YA32—200型四柱式萬能液壓機液壓系統(tǒng)及主缸的設(shè)計含5張CAD圖

YA32—200型四柱式萬能液壓機液壓系統(tǒng)及主缸的設(shè)計含5張CAD圖,ya32,型四柱式,萬能,液壓機,液壓,系統(tǒng),設(shè)計,cad YA32—200型四柱式萬能液壓機液壓系統(tǒng)及主缸的設(shè)計 摘要 本設(shè)計著重介紹液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計和計算.在設(shè)計過程中主要從三個方面考慮，首先對系統(tǒng)的工況進行了全面的分析，然后根據(jù)分析結(jié)果擬訂液壓系統(tǒng)原理圖；其次對液壓元件進行了合理選擇，并根據(jù)所選元件的參數(shù)和要求對系統(tǒng)的發(fā)熱及系統(tǒng)壓力損失進行了驗算和校核；最后對液壓機的主缸進行了詳細的設(shè)計計算，并根據(jù)設(shè)計參數(shù)繪制其有關(guān)圖紙。 關(guān)鍵詞： 液壓系統(tǒng) 液壓缸 I YA32—200 universal hydraulic press design calculation Abstract Originally design and introduce design and calculation of the hydraulic transmission emphatically. Mainly consider from three respects in the course of designing , has carried on overall analysis to the operating mode of the system at first, then work out the hydraulic systematic principle picture according to the analysis result; Go on , choose rationally to hydraulic component secondly, require , generate heat to system according to parameter of component selected and systematic pressure loss go on checking computations and check; Calculate the detailed design to the master cylinder of the press of the liquid finally, and draw its relevant drawings according to the design parameter Key words: Hydraulics Hydraulic cylinder II 目錄 摘要 I Abstract II 目錄 III 緒 論 1 第一章 液壓系統(tǒng)設(shè)計 2 第一節(jié) 設(shè)計要求 2 一. 主要用途及規(guī)格 2 二. 主機結(jié)構(gòu)及組成 2 三. 設(shè)計技術(shù)參數(shù)及規(guī)格 2 四. 系統(tǒng)設(shè)計的其它要求 3 第二節(jié) 總體設(shè)計規(guī)劃，確定液壓機的執(zhí)行元件 3 第三節(jié) 明確載荷，繪制系統(tǒng)工況圖 4 一. 主缸 4 二. 輔助缸 6 三. 確定系統(tǒng)的工作壓力 7 四. 確定執(zhí)行元件的控制和調(diào)速方案 7 五. 草擬液壓系統(tǒng)原理圖 7 六. 計算執(zhí)行元件參數(shù) 10 七. 計算液壓泵的流量，選擇泵 12 八. 列出表格 14 九. 選擇控制元件及輔助元件的型號 15 十. 液壓輔件 18 十一. 驗算系統(tǒng)性能 22 十二. 繪制工作圖，編寫技術(shù)文件。 27 第二章 系統(tǒng)分析 28 第一節(jié) 系統(tǒng)的工作原理 28 第二節(jié) 油路分析 28 一. 主缸的運動 28 二. 液壓系統(tǒng)的分析 33 第三章 液壓缸的設(shè)計 34 第一節(jié) 液壓缸類型的選擇 34 液壓缸是將液壓能轉(zhuǎn)換為直線運動機械能執(zhí)行元件。 34 一. 液壓缸的安裝形式 34 二. 液壓缸的端蓋與缸筒聯(lián)接方式的選擇 34 第二節(jié) 液壓缸的主要零件設(shè)計 35 一. 缸筒 35 二. 缸蓋 41 三. 活塞 42 四活塞桿 44 五. 活塞桿的導(dǎo)向套和密封 47 六. 緩沖裝置 49 七. 排氣閥 50 III 八. 油口 50 結(jié)束語 52 參考文獻 53 致 謝 54 IV 緒 論 自18世紀末英國制成世界上第一臺水壓機算起，液壓傳動技術(shù)已有二三百年的歷史。直到20世紀30年代它才較普遍地用于起重機、機床及工程機械。在第二次世界大戰(zhàn)期間，由于戰(zhàn)爭需要，出現(xiàn)了由響應(yīng)迅速、精度高的液壓控制機構(gòu)所裝備的各種軍事武器。第二次世界大戰(zhàn)結(jié)束后，戰(zhàn)后液壓技術(shù)迅速轉(zhuǎn)向民用工業(yè)，液壓技術(shù)不斷應(yīng)用于各種自動機及自動生產(chǎn)線。 本世紀60年代以后，液壓技術(shù)隨著原子能、空間技術(shù)、計算機技術(shù)的發(fā)展而迅速發(fā)展。因此，液壓傳動真正的發(fā)展也只是近三四十年的事。當(dāng)前液壓技術(shù)正向迅速、高壓、大功率、高效、低噪聲、經(jīng)久耐用、高度集成化的方向發(fā)展。同時，新型液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設(shè)計(CAD)、計算機輔助測試(CAT)、計算機直接控制(CDC)、機電一體化技術(shù)、可靠性技術(shù)等方面也是當(dāng)前液壓傳動及控制技術(shù)發(fā)展和研究的方向。 我國的液壓技術(shù)最初應(yīng)用于機床和鍛壓設(shè)備上，后來又用于拖拉機和工程機械?，F(xiàn)在，我國的液壓元件隨著從國外引進一些液壓元件、生產(chǎn)技術(shù)以及進行自行設(shè)計，現(xiàn)已形成了系列，并在各種機械設(shè)備上得到了廣泛的使用。 第一章 液壓系統(tǒng)設(shè)計 第一節(jié) 設(shè)計要求 一. 主要用途及規(guī)格 液壓機是利用液壓傳動技術(shù)進行壓力加工的設(shè)備，可以用來完成各種鍛壓及加壓成形加工。例如鋼材的鍛壓、金屬結(jié)構(gòu)件的成型、塑料制品和橡膠制品的壓制、粉末制品成型、冷（熱）擠壓金屬成型、薄板拉伸，以及彎曲、翻邊、校正等道工藝，還可以從事沖壓、壓裝、砂輪成形等壓制成形工藝。 本機的工作壓力、壓制速度、空載快速下行和減速的行程范圍均可根據(jù)工藝需要進行調(diào)整。并能完成定壓及定程成形兩種工藝方式，定壓成形的工藝方式在壓制后具有保壓，延時及自動回程動作。 液壓機是最早應(yīng)用液壓傳動的機械之一，目前液壓傳動已成為壓力加工機械的主要傳動形式。在重型機械制造業(yè)、航空工業(yè)、塑料及有色金屬加工工業(yè)等之中，液壓機已成為重要設(shè)備。 本機的最大壓力噸位為200t。 二. 主機結(jié)構(gòu)及組成 本機器由主機及動力機構(gòu)兩大部分組成。 主機部分包括機身、主缸、頂出缸及充液裝置等。 動力機構(gòu)由油箱、高壓泵、低壓控制系統(tǒng)、電動機等組成 動力機構(gòu)在電氣裝置的控制下，通過泵和油缸及各種液壓閥實現(xiàn)能量的轉(zhuǎn)換，調(diào)節(jié)和輸送，完成各種工藝動作的循環(huán)。除此之外液壓機還具有獨立的電氣控制系統(tǒng)，并采用按鈕集中控制，可以實現(xiàn)調(diào)整、手動及半自動三種工作方式。 三. 設(shè)計技術(shù)參數(shù)及規(guī)格 表1-1設(shè)計技術(shù)參數(shù)及規(guī)格 項目 單位 YA32—200 公稱壓力 t 200 回程壓力 t 45 系統(tǒng)最大工作壓力 Mpa 25 頂出壓力 t 350 頂出回程壓力 t 25 控制油路工作壓力 Mpa 1.2～1.5 頂出活塞最大行程 mm 250 活動橫梁最大行程 mm 700 活動橫梁距工作臺最大距離 mm 1100 頂出活塞距工作臺最大行程 mm 345 活動橫梁行程速度 空載下行 mm/s 60 工作 12 回程 52 頂出活塞行程速度 頂出 mm/s 65 退回 95 四. 系統(tǒng)設(shè)計的其它要求 要求設(shè)計的液壓機具有獨立的動力機構(gòu)和電氣系統(tǒng)，并采用按鈕集中控制，可以實現(xiàn)調(diào)整、手動及半自動三種工作方式。 第2節(jié) 總體設(shè)計規(guī)劃，確定液壓機的執(zhí)行元件 考慮到液壓執(zhí)行元件的類型、數(shù)量、安裝位置和主機的連接關(guān)系，對主機的設(shè)計影響很大。所以，我在考慮液壓設(shè)備的總體方案時，確定液壓執(zhí)行元件和確定主機整機結(jié)構(gòu)布局是同時進行的。液壓執(zhí)行元件的選擇由主機的動作要求、載荷輕重和布置空間條件確定。如同設(shè)計液壓機時，液壓缸的類型選擇，常常是在確定總體方案時，從加工制造條件設(shè)備緊湊性、綜合經(jīng)濟性等角度考慮確定的。 根據(jù)常用液壓執(zhí)行元件的類型、特點及應(yīng)用的推薦和題目的具體要求，我在這里選擇了單桿式液壓缸作為設(shè)計方案。 單桿式液壓缸的功能等效圖為： 圖1-1液壓缸功能等效圖 其等效功能為 A和B非差動連接時 （1-1） A1A2表示活塞式柱塞的有效作用面積 F、V表示推力和速度 A、B表示進出油口 Q、P表示供油流量和壓力 第3節(jié) 明確載荷，繪制系統(tǒng)工況圖 在設(shè)計任務(wù)書中已經(jīng)對主機的規(guī)格有所闡述，通常能夠知道作用于執(zhí)行元件的載荷。根據(jù)設(shè)計的要求，對液壓系統(tǒng)作進一步的工況分析，查明執(zhí)行元件在工作循環(huán)各個階段中的速度、載荷變化規(guī)律，繪制液壓系統(tǒng)的有關(guān)工況圖。 一. 主缸 一）動作線圖 系統(tǒng)中主缸的工作循環(huán)要求為： 快進——減速接近工件加壓——保壓——延時——泄壓——快速回程，及保壓時保持活塞停留在行程的任意位置。 圖1-2 二）系統(tǒng)速度圖 圖1-3 三）系統(tǒng)載荷圖 圖1-4主缸工況圖 二. 輔助缸 一）動作線圖 輔助缸（頂出缸）的工作循環(huán)為： 活塞上升——停止——向下退回 圖1-5 二）系統(tǒng)速度圖 圖1-6 三）系統(tǒng)載荷圖 圖1-7頂出缸工況圖 三. 確定系統(tǒng)的工作壓力 系統(tǒng)的工作壓力由設(shè)備的類型、載荷大小，結(jié)構(gòu)要求和技術(shù)水平確定。根據(jù)各類型常用的系統(tǒng)壓力推薦數(shù)值（20～32Mpa）和設(shè)計任務(wù)書中提供的系統(tǒng)壓力（25Mpa），可以確定我設(shè)計的液壓機的系統(tǒng)最高工作壓力采用25Mpa。 四. 確定執(zhí)行元件的控制和調(diào)速方案 根據(jù)已定的液壓執(zhí)行元件、速度圖或者動作圖，參看《液壓設(shè)計手冊》選擇適當(dāng)?shù)姆较蚩刂?、速度換接回路，以實現(xiàn)對執(zhí)行元件的控制。由于設(shè)計任務(wù)書中提供的速度變換屬于快慢速自動轉(zhuǎn)換的范疇，且執(zhí)行元件就一個液壓缸，故選擇由恒功率變量泵——液壓缸組成的無級調(diào)速方案。 其調(diào)速、變量特性較好，衡功率調(diào)節(jié)曲線接近雙曲線。如圖1-4所示： 圖1-8泵的特性曲線圖 GFED：恒功率調(diào)節(jié)曲線 陰影部分：恒功率調(diào)節(jié)范圍 完成以上的選擇，所需液壓泵的類型已基本確定。 五. 草擬液壓系統(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)原理圖由液壓系統(tǒng)圖、工藝循環(huán)順序動作圖表和元件明細表三部分組成。 初步擬定的液壓系統(tǒng)圖見附圖1。圖中的各個元件符號按照常態(tài)工況畫出，且在系統(tǒng)的各個主要部位加裝壓力表，以便隨時檢測系統(tǒng)壓力。在擬定工藝循環(huán)順序動作圖表和編制元件明細表時，都嚴格遵照了國家標(biāo)準規(guī)定。 根據(jù)設(shè)計題目要求，我對所選用的元件做一簡單分析。 一) 泵的選擇 首先對泵分析，液壓機工作循環(huán)中，壓力、行程速度和流量變化較大，泵的輸出功率也較大。如何滿足液壓機工作循環(huán)要求，又使能量消耗最小，是液壓機的液壓系統(tǒng)中要考慮的問題。 通常有兩種供油方案：一種是采用高低壓泵組，用一個高壓小流量柱塞泵和一個低壓大流量齒輪泵組合起來向系統(tǒng)供油；另一種是采用恒功率變量柱塞泵向系統(tǒng)供油，以滿足低壓快速行程和高壓慢速行程的要求。 由于我設(shè)計的液壓機系統(tǒng)壓力較高，流量較大，在選擇泵時就要選擇高壓柱塞泵，且必須滿足系統(tǒng)所需的特性，故采用限壓式高壓軸向柱塞泵，即采用恒功率變量柱塞泵向系統(tǒng)供油。 二） 閥的選擇 主液壓缸和頂出液壓缸的換向都由電液換向閥擔(dān)當(dāng)。為使兩缸動作協(xié)調(diào)，兩個電液換向閥4和10這樣配置，即主缸油路的回油要經(jīng)過頂出缸油路的電液換向閥4才能回油箱，從而保證了頂出缸停止動作時，主缸才能運動。而且頂出缸的進油要經(jīng)過控制主缸油路的閥10，這就保證了主缸處于停止時，頂出缸才能運動。 當(dāng)液壓機系統(tǒng)壓力高時，為避免換向沖擊，電液換向閥由外控供油，必須有低壓控制油路，不宜直接引用主油路的高壓油。該系統(tǒng)采用單獨的小流量輔助液壓泵作為能源的低壓控制油路，壓力穩(wěn)定，工作可靠。在對電液換向閥的選擇時，考慮到液壓缸在不工作時處于緊鎖狀態(tài)，且泵處于卸荷狀態(tài)。所以在選擇三位四通電液換向閥時，就選擇它的中位機能為M型機能。為了減少管路連接和滿足安裝緊湊性的要求，我們將主回路中的電液換向閥和頂出缸回路中的電液換向閥配合使用，已實現(xiàn)對液壓泵的卸荷。 由于系統(tǒng)工作在高壓、大流量狀態(tài)，故選擇的換向閥為電液換向閥，而不選用電磁換向閥。而電液換向閥的偏置低壓油就由低壓油路直接供給即可。為了保證系統(tǒng)的壓力穩(wěn)定，在泵的出口處安裝了先導(dǎo)式溢流閥來調(diào)節(jié)系統(tǒng)壓力和穩(wěn)定系統(tǒng)壓力，還在先導(dǎo)式溢流閥的遙控口上安裝了遠程調(diào)壓閥且固定于操作面板上，以便進行調(diào)節(jié)。 液壓機主缸活塞及其所帶的滑塊往往很重，為防止活塞回程停止后，因泄漏或其它或其他原因(如泵電機突然掉電)而自動下滑，回路中裝有液控單向閥12和背壓閥13來封閉主缸下腔的油液，起支承平衡作用，保證主缸活塞可靠地停留在任何位置。但為防止因閥12失靈(不通)使主缸下腔產(chǎn)生超高壓事故，背壓閥13起安全作用。其背壓所產(chǎn)生的抗力，足以支持活塞及其所帶動的滑塊的自重，即光靠自重?zé)o法頂開背壓閥13，所以活塞不會自動下落。 在活塞快速下行時，為防止產(chǎn)生震動和沖擊，就在回油路上采用了液控單向閥的平衡回路來保證其快速平穩(wěn)下行。液控單向閥的低壓控制油由二位四通電磁換向閥來控制接入。考慮到活塞在快速下行時，回油路中又無背壓且泵始終處于最大流量狀態(tài)，但仍不能滿足主缸上腔的需油量，從而使主缸的上腔產(chǎn)生負壓。為了解決這個問題，我們在主缸的上腔進油口并接了充液閥及高位油箱。當(dāng)上腔行成負壓時，高位油箱中的油液就會推開充液閥向主缸的上腔充液。在不改變系統(tǒng)調(diào)速回路級別和電液換向閥的接入工位時，要實現(xiàn)執(zhí)行元件的速度由快速運動馬上變?yōu)槁龠\動，其必然要在回油路上實施背壓措施，故在主缸回油路上與液控單向閥并聯(lián)了一個壓力閥。用它來支承活動衡量的重量，在活動衡量減速后，油液有一定壓力克服彈簧力后使壓力閥接通。 隨著壓制時間的延長，系統(tǒng)的壓力也在不斷的增加，為了保證系統(tǒng)能自動切換到“保壓”和“卸荷回程”狀態(tài)，我們在進油回油路上安裝了壓力繼電器和保壓延時繼電器，通過設(shè)定時間繼電器的參數(shù)值即可實現(xiàn)保壓時間的長短?？紤]到保壓時主缸上腔油液的壓縮和管道膨脹儲存了能量，而使其上腔的油壓很高，再加上主缸為差動油缸，所以當(dāng)電液換向閥10很快切換到回程位置，會使回程開始的短時間內(nèi)泵3及主缸下腔的油壓升得很高，比保壓時主油路的壓力還要高得多，以致引起沖擊和振動。所以保壓后必須先逐漸泄壓然后再回程，以防沖擊和振動發(fā)生。為此在主缸回程的進油口安裝卸荷閥。該液壓系統(tǒng)保壓完畢，壓力繼電器17控制時間繼電器TS發(fā)信號(定程成形時，由擋鐵壓行程開關(guān)3HC發(fā)信號)，使各閥處于回程位置，回程開始。主缸上腔高壓油打開泄壓閥15，由于卸荷閥兩端存在壓力差，在壓力差的作用下充液閥14也被打開，使泵3來的油經(jīng)泄壓閥15中的阻尼孔(形成一定阻力)回油箱，使得進入主缸下腔的相對油液量減少，泵3成為低負荷運轉(zhuǎn)。這時主缸活塞并不馬上回程，待上腔壓力降低，泄壓閥被關(guān)閉后，泵3的油才能進入主缸下腔開始回程。 液壓機工作循環(huán)中的保壓過程與制品質(zhì)量密切相關(guān)，很多液壓機均要求保壓性能好。保壓后必須逐漸泄壓，泄壓過快，將引起液壓系統(tǒng)劇烈的沖擊，振動和噪聲。因此保壓和泄壓是液壓機系統(tǒng)必須考慮的兩個問題。 液壓機在進行“薄板反拉伸成型”工藝中，活動衡量下行后，接觸工件后使頂出缸處于封閉狀態(tài)，故頂出缸的排油只能通過調(diào)壓溢流閥流回油箱。 以上是對系統(tǒng)設(shè)計時元件選用的介紹，其余部分是各執(zhí)行元件的方向控制回路和電液換向閥的控制回路，系統(tǒng)工作循環(huán)順序動作圖表如下： 表1-2 循環(huán)順序動作圖表 缸動作 電磁鐵 動作 訊號 1DT 2DT 3DT 4DT 5DT 電動機 備注 1D 2D 原始位置 AQ - - - - - + + 快速下行 1A + - - - + + + 減速 壓制 2HC（1A） + - - - - + + 手動時3HC為下行按限 保壓 JD - - - - - + + 定程成型時由3HC 發(fā)出訊號后自動回程 泄壓回程 JS（2A） - + - - - + + 頂出 1HC - - - + - + + 退回 3A - - + - - + + 靜止 4A - - - - - + + 緊急停車 AT - - - - - - - 六. 計算執(zhí)行元件參數(shù) 一） 液壓缸內(nèi)徑D 根據(jù)載荷力的大小和選定的系統(tǒng)最高工作壓力來計算液壓缸的內(nèi)徑。 根據(jù)公式計算: （1-2） 主缸： 頂出缸： F—輸出推力KN P—選定工作壓力MPa 二） 速度比 根據(jù)公式 ，計算得： （1-3） 主缸：　 頂出缸： v2—活塞伸出時的速度m/min v1—活塞縮入時的速度m/min 三） 活塞桿直徑d 根據(jù)速度比的要求計算活塞桿的直徑。 根據(jù)公式 ，計算得 （1-4） 主缸： 頂出缸：，取80mm 四） 活塞行程S 根據(jù)給定條件（活動橫梁最大行程700mm和頂出缸最大行程250mm）可知： 主缸： 頂出缸： 五） 液壓缸的輸出功率P 根據(jù)公式：，計算得： （1-5） 主缸： 頂出缸： 六） 主缸有桿腔和無桿腔的有效作用面積A有 A無分別為 主缸： A有 ＝0.01884 m2 A無＝0.0804 m2 頂出缸：A有 ＝0.01036 m2 A無＝0.01539 m2 七. 計算液壓泵的流量，選擇泵 一） 計算系統(tǒng)各執(zhí)行元件最大需用流量QMAX 根據(jù)公式 Q＝6VA×104，計算得： （1-6） 表1-3 系統(tǒng)各執(zhí)行元件最大需用流量QMAX 動作過程 計算（） 結(jié)果（L/min） Q定出壓制 6×0.012×0.0804×104 57.8 Q快速下行 6×0.06×0.0804×104 289.44 Q主回程 6×0.052×0.01884×104 58.7 Q定出 6×0.065×0.01539×104 60 Q頂回程 6×0.095×0.01036×104 59 根據(jù)計算結(jié)果可知，系統(tǒng)最大所需流量為：QMAX＝289.44 L/min 二） 計算泵的排量V 根據(jù)公式 Q泵＝QMAX×80％計算得： （1-7） Q泵＝289.44×80％＝231.55 L/min 由公式V泵＝計算得： （1-8） V泵＝ml/r QMAX—系統(tǒng)最大所需流量為231.55 L/min n —— 驅(qū)動泵得電動機的工作轉(zhuǎn)速 1000r/min 三） 按流量選擇液壓泵 根據(jù)電動機的輸出轉(zhuǎn)速和液壓泵的排量可知，選用250YCY14—1B一臺較為合適?？紤]到最大流量發(fā)生在活塞快速下行階段，只有在此階段才需大排量的泵，在其他階段會造成功率損失和系統(tǒng)發(fā)熱過大，特增加高位油箱補充油液?？蛇x較小排量的泵。 以泵的正常最高流量Qmax=60L/min來計算泵的選擇參數(shù)。 根據(jù)公式可得： (1-9) Qmax——系統(tǒng)最大所需流量60 L/min n ——驅(qū)動泵的電動機工作轉(zhuǎn)速1470 r/min 根據(jù)以上計算結(jié)果來選擇泵的型號，選用63YCY14—1B型斜盤式軸向柱塞泵。63YCY14—1B型斜盤式軸向柱塞泵技術(shù)參數(shù)如表4所示。 表1-4 63YCY14—1B型斜盤式軸向柱塞泵技術(shù)參數(shù) 型 號 排 量 ml/r 額 定 壓 力mpa 額 定 轉(zhuǎn) 速r/min 驅(qū) 動 功 率 kw 容 積 效 率 % 重 量 kg 理 論 流 量l/min 63YCY14-1B 63 32 1500 59.2 ≥92 71 92 由此可以看出，在液壓缸快速下行時泵的流量（100%Qp）利用率達到最大。 當(dāng)液壓機主油路壓力較高時，為避免換向沖擊，電液換向閥一般由低壓、外控油路來控制，不宜直接引用主油路的高壓油。該系統(tǒng)采用單獨的小流量輔助液壓泵作為能源的低壓控制油路，壓力穩(wěn)定，工作可靠。電液動換向閥控制油系統(tǒng)的工作壓力，一般是1.2~1.5Mpa。由設(shè)計任務(wù)書提供的低壓控制系統(tǒng)的工作壓力為1.5Mpa，額定流量為20 l/min。查有關(guān)的設(shè)計手冊可知，低壓控制系統(tǒng)采用CB-B20齒輪泵作為控制油源的液壓泵。 表1-5 CB-B20齒輪泵技術(shù)參數(shù) 型 號 流 量 L/Min 壓 力 Mpa 轉(zhuǎn) 速 r/min 容 積 效 率 % 重 量 kg 驅(qū) 動 功 率 kw CB-B20 20 2.5 1450 ≥90 5.2 1.02 八. 列出表格 一）系統(tǒng)工作循環(huán)壓力、流量計算如表6所示 表1-6 系統(tǒng)工作循環(huán)壓力、流量計算表 二）系統(tǒng)流量、壓力循環(huán)圖如圖1-5所示 圖1-9 圖1-10 工作周期系統(tǒng)壓力、流量循環(huán)圖 九. 選擇控制元件及輔助元件的型號 流經(jīng)電液換向閥9的最大流量是在主缸快速下行時的排油流量為91.9 L/Min。在主缸快速下行的起初階段，尚未觸及工件時，主缸活塞在自重作用下迅速下行。這時泵的全部流量通過電液換向閥還不足以補充主缸上腔孔處的體積，因而上腔形成真空。處于液壓機頂部的充液油箱油液在大氣壓作用下，打開充液閥14進入主缸上腔，主缸活塞下行至接觸工件時，壓力升高。故電液換向閥9的最小選取流量為91.9 L/Min。 流經(jīng)電液換向閥4的最大流量是在頂出缸回程時的排油流量 ， 故電液換向閥4的最小選取流量為91.5 L/Min。 充液閥的選擇：①當(dāng)液壓缸快速下行時，流經(jīng)充液閥的流量 L充=289.4-91.9=196 L/Min ②當(dāng)液壓缸回退時，流經(jīng)充液閥的流量 L充=A×ν＝0.0804×6×104×0.052=250L/Min， 故選用額定流量為250L/Min，額定壓力為25Mpa的充液閥。 表1-7 主要控制元件和輔助元件的型號、規(guī)格 件號 名 稱 型 號 規(guī) 格 最大使用壓力 Mpa 最大使用流量 L/Min 壓 力 Mpa 流 量L/Min 1 低壓控制系統(tǒng) 2.5 18 1.2~1.5 2 軸向柱塞泵 63YCY14-1B 32 100 25 92 3 三位四通電液 換向閥 DSHG-06-3C60-E-D12-50 25 160 92 4 先導(dǎo)式溢流閥 YF-L10B 0.5~7 40 3 20 5 高壓壓力表 Y-100 0~40Mpa 6 先導(dǎo)式溢流閥 YF-L20H4 16~32 100 25 91.9 7 遠程調(diào)壓閥 YF-L8B 0.5~7 2 25 8 三位四通電液 換向閥 DSHG-06-3C5-E-D12-50 25 160 25 92 9 低壓壓力表 Y-100 0~6Mpa 10 二位四通電磁 換向閥 24 EYI1 –B20H-T 21 30 <2.5 11 液控單向閥 CPT-10-35-50 25 125 <25 58.7 12 壓力閥 C1T-10-50-50 25 25 13 充液閥 CPT-10-50-50 25 250 14 卸壓閥 DZ25DP-315XM 31.5 100 15 單向閥 A-H3220L 32 100 25 本系統(tǒng)選擇的主要控制元件和輔助元件的型號、規(guī)格見表7。因為有的閥的壓力規(guī)格沒有25Mpa這個壓力級，故選用時向較高的壓力檔次選取。 十 計算系統(tǒng)工作循環(huán)的輸入功率、繪制功率循環(huán)圖、選擇電動機 系統(tǒng)工作循環(huán)主系統(tǒng)輸入功率的計算如表6所示，根據(jù)表6中的數(shù)據(jù)繪制的功率循環(huán)圖如下圖所示： 圖1-11 電動機功率循環(huán)圖 一） 選擇高壓系統(tǒng)所需的電動機型號 在工作循環(huán)中減速加壓階段所用的功率最大為Pmax=51.3kw ,但它的持續(xù)時間由壓制厚度確定，故不能按它選擇電動機。在整個工作循環(huán)中，泵的壓力和流量在較多時間內(nèi)皆達到最大工作值，驅(qū)動泵的電動機功率為： ηp=0.8 考慮到減速加壓時的所需功率較大，而電動機一般允許短時間超載25%，這樣電動機的功率還可以降低一些，在選擇時應(yīng)按最大功率除以系數(shù)k選取，系數(shù)k=1.5～2；本機取k=1.7，求得電動機的功率為 選取Y200L-4型電動機，額定功率30kw。 二） 選擇低壓系統(tǒng)所需的電動機型號 電液換向閥控制油系統(tǒng)的工作壓力為Pk=1.5Mpa，流量為Qk=20L/Min，泵的效率為η=0.84，所需電動機的功率為 選取Y802-4型電動機，額定功率為0.75kw。 十一. 液壓輔件 一） 計算油箱容積 油箱有效容積VO按兩個泵每分鐘流量之和的6倍計算。一般鍛壓機械的油箱容量通常取為每分鐘流量的6~12倍。 VO=6（QP1+QP2） =6（92+20） =672L 根據(jù)以上的計算結(jié)果圓整為標(biāo)準值即可。取VO=731L的標(biāo)準油箱（BEX-400）即可。 二）油箱部分的長、寬、高 本機的機身是由鋼板焊成的箱體形，作為油箱部分的長、寬、高尺寸為：a×b×c=1250×860×680 mm 油面高度為： 油面高與油箱高之比為： 三）計算油管直徑、壁厚、選擇管子 1 主缸油路管子的選擇 系統(tǒng)上一般管道的通徑按所連接元件的通徑選取，現(xiàn)只計算主系統(tǒng)上所承受壓力較高；且流量較大的管子，取管內(nèi)油液的流速為V≤3～6m/s，管的內(nèi)徑為?？紤]到主缸的進油管路在壓制時的壓力較高和快速下行時的流量較大，在設(shè)計時要重點校合計算?！　? 當(dāng)主缸在快速下行時，流過管路的最大流量為Q=91L/Min，則所需管路的通徑為： ?。?3m/s） 按標(biāo)準規(guī)格選取管子φ30mm。材料：20鋼；供貨狀態(tài)：冷加工/軟（R）；σb=451Mpa；安全系數(shù)n=4，驗算管子的壁厚為： m 壁厚的選取值大于驗算值。 當(dāng)主缸在壓制階段時，流過管路的最大流量為Q=57.9L/Min，則所需管路的通徑為： 取（=3m/s） m 從以上計算結(jié)果可知，取兩者中的較大值作為首選，即管子φ30×4mm。 考慮到從主系統(tǒng)進油管和充液閥進油管匯集點到主缸之間的管路通過的流量較大，一般為Q=289 L/Min。則所需管路的通徑為： ?。?3m/s） m 從以上計算結(jié)果可知，從主系統(tǒng)進油管和充液閥進油管匯集點到主缸之間的管路應(yīng)選用管子φ50mm即可滿足要求。 2 頂出缸油路管子的選擇 在進行薄板拉伸工藝時，頂出缸被迫回程時，管路中的壓力和流量也較大，也得做重點校合計算。 當(dāng)頂出缸被迫回程時，流過管路的最大流量為: Q=6××A×10 （1-10） =6×0.012×0.0153×104 =11.016 L/Min 則所需管路的通徑為： ?。?3m/s） 按標(biāo)準規(guī)格選取管子φ10mm。材料：20鋼；供貨狀態(tài)：冷加工/軟（R）；σb=451Mpa；安全系數(shù)n=4，驗算管子的壁厚為： m 壁厚的選取值大于驗算值。 當(dāng)頂出缸頂出時，流過管路的最大流量為Q=60 L/Min，則所需管路的通徑為 ： ?。?3m/s） 從以上的計算結(jié)果可知，在頂出缸被迫回程時回路上所需的管子通徑較小，而在頂出缸頂出時回路上所需的管子通徑較大。為了安全起見我選取兩者中較大值的管子作為首選，即管子φ22mm。 3 管接頭的選擇 在系統(tǒng)回路中，由于所選管子內(nèi)徑與泵的進出油口內(nèi)徑不同，在安裝過程中應(yīng)用管接頭連接。 管接頭的類型 1）焊接式管接頭 利用接管與管子焊接，并用O形密封圈端面密封。對管子尺寸精度要求不高，工作壓力<40Mpa。 圖1-12 焊接式管接頭 2）卡套式管接頭 利用卡套變形卡住管子進行密封，裝拆方便，但對管子尺寸精度要求較高，工作壓力<40Mpa。 圖1-13 卡套式管接頭 3）擴口式管接頭 利用管子端部闊口進行密封，不需要其他密封件。結(jié)構(gòu)簡單，適用于薄壁管件連接，工作壓力<8Mpa。 圖1-14 擴口式管接頭 4）扣壓式膠管接頭 安裝方便，但增加了一道收緊工序，膠管損壞后，接頭外套不能重復(fù)使用。 圖1-15 扣壓式膠管接頭 5）可拆式膠管接頭 對膠管尺寸精度要求較高，安裝困難，多次拆卸后管接頭仍可使用。 圖1-16 可拆式膠管接頭 6）兩端開閉式快速接頭 管子拆開后，可自行密封，管道內(nèi)液體不會流失，因此適用于經(jīng)常拆卸的場合，結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，局部阻力損失較大。 圖1-17 兩端開閉式快速接頭 系統(tǒng)工作壓力為25Mpa，所用泵的進出油口均為42，而管子為30所以選用J34 GB/T3738.1—1983型卡套式管接頭。 十二. 驗算系統(tǒng)性能 液壓系統(tǒng)的參數(shù)有許多是由估計或經(jīng)驗確定的，其設(shè)計水平須通過性能的驗算來評判，驗算項目主要有壓力損失、溫升和液壓沖擊等。 一） 系統(tǒng)壓力損失的驗算 1 系統(tǒng)中最長的管路，泵到主缸進油口的壓力損失 管子內(nèi)徑d=0.027mm，長L=3.725m，通過管子的最大流量為：Q=91 L/Min=0.00151m3/s，工作介質(zhì)YB-N32抗磨液壓油，工作溫度下的粘度v=27.5×10-6m2/s，密度ρ=900kg/m3。 管內(nèi)流速： 雷諾數(shù)： 因 Re＜2320 故油在管路中的流動狀態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)為： 沿程壓力損失 ＝0.02857× ＝0.018 Mpa 從匯流點到主缸進油口之間的管子長度小，沿程壓力損失不計。 局部壓力損失： 額定流量下有關(guān)閥的局部壓力損失：單向閥和液控單向閥為0.2Mpa；電液換向閥為0.3Mpa。管接頭、彎頭、相貫孔等的局部壓力損失很小，可忽略不計。按此，主泵輸出最大流量時，主泵到主缸的局部壓力損失為： 式中的下標(biāo)是該閥在系統(tǒng)圖中的編號，帶（）表示該閥處在回油路上，其壓力損失是折算到進油路上的損失，即。為主缸的速度比，＝4.333。式中各個閥的額定流量及使用流量值見表7。所以,主泵出口至主缸的總壓力為損失為： 2 頂出缸頂出時的壓力損失 由于頂出缸工作選用的油管內(nèi)徑與主缸選用的不相同，故得出所計算沿程壓力損失。但是由于管長無法準確確定長度，所以只能估算。取其長度為2m，通過流量為60L/min=0.001m3/s。 管內(nèi)流速： 雷諾數(shù)： 因 Re＜2320 故屬于層流，其沿程阻力系數(shù)為： （油液在金屬中流動時，） 沿程壓力損失： 主泵口到頂出缸的局部壓力損失為： （1-11） 所以，主泵出口到頂出缸總壓力損失為： 以上算的、值與表6中所列得對應(yīng)值相比很小，因此，無需更正表中參數(shù)。 3 驗算系統(tǒng)溫升 1）系統(tǒng)的發(fā)熱功率 主系統(tǒng)的發(fā)熱功率為： （1-12） P—工作循環(huán)輸入主系統(tǒng)的平均功率。 （1-13） P0—為執(zhí)行元件平均有效功率。 考慮到在主缸快速下行和減速加壓時所持續(xù)的時間不是一個定值，而是由行程開關(guān)的位置確定的，故執(zhí)行元件的功率消耗也是不同的。在計算時只能取估算值。（在初步設(shè)計時我選取快速下行最大行程為0.5m；最大壓制行程為0.2m） 表1-8 、、的計算值 項目 電動機輸出功率（kw） 時間t Fn （KN） 系統(tǒng)輸入功率E1＝Pt 執(zhí)行元件有效功率E2＝FnS 行程S 快速下行 1.34 8.3 0 11.122 0 0.5 減速加壓 51.3 16.6 2000 851.58 400 0.2 保壓延時 0 繼電器 0 0 0 0.7 泄壓快速回程 47.86 13.5 450 646 452.2 0.7 頂出制件 44.42 3.8 350 168.7 42.17 0.25 頂出回程 45.95 2.6 250 119.4 29.85 0.25 從上表中查得 、、的值代入，得 控制油系統(tǒng)得輸入功率為0.6kw，該功率幾乎全轉(zhuǎn)變?yōu)榘l(fā)熱功率PH2，所以系統(tǒng)的總發(fā)熱功率為： PH＝PH1+PH2＝19.4+0.6＝20 kw （1-14） 從以上計算結(jié)果可知，系統(tǒng)的發(fā)熱功率太大，主要是由于我在計算時采用的是最大值而已。在實際應(yīng)用中是不可能這樣使用的，所以系統(tǒng)的實際發(fā)熱功率一般都很小。 2）驗算溫升 油箱的散熱面積為： As＝2ac+2bc+ab ＝2×1.25×0.86+2×1.25×0.68+2×0.68×0.86 ＝5.0196m2 系統(tǒng)的熱量全部由As散發(fā)時，在平衡狀態(tài)下油液達到的溫度為： ℃ （1-15） θR——環(huán)境溫度，θR＝20℃ Ks——散熱系數(shù)，Ks＝8×10-3 kw/cm2℃ （假設(shè)通風(fēng)很差） 故 ℃ 液壓系統(tǒng)要求油溫升高允許值的范圍中指出，液壓機的正常工作溫度為40～70℃，允許最高溫度為60～90℃。但計算結(jié)果遠遠超出允許值，故系統(tǒng)需要加裝冷卻器。 3） 冷卻器的選擇與計算 我選用的冷卻器采用水冷式。需要冷卻器的換熱面積為： （1-16） PHS——油箱散熱功率kw K——冷卻器的傳熱系數(shù)，K＝350×10-3 kw/（m2℃） －平均溫度差 PHS＝KSAS （1-17） ——允許溫升 ＝35℃ 故 PHS＝8×10-3×5.0196×35 ＝1.405kw ＝℃ （1-18） 油進入冷卻器的溫度T1＝60℃，流出的溫度T2＝50℃，冷卻水進入冷卻器的溫度為t1＝25℃，流出時的溫度t2＝30℃，則 ＝℃ 故 A＝ 冷卻器在使用中換熱面上會有沉積和附著異物影響換熱效率，因此實際選用的換熱面積應(yīng)比計算值大30％，即 A＝1.3×1.9＝2.47m2 按此面積選用2LQF1W－A2.5F型多管式冷卻器一臺，換熱面積為2.5m2。配管時，系統(tǒng)中各個執(zhí)行元件的回油和各溢流閥的溢出油都要通過冷卻器回到油箱。 十三. 繪制工作圖，編寫技術(shù)文件。 系統(tǒng)設(shè)計經(jīng)過必要的計算、驗算修改、補充和完善，便可進行施工設(shè)計，繪制泵站、閥站和專用元件圖，以及編寫技術(shù)文檔等。 本設(shè)計所涉及到的所有圖類，請參閱附圖。 第二章 系統(tǒng)分析 第一節(jié) 系統(tǒng)的工作原理 我設(shè)計的四柱式萬能液壓機的系統(tǒng)原理圖如圖2-1所示。該四柱式萬能液壓機的液壓系統(tǒng)，用以概括地說明液壓機的系統(tǒng)工作原理。該液壓機的液壓系統(tǒng)有主油路、輔助油路和低壓控制油路三部分組成。主油路和輔助油路能源為大流量的恒功率變量泵3供給，控制油路的能源為低壓泵1供給。主缸工作壓力由遠程調(diào)壓閥9來調(diào)整。運動速度由改變泵3的流量來調(diào)節(jié)．利用液控單向閥14(充液閥)來實現(xiàn)快慢速度轉(zhuǎn)換。主缸的上下和保壓以及缸的頂出和頂退，都由相應(yīng)的閥來控制。 圖2-1 液壓系統(tǒng)原理圖 第二節(jié) 油路分析 一. 主缸的運動 一）快速下行 在主缸快速下行的起初階段，尚未觸及工件時，主缸活塞在自重作用下迅速下行。這時泵3的流量還不足以補充主缸上腔孔處的體積，因而上腔形成真空。處于液壓機頂部的充液筒18在大氣壓作用下，打開液控單向閥14向主缸上腔加油，使之充滿油液，以便主缸活塞下行到接觸工件時，能立即進行加壓。 進油路線： 變量泵3--> 電液換向閥10-->單向閥16-->主缸上腔+充液筒18-->充液閥14 回油路線： 主缸下腔-->液控單向閥12-->電液換向閥10-->電液換向閥4-->油箱 二）減速加壓 主缸活塞接觸工件后，阻力增加，上腔油液升高，關(guān)閉液控單向閥14。這是只有泵3繼續(xù)向主缸上腔供高壓油，推動活塞慢速下行，對工件加壓。主缸下腔排油將液控單向閥12封閉，經(jīng)背壓閥13回油箱。這樣，當(dāng)快速行程轉(zhuǎn)為工作行程時，速度減低，從而避免了液壓沖擊。系統(tǒng)中的遠程調(diào)壓閥9可使液壓機在不同的壓力下工作：安全閥8用于防止系統(tǒng)超載。 進油路線： 變量泵3-->電液換向閥10-->單向閥16-->主缸上腔 回油路線： 主缸下腔-->背壓閥13-->電液換向閥10-->電液換向閥4-->油箱 三）保壓延時 當(dāng)主缸上腔的油液達到要求的數(shù)值時，由壓力繼電器17發(fā)信號，使電液換向閥10回復(fù)中位，將主缸上下腔油液封閉。這時泵3也泄荷，而單向閥16背高壓油自動關(guān)閉，主缸上腔進入保壓狀態(tài)。但這種實現(xiàn)保壓的方法要求主缸活塞、單向閥、（保壓閥）及其間的管道具有很高的密閉性能，若泄漏較大，壓力會迅速下降，無法實現(xiàn)保壓。在保壓過程中變量泵3的壓力油經(jīng)換向閥10和4回油箱，使泵卸荷。 進油路線： 無 回油路線： 變量泵3-->電液換向閥10-->電液換向閥4-->油箱 四）泄壓回程 保壓時主缸上腔油液的壓縮和管道膨脹儲存了能量，而使其上腔的油壓很高，再加上主缸為差動油缸，所以當(dāng)電液換向閥10很快切換到回程位置，會使回程開始的短時間內(nèi)泵3及主缸下腔的油壓升得很高，比保壓時主油路的壓力還要高得多，以致引起沖擊和振動。所以保壓后必須先逐漸泄壓然后再回程，以防沖擊和振動發(fā)生。該液壓系統(tǒng)保壓完畢，壓力繼電器17控制時間繼電器TS發(fā)信號(定程成形時，由擋鐵壓行程開3HC,發(fā)信號)，使各閥處于回程位置，回程開始。主缸上腔高壓油打開泄壓閥15并且液控單向閥14也被打開，使泵3來的油經(jīng)泄壓閥15中的阻尼孔(形成一定阻力)回油箱，泵3成為低負荷運轉(zhuǎn)。這時主缸活塞并不馬上回程，待上腔壓力降低，泄壓閥被關(guān)閉后，泵3的油才能進入主缸下腔開始回程。 主油路——先卸壓 進油路線： 變量泵3-->電液換向閥10-->液控單向閥14開 回油路線： 變量泵3-->電液換向閥10-->泄壓閥15 -->油箱 主缸上腔-->液控單向閥14-->充液筒18（大量） 五）泄壓回程 主油路——后回程 進油路線： 變量泵3-->電液換向閥10-->液控單向閥12-->主缸下腔 回油路線： 主缸上腔-->液控單向閥14-->充液筒18 六）回程停止 當(dāng)主缸擋鐵壓行程開關(guān)1HC時，使各閥處于停止位置，主缸活塞回程停止。變量泵3經(jīng)電液換向閥10和4卸荷。 進油路線： 無 回油路線： 變量泵3-->電液換向閥10-->電液換向閥4-->油箱 二 頂出缸的運動 頂出缸的動作是在主缸停止時