【文章內容簡介】 少。當主缸上腔的壓力達到先導溢流閥2的調定壓力時，泵的輸出流量全部經閥F2溢流，此時滑塊停止運動。 (5) 保壓——當主缸上腔的壓力達到所需要求的工作壓力后，電接點壓力表發(fā)出電信號，電磁鐵1Y 、3Y、7Y全部失電，閥FF6關閉。主缸上腔閉鎖，實現(xiàn)保壓，同時閥F2開啟，泵卸載。 (6) 主缸上腔泄壓——主缸上腔此時的壓力已經很高，保壓一段時間后，時間繼電器發(fā)出電信號，電磁鐵4Y得電，閥F4控制腔通過緩沖閥7及電磁換向閥8與油箱接通，由于緩沖閥7的作用，閥F4緩慢開啟，主缸上腔實現(xiàn)無沖擊泄壓，保證設備處于安全工作狀態(tài)。 (7) 主缸回程——當主缸上腔的壓力降到一安全值后，電接點壓力表發(fā)出電信號，電磁鐵2Y、5Y、4Y、12Y得電，插裝閥F2關閉，閥FF5開啟，充液閥21開啟，壓力油經閥FF5進入主缸下腔，主缸上腔油液經充液閥21和閥F4分別流回上部油箱和主油箱，主缸完成回程。 (8) 主缸停止——當主缸回程到達上端點，觸擊行程開關1S，全部電磁鐵失電，閥F2開啟，泵卸載。閥F5將主缸下腔封閉，上滑塊停止運動。2) 頂出缸 (1) 工件頂出——當主缸回程停止運動后，按下頂出按鈕，電磁鐵2Y、9Y、10Y得電，插裝閥FF9開啟，液壓油經閥FF9進入頂出缸下腔，上腔油液經閥F8流回油箱，工件頂出。 (2) 頂出缸退回——按下退回按鈕，電磁鐵9Y、10Y失電，電磁鐵2Y、8Y、11Y得電，插裝閥FF10開啟，液壓油經閥FF7進入頂出缸上腔，下腔油液經閥F10流回油箱，頂出缸回程。3) 液壓系統(tǒng)電磁鐵動作順序表 液壓機液壓系統(tǒng)電磁鐵動作順序表執(zhí)行部件工況1Y2Y3Y4Y5Y6Y7Y8Y9Y10Y11Y12Y主缸快速下行+―+――+――――――工進、加壓+―+―――+―――――保壓――――――――――――泄壓―――+――――――――回程―+―++――――――+停止――――――――――――頂出缸頂出―+――――――++――退回―+―――――+――+―停止――――――――――――注：“+”表示電磁鐵處于得電狀態(tài)，“―”表示電磁鐵處于失電狀態(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、內徑、活塞桿直徑的確定因液壓機的工作負載比較大，取主缸的工作壓力為P=25MPa。計算主缸內徑和活塞桿直徑。=2000KN。查表23 [1]，由主缸工作壓力為25MPa選取d/，取液壓缸的機械效率ηcm = 。 液壓機主缸受力簡圖 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)中最大負載； ηcm—液壓缸機械效率，一般ηcm = ～。將參數(shù)代入公式（），P2忽略不計，可求得液壓缸內徑 即： D=mm≈327mm查表24 [1],將液壓缸的內徑圓整為標準系列直徑，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準系列直徑，取d=220mm。經過計算液壓機主缸的內徑、活塞桿直徑分別為：D=320mm ；d=220mm。2) 頂出缸工作壓力、內徑、活塞桿直徑的確定頂出缸工作負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/，取液壓缸的機械效率ηcm = 。 液壓機頂出缸缸受力簡圖將參數(shù)代入公式（），P2忽略不計，可求得液壓缸內徑 即：D=mm≈198mm查表24 [1],將液壓缸的內徑圓整為標準系列直徑，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準系列直徑，取d=140mm。經過計算液壓機頂出缸的內徑、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計參數(shù)及主缸的尺寸，對主缸各個工況所需流量進行計算。，，主缸內徑為320mm，活塞桿直徑為220mm。由流量計算公式： （）快進時：=≈工進時： =≈ 快退時： =≈2) 頂出缸所需流量計算 由設計參數(shù)及頂出缸的尺寸，對頂出缸各工況所需流量進行計算。，頂出缸內徑為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； —進油路中的壓力損失，對于簡單的系統(tǒng)，～，對于復雜系統(tǒng)，～。本液壓機執(zhí)行部件的最大工作壓力P1=25MPa，進油路中的壓力損失，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，為了延長設備的使用壽命，設備在設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]，根據泵的額定壓力，選取液壓泵的型號為：250YCY141B。基本參數(shù)如下：排量：250mm/r ；額定壓力：32MPa ；額定轉速：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，液壓機出現(xiàn)供油不足，快進無法實現(xiàn)。為了滿足液壓機的正?？爝M，必須在液壓系統(tǒng)中設置補油油箱。 電動機的選擇液壓機的執(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、工進、回程速度又不盡相同，這樣對功率的消耗也不同。電動機額定功率的確定必須根據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) 快進功率主缸滑塊快進時，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時的負載很小，只有活塞與缸筒、導柱與滑塊之間的摩擦負載，這樣泵的出口壓力也很小，消耗的功率不會很大。(2) 工進功率，工進時主缸最大負載為2000KN，無桿腔面積A=≈㎡，進油回路壓力損失取P=，則液壓泵的壓力Pp由公式（）計算。 （） 即： 將、=、η=（）中，求得工進功率為：(3) 快退功率，快退負載為400KN,，取進油回路壓力損失取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，頂出時主缸最大負載為350KN，無桿腔面積A=≈㎡，進油回路壓力損失取P=，那么液壓泵的壓力Pp可由公式（）計算。即：將、=、η=（）中，求得工進功率即為：(2) 回程功率頂出缸回程時，負載只有活塞與缸筒間的摩擦負載。負載大小應該比頂出時的負載要小很多，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) 電動機額定功率及型號的確定電動機額定功率的確定，應依據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，主缸工進時的功率最大。查表121 [2]，選取電動機型號為：Y180M4。其它技術參數(shù)為：額定功率： ； 滿載轉速：1470r/min 。 液壓元件明細表序 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)零部件設計，可及主缸的內徑、活塞桿直徑等參數(shù)。下面對主缸的其它參數(shù)進行具體設計。1) 主缸缸體材料選擇及技術要求液壓缸的結構形式一般有兩種形式，即：薄壁圓筒和厚壁圓筒。當液壓缸的內徑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）、高強度鑄鐵、灰鑄鐵（HT200、HT350）、無縫鋼管（45）等。對于負載大的機械設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?！粌葟脚浜喜捎肏8～H9；內徑圓度、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]—缸筒材料的許用應力。鍛鋼：[σ]=110～120MPa ；鑄鋼：[σ]=100～110MPa ；高強度鑄鐵：[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≥＋＝外徑圓整為標準直徑系列后，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]—缸蓋材料許用應力。即：圓整后取缸蓋厚度t=60mm。4) 主缸最小導向長度的確定當活塞桿全部外伸時，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向長度