：文由 佛山興迪 整理自《河南科技》2022年第7期 ，作者郭晨陽等。
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http://m.lyjingtong.com/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10T，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100000 N。工作過程:快速趨近工件--慢速加壓進(jìn)給--保壓--快速退回到指定位置--停止;液壓缸快速運動速度為3m/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。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(jìn)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 23482018進(jìn)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4,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(hù)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系,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(dá)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(dá)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(jìn)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(jìn)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(jìn)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(jìn)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(dá)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(jìn)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)。
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 選擇液壓悶。
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 M18x1.5。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/T7938-2010),本次設(shè)計取油箱容量為 160 L。
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。
