大型液壓機工作缸壓力高，容積大，加載時會積蓄大量的液壓彈性熱能，在卸壓瞬間會對液壓系統(tǒng)的管路接口、液壓件接口部位及到整個壓機產(chǎn)生很大的影響。針對這種情況，液壓機的設計者們在設計液壓系統(tǒng)時采取了諸多措施，這里介紹一種我廠已用于生產(chǎn)實踐的新方法。
中國臺灣（EALY）弋力油泵VGPE-F25-B-PA-10中國臺灣弋力油泵vpe-f8-a-10中國臺灣弋力油泵廠家中國臺灣弋力油泵 弋力油泵廠家特性：變量葉片泵轉軸間隙補償設計，根據(jù)設定壓力，自動調(diào)整泵的排量；內(nèi)置壓力調(diào)整閥，系統(tǒng)無需加裝調(diào)壓閥；裝配容易，可直結電機 組成電機泵組合
原卸壓方式機理分析
我廠一臺36/42MN雙動板沖壓液壓機主工作缸采用兩級壓力閥（先導級電磁閥和主機兩通插裝閥）卸荷系統(tǒng)。由于主級閥的控制腔節(jié)流困難，無法調(diào)出平穩(wěn)的卸荷效果，所以卸壓時沖擊振動嚴重。

電磁比例溢流閥，其電磁鐵具有力的一行程特性。可知，在有效行程中，比例閥電磁線圈中的通電電流與電磁引力成近似正比例關系。這樣電磁比例閥僅起調(diào)整設定工作壓力大小的作用，而卸荷時沖擊由節(jié)流腔調(diào)整。

綜上所述，采用工字形類截面或T字形類截面的彎曲梁，其合理截面的設計方法、步驟及結論為：1根據(jù)具體條件，盡量選取較大的截面尺寸H/B和較小的B。2參考以往設計，預選適當?shù)慕孛婷娣eF。3用式（3）計算尺寸H值，若其滿足式（4），則式（3）即為H的值計算式;若其不能滿足式（4），則式（5）為H的值計算式。4如用值計算式計算出的H值，能使其截面滿足強度條件式（1），則說明此截面一定能滿足強度條件式（2）;若不能滿足式（1），則說明預選面積不足，應重新選取截面面積F。5按上述方法設計的截面尺寸，只要預選的截面面積,其就能滿足彎曲正應為強度條件要求，且材料能夠得到 充分的利用。若不按上述方法設計截面尺寸，雖然截面面積，其也不一定滿足彎曲正應力強度條件要求。

時間內(nèi)其油液發(fā)生急劇突變，所以必將引起較大液壓沖擊。改造前比例閥勵磁電流變化及卸壓時液壓沖擊壓力。因為液壓工作缸在充液加壓工作狀態(tài)下比例閥通電電流下閥口的開啟程度呈近似反比例關系，且液壓能量釋放的壓力曲線閥線圈電流采用指數(shù)曲線的衰減方式，能夠滿足卸壓沖擊小的效果，造當選擇K點出現(xiàn)的時間即微調(diào)R值，就能收到卸壓沖擊小，時間短的效果。

多點壓力機滑塊驅(qū)動部分的同步性是引起滑塊傾斜，進而影響壓力機主要幾何精度的重要因素。而影響多點壓力機同步性的主要因素有連桿長度誤差、結點偏差、轉角相位差和偏心半徑誤差等。結點偏置誤差引起的滑塊傾斜對壓力機幾何精度的影響與連桿長度誤差的結果是等效的。

該誤差可通過下述方法解決：
雖然連桿大套在曲柄上有一定的間隙運量，但以此用于修正結點偏置誤差是極為有限的。因此，對于直接驅(qū)動式結構只能靠提高上梁和滑志的安裝精度來解決。對于柱塞導向式驅(qū)動結構，可以通過調(diào)下降。另外在現(xiàn)場測試時，明顯感覺到改進后卸壓時的噪聲低于改進前的。顯然，改進后取得了較好的效果。
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由于測試是在生產(chǎn)現(xiàn)場進行的，受條件限制其大壓力僅為17MPa,所以影響了測試效果。若能加載到更高壓力進行測試，則改進前后的效果對比會更加顯著。