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油缸的新動態

日期：2024-12-24 08:31

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摘要：

關鍵字：（油缸的新動態）

目前，大多數企業生產的油壓機都較好地解決了工作噸位大但重量輕、能耗低的問題，但在保證動作可靠前提下提高效率方面大都不盡人意。本文對油缸結構和參數選擇與提高油壓機效率、可靠性的關系方面進行了分析，提出了解決方法。并在實際應用中達到了較好的效果。

1　上移式油壓機的油缸及其系統簡介（油缸的新動態）

　　在選定液壓系統其它元件的情況下，油壓機的工作效率取決于油缸的快進、壓制、回程三個過程中的功率利用情況。采取上移式、子母缸的結構為各廠家所共識，已較好地解決了油缸的快進、壓制過程的高效工作問題，但在解決回程速度問題上，各廠家方法不同，效果都不理想。這種油缸的結構及液壓系統原理圖見圖1，圖1(a)為定量泵系統，只適用于無保壓要求的工況，圖1(b)為限壓式變量泵系統，不論有無保壓要求的工況都適用，效率高。

(a)　　　　　　(b)

圖1

2　現有廠家油壓機油缸設計存在的問題（油缸的新動態）

　　下表為省內幾個主要廠家的油缸結構、參數及回程速度表(以200噸油壓機為例，各廠家均采用電動機Y132M-4，國產10MCY14-1B高壓柱塞泵(定量泵)，Q=253750mm3/s=15.255L/min。
　　從下表中可以看出：A廠采用柱塞缸，為自重回程方式，結構簡單，但回程速度太慢，而且受油缸柱塞和工作臺自重的限制；B、C二廠都采取油壓回程方式，B廠油缸動作正常，但回程速度仍比C廠慢，C廠油缸回程速度雖較理想，但使用中卻經常出現回程不穩定，有時甚至活塞不能落下，有卡死的現象，動作可靠性差。
　　如何進行圖1系統的油缸的結構設計和參數選擇，才能既保證油缸動作可靠，又能達到理想的回程速度，就是本文所要研究和解決的問題。

廠家油缸結構及回程速度		A廠	B廠	C廠
油缸	缸徑D(mm)	Φ360	Φ340	Φ364
油缸	活塞桿徑d(mm)	Φ360	Φ330	Φ360
實際回程速度mm/s		25	48	111
備注		柱塞缸

3　解決方法探討（油缸的新動態）

　　對于圖1所示采用高掛油箱提供快速上升時實現補油功能的系統，A廠采用柱塞式油缸，靠柱塞和工作臺自重回程的方案是不合理的，雖然油缸結構簡單，但回程速度受柱塞和工作臺自重的限制，難于達到理想的效果。回程時，需滿足下面的條件：

　　W＞f0μ＋πD²Lγ／4（1）

式中：W—柱塞和工作臺的重力(N)；
　　　f₀—預緊力(N)；
　　　μ—摩擦系數，μ＝0.05～0.1；
　　　D—缸孔直徑(m)；
　　　L—活塞行程(m)；
　　　γ—油液的重度(N/m³)
　　W越大，回程速度越快，但W的大小受結構要求的限制，不能隨便加大W；而且W增大時，意味著柱塞直徑也增大，缸孔直徑增大，則(1)式右邊**項也增大，所以回程速度總是受限的，難于按人們的理想來提高。所以，圖1所示系統不宜采用柱塞缸。
　　B廠和C廠采用的油缸結構，對于圖1所示系統來說，無疑是科學和合理的，但其結構參數應如何選擇，才能既能保證油缸動作可靠又能達到理想的回程速度?現分析如下：
　　油缸活塞在運動中密封圈摩擦力f為：

　　f＝（KpπDH＋f₀）μ

式中：K—側壓力系數，K＝0.6～0.9；
　　　p—系統壓力，MPa；
　　　H—密封圈與油缸的接觸寬度，mm；

　　其它符號意義如前述。
　　理論上，要使活塞下移，則活塞下移作用力F＞f，即π(D²－d²)p/4＞(KpπDH＋fo)μ
　　D²－d²＞4KDHμ＋4f₀μ/(πp)
因4f0μ/(πp)與4KDHμ相比小得多，略去不計，得活塞桿直徑為：

（2）

略去預緊力后，為確保計算參數的**可靠，K和μ應分別取其上限值，即K＝0.9，μ＝0.1。
　　從式中可以看出，當設計此種類型油壓機的油缸時，在已知*大工作負載條件下，選定了系統壓力，油缸缸徑D可隨之確定，查手冊可得相應的H值，d也就可以確定。
　　目前，省內各主要廠家油壓機大都采用上海或邵陽生產的高壓柱塞泵，使用壓力為20～27MPa,油缸直徑D為Φ300mm～Φ360mm，采用的橡膠密封圈的寬度H＝20mm，考慮回程時必須克服兩個密封圈的磨擦力。
　　因此，要在保證動作可靠性的前提下盡可能提高回程速度，油缸設計參數必須滿足(2)式要求。

4　設計實例（油缸的新動態）

　　前面提及的B廠產品如按本文的方法設計，由式(2)算得d應為：