【文章內容簡介】 阻力負載，啟動后為動摩擦力負載； Fa —運動執(zhí)行部件速度變化時的慣性負載。a. 慣性負載Fa計算計算公式： ( )式中： G —運動部件重量； g —； — 時間內的速度變化量； —加速或減速時間，一般情況取 = ～。 查閱相同型號的四柱液壓機資料，初步估算橫梁滑塊的重量為30KN。由液壓機所給設計參數(shù)可及：= , 取 = 。即： b. 摩擦負載Ff計算 滑塊啟動時產生靜摩擦負載，啟動過后產生動摩擦負載。通過所有作用在主缸上的負載可以看出，工作負載遠大于其它形式的負載。由于滑塊與導柱、活塞與缸體之間的摩擦力不是很大，因而在計算主缸最大負載時摩擦負載先忽略不計。c. 主缸負載F計算將上述參數(shù)Fa = 4898N ，F(xiàn)w = 。即： F =6300000 + 4898 =6304898N（3）主缸負載循環(huán)圖a. 主缸工作循環(huán)負載工 作 循 環(huán)外 負 載啟 動F = f靜 + Fa≈5 KN橫梁滑塊快速下行F = f動忽略不計工 進F = f動 + Fw≈6300 KN快速回程F = f 回 + F背≈400 KN注：“f靜”表示啟動時的靜摩擦力，“f動”表示啟動后的動摩擦力。b. 主缸負載循環(huán)圖 液壓機頂出缸工況分析（1）頂出缸速度循環(huán)圖 ，得到頂出缸的速度循環(huán)圖如下： 頂出缸速度循環(huán)圖（2）頂出缸負載分析 主缸回程停止后，頂出缸下腔進油，活塞上行，這時會產生慣性、靜摩擦力、動摩擦力等負載。由于頂出缸工作時的壓力遠小于主缸的工況壓力，而且質量也比主缸滑塊小很多，慣性負載很小，計算時可以忽略不計；同理摩擦負載與頂出力相比也很小，也可不計；工件頂出時的工作負載比較大，計算頂出缸的最大工作負載時可以近似等于頂出力。即： F = Fw = 350000N式中： Fw —頂出力；（3）頂出缸負載循環(huán)圖a. 頂出缸工作循環(huán)負載工 作 循 環(huán)外 負 載啟 動F = F靜 + Fa忽略不計頂出缸頂出F = = f 動 + Fw≈350 KN快速退回F = f 動 + F背≈8 KN注：“f靜”表示啟動時的靜摩擦力，“f動”表示啟動后的動摩擦力。b. 頂出缸負載循環(huán)圖 液壓系統(tǒng)原理圖設計a. 液壓系統(tǒng)供油方式及調速回路的選擇 液壓機工進時負載大，運動速度慢，快進、快退時的負載相對于工進時要小很多，但是速度卻比工進時要快。為了提高液壓機的工作效率，可以采用雙泵或變量泵供油的方式。綜合考慮，液壓機采用變量泵供油。 由于液壓機工況時的負載壓力會逐步增大，為了使液壓機處于安全的工作狀態(tài)，調速回路采用恒功率變量泵調速回路。當負載壓力增大時，泵的排量會自動跟著減小，保持壓力與流量的乘積恒為常數(shù)，即：功率恒定。1液壓缸 2油箱 3過濾器 4變量泵 5三位四通電磁換向閥 液壓機基本回路圖 恒功率曲線圖b. 液壓系統(tǒng)速度換接方式的選擇 液壓機加工零件的過程包括主缸的快進、工進、快退和頂出缸的頂出、快速回程。采用什么樣的方式進行速度的安全、準確換接是液壓機穩(wěn)定工作的基礎。為了達到控制要求，液壓系統(tǒng)的速度換接通過行程開關控制。這種速度換接方式具有平穩(wěn)、可靠、結構簡單、行程調節(jié)方便等特點，安裝也很容易。c. 液壓系統(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)采用插裝集成控制系統(tǒng)，該控制系統(tǒng)具有密封性好、流通能力大、壓力損失小、易于集成等優(yōu)點。 1－恒功率變量泵2－定量泵 4－溢流閥 5－遠程調壓閥 21－電液換向閥7－壓力表 8－電磁閥 9－液控單向閥 10－順序閥 11－卸荷閥(帶阻尼孔) 12－壓力繼電器 13－單向閥 14－充液閥（卸荷閥芯） 15－充液閥 16－主缸 17－頂出缸 18－溢流閥 19－節(jié)流器 20－背壓閥 22－滑塊 23－檔鐵 雙缸四柱液壓機的液壓系統(tǒng)原理圖d. 液壓系統(tǒng)控制過程分析 1　 快速下行按下啟動按鈕。電磁鐵1DT、5DT通電吸合。低壓控制油使電液閥6切換至右位，同時經閥8使液控單向閥9打開。泵1供油經閥6右工位、單向閥13至主16上腔，而主缸下腔液壓油經液控單向閥閥6右工位、閥21中位回油箱。實際上，此時主閥滑塊22在自重作用下快速下降， 泵1的全部流量還不足以補充主腔上腔空處的容積， 因而在上腔形成局部真空，置于液壓缸頂部的充液箱15內的油液在大氣壓及油位作用下，經液控單向閥14（充液閥）進入主缸上腔。2　 慢速接近工件加壓當主缸滑塊22上的擋鐵23壓下行程開關XW2時，電磁鐵5DT斷電，閥 8處于常態(tài)位，閥9關閉。主缸回油經背壓（平衡）閥閥6右位、閥21中位至油箱。由于回油路上有背壓力，滑塊單靠自重就不能下降，油泵1供給的壓力油使之下行，下行速度減慢。這時主缸上腔壓力升高，充液閥14關閉。主泵1的壓力油推動活塞使滑塊慢速接近工件，當主缸活塞的滑塊22抵住工件后，阻力急劇增加，上腔油壓進一步提高，變量泵1的排油量自動減小，主缸活塞的速度變得更慢，以極慢的速度對工件加壓。3　 保壓 當主缸上腔的油壓達到預定值時，壓力繼電器12發(fā)出信號，）使電磁鐵1DT斷電，閥6回復中位，將主缸上、下油腔封閉。同時泵1經閥閥21的中位卸荷。單向閥13保證了主缸上腔良好的密封性，主缸上腔保持高壓。保壓時間可由壓力繼電器 12控制的時間繼電器調整。4　 泄壓、快速回程保壓過程結束，時間繼電器12發(fā)出信號，使電磁鐵2DT通電（當定程壓制成型時，可由行程開關XW3發(fā)出信號），主缸處于回程狀態(tài)。為了防止液壓沖擊，保壓后必須先泄壓然后再回程。但由于液壓機油壓高，而主缸的直徑大，行程長，缸內液體在加壓過程中受到壓縮而儲存相當大的能量。如果此時上腔立即與回油相通，則系統(tǒng)內液體積蓄的彈性能突然釋放出來，產生液壓沖擊，造成機器和管路的劇烈振動，發(fā)出很大的噪聲，為此，保壓后必須先泄壓后再回程。當電液換向閥6切換至左位后，主缸上腔還未泄壓，壓力很高，卸荷閥 11（帶阻尼孔）呈開啟狀態(tài)，主泵 1 的油經閥6的左工位,閥11的回油。這時主泵1在較低壓力下運轉，此壓力不足以使主缸活塞回程，但能夠打開液控單向閥14的卸荷閥芯，主缸上腔的高壓油經此卸荷閥芯的開口而泄回充液箱15，這是泄壓過程。這一過程持續(xù)到主缸上腔壓力降低到較低時，卸荷閥11關閉為止。主泵1的供油壓力升高,推開充液閥14的主閥芯。此時泵1的壓力油經閥6的左位,液控單向閥9進入主缸下腔,而主缸上腔油液經閥14回油到充液箱15實現(xiàn)主缸開始快速回程。3. 3 液壓元件的設計通過液壓系統(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恒功率變量泵250YCY141B2502定量泵PUQ20B2RSS1S21C21121403溢流閥YEF3E25B1204溢流閥YEF3E20B1205遠程調壓閥YFL8H206電液換向閥D4043CAC1207壓力表YAF3Ea20B1508電磁閥ZBSFDN10501209液控單向閥SV32P9010順序閥XD2FB10H12011卸荷閥（帶阻尼孔）YXFL104012壓力繼電器MJCS02WL8013單向閥AF3Eb20B10014充液閥（帶卸荷閥芯）SVF9015充液箱16主缸HSGK0180/40E521010017頂出缸HSGK0180/40E521010018溢流閥YEF3E25B12019節(jié)流器GXGL303020背壓閥24F3E16B8021電液換向閥D4043CAC12022滑塊23擋鐵 液壓系統(tǒng)零部件設計 液壓機主缸設計 通過表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)； D2—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