10SCY14轴向柱塞泵设计.docx
- 文档编号:26486144
- 上传时间:2023-06-19
- 格式:DOCX
- 页数:41
- 大小:987KB
10SCY14轴向柱塞泵设计.docx
《10SCY14轴向柱塞泵设计.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《10SCY14轴向柱塞泵设计.docx(41页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
10SCY14轴向柱塞泵设计
10SCY手动变量柱塞泵结构设计
第1章绪论
随着中国综合国力的增强,中国经济也得到了飞速发展,在纷繁复杂的国际环景中发展并不容易,很多关键技术受到国外封锁,而液压系统也是其中一项,很多国内知名企业如三一重工,中联重科都还在进口国外液压成套系统,很大一部分利润被分走。
工业技术的不断发展,对液压元件的需求也越来越广。
而作为液压传动系统不可或缺的液压泵就显得尤为重要了。
只有在结构和技术上不断的开拓创新,我国轴向柱塞泵技术和产品一定可以上一个新台阶,我相信,随着国力的增强,国家对自我创新力和研发力度加大,中国的液压技术水平会越来越强,在关键技术上也会得到更大的突破,摆脱国外技术封锁,让国内的液压技术走在世界前列。
1.1选题的背景及意义
轴向柱塞泵是液压系统中重要的动力元件和执行元件,广泛地应用在工业液压和行走液压领域,是现代液压元件中使用最广的液压元件之一。
轴向柱塞泵是利用与传动轴平行的柱塞在柱塞孔内往复运动所产生的容积变化来进行工作的。
轴向柱塞泵的优点是结构紧凑,运转平稳,流量均匀性好,噪声低,径向尺寸小,转动惯量小,工作压力高,效率高,并易于实现变量。
此外,山于轴向柱塞泵结构复杂,对制造工艺、材料的要求非常高,因此它乂是技术含量很高的液压元件之一。
随着高科技的发展,现在机械对小型化、高效率的要求越来越高,而液压传动,随着现在加工工艺、信息化的发展,其缺点也越来越完善,而泵是液压传动的核心。
1.2轴向柱塞泵概述
柱塞泵是液压系统中重要的动力元件和执行元件,广泛地应用在工业和农业机械。
柱塞式液压泵是依靠若干个柱塞在缸体柱塞孔内做往复远动使密闭工作容积发生变化来实现吸油和压油的。
由于密闭工作容积是由缸体中若干个柱塞和缸体内柱塞孔构成,且柱塞和缸体内柱塞孔都是圆柱表面,其加工精度容易保证,它具有重量轻、结构紧凑、密封性好、工作压力高,在高压下仍能保持较高的容积率和总效率,SCY14柱塞泵的丄作圧力可以达到32MP&,容易实现变量等优点;其缺点是对液压工作介质的污染较敬感、滤油精度要求高、结构复杂、加工精度、日常维护要求比较高、价格比较便贵。
而柱塞泵分为轴向和径向。
1.3轴向柱塞泵研究现况
我国现在在液压传动的发展起步晚,但是,随着我国工业化的崛起,我们国家液压传动得到一定的发展,但是小型化和高压、高速的液压泵需要进一步发展,我们国家自仿造德国设计了CY14系列柱塞泵,而柱塞泵在大型机械应用广泛,其稳定性和噪音等这些需要进一步改进,在工业化发展的过程中,我们国家应该重视基础科学研究,从而提出更科学的泵的设讣方案和原理。
1.4直轴式轴向柱塞泵的工作原理
柱塞泵是液压系统的一个重要装置。
它依靠柱塞在缸体中往复运动,使密封工作容腔的容积发生变化来实现吸油、压油。
柱塞泵具有额定压力高、结构紧凑、效率高和流量调节方便等优点,被广泛应用于高压、大流量和流量需要调节的场合,诸如液压机、工程机械和船舶中。
柱塞泵是往复泵的一种,属于体积泵,其柱塞靠泵轴的偏心转动驱动,往复运动,其吸入和排出阀都是单向阀。
当柱塞外拉时,工作室内压力降低,出口阀关闭,低于进口压力时,进口阀打开,液体进入;柱塞内推时,工作室压力升高,进口阀关闭,高于出口压力时,出口阀打开,液体排出。
当传动轴带动缸体旋转时,斜盘将柱塞从缸体中拉出或推回,完成吸排油过程。
柱塞与缸孔组成的工作容腔中的油液通过配油盘分别与泵的吸、排油腔相通。
变量机构用来改变斜盘的倾角,通过调节斜盘的倾角可改变泵的排量。
1-斜盘2-回程盘3-滑靴4-柱塞5-缸体6-配油盘7-传动轴
图M直轴式轴向柱塞泵工作原理
第2章总体设计与分析
2.1主要性能参数分析
10SCY14-1B手动变量轴向柱塞泵参数如下:
最大工作压力氐=31.5MP“
公称排量。
(严10加"
额定流量0=15L/min
最大流量enm=21L/min
额定转速n=1500r/min
2.1.1排量、流量与容积效率
轴向柱塞泵排量©是指缸体旋转一周,全部柱塞腔所排出油液的容积,即
=—x(19.5x0.2)2x(19.5x0.2x2)x910ml
4
不计容积损失时,泵的理论流量Qz,为
Q,=q』b=彳〃詁唤乙%=0.01X1500=15(L)
式中巴一柱塞横截面积;
心一柱塞外径;
$max—柱塞最大行程;
Z—柱塞数;
传动轴转速。
泵的理论排量q为
1000(21000x15
(,=n.n=1500x0.95='(mI/r)
为了避免气蚀现象,在计算理论排量时应按下式作校核计算:
I
70.2?
=206vC
60卩
式中q是常数,对进口无预压力的油泵Cp=5400:
对进口压力为5kgf/cm的油泵C>9100,这里取C/>=9100故符合要求。
要想改变泵输出流量的方向和大小,可以通过改变斜盘倾斜角7来实现。
对于直轴式轴向柱塞泵,斜盘最大倾斜角〜20。
,该设计是通轴泵,受机构限制,取下限,即7=15()o
泵实际输出流量0叨为
Qe=Qb-Q,=\5-0.5=14.5(ml/min)
式中2为柱塞泵泄漏流量。
泵容积效率加定义厶与©之比,即
轴向柱塞泵容积效率一般为%=0・94〜0.9&故符合要求。
2.1.2扭矩与机械效率
不计摩擦损失时,泵的理论扭矩M〃为
M严沁二空£“9.1(曲)
2兀2/r
式中几为泵吸•排油腔压力差。
考虑摩擦损失时,实际输出扭矩M“为
=Mth+Mb=\9」+2=21・1(Nm)
泵的机械效率定义为理论扭矩M〃与实际输出扭矩之比,即
2.1.3功率与效率
不计各种损失时,泵的理论功率
叽=I個=2叫M少=2“竽x21.1=3.31(皿)
60
泵实际的输入功率“防为
泵实际的输出功率N加为
N加=几0严几Q%=3x19.1x14.5=2.5(曲)
定义泵的总效率〃为输出功率N庆与输入功率之比,即
,bNtc“1yh=0.905x0.967=0.875
hr2兀M山——
%
上式表明,泵总效率为容积效率与机械效率之积。
对于轴向柱塞泵,总效率一般为
^=0.85〜0.9,上式满足要求。
2.2柱塞运动分析
柱塞运动学分析,主要是研究柱塞相对缸体的往复直线运动。
即分析柱塞和缸体间的运动学关系。
2.2.1柱塞行程S
图2.1是一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。
以柱塞腔容积最大时的上死点位置为0°,分析任一旋转角a时的运动关系。
(斜盘倾斜角为7,柱塞分布圆半径为付,缸体或柱塞旋转角为a)
图2」柱塞运动分析
h=Rf—Rrcosa
所以柱塞行程S为
s=htgy=/?
)(!
—cos"g了
当t/=i80()时,可得最大行程$唤为
=2心阴=。
阴39xfgl80°=39(〃m)
2.2.2柱塞运动速度分析v
将式y=/"g7=R(l-cos)/对时间微分可得柱塞运动速度v为
—=—sinada<
当a=90。
及270。
时,sin6/=±l,可得最大运动速度%«为
\umdX|=R(CDtgy=19.5xx2^Jg15°=819(〃"”/$)
式中3为缸体旋转角速度,3=上。
t
2.2.3柱塞运动加速度a
将°=牛=¥■•牛=付期肿血a对时间微分可得柱塞运动加速度a为
dftdncl小?
a=寸=〒・-y=Rfco^tgycQsa
当a=0°及180°时,cos=±1,可得最大运动加速度"max为
柱塞运动的行程S、速度V、加速度d与缸体转角a的关系如图2.2所示。
2.3滑靴运动分析
研究滑靴的运动,主要是分析它相对斜盘平面的运动规律,即滑靴中心在斜盘平面
『心/内的运动规律(如图2.3),其运动轨迹是一个椭圆。
椭圆的长.短轴分别为
°R39
长车山2b==—:
——-=40・4(〃〃〃)
cos7cos15
短轴2a=2Rf=39(〃m)
设柱塞在缸体平面上A点坐标为
x=R(sina
y=R(cosa
如果用极坐标表示则为
矢径Rh=+y2=叫疔+防曲。
极角0=arctg(cos/cosa)
滑靴在斜盘平面*心/内的运动角速度®为
_3COS7
d,cos2a+cos'丁sin'a
由上式可见,滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动,当0=2、扌龙时,©最大(在
短轴位置)为
当。
=0、龙时,◎最小(在长轴位置)为
①min=血cos/=1^22x2^xcos15°=152(rad/s)60
山结构可知,滑靴平均旋转角速度等于缸体角速度,即
1500r八、
co^n=co=x2/r=\5/(raa/s)
np60
第3章主要零部件设计
3.1柱塞设计
3.1.1柱塞结构型式的选择
轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞。
根据柱塞头部结构,可有以下三种形式:
点接触式柱塞、线接触式柱塞、带滑靴的柱塞。
这三种形式的柱塞分别如图2-1(a).(b)、(c)
所示,由于点接触的接触应力大,柱塞头部容易破坏,不能承受过高的载荷,寿命较低,现在已经很少用到,而线接触有一点的润滑能力,同时可以承受一定的载荷,但是SCY14是高压泵,承载载荷大,所以不适用,故选择带带滑靴的柱塞。
(2(b)(U)
图2-1柱塞结构型式
L1前柱塞大多采用空心结构减小惯性力的同时还可以利用柱塞底部高压油液使柱塞局部扩张变形补偿柱塞与柱塞腔之间的间隙,取得良好的密封效果。
空心柱塞内还可以安放回程弹簧,使柱塞在吸油区复位。
但空心结构无疑增加了柱塞在吸排油过程中的剩余无效容积。
在高压泵中,要考虑液体可压缩性能的影响,泵容积效率会因为无效容积而降低,从而泵的压力脉动增加,影响调节过程的动态品质。
综上,本设计选用图2-1(c)所示的型式。
3.1.2柱塞结构尺寸设计
1)柱塞直径心及柱塞分布塞直径Of
柱塞直径心、柱塞分布直径。
和柱塞数Z都是互相关联的。
根据统计资料,在缸体上各柱塞孔直径心所占的弧长约为分布圆周长加刁的75%,即
計75
山此可得
w=2l«__A_=__Z_=3.82
dz0.75/r0.75/r
式中加为结构参数。
加随柱塞数Z而定。
对于轴向柱塞泵,其加值如表2-1所示。
表2-1柱塞结构参数
z
7
9
11
m
3.1
3.9
4.5
当泵的理论流量0〃和转速也根据使用工况条件选定之后,根据流
量公式得柱塞直径心为
式中Y—斜盘最大倾角,取Y二20°
对计算出的心结果进行圆整,并查按相应标准取心=22mm°
柱塞直径〃z确定后,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径即
Df=——=1・95J,=43/77/77(2-2)
Z应恥沟b
2)柱塞名义长度/
由于柱塞圆球中心作用有很大的径向力T,为使柱塞不致被卡死以及保持有足够的密
封长度,应保证有最小留孔长度一般取:
pb<20Mpa/()=(1.4一1・8)d.
]儿»30Mpu/()=(2-2.5)J_
这里取人)=2dz=44mmo
因此,柱塞名义长度/应满足:
式中^ax-柱塞最大行程;
Lin一柱塞最小外伸长度,—般取,min=0=4.4〃""。
根据经验数据,柱塞名义长度常取:
ph<20MpaI=(2.7-3)JZ
pb>30Mpa/=(3・2-4・2)心
这里取I=3.5〃z=77nun。
3)柱塞球头直径4
按经验常取^=(0.7-0.8)<,如图2-2所示。
这里取/=0・8心
柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离仃,以便柱塞在排油结束后柱塞的柱塞处能完全进入柱塞腔,习惯取厶=(0・4-0・55)心,此处取ld=0.5dz=\\mmo
4)柱塞均压槽
高压柱塞泵中为了存储赃物和均衡侧向力、改善润滑条件常常在柱塞表面开环行均压槽。
均压槽的尺寸一般取:
深h=0.3〜0.7mm;间距t二2〜10mm。
这里取力=0.5mmJ=2mmo
3.1.3柱塞摩擦副比压P、比功出验算
对于柱塞与缸体这一对摩擦副,过大的接触应力不仅会增加摩擦副之间的磨损,而且有可能圧伤柱塞或缸体。
其比压应控制在摩擦副材料允许的范圉内。
取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值,则
2/?
1
Pmax==23Mpa(2-
3)
柱塞相对缸体的最大运动速度vmax应在摩擦副材料允许范圉内,即
vmax=Rfdtgy=0.55/7?
/5<|v|=8m/s(2-
4)
山此可得柱塞缸体摩擦副最大比功几站唤为
2p\
5)
上面的式子中间的许可比压["]、许可比功[丹]、许可速度卜]的值,应该以摩擦副材料而定,可参照下表2-1。
表2-1材料性能
材料牌号
许用比压[卩]
Mpa
许用滑动速度卜]
ni/s
许用比功[/»]
Mpa.m/s
ZQAL9-4
30
8
60
ZQSnlO-1
15
3
20
球墨铸铁
10
5
18
柱塞与缸体这一对摩擦副,不宜选用热变形相差很大的材料,这对于油温高的泵更重要。
同时在钢表面喷镀适当厚度的软金属来减少摩擦阻力,不选用铜材料还可以避免高温时油液对铜材料的腐蚀作用。
3.2滑靴设计
高压柱塞在LI前泵普遍采用带滑靴的柱塞结构。
这样可以使滑靴的接触形式为面接
触、很大程度减少了接触应力,而且柱塞和滑靴的开有中心孔,使高压油经柱塞中心孔
d;和滑靴中心孔d(),再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中。
山于油液在斜盘表面形成薄油,很大程度与上减少了相对运动件间的摩阻。
但是中心孔不起节流作用,因为滑靴设计常用剩余压紧力法。
静圧油池圧力几与柱塞底部压力几相等,即
Pl=Pb
.21R?
clIn——
将上式代入式卩_z&中,可得滑靴分离力为
Pb2(R;-Rj)cosy
设剩余压紧力P八则压紧系数
^=—=0.05-0」5,这里取0.1。
P、
滑靴力平衡方程式即为
Pf=(1一0)〃>,=2・8(N)
用剩余压紧力法设计的滑靴,油膜厚度较薄,一般为0.008〜0.01mm左右。
滑靴泄漏量少,容积效率教高。
但摩擦功率较大,机械效率会降低。
若选择适当的压紧系数0,剩余压紧力产生的接触应力也不会大,仍有较高的总效率和较长的寿命。
剩余压紧力法简单适用,LI前大多数滑靴都采用这种方法设计。
3.2.1滑靴的结构型式的选择
滑靴结构有如图2-3所示的3种型式。
图2-3滑靴结构型式
图2-3(a)所示为普通型,静压油池较大,但是由于加工表面精度原因,其实际支
持面可能较小,可以形成封油带。
结构简单,是訂前常用的一种型式。
图2-3(b)所示滑靴增加了内、外辅助支承面。
减小了由剩余压紧力产生的比压,同时可以克服滑靴倾倒产生的偏磨使封油带被破坏的情况。
图2-3(c)所示的滑靴不仅有辅助支承面,而且在支承面上开设阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼使其共同形成液阻。
从而实现滑靴油膜的静圧支承。
经比较,本设计采用图2-3(a)所示的结构型式。
3.2.2滑靴结构尺寸设计
看滑靴的布局,应该在斜盘的投影面**面上,即斜盘倾角卩=0时,滑靴之间的间隙为s,如图2-4o
1)滑靴外径Q:
D-,=D.sin—-5=43xsin—-0.2=15mm(2-7)
21Z9
一般取s=0・2〜1,这里取0.2。
2)油池直径9
初步计算时,可设定¥=0.6-0.8,这里取08
D}=0.8D20.8x15=\2ifvn
3)中心孔d。
、町及长度厶
如果用剩余压紧力法设计滑靴,中心孔心和町可以不起节流作用。
为改善加工工艺性能,取
(或〃(;)=0.8〜1.5二1.Omm
3.3配油盘设计
配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一,用以隔离和分配吸、排油油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。
它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。
配油盘设讣主要是确定内封油带尺寸、吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。
3.3.1过渡区设计
为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封,大多数配油盘釆用过渡角州大于柱塞腔通油孔包角4)的结构,称正重迭型配油盘。
3.3.2配油盘主要尺寸确定
图2-5配油盘主要尺寸
1)配油窗尺寸
配油窗口分布圆直径D取D«Df
配油窗口包角%,在吸油窗口包角相等时,取
+a
(p\\=兀——!
=兀_(1
2
为避免吸油不足,配油窗口流速应满足
^=%=2.3<[^0]=3m/s满足要求。
式中Q,—泵理论流量;
坊一配油窗面积,耳号(疋-疋);
[uj—许用吸入流速,[u()]=2〜3m/s。
山此可得
2Q
2)封油带尺寸
设内封油带宽度为外封油带宽度为%,勺和化确定方法为:
考虑到外封油带处于大半径,加上离心力的作用,泄漏量比内封油带泄漏量大,取$略大于优,即
勺=&一/?
2=0・125心
$=心一&=(°」一0.125)<
当配油盘受力平衡时,将压紧力讣算示与分离力计算示带入平衡方程式可得
(2-8)
R:
_R;R;_R:
_兀理(1一°)
4In冬2為
联立解上述方程,即可确定配油盘封油带尺寸:
R、=50mm,R2=32nun,R、=ZJnun.RA=\7nun
3.3.3验算比压p、比功pv
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,如图牛9中的2、D6o辅助支承面上开有
宽度为B的通油槽,起卸荷作用。
配油盘的总支承面积F为
F=£(£>2_D2+z)2_D2)_(f;+^+/7)
4
式中片一辅助支承面通油槽总面积;且:
F\=KB(R-RJ(K为通油槽个数,B为通油槽宽度)
坨、血一吸、排油窗口面积。
根据估算:
F=1034(mm2)
配油盘比压p为
3、+几2KB(R-R‘)畑疋「1
P=—-—==284pa<[p\(2-
rr
9)
式中△“一配油盘剩余压紧力;
门一中心弹簧压紧力;
[p]~根据资料取300pa;
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pv值,即
pv=pvp<[pv]
2
式中乙一平均切线速度,乙二一(0+D)o
7tn
pv=—(Z)4+D)=458<600細/加
[丹]根据资料取600Kgf/e〃r。
3.4缸体设计
下面通过计算确定缸体主要结构尺寸
2.4.1通油孔分布圆©和面积F
图2-6柱塞腔通油孔尺寸
为减小油液流动损失,通常取通油孔分布圆半径付与配油窗口分布圆半径7相等。
即
R:
=R2+R、=26mm
式中忌、心为配油盘配油窗口内、外半径。
通油孔面积近似计算如下(如图2-6所示)。
巧= 式中仃一通油孔长度,Mz; 氏一通油孔宽度,»".5心; 3.4.2缸体内、外直径耳、D2的确定 为保证缸体在温度变化和受力状态下,各方向的变形量一致,应尽量使各处壁厚一致(如图2-7),即4=$=%。 壁厚初值可由结构尺寸确定。 然后进行强度和刚度验算。 图2-7缸体结构尺寸 缸体强度可按片壁筒验算 b=1儿°x12560=142伙gf/cm2)<[cr](2-10) D「-D] 式中D)—筒外径,且Dj=d2+2J=100mmo [可一缸体材料许用应力,对ZQAL9—4: [a]=600〜800伙劝/c加? ) 缸体刚度也按片壁筒校验,其变形量为 AJ=厶(b+“坨)=0.004〃"”<[AJ](2-11) 式中E—缸体材料弹性系数: "—材料波桑系数,对刚质材料"=0.23〜0.30,青铜A=0.32〜0.35; [AJ]-允许变形量,一般刚质缸体取[AJ]<0.0065^,青铜则取[△可<0.0048/77/27; 符合要求。 3.4.3缸体高度H 从图2-7中可确定缸体高度H为 H=/()+/max+/3+Z4=H5mm 式中/(>—柱塞最短留孔长度; Sn疵一柱塞最大行程; 厶一为便于研磨加工,留有的退刀槽长度,尽量取短; 厶一缸体厚度,一般14=(0.4〜0.6)这里取0.5血二11〃"叽 3.5柱塞回程机构设计 直轴式轴向柱塞泵一般都有柱塞回程结构,其作用是在吸油过程中帮助把柱塞从柱塞腔中提伸出来,完成吸油工作,并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。 固定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。 它的特点是在滑靴颈部装一回程盘2,如图2-8,并用螺纹环联结在斜盘上。 当滑靴下表面与回程盘贴紧时,应保证滑靴上表面与斜盘垫板3之间有一固定间隙,并可调。 回程盘是一平面圆盘,如图2・8所示。 盘上心为滑靴安装孔径,2为滑靴安装孔分布圆直径。 这两个尺寸是回程盘的关键尺寸,设计不好会使滑靴颈部及肩部严重磨损。 下面主要研究这两个尺寸的确定方法。 短轴a=2R(=2x19.5=39(〃〃〃) 长轴b=“川—=42(""”) COS/max 心和9的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。 因此,$取椭圆长、短轴的平均值较合理,即 Dk==R.+———=61(〃"") 2COS% 从图2-8中可以看出回程盘上安装孔中心O与长、短轴端点A或B的最大偏心距相等,且为—^maA»因而 厶 2RfRf =——一g+—;—)=22mm(2-12) COS久心C°S/max 为了允许滑靴在任一方向偏离fjax,而不与回程盘干涉,回程盘的安装孔径应比滑靴径部直径d大4^。 同时,考虑到加工、安装等误差,应在安装孔与滑靴径部之间保留有适当间隙J。 这样安装孔的直径为 如=d+emM+2J=32(mm) 式中d—滑靴颈部直径; J—间隙,一般取J=05〜1mm。 3.6变量机构设计 轴向柱塞泵是通过变量机构改变直轴泵斜盘倾斜角或斜轴泵摆缸摆动角,以改变输出流量的方向和大小。 按照变量执行机构可分为机械式、液压伺服机构式、液压缸式,如图2-9。 按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。 lLj 以上各种型式的变量机构常常组合使用。 例如,图2・9(a)所示,手动变量机构采用杠杆或釆用手轮转动丝杠,带动斜盘改变倾斜角,如果用可逆电机旋转丝杠可实现电动变量。 图2-9(b)所示,在伺服阀C端用手轮或杠杆输入一位移量,称手动伺服变量式;若以电机或液压装置输入位移量时,则称电动或液动伺服变量式;如果输入的控制信号量使得泵输出的功率为常值,则构成了压力补偿变量式。 再如图2-9(c)中,用带有电磁阀的外液压源控制,可成为远程液控变量式;如果用伺服阀控制变量缸,并使泵出
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 10 SCY14 轴向 柱塞 设计