四柱式液壓機液壓系統設計說明-文庫吧

【正文】 ；5）液壓元件制造精度高，成本貴，系統故障不容易排除，維護技術成本高；6）液壓系統工作環境受溫度影響較大，不宜在很高和很低的溫度條件下工作。 液壓系統設計要求 液壓機負載確定，液壓機的最大工作負載為2000KN，工進時液體最大壓力為25MPa,由此確定液壓機設計負載為2000KN型四柱液壓機。 液壓機主機工藝過程分析壓制工件時主機的工藝過程：按下啟動按鈕后，主缸上腔進油，橫梁滑塊在自重作用下快速下行，此時會出現供油不足的情況，補油箱對上缸進行補油。觸擊快進轉為工進的行程開關后，橫梁滑塊工進，并對工件逐漸加壓。工件壓制完成后進入保壓階段，讓產品穩定成型。保壓結束后，轉為主缸下腔進油，滑塊快速回程，直到原位后停止。橫梁滑塊停止運動后，頂出缸下腔進油，將工件頂出，工件頂出后，頂出缸上腔進油，快速退回。 液壓系統設計參數最大負載：2000KN； 工進時系統最大壓力：25MPa主缸回程力：400KN； 頂出缸頂出力：350KN主缸滑塊快進速度：； 主缸最大工進速度：主缸回程速度：； 頂出缸頂出速度：頂出缸回程速度： 液壓系統設計 液壓機主缸工況分析 主缸速度循環圖 ，可以得到主缸的速度循環圖如下： 主缸速度循環圖 主缸負載分析液壓機啟動時，主缸上腔充油主缸快速下行，慣性負載隨之產生。此外，還存在靜摩擦力、動摩擦力負載。由于滑塊不是正壓在導柱上，不會產生正壓力，因而滑塊在運動過程中所產生的摩擦力會遠遠小于工作負載，計算最大負載時可以忽略不計。液壓機的最大負載為工進時的工作負載。通過各工礦的負載分析，液壓機主缸所受外負載包括工作負載、慣性負載、摩擦阻力負載，即：F = Fw + Ff + Fa ( )式中：F —液壓缸所受外負載；Fw —工作負載；Ff —滑塊與導柱、活塞與缸筒之間的摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力負載，啟動后為動摩擦力負載；Fa —運動執行部件速度變化時的慣性負載。（1）慣性負載Fa計算計算公式：Fa = ( )式中：G —運動部件重量；g —；—時間內的速度變化量；—加速或減速時間，一般情況取=～。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可及：=，取=。即：Fa = = 4898N（2）摩擦負載Ff計算滑塊啟動時產生靜摩擦負載，啟動過后產生動摩擦負載。通過所有作用在主缸上的負載可以看出，工作負載遠大于其它形式的負載。由于滑塊與導柱、活塞與缸體之間的摩擦力不是很大，因而在計算主缸最大負載時摩擦負載先忽略不計。（3）主缸負載F計算將上述參數Fa = 4898N 、Fw = 。即：F = 2000000 + 4898 = 2004898N 主缸負載循環圖（1） 主缸工作循環負載工 作 循 環外 負 載啟 動F = f靜 + Fa≈5 KN橫梁滑塊快速下行F = f動忽略不計工 進F = f動 + Fw≈2000 KN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。（2） 主缸負載循環圖 液壓機頂出缸工況分析 頂出缸速度循環圖 ，得到頂出缸的速度循環圖如下： 頂出缸速度循環圖 頂出缸負載分析主缸回程停止后，頂出缸下腔進油，活塞上行，這時會產生慣性、靜摩擦力、動摩擦力等負載。由于頂出缸工作時的壓力遠小于主缸的工況壓力，而且質量也比主缸滑塊小很多，慣性負載很小，計算時可以忽略不計；同理摩擦負載與頂出力相比也很小，也可不計；工件頂出時的工作負載比較大，計算頂出缸的最大工作負載時可以近似等于頂出力。即：F = Fw = 350000N式中：Fw —頂出力； 頂出缸負載循環圖（1） 頂出缸工作循環負載工 作 循 環外 負 載啟 動F = F靜 + Fa忽略不計頂出缸頂出F = = f 動 + Fw≈350 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。（2） 頂出缸負載循環圖 液壓系統原理圖擬定 液壓系統供油方式及調速回路的選擇液壓機工進時負載大，運動速度慢，快進、快退時的負載相對于工進時要小很多，但是速度卻比工進時要快。為了提高液壓機的工作效率，可以采用雙泵或變量泵供油的方式。綜合考慮，液壓機采用變量泵供油。由于液壓機工況時的負載壓力會逐步增大，為了使液壓機處于安全的工作狀態，調速回路采用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，即：功率恒定。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 液壓機基本回路圖 恒功率曲線圖 液壓系統速度換接方式的選擇液壓機加工零件的過程包括主缸的快進、工進、快退和頂出缸的頂出、快速回程。采用什么樣的方式進行速度的安全、準確換接是液壓機穩定工作的基礎。為了達到控制要求，液壓系統的速度換接通過行程開關控制。這種速度換接方式具有平穩、可靠、結構簡單、行程調節方便等特點，安裝也很容易。 液壓系統原理圖液壓系統采用插裝集成控制系統，該控制系統具有密封性好、流通能力大、壓力損失小、易于集成等優點。 1111先導溢流閥 1S、2S、3S行程開關 7緩沖閥 14單向閥 1111120電磁換向閥 21補油郵箱 22充液閥 224液壓缸 25壓力表 FFFFFFFFFF10插裝閥 26變量泵 27過濾器 2231梭閥 液壓機插裝閥控制系統原理圖 液壓系統控制過程分析整個液壓控制系統包括五個插裝閥集成塊，插裝閥工作原理分析如下：FF2組成進油調壓回路，其中F1為單向閥，用于防止系統中液壓油倒流回泵，F2的先導溢流閥2用于調整系統的壓力，先導溢流閥1用于限制系統的最高壓力，緩沖閥3與電磁換向4用于液壓泵卸載和升壓緩沖；FF4組成主缸23油液三通回路，先導溢流閥6是用于保證主缸的安全閥，緩沖閥7與電磁換向閥8用于主缸上腔卸壓緩沖；FF6組成主缸下腔油液三通回路，先導溢流閥11用于調整主缸下腔的平衡壓力，先導溢流閥10為主缸下腔安全閥；FF8組成頂出缸上腔油液三通回路，先導溢流閥15為頂出缸上腔安全閥，單向閥14用于頂出缸作液壓墊，活塞浮動時上腔補油；FF10組成頂出缸下腔油液三通回路，先導溢流閥18為頂出缸下腔安全閥。除此之外，進油主閥FFFF9的控制油路上都有一個壓力選擇梭閥，用于保證錐閥關閉可靠，防止反壓開啟。 液壓機執行部件動作過程分析液壓機主缸、頂出缸工作循環過程分析如下：（1）主缸1）啟動——按下啟動按鈕，所有電磁鐵處于失電狀態，三位四通電磁閥4閥芯處于中位。插裝閥F2控制腔經閥閥4與油箱接通，主閥開啟。液壓泵輸出的油液經閥F2流回油箱，泵空載啟動。2）主缸滑塊快速下行——電磁鐵1Y、3Y、6Y得電，這時插裝閥F2關閉，FF6開啟，泵向系統供油，輸出油液經閥FF3進入主缸上腔。主缸下腔油液經閥F6快速流回油箱。滑塊在自重作用下快速下行，這時會因為下行速度太快，泵的輸出流量來不及填充上腔而在上腔形成負壓。充液閥21打開，上部油箱對上腔進行補油，滑塊的快速下行。3）滑塊減速下行——當滑塊行至一定位置觸動行程開關2S后，電磁鐵6Y失電，7Y得電，插裝閥F6控制腔先導溢流閥11接通，閥F6在閥11的調定壓力下溢流，主缸下腔會產生一定的背壓。主缸上腔的壓力這時會相應升高，充液閥21關閉。主缸上腔進油僅為泵的輸出流量，滑塊減速下行。4）工進——當滑塊減速行進一段距離后接近工件，主缸上腔的壓力由壓制負載決定，主缸上腔的壓力會不斷升高，變量泵輸出流量會相應自動減少。當主缸上腔的壓力達到先導溢流閥2的調定壓力時，泵的輸出流量全部經閥F2溢流，此時滑塊停止運動。5）保壓——當主缸上腔的壓力達到所需要求的工作壓力后，電接點壓力表發出電信號，電磁鐵1Y 、3Y、7Y全部失電，閥FF6關閉。主缸上腔閉鎖，實現保壓，同時閥F2開啟，泵卸載。6）主缸上腔泄壓——主缸上腔此時的壓力已經很高，保壓一段時間后，時間繼電器發出電信號，電磁鐵4Y得電，閥F4控制腔通過緩沖閥7及電磁換向閥8與油箱接通，由于緩沖閥7的作用，閥F4緩慢開啟，主缸上腔實現無沖擊泄壓，保證設備處于安全工作狀態。7）主缸回程——當主缸上腔的壓力降到一安全值后，電接點壓力表發出電信號，電磁鐵2Y、5Y、4Y、12Y得電，插裝閥F2關閉，閥FF5開啟，充液閥21開啟，壓力油經閥FF5進入主缸下腔，主缸上腔油液經充液閥21和閥F4分別流回上部油箱和主油箱，主缸完成回程。8）主缸停止——當主缸回程到達上端點，觸擊行程開關1S，全部電磁鐵失電，閥F2開啟，泵卸載。閥F5將主缸下腔封閉，上滑塊停止運動。（2）頂出缸1）工件頂出——當主缸回程停止運動后，按下頂出按鈕，電磁鐵2Y、9Y、10Y得電，插裝閥FF9開啟，液壓油經閥FF9進入頂出缸下腔，上腔油液經閥F8流回油箱，工件頂出。2）頂出缸退回——按下退回按鈕，電磁鐵9Y、10Y失電，電磁鐵2Y、8Y、11Y得電，插裝閥FF10開啟，液壓油經閥FF7進入頂出缸上腔，下腔油液經閥F10流回油箱，頂出缸回程。 液壓系統基本參數計算 液壓缸基本尺寸計算（1）主缸工作壓力、內徑、活塞桿直徑的確定查表21 [1]，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。=2000KN。查表23 [1]，由主缸工作壓力為25MPa選取d/，取液壓缸的機械效率ηcm = 。 液壓機主缸受力簡圖D= ()式中：P1—液壓缸工作壓力；P2—液壓缸回路背壓，對于高壓系統初算時可以不計；F—工作循環中最大負載；ηcm—液壓缸機械效率，一般ηcm = ～。將參數代入公式（），P2忽略不計，可求得液壓缸內徑即：D=mm≈327mm查表24 [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=。即：d==≈229mm同理查表25 [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21 [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。=350KN。查表23 [1]，缸工作壓力為12MPa，選取d/，取液壓缸的機械效率ηcm = 。 液壓機頂出缸缸受力簡圖將參數代入公式（），P2忽略不計，可求得液壓缸內徑即：D=mm≈198mm查表24 [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=。即：d==≈138mm同理查表25 [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