哈工大-液压大作业-压力机液压系统设计演示教学.doc

哈工大-液压大作业-压力机液压系统设计

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 XXX

201X 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（包括工作环境和工作条件）及主要参数：
单缸压力机液压系统，工作循环：低压下行→高压下行→保压→低压回程→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：380×104N；最大回程力：76×104N；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：600mm。
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. 选择系统所选用的液压元件及辅件；
3. 设计液压缸；
4. 验算液压系统性能；
5. 编写上述1、2、3和4的计算说明书。

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
（1）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，达到最大压制力的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3.8×106 N，其行程为20 mm。
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，本压力机取为5，故回程力为Fh = 7.6×105 N。
因移动件质量未知，参考其他液压机取移动件（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Sl = 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/s。
2.顶出液压缸
（1）负载：顶出力（顶出开始阶段）Fd＝3.6×105 N，回程力Fdh = 2×105 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/s。
液压缸采用V型密封圈，其机械效率ηcm＝0.91。压头起动、制动时间：0.2 s。
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：
（1）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。
（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。
（3）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。
（4）主缸和顶出缸的压力能够调节，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的液压冲击。
（7）系统上应有适当的安全保护措施。

二、初定液压执行元件的基本参数
1.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，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
Faz = m = 3000×= 600 N
快速回程时起动与制动
Fas = m = 3000×= 600 N
压制力：初压阶段由零上升到F1 = 3.8×106 N×0.10 = 3.8×105 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 主缸的负载计算
工作阶段
负载力FL（N）
液压缸推力
（N）
快速下行
起动
FL = Fa下 = 600
659
等速
FL = 0
0
压制
初压
FL = 3.8×105
4.18×105
终压
FL = 3.8×106
4.18×106
快速回程
起动
FL = F回 = 7.6×105
8.35×105
等速
FL = mg = 30000
32967
制动
FL = mg- Fa下 = 30000-600 = 29400
32308
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，在开始的90 mm内等速运动。速度为3 mm/s，最后的20 mm内速度均匀地减至零，回程以40 mm/s的速度上升。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 b 压力机液压缸运动速度图
图1.2 液压机主液压缸负载和速度图
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20~30 MPa，现有标准液压泵、液压阀的最高工作压力为32 MPa，如选此压力为系统工作压力，液压元件的工作性能会不够稳定，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、200、300吨液压机）所采用的工作压力，本机选用工作压力为25×106Pa。液压缸内径D和活塞杆直径d可根据最大总负载和选取的工作压力来确定。
1）主缸的内径D
D = =
按标准取D =500mm
2）主缸无杆腔的有效工作面积A1
A1=D2 =×0.502=0.1963m2=1963 cm2
3）主缸活塞杆直径d
d ==
按标准值取d = 400 mm
D-d＝500–400＝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）主缸有杆腔的有效工作面积A2
A2 = （D2–d2）= ×（0.502–0.402）= 0.0707 m2 = 707 cm2
5）主缸的工作压力
活塞快速下行起动时 p1 = =
初压阶段末 p1 = =
终压阶段末 p1 = =
活塞回程起动时 p2 = =
活塞等速运动时 p2 = =
回程制动时 p2 = =
6）液压缸缸筒长度
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、活塞杆密封长度和特殊要求的其他长度确定。其中活塞长度 B=（0.6~1.0）D；导向套长度A=（0.6~1.5）d。为了减少加工难度，一般液压缸缸筒长度不应大于内径的20～30倍。
3.计算液压缸的工作压力、流量和功率
1）主缸的流量
快速下行时q1 = A1v1 = 1963×4 = 7852cm3/s = 471.1L/min
工作行程时q2 = A1v2 = 1963×0.3 = 588.9cm3/s = 35.33 L/min
快速回程时q3 = A2v3 = 707×4 = 2828cm3/s = 169.68L/min
2）主缸的功率计算
快速下行时（起动）：P1 = p1q1 = 3358.8×7852×10-6 = 26.37 W
工作行程初压阶段末：P2 = p2q2 = 2.13×106×588.9×10-6 = 1254.4W
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－）（cm3/s）
功率为P = pq = 471.1×（2.13+0.96S）×（1－）
求其极值， = 0得S = 8.89（mm）此时功率P最大
Pmax = 471.1×（2.13+0.96×8.89）×（1－）=2790.8 W = 2.8 kW
快速回程时；等速阶段P = pq = 0.175×106×999×10-6 = 0.175 kW
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 = 0.5×40×0.2 = 4mm
在这段行程中压力和流量均是线性变化，压力p由21 MPa降为0.47 MPa。其变化规律为
p = 21–S = 21–5.1S（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（21–5.1S）
求其极值， = 0得S = 2.1（mm），此时功率P最大
Pmax = 707×2.1×（21–5.1×2.9） = 9220 W = 9.22 kW
由以上数据可画出主液压缸的工况图（压力循环图、流量循环图和功率循环图）见图1.3。
3）顶出缸的内径Dd
Dd = = 0.1419 m = 142 mm
按标准取Dd = 150 mm

a 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）顶出缸无杆腔的有效工作面积A1d
A1d = Dd 2 = ×0.152 = 0.0177m2 = 177 cm2
5）顶出缸活塞杆直径dd
dd = = = 0.1063 m = 106 mm
按标准取dd = 110 mm
6）顶出缸有杆腔的有效工作面积A2d
A2 d = （D d 2–d d 2）= ×（0.152–0.112） = 0.00817m2 = 81.7cm2
7）顶出缸的流量
顶出行程q4 = A1 dv4 = 177×4 = 708 cm3/s = 42.5L/min
回程q5 = A2 dv5 = 81.7×12 = 980 cm3/s = 58.8 L/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。

三、拟订液压系统原理图
1. 确定液压系统方案
液压机液压系统的特点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：
（1）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，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，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3.9）.

图3.9 系统回路图
（3）.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）来使泵按一定规模变化以达到规定的压制速度。
（4）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。
（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3.10）。此法最为简单，适合于小型压机。
（6）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
元件
动作
1YA
2YA
3YA
4YA
5YA
主缸快速下行
-
+
+
-
+
主缸慢速下压
-
+
-
--
+
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 液压元件明细表
序 号
名 称
型 号
1
液控单向阀
A1Y-Ha32B
2
单向顺序阀（平衡阀）
XDIF-B20E
3
液控单向阀
A1Y-Ha20B
4
电液换向阀
34DYH-H20B-TZZ
5
电磁换向阀
23D-25B
6
电液换向阀
34DYM-H20B-T
7
顺序阀
X2F-L32E
8
溢流阀（安全阀）
YF-B20K
9
轴向柱塞泵
63CCYY14-B
10
主液压缸

11
顶出液压缸

12
压力表
Y-100 (0~40)MPa
13
压力表开关
KF-L8/20E
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3.10所示。

图3.10 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，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）选择液压泵和确定电动机功率
1）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
pp = =
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与运动部件的自重相平衡，所以背压的影响也可不计。
2）液压泵的最大流量
Qp≥K（∑Q）max
泄漏系数K = 1.1~1.3，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/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 = 168.68L/min
qp = 1.1q3 = 1.1×168.68=185.6L/min
3）根据已算出的qP和pP，选轴向杜塞泵型号规格为125*CY(M)14-1B，其额定压力为32MPa，满足25~60％压力储备的要求。排量为125mL/r，额定转速为1500r/min，故额定流量为：q = qn = L/min，额定流量比计算出的qP大，能满足流量要求，此泵的容积效率ηv = 0.92.
4）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9.22kW，取泵的总效率为η泵 = 0.85。
则P = = 9.22/0.85 = 10.85kW
选用功率为11kW，额定转速为1460r/min的电动机。电动机型号为：Y160M-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q。q = q1-qP＝471.1-185.6＝285.5L/min，阀3的允许通过流量为
q = q1 = 285.5*707/1963 = 102.8L/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
A1Y-Ha32B
32MPa，32通径，流量200L/min
2
单向顺序阀
（平衡阀）
XDIF-B20E
32通径，流量150L/min，
控制压力（10~30）×105Pa
3
液控单向阀
A1Y-Ha20B
32MPa，20通径，流量100L/min
4
电液换向阀
34DYH-H20B-TZZ
32MPa，20通径，流量100L/min
5
电磁换向阀
23D-25B
6.3MPa，12通径，流量25L/min
6
电液换向阀
34DYM-H20B-T
32MPa，20通径，流量100L/min
7
顺序阀
X2F-L32E
32通径，流量150L/min，
控制压力（10~30）×105Pa
8
溢流阀（安全阀）
YF-B20K
20通径，流量100L/min，
调压范围（14~35）MPa
9
轴向柱塞泵
63CCYY14-B
32MPa，排量63mL/r，1500r/min
10
主液压缸
自行设计

11
顶出液压缸
自行设计

12
压力表
Y-100
（0~400）×105Pa
13
压力表开关
KF-L8/20E

3. 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 = （6~12）qP。
本例取V = 8×qP = 8×185.6 = 1484.8 L（qP用泵的额定流量）.
取油箱容量为1500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。
在本例中，Vg = A1Smax = 1963×60 = 117780cm3 ≈ 117.8（升）
（2）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 = 取v = 4m/s，Q = 65.9L/mm
d = = 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：δ≥
选用钢管：[σ] = ≈ 83.25MPa，取n = 4， σb = 333MPa（10＃钢）。
σ = = = 3.84mm，取σ = 4mm
4. 选择液压油
本系统是高压系统，油液的泄漏是主要矛盾。为了减少泄漏应选择粘度较大的油，本系统选用68号抗磨液压油。
3.2.6 液压系统性能的验算
1．油路压力的计算
本系统是容积调速，系统在各运动阶段的压力由负载决定。本系统在开始设计时已经说明，运动部件在导轨上的摩擦和自重的影响均忽略不计（对实际计算产生的影响很小），因此要考虑的仅仅是阀和管路的压力损失，而本系统对压力的要求主要是工作行程终了时能达到的最大压力值，由于此时速度已接近于零，阀门和管路的损失也接近千零，所以本例不详细计算压力损失值。
2．确定安全阀、平衡阀和顺序阀的调整压力
安全阀调整压力ps = 1.1p泵 = 1.1×25×106 = 27.5MPa
平衡阀调整压力pX = = = 1.59MPa
顺序阀7的调整压力：该阀的作用是使液压泵在卸荷时泵的出口油压不致降为零，出口油压应满足液控单向阀和电液换向阀所需控制油压的要求。由资料查的A1Y型液控单向阀的控制压力≥16×105Pa，另外电液换向阀34DY所需的控制油压不得低于10×105Pa，故取顺序阀的调整压力为（16~18）×105Pa
3．验算电机功率
由工况图知主缸在快速起动阶段中S = 2.1mm处功率为最大，Pmax = 9.22kW
在Pmax时液压泵的流量较小，管路和阀的损失不大。在选择电机时也已考虑功率留有一定量的储备，所以电机功率不必再进行验算，此处对液压泵卸荷状态下的功率再作一下计算，此时卸荷压力p卸等于阀7的调整压力
p卸＝18×105Pa
q泵取泵的额定流量qP = 188L/min。
p卸 = p卸qP = （18×105×188）/60×10-3 = 5640W = 5.640kW
将液压机在工作循环中的功率进行比较后得知主缸快速回程起动阶段的功率为最大，所以用这个功率来计算电机功率是合理的。
（六）绘制正式液压系统图
参考例题1所述要求，绘制的正式液压系统图见图3.10。