斜盘轴向柱塞泵

斜盘轴向柱塞泵是液压系统中被广泛使的动力元件，用于各类工程机械中。其本身结构的特殊性工作柱塞存在着剩余容积、缸体与柱塞加工修配等相对困难，并且维护成本高、以及缸套加工成本高等问题。针对上述问题进行以下几方面改进；(1)柱塞内放入填充物；(2)在缸孔内加入内套；(3)采用带内圈轴承改善加工条件。通过上述的措施可有效的提高斜盘轴向柱塞泵的容积效率、降低维护成本提高了性能品质、节约缸套加工成本；在上述改进的基础上设计一款额定压力：P=31.5MPa;额定转速：n=1000r/min;额定排量：Qmx=160ml/r的手动伺服变量斜盘轴向柱塞泵，并进行柱塞与滑靴、缸体、斜盘、泵轴的受力分析以及强度校核，结果满足相应的设计要求。关键词轴向柱塞泵斜盘缸体柱塞译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要cylinderplungerarerelatiprocessingofcylinderishigh(1)Addcramminginplunger;(2)apumpvolumetricefficiency,reducethecosqualityandperfobasisofthedesignpressurerated:P=31.5MPa;RatedSpeed:n=1000r/min;rampsite,andwiththeplungerSlipper,block,catandstrengthcheck,theKeywordsAxialpistonpumpSlantingCylinder译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要更多相关参考论文设计文档【WORD可编辑】资源请访问http://wwwdocin.com/lzj781219目录 1 11.2国外轴向柱塞泵发展概况 21.3CY系列轴向柱塞泵的主要用途和应用领域 21.4主要参数 3第2章受力分析 42.1柱塞与滑靴的受力 42.1.1柱塞(包括滑靴)的移动惯性力 62.1.2柱塞吸入油液所需的总吸入力 82.1.3滑靴支承面所需的总密封力 82.1.4柱塞(位于吸入行程)的总摩擦力 2.1.5克服滑靴翻转所需的推压力 2.1.6压排过程 2.1.7处于压排行程柱塞所受的力 2.2缸体受力 2.2.1斜盘的推压力 2.2.2缸体与配油盘之间压力场的支撑力及其力矩 2.2.3辅助支撑的支撑力 2.3斜盘受力分析 2.3.1柱塞作用于斜盘的压力不平衡力矩 2.3.2斜盘滑动支承的摩擦力矩 2.3.3球铰的摩擦力力矩 2.3.4柱塞与滑靴在改变倾角时的惯性力矩 2.4泵轴受力 2.4.1泵轴的理论转矩与理论功率 2.4.2后斜盘轴向柱塞泵的泵轴受力 第3章运动分析 参考设计材料，包含项目源代码，屏幕录像指导、项目运行截图、项目设计说明书、任务书、报告书以及文献参考翻译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要更多相关参考论文设计文档【WORD可编辑】资源请访问/lzj7812193.1计算柱塞轴线的分布圆半径和柱塞直径 3.2运动学 3.3输油率及其脉动 第4章主要部位设计与校核 4.1柱塞副 4.2球铰副 4.3滑靴副 4.4配油部位 4.5泵轴 4.5.1花键部分与缸体的连接强度 4.5.2与联轴节的连接强度 4.5.3泵轴薄弱部位的强度核算 致谢 附录1 附录2 参考设计材料，包含项目源代码，屏幕录像指导、项目运行截图、项目设计说明书、任务书、报告书以及文献参考翻译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要1.1国内CY系列轴向柱塞泵发展概况我国目前大量使用的CY系列轴向柱塞泵，2003年全国的总产量达到了20万台1-2|。这类泵的最大特点是采用大轴承支承缸体，具有压力高、工艺性好、成本低、维修方便等优点，比较适合国情，因此，成为当今我国应用最广的开式油路轴向柱塞泵。CY型轴向泵从1966年开始设计以来，经过CY14-I,CYI4-1A,CYI4-IB几个发展阶段，每一个发展阶段泵的性能、寿命都得到提高，品种也不断增长。但是，从1982年CY14-1B轴向泵定型以来，已经过去20余年的时间，该泵发展停滞、变化不大。近年来，世界上柱塞泵技术已有长足进步，加上国内对使用CY14-1B泵的更高要求，迫切需要对CY14-1B轴向泵进行更新，开发一种噪声更低、自吸性能更好、节能、省料、使用更可靠的轴回柱塞泵，这就是Q**CY14-1BK轴向柱塞泵[37]。的压力都只有7MPa,但现代液压传动系统均要求更高的压力。目前定量斜盘式轴向柱塞泵的压力已达21--48MPa,这是因为我们在各自的发展过程中，突破了一些关键技术[8-10]。2003年产量估计有近20万台，被我国各行各业广泛采用，特别是应用于开式油路固定式机械设备CY14-1B轴向泵从1972年开始设计研制，1982年定型，但此后20多年的时间，变化不大，有些厂家生产20余年，没有任何改。但是世界上的柱塞泵发展有了长足的进步，然而CY14-1B轴向泵的使用中也发现不少问题，柱塞在压排油液终了时，柱塞底腔仍有一些油液未排除，当柱塞进入吸入行程时，这样便损失一部分吸入容积，降低了容积效率。进行改进，往柱塞腔填入尼龙，减小柱塞腔的残留空间，提高容积效率1-18]。以及缸体外套使用轴承钢，加工非常不方便，从加工制造角度考虑变换其他材料。对CYI4-1B轴向泵进行更新的改造。这就是研制CY系列轴向泵的目的。译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要1.2国外轴向柱塞泵发展概况国外从上世纪80年代以来，轴向柱塞泵的结构、材料、工艺上虽然都有不少进步，但一个最重要的动向是向着个性化发展，即针对不同的需要，发展专用类型的泵。例如闭式油路用泵、开式油路用泵。这类泵的发展主要是为了满足行走机械静液压传动的需求，行走机械要求所使用的泵液压装置体积小、重量轻、转速高，而静液压传动系统又实现了系统标准化，因此发展闭式油路用集成化的油泵静液传动装置就成为必然的趋势之一，这种装置将闭式系统的所有元件(有的甚至包括过滤器)都集成在泵和马达上，用户使用时只要装上油箱联接两根管道，就可以使系统运转4-15]。开式系统大多数用于固定式机械，它的主要需求是噪声低、自吸能力好、节能。因此进出油口不对称的开式系统用泵、新的节能和与电子技术相结合的变量型式就应运而生。为了满足系统对于不同压力的需求，又出现了开式油路用重型泵(压力25MPa以上)和轻型柱塞泵(压力25MPa以下),但从近期发展动向看，又有重型泵轻量化，轻型泵参数重型化的趋势。在轴向泵的使用中，闭式油路用泵和马达主要是解决系统集成化问题，以满足工程机械和建设机械静液压传动的要求；而开式油路用泵主要需求是降低噪声、提高自吸能力，开发新的节能和与电子技术相结合的变量型式，以满足固定式机械的多种要求。开式油路用泵又分为重型泵(压力>25MPa)和轻型泵(压力<25MPa),其发展趋势是重型泵轻量化，参数重型化。据有关资料介绍，国外对闭式油路用泵和马达与开式油路用泵分别进行了个性化设计，以发挥各自的优点l⁷。1.3CY系列轴向柱塞泵的主要用途和应用领域斜盘式轴向柱塞泵，由于体积小，重量轻，液压伺服变量机构简，惯性小，故较适合用于移动设备与自动控制系统，作为液压动力源。斜盘式轴向柱塞泵是现代液压传动系统中广泛使用的动力元件也是可实现无级变量的两类泵。1906年斜盘式轴向泵第一次使用于军舰的炮塔上到现在已有近90年的先生1925年发明叶片泵到现在也有70余年了。几十年来，这类泵一直在不断地改进、发展、竞争。现在，斜盘式轴向泵已占领液压系统大部分的变量泵市场和部分高压(20MPa以上)定量泵和液压马达市参考设计材料，包含项目源代码，屏幕录像指导、项目运行截图、项目设计说明书、任务书、报告书以及文献参考翻译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要场，丧失了绝大部分中高压(20MPa)以下定量泵和液压马达市场。1.4主要设计参数液压泵将原动机输给的转矩，通过其内各机件传递、变换以流体压力能传输出去。下面将讨论柱塞于滑靴、缸体、斜盘及泵轴等受力情况。2.1柱塞与滑靴的受力柱塞有两种工作过程：吸入行程和压排行程，其受力状况是不同的，论吸入行程，即柱塞由中心加力弹簧经过压盘和滑靴拖动，向缸外移动，使其低腔形成负压而吸入油液的过程。在计算受力分析之前我们先估算一下柱塞副的质量，在算惯性力用到。估算柱塞的尺寸如(2-1)图所示。L=0.128m,d=0.032m,L=0.088m,d=估算柱塞的体积：柱塞的整个体积V为：V=V₁+V₂-V₃=(103+1.05-33.5)×10柱塞的粗略质量为：m₁=pv=7.85×10³×70.55×一般为了简化问题结构参数C取处的值：图2-2滑靴简图如图2-2所示粗算滑靴的体积：m₁=pV₁=7.85×10³×6.98柱塞和滑靴总质量：2.1.1柱塞(包括滑靴)的移动惯性力单个柱塞(包括滑靴)的移动惯性力为：F=map将(3-6)式代入上式，得到F=m,o²Rtgβcosφ+ia)、……等时，亦即当R——柱塞在缸体中分布圆半径，查参考文献[1]表1-29得Z579ξ图2-3惯性力F;与CF;同缸体转角的关系2.1.2柱塞吸入油液所需的总吸入力移动单个柱塞所需的吸入力为：如果假定和吸入油腔相同的柱塞个数为(Z+1)/2,则其总吸入力为：式中Z——柱塞个数，取Z=7。2.1.3滑靴支承面所需的总密封力为了使滑靴支承面不漏气，需加力保证其密封，一个滑靴支承面所需的σx——支撑表面为阻止吸入空气所需的接触比压，依经验，计算时可如果假定与吸入油腔相同的(Z+1)/2个柱塞滑靴支承面所需的总密封力同样，还应当保证缸体端面与配油盘间的气密性，所需的密封力为：图2-4配油盘如图2-4由参考文献[1]表4-4给出配油盘的主要尺寸参数：R=0.033m,R₂=0.038m,R₃=0.052m,R₄=0.057m,R=0.062m根据以上的数据可以算出配油盘与缸体相接触的表面积：那么缸体端面与配油盘间所需的密封力为：2.1.4柱塞(位于吸入行程)的总摩擦力柱塞(位于吸入行程)的总摩擦力：2.1.5克服滑靴翻转所需的推压力如前所述，滑靴沿斜盘平面作椭圆运动，其离心惯性力为：F₀=m,pop——滑靴的重心的运动向颈；o——滑靴重心的旋转角速度(rad/s)。由图2-5可知，滑靴因离心惯性力引起的翻转力矩为：图2-5滑靴部位式中e——滑靴重心到柱塞球头中心的距离(m)。要想克服此力矩M₀,必须通过压盘加以力矩M。,方向相反，且大于等MM₀译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要所以：v,=p克服(Z+1)/2个吸油柱塞的滑靴翻转所需的推压力为：R——柱塞分布圆半径(m);e₀——滑靴重心到柱塞球头中心距离(m)。查文献[1]表4-2取即：中心加紧力弹簧须满足：顺便指出，在计算中心加力弹簧力时，上述诸式的泵轴角速度o均应以欲要求的自吸角速度(即泵轴的转速)代入。即柱塞因缸体拖动，再由斜盘经过滑靴推压而压排油液的过程柱塞与其缸孔之间的配合间隙，一般为0.01-0.05mm,远远小于柱塞直径d及其含接长度21,所以，假定无间隙滑动时可行的。再假定滑动摩擦对其接触比压的分布无影响；滑靴与柱塞头之间无相对转动，柱塞与缸孔壁的接触长度为：,如图2-6和,如图2-6和图2-6柱塞受力分析如图2-2所示do=r₂,d₃=tj,r₂=0.032m,r=0.025m代入上式F,=F₃F(=fN₁F₂=f₂N₂译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要Fmx——单个柱塞滑靴的最大移动惯性力(N);F:——一个柱塞的回程弹簧力(N)。2.1.7处于压排行程柱塞所受的力将式(3-14)代入上述方程组，得上式联立解得译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要式中C——结构参数，其值为：将C值代入(2-16)式由上式可知柱塞受力满足要求，并且最小含接长度与柱塞长度之比,要大于0.46,否则会降低机械效率，增加卡塞危险性。2.2缸体受力缸体由泵轴拖动，借助斜盘、滑靴及中心加力装置驱动柱塞，实现吸排油液，其受力较复杂。该型液压泵的主要环节之一，是配油面，从运转结构的观点，希望各滑动表面之间不发生金属直接接触，其间形成油膜。对于配油面间，要想实现上述要求，缸体在运转过程应与配油盘表面保持平行，即不歪斜而平衡。在讨论上述方程之前，先逐一讨论一下缸体所承受的各个力。缸体在运转过程承受下述力(取包括柱塞滑靴在内的平衡力):斜盘的推压力F;;转子轴承的支反力F;中心加力弹簧的弹簧力F;配有盘与缸体之间压力场的支译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要2.2.1斜盘的推压力我们默认吸油窗口压力为0,即F为0,而Fs和Fsy可以得出由前章可知，奇数个柱塞得输油率脉动小，通常z=5、7、9等，为了讨论方便起见，假定液压泵得柱塞个数为式中m——正整数。液压泵得配油工作情况是：当时，有m+1个柱塞与压排窗口相个与吸入窗口相通，其中a——柱塞得角距，;φ—缸体转角，取一个柱塞缸中心与Y轴线一致时为起点，这样一来，F₃得总推压力为：:参考设计材料，包含项目源代码，屏幕录像指导、项目运行截图、项目设计说明书、任务书、报告书以及文献参考翻整理得出；式中L₀——滑靴球铰中心中性面至缸体配油表面的距离(m),取式中m——正整数，取m=3;β——斜盘最大倾角，β=18;Pp——吸油窗口压力，取P=0。F₃对Y轴的力矩Msy为时：2.2.2缸体与配油盘之间压力场的支撑力及其力矩译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要P=P压力场得总支撑力：,,.,,,.,当式中H—力矩矢量得模，其值为：有两种不同得数值，并以缸体同一转速，同一方向回转，交替反复。时；由于H之变化值为：由以上可以看出，力矩得变化取决于a-a,只有当a=a'时才能达到理想得平衡，所以，从平衡角度，在设计柱塞缸体窗口时，要尽可能地使其开角a大一些，同时还要顾及到容积效率。用于配油机构中得辅助支撑由多种，下面讨论得辅助支撑均是对称的，现在回头讨论缸体得力平衡方程，沿Y轴应满足式，即：绕Y轴之力矩方程应为：内亦均是一个矢量模与转角无关的力矩矢得两个分量，其模分别为：是由于M得模为双值，因而未能达到良好得平衡。这是配油部位须满足得方程之一。绕X轴得力矩方程式应为：图2-7力矩图译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要由式3-23,3-27则上式可知为下述形式：F₇(L₀-L₀)-tg²βM₅x=0所以：轴得力矩不致反映到配油盘表面，欲使ZF₃y得作用点落在转子轴承滚动体长度之内，这样，首先应将转子轴承中心安设在L₀处，并且滚动体长度须满足下式：除此之外，对于转子轴承得间隙还要加以控制，这两项措施已由某液压泵厂得经验证实(当将轴承中心移至中性面，轴承间隙由0.1mm减至0.06—0.07mm,配油盘研损情况大为减少)。除了上述措施外，还有加长缸体花键配合长度等方法。2.3斜盘受力分析斜盘是形成和改变工作容积的主要部位，改变斜盘倾角便可以改变泵的输油率和流向。在工作过程中，斜盘主要承受下述力：有工作阻力产生的并经过滑靴推压斜盘力F;中心加力装置的弹簧力F;斜盘支反力F₉、F。。译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要滑靴推压斜盘的力，是由工作阻力产生的，其值与前述F;的数值相等，方向相反，并且垂直于斜盘平面，垂直于支承轴线，其值为：式中P——柱塞底腔的压力，或为p,或为p₀。2.3.1柱塞作用于斜盘的压力不平衡力矩盘的作用力矩。将式3-40代入上式，得由上式可以看出，每个柱塞压力对斜盘的绕x轴之力矩，与柱塞底腔压力有关，目前，对称正重迭的，非对称正重迭的和零重迭的(有时为了减少噪音，采用负重迭的，但其值甚小，故可认为是零重迭的)。所有柱塞对x轴的力矩为：当译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要R——柱塞分布圆半径(m);2.3.2斜盘滑动支承的摩擦力矩式中R,——滑动支承的半径(m);2.3.3球铰的摩擦力力矩在改变斜盘倾角是，滑靴与柱塞之间的夹角亦随之变化，这样便产生摩擦力矩，其一个球铰的摩擦力矩为：平均力矩为：2.3.4柱塞与滑靴在改变倾角时的惯性力矩由前述可知，柱塞与滑靴相对缸体的运动方程为：一个柱塞与滑靴的惯性力矩为：R——柱塞分布圆的半径(m)。2.4泵轴受力2.4.1泵轴的理论转矩与理论功率而因此：M=0.159×160×10⁶×31.5×10⁶=80IN·m这样，理论功率为：2.4.2后斜盘轴向柱塞泵的泵轴受力后斜盘轴向柱塞泵，其缸体的径向力由转子轴承支承，另外为保证配油机构有良好的运转条件，泵轴的初端又不允许以具有径向力的传动连接方式连接，所以，这种泵的泵轴只传递转矩，拖动缸体转动，受力最简单。对于设计计算，泵轴所传递的转矩可取为：第3章运动分析斜盘轴向柱塞泵，在工作使其柱塞和滑靴做两个主运动：一个是沿缸体轴线的相对缸体的往复运动；一个是与缸体一起旋转。3.1计算柱塞轴线的分布圆半径和柱塞直径由图2—1分析可得：d——柱塞直径(m)。柱塞轴线在缸体中的分布圆半径为：按下式确定柱塞直径：查参考文献[1]表1-27取d=0.032m综上所得：柱塞直径d=0.032m,柱塞轴线的分布圆半径R=0.048m参考设计材料，包含项目源代码，屏幕录像指导、项目运行截图、项目设计说明书、任务书、报告书以及文献参考翻3.2运动学如图3-1所示，当柱塞由最大外伸转到φ角时，柱塞球头中心即由A点到B点。柱塞沿缸体轴线的相对(缸体)位移S,由直角三角形ABC得：式中β——斜盘倾角(度)。由图3-1可以得出，AC=AF=AO-FO=R-FO再由直角三角形得FO=COcosφ。将上述诸关系式代入(3-3),整理得：式中R——柱塞轴线在缸体中的分布圆半径(m);时的相对位移量，由上式得：式中R——柱塞轴径分布圆半径(m);h,=2×0.048×ig18柱塞相对(缸体的移动)速度v,.由相对位移S。对时间t求导，可得：其平均相对速：式中n——泵轴的转速(r/s)。滑靴除了与柱塞一起相对缸体往复运动及随缸体旋转外，还与柱塞头一起沿斜盘平面作平面运动。下面将讨论滑靴与柱塞球头中心在斜盘平面上的运动情况，如图2-2所示。由图3-2可以看出，滑靴与柱塞球头中心A之绝对运动轨迹的参数方程为：该运动轨迹是一个椭圆，其长半轴与短半轴分别为：滑靴由于沿斜盘平面作椭圆运动，所以在与压盘一起绕Z轴旋转时，必将相对压盘作径向移动，其位移量(如图2-2)p=√x²+y²=R√l+ig²βcos²φD₀——压盘装滑靴颈部的孔心分布圆直径(m);这样，式,便可以写成下述形式：向径与椭圆轨迹长半轴之夹角(即与Y轴的夹角)为：因此，滑靴球心绕0点的旋转角速度为：由上式可知得出，当,式中o——泵轴的角速度(rad/s)。已知泵轴的转速1000r/min由结构可知，滑靴球心绕0点旋转一周(2π)的时间等于缸旋转一周的时间，因此，其平均旋转角速度等于缸体的角速度，即滑靴沿斜盘表面的滑动速度：由上式可以得出，当、由上式可以得出，当、滑靴沿斜盘平面的平均滑动速度：顺便指出，柱塞于滑靴除了上述的相对运动与牵连运动之外，还可能有因摩擦而产生的饶自身轴线的转动，这无论对于均匀摩擦还是对改善润滑都是有益的。3.3输油率及其脉动容积式液压机械的理论输油率，是其工作元件的时间所划成的几何容积。对于所述及类型的液压泵，一个柱塞的瞬时理论输油率为：式中d——柱塞直径(m);将式(3-6)代入，则得到第一个柱塞的瞬时理论输油率：液压泵有Z个柱塞均匀布于圆周，柱塞间的角距柱塞的瞬时理论输油率分别为：,所以，以下各在Z个柱塞中有(Z±1)/2个同时工作，因此，i应等于(Z±1)/2-1,即φ+ia≤π,这样一来，液压泵的瞬时理论输油率为：将式时，取“+”号；当时，取“-”号。图3-3输油率脉动曲线由式(3-1)和图3-3可以看出，液压泵的瞬时理论输油率是以转角周期变化的，其脉动频率将为：式中n——泵轴的转速(r/min);小值，而在、……时为最大值，即小值，而在、)分平均求得，推倒如下：因为积分所以上式可以写成下述形式：这样，将式(3-21)、(3-20)代入上式，经整理便可求得液压泵的输油值，而在、由式上述两式可以看出，斜盘轴向柱塞泵的输油脉动率只与柱塞个数Z有关，其值如表3-1所列Z56789上表所列数值表明，Z为偶数的输油脉动率均比奇数的大，所以一般选取5、7和9……。第4章主要部位设计与校核在所述及的这种液压泵中，直接影响工作性能的部位有：柱塞副、球铰副、滑靴副、泵轴，下面将对这几个问题进行设计。4.1柱塞副柱塞直径d,不仅是柱塞的主要参数，而且还是液压机械的主要参数，该参数要由既定的输油率等诸因素确定，一般在35mm以下，否则，会使其移动惯性力和离心惯性力过大，进而降低其机械效率与吸入能力。柱塞的长度L及含接长度21,如前所述，之比无论从防止柱塞卡塞，使之工作的可靠角度，还是从柱塞与缸孔之接触强度角度，希望该值越大越好。但过大会使液压泵的轴向尺寸过大。一般地，现按经验取定：最小外伸长度l₄min=0.2d;柱塞行程译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要图4-1滑靴与柱塞H₀=Rtgβ(1+cosφ)(4-2)缸孔外缘与柱塞之平均接触比压，由机械力学可知：将式：(3-11)、(4-3)代入上式，略去其中计，则等于：项(因fi、f很小)不如取令上式中那么,式(4-6)变为下述形式：该值不应超过滑动副中最小的材料许用比压，即经比较满足要求。柱塞相对缸体的最大滑动速度，亦应小于材料的许用值，即由由于制造与运转时的温度差别，一般运转温度为40～65℃,而制造温度为标准温度，即为20℃,再者，柱塞与缸体的材料线胀系数不等，会使间隙变化。如包容件的线胀系数大于被包容件的，则运转时会增大间隙。当缸体材料为青铜，柱塞为路钢时，因温差与线胀系数不等而引起的间隙变化量为：材料金相组织稳定问题，如所周知，钢在淬火后总是有残余奥氏体，该体长时间会转变成密度小的马氏体，这样一来，会使零件尺寸变大与变形，减少间隙。这个因素是难以估计的，所以，从这个观点，柱塞采用刃量具钢为好，或者采用时效或冷处理，以稳定金相组织，这个问题在间隙小时尤为从零件磨损角度，制造间隙应偏小些。间隙减少量可取为~为0.015～0.025mm;当转速n>1500r/min,须按上述方法取定。及起密封作用。环槽的尺寸，一般取为深度0.3～0.8mm,宽度0.3～0.7mm,间距2～10mm。顺便指出，柱塞的圆柱表面与诸端面(包括环槽侧面)交成的边棱不得倒圆，不然可能发生污物楔入，以致研损柱塞副。柱塞及其缸孔的几何精度，对其工作状况影响很大，应严加控制其不圆柱度(圆锥度和椭圆度)在最小间隙的1/4之内，通常为0.002～0.005mm。柱塞副的材料有两种方案，一种是柱塞为硬的，缸孔为软的；另一种则相反，柱塞为软材料，缸孔为硬材料。前中方案时最常见的，柱塞的材料，工作表面的抗咬能力及耐磨性，应热处理到高硬度，对于轴承钢，一般采用金相组织较稳定，这是非常可取的性能，其淬火硬度也应为HRC56～64;18CrMnTiA渗碳钢，要表面渗碳，渗碳深度为0.8～1.2毫米，淬火硬度须达到HRC56～62。除此之外，还要采用氮化钢，如38CrMoALA,氮化硬度可达到缸孔的材料，通常为10-2-3锡铅青铜、锑铅青铜、ZQSn10-1青铜、ZQSn11-4-3青铜、ZQAL9-4青铜等，另外还有耐磨铸铁。为了节省铜，常常制成镶青铜缸套的组合式缸体，其基体材料为20Cr、12CrNi3A和GCr15等合通过上面的分析：柱塞材料取18CrMnTiA渗碳钢；缸体材料取QAL9-4青铜；缸体内套材料取QAL9-4青铜。4.2球铰副从结构紧凑角度，滑靴的球杯外径应稍小于柱塞直径d(如图4-1),以保证球杯可以进入柱塞缸孔内，这样，不仅减少了轴向尺寸，更重要的是改善了缸孔壁的受力状(使市柱塞的最小外伸长度近于零)。球铰副的配合直径d₂,应满足下述条件译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要d₂、d₄——滑靴球窝尺寸(m),见图4-1所示，;满足要求球铰副的球度粗糙度，由于柱塞的材料为淬钢，硬度高，加工方便，所以，柱塞球头的圆度与粗糙度均应比滑靴球窝的高一些，通常，球头的圆度公差为0.002-0.005mm,粗糙度0.1。至于球窝，一般为软质耐磨材料，其球度和表面粗糙度均可以低一些，圆度公差时采用着色接触斑点的接触面积来控制，接触面积不应小于70-75%。4.3滑靴副如前所述，斜盘是借助滑靴副推压柱塞，使之压排油液。滑靴副在压排过程要承受；柱塞的工作阻力、柱塞与滑靴的惯性力、缸孔对柱塞的摩擦力、柱塞回程弹簧力等押金力，以及斜盘的推力。滑靴副所承受的总压紧力，由式得：结构参数C=3.92～1.3,则其最大、最小和平均值分别为：图4-2滑靴在剩余压紧力设计算法中：d₅-d₃=0.3d式中d——柱塞直径(m),d=0.032m;d₃——静压支承的密封带的内经(m);d₃——静压支承的密封带的外经(m)。滑靴静压支承面的粗糙度为1.6μm,其不平行度公差为0.002mm,当液压泵转速高于1500r/min时，为了减少摩擦和改善散热条件，滑靴静压支承面译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要要镀一层银(因为银的摩擦系数小，导热性好),镀银厚度为0.04～0.06mm,或者再镀一些镀锡铅合金代替银。该表面不得采用磨料，不然会有磨料嵌入而磨损斜盘表面。斜盘的材料，通常采用耐磨合金钢，如GCr15、20Cr、18CrMnTi等，与滑靴相配合表面须处理高硬度。近年来，为了改善斜盘表面的摩擦状况，采用了止推板结构，其材料为氮化钢，如38CrMoAl,经过氮化处理，这不仅改善了磨损状况，便于更换，,而且提高了寿命。与滑靴的粗糙度为1.6μm,平面度公差为0.002～0.005mm。除此之外，还需注意到，为了使中心加力弹簧的力均匀地加到各个滑靴上，对滑靴的凸肩面严格要求，一台泵的滑靴，其尺寸的最大与最小之差小4.4配油部位在盘式配有的轴向柱塞泵中，配有部位是最关键部位之一，直接影响着液压泵的可靠性和寿命。配油机构有平面和球面之分，在所述及的柱塞泵中，配油机构应当是工作可靠，漏损最少，滑动表面的磨损最少。这样，就须使缸体与配油盘平面之间形成一定厚度的油膜，防止金属直接接触，同时，还要使油膜为最低能耗的油膜厚度。平面配油机构的早期结构，在缸体与配油盘之间安设一止推球轴承，力图强制构成必要的间隙。可是，实践指出，由于载荷不均匀(一侧几乎没有什么载荷),缸体歪斜，威尔漏损颇甚，不能保证同一的润滑条件，因此，磨损也不均匀，这样，就必须考虑到在载荷的不均匀性，试验结果事与愿违，还是发生不能允许的磨损和漏损。针对漏损，试图安设端面机械密封而设计出的配油机构，结果并未因此减少漏损，由类似的端面密封的经验可以得出这样一个结论：在配油机构中采用机械端面密封方法是不太可能的，必须研究按液压原理设计密封。依照这种观点，在配油口的内外缘采用了密封带，又在七内外设置动压楔辅助支承，使缸体浮起，形成油膜。实际运转表明，这种配油机构是可用译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要的。但由于动压楔的斜面加工不方便而发展一种平面辅助支承，这种支承系由温度梯度产生支承力，配油盘的结构，有下述几部分组成：两个配油窗口、内外密封带、辅助支承和泄油槽道等。这种结构的配油盘已在成批生产的液压泵中使用，研损现象还常发生，因而，在实际上要特别注意，除了结构尺寸外，还要注意选择材质、精度。目前的设计还带有半经验性质，有些问题要经过实践摸索改进。配油盘运转还欠可靠，济南铸造机械研究所针对CY14-1型轴向柱塞泵的这种配油盘易烧损的故障，在CY14-1B型泵中设计了一种新型配油机构，,在柱塞腔换向时易烧损的辅助支承处引入压力油液，进行强制润滑，缸体的盲孔A当与B孔接通时，即充满压力油液，润滑辅助支承，同时还起一定的静压支承作用，减少了烧盘故障。另外，人们又想到早期的配油机构，可是这一循环是上升到静平压平衡的基础上，滚动体只承受很小一部分载荷。由于静压支承技术的进展，发展了一种静压支承配油盘，在配油盘配油窗口的外周(或内周)专门开设了一组静压支承，以期在缸体与配有盘平面之间形成一层稳定的油膜。在配油机构的配油面间要承受很高的压力和相当高的相对滑动速度，所以，配油部位的直径要尽可能小(配油窗口的中径可以小于柱塞的分布圆直径)。另外，还要避免金属直接接触。这样一来，配油窗口、内外密封带的半径便不可随意选取。如果内外密封带或配油窗口过宽，就会将缸体推开，漏损剧增，甚至不能工作。反之，金属接触比压会过高，增加研损的危险，其中必然存在着一簇适宜值，保证配油间隙为适宜间隙△,通常认为△=5～10微可是，由于配油结构的配油窗口压力场的支承力与配油间隙之间没有关系，只靠该支承力与柱塞的压紧力相平衡不能获得稳定的油膜，甚至不能运转，所以，为了实现上述要求，该压力场支承力能平衡大部分压紧力，而剩余压紧力将由配油部位的辅助支承承受，力图维持稳定的适宜油膜厚度。柱塞对缸体的平均压紧力由(2-19)、(2-20)得：配油窗口压力场的平均支承力由式(3-25)得：配油窗口的油液流速，亦即缸体柱塞和配油盘的配油窗口的流速，应分所以，将上式代入式(4-31)便得；式中a'——缸体出液口的开角，α'=36°n——主轴转速(r/min)。A₂——配油窗口的过流断面积，可以近似取为(m²)。将式(2-1)代入上式，整理得：φ——连筋的张角。配油窗口的许用流速[u],从减少油液流动损失角度，流速u越小越好，可是从结构紧凑角度又希望流速u尽量大些，这是相互矛盾的，需设计者根据具体条件确定，就斜盘式轴向柱塞泵来讲，通常取[u]=2～3m/s。满足要求。综上所述，配油部位的各尺寸应当满足方程组，即：R、R₂——内密封带半径(m);a'——缸体柱塞孔的开角(度);α——配油盘吸排窗口的开角(度)。该方程左端：该方程右端：配油窗口的静压压力场平衡了由柱塞推压缸体绕Y轴的力矩这表明该组参数已经良好的满足了绕Y轴的力矩平衡方程。为了减少隔挡处的磨损，设置几个盲孔，该盲孔在与一个压油柱塞缸相通时，即充满压力油液，在紧接着切断时，孔内的油液便起着弹簧的作用，以使配油盘接触表面卸荷和改善润滑条件，盲孔的尺寸通常取为：直径1.5~2.0毫米，深度6～8毫米。配油表面的精度与光洁度对其工作可靠性影响很大。两个密封带的不同心度允差要控制在0.05毫米以内；两个配有表面的不平度允差均须严格控制在0.005毫米以内，并且，为了减少漏损，防止研损，两表面均不许外凸，只许内凹!配有表面的光洁度过低当然不行，这是显而易见的见，可是过高也是不好的，因为过高会显著地减少油膜厚度，恶化了润滑条件，因而增加配油机构的两个配有表面的材料和柱塞副一样，也有软对硬、硬对硬这样两种材料方案。在软对硬的材料偶中，软质材料常用青铜，而硬质材料为合金钢，如表4-3所示。爱这些材料偶中QA19-4青铜虽然[p.]与[p.v]均较高，可是由于有铁相而易发生咬合现象，不是十分好的材料，较好的材料偶是大家知道，铜已成为一种贫缺材料，在机械设计中少用或不用铜材已是一个基本用料原则之一。在配油机构中少用或不用铜的材料偶中，是以铸铁或CuFe粉末冶金材料，另外还有在配油盘表面涂贴一层耐磨塑料作为软质材料。在小功率液压泵中，还有用石墨作为软质材料制作配油盘。实验指出，在配油机构的软对硬材料偶中，硬质材料的磨损要比软质材料快2～3倍，所以，为了使硬质材料具有高的耐磨性能和抗咬合能力，均应热处理至高硬度HRC>60,或采用氮化钢，如38CrMoAl钢，经过氮化处理。为了保持钢制配油盘的平面在使用过程不发生瓢曲，热处理后还须经过冷处理和时效处理，以稳定起金相组织。对于青铜制的缸体配油表面，有时为了改善其跑合性，镀很薄一层耐磨性腐蚀材料，如底层镀铅，上层镀铟，或只镀一层铅。在硬对硬的材料方案中，配油盘与缸体的配油表面均采用淬火钢或氮化钢，并将其中一个表面(如缸体的)再经过磷化处理。顺便指出，除了上述提及的方面外，影响配油机构工作状况的还有下述面的不垂直度允差；缸体花键孔对其配油表面的不垂直度允差；缸体的转子轴承跑道对配油表面的不垂直度允差等，另外，还有转子轴承的内隙。对上译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要4.5泵轴设计的斜盘轴向柱塞泵，由前述可知，只传递转矩，所以，轴可以细一些。一般核算轴与花键的连接强度，轴与联轴节的连接强度，以及轴本身的薄弱部分的强度。校核如下：4.5.1花键部分与缸体的连接强度花键表面的挤压强度：φ——不均匀系数，φ=0.75;h——花键的侧面地工作高度(m)。l₄——花键的工作长度(m);r——花键的平均半径(m)。花键轴的抗扭强度：4.5.2与联轴节的连接强度4.5.3泵轴薄弱部位的强度核算由上可知泵轴的校核满足要求结论柱塞在压排终了时，柱塞底腔内仍残存一些为出口压力P的油液，在其进入吸入行程时，先开始膨胀，压力降至吸入压力P,这样便损失一部分吸入容积。采用了充填尼龙的柱塞，可以减少柱塞底腔的残留空间，从而减少油液压弹性容积损失，提高容积效率。传统设计中缸套所使用的材料是轴承钢，从经济的角度考虑比普通钢材要贵，并且该材料硬度高十分不好加工，所以我选用40Cr即经济又便于加工。一般泵的寿命与配油盘和柱塞与缸体之间的滑动部分的擦伤等有关，所以给缸体增加缸套，如果有擦伤的情况发生，更换一个缸套就可以了，不用去更换一个新的缸体，这样既经济又方便。传参考设计材料，包含项目源代码，屏幕录像指导、项目运行截图、项目设计说明书、任务书、报告书以及文献参考翻统设计中斜盘倾角偏大有的达到了20-25度，从而增大了倾覆力矩使泵在不稳定的状态下工作降低了泵的寿命，减小斜盘的倾角进而减小倾覆力矩。液压系统中柱塞与缸体接触经常产生液压固着和径向部平衡。所以开密封环可是从结构要求上看，柱塞与缸孔因侧向力作用使其边缘润滑条件差发生液压固着，如果将槽开在缸孔边缘的内表面不仅可以改善润滑条件，而且还可致谢毕业设计为我们提供了宝贵的实践机会，锻炼了我们的自学以及处理问题的能力，三个多月来，我的水平得到了一定程度的提高。在毕业设计过程中吴卫东老师给了我整体的指导并经常给我提出建设性意见，我在校的最后三个月的毕业过程中，吴老师经常鼓励我，让我多读些资料，这对我帮助很大，使我在有限的条件下，充分利用了时间。在此，我向吴卫东教授表示深深的谢意!另外，机械学院其他老师和班里的很多同学也给了我很大的帮助，在此，向他们致谢!感谢我的老师和同学们，在毕业设计过程中，我们同甘共苦，毕业设计完成与他们的关心和支持密不可分。译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要参考文献1翟培祥主编.斜盘式轴向柱塞泵设计.北京：煤炭工业出版社，1978,2姚远胜主编.21世界泵的发展展望.湖南省农机研究所.2000,4(13):62-70系列轴向柱塞泵研制.锻压设备与制造技术.2004,4(9):4徐绳武.CY14-1B系列轴向柱塞泵简介.锻压设备与制造技术.2004,3(15):5徐绳武.CY轴向柱塞泵的发展.液压气动与密封.2000,10(22):70-726徐绳武.CY轴向柱塞泵的特点.液压气动与密封.2004,3(25):80-837徐绳武.论斜盘式轴向柱塞泵与叶片泵的竞争与发展.液压与气动.1996,58刘利国，孙作义，侯立民.25cy14-1B轴向往塞泵流量特性仿真计算.煤矿现代化.2001,3(42):17-19译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要9徐绳武.论斜盘式轴向柱塞泵与叶片泵的竞争与发展.液压与气动.1996,710周元康，罗述洁，刘盛.N+注入改性的25Cr3MoA材料在轴向柱塞泵配流盘上的应用研究.贵州工业大学学报.1998,27(5):44-5611田彦，刘雅梅，岳晓峰.轴向柱塞泵柱塞设计的难点分析.吉林下学院学报.1998,19(3):53-58型轴向柱塞泵的新发展.液压气动与密封.第期2000,5(3):13郭卫东王占林.斜盘式轴向柱塞泵柱塞受力分析.机床与液压.1994,6ConceptsInMechanics.2004,2(10):17-19hydraulicsupportforceofvalveplateinaxialpistonpumps.Ji17G.dave.Theaxial18械设计手册编委会.机械设计手册.北京：机械工业出版社，2007译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要计算机辅助分析液压泵F.Moukalled和A.Honein,这是一篇运用微机描述液压泵作为教育工具，使机械工程系学生研究和了解液压泵.是在帕斯卡尔计算机语言并运行于任何IBMPC机来实现程序.型-原型问题，也可以通过相似律来求得.此外，图形工具的软件包允许用户显示图形来得到一些建议图表，得出速度三角形和管路特性曲线.最重要的项目，是它有能力积变化任何变量与其他任何一个元素.通过这一办法，将能译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要可以很容易和全面的实现一些功能，其中一个方面可作为教学工具。命名Bp压力制动功率(W)h水头高度(m)h”每小时"叶轮水头(m)hL水头损失(m)hLs水管水头损失(m)H。能量头损失(m)ngNH型液压效率n。生理盐水比速(m³^/s³)P,内装气压(N/m²)希腊符号a,V1和U1之间夹角(度数)α₂V2和U2之间夹角(度数)β叶轮出口角度(度数)γ具体重量(重力对单位体积的作用力)(kg/m)p密度(kg/m²)9空腔参数介绍译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要液压泵通常介绍给机械工程系学生在流体力学课程中，(它是被叫作’应用流体力学’).在这里很难将它完全叙述清楚，所以将在下一节叙述，然而可以发现在大多数流体力学教科书中都有进一步详细节说明[1-4].在解决液压泵速度上的损失和其他变量函数时，其主要目的是研究不同压力的各种参数对机器性能的影响，尽量减少损失和刹车力，并最大限度节约动力源，提高整体效率，以及其他不利因素等.大量参数对液压油泵性能的影响，以及大量参数设计出不同的方案，针对不同的方案可以考虑由学生亲自去做，通过参数对泵的设计可以了解学生对泵的掌握能力。并且对于研究所需的微机，大部分工科学生，现在已经拥有了这些机器，可以用它们来解决问有鉴于此，本文的目的就是提出一个发展计划，在贝鲁特美国大学提供机械工程专业学生一些工具，让他/她，探讨、设计、改造液压泵并使之成为一个演示的过程，鉴于目前它只能计算或使用电子表格中的形式，所以实现该方案可有效地用于学生的观察效果不同得到一个或多个参数，对泵的性能整体掌握不同.作者的教学经验表明，发现学生可以学到更多比他们自己比原来学到的.事实上，工科教育新的趋势，是朝着这个方向发展，即少问多自学.教育改革方案也是迈向这一目标.例如，它使学生及时发现和单独分析，可以得出结果，例如泵的转速就其整体效率，余下的文章首先概述液压油泵接着以描述的整套模拟系统.最后，将看到一个完整的例子.液压泵两种不同类型的液压泵，离心泵，轴向柱塞泵.通过以下进行分类，以流线方向在入口处及卸载转子，即所谓叶轮.为离心式(图1)可设计纯径向两个入口和叶轮叶片平行于旋转轴(图2(a)条),径向流量入口速度既具有径向和轴向(图2(b)款)最后混流那里流线的径向和轴向将是整个叶轮叶片(图2(c)项).为螺旋桨型两个入口和卸载边的叶轮叶片垂直的旋转轴(图在流经叶轮叶片，流体接收能量也因其增加压力和绝对速度.因此，要降低流体的速度在叶轮出口和改变速度头和压力头.离心式液压泵，也可归类为单吸泵，流体从一侧的叶轮进入(图2(a)及2(b)款),或双吸泵.后者的优点是消除产生推力，因为对称性泵.此外，所有液压泵，可以有一个级译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要或多个级。在一个多级泵中叶轮的排列是这样，排出一个叶轮进入下叶轮(系列组合);因此，流动比率是一样的.水头高度(图1).通常情况下，泵的策划与执行流量得到泵特性曲线.反过来，这种曲线就是用来获取特征的不同组合，同一泵并获得点(H和q),用来指明管道或系统的特性曲线.运用角动量方程控制容积内叶轮扭矩输出轴[1]水电等.液压泵流量输出的速度译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要得到方程(4),最高效率转速rpme不是事实，离心泵，在使用SI制的单位，具体的速度范围从10至200个；轴流式液压泵，在高容量下是未经增加直径相比，射程从200个增加到300个最后，气蚀发生的地方使绝对压力降至大气压力.这一结果使机械振动，叶轮损坏，而且机械效率也会大大降低.由于最低压力为吸力面，关键的因素预测气蚀发生的地方与上述液体表面ZS的关系(图1),用下列公式界定：更多相关参考论文设计文档【WORD可编辑】资源请访问/lzj781219图3(a)泵的临界推荐值。(b)函数的具体速度最低或临界值的气蚀参数9,这是实验确定一个函数的具体速度(图3(a)),(6)Zsmx参考设计材料，包含项目源代码，屏幕录像指导、项目运行截图、项目设计说明书、任务书、报告书以及文献参考翻译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要肆程序编写是在帕斯卡尔计算机语言使用的TurboPascal编译器6.0版[5]任何IBMPC机或兼容(泵测试386,486,和Pentium电脑，与Windows环境下和Windows95),其中载有至少640kbytes的主记忆体，录象或增强图形适配器卡(VGA或EGA)的，一台彩色监视器.一个500字节的软盘足够安装所有需要文件.该软件分为三大模块.第一，提供数据录入窗口的变量形式和假设分析.这些窗户也可以用作单独的数据进行检索.一套完整的常用单位制可供参考，用户可以输入并查看每个变量的任何单位制.第二阶段的目的模块是为了解决未知变数，利用合适的方程取代一个迭代方式.角色的第三单元是输出结果以表格形式给出.一个重要特点是程序变化可作为一个函数的变量选择，最多可五个数量在一段时间出现.最后，图表的进水流量和叶轮速度，可以得出相应的数据完成整个过程.三题博博858图4分级菜单结构译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要为了增加强度和实用性的包装，以方便其使用，其选项和功能也包括在内.第一项是一个文件处理用来打印，并删除数据文件组成的输入和输出数据的问题.另一个特色的项目分为两个推荐[1](图3(a)和3(b)款),第一显示一些变量的变化情况.用户可以从图表中取出值，并根据自己的需求，数据可直接用于解决问题，在一些初步假设和推测的基础上.第二项(图1)显示泵装置，并制订了以下四个素描(图2(a),2(b)2(c)和2(d)),说明两者之间的泵型.此外，该计划也配备了热线帮助，对所有可供选择的方案等，以指导用户，让他/她能轻易地了解该软件工具.最后，误差在任何输入多层次结构的软件如图4在DOS提示提示下进行使用，小菜单(图5(a)),以显示为主导的主菜单中提供了8个工具栏(图4和5).选择第一项(帮助),用户可以通过查阅一些资料和软件的相关说明.第二项(档案)许可装载先前储存的问题，此外，保存，打印，删除数据档案.如果开始一个新的问题，应该自寻查找应该进入的菜单.这里的学生也可以选择分入模型或样机.来查找应该进入的地方.还可从使用的输出或输入功能.这一功能允许全面分析了不同参数所涉及的问题，并允许优化机器性能.图3(a)和3(b)及素描图图1和2可通过图表和图纸分别输入.此外，液压泵的特性曲线，可指定由一个方程或离散数据点(图5(b)上层左边窗口).同时利用图纸菜单(4),水泵和管路特性曲线激活.最后，拷贝并将数字显示在屏幕上.图5主菜单和几个说明性分菜单译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要参考文献 [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译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系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-NOMENCLATURED₄hk”H₃mheadtransmittedfrotnimpellertowawatervapourpressure(N/m²)waterpower(W)译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要leakagevolumeflowratefromhightolowpressuresidTXjanglebetweenV,andwg(degree)pdensty(kg/m))CcriticalcavitationHydrauliepumpsareusunllyintroducedtomundergraduatefuidmechanicscoursewherehydraulicmachineryisthoroudescribethem:rather,abInaddressingproblemsrelatedtopumps,besidecomputingvelocitiesofthemachineandtoinvestigateconditionsthatminimizelossesandbrakepower,undmaximizewaterpower,overalleffciency,andotherfactots.Thelargemamberofparametersaffectingtheperformanceofhydraulicpumps,limitsthenumberofcaxesthalcanbemcanUaiversityofBeiruttoprovidethemechanicalengineeringsudentwithatallowshim/her,totheend,toexploretheeffectsofdesignchangesontheperformanceofhydraulicpumpswithouttheboredomofperformingrepeatedhandcalculationand/orthe译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要otmoreparamctersontheoverallperformanceofpumps.Theauthors'teachingexperienceinengineeringeducationisindescriptionofthepackageutiliriesandspecialfeatures,Finally,acomprehensiveexampleproblenispresented.thesetypesisclassifiedbepurelyradial-flowwherebothentranceanddischparalleltotheaxisofrotatioentranceanddischargeedgasoftheimpellervanesareperpend(Fig.2(d)).initspressureandabsolutegalpumps,thisma2(a)and2(b)),ordouhle-suctionpumps,wherethefluidenhastheadvantageofeliminatingthethrustproducedbecauseofsymmetry.Moreover,allpumpscanhaveasicharge(H₄)andsuctionUsually.thenetheadofthepumpisplottedverscombinatioasofthesamepdonalloumalafMeaniealEngnearngEducalleonVel27No4wherethemeaningsofthetatmsintheaboveequationsandtfoindinthesomenclature.Therefore,thebrakepowerdevelopedbythemotoristhesumofγQr"andthemechanicalpowerlosses.Applyingtheangularmomentumdquztionforacontrulvoverallefficiencies,outputpower,waterpower,etc.,aadarenorpresentedhereforcompact.whererpm,lstherotationalspeehdnmstionslJeoznnlaflAucharralEnginesthgforaxial-owpumps,wherehighcapacityisobtainFinally,cavitationoccursinpumpswhenovertheocalahsolutewatervapcurpressure.ThisresultsinpIntuneskinalkoweaielNachasicslfngtseagFg3(a)Reocomnendkdvluesifcrtoaluaviationpurumctera,tarcentrifugalpumrpsesafunctiowofspoctilespeed.(b)Recommendedtoctoryandpropartions(arpiumpamsB译等，完整的设计文件及源代码，资料请联系68661508(bshhty)索要TheminimumorcriticalvalueofthecavitationparamexperimentallyasafunctionelevationofthepumpintakeabovethesurfaTheprogramiswritteninthePascalcomputPentiumPCs,andunderWindowsandWindows95),containingatmemory,a