Ⅰ 求液壓系統中的一個公式，要標准點的！
Pw＝(QXPs)/612 Pw-功率Kw Q-流量 L/min Ps 系統壓力 bar
F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb (9-1)
式中：Fc為切削阻力；Ff為摩擦阻力；Fi為慣性阻力；FG為重力；Fm為密封阻力；Fb為排油阻力。
平導軌： Ff=f∑Fn (9-2)
V形導軌： Ff=f∑Fn/[sin(α/2)] (9-3)
式中：f為摩擦因數，參閱表9-1選取；∑Fn為作用在導軌上總的正壓力或沿V形導軌橫截面中心線方向的總作用力；α為V形角，一般為90°。
摩擦因數f
導軌類型
導軌材料
運動狀態
摩擦因數(f)
滑動導軌
鑄鐵對鑄鐵
啟動時
低速(v＜0.16m/s) 高速(v＞0.16m/s)
0.15～0.20 0.1～0.12 0.05～0.08
滾動導軌
鑄鐵對滾柱(珠) 淬火鋼導軌對滾柱(珠)
0.005～0.020.003～0.006
靜壓導軌
鑄鐵
0.005
式中：m為運動部件的質量(kg)；a為運動部件的加速度(m/s2)；G為運動部件的重量(N)；g為重力加速度，g=9.81 (m/s2)；Δv為速度變化值(m/s)；
Δt為啟動或制動時間(s)，一般機床Δt＝0.1～0.5s，運動部件重量大的取大值。
④重力FG：垂直放置和傾斜放置的移動部件，其本身的重量也成為一種負載，當上移時，負載為正值，下移時為負值。
⑤密封阻力Fm：密封阻力指裝有密封裝置的零件在相對移動時的摩擦力，其值與密封裝置的類型、液壓缸的製造質量和油液的工作壓力有關。在初 算 時，可按缸的機械效率(ηm=0.9)考慮；驗算時，按密封裝置摩擦力的計算公式計算。
⑥排油阻力Fb：排油阻力為液壓缸回油路上的阻力，該值與調速方案、系統所要求的穩定性、執行元件等因素有關，在系統方案未確定時無法計算，可放在液壓缸的設計計算中考慮。
(2)液壓缸運動循環各階段的總負載力。液壓缸運動循環各階段的總負載力計算，一般包括啟動加速、快進、工進、快退、減速制動等幾個階段，每個階段的總負載力是有區別的。 ①啟動加速階段：這時液壓缸或活塞處於由靜止到啟動並加速到一定速度，其總負載力包括導軌的摩擦力、密封裝置的摩擦力(按缸的機械效率ηm=0.9計算)、重力和慣性力等項，即：
F=Ff+Fi±FG+Fm+Fb (9-5)
②快速階段： F=Ff±FG+Fm+Fb (9-6)
③工進階段： F=Ff+Fc±FG+Fm+Fb (9-7)
④減速： F=Ff±FG-Fi+Fm+Fb (9-8)
對簡單液壓系統，上述計算過程可簡化。例如採用單定量泵供油，只需計算工進階段的總負載力，若簡單系統採用限壓式變數泵或雙聯泵供油，則只需計算快速階段和工進階段的總負載力。
(3)液壓缸的負載循環圖。
對較為復雜的液壓系統，為了更清楚的了解該系統內各液壓缸(或液壓馬達)的速度和負載的
變化規律，應根據各階段的總負載力和它所經歷的工作時間t或位移L按相同的坐標繪制液壓缸的負載時間(F—t)或負載位移(F—L)圖，然後將各液壓缸在同一時間t(或位移)的負載力疊加。
Ⅱ 液壓元件的計算及選擇
（一）執行元件
根據執行元件的負載和系統的壓力，可以計算液壓缸的直徑和液壓馬達排量。
1.計算執行元件的有效工作壓力
液壓缸的有效工作壓力p1（Pa），由圖9-12知：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
液壓馬達的有效工作壓力p1為:
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：p為液壓系統壓力（或pp為液壓泵壓力）。Pa；Δp為進油管路的壓力損失。初步
估算時，對簡單的液壓系統，取Δp＝（2～5）×105Pa；對較復雜的液壓系統，取Δp＝（2～15）×105Pa；p0為系統的背壓（包括回油路的壓力損失），對回油路上有節流閥的調速系統，取p0＝（2～5）×105Pa；對回油路上有背壓閥或調速閥的調速系統，取p0＝（5～15）×105Pa；回油路較短且直通油箱，取p0＝0；A1、A2分別為液壓缸的無桿腔和有桿腔有效工作面積，m2；
圖9-12 液壓缸系統圖
2.計算液壓缸面積和液壓馬達排量
液壓缸面積A（m2）為：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：Fmax為液壓缸最大負載，N；p1為液壓缸有效工作壓力，Pa；ηm為液壓缸機械效率，取＝0.9～0.98。液壓馬達排量q（m3/r）為：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：Tmax為液壓馬達最大負載轉矩，Nm；p1為液壓馬達有效工作壓力，Pa；ηm為液壓馬達機械效率，不同類型馬達機械效率不同，ηm可參考液壓傳動設計手冊和液壓馬達產品樣本取值。
3.計算執行元件所需流量
液壓缸所需流量Qmax（m3/s）：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：A為液壓缸工作面積，m2；vmax為液壓缸活塞移動最大速度，m/s。
液壓馬達所需流量Qmax（m3/s）：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：q為液壓馬達排量，m3/s；nmax為液壓馬達最大轉速，r/s。
4.液壓馬達的選擇
液壓馬達可分高速和低速兩大類。軸向柱塞液壓馬達，外嚙合齒輪液壓馬達等屬高速液壓馬達。高速液壓馬達輸出轉矩不大，需要齒輪減速後驅動工作機構。高速馬達主要特點是轉速高，轉動慣量小，便於啟動和制動，調節靈敏度高。徑向柱塞液壓馬達、擺線齒輪液壓馬達等屬低速液壓馬達。低速馬達主要特點是排量大、體積大、轉速低，可直接驅動工作機構。
根據壓力、排量、轉速等要求來選擇液壓馬達類型。
（1）軸向柱塞液壓馬達：此類液壓馬達有斜軸式和斜盤式兩種型式。其特點是轉速高、壓力高（32MPa）、體積小，主要用於岩心鑽機回轉和升降機構。
（2）擺線齒輪液壓馬達：此種液壓馬達有軸配流式和端面配流式兩種型式。後者由於採用端面配流，磨損可自動補償，另外採用鑲柱式定子、轉子設計，使液壓馬達具有效率高、工作壓力高、啟動壓力低和運轉平穩等特點，在低速大轉矩液壓馬達中體積最小。2K、6K系列的擺線齒輪液壓馬達就是這類馬達的代表產品。選用時參考產品樣本，確定壓力和流量，使液壓馬達的工作特點在連續工作區域內，以獲得最佳工作效率和壽命。
（3）徑向柱塞液壓馬達：此類液壓馬達有曲軸連桿式、內曲線多作用式和靜力平衡式三種型式。徑向柱塞液壓馬達具有壓力高、效率高、低速穩定性好等特點。由國外引進並經過設計改進的曲軸連桿式液壓馬達在鑽機回轉升降機構、泥漿泵傳動中均有應用。特別是殼轉式馬達更適用鑽機行走機構。
（二）液壓泵
首先根據液壓系統對液壓泵的性能要求確定液壓泵的類型，然後計算泵的工作壓力和流量，選擇泵的具體規格型號，並計算其所需輸入功率。
1.選擇液壓泵類型
鑽機回轉機構為有級調速或功率較小的鑽機，一般選用高壓齒輪泵。高壓齒輪泵具有壓力高、結構簡單和工作可靠等特點。三聯齒輪泵可簡化液壓泵傳動機構，被廣泛採用。
若鑽機回轉、升降機構要求無級調速，或功率大的鑽機可選用軸向柱塞泵。軸向柱塞泵有斜軸式和斜盤式兩種型式。其特點是壓力高和效率高，並有多種變數機構可供選用。斜盤式軸向柱塞泵如同齒輪泵，也可將兩個或三個液壓泵串接在一起，簡化液壓泵傳動。在現代液壓動力頭岩心鑽機上，給進機構採用恆壓軸向柱塞泵，回轉和升降機構採用負載敏感軸向柱塞變數泵是最優選擇和發展趨勢。
2.計算液壓泵流量
液壓泵的流量Qp（m3/s）：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：k為系統泄漏系數，一般取k＝1.1～1.3；（Q）max為各元件同時動作的最大總流量，m3/s。
當系統採用儲能器時，泵的流量根據系統在一個工作循環周期中的平均流量選取，即：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：T為工作周期，s；Qi為各執行元件在工作周期中所需流量，m3/s；n為執行元件的數目。
3.選擇液壓泵規格
參照液壓傳動設計手冊或產品樣本，選擇泵的規格型號。所選泵的流量應與計算流量相當，不要超過太多。泵的額定壓力可以比系統工作壓力高25％或更高些。這是因液壓系統工作過程中存在動態壓力，使泵有一定壓力儲備。
4.計算液壓泵的驅動功率
液壓泵的驅動功率按下式計算P（kW）：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：pp為液壓泵最大工作壓力，Pa；Qp為液壓泵輸出流量，m3/s；η為液壓泵總效率。液壓泵總效率可在產品樣本中查到，大致估取齒輪泵為0.7～0.75，軸向柱塞泵取0.8～0.85。液壓泵規格大取大的數值，規格小取小的數值；變數泵取小值，定量泵取大值。當液壓泵的工作壓力只有額定壓力的10％～15％時，液壓泵的總效率將顯著下降，有時只達50％或更低；變數泵的流量為其額定流量的1/4或1/3以下時，容積效率和總效率都下降很多。
（三）選擇液壓控制閥
根據液壓系統工作壓力和通過閥的最大流量來選擇液壓控制閥。選擇壓力閥時需考慮其壓力調節范圍；選擇流量閥時，要注意其最小穩定流量；選擇換向閥時要注意其滑閥機能及操作控制方式。閥的額定流量必須與實際通過流量一致，實際流量不應大於額定流量的1.2倍。為便於油路連接，同一液壓迴路盡量選用相同通徑的閥。
液壓閥連接安裝方式的選擇。為了簡化油路和便於集中操作，鑽機均採用多路換向閥。多路換向閥以若干個單聯換向閥為主體，配合溢流閥、單向閥及卸荷閥等組合而成。多路換向閥不能滿足系統要求時，可選擇單個閥加以補充。液壓鎖、平衡閥、調速閥、調壓閥等都是鑽機常用閥
負載敏感多路閥是一種手動或電液控制的比例多路閥。它由換向閥、減壓閥、節流閥、梭閥和溢流閥等組成，具有換向、調速和多執行元件可同時工作功能。
由疊加閥組成的油路塊，因疊加閥品種多，其性能可滿足液壓系統要求。疊加閥組裝方便，且有利於油路的改進，在液壓動力頭岩心鑽機的給進和輔助動作迴路上常被採用。
（四）液壓輔件
液壓輔件包括油箱、管件、濾油器、儲能器等。有關液壓輔件的計算與選擇可參考液壓傳動設計手冊。
油管的內徑是根據管內允許流速和通過的流量來確定。
油管內徑d（m）：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：Q為通過油管的流量，m3/s；v為油管中允許流速，m/s；吸油管路v＝0.5～2m/s；壓力管路v＝2.5～6m/s，高壓管路可取7m/s；回油管路v≤1.5～3m/s；泄油管路v≤1m/s。
不同類型液壓泵，其自吸能力不同。齒輪泵的自吸能力強，軸向柱塞泵的自吸能力弱。在開式系統中，軸向柱塞泵的吸油管內徑和長度應根據產品樣本中的規定計算確定。
Ⅲ 挖掘機液壓方面的論文
一 緒論
1.1 液壓傳動與控制概述
液壓傳動與控制是以液體（油、高水基液壓油、合成液體）作為介質來實現各種機械量的輸出（力、位移或速度等）的。它與單純的機械傳動、電氣傳動和氣壓傳動相比，具有傳遞功率大，結構小、響應快等特點，因而被廣泛的應用於各種機械設備及精密的自動控制系統。液壓傳動技術是一門新的學科技術，它的發展歷史雖然較短，但是發展的速度卻非常之快。自從1795年製成了第一台壓力機起，液壓技術進入了工程領域；1906年開始應用於國防戰備武器。
第二次世界大戰期間，由於軍事工業迫切需要反應快、精度高的自動控制系統，因而出現了液壓伺服控制系統。從60年代起，由於原子能、空間技術、大型船艦及電子技術的發展，不斷地對液壓技術提出新的要求，從民用到國防，由一般的傳動到精確度很高的控制系統，這種技術得到更加廣泛的發展和應用。
在國防工業中：海、陸、空各種戰備武器均採用液壓傳動與控制。如飛機、坦克、艦艇、雷達、火炮、導彈及火箭等。
在民用工業中：有機床工業、冶金工業、工程機械、農業方面，汽車工業、輕紡工業、船舶工業。
另外，近幾年又出現了太陽跟蹤系統、海浪模擬裝置、飛機駕駛模擬、船舶駕駛模擬器、地震再現、火箭助飛發射裝置、宇航環境模擬、高層建築防震系統及緊急剎車裝置等，均採用了液壓技術。
總之，一切工程領域，凡是有機械設備的場合，均可採用液壓技術。它的發展如此之快，應用如此之廣，其原因就是液壓技術有著優異的特點，歸納起來液壓動力傳動方式具有顯著的優點：其單位重量的輸出功率和單位尺寸輸出功率大；液壓傳動裝置體積小、結構緊湊、布局靈活，易實現無級調速，調速范圍寬，便於與電氣控制相配合實現自動化；易實現過載保護與保壓，安全可靠；元件易於實現系列化、標准化、通用化；液壓易與微機控制等新技術相結合，構成「機-電-液-光」一體化便於實現數字化。
1.2 液壓機的發展及工藝特點
液壓機是製品成型生產中應用最廣的設備之一，自19世紀問世以來發展很快，液壓機在工作中的廣泛適應性，使其在國民經濟各部門獲得了廣泛的應用。由於液壓機的液壓系統和整機結構方面，已經比較成熟，目前國內外液壓機的發展不僅體現在控制系統方面，也主要表現在高速化、高效化、低能耗；機電液一體化，以充分合理利用機械和電子的先進技術促進整個液壓系統的完善；自動化、智能化，實現對系統的自動診斷和調整，具有故障預處理功能；液壓元件集成化、標准化，以有效防止泄露和污染等四個方面。
作為液壓機兩大組成部分的主機和液壓系統，由於技術發展趨於成熟，國內外機型無較大差距，主要差別在於加工工藝和安裝方面。良好的工藝使機器在過濾、冷卻及防止沖擊和振動方面，有較明顯改善。在油路結構設計方面，國內外液壓機都趨向於集成化、封閉式設計，插裝閥、疊加閥和復合化元件及系統在液壓系統中得到較廣泛的應用。特別是集成塊可以進行專業化的生產，其質量好、性能可靠而且設計的周期也比較短。
近年來在集成塊基礎上發展起來的新型液壓元件組成的迴路也有其獨特的優點，它不需要另外的連接件其結構更為緊湊，體積也相對更小，重量也更輕無需管件連接，從而消除了因油管、接頭引起的泄漏、振動和雜訊。邏輯插裝閥具有體積小、重量輕、密封性能好、功率損失小、動作速度快、易於集成的特點，從70年代初期開始出現，至今已得到了很快的發展。我國從1970年開始對這種閥進行研究和生產，並已將其廣泛的應用於冶金、鍛壓等設備上，顯示了很大的優越性。
液壓機工藝用途廣泛，適用於彎曲、翻邊、拉伸、成型和冷擠壓等沖壓工藝，壓力機是一種用靜壓來加工產品。適用於金屬粉末製品的壓製成型工藝和非金屬材料，如塑料、玻璃鋼、絕緣材料和磨料製品的壓製成型工藝，也可適用於校正和壓裝等工藝。
由於需要進行多種工藝，液壓機具有如下的特點：
（1） 工作台較大，滑塊行程較長，以滿足多種工藝的要求；
（2） 有頂出裝置，以便於頂出工件；
（3） 液壓機具有點動、手動和半自動等工作方式，操作方便；
（4） 液壓機具有保壓、延時和自動回程的功能，並能進行定壓成型和定程成型的操作，特別適合於金屬粉末和非金屬粉末的壓制；
（5） 液壓機的工作壓力、壓制速度和行程范圍可隨意調節，靈活性大。
二 150t液壓機液壓系統工況分析
本機器(見圖1.1)適用於可塑性材料的壓制工藝。如沖壓、彎曲、翻邊、薄板拉伸等。也可以從事校正、壓裝、砂輪成型、冷擠金屬零件成型、塑料製品及粉末製品的壓製成型。本機器具有獨立的動力機構和電氣系統。採用按鈕集中控制，可實現調整、手動及半自動三種操作方式。本機器的工作壓力、壓制速度、空載快速下行和減速的行程范圍均可根據工藝需要進行調整，並能完成一般壓制工藝。此工藝又分定壓、定程兩種工藝動作供選擇。定壓成型之工藝動作在壓制後具有保壓、延時、自動回程、延時自動退回等動作。 本機器主機呈長方形，外形新穎美觀，動力系統採用液壓系統，結構簡單、緊湊、動作靈敏可靠。該機並設有腳踏開關，可實現半自動工藝動作的循環。
2.2 工況分析
本次設計在畢業實習調查的基礎上，用類比的方法初步確定了立式安裝的主液壓缸活塞桿帶動滑塊及動橫梁在立柱上滑動下行時，運動部件的質量為500Kg。
1．工作負載 工件的壓制抗力即為工作負載：
2. 摩擦負載 靜摩擦阻力：
動摩擦阻力：
3. 慣性負載
自重：
4. 液壓缸在各工作階段的負載值：
其中： ——液壓缸的機械效率，一般取 =0.9-0.97。工況 負載組成 推力 F/
2.3負載圖和速度圖的繪制：
負載圖按上面的數值繪制，速度圖按給定條件繪制，如圖：
三 液壓機液壓系統原理圖設計
3．1 自動補油的保壓迴路設計
考慮到設計要求，保壓時間要達到5s，壓力穩定性好。若採用液壓單向閥迴路保壓時間長，壓力穩定性高，設計中利用換向閥中位機能保壓，設計了自動補油迴路，且保壓時間由電氣元件時間繼電器控制，在0-20min內可調整。此迴路完全適合於保壓性能較高的高壓系統，如液壓機等。
自動補油的保壓迴路系統圖的工作原理：
按下起動按紐，電磁鐵1YA通電，換向閥6接入迴路時，液壓缸上腔成為壓力腔，在壓力到達預定上限值時壓力繼電器11發出信號，使換向閥切換成中位；這時液壓泵卸荷，液壓缸由換向閥M型中位機能保壓。當液壓缸上腔壓力下降到預定下限值時，壓力繼電器又發出信號，使換向閥右位接人迴路，這時液壓泵給液壓缸上腔補油，使其壓力回升。回程時電磁閥2YA通電，換向閥左位接人迴路，活塞快速向上退回。
3．2 釋壓迴路設計：
釋壓迴路的功用在於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生很大的液壓沖擊。一般液壓缸直徑大於25mm、壓力高於7Mpa時，其油腔在排油前就先須釋壓。
根據設計很實際的生產需要，選擇用節流閥的釋壓迴路。其工作原理：按下起動按鈕，換向閥6的右位接通，液壓泵輸出的油經過換向閥6的右位流到液壓缸的上腔。同時液壓油的壓力影響壓力繼電器。當壓力達到一定壓力時，壓力繼電器發出信號，使換向閥5回到中位，電磁換向閥10接通。液壓缸上腔的高壓油在換向閥5處於中位（液壓泵卸荷）時通過節流閥9、換向閥10回到油箱，釋壓快慢由節流閥調節。當此腔壓力降至壓力繼電器的調定壓力時，換向閥6切換至左位，液控單向閥7打開，使液壓缸上腔的油通過該閥排到液壓缸頂部的副油箱13中去。使用這種釋壓迴路無法在釋壓前保壓，釋壓前有保壓要求時的換向閥也可用M型，並且配有其它的元件。
機器在工作的時候，如果出現機器被以外的雜物或工件卡死，這是泵工作的時候，輸出的壓力油隨著工作的時間而增大，而無法使液壓油到達液壓缸中，為了保護液壓泵及液壓元件的安全，在泵出油處加一個直動式溢流閥1，起安全閥的作用，當泵的壓力達到溢流閥的導通壓力時，溢流閥打開，液壓油流回油箱。起到保護作用。在液壓系統中，一般都用溢流閥接在液壓泵附近，同時也可以增加液壓系統的穩定性。使零件的加工精度增高。
3．3液壓機液壓系統原理圖擬定
上液壓缸工作循環
（1） 快速下行。按下起動按鈕，電磁鐵1YA通電，這時的油路為：
液壓缸上腔的供油的油路
變數泵1—換向閥6右位—節流閥8—壓力繼電器11—液壓缸15
液壓缸下腔的回油路
液壓缸下腔15—液控單向閥7—換向閥6右位—電磁閥5—背壓閥4—油箱
油路分析：變數泵1的液壓油經過換向閥6的右位，液壓油分兩條油路：一條油路通過節流閥7流經繼電器11，另一條路直接流向液壓缸的上腔和壓力表。使液壓缸的上腔加壓。液壓缸15下腔通過液控單向閥7經過換向閥6的右位流經背壓閥，再流到油箱。因為這是背壓閥產生的背壓使接副油箱旁邊的液控單向閥7打開，使副油箱13的液壓油經過副油箱旁邊的液控單向閥14給液壓缸15上腔補油。使液壓缸快速下行，另外背壓閥接在系統回油路上，造成一定的回油阻力，以改善執行元件的運動平穩性。
（2） 保壓時的油路情況：
油路分析：當上腔快速下降到一定的時候，壓力繼電器11發出信號，使換向閥6的電磁鐵1YA斷電，換向閥回到中位，利用變數泵的柱塞孔從吸油狀態過渡到排油狀態，其容積的變化是由大變小，而在由增大到縮小的變化過程中，必有容積變化率為零的一瞬間，這就是柱塞孔運動到自身的中心線與死點所在的面重合的這一瞬間，這時柱塞孔的進出油口在配油盤上所在的位置，稱為死點位置。柱塞在這個位置時，既不吸油，也不排油，而是由吸轉為排的過渡狀態。液壓系統保壓。而液壓泵1在中位時，直接通過背壓閥直接回到油箱。
（3） 回程時的油路情況：
液壓缸下腔的供油的油路：
變數泵1——換向閥6左位——液控單向閥7——液壓油箱15的下腔
液壓缸上腔的回油油路：
液壓腔的上腔——液控單向閥14——副油箱13
液壓腔的上腔—節流閥8——換向閥6左位——電磁閥5——背壓閥4——油箱
油路分析： 當保壓到一定時候，時間繼電器發出信號，使換向閥6的電磁鐵2YA通電，換向閥接到左位，變數泵1的液壓油通過換向閥旁邊的液控單向閥流到液壓缸的下腔，而同時液壓缸上腔的液壓油通過節流閥9（電磁鐵6YA接通），上腔油通過換向閥10接到油箱，實現釋壓，另外一部分油通過主油路的節流閥流到換向閥6，再通過電磁閥19，背壓閥11流回油箱。實現釋壓。
下液壓缸的工作循環：
向上頂出時，電磁鐵4YA通電，5YA失電。
進油路：
液壓泵——換向閥19左位——單向節流閥18——下液壓缸下腔
回油路：
下液壓缸上腔——換向閥19左位——油箱
當活塞碰到上缸蓋時，便停留在這個位置上。
向下退回是在4YA失電，3YA通電時產生的，
進油路：
液壓泵——換向閥19右位——單向節流閥17——下液壓缸上腔
回油路：
下液壓缸下腔——換向閥19右位——油箱
原位停止是在電磁鐵3YA，4YA都斷電，換向閥19處於中位時得到的。
四 液壓系統的計算和元件選型
4．1 確定液壓缸主要參數：
按液壓機床類型初選液壓缸的工作壓力為25Mpa,根據快進和快退速度要求，採用單桿活塞液壓缸。快進時採用差動連接，並通過充液補油法來實現，這種情況下液壓缸無桿腔工作面積 應為有桿腔工作面積 的6倍，即活塞桿直徑 與缸筒直徑 滿足 的關系。
快進時，液壓缸回油路上必須具有背壓 ,防止上壓板由於自重而自動下滑，根據《液壓系統設計簡明手冊》表2-2中，可取 =1Mpa，快進時，液壓缸是做差動連接，但由於油管中有壓降 存在，有桿腔的壓力必須大於無桿腔，估計時可取 ,快退時，回油腔是有背壓的，這時 亦按2Mpa來估算。
1) 計算液壓缸的面積
可根據下列圖形來計算
—— 液壓缸工作腔的壓力 Pa
—— 液壓缸回油腔的壓力 Pa
故：
當按GB2348-80將這些直徑圓整成進標准值時得： ,
由此求得液壓缸面積的實際有效面積為：
2) 液壓缸實際所需流量計算
① 工作快速空程時所需流量
液壓缸的容積效率，取
② 工作缸壓制時所需流量
③ 工作缸回程時所需流量
4．2液壓元件的選擇
4．2.1確定液壓泵規格和驅動電機功率
由前面工況分析，由最大壓制力和液壓主機類型，初定上液壓泵的工作壓力取為 ，考慮到進出油路上閥和管道的壓力損失為 （含回油路上的壓力損失折算到進油腔），則液壓泵的最高工作壓力為
上述計算所得的 是系統的靜態壓力，考慮到系統在各種工況的過渡階段出現的動態壓力往往超過靜態壓力，另外考慮到一定壓力貯備量，並確保泵的壽命，其正常工作壓力為泵的額定壓力的80%左右因此選泵的額定壓力 應滿足：
液壓泵的最大流量應為：
式中 液壓泵的最大流量
同時動作的各執行所需流量之和的最大值，如果這時的溢流閥正進行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量 。
系統泄漏系數，一般取 ，現取 。
1．選擇液壓泵的規格
由於液壓系統的工作壓力高，負載壓力大，功率大。大流量。所以選軸向柱塞變數泵。柱塞變數泵適用於負載大、功率大的機械設備（如龍門刨床、拉床、液壓機），柱塞式變數泵有以下的特點：
1） 工作壓力高。因為柱塞與缸孔加工容易，尺寸精度及表面質量可以達到很高的要求，油液泄漏小，容積效率高，能達到的工作壓力，一般是（ ） ，最高可以達到 。
2） 流量范圍較大。因為只要適當加大柱塞直徑或增加柱塞數目，流量變增大。
3） 改變柱塞的行程就能改變流量，容易製成各種變數型。
4） 柱塞油泵主要零件均受壓，使材料強度得到充分利用，壽命長，單位功率重量小。但柱塞式變數泵的結構復雜。材料及加工精度要求高，加工量大，價格昂貴。
根據以上算得的 和 在查閱相關手冊《機械設計手冊》成大先P20-195得：現選用 ，排量63ml/r，額定壓力32Mpa，額定轉速1500r/min，驅動功率59.2KN，容積效率 ，重量71kg，容積效率達92%。
2．與液壓泵匹配的電動機的選定
由前面得知，本液壓系統最大功率出現在工作缸壓制階段，這時液壓泵的供油壓力值為26Mpa，流量為已選定泵的流量值。 液壓泵的總效率。柱塞泵為 ，取 0.82。
選用1000r/min的電動機，則驅動電機功率為
選擇電動機 ，其額定功率為18.5KW。
4.2.2閥類元件及輔助元件的選擇
1. 對液壓閥的基本要求：
(1). 動作靈敏，使用可靠，工作時沖擊和振動小。油液流過時壓力損失小。
(2). 密封性能好。結構緊湊，安裝、調整、使用、維護方便，通用性大
2. 根據液壓系統的工作壓力和通過各個閥類元件及輔助元件型號和規格
主要依據是根據該閥在系統工作的最大工作壓力和通過該閥的實際流量，其他還需考慮閥的動作方式，安裝固定方式，壓力損失數值，工作性能參數和工作壽命等條件來選擇標准閥類的規格：
序號 元件名稱 估計通過流量
型號 規格
1 斜盤式柱塞泵
156.8 63SCY14－1B 32Mpa，驅動功率59.2KN
2 WU網式濾油器 160 WU-160*180 40通徑，壓力損失 0.01MPa
3 直動式溢流閥 120 DBT1/315G24 10通徑，32Mpa，板式聯接
4 背壓閥 80 YF3-10B 10通徑，21Mpa，板式聯接
5 二位二通手動電磁閥 80 22EF3-E10B
6 三位四通電磁閥 100 34DO-B10H-T 10通徑，壓力31.5MPa
7 液控單向閥
80 YAF3-E610B 32通徑，32MPa
8 節流閥
80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa
9 節流閥
80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa
10 二位二通電磁閥
30 22EF3B-E10B 6通徑，壓力20 MPa
11 壓力繼電器
－ DP1-63B 8通徑，10.5-35 MPa12 壓力表開關
－ KFL8－30E 32Mpa，6測點
13 油箱
14 液控單向閥 YAF3-E610B 32通徑，32MPa
15 上液壓缸
16 下液壓缸
17 單向節流閥
48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa
18 單向單向閥
48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa
19 三位四通電磁換向閥 25 34DO-B10H-T
20 減壓閥 40 JF3-10B
4.2.3 管道尺寸的確定
油管系統中使用的油管種類很多，有鋼管、銅管、尼龍管、塑料管、橡膠管等，必須按照安裝位置、工作環境和工作壓力來正確選用。本設計中油管採用鋼管，因為本設計中所須的壓力是高壓，P=31.25MPa ， 鋼管能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，但裝配是不能任意彎曲，常在裝拆方便處用作壓力管道一中、高壓用無縫管，低壓用焊接管。本設計在彎曲的地方可以用管接頭來實現彎曲。
尼龍管用在低壓系統；塑料管一般用在回油管用。
膠管用做聯接兩個相對運動部件之間的管道。膠管分高、低壓兩種。高壓膠管是鋼絲編織體為骨架或鋼絲纏繞體為骨架的膠管，可用於壓力較高的油路中。低壓膠管是麻絲或棉絲編織體為骨架的膠管，多用於壓力較低的油路中。由於膠管製造比較困難，成本很高，因此非必要時一般不用。
1. 管接頭的選用：
管接頭是油管與油管、油管與液壓件之間的可拆式聯接件，它必須具有裝拆方便、連接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、壓降小、工藝性好等各種條件。
管接頭的種類很多，液壓系統中油管與管接頭的常見聯接方式有：
焊接式管接頭、卡套式管接頭、擴口式管接頭、扣壓式管接頭、固定鉸接管接頭。管路旋入端用的連接螺紋採用國際標准米制錐螺紋（ZM）和普通細牙螺紋（M）。錐螺紋依靠自身的錐體旋緊和採用聚四氟乙烯等進行密封，廣泛用於中、低壓液壓系統；細牙螺紋密封性好，常用於高壓系統，但要求採用組合墊圈或O形圈進行端面密封，有時也採用紫銅墊圈。
液壓系統中的泄漏問題大部分都出現在它管系中的接頭上，為此對管材的選用，接頭形式的確定（包括接頭設計、墊圈、密封、箍套、防漏塗料的選用等），管系的設計（包括彎管設計、管道支承點和支承形式的選取等）以及管道的安裝（包括正確的運輸、儲存、清洗、組裝等）都要考慮清楚，以免影響整個液壓系統的使用質量。
國外對管子的材質、接頭形式和連接方法上的研究工作從不間斷，最近出現一種用特殊的鎳鈦合金製造的管接頭，它能使低溫下受力後發生的變形在升溫時消除——即把管接頭放入液氮中用芯棒擴大其內徑，然後取出來迅速套裝在管端上，便可使它在常溫下得到牢固、緊密的結合。這種「熱縮」式的連接已經在航空和其它一些加工行業中得到了應用，它能保證在40~55Mpa的工作壓力下不出現泄漏。本設計根據需要，選擇卡套式管接頭。要求採用冷拔無縫鋼管。
2. 管道內徑計算：
（1）
式中 Q——通過管道內的流量
v——管內允許流速 ，見表：
允許流速推薦值
油液流經的管道 推薦流速 m/s
液壓泵吸油管
液壓系統壓油管道 3~6，壓力高，管道短粘度小取大值
液壓系統回油管道 1.5~2.6
(1). 液壓泵壓油管道的內徑：
取v=4m/s
根據《機械設計手冊》成大先P20-641查得：取d=20mm,鋼管的外徑 D=28mm;
管接頭聯接螺紋M27×2。
(2). 液壓泵回油管道的內徑：
取v=2.4m/s
根據《機械設計手冊》成大先P20-641查得：取d=25mm,鋼管的外徑 D=34mm;
管接頭聯接螺紋M33×2。
3. 管道壁厚 的計算
式中： p——管道內最高工作壓力 Pa
d——管道內徑 m
——管道材料的許用應力 Pa，
——管道材料的抗拉強度 Pa
n——安全系數，對鋼管來說， 時，取n=8； 時，
取n=6； 時，取n=4。
根據上述的參數可以得到：
我們選鋼管的材料為45#鋼，由此可得材料的抗拉強度 =600MPa;
(1). 液壓泵壓油管道的壁厚
(2). 液壓泵回油管道的壁厚
所以所選管道適用。
4. 液壓系統的驗算
上面已經計算出該液壓系統中進，回油管的內徑分別為32mm,42mm。
但是由於系統的具體管路布置和長度尚未確定，所以壓力損失無法驗算。4.2.4系統溫升的驗算
在整個工作循環中，工進階段所佔的時間最長，且發熱量最大。為了簡化計算，主要考慮工進時的發熱量。一般情況下，工進時做功的功率損失大引起發熱量較大，所以只考慮工進時的發熱量，然後取其值進行分析。
當V=10mm/s時，即v=600mm/min
即
此時泵的效率為0.9，泵的出口壓力為26MP，則有
即
此時的功率損失為：
假定系統的散熱狀況一般，取 ，
油箱的散熱面積A為
系統的溫升為
根據《機械設計手冊》成大先P20-767：油箱中溫度一般推薦30-50
所以驗算表明系統的溫升在許可范圍內。
五 液壓缸的結構設計
5.1 液壓缸主要尺寸的確定
1) 液壓缸壁厚和外經的計算
液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。
液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規律應壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。
液壓缸的內徑D與其壁厚 的比值 的圓筒稱為薄壁圓筒。工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬於薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算
設 計 計 算 過 程
式中 ——液壓缸壁厚(m)；
D——液壓缸內徑(m)；
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25~1.5)倍 ；
——缸筒材料的許用應力。無縫鋼管： 。
= =22.9
則 在中低壓液壓系統中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作計算，按經驗選取，必要時按上式進行校核。
液壓缸壁厚算出後，即可求出缸體的外經 為2) 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可根據執行機構實際工作的最大行程來確定，並參閱<<液壓系統設計簡明手冊>>P12表2-6中的系列尺寸來選取標准值。
液壓缸工作行程選
缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。
無孔時
有孔時
式中 t——缸蓋有效厚度(m)；
——缸蓋止口內徑(m)；
——缸蓋孔的直徑(m)。
液壓缸：
無孔時
取 t=65mm
有孔時
取 t』=50mm
3)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H稱為最小導向長度（如下圖2所示）。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。
對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求：
設 計 計 算 過 程
式中 L——液壓缸的最大行程；
D——液壓缸的內徑。
活塞的寬度B一般取B=(0.6~10)D；缸蓋滑動支承面的長度 ，根據液壓缸內徑D而定；
當D<80mm時，取 ；
當D>80mm時，取 。
為保證最小導向長度H，若過分增大 和B都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞之間增加一隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即
滑台液壓缸：
最小導向長度：
取 H=200mm
活塞寬度：B=0.6D=192mm
缸蓋滑動支承面長度：
隔套長度： 所以無隔套。
液壓缸缸體內部長度應等於活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大於內徑的20~30倍。
液壓缸：
缸體內部長度
當液壓缸支承長度LB (10-15)d時，需考慮活塞桿彎度穩定性並進行計算。本設計不需進行穩定性驗算。
5.2 液壓缸的結構設計
液壓缸主要尺寸確定以後，就進行各部分的結構設計。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞與活塞桿的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、排氣裝置及液壓缸的安裝連接結構等。由於工作條件不同，結構形式也各不相同。設計時根據具體情況進行選擇。
設 計 計 算 過 程1) 缸體與缸蓋的連接形式
缸體與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。
本次設計中採用外半環連接，如下圖1所示：
圖1 缸體與缸蓋外半環連接方式優點：
(1) 結構較簡單
(2) 加工裝配方便
缺點：
(1) 外型尺寸大
(2) 缸筒開槽，削弱了強度，需增加缸筒壁厚2)活塞桿與活塞的連接結構
參閱<<液壓系統設計簡明手冊>>P15表2-8，採用組合式結構中的螺紋連接。如下圖2所示：
圖2 活塞桿與活塞螺紋連接方式
特點：
結構簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置。應用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。
Ⅳ 液壓傳動知識
(一)液壓傳動概述
液壓傳動是以液體為工作介質來傳遞動力和運動的一種傳動方式。液壓泵將外界所輸入的機械能轉變為工作液體的壓力能,經過管道及各種液壓控制元件輸送到執行機構→油缸或油馬達,再將其轉變為機械能輸出,使執行機構能完成各種需要的運動。
(二)液壓傳動的工作原理及特點
1.液壓傳動基本原理
如圖2-62所示為一簡化的液壓傳動系統,其工作原理如下:
液壓泵由電動機驅動旋轉,從油箱經過過濾器吸油。當控制閥的閥心處於圖示位置時,壓力油經溢流閥、控制閥和管道(圖2-62之9)進入液壓缸的左腔,推動活塞向右運動。液壓缸右腔的油液經管道(圖2-62之6)、控制閥和管道(圖2-62之10)流回油箱。改變控制閥的閥心的位置,使之處於左端時,液壓缸活塞將反向運動。
改變流量控制閥的開口,可以改變進入液壓缸的流量,從而控制液壓缸活塞的運動速度。液壓泵排出的多餘油液經限壓閥和管道(圖2-62之12)流回油箱。液壓缸的工作壓力取決於負載。液壓泵的最大工作壓力由溢流閥調定,其調定值應為液壓缸的最大工作壓力及系統中油液經閥和管道的壓力損失之總和。因此,系統的工作壓力不會超過溢流閥的調定值,溢流閥對系統還起著過載保護作用。
在圖2-62所示液壓系統中,各元件以結構符號表示。所構成的系統原理圖直觀性強,容易理解;但圖形復雜,繪制困難。
工程實際中,均採用元件的標准職能符號繪制液壓系統原理圖。職能符號僅表示元件的功能,而不表示元件的具體結構及參數。
圖2-63所示即為採用標准職能符號繪制的液壓系統工作原理圖,簡稱液壓系統圖。
圖2-62 液壓傳動系統結構原理圖
1—油箱;2—過濾器;3—液壓泵;4—溢流閥;5—控制閥;6,9,10,12—液壓管道;7—液壓缸;8—工作台;11—限壓閥
圖2-63 液壓傳動系統工作原理圖
1—油箱;2—過濾器;3—液壓泵;4—溢流閥;5—控制閥;6,9,10,12—液壓管道;7—液壓缸;8—工作台;11—限壓閥
2.液壓傳動的特點
(1)液壓傳動的主要優點
1)能夠方便地實現無級調速,調速范圍大。
2)與機械傳動和電氣傳動相比,在相同功率情況下,液壓傳動系統的體積較小,質量較輕。
3)工作平穩,換向沖擊小,便於實現頻繁換向。
4)便於實現過載保護,而且工作油液能使傳動零件實現自潤滑,因此使用壽命較長。
5)操縱簡單,便於實現自動化,特別是與電氣控制聯合使用時,易於實現復雜的自動工作循環。
6)液壓元件實現了系列化、標准化和通用化,易於設計、製造和推廣應用。
(2)液壓傳動的主要缺點
1)液壓傳動中不可避免地會出現泄漏,液體也不可能絕對不可壓縮,故無法保證嚴格的傳動比。
2)液壓傳動有較多的能量損失(泄漏損失、摩擦損失等),故傳動效率不高,不宜作遠距離傳動。
3)液壓傳動對油溫的變化比較敏感,不宜在很高和很低的溫度下工作。
4)液壓傳動出現故障時不易找出原因。
(三)液壓傳動系統的組成及圖形符號
1.液壓傳動系統的組成
由上述例子可以看出,液壓傳動系統除了工作介質外,主要由四大部分組成:
1)動力元件——液壓泵。它將機械能轉換成壓力能,給系統提供壓力油。
2)執行元件——液壓缸或液壓馬達。它將壓力能轉換成機械能,推動負載做功。
3)控制元件——液壓閥(流量、壓力、方向控制閥等)。它們對系統中油液的壓力、流量和流動方向進行控制和調節。
4)輔助元件——系統中除上述三部分以外的其他元件,如油箱、管路、過濾器、蓄能器、管接頭、壓力表開關等。由這些元件把系統連接起來,以支持系統的正常工作。
液壓系統各組成部分及作用如表2-6所示。
表2-6 液壓系統組成部分的作用
2.液壓元件的圖形符號
圖2-64是液壓千斤頂的結構原理示意圖。它直觀性強,易於理解,但難於繪制。特別是當液壓系統中元件較多時更是如此。
圖2-64 液壓千斤頂的結構原理圖
1—杠桿;2—泵體;3,11—活塞;4,10—油腔;5,7—單向閥;6—油箱;8—放油閥;9—油管;12—缸體
為了簡化原理圖的繪制,液壓系統中的元件可採用符號來表示,並代表元件的職能。使用這些圖形符號可使系統圖即簡單明了又便於繪制,如果有些液壓元件職能無法用這些符號表達時,仍可採用它的結構示意圖形式。如表27為液壓泵的圖形符號;表2-8為常用控制方式的圖形符號。欲了解更多液壓元件的圖形符號,可參閱相關書籍。
表2-7 液壓泵的圖形符號
表2-8 常用控制方式圖形符號
(四)液壓傳動的主要元件
1.液壓泵
是一種能量轉換裝置。它將機械能轉換為液壓能,為液壓系統提供一定流量的壓力油液,是系統的動力元件。
液壓泵的結構類型有齒輪式、葉片式和柱塞式等。目前鑽探設備的液壓系統中主要採用前兩種形式。
(1)齒輪泵
齒輪泵分為外嚙合和內嚙合兩種形式。外嚙合式齒輪泵由於結構簡單,價格低廉,體積小質量輕,自吸性能好,工作可靠且對油液污染不敏感,所以應用比較廣泛。
1)齒輪泵的工作原理。齒輪泵由泵殼體,兩側端蓋及由各齒間形成密封的工作空間組成。齒輪的嚙合線把容腔分隔為兩個互不相通的吸油腔和排油腔。當齒輪按圖示方向旋轉時吸油一側的輪齒逐漸分離,工作空間的容腔逐步增大,形成局部真空。此時油箱中的油液在外界大氣壓的作用下進入吸油容腔,隨著齒輪的旋轉,齒間的油液帶到排油一側。由於此側的輪齒是逐步嚙合,工作空間的容腔縮小,油液受擠壓獲得能量排出油口並輸入液壓系統。
2)齒輪泵的結構。YBC-45/80齒輪泵是鑽探設備常用的一種液壓泵,額定流量45L/min,額定泵壓8MPa(圖2-65)。該泵主要由泵體、泵蓋、主動齒輪、被動齒輪及幾個軸套等組成。齒輪與軸呈一體,以4隻鋁合金軸套支撐於泵體內,泵蓋與泵體用螺栓緊固,端面及泵軸處均以密封圈密封,兩個軸套(圖2-65之7與19)在壓力油的作用下有一定的軸向游動量,油泵運轉時與齒輪端面貼緊,減少軸向間隙同時在軸套和泵蓋之間有封嚴板等,將吸排油腔嚴格分開,防止竄通以提高泵的容積效率。在軸套靠近齒輪嚙合處開有卸荷槽。泵主軸伸出端以半圓鍵與傳動裝置連接,接受動力。
圖2-65 YBC—45/80齒輪泵
1—卡圈;2—油封;3—螺栓;4—泵蓋;5,13,20—O型密封圈;6—封嚴板;7,10,17,19—軸套;8—潤滑油槽;9—主動齒輪;11—進油口;12—泵體;14—油槽;15—排油口;16—定位鋼絲;18—被動齒輪;21—油孔;22—壓力油腔
3)齒輪泵的流量。齒輪泵的流量可看作是兩個齒輪的齒槽容積之和。若齒輪齒數為z,模數為m,節圓直徑為D(D=z·m),有效齒高h=2m,齒寬為b時,泵的流量Q為
Q=πDhb=2πzm2b
考慮齒間槽比輪齒的體積稍大一些,通常取π為3.33加以修正,還應考慮泵的容積效率ηv,則齒輪泵每分鍾的流量為
地勘鑽探工：基礎知識
(2)葉片泵
葉片泵與齒輪泵相比較具有結構緊湊,外形尺寸小,流量均勻,工作平穩噪音小,輸出壓力較高等優點,但結構較復雜,自吸性能差,對油液污染較敏感。在液壓鑽機中也有採用。
葉片泵分為單作用和雙作用兩種。前者可作為變數泵,後者只能作定量泵。
2.液壓馬達
液壓馬達是將液壓能轉換為機械能的裝置,是液壓系統的執行元件。其結構與液壓泵基本相同,但由於功能和工作條件不同,一般液壓泵和液壓馬達不具有可逆性。
液壓馬達按結構特點分為齒輪式、葉片式和柱塞式三類。鑽探設備中常用柱塞式液壓馬達。
如圖2-66所示,當壓力油經配油盤進入缸體的柱塞時,柱塞受油的作用向外伸出,並緊緊抵在斜盤上,這時斜盤對柱塞產生一法向反作用力F。由於斜盤中心線與缸體軸線傾斜角為δM,所以F可分解為兩個分力,其中水平分力Fx與柱塞推力相平衡,而垂直分力Fg則對缸體產生轉矩,驅動缸體及馬達軸旋轉。若從配油盤的另一側輸入壓力油,則液壓馬達朝反方向旋轉。
圖2-66 軸向柱塞式液壓馬達工作原理
1—斜盤;2—缸體;3—柱塞;4—配油盤;5—主盤
若液壓馬達的排量為Q,輸入液壓馬達的液壓力為P,機械效率為ηm,則液壓馬達的輸出轉矩M為:M=PQηm/2π。
3.液壓缸
液壓缸是液壓系統的執行元件。它的作用是將液壓能轉變為機械能,使運動部件實現往復直線運動或擺動。液壓缸結構簡單,使用方便,運動平穩,工作可靠,在鑽探設備中應用十分廣泛。液壓缸的種類很多,按結構類型可分為活塞式、柱塞式和擺動式三種。其中活塞式液壓缸最常用。活塞或液壓缸可分為單出桿式和雙出桿式兩種。其固定方式可以是缸體固定或活塞桿固定。
(1)單出桿活塞式液壓缸
如圖2-67所示為液壓式鑽機給進油缸的結構。它由活塞、活塞桿、缸筒、上蓋、下蓋、密封圈和壓緊螺母等組成。活塞桿與活塞以螺紋連接成一體。活塞環槽中配裝的活塞環及上蓋處的密封圈等用以保證缸內具有良好的密封性。在液缸的上下蓋上設有輸油口,壓力油經輸油口進入液缸的上、下腔,即推動活塞移動,並通過活塞桿頂端的連接螺母帶動立軸上行或下行。由圖示結構可知,單出桿液壓缸活塞兩側容腔的有效工作面積是不相等的,因此當向兩腔分別輸入壓力和流量相等的油液時,活塞在兩個方向的推力和運行速度是不相等的。
圖2-67 鑽機給進油缸的結構
(2)雙活塞桿式液壓缸
雙活塞桿式液壓缸結構,組成件與單活塞桿液壓缸基本相同,所不同的是活塞左右兩端都有活塞桿伸出,可以連接工作部件,實現往復運動。由圖示結構可知,
兩側活塞桿直徑相同,當兩腔的供油壓力和流量都相等時,兩個方向的推力和運行速度也相等。
4.液壓控制閥
液壓控制閥是液壓系統中的控制元件,用於控制系統的油液流動方向及壓力和流量的大小,以保證各執行機構工作的可靠、協調和安全性。
液壓控制閥按其用途和工作特點不同,通常可分為方向控制閥(如單向閥和換向閥等)、壓力控制閥(如溢流閥、減壓閥和順序閥等)和流量控制閥(如節流閥和調速閥等)。這3種閥可根據需要互相組合成為集成式控制閥,如液壓式鑽機或其他工程機械就是將一個或多個換向閥、調壓溢流閥和流量閥等組裝在一起成為集中手柄控制的液壓操縱閥。
(五)液壓傳動系統的基本迴路簡介
1.壓力控制迴路
主要是利用壓力控制閥來控制系統壓力,實現增壓、減壓、卸荷、順序動作等,以滿足工作機構對力或力矩的要求。如圖2-68所示為一減壓迴路,由於油缸G往返時所需的壓力比主系統低,所以在支路上設置減壓閥,實現分支油路減壓。
圖2-68 減壓迴路
2.速度控制迴路
主要有定量泵的節流調速、變數泵和節流閥的調速、容積調速等迴路,可以實現執行機構不同運動速度(或轉速)的要求。在定量泵的節流調速迴路中,採用節流閥,調速閥或溢流調速閥來調節進入液壓缸(或液壓馬達)的流量。根據閥在迴路中的安裝位置,分為進口節流、出口節流和旁路節流3種。
3.換向控制迴路
換向控制迴路是利用各種換向閥或單向閥組成的控制執行元件的啟動、停止或換向的迴路。常見的有換向迴路、閉鎖迴路、時間制動的換向迴路和行程制動的換向迴路等。
如圖2-69所示是簡化的工作台作往復直線運動的液壓系統圖。為了控制工作台的往復運動,在這個系統中設置了一個手動換向閥,用來改變液流進入液壓缸的方向。當手動換向閥的閥心在最右端時(圖2-69a),壓力油由P—A,進入液壓缸左腔。此時,右腔中的油液由B—O流回油箱,因而推動了活塞連同工作台一起向右運動。
若把手動換向閥的閥心扳到中間位置(圖2-69b),壓力油的進油口P與回油口O都被閥心封閉,工作台停止運動。
如果把閥心扳到最左端,壓力油從P—B進入液壓缸右腔(圖2-69c),左腔中的油液由A—O回油箱,從而推動活塞連同工作台向左運動,完成換向動作。
圖2-69 換向工作原理圖
4.同步迴路
當液壓設備上有兩個或兩個以上的液壓油缸,在運動時要求能保持相同的位移和速度,或要求以一定的速度比運動時,可採用同步迴路。
5.順序動作迴路
當用一個液壓泵驅動幾個要求按照一定順序依次動作的工作機構時,可採用順序動作迴路。實現順序動作可以採用壓力控制、行程式控制制和時間控制等方法。
Ⅳ 誰有SZ-250型注塑機液壓系統設計的資料啊
→螺桿預塑進料
其中合模的動作又分為：快速合模、慢速合模、鎖模。鎖模的時間較長，直到開模前這段時間都是鎖模階段。
第二章 SZ-250型注塑機液壓系統設計
2.1SZ-250型注射機液壓系統設計要求及有關設計參數
2.1.1對液壓系統的要求
（1）合模運動要平穩，兩片模具閉合時不應有沖擊；
（2）當模具閉合後，合模機構應保持閉合壓力，防止注射時將模具沖開。注射後，注射機構應保持注射壓力，使塑料充滿型腔；
（3）預塑進料時，螺桿轉動，料被推到螺桿前端，這時，螺桿同注射機構一起向後退，為使螺桿前端的塑料有一定的密度，注射機構必需有一定的後退阻力；
（4）為保證安全生產，系統應設有安全聯鎖裝置。
2.1.2液壓系統設計參數
250克塑料注射機液壓系統設計參數如下：
螺桿直徑 40mm 螺桿行程 200mm
最大注射壓力 153MPa 螺桿驅動功率 5kW
螺桿轉速 60r/min 注射座行程 230mm
注射座最大推力 27kN 最大合模力(鎖模力) 900kN
開模力 49kN 動模板最大行程 350mm
快速閉模速度 0.1m/s 慢速閉模速度 0.02m/s
快速開模速度 0.13m/s 慢速開模速度 0.03m/s
注射速度 0.07m/s 注射座前進速度 0.06m/s
注射座後移速度 0.08m/s
2.2液壓執行元件載荷力和載荷轉矩計算
2.2.1各液壓缸的載荷力計算
（1）合模缸的載荷力
合模缸在模具閉合過程中是輕載，其外載荷主要是動模及其連動部件的起動慣性力和導軌的摩擦力。
鎖模時，動模停止運動，其外載荷就是給定的鎖模力。
開模時，液壓缸除要克服給定的開模力外，還克服運動部件的摩擦阻力。
（2）注射座移動缸的載荷力
座移缸在推進和退回注射座的過程中，同樣要克服摩擦阻力和慣性力，只有當噴嘴接觸模具時，才須滿足注射座最大推力。
（3）注射缸載荷力
注射缸的載荷力在整個注射過程中是變化的，計算時，只須求出最大載荷力。
式中，d——螺桿直徑，由給定參數知：d＝0.04m；p——噴嘴處最大注射壓力，已知p＝153MPa。由此求得Fw＝192kN。
各液壓缸的外載荷力計算結果列於表l。取液壓缸的機械效率為0.9，求得相應的作用於活塞上的載荷力，並列於表2-1中。
表2-1各液壓缸的載荷力
液壓缸名稱
工況
液壓缸外載荷
/kN
活塞上的載荷力
合模缸
合模
90
100
鎖模
900
1000
開模
49
55
座移缸
移動
2.7
3
預緊
27
30
注射缸
注射
192
213
2.2.2進料液壓馬達載荷轉矩計算
取液壓馬達的機械效率為0.95，則其載荷轉矩
2.3液壓系統主要參數計算
2.3.1初選系統工作壓力
250克塑料注射機屬小型液壓機，載荷最大時為鎖模工況，此時，高壓油用增壓缸提供；其他工況時，載荷都不太高，參考設計手冊，初步確定系統工作壓力為6.5MPa。
2.3.2計算液壓缸的主要結構尺寸
（1）確定合模缸的活塞及活塞桿直徑
合模缸最大載荷時，為鎖模工況，其載荷力為1000kN，工作在活塞桿受壓狀態。活塞直徑
此時p1是由增壓缸提供的增壓後的進油壓力，初定增壓比為5，則p1＝5×6.5MPa＝32.5MPa，鎖模工況時，回油流量極小，故p2≈0，求得合模缸的活塞直徑為
，取Dh＝0.2m。
按表2—5取d/D＝0.7，則活塞桿直徑dh＝0.7×0.2m＝0.14m，取dh＝0.15m。
為設計簡單加工方便，將增壓缸的缸體與合模缸體做成一體(見圖1)，增壓缸的活塞直徑也為0.2m。其活塞桿直徑按增壓比為5，求得
，取dz＝0.09m。
⑵注射座移動缸的活塞和活塞桿直徑
座移動缸最大載荷為其頂緊之時，此時缸的回油流量雖經節流閥，但流量極小，故背壓視為零，則其活塞直徑為
，取Dy＝0.1m
由給定的設計參數知，注射座往復速比為0.08／0.06＝1.33，查表2—6得d/D＝0.5，則活塞桿直徑
Ⅵ 液壓缸及其主要技術參數及計算
液壓缸按其結構型式可分為單作用缸和雙作用缸，鑽機多使用雙作用單活塞桿液壓缸。通常，設計前已定的技術參數為負荷F（N）及其速度v（m/s）、工作壓力p（Pa）、容積效率ηv（ηv1）、機械效率ηm（表3-3）。
表3-3 液壓缸空載啟動壓力及效率
註：活塞桿密封圈也採用V形時，表中pmin值要增大50％。
1.單活塞桿液壓缸兩腔面積比（速度比）φ
單活塞桿液壓缸其面積比（速度比）φ可由下列公式計算：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：A1為活塞無桿側有效面積，m2；A2為活塞有桿側有效面積，m2；v1為活塞桿伸出速度，m/s；v2為活塞桿退回速度，m/s；D為活塞直徑（缸筒內徑），m；d為活塞桿直徑，m。
單活塞桿液壓缸兩腔面積比（速度比）φ值應符合國家標准GB7933-87（等效於ISO7181—1982）規定的面積比（速度比）φ值系列見表3-4 。
表3-4 單活塞桿液壓缸兩腔面積比（速度比）φ
註：（摘自GB7933-87）D、d為缸徑、桿徑（mm）
2.活塞線速度v
（1）活塞瞬間線速度v（m/s）
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：Q為液壓缸瞬間流量，m3/s；A為活塞的有效作用面積（活塞無桿側為A1；活塞有桿側為A2）。
圖3-12 活塞線速度隨時間的變化
當Q＝常數時，v＝常數。但實際工況中，活塞在行程兩端各有一個加速階段或一個減速階段（圖3-12）。當供油流量Q保持不變時，活塞在行程的中間大部分保持恆速。
（2）活塞最高線速度vmax
在活塞桿外推時，活塞的最高線速度vmax1（m/s）為：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
在活塞桿內拉時，活塞的最高線速度vmax2（m/s）為：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：Q1、Q2分別為桿外推、內拉時流量，m3/s。
活塞的最高線速度，受到活塞和活塞桿的密封件和行程末端緩沖裝置所能承受的動能所限制。
過低的活塞最高線速度，可能會出現爬行現象，不利於液壓缸正常工作。故vmax應大於0.1～0.2m/s。
另外活塞的最高線速度，根據活塞和活塞桿選用的密封件形式是有所不同，應參照密封件製造廠所推薦的活塞的最高線速度。液壓缸一般v＜0.5m/s。
3.液壓缸活塞的理論推力和拉力
以雙作用單活塞桿液壓缸為例，如圖3-13所示。
當活塞桿伸出時的理論推力F1（N）：
圖3-13 液壓缸活塞受力示意圖
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
當活塞桿縮回時的理論拉力F2（N）：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
當活塞差動前進時（即活塞兩側同時進壓力相同的液壓油）的理論推力F3（N）：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
以上三式中：D為活塞直徑（缸筒內徑），m；d為活塞桿直徑，m；A1為活塞無桿側有效面積，m2；A2為活塞有桿側有效面積，m2；p為工作壓力，MPa。
4.液壓缸功率
功率為P＝F·v （W）
由於F＝p·A，v＝Q/A，代入上式
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：F為液壓缸的負荷（推力或拉力），N；v為活塞運動速度，m/s；p為工作壓力，Pa；Q為輸入流量，m3/s。
即液壓缸的功率等於壓力與流量的乘積。