哈工大液压大作业压力机

1、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 220mm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

2、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 1×05N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 v26 mm/s。快速回程：行程 S3 = 310mm，速度 v3 53 mm/s。（2）顶

3、出液压缸（a）负载：顶出力（顶出开始阶段） Fd3.6 ×105N，回程力 Fdh = 52×105N（b）行程及速度；行程 L4 = 120mm， 顶出行程速度 v455mm/s， 回程速度 v5120mm/s液压缸采用 V 型密封圈，其机械效率 Cm 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

4、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

5、，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v0.060Faz = mt= 3058 ×0.2= 917N快速回程时起动与制动v0.053Fas = mt= 3058 ×0.2= 810N压制力：初压阶段由零上升到 F1 = 1.8 1×06N×0.10 = 1.8 10×5N 终压阶段上升到 F2 = 1.8 1×06N循环中各阶段负载见表 1.1，其负载图见图 1.1 a。表 1.1

6、 主缸的负载计算运动分析：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 6 mm/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现有标准泵、阀 液压元件的工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 2030MPa， 的最高工作压力为 32MPa，如选此压力为系统工作压力， 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

7、、200、300 吨液压机）所 采用的工作压力，本机选用工作压力为 25×106Pa4×1.8 ×1060.91 ×× 256×=1 00.317m = 317mmD = 4F（a）主缸的内径 Dcmp 按标准取 D = 320mm （b）主缸无杆腔的有效工作面积 2 = 2 2 2 A1 = D2 = ×0.322 = 0.0804m2 = 804cm2 442 4 ×3.6 ×1050.32 -0.91 ×× 256×=1 00.287m = 287mm（c）主缸活塞杆直

8、径 dd = D -cmp = 按标准值取 d = 280mmD-d320-28040mm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 = 4（ D2-d2） = 4×（ 0.322-0.282）= 0.01885m2 =2188.5cm2（d）主缸的工作压力活塞快速下行起动时p1 =F =917= 12533PacmA10.91 ×0.0804初压阶段末p1 =F51.8 ×105= 2.46 1×06PacmA10.91 ×0.0804终压阶段末p1 =F

9、=1.8 ×1066= 24.6 1×0 PacmA10.91 ×0.0804活塞回程起动时p2 =F =53.6 ×105= 21 ×106PacmA20.91 ×0.01885活塞等速运动时p2 =F =30000= 1.75 1×06PacmA20.91 ×0.01885回程制动时F =291906p2 =cmA2 =0.91 ×0.01885= 1.7 ×10 Pa3）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× = 4824

10、cm3/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 4×824×10-6 = 60.46W 工作行程初压阶段末： P2 = p2q2 = 2.46 1×06×482×10-6 = 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 20m

11、m 行程内由 2.46MPa增加到 24.6MPa，其变化规律为p = 2.46+24.62-02.46S = 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（1-2S0） cm3/s）S功率为 P = pq = 482 ×（2.46+1.11S）×（1-20）?P求其极值， ?S = 0得 S = 8.9（mm）此时功率 P最大8.9Pmax =482 （×2.46+1.11 8×.9）×（1-20） = 3300.8W =

12、 3.3kW快速回程时；等速阶段 P = pq = 1.75 1×06×999×10-6 = 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21-1.75q 由零增为p = 21- 5.3 S = 21-3.6S（ MPa）式中 S行程（ mm），由压头开始回程时算起。流量 3999cm3/s，其变化规

13、律为9995.33S = 188S（ cm3/s）功率为 P = pq = 188S（21-3.6S）?P求其极值， ?S = 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 Dd4Fd =cmp 按标准取 Dd = 150mm 顶出缸无杆腔的有效工作面积 A1dDd =d)e)dd =4×3.6 ×1060.91 

14、15;× 256×1=0 1419m = 142mm 2 = 2 2 2A1d = 4 Dd 2 = 4×0.152 = 0.0177m2 = 177cm2顶出缸活塞杆直径 dd2 4 ×2 ×1050.152-0.91 ×× 256×=1 00.1063m = 106mm2 4Fdh Dd -cmp按标准取 dd = 110mm（f ）顶出缸有杆腔的有效工作面积 A2d 2 2 = 2 2 2 2A2 d = 4(Dd 2-dd 2)= 4×(0.152-0.112) = 0.00817m2 = 81.

15、7cm2(g)顶出缸的流量顶出行程 q4 = A1 dv4 = 177 5×.5 = 973.5cm3/s = 58.4L/min 回程 q5 = A2 dv5 = 81.7 1×2 = 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

16、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，

17、 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，

18、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

19、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

20、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

21、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.

22、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 电磁铁动作循环表表 1.3 液压元件明细表（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，

23、电磁铁 2 YA 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

24、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

25、 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， 2 YA 得电，阀 6 换至右位，顶出缸回 程；回程结束后， 2 YA 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 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F1.8 ×106pp = cmA1 = 0.91 ×0.0804 = 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

26、与运动部件的自重相平衡，所以背压的影响也可不 计。 液压泵的最大流量QpK（Q） max泄漏系数 K = 1.11.3，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/minqp = 1.1q3 = 1.1 5×9.9 = 65.9L/min 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 2560压力储备的要求。排量为 63mL/r ， 额定转速为 1500r

27、/min，故额定流量为： q = qn = 631×0105000 = 94.5 L/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 v = 0.92. 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 泵 =0.85。则P =Pmaxp5.760.85= 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

28、q。q = q1-qP289.4-65.9223.5L/min，阀 3的允许通过流量为A2188.5q = q1A1 = 289.4 804 = 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（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 = （ 612） qP。 本例取 V = 8 ×qP = 8 ×94.5 = 756 L（qP 用

29、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。3 在本例中， Vg = A1Smax = 804 3×1 = 24924cm3 2（5 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 = 4Q6v 取 v = 4m/s， Q = 65.9L/mm 4×65.9d =× 6 ×4= 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： 2pd选用钢管： = nb 83.25MP，a取 n = 4，b