【正文】 大行程、活塞長度、活塞桿導向套長度、活塞桿密封長度和特殊要求的其他長度確定。其中活塞長度 B=（ ~） D；導向套長度 A=（ ~） d。為了減少加工難度，一般液壓缸缸筒長度不應大于內(nèi)徑的20～ 30 倍。 三、 計算液壓缸的工作壓力、流量和功率 快速下行時 q1 = A1v1 = 8046 = 4824cm 3/s = L/min 工作行程時 q2 = A2v2 = 804 = 482cm 3/s = L/min 快速回程時 q3 = A3v3 = = 999cm 3/s = L/min 快速下行時（起動）： P1 = p1q1 = 12533482410 6 = W 工作行程初壓階段末： P2 = p2q2 = 10 648210 6 = 1186 W 終壓階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況比較復雜。壓力 p 在最后20 mm 行程內(nèi)由 MPa 增加到 MPa，其變化規(guī)律為 p = + S = +（ MPa） 式中 S—— 行程（ mm），由壓頭開始進入終壓階段算起。 流量 q在 20 mm 內(nèi)由 482 cm3/s 降到零，其變化規(guī)律為 q = 482（ 1－ S20）（ cm3/s） 功率為 P = pq = 482 （ +） （ 1－ S20） 求其極值， ?P?S = 0 得 S = （ mm）此時功率 P最大 Pmax = 482 （ + ） （ 1－ ） = W = kW 快速回程時；等速階段 P = pq = 10 699910 6 = kW 起動階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況也比較復雜。設啟動時間 秒內(nèi)作等加速運動，起動階段活塞行程為 S = = = 在這段行程中壓力和流量均是線性變化，壓力 p由 21 MPa 降為 MPa。其變化規(guī)律為 p = 21– S = 21– （ MPa） 式中 S—— 行程（ mm），由壓頭開始回程時算起。流量 q 由 零增為 999 cm3/s，其變化規(guī)律為 q = = 188S（ cm3/s） 功率為 P = pq = 188S（ 21– ） 求其極值， ?P?S = 0 得 S = （ mm），此時功率 P最大 Pmax = 188 （ 21– ） = 5755 W = kW 由以上數(shù)據(jù) 可畫出主液壓缸的工況圖（壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖） Dd Dd = 4Fdηcmπ p = 4106π2510 6 = 1419 m = 142 mm 按標準取 Dd = 150 mm A1d A1d = π 4 Dd 2 = π4 2 = = 177 cm2 dd dd = Dd2 4Fdhηcmπ p = 42105π2510 6 = m = 106 mm 按標準取 dd = 110 mm A2d A2 d = π4 （ D d 2– d d 2） = π4 （ – ） = = 頂出行程 q4 = A1 dv4 = 177 = cm 3/s = L/min 回程 q5 = A2 dv5 = 12 = 980 cm 3/s = L/min 頂出缸在頂出行程中的負載是變動的 ，頂出開始壓頭離工件較大（負載為Fd），以后很快減小，而頂出行程中的速度也是變化的，頂出開始時速度由零逐漸增加到 v4；由于這些原因，功率計算就較復雜，另外 因 頂出缸消耗功率在液壓機液壓系統(tǒng)中占的比例不大，所以此處不作計算。 第 七 章 擬訂壓力機液壓系統(tǒng)原理圖 一、 確定液壓系統(tǒng)方案 液壓機液壓系統(tǒng)的特點是在行程中壓力變化很大，所以在行程中不同階段保證達到規(guī)定的壓力是系統(tǒng)設計中首先要考慮的。 確定液壓機的液壓系統(tǒng)方案時要重點考慮下列問題： 快速行程方式 液壓機液壓缸的尺寸較大，在快速下行時速度也較大，從 工況圖看出，此時需要的流量較大（ L/min），這樣大流量的油液如果由液壓泵供給；則泵的容量會很大。液壓機常采用的快速行程方式可以有許多種，本機采用自重快速下行方式。因為壓機的運動部件的運動方向在快速行程中是垂直向下，可以利用運 動部件的重量快速下行；在壓力機的最上部設計一個充液筒（高位油箱），當運動部件快速下行時高壓泵的流量來不及補充液壓缸容積的增加，這時會形成負壓，上腔不足之油，可通過充液閥、充液筒吸取。高壓泵的流量供慢速壓制和回程之用。此方法的優(yōu)點為不需要輔助泵和能源，結(jié)構(gòu)簡單；其缺點為下行速 度不易控制，吸油不充分將使升壓速度緩慢，改進的方法是使充液閥通油斷面盡量加大，另外可在下腔排油路上串聯(lián)單向節(jié)流閥，利用節(jié)流造成背壓，以限制自重下行速度，提高升壓速度。由于本例的液壓機屬于小型壓機，下行速度的控制問題不如大型壓機突出，所以本例采用的回路見圖 。 123451 01 21 34 Y A5 Y A3 Y AKP 圖 液壓系統(tǒng)回路圖 在主缸實現(xiàn)自重快速行程時，換向閥 4 切換到右邊位置工作（下行位置），同時電磁換向閥 5 斷電，控制油路 K 使液控單向閥 3打開，液壓缸下腔通過閥 3快速排油，上腔從充液筒及液 壓泵得到油液，實行滑塊快速空程下行。 減速方式 液壓機的運動部件在下行行程中快接近制件時，應該由快速變換為較慢的壓制速度。減速方式主要有壓力順序控制和行程控制兩種方式；壓力順序控制是利用運動部件接觸制件后負荷增加使系統(tǒng)壓力升高到一定值時自動變換速度；某些工藝過程要求在運動部件接觸制件前就必須減速，本例壓制軸瓦工藝就有這個要求，這時適合選用行程減速方式。本系統(tǒng)擬選用機動控制的伺服變量軸向柱塞泵（ CCY 型）作動力源，液壓泵的輸出流量可由行程擋塊來控制，在快速下行時，液壓泵以全流量供油，當轉(zhuǎn)換成工作行程（壓制 ）時，行程擋塊使液壓泵的流量減小，在最后 20 mm 內(nèi)擋塊使液壓泵流量減到零；當液壓缸工作行程結(jié)束反向時，行程擋塊又使液壓泵的流里恢復到全流量。與液壓泵的流量相配合（協(xié)調(diào)），在液壓系統(tǒng)中，當轉(zhuǎn)換為工作行程時，電氣擋塊碰到行程并關，發(fā)信號使電磁換向閥 5 的電磁鐵 3YA 得電，控制油路 K 不能通至液控單向閥 8，閥 8關閉，此時單 向順序閥 2不允許滑塊等以自重下行。只能靠泵向液壓缸上腔供油強制下行，速度因而減慢（見圖 ）。 壓制速度的調(diào)整 制件的壓制工藝一般要提出一定壓制速度的要求，解決這一問題的方很多，例如可以用壓 力補償變量泵來實現(xiàn)按一定規(guī)律變化的壓制速度的要求。本例中采用機動伺服變量泵，故仍利用行程擋塊（塊擋的形狀）來使液壓泵按一定規(guī)模變化以達到規(guī)定的壓制速度。 壓制壓力及保壓 在壓制行程中不同階段的系統(tǒng)壓力決定于負載，為了保證安全，應該限制液壓系統(tǒng)的最高壓力，本系統(tǒng)擬在變量泵的壓油口與主油路間并聯(lián)一只溢流閥作安全閥用。 有時壓制工藝要求液壓缸在壓制行程結(jié)束后保壓一定時間，保壓方法有停液壓泵保壓與開液壓泵保壓兩種，本系統(tǒng)根據(jù)壓機的具體情況擬采用開液壓泵保壓；此法的能量消耗較前一種大。但系統(tǒng)較為簡單。 泄壓換 向方法 液壓機在壓制行程完畢或進入保壓狀態(tài)后，主液壓缸上腔壓力很高，此時由于主機彈性變形和油液受到壓縮，儲存了相當大的能量。工作行程結(jié)束后反向行程開始之前液壓缸上腔如何泄壓（控制泄壓速度）是必須考慮的問題，實踐已證明，若泄壓過快，將引起劇烈的沖擊、振動和驚人的聲音，甚至會因液壓沖擊而使元件損壞。此問題在大型液壓機中愈加重要。 各種泄壓方法的原理是在活塞回程之前，當液壓缸下腔油壓尚未升高時，先使上腔的高壓油接通油箱，以一定速度使上腔高壓逐步降低。本例采用帶阻尼狀的電液動換向閥，該閥中位機能是 H 型，控制換向速度 ，延長換向時間，就可以使上腔高壓降低到一定值后才將下腔接通壓力油（見圖 ）。此法最為簡單，適合于小型壓機。 主缸與頂出缸的互鎖控制回路 為保障頂出缸的安全，在主缸動作時，必須保證頂出缸的活塞下行到最下位置。本例采用兩個換向閥適當串聯(lián)的方法來實現(xiàn)兩缸的互鎖控制（見圖 ）。從圖 中可見，只有在閥 6處于右位工作時，即頂出缸活塞是下行狀態(tài)時壓力油才會通入換向閥 4，主缸才能動作。當閥 6處于左位工作，頂出缸為上行狀態(tài)時，只有壓力很低的回油通至閥 4，主缸才不能動作。 液壓系統(tǒng)電磁鐵動作見表 ，液壓元件 規(guī)格明細表見表 。 電磁鐵動作循環(huán)表 元件 動作 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 主缸快速下行 – + + – + 主缸慢速下壓 – + – – – + 主缸泄壓 – + – – 主缸回程 – + – + – 頂出缸頂出 + – – + – 頂出缸回程 – + – + – 原位卸荷 – – – – – 表 液壓元件明細表 序 號 名 稱 型 號 1 液控單向閥 SV30P30B 2 單向順序閥（平衡閥） DZ10DP140BY 3 液控單向 閥 SV20P30B 4 電液換向閥 WEH25H20B106AET 5 電磁換向閥 3WE4A10B 6 電液換向閥 WEH25G20B106AET 7 順序閥 DZ10DP140B210M 8 溢流閥（安全閥） DBDH20P10B 9 軸向柱塞泵 63CCY141B 10 主液壓缸 自行設計 11 頂出液壓缸 自行設計 12 壓力表 Y100 13 壓力表開關 KFL8/20E 二、 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 在以上分析的基礎上，擬定的液壓系統(tǒng)原理圖如圖 所示。 123456791 01 11 21 31 21 31 21 381 Y A2 Y A4 Y A5 Y A3 Y A 圖 液壓機液壓系統(tǒng)原理圖 系統(tǒng)的工作過程如下： 液壓泵起動后，電液換向閥 4 及 6 處于中位，液壓泵輸出油液經(jīng)背壓閥 7再經(jīng)閥 6 的中位低壓卸荷，此時主缸處于最上端位置而頂出缸在最下端位置，電磁鐵 2YA 得電，換向閥 6在右位工作，此時 5YA 得電，換向閥 4 也在右位工作，液壓泵輸出的壓力油進入主缸上腔，此時 3YA 也得電，控制油路經(jīng)閥 5通至液控單向閥 3，使閥 3 打開，主缸下腔的油能經(jīng)閥 3很快排入油箱，主缸在自重作用下實現(xiàn)快速空程下行，由于活塞快速下行時液壓泵進入主缸 上腔的流量不足，上腔形成負壓，充液筒中的油液經(jīng)充液閥（液控單向閥） 1吸入主缸。 當電氣擋塊碰到行程開關時 3YA 失電，控制油路斷開，閥 3關閉，此時單向順序閥（平衡閥） 2使主缸下腔形成背壓，與移動件的自重相平衡。自重快速下行結(jié)束。與此同時用行程擋塊使液壓泵的流量減小，主缸進入慢速下壓行程，在此行程中可以用行程擋塊控制液壓泵的流量適應壓制速度的要求。由壓力表刻度指示達到壓制行程的終點。 行程過程結(jié)束后，可由手動按鈕控制使 5YA 失電， 4YA 得電，換向閥 4 換向，由于閥 2 帶阻尼器，換向時間可以控制，而閥 4的中位機能是 H型，閥處于中位時使主缸上腔的高壓油泄壓，然后閥 4再換為左位，此時壓力油經(jīng)閥 2的單向閥進入主缸下腔，由于下腔進油路中的油液具有一定壓力；故控制油路可以使閥 1打開，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分經(jīng)閥 4排回油箱，此時主缸實現(xiàn)快速回程。充液筒油液充滿后，溢出的油液可經(jīng)油管引至油箱。 回程結(jié)束后，閥 4 換至中位，主缸靜止不動。 1YA 得電， 2YA 失電，閥 6 換至左位，壓力油進入頂出缸下腔，頂出缸頂出制件，然后 1YA 失電， 2YA得電，閥 6 換至右位，頂出缸回程；回程結(jié)束后， 2 YA失電，閥 6換至中位，工作循環(huán)完成，系 統(tǒng)回到原始狀態(tài)。 第 八 章 選擇液壓元件 一、 液壓系統(tǒng)計算與選擇液壓元件 選擇液壓泵和確定電動機功率 ① 液壓泵的最高工作壓力就是液壓缸慢速下壓行程終了時的最大工作壓力 pp = FηcmA1 = 106 = MPa 因為行程終了時流量 q＝ 0，管路和閥均不產(chǎn)生壓力損失；而此時液壓缸排油腔的背壓已與運動部件的自重相平衡，所以背壓的影響也可不計。 ② 液壓泵的最大流量 qp≥ K（ ∑ q） max 泄漏系數(shù) K = ~，此處取 K = 。由工況圖（圖 ）知快速下降行程中 q 為最大（ q = L/min），但此時已采用充液筒充液方法來補充流量，所以不按此數(shù)值計算，而按回程時的流量計算。 qmax = q3 = L/min qp = = = L/min ③ 根據(jù)已算出的 qP和 pP，選軸向杜塞泵型號規(guī)格為 63CCY141B，其額定壓力為 32 MPa，滿足 25~60％壓力儲備的要求。排量為 63m L/r，電動機同步轉(zhuǎn)速為 1500 r/min，故額定流量為： q = qn = 6315001000 = L/min，額定流量比計算出的 qP大，能滿足流量要求，此泵的容積效率 η v = 。 ④ 電動機功率 驅(qū)動泵的電動機的功率可以由工作循環(huán)中的最大功率來確定；由工況分析知，最大功率為 kW，取泵的總效率為 η 泵