外文翻译液压传动系统设计与计算文档格式.docx

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1.1.2速度循环图v—t（或v—L）

工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。

图1.2为三种类型液压缸的v—t图，第一种如图1.2中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，

图1.2速度循环图

最后匀减速运动到终点；

第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减速运动，且加速度的数值相等；

第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀加速运动，然后匀减速至行程终点。

v—t图的三条速度曲线，不仅清楚地表明了三种类型液压缸的运动规律，也间接地表明了三种工况的动力特性。

1.2动力分析

动力分析，是研究机器在工作过程中，其执行机构的受力情况，对液压系统而言，就是研究液压缸或液压马达的负载情况。

1.2.1液压缸的负载及负载循环图

（1）液压缸的负载力计算

工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的负载由六部分组成：

　　（1.1）

式中：

Fc为切削阻力；

Ff为摩擦阻力；

Fi为惯性阻力；

Fg为重力；

Fm为密封阻力；

Fb为排油阻力。

（2）液压缸运动循环各阶段的总负载力

液压缸运动循环各阶段的总负载力计算，一般包括启动加速、快进、工进、快退、减速制动等几个阶段，每个阶段的总负载力是有区别的。

（a）启动加速阶段：

这时液压缸或活塞处于由静止到启动并加速到一定速度，其总负载力包括导轨的摩擦力、密封装置的摩擦力（按缸的机械效率

=0.9计算）、重力和惯性力等项，即：

（1.2）

（b）快速阶段：

　（1.3）

（c）工进阶段：

　（1.4）

（d）减速：

（1.5）

对简单液压系统，上述计算过程可简化。

例如采用单定量泵供油，只需计算工进阶段的总负载力，若简单系统采用限压式变量泵或双联泵供油，则只需计算快速阶段和工进阶段的总负载力。

1.2.2液压马达的负载

工作机构作旋转运动时，液压马达必须克服的外负载为：

　　　（1.6）

（1）工作负载力矩Me

工作负载力矩可能是定值，也可能随时间变化，应根据机器工作条件进行具体分析。

（2）摩擦力矩Mf

摩擦力矩Mf为旋转部件轴颈处的摩擦力矩，其计算公式为：

（1.7）

式中：

G为旋转部件的重量（N）；

f为摩擦因数，启动时为静摩擦因数，启动后为动摩擦因数；

R为轴颈半径（m）。

（3）惯性力矩Mi

惯性力矩Mi为旋转部件加速或减速时产生的惯性力矩，其计算公式为：

（1.8）

ε为角加速度（r/s2）；

Δω为角速度的变化（r/s）；

Δt为加速或减速时间（s）；

J为旋转部件的转动惯量（

），。

为回转部件的飞轮效应（

）。

各种回转体的

可查《机械设计手册》。

根据式（1.6），分别算出液压马达在一个工作循环内各阶段的负载大小，便可绘制液压马达的负载循环图。

2确定液压系统主要参数

2.1液压缸的设计计算

2.1.1初定液压缸工作压力

液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑以下因素：

（1）各类设备的不同特点和使用场合

（2）考虑经济和重量因素，压力选得低，则元件尺寸大，重量重；

压力选得高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。

所以，液压缸的工作压力的选择有两种方式：

一是根据机械类型选；

二是根据切削负载选。

如表2.1、表2.2所示。

表2.1按负载选执行文件的工作压力

负载/N

＜5000

500～10000

10000～20000

20000～30000

30000～50000

＞50000

工作压力/MPa

≤0.8～1

1.5～2

2.5～3

3～4

4～5

＞5

表2.2按机械类型选执行文件的工作压力

机械类型

机床

农业机械

工程机械

磨床

组合机床

龙门刨床

拉床

a≤2

3～5

≤8

8～10

10～16

20～32

2.2液压马达的设计计算

2.2.1计算液压马达排量

液压马达排量根据下式决定：

　　　（2.1）

T为液压马达的负载力矩（N·

m）；

为液压马达进出口压力差（

）；

为液压马达的机械效率，一般齿轮和柱塞马达取0.9～0.95，叶片马达取0.8～0.9。

2.2.2计算液压马达所需流量液压马达的最大流量

　　　　（2.2）

Vm为液压马达排量（m3/r）；

nmax为液压马达的最高转速（r/s）。

3液压元件的选择

3.1液压泵的确定与所需功率的计算

3.1.1液压泵的确定

确定液压泵的最大工作压力。

液压泵所需工作压力的确定，主要根据液压缸在工作循环各阶段所需最大压力p1，再加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失ΣΔp，即

（3.1）

包括油液流经流量阀和其他元件的局部压力损失、管路沿程损失等，在系统管路未设计之前，可根据同类系统经验估计，一般管路简单的节流阀调速系统

为（2～5）×

105Pa，用调速阀及管路复杂的系统

为（5～15）×

105Pa，

也可只考虑流经各控制阀的压力损失，而将管路系统的沿程损失忽略不计，各阀的额定压力损失可从液压元件手册或产品样本中查找，也可参照表1.3选取。

表3.1常用中、低压各类阀的压力损失（Δpn）

阀名

Δpn（×

105Pa）

Δpn（×

单向阀

0.3～0.5

背压阀

3～8

行程阀

转阀

换向阀

1.5～3

节流阀

2～3

顺序阀

调速阀

3.1.2确定液压泵的流量qB

泵的流量qB根据执行元件动作循环所需最大流量qmax和系统的泄漏确定。

（1）多液压缸同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸（或马达）所需的最大流量，并应考虑系统的泄漏和液压泵磨损后容积效率的下降，即

　　（3.2）

K为系统泄漏系数，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值；

为同时动作的液压缸（或马达）的最大总流量（m3/s）。

（2）选择液压泵的规格：

根据上面所计算的最大压力pB和流量qB，查液压元件产品样本，选择与pB和qB相当的液压泵的规格型号。

表3.2液压泵的总效率

液压泵类型

齿轮泵

螺杆泵

叶片泵

柱塞泵

总效率

0.6～0.7

0.65～0.80

0.60～0.75

0.80～0.85

按上述功率和泵的转速，可以从产品样本中选取标准电动机，再进行验算，使电动机发出最大功率时，其超载量在允许范围内。

3.2阀类元件的选择

3.2.1选择依据

选择依据为：

额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等。

3.2.2选择阀类元件应注意的问题

（1）应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件。

（2）阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。

选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取；

选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求。

3.3蓄能器的选择

（1）蓄能器用于补充液压泵供油不足时，其有效容积为：

　　　（3.3）

A为液压缸有效面积（m2）；

L为液压缸行程（m）；

K为液压缸损失系数，估算时可取Ｋ＝1.2；

qB为液压泵供油流量（m3/s）；

t为动作时间（s）。

（2）蓄能器作应急能源时，其有效容积为：

　（3.4）

当蓄能器用于吸收脉动缓和液压冲击时，应将其作为系统中的一个环节与其关联部分一起综合考虑其有效容积。

根据求出的有效容积并考虑其他要求，即可选择蓄能器的形式。

3.4管道的选择

3.4.1油管类型的选择

液压系统中使用的油管分硬管和软管，选择的油管应有足够的通流截面和承压能力，同时，应尽量缩短管路，避免急转弯和截面突变。

（1）钢管：

中高压系统选用无缝钢管，低压系统选用焊接钢管，钢管价格低，性能好，使用广泛。

（2）铜管：

紫铜管工作压力在6.5～10MPa以下，易变曲，便于装配；

黄铜管承受压力较高，达25MPa，不如紫铜管易弯曲。

铜管价格高，抗震能力弱，易使油液氧化，应尽量少用，只用于液压装置配接不方便的部位。

3.4.2油管尺寸的确定

（1）油管内径d按下式计算：

d=（3.5）

q为通过油管的最大流量（m3/s）；

v为管道内允许的流速（m/s）。

一般吸油管取0.5～5（m/s）；

压力油管取2.5～5（m/s）；

回油管取1.5～2（m/s）。

（2）油管壁厚δ按下式计算：

（3.6）

p为管内最大工作压力；

n为安全系数，钢管p＜7MPa时，取n=8；

p＜17.5MPa时，取n=6；

p＞17.5MPa时，取n=4。

根据计算出的油管内径和壁厚，查手册选取标准规格油管。

3.5油箱的设计

油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体。

3.5.1油箱设计要点

（1）油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的80%。

（2）吸箱管和回油管的间距应尽量大。

（3）油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油。

3.6滤油器的选择

选择滤油器的依据有以下几点：

（1）承载能力：

按系统管路工作压力确定。

（2）过滤精度：

按被保护元件的精度要求确定。

（3）通流能力：

按通过最大流量确定。

（4）阻力压降：

应满足过滤材料强度与系数要求。

4液压系统性能的验算

为了判断液压系统的设计质量，需要对系统的压力损失、发热温升、效率和系统的动态特性等进行验算。

4.1管路系统压力损失的验算

当液压元件规格型号和管道尺寸确定之后，就可以较准确的计算系统的压力损失，压力损失包括：

油液流经管道的沿程压力损失

、局部压力损失

和流经阀类元件的压力损失

，即：

（4.1）

系统的调整压力：

（4.2）

P0为液压泵的工作压力或支路的调整压力；

P1为执行件的工作压力。

如果计算出来的

比在初选系统工作压力时粗略选定的压力损失大得多，应该重新调整有关元件、辅件的规格，重新确定管道尺寸。

4.2系统发热温升的验算

系统发热来源于系统内部的能量损失，如液压泵和执行元件的功率损失、溢流阀的溢流损失、液压阀及管道的压力损失等。

系统发热功率P的计算:

　　（4.3）

PB为液压泵的输入功率（W）；

η为液压泵的总效率。

若一个工作循环中有几个工序，则可根据各个工序的发热量，求出系统单位时间的平均发热量：

（4.4）

T为工作循环周期（s）；

ti为第i个工序的工作时间（s）；

pi为循环中第i个工序的输入功率（W）。

4.3系统效率验算

液压系统的效率是由液压泵、执行元件和液压回路效率来确定的。

液压回路效率nc一般可用下式计算：

（4.5）

p1，q1；

p2，q2；

……为每个执行元件的工作压力和流量；

pB1，qB1；

pB2，qB2为每个液压泵的供油压力和流量。

液压系统总效率：

（4.6）

为液压泵总效率；

为执行元件总效率；

为回路效率。

5绘制正式工作图和编写技术文件

经过对液压系统性能的验算和必要的修改之后，便可绘制正式工作图，它包括绘制液压系统原理图、系统管路装配图和各种非标准元件设计图。

正式液压系统原理图上要标明各液压元件的型号规格。

对于自动化程度较高的机床，还应包括运动部件的运动循环图和电磁铁、压力继电器的工作状态。

5.1确定液压系统参数

由工况分析中可知，工进阶段的负载力最大，所以，液压缸的工作压力按此负载力计算，根据液压缸与负载的关系，选p1=40×

105Pa。

本机床为钻孔组合机床，为防止钻通时发生前冲现象，液压缸回油腔应有背压，设背压p2=6×

105Pa，为使快进快退速度相等，选用

差动油缸，假定快进、快退的回油压力损失为Δp=7×

5.2选择液压元件

（1）确定液压泵的工作压力。

前面已确定液压缸的最大工作压力为40×

105Pa，选取进油管路压力损失Δp=8×

105Pa，其调整压力一般比系统最大工作压力大5×

105Pa，所以泵的工作压力PB＝（40＋8＋5）×

105＝53×

105Pa

这是高压小流量泵的工作压力。

液压缸快退时的工作压力比快进时大，取其压力损失Δp′＝4×

105Pa，则快退时泵的工作压力为：

PB=（16.4＋4）×

105＝20.4×

这是低压大流量泵的工作压力。

（2）液压泵的流量。

快进时的流量最大，其值为30L/min，最小流量在工进时，其值为0.51L/min，取K＝1.2，

则：

qB＝1.2×

0.5×

10-3=36L/min

由于溢流阀稳定工作时的最小溢流量为3L/min，故小泵流量取3.6L/min。

根据以上计算，选用YYB-AA36/6B型双联叶片泵。

（3）确定管道尺寸:

根据工作压力和流量，按式（3.5）、式（3.6）确定管道内径和壁厚。

（从略）

（4）确定油箱容量油箱容量可按经验公式估算，取V＝（5～7）q。

本例中：

V＝6q＝6（6＋36）＝252L有关系统的性能验算从略。

附件2：

外文原文（复印件）

Hydraulicactuationsystemdesignandcomputation

1Isclearaboutthedesignrequesttocarryontheoperatingmodeanalysis.

Whendesignhydraulicsystembelow,firstshouldbeclearaboutthequestion,andtakesitasthedesignbasis.

Mainengineuse,technologicalprocess,overalllayoutaswellastohydraulicgearpositionandspatialsizerequest;

Themainenginetothehydraulicsystemperformancerequirement,liketheautomaticity,thevelocitymodulationscope,themovementstability,thecommutationpointingaccuracyaswellastherequestwhichtothesystemefficiency,warmpromotes;

Hydraulicsystemworkingconditions,liketemperature,humidity,vibrationimpactaswellaswhetherhassituationandsooncorrosivenessandheat-sensitivematerialexistence.

Inintheaboveworkfoundation,shouldcarryontheoperatingmodeanalysistothemainengine,theoperatingmodeanalysisincludingthemovementanalysisandthemechanicalanalysis,alsomustestablishtheloadandtheoperatingcyclecharttothecomplexsystem,fromthisunderstoodthehydrauliccylinderortheoilmotorloadandthespeedchangeasnecessarytherule,belowmakestheconcreteintroductiontotheoperatingmodeanalysiscontent

1.1movementsanalyses

Themainenginefunctionalelementaccordingtothetechnologicalrequirementmovementsituation,mayusethedisplacementcirculationchart（L—t）,thespeedcirculationchart（v—t）,orthespeedandthedisplacementcirculationchartindicated,fromthiscarriesontheanalysistothemovementrule.

1.1.1displacementscirculationattemptsL—t

Thechart1.1isthehydraulicpresshydrauliccylindermovesthecirculationchart,they-coordinateLexpressionpistonmoves,thex-coordinatetexpressionstartsfromthepistontotherepositiontime,therateofcurveexpressionmovementofplungerspeed.

Chart1.1displacementscirculationchart

1.1.2speedscirculationchartv—t（orv—L）

Intheprojectthehydrauliccylindermovementcharacteristicmayinduceisthreekindoftypes.Thechart1.2isthreekindoftypeshydrauliccylindersv—tchart,thefirstkindoflikechart1.2centersolidlinesshow,thehydrauliccylinderstartstomaketheuniformacceleratedmotion,thenuniformmotion,

Chart1.2speedscirculationchart

Finallyuniformretardedmotiontoendpoint;

Thesecondkind,thehydrauliccylinderprecedingpartlymakestheuniformacceleratedmotionintheoveralltravellingschedule,inanotheronepartlymakestheuniformretardedmotion,alsotheaccelerationvalueisequal;

Thethirdkind,thehydrauliccylinderonemostabovemakestheuniformacceleratedmotionintheoveralltravellingschedulebyasmalleracceleration,thenuniformdeceleratestothetravellingscheduleendpoint.V—tchartthreevelocitycurve,notonlyclearlyhasindicatedthreekindoftypeshydrauliccylindersmovementrule,alsoindirectlyhasindicatedthreekindofoperatingmodesdynamicperformance.

1.2mechanicalanalyses

1.2.1hydrauliccylindersloadsanddutycyclechart

（1）hydrauliccylindersloadstrengthcomputations

Whentheoperatingmechanismmakesthestraightreciprocatingmotion,thehydrauliccylindermustovercometheloadiscomposedbysixparts

（1.1）

Intheformula:

FcInordertoresistancetocutting;

FfIn