【文章內(nèi)容簡介】 狀態(tài)。 液壓系統(tǒng)基本參數(shù)計算 液壓缸基本尺寸計算1) 主缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定因液壓機(jī)的工作負(fù)載比較大，取主缸的工作壓力為P=25MPa。計算主缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。=2000KN。查表23 [1]，由主缸工作壓力為25MPa選取d/，取液壓缸的機(jī)械效率ηcm = 。 液壓機(jī)主缸受力簡圖 D= ()式中： P1—液壓缸工作壓力； P2—液壓缸回路背壓，對于高壓系統(tǒng)初算時可以不計； F—工作循環(huán)中最大負(fù)載； ηcm—液壓缸機(jī)械效率，一般ηcm = ～。將參數(shù)代入公式（），P2忽略不計，可求得液壓缸內(nèi)徑 即： D=mm≈327mm查表24 [1],將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑，取D=320mm；那么由d/D=。 即：d==≈229mm同理查表25 [1],將活塞桿直徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑，取d=220mm。經(jīng)過計算液壓機(jī)主缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑分別為：D=320mm ；d=220mm。2) 頂出缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定頂出缸工作負(fù)載與主缸相比要小很多，查表21 [1],取頂出缸的工作壓力P=12MPa,計算頂出缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。=350KN。查表23 [1]，缸工作壓力為12MPa，選取d/，取液壓缸的機(jī)械效率ηcm = 。 液壓機(jī)頂出缸缸受力簡圖將參數(shù)代入公式（），P2忽略不計，可求得液壓缸內(nèi)徑 即：D=mm≈198mm查表24 [1],將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑，取D=200mm；那么由d/D=。即：d==≈138mm同理查表25 [1],將活塞桿直徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑，取d=140mm。經(jīng)過計算液壓機(jī)頂出缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑分別為：D=200mm ；d=140mm。 液壓系統(tǒng)流量計算1) 主缸所需流量計算由設(shè)計參數(shù)及主缸的尺寸，對主缸各個工況所需流量進(jìn)行計算。，，主缸內(nèi)徑為320mm，活塞桿直徑為220mm。由流量計算公式： （）快進(jìn)時：=≈工進(jìn)時： =≈ 快退時： =≈2) 頂出缸所需流量計算 由設(shè)計參數(shù)及頂出缸的尺寸，對頂出缸各工況所需流量進(jìn)行計算。，頂出缸內(nèi)徑為200mm，活塞桿直徑為140mm，代入公式（），即：頂出時：=≈ 快退時： ==48L/min3) 液壓泵額定壓力、流量計算及泵的規(guī)格選擇(1) 泵工作壓力確定實際工作過程中，液壓油在進(jìn)油路中有一定的壓力損失，因此在計算泵的工作時必須考慮壓力損失。泵的工作壓力計算公式為： （）式中： Pp—液壓泵最大工作壓力； P1—執(zhí)行部件的最大工作壓力； —進(jìn)油路中的壓力損失，對于簡單的系統(tǒng)，～，對于復(fù)雜系統(tǒng)，～。本液壓機(jī)執(zhí)行部件的最大工作壓力P1=25MPa，進(jìn)油路中的壓力損失，取=。代入公式（）可求得泵的工作壓力。即：通過計算，泵的工作壓力Pp=。該壓力是系統(tǒng)的靜壓力，而系統(tǒng)在各種工礦的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力有時會超過靜壓力。此外，為了延長設(shè)備的使用壽命，設(shè)備在設(shè)計時必須有一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此在選取泵的額定工作壓力Pn時，應(yīng)滿足，取Pp=。即：Pn = =≈(2) 液壓泵最大流量計算通過對液壓缸所需流量的計算，以及各自的運動循環(huán)原理，泵的最大流量可由公式()計算得到。 ()式中：—液壓泵的最大流量；KL—液壓系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=～，取KL=；—同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正處于溢流狀態(tài)，還應(yīng)加上溢流閥的最小溢流量。將參數(shù)代入公式（）中，即：≈463L/min(3) 液壓泵規(guī)格選擇查表517 [1]，根據(jù)泵的額定壓力，選取液壓泵的型號為：250YCY141B?；緟?shù)如下：排量：250mm/r ；額定壓力：32MPa ；額定轉(zhuǎn)速：1000r/min ；容積效率：92% 。(4) 泵的流量驗算：由液壓泵的基本參數(shù)可知泵每分鐘排量=160ml/r1000r/min=250L/min，而泵實際所需的最大流量=463L/min，液壓機(jī)出現(xiàn)供油不足，快進(jìn)無法實現(xiàn)。為了滿足液壓機(jī)的正常快進(jìn)，必須在液壓系統(tǒng)中設(shè)置補油油箱。 電動機(jī)的選擇液壓機(jī)的執(zhí)行件有兩個，即：主缸和頂出缸。主缸和頂出缸各自工況的快進(jìn)、工進(jìn)、回程速度又不盡相同，這樣對功率的消耗也不同。電動機(jī)額定功率的確定必須根據(jù)消耗功率最大的工況來確定，因此要分別計算主缸、頂出缸各工況消耗的功率。功率計算公式如下： P= ()式中：P電動機(jī)額定功率；Pp液壓泵的工作壓力；液壓泵的流量；η液壓泵的總效率，取η=。1) 主缸各工況功率計算(1) 快進(jìn)功率主缸滑塊快進(jìn)時，在自重作用下速度比較快，而液壓泵此時的輸出油量不能滿足滑塊的快速下行?？爝M(jìn)時的負(fù)載很小，只有活塞與缸筒、導(dǎo)柱與滑塊之間的摩擦負(fù)載，這樣泵的出口壓力也很小，消耗的功率不會很大。(2) 工進(jìn)功率，工進(jìn)時主缸最大負(fù)載為2000KN，無桿腔面積A=≈㎡，進(jìn)油回路壓力損失取P=，則液壓泵的壓力Pp由公式（）計算。 （） 即： 將、=、η=（）中，求得工進(jìn)功率為：(3) 快退功率，快退負(fù)載為400KN,，取進(jìn)油回路壓力損失取P=，代入公式（），求得泵的壓力。 即：將、=、η=（）中，求得快退功率即為：2) 頂出缸各工況功率計算(1) 頂出功率，頂出時主缸最大負(fù)載為350KN，無桿腔面積A=≈㎡，進(jìn)油回路壓力損失取P=，那么液壓泵的壓力Pp可由公式（）計算。即：將、=、η=（）中，求得工進(jìn)功率即為：(2) 回程功率頂出缸回程時，負(fù)載只有活塞與缸筒間的摩擦負(fù)載。負(fù)載大小應(yīng)該比頂出時的負(fù)載要小很多，這樣回程消耗的功率也比頂出時消耗的功率要小，因此，回程功率計算從略。(3) 電動機(jī)額定功率及型號的確定電動機(jī)額定功率的確定，應(yīng)依據(jù)消耗功率最大的工況。比較主缸、頂出缸各工況所需要的功率，主缸工進(jìn)時的功率最大。查表121 [2]，選取電動機(jī)型號為：Y180M4。其它技術(shù)參數(shù)為：額定功率： ； 滿載轉(zhuǎn)速：1470r/min 。 液壓元件明細(xì)表序 號液 壓 元 件 名 稱元 件 型 號額定流量（L/min）1溢 流 閥YEF3E25B1202溢 流 閥YEF3E20B1204電磁換向閥34F3PE16B805電磁換向閥24F3E16B806溢 流 閥YEF3E25B1208電磁換向閥24F3E16B809電磁換向閥24F3E16B8010溢 流 閥YEF3E25B12011溢 流 閥YEF3E20B12012電磁換向閥34F3OE16B8013電磁換向閥24F3E16B8014單向閥AF3Eb20B10015溢 流 閥YEF3E25B12016電磁換向閥24F3E16B8017電磁換向閥24F3E16B8018溢 流 閥YEF3E25B12019電磁換向閥24F3E16B8020電磁換向閥24F3E16B8022充液閥YAF3Ea20B15025壓力表KF3E6L24026變量泵250YCY141B25027過濾器WU250X180F250 液壓系統(tǒng)零部件設(shè)計，可及主缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑等參數(shù)。下面對主缸的其它參數(shù)進(jìn)行具體設(shè)計。1) 主缸缸體材料選擇及技術(shù)要求液壓缸的結(jié)構(gòu)形式一般有兩種形式，即：薄壁圓筒和厚壁圓筒。當(dāng)液壓缸的內(nèi)徑D與壁厚δ的比值滿足D/δ≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。液壓缸的制造材料一般有鍛鋼、鑄鋼（ZG2ZG35）、高強(qiáng)度鑄鐵、灰鑄鐵（HT200、HT350）、無縫鋼管（45）等。對于負(fù)載大的機(jī)械設(shè)備缸體材料一般選用無縫鋼管制造，主缸缸體材料選用無縫鋼管45。～；內(nèi)徑配合采用H8～H9；內(nèi)徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；；；如果缸體與端蓋采用螺紋連接，螺紋采用6H級精度。2) 主缸壁厚的確定壁厚計算公式如下： （）式中： δ—液壓缸壁厚（m）；D—液壓缸內(nèi)徑（m）；—實驗壓力，一般取最大工作壓力的（～）倍；[σ]—缸筒材料的許用應(yīng)力。鍛鋼：[σ]=110～120MPa ；鑄鋼：[σ]=100～110MPa ；高強(qiáng)度鑄鐵：[σ]=60MPa ；灰鑄鐵：[σ]=25MPa ；無縫鋼管：[σ]=100～110MPa 。主缸壁厚δ計算，將D= ；[σ]= 110MPa ；==（）中，即：液壓缸缸體的外徑D外計算公式如下：D外≥D＋2δ ()將參數(shù)代入公式（），即：D外≥＋＝外徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑系列后，取主缸缸體外徑D外＝430mm。3) 主缸缸蓋材料、厚度的確定缸蓋常用制造材料有35鋼、45鋼、鑄鋼，做導(dǎo)向作用時常用鑄鐵、耐磨鑄鐵。缸蓋材料選用35鋼，缸蓋厚度計算公式如下： （）式中： t—缸蓋的有效厚度(m)；—缸蓋止口直徑；[σ]—缸蓋材料許用應(yīng)力。即：圓整后取缸蓋厚度t=60mm。4) 主缸最小導(dǎo)向長度的確定當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離稱為最小導(dǎo)向長度，用H表示。如果導(dǎo)向長度太小，會因為間隙引起的撓度而使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定工作。一般而言，液壓缸的最小導(dǎo)向長度應(yīng)該滿足如下要求： () 主缸導(dǎo)向長度簡圖式中：L—液壓缸的最大行程；D—液壓缸的內(nèi)徑。=700mm，液壓缸內(nèi)徑D=320mm代入公式（）中，求主缸的最小導(dǎo)向長度。即：為了保證最小導(dǎo)向長度H，不應(yīng)過分增大和B的大小，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套來增加最小導(dǎo)向長度。隔套的長度C可有公式（）求得，即： ()式中：B—活塞的寬度，一般取B=（～）D；—缸蓋滑動支承面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑的不同有不同的算法，當(dāng)D＜80mm時，取=（～）D；當(dāng)D＞80mm時，取=（～）d。5) 主缸活塞材料、技術(shù)要求、外形尺寸及密封方案的確定活塞制造材料一般選用灰鑄鐵(HT150、HT200)、當(dāng)缸體內(nèi)徑較小時，整體式結(jié)構(gòu)的活塞選用35鋼、45鋼。主缸活塞選用灰鑄鐵HT200。～；外徑圓度、圓柱度不大于外徑公差的一半；外徑對內(nèi)孔的徑向跳動不大于外徑公差的一半；；外徑用橡膠密封圈密封的公差配合取f7～f9，內(nèi)孔與活塞桿的配合取H8/f7。，即活塞的寬度B==320mm =256mm。圓整后取活塞寬度B=260mm。查表210[1],液壓機(jī)主缸工況時的壓力大，泄漏量也會隨壓力成正比升高，因此密封圈選用Y形密封圈，這種密封圈能承受的大的工作壓力，泄