壓力機,壓力機 目錄 摘要 ……………………………………………………………………… 3 ABSTRACT ………………………………………………………………… 4 文獻綜述 ………………………………………………………………… 5 第1章 緒論 …………………………………………………………… 6 1.1 液壓技術與液壓機的發(fā)展現(xiàn)狀和趨勢…………………………6 1.2 沖孔壓力機整體設計概述………………………………………7 1.3 本課題意義及其研究重點………………………………………8 第2章 本液壓機所需完成工序步驟分析………………………………9 第3章 機械、液壓（氣動）與電氣控制間的相互制約與影響………11 3.1 相關內(nèi)容介紹……………………………………………………11 3.2 確定三部分相關內(nèi)容……………………………………………11 第4章 液壓系統(tǒng)設計……………………………………………………16 4.1 設計概述…………………………………………………………16 4.2 液壓系統(tǒng)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 工作臺鎖緊缸………………………………………………21 4.2.4 側(cè)沖油缸……………………………………………………21 4.3 主工作油缸的設計………………………………………………21 4.3.1 計算主工作油缸尺寸………………………………………21 4.3.2 繪制主工作缸工況圖………………………………………23 4.4 總的液壓系統(tǒng)設計………………………………………………25 4.4.1 液壓系統(tǒng)設計步驟…………………………………………25 4.4.2 液壓系統(tǒng)原理圖……………………………………………31 第5章 氣壓系統(tǒng)的設計…………………………………………………43 5.1 氣壓系統(tǒng)設計步驟………………………………………………43 5.2 氣壓系統(tǒng)原理圖…………………………………………………46 第6章 歸納總結(jié)…………………………………………………………49 6.1 設計工作總結(jié)……………………………………………………49 6.2 認識與展望………………………………………………………49 參考文獻 …………………………………………………………………52 致謝…………………………………………………………………………53 附錄：1.英語文章及翻譯 2.設計圖紙 ▇摘要 本文進行了沖孔壓力機的機械結(jié)構、液壓系統(tǒng)、氣壓系統(tǒng)及PLC控制系統(tǒng)等的設計，側(cè)重點在液壓部分的設計，該內(nèi)膽沖孔壓力機用于電冰箱內(nèi)膽沖孔壓力加工，加工過程中除了模具安裝、工件裝卸之外，整個沖孔加工過程由PLC控制油缸工作自動完成。通過以上環(huán)節(jié)的設計，該內(nèi)膽沖孔壓力機符合 要求，并且這些研究為以后再對該系統(tǒng)的改進打下了一定的基礎。 關鍵詞： 內(nèi)膽沖孔壓力機 液壓 氣壓 PLC ABSTRACT 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 ▇文獻綜述 人類社會日新月異的飛速發(fā)展，人們對生活質(zhì)量要求越來越高。在家用電器這一行，人們的需求也越來越多。家電外殼零件在制造過程重屬于低壓加工?？紤]到經(jīng)濟成本、技術程度及可靠性，液壓系統(tǒng)是一個不錯的選擇。 特別是在一些發(fā)展中國家，由于液壓系統(tǒng)的成本較低尤其適合采用液壓機發(fā)展制造業(yè)。不僅適應性高、價格低廉而且環(huán)保。以本課題為例，電冰箱內(nèi)膽沖孔壓力機，不僅適合電冰箱內(nèi)膽的加工，只需更換相應的模具，同樣適合其他產(chǎn)品零部件的沖壓加工。不過必須考慮不同加工工作時的壓力機稱載問題。 在科技發(fā)達的當今時代，更加注重的是機械的自動加工。采用液壓系統(tǒng)，可以方便的與微電子、計算機等進行信號交換與傳輸，可以實現(xiàn)計算機的全自動化控制，實現(xiàn)機械系統(tǒng)的自動加工。 然而，同時我們也要考慮到液壓系統(tǒng)本身的一些劣勢。液壓系統(tǒng)要求具有良好的工作環(huán)境，不僅要噪聲，泄露小，液壓元件中無機件變形，無間隙變化，無對偶摩擦發(fā)熱，無運動件是衡，無管口松動等。否則，會導致磨損加劇、沖擊振蕩加大、正常郵路受阻。不僅浪費能源，降低元件使用壽命，而且妨礙系統(tǒng)正常使用。這些都是液壓系統(tǒng)中有待解決的問題。 除了研究如何解決液壓系統(tǒng)的基本缺陷外，如何利用液壓系統(tǒng)實現(xiàn)智能化加工也是目前研究的一個十分重要的方向。這是電液結(jié)合的必然結(jié)果。這種趨勢，促使液壓系統(tǒng)的研究成為幾門學科的交叉結(jié)合點。本設計加工過程除了模具安裝、工件卸載之外，整個沖孔加工過程由PLC控制油缸工作自動完成。 本設計采用中高壓大流量恒功率式變量柱塞泵供油，此種類型的液壓泵精度高、密封性能好，工作壓力高，符合設計工藝要求。 液壓機是典型的以壓力控制為主的液壓系統(tǒng)。本機含有調(diào)速回路、卸荷回路、保壓回路等，可保證工作順利平穩(wěn)地進行。 ▇第一章 緒論 1.1 液壓與氣動技術的發(fā)展歷史、 現(xiàn)狀及趨勢 液壓與氣動技術是一門有著悠久發(fā)展歷史的技術，從1795年世界上第一臺水壓機誕生，到現(xiàn)在已有200多年的歷史。至上世紀50～70年代，隨著工藝水平的極大提高，液壓技術也得到了迅速發(fā)展，成為實現(xiàn)現(xiàn)代傳動和控制的關鍵技術，其發(fā)展速度僅次于電子技術。特別是近年來流體技術與微電子、計算機技術相結(jié)合，使液壓與氣動技術進入了一個新的發(fā)展階段。據(jù)有關資料記載，國外生產(chǎn)的95%的工程機械、90%的數(shù)控加工中心、95%的自動生產(chǎn)線，均采用了液壓與氣動技術。在國民經(jīng)濟很多領域均需應用液壓與氣動技術，其水平的高低已成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志之一。 液壓與氣動技術是利用有壓流體（壓力油或壓縮空氣）為介質(zhì)來實現(xiàn)自動控制和各種機械的傳動，它在工業(yè)生產(chǎn)的各個領域均有廣泛應用，在機械類及近機類高等教育的課程中，已成為一門重要的專業(yè)基礎課，而且也是一門能直接用于工程實際技術的學科。 液壓技術之發(fā)展如此迅速，是因為與其他傳動技術相比有很多獨特的優(yōu)勢： （1） 重量功率比小，已達到0.5kg/kw. （2） 液壓元件的體積小。 （3） 液壓系統(tǒng)具有良好的壓力、流量控制品質(zhì)。 （4） 液壓系統(tǒng)具有較快的響應速度。 （5） 可以通過介質(zhì)進行遠程功率傳輸。 （6） 液壓能可簡便的轉(zhuǎn)換為機械能。 （7） 液壓介質(zhì)帶走元件產(chǎn)生的熱能，介質(zhì)冷卻較方便。 液壓技術的形成和發(fā)展已經(jīng)經(jīng)歷了標準化、優(yōu)質(zhì)化、智能化三個階段。力圖提高工作機械的效率、減小體積和重量、加大輸出功率。智能化的實現(xiàn)是與微處理器等現(xiàn)代電子器件相結(jié)合的。液壓機同所有的液壓系統(tǒng)一樣是根據(jù)帕斯卡原理制造的，是一種利用液體壓力能實現(xiàn)能量傳動的機械裝置。由于液壓機在實際工作中的廣泛應用性，使其在國民經(jīng)濟各部門獲得了廣泛的應用。如粉末冶金、塑料及橡膠制品成型、型材擠壓、較直等。八十年代以來，隨著微電子技術、液壓技術等相關技術發(fā)展，液壓機有了更進一步的發(fā)展。目前，液壓機的最大標稱壓力已達750MP（用于金屬模鍛成型加工）眾多機型采用CNC或工業(yè)PC來進行控制，使產(chǎn)品的加工質(zhì)量和生產(chǎn)效率有了極大的提高。 1.2 沖孔壓力機整體設計概述 為了滿足電冰箱內(nèi)膽沖孔壓力加工的要求，考慮設計一臺液壓機。加工工程除木模具安裝、工件裝卸外，整個沖孔加工過程由PLC控制液壓缸工作自動完成。本文重點設計了沖孔壓力機的液壓、氣壓系統(tǒng)部分。主要包括： 1. 液壓部分：制定系統(tǒng)工藝、詳細設計系統(tǒng)參數(shù)、分析系統(tǒng)工作原理、設計系統(tǒng)回路、挑選系統(tǒng)元件、驗算系統(tǒng)性能等。 2. 氣壓部分：承載不大，故只設計可相應簡單的執(zhí)行、控制系統(tǒng)。 1.3壓力機液壓系統(tǒng)介紹 1.基本要求 為了完成一般的壓制工藝，要求主液壓缸驅(qū)動工作臺帶動上模具實現(xiàn)“快速下行——慢行下行（接近工件）——沖孔加工（延時保壓）——快速返回”的工作循環(huán)。要求水平工作液壓缸驅(qū)動水平臺實現(xiàn)“快速移出——裝膽——快速移進——慢速回位”的工作循環(huán)。 該液壓系統(tǒng)中的壓力要求經(jīng)常變換和調(diào)節(jié)，為了產(chǎn)生較大的壓力以滿足工作要求，系統(tǒng)的壓力較大，為中高壓系統(tǒng)。根據(jù)初始設計參數(shù)，取最大工作壓力15MP。 該液壓系統(tǒng)功率大，空行程和加壓行程的速度差異大因此要求功率利用合理。為此，在設計系統(tǒng)回路中含有調(diào)速閥、單向閥等，并與電磁換向閥、壓力繼電器的一起控制油路工作。 該液壓機為中高壓大流量系統(tǒng)，隊工作平穩(wěn)性和安全性要求較高。設計了如：蓄能器、節(jié)流閥、單向閥的一系列保護元件。 2.主要特色 本設計采用中高壓大流量恒功率式變量柱塞泵供油，此種類型的液壓泵精度高、密封性能好，工作壓力高，符合設計工藝要求。 液壓機是典型的以壓力控制為主的液壓系統(tǒng)。本機含有調(diào)速回路、卸荷回路、保壓回路等。 該液壓機利用上模及工作臺的自重來實現(xiàn)快速下行，這一系統(tǒng)結(jié)構簡單，液壓元件少，在中小型液壓機重常被采用。采用電液換向閥，適合中高壓大流量液壓系統(tǒng)。 1.3本課程的意義及研究重點 人類社會日新月異的飛速發(fā)展，人們對生活質(zhì)量要求越來越高。在家用電器這一行，人們的需求也越來越多。家電外殼零件在制造過程重屬于低壓加工?？紤]到經(jīng)濟成本、技術程度及可靠性，液壓系統(tǒng)是一個不錯的選擇。 特別是在一些發(fā)展中國家，由于液壓系統(tǒng)的成本較低尤其適合采用液壓機發(fā)展制造業(yè)。不僅適應性高、價格低廉而且環(huán)保。以本課題為例，電冰箱內(nèi)膽沖孔壓力機，不僅適合電冰箱內(nèi)膽的加工，只需更換相應的模具，同樣適合其他產(chǎn)品零部件的沖壓加工。不過必須考慮不同加工工作時的壓力機稱載問題。 在科技發(fā)達的當今時代，更加注重的是機械的自動加工。采用液壓系統(tǒng)，可以方便的與微電子、計算機等進行信號交換與傳輸，可以實現(xiàn)計算機的全自動化控制，實現(xiàn)機械系統(tǒng)的自動加工。 然而，同時我們也要考慮到液壓系統(tǒng)本身的一些劣勢。液壓系統(tǒng)要求具有良好的工作環(huán)境，不僅要噪聲，泄露小，液壓元件中無機件變形，無間隙變化，無對偶摩擦發(fā)熱，無運動件是衡，無管口松動等。否則，會導致磨損加劇、沖擊振蕩加大、正常郵路受阻。不僅浪費能源，降低元件使用壽命，而且妨礙系統(tǒng)正常使用。這些都是液壓系統(tǒng)中有待解決的問題。 除了研究如何解決液壓系統(tǒng)的基本缺陷外，如何利用液壓系統(tǒng)實現(xiàn)智能化加工也是目前研究的一個十分重要的方向。這是電液結(jié)合的必然結(jié)果。這種趨勢，促使液壓系統(tǒng)的研究成為幾門學科的交叉結(jié)合點 第2章 本液壓機所需完成工藝過程分析 此部分內(nèi)容為設計工作的前奏，我們先對液壓機的運作情況作一個整體的認識，為了滿足電冰箱內(nèi)膽沖孔壓力加工的要求，考慮設計一臺液壓機。加工工程除木模具安裝、工件裝卸外，整個沖孔加工過程由PLC控制液壓缸工作自動完成。本文重點設計了沖孔壓力機的液壓、氣壓系統(tǒng)部分。主要包括： a.液壓部分：制定系統(tǒng)工藝、詳細設計系統(tǒng)參數(shù)、分析系統(tǒng)工作原理、設計系統(tǒng)回路、挑選系統(tǒng)元件、驗算系統(tǒng)性能等。 b.氣壓部分：承載不大，簡單設計系統(tǒng)參數(shù)、設計系統(tǒng)回路、挑選系統(tǒng)元件。 1.主液壓缸：主液壓缸驅(qū)動工作臺帶動上模具實現(xiàn)如下工作循環(huán)： 快速下行→慢速下行（接近工件）→沖孔加工（延時保壓）→快速返回 油缸下行時的負載分析： 油缸在系統(tǒng)壓力油和油缸運動部件自重共同作用下快速下行，此時要克服的外負載幾乎沒有，故此時系統(tǒng)工作壓力很小，但由于運動速度快，油缸的輸入流量大。此時為防止油缸下行失速，在系統(tǒng)回油路上應考慮設置平衡背壓裝置。 隨后為保證進行沖孔加工是運動平衡，我們考慮在油路設置切換裝置，在接近工件部件處，油路切換，油缸活塞由快速轉(zhuǎn)為慢速行進，這里我們考慮采用調(diào)速閥，目的是考慮到下行速度可調(diào)且速度運動平穩(wěn)。當活塞下行接觸到工件時，油缸上腔的壓力隨著負載增大迅速上升，直至克服阻力完成沖孔加工，沖孔完畢阻力負載消失，系統(tǒng)壓力又隨即下降，回到慢行階段，直至運動到行程終點。 油缸的返回行程由電磁換向閥切換油路進行通行，油缸下腔通壓力油。此時由于油缸運動部件自重的影響，系統(tǒng)壓力將會上升，直至活塞開始向上運動。較之快速下行速度，上行是速度要慢一些，但應設計成比工進行程的速度快，以節(jié)約運動時間，此時上升行程的回油路不存在背壓，這與下行是不相同的。 2.水平液壓缸：要求水平液壓缸驅(qū)動水平工作臺實現(xiàn)如下循環(huán)： 快速移出→慢速移出→停留（裝膽）→快速返回→慢速返回 同樣選用單活塞雙作用油缸。液流換向采用三位四通電磁換向閥（彈簧復位）控制。油缸活塞在移出、回位過程中均有速度變換，且均從快速到慢速。我們采用對應相同速率。通過節(jié)流閥與二位兩通電磁換向閥并聯(lián)控制。 3.工作臺鎖緊缸：其工藝過程如下： （工作臺水平油缸回位）→鎖緊缸上行（鎖住下工作臺）→沖孔加→鎖緊缸下行（松開下工作臺）→水平工作臺移出→水平工作臺回位。 油缸同樣采用單活塞雙作用式油缸，為鎖緊安全及定位可靠，取用兩個油缸，同步工作，初設工作行程為70mm。液流換向閥采用三位四通電磁換向閥（彈簧復位）控制。主要考慮的是沖壓主油缸，工作臺水平進出油缸，工作臺鎖緊油缸三者之間動作順序。 ▇第3章 機械、液壓（氣動）與電氣控制 間的相互制約與影響 3.1 相關內(nèi)容介紹 本設計雖分為三個部分，但它們之間是相互關聯(lián)的一個整體，設計工作中必須綜合起來考慮，大體表現(xiàn)在以下幾個方面： 1.根據(jù)系統(tǒng)的要求，按照經(jīng)驗公式確定油箱的容積，從而為油箱的機械部分設計提供依據(jù)。 2.主沖壓油缸的相關尺寸及其工作位置的確定，從而使機械部分的設計為其預留相關的安裝位置。 3.同主沖壓油缸一樣，水平油缸、鎖緊油缸也需提供相關參數(shù)。 4.液壓元器件的選擇為電氣部分設計提供依據(jù)，包括電磁換向閥、溢流閥、調(diào)速閥、液控單向閥以及節(jié)流閥的相關規(guī)格和型號等。 3.2 確定三部分相關內(nèi)容 首先計算主要液壓缸的結(jié)構尺寸，為有關機械設計提供相關依據(jù)。 3.2.1 計算主缸工作油缸尺寸 P1A1 P2 A2 Fmax 圖3.1 主缸計算示意圖 計算油缸尺寸是應考慮油缸最大工作負載，即沖壓負載。按照設計要求最大沖壓力應達到40噸，另結(jié)合系統(tǒng)進油最大工作壓力15Mpa。 如圖3.1示意。 油壓機主工作油缸的極限載荷出現(xiàn)在沖壓加工過程中。按照設計要求最大沖壓力應為40噸，即最大負載阻力FMAX=40T=4×104N。假設此時系統(tǒng)工作為150MPa，而進入油缸中的油液已經(jīng)流通了調(diào)速閥，一般情況下最少有4～5MPa的壓力降。為了實現(xiàn)速度調(diào)節(jié)，壓降還可以更大，暫取為6MPa,故 P1=150-6=144MPa。 P2回油背壓按常規(guī)取為5～8MPa,也取為6MPa2.即P2=6MPa.G為油缸運動部件自重，按機械部分設計參數(shù)約為4000kg,另考慮活塞因摩擦、粘性阻尼造成的損失，機械效率為ηm=0.96. 固有（P1A1-P2A2）×ηm=F-G 為計算油缸有關尺寸，如缸徑d，先考慮d/D比值。其選取要考慮系統(tǒng)工作壓力，油缸的工作方式（受拉還是受壓），也必須考慮油缸往復運動速比。 本主工作油缸液壓系統(tǒng)最高工作壓力150N,屬于中高壓，故d/D比值也不宜過小，考慮油缸運動時工進與快退的工作速度，工進是為保證速度平穩(wěn)，速度較慢，退回（上升）時不工作，速度可適當加快，考慮到工作部件運動慣性，也不宜太快。通常情況下速比φ=V回/v進比值大小與d/D比值有關。d/D大，則φ小; d/D小，則φ大。 綜合考慮，根據(jù)設計手冊推薦意見（規(guī)定d/D=0.5～0.7）.我們暫取d/D≈0.62，此時φ=1.62. 于是有P1×πD2/4- P2(πD2/4-πd2/4)=(F-G)/ηm 利用d=0.62D，代入相關數(shù)據(jù)可計算出 D=4（F-G）/[(πP1-0.6156πP)gηm] d=0.62D=11.96mm 把油缸尺寸元整化，我們可以取 活塞桿徑d=12cm=120mm 油缸缸徑D=18cm=180mm 此時油缸面積為A1=254.5cm2 A2=141.37cm2 3.2.2 計算水平工作油缸尺寸 水平缸承受的最大工作壓力是在模具重量下產(chǎn)生，因選用滑動導軌，摩擦系數(shù)取μ=0.2，故工作臺工作時最大負載F＇max=μm=0.2×7000=1400N,進油路壓力P1=與回油路壓力P2與前述分析相同，分別為P1=144MPa , P2=6 MPa. 有P1×πD12/4- P2(πD12/4-πd12/4)=F/ηm 暫取d1/D1=0.71,此時φ=V回/v進=（V回=200mm/s,v進=100mm/s） 計算得D1=3.6cm d1=2.5cm 按標準元整為D1=40mm d1=22mm 此時面積為 A1=0.25πD12=12.56cm2 A2=0.25πd12=8.76cm2 3.2.3 計算工作臺鎖緊缸尺寸 鎖緊缸承受的最大壓力也是模具重量產(chǎn)生，F(xiàn)＇＇max=7×103N 鎖緊行程為70mm，設速度V=35mm/s.往返速度相同，去d2=0.71cm D2計算過程如上，求得 D2=8cm d2=5.76cm 按標準元整為 D2=80mm d2=50mm 此時面積為 A1=50.24cm2 A2=30.62cm2 3.2.4 計算側(cè)沖缸尺寸 側(cè)沖工藝師緊接在主沖壓工藝后完成的。載荷7噸，行程50mm，速度V=50mm/s。 設往返速度相同，取d3=0.71 D3計算過程同上，求得： D3=8cm d3=5.76cm 按標準元整為 D3=80mm d3=50mm 此時面積為 A1=50.24cm2 A2=30.62cm2 確定液壓系統(tǒng)元件的規(guī)格和型號，為電氣控制部分提供依據(jù)。 3.2.5 計算主缸運動所需最大流量： Qmax=A×Vmax Vmax為油缸活塞最大運動速度，它出現(xiàn)在油缸快速下行階段，此時要保持油缸運動速度，系數(shù)必須提供足夠流量。 此時油缸工作腔面積A=254.5 cm2，油缸的運動速度我們參考經(jīng)驗數(shù)據(jù)，以及設計手冊上所提供的油壓機運動速度常數(shù)。 通常情況下：要求工進速度V工≤50mm/s 快進速度V快進≤300mm/s 快退速度V快退≤300mm/s 為了簡化液壓系統(tǒng)，降低成本，減少系統(tǒng)發(fā)生液壓沖擊的可能性。 我們?nèi)】爝M速度V快進=100mm/s，工作進給速度V工=60mm/s 由此算出油缸快進所需最大流量為： Qmax=254.34×10×60=152.604L/min 液壓執(zhí)行元件實際所需流量如下表3-1所示： 表3-1 執(zhí)行元件實際所需流量 工況 執(zhí)行元件名稱 運動速度（m/s） 結(jié)構參數(shù)（mm2） 流量10-3m3/s 計算公式 主沖快進 主液壓缸 0.1 A1=0.0255 2.55 Q= A1V 主沖慢進 0.04 1.02 主沖退回 0.06 A2=0.01414 0.85 Q= A2V 水平工作臺快移出 水平液壓缸 0.2 A1=0.00126 0.252 Q= A1V 水平工作臺慢移出 水平液壓缸 0.1 A1=0.00126 0.126 Q= A1V 工作臺快退 0.2 A2=0.000876 0.175 Q= A2V 工作臺慢退 0.1 0.0876 鎖緊缸松 鎖緊液壓缸 0.035 A1=0.005024 0.1758 Q= A1V 鎖緊缸緊 0.035 A2=0.003062 0.1072 Q= A2V 各電氣元件的選擇根據(jù)以上規(guī)格查表選取，具體選擇情況如下3-2表： 表3-2 液壓閥明細表 序 號 名 稱 實 際 流 量m3/s 通 用 規(guī) 格 22 三位四通電磁換向閥 25.4×10-4 DSHG-03-3C2-1 23 三位四通電磁換向閥 DSHG-03-3C2-1 24 三位四通電磁換向閥 3.52×10-4 DSHG-01-3C2-1 29 三位四通電磁換向閥 2.5×10-4 DSHG-01-3C2-1 35 三位四通電磁換向閥 25.4×10-4 DSHG-03-3C2-1 31 二位兩通電磁換向閥 2.5×10-4 DSHG-01-2C2-1 33 二位兩通電磁換向閥 DSHG-01-2C2-1 38 二位兩通電磁換向閥 25.5×10-4 DSHG-03-2C2-1 18 二位兩通電磁換向閥 25.4×10-4 DSHG-03-2C2-1 14 溢流閥 25.4×10-4 FBG-06-250-10 15 溢流閥 FBG-06-250-10 37 調(diào)速閥 <10.18×10-4 2FRM16-20/60LB 25 單向節(jié)流閥 3.52×10-4 DVP8S-10 39 單向節(jié)流閥 25.5×10-4 DVP16S-10 36 液控單向閥 <25.5×10-4 SV25G 41 液控單向閥 <3.52×10-4 SV10G 41 液控單向閥 SV10G 30 節(jié)流閥 1.23×10-4 MG6G1.2/2 32 節(jié)流閥 MG6G1.2/2 17 節(jié)流閥 25.4×10-4 MG20G1.2/2 ▇第4章 液壓系統(tǒng)設計 4.1設計概述 由內(nèi)膽沖孔壓力機的工藝順序過程，該液壓機為一四柱架式壓力機。主液壓缸在架頂（掛鉤），可用一單桿雙作用液壓缸，主沖壓工作由主液壓缸自上而下完成。工作態(tài)分垂直工作臺和水平工作臺兩部分，垂直工作臺與主液壓缸活塞相連，隨主液壓缸運動而運動。水平工作臺有一固定在液壓機上的水平液壓缸驅(qū)動，可以移進移出，并可由鎖緊缸鎖緊工作臺用滑動導軌以減少阻力。液壓機工作時由模具夾內(nèi)膽，模具置于工作臺上。模具分為上下兩部分，分別由4個鎖模氣壓缸固定于垂直水平工作臺上。沖孔加工時，上下模具合模，內(nèi)膽除了主液壓缸沖壓加工外，內(nèi)膽四周分布側(cè)沖缸。整個工作過程有以上各個液壓缸完成，處于同一系統(tǒng)之中。液壓站位于主體之側(cè)，各種閥類元件可裝于機器之上，用油管分別與泵站和油缸相連。由于上下模具需要運動，故側(cè)沖缸控制閥采用軟管連接。 綜合以上分析，初步認為系統(tǒng)的油泵采用恒功率壓力補償式變量柱塞泵供油，此種類型的液壓泵精度高，密封性能好，工作壓力高，泵的出口壓力反饋到泵的變量機構上。當系統(tǒng)壓力上升時，泵的輸出流量會減少，系統(tǒng)壓力下降時輸出流量會增大，以實現(xiàn)恒功率輸出。從液壓機工序上看，該恒功率壓力補償式變量柱塞泵可以滿足設計要求。此外，必須考慮過載保護、互鎖、同步等問題。將與機械、電氣部分設計一同配合完成。 表4-1 滑動導軌 滑 動 導 軌 導 軌 材 料 運 動 狀 態(tài) 摩 擦 系 數(shù) 鑄 鐵 對 鑄 鐵 啟動時 低速v<0.16m/s 高速v>0.16m/s 0.15—0.20 0.1—0.12 0.05—0.08 根據(jù)以上標準我們選取摩擦系數(shù)為μ=0.2 油壓機對內(nèi)膽進行沖孔加工時由一副模具夾持內(nèi)膽，模具置于工作臺之上。模具可根據(jù)不同內(nèi)膽進行更換裝卸，模具分上下模兩部分。模具裝上工作臺到達工位后，上下模分別由六個和四個夾緊氣缸固定在油壓機工作臺板上。隨著主油缸升降，上下模實現(xiàn)開模合模。分開時，下工作臺可由水平油缸驅(qū)動帶動下模移進移出，以便裝卸工件內(nèi)膽。沖孔加工時上下模合模，內(nèi)膽除了由主缸上下運動進行頂沖加工外，在內(nèi)膽的四周也需根據(jù)需要進行沖孔加工，此工作由固定在上下模具上的若干側(cè)沖油缸完成。整個油壓機上述所有液壓執(zhí)行油缸，均處于同一系統(tǒng)中，共一個液壓油源——油壓機的油壓站。單獨設置在油壓機主體結(jié)構之側(cè)。系統(tǒng)主要控制閥類按要求可部分設置在油壓機機架上，靠油管分別與泵站和油缸相連，考慮到上下模具要運動，故側(cè)沖油缸控制閥連接管路要采用軟管。 根據(jù)我們對油壓機工作性質(zhì)，工作過程的了解，我們初步確定系統(tǒng)的主油泵采用一種恒功率壓力補償式變量柱塞泵，泵的出口壓力被反饋到泵的變量機構之上，系統(tǒng)壓力上升，泵的輸出流量即會減少，系統(tǒng)壓力下降，輸出流量增加，實現(xiàn)恒功率輸出。正好滿足液壓機工序要求，沖孔壓力機與執(zhí)行油缸并無其他特殊要求，以及運動行程的要求，需通過計算確定。另外在設計過程中必須考慮過載保護，安全保護連鎖、同步等一些要求，這將結(jié)合機械電器部分設計共同進行。 下面我們就準備開始進行液壓系統(tǒng)設計計算。 4.2 液壓系統(tǒng)各工作缸分析 4.2.1主工作缸 工作過程 主缸活塞快速下行→慢速下行接近工件→接觸工作臺壓力速度上升→沖孔加工結(jié)束后工作壓力迅速下降到行程端點→活塞快速返回。 依據(jù)題設，快速下行速度v=10cm/s,慢速下行v=6cm/s,快速返回v=8cm/s 按設計要求最大沖壓力為40T， 油缸下行時的負載分析： 油缸在系統(tǒng)壓力油和油缸運動部件自重共同作用下快速下行，此時要克服的外負載幾乎沒有，故此時系統(tǒng)工作壓力很小，但由于運動速度快，油缸的輸入流量大。此時為防止油缸下行失速，在系統(tǒng)回油路上應考慮設置平衡背壓裝置。 隨后為保證進行沖孔加工是運動平衡，我們考慮在油路設置切換裝置，在接近工件部件處，油路切換，油缸活塞由快速轉(zhuǎn)為慢速行進，這里我們考慮采用調(diào)速閥，目的是考慮到下行速度可調(diào)且速度運動平穩(wěn)。當活塞下行接觸到工件時，油缸上腔的壓力隨著負載增大迅速上升，直至克服阻力完成沖孔加工，沖孔完畢阻力負載消失，系統(tǒng)壓力又隨即下降，回到慢行階段，直至運動到行程終點。 油缸的返回行程由電磁換向閥切換油路進行通行，油缸下腔通壓力油。此時由于油缸運動部件自重的影響，系統(tǒng)壓力將會上升，直至活塞開始向上運動。較之快速下行速度，上行是速度要慢一些，但應設計成比工進行程的速度快，以節(jié)約運動時間，此時上升行程的回油路不存在背壓，這與下行是不相同的。 據(jù)此我們可以畫出液壓工作循環(huán)的負載循環(huán)圖如下圖4-1所示： t(s) F(N) 150 50 快進 慢進 返回行程 沖孔加工 工進到行程終點 圖4-1 負載循環(huán)圖 液壓缸的運動分析及運動循環(huán)圖： 按照主油缸的工作循環(huán)，我們可以做出油缸的位移循環(huán)圖如下圖4-2所示 S(mm) t(s) 快進 工進 沖壓 工進到位 快退 200 50 圖4-2 位移循環(huán)S-t圖 同樣我們可以做出主缸工作活塞的速度循環(huán)圖如下圖3-3所示： V(m/s) 10 6 t(s) 快速返回 快進 工進 沖壓過程 圖4-3 速度循環(huán)V-t圖 4.2.2 水平工作缸 工作過程：快速移出→慢速移出→停留（裝膽）→快速返回→慢速返回 水平工作缸推動工作臺在導軌上移進移出，前面我們選取摩擦系數(shù)為 μ=0.2。水平缸承受的最大工作壓力是在模具重量下產(chǎn)生，因選用滑動導軌，摩擦系數(shù)取μ=0.2，故工作臺給偶內(nèi)置時最大負載Fmax=μm=0.2×7000=1400N。 按系統(tǒng)設計要求，快速移出速度v=20cm/s,慢速移出速度v=10cm/s,快速返回與慢速返回同樣分別為20cm/s和10cm/s。 4.2.3 工作臺鎖緊缸 工作過程：（工作臺水平油缸回位）→鎖緊缸上行（鎖住下工作臺）→沖孔加工→鎖緊缸下行（松開下工作臺）→水平工作臺移出→水平工作臺回位。 鎖緊缸承受的最大壓力也是模具重量產(chǎn)生，沖壓力為7000N， 鎖緊行程為70mm，設速度V=35mm/s.往返速度相同。 4.2.4 側(cè)沖油缸 側(cè)沖工藝是緊接在主沖壓工藝后完成的。 工作過程：（主沖壓缸回位）→側(cè)沖缸移進→側(cè)沖缸回位。 載荷7T，行程50mm，，速度v=50mm/s。往返速度相同。 4.3 主工作油缸的設計： 4.3.1 計算主工作油缸尺寸P1A1 P2 A2 Fmax 圖4-4 主缸計算圖 計算油缸尺寸是應考慮油缸最大工作負載，即沖壓負載。按照設計要求最大沖壓力應達到40噸，另結(jié)合系統(tǒng)進油最大工作壓力15Mpa。 如圖3.5示意。 油壓機主工作油缸的極限載荷出現(xiàn)在沖壓加工過程中。按照設計要求最大沖壓力應為40噸，即最大負載阻力FMAX=40T=4×104kg。假設此時系統(tǒng)工作為150MPa，而進入油缸中的油液已經(jīng)流通了調(diào)速閥，一般情況下最少有4～5MPa的壓力降。為了實現(xiàn)速度調(diào)節(jié)，壓降還可以更大，暫取為6MPa,故 P1=150-6=144MPa P2回油背壓按常規(guī)取為5～8MPa,也取為6MPa.即P2=6MPa.G為油缸運動部件自重，按機械部分設計參數(shù)約為4000kg,另考慮活塞因摩擦、粘性阻尼造成的損失，機械效率為ηm=0.96. 固有（P1A1-P2A2）×ηm=F-G 為計算油缸有關尺寸，如缸徑d，先考慮d/D比值。其選取要考慮系統(tǒng)工作壓力，油缸的工作方式（受拉還是受壓），也必須考慮油缸往復運動速比。 本主工作油缸液壓系統(tǒng)最高工作壓力150MPa,屬于中高壓，故d/D比值也不宜過小，考慮油缸運動時工進與快退的工作速度，工進是為保證速度平穩(wěn)，速度較慢，退回（上升）時不工作，速度可適當加快，考慮到工作部件運動慣性，也不宜太快。通常情況下速比φ=V回/v進比值大小與d/D比值有關。d/D大，則φ小; d/D小，則φ大。 綜合考慮，根據(jù)設計手冊推薦意見（規(guī)定d/D=0.5～0.7）.我們暫取d/D≈0.62，此時φ=1.62. 于是有P1×πD2/4- P2(πD2/4-πd2/4)=(F-G)/ηm 利用d=0.62D，代入相關數(shù)據(jù)可計算出 D=4（F-G）/[(πP1-0.6156πP)gηm] d=0.62D=11.96mm 把油缸尺寸元整化，我們可以取 活塞桿徑d=12cm=120mm 油缸缸徑D=18cm=180mm 此時油缸面積為A1=254.5cm2 A2=141.37cm2 4.3.2 繪制主工作缸的工況圖 即繪出液壓缸的壓力循環(huán)圖（P-t） 流量循環(huán)圖（Q-t） 功率循環(huán)圖（N-t） P-t 圖 通過最后的液壓執(zhí)行元件的結(jié)構尺寸，再根據(jù)實際載荷的大小，倒求出液壓執(zhí)行元件在其動作循環(huán)各階段的工作壓力，然后把它們繪制（P-t）圖。 P(Pa) 最高壓力 t(s) 快進 工進 返回行程 工進到行程終點 沖孔加工 圖4-5 壓力循環(huán)P-t圖 Q-t 圖 根據(jù)已確定的液壓缸有效工作面積，結(jié)合其運動速度，算出它在工作循環(huán)中每一個階段的實際流量，把它繪制成（Q-t）圖 Q（m3/s） t(s) 快進 工進 沖壓過程 工進 快速返回 圖4-6 流量循環(huán)Q-t圖 N-t圖 繪出壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，根據(jù)N=P Q,即可繪出系統(tǒng)的功率循環(huán)圖，即根據(jù)P-t圖與Q-t圖繪制出 N（KW） t(s) 快進 工進 沖孔加工 工進 返回行程 圖4-7 功率循環(huán)N-t圖 至此，主液壓缸的設計完成。 4.4 總的液壓系統(tǒng)設計 4.4.1液壓系統(tǒng)設計步驟 a.液壓泵的選擇 1）確定液壓泵的最大工作壓力Pp Pp≥P1+ΣΔP （Pa） 式中P1為液壓缸最大工作壓力 ΣΔP為從液壓缸出口到液壓缸入口之間總的管路損失 根據(jù)液壓缸最大工作載荷時，油缸上腔所需的最大油壓力P1為 （P1A1-P2A2）ηm=F-G P1=[(F-G)/ ηm+ P2A2]/ A1=138.42Pa 考慮到油路上的壓力損失 ΣΔP=（2～5）Pa，取3Pa 故 PMAX=141.42Pa 2）確定液壓缸的流量 本液壓缸系統(tǒng)的工作油缸有多個，主沖壓缸、水平工作油缸、工作臺夾緊缸及側(cè)沖油缸。其中主沖壓缸、側(cè)沖壓缸和水平工作缸是不同時工作的，而其中主沖壓缸工作所需流量最大，為Q主沖壓max=141.42L/min 工作臺夾緊缸在工作過程中隨不與其它缸同時動作，但它在沖壓加工過程一直保持在夾緊狀態(tài)，故雖無需再計算泵的輸出流量時多加考慮，但在計算油箱容積是必須計入在內(nèi)。 按照上述分析可知泵的輸出流量 Qp≥KQ主沖壓max K為系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取k=1.1～1.3,我們?nèi)?.2. Qp≥1.2×152=182.4L/min 3） 選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上求得的Pp 和Qp值，按系統(tǒng)中擬定的液壓泵的形式，從機械設計手冊中選擇相應規(guī)格的液壓泵。 表4-2 液壓泵設計參數(shù) 型號 排量ml/r 壓力MPa 轉(zhuǎn)速r/min XB型 9.5～227 14～21 1500～4000 我們選用斜盤式軸向柱塞泵，轉(zhuǎn)速得滿足電機要求。系統(tǒng)總流量為1521L/min,柱塞泵流量范圍為Qmin=9.5×1500=14.251L/min, Qmax=227×4000=9081L/min 14.25<152<908,滿足設計要求。 4）確定液壓泵的驅(qū)動功率 N=PPQP/ηP×10-3KW 式中PP——液壓泵的最大工作壓力 Pa QP——液壓泵的流量 m3/s ηP——液壓泵的總效率 kw 根據(jù)機械設計手冊，柱塞泵的總效率為0.80～0.85。取η=0.8 計算 N=138.42×182.4÷0.8×10-3=32Kw 另外考慮夾緊缸的功率損耗約為1～2kw，再加上泵在壓力PP的功率損耗約為1～2kw。實際油泵驅(qū)動電機功率N=32+2+2=36kw。根據(jù)實際標準N=40kw，采用J2系列小型鼠籠式電動機J2-72-2，額定功率40kw。 表4-3 電動機設計參數(shù) 電動機型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 電機總重kg J2-72-2 40kw 2940r/m 1.1 2.2 220 故柱塞泵和電機轉(zhuǎn)速均為2940r/min. b.蓄能器的選擇 根據(jù)蓄能器在液壓系統(tǒng)中的功用，確定其類型和主要參數(shù)。 設計蓄能器在系統(tǒng)中作為應急能源，其有效工作容積為： ΔV=ΣAiLiK (m3) 式中ΣAiLi——要求應急動作液壓缸總的工作容積m3 K——油缸損失系數(shù)，一般取K=1.2 ΔV=254.5×0.015×10-4+12.56×1.2×10-4=2.27L 選取型號為NXQ-2.5，壓力20MPa，容積為2.5L，通徑為M42×2,重量為14kg。 c. 管道尺寸的確定 1)管道內(nèi)徑的計算 d2=4Q/πV 式中 Q——通過管道內(nèi)的流量 m3/s V——管內(nèi)允許的流速 m/s 根據(jù)系統(tǒng)工作壓力15MPa，以及實際管道長度，我們考慮管道產(chǎn)生合理的壓力損失，再結(jié)合管道尺寸及重要的綜合因素，我們選取管道的允許流速為5～7m/s,取7m/s，而系統(tǒng) 的最大流量為152.604L/min=2.5434 m3/s. 故d=1.13×10×1.906×10-2≈21.5mm 根據(jù)標準將其元整為22mm（采用無縫隙鋼管）。 2)管道壁厚δ的計算 δ=Pd/2[σ]m 式中 P——管道內(nèi)最高工作壓力 Pa D——管道內(nèi)徑 m [σ]——管道材料許用應力 [σ]=σb/n σ b =材料抗拉強度 n——安全系數(shù) P<17.5MPa時，取n=6 根據(jù)上述數(shù)據(jù)計算出δ=2.34（mm） 管道由于上下側(cè)沖油缸運動還要根據(jù)實際運動尺寸選取軟管，確定其尺寸。 d)濾油器的選擇 選擇濾油器是應考慮如下幾點： （1）具有足夠大的通油能力，壓力損失小; （2）過濾精度應滿足設計要求； （3）濾芯具有足夠的強度； （4）濾芯抗腐蝕性好，能在規(guī)定溫度下長期工作； （5）濾芯的更換、清洗及維護方便。 根據(jù)液壓系統(tǒng)設計圖，濾油器在本系統(tǒng)中有兩個安裝位置，如圖4-7所示。 圖4-7 濾油器設計圖 ① 安裝在液壓泵的吸油路上，這種安裝方式要求濾油器油較大的通油能力和較小的阻力。阻力一般要求不超過0.1×105～0.2×105Pa ，因此采用精度較低的網(wǎng)式濾油器。此方式的作用主要是保護液壓泵。 網(wǎng)式濾油器屬于粗濾油器，一般安裝在液壓泵吸油路上，以保護泵。它具有結(jié)構簡單，通油能力大，阻力小，易清洗等特點。采用型號為WU—100×180（帶堵塞報警的粗過濾，過濾精度為80）。 ②安裝在回油路上，這種方式間接的保護整個液壓系統(tǒng)，由于回油壓力低，可用強度較低的濾油器。濾油器并聯(lián)的單向閥在濾油器堵塞時，起著旁通閥的作用。 采用線隙式濾油器，一般安裝在回油路上。這種濾油器阻力小，流通能力大，但不易清洗，采用型號為XU—100×100（精過濾器，過濾精度為30）。 以上兩者的流通量為100L/min。 e. 液壓油的選擇 壓力機液壓系統(tǒng)屬于普通液壓系統(tǒng)，我們可以選擇30號礦物型機械油。這是考慮由于油箱容積較小，系統(tǒng)發(fā)熱量較大。（回路中引起壓力損失的元器件較多），故選用粘度稍高的30號機械油。代號HJ—30，運動粘度為27～33mm2/s。 正常運轉(zhuǎn)后油的運動粘度v=3.0×10-5mm2/s。油的密度為ρ=900kg/m3。 f.油箱的設計計算 設計油箱時應考慮如下幾點： ①油箱要有足夠大的容積。一方面盡可能地滿足散熱的要求，另一方面在液壓系統(tǒng)停止工作時應能容納系統(tǒng)中的所有工作介質(zhì)，而工作時又能保持適當?shù)囊何弧? ②吸油管及回油管應插入最低液面以下，以防止吸空和回油飛濺產(chǎn)生氣泡。管口與箱底、箱壁距離一般不小于管徑的3倍。回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防回油沖擊油箱底部的沉積物，同時也有利于散熱。 ③吸油管和回油管之間的距離盡可能遠些，之間應設置隔板，以加大液流循環(huán)的途徑，這樣能提高散熱、分離空氣及沉淀雜質(zhì)的效果。隔板高度為液面高度的2/3～3/4. ④為了保持油液清潔，油箱應有周邊密封的蓋板，蓋板上裝有空氣過濾器，注油及通氣一般都由一個空氣過濾器來完成。為方便于放油和清理，箱底要有一定的斜度，并在最低處設置放油閥。對于不易開該的油箱，要設置清洗孔，以便于油箱內(nèi)部的清理。 ⑤油箱底部應距地面150mm以上，以便于搬運、放油和散熱。在油箱的適當位置要設吊耳，以便吊運，還要設置液位計，以監(jiān)視液位。 ⑥油箱內(nèi)表面的防銹處理要給予充分注意。 按經(jīng)驗公式確定油箱容積，待系統(tǒng)確定后，再按散熱的要求進校核。 經(jīng)驗公式為 V=a Qv m3 式中Qv ——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積（即總額定流量）m3 a ——經(jīng)驗系數(shù) 中高壓系統(tǒng)一般a=5～7，考慮到為減少油箱尺寸，令油箱配置了冷卻裝置，故取a=5，系統(tǒng)額定流量為182.41/min。 故V=5×182.4=912 L 根據(jù)標準取 920 L 另外，在確定油箱尺寸時，一方面要滿足系統(tǒng)供油的要求，還要保證執(zhí)行元件全部排油時，油箱不能溢出，以及系統(tǒng)中最大可能充油時，油箱的油位不低于最低限度。 g.冷卻器所需面積的計算 冷卻面積為： A= （Phr- Phc）/KΔtm 其中 K——散熱系數(shù)，用管式冷卻器，取K=116W/（m2℃） Δtm ——平均溫升，Δtm =（T1+T2）/2-(t1+t2)/2 取進入冷卻器的溫度T1=60℃，油流出冷卻器的溫度T2 =50℃。冷卻水入口溫度t1=25℃，冷卻水出口溫度t2=30℃，則 Δtm=（60+50）/2-（25+30）/2=27.5℃ 所需冷卻器的散熱面積為： A=（28.7-3.145）×103/（116×27.5）=8.01m2 考慮到冷卻器長期使用時，設備腐蝕和油垢、水垢對傳熱的影響，冷卻面積應比計算值大30%，實際選用冷卻器散熱面積為： A=8.01×1.3=10.4 m2 油箱設計機械圖見附圖。 4.4.2 液壓系統(tǒng)原理圖 a. 沖壓主工作缸控制回路 主工作缸工藝過程：快速下行→沖壓工藝，工進至行程端點→快速返回。前面我們已經(jīng)分析計算主軸缸的尺寸選取。采用的是單活塞雙作用油缸。液流換向采用三位四通電磁換向閥（彈簧復位）控制。再考慮到主缸下行有快進——工進速度變換，采用調(diào)速閥和二位兩通電磁換向閥（常開式）并聯(lián)控制。快進時，二位兩通換向閥處于常開狀態(tài)，液流在油泵作用下無障礙通過。工進時，二位兩通電磁換向閥電磁鐵接通使換向閥處于常閉，液流通過調(diào)速閥減速，達到減速的目的。 回油路中采用一夜控單向閥和一單向節(jié)流閥串聯(lián)組成回油平衡回路。因液控單向閥密封性能好，故鎖緊性能好。如不串聯(lián)單向節(jié)流閥，活塞不見下降，液控單向閥可能時開時閉，引起振蕩。接入單向節(jié)流閥后，可調(diào)整活塞部件上行速度，防止產(chǎn)生振蕩。 工作行程初設為200mm，快150mm，慢50mm。 如下圖4-8所示： 圖4-8 沖壓主工作缸控制回路 1.三位四通電磁換向閥 2.調(diào)速閥 3.三位兩通電磁換向閥 4.單向節(jié)流閥 5.液控單向閥（雙路） b. 工作臺水平進出控制回路 水平工作油缸工藝過程：快速移出——慢速移出——暫停裝膽——快速回位——慢速回位。同樣選用單活塞雙作用油缸。液流換向采用三位四通電磁換向閥（彈簧復位）控制。油缸活塞在移出、回位過程中均有速度變換，且均從快速到慢速。我們采用對應相同速率。通過節(jié)流閥與二位兩通電磁換向閥并聯(lián)控制。快速移出時，3YA接通，液流流入，接通回路，進油路上二位兩通換向閥處于常開狀態(tài)，液流推動活塞水平移出;到位后，電磁鐵11YA接通，位兩通電磁換向閥處于常閉，液流通過節(jié)流閥，速度減小，實現(xiàn)減速。到位后，彈簧使三位四通換向閥復