琼脂压榨机液压系统设计_毕业设计(编辑修改稿)

琼脂压榨机液压系统设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

A2) 4000 333 计算顶出液压缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率值 差动时液压缸有杆腔压力大于无杆腔压力，取两腔间回路及阀上的压力损失为，则 p2=p1+，计算结果见表 5。 8 表 5 顶出液压缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率值 Tab. 5 The circulation work pressure, flow and power value of gripping hydraulic cylinder in every stage 工作循环 计算公式 负载F/KN 回油背压p4/MPa 进油压力p3/MPa 输入流量q3/103m3s1 输入功率 P/KW 顶出 复位 p3=(F+A4p4)/A3 q3=A3V3 P=p3q3 p3=(F+A4p4)/A3 q3=A3V3 P=p3q3 1000 200 液压缸主要尺寸的确定 工作压力 P 可根据负载大小及机器的类型来初步确定。 现取液压缸的工作压力为液压系统压力 21MPa。 由上面的参数知道最大负载力 F 为 400 kN。 由公式 2211411cmFDp dppD  （ 3） 式中 1p —— 液压缸工作压力，初算时可取系统工作压力 p ； 2p —— 液压缸回油腔背压力，初算时无法准确计算，估计 ,本设计取 =0； /dD—— 活塞杆直径与液压缸内径之比，本设计取 /  ； F —— 工作循环中最大的外负载； cm —— 液压缸的机械效率，一般 错误 !未找到引用源。 cm=~，本设计取  。 得：  5264 4 1 003 . 1 4 2 1 1 0 0 . 9 5 1 1 0 . 721D       m 10m 将压榨液压缸的内径圆整为标准系列直径 180D mm，活塞杆直径 d 按 / 及活塞杆直径系列取 125d mm。 选定缸后 ,再算出液压缸的压力为 （ 4） 式中 P—— 液压缸压力； FP A2P 9 minminminqA  F—— 工作循环 中最大的外负载； A —— 液压缸的有效工作面积。 代入数据得： 对选定后的液压缸内径 D ，必须进行最小稳定速度的验算。 要保证液压缸节流腔的有效工作面积 A ，必须大于保证最小稳定速度的最小有效面积 minA ，即 minAA （ 5） 式中 minq —— 流量阀的最小稳定流量，一般从选定的流量阀的产品样本中查得，在本设计查得调速阀 2 5/ Q最小稳定流量为 L/min； min —— 液压缸的最低速度，由设计要求给定，在本设计中为 15 cm/h。 把所 选的数据代入式（ 5）得： 液压缸节流腔的有效面积上面也算出为 22 . 5 4 1 0 2 5 4A   cm2 满足式 minAA ，液压缸能达到所需低速。 快进与快退时都是由大泵供油的，故可算 出快进的速度为 m/min 2226 10 .1 844qvD  快 退快 进22 ( 0 . 1 8 ) 0 . 0 0 5 0 . 1 3 5 / m in44q D v L    工 进 二 工 进 二( 0 . 1 8 ) 0 . 0 1 0 . 2 5 / m inq D v L    工 进 一 工 进 一2 2 2 2( ) [ ( 0 . 1 8 ) ( 0 . 1 2 5 ) ] 2 2 6 / m in44D d v L      快 退 快 退3 2m in 5 10 20xx560A cm22 2 2( 0. 18 )3. 14 2. 5 104A R m     3240 0 10 . 54 10P M P a 10  maxq液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定 [11]。 本设计中压榨缸的行程是根据压榨箱的长度来选的，在本设计中压榨的长度为1000L mm，故可选液压缸的最大行程为 1250L mm。 根据以上参数 ,可选用工程用液压缸 (双作用单活 塞杆式液压缸 )[1214],主要生产厂有 : 长江液压件厂、武汉液压油缸厂、大连液压件厂、重庆液压件厂。 型号为 HSGK 01180/125 E 4 1 2 11 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 1pp p p   （ 6） 式中 p —— 液压泵最大工作压力； 1p —— 执行元件最大工作压力，本设计中 1  MPa； p —— 进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取 MPa，复杂系统取 ~ MPa，本设计中取  MPa。 把上面所取数据代入式（ 6）中得 大流量泵： 1 1 5 . 7 0 . 5 1 6 . 2pp   MPa 小流量泵： 2 1pp   MPa（ 2p 背压力取 ） 上述计算所得的 p 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过度阶段的动态压力往往超过静态压力。 另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力 np 应满足   ~ 。 中低压系统取小值，高压系统取大值。 在本设计中取  ，故： 大流量泵： 111 .3 1 .3 1 6 .2 2 1nppp   MPa 小流量泵： 221 .3 1 .3 1 1 .3nppp   MPa 液压泵的最 大流量应为 （ 7） 式中 pq —— 液压泵的最大流量； —— 同时动作的各执行元件所须流量之和的最大值。 如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量 2~3 L/min； LK —— 系统泄漏系数，一般取 ~  ，现取 。 大流量泵： 1 . 2 2 6 2 6 2 . 4pq    L/min 小流量泵： 1 . 2 ( 0 . 2 5 2 ) 2 3pq     L/min 根据算得的 pP 和 pq 选取 302 / 3。