：文由 佛山興迪 整理自《河南科技》2022年第7期 ，作者郭晨陽等。
當前我國工業發展迅速,民族企業逐漸由中國裝配轉向中國制造、中國創造,壓力機http://www.rfcv.cn/在制造業飛速發展期間得到了廣泛的發展和應用。筆者研究的壓力機噸位為10T，屬于小型壓力機。設計合理的小型壓力機液壓系統回路對節約能源、提高生產效率都具有重要的意義。
1、設計要求及運動分析
本次設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的范圍可調此壓力機為單缸壓力機(不設置頂出缸),液壓系統的運動分析只考慮工作缸。根據設計要求的工作過程可繪制出如圖 1所示的工作循環圖。
2、液壓缸主要參數的確定
2.1 液壓缸最大負載力的確定
小型壓力機在工作過程中,垂直于導軌的法向作用力不大,導軌的動摩擦系數一般在 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,液壓系統應設計平衡回路來平衡其自重,系統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載力為100 000 N。
2.2 液壓缸類型的確定及缸體內徑
壓力機的快速運動速度需要維持在 3 m/min，因此本次設計采用雙作用單活塞桿液壓缸。
液壓系統的初壓力根據負載力的大小可初步選定。小型壓力機常用的系統工作壓力通常在 10~18 MPa 中選取。本次設計壓力機的負載力不是很大,初選液壓系統初壓力為 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載力,N;ηcm為液壓缸的機械效率,本次設計取值0.91;P1為壓力機系統的初壓力，MPa。
初步計算液壓缸的內徑 D。
液壓缸內徑的取值參照《流體傳動系統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 23482018進行圓整取值d=80 mm。
根據計算的D和d。可確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、液壓系統設計
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。
常見的液壓系統供油方式有單定量泵供油、雙聯泵供油、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,結構復雜,后期維護比較困難，所以本次選用雙聯泵供油。如圖2 所示,系統的左邊為低壓大流量系,右邊為高壓小流量泵。當壓力機系統供油方式確定以后,壓力控制回路基本確定。在雙聯泵出口安裝溢流閥 3,溢流閥 3的設定壓力應等于慢速加壓時的最大工作壓力同時液控順序閥4的設定壓力要遠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,液壓系統還設置了單向閥 5用于隔絕兩泵。
3.1.2 換向及速度換接回路的選擇。
本次設計的壓力機系統所需的流量和工作壓力都不是很大,所以液壓系統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。本次設計的液壓系統采用三位四通電磁換向閥6實現下行和上升的轉換。利用兩位兩通電磁換向閥7實現快速下行和慢速加壓時速度的換接。采用單向調速閥8實現慢速加壓過程中的速度可調節。
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真空,并使其在任意位置上鎖緊,通常應設置平衡回路2。液壓系統采用單向順序閥9的平衡回路。單向順序閥9壓力的設定值應大于工作部件的重力在缸下腔產生的壓力值當換向閥處于中位時,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實現自動補油的保壓回路當換向閥處于中位時,液壓缸通過液控單向閥11實現保壓,當液壓缸的壓力達到壓力表 12設定的下限值時,電接觸式壓力表發出信號,使換向閥得電,液壓泵再次向系統供油,使得壓力保持在一定范圍值內。
為了防止壓力機在停止工作時回路中的油液流回油箱,導致空氣進入系統,影響壓力機的平穩性，圖2中添置了一個單向閥10。在液壓泵的出口增設過濾器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所示的液壓系統原理圖。
3.2 液壓系統工作原理
3.2.1 快速下行。
液壓系統雙泵向回路供油，順序閥4和溢流閥3 處于關閉狀態，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處于導通狀態。
進油路:雙聯泵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。
液壓系統所需流量較小。順序閥4開啟,溢流閥3 處于關閉狀態。低壓大流量泵通過順序閥4卸荷,高壓小流量泵繼續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 得電處于關閉狀態。
進油路:雙聯泵(右泵)2→三位四通電磁換向閥6→單向調速閥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:當壓力機壓制結束后,系統處于保壓狀態，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設定的下限值時,壓力表12發出信號,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。
液壓系統所需流量較大,順序閥4和溢流閥3 再次處于關閉狀態,雙聯泵向系統供油，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失電處于導通狀態。
進油路:雙聯泵(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,此時系統的動態壓力往往會超過壓力機的靜態壓力。此外，液壓系統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滿足式(10)。
式中:Pn為液壓泵的額定壓力;pp為液壓系統的最大壓力。
液壓泵的最大流量應為式(12)。
式中:qp為液壓泵的最大流量;q為液壓系統所需的流量;KL為液壓系統的泄漏系數，一般取 1.1~1.3,本次設計取 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)。
根據計算的液壓泵額定壓力和流量.初選液壓泵的規格為 PV2R12-26-8 低噪聲雙聯葉片泵，其額定壓力為 16 MPa。雙聯泵(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。
根據液壓系統的最大壓力和液壓系統的流量,確定液壓閥的規格型號。本次設計液壓閥選用廣州機床研究所生產研制的 GE系列閥。型號規格如表1所示。
3.3.3選擇液壓油管。
油管類型的選擇。系統的工作壓力小于 16 MPa,屬于中壓系統,本次設計的油管選用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)
查液壓系統設計簡明手冊流量表(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),本次設計取油箱容量為 160 L。
本次設計的壓力機的液壓系統采用雙泵供油功率損耗大大減小,系統效率得到提高,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。這種回路不僅實現了平衡壓力機滑塊自重的作用,而且使液壓系統具有一定的背壓值,保證了系統的平穩性。系統采用了液控單向閥的保壓回路,簡化了回路結構，同時液控單向閥還具有良好的閉鎖能力無滲漏,可以實現壓力機的長時間保壓。
