10 T壓力機的液壓系統(tǒng)設(shè)計

郭晨陽

摘 要：主要研究10 T壓力機的流體傳動系統(tǒng)設(shè)計。首先，分析壓力機的設(shè)計和使用要求，根據(jù)壓力機的噸位，初選壓力機的工作壓力，確定液壓缸的內(nèi)徑及活塞桿的直徑。然后，根據(jù)使用要求和工作循環(huán)過程確定液壓系統(tǒng)的回路，分析電磁鐵的動作順序和流動傳動回路的工作原理。最后，對液壓泵及液壓元件等進行選擇。

關(guān)鍵詞：壓力機;液壓回路;液壓元件

中圖分類號：TU137 ? ?文獻標(biāo)志碼：A ? ?文章編號：1003-5168（2022）7-0033-04

DOI：10.19968/j.cnki.hnkj.1003-5168.2022.07.007

Abstract： Mainly researched the hydraulic system design of 10 T small hydraulic press. Firstly， the design and use requirements of the hydraulic press are analyzed. According to the tonnage of the hydraulic press and the working pressure of the hydraulic press， the inner diameter of the hydraulic cylinder and the diameter of the piston rod are determined. At the same time， the circuit of the hydraulic system is determined according to the use requirements and working cycle process， and the electromagnetic The action sequence of the iron and the working principle of the hydraulic circuit. Finally， the hydraulic pump and hydraulic components are selected.

Keywords： hydraulic press; hydraulic circuit; hydraulic components

0 引言

當(dāng)前我國工業(yè)發(fā)展迅速，民族企業(yè)逐漸由中國裝配轉(zhuǎn)向中國制造、中國創(chuàng)造，壓力機在制造業(yè)飛速發(fā)展期間得到了廣泛的發(fā)展和應(yīng)用。筆者研究的壓力機噸位為10 T，屬于小型壓力機。設(shè)計合理的小型壓力機液壓系統(tǒng)回路對節(jié)約能源、提高生產(chǎn)效率都具有重要的意義。

1 設(shè)計要求及運動分析

本次設(shè)計的壓力機要求壓制力為100 000 N，工作過程：快速趨近工件—慢速加壓進給—保壓—快速退回到指定位置—停止;液壓缸快速運動速度為3 m/min，壓力機要求慢速加壓的速度能在50～300 mm/min的范圍可調(diào)。

此壓力機為單缸壓力機（不設(shè)置頂出缸），液壓系統(tǒng)的運動分析只考慮工作缸。根據(jù)設(shè)計要求的工作過程可繪制出如圖1所示的工作循環(huán)圖。

2 液壓缸主要參數(shù)的確定

2.1 液壓缸最大負(fù)載力的確定

小型壓力機在工作過程中，垂直于導(dǎo)軌的法向作用力不大，導(dǎo)軌的動摩擦系數(shù)一般在0.15～0.80，因此壓力機運動過程中的動摩擦力忽略不計。在停止工作時，為防止活塞及滑塊因自重而下滑，液壓系統(tǒng)應(yīng)設(shè)計平衡回路來平衡其自重，系統(tǒng)無須考慮滑塊的自重。液壓缸的最大壓制力即液壓缸的最大負(fù)載力為100 000 N。

2.2 液壓缸類型的確定及缸體內(nèi)徑

壓力機的快速運動速度需要維持在3 m/min，因此本次設(shè)計采用雙作用單活塞桿液壓缸。

液壓系統(tǒng)的初壓力根據(jù)負(fù)載力的大小可初步選定。小型壓力機常用的系統(tǒng)工作壓力通常在10～18 MPa中選取。本次設(shè)計壓力機的負(fù)載力不是很大，初選液壓系統(tǒng)初壓力為12 MPa[1]。

估算壓力機油缸無桿腔的面積。

式中：A0為壓力機油缸無桿腔的面積，[m2];F為壓力機油缸的最大負(fù)載力，N;[ηcm]為液壓缸的機械效率，本次設(shè)計取值0.91;P1為壓力機系統(tǒng)的初壓力，MPa。

初步計算液壓缸的內(nèi)徑D。

液壓缸內(nèi)徑的取值參照《流體傳動系統(tǒng)及元件 缸徑及活塞桿直徑》（GB/T 2348—2018）進行圓整取值。圓整后取D=110 mm。

確定活塞桿直徑d。壓力機快速下行速度與快速退回的速度比為1。則：

化簡以后可得d=0.707D。參照GB/T 2348—2018進行圓整取值d=80 mm。

根據(jù)計算的D和d?？纱_定液壓缸的有桿腔面積A1和無桿腔面積A2。

2.3 計算液壓缸在各階段所需的流量

壓力機在快速下行趨近工件時液壓缸所需的流量[q1]（快速下行速度[v快=3 m/min]）

壓力機在慢速加壓時液壓缸所需最大量[q2]（慢速加壓下行速度[v慢=0.05～0.30 m/min]）

壓力機在快速退回時液壓缸所需的流量[q3]（快速退回上行速度[v快=3 m/min]）

3 液壓系統(tǒng)設(shè)計

3.1 液壓回路選擇

3.1.1 供油方式及壓力控制回路的選擇。常見的液壓系統(tǒng)供油方式有單定量泵供油、雙聯(lián)泵供油、變量泵供油。壓力機在快速下行和快速退回時的流量都遠(yuǎn)大于慢速加壓時的流量，選單定量泵供油會造成能量的浪費，顯然是不合理的。變量泵供油成本較高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，后期維護比較困難，所以本次選用雙聯(lián)泵供油。如圖2所示，系統(tǒng)的左邊為低壓大流量泵，右邊為高壓小流量泵。當(dāng)壓力機系統(tǒng)供油方式確定以后，壓力控制回路基本確定。在雙聯(lián)泵出口安裝溢流閥3，溢流閥3的設(shè)定壓力應(yīng)等于慢速加壓時的最大工作壓力，同時液控順序閥4的設(shè)定壓力要遠(yuǎn)高于快速下行時和快速退回的最大壓力，同時又要低于溢流閥3所設(shè)定的壓力值，這樣才能保證在快速運動時雙泵供油，在慢速加壓時低壓大流量泵卸荷，高壓小流量泵供油。同時，液壓系統(tǒng)還設(shè)置了單向閥5用于隔絕兩泵。

3.1.2 換向及速度換接回路的選擇。本次設(shè)計的壓力機系統(tǒng)所需的流量和工作壓力都不是很大，所以液壓系統(tǒng)對換向閥的閥芯推力也無須很大，可用電磁換向閥來滿足使用要求。本次設(shè)計的液壓系統(tǒng)采用三位四通電磁換向閥6實現(xiàn)下行和上升的轉(zhuǎn)換。利用兩位兩通電磁換向閥7實現(xiàn)快速下行和慢速加壓時速度的換接。采用單向調(diào)速閥8實現(xiàn)慢速加壓過程中的速度可調(diào)節(jié)。

3.1.3 平衡回路的選擇。為了防止立置液壓缸或垂直運動的工作部件由于自重在超速下降，即在下行運動中由于速度超過液壓泵供油所能達到的速度而使工作腔中出現(xiàn)真空，并使其在任意位置上鎖緊，通常應(yīng)設(shè)置平衡回路[2]。液壓系統(tǒng)采用單向順序閥9的平衡回路。單向順序閥9壓力的設(shè)定值應(yīng)大于工作部件的重力在缸下腔產(chǎn)生的壓力值，當(dāng)換向閥處于中位時，活塞可以保持在固定位置，不會因自重而下移。

3.1.4 保壓回路的選擇。在回路中接入液控單向閥11和壓力表12實現(xiàn)自動補油的保壓回路。當(dāng)換向閥處于中位時，液壓缸通過液控單向閥11實現(xiàn)保壓，當(dāng)液壓缸的壓力達到壓力表12設(shè)定的下限值時，電接觸式壓力表發(fā)出信號，使換向閥得電，液壓泵再次向系統(tǒng)供油，使得壓力保持在一定范圍值內(nèi)。

為了防止壓力機在停止工作時回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進入系統(tǒng)，影響壓力機的平穩(wěn)性，圖2中添置了一個單向閥10。在液壓泵的出口增設(shè)過濾器1從而保證吸入液壓泵油液的清潔。

選定基本回路以后，對各個回路進行歸納整理，可繪制如圖2所示的液壓系統(tǒng)原理圖。

3.2 液壓系統(tǒng)工作原理

3.2.1 快速下行。液壓系統(tǒng)雙泵向回路供油，順序閥4和溢流閥3處于關(guān)閉狀態(tài)，三位四通電磁換向閥6的電磁鐵1YA得電，三位四通電磁換向閥6處于左位。兩位兩通電磁換向閥7處于導(dǎo)通狀態(tài)。

進油路：雙聯(lián)泵2→三位四通電磁換向閥6→兩位兩通電磁換向閥7→液壓缸13無桿腔。

回油路：液壓缸13有桿腔→單向順序閥9→液控單向閥11→三位四通電磁換向閥6→單向閥10→油箱。

3.2.2 慢速加壓。液壓系統(tǒng)所需流量較小。順序閥4開啟，溢流閥3處于關(guān)閉狀態(tài)。低壓大流量泵通過順序閥4卸荷，高壓小流量泵繼續(xù)供油。三位四通電磁換向閥6的電磁鐵1YA得電，三位四通電磁換向閥6處于左位。兩位兩通電磁換向閥7的電磁鐵3YA得電處于關(guān)閉狀態(tài)。

進油路：雙聯(lián)泵（右泵）2→三位四通電磁換向閥6→單向調(diào)速閥8→液壓缸13無桿腔。

回油路：液壓缸13有桿腔→單向順序閥9→液控單向閥11→三位四通電磁換向閥6→單向閥10→油箱。

保壓：當(dāng)壓力機壓制結(jié)束后，系統(tǒng)處于保壓狀態(tài)，三位四通電磁換向閥6處于中位。液壓缸13無桿腔壓力值達到電接觸式壓力表12設(shè)定的下限值時，壓力表12發(fā)出信號，使三位四通電磁換向閥6的電磁鐵1YA得電，液壓泵2再次供油，壓力機的壓力長期保持在一定范圍。

3.2.3 快速回程。液壓系統(tǒng)所需流量較大，順序閥4和溢流閥3再次處于關(guān)閉狀態(tài)，雙聯(lián)泵向系統(tǒng)供油，三位四通電磁換向閥6的電磁鐵2YA得電處于右位。兩位兩通電磁換向閥7失電處于導(dǎo)通狀態(tài)。

進油路：雙聯(lián)泵（右泵）2→三位四通電磁換向閥6→液控單向閥11→單向順序閥9→液壓缸13有桿腔。

回油路：液壓缸13無桿腔→兩位兩通電磁換向閥7→三位四通電磁換向閥6→單向閥10→油箱。

3.2.4 停止。當(dāng)液壓缸退回到指定位置。三位四通電磁換向閥6處于中位，雙聯(lián)泵通過順序閥4和溢流閥3卸荷。

3.3 選擇液壓元件

3.3.1 選擇液壓泵。確定液壓泵的額定壓力。壓力機在快速下行向慢速加壓過程過渡時，此時系統(tǒng)的動態(tài)壓力往往會超過壓力機的靜態(tài)壓力。此外，液壓系統(tǒng)需要一定的壓力儲備，從而保證液壓泵的使用壽命。選擇液壓泵的額定壓力應(yīng)滿足式（10）[3]。

式中：pn為液壓泵的額定壓力;pp為液壓系統(tǒng)的最大壓力。

液壓泵的最大流量應(yīng)為式（12）。

式中：qp為液壓泵的最大流量;q為液壓系統(tǒng)所需的流量;KL為液壓系統(tǒng)的泄漏系數(shù)，一般取1.1～1.3，本次設(shè)計取1.1。

壓力機在快速運動過程中所需最大流量q=28.509 L/min，則雙聯(lián)葉片泵的最大流量qp為式（13）。

壓力機在慢速加壓過程中由高壓小流量泵供油。此時系統(tǒng)所需最大的流量為q1=2.851 L/min，則高壓小流量泵供油最大流量qp1為式（14）。

根據(jù)計算的液壓泵額定壓力和流量，初選液壓泵的規(guī)格為PV2R12-26-8低噪聲雙聯(lián)葉片泵，其額定壓力為16 MPa。雙聯(lián)泵（大流量泵、小流量泵）的理論排量分別為26 mL/r、8 mL/r。

3.3.2 選擇液壓閥。根據(jù)液壓系統(tǒng)的最大壓力和液壓系統(tǒng)的流量，確定液壓閥的規(guī)格型號。本次設(shè)計液壓閥選用廣州機床研究所生產(chǎn)研制的GE系列閥。型號規(guī)格如表1所示。

3.3.3 選擇液壓油管。油管類型的選擇。系統(tǒng)的工作壓力小于16 MPa，屬于中壓系統(tǒng)，本次設(shè)計的油管選用10號冷拔無縫鋼管。

計算油管直徑。取油管的流速為v=5 m/s。液壓系統(tǒng)的最大流量為q=28.509 L/min。

則油管直徑計算為式（15）。

查液壓系統(tǒng)設(shè)計簡明手冊流量表（JB 827—66）取通徑為12 mm，外徑為18 mm的鋼管。管接頭連接螺紋為M18×1.5。管子壁厚取1.6 mm。推薦管路流量為40 L/min。

3.3.4 選擇油箱容量。液壓油箱有效容量一般取5～7倍的液壓泵的最大流量q。

參照《液壓泵站 油箱 公稱容積系列》（JB/T 7938—2010），本次設(shè)計取油箱容量為160 L。

4 結(jié)語

本次設(shè)計的壓力機的液壓系統(tǒng)采用雙泵供油，功率損耗大大減小，系統(tǒng)效率得到提高，克服了定量泵供油的一些弊端。

平衡回路上采用單向順序閥。這種回路不僅實現(xiàn)了平衡壓力機滑塊自重的作用，而且使液壓系統(tǒng)具有一定的背壓值，保證了系統(tǒng)的平穩(wěn)性。

系統(tǒng)采用了液控單向閥的保壓回路，簡化了回路結(jié)構(gòu)，同時液控單向閥還具有良好的閉鎖能力、無滲漏，可以實現(xiàn)壓力機的長時間保壓。

參考文獻：

[1] 羅相文，陳國揚，吳素婷.10 T壓力機液壓系統(tǒng)及電氣控制設(shè)計[J].液壓氣動與密封，2021（11）：70-72.

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[3] 楊培元，朱福元.液壓系統(tǒng)設(shè)計簡明手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2015.