中厚板液压压下控制系统设计.doc

辽宁科技大学本科生毕业设计 第49页1 绪论1.1 引言中厚板是冶金产品中的重要产品之一，它的生产水平和产品质量代表了一个国家钢铁工业的发展水平，进几十年世界工业发达国家和我国的中厚板生产装备与技术都有了很大的进步，板厚控制技术及其理论的发展经历了由粗到细、由低到高的发展过程。20世纪30年代以前，近代轧制理论处于孕育萌生期。20世纪3060年代，是轧机的常规自动调整阶段。该阶段中轧制理的发展和完善为板带轧机的厚度控制奠定了基础。同时随着自动调节理论和技术的发展，并逐步应用于轧制过程，使轧机的控制步入了常规模拟式调节的自动控制阶段。20世纪6080年代，进入计算机控制阶段； 60年代中期出现了热连轧机发展的鼎盛时期； 60年代后期，逐步过渡到以计算机设定和微机进行DDC过程控制阶段，并将这种控制方式大量应用于冷连轧机； 70年代起，液压厚控技术的应用使板厚控制技术发生了重大变革。20世纪80年代到现在，板厚控制向着大型化、高速化、连续化的方向发展，成为板厚技术发展的新阶段。这一阶段已将板厚控制的全过程溶入计算机网络控制的自动化级和基础自动化级。1.2 液压压下系统的发展背景及优势当今世界钢铁工业发展导致钢材市场竞争愈演愈烈，激烈的竞争无疑会驱使世界各大钢铁生产厂家努力提高生产技术从而提高产品质量。钢铁生产厂家连续化，自动化作业的迅猛发展，除要求中厚板的性能均匀以外，还要求钢材具有很高的尺寸精度。然而，随着国民经济的高速发展，科学技术的不断进步，机械制造、造船和锅炉用板对中厚板材的质量提出了更高的要求。随着提倡节约型社会和提高企业工作效率的呼声不断提高，对中厚板的板厚和板型控制和生产设备也有了很高的要求。在中厚板所有的尺寸精度指标中，厚度精度是衡量中厚板的最重要的质量指标之一，己成为国内外冶金行业普遍关注的一个焦点。自动板厚控制（automatic gauge control简称AGC），是近几年来运用液压技术，控制工作辊的抬起高度来控制辊缝的高度，从而控制轧制出的板材的厚度。它将机械式的电动压下改为长行程的液压压下，将C形钩换辊改为液压小车换辊，并对自动控制系统进行全面的升级改造。与以前机械式的压下系统比主要有以下几个方面的优点：1功率体积比大。减小了机械设备的体积，有助于工作车间的优化设计。2采用液压传动控制能在较大范围内实现无级调速。机械式电动压下变速比较困难而且在低速状态下工作不是很稳定，而液压压下恰好能克服这些困难。3液压压下系统易于实现自动化。液压系统对流量、方向、压力的控制有多种操作方式，尤其在电子技术和机械加工技术的成熟条件下，液压系统式PLC等计算机控制的典型对象，很容易实现开关控制，顺序控制以及比例，伺服控制。4液压压下工作平稳，易于实现过载保护。5液压压下系统抗负载的刚度大，即输出位移受外负载的影响小，控制精度高。这一点是电气和气动控制所不能比拟的。因此，AGC成为控制板厚的重要方法，其目的是提高中厚板的表面精度，从而生产出合格产品。目前，AGC已成为现代化中厚板生产中不可缺少的组成部分。近年来国内外在中板厚控制技术方面取得了许多新的进展，大大提高了板带材几何尺寸精度。伴随着轧制产品尺寸精度的提高，经济效益也会大幅度上升。因此，通过对轧制过程控制计算机的高精度设定和基础自动化的AGC控制系统的改进，厚度精度已经达到了很高的水平。1.3 近年来压下系统在国内外发展状况近年来，国内外在中厚板板厚控制技术方面取得了许多新的进展，大大提高了中厚板的几何尺寸精度，和压下系统的稳定性。为满足船舶制造、锅炉生产、重工业等各领域的需要，生产出更高精度的中厚板产品，占领钢铁市场，各国相继投入了大量的人力、物力，开发研制了多种现代化大型轧机。具有代表性的有日本日立公司研制的工作辊可轴向移动的HC轧机，德国西马克公司研制的连续可变凸度CVC轧机，中间辊即可弯曲又可移动的UC轧机，日本三菱公司研制的成对轧辊交叉式的PC轧机，德国曼内斯曼一德马科公司的UPC轧机等。这些轧机配以现代化控制手段，可实现多功能精密轧制，生产出微米级厚度精度的板带材产品。尤其是近20年来，发达国家工业结构变化和发展中国家国民经济增长对热轧钢板质量、品种和数量提出了新的要求，为轧制过程的控制进一步增加了难度，用传统方法己经很难进一步提高控制水平了。因此，一些国家开始全面、有计划的开发智能控制如模糊控制技术、神经网络技术等以适应更高精度的要求。日本、美国、德国、法国等，在烧结、炼钢、连铸及轧钢等钢铁生产领域己获得了成功应用。尤其是日本，在这方面投入了很大力量，并获得了许多成果。例如，日本神户钢铁公司加古川厂五机架冷轧机的神经模糊板形控制系统、日本日立公司森吉米尔轧机的神经模糊板形控制系统等等。我国在高精度轧制技术方面也作了大量的研究开发工作。新中国成立后为实现工业化，从国外引进了大型冶金设备和技术，我国技术人员经过多年的学习与研究，在此基础上结合我国的实际情况，自行开发出一些有关提高产品精度的基础理论和实用的先进工艺及装备，其中有些技术已达到或超过国外的先进水平。并且我国将智能控制技术在轧机中也得到了一定的应用，象鞍钢热轧厂1780的液压压下系统的开发研究、济钢热轧厂1580的液压压下系统运用等这些国内外的例子均说明液压压下系统具有极好的前景。但总体来说，我国自行研制的液压压下系统，技术含量不高，工作也尚不稳定，工作时经常会出现一些技术问题。生产出的产品竞争力不强，每年需要进口大量的高精度中厚板产品，许多轧机的生产状况，也不能令人满意，厚度精度急待提高，许多理论问题以及所采用的先进技术，也待进一步消化研究。在液压压下系统的设计方面，尽管已经比较完善，但仍存在一些通常被人们所忽略的因素。因此，为了更好地实现控制，实现更好的自动化，提高中厚板的质量，液压压下系统还有待于对它进一步补充完善。1.4 研究本课题的意义及内容中厚板的自动板厚控制技术在我国运用已经多年，但由于轧机的压下控制技术综合了众多学科领域的知识，在实际的应用生产上，仍存在着诸多的问题。国内在板厚控制系统的软件开发、检测仪器仪表、液压伺服系统元件的机械加工水平、精度上仍然存在差距。即使从国外引进的AGC系统，在实际运用中也不能使自动控制系统能够完全发挥作用。同时，由于伺服系统工作的条件十分苛刻，对工作油液和材料的要求非常高，再加上伺服技术在我国不是十分成熟。所以现场工作的液压压下系统仍然存在众多问题，而此一系列的问题最终就反应再中厚板的性能和表面几何尺寸上。本论文的主要任务是以现场实际运用的液压压下系统作为本论文的研究对象，设计比较完善的液压AGC系统结构模型，并探讨适合于液压AGC系统的伺服控制方法，具体内容如下。1熟悉了解液压AGC系统的工作机理，在此基础上建立针对目前存在的如压下系统工作的不稳定，压下系统的伺服控制等问题，设计更加完善的AGC系统，如在设计的系统中出现不稳定现象可将进行PID调节或者加动压反馈，最终使系统性能满足设计要求。2将所设计的压下系统进行仿真，并与设计要求比较，验证此设计的正确性与合理性。3根据系统的实际性能指标，选择各种动力元件，执行元件和辅助元件的类型参数。通过计算确定所设计的AGC的控制精度，工作频宽和响应性。4对所设计的AGC系统进行仿真，并与现场的压下系统进行比较。5对阀站进行设计，需要考虑阀块设计是否满足加工的要求。2 液压压下系统的设计计算2.1 中厚板板厚控制系统的简介板厚控制技术及其理论的发展经历了由粗到细、由低到高的发展过程。20世纪30年代以前，近代轧制理论处于孕育萌生期。20世纪3060年代，是轧机的常规自动调整阶段。该阶段中轧制理论的发展和完善为板带轧机的厚度控制奠定了基础。同时随着自动调节理论和技术的发展，并逐步应用于轧制过程，使轧机的控制步入了常规模拟式调节的自动控制阶段。20世纪6080年代，进入计算机控制阶段； 60年代中期出现了热连轧机发展的鼎盛时期； 60年代后期，逐步过渡到以计算机设定和微机进行DDC过程控制阶段，并将这种控制方式大量应用于冷连轧机； 70年代起，液压厚控技术的应用使板厚控制技术发生了重大变革。20世纪80年代到现在，板厚控制向着大型化、高速化、连续化的方向发展，成为板厚技术发展的新阶段。这一阶段已将板厚控制的全过程溶入计算机网络控制的自动化级和基础自动化级。2.1.1 中厚板板厚控制系统的结构中厚板板厚控制系统的结构图如图2.1所示。图2.1中厚板板厚控制系统的结构图中厚板板厚控制系统的控制原理图，如图2.2所示。图2.2 中厚板板厚控制系统的控制原理图2.1.2 中厚板板厚控制系统的控制功能中厚板轧机的液压AGC具有以下功能。（1）液压缸控制对液压缸的控制有压力控制、位置控制和导引（差位）控制。（2）厚度控制厚度控制有绝对AGC、相对（锁定）AGC、自动辊缝设定（AGS）和厚度误差修正。（3）对轧机的各种补偿对轧机的补偿有轧辊偏心补偿、油膜轴承油膜厚度的补偿、轧辊热膨胀补偿和轧辊磨损补偿。（4）自动轧机校准液压AGC系统在轧机的状态（即各零部件）一定时，可进行轧机自动校准，即可以自动测出该状态下轧机的弹性曲线（轧机刚度K），并可储存。一般来说，当轧机状态发生变化时，如更换轧辊、压下缸或压下螺丝等，就要对轧机进行自动校准。也可以随时进行校准。（5）自动轧机调零带有液压AGC的轧机，轧机调零在上、下工作辊接触以后由液压缸完成。预压靠的预压力p0在已测出的轧机弹性曲线上选定（见图2.l），p0大于弹性曲线上非线性段的轧制力即可，这要求轧制钢板时的轧制力必须大于p0。当预压靠的预压力达到p0时，液压缸则停止动作。此时，辊缝仪读数定为零，液压缸的位置即为液压缸的位置基准。另外，液压AGC的功能还有平面形状控制，安全保护等。2.1.3 液压AGC的设备组成液压AGC技术是将机械、液压、自动控制以及轧制工艺等专业紧密联系在一起的综合先进技术。它的主要设备由一套以计算机、检测元件为主的控制装置和以一套液压系统、两个液压缸（每侧一个）为主的执行机构组成。检测元件主要有：一个测厚仪、两个测压仪（每侧一个）以及安装在液压缸上的四个位置传感器（每个液压缸两个）和两个压力传感器（每个液压缸一个）。液压系统为伺服控制系统。2.2 中厚板板厚控制系统的设计参数和设计要求参数和设计要求：上辊系运动部分的总质量 72600kg最大轧制力 35000kN压下行程 200mm压下速度 2.5mm/s回程速度 20mm/s频宽（-3dB） 1030HZ位置精度 100相位裕度 幅值裕度2.3 设计方案选择本系统是生产中厚板的核心技术它的性能直接影响中厚板的质量，因此在设计时必须要求系统有足够的稳定性、有较快的响应性和良好的准确性。中和液压传动系统、液压比例系统和液压伺服系统的优缺点，本系统选择伺服控制系统。2.4 中厚板板厚控制系统的液压原理图设计中厚板板厚控制系统的液压原理图（如图2.3）图2.3 系统的液压原理图2.5 中厚板板厚控制系统执行元件的设计计算2.5.1 静态设计按负载匹配确定液压动力元件的参数，包括选择系统的供油压力ps，设计执行元件的有效面积AP1，伺服阀的规格（最大空载流量qom及额定流量qn）等。（1）选取供油压力ps由于中厚板压下系统的轧制力大，导致系统的压力太大，为保证系统能够稳定的工作，故选ps=30MPa，增大供油压力在推动同等力的情况下可以减小液压缸的体积和质量，而且选择高压系统可以提高系统的固有频率，增加系统的稳定性，而且可以优化厂房的配置。但加大了供油压力会加大系统的泄漏，降低了系统的功率，这要求密封元件有足够的密封性能。综合利弊该系统选择高压较为合理。（2）进行动力分析并绘制负载轨迹图本系统是压下系统摩擦力和弹性力很小，一般只考虑重力Fm惯性力Fa和负载力F。总运动质量Mt为Mt=72600kg重力Fm为N最大压下加速度为amax为 （2.1）由公式（2.1）可得m/s2惯性力力按最大工作加速度计算 （2.2）由公式（2.2）可得N最大负载力F为F=35000000N系统在所有负载力都存在，且加速度最大时总负载力FLmax为FLmax= Fm + Fa + F=711480+35000000+22796.4=35734276.4N综上分析课绘出各力及合力的轨迹图（负载力与压下速度的关系曲线）如图2.4。图2.4各力及合力的轨迹图最大功率点的负载力和最大速度为FLmax =35734276.4Nvmax=2.5mm/s（3）计算液压缸的主要结构参数由于一个压下辊由两个液压缸拖动，因此每个液压缸的受力为，即N中厚板的压下缸为单杆液压缸，而且液压缸直接拖动负载，负载压力pL=2/3pS，则液压缸的无杆腔面积为AP1为 （2.3）由公式（2.3）可得m2确定液压缸的活塞直径及活塞杆直径活塞直径D为m圆整后 D=1.1m圆整后的无杆腔面积AP1为 m2取d/D=0.7 m圆整后 m有杆腔面积AP2为m2（4）确定伺服阀的规格在压下系统中工作状态一般由无杆腔，所以在计算伺服阀流量时，液压缸的面积用AP1。由于系统回油路上有伺服阀，据分析回油路上应有较大的被压。取p2=5MPa。液压缸的工作压力pL和工作流量qL为 （2.4）由公式（2.4）可得MPaL/min初算时，把压力损失全部认为是伺服阀损失的。此时伺服阀的压降pv为MPa考虑到泄漏等影响，将负载流量qL放大20%。 L/min根据qL和pv，由博士力士乐三级伺服阀的压降流量曲线（阀的压降为8.8MPa，额定流量为171L/min），如图2.5所示。图2.5 三级伺服阀的压降流量曲线qn=200 L/min的伺服阀可以满足要求，考虑额定流量、频宽、抗污染及使用要求等因素，选定力士乐4WSE3EE16-2X/200B8T315K9EV型三级电液伺服阀（压差流量曲线如图2-5中曲线2），其主要性能参数如表2.1所示。表2.1 三级电液伺服阀性能参数参数名称数值单位参数名称数值单位额定空载流量qn200L/min滞环0.2%额定供油压力ps315bar零漂1.0%额定电流10mA阀芯直径20mm灵敏度0.1%反向误差0.1%先导阀额定流量3.3L/min控制阀芯行程1.6mm（4）液压油的选择根据伺服阀的工作要求，选择磷酸脂（HFD-R）型液压油，其参数如下（表2.2）。表2.2 磷酸脂（HFD-R）型液压油参数参数名称数值单位参数名称数值单位油液运动粘度40mm/s2密度1150kg/m3体积弹性模量e0.7109Pa最佳工作温度40因此，动力粘度为Pas2.5.2 动态设计由于本系统是中厚板轧机的板厚控制，精度要求较高，故选用电液位置伺服控制系统，其基本控制原理图如2.6图所示。图2.6 中厚板板厚控制原理图（1）相敏放大器的增益Kg相敏放大器将交流电压信号Ue转换为直流电压信号，直流电压信号的大小正比于交流电压信号的幅值，其极性u交流电压信号的相位相适应。相敏放大器的动态与液压动力元件的动态相比可以忽略，故可股课看成一个比例环节，因此式中：Kg相敏放大器的增益； Ug（s）相敏放大器的输出信号电压的拉氏变换（V）； Ue（s）输出不得不误差信号电压的拉氏变换（V）。（2）伺服放大器的增益Ka在使用中，为了避免伺服放大器动态对力矩控制线圈回路的影响一般采用高输出电阻或电流负反馈放大器伺服放大器，这样由于力矩马达的转折频率很高，故可忽略伺服放大器的动态影响，将其看成一个比例环节，因此式中：Ka伺服放大器的增益（mA/V）； I（s）伺服放大器的输出电流的拉氏变换（mA）。（3）阀控缸环节的传递函数在本系统中，液压缸为单杆液压缸，而且四通的伺服阀在此做三通阀用，故阀控缸的形式为三通阀控制差动液压缸，液压缸又是直接拖动负载，经前面的受力分析本系统无弹性负载属于无弹性负载的情况（K=0）。三通阀控制差动液压缸的传递函数为 （2.5）式中：Kq阀的流量增益； AP1控制腔的有效面积（m2）； Kce总的压力流量系数（m3/sPa）； V0液压控制腔的初始容积（m3）；e液压油的体积弹性模量，经验值取e=0.7109N/ m2； h液压阻力比；h液压固有频率（rad/s）；Mt液压缸活塞及负载折算到活塞上的总质量（kg）；Bp液压缸活塞及负载的粘性阻力系数。由于液压伺服阀为零开口四边滑阀，因此 （2.6） （2.7）式中：Cd阀节流口流量系数； 阀的面积梯度（=dv）； dv伺服阀的阀芯直径（m）； Cr伺服阀的径向间隙（一般取Cr =510-6m）； 液压油的密度（kg/m3）； 液压油的动力粘度（Pas）。由博世力士乐三级电液伺服阀的结构图如图2.7所示。图2.7 三级伺服阀结构图从图2.7可知伺服阀的节流口为矩形锐边节流口，因此mm由公式（2.6）、（2.7）可得液压控制腔的初始容积V0m2式中：D液压缸活塞直径（m）；液压缸的行程（m）。一般情况下，液压缸的容积效率为cv=95%，因此 （2.8） 由公式（2.8）可得总压力流量系数Kce为液压固有频率h和液压阻力比h，由于活塞杆的质量与运动部件的质量相比太小。所以kg （2.9） （2.10）由公式（2.9）、（2.10）可得rad/sKce是阀在零位工作下求得的，伺服阀在零位工作时阀系数最小，导致计算出来的值也是系统整个工作过程中的最小值。因此在设计中取经验值。所以，由公式（2.5）可得三通阀控制差动液压缸的传递函数为 所以 （4）电液伺服阀的传递函数本系统所用的电液伺服阀为博士力士乐公司生产的三级电液伺服阀，其型号为：4WSE3EE16-2X/200B8T315K9EV，由伺服阀的开环系统Bode图如图2.8所示。有图可知当给定电流在最大电流的75%时的固有频率fsv270HZ。rad/s而 可以说svh，因此，电液伺服阀可以看成一个比例环节式中：Kqsv伺服阀的流量增益（L/minmA）。图2.8 三级伺服阀的开环系统Bode图根据以上确定的传递函数可以画出中厚板板厚控制系统的方块图，如图2.9所示。图2.9 中厚板板厚控制系统的方块图由图2.9可知，中厚板板厚控制系统输出位移Xp(s) 总的动态特性方程为式中：Kv开环增益（Kv=6.62KgKaKqsvKf）。 （2.11）由公式（2.11）可得取 则 （2.12）2.5.3 中厚板板厚控制系统的稳定性分析在系统的三个基本性能要求中，稳定性是保证系统正常工作的首要条件，只有系统稳定的情况下，才能考虑系统的响应速度和稳定误差，在设计计算电液伺服控制系统时，基本上以满足系统相对稳定性指标作为设计的基本原则。因此，系统稳定性分析是非常重要的。在此对中厚板板厚控制系统进行稳定性分析是十分必要的。（1）系统的开环频率特性由公式（2.11）可得在没有外界干扰情况下的开环传递函数GK(s)为运用MATLAB软件画出系统传递函数的Bode图如图2.10。由图可知 、dB。图2.10 系统的Bode图由GK(s)可知，传递函数为一个积分加振荡系统，是I型系统。令s=j，中厚板板厚控制系统的开环频率特性方程为因此，中厚板板厚伺服控制系统的开环频率特性和相频特性为 （2.13） （2.14）由公式（2.13）、（2.14）可得系统的幅值裕度 系统的相位裕度 式中：g系统的液压固有频率（rad/s）； c系统的幅值穿越频率（rad/s）。在低频段开环系统的频率特性方程为 因此，可得开环系统的幅频特性和相频特性为又因为 因此 在高频段时（即），二阶振荡环节起主导作用，因此系统的幅频特性曲线是一条斜率为-60dB/10dec的渐近线，低频渐近线与高频渐近线的交点处的频率为液压固有频率（）。由公式（2.14）可得 因此 （2）系统稳定性验证在控制系统中，通常要求满足：、dB。 （2.15） （2.16）由公式（2.15）、（2.16）可得dB由此可知，计算结果和Bode图上看出的、Kg几乎相等，而存在的误差可能是由读数的不准确和计算过程中对参数的忽略等等所致，但不影响结果。因此可以认为、dB。综上分析：、Kg满足稳定性要求。2.5.4 中厚板板厚控制系统的响应性分析系统的响应性分析是在闭环情况下的频率响应分析，则 （2.17）由公式（2.17）可得 （2.18）式中：闭环惯性环节的转折频率（rad/s）； 闭环二阶振荡环节的故有频率（rad/s）； 闭环二阶振荡环节的液压阻力比。由文献1第四章第三节可知因此就是系统的频宽，因此 rad/s Hz设计要求 Hz因此系统响应性到不到设计要求，为此本系统需加校正环节。2.5.5 中厚板板厚控制系统的校正环节校正环节的目的：在dB和的情况下，增大系统的频宽。本系统采用相位超前-滞后校正。由于 系统设计要求 （rad/s）。所以，要求校正后的 rad/s。即，转折频率rad/s。综上分析，校正环节的传递函数初步定为 （2.19）校正后的开环传递函数为 （2.20）由公式（2.19）、（2.20）可得 （2.21）由公式（2.21）可得校正后的系统Bode图如图2.11。由图所知校正后的剪切频率为 rad/s。即 rad/s。因此，响应性满足要求。由图2.11可知，校正后的幅值裕度，相位裕度。因此均满足设计要求。图2.11 校正后的系统Bode图2.5.6 中厚板板厚控制系统的准确性分析系统的准确性，既是系统工作中的误差大小程度，而在伺服控制系统中主要反映在系统的稳态误差上。在实际系统中，不仅仅是指令信号引起的误差，还存在负载力FL(s)，系统中的零漂和死区等的干扰作用。这时，要求出系统的稳态误差，可以利用叠加原理。 （2.22）式中：系统的稳态误差（m）；系统的跟随误差（m）；系统的负载误差（m）；系统的静差（m）。（1）跟随误差所谓跟随误差是指由指令信号引起的稳态误差，在本系统中是指输入信号引起的稳态偏差。本系统是I型系统，对阶跃输入信号不存在稳态误差。当传感器检测到偏差信号时轧辊就很快的跟上，然而对于幅值为Vmax的等速输入引起的稳态速度误差为 （2.23）由公式（2.23）可得m（2）负载误差所谓负载误差是指由干扰外负载FL(s)引起的稳态误差，在系统方块图中，令Xg(s)=0，S=0（积分环节的S暂不为0）。简化后的方块图如图2.12所示。图2.12 简化后的方块图负载力干扰的闭环传递函数为令S=0 m（3）静差所谓静差是指放大器，电液伺服阀的零漂，死区等引起的稳态误差。伺服阀的灵敏度为0.1%，油液污染后分辨率会降低。因此，设伺服阀的死区电流为，伺服阀的零漂电流为，光电控制器的零漂较小，折算到伺服阀的零漂电流约为，将以上各种干扰折算到伺服阀输入端的总等效零漂电流If为mAIf产生的静差为 （2.24）由公式（2.24）可得m（4）总稳态误差由公式（2.22）可得总稳态误差为 mm设计要求 m因此，准确度满足设计要求。综上所述，中厚板板厚控制系统的性能参数如表2.3。表2.3中厚板板厚控制系统的性能参数参数名称数值单位参数名称数值单位幅值裕度Kg6.5dB系统频宽b95.5rad/s相位裕度63度系统误差ess70.54m3 中厚板控制系统中各元件的选择3.1 液压泵的选择3.1.1 液压泵工作压力的确定由第2章第1节知道MPa，ps就是泵的工作压力pp，因此MPa。3.1.2 液压泵工作流量的确定油液系统压下时两个辊同时工作，即工作流量应为两个工作液压缸的流量之和，则L/min式中：液压泵工作流量（L/min ）； 一个液压缸的工作流量（L/min）； 泵的容积效率，取。由于回程速度，而回程时是有杆腔进油，因此回程时的流量为L/minL/min泵要满足最大流量要求，因此 L/min。3.1.3 液压泵的型号确定由于L/min，流量太大一个泵不能满足工作要求，故选择三个液压泵，每个泵的工作流量分别为224L/min。由MPa，L/min选择博世力士乐型号为：A4VSO250DR/22RVZH25N00Z型的轴向柱塞变量泵，柱塞泵的转速r/min，最大排量cm3。压力流量曲线如图2.13所示。图2.13 柱塞泵的压力流量曲线3.2 驱动电机的选择在中厚板板厚控制系统的整个工作过程中，系统的压力和流量都是变化的所需的功率变化较大，为满足整个工作循环的需要，按最大功率来确定电动机的功率，本系统有三个泵，故有三个电动机。每个电动机的功率为kW式中：单个电动机的输出功率（kW）； 电动机到液压泵传动过程的机械效率，取。 因此，选择型号为：Y280M-4。额定功率132KW、额定转速1483r/min的三相异步电动机满足要求。3.3 系统油管的选择3.3.1 压油管的选择由于本系统是高压系统，所以选择无缝钢管，材料为45号钢。管子内径d按流速选取。 （3.1）mm取 mm式中：压油管内液压油的流速（m/s），压油管取m/s。压油管油管壁厚的确定按金属管壁厚公式选取。 （3.2） MPamm取 mm式中：材料许用应力（MPa）；45号钢的抗拉强度（MPa），MPa；S安全系数，S=5。因此，压油管外径mm3.3.2 吸油管的选择（1）由公式（3.1）可得mm取 mm式中：吸油管内液压油的流速（m/s），吸油管取m/s。（2）吸油管油管壁厚的确定由公式（3.1）可得mm式中：材料许用应力（MPa）。因此，吸油管外径mm。系统中其他部分的油管的选择同上，回油管取mm。其计算过程略，管径的大小见液压原理图上所标。3.4 蓄能器及其阀组的选择在本系统中多处用着蓄能器，但蓄能器的型号大致分两种，在液压阀旁的蓄能器做吸收液压冲击用。在泵出口旁的作为吸收泵的脉动用。各个蓄能器的安放位置见液压原理图。3.4.1 吸收压力冲击时的蓄能器的选择（1）主油路进油口处蓄能器的选择吸收压力冲击时，蓄能器容积的计算公式应按照 （3.3） （3.4）式中：m管路中油液的总质量（Kg）； p0充气压力（Pa），按系统压力的90%充气； 管路中液体的流速（m/s）； 液压油的密度（kg/m）； 管长（m），取m；压油管内径（m）。由公式（3.3）、（3.4）可得kgL查力士乐手册：选择ABSBG-B32/SS30-330-EG24NK4M/B型蓄能器，蓄能器的规格为32L（蓄能器阀组和蓄能器是成套购买，其型号为：ABZSS30）。（2）主油路回油路上蓄能器的选择回油路上蓄能器的计算公式同上，但本系统回油路上的被压为MPa，回油管径mm，回油管长m。由公式（3.3）、（3.4）可得kgL查力士乐手册：选择ABSBG-B4.0/SS30-330-EG24NK4M/B型蓄能器，蓄能器的规格为4L（蓄能器阀组和蓄能器是成套购买，其型号为：ABZSS10）。（3）控制油路进油口的蓄能器的选择控制油路进油口的蓄能器的计算公式同上，由于控制油路上的流量和压力都非常小，故此蓄能器也选择：ABSBG-B4.0/SS30-330-EG24NK4M/B型蓄能器，蓄能器的规格为4L（蓄能器阀组和蓄能器是成套购买，其型号为：ABZSS10）。3.4.2 吸收泵脉动时的蓄能器的选择吸收泵脉动的蓄能器应放在泵出口处，其计算公式 （3.5）式中：V0蓄能器的容积（m3）； A液压缸的工作腔面积（m2）； K泵的类型系数，取K=0.25；L液压缸行程（m），在实际工作中液压缸的行程mm，取mm； p0充气压力（Pa），按系统压力的90%充气； p1 最低工作压力（Pa）； p2 最高工作压力（Pa）； n指数，取n=1。由公式（3.5）可得L查力士乐手册，选择5个型号为：ABSBG-B50/SS30-330-EG24NK4M/B型蓄能器，蓄能器的规格为50L（蓄能器阀组和蓄能器是成套购买，其型号为：ABZSS30）。3.5 插装阀及其控制盖板的选择3.5.1 插装阀的选择通过系统的最大流量是回程时的回油流量q=1140L/min，而要求在插装阀处的压力及流量损失要非常小，所以选择博士力士乐型号为：LC63A05D7X/V的二通插装阀，通径为63mm。特性曲线如图2.14所示。图2.14 插装阀特性曲线图由曲线可知：当L/min时MPa。3.5.2 控制盖板的选择控制盖板是控制插装阀启闭状态的元件，它与插装阀必须配套使用，因此，选择力士乐的LFA63WEMA-7X/P型的控制盖板，其图形符号如下。3.6 系统中单向阀的选择3.6.1 编号19单向阀的选择由于此单向阀在系统回油口处，故要求满足系统的回油流量要求。L/min又因为此单向阀在此只作防止油液倒流，故要求开启压力小。因此选择博世力士乐的管式单向阀，型号为：S30A2。特性曲线如图2.15所示：（编号为“0”的曲线）开启压力为：MPa。图2.15 编号19单向阀特性曲线 3.6.2 编号18单向阀的选择此单向阀在控制油路的回油路上流量很小，应选小型号的单向阀。前面知道伺服阀的先导控制流量为6.6L/min，本系统的控制油路的流量全选6.6L/min。因此，NG25单向阀选力士乐型号：S15A2的管式单向阀（通径15mm）。3.6.3 编号17单向阀的选择此单向阀主要在插装阀的控制盖板旁和液控单向阀旁，主要作用是隔开油路和局部卸压。因此此单向阀选力士乐型号：MSR10KD05-X/V的插装式单向阀（通径10mm）。 3.6.4 液控单向阀的选择（1）编号15液控单向阀的选择由于回程速度为20mm/s，因此回程时回油口的流量为。L/min流量太大，因此选择力士乐最大流量为6400L/min的液控单向阀，型号为：SL62PA2-1X/V（通径62mm，开启压力0.3MPa）。（2）编号16液控单向阀的选择此单向阀在系统压下工作时的回油路，目的是要求系统回油超压是高压油能从编号12的溢流阀卸压。因此，必须满足回油流量要求。回油流量 L/min因此，选择力士乐型号为：SL20PA2-4X/V（通径20mm，开启压力0.3MPa）。3.7 系统中溢流阀的选择3.7.1 编号21溢流阀的选择液压泵处的溢流阀是保证系统能正常工作，系统最高工作压力MPa。因此，此处的溢流阀的调定压力为22MPa。选择力士乐型号为：DBDH30K1X/400V的溢流阀（插装件）满足要求。3.7.2 编号11溢流阀的选择由于系统压下时的工作压力为21.2MPa，为保证系统能正常工作，在超载或高压的情况下不至于使系统中的各个元件损坏，因此液压缸进油口旁的溢流阀选择调定压力为22MPa。为时卸荷迅速，选通径为30mm的溢流阀。因此，力士乐型号为：DBDH30K1X/315V的溢流阀（插装件）满足要求。特性曲线如图2.16。图2.16 编号11溢流阀特性曲线系统压下时的被压为5MPa，为保证被压要求，选择回油路上的溢流阀的调定压力为7MPa。选择力士乐型号为：DBDH15K1X/315V的溢流阀（插装件）满足要求，通径15mm。3.7.3 编号13油路中溢流阀的选择轧辊快开时系统的工作压力不大一般在12MPa左右。因此，选调定压力为15MPa。快速打开时流量大，为保证系统在出现故障时能快速卸压，必须选择通径大的溢流阀，因此在进油口处的溢流阀选择力士乐型号：DBDH30K1X/200V的溢流阀（插装件）满足要求（通径30mm）。3.8 系统中减压阀的选择由于系统压力较高，在控制油路的进油口必须加减压阀减小控制油路的压力。在本系统中最大的控制油压力就是推动三级伺服阀需要的压力，根据伺服阀的先导压力要求选择减压阀的调定压力为10MPa。因此，选力士乐型号：DRC10G6-5/200YV的减压阀（最大调定压力为20MPa）满足要求。3.9 系统中二位四通电磁换向阀的选择本系统的二位四通电磁换向阀都在控制油路上流量、压力都小。因此，选力士乐型号为：4WH6E5XON/ B10V。3.10 系统中比例阀的选择系统回程时油液从比例阀回油，此时流量为1140L/min，而工作压力也小于轧制是的工作压力21.2MPa。因此，选择力士乐型号为：4WRZE32E520-7X/6EG24N9K4/A1V。 4 泵站的设计4.1 油箱容积的计算初始设计时，按经验公式确定油箱的容量，然后在圆整。油箱容量的经验公式 （4.1）式中：V油箱的容积（m3）； qp液压泵每分钟排除液压油的容积（m3）； a经验系数，冶金系统取a=10。由公式（4.1）可得m3取 那么 m圆整后 m m m式中：a油箱的长（m）； b油箱的宽（m）； 油箱的高（m）。圆整后油箱的容积 m34.2 系统的发热温升计算系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转换成热量使油温升高，液压系统的功率损失主要有以下几种。4.2.1 液压泵的功率损失 （4.2）式中：工作循环周期（s）； 第i个泵的工作时间（s），在整个循环中泵都在工作，因此； Z工作泵的台数；各台泵的效率；泵的输入功率（W）。由公式（4.2）可得kW4.2.2 液压执行元件的功率损失液压执行元件的功率损失由以下经验公式计算。 （4.3）式中：工作循环周期（s）； 第j个泵的工作时间（s），在整个循环中液压缸都在工作，因此； K工作液压缸的台数； 各个液压缸的效率；液压缸的输入功率（W）。由公式（4.1）可得kW4.2.3 其余元件的功率损失从泵到液压缸压力损失MPa，因此 kW4.2.4 其余元件的功率损失系统总发热功率为kW4.3 液压系统的散热功率计算液压系统本身的散热渠道主要是油箱表面。因此，本系统