【正文】 件及安全保護措施等進行了方案設計。其中速度換接通過行程開關(guān)來控制，保壓由壓力繼電器控制，保壓時間由時間繼電器控制，頂出缸的啟動、退回由手動按鈕控制。綜合分析，繼電器控制系統(tǒng)完全可以實現(xiàn)液壓機各工況動作的完成，液壓機電氣控制選用繼電器控制。油箱的散熱面積A的計算公式為： ()即：將= ；；=10代入公式(),求系統(tǒng)溫升，即：℃查資料可知，允許的最高油溫[T]，對于一般機床[T]=55～70℃ ；對于工程機械[T]=65～80℃。通過對主缸、頂出缸各工況的壓力損失驗算可知，液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)及元件參數(shù)選擇滿足要求。 液壓系統(tǒng)安全穩(wěn)定性驗算 液壓系統(tǒng)壓力損失驗算四柱液壓機執(zhí)行部件有主缸和頂出缸，主缸的進、回油管直徑分別為：40mm、25mm；頂出缸的進、回油管直徑分別為16mm、16mm。吸油管前應設有過濾器，過濾器與箱底間的距離應不小于20mm。為了防止液壓油從油箱中溢出，油箱中的液壓油位不能太高，一般不應該超過液壓油箱高度的80%。查表61[1] 、65[1] ，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。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)。頂出缸活塞桿選用35鋼。頂出缸缸蓋材料選用35鋼，缸蓋厚度計算公式見（）：即：取缸蓋厚度t=25mm。為防止這種現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端要設置緩沖裝置。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)。主缸活塞桿選用45鋼。5) 主缸活塞材料、技術(shù)要求、外形尺寸及密封方案的確定活塞制造材料一般選用灰鑄鐵(HT150、HT200)、當缸體內(nèi)徑較小時，整體式結(jié)構(gòu)的活塞選用35鋼、45鋼。缸蓋材料選用35鋼，缸蓋厚度計算公式如下： （）式中： t—缸蓋的有效厚度(m)；—缸蓋止口直徑；[σ]—缸蓋材料許用應力。當液壓缸的內(nèi)徑D與壁厚δ的比值滿足D/δ≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。負載大小應該比頂出時的負載要小很多，這樣回程消耗的功率也比頂出時消耗的功率要小，因此，回程功率計算從略。電動機額定功率的確定必須根據(jù)消耗功率最大的工況來確定，因此要分別計算主缸、頂出缸各工況消耗的功率。 ()式中：—液壓泵的最大流量；KL—液壓系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=～，取KL=；—同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。頂出缸內(nèi)徑為200mm，活塞桿直徑為140mm，代入公式（），即：頂出時：=≈ 快退時： ==48L/min3) 液壓泵額定壓力、流量計算及泵的規(guī)格選擇(1) 泵工作壓力確定實際工作過程中，液壓油在進油路中有一定的壓力損失，因此在計算泵的工作時必須考慮壓力損失。=350KN。計算主缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。 (6) 主缸上腔泄壓——主缸上腔此時的壓力已經(jīng)很高，保壓一段時間后，時間繼電器發(fā)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(xiàn)無沖擊泄壓，保證設備處于安全工作狀態(tài)。充液閥21打開，上部油箱對上腔進行補油，滑塊的快速下行。 1111先導溢流閥 1S、2S、3S行程開關(guān) 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(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)控制過程分析 整個液壓控制系統(tǒng)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(diào)壓回路，其中F1為單向閥，用于防止系統(tǒng)中液壓油倒流回泵，F(xiàn)2的先導溢流閥2用于調(diào)整系統(tǒng)的壓力，先導溢流閥1用于限制系統(tǒng)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(diào)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。綜合考慮，液壓機采用變量泵供油。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。由于滑塊不是正壓在導柱上，不會產(chǎn)生正壓力，因而滑塊在運動過程中所產(chǎn)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。482 液壓機液壓系統(tǒng)設計2 200T液壓機液壓系統(tǒng)設計 液壓系統(tǒng)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。微電子技術(shù)的高速發(fā)展為液壓機的自動化和智能化提供了充分的條件。在國內(nèi)外液壓機產(chǎn)品中，按照控制系統(tǒng)，液壓機可分為三種類型：一種是以繼電器為主控元件的傳統(tǒng)型液壓機；一種是采用可編程控制器控制的液壓機；第三種是應用高級微處理器（或工業(yè)控制計算機）的高性能液壓機。但是模板也可以充作壓邊來實現(xiàn)專門的成型操作。在單動方式中，壓頭（或滑板）作為移動部件單向移動完成壓制過程。眾多機型已采用CNC或工業(yè)PC機來進行控制，使產(chǎn)品的加工質(zhì)量和生產(chǎn)率有了極大提高。液壓技術(shù)的應用實現(xiàn)了從手動到半自動化、自動化的逐步發(fā)展，從而也推動了機械工業(yè)的向前發(fā)展。天津市精研工程機械傳動有限公司的天然氣輸送管道生產(chǎn)線液壓設備是國家西氣東輸工程的配套設備；慈溪博格曼密封材料公司的高溫高壓w型纏繞墊片，現(xiàn)已成功地用于加氫裂化裝置上；大連液壓件廠和山西長治液壓件廠的轉(zhuǎn)向葉片泵，是中、重型汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件，目前兩個廠的年產(chǎn)量已達10萬臺以上；青島基珀密封公司的新型組合雙向密封和大型防泥水油封是分別為一汽解放牌9噸車和一拖拖拉機配套的密封件；此外天津特精液壓股份有限公司的靜液壓傳動裝置和多路閥、湖州生力液壓件公司的多功能滑閥、威海氣動元件公司的組合調(diào)壓閥的空氣減壓閥、貴州楓陽液壓公司的液壓泵站和液壓換擋閥等，都深受用戶的好評。進入80年代，在國家改革開放的方針指引下，隨著機械工業(yè)的發(fā)展，基礎(chǔ)件滯后于主機的矛盾日益突出，并引起各有關(guān)部門的重視。任何技術(shù)的改革和創(chuàng)新，都必須以穩(wěn)定、可靠的工作為前提，這樣才具有它的實際意義。 第二次世界大戰(zhàn)(19411945)期間，由于戰(zhàn)爭的需要，出現(xiàn)了由響應迅速、精度高的液壓控制機構(gòu)所裝備的各種軍事武器，在美國機床中有30%應用了液壓傳動。 1795年英國約瑟夫為解決主缸快進時供油不足的問題，主機頂部設置補油油箱進行補油。液壓系統(tǒng)主要由主缸運動、頂出缸運動等組成。 通過液壓系統(tǒng)壓力損失和溫升的驗算，本文液壓系統(tǒng)的設計可以滿足壓力機順序循環(huán)的動作要求，能夠?qū)崿F(xiàn)塑性材料的鍛壓、沖壓、冷擠、校直、彎曲等成型加工工藝。 第一次世界大戰(zhàn)(19141918)后，液壓傳動廣泛應用，特別是1920年以后，發(fā)展更為迅速。在1955年前后，日本迅速發(fā)展液壓傳動，1956年成立了“液壓工業(yè)會”。進入60年代后，液壓技術(shù)的應用從機床逐漸推廣到農(nóng)業(yè)機械和工程機械等領(lǐng)域，原來附屬于主機廠的液壓車間有的獨立出來，成為液壓件專業(yè)生產(chǎn)廠。經(jīng)過技術(shù)改造和技術(shù)攻關(guān)，一批主要企業(yè)技術(shù)水平進一步提高，工藝裝備得到很大改善，為形成高起點、專業(yè)化、批量生產(chǎn)打下了良好基礎(chǔ)。它不僅能最大限度滿足機電產(chǎn)品實現(xiàn)功能多樣化的必要條件，也是完成重大工程項目、重大技術(shù)裝備的基本保證，更是機電產(chǎn)品和重大工程項目和裝備可靠性的保證。自19世紀問世以來發(fā)展很快，已成為工業(yè)生產(chǎn)中必不可少的設備之一。這種加工方式還適合于長行程、難成型以及高強度的材料。雙動型壓力機有兩個移動部件：滑板（或沖頭）和模板。按照機架結(jié)構(gòu)形式可分為梁柱式、組合框架型、整體框架式、單臂式等。發(fā)展趨勢 (1) 高速化，高效化，低能耗。集成的液壓系統(tǒng)建設了管路連接，有效地防止泄漏和污染。工件壓制完成后進入保壓階段，讓產(chǎn)品穩(wěn)定成型。 (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(nèi)的速度變化量； —加速或減速時間，一般情況取=～。(2) 主缸負載循環(huán)圖 液壓機頂出缸工況分析1) 頂出缸速度循環(huán)圖 ，得到頂出缸的速度循環(huán)圖如下： 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(chǎn)生慣性、靜摩擦力、動摩擦力等負載。 液壓機基本回路圖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 恒功率曲線圖 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、快速回程。插裝閥F2控制腔經(jīng)閥閥4與油箱接通，主閥開啟。主缸上腔進油僅為泵的輸出流量，滑塊減速下行。閥F5將主缸下腔封閉，上滑塊停止運動。 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(tǒng)初算時可以不計； F—工作循環(huán)中最大負載； ηcm—液壓缸機械效率，一般ηcm = ～。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。代入公式（）可求得泵的工作壓力?；緟?shù)如下：排量：250mm/r ；額定壓力：32MPa ；額定轉(zhuǎn)速：1000r/min ；容積效率：92% ?？爝M時的負載很小，只有活塞與缸筒、導柱與滑塊之間的摩擦負載，這樣泵的出口壓力也很小，消耗的功率不會很大。查表121 [2]，選取電動機型號為：Y180M4?！?；內(nèi)徑配合采用H8～H9；內(nèi)徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；；；如果缸體與端蓋采用螺紋連接，螺紋采用6H級精度。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。，即活塞的寬度B==320mm =256mm。7) 主缸長度的確定液壓缸缸體內(nèi)部長度等于活塞的行程與活塞的寬度之和。(2) 活塞桿與活塞的連接形式查表28 [1]，活塞與活塞桿的連接結(jié)構(gòu)有整體式結(jié)構(gòu)、螺紋連接、半環(huán)連接、錐銷連接等連接形式。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。，即活塞的寬度B==200mm =160mm。7) 頂出缸長度的確定液壓缸缸體內(nèi)部長度等于活塞的行程與活塞的寬度之和。對于高壓系統(tǒng)液壓油管一般選用無縫鋼管；～10MPa?；赜陀凸軆?nèi)徑確定：主缸快退所需流量=，取油管允許流速=4m/s，代入公式()，即：圓整后，查表61[1]，取，壁厚t=。為了提高冷卻效率，安裝位置不受影響時，可適當增大油箱的容積。為防止液面波動，可在出口設擴散器或?qū)⒒赜凸懿迦胍好嬉韵拢话憔嚯x油箱底面的距離大于300mm。進油管長度為8m，沿程壓力損失為：閥的壓力損失；那么進油路總的壓力損失為：=+=工進時回油管的最大流量為：回油管中液壓油的流速為：管道流動雷諾數(shù)為＜2300，油液在管道內(nèi)流動為層流，沿程阻力系數(shù)。主缸工進時輸入、輸出功率分別為：= =Fv=2000kN工進時系統(tǒng)發(fā)熱功率φ===主缸快退時輸入、輸出功率分別為：==Fv=400kN快退時系統(tǒng)發(fā)熱功率φ===頂出缸的工況壓力比主缸小，系統(tǒng)的溫升功率不會超過主缸的溫升功率，這里就不對頂出缸溫升功率進行具體計算了。繼電器控制和PLC控制是目前用的最多的控制方式。 液壓機電氣控制電路設計 液壓機主電路設計液壓機拖動電機容量小，主電路的啟動方式采用直接啟動。 液壓機控制電路圖1) 主缸快進將開關(guān)置于自動檔，按下SB2，交流接觸器KM得電，電動機啟動。為了讓系統(tǒng)的工作壓力隨負載的變化而自動調(diào)節(jié)，液壓泵選用恒功率變量柱塞泵?？傮w來說，本文的總體設計方案可以滿足液壓機的加工工藝要求。 二、安裝與試運轉(zhuǎn)本壓力機可放置在略高于地面的水泥基礎(chǔ)上（長寬高=600800100mm），并使下承壓板上平面處于水平狀態(tài)。 4) 電器箱面板上的綠燈在接上電源后即指示，此時如按啟動按鈕油泵即開始供油，如送油控制閥的回油閥口處于關(guān)閉位置而送油閥口處于啟開位置時，油泵輸出的壓力油即進入油缸和壓力表內(nèi)，反之油泵輸出的油經(jīng)回油閥口而回入油箱。1 打開油泵高壓出油管接頭進行排氣；2 清洗，排出油泵內(nèi)空氣；3 更換或修復相應零件。