【正文】 本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點是結構簡單、調節(jié)行程比較方便，閥的安裝也比較容易，但速度換接的平穩(wěn)性比較差。 5 圖 5 液壓系統(tǒng)原理圖 schematic diagram of hydraulic pressure system 此液壓系統(tǒng)工作原理：為了使液壓系統(tǒng)獲得較高的系統(tǒng)效率，并且有多缸工作互不干擾的性能，液壓系統(tǒng)采用雙聯(lián)齒輪泵（即低壓大排量泵 3 和高壓小排量泵 2 組成的雙泵供油回路）供油，泵 3的工作壓力分別由溢流閥 4和電磁溢流閥 5 調定，當系統(tǒng)的任何一個液壓缸需要快速進和快速退回時，系統(tǒng)通過低壓大排量泵 3實現(xiàn)供油，當泵 3 不工作時，可通過電磁溢流閥 5 實現(xiàn)其卸荷；當系統(tǒng)的任何一個壓榨缸需要工作進給時，通過高壓小排量泵 2 與溢流閥 4 調速閥 1 1 19 和壓榨缸 1 13等組成節(jié)流調速回路，來滿足各壓榨缸的壓榨工作要求，由于高壓泵 2 的排量很小，盡管其壓力較高，但功率并不大，因此可以不考慮該泵的卸荷問題；壓榨缸 1 13和頂出缸 1 15 的換向分別由電磁換向閥 9 和電磁換向閥 2 23 完成；單項順序閥1 17 用作平衡閥，防止壓榨缸 1 13 在重力的作用下滑，使壓榨缸能在任何位置停住，以確保壓榨過程的安全。 終點停止 時，液壓缸除要 保持一定的壓力，還要保持壓板以一定的速度緩慢下移 。 (2) 式中 d— 頂 桿直徑，由給定參數(shù)知： d=； P— 最大壓力， 已知 p=； 由此求得 WF? 131KN 表 3 各液壓缸的載荷力 Tab. 3 Various hydraulic cylinders39。 表 4 壓榨液壓缸在工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率值 The circulation work pressure, flow and power value of sash hydraulic cylinder in every stage 工作循環(huán) 計算公式 負載F/KN 回油背壓p2/MPa 進油壓力p1/MPa 輸入流量q1/103m3s1 輸 入功率 P/KW 快 進 快進 恒速 p1=[F+A2(P2P1)]/(A1A2) q1=(A1A2)V1 P=p1q1 333 222 p2=p1+ —— —— 工進一 p1=(F+A2p2)/A1 q1=A1V1 P=p1q1 4000 快 退 工進二 快退 p1=(F+A1p2)/A2 q1=A2V1 P=p1q1 p1=[F+A2(P2P1)]/(A1A2) 4000 333 計算頂出液壓缸在工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率值 差動時液壓缸有桿腔壓力大于無桿腔壓力，取兩腔間回路及閥上的壓力損失為，則 p2=p1+，計算結果見表 5。由公式 2211411cmFDp dppD??? ?????????????????????? （ 3） 式中 1p —— 液壓缸工作壓力，初算時可取系統(tǒng)工作壓力 p ； 2p —— 液壓缸回油腔背壓力，初算時無法準確計算，估計 ,本設計取 =0； /dD—— 活塞桿直徑與液壓缸內徑之比，本設計取 / ? ； F —— 工作循環(huán)中最大的外負載； cm? —— 液壓缸的機械效率，一般 錯誤 !未找到引用源。 代入數(shù)據得： 對選定后的液壓缸內徑 D ，必須進行最小穩(wěn)定速度的驗算。 本設計中壓榨缸的行程是根據壓榨箱的長度來選的，在本設計中壓榨的長度為1000L? mm，故可選液壓缸的最大行程為 1250L? mm。 把上面所取數(shù)據代入式（ 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 背壓力取 ） 上述計算所得的 p 是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過度階段的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。如果這時溢流閥正進行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量 2~3 L/min； LK —— 系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取 ~ ? ，現(xiàn)取 ? 。 表 7 Y100L2 電動機技術參數(shù) technical parameter of Y100L2 electric motor 型 號 額定功率/kw 滿 載 時 堵 截轉 矩額 定轉 矩 堵 截電 流額 定電 流 最 大轉 矩額 定轉 矩 額定電流 /A 轉速1/ minr ?? 效 率/% 功 率 因 數(shù)cos? Y100L2 3 2870 82 液壓閥的選擇 根據所擬定的液壓系統(tǒng)圖，按通過各元件的最大流量和最大壓力，查產品樣本所選擇液 壓元件的規(guī)格如表 8 所示。選擇的主要依據是工作壓力、工作環(huán)境和液壓裝置的總體布局等。 故快進油管： 34 2 6 1 0 0 . 0 1 4 8 1 4 . 86 0 2 . 5d ????? ? ???mm 工進油管： 34 0 . 2 5 1 0 0 . 0 0 1 3 1 . 36 0 4d ? ???? ? ??? mm 同 時考慮到制作方便，兩種油管都統(tǒng)一選用內徑為 15mm，厚度為 的 10 號冷拔無縫鋼管；查手冊得管材的抗拉強度為 412MPa，按式（ 10）對管子的強度進行校核： 6362 1 1 0 2 0 1 0 43 . 5 0 . 0 0 22 2 4 1 2 1 0nbpdmm? ??? ? ? ?? ? ? ???=2mm 所選管子壁厚安全。選用牌號為 32L HH? 的油液，其運動粘度為 32mm2 /s。 故 6 375V? ? ?L 選用容量為 400L 的油箱，型號為 400BEX? 。 由于本系統(tǒng)的管路布局尚未確定，故僅按式 （ 14） 估算閥類元件的壓力損失。 2 2 2 2 23 0 .2 5 0 .2 5 0 .2 5 0 .2 5 32 0 .0 3 0 .0 4 0 .0 3 0 .4 0 .2 57 6 0 7 0 .6 1 5 0p??? ? ? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ???? ? ? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? ??? 15 估算系統(tǒng)效率、發(fā)熱和溫升 液壓系統(tǒng)效率 ?是系統(tǒng)的輸出功率 (即執(zhí)行元件的輸出功率 ) 0N 與其輸入功率 (即液壓泵的輸入功率 ) pN 之比， ? 可由下式計算： p c m? ???? （ 16） 式中 p? —— 液壓泵的總效率； m? —— 執(zhí)行元件的總效率； c? —— 回路效率。 液壓系統(tǒng)的壓力、容積和機械損失構成總的能量損失，這些能量損失轉化為熱量，使系統(tǒng)油溫升高，由此產生一系列不良影響。系統(tǒng)的總 發(fā)熱量 H 可按下式計算： (1 )PiHN ??? （ 18） 式中 PiN —— 液壓泵的輸入功率（ kW）； ?—— 系統(tǒng)總效率。 其中，油箱的散熱面積可以用下式估算： 3 ?