运卷小车设计说明书正文

1、大学毕业设计说明书（毕业论文）第一章 绪论1.1 文献综述1.1.1 课题研究背景 高速线材轧机以其精确的孔型设计，合理的张力及活套控制，单线无扭高速连续轧制方式，以及足够的轧机刚性结构和耐磨的轧辊材质，保证了产品具有普通轧机所难以保持的断面尺寸精度。通常高速线材轧机的产品断面尺寸精度能达到±0.1mm（对5.58.0mm的产品而言）及±0.2mm（对9.016mm产品及盘条而言），断面不圆度不大于断面尺寸总偏差的80%。近年来又出现了成圈前的规圆设备，能把断面尺寸偏差控制到±0.05mm。 多种形式的轧后控制冷却技术是高速线材轧机不可分割的组成部分，当今轧后控制

2、冷却工艺与设备可以对所有钢种，甚至非铁基合金线材进行控制冷却，从而得到能满足不同需要的金属显微组织和性能。近年来通过轧制中的水冷和相应的变形分配所形成的控制轧制工艺，与轧后控制冷却相配合，使高速线材轧机对产品显微组织及力学性能的控制水平更高。 1993年，天津天钢集团公司首先由美国摩根公司引进第五代超重负荷V型轧机，标志着我国高线轧机的技术装备与国际先进水平接轨。其后五年间，相继又有湘钢、包钢、沙钢、昆钢、武钢、宝钢引进了同等水平的8条高线（沙钢引进两条单线轧机，武钢引进为双线轧机）。正在建设即将投产的杭钢和安阳钢厂的单线轧机也具有同样的水平。高线生产线采用的是液压传动，与机械传动相比，液压传

3、动更容易实现运动参数（流量）和动力参数（压力）的控制。而纯机械传动一般只进行有级变速，而且一般情况下体积比较大，并且布局方式和控制方式受到限制。由于液压传动具有传递效率高，可进行恒功率输出控制，功率利用充分，系统结构简单，输出转速可以无级调速，可正反向运转，速度刚性大，动作实现容易，而且液压传动调节便捷布局灵活，尤其在高危工作环境还可以远程控制等突出优点，液压传动在现代化的工业发展中得到广泛的应用。回顾线材轧机的演变给人们的启示是：线材轧机是朝着高速单线、无扭、自动化方向发展，以满足用户对线材产品的要求：大盘重，高精度和优良的使用性能与金相组织等，这样复二重轧机已不能适应。从七十年代末到现在，

4、我国一些主要钢铁企业先后引进了国外先进的高速线材轧机技术与装备。与此同时，我国自行设计研制的高速线材轧机也取得逐步成效。这使我国的线材生产发生了重大变化，一批集中了线材轧机新成就的现代高速线材轧机在我国兴建，使我国的线材轧机的线材生产由落后的三十至四十年代水平一跃提到七十年代末至八十年代的先进水平，大大提高了我国线材生产同世界先进水平的差距，并通过合作制造设备和备品备件的国产化的途径，对我国现有线材轧机的技术改造提供了有利条件。可以预见，带有45°无扭精轧机组的控制冷却系统的高速线材轧机将会成为我国线材生产的主力军。1.1.2 液压技术的发展趋势社会需求永远是推动技术发展的动力，降低

5、能耗、提高效率、适应环保需求、机电一体化、高可靠性等是液压技术继续努力的永恒目标，也是液压产品参与市场竞争是否取胜的关键。液压技术广泛应用了高技术成果使液压系统和元件的质量、水平有一定的提高。尽管如此，走向二十一世纪的液压技术不可能有惊人的技术突破，应当主要靠现有的技术改进和扩展，不断扩大其应用领域以满足未来的要求。其主要发展趋势将集中在以下几个方面：1.1.2.1 减少能耗，充分利用能量液压技术在将机械能转换成压力能及其正反转换方面，已取得很大的进展，但一直存在能量损耗，主要反映在系统的容积损失和机械损失上。如果全部压力能都能得到充分利用，则将使能量转换过程的效率得到显著提高。1.1.2.2

6、主动维护液压维护已从过去简单的故障拆修，发展到故障预测，及发现故障苗头时，预先进行维修，清除故障隐患，避免设备恶性事件的发展。1.1.2.3机电一体化电子技术和液压传动技术相结合，使传统的液压传动与控制技术增加了活力，扩大了应用领域。实现机电一体化可以提高工作的可靠性，实现液压系统柔性化、智能化，改变液压系统效率低、漏油、维修性差等缺点，充分发挥液压传动输出力大、惯性小、响应快等优点。1.1.2.4 液压行业液压元件将向高性能、高质量、高可靠性、系统成套方向发展；向低能耗、低噪声、低振动、无泄漏以及污染控制、应用水基介质等适应环保要求方向发展；开展高集成化高功率密度、智能化、机电一体化以及轻小

7、型微型液压元件；积极采用新工艺、新材料和电子、传感等高新科技。液压传动和控制广泛应用于电子技术、计算机技术、信息技术、自动控制技术及新工艺、新材料的新成果，而其向自动化、高精度、高效率、高速化、高功率、小型化、轻量化方向发展。因此，采用液压传动可使工业企业易于实现智能化、节能化和环保化，而这已成为当前和未来的发展趋势。1.1.3本文设计内容 本文主要是液压系统的设计计算，包括液压原理图的设计，系统压力的确定，液压缸、油管、阀、油泵（马达）、电机的计算与选择、冷却系统的设计计算、油箱的设计计算，系统的发热计算等。1.2液压技术简介1.2.1液压传动的发展概况 液压传动相对于机械传动来说，是一门发

8、展较晚的技术。在第二次世界大战期间，由于战争的需要，出现了由响应迅速、精度高的液压控制机构所装备的各种军事武器。第二次世界大战结束后，液压技术迅速转向民用工业，液压技术不断应用于各种自动机及自动生产线，从而使它在机械制造、工程机械、农业机械、汽车制造等行业得到广泛应用。1.2.2液压传动的优点1. 在同等体积下，液压装置能比电气装置产生出更多的动力。在同等的功率下，液压装置体积小，重量轻，功率密度大，结构紧凑。液压马达的体积和重量只有同等功率电机的12%左右。2. 液压装置工作比较平稳。由于重量轻、惯性小、反应快，液压装置易于实现快速启动、制动和频繁的转向。液压装置的换向频率，在实现往复回转运

9、动时可达每分钟500次，在实现往复直线运动时可达每分钟1000次。3. 液压装置能在大范围内实现无级调速，它还可以在运行过程中进行调速。4. 液压传动易于自动化，它对液体压力、流量或流动方向易于进行调节和控制。当将液压控制和电气控制、电子控制或气动控制结合起来使用时，整个传动装置能实现很复杂的顺序动作，也能方便的实现远程控制。5. 液压装置易于实现过载保护。液压缸和液压马达都能长期在堵转状态下工作而不会发热，这是电气传动装置和机械传动装置无法办到的。液压件能自行润滑，使用寿命较长。6. 由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，液压系统的设计、制造和使用都比较方便。液压元件的排列布置也有较大

10、的机动性。7. 液压传动实现直线运动远比机械传动简单。（孙正培1993）1.2.3 液压传动的缺点1. 液压传动不能保证严格的传动比，这是由液压油的可压缩性和泄露等因素造成的。2. 液压传动在工作过程中常有较多的能量损失（摩擦损失、泄露损失等），长距离传动时更是如此。3. 液压传动对油温变化比较敏感，它的工作稳定性很容易受到温度的影响，因此不宜在很高或很低的温度条件下工作。4. 为了减少泄露，液压元件在制造精度上要求较高，因此它的造价较高，而且对工作介质的污染比较敏感。5. 液压传动要求有单独的能源。6. 液压传动效率低。7. 液压传动出现故障时不易找出原因。总的来说，液压传动的优点是突出的，

11、它的一些缺点有的现已大为改善，有的将随着科学技术的进步得到克服（官忠范 1989）。第二章 液压系统设计目前，有关液压系统设计计算的一些理论和方法还不够完善，主要是半经验的设计方法。随着液压技术特别是计算机技术的迅速发展，一定会有完备的理论和方法的不断充实和完善，比如已经开始应用并在发展和实践的计算机辅助设计和液压系统的逻辑设计，都将会成为一种科学的设计工具。 液压系统设计，除了应符合其主机在动作循环和静、动性能等方面所提高的要求外，还必须要满足结构简单、使用维护方便、工作安全可靠性好、成本低、效率高、寿命长等条件（张立平 1997）。2.1 液压系统设计要求及有关设计参数 2.1.1设计参数

12、运卷小车上升和下降所需时间：3 s；托辊液压缸活塞杆程行：252mm；托辊液压缸无杆腔供油活塞杆最大受力：220KN；托辊液压缸有杆腔供油活塞杆最大受力：100KN；运卷小车转臂伸出和缩回所需时间：3 s；运卷小车转臂液压缸活塞杆程行300m；运卷小车转臂液压缸无杆腔供油活塞杆最大受力：110/2 KN；运卷小车转臂液压缸有杆腔供油活塞杆最大受力：系统背压；运卷小车转臂马达转速：126 ；2.1.2 毕业设计任务 1. 完成设计计算说明书，在2万字左右。要求文字通顺、书写工整、条理清晰， 说明透彻，计算准确、资料齐全、按统一规定格式、封面、装订成册，要求全部计算机打印。 2. 制图：要求装配图

13、和零部件图符合工程制图规范，要求至少1张1#图纸手工绘制，其它图纸CAD或CAXA绘制，本设计要求完成如下图纸设计。 运卷小车总装配图，0#； 液压泵站，0#； 液压原理图，1#； 零件图，2×1#； 集成块单元回路图，0#。2.1.3 专题部分要求 1、运卷小车总体方案设计； 2、液压系统设计； 3、液压油路板的设计； 4、液压泵站的设计； 5、操作和设备维护； 6、结束语。2.1.4 本题目设计的重点和难点本设计题目的重点：液压系统的设计。本设计题目的难点：液压集成板的设计。2.2 制定并筛选系统方案 2.2.1制定系统方案液压系统方案设计的目的是在满足主机功能的前提下，优选出综

14、合性能指标最优的液压系统方案。首先根据技术要求确定执行原件的种类、数量、动作顺序和动作条件，拟定驱动执行原件的基本回路。分部考虑驱动回路、控制回路、液压源回路等基本控制部分，然后综合得到总的液压系统。最后再进一步考虑安全性、节能、寿命等因素，对此基本系统进行修改补充，使之趋于完善，获得在满足技术要求的条件下，最少液压元件组成的最优液压系统。本系统采用一台液压泵供油，一套液压泵以及配套的电机备用，这样可以提高系统的安全性。系统采用恒压变量泵供油，此种泵具有装机功率小、运行功率因数高、主机行程次数快、液压功率损失小、系统发热小等特点，而且在压力不变的情况下更节约能源。系统采用电磁换向阀对执行元件的

15、方向进行控制。电磁阀的性能及成本都介于普通阀和伺服、比例阀之间，能很好的满足本系统的设计要求。而且系统还采用单向节流阀对液压缸和液压马达进行速度控制，采用液压锁平衡系统的压力以及对系统进行短时间的保压。从技术经济角度考虑，系统应该尽量选择统一型号的油管、阀以及其他液压辅助元件，而且应该尽量遵循就近原则，这样有利于供货商供货，厂家售后服务，从而降低成本，缩短设计维修周期进而提高效益。 2.2.2 拟定液压系统图 拟定液压系统图是整个液压系统中最重要的一步，它从作用原理上和结构上组成上 具体体现设计任务中提到的各项要求。拟定液压系统图包括两项内容：通过分析对比选出合理的液压回路；把选出的液压回路组

16、成液压系统。 2.2.2.1 确定选择基本回路 它是决定主机动作和性能的基础，是构成系统的骨架。选择回路时既要考虑调速、调压、换向、顺序动作、同步动作、动作互锁等要求，也要考虑节省能源、减少发热、减少冲击、保证动作精度等问题。各基本回路如下图所示： 图2.1 调速回路 图2.2 平衡回路图2.3 锁紧回路2.2.2.2 调速方式的选择 在液压系统中，调速回路是液压系统的核心。往往调速方式一经确定，油液的循环形式、油源的结构形式、乃至其他回路的选择，都受到影响，为此必须对它多加推敲。液压调速分为节流调速、容积调速和容积节流调速三大类。本系统采用回油节流调速，其优点是给予背压，以抗拒负的负载产生，

17、防止突进，实现动作比较平稳。2.2.2.3 综合考虑组合液压系统图 综合考虑拟定液压系统图时，应注意一下几方面的问题：1、 组合基本回路时，要注意回路间可能存在的相互干扰。2、 提高系统效率，防止系统过热。3、 防止液压冲击。4、 确保系统安全可靠。5、 为了调整和检修上的方便，在拟定液压系统图时，就应在需要检测系统的地方，设置工艺街头以便于安装检修仪表（成大先 1993）详情见图运卷小车液压系统原理图图2.4 液压系统原理图第三章 液压系统参数的计算经过上一节液压系统的设计方案的设计，液压系统的控制逻辑已经确定。接下来的任务就是选择合理的工作参数和确定适宜的液压元件。对于统一方案的液压系统，

18、由于参数设计的不同，其液压元件的选型是有区别的。又由于不同参数液压元件的性能不同，导致液压系统性能的差异，为了获得最佳的工作参数和合理的液压元件，液压元件选型与参数设计时同步进行的。3.1 工况分析 该液压系统是包钢天诚线材有限公司高速线材轧机上的辅助设备，它的作用是把卷取机上卷好的钢卷转移到C型钩上最后经冷却后到达打捆机。工作的个动作分别为由液压缸驱动的托辊做上下往复直线运动、液压缸驱动转臂支持机构的直线运动、液压马达驱动转臂的往复运动以及由电动机驱动的运卷小车的往复运动。系统所处工作环境的温度大约为35 50,粉尘较小。根据设备专业要求，选择单活塞杆双作用液压缸，工作压力为中高压及压力应在

19、10Mpa 16Mpa。3.2 液压执行原件的计算与选型液压缸是液压系统中的执行元件，它是一种把液体的压力能转换成机械能以实现直线往复运动的能量转换装置。初定液压缸工作压力，液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑一下因素：1、 各类设备的不同特点和使用场合。2、 考虑经济和重量因素，压力选的低，则元件尺寸大，重量重；压力选的高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。3、 液压缸的安装方式要根据负载特性和运动形式妥善选择，要使液压缸所受载荷沿动作方向而在径向不受载荷（张展 1993）3.2.1 托辊液压缸的计算和选型已知参数：无杆腔供

20、油活塞杆最大受力：220KN；有杆腔供油活塞杆最大受力：100KN；活塞杆行程：252mm；活塞杆打行程的动作时间：3 s3.2.1.1 液压缸主要结构尺寸的确定（液压缸无杆腔供油时）1. 液压缸内径的计算： 根据公式：F=式（3.1） 选自机械设计手册式37.515 式中：A1= 无杆腔活塞有效工作面积m； 有杆腔活塞有效工作面积m； 外载荷N； F 活塞受力N； 液压缸的工作腔压力Pa； 液压缸回油腔压力Pa（其值根据回路的具体情况而定，查机械设计手册表37.55取）； 活塞杆直径； 活塞的直径； 液压缸机械效率。令：杆径比 =； （查机械设计手册表37.56取=0.7） 有： 式（3.2

21、）其中： 把数据代入式（3.2）中得：=138.0根据液压缸的内径的推荐值选：2. 验算系统的压力：由式（3.1）可得： 式（3.3）把已知参数代入式（3.3）有： 因而初定压力符合要求，故本系统额定压力为16MPa3. 液压缸最高允许压力的确定最高允许压力也是动态试验压力，是液压缸在瞬间所能承受的极限压力： 式中： ：额定压力为16MPa代入数据：选最高压力为：18MPa4. 耐压试验压力的确定 耐压试验压力是液压缸在检查质量时需承受的试验压力，在此压力下不出现变形、裂缝或破裂。 3.2.1.2 活塞杆直径的计算 由： 得 式（3.4）把元整到推荐值得：由：其中： 活塞无杆侧有效面积m 活塞

22、有杆侧有效面积m3.2.1.3活塞杆缩回时的实际受力（液压缸有杆腔供油） 根据公式： 即： 式 （3.5）式中： ：液压缸工作腔压力Pa； ：液压缸回油腔压力Pa； ：活塞无杆侧有效面积m； ： 活塞有杆侧有效面积m。其中： 把数据代入式（3.5）中得：满足受力要求3.2.1.4液压缸的流量计算（一） 活塞杆外推1. 活塞外推时的线速度 1).活塞瞬间线速度 式（3.6）式中： 活塞线速度 A 活塞的有效作用面积（当杆外推时为,内拉时为）液压缸的流量当=常数，=常数，但实际上活塞在行程两端各有一个加速或减速阶段（见图3.1） 图3.1 活塞线速度随时间变化图2).活塞外推时活塞的平均线速度 式

23、（3.7） 式中： 活塞行程m； 活塞在单一方向全程的运动时间s；设计给定值： 则有： 3). 活塞杆外推时活塞的最高线速度 式（3.8）式中： 活塞的线速度系数 由活塞的线速度图可知：=1.1因此：0.09242. 活塞杆外推时液压缸的最大体积流量 式（3.9）式中： 容积效率，查机械设计手册第五版第五卷取 代入数据： 但活塞在行程开始时的加速阶段和行程结束的减速阶段非常短暂，在工程实际应用中一般忽略。因此可以认为活塞在行程的过程中保持恒定速度运动。则液压缸的流量： （二）. 活塞杆缩回1. 活塞缩回时的线速度 活塞缩回时的速度与伸出时相同，在此不做重复计算，直接引用上面的结果： 2.杆外推

24、时液压缸的最大体积流量式中：容积效率，取 代入数据： 但活塞在行程开始的加速阶段和行程结束的减速阶段非常短暂，在工程实际应用中一般忽略。因此可以认为活塞在行程的过程中保持恒定速度运动。则液压缸的流量为： 3.2.1.4 液压缸的功和功率液压缸所做的功为： 式（3.10）功率则为： 式（3.11）由于： 代入式（3.11）中则有： 式 （3.12）即：液压缸的功率等于压力与流量的乘机式中： ：液压缸的负载（推力或拉力）N； ：活塞的行程； ：活塞的运动时间； ：活塞的运动速度； ：工作压力； ：输入流量。活塞杆伸出时已知参数： 代入式（3.12）中得： 2.活塞杆缩回时已知参数： 代入式（3.1

25、2）中得： 3.2.1.4液压缸的总效率液压缸的总效率有以下组成：1. 机械效率：有活塞及活塞杆密封处的摩擦阻力所造成的摩擦损失，在额定压力下，通常取：2. 容积效率由各密封件泄露所造成，通常取活塞密封为弹性材料时，活塞密封为金属环时3. 作用力效率 由排油口背压所产生的反作用力造成。当排油直接回油箱时 液压缸的总效率： 式（3.13）3.2.1.7 油口尺寸的计算1. 油口处油液流速的选择 查机械设计手册表37.5-11 压油口： 回油口： 本系统初选： 压油口： 回油口： 2. 油口内径的计算1). 压油口内径的计算 根据公式： 式 （3.14）式中： 油口内径，； 油口处油液流量，； 油

26、口处油液流速，。其中： 把数据代入式（3.14）中得： 取油口标准直径为20mm2）回油口直径的计算 根据公式： 式 （3.14）式中： 油口内径，m； 油口处油液流量，； 油口处油液流速，。 其中： 把数据代入式（3.14）中得： 取油口内径为203.2.1.8 液压缸型号的选择 选冶金设备用尾部耳环式缓冲液压缸 适用介质：液压油、机械油、乳化液（不适用于磷酸酯）适用温度：-40+120压力级：结构：双作用单杆活塞杆液压缸型号： UY WE 11 140252211 -163.2.2 转臂液压缸的计算和选型已知参数： 无杆腔供油活塞杆最大受力：110/2KN有杆腔供油活塞杆最大受力： 系统的

27、背压活塞杆行程：300mm活塞杆单行程的动作时间：3s3.2.2.1 液压缸内径的确定（液压缸无杆腔供油时）1. 液压缸内径的计算： 根据公式： 式（3.1）式中： 无杆腔活塞有效工作面积； 有杆腔活塞有效工作面积； 外载荷N；活塞受力N； 液压缸工作腔压力； 液压缸回油腔压力； 活塞杆直径m； 活塞直径m； 液压缸机械效率。令：杆径比；（ 查机械设计手册表37.56取）有： 式（3.2）其中： （查机械设计手册表37.55取） 把数据代入式（3.2）中得：根据液压缸的推荐值选：2.验算系统的压力： 由式（3.1）可得： 式（3.3）把已知参数代入式（3.3）有： 因而初定压力符合要求，故本系

28、统的额定压力为163. 液压缸最高允许压力的确定最高允许压力也是动态试验压力，是液压缸在瞬间所能承受的极限压力： 式中： ：额定压力代入数据： 选最高压力为：184. 耐压试验压力的确定耐压试验压力是液压缸在检查质量时需承受的试验压力，在此压力下不会出现变形或破裂 3.2.2.2 活塞杆直径的计算由得： 式（3.4）把圆整到推荐值得：由 可知： 其中： ：活塞无杆侧有效面积m ：活塞有杆侧有效面面积m3.2.2.3 活塞杆缩回时的实际受力（液压缸有杆腔供油）根据公式： 即： 式（3.5）式中： 液压缸的工作腔压力； 液压缸的回油腔压力； 活塞无杆侧有效面积； 活塞有杆侧有效面积。其中： 把数据

29、代入式（3.5）中得： 满足受力要求。3.2.2.4 液压缸的流量计算（一）. 活塞杆外推1. 活塞外推时的线速度1). 活塞瞬间线速度 （）式中： ：活塞的线速度（） 活塞的有效作用面积（当杆外推时为，内拉时为） ：液压缸的流量当=常数时，=常数，但实际上活塞在行程两端各有一个加速或减速阶段（见图3.3） 图 3.2 活塞线速度随时间变化图2). 活塞外推时活塞的平均速度 式（3.7）式中： 活塞行程m； 活塞在单一方向全程的运动时间s；设计给定值： 则有： 3).活塞杆外推时活塞的最高线速度 式（3.8）式中： 活塞的线速度系数有活塞的线速度图可知： =1.1因此： 3.活塞杆外推时液压缸

30、的最大体积流量 式（3.9）（方桂花2002）式中： 容积效率，取=0.98代入数据：但活塞在行程开始时的加速阶段和行程结束的减速阶段非常短暂，在工程实际应用中一般忽略。因此可以认为活塞在行程中保持恒定速度运动。则液压缸流量为：（二）活塞杆缩回1. 活塞缩回时的线速度活塞缩回时的速度与伸出时相同，在此不做重复计算，直接引用上面的结果： 2.活塞杆外推时液压缸的最大体积流量 式（3.9）式中： 容积效率，取=0.98代入数据： 但活塞在行程开始的加速阶段和行程结束的减速阶段非常短暂，在工程实际应用中一般忽略。因此可以认为活塞在行程过程中保持恒定速度运动。则液压缸的流量为：3.2.2.5 液压缸的

31、功和功率液压缸所做的功为： 式（3.10）（雷天觉1990） 功率则为： 式（3.11）由于： 代入式（3.11）中则有： 式（3.12）即：液压缸的功率等于压力与流量的乘积式中： ：液压缸的负载（推力或拉力）N； ：活塞的行程m； ：活塞的运动时间S； ：活塞的运动速度； ：工作压力Pa； ：输入流量。1.活塞杆伸出时已知参数： 代入式（3.12）中得： 2.活塞杆缩回时已知参数： 代入式（3.12）中得： 3.2.2.6液压缸的总效率液压缸的总效率有以下组成：1.机械效率：有活塞及活塞杆密封处的摩擦阻力所造成的摩擦损失，在额定压力下，通常取：2.容积效率由各密封件泄露所造成，通常取活塞密封

32、为弹性材料时，活塞密封为金属环时3.作用力效率 由排油口背压所产生的反作用力造成。当排油直接回油箱时 液压缸的总效率： 式（3.13）3.2.2.8油口尺寸的计算1.油口处油液流速的选择查机械设计手册表37.5-11 压油口： 回油口： 本系统初选： 压油口： 回油口： 2.油口内径的计算1). 压油口内径的计算 根据公式： 式 （3.14）式中： 油口内径； 油口处油液流量； 油口处油液流速；其中： 把数据代入式（3.14）中得： 2).回油口内径的计算根据公式： 式中： 油口内径m； 油口处油液流量； 油口处油液流速。 其中： 把数据代入式（3.14）中得： 取油口内径为133.2.2.8

33、液压缸型号的选择选冶金设备用尾部耳环式缓冲液压缸适用介质：液压油、机械油、乳化液（不适用于磷酸酯）适用温度：-40+120压力级：结构：双作用单杆活塞杆液压缸型号： UY WE 11 80300-163.2.3液压马达的计算与选型 液压马达是液压系统中的执行元件，它是一种把液体的压力能转换成机械能以实现回转运动的能量转换装置。液压马达要考虑的因素有工作压力、转速范围、堵转扭矩、运行扭矩、总效率、容积效率、滑差特性、寿命等机械能及在机械设备上的安装条件、外观等。 确定了所用液压马达的种类之后，可根据所需要的转速和转矩从产品系列中选出能满足需要的若干种规格，然后利用各种规格的特性曲线查处（或算出）

34、相应的流量和总效率。3.2.3.1 液压马达类型的选择 根据工况情况选QJM液压马达。该液压马达的特点：运动副惯量小，钢球结实可靠，故该液压马达可以在较高转速和冲击载荷下连续工作。摩擦副惯量小，配油轴与转子内力平衡，球塞副通过自润滑复合材料制成球垫传力，并具有静压平衡和良好的润滑条件，采用自动补偿磨损的软性塑料活塞环密封高压油，因而具有较高的机械效率和容积效率，能在很低的转速下运转，启动转矩大。因结构具有的特点，该型马达所需回油路背压较低，一般为0.30.8MPa，取背压。（查机械设计手册第五版21-252）3.2.3.2 计算液压马达的排量已知参数： 转速 负载转矩 根据公式： 式（3.15

35、）式中： 液压马达的排量； 液压马达最高工作压力； 液压马达的背压； 液压马达的机械效率，叶片马达取0.80.90；齿轮马达取0.850.95；轴向柱塞马达取0.920.99；取 液压马达受到的最大负载转矩。把已知数据代入式（3.15）中得： 则液压马达的流量为： 3.2.3.3 液压马达型号的选择根据以上计算数据查阅产品手册，最后确定选取1QJM210.8型液压马达。性能参数： 额定压力： 最大压力： 转速范围： 排量： 0.808 额定输出转矩： 1913 3.3 液压泵的选型 液压泵是一种将机械能转换为液压能的能量转换装置，它为液压系统提供具有一定压力和流量的液压流，是液压系统的一个重要

36、组成部分。液压泵性能的好坏直接影响液压系统工作的可靠性和稳定性。（液压与气压传动 王积伟）液压泵是液压系统的动力源。要选用能适应执行原件所要求的压力发生回路的泵，同时要充分考虑可靠性、寿命、维修性等以便所选的泵能在系统中长期运行。选择液压泵时要考虑的因素有工作压力、流量、转速、定量或变量、变量方式、容积效率、总效率、寿命、原动机的种类、噪声、压力动脉率、自吸能力等，主要考虑与液压油的相容性、尺寸、重量、经济性、维修性。液压泵的输出压力应是执行元件所需压力与配管的压力损失和控制阀的压力损失之和。它不得超过样本上的额定压力。强调安全性、可靠性时，还应有留有较大的余地。样本上的最高压力是短期冲击时允

37、许的压力。如果每个循环中都发生冲击夺力，泵的寿命会显著缩短，甚至损坏。（机械设计手册 成大先）3.3.1 确定液压泵的工作压力 （查机械设计手册第五卷 徐灏）液压泵最大工作压力 式（3.16）式中： 液压泵或液压马达的最大工作压力，； 液压泵出口到液压执行元件入口之间的总管路损失；初算时可按经验数据选取，当管路简单、流速不大的，取=0.20.5；当管路复杂或有调速阀时，取=0.51.5 其中：则有： 3.3.2 确定液压泵的流量 多液压泵（或马达）同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸(或马达)所需的最大流量，并要考虑到系统的漏损和液压泵磨损后容积效率的下降，即 式（3.17） 式

38、中：系统的泄漏系数，一般取1.11.3，取；同时动作的液压缸（或马达）的最大流量，可从（Q-t）上查得，对于工作过程中始终用节流调速的系统，还需加上溢流阀的最小流量，一般取，即。 系统同时工作的只有转臂液压马达和转臂液压缸其最大流量为托辊液压缸的最大流量为87把已知数据代入式（3.16）中得： 3.3.3 选择液压泵的型号按式（3.16）确定的仅是系统的静态压力。系统工作过程中的动态压力，其最大值往往比静态压力要大很多，所以为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比系统工作压力大25%60%（本系统取40%）。 则选取液压泵时的最高压力 又因为本系统液压泵为两台（两台泵型号相同）使用

39、一台备用，即一台液压泵动作，一台备用，则每台泵的流量为： 再结合工况选 T6型号定量叶片泵特性参数：压力：24.528MPa转速：6002800 r/min排量：10214mL/r3.3.4 确定驱动液压泵的驱动功率 根据公式： 式（3.19） 式中： 液压泵的最大工作压力Pa 液压缸泵的额定流量 液压泵的总效率,叶片泵为0.60.7取 其中： 把数据代入式（3.19）中得：根据上述计算结果选择Y2-280M-2型电机特性参数： 额定功率：90kw 转速：2970 r/min 效率：93.8% 转动惯量：0.6753.4 液压控制元件选型 选定液压控制元件时，要考虑的因素有压力、流量、工作方式

40、、连接方式、节流特性、控制性、稳定性、油口尺寸、外形尺寸、重量等，但价格、寿命、维修性等也需考虑。液压控制元件的容量要参考制造厂样本上的最大流量值及压力损失值来确定。3.4.1 电磁换向阀的选择 电磁换向阀借助于电磁铁吸力推动阀心动作来改变液流流向。这类阀操纵方便，布置灵活，易实现动作转换的自动化，因此应用最广泛。换向阀使用时的压力、流量不要超过制造厂样本的额定压力、额定流量；否则液压卡进现象和液动力的影响往往引起动作不良。尤其在液压缸回路中，活塞杆外推和内缩时回油流量是不相同的。内缩时回油流量比泵的输出流量还大，流量放大倍数等于缸两腔活塞面积之比，要特别注意。压力损失对液压系统的回路效率有很

41、大影响，所以确定阀的通径时不仅考虑换向阀本身，而且要综合考虑回路中所有阀的压力损失、油路板的内部阻力和管路阻力等。 换向阀的中位滑阀机能关系到执行元件停止状态下位置保持的安全性，必须考虑内泄漏和背压情况，从回路上充分论证。另外，最大流量值随滑阀机能的不同会有很大变化，应予以注意。滑阀机能对换向阀的换向性能和系统的工作特性有着重要的影响。在分析和选择三位换向阀的中位工作机能时，通常考虑一下因素：（1） 系统保压；（2） 系统卸荷；（3） 换向平稳性和精度；（4） 起动平稳性；（5） 液压缸“浮动”和在任意位置上停止；3.4.2 单向阀和液控单向阀的选择 单向阀的开启压力取决于内装弹簧的刚度。一般

42、来说为减小流动力可使用开启压力低的单向阀。当流过单向阀的流量远小于额定流量时，单向阀有时会产生振动。流量越小，开启压力越高，有种含气越多，则越容易产生振动。单向阀常被安装在泵的出口，可防止系统压力冲击对泵的影响，另外泵不工作时可防止系统油液经泵倒流回油箱。单向阀还可分隔油路防止干扰。单向阀和其他阀组合便可组成复合阀。 打开液控单向阀所需要的控制压力取决于负载压力、阀芯受压面积及控制活塞的受压面积。液控单向阀的一般性能与普通单向阀相同，但有反向开启最小压力要求。3.4.3 节流阀的选择应用场合所需要的流量调节精度，应由所选的调速阀在整个调节范围内加以保证。样本上的精度值一般针对额定压力、最大流量

43、时的调节精度。实际使用压力、流量不同时精度也不同。对流量进行控制需要一定的压差，高精度的流量控制约需1MPa的压差。普通调速阀存在着流量跳动现象，这是因为开始调节时调速阀中的压力补偿器尚处于开启位置，全部压降都作用在节流口上，致使流量过大。为了克服它的不良影响，可选用手调补偿初始开度的调速阀或带外控关闭功能的调速阀。节流阀在液压系统中主要与定量泵、溢流阀和执行元件等组成节流调速系统。调节其开口，便可调节执行元件运动速度的大小。3.4.4 溢流阀的选择溢流阀是通过阀口的溢流，使被控制系统或回路的压力维持恒定，实现稳压、调压或限压作用。溢流阀有直动式和先导式。一般来说直动式响应较快，宜用作安全阀，

44、先导式启闭性较好，宜用作调压阀。启闭特性是选用溢流阀时要考虑的重要因素。如果启闭特性太差，则负载压力低于设定压力时溢流阀开始溢流，随着压力升高溢流流量加大，执行元件速度减慢，达到设定压力时执行元件停止。因此，执行原件速度在负载力大时变得不稳定，回路效率也显著降低。在系统中溢流阀的主要用途有：(1)作溢流阀，溢流阀有溢流时，可维持阀进口亦即系统压力恒定。(2)作安全阀，系统超载时，溢流阀才打开，对系统起过载保护作用，而平时阀是关闭的（3）作背压阀，溢流阀（一般为直动式的）装在系统回油路上，产生一定的回油阻力，以改善执行元件的运动平稳性。（4）用先导式溢流阀对系统实现远程调压或使系统卸荷。 溢流阀

45、的动态特性也是很重要的。在负载激烈变化下，希望溢流阀既响应快又稳定。溢流阀的调压范围可通过更换调压弹簧改变，但所用的弹簧的设定压力可能改变启闭特性（液压与气压传动）。对于本设计题目所用阀的具体参数及型号见表（3.1）序号名称型号规格最大实际流量L/min通径数量压力MPa流量L/min1出口单向节流阀DGMFN-5-Y-A-2W-B2W-3031.51201131612出口单向节流阀DGMFN-3-Y-A1W-4031.54033.91613出口单向节流阀DGMFN-5-Y-A2W-B2W-3031.5120104.11614液控单向阀DGMPC-5-Y-ABM-BAM-4031.56033.

46、91615液控单向阀DGMPC-5-Y-ABM-BAM-3031.5120104.11616三位四通电液换向阀DG4V-5-6CMU-H6-2031.51201131627三位四通电液换向阀DG4V-3S-6CMU-H6-60354033.91618平衡阀FD16PA/B3031.5200104.11619溢流阀EURG2-10-C-13-UC2124618116210单向阀DT8P1-06-30-10-UB21190181162表（3.1）阀的型号及参数【注】：以上液压阀选自威格士公司样品手册3.5 过滤器的选择 过滤器的功用是过滤混在油液中的杂质，把油液中的杂质颗粒大小控制在能保证液压系统

47、正常工作范围内。保持液压油清洁，对保证液压系统正常工作和延长液压元件寿命都具有重要意义。油中污粒可能来自外部，也可能来自油泵或其他元件正常磨损所产生的金属微粒。要把油中全部污物清除是不可能的。但可根据系统的工作要求，对污粒的尺寸和数量加以限定。对于中低压系统，一般要求油中的污粒不大于50um，高压系统不大于25um。在选用液压滤油器时，一般需要参考滤油器制造厂提供的样品产品。然而产品的样本一般只是给出基本的参数，而对具体使用条件不可能一一说明。因此，还必须根据具体的系统及其工作条件，考虑元件对污染的敏感性、工作压力及负载特性、流量波动、环境条件和对污染侵入的控制程度等因素。滤油器的类型与结构与

48、他在液压回路中的位置有关，在液压系统中，滤油器根据需要可安装在吸油路、压力油路和回油路中，也可以安装在主系统之外，组成单独的外过滤系统。（机械设计手册成大先 2008） 对于本系统而言，由于大多数阀及其他液压元件基本都属于常规元件；因此对油液的过滤要求不是太高，故本系统只设计了两套过滤装置(泵总吸油管处，总回油管处）综合上述技术要求再结合实际工况，滤油器的实际通流量应比过滤系统流量25%40%或者更大。本系统选过滤精度为20的高压管式纸质过滤器，型号为ZU-H25020S。 性能参数： 流量： 250 L/min 额定压力：32 过滤精度：20 允许最大压力损失：0.35 原始压力损失：0.1

49、5 质量： 24kg 3.6 蓄能器的计算与选择在液压系统中，蓄能器主要用来储存油液的压力能，它的主要功用是：（1）作辅助动力源 （2）维持系统压力 （3）减少液压冲击或压力脉动依照前面设计所选液压泵来分析，系统压力能及流量足够，故不需蓄能器储存和释放压力能，本系统蓄能器做应急动力源使用，即：突然停电、发生故障，油泵中断供油，蓄能器能提供一定的油量作为应急动力源，使执行原件能继续完成必要的动作（成大先2008）。3.6.1 蓄能器有效容积（蓄能器有效供油容积）的计算 根据公式： 式中： 应急操作时，各执行元件的耗油量（L） 系统泄露系数，一般取 =1.2对于液压缸： (L)式中：液压缸有效工作面积 液压缸工作行程对本系统来说，应急操作的执行元件有托辊液压缸、转臂液压缸和转臂马达又因为本系统采用三个蓄能器并联使用。因此有： 式中：液压马达流量 液压马达工作时间则故 又因为系统中使用三个蓄能器，单个蓄能器有效工作容积2).蓄能器容积的计算 其中： 系统的最低压力 系统最高压力 充气压力 按0.9充气 ，取 指数；等温度取把数据代入上式得：