1、 遼寧科技大學本科生畢業設計 第V頁熱軋熱卷箱偏轉輥和成形輥液壓系統設計摘 要 熱卷箱技術在國外的鋼鐵公司中得到了廣泛地應用，國內幾家大型鋼鐵企業也已經開始使用該裝置。在寬帶鋼熱連軋生產線中，熱卷箱起到了非常重要的作用，它能否正常投入運行關系到整條生產線能否高產軋出高質量的產品。熱卷箱的使用為公司帶來了可觀的經濟效益由于熱卷箱設備眾多，工藝要求復雜，因此它的控制歷來被冶金自動化控制界看作是一個十分難于控制的機電液一體化設備，尤其是其中的控制模型和算法的推導更是鮮見文獻報導，國內外能夠獨立對其進行技術開發和編程的公司也只有為數甚少的幾家。因此目前還不能真正地做到熱卷箱設計“國產化”。本文在彈塑性

2、彎曲變形理論的基礎下，從實際情況入手，借助幾何成形的方法，提出了計算熱卷箱結構參數、運動參數、位置參數、力能參數和工藝參數的數學模型，并在此基礎上編制了一套完整的為熱卷箱設計的液壓系統。關鍵詞：熱卷箱，液壓系統，偏轉輥，成形輥Hydraulic system design of Hot-rolled coil box and deflection roller and the forming roller AbstracCoil box is widely used in the overseas steel companies，and some biginternal steel compa

3、nies started to use it recently. The coil box plays a very important part in the production of the Hot Continuous Wide Strip Steel Rolling. Company can achieveconsiderable benefit from it . Because of many devices of hot coiling box and complex requirement of thetechnology, its control system is ver

4、y difficult in the field of the metallurgy and control. Little literature describes its control model and arithmetic. There are very few companies can developthe technology and the program independently in the entire world. So real "national" coil box design can not to be done presently.On

5、 the basis of the theory of stretch distortion，according to the reality facts，with the geometrical figuration method，this paper affords the mathematical modules about the structural parameters，the dynamicparameters，the positional parameters，the mechanical parameters and the technical parameters of c

6、oil box，and programs a Hydraulic system.Keywords： hot Coil box ，Hydraulic System ，Deflection roller，Roll Forming目 錄摘 要IAbstracII目 錄III1 緒論11.1 熱卷箱技術11.2 提出研究熱卷箱的要求11.3 熱卷箱的發展歷史11.4 熱卷箱的主要優勢：21.5 熱卷箱相關區域設備組成21.6 熱卷箱工作過程31.7 成形輥41.8 偏轉輥42 設計依據62.1 工作過程62.2 給定參數如下63 工況分析73.1 運動分析73.1.1 加速度和位移分析73.2 循環周

7、期計算103.2.1 成形輥：103.2.2 偏轉輥：113.3 負載分析113.4 負載計算式:124 初步擬定液壓系統原理圖145 初步確定液壓系統參數165.1 確定液壓缸工作壓力165.2 確定液壓缸主要結構參數165.3 繪制液壓工況圖175.3.1液壓缸壓力計算175.3.2 液壓缸流量計算205.3.3 液壓缸功率計算216 液壓元件的計算和選擇226.1 液壓缸的計算226.1.1液壓缸壁厚及材料的確定226.1.2 活塞桿的校核236.2 液壓泵的選擇246.2.1計算液壓泵的最高工作壓力pb246.2.2確定液壓泵的流量qv246.2.3選擇液壓泵的規格246.3 選擇電動

8、機256.4 液壓控制閥的選擇256.4.1節流閥的選取：256.4.2換向閥的選取：266.4.3溢流閥的選取：266.5油箱容積的確定276.5.1油箱設計要點276.5.2 油箱容量計算276.6管道尺寸的確定286.7蓄能器的選擇296.7.1 優點和功用296.7.2 類型的選擇296.7.3 蓄能器的容積計算307 液壓系統性能演算327.1液壓系統壓力損失327.1.1 液壓缸勻速快上時327.1.2 液壓缸勻速快下時338 液壓控制系統的安裝調試和故障處理348.1 液壓控制系統的安裝與調試348.1.1 液壓系統的安裝348.1.2 液壓系統的調試348.2 液壓系統容易出現

9、的故障和維護359 環境性能分析369.1 液壓工業對環境的危害369.2 解決方法36結 語38致 謝39參考文獻40 遼寧科技大學本科生畢業設計 第43頁1 緒論1.1 熱卷箱技術熱卷箱技術是熱軋帶鋼生產中一項實用、成熟的技術，適合舊有熱軋線的改造。是提高熱連軋產品質量的關鍵工藝設備，它與軋機及輥道的速度匹配更加重要，直接影響整條生產線的穩定性及產品質量。設計合理的速度匹配的關系對整個生產線的穩定生產，提高效率及產品質量至關重要。1.2 提出研究熱卷箱的要求在現代熱連軋板帶生產線的設計中，為了在軋制速度較高的粗扎機（最高速度一般5米/秒以上）和速度較慢的切頭飛剪及精軋第一機架（咬入速度一般

10、不高于2米/秒）之間協調物料流，末架粗扎機和精軋第一機架間都設有很長一段輸送輥道。這樣的設計就不可避免的存在一個問題：由于設備平面布置帶來的極大的中間坯熱量損失。同時，在中間坯進入精軋第一機架時，由于帶坯頭部從粗扎末機架傳送到精軋第一機架所用的時間通常比尾部少。尾部熱輻射損失時間比頭部長，這樣就造成了中間坯的頭尾溫差。1.3 熱卷箱的發展歷史為了解決中間坯頭尾溫差問題，在上個世紀六十年代末加拿大鋼鐵公司組織特別小組研制開發了熱卷箱技術，并首先在加拿大斯太爾克鋼鐵公司成果應用。該技術主要通過安裝在粗扎機與精軋機組之間靠近精軋機組一側的熱卷箱設備將粗扎中間坯進行無芯卷取，通過頭尾顛倒并進行保溫均熱

11、等手段解決中間坯的頭尾溫差問題。加鋼聯Stelco研究中心于19721973年在希爾頓廠1420mm寬帶鋼軋線上完成工業實驗，1974年完成生產用熱卷箱樣機，1980年3月第一臺生產用熱卷箱在澳大利亞BHP公司西港廠的新寬帶熱軋帶鋼廠投入運行。主要設備有1臺可逆式粗軋機、短距離延遲輥道、熱卷箱及機架精軋機組。為提高生產能力和改善帶鋼產品質量，1980年加鋼聯對希爾頓1420mm寬帶鋼軋機的熱卷箱進行改造，之后，又有4臺熱卷箱投入運行，3臺在歐洲，1臺在美洲。1983年加鋼聯依利湖2050mm熱連軋機投入生產運行。該軋機生產的帶卷單位卷重19.6kg/mm，最小厚度為2.3mm。延遲輥道長度為7

12、5m。當軋制長中間坯時，熱卷箱將與粗扎機形成連軋關系。國內引進熱卷箱的技術較晚，而且一開始都是引進國外二手設備，其控制技術也相對比較落后。進入21世紀以來，由于國內鋼鐵事業的蓬勃發展，熱卷箱作為提高生產效率和節約能源的設備，其技術也得到進一步的發展。然而，對于這項新工藝和控制技術，還是具有很多的研究空間，使其進一步完善。1.4 熱卷箱的主要優勢1.縮短軋線的長度。在粗、精軋機之間使用熱卷箱，可以將中間輥道的長度縮短50%以上，從而減少了廠房面積和設備投資。2.節約軋機電機容量和加熱爐燃料，節省投資和能源。3.可大量減少廢品，增強除鱗效果，提高帶卷表面質量。通過熱卷箱卷取后再開卷，二次氧化鐵皮經

13、反復彎曲后，鐵皮自動脫落，得到了很好的處理效果。4.提高鋼材收得率。均衡中間坯頭尾溫差，提高成品帶材質量。1.5 熱卷箱相關區域設備組成1.熱卷箱前設備與熱卷箱工藝控制有關的熱卷箱前設備有末架粗軋機、末架粗軋機后工作輥道、延遲輥道、熱卷箱入口道、熱卷箱入口輥道。2.熱卷箱后設備熱卷箱后設備有飛剪、飛剪后側導板、除鱗箱后輥道除鱗箱、精軋F1、F2軋機。3.熱卷箱本體設備熱卷箱本體設備有偏轉輥、上下彎曲輥、成形輥、#托卷輥、開卷器、穩定器、托卷輥、托卷輥、保溫側導板及開尾銷、開尾輥及夾送輥、出口側導板。熱卷箱相關區域設備如圖1.1所示。 粗軋熱卷箱熱卷箱精軋機組卷取機切頭飛剪 除鱗箱層流冷卻 除鱗

14、箱圖1.1 熱卷箱前后設備示意圖1.6 熱卷箱工作過程先將末架粗扎機運來的中間坯進行無芯卷曲，然后將卷取的中間坯帶卷進行反開卷，把中間坯尾部變成頭部，頭部變成尾部，送進精軋機組進行軋制。熱卷箱處于卷取狀態時，要求成型輥、1號托卷輥、進口導槽上的輥子均處于上升位置，速度設定以R2軋機出口速度為基準。帶坯出R2軋機后，沿輥道、進口導槽進人熱卷箱。中間坯頭部經彎曲輥作用產生一次彎曲，再經成型輥二次彎曲形成內圈，在1號托卷輥、彎曲輥成型輥共同作用下，繞自身纏繞形成中間坯帶卷。R2拋鋼時，上彎曲輥抬起，1號托卷輥落下，實現尾部定位。此后1號托卷輥停轉，移送臂芯軸插人內圈，起落臂下降，擂入份鏟頭打開帶卷尾

15、部，將帶尾壓于軋制線上，1號托卷輥及輥道反轉將中間坯帶卷打開，經夾送輥送人精軋機組軋制。軋機咬鋼后，熱卷箱起落肴抬起，卷徑減少一半時，移送臂作弧線擺動，把帶卷平移到開卷站繼續開卷，開卷完畢后，移送臂芯頭縮回，準備下次開卷。圖1.2 熱卷箱設備示意圖1.7 成形輥成形輥為實心鍛鋼件，冷卻為內部通水連續冷卻方式，其端部裝有滾動軸承。成形輥設計為不傳動的惰輥，以便卷形調整控制。成形輥護板內側安裝有外冷水集管，進行間歇式噴水冷卻，同時沖刷氧化鐵皮。成形輥的功能:成形輥和一號托卷輥與彎曲輥系統 (含熱卷箱入口導槽)構成熱卷箱卷取站，接收由彎曲輥彎曲變形的中間坯，與成形輥上下護板共同作用使中間坯頭部形成第

16、一圈。另外與一號托卷輥共同支撐卷取過程中的鋼卷。當熱卷箱工作在卷取方式時，成形輥升到最高位置。此時的成形輥位置即為卷取準備好位置。當熱卷箱工作在直通方式時，則成形輥應處于軋線高度 (最低)位置，僅起輥道作用，將來自R2粗軋機的中間坯直接送到熱卷箱出口側的夾送輥處。成形輥與其護板是連動的。成形輥為花輥形式，以增加與鋼卷間的摩擦作用有利于中間坯卷取成圓。1.8 偏轉輥偏轉輥的作用是將中間坯正確地導入彎曲輥。它的工作原理就是工作時由兩側液壓缸驅動，使偏轉輥組件抬升至工作位置，與入口側上橫梁的圓弧護板及上彎曲輥架上的導板形成入口導槽，將中間坯正確導入上下彎曲輥之間。當熱卷箱選擇直通方式時，偏轉輥在軋線

17、位置上，這時偏轉輥只起輥道作用。偏轉輥由輥架、輥子、擺動導板固定導板，升降液壓缸等組成。輥架為焊接結構，其入口端通過銷軸鉸接在機架上，通過升降液壓缸，可繞其轉動，將偏轉輥及導板抬至工作所需位置。即卷取工作時偏轉輥與軋線成24°角，當直通工作時，偏轉輥在軋線位置上。輥子采用實心鍛鋼輥，經電動機、萬向接軸傳動分別兩輥子。輥子通過軸承座把合在機架上。擺動導板可繞其鉸點隨輥架轉動而隨動，鉸點支座把合在入口端的下橫梁上。液壓缸頭部與偏轉輥輥架，缸體與機架鉸接。兩偏轉輥均采用外冷水冷卻、偏轉輥軸承采用桿油集中潤滑。熱卷箱技術開發至今，遍布世界各地熱軋生產線上的熱卷箱已有近45套。其設備結構和控制

18、系統得到不斷優化，已適應傳統熱軋帶鋼、薄板坯連鑄連軋及中薄板坯連鑄連軋3種不同形式熱軋帶鋼生產工藝流程的需要。在寬帶鋼熱連軋生產線中，熱卷箱起到了非常重要的作用，它能否正常投入運行關系到整條生產線能否高產軋出高質量的產品。由于熱卷箱設備眾多，工藝要求復雜，因此它的控制歷來被冶金自動化控制界看作是一個十分難于控制的機電液一體化設備，尤其是其中的控制模型和算法的推導更是鮮見文獻報導，國內外能夠獨立對其進行技術開發和編程的公司也只有為數甚少的幾家。液壓傳動與機械傳動相比，液壓傳動更容易實現其運動參數(流量)和動力參數(壓力)的控制。由于具有傳遞效率高，可進行恒功率輸出控制，功率利用充分，系統結構簡單

19、，液壓傳動在工程機械中得到了廣泛的應用。幾乎所有工程機械裝備都能見到液壓技術的蹤跡，其中不少已成為主要的傳動和控制方式。極限負荷調節閉式回路，發動機轉速控制的恒壓，恒功率組合調節的變量系統開發，給液壓傳動應用于工程機械行走系提供了廣闊的發展前景。2 設計依據2.1 工作過程偏轉輥和成形輥的上下運動采用液壓傳動，其工作過程：上升動作：啟動加速上升勻速上升減速上升制動。下降動作：反向啟動加速下降勻速下降減速下降制動。2.2 給定參數如下：參數成形輥重 500 kg偏轉輥重 500 kg成形輥提缸升降速度 150mm/s成形輥提升缸行程 500 mm偏轉輥伸縮缸伸縮速度 150mm/s偏轉輥伸縮缸行

20、程 470 mm系統中成形輥、偏轉輥啟動、制動的時間均為0.3s。由于成形輥、偏轉輥的輥重和液壓缸伸縮速度均相等，只有液壓缸的行程有一定差異，所有在下列的計算過程中，兩輥相同的部分只寫一部分，不相同的部分分別標出。3 工況分析工況分析指的是執行元件的運動分析和負載分析，即分析主機在工作過程中各執行元件的負載和運動速度的變化規律,是確定液壓系統主要參數的基本依據，根據繪制運動循環圖和負載循環圖來了解運動過程的本質，查明每個執行器在其工作中的負載、位移、及速度的變化規律，并找出最大負載點和最大速度點。運動循環圖即速度循環圖，它反映了執行機構在一個工作循環中的運動規律。繪制速度循環圖是為了計算液壓執

21、行器的慣性負載及繪制其負載循環圖，故繪制速度循環圖通常與負載循環圖同時進行。液壓執行器的負載包括工作負載、摩擦負載兩類，工作負載又包含慣性負載。摩擦負載又有靜摩擦負載和動摩擦負載兩種類型，理論分析確定負載時，必須仔細考慮各執行器在一個循環中的工況及相應的負載類型。3.1 運動分析3.1.1 加速度和位移分析啟動 加速度 = m/s2 位移 m =22.5 mm制動 加速度 m/s2 位移 mm=0.0225 m =22.5 mm反向啟動 加速度 =0.5 m/s2 位移 mm =22.5 mm反向制動 加速度 m/s2位移 =0.0225 m =22.5 mm速度分析結果列于表3.1、3.2。

22、表3.1 成形輥升降缸速度和位移分析工況位 移/mm速度/(mm/s) 啟動0150勻速上升150制動1500反向啟動0150勻速下降150反向制動1500利用以上數據，并在變速段做線性處理后便得到成形輥提升缸的速度循環圖，如圖3.1所示。圖3.1 成形輥升降缸 速度-位移曲線表3.2 偏轉輥伸縮缸速度和位移分析工況位 移/mm速度 /(m/s)啟動0150勻速上升150制動1500反向啟動0150勻速下降150反向制動1500利用以上數據，并在變速段做線性處理后便得到偏轉輥提升缸的速度循環圖，如圖3.2所示。圖3.2 偏轉輥伸縮缸速度-位移曲線3.2 循環周期計算根據所得數據可以計算出偏轉輥

23、和成形輥液壓缸運動的循環周期：3.2.1 成形輥：啟動： 勻速上升： 制動： 反向啟動： 勻速下降： 反向制動： 循環周期：3.2.2 偏轉輥：啟動 勻速上升 制動 反向啟動 勻速下降 反向制動 循環周期 s3.3 負載分析已知成形輥重 500kg、偏轉輥重 500kg，在本次設計中的重力加速度g=10 m/s2由于系統由兩個液壓缸構成，所以平均每個液壓缸支撐輥重的一半：m = kg，所受力為F = N。啟動時工作負載 =mg=250×10=2500 N 啟動時慣性負載 N制動時工作負載 N制動時慣性負載 N反向啟動時工作負載 N 反向啟動時慣性負載 N反向制動時工作負載 N 反向制

24、動時慣性負載 N負載分析結果列于表3.3表3.3 液壓缸的負載工況啟動勻速快上制動反向勻速快下反向制動負載/N37502500125025000-1253.4 負載力計算 液壓缸的外載荷Fw 啟動: =3750 N 勻速快上: =2500 N 制動: =1250 N反向啟動: =2500 N勻速快下: 反向制動: =-125 N根據所得數據，并利用速度分析中求得的位移計算結果。可畫出成形輥、偏轉輥負載循環圖，如圖3.3、3.4所示。圖3.3 成形輥液壓缸負載-位移循環圖圖3.4 偏轉輥液壓缸負載-位移循環圖4 初步擬定液壓系統原理圖液壓傳動和氣壓傳動稱為流體傳動，是根據17世紀帕斯卡提出的液體

25、靜壓力傳動原理而發展起來的一門新興技術，所謂液壓系統是指用輸油軟管或硬管將若干個功能不同的液壓元件按傳動需求連接成一個能完成預定動作的組合體.正確分析和理解液壓系統是使用和維護好液壓設備的保證液壓系統可用于從一處向另一處傳遞機械能。可以通過利用壓力能完成上述操作。液壓泵由機械能驅動。機械能在受壓液體中轉變成壓力能和動能，然后重新變成機械能作功。 轉變能量的手段：提供給液壓系統的原始能量是來自發動機的機械能，實際上是發動機驅動了液壓泵。泵利用這種能量泵出液體，在此過程中，機械能變成了壓力能和動能。液體流經液壓系統，并朝油缸和馬達等執行元件方向流動。液體中的壓力能和動能使執行元件產生運動。運動過程

26、中，能量再一次轉變成機械能。熱卷箱的成形輥和偏轉輥做上下往返運動，總行程只有500mm和470mm，用液壓缸既可完成，上升速度、下降速度相對均勻，往返速度和出力基本相同相同，并且是單純的直線運動，故可選用單桿液壓缸。由于輥的長度要求，所以在輥的兩端分別采用一個液壓缸，且兩個液壓缸同時工作。對于液壓缸升降回路來說，在升降運動中存在著負載變化，為使運動速度不受負載的影響，本系統采用附加的單向閥功能可以防止管路損壞或制動失靈時重物自由下降。當負載上升到指定位置后，液壓泵不能馬上停止供油，此時，需要在供油路上加一個溢流閥，用來給液壓泵卸荷，起到保護泵的作用。而在回油路上應該加個背壓閥，造成一定的回油阻

27、力，以改善執行元件的運動的平穩性。圖4.1 熱卷箱成形輥和偏轉輥系統原理圖5 初步確定液壓系統參數5.1 確定液壓缸工作壓力系統壓力由設備類型、載荷大小、結構要求和技術水平而定，在載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執行元件的結構尺寸，工作壓力高，就會結構緊湊，節省材料，提高相應速度、加大輸出力、提高功率密度和管流速度，并且不發生執行器低速爬行現象，這是液壓發展的方向。還要注意泄露、噪聲和可靠性問題的妥善處理。通過實習調查及參考1，17_2_11可初步選定液壓缸的工作壓力=8 MPa。5.2 確定液壓缸主要結構參數由以上計算可知液壓缸的最大工作負載 N由于上行時經過單向閥部分，下降時經過節

28、流閥，在回油路上有設有背壓閥，且初選工作壓力p = 8MPa,屬于中高壓系統，根據1，17_2_14取背壓。液壓缸的機械效率由活塞及活塞桿的密封處的摩擦阻力所造成的摩擦損失，在額定壓力下，通常可取（0.900.95）。容積效率是由各密封件泄漏所造成，根據實習現場的詢問和一些相關的資料顯示，活塞密封采用的是彈性密封，故 = 1。還有作用力效率是由排出口背壓所產生的反向作用力造成，而本設計采用排油直接回油箱，故=1。所以液壓缸的機械效率為。根據2，23_4_5選取。液壓缸內徑 mm， d26.076 mm通過翻閱機械手冊，確定選用UY型冶金設備標準液壓缸，該類型液壓缸專為冶金及重型機械設計，屬于重

29、負荷液壓缸。它工作可靠、耐沖擊、耐污染，適用于高溫高壓、環境惡劣的場合。根據1，17_6_37，取D=40 mm，便得知活塞桿直徑d=28 mm。活塞桿伸出時的理論推力為： N活塞桿縮回時的理論拉力為： N因為 N所以所選液壓缸符合要求。5.3 繪制液壓工況圖5.3.1 液壓缸壓力計算 圖5.1 （a）啟動 (b)反向利用求得的液壓缸有效工作面積和負載如圖5.1所示，并根據 啟動時 由式 反向時 由式 求得液壓缸在一個工作循環中各階段的工作壓力值，即進油腔壓力，其結果見表5.1。其中出油腔壓力即為系統回油路上的背壓。無桿腔面積： mm2有桿腔面積： mm2面積比： 。壓力計算式：啟動: =3.

30、5724 MPa勻速前進: =2.4666 MPa制動: =1.3308 MPa反向啟動: =5.3165 MPa勻速返回: =0.9803 MPa反響制動：=0.9803 MPa表5.1 液壓缸的壓力工況啟動勻速前進制動反向啟動勻速返回反響制動壓力/3.57242.46661.33085.31650.98030.9803由負載分析可知，此時負值載荷（與運動方向相同）。故F=0。由此可繪出成形輥和偏轉輥液壓缸的壓力循環圖，如圖5.2，5.3所示。圖5.2 成形輥液壓缸壓力循環圖 圖5.3 偏轉輥液壓缸壓力循環圖5.3.2 液壓缸流量計算利用所求得的液壓缸有效工作面積和已知速度，根據式q = v

31、 A 求得液壓缸循環中各階段的最大流量，繪制流量循環圖，只需要計算出特殊點的流量。勻速快上： L/min勻速快下： L/min由此可繪出液壓缸的流量循環圖如圖5.4，5.5。圖5.4 成形輥液壓缸流量循環圖圖5.5 偏轉輥液壓缸流量循環圖5.3.3 液壓缸功率計算利用所求出液壓缸的壓力和流量，求得液壓缸在循環中各階段的功率值見表5.2。啟動： =673.04 W勻速前進： =464.71 W制動： =250.72 W反向啟動： =510.65 W勻速返回： =94.16 W反響制動： =94.16 W表5.2 液壓缸的功率工況啟動勻速前進制動反向啟動勻速返回反響制動功率/W0673.04464

32、.71250.7200510.6594.1694.160由此可繪出液壓缸的功率循環圖，如圖5.6所示。圖5.6成形輥液壓缸功率循環圖圖5.6偏轉輥液壓缸功率循環圖6 液壓元件的計算和選擇6.1 液壓缸的計算6.1.1 液壓缸壁厚及材料的確定前面已求出液壓缸的活塞直徑D、活塞桿直徑d ，在此要確定液壓缸其余主要結構尺寸，并進行必要的校核。根據1，17_6_9選取內徑為40mm的冶金液壓缸的外徑為50mm，即壁厚為5mm。對于液壓缸材料的選擇，一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接的缸筒還要有良好的焊接性能。若缸選用45熱軋無縫鋼管，調質處理 MPa，屈服強度為 MPa ，安全系數通常取n = 4

33、,故材料的許用應力為： MPa。根據 1，17_6_8的相關知識，得知：當0.3時，可用實用公式： 驗算壁厚，其中。則在0.080.3之間，所以： mm故壁厚取=5 mm符合要求。6.1.2 活塞桿的校核根據1，17_6_16中相關知識，進行強度校核、穩定性校核，活塞桿選用45鋼，調制處理。A.強度校核 活塞桿在穩定工況下，如果只受軸向推力或拉力，可以近似地用直桿承受拉壓載荷的簡單強度計算公式進行計算： MPa而45鋼的許用應力= MPa，因為，所以強度足夠，符合要求。B.穩定性校核 液壓缸的按裝類型是一端固定，一段自由，估計液壓缸計算長度（兩個鉸接點之間距離）為： mm(是考慮結構因素后的增

34、加長度)；活塞桿慣性矩 m4；對于鋼，活塞桿材料的彈性模量 Pa。所以，臨界載荷： N在實際使用中，為保證活塞桿不產生縱向彎曲，活塞桿實際承受的壓縮載荷要遠小于極限載荷，取安全系數，則： N故足夠穩定。 6.2 液壓泵的選擇6.2.1 計算液壓泵的最高工作壓力pb本系統比較管路簡單，根據經驗數據可以估取壓力損失 MPa，管路和各閥的壓力損失 MPa 。則： MPa6.2.2 確定液壓泵的流量qv本系統流量最大的是液壓缸的流量為勻速上升時的流量 L/min，系統泄露系數一般取K=1.11.3,計算中K=1.1。由于系統的一條回路中有兩個液壓缸同時工作，根據： 所以求得液壓泵的輸出流量： L/mi

35、n6.2.3 選擇液壓泵的規格根據壓力和流量值，根據2，23_5_40，選取25MCY14-1B斜盤式軸向柱塞泵。定量泵工作原理：因該泵的斜盤傾角是固定不變的，從而使泵排出的流量保持不變。技術規格：排量為25ml/r、額定壓力為31.5MPa、額定轉速 r·min -1、功率為10 KW.容積效率92%。泵的輸出流量： L/min kW6.3 選擇電動機根據所選液壓泵的功率，查閱3,2988選取Y250M-4三相異步電動機，其技術規格：功率75,轉速，效率92.7%。6.4 液壓控制閥的選擇在液壓缸升降回路中，工作壓力為8 MPa ，最大流量為11.304 L/min。分別選取單向節

36、流閥、液控單向閥、電液換向閥和溢流閥。選出的液壓控制閥如表6.1。6.4.1 節流閥的選取節流閥是通過改變節流截面或節流長度以控制流體流量的閥門。將節流閥和單向閥并聯則可組合成單向節流閥。節流閥和單向節流閥是簡易的流量控制閥，在定量泵液壓系統中，節流閥和溢流閥配合，可組成三種節流調速系統，即進油路節流調速系統、回油路節流調速系統和旁路節流調速系統。節流閥沒有流量負反饋功能，不能補償由負載變化所造成的速度不穩定，一般僅用于負載變化不大或對速度穩定性要求不高的場合。節流閥的應用1.起節流調速作用在定量泵供油的節流調速系統中，節流閥與溢流閥配合使用，調節執行元件的運動速度。其調速原理將在第七章的速度

37、調節回路中講述。2.起負載阻尼作用有些液壓系統流量是一定的，改變節流閥的開口面積將導致閥的前后壓力差的改變。此時節流閥起負載阻尼作用，稱之為液阻。節流口面積越小液阻越大。節流元件的阻尼作用被廣泛用于液壓元件的內部控制中。3.起壓力緩沖作用在液流壓力容易發生突變的地方安裝節流元件可以延緩壓力突變的影響，防止液壓沖擊，起保護元件作用。典型的例子是壓力表前的阻尼孔可調式壓力表開關；又如液壓缸中的節流緩沖裝置。根據參考文獻2,23_7_201選取單向節流閥 型號 Z2FS10 工作壓力 31.5 MPa ,通徑10 mm，重量 0.8 kg根據參考文獻2,23_7_198選取液控單向閥 型號 Z2S1

38、0A_3X 工作壓力 31.5 MPa ,通徑10 mm，重量 2 kg6.4.2 換向閥的選取換向閥是具有兩種以上流動形式和兩個以上油口的方向控制閥。是實現液壓油流的溝通、切斷和換向，以及壓力卸載和順序動作控制的閥門。根據參考文獻2,23_7_105選取電液換向閥 型號4WEH10 工作壓力28 MPa ,通徑10 mm，重量 6.8 kg6.4.3 溢流閥的選取 一種液壓壓力控制閥。在液壓設備中主要起定壓溢流作用和安全保護作用。定壓溢流作用：在定量泵節流調節系統中，定量泵提供的是恒定流量。安全保護作用：系統正常工作時，閥門關閉。實際應用中一般有：作卸荷閥用，作遠程調壓閥，作高低壓多級控制閥

39、，作順序閥，用于產生背壓（串在回油路上）。根據參考文獻2,23_7_2選取電液換向閥 型號DBDH10G 工作壓力40 MPa ,通徑10 mm，重量 3.7 kg表6.1 升降回路各類閥件元件名稱型號規格數量電液換向閥4WEH1028 MPa, 160 L/min, 通徑10 mm1液控單向閥Z2S10A_3X31.5 MPa,80 L/min, 通徑10 mm1單向節流閥Z2FS1031.5 MPa,160L/min，通徑10 mm1溢流閥DBDH10G40 MPa, 250 L/min, 通徑10 mm16.5 油箱容積的確定油箱的作用是儲油，散發油的熱量，沉淀油中雜質，逸出油中的氣體。

40、其形式有開式和閉式兩種：開式油箱油液液面與大氣相通；閉式油箱油液液面與大氣隔絕。開式油箱應用較多。油箱容量應保證液壓系統工作時其最低液面高于濾油器上端200mm以上，以防止泵吸入空氣；液壓系統停止工作時，其最高液面高度不得超過油箱高度的80%；而當液壓系統中油液全部返回油箱時，油液不能溢出油箱外。據相關資料得知，油箱的有效容積一般為泵每分鐘流量的37倍，對于行走機械，冷卻效果好的設備，油箱容量可以選擇小些。工作溫度允許達到65，特殊情況下可以達到80，。對于高壓系統，為減少漏油，最好不要超過50。6.5.1 油箱設計要點(1)油箱應有足夠的容積以滿足散熱，同時其容積應保證系統中油液全部流回油箱

41、時不滲出，油液液面不應超過油箱高度的80%。(2)吸箱管和回油管的間距應盡量大。(3)油箱底部應有適當斜度，泄油口置于最低處，以便排油。(4)注油器上應裝濾網。(5)油箱的箱壁應涂耐油防銹涂料。6.5.2 油箱容量計算油箱的有效容量V可近似用液壓泵單位時間內排出油液的體積確定。V = KQ                          

42、;                  式中：K為系數，低壓系統取24，中、高壓系統取57；Q為同一油箱供油的各液壓泵流量總和。初步確定油箱的有效容積，已知所選泵的流量為37.5 L/min，經驗系數取4，所以油箱的容積為： m3根據2，23_9_1選擇公稱系列油箱，即選40L的油箱。油箱的長寬高比例約在1：1：11：2：3之間，起內常設隔板，將回油區和吸油區隔開，防止回油被直接吸入，隔板的高度為油面高度的。泵的吸油管所裝的濾油

43、器的下端距離箱底不得小于200mm，回油管和吸油管管口處切成45°斜口，以增大液流面積。6.6 管道尺寸的確定1.油管類型的選擇液壓系統中使用的油管分硬管和軟管，選擇的油管應有足夠的通流截面和承壓能力，同時，應盡量縮短管路，避免急轉彎和截面突變。(1)鋼管：中高壓系統選用無縫鋼管，低壓系統選用焊接鋼管，鋼管價格低，性能好，使用廣泛。(2)銅管：紫銅管工作壓力在6.510MPa以下，易變曲，便于裝配；黃銅管承受壓力較高，達25MPa，不如紫銅管易彎曲。銅管價格高，抗震能力弱，易使油液氧化，應盡量少用，只用于液壓裝置配接不方便的部位。(3)軟管：用于兩個相對運動件之間的連接。高壓橡膠軟管

44、中夾有鋼絲編織物；低壓橡膠軟管中夾有棉線或麻線編織物；尼龍管是乳白色半透明管，承壓能力為2.58MPa，多用于低壓管道。因軟管彈性變形大，容易引起運動部件爬行，所以軟管不宜裝在液壓缸和調速閥之間。本系統最小工作壓力為8，屬于中壓系統，且最在的相對運動，故選用橡膠軟管。根據（參考文獻1）中相關知識得知，有關的允許流速是（對于吸油管；對于壓油管；對于回油管）。對于壓力高，管道短，粘度小可取大值，故取。對于液壓缸升降回路來說，液壓缸最大流量為11.304 L/min，所以管的內徑為： 根據1，17_8_4將管的內徑圓整到8mm,成品軟管外徑為18.3mm。6.7 蓄能器的選擇6.7.1 優點和功用蓄

45、能器在液壓系統中用來存儲和釋放能量的裝置。氣囊式蓄能器的主要優點有： 1) 液氣可靠隔離、密封可靠、無泄漏、油液不易老化；2) 氣囊慣性小、反應靈敏；3) 結構緊湊、重量輕。蓄能器的主要功用(1)在短時間內供應大量壓力油液:實現周期性動作的液壓系統,在系統不需大量油液時,可以把液壓泵輸出的多余壓力油液儲存在蓄能器需要時再由蓄能器放給系統.這樣就可使系統選用流量等于循環周期內平均流量qm的液壓泵,以減小電動機功率消耗,降低系統溫升. (2)維持系統壓力:在液壓泵停止向系統提供油液的情況下, 蓄能器能把儲存的壓力油液供給系統,補償系統泄漏或充當應急能源,使系統在一段時間內維持系統壓力,避免停電或系

46、統發生故障時油源突然中斷所造成的機件損壞. (3)減小液壓沖擊或壓力脈動: 蓄能器能吸收,大大減小其幅值.6.7.2 類型的選擇分類：蓄能器主要有彈簧式和充氣式兩大類,其中充氣式又包括氣瓶式,活塞式和皮囊式三種,過去有一種重力式蓄能器,體積龐大,結構笨重,反應遲鈍,現在工業上已很少應用氣囊式蓄能器的工作溫度一般為-2070，工作壓力小于32 MPa，最大氣體容積為，可以滿足系統的工作要求。可用于儲存能量、穩定壓力，減小液壓泵功率，補償泄漏、吸收脈動和壓力沖擊。且有定型產品供貨，便于購買。使用蓄能器須注意如下幾點:1) 充氣式蓄能器中應使用惰性氣體(一般為氮氣),允許工作壓力視蓄能器結構形式而定

47、,例如,皮囊式為3.532MPa.2) 不同的蓄能器各有其適用的工作范圍,例如,皮囊式蓄能器的皮囊強度不高,不能承受很大的壓力波動,且只能在-2070的溫度范圍內工作.3) 皮囊式蓄能器原則上應垂直安裝(油口向下),只有在空間位置受限制時才允許傾斜或水平安裝.4) 裝在管路上的蓄能器須用支板或支架固定.5) 蓄能器與管路系統之間應安裝截止閥,供充氣,檢修時使用. 蓄能器與液壓泵之間應安裝單向閥,防止液壓泵停車時蓄能器內儲存的壓力油液倒流.其結構圖如圖6.1和圖所示。 圖6.1 氣囊式蓄能器結構圖1充氣閥；2殼體；3皮囊；4提升閥6.7.3 蓄能器的容積計算蓄能器最重要的參數是蓄能器的容積，蓄能

48、器作為不同用途時，其容積的計算方式也不同。在本次設計系統中但其最重要的作用是緩和沖擊。其容量的計算與管路布置、液態流態、阻尼及泄漏大小等因素有關，準確計算比較困難。所以，一般按經驗公式來計算蓄能器的容積： 式中 閥口關閉前管內的流量 (L/min)。為閥口關閉前管內壓力（Pa）。允許最大沖擊壓力，一般取(Pa)， 為發生沖擊的管長，即壓力油源到閥口的管道長，估計為5米。t閥口關閉的時間，估計為0.05 s。當液壓缸升降時，所需蓄能器容積： = L根據所計算得到的值，按系統中擬定的蓄能器的類型選擇相應的產品，查參考文獻2，23_8_5可知型號為NXQ1-L的氣囊式蓄能器可滿足使用要求，該型號蓄能

49、器的技術規格如表6.1所示。表6.1 蓄能器的技術規格型號容積 L壓力 MPa通徑 mm重量 kgNXQ1-L6.3/20-H2520M42×225.57 液壓系統性能演算7.1 液壓系統壓力損失本液壓系統屬于中高壓系統，外加工作介質的經濟性，相對來講，選用礦物油比較經濟實惠，故選用L-HL32液壓油，其密度890，20時運動粘度為。系統中兩條進、出油路管長都估計為10m，油管內徑8mm。壓力損失較大的是升降缸上升時的損失和液壓馬達承載前進時的損失。本系統包括兩條支路，壓力損失分別計算。7.1.1 液壓缸勻速快上時進油路沿程壓力損失流量為液壓缸： L/min流速： m/s雷諾數： 2

50、000，可見油液在管道內流態屬于層流。沿程阻力因數： 沿程壓力損失： MPa進油路局部壓力損失局部壓力損失包括管路中折管和管接頭等處的壓力損失，以及通過控制閥的局部損失。其中折管和管接頭在本系統中較少，壓力損失相對要小得多，故此忽略，主要計算控制閥的局部壓力損失。油路有二位四通電液換向閥，單向節流閥，根據所選閥查機械工業出版社的機械設計手冊單行本液壓傳動與控制得出壓力損失 MPa； MPa，qe1,qe2分別為閥的流量故控制閥的局部壓力損失為： MPa所以，油路總壓力損失：MPa7.1.2 液壓缸勻速快下時進油路沿程壓力損失流量為液壓缸： 5.765 L/min流速： 1.912m/s雷諾數：

51、 153.002000，屬于層流。沿程阻力因數： 沿程壓力損失： MPa進油路局部壓力損失油路上只有倆位四通電液換向閥，壓力損失，故控制閥的局部壓力損失為： MPa所以，油路總壓力損失： MPa當活塞上升減速到制動一段，系統負載最大，管內流速也最高，是最危險工況。前面計算中初估的背壓值以及進油路壓力損失值與此處的計算值相比可知，計算值小于初估值，所以，前面設計是安全的。8.液壓控制系統的安裝調試和故障處理近年來，液壓技術在各個領域中得到了廣泛的運用，液壓系統已成為主機設備中最關鍵的部分之一。但是，由于設計、制造、安裝、使用和維護等過程中存在的不足和缺陷，影響了液壓系統的正常運行。因此，只有了解

52、了液壓系統的工作原理以及液壓系統的設計、制造、安裝、使用和維護方面的知識，才能保證液壓系統的正常運行和充分發揮其技術的優勢。8.1 液壓控制系統的安裝與調試8.1.1 液壓系統的安裝液壓系統在安裝質量好壞，是關系到液壓系統能否可靠工作的關鍵，因此必須正確、合理地完成安裝過程中的每個環節。液壓系統在安裝以前，要仔細觀察安裝現場，和設計圖紙相配合比較，做出最好的安裝方案和液壓系統的布置。液壓系統的安裝布置要能滿足安裝和維護的方便，要有足夠的安裝和維護的空間。在安裝以前要將各安裝件清洗干凈，液壓閥在安裝時要對位安裝不能將進油口和回油口裝反，否則會發生事故；液壓管件在安裝時進行現場配管，管件焊接后要清理干凈焊渣，檢查焊縫周圍有沒有裂紋、氣孔、夾雜物和飛濺，并且焊接要保證油路的密封性；管接頭的安裝不應太松弛，密封性要好。安裝設備應根據實際平面布置圖對號