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15T结晶器液压系统设计Finish2毕业论文目 录毕业设计（论文）任务书i摘 要iiAbstractiii第一章 绪 论- 1 -1.1 15T电渣炉结晶器台车液压系统的设计背景- 1 -1.1.1现有产品的介绍- 1 -1.1.2当前产品所出现的问题- 3 -1.2该产品的总体设计思路- 3 -1.3本文研究内容- 4 -第二章 结晶器台车液压系统的工作原理- 6 -2.1液压系统工作原理- 6 -2.2结晶器台车系统功能的实现- 6 -2.3动力部分的功能特点- 6 -2.4系统其它辅助功能- 7 -2.5液压系统的选择- 7 -2.6执行机构的自锁保压与缓冲- 8 -2.6.1用于驱动带动台车运动的马达保压缓冲以及自锁功能的实现- 8 2.6.1用于台车调整位置的液压缸保压自锁与缓冲功能实现- 9 -2.7结晶器台车液压系统原理图- 10 -第三章 液压传动系统元件的计算与选型- 12 -3.1确定液压缸的系统参数- 12 -3.1.1液压缸载荷计算- 13 -（1）对液压缸X的载荷计算- 15 -（2）对液压缸Y的载荷计算- 15 -3.1.2预选执行器设计压力- 16 -3.1.3液压缸主要参数的确定- 17 -（1）液压缸X的缸径、杆径、最大及最小流量与功率的确定- 17 -（2）液压缸Y的缸径、杆径、最大及最小流量与功率的确定- 20 -3.1.4活塞杆的强度校核- 22 -3.1.5验算液压缸尺寸- 22 -3.2确定液压马达的系统参数与选型- 23 -3.2.1对液压马达Z的载荷与力矩计算- 23 -3.2.1液压马达的排量计算- 24 -3.2.2液压马达所需流量与功率计算- 25 -3.2.3液压马达选型- 26 -第四章 动力元件和控制元件的选型设计284.1液压泵的计算选型284.1.1.确定液压泵的最大工作压力。284.1.2 确定液压泵的额定压力284.1.3确定液压泵的流量294.2 电动机的计算与选型304.2.1 电动机的计算304.2.1 电动机的选型314.3联轴器的选型与计算324.3.2.联轴器的扭矩计算324.3.2联轴器的选型324.4控制元件的选择334.4.1各类控制元件的特点344.4.2各类控制元件的特点34第五章 液压辅件的选择435.1 液位液温计的选择435.2空气滤清器的选择435.3高压过滤器的选择445.4回油过滤器的选择465.5压力表的选择465.6压力计缓动器475.7测压软管的选择48第六章 管件规格的计算506.1各执行元件回油时流量的计算506.2管子内径的计算506.3 确定光管的公称通径、外径、壁厚、连接螺纹51第七章 阀块的设计537.1阀块的单元回路图的设计537.2阀块的设计547.3油路块管道连通图55第八章 油箱的设计568.1油箱主要功能568.2油箱分类568.3油箱设计规定568.4确定油箱容积578.5 确定油箱尺寸59第九章 液压缸的计算设计619.1 液压缸的主要性能参数629.2缸体的设计629.3缸筒底部的设计649.4缸盖的设计659.5缸体端部连接设计669.6缸筒端部法兰厚度计算679.7缸体端部法兰用螺钉的选用679.8活塞的设计689.10导向套的设计699.11缓冲装置699.12排气装置70第十章 总结与展望71第十一章 结晶器台车的发展前景与环保意义7210.1结晶台车的发展前景7210.2结晶器台车液压系统的环保意义72参考文献- 73 -结束语- 74 -英文翻译- 75 -东北大学毕业设计（论文） Error! No text of specified style in document. 第一章 绪 论近几年随着我国机械制造业的高速发展，人们对自动化控制生产的重视，过去许多老、旧的设备亟待更新，如何更有效提高机械生产效率，减少工人劳动强度，降低企业成本以及有更好的安全措施是钢筋制作中被普遍关注的问题。1.1 15T电渣炉结晶器台车液压系统的设计背景1.1.1现有产品的介绍西马克公司ISP工艺的第一代立弯式结晶器，上部是垂直段，下部是弧形段，侧板可调，上口断面是矩形，尺寸为（60-80）mm（650-1330）mm。意大利阿维迪钢铁公司采用该结晶器后，发现这种形状的结晶器只能使用薄片形浸入式水口，而且即使这种特殊形状的长水口很薄，插入结晶器内与结晶器壁也只能保持10mm-15mm的间隙，造成水口插入处宽面侧保护渣熔化不好，且很难获得能恒定控制的保护渣层，薄板坯的表面质量较差。阿维迪钢铁公司在1993年开始改进该结晶器，重新设计了其上口断面形状，由原平行板形改为小漏斗形，结晶器上口宽边最大厚度为60+（102）mm，这种形状一直保持到结晶器下口仍有（1.52）mm的小鼓肚。近年来，其结晶器的小鼓肚越改越大，现使用的上口宽边最大厚度已达60+（252）mm，下口为60+（52）mm，浸水式水口仍是薄片形。尽管壁厚有所增加，但其距器壁两侧的间隙大大增加，改善了保护渣层的熔化状况，薄板坯表面质量也有了很大改进。西马克公司CSP工艺所用的漏斗形结晶器，上口宽边两侧均有平行段，再与圆弧段相连接，上口断面较大。这个漏斗形状在结晶器内保持到长700mm，结晶器出口处铸坯厚度为50mm-70mm。结晶器总长为1120mm。上口的漏斗形状有利于浸入式水口的浸入，在结晶器的两个宽面板间垂直方向形成了一个带锥度的空间，而漏斗区以外的两侧壁仍然是平行的，两侧壁间的距离相当于板坯厚度。漏斗形结晶器在形状上满足了长水口插入、保护渣熔化和薄板铸坯厚度的要求，经多条生产线使用，均收到较好效果。漏斗形结晶器的创新点在于其打破了传统板坯连铸结晶器任意横截面均相同的限制，其结晶器腔内凝固壳的形状和大小按非矩形截面逐步缩小的规律变化。但是，钢液在这种结晶器内凝固时要产生变形，特别是在拉坯过程中机械变形产生的应力可能导致固液界面裂纹的发生，并最终影响热轧带卷的质量。因此，漏斗形结晶器的理想形状是尽量减小坯壳间两相区的弯曲变形率，使坯壳在变形过程中其固液界面的实际变形率小于产生裂纹的临界应变率。基于上述要求，漏斗形结晶器必须保证厚度过渡区的弯曲弧度设计准确，且拉速尽可能稳定。漏斗形结晶器的缺点是坯壳在结晶器内变形易产生裂纹，限制了像包晶钢这类难浇品种的薄板坯连铸。必须结合钢液本身收缩的计算来设计结晶器的过渡段。尽管该类型结晶器由弧线变直线的过渡段仅为100mm，在5m/min的拉速下铸坯通过此段仅需几毫秒，但仍要给予高度重视。为了减少或减缓漏斗形结晶器内的铸坯变形，可采取以下措施：尽量减小漏斗的开口度；将铸坯由漏斗形过渡到矩形的变形段加长；优化结晶器内腔形状设计，使结晶器内金属变形分布更加均匀、平缓，降低变形速率，降低铸坯产生裂纹的可能性。漏斗形结晶器在维护上与常规连铸结晶器的维护没有太大区别，主要应注意避免表面铜板的划伤和残钢粘结。在浇铸过程中应确保足够的润滑，预防水口破裂导致溅钢、溢钢和漏钢事故。H2（High Speed High Quality）结晶器是意大利达涅利公司FTSC工艺（Flexible Thin Slab Casting）薄板坯连铸机的核心设备。其优点是内部容积大，通过的钢液流量也大，且有更好的钢液自然减速效应。该结晶器长度为1200mm，宽度为1220mm-1620mm，厚度为55mm、60mm、65mm、70mm。该结晶器的主要特点是其鼓肚形状由上至下贯穿整个铜板，并一直延续到扇形段中部。为将结晶器出口处铸坯鼓肚矫平而特别设计了一组带孔型的辊子，对铸坯鼓肚矫平的设备长度比仅用连铸机结晶器时增加一倍，以减小凝固过程中坯壳的变形应力。并且H2结晶器内部体积增大，可以盛装更多的钢液。此外，结晶器上部尺寸加大，可使水口形状设计更合理，保证结晶器内液面稳定，提高保护渣的润滑效果，改善热交换条件，减少裂纹倾向。H2结晶器的特殊结构设计是以凝固坯壳的应力最小化和结晶器容积的最大化为目的。H2结晶器与西马克公司漏斗形结晶器的主要区别在于坯壳在结晶器内的变形不是在一定高度上完成的，而是沿整个高度凝固壳的形状和大小均按非矩形截面逐步缩小。达涅利公司认为，H2结晶器能更好地控制初期坯壳的形成过程，生产高质量的铸坯。奥地利奥钢联公司CONROLL工艺的平行板形直结晶器，浸入式水口也是扁平的，钢液从水口两侧壁流出。结晶器断面尺寸为（70-135）mm1500mm。所生产的板坯应划在中薄板坯之列。奥钢联从节能降耗的角度出发分析，得出70mm-90mm厚的铸坯生产能耗最省、且加工成本较低的结论，认为不必追求铸坯厚度太薄，趋向中等厚度。1.1.2当前产品所出现的问题 国内现有的老式结晶器都是以固定形式存在的没有可移动的台车支持，笨重且很难移动，并且自动化程度，生产效率都相当低。1.2该产品的总体设计思路 该产品的产品设计分为产品调研、方案设计、草图设计、计算与效验、元件选型结构设计、设计书撰写，加工生产共八个步骤。首先是对结晶器台车的市场需求进行调研分析，发现由于国内结晶器的更新速度慢，对于结晶器台车设计的涉及少，因此具有很高的市场前景；其次是方案设计，在可能的情况下尽可能的选择多种设计方案并挑选出最优方案，设计草图；依照草图设计对方案进行计算与效验，对于不合理的设计需要返回到方案设计；在完成了方案设计、草图设计及计算后后选择合适的元件，画出液压原理图；根据画好的原理图对整个液压系统进行结构设计，包括阀块、液压站、油箱、液压缸以及其零件、还可以增加电控设计部分（具体设计思路及流程见图1.1）。元件选型计算与校验草图设计方案设计产品调研结构设计设计书撰写加工生产图1.1 产品的设计流程图1.3本文研究内容本文根据现有的钢筋弯曲机机型，并通过认真的市场实地调查，对电渣炉结晶器台车进行液压传动系统设计，使其能达到稳定，高效率的工作要求。具体设计内容如下： 一、方案设计，对电渣炉结晶器台车液压动作回路进行分析,提出方案，选择最佳方案。二、草图设计，将设计方案转移到图纸上，画出液压系统草图；三、计算与校验，根据草图以及给定的各个条件对液压系统进行计算并进行校验四、元件选型，由计算的结果选择合适的元件五、结构设计，对液压的系统、阀块以及液压站的结构进行改进。按技术、经济和社会指标不断完善，寻找所选方案中的缺陷和薄弱环节，对照各种要求和限制，反复改进。六、设计书的撰写，整理资料书写设计书。七、翻译与本设计相关英文文献一篇。东北大学毕业设计（论文） 第二章 结晶器台车液压系统的工作原理第二章 结晶器台车液压系统的工作原理 2.1液压系统工作原理在线压装机的构造由执行系统、电气控制机构及动力、液压系统组成。执行系统：主要是由两个相同的液压缸和两个相同的液压马达构成，两个相同的液压缸用以控制台车的左右运动以及旋转运动。两个相同的液压马达用来控制台车的前后运动。动力及液压系统：动力是选用山西电机厂 三相异步电动机，带动手动变量柱塞泵运转。液压系统是由各类液压阀、管路、液压油缸以及各式仪表组成。2.2结晶器台车系统功能的实现为了使结晶器台车按事先设计好的路线进行前后往复运动而不至于脱离，设计时前后采用了导轨机构，既保证了直线方向的准确度，也大大降低了噪声，有利于环保。其他方向（左右和旋转方向部分）采用液压缸推动，保证了运行的精度。2.3动力部分的功能特点容积节流调速用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，流量控制阀是泵的负载，使泵的供油量与需油量相适应。系统采用手动变量泵作为泵源，它可通过旋转调节螺杆，带动变量活塞沿轴向移动，同时带动变量头绕中心转动，改变倾斜角，达到变量目的。当达到所需流量时可使锁紧螺母紧固。主体部分由传动轴带动缸体旋转，使均匀分布在缸体上的七个柱塞绕传动轴中心线转动，通过中心弹簧将柱滑组件中的滑靴压在变量头（或斜盘）上。这样，柱塞随着缸体的旋转而作往复运动，完成吸油和压油动作。自吸性能较斜盘式泵噪声小、效率高，径向尺寸大。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。本系统主要是通过各个单独成立的较为简单的完整系统来协调工作的，这种较为简单的完整系统共分为三部分，以上有所说明，这里不在赘述。2.4系统其它辅助功能在液压站上设置了两个过滤器：高压过滤器、回油精过滤器，最大程度上保证了油液的清洁度，有利于延长泵、阀等元件的使用寿命，同时提高了整个系统的动作精度。由于系统阀块选择中位闭式阀块，系统中泵选择变量泵，可以优先选择斜盘式变量柱塞泵。由于齿轮泵的泄漏量大、效率低下；叶片泵的工作压力较小，不能满足该系统所要求的压力。故采用变量柱塞泵。由于斜盘式变量柱塞泵采用配油盘配油、缸体旋转的轴向柱塞泵。电动变量斜盘式轴向柱塞泵由于滑靴和变量头之间、配油盘和缸体之间采用了液压静力平衡结构，因而与其它类型的柱塞泵相比较，电动变量斜盘式轴向柱塞泵具有结构简单、体积小、效率高、寿命长、重量轻等优点，故采用斜盘式变量柱塞泵。由于选用的液压泵为斜盘式柱塞式变量泵，其进油口的真空度大，吸油能力差，若将过滤器置于泵进油口很可能产生泵无法吸油，液压泵干磨最终导致泵的损坏，因此对于过滤器的选择放弃了常用的网式吸油过滤器，选择了过滤器置于泵的出油口，详见后面章节的元件选取，用自制焊接钢架固定。根据泵的安装尺寸，选择电动机，泵与电机之间采用键连接，这种设计大大节省了液压站的空间；另外选取电机主要依据泵的功率和同步转速。精过滤器选择了回油过滤器，过滤完之后直接接油箱，大大减少了管路长度，减小了因管路带来的油液损失。2.5液压系统的选择液压系统由主换向阀在中位时液压泵的工作状态可以分为：1.中开式系统；2.中闭式系统。本结晶器台车的液压系统选用中闭式系统。由于中开式系统的主换向阀在中位时，换向阀使液压泵卸荷，液体低压返回油箱（所以，系统的主换向阀为M型、H型等中位机能）。这种系统一般采用定量泵为油源。换向阀在中位时，能量传递从基本为零的低值开始，换向后能量就上升，使压力液体进入执行器，去克服负载；换向阀在中间位置的时候，内泄漏极小。通常在能满足统一功能的情况下，中开式回路能耗较低。中开式系统多用于需间歇运动或支承负载而又不希望频繁启停原动机等工况类型。由于本设计中结晶器台车的工作时间较停止运行时间来说要短很多，故舍去中开式系统的设计思路，取而代之的是中闭式系统。该系统由于在中间位置时，换向阀所承受的系统压力很大，因此内泄漏量比中开式系统要大。通常在能满足同一功能的情况下，中闭式回路能耗较高，但如果增加中位卸荷措施（如图2.1），则可大大降低中闭时的能耗。图2.1 增加中位卸荷措施的中闭式回路电磁溢流阀是带遥控口的先导式溢流阀与二位二通电磁阀的组合。当执行元件停止运动时，二位二通电磁阀得电。溢流阀的遥控口通过电磁阀回油箱，主阀开启，泵输出的油液以很低的压力经溢流阀回油箱，实现泵卸荷。2.6执行机构的自锁保压与缓冲本结晶器台车液压系统执行机构按照执行元件不同可分为1.马达驱动带动台车运动；2.液压缸驱动台车运动；两种方式都需要考虑其自锁与保压功能。2.6.1用于驱动带动台车运动的马达保压缓冲以及自锁功能的实现由于马达存在泄漏问题，若要保证液压马达正常安全地停止运动就不能让马达进出口液压存在真空度问题，保证其压力一边为零时马达保压的关键问题。对于这个问题采用叠加单向阀，在回路存在真空度时就将油箱（回油口T口）的油吸入，降低其真空度，以达到保压目的。由于该液压系统选用带制动装置的液压马达，故只用选择双叠加阀来控制其内部压力，不让其过高。一旦马达一边压力过高，溢流阀自动打开进行卸荷，起到缓冲作用。该马达采用O型电磁阀块中位机能进行保压，当电磁阀处于中位时，压力油无法继续进入，从而达到自锁的目的。同时由于采用了保压功能，马达两边的压力都不会太大，这样也就保护了电磁阀块不会因为阀块的突然关闭而产生的冲击损坏。（如图2.2所示）图2.2驱动带动台车运动的马达部分保压与自锁功能图2.6.1用于台车调整位置的液压缸保压自锁与缓冲功能实现由于液压缸的泄漏量极小，故不考虑泄漏问题。采用叠加液控单向阀便可实现保压与自锁功能。当电磁阀处于中位时，叠加液控单向阀输入端压力降低至零，故液控单向阀锁死。从而使液压缸停止运动并可以保证液压缸停止后的压力不会减小，达到保压、自锁双重功能。在油口处增加了直动式减压阀，减小在电磁阀换向后产生冲击其。原理如下图所示（如图2.3）。图2.3 电磁铁动作顺序表2.7结晶器台车液压系统原理图综合上述的分析研究，设计出了系统液压原理图，如下：图2.4 电磁铁动作顺序表图2.5 结晶器台车液压系统原理图1空气滤清器 2高压过滤器 3液压泵 4三相异步电动机 5溢流阀 6回油过滤器 7液位液温计 8直动减压阀 9二位四通H型电磁换向阀 10型叠加液压阀 11叠加型双向单向节流阀 12液压缸 13径向球塞液压马达 14双向叠加式溢流阀 15叠加式溢流阀 16二位四通O型电磁换向阀 17压力表 18压力缓动器东北大学毕业设计（论文） 第三章 液压传动系统元件的计算与选型第三章 液压传动系统元件的计算与选型 该结晶器台车液压执行系统分为三个运动部分：1. 液压缸一推动台车最上部分作沿z轴的旋转运动，我们设该液压缸为液压缸X；2. 液压缸二推动台车中山部分作沿y轴的直线运动，我们设该液压缸为液压缸Y；3. 两个液压马达带动整个台车作沿x轴的直线运动，我们设该液压马达为液压马达Z： 3.1确定液压缸的系统参数本系统液压缸的运动十分简单，只是作定速的直线运动，由于液压缸在运动中存在保压自锁功能，故液压缸运动中只是在换向时有压力变化如下图所示：图3.1液压缸F-t图图3.2液压缸V-t图3.1.1液压缸载荷计算已知缸的运动速度，和台车各个部分的重量。需要计算并确定液压缸的缸径与杆径（1）作载荷Fg常见的工作载荷有作用于活塞杆轴线上的重力、切削力、挤压力等。这些作用力的方向如与活塞运动方向相同为负，相反为正。（2）导轨摩擦载荷Ff对于平导轨Ff（GFN） 式中G运动部件所受的重力（N）；FN外载荷作用于导轨上的正压力（N）；摩擦系数；导轨类型导轨材料运动状态摩擦因数(f)滑动导轨铸铁对铸铁启动时低速(v0.16m/s) 高速(v0.16m/s)0.150.20 0.10.12 0.050.08滚动导轨铸铁对滚柱(珠) 淬火钢导轨对滚柱(珠)0.0050.020.0030.006静压导轨铸铁0.005图3-3常见摩擦因数的取值（3）惯性载荷Fa式中 g重力加速度；g9.81m/s2；v速度变化量(m/s)；t起动或制动时间(s)。一般机械t0.10.5s，对轻载低速运动部件取小值，对重载高速部件取大值。行走机械一般取v/t0.51.5m/s2。以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷FW。起动加速时FWFgFfFa稳态运动时FWFgFf减速制动时FWFgFfFa除外载荷FW外，作用于活塞上的载荷F还包括液压缸密封处的摩擦阻力Fm，由于各种缸的密封材质和密封形成不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为F（1m）F式中 m液压缸的机械效率，一般取0.900.95。（1）对液压缸X的载荷计算液压缸X： 需推动其上部分50T重的物体，摩擦面为钢与黄铜的摩擦，行程200mm, 速度1m/min 1.由公式Ff（GFN）（式中G运动部件所受的重力（N）；FN外载荷作用于导轨上的正压力（N）；摩擦系数；）计算出液压缸X的摩擦力取Ffx =（GFN）=0.07*50*103 *9.81=3.43*104 N2由公式（式中 g重力加速度；g9.81m/s2；v速度变化量(m/s)；t起动或制动时间(s)。）计算出液压缸X的惯性负载=4.2*103N(t取值在0.10.5之间对轻载低速运动部件取小值，对重载高速部件取大值。此公式取0.2) 所以X缸的驱动力FWzFfFa=3.43*104 +4.2*103 =3.85*104 N（2）对液压缸Y的载荷计算液压缸Y： 需推动其上部分54T重的物体，摩擦面为钢与黄铜的摩擦，行程260mm,速度1m/min1.由公式Ff（GFN）（式中G运动部件所受的重力（N）；FN外载荷作用于导轨上的正压力（N）；摩擦系数；）计算出液压缸Y的摩擦力Ffy =（GFN）=0.07*54*103 *9.81=3.71*104 N2由公式（式中 g重力加速度；g9.81m/s2；v速度变化量(m/s)；t起动或制动时间(s)。）计算出液压缸Y的惯性负载=4.5*103N(t取值在0.10.5之间对轻载低速运动部件取小值，对重载高速部件取大值。此公式取0.2) 所以Y缸的驱动力FWyFfFa=3.71*104 +4.5*103 =4.16*104N 3.1.2预选执行器设计压力根据主机压力选择压力压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看出不经济；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很 高，必然要提高设备成本。一般来说，对于固定的尺寸不太受限的设备，压力可以选低一些，行走机械重载设备压力要选得高一些。具体选择可参考表（3-4）给出的值作为参考机械类型机 床小型工程机械工程机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPaa235881010162032表3-4 按机械类型选执行文件的工作压力该液压系统属于小型工程机械，选取压力14MPa3.1.3液压缸主要参数的确定计算液压缸尺寸由式(p1A1-p2A2)=F得到缸截面面积，从而得到直径大小。求出液压缸的杆径缸径后便可直接求出液压缸的最大流量与最大功率。(式中p2为背压，其取值范围如下图所示)系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短，且直接回油箱可忽略不计表3-5 执行元件背压力（1）液压缸X的缸径、杆径、最大及最小流量与功率的确定本结晶器台车属于冶金工业产品，故在缸型的选取上优先选择冶金液压缸，而冶金液压缸的往返速度比=2，即活塞杆直径d=0.7D（液压缸直径）。由Fm（1m）F式中 m液压缸的机械效率，一般取0.900.95。推导出(p1A1-p2A2)=F液压缸机械效率取=0.9 背压P2 =0.6MPa-224321X1281027.810)2/0.6 14(9.034300)2(cmmppFAcm=-=-=m液压缸直径：D=4A1=428=5.9cm即液压缸缸径D60mm即可。可取取标准直径：D80mm 、100mm 等1.若取D80mm，因为Ax1=2Ax2，所以d=D257mm则液压缸有效面积：Ax1=D2/4= 50.24mm2Ax2=/4 (D2-d2)= 25.12mm2故由(p1A1-p2A2)=F推导出P1=F/(A1z)+P2 /2=3.85*104 /（0.9*50.24*104 ）+0.3*106 =8.79*106 Pa即P1=8.79MPa回程 S有效 =Ax1 /2=25.12cm2 P1 = F/(A1z)+P2 /2=3.85*104 /（0.9*25.12. *104 ）+0.3*106 =17.7*106 Pa17.7MPa14MPa即大于初选定的工作压力，故D80mm不可取2.若取D=100mm因为Ax1=2Ax2，所以d=D270mm则液压缸有效面积：Ax1=D2/4= 78.5cm2Ax2=/4 (D2-d2)= 38.5cm2故由(p1A1-p2A2)=F推导出P1=F/(A1z)+P2 /2=3.85*104 /（0.9*78.5*104 ）+0.3*106 =5.74*106 Pa即P1=5.74MPa回程 S有效 =Ax1 /2=38.5cm2 P1 = F/(A1z)+P2 /2=3.85*104 /（0.9*38.5 *104 ）+0.3*106 =11.4*106 Pa 11.4MPa14MPa即大于初选定的工作压力，故D80mm不可取2.若取D=100mm因为Ax1=2Ax2，所以d=D270mm则液压缸有效面积：Ax1=D2/4= 78.5cm2Ax2=/4 (D2-d2)= 38.5cm2故由(p1A1-p2A2)=F推导出P1=F/(A1z)+P2 /2=4.16*104 /（0.9*78.5*104 ）+0.3*106 =5.89*106 Pa即P1=6.19MPa回程 S有效 =Ax1 /2=38.5cm2 P1 = F/(A1z)+P2 /2=4.16*104 /（0.9*38.5 *104 ）+0.3*106 =12.3*106 Pa12.3MPa14MPa即小于初选定的工作压力，故D100mm可取(1)液压缸去程：存在最大流量Q1=14D2V(V=1m/min)=3.14*(100*10-3)2 /(60*4)=131*10-6 m3 /s即流量 Q1 =7.86L/min去程存在最大功率PZmax =F*V=pAV=p*Q1=6.19*106 *131*10-6 =811W（2）液压缸回程：存在最小流量Q2=14d2V(V=1m/min)=3.14*(70*10-3)2 /(60*4)=64.1*10-6 m3 /s即流量 Q2 =3.85L/min回程程存在最大功率PZmin =F*V=pAV=p*Q1=12.3*106 *64.1*10-6 =788W 3.1.4活塞杆的强度校核由于系统对活塞往复运动的速度比有要求，所以根据 来确定活塞杆直径，然后校核活塞杆的强度，最后将尺寸圆整到标准值。GB2348-80规定了活塞杆直径系列，详细资料见液压工程手册。当活塞杆长度L10d时，应该按照强度条件校核活塞杆直径d公式 其中 F活塞杆推力 活塞杆材料的许用应力而本液压系统所选用的两个液压缸：1. 液压缸X行程为400mm杆径为70， L10d，不需要校荷。2. 液压缸Y行程为520mm杆径为70， L10d，不需要校荷。所以以上所选的活塞杆全部符合强度要求。 3.1.5验算液压缸尺寸当工作速度很低时，还须按最低速度要求验算液压缸尺寸式中 A液压缸有效工作面积(m2)； qmin系统最小稳定流量(m3/s)，在节流调速中取决于回路中所设调速阀或节流阀的最小稳定流量。容积调速中决定于变量泵的最小稳定流量。 vmin运动机构要求的最小工作速度(m/s)。由而两缸均为100mm缸径70mm杆径的液压缸，速度均为1m/min即而此种液压缸有效面积A=38.5mm2 ,符合要求3.2确定液压马达的系统参数与选型本液压系统的液压马达选择双同型号马达并联运行。已知车轮的直径D=700mm。3.2.1对液压马达Z的载荷与力矩计算液马达Z： 需推动其