1、全 日 制 普 通 本 科 生 毕 业 设 计琼脂压榨机液压系统的设计DESIGN OF HYDRAULIC PRESSURE SYSTEM FOR THE AGAR MILL 目 录摘 要 .1关键词 .11 前言 12 琼脂压榨机的组成及液压传动性能特点 22.1 琼脂压榨机的组成 .22.2 传动性能特点 34 液压系统设计 .44.1 压榨机工作循环 44.2 工况分析 44.3 拟定液压系统原理图 54.3.1 确定供油方式 54.3.2 调速方式的选择 54.3.3 速度换接方式的选择 55 液压执行元件载荷计算及元件的选择 .75.1 各液压缸的载荷力计算 .75.1.1 压榨缸
2、的载荷力 .75.1.2 顶出缸载荷力 .75.1.3 计算顶出液压缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率值 85.2 液压缸主要尺寸的确定 95.3 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 .115.4 液压阀的选择 135.5 其它辅助元件及液压油 .136 液压系统的验算 .156.1 压力损失计算 .156.2 估算系统效率、发热和温升 167 总结 17参考文献 18致 谢 191琼脂压榨机液压系统的设计摘 要：首先明确琼脂压榨机机对液压系统的要求，然后通过给定的技术参数表里的液压系统设计参数，确定液压执行元件的载荷力、系统工作压力以及液压缸的主要结构尺寸，制定系统方案，拟定液压系统图，
3、然后进行液压元件的选择，最后对系统性能进行验算。在具体的结构设计中，主要是针对系统中涉及到的阀类元件的安装，油路板的设计等。关键词： 琼脂；液压系统；工作压力Design of hydraulic pressure system for the Agar MillAbstract: First ,clear about the hydraulic pressure system request of agar mill, then passes the technique outside and inside fluid department which decides, the defini
4、te fluid good parts Dutch strength, the department working strength as well as the fluid cylinders main construction size, the formulation is a plan, decides the fluid department, however next the fluid part, finally is the performance line calculated. In the concrete construction, is mainly parts p
5、eaceful which in the department involves, oil duct board and so on Key words: agar mill; hydraulic pressure system; working pressure1 前言 琼脂是从海藻、海草等海洋植物中提取的一种高蛋白制品，具有极高的食用、营养和药用价值，是食品、保健品、制药、化工等产品中必不可少的添加材料。琼脂产品在国际、国内具有广阔的消费市场，在东南亚地区销量很大。随着我国人民生活水平和保健水平的不断提高，整个社会对这种产品的需求量将会越来越大。在我国、我省广阔的海洋领域中拥有丰富的海藻海
6、草植物，从这些海洋植物中提取琼脂产品，也是开发利用我国丰富海洋资源的一项具体措施。在从海洋植物中提取琼脂的过程中，除了一系列的提取工艺外，将已提取好的琼脂半流体中所含的水份去除干净是确保琼脂质量的一道重要工序 1-3。传统的琼脂压榨机都是采用机械螺旋式压榨原理 1-2，该压榨机由于其本身固有2的缺点, 很难做到压榨的过程既要保持对压榨琼脂具有一定的压榨力，又要保持压板以一定的缓慢速度平稳下移的工作要求，因而在压榨时存在着压榨效率低、浪费原料大、工人劳动强度大、操作繁琐等缺点。与传统的螺旋式机械压榨机相比，液压自动压榨机安全、可靠、快捷、自动化程度高，劳动强度低，生产效率和产品质量高。为了满足琼
7、脂在榨过程的上述工作要求， 本文将琼脂压榨机设计成液压压榨机，利用流体传动与控制技术传动平稳准确、输出推力大、易于实现自动控制的优点，达到多机同时时工作并自功完成压榨过程的目的。2 琼脂压榨机的组成及液压传动性能特点2.1 琼脂压榨机的组成琼脂液压压榨机是以海洋植物为原料提取一种高蛋白制品的主要设备，主要由机架、压榨缸、压榨板、压榨箱、压榨箱底板、顶出缸、液压系统及电控系统组成，其结构示意图如图1所示。图 1 琼脂压榨机示意图Fig.1 agar mill structure schematic drawing1 顶出缸 2 压榨箱底板 3 机架 4 压榨箱 5 液压站 6 压榨板 7 压榨缸
8、2.2 传动性能特点压榨机经常产生较强的重吸作用，大大降低抽出效果。这主要是由于压榨机中的有效压缩时间和排汁面积不足，而且在琼脂压榨机辊子间蔗层较紧密处压出的蔗汁，大部分是向着较疏松处(即入蔗口方向)流动再落到辊子表面上排走，蔗汁穿过蔗层的方向和蔗层前进的方向正好相反，这就大大增加了排汁困难和增强重吸作用。3琼脂压榨机液压传动系统消耗的动力很大，其一由于琼脂在压榨（去除水份）前是胶质状态，因此压榨琼脂时要将胶质状的琼脂包裹在过滤布中，然后将包裹着琼脂的过滤布一层层地叠起放入压榨箱中；在对胶质状琼脂的压榨过程中既要保持压板对被压榨琼脂具有一定的压榨力，又要保持压板以一定的压榨工艺速度缓慢下移，以
9、确在保胶质状琼脂水份被除去的过程中，琼脂不被从过滤布中挤出，而浪费原料。其二消耗于排脂：因为海洋植物的表层非常紧密，纤维之间的空隙很少，对通过的液体有很大的阻力；要将琼脂压过植物标尺排出，必须克服这些阻力，因为时间短而汁量大，必然要消耗很大的动力。而且，压榨机中压出的琼脂向入口方向排出，自然被刚进入的原料吸收，随后又再将它压出，周而复此，重复作功，更大幅度增加了动力消耗 3。3 设计要求及给定参数由于琼脂在压榨(去除水份) 前是胶质状态, 因此压榨琼脂时要将胶质状的琼脂包裹在过滤布中, 然后将包裹着琼脂的过滤布一层层地叠起放人压榨箱中; 在对琼脂的压榨过程中既要保持压板压榨的琼脂具有一定的压榨
10、力, 又要保持压板以一定的速度缓慢下移, 以确保胶质状的琼脂在去除水份的过程中, 不被从过滤布中挤出来而浪费原料。其主要由机架1、压榨缸2、压板3、压榨箱4、压榨箱底板5、顶出缸6、液压和电气控制系统7等部分组成。琼脂在压榨前要将它们分别装进许多预先准备好的过滤袋中, 并将过滤袋的口反折好, 防止压榨过程中脂从过滤袋中挤出来；然后将它们一层层叠好放入压榨箱底板5上(此时压榨箱底板5被顶出缸6推至压榨箱4的上面,以便于工人装卸料), 再将压榨箱底板5落至压榨箱4的底部；随后让压板3快速接近压榨箱4,当压板3与要压榨的琼脂开始接触时, 压板3变成慢速移动并逐渐开始进人压榨琼脂的状态；为了提高压榨的
11、工作效率应使压板开始压榨琼脂的速度相对较快,当压板的压榨行程达到总行程的三分之一左右时,压板3 压榨琼脂的速度将减慢,直致压榨完成；此后压板3快速退回到其原始位置, 与此同时顶出缸6将压榨好的琼脂从压榨箱4中顶出, 这样就完成了一个压榨循环。上述压榨缸的工作循环为：快速下降一慢速 l 下移一慢速2下移一终点停止一快速上移一原点停止；压榨箱顶出缸的工作循环为:顶出一复位。琼脂压榨过程中各阶段的压榨速度根据其工艺要求可以在一定的范围内任意调节； 压板的压榨力根据其工艺要求也可以在一定的范围内任意调节。另外两台压榨主机工作时应能独立或同时使用, 且彼此的工作状况不受干扰；工作参数的调节应方便、灵活、
12、快捷。表 1 设计要求和给定参数Table 1 Design requirements and certain parameters项目 符号 参数 单位4整机质量 M 1000 Kg压榨箱尺寸 LxBxH 0.8x0.8x1.5 m最大压榨行程 S 1.2 m额定压榨力压榨工进速度一 压榨工进速度二 FNV1V240050-6015-30KNcm/hcm/h快进速度 V 快 1-2 m/min供油压力 Ps 21 MPa4 液压系统设计4.1 压榨机工作循环要求压榨机完成的整个工作循环是：快进 工进一 工进二 终点停止 快退 原位停止。工作循环图如图 2 所示。图 2 工作循环Fig.2 w
13、orking cycle 4.2 工况分析负载分析即确定主机负载的变化规律，通常用负载-时间（F-t，T-t）或负载-位移（F-x， T-）曲线表示，称负载循环图。液压系统承受的负载可由主机规格或样机实测确定，也可由理论分析得出。当理论分析确定实际负载时，应考虑工作负载、摩擦负载、惯性负载等。主机负载即液压缸负载、液压马达负载。首先根据已知条件（由压榨行程 1.2m，查出液压杠的行程取 1.25m，并且，工进一的行程是在压榨工作行程的 2 处转换为工进二的，即约在总行程 950mm 处），绘制运动部件的速度循环图，如图 3 所示。然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。压榨机快进时，没受到作用力，
14、所以快进时外负载约等到于零；工进时，外负载取约等于额定压榨力 400kN；快退时，外负载也约等于压板重力。故负载循环图如图 4 所示。快退起点工进二工进一快进终点停止5图 3 速度循环图 图 4 负载循环图Fig.3 velcocity cycle Fig.4 load cycle4.3 拟定液压系统原理图4.3.1 确定供油方式琼脂液压自动压榨机的液压系统，在压榨缸快速下移和快速退回的工作过程中，其液压系统为空载状态，即液压系统是一种低压大流量的工作状态；而该机在压榨工作进给的过程中需要很低的速度和很大的压榨力，即液压系统是一种高压小流量的工作状态。为了使液压系统获得较高的系统效率，并具有多
15、缸工作互不干扰的性能，在该液压系统的设计中需采用低压大排量泵和高压小排量泵组成的双泵供油回路多速、多压控制系统，故泵源系统宜选用双泵供油。此设计采用双联齿轮泵 4-10。4.3.2 调速方式的选择在中小型的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。考虑到该设备在工作时对低速性能和速度负载特性没什么要求，决定采用调速阀调速。这种调速方法有调速容易、结构简单的特点 4-10。4.3.3 速度换接方式的选择本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也比较容易，但速度换接的平稳性比较差。若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。但在此设计
16、中，对平稳性要求不高，故此回路满足 4-10。最后把所选的液压回路组合起来，即可组合成图 5 所示的液压系统原理图。6图 5 液压系统原理图Fig.5 schematic diagram of hydraulic pressure system此液压系统工作原理：为了使液压系统获得较高的系统效率，并且有多缸工作互不干扰的性能，液压系统采用双联齿轮泵（即低压大排量泵 3 和高压小排量泵 2 组成的双泵供油回路）供油，泵 2、3 的工作压力分别由溢流阀 4 和电磁溢流阀 5 调定，当系统的任何一个液压缸需要快速进和快速退回时，系统通过低压大排量泵 3 实现供油，当泵 3 不工作时，可通过电磁溢流阀
17、 5 实现其卸荷；当系统的任何一个压榨缸需要工作进给时，通过高压小排量泵 2 与溢流阀 4 调速阀 10、11、18、19 和压榨缸12、13 等组成节流调速回路，来满足各压榨缸的压榨工作要求，由于高压泵 2 的排量很小，尽管其压力较高，但功率并不大，因此可以不考虑该泵的卸荷问题；压榨缸12、13 和顶出缸 14、15 的换向分别由电磁换向阀 8、9 和电磁换向阀 22、23 完成；单项顺序阀 16、17 用作平衡阀，防止压榨缸 12、13 在重力的作用下滑，使压榨缸能在任何位置停住，以确保压榨过程的安全。本设计压榨过程的工作状态转换采用行程开关来实现，其电气控制部分可采用可编程控制器（PLC
18、）控制方式。琼脂压榨机的液压系统电磁铁的动作顺序如表 1 所示.7表 2 电磁阀动作循环表Tab.2 operating cycle of valve电磁块工况1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 6YA 7YA 8YA 9YA快速下行 + + +慢速一 + + + +慢速二 + +快速退回 + + +原位停止5 液压执行元件载荷计算及元件的选择5.1 各液压缸的载荷力计算5.1.1 压榨缸的载荷力 压榨缸在压榨板快进过程中是轻载，其外载荷主要是压榨板及其联动部件的启动惯性力和导轨的摩擦力。工进时，运动，其外载荷就是挤压时的载荷力。终点停止时，液压缸除要保持一定的压力，还要保持压板以一定的速
19、度缓慢下移。根据锯架液压缸的工作要求选择双作用活塞缸 4-10，设液压缸两有效面积为 A1和 A2，且 A1=2A2,即 d=0.707D。为防止液压缸发生前冲现象，液压缸回油腔背压 P2取 0.6MPa，而液压缸快退时背压取 0.5MPa。5.1.2 顶出缸载荷力 顶出缸的载荷力在整个压榨过程中式变化的，计算时，只需求出最大载荷力。(2)式中 d顶杆直径，由给定参数知：d=0.03mm；P最大压力，已知 p=185.22MPa；由此求得 131KNWF表 3 各液压缸的载荷力Tab. 3 Various hydraulic cylinders loading force液压缸名称 工况 液压
20、缸外载荷 活塞上载荷力/WFKN/WFKN快进 300 333压榨缸 终点停止 4000 4444快速退回 980 1088顶出缸 顶出 1000 111124dp8液压缸名称 工况 液压缸外载荷 活塞上载荷力/WFKN/WFKN复位 200 222根据顶出缸的工作情况选双作用活塞缸，设液压缸两有效面积为 A1和 A2，且A1=2A2,即 d=0.707D。为防止液压缸发生前冲现象，液压缸回油腔背压 P2 取 0.6MPa，而液压缸快退时背压取 0.5MPa。各液压缸的外载荷力计算结果列于表 3，取液压缸的机械效率为 0.9，求得想要的作用于活塞上的载荷力，并列于上表 4。表 4 压榨液压缸在
21、工作循环各阶段的压力、流量和功率值Tab.4 The circulation work pressure, flow and power value of sash hydraulic cylinder in every stage 工作循环 计算公式 负载F/KN回油背压p2/MPa进油压力p1/MPa输入流量q1/10-3m3s-1输入功率P/KW快进快进恒速p1=F+A2(P2-P1)/(A1-A2)q1=(A1-A2)V1P=p1q1333222p2=p1+0.51.030.580.500.299工进一p1=(F+A2p2)/A1q1=A1V1P=p1q14000 0.6 3.420.
22、00310.0190.0110.065快退工进二快退p1=(F+A1p2)/A2q1=A2V1P=p1q1p1=F+A2(P2-P1)/(A1-A2)4000 3330.6 0.51.531.081.03-0.50-0.545.1.3 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0.5MPa，则 p2=p1+0.5MPa，计算结果见表 5。9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 gr
23、ipping 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q3/10-3m3s-1输入功率 P/KW顶出复位 p3=(F+A4p4)/A3 q3=A3V3P=p3q3p3=(F+A4p4)/A3q3=A3V3P=p3q310002000.60.61.92 0.056 0.1085.2 液压缸主要尺寸的确定工作压力 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P液压系统压力 21MPa。由上面的参数知道最大负载力 为 kN。由公式F40（3）2211cmDpdD式中 液压缸工作压
24、力，初算时可取系统工作压力 ；1p p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；2活塞杆直径与液压缸内径之比，本设计取 ；/dD/0.7dD工作循环中最大的外负载；F液压缸的机械效率，一般 cm=0.90.97，本设计取 。cm .95cm得： m m5264103.12.9.710将压榨液压缸的内径圆整为标准系列直径 mm，活塞杆直径 按8Dd及活塞杆直径系列取 mm。/0.7dD5d选定缸后,再算出液压缸的压力为2P10miniqA（4）式中 液压缸压力；P工作循环中最大的外负载；F液压缸的有效工作面积。 A代入数据得：对选定后的液压缸内径 ，必须进行最小稳定速度的验算
25、。要保证液压缸节流腔D的有效工作面积 ，必须大于保证最小稳定速度的最小有效面积 ，即minAmin（5）式中 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，minq在本设计查得调速阀 最小稳定流量为 L/min；25/0.FRMQ0.液压缸的最低速度，由设计要求给定，在本设计中为 cm/h。in 15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cm2.5410A2满足式 ，液压缸能达到所需低速。 min快进与快退时都是由大泵供油的，故可算出快进的速度为 22610.84qvD快 退快 进FPA22(0.18).50.13/min4qDvL工 进 二 工 进 二工
26、进 一 工 进 一 2 22()(.)(.)6/idv快 退 快 退 32min0.5106cm22 2(0.18)3.4.50ARm2.7.5PMPa11maxqm/min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mm，故可选液压缸的最大行程为 mm。10L 1250L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) 12-14,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 01-180/125 -4 1 2 1-1250。HSGKE5.3 确定液压泵的流
27、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（6）1p式中 液压泵最大工作压力；p执行元件最大工作压力，本设计中 MPa；1 15.7p进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取 MPa，复杂 02.5:系统取 MPa，本设计中取 MPa。0.51.把上面所取数据代入式（6）中得大流量泵： MPa1.76.2p小流量泵： MPa（ 背压力取 0.5MPa）20512p上述计算所得的 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p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 应满足 。中低压系统取小值，高压系统取
28、大值。在本n1.56np设计中取 ，故：1.3p大流量泵： MPa11.3.21np小流量泵： MPa22.3液压泵的最大流量应为（7）式中 液压泵的最大流量；p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 L/min；23系统泄漏系数，一般取 ，现取 。LK1.LK1.LK大流量泵： L/min1.26.4pqmaxpLqK12小流量泵： L/min1.2(05)23pq根据算得的 和 选取 双联齿轮泵，该泵的基本参数见表 612-P/CBNG14。表 6 齿轮泵技术规格参数302/5Tab.6 parameters of CBN-G302/3
29、25 gear technical首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，由于在此设计中选用的是双联泵，即快进时是大流量泵供油，工进时是小流量泵供油，故电动机的功率选择的依据是两者之和。首先计算快进时的功率，快进时所需电动机功率为kW (8)162.41308pqP快进时所需电动机功率 为2kW6kW120132.P第五卷电动机产品样本 15，选用 Y100L-2 型电动机，其技术参数见表 7。表 7 Y100L-2 电动机技术参数Tab.7 technical parameter of Y100L-2 electric motor满 载 时型号额定功率/kw额定电流/A转速 1/minr
30、效 率/%功 率 因 数cos堵 截转 矩额 定转 矩 堵 截电 流额 定电 流 最 大转 矩额 定转 矩Y100L-2 3 6.39 2870 82 0.87 2.2 7.0 2.2技 术 规 格压力（MPa）转速（r/min）型号公称排量（mL/r） 额定最大额定最大驱动功率（压力和转速为额定值） （kW）容积效率（%）总效率（%）302/5CBNG2/25 25 32 2500 3500 2.5 928135.4 液压阀的选择根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量和最大压力，查产品样本所选择液压元件的规格如表 8 所示。表 8 液压元件明细表Tab.8 detail list o
31、f hydraulic component序 号 名 称 型号规格通过流量(L/min)1 过滤器 XU-J100X100 67.54、5 二位四通电磁阀 24EO-H6B 0.256、7 调速阀 2FRM5/0.2Q 0.1358、9 调速阀 2FRM5/0.6Q 0.2510、11 二位二通电磁阀 22DO-H6B 0.2522、23 三位四通电磁阀 34WE6EE5/AW220-50 2624、25 单向顺序阀 DZ6DP1-5/2.5Y 2626 溢流阀 DB101-1/315/W220-50 327 电磁溢流阀 DBW10B1-1/50/W220-50 62.5液压系统应尽可能多的由
32、标准液压控制元件组成，液压控制元件的主要选择依据是阀所在的油路的最大工作压力和通过该阀的最大实际流量。因此，首先根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，算出液压缸在各阶段的实际进出流量、运动速度和持续时间，以便为其他液压控制阀及辅件的选择及系统的性能计算奠定基础 16-18。5.5 其它辅助元件及液压油常用的油管有硬管和软管两类。选择的主要依据是工作压力、工作环境和液压装置的总体布局等。同于硬管流动阻力小，安全可靠性高且成本低，所以除非油管与执行机构的运动部分一并移动，一般应尽量选用硬管。油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。油管内径和壁厚按如下公式计算出
33、后，即可按管材有关标准规定选取合适的油管：（9）4qdv（10）2bpn14式中 通过油管的最大流量；q油管中允许流速，工进高压取 =4m/s，快进低压取 =2.5m/s；v vv压力为 时，泵的输出流量；pBp油管内径；d油管壁厚；油管内最高工作压力；管材的抗拉强度；b安全系数，本设计取 =4。nn故快进油管： mm342610.481.5d工进油管： mm3.3同时考虑到制作方便，两种油管都统一选用内径为 15mm，厚度为 3.5mm 的 10 号冷拔无缝钢管；查手册得管材的抗拉强度为 412MPa，按式（10）对管子的强度进行校核：=2mm63621043.50.2nbpdm所选管子壁厚
34、安全。选择液压油液要考虑的因素有：工作环境（易燃、毒性和气味等）、工作条件（粘度、系统压力、温度、速度等）、油液质量和经常性。上述因素中，最重要的是液压油液的粘度 19。尽管各种液压元件产品都指定了应使用的液压油液，但考虑到液压泵是整个系统中工作条件最严峻的部分，所以通常可根据泵的要求来确定液压油液的粘度及牌号。选用牌号为 的油液，其运动粘度为 32mm /s。32LH2油箱容积可按经验公式（11）计算出来。（11）pVq式中 油箱的有效容积（ L）；V液压泵的总额定流量（L/min），本设计 L/min；pq 62.5pq与系统压力有关的经验系数：低压系统 ，中压系统 ， 457高压系统 。
35、本设计取 。102故 L6.537V选用容量为 400 的油箱，型号为 。L40BEX1521lvPd6 液压系统的验算验算的目的在于对液压系统的设计质量做出评价和评判，如果发生矛盾，则应对液压系统进行修正或改变液压元件规格。6.1 压力损失计算验算的目的在于了解执行器能否得到所需的压力。系统压力损失 的计算，它包P括管路的沿程压力损失 、局部压力损失 及阀类元件的局部损失 ，即 12P3 （12）3 (13）（14）23vnq式中 管道长度（m）；l管道内径（m）；d液流平均速度（m/s）；v液压油密度（ kg/m ）；3， 局部阻力和沿程阻力系数；阀的额定流量（m /s）；nq3通过阀的实
36、际流量（m /s）；v阀的额定压力损失（Pa）。nP由于本系统的管路布局尚未确定，故仅按式（14）估算阀类元件的压力损失。快进阶段：三位四通电磁阀的压力损失为 MPa，单向顺序阀的压力损失为0.3MPa。此阶段阀类元件的总压力损失为0.4MPa (15) 22366204.0P工进阶段：二位二通电磁阀的压力损失为 MPa，二位三通电磁阀的压力损失0.3为 MPa，调速阀的压力损失为 MPa，溢流阀的压力损失为 MPa，此阶段阀0.3. .25类元件的总压力损失为MPa0.14快退阶段：快退阶段与快进阶段都是相同的阀类元件在工作，故两者的总压力损222223.50.50.50.32.4.34.7
37、676150p 16失也相同。尽管上述计算结果与估取值不同，但不会使系统工作压力超过其能达到的最高压力，故无需修改原设计。6.2 估算系统效率、发热和温升液压系统效率 是系统的输出功率(即执行元件的输出功率 ) 与其输入功率(即 0N液压泵的输入功率) 之比， 可由下式计算：pN（16）cm式中 液压泵的总效率；p执行元件的总效率；m回路效率。c液压回路效率 可按下式计算：（17）icpq式中 各执行器的负载压力和负载流量（输入流量）乘积的总和；ipq各个液压泵供油压力和输出流量乘积的总和。本液压系统在整个工作循环持续时间中，快进与快退仅占一小部分时间，而工进占了绝大部分时间，所以系统效率、发
38、热和温升可略用工进时的数值来代表。根据式（17）可算出工进阶段的回路率（最高进给速度时）160.25.4c（最低进给速度时）3前已取液压泵的总效率 =0.8 和液压缸的总效率 =0.9，则按式（16）即可算p m得本液压系统的效率 0.8(2.04).9140.28足见工进时液压系统效率很低，这主要是由于溢流损失和节流损失造成的。液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失，这些能量损失转化为热量，使系统油温升高，由此产生一系列不良影响。为此，必须对系统进行发热计算，以便对系统温升加以控制。液压系统发热的主要原因，是由于液压泵和执行元件的功率损失以及溢流阀的溢流损失所造成的，当液压油温度升高
39、后，会引起油液粘度下降，从而导致液压元件性能的变化，寿命降低以及液压油老化。因此，液压油必须在油箱中得到冷却,以保证液压系统正常工作。系统的总发热量 可按下式计算：H17(1)PiHN（18）式中 液压泵的输入功率（kW）；Pi系统总效率。所以可求得： kW=995W1.0(.4)0.95液压系统中产生的热量，同系统中各个散热面散发至空气中，其中油箱是主要散热面。因为管道的散热面相对较小，且与其自身的压力损失产生的热量基本平衡，故一般略去不计。当只考虑油箱散热时，其散热量 可用下式进行估算：0H0HKAt（19）式中, 油箱的散热系数 W/(m C)，本设计取 W/(m C)；K20:15K2
40、0:油箱散热面积（ m ）；A系统温升值（ C）。t0其中，油箱的散热面积可以用下式估算：32.65V（20）式中 油箱的有效容积（ L）。V所以： 03329519()0.670.65Ht CK此温升在许用范围 内，故系统温升验算合格。tC7 总结目前,在我国生产琼脂的厂家还不是很多, 传统琼脂压榨机都是采用机械螺旋式压榨原理，该压榨机由于其本身固有的缺点，很难做到压榨过程既保持对压榨琼脂具有一定的压榨力，又保持压板以一定的缓慢速度平稳下移连续工作的要求，因而在压榨时存在着压榨效率低、浪费原料大、工人劳动强度大、操作繁琐等缺点。本设计克服以上缺点，为琼脂生产提供一种新型高效高质量的自动化设备
41、,以更有效率方法的提取琼脂。为了满足琼脂在压榨过程的工作要求，将琼脂压榨机设计成液压压榨机，利用流体传动与控制技术传动平稳准确、输出推力大、易于实现自动控制的优点，达到多机同时工作并自动完成压榨过程的目的。本设计主要是设计出一个液压系统，使整个工作循环都实现自动化，并结合所选液压阀的各参数，按实际生产要求设计出液压站,并优化其液压系统原理和使整体布局更具合理性。本设计中的压榨机具备拆装方便、工作安全可靠、控制准确方便、完全符合琼脂生产工艺要求等优18点。经过一段时间的论文设计，至此已基本完成了任务书所规定的任务。本设计涉及的课程很多，涉及到液压传动、流体动力学、液压、电气控制等相关课程的知识。
42、通过完成该设计，自我感觉收获很多，能力提高很大。首先，对大学四年所学过的主要专业知识进行了一遍较系统的复习。在论文完成的过程中，基本上是在不断翻阅课本，加以总结和联系的基础上独立来完成的，因此，可以说通过本次毕业设计使自己在专业知识方面得到了一次较大的提高。其次，设计的过程中，不免会遇到很多问题和难点，在问题面前，我学会了独立思考解决问题和协作。在论文完成的过程中，我通过查找资料，请教老师和同学，使难点和问题逐个击破，感觉很充实，收获颇多。再次，通过此次毕业设计锻炼了群殴的思想，感觉只要静下心来做一件事，成功的机会还是很大的。参考文献1张世亮，柯明利，李日福.琼脂液压自动压榨机的研究J.机床与
43、液压，2001（1）:49-50.2陈静，刘克铭，王伏林.甘蔗压榨机液压传动方案分析.J液压与气动，2004（2）：40-43.3王伏林.甘蔗压榨机液压传动系统及其静动态特性数字仿真与糖厂压榨提汁生产线 PLC 集成控制研究D广西大学，2001，广西南宁4雷天觉.M.机械设计手册北京，机械工业出版社 2001 年5王文斌.M.机械工程手册北京，机械工业出版社 2001 年6许贤良、王传礼.液压传动系统M.北京，国防工业出版社，2008 年7成大先.机械设计手册单行本-液压控制M.北京，化学工业出版社，2004 年8成大先.机械设计手册单行本-液压传动与控制M.北京，机械设计手册编委会，2007
44、 年9王守成，段俊勇.液压元件及选用M.北京，化学工业出版社，2007 年10范存德.液压技术手册M.辽宁,辽宁科学技术出版社，2004 年 11王积伟、章宏甲、黄宜.液压传动M.北京，机械工业出版社，2004 年12张利平.液压控制系统及设计M.北京，化学工业出版社，2006 年 13刘延俊.液压系统使用与维修M.北京，化学工业出版社，2006 年14周恩涛.液压系统设计元器件选型手册M.北京，机械工业出版社，2007 年15徐学林.互换性与测量技术基础M.长沙，湖南大学出版社,2005.816张金兰，夏长发M.中小型电机选型手册.北京，机械工业出版社，199817G.E.McCreey.Liquid flow and vapor formation phenomena a flat heat pipe.Heat Transfer 19Engineering.1994(4):33-4118李洪.机械设计手册M.北京，北京出版社,1990.1219闻邦椿.机械设计手册M.北京，机械工业出版社，201020周世昌.液压气动系统设计运行禁忌M.北京，机械工业出版社，2002
