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鄭州工業(yè)應用技術學院 本科生畢業(yè)設計說明書 題 目：YB32-200型壓力機液壓系統(tǒng)的設計 指導教師： 王菡 職稱： 講師 學生姓名： 張亮 學號：1102130432 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 院（系）： 機電工程學院 答辯日期： 2015年6月23日 摘要 液壓壓力機是制品成型生產(chǎn)中應用最廣的設備之一，是集機﹑電﹑液為一體的現(xiàn)代化高技術設備。本文針對實現(xiàn)快速空程下行—慢速加壓—保壓—快速回程—停止的工作循環(huán)的需求，提出了設計題目。并對該機的機械系統(tǒng)﹑液壓系統(tǒng)﹑和所需缸的尺寸進行了全面設計。 在機械系統(tǒng)設計中，首先確定整機為二梁四柱結構，依此為基礎，根據(jù)工況分析，確定了液壓的系統(tǒng)壓力和安裝方式，計算出主缸﹑頂出缸的內(nèi)徑尺寸﹑活塞桿的尺寸﹑缸蓋以及導向套的尺寸。接著完成了對主缸和頂出缸的結構優(yōu)化設計和各個零部件之間裝配方式的選擇。最后繪制了主缸和頂出缸的裝配圖和主要零件圖。 液壓系統(tǒng)設計中，首先分析壓力機的壓制工藝，根據(jù)液壓壓力機的用途﹑特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，并在此基礎上，進行了液壓系統(tǒng)原理圖的設計，確定了液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件。計算了整個液壓系統(tǒng)的流量，并根據(jù)流量和壓力進行了液壓閥的選擇﹑液壓站的設計和各個輔助元件的選擇。計算了整個系統(tǒng)的功率，據(jù)此選擇了電動機的型號，最后完成了整個液壓系統(tǒng)的驗算。 關鍵詞：液壓系統(tǒng) ；壓力機；液壓控制系統(tǒng)；液壓機 Abstract Hydraulic press is one of the products most widely used in molding production equipment, is a machine, electricity and liquid as one of modern high-tech equipment. Aiming to achieve rapid backlash downside - Slow pressure - packing - fast return - needs to stop duty cycle, we proposed a design. And the aircraft's hydraulic system mechanical systems and cylinder size required for a comprehensive design. In the mechanical system design, first determine the whole structure is two-beam four, followed by the foundation, according to the working conditions analyzed to determine the hydraulic system pressure and installation, calculate the top of the master cylinder inner diameter of the cylinder rod as to size, the size of the cylinder head and the guide sleeve. Then complete the assembly between the way the master cylinder and the top of the cylinder structure optimization design and the choice of the individual components. Finally draw the master cylinder and the top of the cylinder assembly drawing and major parts drawing. Hydraulic system design, the first press of the pressing process analysis, based on the use of hydraulic presses characteristics and requirements, using the basic principle of hydraulic transmission, and on this basis, the design of the hydraulic system schematics to determine the hydraulic system The actuator. Calculate the flow rate of the hydraulic system, and based on the flow and pressure of the design and selection of each auxiliary hydraulic valve element selection ﹑ hydraulic station. Calculate the power of the entire system, whereby selected motor model, and finally completed the checking of the hydraulic system. Keyword：Hydraulic system, Presses , Hydraulic Control System, Hydraulic Press目錄 1 緒論 1 1.1液壓傳動的發(fā)展概況 1 1.2壓力機的發(fā)展 1 2 液壓壓力機的液壓系統(tǒng)原理設計 4 2.1液壓壓力機的基本結構 4 2.2工況分析 4 2.2.1液壓壓力機工況分析 4 2.2.2主缸負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 5 2.2.3頂出缸缸負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 6 2.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖 7 2.3.1確定供油方式 7 2.3.2調(diào)速方式的選擇 7 2.3.3液壓系統(tǒng)原理圖的設計 7 2.3.4主液壓缸的運動 9 2.3.5頂出缸的運動 10 3 液壓系統(tǒng)的計算和元件選型 11 3.1液壓缸的計算與選型 11 3.1.1確定液壓缸的主要參數(shù) 11 3.1.2缸筒的設計計算 14 3.1.3缸蓋厚度的確定 15 3.1.4最小導向長度的確定 15 3.1.5液壓缸工作行程的確定 17 3.1.6缸體長度的確定 17 3.1.7液壓缸的結構設計 17 3.1.8液壓機頂出缸設計 21 3.2確定液壓泵和電動機 23 3.3液壓閥的選擇 26 3.4液壓站的設計 27 3.4.1液壓油箱的設計 27 3.4.2確定管道尺寸 30 4 輔助元件的選擇 31 4.1管道 31 4.2管接頭 31 4.3密封件 31 4.4濾油器 31 4.5空氣濾清器 31 4.6液位計 31 5 液壓系統(tǒng)溫升的驗算 33 5.1液壓系統(tǒng)溫升的驗算 33 結論 35 致謝 36 參考文獻 38 V 1 緒論 1.1液壓傳動的發(fā)展概況 液壓傳動和氣壓傳動總稱為流體傳動，是根據(jù)17世紀帕斯卡提出的液體靜壓力傳動原理而發(fā)展起來的一門新興技術，在工農(nóng)業(yè)及其各個領域光偉應用。如今，流體傳動技術水平的高低已成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志。[1] 我國的液壓工業(yè)開始于20世紀50年代，液壓元件最初應用于機床和鍛壓設備。60年代獲得較大發(fā)展，已滲透到各個工業(yè)部門，在機床、工程機械、冶金、農(nóng)業(yè)機械、汽車、船舶、航空、石油以及軍工等工業(yè)中都得到了普遍的應用。當前液壓技術正向高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、低能耗、長壽命、高度集成化等方向發(fā)展。同時，新元件的應用、系統(tǒng)計算機輔助設計、計算機仿真和優(yōu)化、微機控制等工作，也取得了顯著成果。 目前，我國的液壓件已從低壓到高壓形成系列，并生產(chǎn)出許多新型元件，如插裝式錐閥、電液比例閥、電液伺服閥、電業(yè)數(shù)字控制閥等。[2]我國機械工業(yè)在引進國外先進的液壓技術的同時認真消化，努力研制、開發(fā)屬于我國自主的液壓件新產(chǎn)品。同時為了保證新產(chǎn)品的可靠性和穩(wěn)定性積極采用國際標準，優(yōu)化產(chǎn)品結構，對一些性能差不符合國家標準的液壓件產(chǎn)品，采取措施，逐步淘汰。由此可見，伴隨著科學新技術的迅猛發(fā)展，液壓技術將會被賦予一種新的力量，機械工業(yè)各領域得到廣泛應用。[3] 液壓機作為制品成型生產(chǎn)中應用最廣的設備之一，自19世紀問世以來發(fā)展很快，液壓機在工作中的廣泛適應性，使其在國民經(jīng)濟各部門獲得了廣泛的應用。由于液壓機的液壓系統(tǒng)和整機結構方面，已經(jīng)比較成熟，目前國內(nèi)外液壓機的發(fā)展不僅體現(xiàn)在控制系統(tǒng)方面，還主要是在高速，高效率，低能耗；提高整個液壓系統(tǒng)充分合理的利用先進的機械和電子技術的液壓集成；[4]自動化、智能化，液壓元件集成化、標準化四個方面實現(xiàn)對系統(tǒng)的自動診斷和調(diào)整，以有效防止泄露和污染。[5] 1.2壓力機的發(fā)展 壓力機的發(fā)展歷史只有100年。壓力機是伴隨著工業(yè)革命的的進行而開始發(fā)展的，蒸汽機的出現(xiàn)開創(chuàng)了工業(yè)革命的時代，傳統(tǒng)的鍛造工藝和設備逐漸不能滿足當時的要求。因此在1839年，第一臺蒸汽錘出現(xiàn)了。此后伴隨著機械制造業(yè)的迅速發(fā)展，鍛件的尺寸也越來越越大，鍛錘做到百噸以上，即笨重又不方便。在1859-1861年維也納鐵路工廠就有了第一批用于金屬加工的7000KN、10000KN和12000KN的液壓機，1884年英國羅切斯特首先使用了鍛造鋼錘用的鍛造液壓機，它與鍛錘相比具有很好的優(yōu)點，因此發(fā)展很快，在1887-1888年制造了一系列鍛造液壓機，其中包括一臺40000KN的大型水壓機，1893年建造了當時最大的12000KN的鍛造水壓機。 在第二次世界大戰(zhàn)后，為了迅速發(fā)展航空業(yè)。美國在1955年左右先后制造了兩臺31500KN和45000KN大型模鍛水壓機。 近二十年來，世界各國在鍛造操作機與鍛造液壓機聯(lián)動機組，大型模鍛液壓機，擠壓機等各種液壓機方面又有了許多新的發(fā)展，自動測量和自動控制的新技術在液壓機上得到了廣泛的應用，機械化和自動化程度有了很大的提高。國外的鍛造自動化也取得了長足發(fā)展?，F(xiàn)代化的大型自由鍛造車間的鍛造液壓機、操作機、鍛造吊車實現(xiàn)了聯(lián)動控制，全部機械化，并配有鍛件尺寸自動測量裝置，鍛造壓機與操作機數(shù)控聯(lián)動，鍛造加熱爐自動控制。[6]中小型自由鍛實現(xiàn)了壓機與操作聯(lián)動微要控制、計算機自動編程的自動程序鍛造。熱模鍛方面，大型汽車零件模鍛件大部分采用以多工位熱模鍛壓機為主休的綜合自動線，美國、德國、日本基本采用熱模鍛壓力機取代原有的模鍛錘，中小型模鍛件采用多工位高速自動熱鐓機，最高速度達到4000-12000件/小時。德國穆勒.萬加頓公司開發(fā)研制了直接驅動的螺旋壓力機，并組成全自動鍛造線，最大噸位達到25000噸，主要用于中、重零件的模鍛和精密鍛造。[7]提高生產(chǎn)率是永恒的追求目標，各鍛壓廠家均致力于鍛壓機械的高速化研究，各鍛壓廠家均致力于鍛壓機械的高速化研究，在數(shù)控回轉頭壓力機上，主要采用伺服控制的液壓主驅動系統(tǒng)來提高壓機的行程次數(shù)。 在追求高速化加工的同時，還必須盡可能縮短生產(chǎn)輔助時間，以取得良好的技術經(jīng)濟效益。在數(shù)控壓機上配備伺服電機驅動的三坐標上下料裝置，可使沖壓中心實現(xiàn)高效板材加工。將幾種工藝或幾個工序復合在一臺機床上完成，是當前各類機床大幅壓縮生產(chǎn)輔助時間，提高生產(chǎn)率的重要技術途徑，在鍛壓機械上也得到了成功應用，效果十分顯著。[8]如：德國、美國、日本已相繼開發(fā)出激光一步?jīng)_復合機，將模具沖切與激光切割有機地結合起來，工件一次上料即可完成沖孔、沖切、翻邊、淺拉伸、切割等多道工序，最大限度地節(jié)省了輔助時間，特別適合孔型多而復雜的面板類工件的加工及多品種小批量板料加工。 再來看一下我國的情況，冷沖壓方面，目前我國主要汽車生產(chǎn)廠，約有90%的沖壓線采用一臺雙動拉伸壓力機（或多桿單動拉伸壓力機）和4-6臺單動壓力機組成沖壓流水線，手工上下料完成大型覆蓋件的沖壓生產(chǎn)，生產(chǎn)效率低，生產(chǎn)節(jié)拍最高只有3-5次/分；[9]人身安全和工件環(huán)境差；在手工上下料和傳送工件過程中，易造成工件劃傷等缺陷，沖壓制件質量差；整條沖壓線長60米左右，約需20-24名操作工人，占地面積大，人工成本高，沖壓件制造成本比國外高2-3倍，是我國汽車工業(yè)嚴重缺乏市場競爭力的重要因素之一。[10]我國有90%的沖壓線采用人工上下料，另有10%的沖壓線實現(xiàn)了單機聯(lián)線自動化，生產(chǎn)節(jié)拍最高為6-8次/分，而代表當今沖壓技術國際水平的大型多工位壓力機，在我國汽車工業(yè)中的應用仍是空白。這也是我國沖壓行業(yè)與西方發(fā)達國家的主要差距所在，在很大程度上制約了我國汽車工業(yè)的發(fā)展。熱鍛方面，大型自由鍛造的設備能力過剩，設備布局分散，利用率極低，機械化、自動化程度低，鍛件加工余量大，工人勞動條件差，勞動強度大。[11]國內(nèi)自行設計制造了三條800T雙機聯(lián)動快鍛機組，但自動化程度不高；國內(nèi)冶金行業(yè)引進少量的快鍛機組和精鍛生產(chǎn)線；汽車大型模鍛件的自動化方面，只有一汽、二汽等少數(shù)大公司從國外引進熱模鍛壓力機自動線，絕大部分仍采用蒸空模鍛錘和壓力機模鍛相結合的格局，自動化程度低；中小件的模鍛，仍然是模鍛錘占多數(shù)，基本上是手工操作，錘上模鍛機械手實際應用很少，高速自動熱鍛機主要依賴進口。[13] 隨著我國工業(yè)技術水平的發(fā)展，特別是以轎車為代表的汽車工業(yè)快速發(fā)展，帶動汽車零件的產(chǎn)量和質量不斷提高。但必須清醒地認識到，中國與國際先進水平仍有很大差距，國際大汽車公司必然嚴重沖擊中國汽車工業(yè)，國內(nèi)同行之間的競爭也將日趨激烈。中國汽車工業(yè)的發(fā)展，離不開裝備工業(yè)的大力支撐，鍛壓設備制造業(yè)必須滿足汽車工業(yè)大批量生產(chǎn)的要求，向自動化、高效率方向發(fā)展。解放后我國迅速建立獨立自主的完整的工業(yè)體系，同時仿造并自行設計各種液壓機，同時也建立了一批這方面的科研隊伍。[15]到了六十年代，我國先后成套設計并制造了一些重型液壓機，其中有300000KN的有色金屬模鍛水壓機，120000KN有色金屬擠壓水壓機等。特別是近十年來，又有了一些新的發(fā)展。比如，設計并制造了一批較先進的鍛造水壓機，并已向國外出口，與此相應的，我國也陸續(xù)制造了各種液壓機的系列及零部件標準。[16] 但是，我們也應清楚地意識到我們與發(fā)達國家相比還有很大的差距，還不能滿足國民經(jīng)濟和國防建設的需要。許多先進的設備和大型機仍需進口，目前應充分發(fā)揮我們的優(yōu)勢，加強我國在這方面的競爭力，這不僅是有助于我們從制造業(yè)大國向制造業(yè)強國的轉變也是國家安全的需要。2 液壓壓力機的液壓系統(tǒng)原理設計 2.1液壓壓力機的基本結構 小型壓力機機身屬于四立柱機身。機身由上橫梁、下橫梁和四根立柱組成。液壓機的各個部件都安裝在機身上，其中上橫梁的中間孔安裝工作缸，下橫梁的中間孔安裝頂出缸，工作臺面上開有開有T型槽，用來安裝模具?；顒訖M梁的四個角上的孔套裝在四立柱上，上方和工作缸活塞相連接，由其帶動橫梁上下運動。機身在液壓機工作中承受全部的工作載荷。 工作缸采用單桿活塞缸，當壓力油進入工作缸上腔，活塞帶動橫梁向下運動，其速度慢，壓力大，當壓力油進入工作缸下腔，活塞向上運動，其速度較快，壓力較小，符合一般的慢速壓制、快速回程的工藝要求。 活動橫梁是立柱式液壓機的運動部件，位于液壓機機身的中間，中間圓孔和上橫梁的工作活塞桿連接，四角孔在工作活塞的帶動下，靠立柱導向作上下運動，活動橫梁的底面也開有T型槽，用來安裝模具。 液壓機的動力部分是液壓泵，將機械能轉變?yōu)橐簤耗?，向液壓機的工作缸提供高壓液體。如下圖2.1為液壓機的實體圖形，供油裝置和控制裝置。 圖2.1 液壓機 2.2工況分析 2.2.1液壓壓力機工況分析 設計一臺小型液壓壓力機的液壓系統(tǒng)，要求實現(xiàn)快速空程下行—慢速加壓—保壓—快速回程—停止的工作循環(huán)，主缸快速進給速度為0.08m/s，快退速度為0.03m/s，加壓速度0.006m/s,壓制深度200mm，保壓時間：40s，移動部件自重：G=30KN，工作行程700mm,取靜摩擦因數(shù)fs=0.2，動摩擦因數(shù)fd=0.1；加速、減速時間為0.05s, 頂出缸頂出速度0.02m/s，頂出缸回程速度0.05m/s，工作行程250mm, 頂出缸頂出力350KN油缸垂直安裝，設計該壓力機的液壓系統(tǒng)。 工作負載 工件的壓制抗力即為工作負載：Ft=200KN 摩擦負載 靜摩擦阻力：Ffs=0.2×30000=6000N 動摩擦阻力：Ffd=0.1×30000=3000N 慣性負載 最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速度時間進行計算。[10]已知加速 減速時間為0.05s,快速進給速度為0.08m/s，因此慣性負載可以表示為： Fm= == 4898N 具體參數(shù)及各工作階段主缸負載和頂出缸負載如表2.2.1-1和表2.2.1-2所示： 表2.2.1-1 液壓缸主缸在各工作階段的負載 工況 負載組成 負載值F/N 液壓缸推力/N F1=F/m 啟動 F=Ffs 6000 6315.79 加速 F=Ffd+Fm 7898 8313.68 快進 F=Ffd 3000 3157.89 工進 F=Ffd+Ft 203000 213684.21 快退 F=Ffd 3000 3157.89 表2.2.1-2 液壓缸頂出缸在各工作階段的負載 工況 負載組成 負載值F/N 液壓缸推力/N F1=F/m 啟動 F=Ffs 6000 6315.79 工進 F=Ffd+Ft 39000 41052.63 快退 F=Ffd 3000 3157.89 注：1.液壓缸的機械效率m通常在0.9～0.95之間，此處取0.95. 2.2.2主缸負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 根據(jù)工況負載和已知速度條件，可繪制負載圖和速度圖，如圖2.2.2-1和圖2.2.2-2所示： 圖2.2.2-1 速度圖 圖2.2.2-2負載圖 2.2.3頂出缸缸負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 根據(jù)工況負載和已知速度條件，可繪制負載圖和速度圖，如圖2.2.3-1和2.2.3-2所示： 圖2.2.3-1 頂出缸速度循環(huán)圖 圖2.2.3-2 頂出缸負載循環(huán)圖 2.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖 2.3.1確定供油方式 根據(jù)設計要求，設計一臺小型液壓壓力機，考慮到該液壓機壓力要經(jīng)常變換和調(diào)節(jié)，壓制時的負載比較小，流量大，空行程和壓制行程的速度差異大，因此采用一臺低壓變量泵供油即可。 2.3.2調(diào)速方式的選擇 工作缸采用單桿活塞缸，當壓力油進入工作缸上腔，活塞帶動橫梁向下運動，其速度慢，壓力大，當壓力油進入工作缸下腔，活塞向上運動，其速度較快，壓力較小，符合一般的慢速壓制、快速回程的工藝要求。 液壓壓力機動作循環(huán)圖如下圖2.3.2-1所示： 圖2.3.2-1 壓力機動作循環(huán)圖 2.3.3液壓系統(tǒng)原理圖的設計 本設計任務要求設計一臺小型液壓壓力機的液壓系統(tǒng)，可以實現(xiàn)快速空程下行——慢速加壓——保壓——快速回程——停止的工作循環(huán)，油缸垂直安裝。 根據(jù)要求可以分析設計： 液壓系統(tǒng)中變量柱塞泵在得到由高壓軸供油時, 上下兩個滑塊分別操控主液壓缸和頂出缸動作，依次實現(xiàn)下面動過要求。 液壓系統(tǒng)主缸動作:快速下降、緩慢加壓、保壓延時、卸壓后換向、快速返回并原位停止; 頂出缸向上頂出、停留、退回、原位停止。與此同時把主液壓缸和頂出缸設計成互鎖裝置, 只有當主缸換向閥位于中位時, 頂出缸換向閥才能接通壓力油, 這樣能確保動作的協(xié)調(diào)可靠。 下圖（圖2.3.3-1）所示為該液壓壓力機的液壓系統(tǒng)原理圖： 圖2.3.3-1 液壓壓力機的液壓系統(tǒng)原理圖 1-頂出缸 2-頂出缸換向閥 3-先導換向閥 4-主缸安全閥 5-主液壓缸 6-充液筒 7-主缸換向閥 8-壓力繼電器 9-預泄壓換向閥 10-順序閥 11-泵站溢流閥 12-減壓閥 13-頂出缸溢流閥 14-頂出缸安全閥 15-變量泵 16-濾油器 17-遠程調(diào)壓閥 18-單向閥 19、20-液控單向閥. 下表2.3.3-2所示為電磁鐵、行程閥和壓力繼電器的動作順序表： 表2.3.3-2 動作順序表 液壓缸 動作名稱 電磁鐵 1DT 2DT 3DT 4DT 主液壓缸 快速下行 ＋ － － － 慢速加壓 ＋ － － － 保壓延時 － － － － 泄壓換向 － ＋ － － 快速返回 － ＋ － － 原位停止 － － － － 頂出缸 向上頂出 － － － ＋ 停留 － － － － 向下退回 － － ＋ － 原位停止 － － － － 注：電磁鐵：＋表示通電，－表示斷電；行程閥：＋表示通，－表示斷；壓力繼電器：＋表示動作，－表示原態(tài)。 2.2.4 主液壓缸的運動 (1) 主缸活塞快速下行 打開啟動按鈕，電磁鐵1DT通電，先導閥3和主缸換向閥7的左位接通系統(tǒng)。主油路為： 進油路：液壓泵→順序閥10→主缸換向閥7→單向閥18→主缸上腔； 回油路：主缸下腔→液控單向閥19→主缸換向閥7→下缸換向閥2→油箱。 這時，主缸活塞連同上滑塊在自重作用下快速下行，盡管泵已經(jīng)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20，充液筒內(nèi)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件后，主缸上腔壓力升高，充液閥20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。 (3) 主缸保壓延時 當系統(tǒng)壓力升高到壓力繼電器8的調(diào)定值時，壓力繼電器發(fā)出信號使1DT斷電，先導閥3和主缸換向閥2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。 (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(nèi)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2DT通電，先導閥右位接入系統(tǒng)，控制油路中的壓力油打開液控單向閥9內(nèi)的卸荷小閥芯，使主缸上腔的油液開始泄壓。壓力降低后欲泄換向閥閥芯向上移動，以其下位接入系統(tǒng)，控制油路即可使主缸換向閥處于右位工作，從而實現(xiàn)上滑塊的迅速返回。主油路順序為： 進油路：液壓泵→順序閥10→主缸換向閥7→液控單向閥19→主缸下腔； 回油路：主缸上腔→充液閥20→充液筒。 充液筒內(nèi)液面超過預定位置時，多余油液由溢流管流回油箱。單向閥C用于主缸換向閥由左位回到中位時補油，單向閥B用于主缸換向閥由右位回到排油至油箱。 (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2DT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。 2.2.5頂出缸的運動 (1) 頂出缸活塞向上頂出 電磁鐵4DT通電時，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10→主缸換向閥7→頂出缸換向閥2→頂出缸； 回油路：頂出缸上腔→頂出缸換向閥2→油箱。 (2) 頂出缸活塞向下退回和原位停止 4DT斷電、3DT通電時油路換向，頂出缸活塞向下退回。當擋塊壓在原位開關時，電磁鐵3DT斷電，頂出缸換向閥處于中位，頂出缸活塞原位停止。3 液壓系統(tǒng)的計算和元件選型 3.1液壓缸主缸的計算與選型 3.1.1確定液壓缸主缸的主要參數(shù) 由前面的分析已確定選用單桿活塞式雙作用缸，根據(jù)各公司小型液壓機產(chǎn)品的設計經(jīng)驗和液壓缸的公稱壓力系列初選液壓缸的工作壓力為25MPa，液壓缸的公稱壓力見下表3.1.1-1所示。 表3.1.1-1 液壓缸的工程壓力系列 液壓缸的工程壓力系列 0.6 1.0 1.6 2.5 4 6.3 10 16 25 31.5 40.0 根據(jù)選擇的液壓缸形式和初選的液壓缸的工作壓力，可以計算出液壓缸的缸筒內(nèi)徑、活塞桿直徑及有效面積等參數(shù)。 圖3.1.1-1所示為液壓缸簡圖： 圖3.1.1-1 液壓缸簡圖 根據(jù)液壓系統(tǒng)設計簡明手冊，按液壓缸工作壓力選取d/D可知：當工作壓力p=25MPa時，d/D=0.7，在此處取d/D=0.7。[13]表3.1.1-2所示為液壓缸內(nèi)徑D與活塞桿直徑d的關系： 表3.1.1-2 液壓缸內(nèi)徑D與活塞直徑d的關系 按液壓缸工作壓力選取d/D 工作壓力P/(MPa) d/D 2 0.2～0.0.3 >2～5 0.5～0.58 >6～7 0.62～0.70 >7 0.7 由表2.2.1-1中工作循環(huán)各階段的外負載值分析知：液壓缸最大外負載F=200000N，根據(jù)液壓設計簡明手冊，[25]在中、低壓系統(tǒng)中，回油路中設置背壓閥，取背壓p 2 =1MPa。 表3.1.1-3所示為執(zhí)行元件背壓的估計值： 表3.1.1-3 執(zhí)行元件背壓的估計值 系統(tǒng)類型 背壓P2（MPa） 中、低壓系統(tǒng) 簡單系統(tǒng)和輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2～0.5 回油路帶調(diào)速閥 的調(diào)速系統(tǒng) 0.5～0.8 回油路帶背壓閥 0.5～1.5 采用帶補液壓泵 的閉式回路 0.8～1.5 中高壓系統(tǒng) 同上 比中低壓系統(tǒng)高50%～100% 高壓系統(tǒng) 如鍛壓機械等 初算時背壓可忽略不計 根據(jù)前面所確定的液壓缸工作壓力，液壓缸內(nèi)徑與活塞桿直徑的關系和液壓缸的背壓，可以得到：當無桿腔為工作腔時： （3.1） 式中 —液壓缸的工作腔壓力； —液壓缸的回油腔壓力； —液壓缸無桿腔的有效面積， —液壓缸有桿腔的有效面積， —液壓缸內(nèi)徑或活塞直徑； —活塞桿直徑； —液壓缸的最大外負載； m—液壓缸的機械效率，由前面選定 m=0.95; 由以上分析取得的條件和公式（3.1）可計算得：D=327mm，d=0.7D=229mm； 計算所得的D與d值按照GB/T2348-1993進行圓整，[4]由于括號內(nèi)尺寸為非優(yōu)先選用的尺寸，所以圓整為D=320mm，d=220mm。液壓缸內(nèi)徑系列和活塞桿直徑系列見下面表3.1.1-4和表3.1.1-5所示。 表 3.1.1-4 液壓缸內(nèi)徑系列 液壓缸內(nèi)徑尺寸系列（GB2348-80）/mm 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 90 100 (110) 125 (140) 160 (180) 200 (220) 250 320 400 500 630 表3.1.1-5 活塞缸直徑系列 活塞缸直徑系列（GB2348-80）/mm 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 液壓系統(tǒng)流量計算 (1) 主缸所需流量計算 由設計參數(shù)及主缸的尺寸，對主缸各個工況所需流量進行計算。已知主缸的快進速度為0.08m/s，工進速度為0.006m/s，快速回程速度為0.03m/s，主缸內(nèi)徑為320mm，活塞桿直徑為220mm。 由流量計算公式： （3.2） 快進時： =≈385.8L/min 工進時： =≈28.8L/min 快退時： =≈76.2L/min (2) 頂出缸所需流量計算 由設計參數(shù)及頂出缸的尺寸，對頂出缸各工況所需流量進行計算。已知頂出缸的頂出速度為0.02m/s，快退速度為0.05m/s，頂出缸內(nèi)徑為200mm，活塞桿直徑為140mm，代入公式（3.2），即： 頂出時： 37.8L/min 快退時： =48L/min 3.1.2缸筒的設計計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。 液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚δ的比值D/δ≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算： 圓筒公式計算： （3.3） 式中 —液壓缸壁厚（m）； D —液壓缸內(nèi)徑（m）; —實驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍； [σ]—缸筒材料的許用應力。鍛鋼：[σ]=110～120MPa ；鑄鋼：[σ]=100～110MPa ；高強度鑄鐵：[σ]=60MPa ；灰鑄鐵：[σ]=25MPa ；無縫鋼管：[σ]=100～110MPa 。 由前面的分析可知，試驗壓力=1.4×25.5MPa=35.7MPa，缸筒材料的許用應力[σ]=100MPa。 按第四強度理論計算公式3.2可計算得： 缸體外徑的計算： D1≥D＋2δ 式中 D1—缸體外徑（m） 已知試驗壓力=25MPa，缸筒材料的許用應力[σ]=100MPa，由缸體外徑計算公式可得。 D1 ≥0.32m＋0.104m＝0.426m 在此按已取的壁厚計算得缸筒外徑為426mm。外徑圓整為標準直徑系列后，取主缸缸體外徑D1＝430mm 3.1.3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。[21] 無孔時 （3.4） 有孔時 （3.5） 式中 —缸蓋有效厚度（m）; —缸蓋止口內(nèi)徑（m）; —缸蓋孔的直徑（m）。 下面以無孔時的情況進行估算，并在最后增加適度的安全裕量即可滿足液壓缸的設計需要。由缸蓋厚度估算公式（3.4）估算得，有效厚度t≥157mm。綜合前面缸筒的安全壁厚，這里取缸蓋厚度為t=160mm。 3.1.4最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離H稱為最小導向長度。[16]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(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。如下圖3.1.4所示標示： 圖3.1.4 主缸導向長度簡圖 對一般的液壓缸，最小導向長度H應符合下列公式所附在的范圍之內(nèi)： （3.6） 式中 L—指液壓缸的最大行程； D—指液壓缸的內(nèi)徑。 可知主缸的最大行程H=700mm，液壓缸內(nèi)徑D=320mm代入公式（3.6）中，求主缸的最小導向長度。 即： 為了保證最小導向長度H，不應過分增大和B的大小，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套來增加最小導向長度。隔套的長度C可有公式（3.7）求得，即： （3.7） 式中： B—活塞的寬度，一般取B=（0.6～1.0）D； —缸蓋滑動支承面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑的不同有不同的算法，當D＜80mm時，取=（0.6～1.0）D；當D＞80mm時，取=（0.6～1.0）d。 活塞寬度系數(shù)取0.6，即活塞的寬度B=0.6D=0.6×320mm =192mm。圓整后取活塞寬度B=200mm。 3.1.5液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度，可以根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照下表3.1.5中的系列尺寸來選取標準值。[22] 表3.1.5 液壓缸活塞行程參數(shù)系列 Ⅰ 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 Ⅱ 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 500 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3900 Ⅲ 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3800 由已知條件知道最大工作行程為700mm，參考上表參數(shù)系列，取液壓缸工作行程為700mm。 3.1.6缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度等于活塞的寬度加上活塞的行程。缸體外形長度必須考慮到兩端端蓋的厚度?？傊?，一般液壓缸缸體長度不能大于內(nèi)徑的20～30倍。 由上面所述，液壓缸的缸體長度應滿足L(20～30 )D?=6400～9600mm； 由主缸行程為700mm，活塞寬度為200mm,缸蓋厚度為160mm，通過計算可知，主缸的長度取L =1285mm。 在這里綜合液壓缸缸體內(nèi)部長度和端蓋厚度，取液壓缸缸體長度L=1080mm。 活塞桿工作中主要受壓，當液壓缸的支承長度Lb≥(10～15)d時，必須對活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進行校核,d為活塞桿直徑。通過計算可知，Lb的最大值不可能大于L桿+L缸=2330mm，而(10～15)d=2500～3750mm。 將參數(shù)代入Lb≥(10～15)d中，比較后Lb＜(10～15)d，活塞桿滿足使用要求，工作時不會失穩(wěn)。 3.1.7液壓缸的結構設計 液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：液壓缸缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分的結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、以及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件的不同，結構形式也各不相同，設計時根據(jù)具體情況進行選擇。 (1) 缸體與缸蓋的連接形式 缸體與缸蓋常見連接方式有法蘭連接式、半環(huán)連接式、螺紋連接式、拉桿連接式、焊接式連接等。 各連接形式的特點及應用如下： 法蘭式連接：結構簡單，成本低廉，容易加工，便于裝卸，強度較大，能夠承受高壓；但是外形尺寸較大，常用于鑄鐵或鑄鋼制的缸筒上。 半環(huán)式連接：這種連接分為外半環(huán)連接和內(nèi)半環(huán)連接兩者形式。它們的缸筒壁部由于開了環(huán)形槽而削弱了強度，為此有時要增加壁厚；它容易加工和裝卸、重量較輕，半環(huán)連接是一種應用較為普遍的連接結構，常用于無縫鋼管和鍛鋼制的缸筒上。 螺紋式連接：這種連接分為外螺紋連接和內(nèi)螺紋連接兩者形式。它的缸筒端部結構復雜，外徑加工必須要求同時保證內(nèi)外徑同心，裝卸要使用專用工具，它的外形尺寸和重量都比較小，結構緊湊，常常用于無縫鋼管和鍛鋼制的缸筒上。 拉桿式連接：結構簡單，工藝性好，通用性強，易于裝拆，但是端蓋的體積和重量都非常大，拉桿在受力后容易拉伸變長，從而影響密封效果，僅適用于長度不大的中低壓缸。 焊接式連接：強度高，制造簡單，但是焊接時容易引起缸筒的變形。 綜合考慮本設計中缸筒材料為鑄鋼、系統(tǒng)壓力低等因素，在此，缸體與缸蓋的連接形式選用螺紋連接式；見下圖3.1.7-1所示。 圖3.1.7-1 螺紋式連接 (2) 活塞桿與活塞的連接形式 活塞和活塞桿的結構形式有很多，常見的有一體式、卡環(huán)（鍵）式、錐銷式連接外、還有螺紋式連接和半環(huán)式連接等多種形式。半環(huán)式連接結構復雜，裝卸不便，但是工作可靠。活塞和活塞桿也有制成整體式結構的，但是它只能適應于尺寸較小的場合。綜合考慮，本設計中采用螺紋連接，如圖3.1.7-2所示。 圖3.1.7-2螺紋式連接 (3) 活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結果可以做成端蓋整體式直接導向，也可以做成與端蓋分開的導向套導向結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用比較普遍。導向套的位置可以安裝于密封圈的內(nèi)側，也可以安裝于密封圈的外側。機床和工程機械中一般采用裝在內(nèi)測的結構，有利于導向套的潤滑；而壓油機常采用裝在外測的結構，在高壓下工作時，使得密封圈由足夠的油壓將唇邊張開，以提高系統(tǒng)的密封性能。 (4) 緩沖裝置 液壓缸帶動質量較大的部件作快速往復運動時，由于運動部件具有很大的動能，因此當活塞運動到液壓缸終端時，會與端蓋碰撞，而產(chǎn)生沖擊和噪聲。這種機械沖擊不僅引起液壓缸的有關部分的損壞，而且會引起其它相關機械的損傷。為了防止這種危害，保證安全，應采取緩沖措施，對液壓缸運動速度進行控制。 當活塞移至端部，緩沖柱塞接近缸端的緩沖孔時，活塞與缸端就會形成封閉空間，該閉合空間中受擠的剩余油液只能從節(jié)流小孔或緩沖柱塞與孔槽之間的節(jié)流環(huán)縫中擠出，從而造成背壓迫使運動柱塞降速制動，實現(xiàn)緩沖。如圖3.1.7-3所示。 圖3.1.7-3 節(jié)流口可調(diào)式緩沖裝置 (5) 排氣裝置 排氣裝置在液壓缸中是十分必要的，這是因為油液中混入的空氣或者液壓缸長期不使用，外界侵入的空氣都積聚在液壓缸內(nèi)的最高部位處，影響液壓缸運動平穩(wěn)性，低速時引起爬行現(xiàn)象、啟動時造成沖擊、換向時降低精度等。 液壓缸中的排氣裝置通常有兩種形式：一種是在缸蓋的最高部位處開排氣孔，用長管道接向遠處排氣；另外一種是在液壓缸缸蓋最高部位安裝排氣塞。兩種排氣裝置都是在液壓缸排氣時打開（讓它全行程往復移動多次），排氣完畢后關閉。 (6) 液壓缸的安裝結構 液壓缸的后缸蓋通過后法蘭與外部其他結構連接，液壓缸的活塞桿頭部通過半環(huán)連接形式與液壓機的壓制上模具相連接。液壓缸進、出油口，可以布置在端蓋或者缸體上。對于活塞桿固定的液壓缸，液壓缸進、出油口可以設在活塞桿的端部。液壓缸進、出油口得形式一般選用螺孔或者法蘭連接。現(xiàn)列出壓力小于16MPa小型系列單桿液壓缸螺孔連接油口得安裝尺寸，見表3.1.7-1。 表3.1.7 單杠液壓桿油口安裝尺寸 缸體內(nèi)經(jīng) 進、出油口 缸體內(nèi)經(jīng) 進、出油口 25 M14×1.5 80 M27×1.5 32 M14×1.5 100 M27×1.5 40 M18×1.5 160 M33×1.5 50 M22×1.5 200 M42×1.5 63 M22×1.5 220 M60×1.5 綜上所計算得，繪制裝配圖如圖3.1.7-4所示: 圖3.1.7-4 主缸裝配圖 1-活塞桿 2-導向套 3-防塵塞 4-斯特封組件 5-導向套與缸筒之間的支承環(huán) 6-支承環(huán) 7-軸用Y圈 8-活塞 9-缸筒 10-缸蓋 11-放氣閥 12-螺栓 13-螺母 14-墊圈 15-螺栓 16-密封環(huán) 17-活塞與缸筒之間的密封圈 18-螺塞 19-連接螺栓 3.1.8 液壓機頂出缸設計 (1) 頂出缸缸體材料選擇及制造技術要求 頂出缸工作時的最大工作壓力為12.5MPa，比主缸的要小，為了保證頂出缸安全工作，缸體材料也選用無縫鋼管45。 缸體的制造要求應該滿足液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；內(nèi)徑配合采用H8～H9；內(nèi)徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；缸體內(nèi)表面母線的直線度500mm長度之內(nèi)不大于0.03mm；缸體端面對軸線的垂直度在直徑每100mm上不大于0.04mm。 (2) 頂出缸壁厚的確定 將D=0.2m ；[σ]= 110MPa ；=1.3×12.5MPa=16.25MPa代入公式（3.3）中，即： 將D=0.2m ；取δ=0.02m代入公式（3.3）， 即： D外≥0.2m＋0.04m＝0.24m 外徑圓整為標準直徑系列后，取主缸缸體外徑D外＝240mm。 (3) 頂出缸缸蓋材料、厚度的確定 缸蓋常用制造材料有35鋼、45鋼、鑄鋼，做導向作用時常用鑄鐵、耐磨鑄鐵。頂出缸缸蓋材料選用35鋼，缸蓋厚度計算公式見（3.4）： 即： 取缸蓋厚度t=45mm。 (4) 頂出缸最小導向長度的確定 由表3.1.5-1可知頂出活塞行程L=250mm，頂出缸內(nèi)徑D=200mm，代入公式(3.6)中， 即： (5) 頂出缸活塞材料、技術要求、外形尺寸及密封方案的確定 頂出缸活塞選用灰鑄鐵HT200。 頂出缸活塞外圓柱表面的粗糙度為Ra0.8～1.6μm；外徑圓度、圓柱度不大于外徑公差的一半；外徑對內(nèi)孔的徑向跳動不大于外徑公差的一半；端面對軸線垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm；外徑用橡膠密封圈密封的公差配合取f7～f9，內(nèi)孔與活塞桿的配合取H8/f7。 計算活塞寬度時區(qū)寬度系數(shù)為0.8，即活塞的寬度B=0.8D=0.8×200mm =160mm。取活塞寬度B=160mm。 查表2.2.1-2，液壓機頂出缸工況時的工作壓力比主缸要小很多，密封圈選用O形密封圈。 (6) 頂出缸活塞桿材料、技術要求及長度確定 活塞桿有空心和實心兩種結構形式。空心時一般選用35鋼、45鋼的無縫鋼管；實心結構選用35鋼、45鋼。頂出缸活塞桿選用35鋼。 活塞桿外圓柱面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；熱處理要求調(diào)質20～25HRC；外徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；外徑表面直線度在500mm上不大于0.03mm；活塞缸與活塞連接的配合公差采用H7/g6，與導向套之間的配合公差采用H8/f7。 由已經(jīng)得出的主缸活塞的行程，確定活塞桿的長度為L桿=705mm。 (7) 頂出缸長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度等于活塞的寬度加上活塞的行程。而缸體的外形尺寸必須要考慮兩端端蓋的厚度，總的來講，液壓缸缸體的長度L不得大于缸體內(nèi)徑D的20～30倍，即：L≤（20～30）D 。 由以上計算得知主缸行程為250mm，活塞的寬度為160mm,缸蓋的厚度為25mm，通過計算可知，主缸的長度取L缸=650mm。 (8) 校核活塞桿的穩(wěn)定性 當液壓缸的支承長度Lb≥(10～15)d時，應該對活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進行校核,d為活塞桿直徑。通過計算可知，Lb的最大值不可能大于L桿+L缸=1355mm，而(10～15)d=2000～3000mm。 將參數(shù)代入Lb≥(10～15)d中，比較后Lb＜(10～15)d，活塞桿滿足使用要求，工作時不會失穩(wěn)。 綜上所計算得，繪制裝配圖如圖3.1.7-5所示: 圖3.1.7-5 頂出缸裝配圖 1-缸筒 2-活塞 3-活塞桿 4-導向套 5-缸蓋 6-斯特封組件 7-防塵圈 8-活塞與活塞桿之間的密封環(huán) 9-支承環(huán) 10-螺塞 11-卡環(huán) 12-彈簧卡套 13-緊定螺釘 3.2確定液壓泵和電動機 3.2.1確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格 (1) 泵的工作壓力的確定 考慮到正常工作中進油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為 （3.8） 式中： Pp—液壓泵最大工作壓力； P1—執(zhí)行部件的最大工作壓力； —進油路中的壓力損失，對于簡單的系統(tǒng)，取0.2～0.5MPa，對于復雜系統(tǒng)，取0.5～1.5MPa。 代入公式（3.8）可求得泵的工作壓力。 上述計算所得的Pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力，另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力Pn應滿足。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。所以，此處選取Pn = 1.25Pp=6.25MPa (2) 液壓泵最大流量計算 通過對液壓缸所需流量的計算，以及各自的運動循環(huán)原理，泵的最大流量可由公式(3.8)計算得到。 （3.9） 式中： —液壓泵的最大流量； KL—液壓系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=1.1～1.3，取KL=1.2； —同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正處于溢流狀態(tài)，還應加上溢流閥的最小溢流量。 將參數(shù)代入公式（3.9）中，即： ≈463L/min (3) 選擇液壓泵的規(guī)格 液壓機的執(zhí)行件有兩個，即：主缸和頂出缸。主缸和頂出缸各自工況的快進、工進、回程速度又不盡相同，這樣對功率的消耗也不同。電動機額定功率的確定必須根據(jù)消耗功率最大的工況來確定，因此要分別計算主缸、頂出缸各工況消耗的功率。功率計算公式如下： （3.10） 式中： P-電動機額定功率； Pp-液壓泵的工作壓力； -液壓泵的流量； η-液壓泵的總效率，取η=0.7。 (4) 主缸各工況功率計算 ①.快進功率 主缸滑塊快進時，在自重作用下速度比較快，而液壓泵此時的輸出油量不能滿足滑塊的快速下行?？爝M時的負載很小，只有活塞與缸筒、導柱與滑塊之間的摩擦負載，這樣泵的出口壓力也很小，消耗的功率不會很大。 ②.工進功率 由主缸負載循環(huán)圖2.2.2-2可知，工進時主缸最大負載為2000KN，無桿腔面積A=≈0.08㎡，進油回路壓力損失取P=0.5MPa，則液壓泵的壓力Pp由公式（3.11）計算。 （3.11） 即： 將、=28.8L/min、η=0.7代入公式（3.10）中，求得工進功率為： ③.快退功率 由圖2.2.2-2可知，快退負載400KN,，取進油回路壓力損失取P=0.5MPa，代入公式（3.11），求得泵的壓力。 即： 將、=76.2L/min、η=0.7代入公式（3.10）中，求得快退功率即為： (5) 頂出缸各工況功率計算 ①.頂出功率 由頂出缸負載循環(huán)圖2.2.3-2可及，頂出時主缸最大負載為350KN，無桿腔面積A=≈0.032㎡，進油回路壓力損失取P=0.5MPa，那么液壓泵的壓力Pp可由公式（3.10）計算。 即： 將、=37.8L/min、η=0.7代入公式（3.10）中，求得工進功率即為： ②.回程功率 頂出缸回程時，負載只有活塞與缸筒間的摩擦負載。負載大小應該比頂出時的負載要小很多，這樣回程消耗的功率也比頂出時消耗的功率要小，因此，回程功率計算從略。 ③.電動機額定功率及型號的確定 電動機額定功率的確定，應依據(jù)消耗功率最大的工況。比較主缸、頂出缸各工