【正文】 ③ 采用壓力補 償壓力油泵時，應盡量提供至少為系統(tǒng)每分鐘所需油液體積的平均值（以升記） 3倍的油箱容積。 因此本系統(tǒng)選用開式油箱。 按新近的液壓系統(tǒng)污染控制理論的要求，油箱不應該時一個容納污垢的場合，而要求在油箱中油液本身時達到一定清潔度等級的油液，并以這樣清潔的油液提供給液壓泵及整個液壓系統(tǒng)的工作油路。 缸體長度的確定 液壓缸的缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度，導向套寬度，一般液壓缸缸體長度不大于內徑的 20～ 30 倍 ,即在本系統(tǒng)中缸體長度不大于 72020～ 10800mm。 緩沖裝置 液壓缸的行程終端緩沖裝置可使帶著負載的活塞，在到達行程終端減速到零，目的是消除因活塞的慣性力和液壓力所造成的活塞與端蓋的機械撞擊，同時也為了降低活塞在改變運動方向時液體發(fā)出的噪聲，使 液壓系統(tǒng)速度換接平穩(wěn)，速度穩(wěn)定。 活塞 活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此它于缸筒的配合應適當，即不能過緊，也不能間隙過大。 導向套外圓與端蓋內孔的配合采用 H7/g6。 導向套過短將使缸應配合間隙引起初始撓度增大，影響液壓缸工作性能和穩(wěn)定性，因此，設計時必須保證有一定的導向長度，一般液壓缸的最小導向長度應滿足： ? ?mmDLH 180236020202020 ????? L— 液壓缸最大行程， mm； D— 缸筒內經， mm； 其他尺寸見參考文獻 [5]，表 419 導向套的尺寸配置與最小導向長度。參見文獻 [5]，表 413 常用活塞桿端部結構形式，選用法蘭結構形式。見文獻 [5]，表 849 孔用 Yx 形密封圈尺寸，表 850Yx 形孔用密封圈溝槽形式與尺寸；表 852 軸用 Yx 形密封圈尺寸，表 853軸用 Yx 形密封圈溝槽尺寸。 確定活塞及活塞桿的連接形式 活塞機及活塞桿的常用連接形式見文獻 [5],表 410，根據工作壓力及活塞直徑、機械振動的大小，選用螺紋連接。 d— 密封環(huán)內 徑， m； hd — 密封環(huán)外徑， m； q— 附加密封壓力， Pa； 0D — 螺釘孔分布圓直徑， m； cpd — 密封環(huán)平均直徑， m； [? ]— 法蘭材料許用應力， Pa； 缸筒和缸蓋的連接計算 缸筒和缸蓋采用螺栓連接時，缸筒螺紋處的拉應力為： PaZdKF 1 4 4 1 9 9 6120 1 3 8 3 42 0 0 0 0 0 4 221??? ??? ??? 螺紋 處的切應力： PaZdK F dK 78 54 631201 38 01 00 00 331 01 ??? ?????? 合成應力為： Pan 1 8 7 4 5 9 22 ???? ???? ? ? Pan s 66 10355 ????? ?? 式中 K— 螺紋擰緊系數，靜載時 K=~；動載時 K=； 1K — 螺紋內摩擦系數，一般取 1K =； 0d — 螺紋外徑， m； 2020屆工程機械專業(yè)畢業(yè)設計（論文） 21 1d — 螺紋內經， m，一般采用普通螺紋時， 1d = 0d （ t 為螺紋螺距，m）； D— 液壓缸內經， m； [? ]— 螺紋材料許用應力， Pa； s? — 螺紋材料屈服點， Pa； n— 安全系數，通常取 n=~； F— 缸筒螺紋處所受的拉力， N； Z— 螺栓數； 缸 筒與缸蓋的配合 本設計以參考文獻 [5]， 液壓缸液壓機（單桿雙作用活塞缸）裝配圖及零件圖為參照，進行液壓缸的結構設計。 選擇缸筒和缸蓋材料 缸筒選材：鑄鋼 45 前缸蓋選材：鑄鋼 45 后缸蓋選材：鑄鋼 45 計算缸筒和缸蓋的結構參數 ① 缸筒壁厚 ? 的計算 本次設計的液壓系統(tǒng)為高壓系統(tǒng)，因此按厚壁缸筒計算 mpDy )][ ][(2 ????????? ????????? ? ?? 式中 p— 液壓缸工作壓力， MPa； yp — 試驗壓力， MPa，工作壓力 p≤ 16MPa 時， yp =；工作壓力 ≥ 16MPa 時，yp =； D— 液壓缸內徑， m； ][? — 缸體材料許用應力， MPa； 取鑄鋼 ][? =120Pa； ②缸筒外徑 1D 的計算 mmDD 4 6 05023 6 021 ?????? ? 見參考文獻 [5]表 47 標準液壓缸的缸筒外徑系列，選取的液壓缸信息如下表 22。 油口連接螺紋尺寸見參考文獻 [5]，表 720。在雙作用式液壓缸中，壓力油可供入液壓缸的兩腔，使缸實現(xiàn)雙向運動。計算時只采用一些簡化的公式以求得概略的結果。 表 26 類型 額定壓力 /MPa 流量 /(L/min) 過濾精度 / m? NXJ箱內吸油過濾器 （原始壓力損失） 25～ 1000 80～ 180 液壓系統(tǒng)驗算 前述液壓系統(tǒng)的初步設計是在某些估計參數情況下進行的。 管材為 45 鋼，其管內壓力 最大時為 ，接近于零，取其壁厚 ? =5mm。 管材為 45 鋼，其 壁厚為 : m0 0 9 0 02 ?? ???? 取壁厚 ? =10mm。 表 22 系列名稱 型號 測量范圍 /MPa Y 系列壓力表 YN 型耐振壓力表 0～ 60 YX 型耐振電接點壓力表 0～ 60 選擇輔助元件 油管內徑一般可參照所接元件接口尺寸確定，也可按管路允許流速進行計算。 按所選電動機轉速和液壓泵的排量，液壓泵的最大實際排量為： m in/ LnVq t ????? min/ L 滿足使用要求。算得泵的最高工作壓力 Pp 為： MPapP ? 所需的液壓泵 的最大供油量 Pq 按液壓缸的最大輸入流量（ ）進行估算。 快速上升階段， 見表 13，表 14。 確定液壓缸的工作壓力、流量和功率 快速下降階段，見表 13，表 14，液壓缸工作壓力、流量和功率可知分別為： 5400Pa、 。 2020屆工程機械專業(yè)畢業(yè)設計（論文） 11 圖 17 綜上，將各回路合并整理，檢查以后繪制的液壓機液壓系統(tǒng)原理圖如圖 18 所示 圖 18 xx：小型單缸立式液壓機液壓系統(tǒng)設計 12 1油箱； 2過濾器； 3液壓泵； 4單向閥； 5溢流閥； 6壓力表及其開關； 7三位四通電液換向閥； 8液控單向閥； 9平衡閥； 10二位二通電磁換向閥； 11電接點壓力表； 12液壓缸； 13蓄能器 系統(tǒng)圖中個電磁閥的動作順序見表 15。 圖 15 xx：小型單缸立式液壓機液壓系統(tǒng)設計 10 此外在泵的出口并聯(lián)一個溢流閥，用于系統(tǒng)的安全保護；泵出口并聯(lián)一個壓力表及其開關，以實現(xiàn)測壓； 在液壓泵的出口串聯(lián)設置一個單向閥，以防止液壓油倒灌，見圖 16。 為實現(xiàn)壓頭的往返速度相等，需要有差動回路，在液壓缸的進、出油口及液壓缸出油口與換向閥之間分別連接兩一個二位二通電磁閥。當液壓缸反向回程時，泵的流量恢復到全流量。 工作階段 計算公式 負載 F/N 工作腔壓力 p/Pa 輸入流量 q / )/( 3 scm min)/(L 快速 下行 啟動 AFp ?1? 11?Aq? 500 5400 恒速 0 0 — — 慢速 加壓 初壓 cmAFp ?1? 21?Aq? 100000 ? 終壓 2020000 ? → 0 → 0 快速 回程 啟動 cmAFp ?2? 22?Aq? 20500 ? — — 恒速 20200 ? 制動 19500 ? — 2020屆工程機械專業(yè)畢業(yè)設計（論文） 7 表 14 快 速下降（啟動）階段 WqpP 0 8 65 4 0 0 6111 ????? ? 快速下降（恒速）階段 01??P 慢速加壓（初壓）階段 WqpP 5 4 9 0 8 66222 ?????? ? 慢速加壓（終壓）階段 ))(( 6 ttpqP ???? ~0的取值范圍t 當 t= 時，功率最大，約為 7947W。 慢速 加壓 初壓 4/15/ 222 ?? ?lt 終壓 4/5/ 223 ??? ?lt 快速回程 )60/3 0 0 0/(2 0 0/ 334 ?? ?lt s4 利用上述數據，并在負載和速度過渡段做粗略的線性處理后便得到如圖 12 所示的液壓機液壓缸負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖。 取快速下降行程為180mm，快速上升行程為 200mm。 壓制力為 2020000N，運動部件總重為 20200N，快速往返速度為 3m/min，加壓速度為 40250mm/min，要求采用液壓方式實現(xiàn)運動部件的平衡；不考慮各種損失。也可以從事校正、壓裝、砂輪成型、冷擠金屬零件成型、塑料制品及粉末制品的壓制成型。 hydraulic and puter control the new technical bination, constitute a machine electric hydraulic light for the realization of digital integration. KEYWORDS: hydraulic machine, hydraulic syste