哈工大-液压大作业-压力机液压系统设计

1、哈尔滨工业大学液压传动大作业设计说明书设计题目压力机液压系统设计机电工程学院1308XXX班设计者 XXX201X年XX_月XX日流体控制及自动化系哈尔滨工业大学液压传动大作业任务书学生姓名 XXXX 班 号1308XXX 学 号11308XXXXX设计题目 压力机液压系统1、液压系统用途（包括工作环境与工作条件）及主要参数：单缸压力机液压系统，工作循环:低压下行一高压下行一保压一低压回程一上 限停止。自动化程度为半自动，液压缸垂直安装。最大压制力：380 X04N;最大回程力:76 X04N;低压下行速度：40mm/s;高压下行 速度:3mm/s低压回程速度：40mm/s;工作行程:600m

2、m。2、执行元件类型:液压缸3、液压系统名称:压力机液压系统。设 计 内 容1、拟订液压系统原理图；2、选择系统所选用得液压元件及辅件；3、设计液压缸；4、验算液压系统性能；5、编写上述1、2、3与4得计算说明书。指导教师签字教研室主任签字年 月 日签发一、工况分析1、主液压缸负载压制力: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，达到最大压制力得10%左右，其上升规律也近似于线性，其行程为90 mm(压制 总行程为110 mm)第二阶段负载力迅速线性增加到最大压制力 3、8X106n,其行 程为20 mm。回程力(压头离开工件时得力):一般冲压液压机得压制力与回程力之比为5

3、10,本压力机取为5,故回程力为Fh = 7、6X105 N。因移动件质量未知，参考其她液压机取移动件(包括活塞、活动横梁及上模) 质量=3000 kg。(2) 行程及速度快速空程下行：行程S = 490 mm,速度v1 = 40 mm/s;工作下压：行程S2 = 110 mm,速度v2 = 3 mm/s。快速回程：行程S3 = 600 mm,速度v3 = 40 mm/so2、顶出液压缸(1) 负载:顶出力(顶出开始阶段)Fd= 3、6X105 N,回程力Fdh = 2 W5 N。(2) 行程及速度；行程L4 = 120 mm,顶出行程速度v4= 40 mm/s,回程速度v5= 120 mm/

4、so液压缸米用V型密封圈，其机械效率nm 0、91 o压头起动、制动时间：0、2So设计要求。本机属于中小型柱式液压机，有较广泛得通用性，除了能进行本例 所述得压制工作外，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：(1) 为了适应批量生产得需要应具有较高得生产率，故要求本机有较高得空程 与回程速度。(2) 除上液压缸外还有顶出缸。顶出缸除用以顶出工件外，还在其她工艺过程中应用。主缸与顶出缸应不能同时动作，以防出现该动作事故。(3) 为了降低液压泵得容量，主缸空程下行得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

5、形 成负压，充液筒中得油液能吸入主缸，以补充液压泵流量之不足。(4) 主缸与顶出缸得压力能够调节，压力能方便地进行测量。(5) 能进行保压压制。(6) 主缸回程时应有顶泄压措施，以消除或减小换向卸压时得液压冲击。(7) 系统上应有适当得安全保护措施。二、初定液压执行元件得基本参数1、主缸负载分析及绘制负载图与速度图液压机得液压缸与压头垂直放置，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，压头自重所产生得向下作用力不再计入。另外，为简化问题，压头导轨上得摩擦力不计。惯性力;快速下降时起动vFaz = m= 3000 M600 N快速回程时起动与制动Fa

6、s = mt = 3000 = 600 N压制力:初压阶段由零上升到Fi = 3、8>106 NX0、10 = 3、8%05 N终压阶段上升到F2 = 3、8>106 N循环中各阶段负载见表1、1,其负载图见图1、2a。表1、1主缸得负载计算工作阶段负载力Fl(N)液压缸推力(N)快速下 行起动F L = F a 下=600659等速Fl = 00压制初压Fl = 3、8 XI054、18 X105终压Fl = 3、8 X1064、18 X106快速回程起动Fl = F 回=7、6X105& 35 X105等速Fl = mg =3000032967制动Fl = mg Fa下

7、=30000600=2940032308运动分析：根据给定条件，空载快速下降行程490 mm,速度40 mm/s。压制行程 110 mm,在开始得90 mm内等速运动。速度为3 mm/s,最后得20 mm内速度均匀 地减至零，回程以40 mm/s得速度上升。利用以上数据可绘制出速度图，见图1、2b。a压力机液压系统负载图'llb压力机液压缸运动速度图图1、2液压机主液压缸负载与速度图2、确定液压缸得主要结构参数根据有关资料，液压机得压力范围为2030 MPa,现有标准液压泵、液压阀得 最高工作压力为32 MPa,如选此压力为系统工作压力，液压元件得工作性能会不 够稳定，对密封装置得要求

8、以较高，泄漏较大。参考系列中现已生产得其它规格同 类液压机（如63、100、200、300吨液压机）所采用得工作压力，本机选用工作压力 为25X106Pao液压缸内径D与活塞杆直径d可根据最大总负载与选取得工作压 力来确定。1）主缸得内径D按标准取D =500mm4Fnm 22）主缸无杆腔得有效工作面积AiA1=4D2 =訥、502=°、1963m2=1963 cm23）主缸活塞杆直径dd =d2 4F；p=pm Tp按标准值取d = 400 mmDd= 500400= 100 mm允许值 12、5 mm（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

9、腔得有效工作面积A2A2 = 4（D2 -d2）=次0、502 O 4旳=0、0707 m2 = 707 cm25）主缸得工作压力活塞快速下行起动时P1 =FnmA1初压阶段末p1 =FnmA1终压阶段末P1 =FnmA1活塞回程起动时p2 =FnmA2活塞等速运动时P2 =FnmA2回程制动时6)液压缸缸筒长度p2 =FnmA2液压缸缸筒长度由活塞最大行程、活塞长度、活塞杆导向套长度、活塞杆密 封长度与特殊要求得其她长度确定。其中活塞长度 B=(0、61、0)D;导向套长度 A=(0、61、5)d。为了减少加工难度，一般液压缸缸筒长度不应大于内径得 20 30倍。3、计算液压缸得工作压力、流

10、量与功率1) 主缸得流量快速下行时 qi = Aivi = 1963 4X= 7852cm3/s = 471、1L/min 工作行程时 q2 = A1V2 = 1963 (X 3 = 588、9cm3/s = 35、33 L/min 快速回程时 q3 = A2v3 = 707 X= 2828cm3/s = 169、68L/min2) 主缸得功率计算快速下行时(起动)：P1 = p1q1 = 3358、8X7852 X 06 = 26、37 W工作行程初压阶段末：P2 = P2q2 = 2、13X06X588、9X06 = 1254、4W 终压阶段:此过程中压力与流量都在变化，情况比较复杂。压力

11、p在最后20 mm行程内由2、13 MPa增加到21、27 MPa,其变化规律为p = 2、13+S = 2、13+0、96S(MPa)式中S行程(mm),由压头开始进入终压阶段算起。流量q在20 mm内由471、1 cm3/s降到零，其变化规律为q = 471、1(1 - S 320)(cm /s)功率为 P = pq = 471、1X2、13+0、96S) X1 -为?P求其极值= 0得S = 8、89(mm)此时功率P最大Pmax = 471、1X2、13+0、96 >8、89) X1 - )=2790、8 W = 2、8 kW快速回程时；等速阶段 P = pq = 0、175X1

12、06>999X106 = 0、175 kW起动阶段:此过程中压力与流量都在变化，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><40X)、2 = 4mm在这段行程中压力与流量均就是线性变化，压力p由21 MPa降为0、47 MPa。 其变化规律为p = 21 - = 21 巧、1S(MPa)式中S行程(mm),由压头开始回程时算起。流量 q由零增为2828 cm3/s, 其变化规律为q = S = 707S(cm3/s)功率为 P = pq = 707S(21 £、1S)?P求其极值,?S = 0得S = 2、

13、1(mm),此时功率P最大Pmax = 707 2 1 X21 5 1 >2、9) = 9220 W = 9、22 kW由以上数据可画出主液压缸得工况图(压力循环图、流量循环图与功率循环 图)见图1、3。3)顶出缸得内径Dd/ 4FdDd = A = 0、1419 m = 142 mm 讨 nm Tp按标准取Dd = 150 mma压力循环图b流量循环图c功率循环图图1、3主液压缸工况图4)顶出缸无杆腔得有效工作面积A1dn 2 nA1d = 4 Dd = 4»、2 2 2152 = 0、0177m2 = 177 cm25)顶出缸活塞杆直径ddDd2j4FhLnm审2°

14、;、15 0、91XnX4X2X0 25M8、1063 m = 106 mm按标准取dd = 110 mm6) 顶出缸有杆腔得有效工作面积 A2dn oo _ nooooA2 d = 4(D d 2-d d 2)= 4X0、152O 112) = 0、00817m2 = 81、7cm27) 顶出缸得流量顶出行程 q4 = Ai dv4 = 177 4<= 708 cm3/s = 42、5L/min回程 q5 = A2 dv5 = 81、7X12 = 980 cm3/s = 58 8 L/min 顶出缸在顶出行程中得负载就是变动得,顶出开始压头离工件较大 （负载为Fd）,以后很快减小，而顶

15、出行程中得速度也就是变化得，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 压系统中占得比例不大 ,所以此处不作计算。三、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得特点就是在行程中压力变化很大 ,所以在行程中不同阶段 保证达到规定得压力就是系统设计中首先要考虑得。确定液压机得液压系统方案时要重点考虑下列问题 :（1）快速行程方式液压机液压缸得尺寸较大 ,在快速下行时速度也较大 ,从工况图瞧出 ,此时需 要得流量较大 ,这样大流量得油液如果由液压泵供给 ；则泵得容量会很大。液压机 常采用得快速行程方式可以有许多种,本机采用自重快

16、速下行方式。因为压机得运动部件得运动方向在快速行程中就是垂直向下,可以利用运动部件得重量快速下行；在压机构得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 泵得流量来不及补充液压缸容积得增加,这时会形成负压 ,上腔不足之油 ,可通过充液阀、充液筒吸取。 高压泵得流量供慢速压制与回程之用。 此方法得优点为不 需要辅助泵与能源 ,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 ,改进得方法就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 得液压机属于小型压机 ,下行速度得

17、控制问题不如大型压机突出 ,所以本例采用得 回路见图 3、 9。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。（2）减速方式液压机得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得压制速度。目前减速方式主要有压力顺序控制与行程控制两种方式 ；压力顺序控制 就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

18、程减速方式。本系统拟选用机动控制得伺服变量轴向 柱塞泵（CCY型）作动力源,泵得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,行程挡块使泵得流量减小 ,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 ,行程挡块又使泵得流里恢 复到全流量。与泵得流量相配合 （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得电磁铁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 3、 9）

19、、81 1!图3、9系统回路图(3) 、压制速度得调整制件得压制工艺一般要提出一定压制速度得要求，解决这一问题得方很多，例 如可以用压力补偿变量泵来实现按一定规律变化得压制速度得要求。本例中采用机动伺服变量泵，故仍利用行程挡块(块挡得形状)来使泵按一定规模变化以达到 规定得压制速度。(4) 压制压力及保压在压制行程中不同阶段得系统压力决定于负载，为了保证安全，应该限制液压 系统得最高压力，本系统拟在变量泵得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，本系统根据压机得具体情况拟采用开泵保压；此法得能量消 耗

20、较前一种大。但系统较为简单。(5) 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 主机弹性变形与油液受到压缩，储存了相当大得能量。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)就是必须考虑得问题，实践已证明, 若泄压过快，将引起剧烈得冲击、振动与惊人得声音，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。各种泄压方法得原理就是在活塞回程之前，当液压缸下腔油压尚未升高时，先 使上腔得高压油接通油箱，以一定速度使上腔高压逐步降低。本例采用带阻尼状 得电液动换向阀，该阀中位机能就是 H型,控制换向速度，延长换向时间，就可以使 上腔

21、高压降低到一定值后才将下腔接通压力油(见图3、10)。此法最为简单，适合于小型压机。(6) 主缸与顶出缸得互锁控制回路为保障顶出缸得安全，在主缸动作时，必须保证顶出缸得活塞下行到最下位置。本例采用两个换向阀适当串联得方法来实现两缸得互锁控制 （见图3、10）。 从图3、10中可见，只有在阀6处于右位工作时，即顶出缸活塞就是下行状态时压 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,只有压力很低得回油通至阀4,主缸才不能动作。液压系统电磁铁动作见表3、8,液压元件规格明细表见表3、9。3、8电磁铁动作循环表f、元件动作1YA2YA3YA4YA5YA主缸快速下行+主

22、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3、9液压兀件明细表序号名称型号1液控单向阀A1YHa32B2单向顺序阀（平衡阀）XDIFB20E3液控单向阀A1YHa20B4电液换向阀34DYHH20BTZZ5电磁换向阀23D25B6电液换向阀34DYMH20BT7顺序阀X2FL32E8溢流阀（安全阀）YFB20K9轴向柱塞泵63CCYY14B10主液压缸11顶出液压缸12压力表Y100 (040)MPa13压力表开关KFL820E2、拟定液压系统原理图在以上分析得基础上，拟定了液压系统原理图如图3、10所示。图3、10液压机液压系统原理图系统得工作过程如下：液压泵起动后，

23、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 得中位低压卸荷，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，液压泵输出得 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,主缸下腔得油能经阀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得流量不足，上腔形成负压，充液筒中得 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，与移动件得自重相平

24、衡。自重快速下行结束。 与此同时用行程挡块使泵得流量减小，主缸进入慢速下压行程，在此行程中可以用 行程挡块控制泵得流量适应压制速度得要求。由压力表刻度指示达到压制行程得 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得中位机能就是H型，阀处于中位时使主 缸上腔得高压油泄压，然后阀4再换为左位，此时压力油经阀2得单向阀进入主缸 下腔，由于下腔进油路中得油液具有一定压力；故控制油路可以使阀1打开,主缸上 腔得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，溢出得油液可经油管引至油箱。回

25、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,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。3、2、5选择液压元件1、液压系统计算与选择液压元件(1)选择液压泵与确定电动机功率1) 液压泵得最高工作压力就就是液压缸慢速下压行程终了时得最大工作压 力_ F _pp=ncmAi =因为行程终了时流量q= 0,管路与阀均不产生压力损失；而此时液压缸排油腔得背压已与运动部件得自重相平衡，所以背压得影响也可不计。2) 液压泵得最大流量Qp 散 0)泄漏

26、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 = 471、1L/mi n),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，而按回程时得流量计算。qmax = q3 = 168 68L/minqp = 1、1q3 = 1、1 x 168 68=185、6L/min3) 根据已算出得qp与pp,选轴向杜塞泵型号规格为125*CY(M)141B其额定压 力为32MPa,满足2560%压力储备得要求。排量为125mL/r,额定转速为1500r/min, 故额定流量为:q = qn = L/min,额定流量比计算出得qp大，能满足流量要求,此泵得

27、容积效率n = 0 92、4) 电动机功率驱动泵得电动机得功率可以由工作循环中得最大功率来确定;由工况分析知，最大功率为9、22kW取泵得总效率为n泵=0、85。Pmax则 P = 9、220、85 = 10 85kWn选用功率为11kW额定转速为1460r/min得电动机。电动机型号为:Y160M4(Y 系列三相异步电动机)。2、选择液压控制阀阀2、4、6、7通过得最大流量均等于qp,而阀1得允许通过流量为q。q = qgp=471、1185、6 = 285、5L/min,阀3得允许通过流量为A2q = q1A = 285、5*707/1963 = 102、8L/min阀3就是安全阀，其通过

28、流量也等于qp。以上各阀得工作压力均取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。本系统所选用得液压元件见表3、10。表3、10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A1YHa32B32MPa,32 通径，流量 200L/min2单向顺序阀（平衡阀）XDIFB20E32通径,流量150L/min, 控制压力(1030) X 15Pa3液控单向阀A1YHa20B32MPa,20 通径,流量 100L/min4电液换向阀34DYHH20BTZZ32MPa,20 通径，流量 100L/min5电磁换向阀23D25B6、3MPa,12 通径，流量

29、25L/min6电液换向阀34DYMH20BT32MPa,20 通径，流量 100L/min7顺序阀X2FL32E32通径,流量150L/min, 控制压力(1030) X 15Pa8溢流阀（安全阀）YFB20K20通径,流量100L/min, 调压范围(1435)MPa9轴向柱塞泵63CCYY14B32MPa,排量 63mL/r,1500r/min10主液压缸自行设计11顶出液压缸自行设计12压力表Y100(0400) X51Pb13压力表开关KFL820E3、选择辅助元件（1）确定油箱容量由资料，中高压系统（p>6、3MPa）油箱容量V = （612如本例取V = 8 qp = 8 X 1B56 = 1484 8 L（qp用泵得额定流量）、 取油箱容量为1500升。充油筒容量 Vi = （23）Vg = 3 X 25 = 75（ 式中 Vg主液压缸得最大工作容积。在本例中,Vg = AiSmax = 1963 X 60 = 117780cim117、8（升）（2）油管得计算与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与下腔得油管/4Q Xd =、/nV 取 v = 4m/s,Q = 65 9L/mm壮 /4X 65 9”d =nX 6X4= 1、