【文章內容簡介】 柱液壓機資料，初步估算橫梁滑塊的重量為40KN，由液壓機所給設計參數(shù)：取 代入公式（）中。 即：（2） 摩擦負載Ff計算滑塊啟動時產(chǎn)生靜摩擦,啟動過后產(chǎn)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。（3） 主缸負載F計算 將上述參數(shù)、。即： （3） 主缸負載循環(huán)圖 主缸工作循環(huán)負載工作循環(huán)外負載啟動F＝f靜+Fa橫梁滑塊快速下行F＝f動忽略不計工進F＝f動+Fw快速回程F＝f回+F背注：“f靜”表示啟動時的靜摩擦力，“f動”表示啟動后的摩擦力 圖32 負載循環(huán)圖、負載圖 頂出缸速度循環(huán)圖，： 圖33 速度循環(huán)圖 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(chǎn)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主動缸的工況壓力，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，也可以不計：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： 式中：頂出力： 頂出缸負載循環(huán)圖（1） 頂出缸工和循環(huán)負載工作循環(huán)外負載啟動忽略不計頂出缸頂出快速回程 注：“”表示啟動時的靜摩擦力，“”表示啟動后的摩擦力（2） 頂出缸和階段負載循環(huán)如圖34圖 34 階段負載循環(huán)圖 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 圖35 液壓系統(tǒng)原理圖1－變量泵；2－泵站溢流閥；3－遠程調壓閥；4－減壓閥；5－三位四通電磁閥；6－釋壓閥；7－順序閥；8－三位四通液動換向閥；9－壓力繼電器；10－單向閥；11液控單向閥，13－充液閥；12－副油箱；14－主缸；15－主缸安全閥；16頂出缸，17－三位四通電液換向閥；18－頂出缸背壓閥；19－安全閥 液壓機上滑塊液壓系統(tǒng)的工作原理1　 快速下行：電磁鐵1YA通電，先導閥5和主缸換向閥8左位接入系統(tǒng)，液控單向閥11被打開，主液壓缸14快速下行。這時，系統(tǒng)中油液流動的情況為：進油路 變油泵1－－順序閥7－－主缸換向閥8左位－－單向閥10－－主液壓缸14上腔?；赜吐? 主液壓缸14下腔－－液控單向閥11－－主缸換向閥8左位－－頂出缸換向閥17中位－－油箱。上滑塊在自重作用下迅速下降。由于液壓泵的流量較小，這時液壓機頂部副油箱12中的油經(jīng)液控單向閥13（稱補油閥）也流入主液壓缸14上腔。2　 慢速加壓 ：從上滑塊接觸工件開始，主液壓缸14上腔壓力升高，液控單向13關閉，加壓速度便由變量泵流量來決定，油液流動情況與快速下行時相同。3　 保壓延時：當系統(tǒng)中壓力升高達到壓力繼電器9的調定壓力時，發(fā)出電信號，控制電磁鐵1YA斷電，先導閥5和主缸換向閥8都處于中位，主液壓缸14上，下油腔封閉，系統(tǒng)進入保壓工況。保壓時間由電氣控制系統(tǒng)中的時間繼電器（圖中未畫出）控制。保壓時除了液壓泵在較低壓力下卸荷外，系統(tǒng)并沒有油液流動。液壓泵卸荷的油路是：變量泵1－順序閥7－－主缸換向閥8（中位）－－頂出缸換向閥17（中位）－－油箱。4　 快速返回：時間繼電器延時到時后，控制電磁鐵2YA通電，先導閥5右位接入系統(tǒng)，釋壓閥6使主缸換向閥8也以右位接入系統(tǒng)。這時，液控單向閥13被打開，主缸14快速返回。油液流動情況為： 進油路 變量泵1－－順序閥7－－主缸換向閥8右位－－液控單向閥11－－主缸14下腔?；赜吐? 主液壓缸14上腔－－液控單向閥13－－副油箱125　 原位停止：在上滑塊上升至擋塊撞上原位行程開關，控制電磁鐵2YA斷電，先導閥5和主缸換向閥8都處于中位。這時上滑塊停止不動，液壓泵在較低壓力下卸荷。 液壓機下滑塊液壓系統(tǒng)的工作原理1　 向上頂出 電磁鐵4YA通電，這時有：進油路 變量泵1－－順序閥7－－主缸換向閥8中位－－頂出缸換向閥17左位－－頂出缸16上腔?；赜吐? 頂出缸16下腔－－頂出缸換向閥17左位－－油箱。下滑塊上移至頂出缸中的活塞上缸蓋時，便停在該位置上。2　 向下退回 電磁鐵4YA斷電，3YA通電。這時有：進油路 變量泵1－－順序閥7－－主缸換向閥8中位－－頂出缸換向閥17左位－－頂出缸16上腔?；赜吐? 頂出缸16下腔－－頂出缸換向閥17左位－－油箱。3　 原位停止 電磁鐵3YA，4YA都斷電，頂出缸換向閥17處于中位釋壓回路的功用在于使高壓大容量液壓缸中儲存的能量緩緩的釋放，以免她突然釋放時產(chǎn)生很大的液壓沖擊。一般液壓缸直徑大于25mm、壓力高于7Mpa時，其油腔在排油前就先須釋壓。根據(jù)設計很實際的生產(chǎn)需要，選擇用釋壓閥6釋壓，其為了防止保壓狀態(tài)向快速返回狀態(tài)轉變過快，在系統(tǒng)中產(chǎn)生壓力沖擊，引起上滑塊動作不平穩(wěn)而設置的，它的主要功用是：使主液壓缸14上腔壓力控制下，這個閥以上位接入系統(tǒng)，當電磁鐵2YA通電，先導閥5右接入系統(tǒng)時，控制油路中的壓力油雖到達釋壓閥6閥芯的下端，但由于其上端的高壓未曾釋入，閥芯不動。由于液控單向閥I3是可以在控制壓力低于其主油路壓力下打開的，因此有：主液壓缸14上腔——液控單向閥I3——釋壓閥6上位——油箱于是主液壓缸14上腔的油壓便被卸除，釋壓閥向上移動，以其下位接入系統(tǒng)，它一主面切斷主液壓缸14上腔通向油箱的通道，一方面使控制油路中的壓油輸?shù)街鞲讚Q向閥8閥芯右端，使該閥右位接入系統(tǒng)，以便實現(xiàn)上滑塊的快速返回。由圖可見，主缸換向閥8在由左位轉換到中位時，閥芯右端由油箱經(jīng)單向閥I1補油；在由右位轉換到中位時，閥芯右端的油經(jīng)單向閥I2——閥5——流回油箱。動作名稱信號來源液壓元件工作狀態(tài)先導閥5主缸換向閥8下缸換向閥17釋壓閥6上滑塊快速下行1YA通電左位左位中位上位慢速加壓上滑塊接觸工件中位保壓延時壓力繼電器使1YA斷電中位釋壓換向時間繼電器使2YA通電快速返回右位右位下位原位停止行程開關使2YA斷電中位中位上位下滑塊向上頂出4YA通電 右位停留下活塞觸及缸蓋向下返回4YA斷電，3YA通電左位原位停止3YA斷電中位 液壓缸基本參數(shù)計算 液壓缸主缸基本尺寸計算 1 、主缸工作壓力、內徑、活塞直徑的確定 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。=5000KN，由主缸工作壓力為25MPa，選取d/D=,取液壓缸的機械效率 。 液壓機主缸受力簡圖 （）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： 表4－5[1] 將液壓缸的內徑圓整為標準系列直徑，取D=500mm。那么d/D=,可以求得活塞桿直徑。可以求得活塞桿直徑。即:同理查表4－6[1] 將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取d=450mm。經(jīng)過計算液壓機主缸缸內徑、活塞桿直徑分別為：500mm；450mm。 主缸壁厚的確定 壁厚的計算公式如下： （）式中： 液壓缸壁厚； 液壓缸內徑； 實驗壓力MPa，工作壓力時，；工作壓力為 ，： 缸體材料的許用應力，鑄鋼；鍛鋼 ；鑄鐵；鋼管。 主缸壁厚計算，將D＝；；代入 公式（）中，即： 液壓缸缸體外徑計算公式如下： （）將參數(shù)代入公式（），即： 外徑圓整為標準直徑系列后，取主缸缸體外徑＝660mm?！　≈鞲赘咨w材料、厚度的確定 缸蓋常用制造材料有鑄鋼、35鋼、45鋼做導向作用一般用鑄鐵、耐磨鑄鐵，缸蓋材料選用35鋼，缸蓋厚度計算公式如下： () 式中： 缸蓋的有效厚度； 缸蓋止口直徑； 缸蓋材料的許用應力圓整后取缸蓋厚度t=125mm。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。如果導向長度過短，將使缸因配合間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸的工作性能和穩(wěn)定性，因此，設計必須保證缸有一定的最小導向長度，一般液壓缸的最小導向長度應滿足： （） 主缸導向長度簡圖式中: 液壓缸最大行程mm 缸筒內徑mm 活塞桿直徑mm 活塞寬度mm＝900mm，液壓缸內徑D＝500mm代入公式（）中，求主缸的最小導向長度。即： 主缸活塞材料、技術要求、外形尺寸及密封方案的確定活塞材料一般選用灰鑄鐵（HT150、HT200）。本主缸活塞選用灰鑄鐵HT200。活塞外面粗糙度為；熱處理調質；外徑圓度、圓柱度不大于直徑公差一半；活塞桿與導向套配合公差為H8/f7；與活塞連接配合公差H7/m6 活塞的寬度，所以,取B＝145由滑塊行程，確定活塞桿的長度因液壓面主缸工作時工況的壓力大，漏泄量也會隨壓力成正比升高，所以密封圈選Y形密封圈，它能承受大的工作壓力，漏泄量小。缸體長度的確定 液壓缸缸體內部的長度應等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長度不應大于缸體內徑的2030倍。 由滑塊行程900mm，活塞寬度400mm,缸蓋厚度90mm確定缸體長度 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，取頂出缸的工作壓力p=12MPa計算頂出缸的內徑和活塞桿直徑，因頂出缸最大負載F＝350KN選取的d/，取液壓缸的機械效率ηcm＝。將參數(shù)代入公式（），P2忽略不計，可求得液壓缸內徑即： 查表4－5[1]，將液壓缸的內徑圓整為標準系列直徑，取D＝250mm；那么由d/D=。即： 同理查表4－6[1]將活塞桿直徑取整為標準系列直徑，取d＝180mm。經(jīng)過計算液壓機頂出缸內徑、活塞桿直徑分別為：250mm；180mm。 頂出缸缸體材料選擇及制造技術要求 頂出缸工作的最大工作壓力為12MPa，因其壓力比主缸要小，所以缸體材料選用無縫鋼管45。 缸體的制造要求要滿足液壓缸內徑配合采用H8/f9內徑圓度、圓柱度不大于直徑公差一半；內圓柱粗糙度為。 頂出缸壁厚確定將D＝320mm。代入公式（）中，即：液壓缸缸體外徑計算公式如下： （）將參數(shù)代入公式（），即： 外徑圓整為標準直徑系列后，取主缸缸體外徑＝300mm。 頂出缸缸蓋材料、厚度確定缸蓋制造材料常有35鋼、45鋼、鑄鋼，做導向作用常有鑄鐵、耐磨鑄鐵，頂出缸蓋材料選用35鋼，缸蓋厚度計算式見（）取缸蓋厚度mm 頂出缸最小導向長度確定＝300mm,頂出缸內徑D＝250mm,代入（），即： 取頂出缸導向長度為H=175mm。頂出缸活塞材料、技術要求、外形尺寸及密封方案確定活塞材料一般選用灰鑄鐵（HT150、HT200）。本主缸活塞選用灰鑄鐵HT200。 活塞上工作表面的粗糙度為，外徑圓度、圓柱度不大于外徑公差的一半；；內孔與活塞桿配合取H8/f7；外徑用橡膠密封公差配合取f7f9。 取活塞寬度B=80mm 因液壓面主缸工作時工況的壓力大，漏泄量也會隨壓力成正比升高，所以密封圈選Y形密封圈，它能承受大的工作壓力，漏泄量小。主缸活塞桿材料、技術要求及長度確定 活塞常用材料為實心活塞桿材料（345鋼）與空心活塞桿材料（345無縫鋼管），本頂出缸活塞桿選用35鋼?；钊饷娲植诙葹椋粺崽幚碚{質；外徑圓度、圓柱度不大于直徑公差一半；活塞桿與導向套配合公差為H8/f7；與活塞連接配合公差H7/g6 由頂出活塞的行程，確定活塞桿的長度7 、頂出缸長度確定液壓缸缸體內部的長度應等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長度不應大于缸體內徑的2030倍。 由滑塊行程300mm，活塞寬度80mm,缸蓋厚度25mm確定缸體長度 液壓系統(tǒng)流量計算，對主缸各個工況所需要進行計算。,，主缸內徑為500