【文章內(nèi)容簡介】 動 導 軌 導 軌 材 料 運 動 狀 態(tài) 摩 擦 系 數(shù) 鑄 鐵 對 鑄 鐵 啟動時 低速 v高速 v— — — 根據(jù)以上標準我們選取摩擦系數(shù)為μ = 油壓機對內(nèi)膽進行沖孔加工時由一副模具夾持內(nèi)膽，模具置于工作臺之上。模具可根據(jù)不同內(nèi)膽進行更換裝卸，模具分上下模兩部分。模具裝上工作臺到達工位后，上下模分別由六個和四個夾緊氣缸固定在油壓機工作臺板上。隨著主油缸升降，上下模實現(xiàn)開模合模。分開時，下工作臺可由水平油缸驅動帶動下模移進移出，以便裝卸工件內(nèi)膽。沖孔加工時上下模合模，內(nèi)膽除了由主缸上下運動進行頂沖加工外 ，在內(nèi)膽的四周也需根據(jù)需要進行沖孔加工，此工作由固定在上下模具上的若干側沖油缸完成。整個油壓機上述所有液壓執(zhí)行油缸，均處于同一系統(tǒng)中，共一個液壓油源 —— 油壓機的油壓站。單獨設置在油壓機主體結構之側。系統(tǒng)主要控制閥類按要求可部分設置在油壓機機架上，靠油管分別與泵站和油缸相連，考慮到上下模具要運動，故側沖油缸控制閥連接管路要采用軟管。 根據(jù)我們對油壓機工作性質(zhì)，工作過程的了解，我們初步確定系統(tǒng)的主油泵采用一種恒功率壓力補償式變量柱塞泵，泵的出口壓力被反饋到泵的變量機構之上，系統(tǒng)壓力上升，泵的輸出流量即會減少， 系統(tǒng)壓力下降，輸出流量增加，實現(xiàn)恒功率輸出。正好滿足液壓機工序要求，沖孔壓力機與執(zhí)行油缸并無其他特殊 18 要求，以及運動行程的要求，需通過計算確定。另外在設計過程中必須考慮過載保護，安全保護連鎖、同步等一些要求，這將結合機械電器部分設計共同進行。 下面我們就準備開始進行液壓系統(tǒng)設計計算。 液壓系統(tǒng)各 工作缸分析 主工作缸 工作過程 主缸活塞快速下行→慢速下行接近工件→接觸工作臺壓力速度上升→沖孔加工結束后工作壓力迅速下降到行程端點→活塞快速返回。 依據(jù)題設，快速下行速度 v=10cm/s,慢 速下行 v=6cm/s,快速返回 v=8cm/s 按設計要求最大沖壓力為 40T， 油缸下行時的負載分析： 油缸在系統(tǒng)壓力油和油缸運動部件自重共同作用下快速下行，此時要克服的外負載幾乎沒有，故此時系統(tǒng)工作壓力很小，但由于運動速度快，油缸的輸入流量大。此時為防止油缸下行失速，在系統(tǒng)回油路上應考慮設置平衡背壓裝置。 隨后為保證進行沖孔加工是運動平衡，我們考慮在油路設置切換裝置，在接近工件部件處，油路切換，油缸活塞由快速轉為慢速行進，這里我們考慮采用調(diào)速閥，目的是考慮到下行速度可調(diào)且速度運動平穩(wěn)。當活塞下行接觸到工件時 ，油缸上腔的壓力隨著負載增大迅速上升，直至克服阻力完成沖孔加工，沖孔完畢阻力負載消失，系統(tǒng)壓力又隨即下降，回到慢行階段，直至運動到行程終點。 油缸的返回行程由電磁換向閥切換油路進行通行，油缸下腔通壓力油。此時由于油缸運動部件自重的影響，系統(tǒng)壓力將會上升，直至活塞開始向上運動。較之快速下行速度，上行是速度要慢一些，但應設計成比工進行程的速度快，以節(jié)約運動時間，此時上升行程的回油路不存在背壓，這與下行是不相同的。 據(jù)此我們可以畫出液壓工作循環(huán)的負載循環(huán)圖如下圖 41所示： 19 圖 41 負載循環(huán)圖 液壓缸的運動分析及運動循環(huán)圖： 按照主油缸的工作循環(huán)，我們可以做出油缸的位移循環(huán)圖如下圖 42 所示 t(s) F(N) 150 50 快進 慢進 返回行程 沖孔加工 工進到行程終點 20 圖 42 位移循環(huán) St圖 同樣我們可以做出主缸工作活塞的速度循環(huán)圖如下圖 33所示： 圖 43 速度循環(huán) Vt圖 S(mm) t(s) 快進 工進 沖壓 工進到位 快退 200 50 V(m/s) 10 6 t(s) 快速返回 快進 工進 沖壓過程 21 水平工作缸 工作過程： 快速移出 →慢速移出→停留（裝膽）→快速返回→慢速返回 水平工作缸推動工作臺在導軌上移進移出，前面我們選取摩擦系數(shù)為 μ =。 水平缸承受的最大工作壓力是在模具重量下產(chǎn)生，因選用滑動導軌，摩擦系數(shù)取μ =，故工作臺給偶內(nèi)置時最大負載 Fmax=μ m= 7000=1400N。 按系統(tǒng)設計要求，快速移出速度 v=20cm/s,慢速移出速度 v=10cm/s,快速返回與慢速返回同樣分別為 20cm/s 和 10cm/s。 工作臺鎖緊缸 工作過程： （工作臺水平油缸回位）→鎖緊缸上行（鎖住下工作臺）→沖孔加工→鎖緊缸下行（松開下工作臺）→水平工作臺移出→水平工作臺回位。 鎖緊缸承受的 最大壓力也是模具重量產(chǎn)生， 沖壓力為 7000N， 鎖緊行程為 70mm，設速度 V=35mm/。 側沖油缸 側沖工藝是緊接在主沖壓工藝后完成的。 工作過程：（主沖壓缸回位） →側沖缸移進→側沖缸回位 。 載荷 7T，行程 50mm，速度 v=50mm/s。往返速度相同。 主工作油缸的設計： 計 算主工作油缸尺寸 圖 44 主缸計算圖 P1A1 P2 A2 Fmax 22 計算油缸尺寸是應考慮油缸最大工作負載，即沖壓負載。按照設計要求最大沖壓力應達到 40噸，另結合系統(tǒng)進油最大工作壓力 15Mpa。 如圖 示意。 油壓機主工作油缸的極限載荷出現(xiàn)在沖壓加工過程中。按照設計要求最大沖壓力應為 40 噸，即最大負載阻力 FMAX=40T=4 104kg。 假設此時系統(tǒng)工作為150MPa，而進入油缸中的油液已經(jīng)流通了調(diào)速閥，一般情況下最少有 4～ 5MPa的壓力降。為了實現(xiàn)速度調(diào)節(jié)，壓降還可以更大，暫 取為 6MPa,故 P1=1506=144MPa P2回油背壓按常規(guī)取為 5～ 8MPa,也取為 P2= 為油缸運動部件自重，按機械部分設計參數(shù)約為 4000kg,另考慮活塞因摩擦、粘性阻尼造成的損失，機械效率為η m=. 固有（ P1A1P2A2） η m=FG 為計算油缸有關尺寸，如缸徑 d，先考慮 d/D 比值。其選取要考慮系統(tǒng)工作壓力，油缸的工作方式（受拉還是受壓），也必須考慮油缸往復運動速比。 本主工作油缸液壓系統(tǒng)最高工作壓力 150MPa,屬于中高壓，故 d/D 比值也不宜過小，考慮油缸 運動時工進與快退的工作速度，工進是為保證速度平穩(wěn)，速度較慢，退回（上升）時不工作，速度可適當加快，考慮到工作部件運動慣性，也不宜太快。通常情況下速比φ =V 回 /v 進 比值大小與 d/D 比值有關。 d/D 大，則φ小 。 d/D 小，則φ大。 綜合考慮，根據(jù)設計手冊推薦意見（規(guī)定 d/D=～ ） .我們暫取 d/D≈ ，此時φ =. 于是有 P1π D2/4 P2(π D2/4π d2/4)=(FG)/η m 利用 d=，代入相關數(shù)據(jù)可計算出 D=4（ FG） /[(π P)gη m] d== 把油缸尺寸元整化，我們可以取 活塞桿徑 d=12cm=120mm 油缸缸徑 D=18cm=180mm 23 此時油缸面積為 A1= A2= 繪制主 工作 缸的工況圖 即繪出液壓缸的壓力循環(huán)圖（ Pt） 流量循環(huán)圖（ Qt） 功率循環(huán)圖（ Nt） Pt 圖 通過最后的液壓執(zhí)行元件的結構尺寸，再根據(jù)實際載荷的大小，倒求出液壓執(zhí)行 元件在其動作循環(huán)各階段的工作壓力，然后把它們繪制（ Pt）圖。 圖 45 壓力循環(huán) Pt圖 Qt 圖 根據(jù)已確定的液壓缸有效工作面積，結合其運動速度，算出它在工作循環(huán)中每一個階段的實際流量，把它繪制成（ Qt）圖 P(Pa) 最高壓力 t(s) 快進 工進 返回行程 工進到行程終點 沖孔加工 24 圖 46 流量循環(huán) Qt圖 Nt 圖 繪出壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，根據(jù) N=P Q,即可 繪出系統(tǒng)的功率循環(huán)圖，即根據(jù) Pt圖與 Qt圖繪制出 Q（ m3/s） t(s) 快進 工進 沖壓過程 工進 快速返回 25 圖 47 功率循環(huán) Nt 圖 至此，主液壓缸的設計完成。 總的液壓系統(tǒng)設計 液壓系統(tǒng)設計步驟 1）確定液壓泵的最大工作壓力 Pp Pp≥ P1+ΣΔ P （ Pa） 式中 P1 為液壓缸最大工作壓力 ΣΔ P 為從液壓缸出口到液壓缸入口之間總的管路損失 根據(jù)液壓缸最大工作載荷時，油缸上腔所需的最大油壓力 P1 為 （ P1A1P2A2）η m=FG N（ KW） t(s) 快進 工進 沖孔加工 工進 返回行程 26 P1=[(FG)/ η m+ P2A2]/ A1= 考慮到油路上的壓力損失 ΣΔ P=（ 2～ 5） Pa，取 3Pa 故 PMAX= 2）確定液壓缸的流量 本液壓缸系統(tǒng)的工作油缸有多個，主沖壓缸、水平工作油缸、工作臺夾緊缸及側沖油缸。其中主沖壓缸、側沖壓缸和水平工作缸是不同時工作的，而其中主沖壓缸工作所需流量最大，為 Q 主沖壓 max= 工作臺夾緊缸在工作過程中隨不與其它缸同時動作，但它在沖壓加工過程一直保持在夾緊狀態(tài)，故雖 無需再計算泵的輸出流量時多加考慮，但在計算油箱容積是必須計入在內(nèi)。 按照上述分析可知泵的輸出流量 Qp≥ KQ 主沖壓 max K為系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取 k=～ ,我們?nèi)?. Qp≥ 152=3） 選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上求得的 Pp 和 Qp 值，按系統(tǒng)中擬定的液壓泵的形式，從機械設計手冊中選擇相應規(guī)格的液壓泵。 表 42 液壓泵設計參數(shù) 型號 排量 ml/r 壓力 MPa 轉速 r/min XB型 ～ 227 14～ 21 1500～ 4000 我們選用斜盤式軸向柱塞泵，轉速得滿足電機要求。系統(tǒng)總流量為 1521L/min,柱塞泵流量范圍為 Qmin= 1500=, Qmax=227 4000=9081L/min 152908,滿足設計要求。 27 4）確定液壓泵的驅動功率 N=PPQP/η P 103KW 式中 PP—— 液壓泵的最大工作壓力 Pa QP—— 液壓泵的流量 m3/s η P—— 液壓泵的總效率 kw 根據(jù)機械設計手冊，柱塞泵的總效率為 ～ 。取η = 計算 N= 247。 103=32Kw 另外考慮夾緊缸的功率損耗約為 1～ 2kw，再加上泵在壓力 PP 的功率損耗約為1～ 2kw。實際油泵驅動電機功率 N=32+2+2=36kw。根據(jù)實際標準 N=40kw，采用J2系列小型鼠籠式電動機 J2722，額定功率 40kw。 表 43 電動機設計參數(shù) 電動機型號 額定功率 滿載轉速 額 定轉矩 最大轉矩 電機總重 kg J2722 40kw 2940r/m 220 故柱塞泵和電機轉速均為 2940r/min. 根據(jù)蓄能器在液壓系統(tǒng)中的功用，確定其類型和主要參數(shù)。 設計蓄能器在系統(tǒng)中作為應急能源，其有效工作容積為： Δ V=Σ AiLiK (m3) 式中Σ AiLi—— 要求應急動作液壓缸總的工作容積 m3 K—— 油缸損失系數(shù)，一般取 K= Δ V= 104+ 104= 選取型號為 ，壓力 20MPa，容積為 ，通徑為 M42 2,重量為 14kg。 c. 管道尺寸的確定 1)管道內(nèi)徑的計算 28 d2=4Q/π V 式中 Q—— 通過管道內(nèi)的流量 m3/s V—— 管內(nèi)允許的流速 m/s 根據(jù)系統(tǒng)工作壓力 15MPa，以及實際管道長度，我們考慮管道產(chǎn)生合理的壓力損失，再結合管道尺寸及重要的綜合因素，我們選取管道的允許流速為5～ 7m/s,取 7m/s，而系統(tǒng) 的最大流量為 故 d= 10 102≈ 根據(jù)標準將其元整為 22mm（采用無縫隙鋼管）。 2)管道壁厚δ的計算 δ =Pd/2[? ]m 式中 P—— 管道內(nèi)最高工作壓力 Pa D—— 管道內(nèi)徑 m [? ]—— 管道材料許用應力 [? ]=? b/n ? b =材料抗拉強度