哈工大液压大作业压力机概要.docx
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哈工大液压大作业压力机概要
压力机液压系统设计
1明确液压系统设计要求
设计一台压制柴油机曲轴轴瓦的液压机的液压系统。
轴瓦毛坯为长×宽×厚=365×92×7.5（mm）的钢板，材料为08Al，并涂有轴承合金；压制成内经为Φ220mm的半圆形轴瓦。
液压机压头的上下运动由主液压缸驱动，顶出液压缸用来顶出工件。
其工作循环为主缸快速空程下行、慢速下压、快速回程、静止、顶出缸顶出及顶出缸回程。
液压机的结构形式为四柱单缸液压机。
2分析液压系统工况
液压机技术参数如下：
（1）主液压缸
（a）负载
压制力。
压制时工作负载可区分为两个阶段。
第一阶段负载力缓慢地线性增加。
达到最大压制力的10％左右，其上升规律也近似于线性，其行程为90mm（压制总行程为110mm）第二阶段负载力迅速线性增加到最大压制力18×105N，其行程为20mm
回程力（压头离开工件时的力）：
一般冲压液压机的压制力与回程力之比为5～10，本压机取为5，故回程力为Fh=3.6×105N
移动件（包括活塞、活动横梁及上模）质量＝3058kg。
（b）行程及速度
快速空程下行：
行程Sl=200mm，速度v1＝60mm/s；
工作下压：
行程S2=110mm，速度v2＝6mm/s。
快速回程：
行程S3=310mm，速度v3＝53mm/s。
（2）顶出液压缸
（a）负载：
顶出力（顶出开始阶段）Fd＝3.6×105N，回程力Fdh=2×105N
（b）行程及速度；行程L4=120mm，顶出行程速度v4＝55mm/s，回程速度v5＝120mm/s
液压缸采用V型密封圈，其机械效率ηCm＝0.91.压头起动、制动时间：
0.2s
设计要求。
本机属于中小型柱式液压机，有较广泛的通用性，除了能进行本例所述的压制工作外，还能进行冲孔、弯曲、较正、压装及冲压成型等工作。
对该机有如下性能要求。
（a）为了适应批量生产的需要应具有较高的生产率，故要求本机有较高的空程和回程速度。
（b）除上液压缸外还有顶出缸。
顶出缸除用以顶出工件外，还在其他工艺过程中应用。
主缸和顶出缸应不能同时动作，以防出现该动作事故。
（c）为了降低液压泵的容量，主缸空程下行的快速行程方式采用自重快速下行。
因此本机设有高位充液筒（高位油箱），在移动件快速空程下行时，主缸上部形成负压，充液筒中的油液能吸入主缸，以补充液压泵流量之不足。
（d）主缸和顶出缸的压力能够调节，压力能方便地进行测量。
（e）能进行保压压制。
（f）主缸回程时应有顶泄压措施，以消除或减小换向卸压时的液压冲击。
（g）系统上应有适当的安全保护措施。
3确定液压缸的主要参数
（1）初选液压缸的工作压力
（a）主缸负载分析及绘制负载图和速度图
液压机的液压缸和压头垂直放置，其重量较大，为防止因自重而下滑；系统中设有平衡回路。
因此在对压头向下运动作负载分析时，压头自重所产生的向下作用力不再计入。
另外，为简化问题，压头导轨上的摩擦力不计。
惯性力；快速下降时起动
Faz=m
=3058×
=917N
快速回程时起动与制动
Fas=m
=3058×
=810N
压制力：
初压阶段由零上升到F1=1.8×106N×0.10=1.8×105N
终压阶段上升到F2=1.8×106N
循环中各阶段负载见表1.1，其负载图见图1.1a。
表1.1主缸的负载计算
工作阶段
负载力FL（N）
液压缸推力
（N）
液压缸工作压力
（回程时
）
快速下行
起动
FL=Fa下=917
1008
12533
等速
FL=0
0
0
压制
初压
FL=1.8×105
1.98×105
2.46×106
终压
FL=1.8×106
1.98×106
24.6×106
快速回程
起动
FL=F回=3.6×105
3.96×105
21×106
等速
FL=mg=30000
32967
1.75×106
制动
FL=mg-Fa下=30000-810=29190
32077
1.7×106
运动分析：
根据给定条件，空载快速下降行程200mm，速度25mm/s。
压制行程110mm，在开始的90mm内等速运动。
速度为6mm/s，最后的20mm内速度均匀地减至零，回程以53mm/s的速度上升。
利用以上数据可画出速度图，见图1.1b。
图1.1液压机主液压缸负载速度图
（2）确定液压缸的主要结构参数
根据有关资料，液压机的压力范围为20~30MPa，现有标准泵、阀的最高工作压力为32MPa，如选此压力为系统工作压力，液压元件的工作性能会不够稳定，对密封装置的要求以较高。
泄漏较大。
参考系列中现已生产的其它规格同类液压机（如63、100、200、300吨液压机）所采用的工作压力，本机选用工作压力为25×106Pa
（a）主缸的内径D
D=
=
=0.317m=317mm
按标准取D=320mm
（b）主缸无杆腔的有效工作面积
A1=
D2=
×0.322=0.0804m2=804cm2
（c）主缸活塞杆直径d
d=
=
=0.287m=287mm
按标准值取d=280mm
D-d＝320-280＝40mm＞允许值12.5mm
（据有关资料，（D-d）小于允许值时，液压缸会处于单向自锁状态。
）
（4）主缸有杆腔的有效工作面积
A2=
（D2-d2）=
×（0.322-0.282）=0.01885m2=188.5cm2
（d）主缸的工作压力
活塞快速下行起动时p1=
=
=12533Pa
初压阶段末p1=
=
=2.46×106Pa
终压阶段末p1=
=
=24.6×106Pa
活塞回程起动时p2=
=
=21×106Pa
活塞等速运动时p2=
=
=1.75×106Pa
回程制动时p2=
=
=1.7×106Pa
（3）计算液压缸的工作压力、流量和功率
（a）主缸的流量
快速下行时q1=A1v1=804×6=4824cm3/s=289.4L/min
工作行程时q2=A2v2=804×0.6=482cm3/s=28.9L/min
快速回程时q3=A3v3=183.5×5.3=999cm3/s=59.9L/min
（b）主缸的功率计算
快速下行时（起动）：
P1=p1q1=12533×4824×10-6=60.46W
工作行程初压阶段末：
P2=p2q2=2.46×106×482×10-6=1186W
终压阶段：
此过程中压力和流量都在变化，情况比较复杂。
压力p在最后20mm行程内由2.46MPa增加到24.6MPa，其变化规律为
p=2.46+
S=2.46+1.11S（MPa）
式中S——行程（mm），由压头开始进入终压阶段算起。
流量q在20mm内由482cm3/s降到零，其变化规律为q=482（1-
）（cm3/s）
功率为P=pq=482×（2.46+1.11S）×（1-
）
求其极值，
=0得S=8.9（mm）此时功率P最大
Pmax=482×（2.46+1.11×8.9）×（1-
）=3300.8W=3.3kW
快速回程时；等速阶段P=pq=1.75×106×999×10-6=1.748kW
起动阶段：
此过程中压力和流量都在变化，情况也比较复杂。
设启动时间0.2秒内作等加速运动，起动阶段活塞行程为
S=0.5vt=0.5×5.3×0.2=5.3mm
在这段行程中压力和流量均是线性变化，压力p由21MPa降为1.75MPa。
其变化规律为
p=21-
S=21-3.6S（MPa）
式中S——行程（mm），由压头开始回程时算起。
流量q由零增为999cm3/s，其变化规律为
q=
S=188S（cm3/s）
功率为P=pq=188S（21-3.6S）
求其极值，
=0得S=2.9（mm），此时功率P最大
Pmax=188×2.9×（21-3.6×2.9）=5755W=5.76kW
由以上数据可画出主液压缸的工况图（压力循环图、流员循环图和功率循环图）见图1.2。
图1.2主液压缸工况图
（c）顶出缸的内径Dd
Dd=
=
=1419m=142mm
按标准取Dd=150mm
（d）顶出缸无杆腔的有效工作面积A1d
A1d=
Dd2=
×0.152=0.0177m2=177cm2
（e）顶出缸活塞杆直径dd
dd=
=
=0.1063m=106mm
按标准取dd=110mm
（f）顶出缸有杆腔的有效工作面积A2d
A2d=
（Dd2-dd2）=
×（0.152-0.112）=0.00817m2=81.7cm2
（g）顶出缸的流量
顶出行程q4=A1dv4=177×5.5=973.5cm3/s=58.4L/min
回程q5=A2dv5=81.7×12=980cm3/s=58.8L/min
顶出缸在顶出行程中的负载是变动的，顶出开始压头离工件较大（负载为Fd），以后很快减小，而顶出行程中的速度也是变化的，顶出开始时速度由零逐渐增加到v4；由于这些原因，功率计算就较复杂，另外因顶出缸消耗功率在液压机液压系统中占的比例不大，所以此处不作计算。
4拟订液压系统原理图
（1）确定液压系统方案
液压机液压系统的特点是在行程中压力变化很大，所以在行程中不同阶段保证达到规定的压力是系统设计中首先要考虑的。
确定液压机的液压系统方案时要重点考虑下列问题：
（a）快速行程方式
液压机液压缸的尺寸较大，在快速下行时速度也较大，从工况图看出，此时需要的流量较大（289.4L/min），这样大流量的油液如果由液压泵供给；则泵的容量会很大。
液压机常采用的快速行程方式可以有许多种，本机采用自重快速下行方式。
因为压机的运动部件的运动方向在快速行程中是垂直向下，可以利用运动部件的重量快速下行；在压机构的最上部设计一个充液筒（高位油箱），当运动部件快速下行时高压泵的流量来不及补充液压缸容积的增加，这时会形成负压，上腔不足之油，可通过充液阀、充液筒吸取。
高压泵的流量供慢速压制和回程之用。
此方法的优点为不需要辅助泵和能源，结构简单；其缺点为下行速度不易控制，吸油不充分将使升压速度缓慢，改进的方法是使充液阀通油断面尽量加大，另外可在下腔排油路上串联单向节流阀，利用节流造成背压，以限制自重下行速度，提高升压速度。
由于本例的液压机属于小型压机，下行速度的控制问题不如大型压机突出，所以本例采用的回路见图1.3。
在主缸实现自重快速行程时，换向阀4切换到右边位置工作（下行位置），同时电磁换向阀5断电，控制油路K使液控单向阀3打开，液压缸下腔通过阀3快速排油，上腔从充液筒及液压泵得到油液，实行滑块快速空程下行。
（b）减速方式
液压机的运动部件在下行行程中快接近制件时，应该由快速变换为较慢的压制速度。
目前减速方式主要有压力顺序控制和行程控制两种方式；压力顺序控制是利用运动部件接触制件后负荷增加使系统压力升高到一定值时自动变换速度；某些工艺过程要求在运动部件接触制件前就必须减速，本例压制轴瓦工艺就有这个要求，这时适合选用行程减速方式。
本系统拟选用机动控制的伺服变量轴向柱塞泵（CCY型）作动力源，泵的输出流量可由行程挡块来控制，在快速下行时，泵以全流量供油，当转换成工作行程（压制）时，行程挡块使泵的流量减小，在最后20mm内挡块使泵流量减到零；当液压缸工作行程结束反向时，行程挡块又使泵的流里恢复到全流量。
与泵的流量相配合（协调），在液压系统中，当转换为工作行程时，电气挡块碰到行程并关，发信号使电磁换向阀5的电磁铁3YA得电，控制油路K不能通至液控单向阀8，阀8关闭，此时单向顺序阀2不允许滑块等以自重下行。
只能靠泵向液压缸上腔供油强制下行，速度因而减慢（见图1.3）。
图1.3系统回路图
（c）.压制速度的调整
制件的压制工艺一般要提出一定压制速度的要求，解决这一问题的方很多，例如可以用压力补偿变量泵来实现按一定规律变化的压制速度的要求。
本例中采用机动伺服变量泵，故仍利用行程挡块（块挡的形状）来使泵按一定规模变化以达到规定的压制速度。
（d）压制压力及保压
在压制行程中不同阶段的系统压力决定于负载，为了保证安全，应该限制液压系统的最高压力，本系统拟在变量泵的压油口与主油路间并联一只溢流阀作安全阀用。
有时压制工艺要求液压缸在压制行程结束后保压一定时间，保压方法有停泵保压与开泵保压两种，本系统根据压机的具体情况拟采用开泵保压；此法的能量消耗较前一种大。
但系统较为简单。
（e）泄压换向方法
液压机在压制行程完毕或进入保压状态后，主液压缸上腔压力很高，此时由于主机弹性变形和油液受到压缩，储存了相当大的能量。
工作行程结束后反向行程开始之前液压缸上腔如何泄压（控制泄压速度）是必须考虑的问题，实践已证明，若泄压过快，将引起剧烈的冲击、振动和惊人的声音，甚至会因液压冲击而使元件损坏。
此问题在大型液压机中愈加重要。
各种泄压方法的原理是在活塞回程之前，当液压缸下腔油压尚未升高时，先使上腔的高压油接通油箱，以一定速度使上腔高压逐步降低。
本例采用带阻尼状的电液动换向阀，该阀中位机能是H型，控制换向速度，延长换向时间，就可以使上腔高压降低到一定值后才将下腔接通压力油（见图1.4）。
此法最为简单，适合于小型压机。
（f）主缸与顶出缸的互锁控制回路
为保障顶出缸的安全，在主缸动作时，必须保证顶出缸的活塞下行到最下位置。
本例采用两个换向阀适当串联的方法来实现两缸的互锁控制（见图1.4）。
从图1.4中可见，只有在阀6处于右位工作时，即顶出缸活塞是下行状态时压力油才会通入换向阀4，主缸才能动作。
当阀6处于左位工作，顶出缸为上行状态时，只有压力很低的回油通至阀4，主缸才不能动作。
液压系统电磁铁动作见表1.2，液压元件规格明细表见表1.3。
1.2电磁铁动作循环表
元件
动作
1YA
2YA
3YA
4YA
5YA
主缸快速下行
-
+
+
-
+
主缸慢速下压
-
+
-
--
+
主缸泄压
-
+
-
-
-
主缸回程
-
+
-
+
-
顶出缸顶出
+
-
-
+
-
顶出缸回程
-
+
-
+
-
原位卸荷
-
-
-
-
-
表1.3液压元件明细表
序号
名称
型号
1
液控单向阀
A1Y-Ha32B
2
单向顺序阀（平衡阀）
XDIF-B20E
3
液控单向阀
A1Y-Ha20B
4
电液换向阀
34DYH-H20B-TZZ
5
电磁换向阀
23D-25B
6
电液换向阀
34DYM-H20B-T
7
顺序阀
X2F-L32E
8
溢流阀（安全阀）
YF-B20K
9
轴向柱塞泵
63CCYY14-B
10
主液压缸
11
顶出液压缸
12
压力表
Y-100（0~40）MPa
13
压力表开关
KF-L8/20E
（2）拟定液压系统原理图
在以上分析的基础上，拟定了液压系统原理图如图1.4所示。
图1.4液压机液压系统原理图
系统的工作过程如下：
液压泵起动后，电液换向阀4及6处于中位，泵输出油液经背压阀7再经阀6的中位低压卸荷，此时主缸处于最上端位置而顶出缸在最下端位置，电磁铁2YA得电，换向阀6在右位工作，此时5YA得电，换向阀4也在右位工作，液压泵输出的压力油进入主缸上腔，此时3YA也得电，控制油路经阀5通至液控单向阀3，使阀3打开，主缸下腔的油能经阀3很快排入油箱，主缸在自重作用下实现快速空程下行，由于活塞快速下行时液压泵进入主缸上腔的流量不足，上腔形成负压，充液筒中的油液经充液阀（液控单向阀）1吸入主缸。
当电气挡块碰到行程开关时3YA失电，控制油路断开，阀3关闭，此时单向顺序阀（平衡阀）2使主缸下腔形成背压，与移动件的自重相平衡。
自重快速下行结束。
与此同时用行程挡块使泵的流量减小，主缸进入慢速下压行程，在此行程中可以用行程挡块控制泵的流量适应压制速度的要求。
由压力表刻度指示达到压制行程的终点。
行程过程结束后，可由手动按钮控制使5YA失电，4YA得电，换向阀4换向，由于阀2带阻尼器，换向时间可以控制，而阀4的中位机能是H型，阀处于中位时使主缸上腔的高压油泄压，然后阀4再换为左位，此时压力油经阀2的单向阀进入主缸下腔，由于下腔进油路中的油液具有一定压力；故控制油路可以使阀1打开，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分经阀4排回油箱，此时主缸实现快速回程。
充液筒油液充满后，溢出的油液可经油管引至油箱。
回程结束后，阀4换至中位，主缸静止不动。
1YA得电，2YA失电，阀6换至左位，压力油进入顶出缸下腔，顶出缸顶出制件，然后1YA失电，2YA得电，阀6换至右位，顶出缸回程；回程结束后，2YA失电，阀6换至中位，工作循环完成，系统回到原始状态。
5选择液压元件
（1）液压系统计算与选择液压元件
（a）选择液压泵和确定电动机功率
①液压泵的最高工作压力就是液压缸慢速下压行程终了时的最大工作压力
pp=
=
=24.6MPa
因为行程终了时流量q＝0，管路和阀均不产生压力损失；而此时液压缸排油腔的背压已与运动部件的自重相平衡，所以背压的影响也可不计。
②液压泵的最大流量
Qp≥K（∑Q）max
泄漏系数K=1.1~1.3，此处取K=1.1.由工况图知快速下降行程中q为最大（q=289.41L/min），但此时已采用充液筒充液方法来补充流量，所以不按此数值计算，而按回程时的流量计算。
qmax=q3=59.9L/min
qp=1.1q3=1.1×59.9=65.9L/min
③根据已算出的qP和pP，选轴向杜塞泵型号规格为63CCYY14-B，其额定压力为32MPa，满足25~60％压力储备的要求。
排量为63mL/r，额定转速为1500r/min，故额定流量为：
q=qn=
=94.5L/min，额定流量比计算出的qP大，能满足流量要求，此泵的容积效率ηv=0.92.
④电动机功率驱动泵的电动机的功率可以由工作循环中的最大功率来确定；由工况分析知，最大功率为5.76kW，取泵的总效率为η泵=0.85。
则P=
=
=6.78kW
选用功率为7.5kW，额定转速为1440r/min的电动机。
电动机型号为：
Y132m-4（Y系列三相异步电动机）。
（2）选择液压控制阀
阀2、4、6、7通过的最大流量均等于qP，而阀1的允许通过流量为q。
q=q1-qP＝289.4-65.9＝223.5L/min，阀3的允许通过流量为
q=q1
=289.4
=67.9L/min
阀3是安全阀，其通过流量也等于qP。
以上各阀的工作压力均取p＝32MPa。
阀5通过控制油液，流量很小，工作压力也很低，可用中低压阀。
本系统所选用的液压元件见表1.4。
表1.4液压机液压元件型号规格明细表
序号
元件名称
型号
规格
1
液控单向阀
A1Y-Ha32B
32MPa，32通径，流量200L/min
2
单向顺序阀
（平衡阀）
XDIF-B20E
32通径，流量150L/min，
控制压力（10~30）×105Pa
3
液控单向阀
A1Y-Ha20B
32MPa，20通径，流量100L/min
4
电液换向阀
34DYH-H20B-TZZ
32MPa，20通径，流量100L/min
5
电磁换向阀
23D-25B
6.3MPa，12通径，流量25L/min
6
电液换向阀
34DYM-H20B-T
32MPa，20通径，流量100L/min
7
顺序阀
X2F-L32E
32通径，流量150L/min，
控制压力（10~30）×105Pa
8
溢流阀（安全阀）
YF-B20K
20通径，流量100L/min，
调压范围（14~35）MPa
9
轴向柱塞泵
63CCYY14-B
32MPa，排量63mL/r，1500r/min
10
主液压缸
自行设计
11
顶出液压缸
自行设计
12
压力表
Y-100
（0~400）×105Pa
13
压力表开关
KF-L8/20E
（3）选择辅助元件
（a）确定油箱容量
由资料，中高压系统（p>6.3MPa）油箱容量
V=（6~12）qP。
本例取V=8×qP=8×94.5=756L（qP用泵的额定流量）.
取油箱容量为800升。
充油筒容量V1=（2-3）Vg=3×25=75（升）
式中Vg——主液压缸的最大工作容积。
在本例中，Vg=A1Smax=804×31=24924cm3≈25（升）
（b）油管的计算和选择
如参考元件接口尺寸，可选油管内径d=20mm。
计算法确定：
液压泵至液压缸上腔和下腔的油管
d=
取v=4m/s，Q=65.9L/mm
d=
=1.87cm，选d=20mm.
与参考元件接口尺寸所选的规格相同。
充液筒至液压缸的油管应稍加大，可参考阀1的接口尺寸确定
选d=32mm的油管，油管壁厚：
δ≥
选用钢管：
[σ]=
≈83.25MPa，取n=4，σb=333MPa（10＃钢）。
σ=
=
=3.84mm，取σ=4mm
（4）选择液压油
本系统是高压系统，油液的泄漏是主要矛盾。
为了减少泄漏应选择粘度较大的油，本系统选用68号抗磨液压油。
6液压系统性能的验算
（1）油路压力的计算
本系统是容积调速，系统在各运动阶段的压力由负载决定。
本系统在开始设计时已经说明，运动部件在导轨上的摩擦和自重的影响均忽略不计（对实际计算产生的影响很小），因此要考虑的仅仅是阀和管路的压力损失，而本系统对压力的要求主要是工作行程终了时能达到的最大压力值，由于此时速度已接近于零，阀门和管路的损失也接近千零，所以本例不详细计算压力损失值。
（2）确定安全阀、平衡阀和顺序阀的调整压力
安全阀调整压力ps=1.1p泵=1.1×25×106=27.5MPa
平衡阀调整压力pX=
=
=1.59MPa
顺序阀7的调整压力：
该阀的作用是使液压泵在卸荷时泵的出口油压不致降为零，出口油压应满足液控单向阀和电液换向阀所需控制油压的要求。
由资料查的A1Y型液控单向阀的控制压力≥16×105Pa，另外电液换向阀34DY所需的控制油压不得低于10×105Pa，故取顺序阀的调整压力为（16~18）×105Pa
（3）验算电机功率
由工况图知主缸在快速起动阶段中S=2.9mm处功率为最大，Pmax=5.76kW
在Pmax时液压泵的流量较小，管路和阀的损失不大。
在选择电机时也已考
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