外文翻譯--液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計與計算【中英文文獻譯文】
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【中文4750字】
液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計與計算
1 明確設(shè)計要求進行工況分析
在設(shè)計液壓系統(tǒng)時,首先應(yīng)明確以下問題,并將其作為設(shè)計依據(jù)。
主機的用途、工藝過程、總體布局以及對液壓傳動裝置的位置和空間尺寸的要求;
主機對液壓系統(tǒng)的性能要求,如自動化程度、調(diào)速范圍、運動平穩(wěn)性、換向定位精度以及對系統(tǒng)的效率、溫升等的要求;液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境,如溫度、濕度、振動沖擊以及是否有腐蝕性和易燃物質(zhì)存在等情況。
在上述工作的基礎(chǔ)上,應(yīng)對主機進行工況分析,工況分析包括運動分析和動力分析,對復(fù)雜的系統(tǒng)還需編制負載和動作循環(huán)圖,由此了解液壓缸或液壓馬達的負載和速度隨時間變化的規(guī)律,以下對工況分析的內(nèi)容作具體介紹。
1.1 運動分析
主機的執(zhí)行元件按工藝要求的運動情況,可以用位移循環(huán)圖(L—t),速度循環(huán)圖(v—t),或速度與位移循環(huán)圖表示,由此對運動規(guī)律進行分析。
1.1.1 位移循環(huán)圖L—t
圖1.1為液壓機的液壓缸位移循環(huán)圖,縱坐標(biāo)L表示活塞位移,橫坐標(biāo)t表示從活塞啟動到返回原位的時間,曲線斜率表示活塞移動速度。
圖1.1 位移循環(huán)圖
1.1.2 速度循環(huán)圖v—t(或v—L)
工程中液壓缸的運動特點可歸納為三種類型。圖1.2為三種類型液壓缸的v—t圖,第一種如圖1.2中實線所示,液壓缸開始作勻加速運動,然后勻速運動,
?
圖1.2 速度循環(huán)圖
最后勻減速運動到終點;第二種,液壓缸在總行程的前一半作勻加速運動,在另一半作勻減速運動,且加速度的數(shù)值相等;第三種,液壓缸在總行程的一大半以上以較小的加速度作勻加速運動,然后勻減速至行程終點。v—t圖的三條速度曲線,不僅清楚地表明了三種類型液壓缸的運動規(guī)律,也間接地表明了三種工況的動力特性。
1.2 動力分析
動力分析,是研究機器在工作過程中,其執(zhí)行機構(gòu)的受力情況,對液壓系統(tǒng)而言,就是研究液壓缸或液壓馬達的負載情況。
1.2.1 液壓缸的負載及負載循環(huán)圖
1.2.1.1 液壓缸的負載力計算
工作機構(gòu)作直線往復(fù)運動時,液壓缸必須克服的負載由六部分組成:
(1.1)
式中:Fc為切削阻力;Ff為摩擦阻力;Fi為慣性阻力;Fg為重力;Fm為密封阻力;Fb為排油阻力。
1.2.1.2液壓缸運動循環(huán)各階段的總負載力
液壓缸運動循環(huán)各階段的總負載力計算,一般包括啟動加速、快進、工進、快退、減速制動等幾個階段,每個階段的總負載力是有區(qū)別的。
(1)啟動加速階段:這時液壓缸或活塞處于由靜止到啟動并加速到一定速度,其總負載力包括導(dǎo)軌的摩擦力、密封裝置的摩擦力(按缸的機械效率=0.9計算)、重力和慣性力等項,即:
(1.2)
(2)快速階段:
(1.3)
(3)工進階段:
(1.4)
(4)減速:
(1.5)
對簡單液壓系統(tǒng),上述計算過程可簡化。例如采用單定量泵供油,只需計算工進階段的總負載力,若簡單系統(tǒng)采用限壓式變量泵或雙聯(lián)泵供油,則只需計算快速階段和工進階段的總負載力。
1.2.2 液壓馬達的負載
工作機構(gòu)作旋轉(zhuǎn)運動時,液壓馬達必須克服的外負載為:
(1.6)
1.2.2.1 工作負載力矩Me。工作負載力矩可能是定值,也可能隨時間變化,應(yīng)根據(jù)機器工作條件進行具體分析。
1.2.2.2 摩擦力矩Mf。為旋轉(zhuǎn)部件軸頸處的摩擦力矩,其計算公式為:
(1.7)
式中:G為旋轉(zhuǎn)部件的重量(N);f為摩擦因數(shù),啟動時為靜摩擦因數(shù),啟動后為動摩擦因數(shù);R為軸頸半徑(m)。
1.2.2.3 慣性力矩Mi。為旋轉(zhuǎn)部件加速或減速時產(chǎn)生的慣性力矩,其計算公式為:
(1.8)
式中:ε為角加速度(r/s2);Δω為角速度的變化(r/s);Δt為加速或減速時間(s);J為旋轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動慣量(),。
式中:為回轉(zhuǎn)部件的飛輪效應(yīng)()。
各種回轉(zhuǎn)體的可查《機械設(shè)計手冊》。
根據(jù)式(1.6),分別算出液壓馬達在一個工作循環(huán)內(nèi)各階段的負載大小,便可繪制液壓馬達的負載循環(huán)圖
2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)
2.1 液壓缸的設(shè)計計算
2.1.1 初定液壓缸工作壓力
液壓缸工作壓力主要根據(jù)運動循環(huán)各階段中的最大總負載力來確定,此外,還需要考慮以下因素:
2.1.1.1 各類設(shè)備的不同特點和使用場合。
2.1.1.2 考慮經(jīng)濟和重量因素,壓力選得低,則元件尺寸大,重量重;壓力選得高一些,則元件尺寸小,重量輕,但對元件的制造精度,密封性能要求高。
所以,液壓缸的工作壓力的選擇有兩種方式:一是根據(jù)機械類型選;二是根據(jù)切削負載選。
如表2.1、表2.2所示。
表2.1 按負載選執(zhí)行文件的工作壓力
負載/N
<5000
500~10000
10000~20000
20000~30000
30000~50000
>50000
工作壓力/MPa
≤0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
>5
表2.2 按機械類型選執(zhí)行文件的工作壓力
機械類型
機 床
農(nóng)業(yè)機械
工程機械
磨床
組合機床
龍門刨床
拉床
工作壓力/MPa
a≤2
3~5
≤8
8~10
10~16
20~32
2.2 液壓馬達的設(shè)計計算
2.2.1 計算液壓馬達排量
液壓馬達排量根據(jù)下式?jīng)Q定:
(2.1)
式中:T為液壓馬達的負載力矩(N·m);為液壓馬達進出口壓力差();為液壓馬達的機械效率,一般齒輪和柱塞馬達取0.9~0.95,葉片馬達取0.8~0.9。
2.2.2 計算液壓馬達所需流量液壓馬達的最大流量
(2.2)
式中:Vm為液壓馬達排量(m3/r);nmax為液壓馬達的最高轉(zhuǎn)速(r/s)。
3 液壓元件的選擇
3.1 液壓泵的確定與所需功率的計算
3.1.1 液壓泵的確定
3.1.1.1 確定液壓泵的最大工作壓力。液壓泵所需工作壓力的確定,主要根據(jù)液壓缸在工作循環(huán)各階段所需最大壓力p1,再加上油泵的出油口到缸進油口處總的壓力損失ΣΔp,即
(3.1)
包括油液流經(jīng)流量閥和其他元件的局部壓力損失、管路沿程損失等,在系統(tǒng)管路未設(shè)計之前,可根據(jù)同類系統(tǒng)經(jīng)驗估計,一般管路簡單的節(jié)流閥調(diào)速系統(tǒng)為(2~5)×105Pa,用調(diào)速閥及管路復(fù)雜的系統(tǒng)為(5~15)×105Pa,也可只考慮流經(jīng)各控制閥的壓力損失,而將管路系統(tǒng)的沿程損失忽略不計,各閥的額定壓力損失可從液壓元件手冊或產(chǎn)品樣本中查找,也可參照表1.3選取。
表3.1 常用中、低壓各類閥的壓力損失(Δpn)
閥名
Δpn(×105Pa)
閥名
Δpn (×105Pa)
閥名
Δpn (×105Pa)
閥名
Δpn (×105Pa)
單向閥
0.3~0.5
背壓閥
3~8
行程閥
1.5~2
轉(zhuǎn)閥
1.5~2
換向閥
1.5~3
節(jié)流閥
2~3
順序閥
1.5~3
調(diào)速閥
3~5
3.1.2 確定液壓泵的流量qB
泵的流量qB根據(jù)執(zhí)行元件動作循環(huán)所需最大流量qmax和系統(tǒng)的泄漏確定。
3.1.2.1多液壓缸同時動作時,液壓泵的流量要大于同時動作的幾個液壓缸(或馬達)所需的最大流量,并應(yīng)考慮系統(tǒng)的泄漏和液壓泵磨損后容積效率的下降,即
(3.2)
式中:K為系統(tǒng)泄漏系數(shù),一般取1.1~1.3,大流量取小值,小流量取大值;為同時動作的液壓缸(或馬達)的最大總流量(m3/s)。
3.1.2.2選擇液壓泵的規(guī)格:根據(jù)上面所計算的最大壓力pB和流量qB,查液壓元件產(chǎn)品樣本,選擇與pB和qB相當(dāng)?shù)囊簤罕玫囊?guī)格型號。
表3.2 液壓泵的總效率
液壓泵類型
齒輪泵
螺桿泵
葉片泵
柱塞泵
總效率
0.6~0.7
0.65~0.80
0.60~0.75
0.80~0.85
?
按上述功率和泵的轉(zhuǎn)速,可以從產(chǎn)品樣本中選取標(biāo)準電動機,再進行驗算,使電動機發(fā)出最大功率時,其超載量在允許范圍內(nèi)。
3.2 閥類元件的選擇
3.2.1 選擇依據(jù)
選擇依據(jù)為:額定壓力,最大流量,動作方式,安裝固定方式,壓力損失數(shù)值,工作性能參數(shù)和工作壽命等。
3.2.2 選擇閥類元件應(yīng)注意的問題
3.2.2.1 應(yīng)盡量選用標(biāo)準定型產(chǎn)品,除非不得已時才自行設(shè)計專用件。
3.2.2.2 閥類元件的規(guī)格主要根據(jù)流經(jīng)該閥油液的最大壓力和最大流量選取。選擇溢流閥時,應(yīng)按液壓泵的最大流量選?。贿x擇節(jié)流閥和調(diào)速閥時,應(yīng)考慮其最小穩(wěn)定流量滿足機器低速性能的要求。
3.3 蓄能器的選擇
3.3.1 蓄能器用于補充液壓泵供油不足時,其有效容積為:
(3.3)
式中:A為液壓缸有效面積(m2);L為液壓缸行程(m);K為液壓缸損失系數(shù),估算時可取K=1.2;qB為液壓泵供油流量(m3/s);t為動作時間(s)。
3.3.2 蓄能器作應(yīng)急能源時,其有效容積為:
(3.4)
當(dāng)蓄能器用于吸收脈動緩和液壓沖擊時,應(yīng)將其作為系統(tǒng)中的一個環(huán)節(jié)與其關(guān)聯(lián)部分一起綜合考慮其有效容積。
根據(jù)求出的有效容積并考慮其他要求,即可選擇蓄能器的形式。
3.4 管道的選擇
3.4.1 油管類型的選擇
液壓系統(tǒng)中使用的油管分硬管和軟管,選擇的油管應(yīng)有足夠的通流截面和承壓能力,同時,應(yīng)盡量縮短管路,避免急轉(zhuǎn)彎和截面突變。
3.4.1.1 鋼管:中高壓系統(tǒng)選用無縫鋼管,低壓系統(tǒng)選用焊接鋼管,鋼管價格低,性能好,使用廣泛。
3.4.1.2 銅管:紫銅管工作壓力在6.5~10MPa以下,易變曲,便于裝配;黃銅管承受壓力較高,達25MPa,不如紫銅管易彎曲。銅管價格高,抗震能力弱,易使油液氧化,應(yīng)盡量少用,只用于液壓裝置配接不方便的部位。
3.4.2 油管尺寸的確定
3.4.2.1 油管內(nèi)徑d按下式計算:
d= (3.5)
式中:q為通過油管的最大流量(m3/s);v為管道內(nèi)允許的流速(m/s)。一般吸油管取0.5~5(m/s);壓力油管取2.5~5(m/s);回油管取1.5~2(m/s)。
3.4.2.2 油管壁厚δ按下式計算:
(3.6)
式中:p為管內(nèi)最大工作壓力;n為安全系數(shù),鋼管p<7MPa時,取n=8;p<17.5MPa時,取n=6;p>17.5MPa時,取n=4。
根據(jù)計算出的油管內(nèi)徑和壁厚,查手冊選取標(biāo)準規(guī)格油管。
3.5 油箱的設(shè)計
油箱的作用是儲油,散發(fā)油的熱量,沉淀油中雜質(zhì),逸出油中的氣體。
3.5.1 油箱設(shè)計要點
3.5.1.1 油箱應(yīng)有足夠的容積以滿足散熱,同時其容積應(yīng)保證系統(tǒng)中油液全部流回油箱時不滲出,油液液面不應(yīng)超過油箱高度的80%。
3.5.1.2 吸箱管和回油管的間距應(yīng)盡量大。
3.5.1.3 油箱底部應(yīng)有適當(dāng)斜度,泄油口置于最低處,以便排油。
3.6 濾油器的選擇
選擇濾油器的依據(jù)有以下幾點:
3.6.1 承載能力:
按系統(tǒng)管路工作壓力確定。
3.6.2 過濾精度:
按被保護元件的精度要求確定。
3.6.3 通流能力:
按通過最大流量確定。
3.6.4 阻力壓降:
應(yīng)滿足過濾材料強度與系數(shù)要求。
4 液壓系統(tǒng)性能的驗算
為了判斷液壓系統(tǒng)的設(shè)計質(zhì)量,需要對系統(tǒng)的壓力損失、發(fā)熱溫升、效率和系統(tǒng)的動態(tài)特性等進行驗算。
4.1 管路系統(tǒng)壓力損失的驗算
當(dāng)液壓元件規(guī)格型號和管道尺寸確定之后,就可以較準確的計算系統(tǒng)的壓力損失,壓力損失包括:油液流經(jīng)管道的沿程壓力損失、局部壓力損失和流經(jīng)閥類元件的壓力損失,即:
(4.1)
系統(tǒng)的調(diào)整壓力:
(4.2)
式中:P0為液壓泵的工作壓力或支路的調(diào)整壓力;P1為執(zhí)行件的工作壓力。
如果計算出來的比在初選系統(tǒng)工作壓力時粗略選定的壓力損失大得多,應(yīng)該重新調(diào)
整有關(guān)元件、輔件的規(guī)格,重新確定管道尺寸。
4.2 系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算
系統(tǒng)發(fā)熱來源于系統(tǒng)內(nèi)部的能量損失,如液壓泵和執(zhí)行元件的功率損失、溢流閥的溢流損失、液壓閥及管道的壓力損失等。
系統(tǒng)發(fā)熱功率P的計算:
(4.3)
式中:PB為液壓泵的輸入功率(W);η為液壓泵的總效率。
若一個工作循環(huán)中有幾個工序,則可根據(jù)各個工序的發(fā)熱量,求出系統(tǒng)單位時間的平均發(fā)熱量:
(4.4)
式中:T為工作循環(huán)周期(s);ti為第i個工序的工作時間(s);pi為循環(huán)中第i個工序的輸入功率(W)。
4.3 系統(tǒng)效率驗算
液壓系統(tǒng)的效率是由液壓泵、執(zhí)行元件和液壓回路效率來確定的。
液壓回路效率nc一般可用下式計算:
(4.5)
式中:p1,q1;p2,q2;……為每個執(zhí)行元件的工作壓力和流量;pB1,qB1;pB2,qB2為每個液壓泵的供油壓力和流量。
液壓系統(tǒng)總效率:
(4.6)
式中:為液壓泵總效率;為執(zhí)行元件總效率;為回路效率。
5 繪制正式工作圖和編寫技術(shù)文件
經(jīng)過對液壓系統(tǒng)性能的驗算和必要的修改之后,便可繪制正式工作圖,它包括繪制液壓系統(tǒng)原理圖、系統(tǒng)管路裝配圖和各種非標(biāo)準元件設(shè)計圖。
正式液壓系統(tǒng)原理圖上要標(biāo)明各液壓元件的型號規(guī)格。對于自動化程度較高的機床,還應(yīng)包括運動部件的運動循環(huán)圖和電磁鐵、壓力繼電器的工作狀態(tài)。
5.1 確定液壓系統(tǒng)參數(shù)
由工況分析中可知,工進階段的負載力最大,所以,液壓缸的工作壓力按此負載力計算,根據(jù)液壓缸與負載的關(guān)系,選p1=40×105Pa。本機床為鉆孔組合機床,為防止鉆通時發(fā)生前沖現(xiàn)象,液壓缸回油腔應(yīng)有背壓,設(shè)背壓p2=6×105Pa,為使快進快退速度相等,選用差動油缸,假定快進、快退的回油壓力損失為Δp=7×105Pa。
5.2 選擇液壓元件
5.2.1 選擇液壓泵和電動機
5.2.1.1 確定液壓泵的工作壓力。
前面已確定液壓缸的最大工作壓力為40×105Pa,選取進油管路壓力損失Δp=8×105Pa,其調(diào)整壓力一般比系統(tǒng)最大工作壓力大5×105Pa,所以泵的工作壓力PB=(40+8+5)×105=53×105Pa
這是高壓小流量泵的工作壓力。
液壓缸快退時的工作壓力比快進時大,取其壓力損失Δp′=4×105Pa,則快退時泵的工作壓力為:
PB=(16.4+4)×105=20.4×105Pa
這是低壓大流量泵的工作壓力。
5.2.1.2 液壓泵的流量。快進時的流量最大,其值為30L/min,最小流量在工進時,其值為0.51L/min,取K=1.2,
則: qB=1.2×0.5×10-3=36L/min
由于溢流閥穩(wěn)定工作時的最小溢流量為3L/min,故小泵流量取3.6L/min。
根據(jù)以上計算,選用YYB-AA36/6B型雙聯(lián)葉片泵。
5.2.1.3 確定管道尺寸:根據(jù)工作壓力和流量,按式(3.5)、式(3.6)確定管道內(nèi)徑和壁厚。(從略)
5.2.1.4 確定油箱容量油箱容量可按經(jīng)驗公式估算,取V=(5~7)q。
本例中:V=6q=6(6+36)=252L有關(guān)系統(tǒng)的性能驗算從略。
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