【正文】 將會出現(xiàn)背壓抵消重力，從而降低液壓缸的快速下行速度。為了保證液壓缸的下行速度，應使系統(tǒng)壓力損失滿足以下條件。式中Ｇ—　運動部件所受重力； —　液壓缸工作腔壓力；　　　 —　液壓缸回油腔壓力； —　液壓缸上腔有效作用面積；　　　 —　液壓缸下腔有效作用面積；　　　 —　摩擦阻力.其中式中 —液壓泵工作壓力； —進油管路壓力損失。經(jīng)驗算，本設計符合要求。管路壓力損失對系統(tǒng)性能的影響 管路壓力損失通常按快速工況計算。管內(nèi)流速過高，引起管道振動和壓力損失增大。管路壓力損失太大，在定量泵系統(tǒng)中，快速時系統(tǒng)壓力將超過溢流閥的調(diào)整壓力；在變量泵或雙泵系統(tǒng)中，快速時系統(tǒng)壓力將超過轉(zhuǎn)換壓力，使流入缸的流量減少，缸的運動速度達不到預期的效果。因此需根據(jù)壓力降重新調(diào)整元件各種壓力，以保證快速運動的要求。在一般系統(tǒng)中，快速運動往往是空載，若壓力損失增大不多，管道損失不太大是允許的。若管道損失過大，則需要重新選擇管道尺寸，或提高泵的工作壓力等。 系統(tǒng)效率估算液壓系統(tǒng)效率是系統(tǒng)的輸出功率（即執(zhí)行元件的輸出功率）之比，即 式（73）它也可寫為 式（74）式中— 液壓泵的輸出功率；— 執(zhí)行元件的輸入功率。顯而易見，上式中的公式和比值正是液壓泵的總效率和執(zhí)行元件的效率，即 式（75）而執(zhí)行元件的輸入功率與液壓泵的輸出功率之比，正是回路效率，即 式（76）因為它所描述的恰好是液壓泵到執(zhí)行元件之間這段油路的功率利用程度。由上述分析可知，系統(tǒng)效率表達式可改寫為 從實用角度出發(fā)，回路效率表達式可寫為下面的一般形式，即 = 式（77） 式中 — 每個同時動作的執(zhí)行元件的工作壓力和流量； — 系統(tǒng)輸給同時動作的執(zhí)行元件的功率； — 每個同時運轉(zhuǎn)的液壓泵的工作壓力和流量；經(jīng)利用此公式估算，本設計合乎要求。 液壓沖擊估算在液壓系統(tǒng)中，當管道內(nèi)液流速度發(fā)生急劇變化時，系統(tǒng)內(nèi)就會產(chǎn)生壓力劇烈變化，形成很高的壓力峰值，這種現(xiàn)象稱為液壓沖擊。產(chǎn)生液壓沖擊的原因很多，例如換向閥迅速的開啟或關閉油路；液壓缸和液壓馬達的啟動和制動；液壓缸或液壓馬達受到大的沖擊負載等。液壓沖擊的危害很大，不但會使系統(tǒng)產(chǎn)生振動與噪聲，而且會導致液壓元件、密封裝置等的損壞。因此，分析、計算和設法減輕液壓沖擊是很重要的。由于影響液壓沖擊的因素很多，很難用準確方法計算，故多數(shù)采用實驗方法確定。但有防止液壓沖擊的一般方法，如下：1)在保證工作周期的原則下，盡量減慢換向速度。如電液換向閥，可控制通過先導閥的壓力和流量來減緩主換向閥的換向速度；電磁換向閥，可考慮帶阻尼器或設計成正開口的滑閥結(jié)構(gòu)。但閥芯移動速度較慢，使電磁鐵的線圈長期通過大電流，會造成發(fā)熱、燒傷。2)在滑閥完全關閉前，減慢液體的流速?？稍陂y芯的棱邊上開長方形或V行槽，或作成半錐角為2~5的節(jié)流錐面。3)適當加大管徑，縮短導管長度，避免不必要的彎曲；或采用軟管。8壓制油缸優(yōu)化設計全自動液壓壓磚機的核心部分是壓制油缸的運動。壓機的規(guī)格是以壓制油缸所能產(chǎn)生的最大壓制力而劃分的。因此，壓制油缸的設計是壓機設計制造中的關鍵之一。壓機的結(jié)構(gòu)形式不一，所采用的壓制油缸的結(jié)構(gòu)形式也有較大的差別。目前，國內(nèi)研制的壓機一般將壓制油缸安裝在上橫梁內(nèi)，即用一鋼制的鋼套安裝在上橫梁內(nèi)，使其和上橫梁組合而成壓制油缸。為了獲得相應的壓力，通常油壓很高，一般在30~40MPa之間，因此，壓制油缸應有足夠的強度和剛度，以防破裂和滲漏。鋼套與上橫梁的裝配形式有兩種:一種是鋼套采用間隙配合，即鋼套采用單層厚壁油缸結(jié)構(gòu)，目前，國內(nèi)制造的壓機基本采用此方案。由于單層厚壁油缸應力沿壁厚的分布不均勻，當應力最大處。滿足強度要求時，其余部分的應力都比較小，材料沒有得到充分的利用。第二種方案是構(gòu)，即鋼采用薄壁鋼套結(jié)套本身不足以承受高壓，而是通過薄壁鋼套與上橫梁內(nèi)孔的過盈配合，使鋼套產(chǎn)生一定的預壓力，這樣就限制了鋼套在油壓作用下的向外變形，從而提高了鋼套的承載能力，充分發(fā)揮了材料的作用。值得指出的是，本文所指的薄壁鋼套結(jié)構(gòu)(即二層壓配式組合鋼套結(jié)構(gòu))不同于一般的組合式鋼套。因為該結(jié)構(gòu)的外套筒為上橫梁，它的尺寸主要由壓機承受的彎矩所決定，在優(yōu)化設計時，優(yōu)化準則不能用內(nèi)筒和外筒的內(nèi)壁應力相等的原則。文章旨在通過對這二種鋼套結(jié)構(gòu)進行分析，以期得到壓制油缸設計的合理參數(shù)。壓機主油缸采用厚壁鋼套結(jié)構(gòu)如圖1所示。該圓筒只承受主油缸的工作壓力P的作用。則截面內(nèi)任意半徑為r處的切向應力和徑向應力。按材料力學中的拉美公式可計算如下: 式（81） 式（82）式中，P油缸工作壓力。a為鋼套內(nèi)半徑。b為鋼套外半徑。 為徑向應力。 為切向應力(環(huán)向應力)。r為鋼套橫截面內(nèi)任意點的半徑。 這時圓筒內(nèi)的應力分布如圖81所示，應力和的絕對值都是在內(nèi)壁r= a處最大，隨:值的增大而逐漸減小。鋼套在工作油壓P作用下，內(nèi)半徑a擴大，變形量為，即鋼套任意一點的徑向位移可由下式計算:圖81 厚壁鋼套結(jié)構(gòu)示意圖圖82 厚壁鋼套只有內(nèi)壓時的應力分布示意圖 式（83）式中—為材料的泊桑系數(shù)。E—為材料的彈性模量。其余符號同前。當:r=a時，由此可見，為拉應力，為壓應力，對壁內(nèi)任一點而言，就是該點的主應力，其剪應力 式（84）式(84)表明隨r的減小而變大，當r=a時，在鋼套內(nèi)側(cè)面上，達到最大值， 式（85）因為鋼套是塑性材料，根據(jù)材料力學第三強度理論有 式（86）式中，—材料許用應力 采用薄壁油缸結(jié)構(gòu)時，其鋼套與上橫梁采取過盈配合，上橫梁可簡化為一個圓筒，其結(jié)構(gòu)見圖83。因此，內(nèi)外兩圓筒之間產(chǎn)生相互作用的預緊壓力，由于預緊壓力的存在，使得主油缸外徑減小，整機結(jié)構(gòu)更為緊湊。下面對這種壓配組合式油缸的內(nèi)筒薄壁油缸的應力和應變進行分析。圖83 薄壁油缸結(jié)構(gòu)簡圖圖84 薄壁油缸只承受裝配壓力時應力分布示意圖，薄壁油缸的應力和應變設為過盈裝配時，內(nèi)外圓筒之間產(chǎn)生的預緊壓力，其值決定于過盈量。設內(nèi)外圓筒彈性模量E及泊松系數(shù)均相等時，可由下式計算: 式（87）當時，= 0，內(nèi)外筒配合的過盈量。c外筒的外半徑。b內(nèi)筒的外半徑。a內(nèi)筒的內(nèi)半徑。此時，內(nèi)筒只承受裝配時產(chǎn)生的預緊壓力，在此壓力作用下，圓筒橫截面上任意一點的應力狀態(tài)可由下式計算: 式（88） 式（89） 式（810）其應力分布如圖4所示，r=a時，的絕對值最大。r=b時，和都是壓應力，的絕對值最大。時，絕對值隨r值減小而增大。即r=a時，的絕對值最大?？捎上率降贸鋈我庖稽c的徑向位移 式（811）將(811)式代人，則有: 式（812）時。當r=a時 式（813）當a和確定時，薄壁油缸內(nèi)壁的變形規(guī)律為:(1)b不變，則徑向位移隨c增加而增加。(2)c不變，則徑向位移隨b增加而減小。，薄壁油缸的應力和應變油缸壓力為P時，薄壁油缸的受力狀態(tài)如圖85所示，虛線表示油缸外壁無內(nèi)壓時的大小，顯然，隨著油缸工作壓力的增加，油缸外套將承受更大的壓力，為裝配壓力和工作壓力P在內(nèi)外筒之間引起的接觸應力之矢量和，也可以認為是由裝配過盈量及在工作壓力P作用下(不考慮預應力)內(nèi)筒外壁的徑向位移之和產(chǎn)生的接觸應力。圖85 油缸壓力為P時，薄壁油缸受力狀態(tài)設=0時，在油缸工作壓力P的作用下，并將r=b代人公式得 式（814）那么可知 式（815）對于內(nèi)筒上任意一點的應力狀態(tài)，可按下式計算 式（816） 式（817） 式（818）內(nèi)筒上任意一點的徑向位移為: 式（819）當r=a時 式（820） 薄壁油缸的優(yōu)化設計 優(yōu)化目標的提出 關于壓配式組合鋼套的優(yōu)化設計問題已有人提出，其優(yōu)化準則是以等強度觀點提出的。如前所述，在壓機油缸的設計中，外套筒是壓機橫梁，它的截面尺寸設計受油缸壓力因素的影響很小，主要決定于壓機所承受的壓制力的大小。也就是說，壓機油缸的外套筒的結(jié)構(gòu)參數(shù)外套筒外半徑。和外套筒內(nèi)半徑(也可認為是內(nèi)套筒外半徑)b的關系是由上橫梁的應力狀態(tài)決定。本文在不考慮上橫梁的受力情況下，給出c和b的關系式 式（821）H為滿足上橫梁要求的最小壁厚(外套筒壁厚)，它的確定由上橫梁的設計計算可得。在本文中，將H設為常量(注:不同的壓機H值不同)。這樣壓機油缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)包括外套筒壁厚H、內(nèi)筒外半徑b、內(nèi)半徑a和內(nèi)外套筒配合的過盈量等。我們提出在滿足強度和剛度要求的前提下，使油缸的結(jié)構(gòu)尺寸最小為目標，并以油缸截面面積構(gòu)成第一優(yōu)化目標 式（822）同時，我們認為在滿足要求的情況下，過盈量應盡可能小，使該組合油缸的裝配工藝相對簡單。這樣就得到第二優(yōu)化目標 式（823） 總結(jié)該文提出的壓機油缸鋼套的設計計算方法，為鋼套有關參數(shù)的確定提供了理論依據(jù)，對壓機的設計有一定的參考價值。 取負值，說明在理想狀態(tài)時，可以不采取過盈配合，即小負荷時可充分發(fā)揮內(nèi)筒的材料功能。如果內(nèi)壓超過一定的值時，外筒受力。從這個意義上說，壓機油缸的內(nèi)筒的外直徑和外筒的內(nèi)直徑公差等級都可以取較低等級，但是，其形狀公差要求嚴格。所以，在油缸設計時，此處仍應采用小的過盈配合。結(jié) 論本文對液壓壓磚機的本體結(jié)構(gòu)及部分液壓控制元件進行了計算及選型，在完成設計流程圖的前提下，對液壓泵及液壓缸等主要元件進行強度校核，從而保障機器的運行壽命及生產(chǎn)安全。在液壓壓磚機的結(jié)構(gòu)初步成型后，通過對液壓系統(tǒng)的性能進行估算以及壓制油缸的優(yōu)化設計，使得機器能夠得到最大的工作效率。但是在設計中還有許多不盡人意的地方，比如對液壓系統(tǒng)基本回路方面的知識了解的比較膚淺！還有在對液壓系統(tǒng)進行估算時常常把某些意義相近的概念相混淆！希望這些知識會在以后的不斷學習中有所提高！參考文獻[1] 俞新陸主編，：，1982[2] 官忠范主編，液壓傳動系統(tǒng) 北京：機械工業(yè)出版社， 1998[3] 王春行主編，液壓控制系統(tǒng) 第2版 北京：機械工業(yè)出版社 2000[4] 林建亞，何存心主編 液壓元件 北京：機械工業(yè)出版社 1988[5] 雷天覺主編，：北京理工大學出版社 1998[6] 路甬祥主編，液壓氣功技術手冊 北京：機械工業(yè)出版社 2002[7] 鄭洪生主編，氣壓傳動與控制 北京：機械工業(yè)出版社 1996[8] 黃宜，章宏甲主編，液壓傳動 北京：機械工業(yè)出版社 1993[9] 李建啟等主編 液壓挖掘機回轉(zhuǎn)節(jié)能裝置 北京：工程機械 1991[10] 官忠范主編，： [11] 王積偉，黃宜等主編，液壓與氣壓傳動 第2版 北京：機械工業(yè)出版社[12] SMC corporation. 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