200液壓機泵站設計

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沈陽化工大學科亞學院 本科畢業(yè)論文 題 目： 200液壓機泵站設計 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 班 級： 1103 學生姓名： 林長盛 指導教師： 于 玲 論文提交日期：2015 年 6 月 1 日 論文答辯日期：2015 年 6 月 5 日 摘要 本設計為200液壓機泵站系統(tǒng)。液壓系統(tǒng)主要由主缸運動、頂出缸運動等組成。本文重點介紹了液壓系統(tǒng)的設計。 通過具體的參數(shù)計算和工作條件的分析，總體控制方案的發(fā)展。相反的程序之后，開發(fā)出了液壓控制系統(tǒng)的原理圖。液壓系統(tǒng)采用插裝閥集成控制系統(tǒng)，集成插裝閥控制系統(tǒng)，具有良好的密封性，高流量，壓力損失小的特點。 當主缸中，為了解決供給不足的快進，頂部主機的問題設置了油油箱補油。速度更換總泵和中風由行程限位安全開關控制;為了保證工件的成型質量，液壓回路的安全系統(tǒng)設置由包裝工件形成穩(wěn)定的;為了防止液壓沖擊，該系統(tǒng)有一個發(fā)泄壓力的電路，確保設備安全穩(wěn)定工作;應用電控系統(tǒng)來控制系統(tǒng)的系統(tǒng)，可以實現(xiàn)半自動化控制，過載保護，保證設備的正常運行。此外，紙液壓站的液壓結構，形狀，工藝設計中的重要部分的總體布局。 液壓系統(tǒng)壓力損失和檢查的溫度升高，液壓系統(tǒng)的設計，以滿足記者的文章訂貨周期操作要求，塑料材料可以實現(xiàn)鍛造，沖壓，冷擠壓，矯直，彎曲等成型工藝。 關鍵詞： 液壓系統(tǒng)； 液壓機； 泵站 Abstract The design for the 200 hydraulic pump system. Hydraulic system consists of a master cylinder sports, sports and so on top of the cylinder. This article focuses on the design of the hydraulic system. Through specific parameter calculation and analysis of working conditions, the development of the overall control scheme. After the program by contrast, to develop the hydraulic control system schematic. Hydraulic systems use cartridge valve integrated control system, integrated cartridge valve control system with good sealing, high flow capacity, pressure loss characteristics. When the master cylinder in order to solve the problem of insufficient supply fast-forward, top host set up the oil fuel tank up the oil. Speed ??Exchanging the master cylinder and stroke by stroke limit safety switch to control; in order to ensure the molding quality of the workpiece, the hydraulic pressure circuit security system set up by packing the workpiece forming stable; in order to prevent hydraulic shock, the system has a vent pressure circuit, ensure that the equipment safe and stable work; application of the system of electrical control system to control the system, you can achieve semi-automatic control, overload protection, ensure the normal operation. In addition, the paper hydraulic station for the overall layout of the important elements of the hydraulic structure, shape, process design. Hydraulic system pressure loss and temperature rise of checking, hydraulic system design to meet the press article order cycle operation request, the plastic material can be achieved forging, stamping, cold extrusion, straightening, bending and other forming processes. KeyWords: Hydraulic system; hydraulic machine; pump station 目 錄 第一章緒論 1 1.1 液壓傳動系統(tǒng)概況 1 1.1.1 液壓傳動技術的發(fā)展與研究動向 1 1.1.2 我國液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷程 2 1.1.3 液壓傳動技術的應用 3 1.2 液壓機的概況 4 1.3 液壓機的發(fā)展 5 第二章液壓機液壓系統(tǒng)設計 7 2.1 液壓系統(tǒng)設計要求 7 2.1.1 液壓機負載確定 7 2.1.2 液壓機主機工藝過程分析 7 2.1.3 液壓系統(tǒng)設計參數(shù) 7 2.2 液壓系統(tǒng)設計 7 2.2.1 液壓機主缸工況分析 7 2.2.2 液壓機頂出缸工況分析 10 2.3 液壓系統(tǒng)原理圖擬定 12 2.3.1 液壓系統(tǒng)供油方式及調速回路選擇 12 2.3.2 液壓系統(tǒng)速度換接方式的選擇 14 2.3.3 液壓控制系統(tǒng)原理圖 14 2.3.4 液壓系統(tǒng)控制過程分析 15 2.3.5 液壓機執(zhí)行部件動作過程分析 16 2.4 液壓系統(tǒng)基本參數(shù)計算 18 2.4.1 液壓缸基本尺寸計算 18 2.4.2 液壓系統(tǒng)流量計算 20 2.4.3 電動機的選擇 23 2.4.4 液壓元件的選擇 25 2.5 液壓系統(tǒng)零部件設計 26 2.5.1 液壓機主缸設計 26 結論 30 參考文獻 31 致謝 32 第一章緒論 1.1 液壓傳動系統(tǒng)概況 1.1.1 液壓傳動技術的發(fā)展與研究動向 液壓傳動是液體作為工作介質的靜態(tài)壓力和流量作為發(fā)送和能量轉換技術分布的主要特征參數(shù)。液壓與氣壓傳動稱為流體傳動的基礎上，靜水壓力傳遞17世紀帕斯卡原理提出并開發(fā)了一種新技術，被廣泛應用于工業(yè)和農業(yè)生產技術。今天，流體傳動技術水平已成為衡量一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志。 1795英國約瑟夫·布拉曼（約瑟夫·布拉曼，1749--1814），在倫敦，以水為工作介質，在液壓機的形式將其應用于工業(yè)，是世界上第一個液壓機的誕生。在1905年的工作，而不是油介質水，也進一步提高。 第一次世界大戰(zhàn)（1914--1918），液壓傳動廣泛應用，特別是1920年以后，發(fā)展更為迅速。周圍的19世紀末和20世紀初，20年來，液壓元件開始進入生產行業(yè)的正式階段。 1925年維克斯發(fā)明了壓力平衡式葉片泵，奠定了基礎，逐步建立現(xiàn)代工業(yè)液壓元件和液壓驅動。理論和實踐研究，在20世紀初的能量轉移康斯坦丁Nueske波動進行，于1910年液壓傳動（液力偶合器，液力變矩器等）的貢獻，使這兩方面它已經開發(fā)。 （1941--1945），在二戰(zhàn)期間，由于戰(zhàn)爭的需要，從快速反應出現(xiàn)，高精度液壓控制機構都配備了各種軍事武器，30％的人使用在美國的液壓驅動機床。之后，“戰(zhàn)爭”結束，液壓技術迅速向民用產業(yè)，不斷應用于各種自動機和自動生產線。應該指出，日本液壓傳動比歐洲和其他國家的發(fā)展近20年晚。 1955年后，液壓傳動日本在1956年的快速發(fā)展確立了“液壓工業(yè)會”。在過去的20到30年，日本已經迅速發(fā)展液壓傳動，處于世界領先地位。 隨著科學技術的不斷進步，目前的液壓技術正向著高壓，高轉速，高功率，高效率，低噪音，耐用，高度集成的方向發(fā)展。由于計算機科學技術的成熟，一些新的液壓元件和液壓系統(tǒng)的設計都采用計算機CAD，CAT，疾病預防控制中心，實時計算機控制，計算機模擬和計算機輔助技術的優(yōu)化，大大提高了產品的質量設計。雖然方便，簡單的液壓驅動技術，但也有一些液壓傳動問題有待解決，如：在液壓系統(tǒng)中的工作穩(wěn)定，工作介質的泄漏，液壓沖擊的設備等的可靠性的影響，這些問題都需要研究和解決的液壓傳動技術。任何技術的改革創(chuàng)新，必須建立在穩(wěn)定可靠的工作為前提的，因此，它有它的現(xiàn)實意義。 1.1.2 我國液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷程 中國液壓技術的發(fā)展歷程大致可分為四個階段：20世紀50年代初至60年代初起步階段; 60至70年的專業(yè)生產體系成長階段; 80至90年的快速發(fā)展階段;自2000年以來，創(chuàng)新的階段。其中，液壓行業(yè)從機床行業(yè)生產仿蘇的磨床20世紀50年代初，拉床，仿形車床等液壓傳動起步，在機床使用的初始液壓元件及鍛壓設備，以及工業(yè)機械以后使用。進入20世紀60年代，液壓技術，從機器的應用逐漸擴展到農業(yè)機械和工程機械等領域，原配的OEM液壓車間一定的獨立性，并成為液壓件專業(yè)制造商。 在國外1964年我國一些液壓元件生產技術，同時自主設計的液壓產品。到了60年代末，70年代初，隨著生產機械化的發(fā)展，特別是在第二汽車制造廠提供高效，帶動自動化設備，液壓元件制造業(yè)出現(xiàn)了形勢的快速發(fā)展，一批中小企業(yè)已經成為一家專業(yè)生產液壓件。 1968年中國液壓元件生產在1973年近20萬機床，農業(yè)機械，工程機械等行業(yè)，專業(yè)生產液壓配件廠已發(fā)展到100多家，年產量超過100萬，一個獨立的液壓件制造業(yè)已初具規(guī)模。在這種情況下，從蘇聯(lián)的仿制為引進技術和產品的液壓產品開發(fā)設計的產品，壓力和高壓發(fā)展電動液壓伺服閥和系統(tǒng)的發(fā)展的組合，并且，進一步擴大液壓應用。 在20世紀80年代，改革開放的方針指導下，隨著機械工業(yè)的發(fā)展，基礎件滯后的矛盾主機日益突出的背后，并注意各部門。為此，機械基礎件行業(yè)的前部設置了常用辦公于1982年，原來分散在機床，農業(yè)機械，工程機械及液壓，氣動等行業(yè)的焦點和密封專業(yè)工廠，將它們放置在共同的基礎出入境管理部門，使該行業(yè)一直在規(guī)劃，投資，技術和科研開發(fā)基地成員局的指導和支持下，目前已進入了快速發(fā)展的階段，已引進了60余國外先進技術，包括多超過40液壓，氣動7，消化吸收和技術改造，目前已批量生產，并成為行業(yè)的主導產品。在20世紀90年代，該行業(yè)已加大技術改造投入力度，1991?1998年，國家，地方和企業(yè)自籌資金，總投資約20十億人民幣，其中液壓1.6十億。 通過技術改造和技術攻關，一批主要企業(yè)，以進一步提高工藝，技術和裝備水平有了較大的提高，才能形成高起點，專業(yè)化，生產打下了良好的基礎。近年來，所有權和各國共同發(fā)展，中小型企業(yè)的不同所有制，呈現(xiàn)出勃勃生機迅速崛起的方針指導下。隨著國家進一步開放，外商投資企業(yè)的快速發(fā)展，對提高行業(yè)標準和擴大出口方面發(fā)揮重要作用。目前，中國已與美國，日本，德國等國家的知名廠商合資或獨資外國公司獨資建立了柱塞泵/馬達，行星齒輪，轉向器，液壓控制閥，液壓系統(tǒng)，靜傳動裝置，液壓件等鑄件產品的生產企業(yè)超過50家，外商投資超過200億美元。 在新的世紀，為應對中國加入WTO后的新形勢，液壓行業(yè)的企業(yè)加快技術創(chuàng)新，增強市場競爭力，一批優(yōu)質產品成功地為國家重點工程和重點主機配套，實現(xiàn)較好的經濟效益和社會效益。液壓設備天津市精研工程機械傳動有限公司的天然氣管道生產線，公司是國家西氣東輸工程的設備; BURGMANN密封材料公司瓦特式螺旋型密封墊圈高的溫度和壓力，已成功地用于增加加氫裂化裝置;大連液壓件廠和山西長治液壓件廠的轉向葉片泵，是在重型車輛轉向系統(tǒng)的關鍵部件，目前年生產兩廠已達到1000萬臺以上;青島基珀密封公司的新型雙向密封和大型防水油封組合分別為一汽解放9噸車和牽引車密封;此外靜壓傳動液壓有限公司天津特精和多路閥，空氣壓力調節(jié)閥湖州米格爾該公司的多功能液壓滑閥，氣動元件公司的組合威海，貴州液壓楊峰的泵站和液壓換擋閥等，深受用戶好評。這表明在國民經濟和國防建設中的地位和液壓傳動產品的作用是非常重要的。它的發(fā)展決策，提高機電產品的性能。它不僅能最大限度滿足機電產品，以實現(xiàn)功能多樣化的必要條件，以及完成重大項目，重大技術裝備的基本保證，也是機電產品和重大工程項目和設備，以保證可靠性。因此，液壓傳動產品的發(fā)展是實現(xiàn)生產過程自動化，尤其是工業(yè)自動化的一個重要手段是必不可少的。 1.1.3 液壓傳動技術的應用 液壓驅動技術已經發(fā)展到擁有更好的理論和實踐。雖然仍存在一些不足之處液壓驅動，但總體而言，優(yōu)點還是缺點蓋過。由于液壓傳動有許多機械傳動不具備的液壓傳動技術在機械行業(yè)的各個領域的優(yōu)勢已被廣泛應用，如：礦山機械，工程機械，冶金機械，建筑機械，起重機械。從手動實現(xiàn)半自動，全自動逐步發(fā)展，這也促使機械行業(yè)向前發(fā)展液壓技術的應用。在整個機械驅動技術，液壓驅動技術起著舉足輕重的作用。 1.2 液壓機的概況 液壓機是最廣泛的產品成型生產設備之一。由于發(fā)展迅速，在19世紀的到來已經成為必不可少的工業(yè)生產設備之一。由于在生產的普及工作油壓機，在國民經濟各行業(yè)得到廣泛的應用。如金屬板材成形，粉末冶金，塑料和橡膠成型，四輪定位等壓配合。各類液壓機的強勁推動工業(yè)發(fā)展和進步，迅速發(fā)展八十年代以來，隨著電子技術，液壓技術的發(fā)展和液壓機的普及應用得到了進一步發(fā)展。目前，該液壓機的最大額定壓力達到750MN，用于金屬成形的末端。 許多模型已被用于CNC或工業(yè)PC機來控制，使產品的加工質量和生產效率得到了很大提高。隨著人們生活水平的提高，壓制金屬產品的需求逐年增加彈力，而臉上產品品種不斷增加的需求，而另一方面生產批次萎縮。適應小批量的生產，需要能夠快速調整的加工設備，則油壓機械理想成型設備，尤其是當液壓系統(tǒng)，實現(xiàn)了對工件的復雜性和工件加工不對稱，并實現(xiàn)了非常低的抑制率。該處理方法也適用于長行程，難以成形和高強度的材料。功率的變量組合，更短的處理時間，根據(jù)工件和建立一個壓縮沖程長度的調整，它與加工系統(tǒng)相比，有其優(yōu)點的。 因為沒有削成型加工設備的通用液壓機，其工作原理是利用液壓轉印能量的壓力來完成的處理。它的工作特點，一是動力傳輸是“靈活”驅動，不像機械設備，先進的動力系統(tǒng)，這款硬盤的原則避免了機械的過載情況;二是在只有單個液壓線性驅動力拉伸過程中，沒有驅動力“成角”，這使得處理系統(tǒng)具有壽命長，產量高的文物。液壓機具有單動，雙動，三個運動三種基本操作模式。在單操作模式中，壓頭（或滑板）作為一種方式來移動所述可動構件以完成加壓過程。這種工作方式是不接合裝置。單作用壓力機主要用于薄片成型，適用于紙幅和帶式材料。雙動壓機有兩個運動部件：滑塊（或打孔）和模板。他們的工作就是一拳（或幻燈片）自上而下的拉伸沖料，模板本意是固定壓板。壓制后，模板可以確信發(fā)揮功能的實現(xiàn)。根據(jù)材料和工件的壓力，正模板的特征參數(shù)。三動壓力機，從上到下下擺舉動模板剝離動拉深滑塊和幻燈片。然而，從空白模板的期間，也可用于實現(xiàn)特定的模制操作。此壓也可以用一個雙動機進行。 由于內滑動和珠塊相關聯(lián)，因此，模制壓力和壓力合成整個系統(tǒng)的總負載量。幀結構可以根據(jù)型梁，復合幀類型，整體框架，單臂等進行劃分。按功能液壓機可分為手動液壓機，鍛壓液壓機，液壓沖孔機，通用液壓機，校正壓裝液壓機，貼合液壓機，擠壓液壓機，熱壓液壓機，壓塊包裝液壓機，液壓機十組的類型。 1.3 液壓機的發(fā)展 作為液壓機和機械結構的液壓系統(tǒng)，比較成熟，國內液壓機的發(fā)展，主要體現(xiàn)在控制系統(tǒng)。微電子技術的迅速發(fā)展，提高了液壓機的性能，提高了穩(wěn)定性，效率和處理可能的其他方面。相比而言，雖然各種國產車型，但技術含量相對較低，缺乏高科技的高端機型，這款集成機電，趨勢柔性生產小批量不兼容。 液壓產品在國內外，根據(jù)控制系統(tǒng)，液壓機可分為三種類型：一種是中繼對于傳統(tǒng)的液壓機的主要內容;的可編程控制器控制液壓機;第三個是應用先進的微處理器（或工業(yè)控制計算機）的高性能液壓機。三種類型的函數(shù)而變化，應用程序是不一樣的。但總的趨勢是高速化，智能化。 發(fā)展趨勢 ⑴ 高速，高效，能耗低。提高液壓機的工作效率，降低生產成本。 ⑵ 機電一體化。充分合理的利用的先進技術的機械和電子方面對于提高整個液壓系統(tǒng)。 ⑶ 自動化，智能化。微電子技術的飛速發(fā)展為液壓自動化和智能化提供了充分的條件。自動化不僅僅體現(xiàn)在加工，而且在系統(tǒng)中實現(xiàn)自動診斷和調整，具有故障和處理。 ⑷ 液壓元件集成化，標準化。連接液壓系統(tǒng)的管路的一體的結構，有效地防止泄漏和污染。組件的標準化，以方便維修的機器帶來的。 當今科學技術的飛速發(fā)展，隨著液壓傳動技術更加完善和成熟的理論基礎。目前液壓傳動技術正向著高壓，高轉速，高功率，高效率，低噪音，耐用，高度集成化方向發(fā)展。 液壓驅動的優(yōu)點 ⑴ 液壓元件布局靈活; ⑵ 液壓傳動操作控制方便，可實現(xiàn)無級調速; ⑶ 容易實現(xiàn)直線傳動液壓傳動，可過載自動保護; ⑷ 控制相結合的液壓傳動電液控制，可實現(xiàn)全自動控制，可實現(xiàn)遠程控制; ⑸ 穿液壓元件比機械傳動小得多的液壓系統(tǒng)上，液壓油作為傳輸介質，除了外還起到了潤滑和液壓系統(tǒng)的作用，以延長液壓元件的使用壽命。 5 沈陽化工大學科亞學院畢業(yè)設計說明書 第二章 液壓機電氣系統(tǒng)設計 第二章液壓機液壓系統(tǒng)設計 2.1 液壓系統(tǒng)設計要求 2.1.1 液壓機負載確定 液壓機的最大工作負荷是2000KN，工作成當最大壓力為25MPa的液體。 2.1.2 液壓機主機工藝過程分析 當按下主機進程工件：按下啟動按鈕后，主缸進油的上院，梁很快根據(jù)其自身重量向下滑動，這時會出現(xiàn)供應不足，加滿油箱到氣缸油補。罷工工人進入后快進到行程開關，滑動工作成束，并逐漸加壓工件。工件壓入包裝階段，完成后，使產品穩(wěn)定成型。包裝，回合制油進入液壓缸下腔后，滑塊快速返回，直到之后的地方停下來。后交叉滑動停止移動，氣缸室的頂部到油在工件，工件頂出前，在氣缸室的頂部入油，快速地返回。 2.1.3 液壓系統(tǒng)設計參數(shù) 最大負載：2000KN； 工進時系統(tǒng)最大壓力：25MPa 主缸回程力：400KN； 頂出缸頂出力：350KN 主缸滑塊快進速度：0.08m/s； 主缸最大工進速度：0.006m/s 主缸回程速度：0.03m/s； 頂出缸頂出速度：0.02m/s 頂出缸回程速度：0.05m/s 2.2 液壓系統(tǒng)設計 2.2.1 液壓機主缸工況分析 1) 主缸速度循環(huán)圖 根據(jù)液壓機系統(tǒng)設計參數(shù)中主缸滑塊行程為700mm，可以得到主缸的速度循環(huán)圖如下： 圖2.1 主缸速度循環(huán)圖 2) 主缸負載分析 液壓機啟動時，主要充油缸室主缸快速下行，慣性負載跟蹤。此外，有靜摩擦，動摩擦負載。由于滑塊是不正壓導柱，也不會產生正壓力，摩擦，因此在運動時滑動體產生將遠遠超過工作負荷少，計算最大負載是微不足道的。最大負荷的工作負荷液壓工作納入時間。通過分析各種負載條件下，液壓主缸遭受外部負載包括工作負荷，負荷慣性，摩擦力載荷，即： F = Fw + Ff + Fa ( 2.1 ) 式中： F —液壓缸所受外負載； Fw —工作負載； Ff —滑塊和導向柱，在啟動活塞和缸摩擦負載之間加載靜摩擦，負荷開始后的動摩擦; Fa —運動執(zhí)行部件速度變化時的慣性負載。 ⑴ 慣性負載Fa計算 計算公式： Fa = ( 2.2 ) 式中： G —運動部件重量； g —重力加速度9.8m/； —時間內的速度變化量； —加速或減速時間，一般情況取=0.01～0.5s。 查閱相同型號的四柱液壓機資料，初步估算橫梁滑塊的重量為30KN。由液壓機所給設計參數(shù)可及：=0.08m/s ，取=0.05s，代入公式2.2中。 即： Fa = = 4898N ⑵ 摩擦負載Ff計算 當滑塊負荷開工生成動態(tài)摩擦后開始負載的靜摩擦。所有的動作可以通過在主缸的負載可以看出，工作量要比其它形式的負載的大得多。由于滑塊和導向桿，活塞和氣缸之間的摩擦不是很大，這樣，計算的最大負載時加載摩擦主缸是微不足道的。 ⑶ 主缸負載F計算 將上述參數(shù)Fa = 4898N 、Fw = 2000000N代入公式2.1中。 即： F = 2000000 + 4898 = 2004898N 3) 主缸負載循環(huán)圖 ⑴ 主缸工作循環(huán)各階段外負載如表2.1 表2.1 主缸工作循環(huán)負載 工 作 循 環(huán) 外 負 載 啟 動 F = f靜 + Fa ≈25KN 橫梁滑塊快速下行 F = f動 忽略不計 工 進 F = f動 + Fw ≈2000KN 快速回程 F = f 回+ F背 ≈400 KN 注：“f靜”表示啟動時的靜摩擦力，“f動”表示啟動后的動摩擦力。 ⑵ 主缸各階段負載循環(huán)如圖2.2 圖2.2 主缸負載循環(huán)圖 2.2.2 液壓機頂出缸工況分析 1) 頂出缸速度循環(huán)圖 根據(jù)液壓機系統(tǒng)設計參數(shù)和表2.1中頂出缸活塞行程為250mm，得到頂出缸的速度循環(huán)圖如下： 圖2.3 頂出缸速度循環(huán)圖 2) 頂出缸負載分析 之后的主缸的返回停止在汽缸室的頂部進油，活塞向上，那么會產生慣性，靜摩擦，動摩擦和其它負載。由于工作壓力的圓筒的頂部比所述主汽缸壓力條件小得多，且質量比主缸滑塊小得多，慣性負荷較小時，計算可忽略不計;類似地摩擦負載和噴射力也比較小，或不計數(shù);當工作負荷比較大，而在氣缸的頂部，以計算最大工作負載可以近似等于噴射力在工件的頂部。將參數(shù)代入方程式2.1計算最大負荷氣缸的頂部。 即： F = Fw = 350000N 式中： Fw —頂出力； 3) 頂出缸負載循環(huán)圖 ⑴ 頂出缸工作循環(huán)各階段外負載如表2.2 表2.2 頂出缸工作循環(huán)負載 工 作 循 環(huán) 外 負 載 啟 動 F = F靜 + Fa 忽略不計 頂出缸頂出 F = = f 動 + Fw ≈1750 KN 快速退回 F = f 動 + F背 ≈8 KN 注：“f靜”表示啟動時的靜摩擦力，“f動”表示啟動后的動摩擦力。 ⑵ 頂出缸各階段負載循環(huán)如圖2.4 圖2.4 頂出缸負載循環(huán)圖 2.3 液壓系統(tǒng)原理圖擬定 2.3.1 液壓系統(tǒng)供油方式及調速回路選擇 液壓技工加載時間投入大，慢動作，快進，快退相對于工作負載到時候要小得多，但速度是當你將工作速度比。為了提高液壓機的工作效率，可以使用雙泵或變量泵油的方式。兩者合計，液壓變量泵油，精油通道，如圖2.5。 由于液壓機械條件時將逐漸增加，為了使液壓機的負載壓力處于安全的工作條件，速度環(huán)恒功率變量泵調速回路。當負載壓力增大時，泵的排量會自動跟著減小，保持壓力與流量的乘積恒為常數(shù)，即：功率恒定，如圖2.6所示。 圖2.5 液壓機基本回路圖 1-液壓缸 2-油箱 3-過濾器 4-變量泵 5-三位四通電磁換向閥 圖2.6 恒功率曲線圖 2.3.2 液壓系統(tǒng)速度換接方式的選擇 液壓機加工零件，包括主缸過程快進，工作進，倒帶，和氣缸的頂部的頂，快速返回。什么樣的方式，以安全快捷，準確的液壓機進行訪問是穩(wěn)定的基礎。為了達到控制的要求，液壓系統(tǒng)的速度通過行程開關訪問控制。這個速度與穩(wěn)定，可靠，結構簡單的接入方式，方便行程調節(jié)功能，安裝也很方便。 2.3.3 液壓控制系統(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)采用插裝集成控制系統(tǒng)，該控制系統(tǒng)具有密封性好、流通能力大、壓力損失小、易于集成等優(yōu)點。液壓機系統(tǒng)控制原理如圖2.7所示。 1、2、6、18、15、10、11--先導溢流閥 1S、2S、3S--行程開關 3、7--緩沖閥 14--單向閥 4、5、8、9、12、13、16、17、19、20--電磁換向閥 21--補油郵箱 22--充液閥 23、24--液壓缸 25--壓力表 F1、F2、F3、F4、F5、F6、F7、F8、F9、F10--插裝閥 26--變量泵 27--過濾器 28、29、30、31--梭閥 圖2.7 液壓機插裝閥控制系統(tǒng)原理圖 2.3.4 液壓系統(tǒng)控制過程分析 整個液壓控制系統(tǒng)包括五個插件閥歧管，插裝閥的工作原理如下： F1，F(xiàn)2組合物進油調節(jié)器電路，其中，F(xiàn)1是一個單向閥，以防止液壓油壓系統(tǒng)的回流泵，F(xiàn)2導向溢流閥2調整系統(tǒng)，先導溢流閥，用于限制1的系統(tǒng)的最大壓力，緩沖3和電磁閥換向4卸載泵和提升緩沖; F3，F(xiàn)4組成的主缸23的油路環(huán)，導向溢流閥6用于確保該主缸中，緩沖閥的電磁閥7和8的主缸壓力釋放襯墊的上腔室; F5，主缸油三通電路，先導溢流閥11，用于調節(jié)主缸，先導溢流閥10根據(jù)主氣缸閥室的下腔室的平衡的下部室的F6組合物; F7，F(xiàn)8圓筒的頂部用液壓墊，在浮動活塞氣缸上部室油三通回路腔室充，先導溢流閥15由位于氣缸室安全閥，止回閥14，用于噴射的頂部; F9，在氣缸室油路循環(huán)的頂部F10組合物，先導溢流閥18是在汽缸閥室的頂部。 此外，主閥F3的入口，F(xiàn)5，F(xiàn)7，F(xiàn)9具有控制油壓力選擇梭閥的一種方式，是用來確保可靠錐閥關閉，以防止回壓。 2.3.5 液壓機執(zhí)行部件動作過程分析 液壓機主缸、頂出缸工作循環(huán)過程分析如下： 1) 主缸 ⑴ 開始 - 按下啟動按鈕，所有的螺線管去激勵，在中間位置的三通電磁閥4的卷軸上。通過閥門3，4與罐閥F2暗盒閥控制室接通時，主閥。通過液壓閥F2，泵類負載起動泵油流回油箱。 ⑵ 主缸快速滑下 - 電磁1Y，3Y，6Y有電，然后關閉插裝閥F2，F(xiàn)3，F(xiàn)6開，泵油系統(tǒng)，流體通過閥F1的輸出，F(xiàn)3進入主缸腔。主缸油的下部腔室返回到通過閥F6罐很快?；瑝K表達下降太快，來不及填充泵排出流量在該上部腔室和負壓室的話，由于下根據(jù)其自身的重量，。填充閥21打開時，罐的上部，以用于快速下行補油，滑塊的上部腔室。 ⑶ 減速向下滑動 - 當觸摸2S后限位開關，激勵電磁體6Y，7Y得電，插入式閥控制室F6先導溢流閥11開啟時滑??動線在一定位置，在閥11 F6設定在閥-Under泄壓，主缸下室將有一些背壓。主汽缸壓力的上部腔室會更高。此時，灌裝閥21關閉。主缸室進入油泵輸送率只有滑塊減速下來。 ⑷ 工作納入 - 當幻燈片減速行駛距離接近工件，通過壓載決定主缸壓力的上腔，主缸壓力的上院將繼續(xù)上升，變量泵的輸出流量自動相應減少。當主缸室的壓力達到先導溢流閥2的設定壓力時，泵的輸出通過溢流閥F2流了，然后滑動停止移動。 ⑸ 填料 - 當壓力達到所需的工作壓力的要求，電觸點的電信號，電磁體1Y，3Y，7Y所有通電，閥F3，F(xiàn)6靠近主缸的上室之后。主缸室閉鎖實現(xiàn)包裝，而F2打開閥門，泵卸荷。 ⑹ 浮雕主缸上室 - 主汽缸壓力的上部腔室已經很高，此時，在一段停留時間繼電器的后至F4緩沖閥7和發(fā)送一個電信號，4Y螺線管被通電時，閥控制室電磁換能器的閥8和燃料箱被接通時，一個緩沖閥7的作用下，閥F4慢慢打開，主缸的上室，實現(xiàn)無沖擊減輕，保證了設備處于安全的工作條件。 ⑺ 總泵回報 - 當主缸壓力的上部腔室滴一個安全值，電觸點的電信號，電磁體2Y，5Y，4Y，12Y得電，插裝閥F2關閉，閥F4，F(xiàn)5打開，填閥21被打開，油壓閥F1，F(xiàn)5，進入主缸下室，主缸油通過灌裝閥21的上腔室和閥F4為回到上部容器和主箱，該主缸到完成退貨。 ⑻ 主缸停止 - 當返回到達上端主缸，撥動行程開關1S，所有通電電磁鐵，閥F2打開，泵卸載。 F5主缸氣門收低室，滑塊停止移動。 2）氣缸 ⑴ 工件彈射 - 當主缸回報停止運動，按下按鈕，電磁鐵2Y，9Y的頂部，10Y是電動，插裝閥F8，F(xiàn)9打開，通過閥門F1液壓油，F(xiàn)9進入頂部缸下室，通過閥F8油上部腔室流回油箱，工件的頂部。 ⑵ 圓筒的頂部返回 - 返回按鈕被按下時，所述電磁鐵9Y，10Y通電電磁鐵2Y，8Y，11Y得電，插裝閥F7，F(xiàn)10打開時，液壓油通過閥F1，F(xiàn)7進入前缸室的，通過閥門的下腔室F10流體流回油箱，罐頂?shù)幕貓蟆? 3) 液壓系統(tǒng)電磁鐵動作順序表 電磁鐵動作順序如表2.3 表2.3 液壓機液壓系統(tǒng)電磁鐵動作順序表 執(zhí)行部件 工況 1Y 2Y 3Y 4Y 5Y 6Y 7Y 8Y 9Y 10Y 11Y 12Y 主缸 快速下行 + ― + ― ― + ― ― ― ― ― ― 工進、加壓 + ― + ― ― ― + ― ― ― ― ― 保壓 ― ― ― ― ― ― ― ― ― ― ― ― 泄壓 ― ― ― + ― ― ― ― ― ― ― ― 回程 ― + ― + + ― ― ― ― ― ― + 停止 ― ― ― ― ― ― ― ― ― ― ― ― 頂出缸 頂出 ― + ― ― ― ― ― ― + + ― ― 退回 ― + ― ― ― ― ― + ― ― + ― 停止 ― ― ― ― ― ― ― ― ― ― ― ― 注：“+”表示電磁鐵處于得電狀態(tài)，“―”表示電磁鐵處于失電狀態(tài)。 2.4 液壓系統(tǒng)基本參數(shù)計算 2.4.1 液壓缸基本尺寸計算 1) 主缸工作壓力、內徑、活塞桿直徑的確定 因液壓機的工作負載比較大，取主缸的工作壓力為P=25MPa。 計算主缸內徑和活塞桿直徑。由主缸負載圖3.2可知最大負載F=2000KN。查表2-3 [1]，由主缸工作壓力為25MPa選取d/D為0.7，取液壓缸的機械效率 ηcm = 0.95。液壓缸受力如圖2.8所示。 圖2.8 液壓機主缸受力簡圖 由圖2.8可知 D= (2.3) 式中： P1—液壓缸工作壓力； P2—液壓缸回路背壓，對于高壓系統(tǒng)初算時可以不計； F—工作循環(huán)中最大負載； ηcm—液壓缸機械效率，一般ηcm = 0.9～0.95。 將參數(shù)代入公式（2.3），P2忽略不計，可求得液壓缸內徑 即： D=mm≈327mm 查表2-4 [1],將液壓缸的內徑圓整為標準系列直徑，取D=320mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。 即： d=0.7D=0.7x327≈229mm 同理查表2-5 [1],將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取d=220mm。 經過計算液壓機主缸的內徑、活塞桿直徑分別為：D=320mm ；d=220mm。 2) 頂出缸工作壓力、內徑、活塞桿直徑的確定 頂出缸工作負載與主缸相比要小很多，查表2-1 [1],取頂出缸的工作壓力P=12MPa, 計算頂出缸內徑和活塞桿直徑。由頂出缸負載圖2.4可知最大負載F=350KN。查表2-3 [1]，缸工作壓力為12MPa，選取d/D為0.7，取液壓缸的機械效率 ηcm = 0.95。液壓缸受力如圖2.9所示。 圖2.9液壓機頂出缸缸受力簡圖 將參數(shù)代入公式（2.3），P2忽略不計，可求得液壓缸內徑 即： D=mm≈198mm 查表2-4 [1],將液壓缸的內徑圓整為標準系列直徑，取D=200mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。 即： d=0.7D=0.7x198≈138mm 同理查表2-5 [1],將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取d=140mm。 經過計算液壓機頂出缸的內徑、活塞桿直徑分別為：D=200mm ；d=140mm。 2.4.2 液壓系統(tǒng)流量計算 1) 主缸所需流量計算 由設計參數(shù)及主缸的尺寸，對主缸各個工況所需流量進行計算。已知主缸的快進速度為0.08m/s，工進速度為0.006m/s，快速回程速度為0.03m/s，主缸內徑為320mm，活塞桿直徑為220mm。 由流量計算公式： （2.4） 快進時： =≈385.8L/min 工進時： =≈28.8L/min 快退時： =≈76.2L/min 2) 頂出缸所需流量計算 所述設計參數(shù)與所述圓筒的頂部的大小，對計算的流量所需的各種條件頂部的汽缸。已知頂出缸的頂出速度為0.02m/s，快退速度為0.05m/s，頂出缸內徑為200mm，活塞桿直徑為140mm，代入公式（2.4），即： 頂出時： =≈37.8L/min 快退時： ==48L/min 3) 液壓泵額定壓力、流量計算及泵的規(guī)格選擇 ⑴ 泵工作壓力確定 實際工作過程中，有一定的壓力液壓油的進油損失，因此在計算泵的工作壓力損失時必須加以考慮。泵的工作壓力的計算公式如下： （2.5） 式中： Pp—液壓泵最大工作壓力； P1—執(zhí)行部件的最大工作壓力； —進油路中的壓力損失，對于簡單的系統(tǒng)，取0.2～0.5MPa，對于復雜系統(tǒng)，取0.5～1.5MPa。 本液壓機執(zhí)行部件的最大工作壓力P1=25MPa，進油路中的壓力損失，取=0.5MPa。代入公式（2.5）可求得泵的工作壓力。 即： 通過計算，泵的工作壓力PP=25.5MPa。壓力系統(tǒng)的靜壓，以及在過渡階段的各種采礦動壓系統(tǒng)有時比靜壓更多。此外，為了延長設備的使用壽命，設備的設計必須具有一定的壓力，儲備和保證泵的壽命，因此在選取泵的額定工作壓力Pn時，應滿足，取Pp=1.25。 即： Pn = 1.25Pp=1.25x25.5MPa≈31.9MPa ⑵ 液壓泵最大流量計算 通過液壓缸，以及它們所需的運動周期原理的流量的計算，泵的最大流量可由公式(2.6)計算得到。 (2.6) 式中： —液壓泵的最大流量； KL—液壓系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=1.1～1.3，取KL=1.2； —同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果時間安全閥處于上溢狀態(tài)時，應加入到最小流量溢流閥溢流。 將參數(shù)代入公式（2.6）中，即： ≈463L/min ⑶ 液壓泵規(guī)格選擇 查表5-17 [1]，根據(jù)泵的額定壓力，選取液壓泵的型號為：250YCY14-1B。 基本參數(shù)如下： 排量：250mm/r ；額定壓力：32MPa ； 額定轉速：1000r/min ；容積效率：92% 。 ⑷ 泵的流量驗算： 由液壓泵的基本參數(shù)可知泵每分鐘排量=160ml/r×1000r/min=250L/min，而泵實際所需的最大流量=463L/min，液壓機出現(xiàn)供油不足，快進無法實現(xiàn)。為了滿足液壓機的正?？爝M，必須在液壓系統(tǒng)中設置補油油箱。 2.4.3 電動機的選擇 兩個液壓機，即：在主缸和罐頂。主缸和快進氣缸各條件的頂部，工作成，回報率和不一樣的，從而使耗電量也不同。確定所述電力消耗的電動機的額定功率，必須根據(jù)最大的工作條件來確定，所以計算出主缸，每個操作模式下的罐頂?shù)墓?。功率計算公式如下? P= (2.7) 式中： P-電動機額定功率； Pp-液壓泵的工作壓力； -液壓泵的流量； η-液壓泵的總效率，取η=0.7。 1) 主缸各工況功率計算 ⑴ 快進功率 當主缸滑塊快進在其自身重量更快，但此時的燃料泵的輸出不能滿足快速向下滑動?？爝M時，負荷小，摩擦負荷只有活塞和汽缸，導柱與車之間，因此泵的出口壓力小，功耗不是很大。⑵ 工進功率 由主缸負載循環(huán)圖2.2可及，工進時主缸最大負載為2000KN，無桿腔面積A=≈0.08㎡，進油回路壓力損失取P=0.5MPa，則液壓泵的壓力Pp由公式（2.8）計算。 （2.8） 即： 將、=28.8L/min、η=0.7代入公式（2.7）中，求得工進功率為： ⑶ 快退功率 由圖2.2可知，快退負載為400KN,，取進油回路壓力損失取P=0.5MPa，代入公式（3.8），求得泵的壓力。 即： 將、=76.2L/min、η=0.7代入公式（2.7）中，求得快退功率即為： 2) 頂出缸各工況功率計算 ⑴ 頂出功率 由頂出缸負載循環(huán)圖2.4可及，頂出時主缸最大負載為350KN，無桿腔面積A=≈0.032㎡，進油回路壓力損失取P=0.5MPa，那么液壓泵的壓力Pp可由公式（2.8）計算。 即： 將、=37.8L/min、η=0.7代入公式（2.7）中，求得工進功率即為： ⑵ 回程功率 當氣缸返回的頂部，加載活塞和汽缸之間只有摩擦負載。負載尺寸應比的加載時間的頂部小得多，所以功耗的返回比消耗的功率的頂部更小，因此，返回功率計算被省略。 ⑶ 電動機額定功率及型號的確定 判定的電機額定功率應根據(jù)最大功率消耗的條件。主缸的比較，罐頂狀態(tài)所需的所有功率，主缸工進時的功率最大，為17.5KW。 查表12-1 [2]，選取電動機型號為：Y180M-4。 其它技術參數(shù)為：額定功率：18.5KW ； 滿載轉速：1470r/min 。 2.4.4 液壓元件的選擇 表2.4液壓元件明細表 序 號 液 壓 元 件 名 稱 元 件 型 號 額定流量（L/min） 1 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 2 溢 流 閥 YEF3-E20B 120 4 電磁換向閥 34F3P-E16B 80 5 電磁換向閥 24F3-E16B 80 6 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 8 電磁換向閥 24F3-E16B 80 9 電磁換向閥 24F3-E16B 80 10 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 11 溢 流 閥 YEF3-E20B 120 12 電磁換向閥 34F3O-E16B 80 13 電磁換向閥 24F3-E16B 80 14 單向閥 AF3-Eb20B 100 15 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 16 電磁換向閥 24F3-E16B 80 17 電磁換向閥 24F3-E16B 80 18 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 19 電磁換向閥 24F3-E16B 80 20 電磁換向閥 24F3-E16B 80 22 充液閥 YAF3-Ea20B 150 25 壓力表 KF3E6L 240 26 變量泵 250YCY14-1B 250 27 過濾器 WU-250X180F 250 2.5 液壓系統(tǒng)零部件設計 2.5.1 液壓機主缸設計 通過2.3.4.1液壓缸基本尺寸的計算，可及主缸的內徑、活塞桿直徑等參數(shù)。下面對主缸的其它參數(shù)進行具體設計。 1) 主缸缸體材料選擇及技術要求 液壓缸的結構形式一般有兩種形式，即：薄壁圓筒和厚壁圓筒。當液壓缸的內徑D與壁厚δ的比值滿足D/δ≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。液壓缸的制造材料一般有鍛鋼、鑄鋼（ZG25、ZG35）、高強度鑄鐵、灰鑄鐵（HT200、HT350）、無縫鋼管（20、30、45）等。對于一般選用無縫鋼管制造負荷大型機械設備塊料，主缸體材質采用無縫鋼管45。 液壓缸內圓柱表面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；內徑配合采用H8～H9；內徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；缸體內表面母線的直線度500mm長度之內不大于0.03mm；缸體端面對軸線的垂直度在直徑每100mm上不大于0.04mm；如果缸體與端蓋采用螺紋連接，螺紋采用6H級精度。 2) 主缸壁厚的確定 壁厚計算公式如下： （2.9） 式中： δ—液壓缸壁厚（m）； D—液壓缸內徑（m）； —實驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍； [σ]—缸筒材料的許用應力。鍛鋼：[σ]=110～120MPa ；鑄鋼：[σ]=100～110MPa ；高強度鑄鐵：[σ]=60MPa ；灰鑄鐵：[σ]=25MPa ；無縫鋼管：[σ]=100～110MPa 。 主缸壁厚δ計算，將D=0.32m ；[σ]= 110MPa ；=1.4×25.5MPa=35.7MPa代入公式（2.9）中，即： 液壓缸缸體的外徑D外計算公式如下： D外≥D＋2δ (2.10) 將參數(shù)代入公式（2.10），即： D外≥0.32m＋0.104m＝0.426m 外徑圓整為標準直徑系列后，取主缸缸體外徑D外＝430mm。 3) 主缸缸蓋材料、厚度的確定 35鋼，45號鋼，鑄鋼，常被用來制作鐵的導向作用常用材料，鑄鐵。 35鋼頭的選材，厚度頭的計算方法如下： （2.11） 式中： t—缸蓋的有效厚度(m)； —缸蓋止口直徑； [σ]—缸蓋材料許用應力。 即： 圓整后取缸蓋厚度t=60mm。 4) 主缸最小導向長度的確定 當活塞桿伸出所有的時間，從該中點到活塞頭的支承面滑動距離的支承面中點被稱為因為導向，由H.表示的最小長度如果導引長度太小，間隙所引起的偏轉離開氣缸初始偏轉增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性。在一般情況下，在導向筒的最小長度應符合下列要求： (2.12) 導向長度如圖2.10所示 圖2.10 主缸導向長度簡圖 式中： L—液壓缸的最大行程； D—液壓缸的內徑。 由表1.1可知主缸的最大行程H=700mm，液壓缸內徑D=320mm代入公式（2.12）中，求主缸的最小導向長度。 即： 為了保證最小導向長度H，不應過分增大和B的大小，如有必要，可以在氣缸蓋和活塞之間添加間隔物，以增加導的最小長度。隔套的長度C可有公式（2.13）求得，即： (2.13) 式中： B—活塞的寬度，一般取B=（0.6～1.0）D； —缸蓋滑動支承面的長度，根據(jù)液壓缸內徑的不同有不同的算法，當D＜80mm時，取=（0.6～1.0）D；當D＞80mm時，取=（0.6～1.0）d。 5) 主缸活塞材料、技術要求、外形尺寸及密封方案的確定 活塞制造材料一般選用灰鑄鐵(HT150、HT200)、當缸體內徑較小時，整體式結構的活塞選用35鋼、45鋼。主缸活塞選用灰鑄鐵HT200。 活塞制造時外圓柱表面的粗糙度為Ra0.8～1.6μm；外徑圓度、圓柱度不大于外徑公差的一半；外徑對內孔的徑向跳動不大于外徑公差的一半；端面對軸線垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm；外徑用橡膠密封圈密封的公差配合取f7～f9，內孔與活塞桿的配合取H8/f7。 活塞寬度系數(shù)取0.8，即活塞的寬度B=0.8D=0.8×320mm =256mm。圓整后取活塞寬度B=260mm。 查表2-10[1],液壓機主缸工況時的壓力大，泄漏量也會隨壓力成正比升高，因此密封圈選用Y形密封圈，這種密封圈能承受的大的工作壓力，泄漏量小。 32 沈陽化工大學科亞學院畢業(yè)設計說明書 參考文獻 結論 本文著重液壓機的液壓控制回路，液壓元件及安全防護措施進行了設計。經過相比之下多個程序，本文插裝閥液壓系統(tǒng)集成控制系統(tǒng)。液壓控制系統(tǒng)，解決了普通窮人密封閥系統(tǒng)，通過小流量，壓力損失等問題。為了與負載系統(tǒng)工作壓力的變化而自動調節(jié)恒功率變量柱塞泵的選擇。為了解決對安全設備液壓沖擊的影響，該系統(tǒng)建立了救災循環(huán)。通過降低壓力釋放系統(tǒng)，以防止液壓沖擊;設置循環(huán)使工件保壓成型有足夠的時間，以確保產品質量。訪問控制通過這樣的方式進行訪問控制更加可靠，安裝方便，速度行程開關，價格實惠。通過流量計算將有快進主缸油短缺，為了解決這個問題，設置了油箱的液壓系統(tǒng)中。在確定了總體方案，以驗證所述液壓系統(tǒng)的可行性，該液壓系統(tǒng)能滿足液壓機的處理要求。此外，主機，電氣控制系統(tǒng)是簡單的整體設計。 方案設計過程中液壓機，選擇可能不是最佳。總體而言，本文的整體設計，以滿足加工要求。 參考文獻 [1] PLC在改造成型壓力機上的使用 電腦開發(fā)與應用 2002年 第05期[M]. 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