雙缸四柱式液壓機液壓系統(tǒng)設計和PLC控制

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1、 摘要 雙缸四柱液壓機應用廣泛，是在加工工藝過程中極為常用的一種機械設備。該液壓機的組成部分包括主機和一個控制機構，其中主機部分包括機架、主缸、頂出缸和它的充液裝置等?？刂茩C構則包括動力系統(tǒng)和液壓控制系統(tǒng)。其中動力系統(tǒng)機構是由油箱高壓泵和低壓控制系統(tǒng)以及這個電動機和不同的壓力閥或者是方向閥來組成的。而液壓控制系統(tǒng)是液壓機工作運轉的重要部分，它直接關系到液壓機的性能。液壓系統(tǒng)主要由動力元件、執(zhí)行元件、控制元件和輔助元件四個部分組成。雙缸四柱液壓機在工作的過程中各個部分所起的作用也是各不相同。液壓機的主機的作用是提供主要結構；動力系統(tǒng)是提供動力；而液壓控制系統(tǒng)由動力系統(tǒng)驅動，通過控制液壓的方

2、向和壓力，實現(xiàn)液壓機的工作過程。液壓傳動容易實現(xiàn)自動化操作，采用電液聯(lián)合控制后，可以實現(xiàn)更高程度的自動控制以及遠程遙控。由于液壓傳動的工作介質是流體礦物油，有較大的沿程和局部阻力損失。當系統(tǒng)的工作壓力比較高時，還會產生比較大的泄漏，泄漏的礦物油將直接對環(huán)境造成污染，有時候還容易引起安全事故。油液受溫度的影響很大，因此液壓油不能在很高或很低的溫度條件下工作。由于液壓油的可壓縮性和泄漏，液壓傳動不能保證恒定的傳動比和很高的傳動精度，這是液壓傳動的最大不足之處。此外，液壓傳動的故障排除不如機械傳動、電氣傳動那樣容易，因而對使用和 維護人員有較高的技術水平要求。雖然液壓傳動存在這些缺陷，但總體上優(yōu)點還

3、是蓋過了缺點，因而應用還是很廣泛。 雙缸四柱液壓機是一類結構緊湊、動作輕快、耗能低下、操作易行的液壓機，受到廣泛的關注。在本次設計中通過查閱大量的文獻資料和動態(tài)性能仿真軟件，利用液壓機的結構特點和PLC控制系統(tǒng)，通過泵，油缸及各種液壓閥實現(xiàn)能量的轉換，調節(jié)和運輸來完成各種工藝動作，從而進一步設計出液壓機的液壓系統(tǒng)和PLC的系統(tǒng)設計。該液壓機的主要技術指標：公稱力6300KN,頂出力1000KN，滑塊行程900mm,頂出行程350mm，滑塊工作速度6-10mm/s,主要設計內容如下： （1）對液壓系統(tǒng)進行設計。主要包括系統(tǒng)的工作壓力、液壓缸的結構尺寸、液壓元件的選擇、系統(tǒng)的制定

4、方案、液壓的工作原理圖。 （2）對PLC系統(tǒng)進行設計。主要包括PLC輸入輸出接線圖、PLC輸入輸出地址分配表、PLC程序編制、PLC控制系統(tǒng)梯形圖設計與調試。 關鍵詞: 雙缸四柱液壓機； 液壓系統(tǒng)； 可編程控制器（PLC） Abstract Widely used parallel bars four-column hydraulic press, are very commonly used in the process of machining process of a kind of mechani

5、cal equipment.Part of the hydraulic press, including host and a control mechanism, in which the host part includes frame, main cylinder and cylinder of pack out and the charging device, etc.Control mechanism includes power system and hydraulic control system.Including power system organization is ma

6、de up of tank of high pressure pump and low voltage control system and direction of the motor and the different pressure valve or valve to form.And hydraulic control system is an important part of hydraulic press work operation, it is directly related to the performance of the hydraulic press.Hydrau

7、lic system is mainly composed of power devices, actuators, control components and auxiliary components of four parts.Parallel bars four-column hydraulic press in the process of work the role of each part is also each are not identical.Hydraulic press for the host's role is to provide the main struct

8、ure;Power system is to provide the power;And hydraulic control system driven by power system, by controlling the direction of the hydraulic pressure and pressure. Hydraulic transmission is easy to realize automation using electrohydraulic combined control, can achieve a higher degree of automatic co

9、ntrol and remote control.Due to the working medium of hydraulic drive is a fluid mineral oil, the path and the local resistance loss has bigger.When the system pressure is higher, but also will produce larger leakage, leakage of mineral oil will direct damage to the environment, sometimes easy to ca

10、use accidents.Oil is affected by temperature is very large, so the hydraulic oil cannot work under high or low temperature conditions.In addition, the hydraulic transmission of troubleshooting not as easy as mechanical drive and electrical drive, and thus to use and maintenance personnel have a high

11、er level of technical requirements.Although the hydraulic drive these drawbacks, but overall benefits still outweigh the disadvantages, and application is very extensive.The parallel bars four-column hydraulic press is a kind of compact structure, action fast hydraulic press, low energy consumption,

12、 easy operation, widely attention.In this design by looking at a large number of literature data and dynamic performance simulation software, using the structure characteristics of the hydraulic press and PLC control system, through the pump, oil cylinder and various hydraulic valve to achieve energ

13、y conversion, control and transport to complete a variety of process action, thus further design of hydraulic press hydraulic system and PLC system design.The main technical indexes of the hydraulic press: nominal power 6300 kn, top 1000 kn, the output of the slider stroke 900 mm, ejection stroke 35

14、0 mm, the slider working speed 6-10 mm/s, the main design content is as follows: （1）TO carry on the design of hydraulic system.Mainly includes the structure of the system working pressure, the hydraulic cylinder size, selection of hydraulic components, constituting the system scheme, the working pr

15、inciple of hydraulic drawing. （2）TO PLC system design.Mainly includes the PLC input and output wiring diagram and PLC I/o address allocation table, PLC programming, trapezoidal diagram of PLC control system design and debugging. Key words: The parallel bars four-column hydraulic press; The

16、 hydraulicsystem; The programmable controller(PLC) 目 錄 第一章 緒 論 1 1.1 液壓機的現(xiàn)狀概要 1 1.2 雙缸四柱液壓機的概述 1 第二章 雙缸四柱液壓機總體設計 2 2.1 雙缸四柱液壓機主要指標參數(shù) 2 2.2 雙缸四柱液壓機工作原理分析 2 2.2.1 雙缸四柱液壓機的基本組成 2 2.2.2 雙缸四柱液壓機的工作原理 3 2.3 雙缸四柱液壓機工藝方案設計 4 2.4 雙缸四柱液壓機總體布局方案設計 5 2.5

17、雙缸四柱液壓機零部件設計 5 2.5.1 主機載荷分析 5 2.5.2 主機工作臺設計 9 2.5.3 控制臺設計 9 第三章 雙缸四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計 10 3.1 液壓系統(tǒng)設計要求 10 3.1.1 液壓機負載確定 10 3.1.2 液壓機主機工藝過程分析 10 3.2 液壓系統(tǒng)設計 10 3.2.1 液壓機主缸工況分析 10 3.2.2 液壓機頂出缸工況分析 13 3.2.3 液壓系統(tǒng)原理圖設計 14 3.3 液壓元件的設計 17 3.4 液壓系統(tǒng)零部件設計 18 3.4.1 液壓機主缸設計 18

18、 3.4.2 液壓機頂出缸設計 22 3.4.3 液壓油管設計 24 3.4.4 液壓油箱設計 26 3.5 液壓站布局設計 27 第四章 雙缸四柱液壓機的液壓系統(tǒng)主要性能計算 29 4.1 液壓系統(tǒng)壓力損失計算 29 4.2 液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升計算 32 第五章 雙缸四柱液壓機的控制系統(tǒng)設計 34 5.1 控制系統(tǒng)概述 34 5.2 雙缸四柱液壓機控制系統(tǒng)方案設計 34 5.2.1 雙缸四柱液壓機控制方案選擇 34 5.2.2 PLC控制要求與總體控制方案 34 5.3 雙缸四柱液壓機PLC控制電路設計 35 5.3.1 雙缸四柱

19、液壓機主電路設計 35 5.3.2 雙缸四柱液壓機控制電路設計 35 5.3.3 PLC控制過程分析 36 5.4 PLC系統(tǒng)設計 36 5.4.1 PLC輸入輸出地址分配表 37 5.4.2 PLC輸入輸出接線圖 38 5.4.3 PLC控制框圖設計 40 5.4.4 PLC控制梯形圖設計 41 結 論 43 參考文獻 44 致 謝 45 第一章 緒 論 1.1 液壓機的現(xiàn)狀概要 液壓機自19世紀問世以來得到了很快的發(fā)展，在工業(yè)生產中已經有了廣泛的應用，成了產品壓力加工成型不可或缺的機械設備。隨著科學技術的日新月

20、異，電子技術、液壓技術的不斷成熟，液壓機也得到了更進一步的發(fā)展。到目前為止，控制技術也由原來傳統(tǒng)的繼電器控制變?yōu)榭删幊炭刂破骱凸I(yè)計算機控制，這使液壓機的運行平穩(wěn)性、控制精度、產品質量有了保證，同時生產效率得到了很大的提高。 液壓機加工與傳統(tǒng)機械加工相比屬于無屑加工，應用范圍廣泛，一般用于塑性材料的冷擠、校直、彎曲、沖裁、拉伸等。液壓機還能實現(xiàn)復雜工件和不對稱工件的加工，產品廢品率較低。液壓機根據加工工件的不同性質，還可進行適當?shù)膲毫π谐陶{整，滿足產品的加工要求。液壓機主要由主機、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)三部分組成。液壓機的整個工作過程的實現(xiàn)，首先是由電氣系統(tǒng)來控制液壓系統(tǒng)，然后再由液壓系統(tǒng)控制主

21、機主缸和頂出缸的順序動作。 綜上所述，液壓機操作簡單，維護方便。 1.2 雙缸四柱液壓機的概述 雙缸四柱液壓機的機械及液壓裝置為基礎，配以可編程控制器，根據液壓機的工作過程，按照生產工藝要求進行自動控制。在以往我們的鉆機的自動化程度不高，效率不高，體積大系統(tǒng)的抗干擾能力差。而且操作比較繁瑣，增大了工人的工作量。所以在以后的社發(fā)展進程中機械相關設備與液壓系統(tǒng)及PLC控制系統(tǒng)相結合的方向會越來越多。 利用PLC最具優(yōu)勢的開關量控制與自身具備的PTO控制及PID控制功能緊密結合，對液壓機的運行速度及液壓油溫進行控制。通過高精度比例溢流閥和PLC的模擬輸入輸出模塊對頂出缸的油壓進行控制,并結合

22、板材變壓邊力成形工藝,在單動液壓機上實現(xiàn)變壓邊力控制。在板材成形過程中通過可編程控制終端對成形力、壓邊力及凸模行程進行實時監(jiān)視和控制。 44 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章 雙缸四柱液壓機總體設計 第二章 雙缸四柱液壓機總體設計 2.1 雙缸四柱液壓機主要指標參數(shù) （1）雙缸四柱液壓機主要技術參數(shù)見表2.1 表2.1 液壓機技術參數(shù) 參 數(shù) 項 參 數(shù) 公稱力（最大負載） 6300KN 工進時液體最大工作壓力 25MPa 主缸回程力 400KN 頂出缸頂出

23、力 1000KN 主缸滑塊行程 900mm 頂出活塞行程 350mm 主缸滑塊距工作臺最大距離 1100mm 滑塊工作速度 6～10mm/s 工作臺的大小 Φ100mm 主缸快退速度 0.03m/s 頂出活塞頂出速度 0.02m/s 頂出活塞退回速度 0.05m/s 工作臺面大小 根據設備穩(wěn)定性進行設計 2200×1600，1600×1600,3250×2000 （2）雙缸四柱液壓機的主要功能 通過液壓傳動系統(tǒng)傳遞動力，完成零件的壓力成型加工。 （3）雙缸四柱液壓機的適用范圍 液壓機主要用于冷擠、校直、彎曲、沖裁、拉伸、粉末冶金、翻邊

24、、壓裝等成型工藝。 2.2 雙缸四柱液壓機工作原理分析 2.2.1 雙缸四柱液壓機的基本組成 四柱液壓機主要由主機、液壓控制系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)三部分組成。其中主機包括工作臺、導柱、滑塊、上缸、頂出缸等結構；液壓系統(tǒng)由控制元件、執(zhí)行元件、輔助元件、動力裝置、工作介質等組成；電氣控制控制系統(tǒng)主要由繼電器、接觸器、按鈕、行程開關、電器控制柜等組成。 2.2.2 雙缸四柱液壓機的工作原理 （1）雙缸四柱液壓機主機組成簡圖2.1 1-滑塊 2-導柱 3-工作臺 4-安裝地基 5-頂出缸 6-主缸 7-上橫梁 8-輔助油箱 圖2.1 雙缸四柱液壓機主機組成簡圖 （2

25、）雙缸四柱液壓機工作原理分析 雙缸四柱液壓機的動作順序通過電氣系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)控制，控制順序框圖如圖2.2。 圖2.2 雙缸四柱液壓機控制順序圖 從上面的控制順序框圖可以看出，液壓機的工作原理由電氣控制系統(tǒng)控制液壓系統(tǒng)，液壓控制系統(tǒng)再控制主機工作，主機動作觸及行程開關，將信號反饋給電氣控制系統(tǒng)，實現(xiàn)循環(huán)控制。 （3） 雙缸四柱液壓機工作循環(huán)分析 雙缸四柱液壓機工作循環(huán)如圖2.3所示。 圖2.3 雙缸四柱液壓機工作循環(huán)圖 雙缸四柱液壓機工作循環(huán)如圖2.3（a），滑塊在自重的作用下快速下行，碰到行程開關后由快進變?yōu)楣みM，隨后進行加壓、保壓。保壓時間完成后，滑塊快速

26、回程，直到回到原來的位置，停止運動；圖2.3（b）表示頂出缸的工作循環(huán)過程，主缸快進、工進、保壓、退回停止后，頂出缸才運動，將工件頂出。 2.3 雙缸四柱液壓機工藝方案設計 （1）控制方式的選擇 采用液壓系統(tǒng)與電氣系統(tǒng)相結合的控制方式。具有調整、手動、半自動三種工作方式，可實現(xiàn)定壓、定程兩種加工工藝； （2）液壓系統(tǒng)： 液壓油路采用封閉式回路，供油方式選用變量泵供油，液壓控制元件采用插裝閥形式。針對液壓機快進時供油不足以及工進時的高壓特性，系統(tǒng)應設有補油和卸壓裝置； （3）電氣控制： 采用繼電器、行程開關、接觸器、手動按鈕等元件進行手動、半自動控制； （4）主機： 主機結構形

27、式采用“三梁四柱”的形式，主缸和頂出缸為執(zhí)行元件。 2.4 雙缸四柱液壓機總體布局方案設計 總體布局如圖2.4所示 1-主機 2-液壓油管 3-控制臺 4-插裝閥 5-液壓泵裝置 6-液壓油箱 7-電氣控制柜 圖2.4 四柱液壓機總體布局簡圖 圖2.4為液壓機整體布局簡圖，分為三個部分，即：主機、液壓系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)。液壓系統(tǒng)的所有部件都集中安裝在液壓油箱上，使液壓站布局結構變得緊湊。電氣控制元件集中設計在電氣柜中。啟動、停止、快進、頂出、調整、等控制按鈕設置在控制臺上，方便及時操作。 2.5 雙缸四柱液壓機零部件設計 2.5.1 主機載荷分析 參考表2.1

28、，四柱液壓機的最大工作負載為6300KN，主缸回程力為400KN，頂出缸頂出力為1000KN。由于工作時的負載遠大于其它工況時的負載，因此在進行載荷設計時，取負載6300KN對液壓機進行受力計算。 液壓機結構形式為“三梁四柱”式，工進加壓的負載作用在橫梁和導柱上，受載時橫梁受壓，導柱受拉，受力如圖2.5所示 F-負載 T-導柱拉力 圖2.5 橫梁、導柱受力圖 （1）導柱設計 材料選擇： 導柱在工作過程中主要承受拉力，材料必須具備較高的抗拉強度。導柱材料選擇45圓鋼，也可選用鍛件形式。 熱處理要求： 導柱除了承受拉力之外，外圓柱表面與滑塊之間還存在摩擦力。為了減少導柱

29、表面的磨損，通過表面熱處理提高表面硬度增加表面耐摩性?？偟臒崽幚砉に嚍檎{質和表面淬火。 理論設計計算： 液壓機的最大負載約為6300kN，通過力傳遞后，最后由四根導柱承受6300kN的拉力，作用在每根導柱上的拉力為1575kN。由許用拉應力公式(2.1)，可計算導柱的安全直徑D。 （2.1） 式中： —許用應力；取45鋼 =80～100MPa； F—軸向拉力； A—橫截面積。 即： 圓整后取導柱直徑D=90mm，為

30、了防止四根導柱因瞬間的受力不均而被破壞，導柱直徑可適當加大，取D=110mm。 （2） 橫梁設計 材料選擇：橫梁工作時的受力為彎曲力，材料應具有一定的抗彎強度。選用45鋼，毛坯采用鍛件。 熱處理要求：橫梁進行調質處理。 理論計算校核： 橫梁受力可以簡化為簡直梁,中間受載的情形，如圖2.6所示。 圖2.6 橫梁滑塊受力簡圖 初步確定橫梁的長、寬、高尺寸分別為1310、1045、575mm，截面為矩形。即：在負載作用下的剪力和彎矩如圖2.7所示。 圖2.7 (a) 剪力圖 (b) 彎矩圖 由彎矩圖2.7(b)可知，橫梁C點1—1截面彎矩最大，該截面是危險截面。為了保

31、證橫梁能夠正常工作，必須對該截面進行強度校核。正應力計算公式為： (2.2) 式中： —最大彎曲正應力； —最大彎矩； —抗彎截面系數(shù)()。 矩形截面抗彎系數(shù)W計算公式為： (2.3) 式中： —矩形截面的寬； —矩形截面的高。 即： 45鋼的彎曲許用

32、應力[]=100MPa，而橫梁的最大彎曲應力 = 8.1MPa，遠小于材料的許用應力，經過校核，設計尺寸滿足要求。 2.5.2 主機工作臺設計 液壓機工作臺主要受壓，由于工作臺不是很高，剛度要求可以滿足，因此在設計計算時只要進行抗壓強度的校核即可，校核過程從略。 材料選擇：工作臺主要受壓，材料選用鑄鋼45。 工藝要求： 機械加工時，工作臺表面做成T形槽，如圖2.8所示。 圖2.8 工作臺T形槽 2.5.3 控制臺設計 材料選擇：控制臺主要用于安裝控制按鈕，不承受動載荷，強度要求不是很高，滿足使用要求即可，材料選用Q235A。 加工工藝：控制臺的制作加工采用焊接方式完

33、成。 外形設計：控制臺外形尺寸設計應考慮操作方便。外形簡圖如圖2.9所示。 1-控制按鈕 2-控制面板 3-控制臺底座 圖2.9 液壓機控制臺外形簡圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 雙缸四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計 第三章 雙缸四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計 3.1 液壓系統(tǒng)設計要求 3.1.1 液壓機負載確定 參考四柱液壓機技術參數(shù)表2.1可知，液壓機的最大工作負載為6300KN，工進時液體最大壓力為25MPa,由此確定液壓機設計負載為6300KN型四柱液壓機。 3.1.2 液壓機

34、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(xiàn)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(wěn)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。 3.2 液壓系統(tǒng)設計 3.2.1 液壓機主缸工況分析 （1）主缸速度循環(huán)圖 根據液壓機系統(tǒng)設計參數(shù)及表2.1中主缸滑塊行程為900mm，可以得到主缸的速度循環(huán)圖如下： 圖3.1

35、 主缸速度循環(huán)圖 （2）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。通過各工況的負載分析，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 ( 3.1 ) 式中： F —液壓缸所受外負載；

36、 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(zhí)行部件速度變化時的慣性負載。 a. 慣性負載Fa計算 計算公式： ( 3.2 ) 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

37、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3.2中。 即： b. 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。 c. 主缸負載F計算 將上述參數(shù)Fa = 4898N ，F(xiàn)w = 6300000N代入公式3.1中。 即： F =6300000 + 4898 =6304898N

38、 （3）主缸負載循環(huán)圖 a. 主缸工作循環(huán)各階段外負載如表3.1 表3.1 主缸工作循環(huán)負載 工 作 循 環(huán) 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 ≈6300 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。 b. 主缸各階段負載循環(huán)如圖3.2 圖3.2 主缸負載循環(huán)圖 3.2.2 液壓機頂出缸工況分析 （1）頂出缸速度循環(huán)圖 根據液壓機系統(tǒng)設計參數(shù)和表2.1中

39、頂出缸活塞行程為250mm，得到頂出缸的速度循環(huán)圖如下： 圖3.3 頂出缸速度循環(huán)圖 （2）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。將參數(shù)代入公式3.1計算頂出缸的最大負載。 即： F = Fw = 350000N 式中： Fw —頂出力； （3）頂出缸負載循環(huán)圖

40、a. 頂出缸工作循環(huán)各階段外負載如表3.2 表3.2 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 ≈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。 b. 頂出缸各階段負載循環(huán)如圖3.4 圖3.4 頂出缸負載循環(huán)圖 3.2.3 液壓系統(tǒng)原理圖設計 a. 液壓系統(tǒng)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

41、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，基本油路如圖3.5所示。 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(tài)，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(shù)，即：功率恒定，如圖3.6所示。 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3.5 液壓機基本回路圖 圖3.6 恒功率曲線圖 b. 液壓系統(tǒng)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

42、、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(wěn)定工作的基礎。為了達到控制要求，液壓系統(tǒng)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(wěn)、可靠、結構簡單、行程調節(jié)方便等特點，安裝也很容易。 c. 液壓系統(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3.7所示。 1－恒功率變量泵2－定量泵 3、4－溢流閥 5－遠程調壓閥 6、21－電液換向閥 7－壓力表 8－電磁閥 9－液控單向閥 10－順序閥 11－卸荷閥(帶阻尼孔)

43、 12－壓力繼電器 13－單向閥 14－充液閥（卸荷閥芯） 15－充液閥 16－主缸 17－頂出缸 18－溢流閥 19－節(jié)流器 20－背壓閥 22－滑塊 23－檔鐵 圖3.7 雙缸四柱液壓機的液壓系統(tǒng)原理圖 d. 液壓系統(tǒng)控制過程分析

44、 1　 快速下行 按下啟動按鈕。電磁鐵1DT、5DT通電吸合。低壓控制油使電液閥6切換至右位，同時經閥8使液控單向閥9打開。泵1供油經閥6右工位、單向閥13至主16上腔，而主缸下腔液壓油經液控單向閥9、閥6右工位、閥21中位回油箱。實際上，此時主閥滑塊22在自重作用下快速下降， 泵1的全部流量還不足以補充主腔上腔空處的容積， 因而在上腔形成局部真空，置于液壓缸頂部的充液箱15內的油液在大氣壓及油位作用下，經液控單向閥14（充液閥）進入主缸上腔。 2　 慢速接近 工件加壓當主缸滑塊22上的擋鐵23壓下

45、行程開關XW2時，電磁鐵5DT斷電，閥 8處于常態(tài)位，閥9關閉。主缸回油經背壓（平衡）閥10、閥6右位、閥21中位至油箱。由于回油路上有背壓力，滑塊單靠自重就不能下降，油泵1供給的壓力油使之下行，下行速度減慢。這時主缸上腔壓力升高，充液閥14關閉。主泵1的壓力油推動活塞使滑塊慢速接近工件，當主缸活塞的滑塊22抵住工件后，阻力急劇增加，上腔油壓進一步提高，變量泵1的排油量自動減小，主缸活塞的速度變得更慢，以極慢的速度對工件加壓。 3　 保壓 當主缸上腔的油壓達到預定值時，壓力繼電器12發(fā)出信號，）使電磁鐵1DT斷電，閥6回復中位，將主缸上、下油腔封閉。同時泵1經閥6、閥21的中位卸荷。單向

46、閥13保證了主缸上腔良好的密封性，主缸上腔保持高壓。保壓時間可由壓力繼電器 12控制的時間繼電器調整。 4　 泄壓、快速回程 保壓過程結束，時間繼電器12發(fā)出信號，使電磁鐵2DT通電（當定程壓制成型時，可由行程開關XW3發(fā)出信號），主缸處于回程狀態(tài)。為了防止液壓沖擊，保壓后必須先泄壓然后再回程。但由于液壓機油壓高，而主缸的直徑大，行程長，缸內液體在加壓過程中受到壓縮而儲存相當大的能量。如果此時上腔立即與回油相通，則系統(tǒng)內液體積蓄的彈性能突然釋放出來，產生液壓沖擊，造成機器和管路的劇烈振動，發(fā)出很大的噪聲，為此，保壓后必須先泄壓后再回程。當電液換向閥6切換至左位后，主缸上腔還未泄壓，壓力很高

47、，卸荷閥 11（帶阻尼孔）呈開啟狀態(tài)，主泵 1 的油經閥6的左工位,閥11的回油。這時主泵1在較低壓力下運轉，此壓力不足以使主缸活塞回程，但能夠打開液控單向閥14的卸荷閥芯，主缸上腔的高壓油經此卸荷閥芯的開口而泄回充液箱15，這是泄壓過程。這一過程持續(xù)到主缸上腔壓力降低到較低時，卸荷閥11關閉為止。主泵1的供油壓力升高,推開充液閥14的主閥芯。此時泵1的壓力油經閥6的左位,液控單向閥9進入主缸下腔,而主缸上腔油液經閥14回油到充液箱15實現(xiàn)主缸開始快速回程。 3. 3 液壓元件的設計 通過液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算查閱液壓手冊，液壓元件選擇如表3.3所示： 表3.3 液壓元件明細表 序

48、 號 液 壓 元 件 名 稱 元 件 型 號 額定流量（L/min） 1 恒功率變量泵 250YCY14-1B 250 2 定量泵 PUQ20-B2R-SS1S-21-C21-12 140 3 溢流閥 YEF3-E25B 120 4 溢流閥 YEF3-E20B 120 5 遠程調壓閥 YF-L8H 20 6 電液換向閥 D4-04-3C-AC 120 7 壓力表 YAF3-Ea20B 150 8 電磁閥 ZBSF-DN10-50 120 9 液控單向閥 SV32P 90 10 順序閥 XD2F-B10H 12

49、0 11 卸荷閥（帶阻尼孔） YXF-L10 40 12 壓力繼電器 MJCS-02WL 80 13 單向閥 AF3-Eb20B 100 14 充液閥（帶卸荷閥芯） SVF 90 15 充液箱 16 主缸 HSGK01-80/40E-5210 100 17 頂出缸 HSGK01-80/40E-5210 100 18 溢流閥 YEF3-E25B 120 19 節(jié)流器 GXGL-30 30 20 背壓閥 24F3-E16B 80 21 電液換向閥 D4-04-3C-AC 120 22 滑塊 2

50、3 擋鐵 3.4 液壓系統(tǒng)零部件設計 3.4.1 液壓機主缸設計 通過表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。對于負載大的機械設備缸體材料一般選用無縫鋼管制造，主缸缸體材料選用無縫鋼管45。 液壓缸內圓柱表面粗糙度為R

51、a0.4～0.8μm；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： （3.9） 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

52、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（3.9）中，即： 液壓缸缸體的外徑D外計算公式如下： D外≥D＋2δ (3.10) 將參數(shù)代入公式（3.10），即： D外≥0.32m＋0.10

53、4m＝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 缸蓋常用制造材料有35鋼、45鋼、鑄鋼，做導向作用時常用鑄鐵、耐磨鑄鐵。缸蓋材料選用35鋼，缸蓋厚度計算公式如下： （3.11） 式中： t—缸蓋的有效厚度(m)； D2—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 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中

54、點的距離稱為最小導向長度，用H表示。如果導向長度太小，會因為間隙引起的撓度而使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定工作。一般而言，液壓缸的最小導向長度應該滿足如下要求： (3.12) 導向長度如圖3.10所示 圖3.10 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（3.12）中，求主缸的最小導向長度。 即： 為了保證

55、最小導向長度H，不應過分增大 和B的大小，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套來增加最小導向長度。隔套的長度C可有公式（3.13）求得，即： (3.13) 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

56、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

57、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。 （6）主缸活塞桿材料、技術要求及長度確定 活塞桿有空心和實心兩種結構形式?？招臅r一般選用35鋼、45鋼的無縫鋼管；實心結構選用35鋼、45鋼。主缸活塞桿選用45鋼。 活塞桿制造時外圓柱面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；熱處理要求調質20～25HRC；外徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；外徑表面直線度在500mm上不大于0.03mm；活塞桿與導向套之間的配合公差采用H8/f7，與活塞連接的配合公差采用H7/g6。 由滑塊的行程，確定活塞桿的長度L桿=1250mm。 （7）主缸長度的確定 液壓缸缸體內部長度等于活

58、塞的行程與活塞的寬度之和。缸體的外形尺寸還應考慮兩端端蓋的厚度，總體而言，液壓缸缸體的長度L不應該大于缸體內徑D的20～30倍，即：L≤（20～30）D 。 由主缸行程為700mm，活塞寬度為260mm,缸蓋厚度為60mm，通過計算可知，主缸的長度取L缸=1080mm。 （8）活塞桿穩(wěn)定性校核 活塞桿工作中主要受壓，當液壓缸的支承長度Lb≥(10～15)d時，必須對活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進行校核,d為活塞桿直徑。通過計算可知，Lb的最大值不可能大于L桿+L缸=2330mm，而(10～15)d=2500～3750mm。 將參數(shù)代入Lb≥(10～15)d中，比較后Lb＜(10～15)d

59、，活塞桿滿足使用要求，工作時不會失穩(wěn)。 （9）主缸結構設計 a. 缸體與端蓋的連接形式 缸體與端蓋的連接形式通常有法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接、內半環(huán)連接等形式。由于液壓機工況時缸體內的壓力很大，所以缸體與端蓋的連接方式選用法蘭形式。 b. 活塞桿與活塞的連接形式 活塞與活塞桿的連接結構有整體式結構、螺紋連接、半環(huán)連接、錐銷連接等連接形式。主缸活塞與活塞桿的連接選用螺紋連接形式。 c. 活塞桿導向結構形式 活塞桿的導向部分包括端蓋、導向套、密封、防塵和鎖緊結構。工程機械中導向套一般安裝在密封圈的內側，有利于導向套的潤滑。 d. 緩沖與排氣裝置 液壓機

60、運動時的質量大，快進時的速度快，這樣活塞在到達行程中點時，會產生液壓沖擊，甚至活塞與缸筒端蓋會產生機械的碰撞。為防止這種現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端要設置緩沖裝置。一般緩沖裝置有環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置、可調節(jié)流緩沖裝置、三角槽式節(jié)流緩沖裝置。 大型液壓缸需要有穩(wěn)定的運動速度，這樣需要設置排氣裝置，防止空氣在傳動時對系統(tǒng)傳動精度有影響。排氣閥安裝在液壓缸兩端的最高處，雙作用液壓鋼需要設兩個排氣閥。 3.4.2 液壓機頂出缸設計 （1）頂出缸缸體材料選擇及制造技術要求 頂出缸工作時的最大工作壓力為12.5MPa，比主缸的要小，為了保證頂出缸安全工作，缸體材料也選用無縫鋼管45。 缸體的

61、制造要求應該滿足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。 （2）頂出缸壁厚的確定 將D=0.2m ；[σ]= 110MPa ； = 1.3×12.5MPa=16.25MPa代入公式（3.9）中，即： 將D=0.2m ；取δ=0.02m代入公式（3.10），即： D外≥0.2m＋0.04m＝0.24m 外徑圓整為標準直徑系列后，取主缸缸體外徑D外＝240mm。 （3）頂出

62、缸缸蓋材料、厚度的確定 缸蓋常用制造材料有35鋼、45鋼、鑄鋼，做導向作用時常用鑄鐵、耐磨鑄鐵。頂出缸缸蓋材料選用35鋼，缸蓋厚度計算公式見（3.11）： 即： 取缸蓋厚度t=25mm。 （4）頂出缸最小導向長度的確定 由表2.1可知頂出活塞行程L=350mm，頂出缸內徑D=200mm，代入公式(3.12)， 即： （5） 頂出缸活塞材料、技術要求、外形尺寸及密封方案的確定 頂出缸活塞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

63、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。 計算活塞寬度時區(qū)寬度系數(shù)為0.8，即活塞的寬度B=0.8D=0.8×200mm =160mm。取活塞寬度B=160mm。 液壓機頂出缸工況時的工作壓力比主缸要小很多，密封圈選用O形密封圈。頂出缸活塞選用灰鑄鐵HT200。 （6）頂出缸活塞桿材料、技術要求及長度確定 活塞桿有空心和實心兩種結構形式?？招臅r一般選用35鋼、45鋼的無縫鋼管；實心結構選用35鋼、45鋼。頂出缸活塞桿選用35鋼。 活塞桿外圓柱面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；熱處理要求調質20～25HRC；外

64、徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；外徑表面直線度在500mm上不大于0.03mm；活塞桿與導向套之間的配合公差采用H8/f7，與活塞連接的配合公差采用H7/g6。由頂出活塞的行程，確定活塞桿的長度L桿=705mm。 （7）頂出缸長度的確定 液壓缸缸體內部長度等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體的外形尺寸應考慮兩端端蓋的厚度，總之，液壓缸缸體的長度L不應該大于缸體內徑D的20～30倍，即：L≤（20～30）D 。 由主缸行程為250mm，活塞寬度為160mm,缸蓋厚度為25mm，通過計算可知，主缸的長度取L缸=650mm。 （8）活塞桿穩(wěn)定性校核 當液壓缸的支

65、承長度Lb≥(10～15)d時，應該對活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進行校核,d為活塞桿直徑。通過計算可知，Lb的最大值不可能大于L桿+L缸=1355mm，而(10～15)d=2000～3000mm。 將參數(shù)代入Lb≥(10～15)d中，比較后Lb＜(10～15)d，活塞桿滿足使用要求，工作時不會失穩(wěn)。 3.4.3 液壓油管設計 液壓傳動裝置中，常用的液壓油管有鋼管、銅管、膠管、尼龍管和塑料管等。鋼管承受的壓力高，彎曲半徑不能太小，彎制時比較困難。對于高壓系統(tǒng)液壓油管一般選用無縫鋼管；紫銅管承受的工作壓力一般在6.3～10MPa。紫銅管加熱軟化后可進行彎曲，比鋼管容易彎制，價格昂貴，

66、抗振性較弱；尼龍管主要用于低壓系統(tǒng)；塑料管承受的工作壓力比較小，一般用于液壓系統(tǒng)的回油路中；膠管有高壓管和低壓管兩種，而者的區(qū)別在于骨架組成不同。高壓膠管是鋼絲編制體或鋼絲纏繞為骨架，可用于較高的油路中。低壓膠管的組成骨架是麻線或棉線編制體，多用于壓力較低的油路中。 通過液壓機主缸、頂出缸工作壓力的計算可知，主缸的最大工作壓力約為25.5MPa,頂出缸的工作壓力約為12.5MPa。主缸工作壓力較高，油管選用無縫鋼管，頂出缸油路油管選用高壓膠管。 油管的內徑可由公式（3.14）求得 (3.14) 式中： —油管內徑(mm)； —油路通過最大流量(L/min)； —油管中允許流速m/s。 （1）主缸液壓油管內徑計算 進油油管內徑 確定：主缸快進所需流量 = 385.8L/min，而泵的額定流量q=250L/min,取油管允許流速 = 4m/s，代入公式(3.14), 即： 圓整后，取 ;