10 T压力机的液压系统设计

郭晨阳

摘 要：主要研究10 T压力机的流体传动系统设计。首先，分析压力机的设计和使用要求，根据压力机的吨位，初选压力机的工作压力，确定液压缸的内径及活塞杆的直径。然后，根据使用要求和工作循环过程确定液压系统的回路，分析电磁铁的动作顺序和流动传动回路的工作原理。最后，对液压泵及液压元件等进行选择。

关键词：压力机;液压回路;液压元件

中图分类号：TU137    文献标志码：A    文章编号：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

当前我国工业发展迅速，民族企业逐渐由中国装配转向中国制造、中国创造，压力机在制造业飞速发展期间得到了广泛的发展和应用。笔者研究的压力机吨位为10 T，属于小型压力机。设计合理的小型压力机液压系统回路对节约能源、提高生产效率都具有重要的意义。

1 设计要求及运动分析

本次设计的压力机要求压制力为100 000 N，工作过程：快速趋近工件—慢速加压进给—保压—快速退回到指定位置—停止;液压缸快速运动速度为3 m/min，压力机要求慢速加压的速度能在50～300 mm/min的范围可调。

此压力机为单缸压力机（不设置顶出缸），液压系统的运动分析只考虑工作缸。根据设计要求的工作过程可绘制出如图1所示的工作循环图。

2 液压缸主要参数的确定

2.1 液压缸最大负载力的确定

小型压力机在工作过程中，垂直于导轨的法向作用力不大，导轨的动摩擦系数一般在0.15～0.80，因此压力机运动过程中的动摩擦力忽略不计。在停止工作时，为防止活塞及滑块因自重而下滑，液压系统应设计平衡回路来平衡其自重，系统无须考虑滑块的自重。液压缸的最大压制力即液压缸的最大负载力为100 000 N。

2.2 液压缸类型的确定及缸体内径

压力机的快速运动速度需要维持在3 m/min，因此本次设计采用双作用单活塞杆液压缸。

液压系统的初压力根据负载力的大小可初步选定。小型压力机常用的系统工作压力通常在10～18 MPa中选取。本次设计压力机的负载力不是很大，初选液压系统初压力为12 MPa[1]。

估算压力机油缸无杆腔的面积。

式中：A0为压力机油缸无杆腔的面积，[m2];F为压力机油缸的最大负载力，N;[ηcm]为液压缸的机械效率，本次设计取值0.91;P1为压力机系统的初压力，MPa。

初步计算液压缸的内径D。

液压缸内径的取值参照《流体传动系统及元件 缸径及活塞杆直径》（GB/T 2348—2018）进行圆整取值。圆整后取D=110 mm。

确定活塞杆直径d。压力机快速下行速度与快速退回的速度比为1。则：

化简以后可得d=0.707D。参照GB/T 2348—2018进行圆整取值d=80 mm。

根据计算的D和d。可确定液压缸的有杆腔面积A1和无杆腔面积A2。

2.3 计算液压缸在各阶段所需的流量

压力机在快速下行趋近工件时液压缸所需的流量[q1]（快速下行速度[v快=3 m/min]）

压力机在慢速加压时液压缸所需最大量[q2]（慢速加压下行速度[v慢=0.05～0.30 m/min]）

压力机在快速退回时液压缸所需的流量[q3]（快速退回上行速度[v快=3 m/min]）

3 液壓系统设计

3.1 液压回路选择

3.1.1 供油方式及压力控制回路的选择。常见的液压系统供油方式有单定量泵供油、双联泵供油、变量泵供油。压力机在快速下行和快速退回时的流量都远大于慢速加压时的流量，选单定量泵供油会造成能量的浪费，显然是不合理的。变量泵供油成本较高，结构复杂，后期维护比较困难，所以本次选用双联泵供油。如图2所示，系统的左边为低压大流量泵，右边为高压小流量泵。当压力机系统供油方式确定以后，压力控制回路基本确定。在双联泵出口安装溢流阀3，溢流阀3的设定压力应等于慢速加压时的最大工作压力，同时液控顺序阀4的设定压力要远高于快速下行时和快速退回的最大压力，同时又要低于溢流阀3所设定的压力值，这样才能保证在快速运动时双泵供油，在慢速加压时低压大流量泵卸荷，高压小流量泵供油。同时，液压系统还设置了单向阀5用于隔绝两泵。

3.1.2 换向及速度换接回路的选择。本次设计的压力机系统所需的流量和工作压力都不是很大，所以液压系统对换向阀的阀芯推力也無须很大，可用电磁换向阀来满足使用要求。本次设计的液压系统采用三位四通电磁换向阀6实现下行和上升的转换。利用两位两通电磁换向阀7实现快速下行和慢速加压时速度的换接。采用单向调速阀8实现慢速加压过程中的速度可调节。

3.1.3 平衡回路的选择。为了防止立置液压缸或垂直运动的工作部件由于自重在超速下降，即在下行运动中由于速度超过液压泵供油所能达到的速度而使工作腔中出现真空，并使其在任意位置上锁紧，通常应设置平衡回路[2]。液压系统采用单向顺序阀9的平衡回路。单向顺序阀9压力的设定值应大于工作部件的重力在缸下腔产生的压力值，当换向阀处于中位时，活塞可以保持在固定位置，不会因自重而下移。

3.1.4 保压回路的选择。在回路中接入液控单向阀11和压力表12实现自动补油的保压回路。当换向阀处于中位时，液压缸通过液控单向阀11实现保压，当液压缸的压力达到压力表12设定的下限值时，电接触式压力表发出信号，使换向阀得电，液压泵再次向系统供油，使得压力保持在一定范围值内。

为了防止压力机在停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响压力机的平稳性，图2中添置了一个单向阀10。在液压泵的出口增设过滤器1从而保证吸入液压泵油液的清洁。

选定基本回路以后，对各个回路进行归纳整理，可绘制如图2所示的液压系统原理图。

3.2 液压系统工作原理

3.2.1 快速下行。液压系统双泵向回路供油，顺序阀4和溢流阀3处于关闭状态，三位四通电磁换向阀6的电磁铁1YA得电，三位四通电磁换向阀6处于左位。两位两通电磁换向阀7处于导通状态。

进油路：双联泵2→三位四通电磁换向阀6→两位两通电磁换向阀7→液压缸13无杆腔。

回油路：液压缸13有杆腔→单向顺序阀9→液控单向阀11→三位四通电磁换向阀6→单向阀10→油箱。

3.2.2 慢速加压。液压系统所需流量较小。顺序阀4开启，溢流阀3处于关闭状态。低压大流量泵通过顺序阀4卸荷，高压小流量泵继续供油。三位四通电磁换向阀6的电磁铁1YA得电，三位四通电磁换向阀6处于左位。两位两通电磁换向阀7的电磁铁3YA得电处于关闭状态。

进油路：双联泵（右泵）2→三位四通电磁换向阀6→单向调速阀8→液压缸13无杆腔。

回油路：液压缸13有杆腔→单向顺序阀9→液控单向阀11→三位四通电磁换向阀6→单向阀10→油箱。

保压：当压力机压制结束后，系统处于保压状态，三位四通电磁换向阀6处于中位。液压缸13无杆腔压力值达到电接触式压力表12设定的下限值时，压力表12发出信号，使三位四通电磁换向阀6的电磁铁1YA得电，液压泵2再次供油，压力机的压力长期保持在一定范围。

3.2.3 快速回程。液压系统所需流量较大，顺序阀4和溢流阀3再次处于关闭状态，双联泵向系统供油，三位四通电磁换向阀6的电磁铁2YA得电处于右位。两位两通电磁换向阀7失电处于导通状态。

进油路：双联泵（右泵）2→三位四通电磁换向阀6→液控单向阀11→单向顺序阀9→液压缸13有杆腔。

回油路：液压缸13无杆腔→两位两通电磁换向阀7→三位四通电磁换向阀6→单向阀10→油箱。

3.2.4 停止。当液压缸退回到指定位置。三位四通电磁换向阀6处于中位，双联泵通过顺序阀4和溢流阀3卸荷。

3.3 选择液压元件

3.3.1 选择液压泵。确定液压泵的额定压力。压力机在快速下行向慢速加压过程过渡时，此时系统的动态压力往往会超过压力机的静态压力。此外，液压系统需要一定的压力储备，从而保证液压泵的使用寿命。选择液压泵的额定压力应满足式（10）[3]。

式中：pn为液压泵的额定压力;pp为液压系统的最大压力。

液压泵的最大流量应为式（12）。

式中：qp为液压泵的最大流量;q为液压系统所需的流量;KL为液压系统的泄漏系数，一般取1.1～1.3，本次设计取1.1。

压力机在快速运动过程中所需最大流量q=28.509 L/min，则双联叶片泵的最大流量qp为式（13）。

压力机在慢速加压过程中由高压小流量泵供油。此时系统所需最大的流量为q1=2.851 L/min，则高压小流量泵供油最大流量qp1为式（14）。

根据计算的液压泵额定压力和流量，初选液压泵的规格为PV2R12-26-8低噪声双联叶片泵，其额定压力为16 MPa。双联泵（大流量泵、小流量泵）的理论排量分别为26 mL/r、8 mL/r。

3.3.2 选择液压阀。根据液压系统的最大压力和液压系统的流量，确定液压阀的规格型号。本次设计液压阀选用广州机床研究所生产研制的GE系列阀。型号规格如表1所示。

3.3.3 选择液压油管。油管类型的选择。系统的工作压力小于16 MPa，属于中压系统，本次设计的油管选用10号冷拔无缝钢管。

计算油管直径。取油管的流速为v=5 m/s。液压系统的最大流量为q=28.509 L/min。

则油管直径计算为式（15）。

查液压系统设计简明手册流量表（JB 827—66）取通径为12 mm，外径为18 mm的钢管。管接头连接螺纹为M18×1.5。管子壁厚取1.6 mm。推荐管路流量为40 L/min。

3.3.4 选择油箱容量。液压油箱有效容量一般取5～7倍的液压泵的最大流量q。

参照《液压泵站 油箱 公称容积系列》（JB/T 7938—2010），本次设计取油箱容量为160 L。

4 结语

本次设计的压力机的液压系统采用双泵供油，功率损耗大大减小，系统效率得到提高，克服了定量泵供油的一些弊端。

平衡回路上采用单向顺序阀。这种回路不仅实现了平衡压力机滑块自重的作用，而且使液压系统具有一定的背压值，保证了系统的平稳性。

系统采用了液控单向阀的保压回路，简化了回路结构，同时液控单向阀还具有良好的闭锁能力、无渗漏，可以实现压力机的长时间保压。

参考文献：

[1] 罗相文，陈国扬，吴素婷.10 T压力机液压系统及电气控制设计[J].液压气动与密封，2021（11）：70-72.

[2] 张利平.理液压传动系统设计与使用[M].北京：化学工业出版社，2010：150-151.

[3] 杨培元，朱福元.液压系统设计简明手册[M].北京：机械工业出版社，2015.