畢業(yè)論文-大排量斜盤式軸向柱塞泵的設(shè)計(jì)（送全套CAD圖紙 資料打包）

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The pillar fills is it suffer the one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high pressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts. The province went to the big capacity push the bearings, have the 下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763construction tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.Key words the inclined dish pillar pump slippery boot crock body買文檔送全套圖紙 扣扣 414951605下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763第 1 章 緒論近年來，容積式液壓傳動(dòng)的高壓化趨勢，使柱塞泵尤其軸向柱塞泵的采用日益廣泛。軸向柱塞泵主要有結(jié)構(gòu)緊湊，單位功率體積小，重量輕，壓力高，變量機(jī)構(gòu)布置方便，壽命長等優(yōu)點(diǎn)，不足之處是對(duì)油液的污染敏感，濾油精度要求高，成本高等。軸向柱塞泵分為盤式柱塞泵和閥式柱塞泵，盤式軸向柱塞泵包括斜軸式軸向柱塞泵和斜盤式軸向柱塞泵。斜盤式與斜軸式軸向柱塞泵相比較，各有所長斜軸式軸向柱塞泵采用了驅(qū)動(dòng)盤結(jié)構(gòu)，使柱塞缸體不承受側(cè)向力，所以，缸體對(duì)配油盤的傾復(fù)可能性小，有利于柱塞副與配油部位工作，另外，允許的傾角大，可是，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，工藝性差，需要使用大容量止推軸承，因而高壓連續(xù)工作時(shí)間往往受到限制，成本高。斜盤式軸向柱塞泵，由于配油盤與缸體、滑靴與柱塞這兩對(duì)高速運(yùn)動(dòng)副均采用了一靜壓支承，省去了大容量止推軸承，具有結(jié)下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763構(gòu)緊湊，零件少，工藝性好，成本低，體積小，重量輕等優(yōu)點(diǎn)，從而使該泵獲得了迅速發(fā)展，并且由于軸向泵比徑向泵結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低；斜盤式軸向柱塞泵容易實(shí)現(xiàn)無級(jí)變量，體積小，重量輕，維修方便；因而斜盤式軸向柱塞泵比較其他泵在技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)上占很大優(yōu)勢，所以，斜盤式軸向柱塞泵在不斷地改進(jìn)和發(fā)展，其發(fā)展方向是：擴(kuò)大使用范圍、提高參數(shù)、改善性能、延長壽命、降低噪聲，以適應(yīng)液壓技術(shù)不斷發(fā)展的要求。斜盤式軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的主要部件，斜盤式軸向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，改變柱塞腔內(nèi)容積實(shí)現(xiàn)吸油和排油的。是容積式液壓泵的一種。柱塞式液壓泵由于其主要零件柱塞和缸體均為圓柱形，加工方便，配合精度高，密封性能好，工作壓力高而得到廣泛的應(yīng)用。軸向柱塞泵有非通軸和通軸兩種。非通軸式的徑向載荷由缸體外周的大軸承所平衡以限制缸體的傾斜，因此傳動(dòng)軸只傳遞扭矩，軸徑小，由于存在缸體的傾斜力矩，因而制造精度較高，否則易損壞配油盤。但對(duì)于通軸式的傳動(dòng)軸穿過斜盤取消了大軸承，徑向載荷由傳動(dòng)軸支撐，并且重量輕、體積小、零件種類少，可以串聯(lián)輔助泵便于集成化，缸體傾斜力矩由主軸承受，因而轉(zhuǎn)動(dòng)軸徑大。柱塞是斜盤式軸向柱塞泵的主要受力零件之一；滑靴是目前高壓柱塞泵常采用的形式之一，能適應(yīng)高壓力高轉(zhuǎn)速的需要；配油盤設(shè)計(jì)的好壞也直接影響泵的效率和壽命。斜盤式軸向柱塞泵被廣泛使用與工程機(jī)械、 起重運(yùn)輸、冶金 、航空、 船舶等都種領(lǐng)域，在航空中普遍用于飛機(jī)液壓系統(tǒng)，操縱系統(tǒng)及航空發(fā)動(dòng)機(jī)燃油系統(tǒng)中，使飛機(jī)上所用的液壓泵中最主要的一種形式，尤其是在煤炭行業(yè)的高壓重載液壓系統(tǒng)中，更是得到廣泛應(yīng)用。第二章 斜盤式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)2.1 斜盤式軸向柱塞泵工作原理各種柱塞泵的運(yùn)動(dòng)原理都是曲柄連桿機(jī)構(gòu)的演變，因而，它們的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力分析就可以用統(tǒng)一的方程式來描述。下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763斜盤式軸向柱塞泵主要結(jié)構(gòu)如圖（2-1） 。柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴低面始終貼著斜盤平面運(yùn)動(dòng)。當(dāng)缸體帶動(dòng)柱塞旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于斜盤平面相對(duì)缸體（xoy 面）存在一傾斜角 γ，迫使柱塞在柱塞腔內(nèi)作直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)。如果缸體按圖示 n 方向旋轉(zhuǎn)，在 180o~360o范圍內(nèi)，柱塞由下死點(diǎn)（對(duì)應(yīng) 180o位置）開始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至死點(diǎn)（對(duì)應(yīng) 0o位置）止。在這個(gè)過程中，柱塞腔剛好與配油盤吸油窗相通，油液被吸入柱塞腔內(nèi)，這是吸油過程。隨著缸體繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在 0o~180o范圍內(nèi)，柱塞在斜盤約束下由上死點(diǎn)開始不斷進(jìn)入腔內(nèi)，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點(diǎn)止。在這個(gè)過程中柱塞腔，1-柱塞 2-缸體 3-配油盤 4-傳動(dòng)軸 5-斜盤6-滑靴 7-回程盤 8-中心彈簧圖 2-1 斜盤式軸向柱塞泵工作原理剛好與配油盤排油窗相通，油液通過排油窗排出。這就是排油過程。由此可見，缸體每轉(zhuǎn)一周，各個(gè)柱塞有半周吸油，半周排油。如果缸體不斷旋轉(zhuǎn)，泵便連續(xù)地吸油和排油。2.2 斜盤式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397631.排量、流量與容積效率軸向柱塞泵排量 是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油液的容積，bq即zsdZsFbmax2max4??不計(jì)容積損失時(shí)，泵理論流量 為lQbZbl nsdnqmax24式中 ―柱塞外徑 ；Zddz2?―柱塞橫截面積 ；F 224.50.4Fzz ???―柱塞最大行程 ；maxs―柱塞數(shù) 取 Z=7；Z―傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 ；bnmin/150rnb?從圖可知，柱塞最大行程為 tgtDsf 23874max????式中 ―柱塞分布圓直徑 ；fDf―斜盤傾斜角 取 ；??18??所以，泵的理論流量是 mlnqbl9450泵的實(shí)際輸出流量下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763mlQblsb 92318179540?????泵容積效率 為V?%7.96540231??lbsV泵的機(jī)械效率為 %90mb?所以，泵的總效率為容積效率與機(jī)械效率之積， 87?b?第三章 斜盤式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析泵在一定斜盤傾角下工作時(shí)，柱塞一方面與缸體一起旋轉(zhuǎn)，沿缸體平面做圓周運(yùn)動(dòng)，另一方面又相對(duì)缸體做往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使柱塞軸線上一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產(chǎn)生的相對(duì)缸體繞其自身軸線的自轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，此運(yùn)動(dòng)使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。3.1 柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，主要是研究柱塞相對(duì)缸體的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。即分析柱塞與缸體做相對(duì)運(yùn)動(dòng)是的行程、速度和加速度，這種分析是研究泵流量品質(zhì)和主要零件受力狀況的基礎(chǔ)。3.1.1 柱塞行程 s下圖為一般帶滑靴的軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)分析圖。若斜盤傾角為 γ，柱塞分布圓半徑為 ，缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為 α，并以柱塞腔容積最大時(shí)的上死點(diǎn)位置fR為 ，則對(duì)應(yīng)于任一旋轉(zhuǎn)角 α 時(shí)，0下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763ω kθ Smaxγ Rfω圖 3-1 柱塞運(yùn)動(dòng)分析 ?cosffRh??所以柱塞行程 s 為（3-1）??tgtgf)s1(當(dāng) α=180 0時(shí)，可得最大行程 為maxmtgtDtgRsff 23183720max ????3.1.2 柱塞運(yùn)動(dòng)速度 v將式（3-1）對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)速度 v 為（3-2）???sintgRdtastf?下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763當(dāng) 及 時(shí)， ，可得最大運(yùn)動(dòng)加速度 為09??0271sin???maxvstgtgRvf /76.185037.0max ????式中 為缸體旋轉(zhuǎn)角速度， 。t3.1.3 柱塞運(yùn)動(dòng)加速度 a將式（3-2）對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)加速度 a 為（3-3）dvt????cos2tgRtf當(dāng) 及 時(shí)， ，可得最大運(yùn)動(dòng)加速度 為0??181cos??max2022max /83.715703. stgtgf ???3.2 滑靴運(yùn)動(dòng)分析研究滑靴的運(yùn)動(dòng)，主要是分析它相對(duì)斜盤平面的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，也即滑靴中心在斜盤平面 內(nèi)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律（如圖） ，其運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。橢圓的長、''yox短軸分別為長軸 mRbf 38.71cos220????短軸 af 4設(shè)柱塞在缸體平面上 A 點(diǎn)坐標(biāo) ?cosinfRyx?下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763那么 A 點(diǎn)在斜盤平面 的坐標(biāo)為''yox?sin'fR??cos'fy如果用極坐標(biāo)表示則為矢徑 ??22cos1tgRyxRfh??極角 )cos(??artg滑靴在斜盤平面 內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度 為''yoxk????22sincos??dtk由上式可見，滑靴在斜盤內(nèi)是不等角速度運(yùn)動(dòng)，當(dāng) α= 、 時(shí)， 最?3k?大（在短軸位置）為 sradh /17.648cos50max????當(dāng) 、 時(shí)， 最?。ㄔ陂L軸位置）為0???k sradh /14.508cos157csmin ????由結(jié)構(gòu)可知，滑靴中心繞 點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一周（ ）的時(shí)間等于缸體旋轉(zhuǎn)一周?2的時(shí)間。因此其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即 ?np下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397633.3 瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析柱塞運(yùn)動(dòng)速度確定之后，單個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量可寫成 itgRFvQfZiti ???sn?式中 為柱塞截面積， 。zF 2224.50.4mdZ??）（?柱塞數(shù)為 Z=7,柱塞角距為 ，位于排油區(qū)地柱塞數(shù)為 Z0，那么7?參與排油的各個(gè)柱塞瞬時(shí)流量為 ???sin1tgRFQfZt?)(2??ft 2sin3?tgfZt…….……. )1(sin00 ???ZtgRFQfZt ????泵的瞬時(shí)流量為 0.21tZttt Q????01])(sin[ZfZitgRF????（3-4） ZtfZ??sin)1(i00由上式可以看出，泵的瞬時(shí)流量與缸體轉(zhuǎn)角 有關(guān)，也與柱塞數(shù)有關(guān)。?下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763對(duì)于奇數(shù)（Z=7）排油區(qū)的柱塞數(shù)為 Z0當(dāng) 時(shí)，取 ，由 式（3-4）可知瞬時(shí)流量為70????Z4210??ZtgRFQfZt 2sin)co(?????當(dāng) 時(shí)，取 ，由式（3-4）可得瞬時(shí)流量727??????Z310?ZtgRFQfZt 2sin)co(?????當(dāng) 、 、 、……時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為0??Z?2 mltgZtgRFQfZt 05.127sin2co185703.452sin2co0min ????????當(dāng) 、 、……時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最大值為Z?? mltgZtRFQfZt 5.1237sin2185703.452sin0max ????????下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763奇數(shù)柱塞泵瞬時(shí)流量規(guī)律見圖 π/2Zπ π π圖 3-3 奇數(shù)柱塞泵定義脈動(dòng)率 025.minax???tptQ?式中 為平均流量，可由瞬時(shí)流量公式在 周期內(nèi)積分求平均值而得無tpQ?論奇數(shù)泵還是偶數(shù)泵均為 mltgtRFZdtQfZtp 6.1243815703.4527100 ?????????3.3.1 脈動(dòng)頻率因?yàn)槠鏀?shù)柱塞泵，所以 210in/15072?rZnf下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397633.3.2 脈動(dòng)率因?yàn)槠鏀?shù)柱塞泵，所以 %51.274sin2sin??????Z根據(jù)計(jì)算值，將脈動(dòng)率 e 與柱塞 Z 畫成下圖的曲線圖 3-4 脈動(dòng)率 e 與柱塞數(shù) Z 關(guān)系曲線由以上分析可知：（1）隨著柱塞數(shù)的增加，無論偶數(shù)柱塞泵還是奇數(shù)柱塞泵，流量脈動(dòng)率都下降。（2）相鄰柱塞數(shù)相比，奇數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)流量遠(yuǎn)小于偶數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)率。第四章 柱塞受力分析與設(shè)計(jì)柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個(gè)柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，半周吸油、半周排油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。4.1 柱塞受力分析下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖示是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。圖 4-1 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：4.1.1 柱塞底部的液壓力 bP柱塞位于排油區(qū)時(shí)，作用于柱塞底部的軸向液壓力 為bPKNpdPbZb 25.1405.3024.462 ????）（?式中 為泵的排油壓力。bp4.1.2 柱塞慣性力 Pg柱塞相對(duì)缸體往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)時(shí)，有直線加速度 a，則柱塞軸向慣性力 Pg為下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763???cos2tgRGamPfZZg??式中 mZ、G Z為柱塞和滑靴的總質(zhì)量和總重量慣性力 Pg方向與加速度 a 方向相反，隨缸體旋轉(zhuǎn)角 α 按余弦規(guī)律變化。當(dāng) α=0 0和 1800時(shí)，慣性力最大值為 ??tgRGPfzg2max?4.1.3 離心反力 Pl柱塞隨缸體繞主軸作等速度圓周運(yùn)動(dòng)，有向心加速度 al，產(chǎn)生的離心反力 Pl通過柱塞質(zhì)量重心并垂直于柱塞軸線，是徑向力。其值為2?fZll RgGam?4.1.4 斜盤反力 N 斜盤反力通過柱塞球頭 ?cosP?inT軸向力 P 與作用于柱塞底部的液壓力 及其他軸向力相平衡。而徑向力bT 則對(duì)主軸形成負(fù)載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產(chǎn)生接觸應(yīng)力，并使缸體產(chǎn)生傾倒力矩。4.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力 P1和 P2該力是接觸應(yīng)力 p1 和 p2產(chǎn)生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠(yuǎn)小于柱塞直徑及柱塞在柱塞腔內(nèi)的接觸長度。因此，由垂直于柱塞軸線的徑向力 和離心力 引起的接觸應(yīng)力 p1和 p2可以看成是連續(xù)直線分布的應(yīng)力。TlP下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397634.1.6 摩擦力 P1f 和 P 2f柱塞與柱塞腔之間的摩擦力 Pf為 ff)(21??式中 f 為摩擦系數(shù)，常取 f=0.05~0.12。取 f=0.12分析柱塞受力，應(yīng)取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于死點(diǎn)時(shí)的位置。此時(shí) N、P 1、和 P2可以通過如下方程求得：0??y0sin21???PN?zcof0M02)3()3( 1221 ?????ZZdfPflPllPmlfdllZ 4.2356241.067412.560202 ??????式中 — 柱塞最小接觸長度 ；0l ml?— 柱塞名義長度 ;解放程組得：下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763KNlNP2.1]4.23)5(1[8sin3.17])([si 2021 ???????lNP4.71.)(8sin71)(si20202 ???? 008sin.38cos5incos ????fb式中 為結(jié)構(gòu)參數(shù)2.14.23)5(.1)(2202 ?????ll?4.2 柱塞設(shè)計(jì)4.2.1 柱塞結(jié)構(gòu)型式軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞.根據(jù)柱塞頭部結(jié)構(gòu),有三種型式,(1)點(diǎn)接觸式柱塞,(2)線接觸式柱塞,(3)帶滑靴的柱塞.選用帶滑靴的柱塞,柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭, 稱滑靴,可繞柱塞球頭中心擺動(dòng).滑靴與斜盤間為面接觸,接觸應(yīng)力小,能承受較高的工作壓力.高壓油液還可以通過柱塞中心孔,沿滑靴平面泄露,保持與斜盤之間有一層油膜潤滑,從而減少了摩擦和磨損,使壽命大大提高.目前大多采用這種形式軸向柱塞泵. 并且這種型式的柱塞大多做成空心結(jié)構(gòu),以減輕柱塞重量,減小柱塞運(yùn)動(dòng)的慣性力.采用空心結(jié)構(gòu)還可以利用柱塞底部的高壓油液使柱塞局部擴(kuò)張變形補(bǔ)償柱塞與柱塞腔之間的間隙,取下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763得良好的密封效果.空心柱塞內(nèi)可以安放回程彈簧,使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位.4.2.2 柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)1.柱塞直徑 及柱塞分布圓直徑 D fZd柱塞直徑 、柱塞分布圓直徑 Df、和柱塞數(shù) Z 是互相關(guān)聯(lián)的.根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料,在缸體上各柱塞孔直徑 所占的弧長約為分布圓周長 的 75% , ZdfD?即 75.0?fZD?由此可得 .dmZf?式中 m 為結(jié)構(gòu)參數(shù).m 隨柱塞數(shù) Z 而定.當(dāng)泵的理論流量 和轉(zhuǎn)速 根據(jù)使用工況條件選定之后,根據(jù)流量公式lbQbn可得柱塞直徑 為Zd mtgtgnmbl 24185075.09443 03 ????????柱塞直徑 確定后,應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑 Df , Zd即 mtgntgdDbZlf 371508249422 ??????下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397632. 柱塞名義長度 L由于柱塞圓球中心作用有很大的 徑向力 T,為使柱塞不致被以及保持有足夠的密封長度,應(yīng)保持有最小留孔長度 ,一般取abMPp20?Zdl)8.1~4(0?3?5.2因?yàn)? 所以 ap5.31?mdlZ4.0因此,柱塞名義長度 l 應(yīng)滿足: inmax0lsl??式中 — 柱塞最大行程 ;maxs— 柱塞最小外伸長度,一般取 .inl Zdl20min?根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù),柱塞名義長度常取:abMPp20?Zl)5.3~7(3?d2.4?同理 ml 9624).~2(??3.柱塞球頭直徑 d1按經(jīng)驗(yàn)常取 如圖Z18).07(下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖 4-2 柱塞尺寸圖為使柱塞在排油結(jié)束時(shí)圓柱而能完全進(jìn)入柱塞腔,應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離 l d ,一般取 mlZ13245.0).~40(???4.柱塞均壓槽高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環(huán)形壓力槽,起均衡側(cè)向力,改善潤滑條件和存貯贓物的作用.如上圖均壓槽的尺寸常取: ;寬 ; mh8.0.~30取?b6.07.~30取?間距 .mt1~2取?實(shí)際上,由于柱塞受到的徑向力很大,均壓槽的作用并不明顯,還容易劃傷缸體上柱塞孔壁面.因此目前許多高壓柱塞泵中并不開設(shè)均壓槽.4.2.3 柱塞摩擦副比壓 p 、比功 pv 驗(yàn)算取柱塞伸出最長時(shí)的最大接觸應(yīng)力作為計(jì)算比壓值,則 2231max /30/68.9.0241][2 cmNcldPpZ ??????柱塞相對(duì)缸體的最大運(yùn)動(dòng)速度 v max 應(yīng)在摩擦副材料允許范圍內(nèi),下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763smtgvtgRvf /875.11537][0max ????????由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功 p max vmax為 scmNtgptldPfZ /608.52176.30241][20ax ?????選用 18CrMnTiA 材料.第五章 滑靴受力分析與設(shè)計(jì)目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu).滑靴不僅增大了與斜盤的接觸應(yīng)力,而且柱塞底部的高壓油液,經(jīng)柱塞中心孔 和滑靴中心孔 ,'0d0d再經(jīng)滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中.由于油液在封油帶環(huán)縫中的流動(dòng).使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜,大大減少了相對(duì)運(yùn)動(dòng)件間的摩擦損失,提高了機(jī)械效率.這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要.5.1 滑靴受力分析液壓泵工作時(shí),作用于滑靴上有一組方向相反的力.一是柱塞底部液壓力力圖把滑靴壓向斜盤,稱為壓緊力 ;另一是由滑靴面直徑為 D1的油池產(chǎn)生的yp靜壓力 Pf1與滑靴封油帶上油液泄露時(shí)油膜反力 Pf2 ,二者力圖使滑靴與斜盤分離開,稱為分離力 Pf .當(dāng)緊壓力與分離力相平衡時(shí),封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜,形成靜壓油墊.5.1.1 分離力 Pf 圖為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖.下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763δ圖 4-3 滑靴結(jié)構(gòu)及分布力分布根據(jù)流體力學(xué)平面圓盤放射流可知,油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)的泄露量q 的表達(dá)式為 123ln6)(Rpq?????若 ,則02?p 123ln6Rpq????式中 為封油帶油膜厚度.?封油帶上半 徑為 r 的任一點(diǎn)壓力分布式為下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397631(pr?22ln)prR??若 ,則02?p 12lnRrpr?從上式可以看出由上式可以看出，封油帶上壓力 隨半徑增大而呈對(duì)數(shù)規(guī)律下降。 2121122)(lnpRpPf ????油池靜壓分離力 Pf1 為 121pf??總分離力 Pf 為 KNRfff 2.7015.305.231ln)..(l)(6622121 ??????5.1.2 壓緊力 yP下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力 引起的，即bpKNpdPbZby 9.148cos05.3024.cos4cos 62 ????????5.1.3 力平衡方程式當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿足下列力平衡方程式 fyP?122ln)(cos4pRpdbZ???123ln6q???得泄流量為 mlRdpqzb 1978cos05.2.3105.24cos)( 2623 ??????）（????5.2 滑靴設(shè)計(jì)滑靴設(shè)計(jì)常用剩余壓緊力法和最小功率法選用最小功率損失法最小功率損失法的特點(diǎn)是：選取適當(dāng)油膜厚度，使滑靴泄漏功率損失法與摩擦功率損失之和最小，保持最高功率。下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397635.2.1 泄漏功率損失 VN?已知滑靴在斜盤上的泄漏流量 q ， 。若不計(jì)吸油區(qū)的損失，則滑靴在排油區(qū)域的泄漏功率損失為mlRpdpbzbV 178cos05.2.3105.24)(6213??????）（????5.2.2 摩擦功率損失 mN?滑靴在斜盤上的運(yùn)動(dòng)軌跡是橢圓，為簡化計(jì)算，近似認(rèn)為是柱塞分布圓。因此滑靴摩擦功率損失為 ????? fmRuuF)(21??式中 —液體粘性摩擦力， ；?F?2u—切線速度， ?fRu—滑靴摩擦（支承）面積；)(21R??—液體粘性摩擦應(yīng)力， 為液體粘性系數(shù)， 為油膜厚度。????將 代入上式中可得?fu? mlRNfm 26801.375.0.25.31)( 222 ??????）（????下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397635.2.3 滑靴總功率損失 N?mV?????????2213cos)(4fbz RRpd??令 可得最佳油膜厚度 為,0)(????N0?mdpRZbf012. 18cos024.15.337.).(cos8462224210???????由上式計(jì)算出的油膜厚度，可使滑靴功率損失最小，效率最高。最佳油膜厚度在 范圍。.~.0?5.3 滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)5.3.1 滑靴結(jié)構(gòu)型式滑靴的結(jié)構(gòu)型式如圖下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖 5-1 滑靴結(jié)構(gòu)型式關(guān)于滑靴的結(jié)構(gòu)，應(yīng)該防止由于傾斜而引起密封帶出現(xiàn)偏磨，所以往往在密封帶外面加上一道斷開的外輔助支承面環(huán)帶。這樣，即使滑靴出現(xiàn)某些偏磨，也不會(huì)破壞滑靴的平衡設(shè)計(jì)，從而延長了滑靴的壽命。為了減小對(duì)滑靴底面的比壓，并防止由于壓力沖擊而引起滑靴底面沉凹的變形（這種變形引起松靴） ，常常在滑靴的密封帶內(nèi)側(cè)加上一個(gè)或幾個(gè)內(nèi)輔助支承環(huán)帶，為了不影響滑靴的支承力，并使密封環(huán)帶內(nèi)側(cè)壓力迅速伸展，內(nèi)輔助支承面在圓周上是斷開的。為了提高滑靴的拉脫強(qiáng)度，可以將滑靴的收口部位加厚?；サ那蛎鎴A柱度和橢圓度不大于 0.003mm，與柱塞球頭鉚合時(shí)的徑向間隙應(yīng)不大于0.01mm，與柱塞球頭的接觸面積不小于 70%?；サ牟牧峡刹捎们嚆~或高強(qiáng)度的黃銅制造。要特別注意材料中心不允許有疏松和偏析，否則容易引起疲勞強(qiáng)度損壞。5.3.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)1. 滑靴外徑 D2下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763滑靴在斜盤上的布局，應(yīng)使傾斜角 時(shí)，互相之間仍有一定間隙 s，如0??圖圖 5-2 滑靴外徑 D2 的選定滑靴外徑 D2 為 msZf 5.316.07in4in????????一般取 mss6.01~.0取2. 油池直徑 D1初步計(jì)算時(shí)，設(shè)定 D05.2.3170).~(2???3. 中心孔 、 及長度0d' 0l節(jié)流器采用節(jié)流管時(shí)，常以柱塞中心孔 作為節(jié)流裝置，如滑靴結(jié)構(gòu)及'0d分離力分布圖所示。根據(jù)流體力學(xué)細(xì)長孔流量 q 為Klpqb014'28)(????式中 、 ——細(xì)長管直徑、長度；0dl下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763K——修正系數(shù)； 0'641ldRKe???'0)(62.1ed??? 65.1'0?ed8. .'0?eR把上式帶入滑靴泄漏量公式 可得123ln6pq????12304' ln6128)(RpKlpdb??整理后可得節(jié)流管尺寸為 bpRld?????ln6128304'經(jīng)多次試算得 md2.10l5.20式中 為壓降系數(shù)， 。當(dāng) 時(shí)，油膜具有最大剛度，承?bp??67.3?載能力最強(qiáng)。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦壓降系數(shù) 。9.0~8?下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763從 公式中可以看出，采用節(jié)流管的柱塞-滑靴組bpRKld?????1ln628304'合，公式中無粘度系數(shù) ，說明油溫對(duì)節(jié)流效果影響較小，但細(xì)長孔的加工工藝性較差，實(shí)現(xiàn)起來有困難。第六章 配油盤受力分析與設(shè)計(jì)配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸、排油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來的軸向載荷。它的設(shè)計(jì)好壞直接影響泵的效率和壽命。6.1 配油盤受力分析常用配油盤簡圖如下圖 6-1 配油盤基本結(jié)構(gòu)液壓泵工作時(shí)，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤之間作用有一對(duì)方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而生的壓緊力 Py；配油窗口和封油帶油膜對(duì)缸體的分離力 Pf。下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397636.1.1 壓緊力 yP壓緊力是由于處在排油區(qū)的柱塞腔中高壓油液作用在 柱塞腔底部臺(tái)階面上，使缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。對(duì)于奇數(shù)柱塞泵 ，當(dāng)有 個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力)7(?Z4)1(2??ZPy1 為 KNpdPybZy 5710.3024.176max??????當(dāng)有 個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力 Py2 為3)(21?Z KNpdPybZy 7.42105.3204176min22 ?????）（?平均壓緊力 Py 為 pZdPby85.49105.3024.788)(621?????6.1.2 分離力 Pf分離力有三部分組成。即外封油帶分離力 Pf1、內(nèi)封油帶分離力 Pf2、排油窗高壓油對(duì)缸體的分離力 Pf3對(duì)奇數(shù)柱塞泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過程中，每一瞬時(shí)參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同，封油帶的包角是變化的。實(shí)際包角比配油盤排油窗包角 有所擴(kuò)大。0?下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763當(dāng)有 個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角 為4)1(2??Z 1???9845721)(0 ???????）（??當(dāng)有 個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角 為3)1(2 2??14753721)(20?）（Z平均有 個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角 為p???1754527)(21)(210 ????????）（??p式中 ― 柱塞間距角 ；??5?Z?― 柱塞腔通油孔包角 0 ?401. 外封油帶分離力 Pf1外封油帶上泄流量是源流流動(dòng)，可得 22121ln4)(RpRbpf ????b外封油帶泄流量 q1 為 2131lnRpb????2. 內(nèi)封油帶分離力 Pf2內(nèi)封油帶上泄流量是匯流流動(dòng)，可得下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763bpbpf RRP23212432ln)(?????內(nèi)封油帶泄流量 q2 為 432ln1Rpb????3. 排油窗分離力 Pf3 bpf )(2233???4. 配油盤分離力 Pf bpffff pR)lnl(4432212321??總泄流量 lq mlRpbl 1982)375.40ln.12l05.1236)ln1l(12624331 ?????（????考慮到封油帶很窄，分離力也可以近似看成線性分布規(guī)律，簡化計(jì)算：下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763KNpDPbpf 5.6210.37481365)(2211 ?????）（??)(82432bpf DP?KN78.13205.5662?????）（?bpf DP)(8233?KN4.1520.547662?????）（?)(842321bpf pDP??KN672105.3.1736522 ?????）（?6.1.3 力平衡方程式為使缸體能與配油盤緊密貼合，保證可靠密封性，應(yīng)取壓緊力稍大于分離力。設(shè)壓緊力與分離力之差為剩余壓緊力 ；剩余壓緊力 與壓緊力yP?yP?之比為壓緊系數(shù) ，它表示壓緊程度。即yP?下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763yyfP????由此可得力平衡方程式一般取 取 則 yfP)1(??? 1.0~5..??KNy4.7為保證泵啟動(dòng)時(shí)，缸體配油盤仍有一定的預(yù)壓緊力，常設(shè)置一軸向中心彈簧，把缸體緊壓在配油盤上。一般取彈簧力為 300~500N。彈簧力 Pt 也可按下式選取 bZt pdP28)035.~.(??KN13.05.31472. 66????6.2 配油盤設(shè)計(jì)配油盤設(shè)計(jì)主要是確定內(nèi)外封油帶尺寸、吸排油口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。6.2.1．過度區(qū)設(shè)計(jì)為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過度角大于柱塞腔通油孔包角 的結(jié)構(gòu)，稱正重迭配油盤。1?0?具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤，當(dāng)柱塞從低壓腔接通高壓腔時(shí)，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會(huì)受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖壓力 ；當(dāng)柱塞從高壓腔接通低壓腔時(shí)，封閉bp?的油液會(huì)瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力 。0這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量脈動(dòng)品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對(duì)泵的壽命影響很大。下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時(shí)，腔內(nèi)壓力能平緩過渡，從而避免壓力沖擊。 △△ π α π α△ α △ α圖 6-2 柱塞腔內(nèi)壓力變化選帶卸荷的非對(duì)稱配油盤根據(jù)式 ybfZEptgRdV0201)(cos ????????ybfZt02024計(jì)算出 ，?15????2???在泵的結(jié)構(gòu)尺寸確定后，取決于吸排有壓力差的大小。在實(shí)際工況條件下，泵排油壓力常隨負(fù)載改變而變化。要避免在新工況條件下的壓力沖擊，應(yīng)改變壓縮角 和 以適應(yīng)壓力差的變化。簡單的方法是在過渡區(qū)開設(shè)減振12下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763槽。 α 0α 1α 2α 0α α圖 6-3 非對(duì)稱配油盤此時(shí)，過渡區(qū)壓縮角，按柱塞腔封閉油液壓力升高或降低所必須的體積壓縮量 的 50%計(jì)算；而減振槽按余下地 50%計(jì)算。V?得 ybfZEptgRdVcoa0201)(???????柱塞腔接通減振槽過程中，減振槽兩端的壓力差 是變化的。開始?=0，完全接通后 ，取近似平均壓力差為 ，則通過減振p?0pb???p21槽的單位時(shí)間流量為 128040pld???下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763而油液通過減振槽的單位時(shí)間是 ，則??1?11028???yEvQ把上式帶入 Q0 式中可得減振槽的設(shè)計(jì)尺寸為 10428???yVld經(jīng)多次驗(yàn)算得 md20?減振槽有多種形式，如等截面的溝槽，也有變截面的三角槽6.2.2 配油盤主要尺寸確定1. 配油窗尺寸配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑 Df配油窗口包角 ，在吸排油窗口包角相等時(shí)，取0????7521????為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足 ][020vFQvlb?式中 Qlb―泵理論流量；F2― 配油窗面積， )(2302R???[v0]― 許用吸入流速， smv/~][0由此可得下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397632023 5.61.27594][mvQRl ??????2. 封油帶尺寸設(shè)內(nèi)封油帶寬度為 b1，外封油帶寬度為 b2.考慮到外封油帶處于大半徑，在加上離心力的作用，泄流量比內(nèi)封油帶泄流量大，取 b1略大于 b2，即 mdRZ315.021???7.2).~(432當(dāng)配油盤受力平衡時(shí)，可得 pZzdR??)1(2lnl432212 ???計(jì)算出的結(jié)果經(jīng)多次調(diào)整得到的為R1=40.5 R2=37 R3=27 R4=12.56.2.3 驗(yàn)算比壓 p、比功 pv為使配油盤的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應(yīng)有足夠的支承面積。為此設(shè)置了輔助支承面，如下圖中 D5，D 6。輔助支承面上開有寬度為 B 的通油槽，起卸荷作用。配油盤的總支承面積 F 為)()(432124125 FDF??????28.9 2.670.8050m? ）（）（下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763Φ 0圖 6-4 配油盤主要尺寸確定式中 F 1―輔助支承面通油槽面積；F1=KB（R-R 5）= （K 為通油槽個(gè)數(shù)，取 K=8mm，B2804508m???）（為通油槽寬度，取 B=10mm）F2、F 3―吸、排油窗口面積。 222 7.3371）（?3 .606m????）（配油盤比壓 p 為 ][5.18.54937. pMPaFPty ????下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763式中 Py ―配油盤剩余壓緊力 ?Pt ―中心彈簧壓緊力在配油盤和缸體這對(duì)摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算 pv 值，即 ][294.8.15pvMPapv????式中 為平均切線速度，pv smDn/48.1)05(7)(4?????第七章 缸體受力分析與設(shè)計(jì)7.1 缸體的穩(wěn)定性在工作過的配油盤表面常看到在高壓區(qū)一側(cè)有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會(huì)使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄流增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，而影響到泵的壽命。缸體是一個(gè)復(fù)雜的受力體，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡，使缸體發(fā)生傾倒。下面就缸體受到的主要力矩進(jìn)行穩(wěn)定性分析。7.1.1 壓緊力矩 My液壓泵工作時(shí)，由于處于排油區(qū)的柱塞數(shù)量和位置隨缸體轉(zhuǎn)角 變化，壓?緊力 及合力作用點(diǎn)也隨 變化，其相應(yīng)合力矩 My也要隨轉(zhuǎn)角 變化。yP?因?yàn)檫x用九柱塞泵，排油區(qū)可能有四個(gè)或五個(gè)柱塞。下圖是五個(gè)柱塞排油時(shí)柱塞位置。為了便于分析，把每個(gè)柱塞的壓緊力看成是單位為 1 的集中載荷。下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖 7-1 壓緊力合力作用點(diǎn)位置總壓緊力矩為 2628.17405.304.7.8 mNpdDZMbfy ?????7.1.2 分離力矩 Mf因?yàn)榉蛛x力由三個(gè)部分組成，在內(nèi)、外封油帶上的壓力分布是按對(duì)數(shù)規(guī)律分布的。可認(rèn)為內(nèi)、外封油帶上的分離力是沿著封油帶重心弧線 r2 、r 1均勻分布的。弧線的包角仍為 ，弧線的半徑，如圖所示，分別p?下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763Φ p圖 7-