MPa;額定轉(zhuǎn)速：n=1000r/min;額定排量：Qmx=160ml/r的手動伺服變量斜盤軸向柱塞泵，并進行柱塞與滑靴、缸體、斜盤、泵軸的受力分析以及強度校核，結(jié)果滿足相應(yīng)的設(shè)計要求。關(guān)鍵詞軸向柱塞泵斜盤缸體柱塞譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要cylinderplungerarerelatiprocessingofcylinderishigh(1)Addcramminginplunger;(2)apumpvolumetricefficiency,reducethecosqualityandperfobasisofthedesignpressurerated:P=31.5MPa;RatedSpeed:n=1000r/min;rampsite,andwiththeplungerSlipper,block,catandstrengthcheck,theKeywordsAxialpistonpumpSlantingCylinder譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要更多相關(guān)參考論文設(shè)計文檔【W(wǎng)ORD可編輯】資源請訪問http://wwwdocin.com/lzj781219目錄 1 11.2國外軸向柱塞泵發(fā)展概況 21.3CY系列軸向柱塞泵的主要用途和應(yīng)用領(lǐng)域 21.4主要參數(shù) 3第2章受力分析 42.1柱塞與滑靴的受力 42.1.1柱塞(包括滑靴)的移動慣性力 62.1.2柱塞吸入油液所需的總吸入力 82.1.3滑靴支承面所需的總密封力 82.1.4柱塞(位于吸入行程)的總摩擦力 2.1.5克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力 2.1.6壓排過程 2.1.7處于壓排行程柱塞所受的力 2.2缸體受力 2.2.1斜盤的推壓力 2.2.2缸體與配油盤之間壓力場的支撐力及其力矩 2.2.3輔助支撐的支撐力 2.3斜盤受力分析 2.3.1柱塞作用于斜盤的壓力不平衡力矩 2.3.2斜盤滑動支承的摩擦力矩 2.3.3球鉸的摩擦力力矩 2.3.4柱塞與滑靴在改變傾角時的慣性力矩 2.4泵軸受力 2.4.1泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論功率 2.4.2后斜盤軸向柱塞泵的泵軸受力 第3章運動分析 參考設(shè)計材料，包含項目源代碼，屏幕錄像指導(dǎo)、項目運行截圖、項目設(shè)計說明書、任務(wù)書、報告書以及文獻參考翻譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要更多相關(guān)參考論文設(shè)計文檔【W(wǎng)ORD可編輯】資源請訪問/lzj7812193.1計算柱塞軸線的分布圓半徑和柱塞直徑 3.2運動學(xué) 3.3輸油率及其脈動 第4章主要部位設(shè)計與校核 4.1柱塞副 4.2球鉸副 4.3滑靴副 4.4配油部位 4.5泵軸 4.5.1花鍵部分與缸體的連接強度 4.5.2與聯(lián)軸節(jié)的連接強度 4.5.3泵軸薄弱部位的強度核算 致謝 附錄1 附錄2 參考設(shè)計材料，包含項目源代碼，屏幕錄像指導(dǎo)、項目運行截圖、項目設(shè)計說明書、任務(wù)書、報告書以及文獻參考翻譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要1.1國內(nèi)CY系列軸向柱塞泵發(fā)展概況我國目前大量使用的CY系列軸向柱塞泵，2003年全國的總產(chǎn)量達到了20萬臺1-2|。這類泵的最大特點是采用大軸承支承缸體，具有壓力高、工藝性好、成本低、維修方便等優(yōu)點，比較適合國情，因此，成為當(dāng)今我國應(yīng)用最廣的開式油路軸向柱塞泵。CY型軸向泵從1966年開始設(shè)計以來，經(jīng)過CY14-I,CYI4-1A,CYI4-IB幾個發(fā)展階段，每一個發(fā)展階段泵的性能、壽命都得到提高，品種也不斷增長。但是，從1982年CY14-1B軸向泵定型以來，已經(jīng)過去20余年的時間，該泵發(fā)展停滯、變化不大。近年來，世界上柱塞泵技術(shù)已有長足進步，加上國內(nèi)對使用CY14-1B泵的更高要求，迫切需要對CY14-1B軸向泵進行更新，開發(fā)一種噪聲更低、自吸性能更好、節(jié)能、省料、使用更可靠的軸回柱塞泵，這就是Q**CY14-1BK軸向柱塞泵[37]。的壓力都只有7MPa,但現(xiàn)代液壓傳動系統(tǒng)均要求更高的壓力。目前定量斜盤式軸向柱塞泵的壓力已達21--48MPa,這是因為我們在各自的發(fā)展過程中，突破了一些關(guān)鍵技術(shù)[8-10]。2003年產(chǎn)量估計有近20萬臺，被我國各行各業(yè)廣泛采用，特別是應(yīng)用于開式油路固定式機械設(shè)備CY14-1B軸向泵從1972年開始設(shè)計研制，1982年定型，但此后20多年的時間，變化不大，有些廠家生產(chǎn)20余年，沒有任何改。但是世界上的柱塞泵發(fā)展有了長足的進步，然而CY14-1B軸向泵的使用中也發(fā)現(xiàn)不少問題，柱塞在壓排油液終了時，柱塞底腔仍有一些油液未排除，當(dāng)柱塞進入吸入行程時，這樣便損失一部分吸入容積，降低了容積效率。進行改進，往柱塞腔填入尼龍，減小柱塞腔的殘留空間，提高容積效率1-18]。以及缸體外套使用軸承鋼，加工非常不方便，從加工制造角度考慮變換其他材料。對CYI4-1B軸向泵進行更新的改造。這就是研制CY系列軸向泵的目的。譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要1.2國外軸向柱塞泵發(fā)展概況國外從上世紀80年代以來，軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)、材料、工藝上雖然都有不少進步，但一個最重要的動向是向著個性化發(fā)展，即針對不同的需要，發(fā)展專用類型的泵。例如閉式油路用泵、開式油路用泵。這類泵的發(fā)展主要是為了滿足行走機械靜液壓傳動的需求，行走機械要求所使用的泵液壓裝置體積小、重量輕、轉(zhuǎn)速高，而靜液壓傳動系統(tǒng)又實現(xiàn)了系統(tǒng)標(biāo)準(zhǔn)化，因此發(fā)展閉式油路用集成化的油泵靜液傳動裝置就成為必然的趨勢之一，這種裝置將閉式系統(tǒng)的所有元件(有的甚至包括過濾器)都集成在泵和馬達上，用戶使用時只要裝上油箱聯(lián)接兩根管道，就可以使系統(tǒng)運轉(zhuǎn)4-15]。開式系統(tǒng)大多數(shù)用于固定式機械，它的主要需求是噪聲低、自吸能力好、節(jié)能。因此進出油口不對稱的開式系統(tǒng)用泵、新的節(jié)能和與電子技術(shù)相結(jié)合的變量型式就應(yīng)運而生。為了滿足系統(tǒng)對于不同壓力的需求，又出現(xiàn)了開式油路用重型泵(壓力25MPa以上)和輕型柱塞泵(壓力25MPa以下),但從近期發(fā)展動向看，又有重型泵輕量化，輕型泵參數(shù)重型化的趨勢。在軸向泵的使用中，閉式油路用泵和馬達主要是解決系統(tǒng)集成化問題，以滿足工程機械和建設(shè)機械靜液壓傳動的要求；而開式油路用泵主要需求是降低噪聲、提高自吸能力，開發(fā)新的節(jié)能和與電子技術(shù)相結(jié)合的變量型式，以滿足固定式機械的多種要求。開式油路用泵又分為重型泵(壓力>25MPa)和輕型泵(壓力<25MPa),其發(fā)展趨勢是重型泵輕量化，參數(shù)重型化。據(jù)有關(guān)資料介紹，國外對閉式油路用泵和馬達與開式油路用泵分別進行了個性化設(shè)計，以發(fā)揮各自的優(yōu)點l?。1.3CY系列軸向柱塞泵的主要用途和應(yīng)用領(lǐng)域斜盤式軸向柱塞泵，由于體積小，重量輕，液壓伺服變量機構(gòu)簡，慣性小，故較適合用于移動設(shè)備與自動控制系統(tǒng)，作為液壓動力源。斜盤式軸向柱塞泵是現(xiàn)代液壓傳動系統(tǒng)中廣泛使用的動力元件也是可實現(xiàn)無級變量的兩類泵。1906年斜盤式軸向泵第一次使用于軍艦的炮塔上到現(xiàn)在已有近90年的先生1925年發(fā)明葉片泵到現(xiàn)在也有70余年了。幾十年來，這類泵一直在不斷地改進、發(fā)展、競爭?，F(xiàn)在，斜盤式軸向泵已占領(lǐng)液壓系統(tǒng)大部分的變量泵市場和部分高壓(20MPa以上)定量泵和液壓馬達市參考設(shè)計材料，包含項目源代碼，屏幕錄像指導(dǎo)、項目運行截圖、項目設(shè)計說明書、任務(wù)書、報告書以及文獻參考翻譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要場，喪失了絕大部分中高壓(20MPa)以下定量泵和液壓馬達市場。1.4主要設(shè)計參數(shù)液壓泵將原動機輸給的轉(zhuǎn)矩，通過其內(nèi)各機件傳遞、變換以流體壓力能傳輸出去。下面將討論柱塞于滑靴、缸體、斜盤及泵軸等受力情況。2.1柱塞與滑靴的受力柱塞有兩種工作過程：吸入行程和壓排行程，其受力狀況是不同的，論吸入行程，即柱塞由中心加力彈簧經(jīng)過壓盤和滑靴拖動，向缸外移動，使其低腔形成負壓而吸入油液的過程。在計算受力分析之前我們先估算一下柱塞副的質(zhì)量，在算慣性力用到。估算柱塞的尺寸如(2-1)圖所示。L=0.128m,d=0.032m,L=0.088m,d=估算柱塞的體積：柱塞的整個體積V為：V=V?+V?-V?=(103+1.05-33.5)×10柱塞的粗略質(zhì)量為：m?=pv=7.85×103×70.55×一般為了簡化問題結(jié)構(gòu)參數(shù)C取處的值：圖2-2滑靴簡圖如圖2-2所示粗算滑靴的體積：m?=pV?=7.85×103×6.98柱塞和滑靴總質(zhì)量：2.1.1柱塞(包括滑靴)的移動慣性力單個柱塞(包括滑靴)的移動慣性力為：F=map將(3-6)式代入上式，得到F=m,o2Rtgβcosφ+ia)、……等時，亦即當(dāng)R——柱塞在缸體中分布圓半徑，查參考文獻[1]表1-29得Z579ξ圖2-3慣性力F;與CF;同缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系2.1.2柱塞吸入油液所需的總吸入力移動單個柱塞所需的吸入力為：如果假定和吸入油腔相同的柱塞個數(shù)為(Z+1)/2,則其總吸入力為：式中Z——柱塞個數(shù)，取Z=7。2.1.3滑靴支承面所需的總密封力為了使滑靴支承面不漏氣，需加力保證其密封，一個滑靴支承面所需的σx——支撐表面為阻止吸入空氣所需的接觸比壓，依經(jīng)驗，計算時可如果假定與吸入油腔相同的(Z+1)/2個柱塞滑靴支承面所需的總密封力同樣，還應(yīng)當(dāng)保證缸體端面與配油盤間的氣密性，所需的密封力為：圖2-4配油盤如圖2-4由參考文獻[1]表4-4給出配油盤的主要尺寸參數(shù)：R=0.033m,R?=0.038m,R?=0.052m,R?=0.057m,R=0.062m根據(jù)以上的數(shù)據(jù)可以算出配油盤與缸體相接觸的表面積：那么缸體端面與配油盤間所需的密封力為：2.1.4柱塞(位于吸入行程)的總摩擦力柱塞(位于吸入行程)的總摩擦力：2.1.5克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力如前所述，滑靴沿斜盤平面作橢圓運動，其離心慣性力為：F?=m,pop——滑靴的重心的運動向頸；o——滑靴重心的旋轉(zhuǎn)角速度(rad/s)。由圖2-5可知，滑靴因離心慣性力引起的翻轉(zhuǎn)力矩為：圖2-5滑靴部位式中e——滑靴重心到柱塞球頭中心的距離(m)。要想克服此力矩M?,必須通過壓盤加以力矩M。,方向相反，且大于等MM?譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要所以：v,=p克服(Z+1)/2個吸油柱塞的滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力為：R——柱塞分布圓半徑(m);e?——滑靴重心到柱塞球頭中心距離(m)。查文獻[1]表4-2取即：中心加緊力彈簧須滿足：順便指出，在計算中心加力彈簧力時，上述諸式的泵軸角速度o均應(yīng)以欲要求的自吸角速度(即泵軸的轉(zhuǎn)速)代入。即柱塞因缸體拖動，再由斜盤經(jīng)過滑靴推壓而壓排油液的過程柱塞與其缸孔之間的配合間隙，一般為0.01-0.05mm,遠遠小于柱塞直徑d及其含接長度21,所以，假定無間隙滑動時可行的。再假定滑動摩擦對其接觸比壓的分布無影響；滑靴與柱塞頭之間無相對轉(zhuǎn)動，柱塞與缸孔壁的接觸長度為：,如圖2-6和,如圖2-6和圖2-6柱塞受力分析如圖2-2所示do=r?,d?=tj,r?=0.032m,r=0.025m代入上式F,=F?F(=fN?F?=f?N?譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要Fmx——單個柱塞滑靴的最大移動慣性力(N);F:——一個柱塞的回程彈簧力(N)。2.1.7處于壓排行程柱塞所受的力將式(3-14)代入上述方程組，得上式聯(lián)立解得譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要式中C——結(jié)構(gòu)參數(shù)，其值為：將C值代入(2-16)式由上式可知柱塞受力滿足要求，并且最小含接長度與柱塞長度之比,要大于0.46,否則會降低機械效率，增加卡塞危險性。2.2缸體受力缸體由泵軸拖動，借助斜盤、滑靴及中心加力裝置驅(qū)動柱塞，實現(xiàn)吸排油液，其受力較復(fù)雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一，是配油面，從運轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的觀點，希望各滑動表面之間不發(fā)生金屬直接接觸，其間形成油膜。對于配油面間，要想實現(xiàn)上述要求，缸體在運轉(zhuǎn)過程應(yīng)與配油盤表面保持平行，即不歪斜而平衡。在討論上述方程之前，先逐一討論一下缸體所承受的各個力。缸體在運轉(zhuǎn)過程承受下述力(取包括柱塞滑靴在內(nèi)的平衡力):斜盤的推壓力F;;轉(zhuǎn)子軸承的支反力F;中心加力彈簧的彈簧力F;配有盤與缸體之間壓力場的支譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要2.2.1斜盤的推壓力我們默認吸油窗口壓力為0,即F為0,而Fs和Fsy可以得出由前章可知，奇數(shù)個柱塞得輸油率脈動小，通常z=5、7、9等，為了討論方便起見，假定液壓泵得柱塞個數(shù)為式中m——正整數(shù)。液壓泵得配油工作情況是：當(dāng)時，有m+1個柱塞與壓排窗口相個與吸入窗口相通，其中a——柱塞得角距，;φ—缸體轉(zhuǎn)角，取一個柱塞缸中心與Y軸線一致時為起點，這樣一來，F(xiàn)?得總推壓力為：:參考設(shè)計材料，包含項目源代碼，屏幕錄像指導(dǎo)、項目運行截圖、項目設(shè)計說明書、任務(wù)書、報告書以及文獻參考翻整理得出；式中L?——滑靴球鉸中心中性面至缸體配油表面的距離(m),取式中m——正整數(shù)，取m=3;β——斜盤最大傾角，β=18;Pp——吸油窗口壓力，取P=0。F?對Y軸的力矩Msy為時：2.2.2缸體與配油盤之間壓力場的支撐力及其力矩譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要P=P壓力場得總支撐力：,,.,,,.,當(dāng)式中H—力矩矢量得模，其值為：有兩種不同得數(shù)值，并以缸體同一轉(zhuǎn)速，同一方向回轉(zhuǎn)，交替反復(fù)。時；由于H之變化值為：由以上可以看出，力矩得變化取決于a-a,只有當(dāng)a=a'時才能達到理想得平衡，所以，從平衡角度，在設(shè)計柱塞缸體窗口時，要盡可能地使其開角a大一些，同時還要顧及到容積效率。用于配油機構(gòu)中得輔助支撐由多種，下面討論得輔助支撐均是對稱的，現(xiàn)在回頭討論缸體得力平衡方程，沿Y軸應(yīng)滿足式，即：繞Y軸之力矩方程應(yīng)為：內(nèi)亦均是一個矢量模與轉(zhuǎn)角無關(guān)的力矩矢得兩個分量，其模分別為：是由于M得模為雙值，因而未能達到良好得平衡。這是配油部位須滿足得方程之一。繞X軸得力矩方程式應(yīng)為：圖2-7力矩圖譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要由式3-23,3-27則上式可知為下述形式：F?(L?-L?)-tg2βM?x=0所以：軸得力矩不致反映到配油盤表面，欲使ZF?y得作用點落在轉(zhuǎn)子軸承滾動體長度之內(nèi)，這樣，首先應(yīng)將轉(zhuǎn)子軸承中心安設(shè)在L?處，并且滾動體長度須滿足下式：除此之外，對于轉(zhuǎn)子軸承得間隙還要加以控制，這兩項措施已由某液壓泵廠得經(jīng)驗證實(當(dāng)將軸承中心移至中性面，軸承間隙由0.1mm減至0.06—0.07mm,配油盤研損情況大為減少)。除了上述措施外，還有加長缸體花鍵配合長度等方法。2.3斜盤受力分析斜盤是形成和改變工作容積的主要部位，改變斜盤傾角便可以改變泵的輸油率和流向。在工作過程中，斜盤主要承受下述力：有工作阻力產(chǎn)生的并經(jīng)過滑靴推壓斜盤力F;中心加力裝置的彈簧力F;斜盤支反力F?、F。。譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要滑靴推壓斜盤的力，是由工作阻力產(chǎn)生的，其值與前述F;的數(shù)值相等，方向相反，并且垂直于斜盤平面，垂直于支承軸線，其值為：式中P——柱塞底腔的壓力，或為p,或為p?。2.3.1柱塞作用于斜盤的壓力不平衡力矩盤的作用力矩。將式3-40代入上式，得由上式可以看出，每個柱塞壓力對斜盤的繞x軸之力矩，與柱塞底腔壓力有關(guān)，目前，對稱正重迭的，非對稱正重迭的和零重迭的(有時為了減少噪音，采用負重迭的，但其值甚小，故可認為是零重迭的)。所有柱塞對x軸的力矩為：當(dāng)譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要R——柱塞分布圓半徑(m);2.3.2斜盤滑動支承的摩擦力矩式中R,——滑動支承的半徑(m);2.3.3球鉸的摩擦力力矩在改變斜盤傾角是，滑靴與柱塞之間的夾角亦隨之變化，這樣便產(chǎn)生摩擦力矩，其一個球鉸的摩擦力矩為：平均力矩為：2.3.4柱塞與滑靴在改變傾角時的慣性力矩由前述可知，柱塞與滑靴相對缸體的運動方程為：一個柱塞與滑靴的慣性力矩為：R——柱塞分布圓的半徑(m)。2.4泵軸受力2.4.1泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論功率而因此：M=0.159×160×10?×31.5×10?=80IN·m這樣，理論功率為：2.4.2后斜盤軸向柱塞泵的泵軸受力后斜盤軸向柱塞泵，其缸體的徑向力由轉(zhuǎn)子軸承支承，另外為保證配油機構(gòu)有良好的運轉(zhuǎn)條件，泵軸的初端又不允許以具有徑向力的傳動連接方式連接，所以，這種泵的泵軸只傳遞轉(zhuǎn)矩，拖動缸體轉(zhuǎn)動，受力最簡單。對于設(shè)計計算，泵軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩可取為：第3章運動分析斜盤軸向柱塞泵，在工作使其柱塞和滑靴做兩個主運動：一個是沿缸體軸線的相對缸體的往復(fù)運動；一個是與缸體一起旋轉(zhuǎn)。3.1計算柱塞軸線的分布圓半徑和柱塞直徑由圖2—1分析可得：d——柱塞直徑(m)。柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑為：按下式確定柱塞直徑：查參考文獻[1]表1-27取d=0.032m綜上所得：柱塞直徑d=0.032m,柱塞軸線的分布圓半徑R=0.048m參考設(shè)計材料，包含項目源代碼，屏幕錄像指導(dǎo)、項目運行截圖、項目設(shè)計說明書、任務(wù)書、報告書以及文獻參考翻3.2運動學(xué)如圖3-1所示，當(dāng)柱塞由最大外伸轉(zhuǎn)到φ角時，柱塞球頭中心即由A點到B點。柱塞沿缸體軸線的相對(缸體)位移S,由直角三角形ABC得：式中β——斜盤傾角(度)。由圖3-1可以得出，AC=AF=AO-FO=R-FO再由直角三角形得FO=COcosφ。將上述諸關(guān)系式代入(3-3),整理得：式中R——柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑(m);時的相對位移量，由上式得：式中R——柱塞軸徑分布圓半徑(m);h,=2×0.048×ig18柱塞相對(缸體的移動)速度v,.由相對位移S。對時間t求導(dǎo)，可得：其平均相對速：式中n——泵軸的轉(zhuǎn)速(r/s)?；コ伺c柱塞一起相對缸體往復(fù)運動及隨缸體旋轉(zhuǎn)外，還與柱塞頭一起沿斜盤平面作平面運動。下面將討論滑靴與柱塞球頭中心在斜盤平面上的運動情況，如圖2-2所示。由圖3-2可以看出，滑靴與柱塞球頭中心A之絕對運動軌跡的參數(shù)方程為：該運動軌跡是一個橢圓，其長半軸與短半軸分別為：滑靴由于沿斜盤平面作橢圓運動，所以在與壓盤一起繞Z軸旋轉(zhuǎn)時，必將相對壓盤作徑向移動，其位移量(如圖2-2)p=√x2+y2=R√l+ig2βcos2φD?——壓盤裝滑靴頸部的孔心分布圓直徑(m);這樣，式,便可以寫成下述形式：向徑與橢圓軌跡長半軸之夾角(即與Y軸的夾角)為：因此，滑靴球心繞0點的旋轉(zhuǎn)角速度為：由上式可知得出，當(dāng),式中o——泵軸的角速度(rad/s)。已知泵軸的轉(zhuǎn)速1000r/min由結(jié)構(gòu)可知，滑靴球心繞0點旋轉(zhuǎn)一周(2π)的時間等于缸旋轉(zhuǎn)一周的時間，因此，其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體的角速度，即滑靴沿斜盤表面的滑動速度：由上式可以得出，當(dāng)、由上式可以得出，當(dāng)、滑靴沿斜盤平面的平均滑動速度：順便指出，柱塞于滑靴除了上述的相對運動與牽連運動之外，還可能有因摩擦而產(chǎn)生的饒自身軸線的轉(zhuǎn)動，這無論對于均勻摩擦還是對改善潤滑都是有益的。3.3輸油率及其脈動容積式液壓機械的理論輸油率，是其工作元件的時間所劃成的幾何容積。對于所述及類型的液壓泵，一個柱塞的瞬時理論輸油率為：式中d——柱塞直徑(m);將式(3-6)代入，則得到第一個柱塞的瞬時理論輸油率：液壓泵有Z個柱塞均勻布于圓周，柱塞間的角距柱塞的瞬時理論輸油率分別為：,所以，以下各在Z個柱塞中有(Z±1)/2個同時工作，因此，i應(yīng)等于(Z±1)/2-1,即φ+ia≤π,這樣一來，液壓泵的瞬時理論輸油率為：將式時，取“+”號；當(dāng)時，取“-”號。圖3-3輸油率脈動曲線由式(3-1)和圖3-3可以看出，液壓泵的瞬時理論輸油率是以轉(zhuǎn)角周期變化的，其脈動頻率將為：式中n——泵軸的轉(zhuǎn)速(r/min);小值，而在、……時為最大值，即小值，而在、)分平均求得，推倒如下：因為積分所以上式可以寫成下述形式：這樣，將式(3-21)、(3-20)代入上式，經(jīng)整理便可求得液壓泵的輸油值，而在、由式上述兩式可以看出，斜盤軸向柱塞泵的輸油脈動率只與柱塞個數(shù)Z有關(guān)，其值如表3-1所列Z56789上表所列數(shù)值表明，Z為偶數(shù)的輸油脈動率均比奇數(shù)的大，所以一般選取5、7和9……。第4章主要部位設(shè)計與校核在所述及的這種液壓泵中，直接影響工作性能的部位有：柱塞副、球鉸副、滑靴副、泵軸，下面將對這幾個問題進行設(shè)計。4.1柱塞副柱塞直徑d,不僅是柱塞的主要參數(shù)，而且還是液壓機械的主要參數(shù)，該參數(shù)要由既定的輸油率等諸因素確定，一般在35mm以下，否則，會使其移動慣性力和離心慣性力過大，進而降低其機械效率與吸入能力。柱塞的長度L及含接長度21,如前所述，之比無論從防止柱塞卡塞，使之工作的可靠角度，還是從柱塞與缸孔之接觸強度角度，希望該值越大越好。但過大會使液壓泵的軸向尺寸過大。一般地，現(xiàn)按經(jīng)驗取定：最小外伸長度l?min=0.2d;柱塞行程譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要圖4-1滑靴與柱塞H?=Rtgβ(1+cosφ)(4-2)缸孔外緣與柱塞之平均接觸比壓，由機械力學(xué)可知：將式：(3-11)、(4-3)代入上式，略去其中計，則等于：項(因fi、f很小)不如取令上式中那么,式(4-6)變?yōu)橄率鲂问剑涸撝挡粦?yīng)超過滑動副中最小的材料許用比壓，即經(jīng)比較滿足要求。柱塞相對缸體的最大滑動速度，亦應(yīng)小于材料的許用值，即由由于制造與運轉(zhuǎn)時的溫度差別，一般運轉(zhuǎn)溫度為40～65℃,而制造溫度為標(biāo)準(zhǔn)溫度，即為20℃,再者，柱塞與缸體的材料線脹系數(shù)不等，會使間隙變化。如包容件的線脹系數(shù)大于被包容件的，則運轉(zhuǎn)時會增大間隙。當(dāng)缸體材料為青銅，柱塞為路鋼時，因溫差與線脹系數(shù)不等而引起的間隙變化量為：材料金相組織穩(wěn)定問題，如所周知，鋼在淬火后總是有殘余奧氏體，該體長時間會轉(zhuǎn)變成密度小的馬氏體，這樣一來，會使零件尺寸變大與變形，減少間隙。這個因素是難以估計的，所以，從這個觀點，柱塞采用刃量具鋼為好，或者采用時效或冷處理，以穩(wěn)定金相組織，這個問題在間隙小時尤為從零件磨損角度，制造間隙應(yīng)偏小些。間隙減少量可取為~為0.015～0.025mm;當(dāng)轉(zhuǎn)速n>1500r/min,須按上述方法取定。及起密封作用。環(huán)槽的尺寸，一般取為深度0.3～0.8mm,寬度0.3～0.7mm,間距2～10mm。順便指出，柱塞的圓柱表面與諸端面(包括環(huán)槽側(cè)面)交成的邊棱不得倒圓，不然可能發(fā)生污物楔入，以致研損柱塞副。柱塞及其缸孔的幾何精度，對其工作狀況影響很大，應(yīng)嚴加控制其不圓柱度(圓錐度和橢圓度)在最小間隙的1/4之內(nèi)，通常為0.002～0.005mm。柱塞副的材料有兩種方案，一種是柱塞為硬的，缸孔為軟的；另一種則相反，柱塞為軟材料，缸孔為硬材料。前中方案時最常見的，柱塞的材料，工作表面的抗咬能力及耐磨性，應(yīng)熱處理到高硬度，對于軸承鋼，一般采用金相組織較穩(wěn)定，這是非?？扇〉男阅?，其淬火硬度也應(yīng)為HRC56～64;18CrMnTiA滲碳鋼，要表面滲碳，滲碳深度為0.8～1.2毫米，淬火硬度須達到HRC56～62。除此之外，還要采用氮化鋼，如38CrMoALA,氮化硬度可達到缸孔的材料，通常為10-2-3錫鉛青銅、銻鉛青銅、ZQSn10-1青銅、ZQSn11-4-3青銅、ZQAL9-4青銅等，另外還有耐磨鑄鐵。為了節(jié)省銅，常常制成鑲青銅缸套的組合式缸體，其基體材料為20Cr、12CrNi3A和GCr15等合通過上面的分析：柱塞材料取18CrMnTiA滲碳鋼；缸體材料取QAL9-4青銅；缸體內(nèi)套材料取QAL9-4青銅。4.2球鉸副從結(jié)構(gòu)緊湊角度，滑靴的球杯外徑應(yīng)稍小于柱塞直徑d(如圖4-1),以保證球杯可以進入柱塞缸孔內(nèi)，這樣，不僅減少了軸向尺寸，更重要的是改善了缸孔壁的受力狀(使市柱塞的最小外伸長度近于零)。球鉸副的配合直徑d?,應(yīng)滿足下述條件譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要d?、d?——滑靴球窩尺寸(m),見圖4-1所示，;滿足要求球鉸副的球度粗糙度，由于柱塞的材料為淬鋼，硬度高，加工方便，所以，柱塞球頭的圓度與粗糙度均應(yīng)比滑靴球窩的高一些，通常，球頭的圓度公差為0.002-0.005mm,粗糙度0.1。至于球窩，一般為軟質(zhì)耐磨材料，其球度和表面粗糙度均可以低一些，圓度公差時采用著色接觸斑點的接觸面積來控制，接觸面積不應(yīng)小于70-75%。4.3滑靴副如前所述，斜盤是借助滑靴副推壓柱塞，使之壓排油液?；ジ痹趬号胚^程要承受；柱塞的工作阻力、柱塞與滑靴的慣性力、缸孔對柱塞的摩擦力、柱塞回程彈簧力等押金力，以及斜盤的推力。滑靴副所承受的總壓緊力，由式得：結(jié)構(gòu)參數(shù)C=3.92～1.3,則其最大、最小和平均值分別為：圖4-2滑靴在剩余壓緊力設(shè)計算法中：d?-d?=0.3d式中d——柱塞直徑(m),d=0.032m;d?——靜壓支承的密封帶的內(nèi)經(jīng)(m);d?——靜壓支承的密封帶的外經(jīng)(m)。滑靴靜壓支承面的粗糙度為1.6μm,其不平行度公差為0.002mm,當(dāng)液壓泵轉(zhuǎn)速高于1500r/min時，為了減少摩擦和改善散熱條件，滑靴靜壓支承面譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要要鍍一層銀(因為銀的摩擦系數(shù)小，導(dǎo)熱性好),鍍銀厚度為0.04～0.06mm,或者再鍍一些鍍錫鉛合金代替銀。該表面不得采用磨料，不然會有磨料嵌入而磨損斜盤表面。斜盤的材料，通常采用耐磨合金鋼，如GCr15、20Cr、18CrMnTi等，與滑靴相配合表面須處理高硬度。近年來，為了改善斜盤表面的摩擦狀況，采用了止推板結(jié)構(gòu)，其材料為氮化鋼，如38CrMoAl,經(jīng)過氮化處理，這不僅改善了磨損狀況，便于更換，,而且提高了壽命。與滑靴的粗糙度為1.6μm,平面度公差為0.002～0.005mm。除此之外，還需注意到，為了使中心加力彈簧的力均勻地加到各個滑靴上，對滑靴的凸肩面嚴格要求，一臺泵的滑靴，其尺寸的最大與最小之差小4.4配油部位在盤式配有的軸向柱塞泵中，配有部位是最關(guān)鍵部位之一，直接影響著液壓泵的可靠性和壽命。配油機構(gòu)有平面和球面之分，在所述及的柱塞泵中，配油機構(gòu)應(yīng)當(dāng)是工作可靠，漏損最少，滑動表面的磨損最少。這樣，就須使缸體與配油盤平面之間形成一定厚度的油膜，防止金屬直接接觸，同時，還要使油膜為最低能耗的油膜厚度。平面配油機構(gòu)的早期結(jié)構(gòu)，在缸體與配油盤之間安設(shè)一止推球軸承，力圖強制構(gòu)成必要的間隙?？墒?，實踐指出，由于載荷不均勻(一側(cè)幾乎沒有什么載荷),缸體歪斜，威爾漏損頗甚，不能保證同一的潤滑條件，因此，磨損也不均勻，這樣，就必須考慮到在載荷的不均勻性，試驗結(jié)果事與愿違，還是發(fā)生不能允許的磨損和漏損。針對漏損，試圖安設(shè)端面機械密封而設(shè)計出的配油機構(gòu)，結(jié)果并未因此減少漏損，由類似的端面密封的經(jīng)驗可以得出這樣一個結(jié)論：在配油機構(gòu)中采用機械端面密封方法是不太可能的，必須研究按液壓原理設(shè)計密封。依照這種觀點，在配油口的內(nèi)外緣采用了密封帶，又在七內(nèi)外設(shè)置動壓楔輔助支承，使缸體浮起，形成油膜。實際運轉(zhuǎn)表明，這種配油機構(gòu)是可用譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要的。但由于動壓楔的斜面加工不方便而發(fā)展一種平面輔助支承，這種支承系由溫度梯度產(chǎn)生支承力，配油盤的結(jié)構(gòu)，有下述幾部分組成：兩個配油窗口、內(nèi)外密封帶、輔助支承和泄油槽道等。這種結(jié)構(gòu)的配油盤已在成批生產(chǎn)的液壓泵中使用，研損現(xiàn)象還常發(fā)生，因而，在實際上要特別注意，除了結(jié)構(gòu)尺寸外，還要注意選擇材質(zhì)、精度。目前的設(shè)計還帶有半經(jīng)驗性質(zhì)，有些問題要經(jīng)過實踐摸索改進。配油盤運轉(zhuǎn)還欠可靠，濟南鑄造機械研究所針對CY14-1型軸向柱塞泵的這種配油盤易燒損的故障，在CY14-1B型泵中設(shè)計了一種新型配油機構(gòu)，,在柱塞腔換向時易燒損的輔助支承處引入壓力油液，進行強制潤滑，缸體的盲孔A當(dāng)與B孔接通時，即充滿壓力油液，潤滑輔助支承，同時還起一定的靜壓支承作用，減少了燒盤故障。另外，人們又想到早期的配油機構(gòu)，可是這一循環(huán)是上升到靜平壓平衡的基礎(chǔ)上，滾動體只承受很小一部分載荷。由于靜壓支承技術(shù)的進展，發(fā)展了一種靜壓支承配油盤，在配油盤配油窗口的外周(或內(nèi)周)專門開設(shè)了一組靜壓支承，以期在缸體與配有盤平面之間形成一層穩(wěn)定的油膜。在配油機構(gòu)的配油面間要承受很高的壓力和相當(dāng)高的相對滑動速度，所以，配油部位的直徑要盡可能小(配油窗口的中徑可以小于柱塞的分布圓直徑)。另外，還要避免金屬直接接觸。這樣一來，配油窗口、內(nèi)外密封帶的半徑便不可隨意選取。如果內(nèi)外密封帶或配油窗口過寬，就會將缸體推開，漏損劇增，甚至不能工作。反之，金屬接觸比壓會過高，增加研損的危險，其中必然存在著一簇適宜值，保證配油間隙為適宜間隙△,通常認為△=5～10微可是，由于配油結(jié)構(gòu)的配油窗口壓力場的支承力與配油間隙之間沒有關(guān)系，只靠該支承力與柱塞的壓緊力相平衡不能獲得穩(wěn)定的油膜，甚至不能運轉(zhuǎn)，所以，為了實現(xiàn)上述要求，該壓力場支承力能平衡大部分壓緊力，而剩余壓緊力將由配油部位的輔助支承承受，力圖維持穩(wěn)定的適宜油膜厚度。柱塞對缸體的平均壓緊力由(2-19)、(2-20)得：配油窗口壓力場的平均支承力由式(3-25)得：配油窗口的油液流速，亦即缸體柱塞和配油盤的配油窗口的流速，應(yīng)分所以，將上式代入式(4-31)便得；式中a'——缸體出液口的開角，α'=36°n——主軸轉(zhuǎn)速(r/min)。A?——配油窗口的過流斷面積，可以近似取為(m2)。將式(2-1)代入上式，整理得：φ——連筋的張角。配油窗口的許用流速[u],從減少油液流動損失角度，流速u越小越好，可是從結(jié)構(gòu)緊湊角度又希望流速u盡量大些，這是相互矛盾的，需設(shè)計者根據(jù)具體條件確定，就斜盤式軸向柱塞泵來講，通常取[u]=2～3m/s。滿足要求。綜上所述，配油部位的各尺寸應(yīng)當(dāng)滿足方程組，即：R、R?——內(nèi)密封帶半徑(m);a'——缸體柱塞孔的開角(度);α——配油盤吸排窗口的開角(度)。該方程左端：該方程右端：配油窗口的靜壓壓力場平衡了由柱塞推壓缸體繞Y軸的力矩這表明該組參數(shù)已經(jīng)良好的滿足了繞Y軸的力矩平衡方程。為了減少隔擋處的磨損，設(shè)置幾個盲孔，該盲孔在與一個壓油柱塞缸相通時，即充滿壓力油液，在緊接著切斷時，孔內(nèi)的油液便起著彈簧的作用，以使配油盤接觸表面卸荷和改善潤滑條件，盲孔的尺寸通常取為：直徑1.5~2.0毫米，深度6～8毫米。配油表面的精度與光潔度對其工作可靠性影響很大。兩個密封帶的不同心度允差要控制在0.05毫米以內(nèi)；兩個配有表面的不平度允差均須嚴格控制在0.005毫米以內(nèi)，并且，為了減少漏損，防止研損，兩表面均不許外凸，只許內(nèi)凹!配有表面的光潔度過低當(dāng)然不行，這是顯而易見的見，可是過高也是不好的，因為過高會顯著地減少油膜厚度，惡化了潤滑條件，因而增加配油機構(gòu)的兩個配有表面的材料和柱塞副一樣，也有軟對硬、硬對硬這樣兩種材料方案。在軟對硬的材料偶中，軟質(zhì)材料常用青銅，而硬質(zhì)材料為合金鋼，如表4-3所示。愛這些材料偶中QA19-4青銅雖然[p.]與[p.v]均較高，可是由于有鐵相而易發(fā)生咬合現(xiàn)象，不是十分好的材料，較好的材料偶是大家知道，銅已成為一種貧缺材料，在機械設(shè)計中少用或不用銅材已是一個基本用料原則之一。在配油機構(gòu)中少用或不用銅的材料偶中，是以鑄鐵或CuFe粉末冶金材料，另外還有在配油盤表面涂貼一層耐磨塑料作為軟質(zhì)材料。在小功率液壓泵中，還有用石墨作為軟質(zhì)材料制作配油盤。實驗指出，在配油機構(gòu)的軟對硬材料偶中，硬質(zhì)材料的磨損要比軟質(zhì)材料快2～3倍，所以，為了使硬質(zhì)材料具有高的耐磨性能和抗咬合能力，均應(yīng)熱處理至高硬度HRC>60,或采用氮化鋼，如38CrMoAl鋼，經(jīng)過氮化處理。為了保持鋼制配油盤的平面在使用過程不發(fā)生瓢曲，熱處理后還須經(jīng)過冷處理和時效處理，以穩(wěn)定起金相組織。對于青銅制的缸體配油表面，有時為了改善其跑合性，鍍很薄一層耐磨性腐蝕材料，如底層鍍鉛，上層鍍銦，或只鍍一層鉛。在硬對硬的材料方案中，配油盤與缸體的配油表面均采用淬火鋼或氮化鋼，并將其中一個表面(如缸體的)再經(jīng)過磷化處理。順便指出，除了上述提及的方面外，影響配油機構(gòu)工作狀況的還有下述面的不垂直度允差；缸體花鍵孔對其配油表面的不垂直度允差；缸體的轉(zhuǎn)子軸承跑道對配油表面的不垂直度允差等，另外，還有轉(zhuǎn)子軸承的內(nèi)隙。對上譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要4.5泵軸設(shè)計的斜盤軸向柱塞泵，由前述可知，只傳遞轉(zhuǎn)矩，所以，軸可以細一些。一般核算軸與花鍵的連接強度，軸與聯(lián)軸節(jié)的連接強度，以及軸本身的薄弱部分的強度。校核如下：4.5.1花鍵部分與缸體的連接強度花鍵表面的擠壓強度：φ——不均勻系數(shù)，φ=0.75;h——花鍵的側(cè)面地工作高度(m)。l?——花鍵的工作長度(m);r——花鍵的平均半徑(m)。花鍵軸的抗扭強度：4.5.2與聯(lián)軸節(jié)的連接強度4.5.3泵軸薄弱部位的強度核算由上可知泵軸的校核滿足要求結(jié)論柱塞在壓排終了時，柱塞底腔內(nèi)仍殘存一些為出口壓力P的油液，在其進入吸入行程時，先開始膨脹，壓力降至吸入壓力P,這樣便損失一部分吸入容積。采用了充填尼龍的柱塞，可以減少柱塞底腔的殘留空間，從而減少油液壓彈性容積損失，提高容積效率。傳統(tǒng)設(shè)計中缸套所使用的材料是軸承鋼，從經(jīng)濟的角度考慮比普通鋼材要貴，并且該材料硬度高十分不好加工，所以我選用40Cr即經(jīng)濟又便于加工。一般泵的壽命與配油盤和柱塞與缸體之間的滑動部分的擦傷等有關(guān)，所以給缸體增加缸套，如果有擦傷的情況發(fā)生，更換一個缸套就可以了，不用去更換一個新的缸體，這樣既經(jīng)濟又方便。傳參考設(shè)計材料，包含項目源代碼，屏幕錄像指導(dǎo)、項目運行截圖、項目設(shè)計說明書、任務(wù)書、報告書以及文獻參考翻統(tǒng)設(shè)計中斜盤傾角偏大有的達到了20-25度，從而增大了傾覆力矩使泵在不穩(wěn)定的狀態(tài)下工作降低了泵的壽命，減小斜盤的傾角進而減小傾覆力矩。液壓系統(tǒng)中柱塞與缸體接觸經(jīng)常產(chǎn)生液壓固著和徑向部平衡。所以開密封環(huán)可是從結(jié)構(gòu)要求上看，柱塞與缸孔因側(cè)向力作用使其邊緣潤滑條件差發(fā)生液壓固著，如果將槽開在缸孔邊緣的內(nèi)表面不僅可以改善潤滑條件，而且還可致謝畢業(yè)設(shè)計為我們提供了寶貴的實踐機會，鍛煉了我們的自學(xué)以及處理問題的能力，三個多月來，我的水平得到了一定程度的提高。在畢業(yè)設(shè)計過程中吳衛(wèi)東老師給了我整體的指導(dǎo)并經(jīng)常給我提出建設(shè)性意見，我在校的最后三個月的畢業(yè)過程中，吳老師經(jīng)常鼓勵我，讓我多讀些資料，這對我?guī)椭艽?，使我在有限的條件下，充分利用了時間。在此，我向吳衛(wèi)東教授表示深深的謝意!另外，機械學(xué)院其他老師和班里的很多同學(xué)也給了我很大的幫助，在此，向他們致謝!感謝我的老師和同學(xué)們，在畢業(yè)設(shè)計過程中，我們同甘共苦，畢業(yè)設(shè)計完成與他們的關(guān)心和支持密不可分。譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要參考文獻1翟培祥主編.斜盤式軸向柱塞泵設(shè)計.北京：煤炭工業(yè)出版社，1978,2姚遠勝主編.21世界泵的發(fā)展展望.湖南省農(nóng)機研究所.2000,4(13):62-70系列軸向柱塞泵研制.鍛壓設(shè)備與制造技術(shù).2004,4(9):4徐繩武.CY14-1B系列軸向柱塞泵簡介.鍛壓設(shè)備與制造技術(shù).2004,3(15):5徐繩武.CY軸向柱塞泵的發(fā)展.液壓氣動與密封.2000,10(22):70-726徐繩武.CY軸向柱塞泵的特點.液壓氣動與密封.2004,3(25):80-837徐繩武.論斜盤式軸向柱塞泵與葉片泵的競爭與發(fā)展.液壓與氣動.1996,58劉利國，孫作義，侯立民.25cy14-1B軸向往塞泵流量特性仿真計算.煤礦現(xiàn)代化.2001,3(42):17-19譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要9徐繩武.論斜盤式軸向柱塞泵與葉片泵的競爭與發(fā)展.液壓與氣動.1996,710周元康，羅述潔，劉盛.N+注入改性的25Cr3MoA材料在軸向柱塞泵配流盤上的應(yīng)用研究.貴州工業(yè)大學(xué)學(xué)報.1998,27(5):44-5611田彥，劉雅梅，岳曉峰.軸向柱塞泵柱塞設(shè)計的難點分析.吉林下學(xué)院學(xué)報.1998,19(3):53-58型軸向柱塞泵的新發(fā)展.液壓氣動與密封.第期2000,5(3):13郭衛(wèi)東王占林.斜盤式軸向柱塞泵柱塞受力分析.機床與液壓.1994,6ConceptsInMechanics.2004,2(10):17-19hydraulicsupportforceofvalveplateinaxialpistonpumps.Ji17G.dave.Theaxial18械設(shè)計手冊編委會.機械設(shè)計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2007譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要計算機輔助分析液壓泵F.Moukalled和A.Honein,這是一篇運用微機描述液壓泵作為教育工具，使機械工程系學(xué)生研究和了解液壓泵.是在帕斯卡爾計算機語言并運行于任何IBMPC機來實現(xiàn)程序.型-原型問題，也可以通過相似律來求得.此外，圖形工具的軟件包允許用戶顯示圖形來得到一些建議圖表，得出速度三角形和管路特性曲線.最重要的項目，是它有能力積變化任何變量與其他任何一個元素.通過這一辦法，將能譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要可以很容易和全面的實現(xiàn)一些功能，其中一個方面可作為教學(xué)工具。命名Bp壓力制動功率(W)h水頭高度(m)h”每小時"葉輪水頭(m)hL水頭損失(m)hLs水管水頭損失(m)H。能量頭損失(m)ngNH型液壓效率n。生理鹽水比速(m3^/s3)P,內(nèi)裝氣壓(N/m2)希臘符號a,V1和U1之間夾角(度數(shù))α?V2和U2之間夾角(度數(shù))β葉輪出口角度(度數(shù))γ具體重量(重力對單位體積的作用力)(kg/m)p密度(kg/m2)9空腔參數(shù)介紹譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要液壓泵通常介紹給機械工程系學(xué)生在流體力學(xué)課程中，(它是被叫作’應(yīng)用流體力學(xué)’).在這里很難將它完全敘述清楚，所以將在下一節(jié)敘述，然而可以發(fā)現(xiàn)在大多數(shù)流體力學(xué)教科書中都有進一步詳細節(jié)說明[1-4].在解決液壓泵速度上的損失和其他變量函數(shù)時，其主要目的是研究不同壓力的各種參數(shù)對機器性能的影響，盡量減少損失和剎車力，并最大限度節(jié)約動力源，提高整體效率，以及其他不利因素等.大量參數(shù)對液壓油泵性能的影響，以及大量參數(shù)設(shè)計出不同的方案，針對不同的方案可以考慮由學(xué)生親自去做，通過參數(shù)對泵的設(shè)計可以了解學(xué)生對泵的掌握能力。并且對于研究所需的微機，大部分工科學(xué)生，現(xiàn)在已經(jīng)擁有了這些機器，可以用它們來解決問有鑒于此，本文的目的就是提出一個發(fā)展計劃，在貝魯特美國大學(xué)提供機械工程專業(yè)學(xué)生一些工具，讓他/她，探討、設(shè)計、改造液壓泵并使之成為一個演示的過程，鑒于目前它只能計算或使用電子表格中的形式，所以實現(xiàn)該方案可有效地用于學(xué)生的觀察效果不同得到一個或多個參數(shù)，對泵的性能整體掌握不同.作者的教學(xué)經(jīng)驗表明，發(fā)現(xiàn)學(xué)生可以學(xué)到更多比他們自己比原來學(xué)到的.事實上，工科教育新的趨勢，是朝著這個方向發(fā)展，即少問多自學(xué).教育改革方案也是邁向這一目標(biāo).例如，它使學(xué)生及時發(fā)現(xiàn)和單獨分析，可以得出結(jié)果，例如泵的轉(zhuǎn)速就其整體效率，余下的文章首先概述液壓油泵接著以描述的整套模擬系統(tǒng).最后，將看到一個完整的例子.液壓泵兩種不同類型的液壓泵，離心泵，軸向柱塞泵.通過以下進行分類，以流線方向在入口處及卸載轉(zhuǎn)子，即所謂葉輪.為離心式(圖1)可設(shè)計純徑向兩個入口和葉輪葉片平行于旋轉(zhuǎn)軸(圖2(a)條),徑向流量入口速度既具有徑向和軸向(圖2(b)款)最后混流那里流線的徑向和軸向?qū)⑹钦麄€葉輪葉片(圖2(c)項).為螺旋槳型兩個入口和卸載邊的葉輪葉片垂直的旋轉(zhuǎn)軸(圖在流經(jīng)葉輪葉片，流體接收能量也因其增加壓力和絕對速度.因此，要降低流體的速度在葉輪出口和改變速度頭和壓力頭.離心式液壓泵，也可歸類為單吸泵，流體從一側(cè)的葉輪進入(圖2(a)及2(b)款),或雙吸泵.后者的優(yōu)點是消除產(chǎn)生推力，因為對稱性泵.此外，所有液壓泵，可以有一個級譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要或多個級。在一個多級泵中葉輪的排列是這樣，排出一個葉輪進入下葉輪(系列組合);因此，流動比率是一樣的.水頭高度(圖1).通常情況下，泵的策劃與執(zhí)行流量得到泵特性曲線.反過來，這種曲線就是用來獲取特征的不同組合，同一泵并獲得點(H和q),用來指明管道或系統(tǒng)的特性曲線.運用角動量方程控制容積內(nèi)葉輪扭矩輸出軸[1]水電等.液壓泵流量輸出的速度譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要得到方程(4),最高效率轉(zhuǎn)速rpme不是事實，離心泵，在使用SI制的單位，具體的速度范圍從10至200個；軸流式液壓泵，在高容量下是未經(jīng)增加直徑相比，射程從200個增加到300個最后，氣蝕發(fā)生的地方使絕對壓力降至大氣壓力.這一結(jié)果使機械振動，葉輪損壞，而且機械效率也會大大降低.由于最低壓力為吸力面，關(guān)鍵的因素預(yù)測氣蝕發(fā)生的地方與上述液體表面ZS的關(guān)系(圖1),用下列公式界定：更多相關(guān)參考論文設(shè)計文檔【W(wǎng)ORD可編輯】資源請訪問/lzj781219圖3(a)泵的臨界推薦值。(b)函數(shù)的具體速度最低或臨界值的氣蝕參數(shù)9,這是實驗確定一個函數(shù)的具體速度(圖3(a)),(6)Zsmx參考設(shè)計材料，包含項目源代碼，屏幕錄像指導(dǎo)、項目運行截圖、項目設(shè)計說明書、任務(wù)書、報告書以及文獻參考翻譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要肆程序編寫是在帕斯卡爾計算機語言使用的TurboPascal編譯器6.0版[5]任何IBMPC機或兼容(泵測試386,486,和Pentium電腦，與Windows環(huán)境下和Windows95),其中載有至少640kbytes的主記憶體，錄象或增強圖形適配器卡(VGA或EGA)的，一臺彩色監(jiān)視器.一個500字節(jié)的軟盤足夠安裝所有需要文件.該軟件分為三大模塊.第一，提供數(shù)據(jù)錄入窗口的變量形式和假設(shè)分析.這些窗戶也可以用作單獨的數(shù)據(jù)進行檢索.一套完整的常用單位制可供參考，用戶可以輸入并查看每個變量的任何單位制.第二階段的目的模塊是為了解決未知變數(shù)，利用合適的方程取代一個迭代方式.角色的第三單元是輸出結(jié)果以表格形式給出.一個重要特點是程序變化可作為一個函數(shù)的變量選擇，最多可五個數(shù)量在一段時間出現(xiàn).最后，圖表的進水流量和葉輪速度，可以得出相應(yīng)的數(shù)據(jù)完成整個過程.三題博博858圖4分級菜單結(jié)構(gòu)譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要為了增加強度和實用性的包裝，以方便其使用，其選項和功能也包括在內(nèi).第一項是一個文件處理用來打印，并刪除數(shù)據(jù)文件組成的輸入和輸出數(shù)據(jù)的問題.另一個特色的項目分為兩個推薦[1](圖3(a)和3(b)款),第一顯示一些變量的變化情況.用戶可以從圖表中取出值，并根據(jù)自己的需求，數(shù)據(jù)可直接用于解決問題，在一些初步假設(shè)和推測的基礎(chǔ)上.第二項(圖1)顯示泵裝置，并制訂了以下四個素描(圖2(a),2(b)2(c)和2(d)),說明兩者之間的泵型.此外，該計劃也配備了熱線幫助，對所有可供選擇的方案等，以指導(dǎo)用戶，讓他/她能輕易地了解該軟件工具.最后，誤差在任何輸入多層次結(jié)構(gòu)的軟件如圖4在DOS提示提示下進行使用，小菜單(圖5(a)),以顯示為主導(dǎo)的主菜單中提供了8個工具欄(圖4和5).選擇第一項(幫助),用戶可以通過查閱一些資料和軟件的相關(guān)說明.第二項(檔案)許可裝載先前儲存的問題，此外，保存，打印，刪除數(shù)據(jù)檔案.如果開始一個新的問題，應(yīng)該自尋查找應(yīng)該進入的菜單.這里的學(xué)生也可以選擇分入模型或樣機.來查找應(yīng)該進入的地方.還可從使用的輸出或輸入功能.這一功能允許全面分析了不同參數(shù)所涉及的問題，并允許優(yōu)化機器性能.圖3(a)和3(b)及素描圖圖1和2可通過圖表和圖紙分別輸入.此外，液壓泵的特性曲線，可指定由一個方程或離散數(shù)據(jù)點(圖5(b)上層左邊窗口).同時利用圖紙菜單(4),水泵和管路特性曲線激活.最后，拷貝并將數(shù)字顯示在屏幕上.圖5主菜單和幾個說明性分菜單譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要參考文獻 [3]Massey,B.S.,MechanicsofFluids,4thedn,VanNostrandRLondon,1979.Bombay,1971.Valley,California,1989. [6]Moukalled,F.,andHonein,A.,'Computer-aidedPeltonwheel',InternationalJournalofMechanicalEngineeringEducation,23(4),297-314(1995). hydraulicreactionturbines',InternationalJournalofMechanicalEngineeringEducation,25(2),73-91,1997譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要langaageandransonanyIBMPClangaageandransonanyIBMPC.orcompatible.Theprogramcanhandleprobiemuthroughacompletesetofequationscoveringallpumpinstallation.Model-protorypethepackageallowtheusertodisplaydiagrammariesketcherofthepump.toemploysometiccurves,Themastimpornantfeatureoftheprogram,however,isitsablltytoplorthestadentinunderstandingtheeffectsofvaryingdesignparametersontheaverallperform-variationofanyvariableversusanyotherone.Throughthisoption,thepackagegwidestheproblemscanalsobetackledthroughsimilarirylawa.Furthermore.thegraphicalutiliriesofnelatedtoradial,mixed,orarialflowhydraulicpumpsbysolvingforanyunknownvariablegaringandunderstandinghydrawlicpumps.ThepackageirwrinenimthePascalcomputerrecammendedcharts,todrawvelocitytriangles,andtoplorpumpandpipelinecharacteris-anceofthemachine.Fimally.somespeciaifoaturesthatareimportanrinmakingthepack-problemprovideddemonstralesthecapabilitiesofthepackageasaninstructionaltoolF.MOUKALLEDandA.HONEIN,MechanicalEngineeringofBeirut,Beirut,Lebanon(memook@.Ib)Revised2ndNovember1998warepackageforuseasaneducanionaltoolbymechanicalangineeringsradentsininvesnwarepackageforuseasaneducanionaltoolbymechanicalangineeringsradentsininvesn-NOMENCLATURED?hk”H?mheadtransmittedfrotnimpellertowawatervapourpressure(N/m2)waterpower(W)譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要leakagevolumeflowratefromhightolowpressuresidTXjanglebetweenV,andwg(degree)pdensty(kg/m))CcriticalcavitationHydrauliepumpsareusunllyintroducedtomundergraduatefuidmechanicscoursewherehydraulicmachineryisthoroudescribethem:rather,abInaddressingproblemsrelatedtopumps,besidecomputingvelocitiesofthemachineandtoinvestigateconditionsthatminimizelossesandbrakepower,undmaximizewaterpower,overalleffciency,andotherfactots.Thelargemamberofparametersaffectingtheperformanceofhydraulicpumps,limitsthenumberofcaxesthalcanbemcanUaiversityofBeiruttoprovidethemechanicalengineeringsudentwithatallowshim/her,totheend,toexploretheeffectsofdesignchangesontheperformanceofhydraulicpumpswithouttheboredomofperformingrepeatedhandcalculationand/orthe譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要otmoreparamctersontheoverallperformanceofpumps.Theauthors'teachingexperienceinengineeringeducationisindescriptionofthepackageutiliriesandspecialfeatures,Finally,acomprehensiveexampleproblenispresented.thesetypesisclassifiedbepurelyradial-flowwherebothentranceanddischparalleltotheaxisofrotatioentranceanddischargeedgasoftheimpellervanesareperpend(Fig.2(d)).initspressureandabsolutegalpumps,thisma2(a)and2(b)),ordouhle-suctionpumps,wherethefluidenhastheadvantageofeliminatingthethrustproducedbecauseofsymmetry.Moreover,allpumpscanhaveasicharge(H?)andsuctionUsually.thenetheadofthepumpisplottedverscombinatioasofthesamepdonalloumalafMeaniealEngnearngEducalleonVel27No4wherethemeaningsofthetatmsintheaboveequationsandtfoindinthesomenclature.Therefore,thebrakepowerdevelopedbythemotoristhesumofγQr"andthemechanicalpowerlosses.Applyingtheangularmomentumdquztionforacontrulvoverallefficiencies,outputpower,waterpower,etc.,aadarenorpresentedhereforcompact.whererpm,lstherotationalspeehdnmstionslJeoznnlaflAucharralEnginesthgforaxial-owpumps,wherehighcapacityisobtainFinally,cavitationoccursinpumpswhenovertheocalahsolutewatervapcurpressure.ThisresultsinpIntuneskinalkoweaielNachasicslfngtseagFg3(a)Reocomnendkdvluesifcrtoaluaviationpurumctera,tarcentrifugalpumrpsesafunctiowofspoctilespeed.(b)Recommendedtoctoryandpropartions(arpiumpamsB譯等，完整的設(shè)計文件及源代碼，資料請聯(lián)系68661508(bshhty)索要TheminimumorcriticalvalueofthecavitationparamexperimentallyasafunctionelevationofthepumpintakeabovethesurfaTheprogramiswritteninthePascalcomputPentiumPCs,andunderWindowsandWindows95),containingatmemory,a