YA32-1000KN型四柱万能液压机 说明书

目录
摘要 (Ⅱ)
第一章设计课题及主要技术参数、工作原理 (3)
1.1设计课题 (3)
1.2设计参数 (5)
第二章工况分析 (6)
2.1绘制液压缸速度循环图、负载图 (6)
2.2参数 (6)
第三章确定液压缸参数 (7)
第四章液压元、辅件的选择 (10)
4.1液压元件的选择 (10)
4.2液压辅件的选择 (11)
第五章液压系统主要性能验算 (14)
5.1系统压力损失计算 (14)
5.2系统效率计算 (16)
5.3系统发热与升温计算 (17)
设计心得 (18)
参考文献 (19)
第一章设计课题及主要技术参数、工作原理
1.1设计课题
设计一台YA32-1000KN型四柱万能液压机，设该四柱万能液压机下行移动部件重G=1吨，下行行程1.0-1.2m，其液压系统图如下
1、主液压泵（恒功率输出液压泵），
2、齿轮泵，
3、电机，
4、滤油器，
5、7、8、
22、25、溢流阀，6、18、24、电磁换向阀，9、21、电液压换向阀，10、压力
继电器，11、单向阀，12、电接触压力表，13、19、液控单向阀，14、液动换
向阀，15、顺序阀，16上液压缸，17、顺序阀，20、下液压缸，23节流器，26、
行程开关
A、启动：电磁铁全断电，主泵卸荷。

主泵（恒功率输出）→电液换向阀9的M型中位→电液换向阀21的K型中位→T
B、液压缸16活塞快速下行： 2YA、5YA通电，电液换向阀9右位工作，道
通控制油路经电磁换向阀18，打开液控单向阀19，接通液压缸16下腔与液控单向阀19的通道。

进油路：主泵（恒功率输出）→电液换向阀9→单向阀11→液压缸16上腔回油路：液压缸16下腔→电液换向阀9→电液换向阀21的K型中位→T 液压缸活塞依靠重力快速下行：大气压油→吸入阀13→液压缸16上腔的负压空腔
C.液压缸16活塞接触工件，开始慢速下行（增压下行）：
液压缸活塞碰行程开关2XK使5YA断电，切断液压缸16下腔经液控单向阀19快速回油通路，上腔压力升高，同时切断（大气压油→吸入阀13 →上液压缸16上腔）吸油路。

进油路：主泵（恒功率输出）→电液换向阀9→单向阀11→液压缸16上腔
回油路：液压缸16下腔→顺序阀17→电液换向阀9→电液换向阀21的K型中位→T
D、保压：
液压缸16上腔压力升高达到预调压力，电接触压力表12发出信息，2YA断电，液压缸16进口油路切断，(单向阀11 和吸入阀13的高密封性能确保液压缸16活塞对工件保压，利用液压缸16上腔压力很高，推动液动换向阀14下移，打开外控顺序阀15，防止控制油路使吸入阀1误动而造成液压缸16上腔卸荷) 当液压缸16上腔压力降低到低于电接触压力表12调定压力，电接触压力表12又会使2YA通电，动力系统又会再次向液压缸16上腔供应压力油……。

主泵（恒功率输出）主泵→电液换向阀9的M型中位→电液换向阀21的K型中位→T，主泵卸荷。

E、保压结束、液压缸16上腔卸荷后：
保压时间到位，时间继电器发出信息， 1YA通电（2TA断电），液压缸16上腔压力很高，推动液动换向阀14下移，打开外控顺序阀15，主泵1→电液压换向阀9的大部分油液经外控顺序阀15流回油箱，压力不足以立即打开吸入阀13通油箱的通道，只能先打开吸入阀13的卸荷阀（或叫卸荷阀的卸荷口），实现液压缸16上腔（只有极小部分油液经卸荷阀口回油箱）先卸荷，后通油箱的顺序动作，此时：
主泵1大部分油液→电液压换向阀9→外控顺序阀15→T
F、液压缸16活塞快速上行：
液压缸16上腔卸压达到吸入阀13开启的压力值时，液动换向阀14复位，外控制顺序阀15关闭，切断主泵1大部分油液→电液换向阀9→外控顺序阀15→T的油路，实现：
进油路：主泵1→电液换向阀9→液控单向阀19→液压缸16下腔
回油路：液压缸16上腔→吸入阀13→T
G、顶出工件：
液压缸16活塞快速上行到位，碰行程开关1XK，1YA断电，电液换向阀9复位，4YA通电，电液换向阀21右位工作
进油路：主泵1→电液换向阀9的M型中位→电液换向阀21→液压缸20下腔
回油路：液压缸20上腔→电液换向阀21→T
H、顶出活塞退回：3YA通电，4YA断电，电液换向阀21左位工作
进油路：主泵1→电液换向阀9的M型中位→电液换向阀21→液压缸20有杆腔回油路：液压缸20无杆腔→电液换向阀21→T
K、压边浮动拉伸：
薄板拉伸时，要求顶出液压缸20无杆腔保持一定的压力，以便液压缸20活塞能随液压缸16活塞驱动动模一同下行对薄板进行拉伸，4YA通电，电液压换向阀21右位工作，6YA通电，电磁阀24工作，溢流阀25调节液压缸20无杆腔油垫工作压力。

进油路：主泵1→电液换向阀9的M型中位→电液换向阀21→液压缸20无杆腔吸油路：大气压油→电液压换向阀21→填补液压缸20有杆腔的负压空腔
1.2设计参数：
液压系统最高压力P=32mPa 一般选用P=20-25mPa
主液压缸公称吨位1000KN
主液压缸用于冲压的压制力与回程力之比值为5-10%，塑料制品的压制力与回程力之比为2%，
顶出缸公称顶出力取主缸公称吨位的五分之一
顶出缸回程力为主液压缸公称吨位的十五分之一
主液压缸快速空行程 V=100mm/s
工作行程 V=10mm/s
回程 V=80mm/s
顶出液压缸顶出行程 V=80mm/s
回程 V=120mm/s
设计要求：
设计选择组成该液压系统的基本液压回路并说明液压系统的工作原理，设计计算选择液压元件，进行液压系统稳定性校核，绘液压系统图及液压集成回路图，设计液压装置和液压集成块，编写液压系统设计说明书。

第二章工况分析
2.1绘制液压缸速度循环图、负载图
2.2参数
1、选取参数
取动摩擦系数fd=0.1 ，静摩擦系数fj=0.2 ，η缸=0.9 ， V快=100mm/s ， V工=10mm/s，令起动时间不超过0.2秒，选取工作压力F=25000N(按负载20000-30000计算得)
选取P=20-25mPa 取P1=25mPa
2、计算摩擦力
静摩擦力F2=G⨯fj=9800⨯0.2=1960N
动摩擦力F3=G⨯fd=9800⨯0.1=980N
3、确定液压缸的推力
启动推力F启=F2/η缸=1960÷0.9=2178N,取整为2180N 加速推力F加=（F3+F4）/η缸=1644N，取整为1640N 快进推力F快=F3/η缸=980÷0.9=1089,取整为1090N 工进推力F工=（F1+F3）/η缸=39978N，取整为40000N
第三章确定液压缸参数
第四章 液压元、辅件的选择
4.1液压元件的选择
1.液压系统快速空程供油方式：
min /6.29460191.460/1.00491.0211L s s m m v A q =⨯⨯=⨯⨯=＝进快
由于供油量大，不宜采用由液压泵供油方式，利用主液压缸活塞等自重快速下行，形成负压空腔，通过吸入阀从油箱吸油，同时使液压系统规格降低档次。

2.选定液压泵的流量及规格：
设计的液压系统最高工作压力Pa P 61025⨯=主液压缸工作行程，主液压缸的无杆腔进油量为：
min /46.29601.091.460/01.00491.0221L s s m m v A q =⨯⨯=⨯⨯=＝进工
3.主液压缸的有杆腔进油量为：
min /48.36608.076.060/08.00076.0232L s s m m v A q =⨯⨯=⨯⨯=＝进回
4.顶出液压缸顶出行程的无杆腔进油量为：
min /6.45608.095.060/08.00095.0241L s s m m v A q =⨯⨯=⨯⨯=＝进顶
设选主液压缸工作行程和顶出液压缸顶出行程工作压力最高（Pa P 61025⨯=）工件顶出后不需要高压。

主液压缸工作行程（即压制）流量为29.46L/min,主液压缸工作回程流量为 4.56L/min,选用160BGY14-1B 型电液比例斜盘式轴向变量柱塞泵。

虽然在Pa P 6107⨯<只有156L/min ，主液压缸活塞返回速度有所降低，在工作压力为Pa P 61025⨯=时，流量降低40%,仍可获101L/min 的流量，基本满足主液压缸工作回程4.56L/min 、满足工进流量29.46L/min 的进给设计要求。

由于选用电液比例控制，获节能高效效益。

5.液压泵的驱动功率及电动机的选择：
主液压缸的压制与顶出液压缸的顶出工作压力均为P=20×106Pa ；主液压缸回程工作压力为P=6.64×106Pa 顶出液压缸退回行程工作压力17.1×106Pa ，液压系统允许短期过载，因此，快速进退选P=6.64×106Pa,q=156L/min, 工进选P=25.12×106Pa,q=101L/min,液压泵的容积效率ηv =0.92，机械效率ηm =0.95，两种工况电机驱动功率为：
KW Pq P m v 8.1960
95.092.010*******.6603
6=⨯⨯⨯⨯⨯==-ηη快 KW m Pq P m v 9.4595
.092.060101011012.25603
6=⨯⨯⨯⨯⨯==-ηη工 P 工 > P 快 电动机允许短期过载，选取37KW 的Y250M-6型电机。

若设定工
作压力在
（25-32）×106Pa, 选取55KW 的Y280M-6型电机。

液压缸的压制工作压力为P=25.8mPa ；液压缸回程工作压力为P=0.64mPa 快速进退选P=2.88×106Pa,q=250L/min, 工进选P=25.8×106Pa,q=157.5L/min,液压泵的容积效率ηv =0.92，机械效率ηm =0.95，两种工况电机驱动功率为
KW Pq P m v 7.1360
95.092.010*******.2603
6=⨯⨯⨯⨯⨯==-ηη快 KW m Pq P m v 5.7795
.092.060105.157108.25603
6=⨯⨯⨯⨯⨯==-ηη工 （按等值功率计算：
KW t t t t t P t P t P t P P 132.18243.332.1888.2273.67435.73.3360.222224
32142322212=+++⨯+⨯+⨯+⨯=++++++快退终压初压恒速等值＝
额定功率KP P ≤max
K ——电动机过载系数 直流电动机K=1.8－2.5，若考虑到网络电压
波动，一般取 K=1.5－2.0 取KW K P P 5.457
.15.77max ==＝额定功率 选取液压泵的驱动电机，首先应考虑等值功率和运动循环动作阶段的最大功率。

本课题运动循环动最大功率是终压功率67.73/0.95×0.92=77.5KW ，持续时间只有2秒钟时间，不在电动机允许的短期过载范围内，不能按等值功率计值的短期过载处理，也不能按运动循环选取250BGY14-1B 型电液比例斜盘式轴向变量柱塞泵电动机的最大驱动功率，只能按短折算系数为1.7的短期过载设计，选取45KWY280M-2型交流异步电动机驱动液压泵。

）
查手册选取Y280M-6型电机,其额定功率为37KW 。

4.2液压辅件的选择
1、根据系统的工作压力和通过各元、辅件的实际流量，选择的元、辅件的规格如下表所示。

2、油箱容量：按经验公式计算油箱容量 上油箱容积：L V 12006002=⨯＝上
下油箱容积：L q V p 16001601010=⨯=＝下
第五章 液压系统主要性能验算
5.1系统压力损失计算
管道直径按选定元件的接口尺寸确定为d=20mm,进、回油管长度
都定为L=2m,油液的运动粘度取s m /105.124-⨯=ν,油液的密度取
33/1088.0m kg ⨯=ρ。

1、判断流动状态
进、回油管路中所通过的流量以快退时回油量q=444.8L/min 为最
大，由雷诺数 dv
q v Vd π4Re == 可知3
344444.810Re 3147602010 1.510π---⨯⨯=
=⨯⨯⨯⨯⨯ 因为Re 〉2300,故各工况下的进、回油路中油液的流动状态为紊流。

2、计算系统压力损失
由于工进时，油路流量少，可忽略不计；以下只计算快进时的系统压力损失。

A 、进油路中的压力损失 快进时油液在管道中的流速为
3
2220447541040.2/60(210)q m s d v ππ--⨯⨯===⨯⨯⨯
a 、计算沿程压力损失
△P =225
02
75752880 4.77.610Re 26902102
l pa d ρν-⨯⨯⨯=⨯⨯=⨯⨯ b 、局部压力损失按经验公式计算 △P 1=0.1⨯△P=50.7610pa ⨯ c 、阀类元件产生的局部压力损失 根据公式 2)(
q
p
p
n
n
v
q
∆
=∆
，其中p n
∆
为额定压力损失，由手册
查得电液换向阀9、21单向阀11、行程阀26的额定压力损失均为
pa 5102⨯，q 为实际流量，q n
为标准流量。

2225
5877540210 3.41010010063v
pa p ⎡⎤
⎛⎫⎛⎫⎛⎫∆=⨯⨯++=⨯⎢⎥ ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎢⎥⎣
⎦ △P 进=△P +△P 1+p v ∆
55(7.60.760.34)108.710pa =++⨯=⨯
B 、回油路中的压力损失 回油路中油液的流速为
3
2220044271.21014/60(210)q m s d v ππ--⨯⨯==≈⨯⨯⨯
回油路的雷诺数为
3
34
44271.210Re 450210 1.510
Vd q v dv ππ---⨯⨯====⨯⨯⨯⨯ 沿程压力损失为△P =2
527528802 3.7104502102
pa -⨯⨯⨯=⨯⨯ 局部压力损失为△P 1=0.1⨯△P 沿=50.3710pa ⨯
阀类元件损失为△P 阀=22
55
7540210 5.31010063pa ⎡⎤⎛⎫⎛⎫⨯⨯+=⨯⎢⎥ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎢⎥⎣⎦
△P 回=△P +△P 1+△P 阀=55(3.70.37 5.3)109.3710pa ++⨯=⨯ C 、快进的总的压力损失 △P 总=△P 进+△P 回
1
2
A A =5536.4(8.79.37)1018.310101pa +⨯⨯=⨯
△P 总小于工进压力损失设定值△P1，压力损失校验合格。

5.2系统效率计算
在一个工作循环周期中，工进时间最长，因此，用工进时的效率来代表整个循环的效率。

1、计算回路效率
按公式
2
2111
1p p p p c
q p q p q p +=
η
来计算，其中
1p 和1q ————液压缸的工作压力和流量；
1p p 、1p q 、2p p 和2p q ——每个液压泵的工作压力和流量；
大流量泵的工作压力就该泵通过顺序阀17卸荷时产生的压力损失，因此它的的值为1
p p 2
55502100.541095pa ⎛⎫
=⨯⨯=⨯ ⎪⎝⎭
工进时，液压缸回油腔的压力为P2=1MPa ，进油腔的压力为
P1=6
5212100004510 4.731095
F p A pa A ++⨯==⨯
小流量泵在工进时的工作压力，等于液压缸工作腔压力加上进油路上的压力损失，即
2p p =55(4.735)109.7310pa +⨯=⨯
则回路效率为
53
3355
4.7310101100.354010610(0.5410)(9.7310)
6060
c η---⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯+⨯⨯ 2、计算系统效率
取双联叶片泵的总效率η泵=0.70，液压缸的总效率η缸=0.90，则系统效率η为
η=η泵η缸 η
c
=0.7⨯0.9⨯0.35=0.22
5.3系统发热与升温计算
系统发热计算和系统效率计算同样原因，也只考虑工进阶段。

工进时，液压泵的输入功率为
P 入53531122
0.54104510 4.73106101210.760
p p p p b
p q p q η
--+⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=
==⨯W
此时，系统所产生的热流量为
Q= P 入（1-η）=121 ⨯（1-0.22）=94.38W 系统中的油液温升为
℃ 2.28∆T =
=
=
其中传热系数K=15W/（㎡·℃）。

本系统温升很小，符合要求
设计心得
我们的设计课题虽然牵涉的知识面相对较窄，但是我们
的设计液压控制系统还是采用近两年比较兴新液压阀进行设计，所以设计起来不是很简单，但在黄教授的指导和同学的帮助下完成了设计。

这也是我们在毕业这一段时间里重新的温习和巩固以前所学的东西，其体会有以下几点：
1） 通过设计使所学的液压传动以及相关知识得到了进一步
的巩固，加深和扩展，同时也学会了一些怎样将理论知识
运用于生产实际的方法。

2）在设计实践中学习和掌握了通用液压元件的选用，各类阀体的用途、组合方法和设计技能。

3）在这次的设计中不仅仅是液压方面的知识，对计算机会图等各方面的知识、运用于熟悉设计资料以及进行经验估算等放面进行一次调练，同时，通过设计培养了分析和解决生产实际问题的能力。

4）通过这次设计使我感到自己掌握的知识和我在生产实践中的距离，在今后的工作中依然得继续学习。

参考文献
1、《液压系统设计简明手册》，杨培元、朱福元主编，机械工业出版社。

2、《液压传动系统》第三版，官忠范主编，机械工业出版社。

3、《液压传动设计手册》，煤炭工业部、煤炭科学研究院上海研究所主编，上海科学技术出版社。

4、《袖珍液压气动手册》第二版，刘新德主编，机械工业出版社。

5、《液压传动课程设计指导书》，高等工程专科学校机制及液压教学研究会液压组主编。

6、《液压传动与气压传动》第二版，何存兴、张铁华主编，华中科技大学出版社。

7、《金属钻削机床液压传动》，章宏甲主编，江苏科学技术出版社。

8、《工程机械液压与液力传动》，李芳民主编，人民交通出版社。

9、《新编液压工程手册》，雷天觉主编，北京理工大学出版社。

10、《液压系统设计图集》，周士昌主编，机械工业出版社。