【文章內容簡介】 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，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，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/min（3）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/min3）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(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。快進時的負載很小，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(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 。 液壓元件的選擇通過液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算查閱液壓手冊，： 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 液壓機主缸設計 液壓缸基本尺寸的計算，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?！?；內徑配合采用H8～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，用H表示。如果導向長度太小，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，液壓缸的最小導向長度應該滿足如下要求： () 主缸導向長度簡圖式中： L—液壓缸的最大行程； D—液壓缸的內徑。=700mm，液壓缸內徑D=320mm代入公式（）中，求主缸的最小導向長度。即：為了保證最小導向長度H，不應過分增大和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)液壓缸內徑的不同有不同的算法，當D＜80mm時，取=（～）D；當D＞80mm時，取=（～）d。（5）主缸活塞材料、技術要求、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)、當缸體內徑較小時，整體式結構的活塞選用35鋼、45鋼。主缸活塞選用灰鑄鐵HT200?！煌鈴綀A度、圓柱度不大于外徑公差的一半；外徑對內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，泄漏量小。（6）主缸活塞桿材料、技術要求及長度確定活塞桿有空心和實心兩種結構形式?？招臅r一般選用35鋼、45鋼的無縫鋼管；實心結構選用35鋼、45鋼。主缸活塞桿選用45鋼?！粺崽幚硪笳{質20～25HRC；外徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；；活塞桿與導向套之間的配合公差采用H8/f7，與活塞連接的配合公差采用H7/g6。由滑塊的行程，確定活塞桿的長度L桿=1250mm。（7）主缸長度的確定液壓缸缸體內部長度等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體的外形尺寸還應考慮兩端端蓋的厚度，總體而言，液壓缸缸體的長度L不應該大于缸體內徑D的20～30倍，即：L≤（20～30）D 。由主缸行程為700mm，活塞寬度為260mm,缸蓋厚度為60mm，通過計算可知，主缸的長度取L缸=1080mm。（8）活塞桿穩(wěn)定性校核活塞桿工作中主要受壓，當液壓缸的支承長度Lb≥(10～15)d時，必須對活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進行校核,d為活塞桿直徑。通過計算可知，Lb的最大值不可能大于L桿+L缸=2330mm，而(10～15)d=2500～3750mm。將參數(shù)代入Lb≥(10～15)d中，比較后Lb＜(10～15)d，活塞桿滿足使用要求，工作時不會失穩(wěn)。（9）主缸結構設計1）缸體與端蓋的連接形式查表27 [1]，缸體與端蓋的連接形式通常有法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接、內半環(huán)連接等形式。由于液壓機工況時缸體內的壓力很大，所以缸體與端蓋的連接方式選用法蘭形式。2）活塞桿與活塞的連接形式