轧机升降台液压系统设计

I摘 要轧钢生产在国民经济中所起的作用是十分显著的。钢铁工业生产中，除少量的钢用铸造或铸造方法制成零件外，炼钢厂生产的钢锭与连铸坯有 8590以上要经过轧钢车间轧成各种钢材，供应国民经济各部门。可见在现代钢铁企业中，作为使钢成材的轧钢生产，在整个国民经济中占据着异常重要的地位，对促进我国经济快速发展起十分重要的作用。轧机液压升降台是用于升降和输送轧件，本文主要对三辊轧机液压升降台液压系统设计，包括液压系统的拟定，齿轮齿条油缸的设计，液压站的设计。关键词：轧机液压升降台，齿轮齿条油缸，液压系统IIAbstractSteel rolling production plays a role in the national economy is very significant. The production of iron and steel industry, in addition to the casting or casting method with a small amount of parts made of steel, steel ingot and casting factory production of steel 85 90% more to go through the mill rolling into various steel products, supply of various sectors of the national economy. In modern iron and steel enterprise, as the steel plate rolling production, occupies a very important position in the whole national economy, to promote Chinas rapid economic development plays an important role in.Hydraulic lifting platform is used for lifting and conveying workpiece, this paper focuses on the design of the three rolling mill hydraulic system hydraulic lifting platform, including the design of hydraulic system, gear and rack cylinder, the design of hydraulic station.Keywords: hydraulic lifting platform, the gear rack cylinder, hydraulic systemIII目 录摘 要 .IAbstract.II第一章 绪论 .11.1 轧机的概述 .11.2 轧机液压升降台概述 .21.3 本论文研究的主要内容 .2第二章 轧机液压升降台整体方案的拟定 .32.1 设计思路 .32.2 拟定液压原理图 .32.3 动作分析 .4第三章 轧机液压系统的计算 .63.1 设计主要技术参数 .63.2 齿轮齿条液压缸的设计 .63.2.1 液齿轮齿条油缸的工作原理 .63.2.2 液压缸的效率 .63.2.3 液压缸缸径的计算 .73.2.4 活塞宽度 的确定 .7B3.2.5 缸体长度的确定 .83.2.6 缸筒壁厚的计算 .83.2.7 活塞杆强度和液压缸稳定性计算 .93.2.8 缸筒壁厚的验算 .113.2.9 缸筒的加工要求 .123.2.10 法兰设计 .133.2.11 (缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算 .143.2.12 密封件的选用 .16第四章 轧机升降台液压系统液压元件的选择 .184.1 油泵的选择 .184.1.1 油泵工作压力的确定 .184.1.2 油泵流量的确定 .184.1.3 油泵电机功率的确定 .184.2 控制阀的选择 .194.3 油管内径的确定 .19IV4.3.1 大泵吸油管内径计算 .194.3.2 小泵吸油管内径计算 .204.3.3 大泵压油管内径计算 .204.3.4 小泵压油管内径计算 .204.4 油箱容量计算和油箱散热面积的确定 .20第五章 压力系统性能的验算 .215.1 系统的压力损失验算 .215.1.1 局部压力损失计算 .215.1.2 沿程损失计算 .215.2 液压系统发热量的计算 .22第六章 液压站的设计 .236.1 液压油箱的设计 .246.2 液压泵组的结构设计 .26结论 .285.1 本论文取得的结果 .285.2 设计中存在的问题 .28致 谢 .29参考文献 .30XXX 大学本科毕业设计（说明书）1第一章 绪论1.1 轧机的概述最早的轧机出现在 14 世纪的欧洲，1480 年意大利人达芬奇(Leonardo da Vinci)曾设计出轧机的草图。1553 年法国人布律利埃(Brulier)轧制出金和银的板材，用以制造钱币。此后，西班牙、比利时和英国相继出现了轧机。1766 年英国有了顺列式的小型轧机，至 19 世纪中叶，第一台可逆式轧机在英国投产，并轧出了船用板材。1838 年建成了带活套(见活套轧制)的二列式线材轧机(见横列式轧机)。1848 年德国发明了万能轧机，1853 年美国开始应用三辊式型材轧机，并用蒸汽机传动升降台，实现了升降动作的机械化。接着美国又出现了三辊式劳特轧机(见厚板轧机) ， 1859 年建造了第一台连续式轧机，1862 年英国人贝德森(G Bedson)取得了平辊立辊交替配置的连续式线材轧机(见平立交替精轧机组)的专利。轧制型材的带立辊的万能轧机是 1872 年问世的，20 世纪初期建造了半连续式带钢轧机。20 世纪60 年代以来各类轧机在设计、研究和制造方面取得了很大进展，并朝着连续化、自动化、高速化和专业化的方向发展，相继出现了轧制速度高达每秒钟 130m 的各种类型的线材轧机、全连续式的冷、热带钢轧机、宽度为 5500mm 的厚板轧机和连续式 H 型钢轧机( 见 H 型钢)以及连续轧管机组等一系列先进设备，并在液压技术、电子计算机技术和各种测试仪表的应用以及轧制产品的实物质量和内部性能的控制等方面都有许多突破，使得轧机所用原料单重不断增大，产品的质量和产量不断提高，轧制的品种与规格日益增多。中国于 1871 年在福州船政局所属拉铁厂首先应用轧机，用以轧制厚度为 15mm 以下的钢板，6120mm 的方、圆钢。1890 年湖北汉冶萍公司汉阳铁厂装有宽为 2450mm 的用蒸汽机拖动的二辊中板轧机、横列式三机架二辊轨梁轧机以及 350mm/300mm 的小型轧机。随着钢铁工业的不断发展和科学技术的日益进步，中国已有用来生产钢板、钢管、型钢和线材的多种类型的现代化轧机。轧机的主要设备有工作机座和传动装置。工作机座由轧辊、轧辊轴承、机架、轨座、轧辊调整装置、轧辊平衡装置、导卫装置以及换辊装置等组成。此外还有无牌坊轧机。传动装置由电动机、减速机、齿轮机座和连接轴、接手等组成。齿轮机座的作用是将传动力矩分送到两个或两个以上受力的轧辊上。如采用直流电机躯动轧机，可不设减速装置。XXX 大学本科毕业设计（说明书）2轧机的附属设备主要是轧机前后的升降装置、移送装置、翻转装置以及工作辊道和延伸辊道等。1.2 轧机液压升降台概述轧机升降台的升降机构采用了液压传动。该升降台由齿轮齿条液压缸、重锤、升降台、轧辊等组成。齿轮齿条液压缸 1 通过齿轮轴直接驱动升降台 3 的升降机构，重锤 2 用来平衡机构，平衡装置在升降台处于中间位置时保持平衡状态，面升降台上升至上部位置时呈欠平衡状态，升降台处在下部位置时属于过平衡状态，这种平衡条件利于液压系统设计和合理利用率。1.3本论文研究的主要内容本人系统学习了液压系统和轧机升降台技术的知识，查阅了一些相关的文献资料，在此基础上，结合本人的设想和设计工作中需要解决的任务，主要进行了以下几项工作：(1) 拟定轧机液压升降台液压液压原理图。(2) 完成轧机液压升降台齿轮齿条油缸的设计。(3) 完成轧机液压升降台液压站的设计。（4）对液压系统进行校核设计XXX 大学本科毕业设计（说明书）3第二章 轧机液压升降台整体方案的拟定2.1 设计思路冶金工业中使用的三辊轧机前后都有升降台，用于升降和输送轧件。轧机升降台的升降机构采用了液压传动。该升降台由齿轮齿条液压缸、重锤、升降台、轧辊等组成。齿轮齿条液压缸 1 通过齿轮轴直接驱动升降台 3 的升降机构，重锤 2 用来平衡机构，平衡装置在升降台处于中间位置时保持平衡状态，面升降台上升至上部位置时呈欠平衡状态，升降台处在下部位置时属于过平衡状态，这种平衡条件利于液压系统设计和合理利用率。其结构示意图如图 1 所示2.2 拟定液压原理图系统的油源为两台同规格定量泵 1 和泵 2，一台为工作泵，一台为备用泵；两泵出口并联有起安全保护作用的先导式溢流阀 3 和阀 4，泵的出口设有防止油液倒灌的单向阀 5 和阀6。执行器为齿轮齿条式液压缸 14，升降台工作过程中，在平衡装置作用下，液压缸的工作压力是变化的，升降台下降或上升，都经过一个加速或减速过程，升降台再到达中间位置前加速，过了中间位置减速，对应于加速过程，液压缸的工作压力较低甚至负压；而减速过程，液压缸工作压力为正值，为溢流阀的设定压力；从液压系统回路效率、功率利用有理情况以及升降台对速度平稳性要求不高等条件考虑，系统采用单向调速阀 8 的旁路节流调速方式。XXX 大学本科毕业设计（说明书）4液压缸 14 的运动方向由 Y 型滑阀机能的三位四通电液换向阀 11 控制，并通过两个液控单向阀 12 和阀 13 实现锁定，以保证升降台再任意位置可靠停留，换向可靠；蓄能器 10 再系统中起蓄能补油与缓冲作用。压力继电器 9 为二位二通电磁换向阀 7 的法新装置。拟定原理图如图 2 所示2.3 动作分析（1）升降台上升（液压缸右行）电磁铁 1YA 通电使三位四通电液换向阀 11 切换至左位，液压泵 5 的压力油经单向阀 5、发 11 和液控单向阀 12 进入液压缸 14 左腔，同时反向导通XXX 大学本科毕业设计（说明书）5液控单向阀 13，液压缸右腔阀经阀 13，和阀 11 回油，液压缸右行带动升降台快速上升，蓄能器 10 可向液压缸补油，如出现负值负载（超越负载） ，邮箱可直接进行补油。升降台过了中间位置后，随着负载增加，当系统压力增值力继电器 9 的设定值时发信，电磁铁 3YA 通电，二位二通电磁换向阀 7 切换至下位，液压缸继续右行，此时系统处于高压，至升降台到达上端位置，行程开关发出信号，使电磁铁 1YA 断电，换向阀 11 复制中位，升降台锁定在上端位置。（2）升降台下降（液压缸左行）当电磁铁 2YA 通电时，换向阀 11 切换至右位，液压泵1 的压力油经单向阀 5、阀 11 和液控单向阀 13 进入液压缸 14 右腔，同时反向导通液控单向阀 12，液压缸左腔回油，液压缸带动升降台下降。升降台升降过程中的速度由单向调速阀8 的开度间接决定（即缸的速度与调速阀开度大小成反比） ，系统最高工作压力由溢流阀 3限定。（3）当所有电磁铁全部断电时，液压泵 5 输出的油液一部分经二位二通换向阀 7 和调速阀排回油箱，另一部分挤入蓄能器，系统处于低压状态，液压缸两腔闭锁，从而升降台停留在任意位置。（4）技术特点 1）升降台的整体重量轻，功率利用合理。 2）与常用的偏心轮式机械驱动升降台比较，结构简单，操作方便，运行可靠，造价低廉，液压元件更容易、方便，并有利于缩短维修时间。 3）为了提高液压系统乃至升降台的可靠性，油源采用了冗余结构（双泵中，一台工作，一台备用） 。 4）液压系统采用旁路节流调速方式，液压泵的共有压力跟随负载变化，有利于节能。系统采用了蓄能器，有利于向液压缸补油和缓冲。 5）液压系统采用液压站结构形式并安置在平台上，通过油管与工作机构连接，大大改善了工作环境，便于使用、维护、管理。 6）齿轮齿条液压缸采用开沟槽缓冲装置，工作台工作平稳、无冲击，避免了机械升降机构由于冲击而造成的较高的故障率，提高了生产效率；缸的两端没有可调定位机构，能方便地调节液压缸形成，确定升降台的摆动幅度，从而方便地调整升降台的上下极限位置。XXX 大学本科毕业设计（说明书）6第三章 轧机液压系统的计算3.1 设计主要技术参数主要技术参数：压力 7MPa；流量 150L/Min；所需驱动电机功率 30kW；升降重量18t；升降高度 488mm,升降一次时间 1.96s。3.2 齿轮齿条液压缸的设计3.2.1 液齿轮齿条油缸的工作原理齿轮齿条摆动液压缸(即旋转液压缸)的原理是将液压缸的往复运动通过齿条带动齿轮,转化成齿轮轴的正反向摆动旋转,同时将往复缸的推力转化。其主要是由齿轮，齿形活塞杆，齿轮齿条箱体和两个当作用缸套组成。3.2.2 液压缸的效率油缸的效率 由以下三种效率组成：A.机械效率 ，由各运动件摩擦损失所造成，在额定压力下，通常可取 =0.9m mB.容器效率 ，由各密封件泄露所造成，通常容积效率 为：v v装弹性体密封圈时 1v装活塞环时 0.98C.作用力效率 ，由出油口背压所产生的反作用力而造成。d一般取 =0.9所以 =0.9 =1 =0.9mvd总效率为 。0.8dXXX 大学本科毕业设计（说明书）73.2.3 液压缸缸径的计算内径 D 可按下列公式初步计算：液压缸的负载为推力式（3-1 ）36 60144150149.30.7.82F mP 式中 液压缸实际使用推力 15000（N） ；01液压缸的负载效率，一般取 0.507；液压缸的总效率，一般取 =0709；计算 =0.8；液压缸的供油压力，一般为系统压力（MPa）p本次设计中液压缸已知系统压力 =7MPa；p根据式（3-1 ）得到内径： =49.3mmD查缸筒内径系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取为 50mm。活塞杆外径 ：d齿轮齿条油缸的正转和反转的速度一样，这里我们选取最大的活塞杆的直径以满足强度的要求。表 3-1 活塞杆直径系列活塞杆直径系列/mm(GB/T 2348-1993)4、5、6、8、10、12、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360所以取 d=45mm3.2.4 活塞宽度 的确定B活塞的宽度 一般取 =（0.6-1.0） D即 =（0.6-1.0）50=（30-50）mm取 =35mmBXXX 大学本科毕业设计（说明书）83.2.5 缸体长度的确定液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程与活塞宽度的和。缸体外部尺寸还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体的长度不应大于缸体内径 的 20-30 倍。D即：缸体内部长度 233mm3.2.6 缸筒壁厚的计算在中、低压系统中，液压缸的壁厚基本上由结构和工艺上的要求确定，壁厚通常都能满足强度要求，一般不需要计算。但是，当液压缸的工作压力较高和缸筒内径较大时，必须进行强度校核。当 时，称为薄壁缸筒，按材料力学薄壁圆筒公式计算，计算公式为0.8D式（3-2） max2pD式中， 缸筒内最高压力；maxp缸筒材料的许用压力。 = , 为材料的抗拉强度，n 为安全系数，/b当 时，一般取 。0.8D5n当 时,按式（3-3）计算.3(该设计采用无缝钢管 ) 式（3-3）maxa2.3pD根据缸径查手册预取 =30此时 300.8.17.2D最高允许压力一般是额定压力的 1.5 倍，根据给定参数 ，所以：7PMa=7 1.5=10.5MPmaxP=100110 M（无缝钢管） ，取 =100 a，其壁厚按公式（3-3）计算为XXX 大学本科毕业设计（说明书）9maxa10.55.62.323-8pDm满足要求，就取壁厚为 6mm。3.2.7 活塞杆强度和液压缸稳定性计算A.活塞杆强度计算活塞杆的直径 按下式进行校核d4Fd式中， 为活塞杆上的作用力；F为活塞杆材料的许用应力， = ,n 一般取 1.40。/bn36415045283.98/.4dmm满足要求B.液压缸稳定性计算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力 F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载 kF，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。 k的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。若活塞杆的长径比 且杆件承受压负/10ld载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依下式进行 knF式中， kn为安全系数，一般取 kn=24。a.当活塞杆的细长比 时/lrmi2kiEJFlb.当活塞杆的细长比 时/klriXXX 大学本科毕业设计（说明书）1021()kkfAFalir式中， l为安装长度，其值与安装方式有关，见表 1； k为活塞杆横截面最小回转半径，AJrk/； 为柔性系数，其值见表 3-2； 为由液压缸支撑方式决定的末端系数，其值mi见表 1； E为活塞杆材料的弹性模量，对钢取 21/06.2mNE；为活塞杆横截面惯性矩；为活塞杆横截面积； f为由材料强度决定的实验值， 为系数，具体数值见表 3-3。表 3-2 液压缸支承方式和末端系数 的值i支承方式 支承说明末端系数i一端自由一端固定 1/4两端铰接 1一端铰接一端固定 2两端固定 4表 3-3 f、 、 的值m材料 28/10Nf铸铁 5.6 1/1600 80锻铁 2.5 1/9000 110钢 4.9 1/5000 85c.当 时 ,缸已经足够稳定，不需要进行校核。20lkXXX 大学本科毕业设计（说明书）11此设计安装方式中间固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。3.2.8 缸筒壁厚的验算下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算： A 液压缸的额定压力 值应低于一定的极限值，保证工作安全：np式（3-4）21()0.35snD(MPa根据式（3-4 ）得到： 2235(0.45). 8.1()np pa显然，额定油压 = =7MP，满足条件；nB 为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力 值应与塑性变形压力有一np定的比例范围：式（3-5）(0.35.42)nplp式（3-6）1.logplsD先根据式（3-6）得到：=41.2112.3logpls()MPa再将得到结果带入（3-5）得到： 1(0.5.4).215.471.6npMa Pa显然，满足条件；C 耐压试验压力 ，是液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定的时间内，液压TP缸在此压力 下，全部零件不得有破坏或永久变形等异常现象。T各国规范多数规定: 当额定压力 时16npMPaXXX 大学本科毕业设计（说明书）12（MPa）1.5TnpD 为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力 应大于耐压试验压力 ：ETp(MPa） 式（3-7）12.3logEbDp因为查表已知 =596MPa，根据式（3-7）得到：b89.72EPMa至于耐压试验压力应为： 1.50.T因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。以上所用公式中各量的意义解释如下：式中: 缸筒内径（ ） ；Dm缸筒外径（ ） ；1液压缸的额定压力（ ）npMPa液压缸发生完全塑形变形的压力（ ） ；l a液压缸耐压试验压力（ ） ；T缸筒发生爆破时压力（ ） ；EpP缸筒材料抗拉强度（ ） ；bMa缸筒材料的屈服强度（ ；s缸筒材料的弹性模量（ ） ；EP缸筒材料的泊桑系数钢材： =0.33.2.9 缸筒的加工要求缸筒内径 采用 H7 级配合，表面粗糙度 为 0.16，需要进行研磨；DaRXXX 大学本科毕业设计（说明书）13热处理：调制，HB 240；缸筒内径 的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半；D刚通直线度不大于 0.03mm；油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺；在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。3.2.10 法兰设计液压缸的端盖形式有很多，较为常见的是法兰式端盖。本次设计选择法兰式端盖（缸筒端部）法兰厚度根据下式进行计算：式（3-8 ）04(-) cpFDdh式中， -法兰厚度（m） ；密封环内经 d=40mm（m） ；d密封环外径（m ） ； =50mmHHd系统工作压力（pa） ； =7MPapp附加密封力（Pa） ； 值取其材料屈服点 353MPa；qq螺钉孔分布圆直径（m） ； =55mm0D0D密封环平均直径（m） ； =45mmcpdcpd法兰材料的许用应力（Pa） ； = /n=353/5=70.6MPas法兰受力总合力（ m）F22()98.564HFdpdqKNXXX 大学本科毕业设计（说明书）14所以 =13.2mm04(-) cpFDdh36489.5610(.-27)为了安全取 =14mm3.2.11 (缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算连接图如下：图 3-1 缸体端部法兰用螺栓连接1-前端盖；2- 缸筒螺栓强度根据下式计算：螺纹处的拉应力:(MPa) 式（3-9）6max2104kFdZ螺纹处的剪应力(MPa) 式（3-10）61max03.2kd合成应力(MPa) 式（3-11）2n式中, 液压缸的最大负载， =A ，单杆时 ，双杆是maxFmaxFaxp2/4AD2()/4ADdXXX 大学本科毕业设计（说明书）15螺纹预紧系数，不变载荷 =1.251.5，变载荷 =2.54；kkk液压缸内径；D缸体螺纹外径；0d螺纹内经；1螺纹内摩擦因数，一般取 =0.12;变载荷取 =2.54；k1k1k材料许用应力， , 为材料的屈服极限， n 为安全系数，一般取/snsn=1.21.5；Z螺栓个数。最大推力为： 41.50FApXN使用 4 个螺栓紧固缸盖，即： =4Z螺纹外径和底径的选择：=10mm =8mm0d1d系数选择：选取 =1.3 =0.12K根据式（3-9 ）得到螺纹处的拉应力为：=6max2104kFdZ462.31501209.38MPa根据式（3-10）得到螺纹处的剪应力为： 4630.2.510.298.48Pa根据式（3-11）得到合成应力为：= =367.6MPan2由以上运算结果知，应选择螺栓等级为 12.9 级；查表的得：抗拉强度极限 =1220MP;屈服极限强度 =1100MP；b s不妨取安全系数 n=2XXX 大学本科毕业设计（说明书）16可以得到许用应力值： = /n=1100/2=550MPs证明选用螺栓等级合适。3.2.12 密封件的选用A.对密封件的要求在液压元件中，液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊液压缸，如摆动液压缸等。液压缸不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度的适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装拆，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。密封件一般以断面形状分类，有 O 形、Y 形、U 形、V 形和 Yx 形等。除 O 形外，其他都属于唇形密封件。B. O 形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是 O 形密封圈。C.动密封部位密封圈的选用由于 O 型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用 O 形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。活塞环是具有弹性的金属密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。V 形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。U 形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于 10MPa 时使用，对压力高的液压缸不适用。比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属 Yx型密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈 ，分轴用和孔用两种。XXX 大学本科毕业设计（说明书）17综上，所以本设计选用 Yx 型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，无爬行现象；b.具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；c.安装沟槽简单，拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下：图 3-2 密封方式图XXX 大学本科毕业设计（说明书）18第四章 轧机升降台液压系统液压元件的选择4.1 油泵的选择4.1.1 油泵工作压力的确定油泵工作压力为： =P+P 式（4-1）B由于在轧机液压系统中,压力所经过的阀的数量不多多,故压力损失P 不大,参照表 1-10 选取P=0.1MP 。注射油缸最大工作压力 P 可根据表 3-1 取为 7.1MP 于是油缸工作压力即为：=7+0.1=7.1MPA B所选油泵的额定工作压力应为： =1.25 =1.257.1=8.875MPA p额 B4.1.2 油泵流量的确定油泵流量为： K（Q） =1.1150=165L/min （4-2）Bmax选用的油泵为 YYB-BC165/48B 双联叶片油泵4.1.3 油泵电机功率的确定KW178.0651706PQ66N选用的电机为 Y2-132S 电机XXX 大学本科毕业设计（说明书）194.2 控制阀的选择根据本系统的工作压力和通过该阀的最大流量分别选择各种阀。轧机液压升降台选用的标准原件列于表 4-1 中。表 4-1 轧机液压升降台液压系统控制阀代号 原件名称 型号额定流量（L/min）工作压力范围（MP）1 3/4溢流阀 YF-B20B 100 0.572 1 溢流阀4/ YF-B32B 250 0.573 1/4二位二通电磁阀 24D0-B8C-T 22 144 3/4单向阀 DF-B20K 100 355 1 三位四通电液阀/ 34DY0-B32H-T 190 216 1 单向节流阀 LDF-B32C 190 217 液控单向阀 AF3-Ea20B 190 214.3 油管内径的确定4.3.1 大泵吸油管内径计算油管内径可按式 4.4 计算 （4-3）允V6.4Qd已知大泵流量为 165 L/min，吸油管允许流速 V 为 0.51.5m/s,取 V =0.85 m/s,则: 允 允m6485.014d实际选取内径为 50 毫米的 2有缝钢管。XXX 大学本科毕业设计（说明书）204.3.2 小泵吸油管内径计算已知小泵流量为 48 L/min，取吸油管允许流速为 V =1.5m/s，则：允md265.148实际选取内径为 32mm 的 有缝钢管。4.3.3 大泵压油管内径计算取压油管允许流速为 V =1.5m/s，则：允m8.275.416d实际选取内径为 32mm 的 有缝钢管。4.3.4 小泵压油管内径计算md15.486实际选取内径为 20mm 的 有缝钢管。34.4 油箱容量计算和油箱散热面积的确定油箱容量可按中压系统计算即： V=(56)Q=5165=825 L XXX 大学本科毕业设计（说明书）21第五章 压力系统性能的验算5.1 系统的压力损失验算5.1.1 局部压力损失计算局部压力损失主要是流经各控制阀的压力损失叠加。即：（5-1）inini QP2i11）（ 额额局 表 5.1 注射阶段系统的压力损失计算代号 Q(L/min) Q (L/min)额 (MP)额P (MP)P64716543.61501901001900.10.10.40.050.020.34其中 可由表 5-1 查取。由于阀 V 与阀 V 并联，而 ，所以仅取 计额P11010P10P算即可。于是： =0.05+0.34+0.02=0.41MPA 局P5.1.2 沿程损失计算 进油管长 1.5m 通过流量 Q=150 L/min=2.5 。选用 20 号机油，机器正常运转sm/103后油的运动粘度 ，油的重度 =9000N/m 。管子内径sscm/7.2/.025 3d=32mm。则：管内流速： V= （5-2 ）s/3.)02.(14.3d41Q32 雷诺数： R （5-3）87.V5eXXX 大学本科毕业设计（说明书）22故为紊流。沿程损失 可按下式计算：沿P= （5-4）沿P MP069.81.9230.5638214.gVd1R364.0.25e 总的压力损失.MP74.69.140沿局总故能满足要求。5.2 液压系统发热量的计算液压系统产生的热量，主要包括油泵（或油马达）的功率损失所产生的热量 、溢流1H阀的溢流损失所产生的热量 以及液流通过各控制阀及管道的压力损失等所产生的热量2H。一般只粗略计算前两项所产生的热量。3H液压系统发热量计算如表 5.2 所示。由表 5-2 可知，注射机在整个动作循环中，系统的发热量是变化的，一般按平均发热量来计算。即： （5-5）niiitH1均经计算复合要求XXX 大学本科毕业设计（说明书）23第六章 液压站的设计液压站是由液压油箱、液压泵装置及液压控制装置三大部分组成。液压油箱装有空气滤清器、滤油器、液面指示器和清洗孔等。液压泵装置包括不同类型的液压泵、驱动电机及其它们之间的联轴器等。液压控制装置是指组成液压系统的各阀类元件及其联接体。机床液压站的结构型式有分散式和集中式两种类型。1集中式，这种型式将机床液压系统的供油装置、控制调节装置独立于机床之外，单独设置一个液压站。这种结构的优点是安装维修方便，液压装置的振动、发热都与机床隔开，缺点是液压站增加了占地面积。2分散式，这种型式将机床液压系统的供油装置、控制调节装置分散在机床的各处。例如，利用机床床身或底座作为液压油箱存放液压油。把控制调节装置放在便于操作的地方。这种结构的优点是结构紧凑，泄漏油易回收，节省占地面积，但安装维修不方便。同时供油装置的振动、液压油的发热都将对机床的工作精度产生不良影响，故较少采用，一般非标设备不推荐使用。液压站的结构布置，液压站上各部件、元件的布置要均匀，便于装配、调试、使用与维护，适当注意外形整齐和美观；液压控制装置在液压油箱上的安放位置应便于压力阀、流量阀的调节，应便于电磁阀的手动调整和装拆，应便于压力表与压力表开关的观察和调整。在液压站结构总成设计中还应特别注意污染控制、泄漏控制、液压冲击控制、振动与噪声控制等。液压动力源（即液压泵组）是多种元、附件组合而成的整体，是为一个或几个系统存放一定清洁度的工作介质，并输出一定压力、流量的液体动力，兼作整体式液压站安放液压控制装置基座的整体装置。液压动力源一般由液压泵组、油箱组件、控温组件、过滤组件和蓄能器组件等 5 个相对独立的部分组成。液压动力源装置按液压泵组布置方式的分为：上置式液压动力源、非上置式液压动力源、柜式液压动力源。上置式液压动力源，泵组布置在油箱之上的上置式液压动力源，当电动机卧式安装，液压泵置于油箱之上时，称为卧式液压动力源。当电动机立式安装，液压泵置于油箱之内时，称为立式液压动力源。上置式液压动力源占地面积小，结构紧凑，液压泵置于油箱内的立式安装动力源，噪声低且便于收集漏油。这种结构在中、小功率液压站被广泛使用。当采用卧式动力源时，由于液压泵置于油箱之上，必须注意各类液压泵的吸油高度，以防止液压泵进油口处产生过大的真空度，造成吸空或气穴现象。叶片泵的吸油高度500mm.XXX 大学本科毕业设计（说明书）246.1 液压油箱的设计1油箱的作用：存储液压油液、散发油液热量、逸出空气、沉淀杂质、分离水分和安装元件。2油箱通常可分为整体式油箱、两用油箱和独立油箱三类。整体式油箱是指在液压系统或机器的构件内形成的油箱。两用油箱是指液压油与机器中的其他目的用油的公用油箱。3油箱的容量油箱的总容量包括油液容量和空气容量。油液容量是指油箱中油液最多时，即液面在液位计的上刻线时的油液体积。在最高液面以上要留出等于油液容量的 1015的空气容量，以便形成油液的自由表面，容纳热膨胀和泡沫，促进