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压力机 全套 资料

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16吨机械式双柱可倾压力机的设计任务书题目：16吨机械式双柱可倾压力机的设计任务书本毕业论文为16吨机械式双柱可倾压力机的设计。压力机是用来对放置于模具中的材料实现压力加工的机械。在机械制造业中，冲压加工是一种常用的加工的方法。压力机是冲压加工中所需的机床，在机械制造业中广泛应用。本设计要求整机性能好、结构紧奏、使用方便、灵活、快速、效率高、寿命长，机身可采用铸造或焊接形式制造，要求刚性好、强度高。设计参数如下表。特征型号自拟公称压力Q(KN)160最大冲程c(mm)70公称压力角（）30滑块行程次数1/min120自重kg850左右主要内容：完成传动装置设计、执行机构（曲柄连杆机构）设计、冲头滑块装置设计、直轴设计、离合器设计、制动器设计、机身设计，达到冲压加工的使用要求。设计任务：1.完成设计计算说明书一份，字数8000以上，约35页A4纸。2.（1）绘制整机装配图（含工作循环图及必要的说明）1张（A1）； （2）绘制传动装置装配图1张（A1）（3）绘制执行机构装配图1张（A1）（4）绘制离合器装配图1张（A3）；（5）绘制制动器装配图1张（A3）；（6）绘制机身结构图1张（A1）；（7）绘制零件工作图：传动装置主要零件、执行机构主要零件、离合器主要零件、制动器主要零件等若干张（A3或A4图纸）；3.论文答辩。参考文献1自定第1章 绪论1.1 压力机形势背景在过去，我国压力机技术发展仍存在缺陷，其中，材料、技术工艺等方面不过关，特别是在电控方面，我国的技术非常薄弱。虽然我们可以购买国外的电控压力机，但是电控方面的技术是其核心，难以掌握，所以加强对电控压力机技术方面的掌握是势在必行的事情。经过几十年的高速发展，我国压力机技术发展日渐精益。已经涌现出一大群技术过硬的制造商，在液压对高车、液压搬运车的技术方面逐渐成熟，而且具备了给国际知名品牌制造商做贴牌的能力，从中可以看出，我国压力机的技术发展已经成熟。这一进步在压力机行业领域中具有突破性的时代意义。长久以来，我国压力机的发展虽然非常快速，但是拥有尖端科技的制造商少之又少，部分的中文合资或者是国外的知名制造商已经占领了我国的高端压力机市场，而且高端的的技术主要体现在智能化、自动化和信息化方面，相比之下，我国制造商绝大部分处于中低端的消费市场。目前国内的企业在中端市场激烈的竞争，也有少部分的制造商向高端压力机的市场挺进。而外资压力机的制造商已从高端市场向中端市场覆盖。从出口国来看，我国压力机的出口已从欧洲发达国家向发展中国家转移。2013年向发展中国家出口压力机仍然是我国压力机出口的主要目标，因为国内的中低端的压力机发展适合发展中国家的行情，销量比较好。在技术方面，我相信在电控方面的技术会得到突破性的发展，中低端的压力机制造商会更多的向高端市场挺进。2013年也将会对压力机行业进行产能调整，解决某些压力机的产能过剩的问题。我国压力机行业的发展会越来越好，不断的向高端市场挺进，三洋机床厂成都分公司正在不断的改进技术，生产的压力机高效、节能、灵活方便等优点，并努力寻求进军高端市场的机会。现代世界各国间的竞争主要表现为综合国力的竞争。要提高我国的综合国力，就要在一切生产部门实现生产的机械化和自动化，这就需要创造出大量的、种类繁多的、新颖优良的机械来装备各行各业，为各行各业的高速发展创造有利条件。机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。工业、农业、国防和科学技术的现代化程度都会通过机械工业的发展程度反映出来。不论是集中进行大量生产还是迅速完成多品种、小批量生产，都只有使用机器才便于实现产品的标准化、系列化和通用化。机械工业担负着向国民经济各个部门提供技术装备和促进技术改造的重要任务,在现代建设的进程中起着主导和决定性的作用。通过大量的设计、制造和广泛使用各种先进的机器,就能大大的加强促进国民经济发展的力度,加速我国社会主义现代化建设。冲压机械是为实现冲压工艺服务的。随着生产的发展，冲压机械已越来越广泛的应用于国民经济各个部门的工业生产中，除机械制造业本身外，动力机械工业、船舶、电机、电器、机车车辆制造业、航空航天工业，以及人们日常生活密切相关的家用电器、日用五金等轻工业部门，均需要大量的冲压机械为之服务；随着科学技术的进步，需要更多的、更好的各种冲压机械来进行各种冲压工艺，这就需要我们设计出各类新型冲压机械。 性能良好的冲压设备是提高冲压生产技术水平的基本条件。目前主要是从两个方面予以研究和发展：一是对目前我国大量使用的普通冲压设备加以改进，即在普通压力机的基础上加上送料机构和检测装置，以实现半自动化或全自动化生产，改进冲压设备结构，保证必要的刚度和精度，提高其工艺性能，以提高冲压工件精度，延长冲模使用寿命；二是积极发展高速压力机，冲压柔性制造系统及各种专用压力机，以满足大批量生产的需要。1.2 机械式压力机的结构与优点机械式压力机一般按照机身结构型式分为开式和闭式。本设计采用开式压力机原理设计压力机，开式压力机也称为冲床，应用最为广泛，适用于40-4000千牛的中小型压力机。开式压力机多为立式，机身呈C形，前、左、右三面敞开，结构简单、操作方便、机身可倾斜某一角度，以便于冲好的工件滑下落入料斗，易于实现自动化。 本设计的执行机构是曲柄连杆机构，其工作原理是将曲轴的旋转运动，通过连杆变成滑块的往复直线运动，对放置于模具中的材料实现压力加工。本压力机工作特点是冲击性载荷，大部分时间为空行程；在传动系统中都设置有飞轮，其中大带轮和大齿轮也起到飞轮的作用；压力机上的离合器于制动器之间设有机械或电气连锁；滑块的行程长度不变，但其底面与工作台面之间的距离可以通过螺杆调节；生产中为保证设备安全，常在压力机上装设过载保护装置。本设计的压力机为开式机身压力机，相比闭式压力机具有突出的优点，其工作台从三个方向敞开，装载模具和实际生产操作较为方便，同时为机械化和自动化提供了良好的条件。但是开式压力机也有其不足之处，由于机身呈现C形，实际工作时，其变形量较大，刚性较差的缺点影响着制品的精度，而且由于机身有角度变形，会使得上模轴心线于工作台面不垂直，容易破坏上、下模具间隙的均匀性，从而降低了模具的使用寿命。 开式曲柄压力机在机械制造业中运用最为广泛也是其具备的优点之一，主要原因是它在板料冲压生产中作为主要设备的地位，其结构紧凑，操作简单，深受机械制造商的喜爱和青睐。1.3 本论文研究内容及设计任务第2章 16吨机械式双柱可倾压力机总体设计2.1 16吨机械式双柱可倾压力机基本参数 开式曲柄压力机的技术参数，反映了它的工艺性能和应用范围，且所能加工制件的尺寸范围以及有关生产率指标，同时也是选择、使用压力机和设计模具的重要依据。1.公称压力F：公称压力是压力机的主参数，是指滑块离下止点前，某一特定距离或曲柄转角时，滑块允许的最大作用力。F=160KN2.滑块行程S：滑块行程是指滑块从上止点到下止点所经过的距离，它是曲柄半径或是偏心齿轮、偏心轴偏心距的两倍，其大小随压力机工艺用途和公称压力的不同而不同。S=70mm 3.滑块行程次数n：它是指滑块经从上止点到下止点，再回到上止点为一次动作行程的每分钟往复运动次数。滑块行程次数的高低反映了压力机冲压的生产效率。 n=120次/min 4.压力机装模高度H和封闭高度H1：压力机装模高度是指压力机滑块处于下止点位置时，滑块下表面到工作垫板上表面的距离。当装模高度经由高度调节装置将滑块调整到最高位置时，装模高度达到最大值，称为最大装模高度。将滑块调整到最低位置时，装模高度达到最小值，称为最小装模高度。压力机装模高度调节装置所能调节的距离，称为装模高度调节量（H）。有了装模高度调节量，就可以满足不同闭合高度模具安装的需要。模具的闭合高度应该介于压力机的最大装模高度和最小装模高度之间。封闭高度H1是指滑块在上止点时滑块下表面到工作台上表面的距离。它和装模高度之差恰好是工作台垫板的厚度T。J23-16压力机最大封闭高度HMAX为220mm；封闭高度调节量H为60mm。5.压力机工作台面尺寸及滑块底面尺寸：压力机工作台面尺寸LB及滑块底面尺寸ab是与模座平面尺寸有关的工艺尺寸，它反映了压力机工作台面与滑块底面的长度和宽度尺寸，表示压力机允许安装模具的水平尺寸大小。J23-16压力机的工作台尺寸：左右为L=450mm,前后为B=300mm；J23-16压力机滑块底面尺寸：左右为a=220mm,前后为b=190mm。6.喉口深度C：滑块中心线至床身的距离叫做喉口深度。喉口深度和工作台垫板面积是关系到模具的最大平面尺寸的重要参数J23-16压力机的喉口深度为160mm。7.工作台孔尺寸：工作台孔用于落料或安装气垫装置。工作台孔尺寸L1B1、D1直径。J23-16压力机的工作台孔尺寸：前后为B1=110mm，左右为L1=220mm，圆孔直径为D1=160mm。8.模柄孔尺寸（dl）：中小型压力机的滑块底面都设有模柄孔，它是用于安装固定上模和确定模具压力中心的。当模具用模柄与滑块相连时，滑块模柄孔的直径和深度应与模具模柄尺寸相协调。中小型压力机模柄孔的形状有圆柱形和方柱形。J23-16压力机的模柄孔尺寸：直径d=40mm深度为l=60mm。9.立柱间距离A：立柱间距离是指双柱式压力机两个立柱内侧表面的距离。对于开式压力机，立柱间距离尺寸直径影响由前向后送料时条料的宽度，以及冲压接料机构的尺寸和安装位置。J23-16压力机的立柱间距离A为230mm。10.倾斜角：倾斜角是指可倾式压力机工作台面的倾斜角度，也就是机身后倾的角度。利用这个倾斜角使冲压后IDE工件（或废料）能借其自重或其他因素通过两立柱中间压力机后方排除。J23-16压力机机身最大可倾角为30。2.2 系统控制流程图2.3 确定总体传动方案2.3.1执行机构的方案确定方案一:采用凸轮连杆机构为执行机构图2-1 凸轮连杆机构方案二:采用对心曲柄滑块机构为执行机构图2-2 对心曲柄滑块机构对以上两种方案进行比较：凸轮轮廓线不易加工，且凸轮和连杆间为点接触，承受的压应力很大，凸轮容易磨损，连杆的也会因应力过大，而坏掉；而对心曲柄滑块机构与之比较，在这方面的缺点不是很明显而且对心曲柄滑块机构已在目前中小型压力机广泛采用，技术比较成熟。 经过以上比较，选对心曲柄滑块机构为本设计的执行机构。2.3.2 传动方案确定合理的传动方案首先要满足工作机的性能要求,适应工作条件,工作可靠,此外还应使传动装置的结构简单,尺寸紧凑,加工方便,成本低廉,传动效率高和使用维修方便。 目前,冲压机的传动方式很多。按传动级数有一级传动和二级传动；按传动方式有液压、气压、机械等传动。虽然液压、气压传动精度高,但是结构复杂,成本高，而机械传动结构简单,操作方面,虽然效率不高,但成本低,适合现在大多数企业的需求,所以选用机械传动。 本设计采用一级传动。第3章 曲柄滑块机构的设计计算3.1 曲柄滑块机构的运动与受力分析3.1.1 曲柄滑块机构的运动分析与计算设计参数:滑块行程:120mm，工程压力:600KN，生产率:50次/分，冲压角=30。如图4-1所示为曲柄滑快机构的运动简图,O点为曲柄的旋转中心。曲柄OA转动时，从上死点A1转到下死点A0，滑块从B1降到B0，全行程S0=2R。为了计算方便，确定曲柄转到下死点时，转角为零度，曲柄逆运动方向转到上死点时曲柄转角=180，连杆中心线与滑快运动方向的夹角为，曲柄转角与滑快行程S的关系表达如下：S=OB0-OB=（L+R）-（Rcos+ Lcos）=L（1-cos）+R（1-cos） (3-1）图3-1 曲柄滑快机构的运动简图由于曲柄转动时，曲柄转角变化，也随之变化。它们之间的关系是：Rsin=Lsinsin=(R/L)sin令=R/L，则sin=sin (3-2)所以 cos= (3-3)把式（4-2）代入式（4-1）得S=R（1-cos）+（1-）/ (3-4)根据泰勒级数展开并取前二项，则cos=1-2sin2/2把上式代入式（4-3），得S=R(1-cos+sin2/2) = R(1-cos)+ （1-cos2）/4 （3-5）式中 S滑快位移，从上死点算起，向上方向为正；曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反为正；R曲柄半径；连杆系数。为保证所设计的冲压机能产生所要的公称压力，由第九章6可知，连杆系数一般在0.1到0.2之间，即L=600到300之间。初取L=550mm，则=R/L=0.11。当=p=30时，其对应的板厚为Sp。把=30代入式（3-5），可算得Sp=8.865mm。将式（3-4）对时间求导数，可得滑块速度：V=ds/dt=R(1-cos)+（1-cos2）因为 =W所以V=WR（sin+sin2） （3-6）式中 V滑块速度；W曲柄角速度，W=2n/60。将式（3-6）对时间求导数，可得滑块加速度： (3-7)3.1.2 曲柄滑块机构的受力分析与计算曲柄压力机在进行工作时，工件变行抗力P通过上模传到滑块上，连杆以推力PAB推动，滑块沿导轨向下运动。导轨对滑块产生一个大小为Q的阻力，方向垂直于导轨。作用在滑块上的力有三个。拉如图(3-2)所示.图3-2 执行机构的受力分析根据力平衡原理得出：PAB=P/cos由式（3-2）有：sin=sin当=p=30时， =atcsinsin=3.15PAB=P/cos=600.9KN曲柄的曲柄颈所受的力PAB=PAB所以：曲柄的曲柄颈所受扭矩为：T=（L+R-SP）sinPAB =（550+60-8.865）10-3sin3.15600.9103=19849.2Nm在向下冲压的过程。制动器不起制动的作用，大齿轮所受的扭矩与曲柄颈所受的扭矩相等，即T1=T=19849.2Nm小齿轮所受扭矩为 ：T2=Tr/R （3-8）3.2 连杆机构的分析计算第4章 电动机的确定4.1电动机类型的选择4.1.1 确定电动机的功率4.1.2 确定电动机的转速第5章 传动装置的设计和计算5.1 V带传动系统及带轮的分析计算5.1.1 V带传动分析计算5.1.2 带轮的分析计算5.1.3 离合器与制动器的位置5.2 直轴的分析计算与校核5.2.1 轴的设计第6章 压力机机身设计6.1 压力机机身6.1.1 机身的结构6.1.1 机身的强度计算6.2 传动设计6.3 离合器设计6.4 滑块设计6.5 制动器设计第7章 机械式压力机的润滑第8章 机械式压力机的日常保养和安全总结参考文献目录摘要 3ABSTRACT 4文献综述 5第1章 绪论 6 1.1 液压技术与液压机的发展现状和趋势6 1.2 冲孔压力机整体设计概述7 1.3 本课题意义及其研究重点8第2章 本液压机所需完成工序步骤分析9第3章 机械、液压（气动）与电气控制间的相互制约与影响11 3.1 相关内容介绍11 3.2 确定三部分相关内容11第4章 液压系统设计16 4.1 设计概述16 4.2 液压系统各工作缸分析18 4.2.1 主工作缸18 4.2.2 水平工作缸21 4.2.3 工作台锁紧缸21 4.2.4 侧冲油缸21 4.3 主工作油缸的设计21 4.3.1 计算主工作油缸尺寸21 4.3.2 绘制主工作缸工况图23 4.4 总的液压系统设计25 4.4.1 液压系统设计步骤25 4.4.2 液压系统原理图31第5章 气压系统的设计43 5.1 气压系统设计步骤43 5.2 气压系统原理图46第6章 归纳总结49 6.1 设计工作总结49 6.2 认识与展望49参考文献 52致谢53附录：1.英语文章及翻译 2.设计图纸 摘要本文进行了冲孔压力机的机械结构、液压系统、气压系统及PLC控制系统等的设计，侧重点在液压部分的设计，该内胆冲孔压力机用于电冰箱内胆冲孔压力加工，加工过程中除了模具安装、工件装卸之外，整个冲孔加工过程由PLC控制油缸工作自动完成。通过以上环节的设计，该内胆冲孔压力机符合 要求，并且这些研究为以后再对该系统的改进打下了一定的基础。关键词： 内胆冲孔压力机 液压 气压 PLCABSTRACT This article has carried on the hydraulic system and the PLC control and so on,especially on the hydraulic system.The design in gallbladder punch holes press mechanism.This in gallbladder punch holes press in the electric refrigerator the gallbladder punch holes shaping,in the processing process besides mold installment work piece loading and unloading,the entire punch holes processing process automatically completes by the PLC contron cylinder work.Though the above link design,this gallbladder punch holes press conforms to the requirement,and the research has built the certain founfation again for later to this system improvement.KEY WORDS: Gallbladder punch holes press mechanism Hydraulic pneumatic PLC 文献综述 人类社会日新月异的飞速发展，人们对生活质量要求越来越高。在家用电器这一行，人们的需求也越来越多。家电外壳零件在制造过程重属于低压加工。考虑到经济成本、技术程度及可靠性，液压系统是一个不错的选择。 特别是在一些发展中国家，由于液压系统的成本较低尤其适合采用液压机发展制造业。不仅适应性高、价格低廉而且环保。以本课题为例，电冰箱内胆冲孔压力机，不仅适合电冰箱内胆的加工，只需更换相应的模具，同样适合其他产品零部件的冲压加工。不过必须考虑不同加工工作时的压力机称载问题。在科技发达的当今时代，更加注重的是机械的自动加工。采用液压系统，可以方便的与微电子、计算机等进行信号交换与传输，可以实现计算机的全自动化控制，实现机械系统的自动加工。然而，同时我们也要考虑到液压系统本身的一些劣势。液压系统要求具有良好的工作环境，不仅要噪声，泄露小，液压元件中无机件变形，无间隙变化，无对偶摩擦发热，无运动件是衡，无管口松动等。否则，会导致磨损加剧、冲击振荡加大、正常邮路受阻。不仅浪费能源，降低元件使用寿命，而且妨碍系统正常使用。这些都是液压系统中有待解决的问题。除了研究如何解决液压系统的基本缺陷外，如何利用液压系统实现智能化加工也是目前研究的一个十分重要的方向。这是电液结合的必然结果。这种趋势，促使液压系统的研究成为几门学科的交叉结合点。本设计加工过程除了模具安装、工件卸载之外，整个冲孔加工过程由PLC控制油缸工作自动完成。 本设计采用中高压大流量恒功率式变量柱塞泵供油，此种类型的液压泵精度高、密封性能好，工作压力高，符合设计工艺要求。 液压机是典型的以压力控制为主的液压系统。本机含有调速回路、卸荷回路、保压回路等，可保证工作顺利平稳地进行。第一章 绪论1.1 液压与气动技术的发展历史、 现状及趋势液压与气动技术是一门有着悠久发展历史的技术，从1795年世界上第一台水压机诞生，到现在已有200多年的历史。至上世纪5070年代，随着工艺水平的极大提高，液压技术也得到了迅速发展，成为实现现代传动和控制的关键技术，其发展速度仅次于电子技术。特别是近年来流体技术与微电子、计算机技术相结合，使液压与气动技术进入了一个新的发展阶段。据有关资料记载，国外生产的95%的工程机械、90%的数控加工中心、95%的自动生产线，均采用了液压与气动技术。在国民经济很多领域均需应用液压与气动技术，其水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志之一。 液压与气动技术是利用有压流体（压力油或压缩空气）为介质来实现自动控制和各种机械的传动，它在工业生产的各个领域均有广泛应用，在机械类及近机类高等教育的课程中，已成为一门重要的专业基础课，而且也是一门能直接用于工程实际技术的学科。液压技术之发展如此迅速，是因为与其他传动技术相比有很多独特的优势：（1） 重量功率比小，已达到0.5kg/kw.（2） 液压元件的体积小。（3） 液压系统具有良好的压力、流量控制品质。（4） 液压系统具有较快的响应速度。（5） 可以通过介质进行远程功率传输。（6） 液压能可简便的转换为机械能。（7） 液压介质带走元件产生的热能，介质冷却较方便。 液压技术的形成和发展已经经历了标准化、优质化、智能化三个阶段。力图提高工作机械的效率、减小体积和重量、加大输出功率。智能化的实现是与微处理器等现代电子器件相结合的。液压机同所有的液压系统一样是根据帕斯卡原理制造的，是一种利用液体压力能实现能量传动的机械装置。由于液压机在实际工作中的广泛应用性，使其在国民经济各部门获得了广泛的应用。如粉末冶金、塑料及橡胶制品成型、型材挤压、较直等。八十年代以来，随着微电子技术、液压技术等相关技术发展，液压机有了更进一步的发展。目前，液压机的最大标称压力已达750MP（用于金属模锻成型加工）众多机型采用CNC或工业PC来进行控制，使产品的加工质量和生产效率有了极大的提高。1.2 冲孔压力机整体设计概述 为了满足电冰箱内胆冲孔压力加工的要求，考虑设计一台液压机。加工工程除木模具安装、工件装卸外，整个冲孔加工过程由PLC控制液压缸工作自动完成。本文重点设计了冲孔压力机的液压、气压系统部分。主要包括：1. 液压部分：制定系统工艺、详细设计系统参数、分析系统工作原理、设计系统回路、挑选系统元件、验算系统性能等。2. 气压部分：承载不大，故只设计可相应简单的执行、控制系统。1.3压力机液压系统介绍 1.基本要求 为了完成一般的压制工艺，要求主液压缸驱动工作台带动上模具实现“快速下行慢行下行（接近工件）冲孔加工（延时保压）快速返回”的工作循环。要求水平工作液压缸驱动水平台实现“快速移出装胆快速移进慢速回位”的工作循环。 该液压系统中的压力要求经常变换和调节，为了产生较大的压力以满足工作要求，系统的压力较大，为中高压系统。根据初始设计参数，取最大工作压力15MP。 该液压系统功率大，空行程和加压行程的速度差异大因此要求功率利用合理。为此，在设计系统回路中含有调速阀、单向阀等，并与电磁换向阀、压力继电器的一起控制油路工作。该液压机为中高压大流量系统，队工作平稳性和安全性要求较高。设计了如：蓄能器、节流阀、单向阀的一系列保护元件。2.主要特色 本设计采用中高压大流量恒功率式变量柱塞泵供油，此种类型的液压泵精度高、密封性能好，工作压力高，符合设计工艺要求。 液压机是典型的以压力控制为主的液压系统。本机含有调速回路、卸荷回路、保压回路等。 该液压机利用上模及工作台的自重来实现快速下行，这一系统结构简单，液压元件少，在中小型液压机重常被采用。采用电液换向阀，适合中高压大流量液压系统。1.3本课程的意义及研究重点 人类社会日新月异的飞速发展，人们对生活质量要求越来越高。在家用电器这一行，人们的需求也越来越多。家电外壳零件在制造过程重属于低压加工。考虑到经济成本、技术程度及可靠性，液压系统是一个不错的选择。 特别是在一些发展中国家，由于液压系统的成本较低尤其适合采用液压机发展制造业。不仅适应性高、价格低廉而且环保。以本课题为例，电冰箱内胆冲孔压力机，不仅适合电冰箱内胆的加工，只需更换相应的模具，同样适合其他产品零部件的冲压加工。不过必须考虑不同加工工作时的压力机称载问题。在科技发达的当今时代，更加注重的是机械的自动加工。采用液压系统，可以方便的与微电子、计算机等进行信号交换与传输，可以实现计算机的全自动化控制，实现机械系统的自动加工。然而，同时我们也要考虑到液压系统本身的一些劣势。液压系统要求具有良好的工作环境，不仅要噪声，泄露小，液压元件中无机件变形，无间隙变化，无对偶摩擦发热，无运动件是衡，无管口松动等。否则，会导致磨损加剧、冲击振荡加大、正常邮路受阻。不仅浪费能源，降低元件使用寿命，而且妨碍系统正常使用。这些都是液压系统中有待解决的问题。除了研究如何解决液压系统的基本缺陷外，如何利用液压系统实现智能化加工也是目前研究的一个十分重要的方向。这是电液结合的必然结果。这种趋势，促使液压系统的研究成为几门学科的交叉结合点 第2章 本液压机所需完成工艺过程分析 此部分内容为设计工作的前奏，我们先对液压机的运作情况作一个整体的认识，为了满足电冰箱内胆冲孔压力加工的要求，考虑设计一台液压机。加工工程除木模具安装、工件装卸外，整个冲孔加工过程由PLC控制液压缸工作自动完成。本文重点设计了冲孔压力机的液压、气压系统部分。主要包括：a.液压部分：制定系统工艺、详细设计系统参数、分析系统工作原理、设计系统回路、挑选系统元件、验算系统性能等。b.气压部分：承载不大，简单设计系统参数、设计系统回路、挑选系统元件。1.主液压缸：主液压缸驱动工作台带动上模具实现如下工作循环： 快速下行慢速下行（接近工件）冲孔加工（延时保压）快速返回 油缸下行时的负载分析：油缸在系统压力油和油缸运动部件自重共同作用下快速下行，此时要克服的外负载几乎没有，故此时系统工作压力很小，但由于运动速度快，油缸的输入流量大。此时为防止油缸下行失速，在系统回油路上应考虑设置平衡背压装置。随后为保证进行冲孔加工是运动平衡，我们考虑在油路设置切换装置，在接近工件部件处，油路切换，油缸活塞由快速转为慢速行进，这里我们考虑采用调速阀，目的是考虑到下行速度可调且速度运动平稳。当活塞下行接触到工件时，油缸上腔的压力随着负载增大迅速上升，直至克服阻力完成冲孔加工，冲孔完毕阻力负载消失，系统压力又随即下降，回到慢行阶段，直至运动到行程终点。油缸的返回行程由电磁换向阀切换油路进行通行，油缸下腔通压力油。此时由于油缸运动部件自重的影响，系统压力将会上升，直至活塞开始向上运动。较之快速下行速度，上行是速度要慢一些，但应设计成比工进行程的速度快，以节约运动时间，此时上升行程的回油路不存在背压，这与下行是不相同的。2.水平液压缸：要求水平液压缸驱动水平工作台实现如下循环： 快速移出慢速移出停留（装胆）快速返回慢速返回 同样选用单活塞双作用油缸。液流换向采用三位四通电磁换向阀（弹簧复位）控制。油缸活塞在移出、回位过程中均有速度变换，且均从快速到慢速。我们采用对应相同速率。通过节流阀与二位两通电磁换向阀并联控制。3.工作台锁紧缸：其工艺过程如下： （工作台水平油缸回位）锁紧缸上行（锁住下工作台）冲孔加锁紧缸下行（松开下工作台）水平工作台移出水平工作台回位。 油缸同样采用单活塞双作用式油缸，为锁紧安全及定位可靠，取用两个油缸，同步工作，初设工作行程为70mm。液流换向阀采用三位四通电磁换向阀（弹簧复位）控制。主要考虑的是冲压主油缸，工作台水平进出油缸，工作台锁紧油缸三者之间动作顺序。第3章 机械、液压（气动）与电气控制间的相互制约与影响3.1 相关内容介绍本设计虽分为三个部分，但它们之间是相互关联的一个整体，设计工作中必须综合起来考虑，大体表现在以下几个方面：1.根据系统的要求，按照经验公式确定油箱的容积，从而为油箱的机械部分设计提供依据。2.主冲压油缸的相关尺寸及其工作位置的确定，从而使机械部分的设计为其预留相关的安装位置。3.同主冲压油缸一样，水平油缸、锁紧油缸也需提供相关参数。4.液压元器件的选择为电气部分设计提供依据，包括电磁换向阀、溢流阀、调速阀、液控单向阀以及节流阀的相关规格和型号等。3.2 确定三部分相关内容 首先计算主要液压缸的结构尺寸，为有关机械设计提供相关依据。3.2.1 计算主缸工作油缸尺寸P1A1P2A2Fmax图3.1 主缸计算示意图计算油缸尺寸是应考虑油缸最大工作负载，即冲压负载。按照设计要求最大冲压力应达到40吨，另结合系统进油最大工作压力15Mpa。如图3.1示意。油压机主工作油缸的极限载荷出现在冲压加工过程中。按照设计要求最大冲压力应为40吨，即最大负载阻力FMAX=40T=4104N。假设此时系统工作为150MPa，而进入油缸中的油液已经流通了调速阀，一般情况下最少有45MPa的压力降。为了实现速度调节，压降还可以更大，暂取为6MPa,故P1=150-6=144MPa。P2回油背压按常规取为58MPa,也取为6MPa2.即P2=6MPa.G为油缸运动部件自重，按机械部分设计参数约为4000kg,另考虑活塞因摩擦、粘性阻尼造成的损失，机械效率为m=0.96.固有（P1A1-P2A2）m=F-G为计算油缸有关尺寸，如缸径d，先考虑d/D比值。其选取要考虑系统工作压力，油缸的工作方式（受拉还是受压），也必须考虑油缸往复运动速比。本主工作油缸液压系统最高工作压力150N,属于中高压，故d/D比值也不宜过小，考虑油缸运动时工进与快退的工作速度，工进是为保证速度平稳，速度较慢，退回（上升）时不工作，速度可适当加快，考虑到工作部件运动惯性，也不宜太快。通常情况下速比=V回/v进比值大小与d/D比值有关。d/D大，则小; d/D小，则大。 综合考虑，根据设计手册推荐意见（规定d/D=0.50.7）.我们暂取d/D0.62，此时=1.62.于是有P1D2/4- P2(D2/4-d2/4)=(F-G)/m利用d=0.62D，代入相关数据可计算出D=4（F-G）/(P1-0.6156P)gm d=0.62D=11.96mm把油缸尺寸元整化，我们可以取活塞杆径d=12cm=120mm油缸缸径D=18cm=180mm此时油缸面积为A1=254.5cm2 A2=141.37cm2 3.2.2 计算水平工作油缸尺寸水平缸承受的最大工作压力是在模具重量下产生，因选用滑动导轨，摩擦系数取=0.2，故工作台工作时最大负载Fmax=m=0.27000=1400N,进油路压力P1=与回油路压力P2与前述分析相同，分别为P1=144MPa , P2=6 MPa. 有P1D12/4- P2(D12/4-d12/4)=F/m暂取d1/D1=0.71,此时=V回/v进=（V回=200mm/s,v进=100mm/s） 计算得D1=3.6cm d1=2.5cm 按标准元整为D1=40mm d1=22mm 此时面积为 A1=0.25D12=12.56cm2 A2=0.25d12=8.76cm23.2.3 计算工作台锁紧缸尺寸锁紧缸承受的最大压力也是模具重量产生，Fmax=7103N 锁紧行程为70mm，设速度V=35mm/s.往返速度相同，去d2=0.71cm D2计算过程如上，求得 D2=8cm d2=5.76cm按标准元整为 D2=80mm d2=50mm此时面积为 A1=50.24cm2 A2=30.62cm23.2.4 计算侧冲缸尺寸侧冲工艺师紧接在主冲压工艺后完成的。载荷7吨，行程50mm，速度V=50mm/s。设往返速度相同，取d3=0.71 D3计算过程同上，求得： D3=8cm d3=5.76cm按标准元整为 D3=80mm d3=50mm此时面积为 A1=50.24cm2 A2=30.62cm2 确定液压系统元件的规格和型号，为电气控制部分提供依据。3.2.5 计算主缸运动所需最大流量： Qmax=AVmax Vmax为油缸活塞最大运动速度，它出现在油缸快速下行阶段，此时要保持油缸运动速度，系数必须提供足够流量。 此时油缸工作腔面积A=254.5 cm2，油缸的运动速度我们参考经验数据，以及设计手册上所提供的油压机运动速度常数。 通常情况下：要求工进速度V工50mm/s 快进速度V快进300mm/s 快退速度V快退300mm/s 为了简化液压系统，降低成本，减少系统发生液压冲击的可能性。 我们取快进速度V快进=100mm/s，工作进给速度V工=60mm/s由此算出油缸快进所需最大流量为：Qmax=254.341060=152.604L/min液压执行元件实际所需流量如下表3-1所示： 表3-1 执行元件实际所需流量工况执行元件名称运动速度（m/s）结构参数（mm2）流量10-3m3/s计算公式主冲快进主液压缸0.1A1=0.02552.55Q= A1V主冲慢进0.041.02主冲退回0.06A2=0.014140.85Q= A2V水平工作台快移出水平液压缸0.2A1=0.001260.252Q= A1V水平工作台慢移出水平液压缸0.1A1=0.001260.126Q= A1V工作台快退0.2A2=0.0008760.175Q= A2V工作台慢退0.10.0876锁紧缸松锁紧液压缸0.035A1=0.0050240.1758Q= A1V锁紧缸紧0.035A2=0.0030620.1072Q= A2V各电气元件的选择根据以上规格查表选取，具体选择情况如下3-2表：表3-2 液压阀明细表序 号名 称实 际 流 量m3/s通 用 规 格22三位四通电磁换向阀25.410-4DSHG-03-3C2-123三位四通电磁换向阀DSHG-03-3C2-124三位四通电磁换向阀3.5210-4DSHG-01-3C2-129三位四通电磁换向阀2.510-4DSHG-01-3C2-135三位四通电磁换向阀25.410-4DSHG-03-3C2-131二位两通电磁换向阀2.510-4DSHG-01-2C2-133二位两通电磁换向阀DSHG-01-2C2-138二位两通电磁换向阀25.510-4DSHG-03-2C2-118二位两通电磁换向阀25.410-4DSHG-03-2C2-114溢流阀25.410-4FBG-06-250-1015溢流阀FBG-06-250-1037调速阀10.1810-42FRM16-20/60LB25单向节流阀3.5210-4DVP8S-1039单向节流阀25.510-4DVP16S-10 36液控单向阀25.510-4SV25G41液控单向阀3.5210-4SV10G41液控单向阀SV10G30节流阀1.2310-4MG6G1.2/232节流阀MG6G1.2/217节流阀25.410-4MG20G1.2/2第4章 液压系统设计4.1设计概述由内胆冲孔压力机的工艺顺序过程，该液压机为一四柱架式压力机。主液压缸在架顶（挂钩），可用一单杆双作用液压缸，主冲压工作由主液压缸自上而下完成。工作态分垂直工作台和水平工作台两部分，垂直工作台与主液压缸活塞相连，随主液压缸运动而运动。水平工作台有一固定在液压机上的水平液压缸驱动，可以移进移出，并可由锁紧缸锁紧工作台用滑动导轨以减少阻力。液压机工作时由模具夹内胆，模具置于工作台上。模具分为上下两部分，分别由4个锁模气压缸固定于垂直水平工作台上。冲孔加工时，上下模具合模，内胆除了主液压缸冲压加工外，内胆四周分布侧冲缸。整个工作过程有以上各个液压缸完成，处于同一系统之中。液压站位于主体之侧，各种阀类元件可装于机器之上，用油管分别与泵站和油缸相连。由于上下模具需要运动，故侧冲缸控制阀采用软管连接。综合以上分析，初步认为系统的油泵采用恒功率压力补偿式变量柱塞泵供油，此种类型的液压泵精度高，密封性能好，工作压力高，泵的出口压力反馈到泵的变量机构上。当系统压力上升时，泵的输出流量会减少，系统压力下降时输出流量会增大，以实现恒功率输出。从液压机工序上看，该恒功率压力补偿式变量柱塞泵可以满足设计要求。此外，必须考虑过载保护、互锁、同步等问题。将与机械、电气部分设计一同配合完成。表4-1 滑动导轨滑 动导 轨导 轨 材 料运 动 状 态摩 擦 系 数铸 铁 对 铸 铁启动时低速v0.16m/s0.150.200.10.120.050.08根据以上标准我们选取摩擦系数为=0.2油压机对内胆进行冲孔加工时由一副模具夹持内胆，模具置于工作台之上。模具可根据不同内胆进行更换装卸，模具分上下模两部分。模具装上工作台到达工位后，上下模分别由六个和四个夹紧气缸固定在油压机工作台板上。随着主油缸升降，上下模实现开模合模。分开时，下工作台可由水平油缸驱动带动下模移进移出，以便装卸工件内胆。冲孔加工时上下模合模，内胆除了由主缸上下运动进行顶冲加工外，在内胆的四周也需根据需要进行冲孔加工，此工作由固定在上下模具上的若干侧冲油缸完成。整个油压机上述所有液压执行油缸，均处于同一系统中，共一个液压油源油压机的油压站。单独设置在油压机主体结构之侧。系统主要控制阀类按要求可部分设置在油压机机架上，靠油管分别与泵站和油缸相连，考虑到上下模具要运动，故侧冲油缸控制阀连接管路要采用软管。 根据我们对油压机工作性质，工作过程的了解，我们初步确定系统的主油泵采用一种恒功率压力补偿式变量柱塞泵，泵的出口压力被反馈到泵的变量机构之上，系统压力上升，泵的输出流量即会减少，系统压力下降，输出流量增加，实现恒功率输出。正好满足液压机工序要求，冲孔压力机与执行油缸并无其他特殊要求，以及运动行程的要求，需通过计算确定。另外在设计过程中必须考虑过载保护，安全保护连锁、同步等一些要求，这将结合机械电器部分设计共同进行。 下面我们就准备开始进行液压系统设计计算。4.2 液压系统各工作缸分析4.2.1主工作缸工作过程 主缸活塞快速下行慢速下行接近工件接触工作台压力速度上升冲孔加工结束后工作压力迅速下降到行程端点活塞快速返回。依据题设，快速下行速度v=10cm/s,慢速下行v=6cm/s,快速返回v=8cm/s按设计要求最大冲压力为40T，油缸下行时的负载分析：油缸在系统压力油和油缸运动部件自重共同作用下快速下行，此时要克服的外负载几乎没有，故此时系统工作压力很小，但由于运动速度快，油缸的输入流量大。此时为防止油缸下行失速，在系统回油路上应考虑设置平衡背压装置。随后为保证进行冲孔加工是运动平衡，我们考虑在油路设置切换装置，在接近工件部件处，油路切换，油缸活塞由快速转为慢速行进，这里我们考虑采用调速阀，目的是考虑到下行速度可调且速度运动平稳。当活塞下行接触到工件时，油缸上腔的压力随着负载增大迅速上升，直至克服阻力完成冲孔加工，冲孔完毕阻力负载消失，系统压力又随即下降，回到慢行阶段，直至运动到行程终点。油缸的返回行程由电磁换向阀切换油路进行通行，油缸下腔通压力油。此时由于油缸运动部件自重的影响，系统压力将会上升，直至活塞开始向上运动。较之快速下行速度，上行是速度要慢一些，但应设计成比工进行程的速度快，以节约运动时间，此时上升行程的回油路不存在背压，这与下行是不相同的。据此我们可以画出液压工作循环的负载循环图如下图4-1所示：t(s)F(N)15050快进慢进返回行程冲孔加工工进到行程终点 图4-1 负载循环图液压缸的运动分析及运动循环图：按照主油缸的工作循环，我们可以做出油缸的位移循环图如下图4-2所示S(mm)t(s)快进工进冲压工进到位快退20050 图4-2 位移循环S-t图同样我们可以做出主缸工作活塞的速度循环图如下图3-3所示：V(m/s)106t(s)快速返回快进工进冲压过程 图4-3 速度循环V-t图4.2.2 水平工作缸 工作过程：快速移出慢速移出停留（装胆）快速返回慢速返回水平工作缸推动工作台在导轨上移进移出，前面我们选取摩擦系数为=0.2。水平缸承受的最大工作压力是在模具重量下产生，因选用滑动导轨，摩擦系数取=0.2，故工作台给偶内置时最大负载Fmax=m=0.27000=1400N。 按系统设计要求，快速移出速度v=20cm/s,慢速移出速度v=10cm/s,快速返回与慢速返回同样分别为20cm/s和10cm/s。4.2.3 工作台锁紧缸 工作过程：（工作台水平油缸回位）锁紧缸上行（锁住下工作台）冲孔加工锁紧缸下行（松开下工作台）水平工作台移出水平工作台回位。 锁紧缸承受的最大压力也是模具重量产生，冲压力为7000N， 锁紧行程为70mm，设速度V=35mm/s.往返速度相同。4.2.4 侧冲油缸侧冲工艺是紧接在主冲压工艺后完成的。工作过程：（主冲压缸回位）侧冲缸移进侧冲缸回位。载荷7T，行程50mm，速度v=50mm/s。往返速度相同。4.3 主工作油缸的设计：4.3.1 计算主工作油缸尺寸P1A1P2A2Fmax图4-4 主缸计算图计算油缸尺寸是应考虑油缸最大工作负载，即冲压负载。按照设计要求最大冲压力应达到40吨，另结合系统进油最大工作压力15Mpa。如图3.5示意。油压机主工作油缸的极限载荷出现在冲压加工过程中。按照设计要求最大冲压力应为40吨，即最大负载阻力FMAX=40T=4104kg。假设此时系统工作为150MPa，而进入油缸中的油液已经流通了调速阀，一般情况下最少有45MPa的压力降。为了实现速度调节，压降还可以更大，暂取为6MPa,故P1=150-6=144MPaP2回油背压按常规取为58MPa,也取为6MPa.即P2=6MPa.G为油缸运动部件自重，按机械部分设计参数约为4000kg,另考虑活塞因摩擦、粘性阻尼造成的损失，机械效率为m=0.96.固有（P1A1-P2A2）m=F-G为计算油缸有关尺寸，如缸径d，先考虑d/D比值。其选取要考虑系统工作压力，油缸的工作方式（受拉还是受压），也必须考虑油缸往复运动速比。本主工作油缸液压系统最高工作压力150MPa,属于中高压，故d/D比值也不宜过小，考虑油缸运动时工进与快退的工作速度，工进是为保证速度平稳，速度较慢，退回（上升）时不工作，速度可适当加快，考虑到工作部件运动惯性，也不宜太快。通常情况下速比=V回/v进比值大小与d/D比值有关。d/D大，则小; d/D小，则大。 综合考虑，根据设计手册推荐意见（规定d/D=0.50.7）.我们暂取d/D0.62，此时=1.62.于是有P1D2/4- P2(D2/4-d2/4)=(F-G)/m利用d=0.62D，代入相关数据可计算出D=4（F-G）/(P1-0.6156P)gm d=0.62D=11.96mm把油缸尺寸元整化，我们可以取活塞杆径d=12cm=120mm油缸缸径D=18cm=180mm此时油缸面积为A1=254.5cm2 A2=141.37cm24.3.2 绘制主工作缸的工况图 即绘出液压缸的压力循环图（P-t） 流量循环图（Q-t） 功率循环图（N-t）P-t 图 通过最后的液压执行元件的结构尺寸，再根据实际载荷的大小，倒求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把它们绘制（P-t）图。P(Pa)最高压力t(s)快进工进返回行程工进到行程终点冲孔加工 图4-5 压力循环P-t图 Q-t 图 根据已确定的液压缸有效工作面积，结合其运动速度，算出它在工作循环中每一个阶段的实际流量，把它绘制成（Q-t）图Q（m3/s）t(s)快进工进冲压过程工进快速返回 图4-6 流量循环Q-t图N-t图 绘出压力循环图和总流量循环图后，根据N=P Q,即可绘出系统的功率循环图，即根据P-t图与Q-t图绘制出N（KW）t(s)快进工进冲孔加工工进返回行程 图4-7 功率循环N-t图至此，主液压缸的设计完成。4.4 总的液压系统设计4.4.1液压系统设计步骤a.液压泵的选择1）确定液压泵的最大工作压力PpPpP1+P （Pa） 式中P1为液压缸最大工作压力P为从液压缸出口到液压缸入口之间总的管路损失根据液压缸最大工作载荷时，油缸上腔所需的最大油压力P1为（P1A1-P2A2）m=F-GP1=(F-G)/ m+ P2A2/ A1=138.42Pa考虑到油路上的压力损失P=（25）Pa，取3Pa故 PMAX=141.42Pa2）确定液压缸的流量 本液压缸系统的工作油缸有多个，主冲压缸、水平工作油缸、工作台夹紧缸及侧冲油缸。其中主冲压缸、侧冲压缸和水平工作缸是不同时工作的，而其中主冲压缸工作所需流量最大，为Q主冲压max=141.42L/min 工作台夹紧缸在工作过程中随不与其它缸同时动作，但它在冲压加工过程一直保持在夹紧状态，故虽无需再计算泵的输出流量时多加考虑，但在计算油箱容积是必须计入在内。 按照上述分析可知泵的输出流量 QpKQ主冲压maxK为系统泄露系数，一般取k=1.11.3,我们取1.2.Qp1.2152=182.4L/min3） 选择液压泵的规格根据以上求得的Pp 和Qp值，按系统中拟定的液压泵的形式，从机械设计手册中选择相应规格的液压泵。表4-2 液压泵设计参数型号排量ml/r压力MPa转速r/minXB型9.5227142115004000 我们选用斜盘式轴向柱塞泵，转速得满足电机要求。系统总流量为1521L/min,柱塞泵流量范围为Qmin=9.51500=14.251L/min, Qmax=2274000=9081L/min 14.25152908,满足设计要求。4）确定液压泵的驱动功率 N=PPQP/P10-3KW式中PP液压泵的最大工作压力 Pa QP液压泵的流量 m3/s P液压泵的总效率 kw 根据机械设计手册，柱塞泵的总效率为0.800.85。取=0.8 计算 N=138.42182.40.810-3=32Kw 另外考虑夹紧缸的功率损耗约为12kw，再加上泵在压力PP的功率损耗约为12kw。实际油泵驱动电机功率N=32+2+2=36kw。根据实际标准N=40kw，采用J2系列小型鼠笼式电动机J2-72-2，额定功率40kw。 表4-3 电动机设计参数电动机型号额定功率满载转速额定转矩最大转矩电机总重kgJ2-72-240kw2940r/m1.12.2220 故柱塞泵和电机转速均为2940r/min.b.蓄能器的选择根据蓄能器在液压系统中的功用，确定其类型和主要参数。设计蓄能器在系统中作为应急能源，其有效工作容积为： V=AiLiK (m3)式中AiLi要求应急动作液压缸总的工作容积m3 K油缸损失系数，一般取K=1.2V=254.50.01510-4+12.561.210-4=2.27L选取型号为NXQ-2.5，压力20MPa，容积为2.5L，通径为M422,重量为14kg。c. 管道尺寸的确定1)管道内径的计算d2=4Q/V 式中 Q通过管道内的流量 m3/s V管内允许的流速 m/s 根据系统工作压力15MPa，以及实际管道长度，我们考虑管道产生合理的压力损失，再结合管道尺寸及重要的综合因素，我们选取管道的允许流速为57m/s,取7m/s，而系统 的最大流量为152.604L/min=2.5434 m3/s. 故d=1.13101.90610-221.5mm根据标准将其元整为22mm（采用无缝隙钢管）。2)管道壁厚的计算=Pd/2m式中 P管道内最高工作压力 Pa D管道内径 m 管道材料许用应力 =b/n b =材料抗拉强度 n安全系数 P17.5MPa时，取n=6根据上述数据计算出=2.34（mm）管道由于上下侧冲油缸运动还要根据实际运动尺寸选取软管，确定其尺寸。d)滤油器的选择选择滤油器是应考虑如下几点：（1）具有足够大的通油能力，压力损失小;（2）过滤精度应满足设计要求；（3）滤芯具有足够的强度；（4）滤芯抗腐蚀性好，能在规定温度下长期工作；（5）滤芯的更换、清洗及维护方便。 根据液压系统设计图，滤油器在本系统中有两个安装位置，如图4-7所示。 图4-7 滤油器设计图 安装在液压泵的吸油路上，这种安装方式要求滤油器油较大的通油能力和较小的阻力。阻力一般要求不超过0.11050.2105Pa ，因此采用精度较低的网式滤油器。此方式的作用主要是保护液压泵。 网式滤油器属于粗滤油器，一般安装在液压泵吸油路上，以保护泵。它具有结构简单，通油能力大，阻力小，易清洗等特点。采用型号为WU100180（带堵塞报警的粗过滤，过滤精度为80）。安装在回油路上，这种方式间接的保护整个液压系统，由于回油压力低，可用强度较低的滤油器。滤油器并联的单向阀在滤油器堵塞时，起着旁通阀的作用。采用线隙式滤油器，一般安装在回油路上。这种滤油器阻力小，流通能力大，但不易清洗，采用型号为XU100100（精过滤器，过滤精度为30）。以上两者的流通量为100L/min。e. 液压油的选择压力机液压系统属于普通液压系统，我们可以选择30号矿物型机械油。这是考虑由于油箱容积较小，系统发热量较大。（回路中引起压力损失的元器件较多），故选用粘度稍高的30号机械油。代号HJ30，运动粘度为2733mm2/s。正常运转后油的运动粘度v=3.010-5mm2/s。油的密度为=900kg/m3。f.油箱的设计计算设计油箱时应考虑如下几点：油箱要有足够大的容积。一方面尽可能地满足散热的要求，另一方面在液压系统停止工作时应能容纳系统中的所有工作介质，而工作时又能保持适当的液位。吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的3倍。回油管口要斜切45角并面向箱壁，以防回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热。吸油管和回油管之间的距离尽可能远些，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。隔板高度为液面高度的2/33/4.为了保持油液清洁，油箱应有周边密封的盖板，盖板上装有空气过滤器，注油及通气一般都由一个空气过滤器来完成。为方便于放油和清理，箱底要有一定的斜度，并在最低处设置放油阀。对于不易开该的油箱，要设置清洗孔，以便于油箱内部的清理。油箱底部应距地面150mm以上，以便于搬运、放油和散热。在油箱的适当位置要设吊耳，以便吊运，还要设置液位计，以监视液位。油箱内表面的防锈处理要给予充分注意。按经验公式确定油箱容积，待系统确定后，再按散热的要求进校核。经验公式为 V=a Qv m3式中Qv 液压泵每分钟排出压力油的容积（即总额定流量）m3 a 经验系数中高压系统一般a=57，考虑到为减少油箱尺寸，令油箱配置了冷却装置，故取a=5，系统额定流量为182.41/min。 故V=5182.4=912 L 根据标准取 920 L另外，在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统中最大可能充油时，油箱的油位不低于最低限度。g.冷却器所需面积的计算冷却面积为： A= （Phr- Phc）/Ktm 其中 K散热系数，用管式冷却器，取K=116W/（m2） tm 平均温升，tm =（T1+T2）/2-(t1+t2)/2 取进入冷却器的温度T1=60，油流出冷却器的温度T2 =50。冷却水入口温度t1=25，冷却水出口温度t2=30，则 tm=（60+50）/2-（25+30）/2=27.5 所需冷却器的散热面积为： A=（28.7-3.145）103/（11627.5）=8.01m2 考虑到冷却器长期使用时，设备腐蚀和油垢、水垢对传热的影响，冷却面积应比计算值大30%，实际选用冷却器散热面积为： A=8.011.3=10.4 m2 油箱设计机械图见附图。4.4.2 液压系统原理图a. 冲压主工作缸控制回路主工作缸工艺过程：快速下行冲压工艺，工进至行程端点快速返回。前面我们已经分析计算主轴缸的尺寸选取。采用的是单活塞双作用油缸。液流换向采用三位四通电磁换向阀（弹簧复位）控制。再考虑到主缸下行有快进工进速度变换，采用调速阀和二位两通电磁换向阀（常开式）并联控制。快进时，二位两通换向阀处于常开状态，液流在油泵作用下无障碍通过。工进时，二位两通电磁换向阀电磁铁接通使换向阀处于常闭，液流通过调速阀减速，达到减速的目的。回油路中采用一夜控单向阀和一单向节流阀串联组成回油平衡回路。因液控单向阀密封性能好，故锁紧性能好。如不串联单向节流阀，活塞不见下降，液控单向阀可能时开时闭，引起振荡。接入单向节流阀后，可调整活塞部件上行速度，防止产生振荡。工作行程初设为200mm，快150mm，慢50mm。如下图4-8所示： 图4-8 冲压主工作缸控制回路1.三位四通电磁换向阀 2.调速阀 3.三位两通电磁换向阀 4.单向节流阀 5.液控单向阀（双路）b. 工作台水平进出控制回路 水平工作油缸工艺过程：快速移出慢速移出暂停装胆快速回位慢速回位。同样选用单活塞双作用油缸。液流换向采用三位四通电磁换向阀（弹簧复位）控制。油缸活塞在移出、回位过程中均有速度变换，且均从快速到慢速。我们采用对应相同速率。通过节流阀与二位两通电磁换向阀并联控制。快速移出时，3YA接通，液流流入，接通回路，进油路上二位两通换向阀处于常开状态，液流推动活塞水平移出;到位后，电磁铁11YA接通，位两通电磁换向阀处于常闭，液流通过节流阀，速度减小，实现减速。到位后，弹簧使三位四通换向阀复位，工作台停止运动，装胆后，4YA接通，改变回路流向，使水平工作油缸回位。节流阀与二位两通电磁换向阀工作情况同进油路。工作行程初设为1300mm，快1200mm，慢100mm。如下图4-9所示： 图4-9 工作台水平进出控制回路1.三位四通电磁换向阀 2.节流阀 3.二位两通电磁换向阀4.节流阀 5.二位两通电磁换向阀c. 工作台锁紧控制回路工作台锁紧工艺过程：（工作台水平油缸回位）锁紧缸上行，锁住下工作台冲孔加工锁紧缸下行，松开下工作台水平工作台移出（水平工作台回位）。油缸同样采用单活塞双作用式油缸，为锁紧安全及定位可靠，取用两个油缸，同步工作，初设工作行程为70mm。液流换向阀采用三位四通电磁换向阀（弹簧复位）控制。主要考虑的是冲压主油缸，工作台水平进出油缸，工作台锁紧油缸三者之间动作顺序。为此我们设计两个压力继电器，分别安装在进、出油路上。5YA通电，左侧阀使锁紧缸锁紧后，其有杆腔压力升高。当压力超过压力继电器SP1预调值时，SP1动作发信，冲压回路三位四通换向阀的1YA通电，使冲压主工作缸完成冲压工艺后，接着侧冲控制阀的电磁铁也相继得电后完成动作。之后，6YA通电，夹紧缸松开，其无杆腔压力升高。当压力超过继电器SP2预调值时，SP2动作发信，工作台水平进出油缸回路三位四通换向阀的3YA通电，水平缸动作，实现快进工进快退的进给运动。一次加工循环结束，接着重复上述动作，进入下次循环工作。其中两锁紧缸设计成同步运动回路。另外为实现回路平衡，采用了液控单向阀与单向节流阀串联组成的平衡回路。如下图4-10所示： 图4-10 工作台锁紧缸控制回路1.三位四通电磁换向阀 2.单向节流阀4、5.压力继电器 3、6.液控单向阀（双路）d. 侧冲油缸控制回路 工艺过程侧冲分为上侧冲和下侧冲。我们考虑首先进行上侧冲，再进行下侧冲。油缸换向采用三位四通电磁换向阀，通过电磁铁控制运动先后顺序。（图略）e. 保压回路 通过压力补偿变量泵和储能器保压。 在夹紧装置需要保压回路中，用压力补偿变量泵保压，可常时间保压，且效率高。在用储能器保压时，设置压力继电器。当液压缸中的压力到达设定值以后，压力继电器动作，使电磁换向阀断电，液压泵卸荷，即由蓄能器保持液压缸中的压力。压力继电器设定最大调定压力为16MPa。保压时间取决于蓄能器的容量和有关元件的容积效率。 如下图4-11所示：图4-11 保压回路1.压力补偿式变量柱塞泵 2.电动机 3.压力继电器4.开关 5.流量计 6.蓄能器 7.溢流阀f. 冷却回路 油液在流经各管道后温度升高，为保证其性能及系统安全等方面，必须将其冷却。为此在回油路上设置冷却元件，冷却水通过二位两通电磁换向阀控制。如下图4-12所示：图4-12 冷却回路 1.冷却元件 2.节流阀 3.二位两通电磁换向阀 g. 保护回路 为保证油液的清洁度，在油泵进油口和油箱回路中设置过滤器，并通过并联单向阀保证过滤器堵塞时油路从另一路通过。h. 容积节流式调速回路根据设计好的液压系统，我们再进行定量分析。本系统中我们采用压力补偿式变量泵供油，通过对节流元件的调速来改变流入或流出液压缸的流量来调节液压缸的速度，而液压泵输出的流量自动的与液压缸所需流量相适应。这种回路虽然有节流损失，但没有溢流损失，效率较高。此系统中我们着重分析冲压主运动缸控制回路和工作台水平进出油缸控制回路。前者采用限压式变量柱塞泵调速阀式容积节流调速回路，后者采用限压式变量柱塞泵节流阀式容积节流调速回路。下图4-13所示为此回路的简示图。 图4-13 容积节流式调速回路如上图所示为限压式变量柱塞泵调速阀式回路。调速装在进油路上，回油路上装节流阀。液压缸的运动速度由调速阀控制，变量泵输出的流量qp与进入液压缸的流量q相适应。其原理是：在节流阀通流截面积Ar调定后，通过调速阀的流量q1是恒定不变的。因此，当qpq1时，泵的出口压力上升，通过压力的反馈作用，使限压式变量柱塞泵的流量自动减小到qpq1；反之，当qpq1时，泵的出口压力下降，压力反馈作用又会使其流量自动增加到qpq1。可见调速阀在这里的作用不仅使进入液压缸的流量保持恒定，而且还使泵的输出流量恒定并与液压缸流量相匹配。这样，泵的供油压力基本恒定不变。qPP=Pmin0P1P1maxPpP液压缸 图4-14 容积节流式调速回路对应曲线图上图4-14所示为这种调速回路的调速特性。由图可见，这种回路虽然没有溢流损失，但仍然有节流损失，其损失大小与液压缸的工作腔压力P1有关。当进入液压缸的流量为q1时，液压泵的供油量应为qp=q1，供油压力为Pp，很明显，液压缸工作腔压力的正常范围是 P2A2/A1P1（Pp-Pmin）式中，pmin是为保证调速阀正常工作的最小压差，一般它取为0.6MPa左右。当P1=P1max时，回路中的节流损失最小；P1越小，节流损失越大。由于液压缸回油腔（背压腔）压力P2=0.6MPa。故回路效率为： ci=（P1-P2A2/A1）/Pp =（14.4-0.6141.37254.5）14.4 0.97至此液压系统图基本设计完毕。整机的液压系统由各自拟定好的控制回路及液压源、辅助元件组成。液压系统原理图（图4-15）和简要说明及电磁铁动作表见下。图4-15 液压系统原理图液压系统简要说明 对照液压执行原理图，对系统的工作原理及元器件的选购作补充说明：1. 1号件油箱为自制件，考虑到满足系统供油需要和系统工作循环的散热，我们初步确定油箱容积为920升，油箱上的相关辅助件按材料预算表选购。2. 2号件为液位计。3. 3号件为空气滤清器，型号为KGQ型。4. 4号件为放油口，尺寸见油箱设计图纸。5. 5号件为目测式温度计，选用WNG系列。6. 6号件为电接式温度计，选用WLZ系列。此两种温度计测量范围为-5100摄氏度。7. 7和19号件为过滤器，型号分别为WU系列和XU系列。8. 8和20号件为单向阀，选用力士乐S系列。9. 9号件为电动机，采用J2系列小型鼠笼式电动机，型号为J2-72-2，额定功率为40KW。10. 10号件为液压泵，变量单项式，尺寸规格采用斜盘式，选用XB系列。11. 11、26和27为压力继电器。11号最大调定压力为16MPa，用来控制当系统出现故障时关停油泵。26合27用来控制工作台锁紧缸工作过程。12. 12号件为开关，采用力士乐AF6E系列。13. 13好件为压力表，采用Y260型。14. 14和15号件均为溢流阀，都起安全保护作用，其中14号件采用的电磁溢流阀，用来控制系统达到最高工作压力时卸荷。而15号件用来保护冷却，二者的最高工作调定压力分别为140MPa、50MPa。它们的流通能力相同，均为最小182L/MIN.15. 16号件为冷却器，采用水冷式，型号为4LQGLA0.22L。16. 17、30和32号件为节流阀，17号件控制冷却水的流速.30和32号件控制水平控制油缸的运动速度，均选用MG系列。17. 18、31、33和38号件为二位两通电磁换向阀。18号件用来控制冷却谁的供停，31和33号件分别和30、32号节流阀一起控制工作台水平进出油缸的运动速度，38号件用来和37号调速节流阀一起控制冲压主工作缸的运动速度，型号均采用DSHG系列。18. 21号件为蓄能器，型号为NXQ。19. 22、23、24、29和35号件为三位四通电磁换向阀，弹簧复位。22和23号件分别控制下、上出侧冲缸，24号件控制工作台锁紧油缸的移动方向，29号件控制工作台水平进出油缸油缸的移动方向，35号件控制冲压主工作油缸的移动方向。以上换向阀均采用力士乐DSHG系列。20. 25号和39号件为单向节流阀，均用来控制油液流速，均采用DVP系列。21. 28号件为工作台锁紧油缸，34号件为工作台水平进出油缸，40号件为冲压主工作缸，其设计尺寸均已计算出。22. 36、41和42号件为液控单向阀，双路形式。36号件和39号单向阀组成回油平衡回路。41和42号件用来当锁紧油路换向阀处于中位时锁紧工作台锁紧缸。均采用SV系列。23. 23.37号件为调速阀，型号为FRM系列。表4-4 液压系统电磁换向阀电磁铁动作执行表：（见下页）元件动作工作1YA2YA3YA4YA5YA6YA7YA8YA9YA10YA11YA12YA13YA14YA主工作缸快速下行+工进下行+主缸上行+水平工作缸快速移出+慢速移出+快速回位+慢速回位+下工作台锁紧上行锁紧+下行松开+上侧冲油缸上侧冲压进+上侧冲退回+下侧冲油缸下侧冲压进+上侧冲退回+电磁水阀断开-接通+第5章 气压系统的设计5.1 气压系统设计步骤5.1.1 计算气缸尺寸a. 缸内径D我们设计的气缸要求考虑气缸活塞杆工作推力F，即上模自重。按机械部分设计参数约为3500kg，而上模锁紧缸有六个，故F1=3500106=5833N。系统进气最大工作压力0.7MPa。考虑保证气缸动态特性参数及总阻力，因为气缸为锁紧缸，动态参数要求一般，且工作频率低，基本是匀速运动，可只考虑其总阻力，其载荷率可取=0.70.85，我们取=0.8. 气缸直径D2=4F1/p 计算出D=115m查缸径标准参数，取接近的标准缸径值，圆整化D=125mm。b.工艺行程 S 由工艺动作行程要求，我们可以容许行程S=200mm。 以上参数为我们选用标准气缸的依据。表51 气缸设计参数系 列 型 号气 缸 内 径 mm行 程 mm输 出 力QGA322500300027019990 注：其中输出力是压力为0.4MPa时。 根据上述依据我们选取的气缸各参数如下表：表5-2 气缸各参数型 号缸 径 DKKdbQGA125200125M2723260 为了采购方便，故可选同一类型的气缸，即上、下模锁紧气缸、挂钩气缸、推料气缸、压胆气缸都采用型号为QGA125200的气缸。因上模锁紧气缸所需推力为最大，故其他气缸也一定满足要求。5.1.2 管道的选择a.管道内径基本公式为 D2=4Q/V其中 Q通过管道的平均流量V管道内液流平均流量我们选取管道的允许流速为810m/s，取9m/s。气缸面积A0=0.25D2=0.251252=122.72cm2设计气缸最大速度为：20mm/s,即2cm/s。而系统的最大流量为：Qmax=122.722=245.44cm3/s=2.454410-4m3/s . 所以 d=5.9mm再将其元整化，取 d=6mmb.管壁厚计算 =pd/s式中 p管道内最高工作压力，即0.7MPa d管道内径，即为0.006m 管道材料需用应力=b/n b材料抗拉强度 n安全系数，p17.5MPa时取n=6 因此 =0.70.006（24206）=3mm5.1.3 气压泵的选择气压处于最大工作载荷时，气缸上模锁紧所需的最大气压P1为：P1=0.7MPa按上述分析可知，泵的输出流量：QpKQ上模气缸maxK为系统泄露系数，K=1.11.3，取K=1.2泵的各项参数见下表： 表53型号额定排气量m3/mm额定排气压力MPa电动机功率KW噪声dB额定转速r/min总重量Kg外形尺寸LWHVD2.20.280.72.28010501601255510860 5.2 气压系统原理图图5-1 气压系统原理图气压系统简要说明 对照气压执行原理图，对系统的工作原理及元件的选购作补充说明：1. 1号件为气源装置，采用型号为VD型。2. 2号件为空气过滤器，选用KLQ系列，型号为KLQ-32-L2。3. 3号件为控制开关。4. 4号件为指针式压力表，采用Y260型。5. 5号件为普通油雾器，一次雾化，采用型号为QIU-L6。6. 6号件为二位三通电磁换向阀，采用常断型，型号为Q23XDB。7. 7号件为压力继电器，型号为HED20A20。8. 8号件为二位四通电磁换向阀，型号为24JR7-L6。9. 9、10、11和12号件为三位五通电磁换向阀，型号为35d2-8,通径为8mm。10. 13、14、15、16、17、18、19、20、21、22、23和24号件为双侧可调缓冲式气缸，缸径为125mm，尺寸已设计见上表4-2气压系统电磁换向阀电磁铁动作表如下：表5-4 气压系统电磁换向阀电磁铁动作顺序执行表元件动作工作缸15YA16YA17YA18YA19YA20YA21YA22YA23YA24YA下模锁紧气缸上行锁紧+下行锁紧+上模锁紧气缸上行锁紧+下行锁紧+挂钩气缸挂钩靠近锁紧+挂钩分开松开+压胆气缸压胆前进+压胆退回+推料气缸快速移出+慢速回位+第6章 归纳与总结6.1 设计工作总结 回顾在整个论文的研究工作中，在科研和工作学习方面的能力都有很大的提高。整个论文的完成，主要进行了下面几个方面的工作：6.1.1 文献与资料的查阅 在整个论文设计期间，查阅了数十篇文献和资料，包括课题背景资料，国内外的关于液气传动控制及其相关课题的科技文献与书籍。资料的查阅为论文的进行提供了充足的依据。6.1.2 压力机液压和气压系统的设计液压部分占用了整个课题设计的很大一部分时间和工作量。压力机能否顺利完成工作，一定程度上取决于液压系统的控制。不仅仅是各个调速回路的工艺实现，而且也关系到每个元件的选择。同时，气压系统在控制工作台锁紧、挂钩、压胆和推料起了很大的辅助作用。设计的另一部分的的工作是电冰箱内胆压力机的PLC控制系统，虽然没有最终得以应用，但是通过对此次编辑和设计，使得自己电器方面的知识得以提高。经过认真设计和分析，证明本课题所设计的电冰箱内胆冲孔压力机具有结构简单紧凑、可靠性好、性能稳定、自动化程度高等优点。完全符合设计任务书所提出的要求，设计方案有效、可行。经过这次设计加工的实践，使我对机械加工的理解加深了。6.2 认识与展望液压机是工业部门广泛使用的压力加工设备，其中四柱式液压机最为典型，常用于可塑性材料的压制工艺，如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等，也可用于校正、压装及粉末制品的压制成形工艺。此课题是应用于冲压加工，实现电冰箱内胆冲孔加工。通过这一系列的设计，我们充分认识到液压与气压控制的优点和不足之处。6.2.1 液压机的发展与优势自19世纪问世以来发展很快，液压机开始成为工业生产中必不可少的设备之一。各种类型液压机的迅速发展，有力的吃紧了各种工业的发展和进步。随着人们生活水平的提高，金属压制和拉伸制品的需求逐年提高，同时，对产品品种的需求也越来越多，另一方面产品的生产批量日益缩小。为与中、小批量生产相适应，需要能够快速调整的加工设备，这使液压机成为理想的成型工艺设备。特别是顶液压机系统实现具有对压力、行程速度单独调整功能后，不仅能够实现对复杂工件以及不对称工件的加工，而且实现可极低的废品率。这种加工方式还适应于长度的简易的压力行程调整，这与机械加工系统相比，有其优越性：当前液压机的发展水平和趋势具体表现在以下几方面：1） 通过改进液压系统的设计、采用快速缸或快速换向阀提高液压机的行程、速度，特别是空程和回程速度，以便缩短循环时间，提高次数。2）提高液压机的自动化程度。3）缩短辅助时间，提高液压机的启动率。4）提高液压机的刚度和精度。5）发展控制系统。6）液压系统的集成化。7）电液比例技术的应用。我国的液压计算开始于1952年，液压元件最初应用于机床和锻压设备。经过多年的艰苦探索和发展，特别是20世纪80年代初引进美国、德国的先进计算和设备，使我国的液压技术水平上了个新台阶。目前，我国已经形成门类齐全的标准化、系列化、通用化液压原件系列产品。同时，大力研制开发国产液压新产品，加强产品质量可靠性，以及新技术应用的研究，不断调整产品结构，对一些性能差的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。由此可见，随着科学技术，特别是控制技术和计算机技术的发展，液压传动与控制技术将得到进一步的发展，应用将更加广泛。6.2.2 液压控制的不足和趋势作为压力机的两大组成部分主机和液压系统之一的液压技术在液压机中占有举足轻重的作用，因此液压机的性能和发展趋势自然受到液压技术的状况和发展趋势的影响。20世纪是液压技术从兴起到不断发展的成熟时代，随着现代科学技术的飞速发展，它已不再是仅仅充当一种传动方式，而更多的是作为一种控制手段，充当了连接现代微电子技术和大功率控制对象之间的桥梁，成为现代控制工程中不可缺少的重要技术手段和环节。电子与液压技术的结合是液压技术的发展的内在规律。液压系统与电气系统，作为不同的传动方式，结合起来，可以满足高精度快响应节能智能控制的要求。 在迄今不到20年的时间内，液压技术与微电子工业结合层次不断提高，由简单拼装、分散混合到总体整合，出现了许多形式的独立产品，如数字泵、数字阀、数字缸等。其中的高级形式已发展到把编了程的芯片和液压控制件、液压执行元件或能源件、检测反馈装置、数模转换装置、集成电路等汇成一体。这种连结体只要一接到微处理器或微计算机处送来的信息，就能实现预先的任务，实际上已成为一种独立完整的智能单元。由此可见，液压技术具有能量传输、转换和控制方面的特殊优点，并在液压机中占有重要的地位，随着液压技术的不断进步完善以及新技术、新理论的不断出现，及在液压机中的应用，推动了液压机的性能及自动化程度的不断提高。 综上所述，液压工业在国民经济中的作用是很大的，常用来作为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。与世间上主要的工业国家相比，我国的液压工业还是相当落后的，标准化的工作有待于继续做好，优质化的工作还未形成声势，智能化的工作则刚刚在准备起步，为此必须急起直追，才能迎头赶上。参考文献1.机械工程手册编委会.机械工程手册.第34篇液压传动.北京：机械工业出版社.19772.章宏甲.液压传动.机械工业出版社，20033.姜继海.液压与气压传动.高等教育出版社，20024.王文斌主编.液压传动与控制.机械工业出版社，20075.液压与气动期刊.北京机械工业自动化研究所6.薛祖德.液压传动.北京：中央广播电视大学出版社，19867.何存兴主编.液压传动与气压传动.武汉：华中科技大学出版社，20008.左健民.液压与气压传动.北京：机械工业出版社，19969.贾铭新主编.液压传动与控制.北京：国防工业出版社，200110.郑洪生.气压传动.北京：机械工业出版社，198111.张万忠主编.可编程控制器应用技术.化学工业出版社，200312.钟肇新.可编程控制器原理及应用.华南理工大学出版社，200313.濮良贵，纪名刚.机械设计.高等教育出版社，200114.罗迎社.材料力学.武汉理工大学出版社，2001致谢毕业设计是我期待已久的，所以我对这次毕业设计从一开始就充满了热情，因为这个时候我们都积累了大量的知识，急需通过一次实战练兵来巩固四年来所学的知识，可以毫不夸张地说，经过了这次毕业设计，我们可以更从容地走上工作岗位，因为原来的理论不再仅仅是文字和公式，而是转化为实际应用的认识和体会。本此设计中，我负责的重点是液压系统和气压系统控制压力机动作的设计。液压是一门非常实用的技术，我对它很感兴趣，但是光有兴趣是不够的，问题不是靠兴趣解决的，但是有了兴趣困难就不算什么了，在陈格平老师的细心指导下，通过查阅资料，将问题一个一个地解决掉，期间的苦与乐只有真正经历过的人才体会的到。在这次毕业设计中，特别要感谢指导老师陈格平以及同组的刘小云同学和陆伟同学，最初接到题目时，我感觉自己就像盲人摸象似的，缺乏对课题的认识，也找不到合适的解决方法，是陈老师给我们推介了参考书籍并带领我们分析压力机的机械结构设计、液压和气压控制原理以及电气控制部分，在油箱具体结构的设计中中我遇到点困难，最后通过陈老师的讲解使问题迎刃而解。由于今年时间紧，在设计过程中，同组的刘小云和陆伟同学为我提供了大量的资料，尤其是刘小云同学在设计过程中提供了许多宝贵意见，这次设计的成功是我们三人合作的成果，特以致谢！ 刘大海 2008.5.9 于湘潭大学附录：在压力测试中分析液压负荷传感系统和P-Q阀阮健，王清峰，R. Burton, P. Ukrainez摘要：由于对准确性和稳定性的极高要求，液压材料测试系统通常是使用负荷传感技术和控制阀所建立的的非常严格的非线性特性。所谓P-Q阀，是一个专门设计的阀，是为了描述输入信号和输出的压力间非线性特征。构建阀真空管端口调查得到P-Q阀的线性压力特性的方法是构建阀真空管端口。作为例子，对应用在压缩机的水泥样本的化验并对其性能进行了讨论。根据中国（也称ISO ）的标准，水泥试验中，电动液压负荷率的加载子系统应在2.4KN/ s，并且错误少于7 及误差率为常数，力控制应保持某个范围内的0.2 。与应用液压负荷传感和P-Q阀两项特殊错误分别限制在2%和0.05 % ，机器的稳定性也得到了提高。 关键词：液压负荷传感，压力阀，力控制，非线性系统，压力测试 1.导言 在大部分的液压伺服控制等方面的应用，油泵供应源源不断的压力，是通过使用一个固定的泵。由于流速到终端液压执行机构，液压缸或液压马达，由于不同的运动改变可负荷，油液溢出造成或多或少的功率损耗。通过调剂维持该系统的压力水平。在液压负荷控制了材料的测试系统，伺服或平衡阀是建立闭环控制常用的，以对试验样品施加压力。有非常高的精度要求的材料测试系统就都加载力和力率。以液压水泥压力作为一个例子，负荷率的电动液压加载子系统应在2.4千牛/秒，误差小于5 ，误差率为常数，力控制应保持某个范围内0.2 ，根据该GB7314 - 87 （也称ISO ）的标准水泥的实验。此外，该系统的特点应该是稳定和持久。基于这个原因，液压负荷传感控制，介绍了在材料测试系统。在负荷传感控制的压力比所需要的负荷只是略大一点，因此，由节流造成的能源损失大大减少。因此，有限的温度和材料的测试性能系统是相同的。在液压负荷传感系统的压力，调整流速进入液压缸和可取的做法是保持阀输入信号和输出的压力的线性关系。要达到这个目标，特别是特殊阀口的发展。在这方面的文件，设计阀口为调查线性输出的压力并应用在材料测试系统的讨论。2.在材料测试系统中的负荷传感材料试验机，主要是三个子系统组成的，液压负荷子系统，数据采集子系统和数据处理和输出子系统。在这里，应用在液压负荷子系统的压缩机是作为一个例子。配置加载子系统的压缩机器显示在图3 。液压负荷子系统组成一个液压控制回路，加载缸及其支持框架。中央控制元件的电路是控制阀。此控制阀连同数字阀控制器，压力传感器和控制程序，计算机形成一个封闭的压力，控制子系统。由于气缸中使用的电路是专门加工摆脱摩擦力，控制压力，就等于控制负荷。阀三是旁通阀和阀的开口是由压差数字阀。通过排水系统的旁通阀，压力降数字阀保持恒定，在旁通阀。该数字阀和旁通阀，使控制电路1负荷传感一和的压力泵不同的负荷压力（力量） 。该电路是节能，更重要的是，温度的升高是有限的，这是真正有利于长期稳定的服务时间的机器。阀2是一个救济的安全电路，通常是封闭的。液压负荷子系统的关键是控制加载速率和稳定的整机。图1材料测试系统的液压负荷传感图.2 等效电路的电阻桥2.1近似阀端口的线性压力输出作为被提及，现在有必要找到一个几何为孔口将近似曲线在图.5 ，满足方程。但是，如果某一孔板轮廓，可以发现，这将完全满足方程，它可能会是很复杂的机器。理论上，是有可能使用多个组合线路，以近似的形状计量口显示在图.3 。更线性，更好地逼近，但程度越高，加工的复杂性越高。经过一番研究，决定从实际的角度来看，两条线段将是适当的。从图.3 ，可以看出，这个确切的形状，开放面积小的函数值迅速增加，但其梯度跌幅范围内的10 40 的阀芯的充分换位。两条线段与适当的斜度选择近似梯度形状。此外，它得出的结论是相交的这两个线段应发生在该地区的10 40 的阀芯的充分换位 。现在，线段的斜度必须选择。在这一点所选择的交叉口，压力值，应在于对理想的线性压力曲线。因此，该地区所界定的第一部分必须等于领域的确切曲线。从这个条件下，边坡的第一部分可以轻易计算出来的。同样地，自下的面积，第二曲线，还必须以平等的范围内准确绘出，理论上可由边坡第二线段可以得到。然后，输出的压力将遵循个人资料，这是最接近理想的非线性行为。为不同的连接点，输出的压力表现在数字4 。可以看出，如果所在位置的压力最有可能被控制，是众所周知的，那么，明智的选择，连接点的两个部分可能会显著改善的线性压力，超过该位置。3.实验与应用前几节中，已考虑了理论设计的线段，这将导致在一个近似线性规划的特点。这也是验证理论使用的必要的实验数据。在实验中压力传感器是用来衡量输出的压力阀和位移传感器是用于轴向的议案后台打印。第二个压力传感器的措施，进气压力的阀是用来设置最大的压力，该系统通过一个安全阀（溢流阀） 。所有实验的结果发现，波动压力降计量孔板（用于流量控制）小于3 。因此，假设，即弹性力和库仑力相比摩擦力微不足道，弹性力的预紧旁路被认为是有效的。角位移的步进电机使用一台个人电脑控制。该从传感器扩增，并记录使用数字存储示波器。一小口座已整合到港口的负荷模拟泄漏在动。通过控制阀的阀芯移动为一周期，该P-Q可以得到输入和输出的压力。4. 结论由于极高的精度要求在液压控制闭环控制的测试新闻， pq阀与线性输入输出特性的建议。液压桥用于线性压力控制是取得使用串联电阻之间的连接计量孔板和流失，孔口。线性输出的压力，不过，是高度依赖于轮廓阀港口。理论分析表明，该轮廓阀港口，创造一个真正的线性压力比十五的特点是相当复杂，因此将是非常昂贵的制造。一逼近理想阀港口轮廓可以创造出用两条线段为阀的港口。该pq阀已成功地应用于测试新闻，以改善控制精度的新闻。根据中国（也ISO ）的标准，水泥试验，负荷率的电液加载子系统应在2.4千牛/ s的一个错误少于7 及误差率为常数力控制应保持某个范围内0.2 。与应用的阶段，控制这两个指定的错误分别限制在2 和0.05 ，许多其他技术性能也增强。Analysis of Hydraulic Load-sensing System and P-Q Valve in Test PressRUAN Jiana, WANG Qing-fengb, R. Burtonc, P. UkrainezcABSTRACTBecause of the extremely high requirement on both accuracy and stability, the hydraulic material test system is usually constructed by using load sensing technique and control valve with very strict linear properties. A specially designed valve, called P-Q valve, is introduced in order to obtain the linear properties between the input signal and the output pressure. The method of constructing the valve port is investigated to get the linear pressure property of the P-Q valve. An application in a compression machine for the cement sample test is taken as an example and the performances are discussed. According to the Chinese (also ISO) standard for cement test, the loading rate of the electrohydraulic loading subsystem should be at 2.4 KN/s with an error less than 7% and error rate for the constant force control should be maintained within a range 0.2%. With the application of the hydraulic load sensing and the P-Q valve these two specified errors are limited to 2% and 0.05 % respectively. The reliability of the machine is also improved. Keywords: hydraulic load sensing, pressure valve, force control, non-linear system, test press 1. INTRODUCTION In most of the hydraulic servo control applications, an oil supply of constant pressure is adopted by using a fixed delivery pump. Since the flow rate to the terminal hydraulic actuator, hydraulic cylinder or hydraulic motor, varies with motion speed of the load, there are a power loss more or less caused by the oil overflow 1.through a bypassed relief which maintains the pressure level of the system . In hydraulic loading control of a material test system, a servo or a proportional valve is commonly used to construct a closed loop control to the loading force on the test sample. There are extremely high accuracy requirement on both loading force and force rate to the material test system. Taking the hydraulic cement press as an example, the loading rate of the electrohydraulic loading subsystem should be at 2.4 KN/s with an error less than 5% and error rate for the constant force control should be maintained within a range 0.2% according to the GB7314-87 (also ISO) Standard for cement test. Moreover, the characteristics of the system should be stable and durable. For this reason, a hydraulic load sensing control is introduced in the material test system. In the load sensing control the pressure is only slightly larger than that required by the load and thus the energy loss caused by the throttling is greatly reduced. Consequently, the temperature is limited and the performance of the material test system is sustained. In the hydraulic load sensing system the pressure is adjusted by the flow rate entering the hydraulic cylinder and it is desirable to keep a linear relationship between the valve input signal and the output pressure. To achieve this goal, a special valve port is developed. In this paper, the design of valve port for linear pressure output is investigated and the application in the material test system is discussed. 2. LOAD SENSING IN MATERIAL TEST SYSTEM A material test machine is mainly composed of three subsystems, a hydraulic loading subsystem, data sampling subsystem and the data processing and output subsystem. Here, application in the hydraulic loading subsystem of the compression machine is presented as an example. The configuration of loading subsystem of the compression machine is shown in Fig. 3. The hydraulic loading subsystem composed of a hydraulic control circuit, loading cylinder and its supporting frame. The central control component of the circuit is the control valve. This control valve together with digital valve controller, pressure sensor and the control program of thepersonal computer form a pressure closed control subsystem. Since the cylinder used in the circuit is specially machined to get rid of the frictional force, the control to the pressure is equivalent to the control of the load. Valve 3 is a bypass valve and its valve port opening is controlled by the pressure differential across the digital valve. Through the drainage of the bypass valve, the pressure drop across the digital valve is kept constant and the value is dependent on the pretension of the biased spring in the bypass valve. The digital valve and the bypass valve make the control circuit a load sensing one and the pressure of the pump varies with the loading pressure (force). The circuit is energy-saving and, more significantly, temperature rising is limited, which is real favorable for the long time stable service of the machine. Valve 2 is a relief for the safety of the circuit and is normally closed. The hydraulic loading subsystem is crucial for the control the loading rate and stability of the whole machine. Fig.1 Hydraulic load sensing in material test systemFig. 2 Equivalent circuit of the resistance bridge2.1 Approximate valve port for linear pressure outputAs was mentioned, it is now necessary to find a geometry for the orifice which will approximate the curves in Fig. 5 and satisfy Equation (2). However, if a particular orifice contour could be found which would exactly satisfy Equation (2), it would probably be very difficult to machine. Theoretically, it is possible to use multiple combinations of lines to approximate the shape of the metering orifices shown in Fig. 3. The more line segments, th