機(jī)械專業(yè)外文翻譯--實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證微型液壓缸的O形密封圈模型 中文版

翻譯部分 英文原文 中文譯文 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證微型液壓缸的 冀夏 機(jī)械工程系 明尼蘇達(dá)大學(xué) 111 教堂街，明尼阿波利斯， 55455 電子郵件： 廉 機(jī)械工程系 明尼蘇達(dá)大學(xué) 111 教堂街，明尼阿波利斯， 55455 電子郵件： 要 使微小的液壓系統(tǒng) 仿真，包括預(yù)測(cè)系統(tǒng)的效率，有必要確定 液壓缸的活塞密封的影響。小缸其口徑小于 10 毫米，使用 O 型密封圈方便。對(duì) O 形圈的簡(jiǎn)化模型被用來(lái)描述活塞泄漏和摩擦模型的基礎(chǔ)上，預(yù)測(cè)的范圍為小缸效率穩(wěn)態(tài)操作條件。為了驗(yàn)證模型，一個(gè)試驗(yàn)臺(tái)是人工采集實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)， 69 毫米口徑的缸，這是在一個(gè)垂直的形式 一個(gè) O 形密封圈。 充分?jǐn)U展和把負(fù)載下。針型閥然后破裂引起 降速度不同。壓力，載荷和速度這是比較模型的預(yù)測(cè)。模型實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，基本上是零泄漏。實(shí)驗(yàn) 效率已經(jīng)在良好的協(xié)議與模型操作條件范圍。研究表明，簡(jiǎn)單的 O 形圈模型的小液壓缸，能夠滿足建筑系統(tǒng)的仿真模型。 簡(jiǎn)介 大型液壓系統(tǒng)以其高功率的優(yōu)勢(shì)相比其他技術(shù)具有明顯的優(yōu)勢(shì)，這就是為什么液壓系統(tǒng)廣泛應(yīng)用于重型挖掘機(jī)等。最近的一項(xiàng)研究顯示，電力保持微小的液壓系統(tǒng)，使液壓系統(tǒng)更加人性化的設(shè)備而如青睞。 線性液壓缸是最常見的液壓系統(tǒng)執(zhí)行器，因?yàn)樗麄冇懈?jiǎn)單和更高的回轉(zhuǎn)液壓馬達(dá)的效率比。對(duì)于大多數(shù)系統(tǒng)，以整體系統(tǒng)效率通過(guò)泵和閥的效率為主。然而，在小規(guī)模的系統(tǒng)中，氣缸效率問(wèn)題隨著缸力和使用環(huán)境變化。因此需要在缸效率模型小規(guī)模的充分了解下，設(shè)計(jì) 整體效率 液壓系統(tǒng)。 小口徑液 壓缸效率模型分析在之前的研究中發(fā)現(xiàn)，結(jié)果顯示缸效率降低的缸徑減小，而且效率急劇下降，低于 1 厘米的孔，再需要加強(qiáng)對(duì)效率的模型時(shí)需要小尺寸設(shè)計(jì)。我曾經(jīng)為一個(gè)模型間隙密封設(shè)計(jì)方案，這項(xiàng)工作的目的是驗(yàn)證一個(gè)簡(jiǎn)單的模型為橡膠密封件。 氣缸的效率模型泄漏 在密封流體的泄漏模型 (1) 其中 B 是缸孔尺寸， 是流體的粘度， U R 活塞速度， m 是最大的 O 形密封圈接觸壓力和是形密封圈的接觸寬度。 氣缸的摩擦 氣缸的效率主要是確定的 O 形圈的壓縮比率，說(shuō)明密封的松緊度。更高的壓縮比率，需要更嚴(yán)格的密封和較小的泄漏，更嚴(yán)格的密封，然而，意味著更多的摩擦，這就降低效率。因?yàn)樗闹匾裕?O 形圈擠壓比非常重要。 O 形圈在活塞組件插入氣缸體截面后放在活塞環(huán)槽。 （ 2） 其中 D 是原來(lái)的 O 形密封圈的截面直徑，是 O 形圈截面直徑的百分比?？梢詮氖謨?cè)圖 9 讀取， O 形密封圈的壓縮比率然后計(jì)算： （ 3） 其中 塞環(huán)槽直徑 D bD G） / 2 是 裝 （ 4） 在 F 型圈橫截面直徑和 環(huán)材料。 F = 分潤(rùn)滑，密封面和一個(gè)典型的彈性密封性模量為 10 力效率 一個(gè)理想的氣缸壓力 （ 5） 其中 M 是負(fù)載， P 是活塞面積。 由于 O 形密封圈的摩擦，實(shí)際的缸內(nèi)壓力 P 小于理想的壓力 （ 6） 因此，氣缸力效率 （ 7） 試驗(yàn)裝置方法 三套活塞和缸體匹配制造驗(yàn)證測(cè)試孔尺寸 4， 6 和 9 毫米（圖 1）。高精度，活塞加工緊公差精密研磨棒?；钊奂庸こ苫钊麠U尺寸，活塞槽直徑為指定的手冊(cè)實(shí)現(xiàn) 14%的壓縮比率的定義方程式。魚片尺寸 切斷的上下部分槽 的 O 形圈安裝方便。整體活塞長(zhǎng)度小于 10 倍口徑減少桿彎曲和線性，安裝在缸體的頂部垂直限制運(yùn)動(dòng)的活塞，以減少側(cè)裝的密封。 缸體固定在剛性框架（圖 2）。一個(gè)加載塊的質(zhì)量可以變化的正上方懸掛活塞能夠在低摩擦上下移動(dòng)線性滑 軌?；钊^下連接管針型閥可調(diào)整控制的負(fù)載下降速度壓在活塞桿的另一端為液壓油通過(guò)閥進(jìn)入儲(chǔ)層，是開放的大氣。另一組閥連接的氣缸一個(gè)小的液壓軸向柱塞泵的目的是運(yùn)行油從水庫(kù)進(jìn)入氣缸，活塞和延伸提高測(cè)試的啟動(dòng)負(fù)荷。在測(cè)試過(guò)程中，泵從電路斷開。 一個(gè)模擬輸出壓力表（ 米茄工程）是連接氣缸和之間閥測(cè)量氣缸壓力和線性電位器（ 統(tǒng)）連接到負(fù)載測(cè)量 噸的位置。壓力和位置傳感器的信號(hào)進(jìn)行數(shù)字化處理使用 據(jù)采集系統(tǒng)（ 國(guó) 儀器儀表）。活塞力的測(cè)定通過(guò)測(cè)量使用數(shù)字規(guī)模的載重量。 測(cè)試協(xié)議 測(cè)試協(xié)議設(shè)計(jì)在一個(gè)穩(wěn)定的數(shù)據(jù)采集該負(fù)載由設(shè)置的速度狀態(tài)下降針形閥。測(cè)試條件覆蓋一定范圍內(nèi)的負(fù)載和一系列的下降速度。使用這種原始的優(yōu)點(diǎn) 相對(duì)于流量脈動(dòng)運(yùn)動(dòng)平滑結(jié)果從泵驅(qū) 動(dòng)的運(yùn)動(dòng)，速度慢的可以達(dá)到通過(guò)最小的閥門開裂。 缸壓力的測(cè)量負(fù)載下降試驗(yàn)中圖 3 所示，這表明基本恒定的輸出。低速運(yùn)動(dòng)的一個(gè)例子如圖 4 所示， 速度為 1 毫米 /秒的位置和樓梯剖面圖記錄是由 量化引起的。 開始移動(dòng)荷載對(duì)其提出的位置使用通過(guò)關(guān)閉泵閥。重量加到負(fù)載塊為了達(dá)到預(yù)期的試驗(yàn)條件。針形閥被打開到所需的位置，位置和壓力傳感器采樣作為負(fù)荷下降。適合一個(gè)位置記錄直線估計(jì)活塞速度。在活塞上的力從載重量和氣 缸壓力的計(jì)算出壓力傳感器。相應(yīng)的 載適用于約 生產(chǎn)汽缸壓力和速度為約 1至 20 毫米 /秒，在每集測(cè)試，系統(tǒng)消除溶解空氣流血。這是離開系統(tǒng)負(fù)荷下的 24 小時(shí)內(nèi)完成。 測(cè)量活塞 O 形密封圈的泄漏，延長(zhǎng)其與所有的最大負(fù)重的最大高度閥門關(guān)閉，鎖緊活塞到位。初始位置由位置傳感器采集的數(shù)據(jù)估計(jì)為 5 分鐘。在 時(shí)的標(biāo)記，位置傳感器采樣 5 分鐘。在 64 小時(shí)的標(biāo)記（完全消除空氣氣泡），另一個(gè) 5 分鐘的位置數(shù)據(jù)采集。在88 小時(shí)的標(biāo)記，最后 5 分鐘的位置數(shù)據(jù)的收集。 結(jié)果 通過(guò)比較缸力效率為 從實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算壓力函數(shù)（的標(biāo)記 效率，通過(guò)模型預(yù)測(cè)（線）的三種尺寸的圓柱和兩活塞速度。摩擦有限 O 形環(huán)和汽缸壁之間的有效 F 取決于在潤(rùn)滑條件下，由于潤(rùn)滑只能估計(jì)，我們的模型上（虛線）和較低的（虛線）界使用的最大值和最小值 F 的摩擦系數(shù)。圖 8 顯示了效率作為一個(gè)功能兩缸壓力孔尺寸。 圖 9 顯示了氣缸的位置泄漏測(cè)試期間設(shè)置為 0 微米的初始位置。在 時(shí)的數(shù)據(jù)，振蕩之間的 100 和 200 微米 ，因?yàn)槁庠诹黧w產(chǎn)生位置信號(hào)噪聲的氣泡。在 64時(shí)，位置固定在 200 微米。 討論密封泄漏 公式中的泄漏模型，預(yù)測(cè)由移動(dòng)的泄漏，然而由于密封，泄漏量小，流量測(cè)量率的氣缸和活塞速度的要求精度是不可行的。實(shí)驗(yàn)表明（圖 9）泄漏是單薄，活塞沒動(dòng)過(guò)多在負(fù)荷小時(shí)。由此我們得出這樣的結(jié)論：在我們的情況下，氣缸容積效率基本上是 100%對(duì)于小口徑鋼瓶的整體效率為主。 密封摩擦 結(jié)果表明，摩擦模型的方程，預(yù)測(cè)測(cè)量活塞力效率的大小和在整個(gè)測(cè)試工作范圍可以很清楚地看到，圖 8。 通常情況下， O 形圈壓縮比率之間的 7% - 15%，是一對(duì) O 形圈的表現(xiàn)可接 受的范圍內(nèi)。14%擠壓比被選定為在這項(xiàng)研究中測(cè)試的氣缸確保有足夠的摩擦在防爆措施，實(shí)驗(yàn)圖 5 和圖7 表明，活塞效率接近 100%時(shí)，壓力高，盡管高 O 形圈擠壓比和效率，推出了低壓力預(yù)期。在應(yīng)用低摩擦是很重要的，它將有可能制造下壓氣缸比密封可以在較低壓力下提高效率。一個(gè)壓縮比超過(guò) 15%，不建議作為摩擦大幅上升和 O 形圈。 O 形密封圈的拉伸率 （ 8） 其中 D G 安裝槽直徑，是 O 型圈內(nèi)徑。延伸率是直接相關(guān)的擠壓比，以避免損壞不應(yīng)超過(guò)極限通過(guò)的設(shè)計(jì)而建立。 方程式 4 密封摩擦不改變與 噸的速度，這是大致情況。圖 5 8 意味著速度不需要考慮計(jì)算 如果密封無(wú)泄漏或缸效率幾乎無(wú)泄漏。 仔細(xì)檢查的數(shù)據(jù)，特別是圖 79 毫米口徑，表明效率確實(shí)在一定程度上取決于速度。這是因?yàn)槟Σ料禂?shù) 變化，這可以通過(guò)圖 10 所示的曲線解釋說(shuō)明兩液路間 摩擦力的變化面。在我們的實(shí)驗(yàn)中，缸效率改進(jìn)的速度，這表明，隨著速度的增加，摩擦可能是向下移動(dòng)的曲線在混合摩區(qū)。 結(jié)論 本研究的主要結(jié)論是，一個(gè)簡(jiǎn)單的數(shù)學(xué) 一個(gè) O 形環(huán)的數(shù)學(xué)模型來(lái)描述摩擦和一個(gè)小型液壓缸泄漏。此外，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，對(duì)一個(gè)小缸，一個(gè) O 型圈密封是 本無(wú)泄漏，這意味著缸效率取決于摩擦狀況。因此，在開發(fā)系統(tǒng)模型微型液壓系統(tǒng)，可能由一個(gè)小缸缸力效率模型為代表的方程式進(jìn)行。 圖 10。典型的 線顯示摩擦取決于在速度。三摩擦區(qū)域的確定：邊界或混合流體動(dòng)力?；钊休^低的摩擦（更有效）在更高的速度，這表明沿著曲線的混合摩區(qū)。 同時(shí)也表明，簡(jiǎn)單的模型不足以描述詳細(xì)的行為，如摩擦發(fā)生的小變化與活塞速度。 確認(rèn) 這項(xiàng)研究是由中心支持的高效流體動(dòng)力，國(guó)家科學(xué)基金會(huì)的工程師研究中心的資助下進(jìn)行的，合作協(xié)議號(hào) 參考文獻(xiàn) 1 ?？怂?， A.，加斯曼， M.，史密斯， R， 2006。液壓電力系統(tǒng)分析。泰勒 &弗蘭西斯。 2 夏， J，德菲， W. 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