【图纸下载】家用食品粉碎机设计【毕业设计】

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手册黎启柏主编冶金工业出版社机械工业出版社速度。

由式得则液压缸内径参考表及表，得，圆整后取标准数值得，。

由此求得液压缸两腔的实际有效面积为根据计算出的液压缸的尺寸，可估计出液压缸在工作循环中各个阶段的压力流量和功率，如表所列，由此绘制的液压缸工况如图所示。

液压缸在各个阶段的压力流量和功率值计算如下快进启动加速恒速工进快退启动加速恒速表液压缸在各个阶段的压力流量和功率值工况推力回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率计算公式快进启动加速恒速工进快退启动加速恒速注为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取。

快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。

拟定液压系统原理图选择基本回路图液压缸工况图选择调速回路由图可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。

为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。

由于系统选用节流调速方式，系统必须为开式循环系统。

选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。

最大流量与最小流量之比其相应的时间之比。

这表明在个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。

从提高系统效率节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。

考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图所示。

选择快速运动和幻换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。

考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。

由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图所示。

选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大，为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图所示。

选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷回路问题都进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表所列。

表各工况实际运动速度时间和流量快进工进快退表允许流速推荐值管道推荐流速吸油管道压油管道，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。

根据表数值，按表推荐的管道内允许速度取，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为为了统规格，按产品样本选取所有管子均为内径外径的号冷拔钢管。

确定油箱油箱的容量按式估算，其中为经验系数，低压系统，中压系统，高压系统，。

现取，得由产品样本查出，选取的油箱标准值验算液压系统性能验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。

估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。

现取进回油管道长为，油液的运动粘度取，油液的密度取。

判断流动的状态在快进工进和快退三种工况下，进回油管路中所通过的流量以快退回油流量为最大，此时，油液流动的雷诺数也为最大。

因为最大的雷诺数小于临界雷诺数，故可推出各种工况下的进回油路中的油液的流动状态全为层流。

计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数和油液在管道内流速同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。

在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失常按下式经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的由产品样本查出，和数值由表和表列出。

滑台在快进工进和快退工况下的压力损失计算如下快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。

在进油路上，油液通过单向阀电液换向阀，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀进入无杆腔。

在进油路上，压力损失分别为在回油路上，压力损失分别为经基本解决。

即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。

在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。

图选择的基本回路泵源，换向回路，速度换接回路组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图所示。

在图中，为了解决滑台工进时进回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀。

为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了个单向阀。

考虑到这台机床用于钻孔通孔与不通孔加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了个压力继电器。

当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。

图整理后的液压系统原理图元件明细表计算和选择液压件确定液压泵的规格和电动机功率计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大压力为，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差，则小流量泵的最高工作压力估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表可见，快退时液压缸的工作压力为，比快进时大。

考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失，则大流量泵的最高工作压力估算为计算液压泵的流量由表可知，油源向液压缸输入的最大流量为，若取回路泄漏系数，则两个泵的总流量为考虑到溢流阀的最小稳定流量为，工进时的流量，则小流量泵的流量最少应为。

确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取型双联叶片泵。

其小流量泵和大流量泵的排量分别为和，当液压泵的转速时，其理论流量分别为和，若取液压泵容积效率，则液压泵的实际输出流量为双联叶片泵调速阀背压阀压力表开关三位五通电液换向阀单向阀溢流阀单向阀单向阀单向阀压力继电器行程阀液控顺序阀滤油器油缸由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率，这时液压泵的驱动电动机功率为根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的型电动机，其额定功率为，额定转速为。

确定其它元件及辅件确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表所列。

其中，溢流阀按小流量泵的额定流量选取，调速阀选用型，其最小稳定流量为，小于本系统工进时的流量。

表液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量规格型号额定流量额定压力额定压降双联叶片泵三位五通电液换向阀行程阀调速阀单向阀单向阀液控顺序阀背压阀溢流阀单向阀滤油器压力表开关单向阀压力继电器注此为电动机额定转速为时的流量。

确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进工进和快退运动阶段的运动速度时间以及确定液压泵的规格和电动机功率确定其它元件及辅件验算液压系统性能验算系统压力损失验算系统发热与温升液压缸的设计将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀调速阀进入液压缸无杆腔，在调速阀处的压力损失为。

在回油路上，油液通过电液换向阀背压阀和大流量泵的卸荷油液起经液控顺序阀返回油箱，在背压阀处的压力损失为。

若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为此值略小于估计值。

在回油路上总的压力损失为该值即为液压缸的回油腔压力，可见此值与初算时参考表选取的背压值基本相符。

按表的公式重新计算液压缸的工作压力为此略高于表数值。

考虑到压力继电器的可靠动作要求压差，则小流量泵的工作压力为此值与估算值基本相符，是调整溢流阀的调整压力的主要参考数据。

快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀电液换向阀进入液压缸有杆腔。

在回油路上，油液通过单向阀电液换向阀和单向阀返回油箱。

在进油路上总的压力损失为此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。

在回油路上总的压力损失为此值与表的数值基本相等，故不必重算。

大流量泵的工作压力为此值是调整液控顺序阀的调整压力的主要参考数据。

验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。

在工进时，大流量泵经液控顺序阀卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率由此可计算出系统的发热功率为按式计算工进时系统中的油液温升，即其中传热系数。

设环境温，则热平衡温度为油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。

液压缸的设计初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表和表，初选液压缸工作压力。

液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。

液压缸的壁厚般是指缸筒结构中最薄处的厚度。

从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。

般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。

液压缸的内径与其壁厚的比值的圆筒称为薄壁圆筒。

起重运输机械和工程

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