冷轧平整机斜楔装置液压系统设计

1、辽宁科技大学本科生毕业设计 第 45 页1 绪 论1.1 冷轧板带钢生产的发展冷轧板带钢生产从本世纪20年代起步，30年代在美国、40年代在世界各国得到发展，到60、70年代冷轧生产技术取得了迅猛的发展。最早的冷轧机是二辊式，以后采用工作辊辊径较小而刚性较大的四辊轧机与多辊轧机。轧制方式由单片无张力轧制发展到成卷带张力可逆轧制，进而发展到辊系全连续轧制。连轧生产较之单机架生产，其产量大、板带精度高，收得率高、自动化水平高、消耗低、发展快且应用广泛。1924年在美国的阿姆科钢铁公司巴勒特建成了世界上第一套三机架四辊式冷连轧机。为能生产更薄的板带，从50年代美国开始建造五机架冷连轧机，其辊身长度一

2、般为1065 1700 mm，轧制速度最高可达35 m/s。近年来2030 mm五机架冷连轧机得到了发展。冷连轧机发展至今已拥有快速换辊、液压压下、弯辊装置和自动控制等新技术。轧制速度高达35 41.6 m/s，卷重最大达60 t。1.2 冷轧板带钢生产的工艺流程冷轧板带生产的工序和工艺流程与产品紧密相关，随产品的要求不同，工艺流程也有所不同。冷轧板带钢产品以热轧带钢作为原料，因其表面有氧化铁皮，所以在冷轧前要把氧化铁皮清除掉，故酸洗是冷轧生产的第一工序。酸洗后即可轧制，轧制到一定厚度，由于带钢的加工硬化，必须进行中间退火，使带钢软化。退火之前由于带钢表面有润滑油，必须把油脂清洗干净，否则在退

3、火中带钢表面形成油斑，造成表面缺陷。经过脱脂的带钢，在带有保护性气体的炉中进行退火。退火之后的带钢表面是光亮的，所以在进一步的轧制或平整时，就不须酸洗。带钢轧至所需尺寸及精度后，通常进行最终退火，为获得平整光洁的表面及均匀的厚度尺寸和调节机械性能要经过平整。带钢在平整之后，根据定货要求进行剪切。成张交货要横切，成卷交货必要时则纵切。综上所述，一般用途冷轧板带钢的生产工序是：酸洗、冷轧、退火、平整、剪切、检查缺陷、分类分级以及成品包装。其工艺流程如图1.1所示。 热轧板卷料 酸洗除磷 冷轧 平整剪切退火 检查分类 成品包装图1.1 冷轧板带钢的工艺流程1.3 冷轧板带的平整带钢的平整是带钢精整生

4、产的一道工序，它决定钢板最终质量。平整是改善带钢表面质量和金属性能的最后工序，带钢平整后将被剪切称为成品钢板，经分选及包装送往用户。冷轧后退火的带钢或热轧后的带钢进行平整，从压下变形看，平整可使带钢在不超过百分之几毫米的深度内表面强化，平整实质是一种小压下率（0.54.0%）的二次冷轧变形。平整的目的有以下几点：1提高平直度精度。冷轧后经热处理的带钢，其板形会产生新的不平直度，经平整后会大大改善其板形，提高质量。2提高带钢厚度精度。平整机在张力作用下进行小压下量的平整，会提高带钢厚度精度。厚度为0.2 mm带钢经平整后其厚度精度可提高0.020.04 mm。3提高带钢表面质量。平整机工作辊表面

5、光饥饿度较高，经平整后除了可消除轻微的表面缺陷外，还会提高带钢表面光洁度。4提高和改善带钢的机械性能。经平整后会提高冲压性能。5生产麻面和抛光带钢。用经抛丸的轧辊平整带钢，会产生带有毛糙度（麻面）的钢板，可提高工艺性能，有利于喷漆和涂层。若用抛光的轧辊平整带钢就会产生十分光亮的钢板。6消除低碳钢的屈服平台。低碳钢在拉伸变形时拉伸曲线有明显的上下屈服点。在下屈服点后有一段应力平台区域而产生屈服平台。屈服点就是金属开始塑性变形时作用在试样截面上的最低应力。由于平整压下率很小，其厚度变形难以测准，因此，平整率是采用与压下率成比例的延伸率来表示的，平整过程的工艺质量控制主要是通过延伸率来进行管理的。平

6、整时压下量对带钢的机械性能有很大的影响，因此必须根据成品的不同要求来确定压下量。平整工艺大多数都是一道次轧制，一般用于延伸率小的冷轧带钢，称为单机架平整：只在个别情况下实行多道次轧制或可逆式平整，用累计延伸率达到产品对延伸率的要求，最常用的是双机架平整。双机架平整机可以实现较大的冷轧压下率，生产超薄厚度的表面光洁度要求高的具有较高硬度的镀锡板。平整的方法有两种：干平整和湿平整。平整中不使用任何轧制液的平整，称为干平整：而采用某些平整液的平整，称为湿平整。干平整表面质量好，用小延伸率即可获得机械性能的产品，轧制力大，板形控制比较容易，平整效果较好，但干平整的变形量较小，平整效率低，一般延伸率为0

7、.54.0%可用单机架进行干平整。另外，干平整无防锈效果，表面质量管理困难。湿平整采用毛面工作辊，主要用于厚带钢，可提高防锈性和改善板形质量以及得到较高的延伸率。1.4 斜楔调整装置的作用在轧机生产过程中，由于需要不断重磨轧辊，导致辊径减小，从而使轧机名义轧制线的标高产生变化，因此，需要通过斜楔装置进行调整，使轧制线标高恢复到理论设计值或维持在名义轧制线标高的允差范围内。标高调整的手段很多，根据设备总体的装机水平和具体的结构来选择不同的方式，主要有电动式、液压式或液压、电动联合式，以及手动式的调整方式。过去主要采用电动式和手动式，但由于自身的控制精度低、推力小、响应慢、效率低已被淘汰，而近些年

8、由于液压技术不断的发展和自身技术的完善以被广泛应用。1.5 研究斜楔装置液压系统的意义1快速响应性好，调整精度高。因为采用比例系统，所以动态特性大幅提高，使产品的精度提高，质量更有保证，缩短了加速减速阶段的的时间。2液压装置的工作比较平稳。液压传动以液压油为工作介质，油液流动过程中有一定的阻尼作用，所以运动平稳性好，冲击小。3液压执行元件的布置比较灵活，易于实现直线运动。4液压元件已实现标准化，简化了机械机构。5较机械传动效率高。6便于快速换辊，提高轧机作业率。2 液压动力元件的动力学分析和主要参数的确定2.1 设计参数设计参数：斜楔装置的重量 2000 kg斜楔装置调整速度 100 mm/s

9、上、下斜楔移动缸行程 970 mm上、下斜楔锁紧缸行程 20 mm夹紧的速度 20 mm/s夹紧力 80000 N斜楔装置的响应速度 10Hz斜楔装置的调整精度 10m2.2 执行元件的工况分析系统的控制原理主要是在液压轧机的工作辊的上方设置一对液压缸，由液压缸活塞杆的伸出来推动斜楔，从而改变轧辊间的距离。系统的液压执行元件为单作用活塞缸，其动作的执行为：当液压油进入到无杆腔时，活塞杆伸出，推动斜楔装置改变辊缝，无杆腔油液经回油管路回油到油箱。其运动过程中也包括加速、匀速、减速三过程。最大速度出现在匀速过程中，达到100 mm/s。当斜楔装置到达预定位置时，夹紧缸工作夹紧活塞杆。当不需要改变轧

10、辊辊缝的形状时，由比例方向控制阀控制油液的流动方向，向无杆腔注入液压油，使活塞杆缩回，油液经另一管路回油。移动缸的负载有如下几部分：1惯性负载惯性负载是运动部件在启动加速时的惯性力，其值按牛顿第二定律求出 FA=ma= （2.1） =2000=2000N式中：FA惯性负载力（N）； m斜楔的质量（kg）； 斜楔的初始速度（m/s）； 斜楔的调整速度（m/s）； 斜楔从初始速度到调整速度所需时间（s）。2摩擦负载力摩擦负载力主要包括液压缸运动的摩擦力Ff、上下斜楔间的摩擦力Fg、上斜楔与牌坊间的摩擦力Fi。液压缸运动的摩擦力与液压缸的密封形式有关。初步设计时，普通液压缸的摩擦力取30 bar的油

11、压对应的推力为 Ff=3A1 （2.2）式中：Ff移动缸运动的摩擦力（N）； A1移动缸活塞面积（m2）。3粘性负载力该系统中粘性负载力很小，近似等于0，故在此不考虑粘性负载力。4任意外负载力任意外负载力是指在系统中干扰系统工作的力，在该系统中不存在干扰力，故认为干扰力FL=0。夹紧缸的负载情况：相对于夹紧力，液压缸本身的自重和摩擦可以忽略不计，所以需要考虑夹紧力。2.3 初选系统压力选好供油压力可以有效减小液压动力元件、液压能源装置和连接管道等部件的重量和尺寸，可以减小压缩性容积和减小油液中所含空气对体积弹性模量的影响，有利于提高液压固有频率。该系统为电液位置控制系统，具有控制精度高、响应速

12、度快、结构紧凑等优点。该系统所作用的负载力较小，所以液压缸无杆腔的压力较小，所以不需要有较大的供油压力就能达到系统的工作要求。故选取泵的供油压力Ps=10 MPa就能满足要求。2.4 确定非对称液压缸的主要参数2.4.1 移动缸的主要参数移动缸的受力分析如图2.1所示。图.移动缸的受力分析移动缸活塞面积的估算为 = mm2式中：Fg上下斜楔间的摩擦力（N）； Fi上斜楔与牌坊间的摩擦力（N）； Ps泵的供油压力（MPa）；管道损失（MPa），取 MPa。活塞杆直径为 mm 按标准系列取标准缸径D=125 mm，活塞杆直径为d=90 mm，所以活塞面积为 mm2。液压缸活塞行程为L=970 mm

13、，所以液压缸可表示为125/90970。2.4.2 夹紧缸的主要参数夹紧缸活塞面积的估算 mm2 式中：F夹夹紧缸的夹紧力（N）；管道损失，取 MPa。活塞杆直径为 mm 按标准系列取标准缸径D=100 mm，活塞杆直径为d=70 mm，所以活塞面积为 mm2，液压缸活塞行程为L=20 mm，所以液压缸可表示为100/7020。2.5 计算非对称液压缸的工作压力、流量和功率2.5.1 计算非对称液压缸的工作压力移动缸环形腔的面积为 mm2 面积比为无杆腔压力为 (2.3)有杆腔压力为 (2.4)等效面积为 (2.5) mm2负载压力为 (2.6) MPa无杆腔压力为 MPa 有杆腔压力为 MP

14、a夹紧缸环形腔的面积为 mm2面积比为等效面积为 mm2负载压力为 MPa2.5.2 计算非对称液压缸工作所需的流量液压缸工作所需的流量为液压缸无杆腔的流量，其流量按下式计算 (2.7)式中：Q液压缸无杆腔的流量（L/min）； A液压缸活塞的面积（mm2）； v活塞杆的移动速度（m/s）。由式(2.7)得移动缸无杆腔的流量为 L/min夹紧缸无杆腔的流量为 L/min2.5.3 计算非对称液压缸的输出功率移动缸输出功率为 W式中：v1移动缸活塞杆移动速度（m/s）。夹紧缸输出功率为 W式中：v2夹紧缸活塞杆移动速度（m/s）。3 液压比例控制系统原理图的分析与设计3.1 设计控制系统原理图设

15、计该系统主要是为了调整辊缝的距离，使轧辊轧制出板带的厚度达到要求。该系统使用液压缸活塞杆的伸出来推动斜楔，使辊缝发生微小的位移。液压缸的输出力由流过比例阀的流量和泵排出的流量来控制。系统原理图的拟定过程如下：1泵控还是阀控该控制系统被控物理量为位移，控制功率小，控制精度较高、响应速度快，故采用阀控方式。2开环还是闭环控制精度一般且结构简单，不需要反复调整，所以采用开环控制方式。3执行元件的选择控制系统的执行元件的行程一般，输出力大，运动形式为直线式伸缩运动，所以采用的执行元件为单作用活塞液压缸。4能源提供装置系统要求提供的供油压力为中压且系统简单，采用定量泵即可。5夹紧装置用二位四通电磁换向阀

16、来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入单向节流阀调速和液控单向阀保压。设计如液压原理图3.1所示（见图纸WXY-1）。 图3.1 冷轧平整机斜楔装置液压控制系统原理图3.2 控制系统原理分析 该系统主要控制的量为液压缸活塞杆的行程。系统的液压执行元件为单作用活塞缸，其动作的执行为：当液压泵将液压油吸入，经过过滤器将油液过滤后到达电液比例阀14，电磁换向阀23得电，使夹紧缸活塞杆退回，当比例阀工作在右位时，电磁换向阀26得电，使得液控单向阀15、16打开，油液到达移动缸无杆腔，在油液不断充

17、入的情况下，活塞杆伸出，当活塞杆到达预定位置时，电磁换向阀23失电，夹紧机构夹紧移动缸活塞杆，从而达到调整辊缝大小的目的。其运动过程中也包括加速、匀速、减速三过程。最大速度出现在匀速过程中，达到100 mm/s。当不需要改变轧辊辊缝时，电磁换向阀23得电，夹紧缸中的活塞杆退回，比例阀工作在左位，移动缸有杆腔进油，无杆腔回油。 4 液压控制系统的静态设计与计算4.1 液压控制系统动力元件参数的确定 液压动力元件参数的确定时系统静态设计的一个主要内容。动力元件参数的选择包括系统的供油压力PS，液压执行元件的主要规格尺寸，即液压缸的有效面积A1，A2。4.1.1 计算泵的供油压力1根据移动缸计算泵的

18、供油压力设比例阀阀口损失 MPa，则可计算出泵所需的压力为 (4.1) MPa式中：Fmax移动缸向前加速所需的最大力（N），Fmax=FA+Ff+Fg+Fi； 移动缸活塞杆面积， mm2。2根据夹紧缸计算泵的供油压力设各阀阀口损失 MPa，则可计算出泵所需的压力为 (4.2) MPa式中：夹紧缸活塞杆面积， mm2。4.1.2 比例阀的选择液压缸前进时各阶段所需的力 加速段 N此时无杆腔压力为 MPa阀压降为 MPa恒速段 N此时无杆腔压力为 MPa阀压降为 MPa减速段 N此时无杆腔压力为 MPa阀压降为 MPa根据比例方向阀额定流量的定义（Rexroth规定Pn =1 MPa），上述结果

19、按下式进行 (4.3)式中：Qn阀的额定流量（L/min）； Q液压缸工作时所需流量（L/min）； Pn阀的额定压降（MPa）； PL阀的压降（MPa）。由式（4.3）得L/minL/minL/min 所以选通径10 mm，额定流量50 L/min，型号为4WRZ 10 W8-50-7X。技术参数如表4.1所示。表4.1 技术参数阀的型号粘度范围mm2/s先导阀油液清洁度主阀油液清洁度滞环%最大电流A电磁铁线圈电阻 4WRZ10 W8-50-7X20 至 380（优先选择 30 至 46）NAS16387级NAS16389级62.54.84.1.3 液压泵及电机的选择1液压泵的选择(1) 液

20、压泵的最大工作压力Pp Pp=Ps2+P (4.4)式中：系统进油路上的总压力（MPa），因系统简单，取=0.5 MPa。所以由式(4.4)得： Pp=9.6+0.5 =10.1 MPa为了保证系统不致因过渡过程中过高的动态压力作用被破坏，系统应有一定的压力储备量，通常推荐液压泵的额定压力可比Pp高25%60%（中压系统取大值），(1+0.6) Pp =16.16 MPa。(2)液压泵的最大流量考虑泵的溢流量和泄露计算泵的最大流量，取溢流系数为10%，泄露系数10%计算泵的最大流量。 (4.5) L/min根据最大流量 L/min，查机械设计手册，选取泵的额定流量为94.5 L/min，压力为

21、31.5 MPa，型号为63ZCY14-1B。2电机的选择根据所选泵计算泵的驱动功率为 (4.6) 式中：液压泵的容积效率，=0.92。N2= kW根据泵的功率N2=16.3 kW，查液压传动系统及设计选取三相异步电动机，型号为Y180M-4，额定功率为18.5 kW，转速为1470 r/min。4.2 液压阀的选型液压阀在液压控制系统中起到控制油液流量大小和方向的作用。在该系统中有主油路上的单向阀、液控单向阀、截止阀，控制油路上的电磁换向阀、单向节流阀，夹紧缸主油路上的电磁换向阀、液控单向阀、单向节流阀。1单向阀因该单向阀在主油路上，油液的流量较大，按泵的最大流量94.5 L/min，查新编

22、液压工程手册选取流量为120 L/min，通径DN=10 mm，管式单向阀，型号为S15P。2液控单向阀移动缸主油路上的的液控单向阀。查机新编液压工程手册，选取流量为150 L/min，通径DN=10 mm的液控单向阀，型号为SL10PB1-30/2。夹紧缸主油路上的液控单向阀。查新编液压工程手册，选取流量为60 L/min，通径DN=6 mm的液控单向阀，型号为SV6PB1-30/2。3截止阀在液压管路中通过手动机构切断或沟通油路，用于需经常拆卸或检修的油路中。查新编液压工程手册，选取流量为100 L/min，通径DN=20 mm的截止阀，型号为JZF-20H。夹紧缸油路上的截止阀选取流量为

23、40 L/min，通径DN=10 mm的截止阀，型号为JZF-10H。4电磁换向阀移动缸油路上的换向阀作用是为比例阀出口的压力较低，难以打开液控单向阀时，提供高压油打开液控单向阀，流量较小，查新编液压工程手册，选取流量为60 L/min，通径为DN=6 mm，型号为4WE6。由于夹紧缸油路上的流量较小，所以选取同一型号的即可。5单向节流阀正向时起节流作用，反向时起单向阀作用。查新编液压工程手册，选取流量为80 L/min，通径为DN=6 mm，型号为Z2FS6。6电磁溢流阀的选型该阀处于泵的出口处，主要其安全卸荷作用，流量不大，查黎明公司的产品样本书选取流量为40L/min，通径DN=10mm

24、的电磁溢流阀，型号为DAW10。4.3 液压辅件的设计计算与选型4.3.1 油箱的设计油箱的作用：1储存油液；2散掉系统累计的热量；3促进油液中空气的分离；4沉淀油液中的污垢。油箱容量的计算，初始设计时，先按经验公式确定油箱的容量，式中，为液压泵每分钟排出油液的体积为 L由标准JB/T 7938-1999 取标准油箱容积为500L。油箱尺寸长、宽、高按1:1:1设计为850 mm，790 mm，743 mm。油箱上盖厚6 mm，其他侧面厚4 mm，邮箱上盖距油箱上边缘20 mm，油箱支架高150 mm，所以油箱总高913 mm,支架用10 mm厚的钢板焊接。油箱底面倾斜2°便于吸油和

25、放油。油箱的清洗孔大400 mm。隔板厚2 mm，长630 mm，高566 mm，占油箱容积高度的76%，为防止油箱安装时倾斜，放油不彻底，在隔板底部靠近油箱壁处开高50 mm的等边三角形孔便于放油。油箱隔板设计成活动式，即可以取换，在安装隔板的位置两边焊接3号角钢，中间安放隔板。油箱所有焊接均采用三角形角焊，焊接高度为5 mm。焊接后要经敲打，除去所有焊渣，并要有较好的密封性。4.3.2 阀块的设计1液压阀块的设计步骤（1）确定设计部分的阀的类型和个数； （2）确定油路的走向； （3）确定各阀在阀块上的安放位置； （4）确定通道孔径，并确保通道之间的距离不小于5 mm； （5）绘制阀块图。2

26、该课题中阀块的设计该系统中的阀块设计，主要是将靠近液压缸的各阀集成在一个阀块上，设计部分包括八个阀，如阀块部分原理图4.1。阀块的油路走向见图WXY-2。三维图见附录A。图4.1 阀块部分原理图3阀的安装将比例阀安放在阀块上面，将与比例阀相连的液控单向阀放在连接孔的两个侧面，便于连接和避免与其他的孔相交，电磁阀26和单向节流阀27采用叠加式，电磁阀23、液控单向阀24和单向节流阀25也采用叠加式，目的是便于安装，减小阀块体积，由于电磁阀26的油口P2和比例阀的油口X1同为控制压力油口供油，所以将这两油口设计在同一直线上，同理，将比例阀的油口P1和电磁阀23的油口P3设计在一条直线上。为保证设计

27、的阀块体积最小和不干涉的情况下，阀之间的距离设计为10 mm。4.3.3 管道尺寸的确定在液压控制系统中，常用的管道有钢管、铜管、胶管、尼龙管和塑料管等。但铜管能承受的压力较低，价格贵，且易使油氧化；尼龙管在低压系统中使用；塑料管一般只作回油管使用；而钢管能承受的压力较大，价格便宜，所以在本系统中管道全部采用钢管。在这个系统中由于各段油路中的流量不一致，为了节约成本需分段设计。管道共分为四段：1吸油管道；2移动缸压油管道；3回油管道；4控制油管道；5夹紧缸压油管道。管道内径的计算按下式进行 (4.7) 式中：Q该段液体的流量（m3 / s）； V液体的流速（m / s）。推荐流速为吸油管12

28、m/s，压油管36 m/s，回油管1.52.5 m/s。1吸油管道的设计取泵的最大输出流量 L/min，流速 m/s m故查机械设计手册取通径DN=32 mm，外径为42 mm，管子壁厚5 mm,公称压力31.5 MPa，管接头连接螺纹M422。2移动缸压油管道的设计取比例阀的最大流量 L/min，流速 m/s m故查机械设计手册取通径DN=20 mm，外径为28 mm，管子壁厚4 mm,公称压力31.5 MPa，管接头连接螺纹M272。3回油管道的设计假设推动液压缸运动的全部油液经回油管回油，其流量 L/min，流速 m/s m故查机械设计手册取通径DN=32 mm，外径为42 mm，管子壁

29、厚5 mm，公称压力31.5 MPa，管接头连接螺纹M422。4控制油管道的设计控制油主要是为比例阀的控制油口提供油液，流量较小，流速较小，故直接选取管道通径为6 mm的管道即可满足要求。5夹紧缸压油管道的设计流量为 L/min，流速 m/s m故查机械设计手册取通径DN=6 mm，外径为10 mm，公称压力31.5 MPa，管接头连接螺纹M101。4.3.4 蓄能器的选型蓄能器在液压系统中主要是为系统提供暂时的能量和增大压力的作用，在这采用气囊式蓄能器。因为只是储存多余的油液和能量及提供暂时的能源和压力，故不需要较大容积，查新编液压工程手册，选取容积为4 L，压力为31.5 MPa的蓄能器，

30、型号为NXQ-L4。4.3.5过滤器的选用 泵出口处的精过滤器用于过滤泵排出的油液中的杂质，保证进入比例阀的油液清洁度，查新编液压工程手册，选取过滤等级为10 m，公称流量为110 L/min的过滤器，型号为PLF-H110-10P。控制油路上的和回油路上的清洗过滤器和泵出口处的精过滤器作用相同，在控制油路上的过滤精度相对要高些，控制油路上的取流量为10 L/min过滤等级为10 m，压力等级为32 MPa，型号为ZU-H10×10DL。回油路上的取过滤等级为20 m，压力等级32 MPa，型号为ZU-H100×20DL。4.3.6 压力表与测压接头的选型1在该系统中的压力

31、表安装在泵出口处，比例阀的入口处，用于检测泵的出口压力和阀的进口压力大小。查液压传动设计手册，选取型号为Y-100型压力表。开关选用螺纹联接通径为DN=6 mm，接头螺纹M14×1.5.压力等级为35 MPa，型号为AF6E。2设计该系统时，为了检修和测压方便，在无杆腔进油口和无杆腔出油口设置测压接头。查上海液压件一厂的产品样本书选取最高压力为40 MPa，螺纹联接M14×1.5的测压接头，型号为PT-00A2。4.3.7 液压油的选用本系统为冶金机械中的中压系统，工作介质为液压油，系统要求要有较好的润滑性，液压泵对液压介质的粘度要求一般，要求液压油的品质较好，缩油液的换油

32、周期长。根据工作环境（温度5080）和使用工况（压力714 Mpa）, 选用HM46型矿物油型液压油,可以减小摩擦面的摩擦系数，该油的运动粘度为46 mm/s，粘度适当，在系统中能使运动部件的阻力减小，管道的压力损失减小，功率损失减小，腐蚀性低，油液不易被氧化，抗乳化性好。油液的密度一般在850960 Kg/m3，选取该油液的密度为870 Kg/m3。5 液压控制系统的动态设计与计算5.1 系统控制方框图该系统的输入指令信号为电压信号，信号经过比例放大器放大后输入到比例阀控制比例阀的开口度，输出液压油的流量，液压油到达液压刚，推动液压缸活塞杆伸出，输出力作用在负载上，推动负载运动。系统控制方框

33、图如图5.1所示。Ui比例放大器比例阀液压缸控制对象输入信号i电流图5.1 控制系统回路的组成5.2 液压控制系统的数学模型在该系统中，系统的传递函数包括液压缸的传递函数和比例阀的传递函数。由于该系统用的液压缸为非对称液压缸，故书上的传递函数公式不适用，需自己推导，同样按照对称缸传递函数的推导过程推导。5.2.1 推到非对称液压缸液压弹簧刚度 液压缸载荷简化图如图5.2所示。F1F2xpKh1Kh2A1A2V1V2xL图5.2 液压缸图和简化图假设液压缸无摩擦无泄露，且两腔充满高压液压油，并完全封闭，e为常数。由福克定律及图5.2得 (5.1) (5.2) (5.3)同理 (5.4)由于两腔液

34、压弹簧同时起作用，所以总液压弹簧刚度为两者之和为 (5.5) (5.6)等效面积 (5.7) m2 (5.8) (5.9)等小体积 (5.10)式中：V液压缸最大容积（m3），。 m3 m3当Kh取最小值时，即 (5.11)求导得 (5.12)令 (5.13) 解得：即液压弹簧刚度在活塞处于处取得最小值，由于液压缸活塞在此位置时，油液的压缩性对系统的影响最大，此时液压弹簧刚度最小，动力元件的固有频率最低，而且此时的阻尼最小。因此系统的稳定性最差。如果在这个工作点液压动力元件能够正常工作，那么在其它工作点液压动力元件也能够正常工作。 (5.14) (5.15) (5.16) (5.17) (5.

35、18) (5.19)代入数得 N/m5.2.2 非对称缸传递函数 (5.20)式中：液压固有频率（rad/s）； 阻尼比； 系统总压力流量系数（m3/(sPa)）。 (5.21)式中：执行器总泄露系数（m3/(sPa)），； 比例阀流量压力系数（m3/(sPa)）。 (5.22)式中：阀的面积梯度（m）， m； 零开口阀径向间隙（m）， m； 液体动力粘度（），。 m3/(sPa) m3/(sPa) (sPa)/m rad/s故取阻尼比 rad/s液压缸的传递函数为 (5.23)5.2.3 比例阀的传递函数 (5.24)式中：，查力士乐样本手册中的时间与阀芯行程关系曲线图可知阀的频率为 Hz

36、rad/s取比例阀的阻尼比故比例阀的传递函数为5.2.4 比例放大器的增益 A/V5.3 确定系统开环传递函数 (5.25)式中：5.4 调整时间的计算ts=4/ (5.26)式中：斜楔装置的响应速度（s）。调整时间为 ts= s5.5 系统的误差分析系统误差的来源主要有：1组成系统的各元件存在误差。该误差沿着信号流向按所通过环节的增益之积加以扩大到输出端，形成系统的元件误差。2系统结构的非线性在系统输出端形成非线性误差。在上述开环系统的误差类型中，偏差、间隙等非线性误差存在于各环节之间联接的部位，主要通过精心制造和安装加以消除。元件误差是开环系统的重要误差来源，通过选用高精度的元件加以减小。

37、此系统的元件误差主要来自比例法的电磁铁的滞环。6 液压系统性能验算6.1 演算回路中的压力损失本系统管路损失较大的为液压泵到液压比例阀和液压比例阀到移动缸之间的压力损失。6.1.1 沿程压力损失的计算1液压泵到液压阀之间的压力损失液压油在管路中的实际流速为 m/s式中：A5吸油管管道公称面积（m2）式中：Re雷诺数；d5吸油管管道公称直径（m）； 液压油的运动粘度（m2/s）。所以在管路中呈层流状态流动，其沿程阻力系数为按下式求的沿程压力损失 (6.1)式中：管道的总长度（m）； d管道的公称直径（m）； v油液在管道中的流速（m/s）； 液压油密度（kg/m3）， kg/m3。 由式(6.1

38、)得液压泵到比例阀的沿程压力损失为 MPa2液压比例阀到液压缸的沿程压力损失液压油在管路中的实际流速为 m/s式中：A6移动缸压油管道公称面积（m2）。式中：d6移动缸压油管道公称直径（m）。所以在管路中呈层流状态流动，其沿程阻力系数为由式(6.1)得液压比例阀到移动缸的沿程压力损失为 MPa总的沿程压力损失为 MPa6.1.2 局部压力损失的计算局部压力损失主要包括管道中折管和管接头处的局部压力损失，通过控制阀的局部压力损失，其中，管接头和管路局部压力损失相对控制阀的局部压力损失要小很多，故可以忽略，只计算通过控制阀的压力损失。查产品样本书上的各阀的压降如下：1主油路上的压降单向阀：S20P

39、 MPa液控单向阀：SL20PB1-30/2 MPa2回油路上的压降液控单向阀：SL20PB1-30/2 MPa3控制油路上的压降：电磁换向阀：4WE6 MPa单向节流阀：Z2FS6 MPa比例阀的压降为比例阀两端压差，泵的出口压力为10 MPa，经过单向阀压降0.05 MPa，即伺服阀的入口压力为9.95 MPa，液压缸入口压力6 MPa，比例阀出口经液控单向阀到达液压缸，液控单向阀压差为0.28 MPa，所以比例阀出口压力为6.28 MPa，所以伺服阀压降为9.95-6.28=3.67 MPa。所以系统的总压力损失为 MPa 与估算数值相当，所以估取值正确，不用重算。6.2 液压系统发热、

40、温升计算由系统的输入功率减去液压缸的输出功率即可作为液压系统的功率损失，如该功率损失能全部转化为热量，即为系统的发热功率。泵的驱动功率为 kW液压缸有效输出功率为 W=5 kW系统发热功率为 kW系统散热功率为 (6.2)式中：k散热系数（），查机械设计手册，取k=15.13 ； A油箱的散热面积（m2）； 系统液压油的工作温度（），取； 环境温度（），取。 邮箱的散热面积为 m2 所以系统的散热功率为 W 系统温升为结论：由于系统温升大于，所以不满足系统的散热要求，需加冷却器冷却。6.3 冷却器的计算与选型 冷却器的冷却面积计算： （6.3）式中：k传热系数（），选取列管式冷却器，效率较高，

41、k=465； 平均温差（）。 （6.4）式中：进口和出口油温（），； 进口和出口水温（），。 所需冷却器的冷却面积为 m2考虑到冷却器长期使用时，设备腐蚀和油垢水垢对传热的影响，冷却面积应比计算值大30%，所以实际的冷却面积为： m2根据冷却器的冷却面积1.95 m2选择冷却面积为2.1 m2的冷却器，型号为GLC2-2.1。冷却器需要的冷却水量可按下式计算 （6.5）式中：所选油液的比热容（kJ/(kgC)）， kJ/(kgC)； 水的比热容（kJ/(kgC)）， kJ/(kgC)； 水的密度（kg/m3）， kg/m3。所需冷却水的量为 m3/s L/min6.4 加热器的计算与选型液压系

42、统中的油温，一般应控制在3050°C范围内。最高不应高于70°C，最低不应低于15°C。油温过高，将使油液迅速老化变质，同时使油液的粘度降低，造成元件的内泄露量增加，系统效率降低。油温过低，使油液粘度过大，造成泵吸油困难，油温的过高或过低都将引发系统工作不正常，为保证油液能在正常的范围内工作，需对系统油液的温度进行必要的控制。油液经冷却后也可能不满足系统的要求造成油温过低。此时需对油液进行加热。加热器发热能力的计算可按下式估算 （6.6）式中：H加热器的发热能力（W）； V油箱内油液体积（m3）； 油加热后的温升（）； T加热时间（s），取T=3600s。 kW电

43、加热器的功率为 （6.7）式中： 热效率，取=0.50.8，这里取=0.7。 kW所以选取上海电热电器厂的电加热器功率为5 kW，型号为GYY4-220/5。7 液压控制系统的安装调试和故障处理近年来，液压技术在各个领域中得到了广泛的运用，液压系统已成为主机设备中最关键的部分之一。但是，由于设计、制造、安装、使用和维护等过程中存在的不足和缺陷，影响了液压系统的正常运行。因此，只有了解了液压系统的工作原理以及液压系统的设计、制造、安装、使用和维护方面的知识，才能保证液压系统的正常运行和充分发挥其技术的优势。7.1 液压控制系统的安装与调试7.1.1 液压系统的安装液压系统在安装质量好坏，是关系到

44、液压系统能否可靠工作的关键，因此必须正确、合理地完成安装过程中的每个环节。液压系统在安装以前，要仔细观察安装现场，和设计图纸相配合比较，做出最好的安装方案和液压系统的布置。液压系统的安装布置要能满足安装和维护的方便，要有足够的安装和维护的空间。在安装以前要将各安装件清洗干净，液压阀在安装时要对位安装不能将进油口和回油口装反，否则会发生事故；液压管件在安装时进行现场配管，管件焊接后要清理干净焊渣，检查焊缝周围有没有裂纹、气孔、夹杂物和飞溅，并且焊接要保证油路的密封性；管接头的安装不应太松弛，密封性要好。安装设备应根据实际平面布置图对号装位，电动机和液压泵在安装时应满足液压泵和电机轴的中心线在同一

45、直线上，联轴器在安装时应加保护罩，防止污染。液压系统安装完成后要仔细检查元件的安装是否正确对位，管件是否安装正确，管接头是否松弛，液压油路走向，最后要检查液压油路的密封性看是否有漏油现象，如果发现问题及时解决，解决问题后再检查，检查无误后进行调试。7.1.2 液压系统的调试液压设备在安装完成后都要进行调试，使其在满足各项技术参数的前提下，按实际生产工艺要求进行必要的调整，使其在超过负载的情况下也能正常工作。调试前要根据液压原理图系统的装配图等技术文件，再次检查管路连接是否正确、可靠，油箱内的油液是否达到规定的高度和各元件的位置是否正确。在检查完毕后确认液压系统周围无杂物，调试现场要安放明显的安全设施标志，并由专人看管和调试设备。调试时先将泵吸油口处、主油路上、控制油路和回油路上的截止阀打开，将液压比例阀的开口