液压榨油机液压系统及液压缸设计-论文(编辑修改稿)

液压榨油机液压系统及液压缸设计-论文(编辑修改稿)内容摘要：

下行 mm GFF )(1  保压延时 gFF2 1200 快速上行 ma GFF )(3  液压系统主要参数计算 初选系统工作压力 此液压系统工作载荷较大，根据机械常用的系统压力知液压机的常用工作压力为20— 30Mpa。 考虑到此设备无需移动、尺寸方面没有限制，考虑到压力太高对泵、缸、阀等元件的材质、密封、知道精度要求太高，为降低成本，选择较低压力，取P=20Mpa。 [10] 计算液压缸的主要结构尺寸 液压缸有关计算参数见图（ 35）。 此设计中液压缸主要承受压力，拉力相对压力极小，所以主要考虑液压缸受压时状态 DP 1 P 2A 1 A 2dF W 图 35 液压缸主要参数 液压系统设计 活塞杆受压时： 2211 ApApFW  （ 34） 此系统回油路较短且直接回油箱则背压力 2p 可忽略不计。 可求得活塞面积为： mM p aKNpFA W  （ 35） 活塞直径 : mAD 2 *44 1   ，取 mmD 280 （ 36） 由上行和下行速度之比为 2 vv，可按速比 要求确定 Dd/ ,查表得Dd。 活塞杆直径： **  Dd ,取 mmd 200 无杆腔活塞有效作用面积： 2221 * mDA   有杆腔活塞有效作用面积： 2222 0 3 0 * mdA   计算液压缸实际工作压力 按照确定出的液压缸的结构尺寸，计算出各工况时液压缸实际工作压力，见表 32。 液压系统设计 表 32 液压缸实际工作压力 工况 载荷 KN 工作压力 Mpa 计算公式 下行 11AFp 保压延时 1200 12AFp 快速上行 2 23AFp 计算液压缸实际所需流量 根据最后确定的液压缸的结构尺寸及运动速度，计算出液压缸实际所需流量，见表 33。 表 33 液压缸实际所需流量值 工况 运动速度 结构参数 流量 min/L 计算公式 下行 min/m 21 mA  min/ L 11vAqv  保压延时 — 21 mA  — — 快速上行 min/m 22 mA  min/ L 22vAqv  制定系统方案和拟定液压系统图 制定系统方案 此液压机要求有保压功能，进油回路选择单向阀回路。 换向回路选用手动三位四通阀，节省成本。 保护装置采 用在进油管、有杆腔进（回）油管安装溢流阀，进油路溢流阀保证在压力过高时溢流，与电接点式压力表构成双重保护，防止液压系统压力升高造成系统损坏。 有杆腔进 (回 )油路溢流阀保证当在液压缸上行到位置，而油泵未停止供油时溢流，保护液压缸缸盖不会因承受过高压力而损坏。 压力表采用电接点式压力表，可以保证系统由于内泄漏或物料压缩造成压力损失时，自动充油补压，避免系统的压力损失而造成的设备效率下降，同时减少人力。 液压系统在整个工作循环中所需油量液压系统设计 变化不大，选择用单泵供油，节省成本。 [11] 拟定液压系统图 初步拟定液 压系统图如图 36。 图 36 液压系统图 液压元件的选择 液压泵的选择 1）液压泵工作压力的确定  PPPP 1 (37) 1P — 液压缸的最高工作压力，对本系统 MpaP 。 P — 泵到液压缸总的管路损失。 有系统图可见，从泵到液压缸之间串联有一个单向阀和一个换向阀，取 MpaP 。 液压泵工作压力为： M p aM p aP P 20)(  液压系统设计 2）液压泵流量的确定 maxKQqvp (38) 由工况表可知 min/ a x LQ 。 取泄漏系数 K为。 求得液压泵流量： min/ Lqvp  3）选择液压泵的规格 选用 CBN— F306,公称排量为 min/ L ,额定压力为 Mpa20 ，最高压力 为 Mpa25 ，能够满足系统需求。 电动机功率的确定 在整个系统工作过程中，保压延时段所需功率较大，电动机的功率按照此阶段选择 [12]。 泵的总驱动功率为 KWqPP vp vpp 00 00 *20   (39) 其中， vp — 泵的总效率，一般齿轮泵选为。 考虑到保压延时阶段一般时间较短，而 电动机一般允许短时间超载 25%，这样电动机的功率还可以降低一些，查产品样本可以选择 的电动机。 液压阀的选择 根据工作压力和通过阀的流量，本系统的液压阀都选用高压阀。 所选阀的规格型号见表 34。 表 34 液压阀型号 序号 名称 选用规格 1 单向阀 S6A 2 三位四通手动换向阀 DMT— 03— 3D— 50 3 高压溢流阀 DT— 02— H— 22 4 低压溢流阀 DT— 02— B— 22 液压系统设计 管道尺寸确定 1） 管道内径计算 vqd v..4 (310) 其中， vq — 通过管道内的流量（ sm/2 ）。 v —— 管内允许流速 ( sm/ )。 一般液压泵吸油管道取 — ，液压系统压油管道取 3— 6，液压系统回油管道取 —。 对此液压系统吸油管道取 ，压油管道取 4，回油管道取 2，由于此系统中有部分压、回油管道为同一管道 [13]，则这部分取 3。 吸油管道： mmd * 0 00 *4  压油管道： mmd 4* 00 *4  回油管道： mmd 2* 00 *4  压、回油管道： mmd 3* 00 *4  为减少材料规格，压油管道和压、回油管道统一取为 mm6 2） 管道壁厚  的计算 ].[2 . dp (311) 其中， p — 管道内最高工作压力（ Pa ）。 d — 管道内径（ m ）。 ][ — 管道材料的许用应力（ Pa ）。 压油管道： *1 5 0*2 0 0 5 *10*2066  液压系统设计 压、回油管道： 10*150*2 0 0 6 *10*20 66  压油管道和压、回油管道可以统一选  ，既可以减少材料规格还可以有较大的安全系数。 吸油管道、回油管道因不承受过高压力 [15]，在此不在计算，而选用常见钢管壁厚。 油箱容量的确定 根据油箱容量的经验公式 vaqV (312) 其中， vq — 液压泵每分钟排出压力有的容积（ 3m ） a — 经验系数，一般锻压机械取 6— 12，在此取 8a *8 mV  液压系统性能验算 验算回路中的压力损失 本系统较简单，主要验算从液压泵到液压缸回路的压力损失 1）沿程压力损失 沿程压力损失为进油路的压力损失。 此管路长 m3 ,管内径 ，通过的流量为 sL/ ，选用 20 号机械系统损耗油，正常运转后有的运动粘度 smm /27 2 ，油的密度 3/918 mkg。 油在管路中的实际流速为 smdq v / 0 4 4 232  (313) 2 3 0 07 8 0 0 . 5   dR e (314) 油在管路中呈现层流流动状态，其沿程阻力系数为： 0 877575  eR (315) 液压系统设计 按照公式 dlp .2 ... 2  (316) 求得沿程压力损失为： M p ap 621   2） 局部压力损失 局部压力损失包括通过管路中折管和管接头等处的管路局部压力损失 2p ，以及通过控制阀的局部压力损失 3p。 其中管路局部压力损失相对来说小的多 [16]，故主要计算通过控制阀的局部压力损失。 通过图 2，从液压泵到液压缸进油口要经过单向阀和三位四通阀。 单向阀的额定流量为 min/40L ，额定压力损失为 ，三位四通阀的额 定流量为 min/40L ，额定压力损失为。 通过各阀的局部压力损失之和为 M p ap ])40 ()40 ([ 223  则整个液压系统的压力损。