【文章內容簡介】 00N 畢業(yè)設計（論文） 14 （ 2）摩擦負載 Ff計算 滑塊啟動時產(chǎn)生靜摩擦負載，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 .(靜摩擦系數(shù)取。動摩擦系數(shù)取 ) 靜摩擦阻力： Ff1 ＝ ＝ 1960N 動摩擦阻力： Ff2 ＝ ＝ 980N （ 3）主缸負載 F計算 將上述參數(shù) Fa = 200N 、 Fw = 400OOON 代入公式 中。 即： F = 400000 + 200 = 400200N （ 4）主缸負載循環(huán)圖 主缸負載循環(huán)圖 主缸 速度 循環(huán) 圖 主缸工作循環(huán)負載 表 工 作 循 環(huán) 外 負 載 啟 動 F = Ff1 1960N 加速 快進 F = Ff2+Fa Ff2 1180N 980N 工 進 F = Ff2 + Fw 400980N 畢業(yè)設計（論文） 15 快速回程 F = Ff2+G 10780N （ 5） 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。將參數(shù)代入公式 計算頂出缸的最大負載。 即： F = FW = 80000N 主缸負載循環(huán)圖 主缸 速度 循環(huán)圖 主缸工作循環(huán)負載 表 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 ≈ 80KN 快速退回 F = f 動 + F 背 ≈ KN 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 系統(tǒng)原理圖 就 是 靈活運用各種基本回路和 常用回路定出實現(xiàn)工作機構要求的液壓系統(tǒng)工作原理圖，它 擬訂液壓原理是設計系統(tǒng)的關鍵 ,它對系統(tǒng)的性能及設計方案的合理性、經(jīng)濟性具有決定性的影響 . 對于 擬訂系統(tǒng)原理圖 一般 包括兩項內容 :一是通過分析、對比選出合適的 畢業(yè)設計（論文） 16 回路 。二是把選出的基本回路進行有機組合 ,構成完整的系統(tǒng)原理圖 。 擬定液壓系統(tǒng)原理圖時應注意以下幾點： 1. 去掉重復多余的元件，力求使系統(tǒng)結構簡單，同時要仔細斟酌，避免由于某個元件的去掉或并用而引起相互干擾。 2. 增設安全裝置，確保設備及操作者的人身安全。 3. 工作介質的凈化必須予以足夠的重視。特別是比 較精密、重要的設備，可以單設一套自循環(huán)的油液過濾系統(tǒng)。 4. 對于大型的貴重設備，為確保生產(chǎn)的連續(xù)性，在液壓系統(tǒng)的關鍵部位要加設必要的備用回路或備用元件。 擬定液壓系統(tǒng)原理圖的步驟 : 1．確定執(zhí)行元件的形式 液壓傳動系統(tǒng)中的執(zhí)行元件主要有液壓缸和液壓馬達 ,根據(jù)主機動作機構的運動要求來具體選用哪種形式 .要合理的選擇執(zhí)行元件 ,綜合考慮液機 電各種傳動方式的相互配合 ,使所設計的液壓傳動系統(tǒng)更加簡單、高效、經(jīng)濟。 2．確定回路類型 一般具有較大空間可以存放油箱且不另設散熱裝置的系統(tǒng)都采用開式回 路 :凡允許采用輔助泵進行補油并借此進行冷卻油交換來達到冷卻目的的系統(tǒng) ,都采用閉式回路 .通常節(jié)流調速系統(tǒng)采用開式回路 ,容積調速系統(tǒng)采用閉式回路 .. 表 32 開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)的比較 循環(huán)形式 開 式 閉 式 適應工況 一般均可適應，可向多個液壓執(zhí)行器供油 限于要求換向平穩(wěn)，換向速度高的一部分容積調速系統(tǒng) 散 熱 較方便，但油箱較大 比較復雜，需用輔泵換油冷卻 效率及管路損失 一般用節(jié)流調速效率較低，管路損失較大 用容積調速時，效率較高，管路損失較小 其 他 對泵的自吸性能要求高 對泵的自吸性能要求低 3．選擇合適回路 畢業(yè)設計（論文） 17 在擬訂液壓原理圖時，應根據(jù)各類主機的工作特點和性能要求，首先確定對主機主要性能起決定性影響的主要回路。 具體做法有： （ 1）制訂調速控制方案 根據(jù)執(zhí)行元件工況圖上壓力、流量和功率的大小以及系統(tǒng)對溫升、工作平穩(wěn)性等方面的要求選擇調速回路。 （ 2）制訂壓力控制方案 選擇各種壓力控制回路時，應仔細推敲各種回路在選用時所需注意的問題以及特點和適用場合。 （ 3）制訂順序動作控制方案 主機各執(zhí)行機構的順序動作，根據(jù)設備類型的不同，有的按固定程序進行，有的則 是隨機的或認為的。對于工程機械，操縱機構多為手動；對于加工機械，各液壓執(zhí)行元件的順序動作多數(shù)采用行程控制，行程控制普遍采用行程開關控制，因其信號傳輸方便，而行程閥由于涉及油路的連接，只適用于管路安裝較緊湊的場合。 （ 4）編制整機的系統(tǒng)原理圖 在擬訂主回路或輔助回路時，大體可按下列順序進行： 先畫出驅動各個工作機構的液壓執(zhí)行器運動換向的方向控制回路（裝設換向閥等）；定出實現(xiàn)執(zhí)行器速度大小的速度控制回路（裝設調速閥等）；定出實現(xiàn)執(zhí)行器力（力矩）要求的壓力控制回路；然后再按照實現(xiàn)各種順序動作和自動循環(huán)的控制 原則；接入相應的閥（順序閥等）或裝置（行程開關等），最后接入起安全、保險和聯(lián)鎖作用的閥和裝置（壓力繼電器、壓力表等）以及各種輔件（過濾器、冷卻器、油箱等） 。 本液壓拉伸機的液壓原理圖如圖 36所示 其主油路為： 進油路：液壓泵 → 順序閥 → 主缸換向閥 → 單向閥 3→ 主缸上腔； 回油路：主缸下腔 → 液控單向閥 2→ 主缸換向閥 → 下缸換向閥 → 油箱。 這時主缸活塞連同上滑塊在自重作用下快速下行，盡管泵已輸出最大流量，但主缸上腔仍因油液不足而形成負壓，吸開充液閥 1，充液筒內的油便補入主缸上腔。 2. 主缸活塞慢速加壓 上 滑塊快速下行接觸工作件后，主缸上腔壓力升高，充液閥 1 關閉，變量泵通過壓力反饋，輸出流量自動減小，此時上滑塊轉入慢速加壓。 畢業(yè)設計（論文） 18 3. 主缸保壓延時 當系統(tǒng) 壓力升高到壓力繼電器的調定值時，壓力繼電器發(fā)出信號使1YA 斷電，先導閥和主缸換向閥恢復到中位。此時液壓泵通過換向閥中位卸荷，主缸上腔的高壓油被活塞密封環(huán)和單向閥所封閉，處于保壓狀態(tài)。接受電信號后的時間繼電器開始延時，保壓延時的時間可在 0～ 24min 內調整。 4. 主缸泄壓后快速返回 由于主缸上腔油壓高、直徑大、行程長，缸內油液在加壓過程中儲存了 很多能量，為此，主缸必須先泄壓后再回程。 保壓結束后，時間繼電器使電磁鐵 5YA 通電，先導閥 左 位接入系統(tǒng)，使主缸上腔的油液開始泄壓。壓力降低后 ，電磁鐵 5YA 斷電。使電磁鐵 2YA 通電，先導閥右位接入系統(tǒng)， 控制油路即可使主缸換向閥處于右位工作，從而實現(xiàn)上滑塊的快速返回。其主油路為： 進油路：液壓泵 → 順序閥 → 主缸換向閥 → 液控單向閥 2→ 主缸下腔。 回油路：主缸上腔 → 充液閥 1→ 充液筒。 充液筒內液面超過預定位置時，多余油液由溢流管流回油箱。 5. 主缸活塞原位停止 上滑塊回程至擋塊壓下行程開關，電磁鐵 2YA 斷電 ，先導閥和主缸換向閥都處于中位，這時上滑塊停止不動，液壓泵在較低壓力下卸荷。 6. 頂出缸活塞向上頂出 電磁鐵 4YA 通電后，頂出缸換向閥右位接入系統(tǒng)。其油路為 進油路：液壓泵 → 順序閥 → 主缸換向閥 → 頂出缸換向閥 → 頂出缸； 回油路：頂出缸上腔 → 頂出缸換向閥 → 油箱。 7. 頂出缸活塞向下退回和原位停止 4YA 斷電、 3YA 通電時油路換向，頂出缸活塞向下退回。當擋塊壓下原位開關時，電磁鐵 3YA 斷電，頂出缸換向閥處于中位，頂出缸活塞原位 停止 畢業(yè)設計（論文） 19 45678910111213141516171819201232 Y A1 Y A4 Y A3 Y A 1液控單向閥 3單向閥 4充液油箱 5上腔液壓缸 1 1 13溢流閥 10先導減壓閥 14下腔液壓缸 15電液換向閥 1 18電磁換向閥 17液壓換向閥 畢業(yè)設計（論文） 20 19泵 20油箱 圖 36液壓拉伸機液壓系統(tǒng)圖 8. 頂出缸活塞浮動壓邊 作薄板拉伸壓邊十時，要求頂出缸既保持一定壓力，又能隨著主缸上滑塊一起下降。這時 4YA 先通電、再斷電，頂出缸下腔的油液被頂出缸換向閥封住。當主缸上滑塊下壓時，預出缸活塞被迫隨之下行，頂出缸下腔回油經(jīng)下缸溢流閥流回油 箱，從而建立起所需的壓邊力 。 液壓 系統(tǒng)基本參數(shù)的計算 。 液壓件的計算與選擇對于整個液壓系統(tǒng)的快速性、穩(wěn)定性和準確性有至關重要的作用。通過準確確定工作壓力和流量等主要參數(shù)，從而確定系統(tǒng)中各元件應具備的參數(shù)值，并根據(jù)這些參數(shù)值進行液壓件的選擇和非標準液壓件的設計 。 液壓缸基本尺寸計算 D d Fmax 由于液壓機屬于高壓系統(tǒng)， P0在初算時可忽略不計，即 P0=0 因液壓機的工作負載比較大，取主缸的工作壓力為 P=25MPa。由主缸工作壓力為 25MPa選取 d/D 為 ： （ 1） p=25MP （ 2） Fmax=400KN （ 3） ηm= 缸 徑的直徑計算公式為 22[4] 則 [pπD2/4p0π(D2d2)/4]ηm=Fmax 畢業(yè)設計（論文） 21 pπD2ηm/4=Fmax （ 32） == 按缸徑尺寸系列，取 D=160mm， 則 d=0. 7D=0. 7160=112mm 按活塞桿尺寸系列，取 d=120mm 根據(jù)已取的缸徑和活塞直徑，計算液壓缸實際有效工作面積，無桿腔面積 A1和有桿腔面積 A2分別為。按公式 23， 24 計算 [2]： A1=πD2/4 （ 33） = A=（ D2d2） /4 （ 34） =()/4 = ： （ 1） p=25MPa （ 2） Fmax=80KN （ 3） ηm= 則 ==67mm 按缸徑尺寸系列，取 D=70mm 則 d==67=47mm 按活塞桿尺寸系列，取 d=50mm 根據(jù)已取的缸徑和活塞直徑，計算頂出缸實際有效工作面積，無桿腔面積 A1和有桿腔面積 A2分別為： A1=πD2/4 = A2=π（ D2d2） /4 =()/4= 畢業(yè)設計（論文） 22 繪制工況圖 1．計算主缸各運動階段的壓力、流量和功率 快進時： 壓力 p=F 快 /A1=50103/= 流量 q=V 快 A 1== /s 功率 P=pq=106=2KW 工進時： 壓力 p=F 工 /A1=400103/=20Mpa 流量 q=V 工 A 1== /s 功率 P= pq=23106= 快退時： 壓力 p=F 退 /A2=120103/=13Mpa 流量 q