冷轧轧机工作辊换辊装置液压系统设计

1.6 本课题所做的内容…………………………………………………………………...4

 5.4.4 出口压力补偿器的选择…………………………………………………………….23

        5.4.5 比例换向阀的选择…………………………………………………………………….26

 5.6.1 选择管道的材料..…………………………………………………………………….26

 5.6.2 管道内径的确定……………………………………………………………………….27

 5.6.3 管道壁厚的确定……………………………………………………………………….27

 5.8 液压油的选择………………………………………………………………………………….29

 7.1.2 设备平均寿命…………………………………………………………………………..35

第一章  绪论

1.1轧机的发展历史

   轧机是实现金属轧制过程的设备。泛指完成轧材生产全过程的装备﹐包括有主要设备﹑辅助设备﹑起重运输设备和附属设备等。但一般所说的轧机往往仅指主要设备。据说在 14 世纪欧洲就有轧机﹐但有记载的是 1480 年意大利人 达 ' 芬奇 (Leonardo da Vinci) 设计出轧机的草图。 1553 年法国人布律列尔 (Brulier) 轧制出金和银板材﹐用以制造钱币。此后在西班牙﹑比利时和英国相继出现轧机。 英国于 1766 年有了串行式小型轧机﹐ 19 世纪中叶﹐第一台可逆式板材轧机在英国投产﹐并轧出了船用铁板。 1848 年德国发明了万能式轧机﹐ 1853 年美国开始用三辊式的型材轧机，并用蒸汽机传动的升降台实现机械化。接着美国出现了劳特式轧机。 1859 年建造了第一台连轧机。万能式型材轧机是在 1872 年出现的﹔ 20 世纪初制成半连续式带钢轧机﹐由两架三辊粗轧机和五架四辊精轧机组成。中国于 1871 年在福州船政局所属拉铁厂 ( 轧钢厂 ) 开始用轧机﹔轧制厚 15mm 以下的铁板﹐ 6 - 120mm 的方﹑圆钢。 10 年汉冶萍公司汉阳铁厂装有蒸汽机拖动的横列双机架 2450mm 二辊中板轧机和蒸汽机拖动的三机架横列二辊式轨梁轧机以及 350/300mm 小型轧机。随着冶金工业的发展﹐现已有多种类型轧机。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﹑上轧辊平衡装置和换辊装置等组成。

传动装置：由电动机﹑减速机﹑齿轮座和连接轴等组成。齿轮座将传动力矩分送到两个或几个轧辊上。

1.2换辊的重要性：

    轧辊与轧辊轴承是轧机的重要部件。在轧制生产中，轧辊要与所轧金属直接接触，使金属产生塑性变形，因此轧辊是轧机的主要变形工具。轧辊是由各类轴承支承的。

    轧辊与轧辊轴承价格昂贵，是轧机大型消耗性部件，订货周期长，轧辊与轧辊轴承费用在钢厂备件消耗费及流动资金中占很大的比重。轧辊与轧辊轴承结构与材料及制造工艺均有特殊要求，轧辊与轴承是轧机系统重要的精密部件。

    轧辊与轧辊轴承工况恶劣，承受负荷大，磨损严重，故障机理复杂，同时又受到各类随机性参量的干扰，故障诊断与监测、使用维修历来存在较大的困难，意外的故障与事故(如断辊、轴承烧损等)时有发生，造成重大损失并严重影响生产线的正常秩序。

    轧机向着高速、重载、高强度、高刚度、高精度、连轧化和自动化方向发展，带来了轧辊与轧辊轴承的技术开发、设计制造、使用维护、检测与修复的革新与改进。

    综上所述，搞好轧机轧辊与轧辊轴承使用维修，对相关轧钢工程技术人员来说，任务艰局，意义深远。

    在轧钢生产中，当轧辊被磨损一定程度或更换产品品种时，应及时更换轧辊，尤其是工作辊。换辊工作包括拆卸旧轧辊，安装新轧辊和其他附件，换辊后轧机相应的工艺参数要作调整。换辊是轧钢生产过程的重要活动之一，与生产线的作业率及制品质量有关。换辊占用时间的长短，取决于换辊前的准备工作，换辊时的劳动组织和参加换辊的操作工人的技术熟练程度。

减少换辊时间，提高换辊质量。

    在很多情况下换辊占用大量时间，在一定程度上影响着轧制产品产量的提高。只有提高换辊速度，才能进一步提高轧制生产率。随着市场经济的发展，少批量多规格的市场需求，又大大地增加了换辊的频数。为此，减少换辊时间，提高换辊质量，是提高作业率、降低轧检废品，达到增产增收的重要手段之一。

1.3换辊装置及换辊过程：

 MPM轧机在换辊时，改进了以往的将轧辊和机架整体更换的方法，其换辊装置只需更换轧辊本身，机架是固定不动的。在每个机架都配有一个换辊小车，换辊小车安装在与每个机架内传动轴的相对一侧。每个小车都可地进行换辊操作，即每个轧辊都可单独更换。换辊小车由两个接收台架组成，接收台架的一端与小车铰接，另一端平放在换辊小车上。这两个接收台架由于一个摆放旧轧辊，一个摆放新轧辊，故称其为旧辊台架和新辊台架。换辊小车的全部动作都是由液压缸控制完成。换辊前先将旧辊台架在换辊小车平移液压缸的作用下移动到与机架中心线对应的位置。在旧辊台架旁的新辊台架上摆放好准备更换的新轧辊。换辊时，旧辊台架在换辊小车提升缸的作用下升起到与水平成 45°位置。这时位于机架内的主、辅推缸一起伸出将机架内的旧轧辊推出机架，其中辅推缸只起到一个辅助推动的作用，它的行程较短，当轧辊离开机架后是由主推缸将其推到旧辊台架上。当旧轧辊被推到位后，装在旧辊台架上的锁定液压缸伸出将旧辊锁定在台架。

以鞍钢1780生产线的工作辊换辊过程简介，换辊步骤共分七步骤进行换辊，此过程由PLC进行自动控制完成换辊。1.准备拉出旧的工作辊,2.轨道上升，工作辊台车前进至前进限(准备拉出旧的工作辊)，3.拉出一对旧工作辊放到侧移平台上，4.侧移平台从出口侧到入口侧移动，5.将出口侧一对新工作辊推入轧机，6.锁紧工作辊，轨道下降，7.准备再起动轧制。

1.4液压技术换辊的优点：

 现在换辊装置一般采用液压系统。液压传动与机械传动，电力传动，气压传动对比有许多的优点，如下：

1在运行中能实现无级调速，且调速范围较大，可达2000：1

2 在同功率的条件下，液压传动装置有体积小，重量轻，惯性小，结构紧凑，传递力矩大

3 工作比较平稳，反应快，冲击小

4 液压传动装置的控制调节简单操作方便省力，与电气配合能实现复杂的动作及远程控制

　5 液压系统装置易于实现过载，超载保护，是用油液为介质可实现自行润滑，使用寿命长。

1.5液压技术未来的发展前景和趋势：

液压技术是实现现代化传动与控制的关键技术之一，世界各国对液压工业的发展都给予很大重视。世界液压元件的总销售额为350亿美元。据统计，世界各主要国家液压工业销售额占机械工业产值的2%-3.5%，而我国只占1%左右，这充分说明我国液压技术使用率较低，努力扩大其应用领域，将有广阔的发展前景。但是近年来，液压气动技术面临与机械传动和电气传动的竞争，如：数控机床、中小型塑机已采用电控伺服系统取代或部分取代液压传动。其主要原因是液压技术存在渗漏、维护性差等缺点。为此，必须努力发挥液压气动技术的优点，克服缺点，注意和电子技术相结合，不断扩大应用领域，提高效率，同时降低能耗，适应环保需求，提高可靠性，这些都是液压气动技术继续努力的永恒目标，也是液压气动产品参与市场竞争是否取胜的关键。所以液压产品的发展趋势应集中在以下几个方面：

1.减少损耗，充分利用能量；

2.泄露控制，防止液体泄漏到外部造成环境污染和外部环境对系统的侵害；

3.污染控制，开发耐污染能力强的高效滤材和过滤器，开发油水分离净化装置和排湿  元件，以及开发能清除油中的气体、水分、化学物质和微生物的过滤元江及检测装置；

4.主动维护，开展液压系统的故障预测，实现主动维护技术；

5.机电一体化，机电一体化可实现液压系统柔性化 智能化，充分发挥液压系统传动出力大 惯性小 响应快等优点；

6.液压CAD技术，将计算机仿真及适时控制结合起来，在试样机前便可用软件修改其特性参数，已达到最佳设计效果；

7.新材料 新工艺的应用， 新型材料的使用，如陶瓷 聚合物或涂敷料，可使液压的发展引起新的飞跃。

1.6本课题所做的内容：

研究工作辊换辊方案，通过比较和实际情况选择最优的换辊方式，由给定数据和工作要求确定各液压元件的类型和型号，确定工作缸和锁紧缸的受力和工作状态，了解各液压元件的作用。通过设计找出换辊过程中需要改进之处，从而使换辊过程能稳定快速的进行，进而提高生产。通过给定参数，设计出系统的原理图，选择阀类零件，绘制阀组的零件图和装配图等。

第二章  系统参数和原理图

2.1 系统主要参数

工作辊辊重                                              100 KN

工作辊换辊装置锁紧缸往返速度                            60 

工作辊换辊装置移动缸在换辊平台上的往返速度              150 

工作辊换辊装置锁紧缸行程                                60 

工作辊换辊装置移动缸总行程                              1450 

2.2 拟定冷轧工作辊换辊装置液压系统原理图

  拟定系统原理图的原则:

                       图2.1 系统原理图

整机的液压系统图有各自自拟定好的控制回路及液压源组合而成。各回路相互组合时要去掉重复多余的元件，力求系统结构简单。注意各元件间的联系关系，避免误动作发生。要尽量减少能量损失环节，提高系统的工作效率。

为便于液压系统的维护和监测，在系统中的只要路段要装设必要的检测元件（如压力表、温度计等）对大型设备的关键部位，要附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保证主机连续工作。

各液压元件尽量采用国产标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制。对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。

系统图中应注明液压执行元件的名称和动作，注明各元件的序号以及各电磁铁的代号，并有电磁铁。行程阀及其他控制原价的动作表。

根据以上原则，拟定出系统的原理图如图2.1.

第三章 工况分析

3.1 明确设计依据

为了能够设计出工作可靠、结构简单、性能好、成本低、效率高、维护使用方便的液压系统，必须通过调查研究，明确下述几方面问题。

1.全面了解主机的结构和总体布局，这是合理确定液压执行元件的类型、工作范围、安装位置及空间尺寸所必需的。液压系统中的执行元件大体可分为液压缸和液压马达。前者实现直线运动，后者实现回转运动，二者的特点及应用场合见表3-1。对于单纯且简单的直线运动或回转运动，可分别采用液压缸或液压马达直接驱动。

现代液压机械的工作机构越来越复杂。对于工作机构运动形式比较复杂的情况，如能采用经济适用的液压执行元件，并巧妙地使之与其它机构相配合，不仅能简化液压系统，降低设备造价，而且能改善液压执行元件的负载状况和运动机

构的性能。

 表3-1  液压执行元件类型、特点及适用场台

图3-1为几种常用的液压执行元件工作机构。其中a)、b)是扩程机构，同时也实现增速，常用于高低位升降台、电弧炉电极的升降等液压设备；c)、d)是增力机构，可用较小推力的液压缸实现较大的压紧力，同时还具有锁紧作用；e)、f)是运动转换机构，小角度的回转运动用液压缸来实现，其运动比较平稳，长行程的直线运动可以用液压马达来实现。  

 图3-1 常用液压机械工作机构

1-液压缸 2-链条 3-链轮 4-提升物 5-连杆机构 6-滑块 7-工件 8-曲柄 9-回转体 10-齿轮 11-齿条 12-导柱 13-液压马达

3.2工况分析

负载分析是研究一部机器在工作过程中，其执行机构的受力情况。对液压系统来说，也就是液压缸或液压马达的负载随时间变化的情况。

3.2.1.液压缸的负载及其负载循环图

工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的外负载

  （3—1）

式中：——工作负载；

 ——摩擦负载；

 ——惯性负载。

(1)工作负载  工作负载与机器的工作性质有关，有恒值负载与变值负载。例如液压机在镦粗、延伸等工艺过程中，其负载随时间平稳地增长；而在挤压、拉拔等工艺过程中，其负载几乎不变

(2)摩擦负载  摩擦负载指液压缸驱动工作机构工作时所要克服的机械摩擦阻力。对于机床来说，即导轨的摩擦阻力。启动时为静摩擦阻力，可按下式计算：

   (3—2)

式中：G——运动部件所受重力；

 ——垂直于导轨的作用力；

——静摩擦系数；

经查《机械设计手册》 第5卷 103页 表37.5-2 

 可得静摩擦系数取0.2

 动摩擦系数取0.1

——静摩擦阻力。

 启动后变为动摩擦阻力，可按下式计算

  3—3)

式中：——动摩擦阻力；

 ——动摩擦系数。

(3)惯性负载  惯性负载即运动部件在启动和制动过程中的惯性力，其平均惯性力可按下式进行计算：

  （3—4）

式中： ——惯性力；

 ——运动部件所受重力；

 一一重力加速度；

 一—时间内的速度变化值；

 ——启动或制动时间。

一般机床可取，轻载低速运动部件取较小值，重载高速运动部件取较大值。行走机械可取

3.2.2.平移缸工况分析

  a.工作负载

由现场观察分析，平移刚是水平动作，动作负载为零。

  b.摩擦负载

未启动时  由现场观察无垂直于导轨的作用力，即为零。

由公式3-2得

 =0.2×（100+0）

 20 KN

启动后变为动摩擦阻力，按公式3-3计算

 =0.1×（100+0）

 10 KN

  c.惯性负载

 取=1

         ==10.2 KN

  液压缸再一个工作循环中，一般要经历以下工况

  启动阶段 

 0 +10 +10.2 

 20.2 KN

  恒速阶段 

 0 +10 

 10 KN

  制动阶段 

 0 +10 -10.2 

 -0.2 KN

3.2.3锁紧缸的工况分析

锁紧缸的作用是固定工作辊，锁紧缸受辊的惯性负载

 10.2 KN

第四章 确定液压系统的主要参数

压力和流量是液压系统的主要参数。根据这两个参数来计算和选择液压元、辅件和原动机的规格。系统压力选定后，液压缸主要尺寸即可确定，接着就可根据液压缸的速度确定其流量。

4.1 初选系统压力

 系统压力选定得是否合理，直接关系到整个系统设计的合理程度。在液压系统功率一定的情况下，若系统压力选得过低，则液压元、辅件的尺寸和重量就增加，系统造价也相应增加；若系统压力选得较高，则液压设备的重量、尺寸和造价会相应降低。

然而，若系统压力选得过高，由于对制造液压元、辅件的材质、密封、制造精度等要求的提高，反而会增大液压设备的尺寸、重量和造价，其系统效率和使用寿命也会相应下降，因此不能一味追求高压。

上表是目前我国几类机器常用的系统工作压力，它反映了这些系统的特点和选用工作压力的经验，由表初选定系统的压力为12 

4.2计算液压缸的尺寸 

4.2.1计算平移缸的主要尺寸

 由图 为单杆液压缸,无杆腔工作时

      （3—5）

 式中  ：——液压缸的工作腔压力；

——液压缸的回油腔压力；

——液压缸无杆腔的有效面积；

——液压缸有杆腔的有效面积；

——液压缸内径或活塞直径；

——活塞杆直径； 

——液压缸的最大工作力；

——液压缸的最大外负载；

——液压缸的机械效率，取0.95

当用以上公式确定液压缸尺寸时，需首先选取回油腔压力(背压)和杆径比d/D。下表为根据回路特点选取背压的经验数据。

 由情况确定被压P2取0.5 

下表为杆径比的经验数据

 选取为0.55

   把数据代入式（3—5） 

 ×D2×103 －0.5×(D2－d2)×103 ＝

  由此可得  48 mm

 26 mm

圆整到标准系列

 50 mm

 28 mm

液压缸的最大流量Q max 

               Q max   = A × V max

                                     = 

                        = 

                        =  

4.2.2计算锁紧缸的主要尺寸

计算类似平移缸，主要不同就是负载力的不同，由前面的计算得知锁紧缸的负载力

F = 10.2 KN 

 把数据代入公式（3—5）得

 ×D2×103 －0.5×(D2－d2)×103 ＝

 可求得     D = 34 mm

 圆整到标准系列

 液压缸的最大流量  Q max 

 Q max  =  A × V max 

                                          = 

 0.075×103 

       第五章 液压元件的选择

 5.1 液压泵的选择

 5.1.1 确定液压泵的工作压力

                  Pp = P1 +  （5—1）

 式中 1 —— 液压缸的最大工作压力  这里 P1 =  = 10.2 

 —从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。的准确计算要等元件选定并绘出管路图时才能进行，所以在初算时可按经验数据选取：管路简单、流速不大的，取；管路复杂，进口有调速阀的，取；这里取。

所以泵的工作压力PP =10.2+0.5 =10.7 

5.1.2 确定液压泵的流量

本系统平移缸和锁紧缸不是同时作用的，由以上的计算可知道平移缸的流量大于锁紧缸的流量，所以计算时应以平移缸的流量计算：

   （5—2）

式中  K—— 系统泄露系数，一般取1.1—1.3；这里取 K = 1.3

     —— 同时动作的液压缸的最大流量 

数据代入式（5—2） 

 = 0.754×10-3 

  = 45 

 计算泵的驱动功率     （5—3）

  式中：  —— 液压泵的最大工作压力；

  —— 液压泵的流量；

  —— 液压泵的总效率。 以柱塞泵=0.8

  则   

5.1.3 确定泵的类型和选择泵的型号

在液压系统中，选择泵的依据是根据泵的压力和流量来选择，有泵的工作压力 可知此系统为中高压系统，应选柱塞泵，又由其流量Q p = 45查《机械设计手册》第五卷 155页 选定泵的型号为 63—MCY14—1B 其性能参数如表5.1

                           表5.1泵的性能参数

5.2 电机选择

该泵的驱动功率为10.1kW,转速在1500r/min，查《机械设计手册》第5卷第40－116页Y系列小型笼型异步电动机，选型号Y160M－4，其技术数据：额定功率11.0kW,满载时电流22.6A、转速1460r/min、效率88%、功率因数0.84，最大转矩/额定转距2.2N·m。

5.3液压缸的选择 

选用所需要的液压缸、应综合考虑以下两个方面：

(1)应从占用空间的大小、重量、刚度、成本和密封性等方面，比较各种液压缸的缸筒、缸盖、缸底、活塞、活塞杆等零部件的结构形式、各零部件的联接方式，以及油口联接方式，密封结构，排气和缓冲装置等。

(2)应根据负载特性和运动方式综合考虑液压缸的安装方式，使液压缸只受运动方向的负载而不受径向负载。液压缸的安装万式有法兰型、销轴型、耳环型、拉杆型等安装方式，在选定时应使液压缸不受复合力的作用并应考虑易找正性、刚度、成本和可维护性等。

综合考虑液压缸的结构和安装方式后，即可确定所需液压缸的规格。

由前面已计算的液压缸的缸径、活塞杆直径及缸的行程确定液压缸的型号

平移缸 ：  Y—HE1—50/28 ×1450

锁紧缸 ：  Y—HE1—40/22 × 60

5.4 控制阀的选择

选择控制阀的依据是系统的最高压力和通过阀的实际流量以及阀的操纵、安装方式等，需要注意的问题是：

1.确定通过阀的实际流量  此时要注意通过管路的流量与油路串、并联的关系；油路串联时系统的流量即为油路中各处所通过的流量；油路并联且各油路同时工作时系统的流量等于各条油路通过流量的和。

2.注意单活塞杆液压缸两腔回油的差异  活塞外伸和内缩时的回油流量是不同的，内缩时无杆腔回油流量与外伸时有杆腔的回油流量之比，等于两腔活塞面积之比。

以上1、2款，强调的都是要以通过阀的实际流量(不是按泵的流量)，作为选择阀的主要参数之一。若通过阀的实际流量确定小了，将导致阀的规格(容量)选得偏小、使阀的局部压力损失过大，引起油温过高等弊端，严重时会造成系统不能正常工作。

3.既要正确选用滑阀中位机能也要把握滑阀的过渡状态机能  滑阀的过渡状态机能是指换向过渡位置滑阀油路的连通状况．掌握滑阀的过渡状态机能，以便核查滑阀在换向过渡过程中，是否因有油路全被堵死情况。而导致系统瞬时压力无穷大的现象。对滑阀的中位机能，设计者一般是注意的，而对滑阀的过渡机能，往往不太注意，因而出现意想不到的设计失误。

4.注意卸荷溢流阀与外控顺序阀作卸荷阀的区别  卸荷溢流阀主要用于装有蓄能器的液压回路中，当蓄能器充液压力达到卸荷溢流阀的设定压力时，它自动使液压泵卸荷。

5.控制阀的使用压力、流量，不要超过其额定值  如控制阀的使用压力、流量超过了其额定值，就易引起液压卡紧和液动力，对控制阀工作品质产生的不良影响。另一方面也要注意，不要使通过减压阀、顺序阀的流量远小于其额定流量。否则、易产生振动或其它不稳定现象。这时，要在回路上采取必要的措施。

6.注意单向阀开启压力的合理选用  单向阀的开启压力取决于其内装弹簧的刚度。一般来说，为了减小流动阻力损失，应尽可能使用低开启压力的单向阀。另一方面，对于诸如为保持电液换向阀必要的控制压力；以单向阀作为背压阀使用时，为保证足够的背压力等情况，应选用开启压力高的单向阀。

7.注意合理选用液控单向阀的泄压方式  当液控单向阀的出口存在背压时，宜选用外泄式，其它情况可选内泄式。

另外，要特别注意在双向液压锁的锁紧回路中，液控单向阀的开启压力，是否有“负压效应”产生。这种“负压效应”会导致执行元件的跳跃运动现象和振动。

8.注意电磁换向阀和电液换向阀的应用场合  电磁换向阀电磁铁的类型(直流式、交流式等)和阀的结构一经确定，阀的换向时间就定了；电液换向阀，可通过调节其控制油路上节流器的开度来调整其换向时间。

9.注意元、辅件设置位置是否得当  回路构成合理，元、辅件选型也合适，但设置位置不当，也可能达不到预定要求。

10.注意普通调速阀起动时存在着流量跳跃现象  这种流量跳跃现象，会影响执行元件速度的平稳性。为此，应采取相应的增施。

11.要注意先导式减压阀的泄漏量比其它控制阀大的情况  这种阀的泄漏量可多达1L／min以上．而且只要阀处于工作状态，泄漏始终存在。在选择液压泵容量时，要充分考虑到这一点。同时还应注意，减压阀的最低调节压力，应保证一次压力与二次压力之差为0．3～l，

12.要注意节流阀、调速阀的最小稳定流量应符合要求

节流阀和调速阀的最小稳定流量，关系着执行元件的最低工作速度是否能实现，故不可忽视。

要保证调速阀对流量(即对执行元件的速度)的控制精度，需要保证一定的压差；普通调速阀，其压差不应小于0．5MPa。高精度调速阀，其压差高达1MPa。另外，环境温度变化比较大时，应选用带温度补偿的调速阀。

5.4.1双单向节流阀的选择

此阀位于锁紧缸的回路中，其流量受锁紧缸的流量，锁紧缸的流量为:

 Q =   = 4.5 

由于是双缸，所以通过阀的流量为 9 

查力士乐手册 选出双单向节流阀的型号为 Z2FS6-2-4X/2QV

其性能参数如下表5.2

 表5.2双单相节流阀的性能参数

该阀用于来自一个或两个工作油口的主流量或控制流量。

如图5.1两个对称排列的节流/单向阀在一个方向上流量，在相反方向上允许自由流动。用于进口节流控制时，油液从油口A1经阀座(2)和节流阀芯（3）形成的节流口（1）流至油口A2。节流阀芯（3）可借助于调节螺钉（4）进行轴向调整，这样，也就是调节了节流口。

  图5.1双单向节流阀的结构图

    其特性曲线如图5.2

 图5.2 双单向节流阀的特性曲线

 从工作口A2返回的油液沿节流阀芯（3）的方向克服弹簧力（5）推开阀座（2），使该阀起单向作用，允许油液自由流过。根据该阀的安装位置，节流作用可以是进口节流控制或出口节流控制。

5.4.2 双液控单向阀的选择

双液控单向阀和双单向节流阀在以个回路中，由选择双单向节流阀时计算的数据，

可选出双液控单向阀的型号为： Z2S6—1—6X/V 

 其性能参数如表5.3

                        表5.3 双液控单向阀的性能参数

 功能说明：

如图5.3此类阀即使长时间工作仍可保持一个或两个工作油口无泄漏封闭,在A1至A2和B1至B2方向自由流动，相反方向则封闭。当油液由A1流向A2时或B1流向B2时，活塞（1）起作用。这样活塞（1）移动右侧或左侧，并推动锥阀芯（2）离开其阀座。而后压力油可从B2流向B1或从A2流向A1。

  为确保锥阀芯（2）能安全关闭，在中位方向阀的工作油口必须与油箱相通。

 图5.3双液控单向阀的结构

 5.4.3 电磁换向阀的选择

 电磁换向阀也叫电磁阀，是液压控制系统和电器控制系统之间的转换元件。它利用通电电磁铁的吸力推动滑阀阀芯移动，改变油路的通断，来实现执行元件的换向、启动、停止。

 由回路中压力P = 8.12  ，流量Q = 9 

 查力士乐手册选定电磁换向阀的型号为：4WE6Q6X/6AG24N9K4

 功能说明： 如图5.4 WE型方向阀是电磁铁操作的方向滑阀。它控制液流的开启，关闭和流方向。方向阀主要由阀体（1），一个或两个电磁铁（2），阀芯（3）以及已个或两个复位弹簧（4）组成。

在没有通电情况下，阀芯（3）在复位弹簧（4）作用下处于中位或原位9（脉冲式除外）。控制阀芯（3）由湿式电磁铁（2）进行操作。为了确保获得满意的操作，务必注意在电磁线圈的压力腔充满油液。电磁铁（2）的作用经由推杆（5）作用于阀芯（3）上，推动它由静止位至终端位。这样，压力油液从P至A和从B至T，或者从P至B和从A至T导通。

在电磁铁（2）断电后，由复位弹簧（4）将阀芯（3）推回中位。作为可选应急操作（6）可在无电磁铁（2）控制下使阀芯（3）换向。

                  图5.4电磁换向阀结构

 表5.4为在使用HLP46， = 40 0C  5 0C 测得 的阀的特性曲线

                    表5.4 电磁换向阀的特性曲线 

 此阀的性能参数如表5.5

                          表5.5 电磁换向阀的性能参数

5.4.4 出口压力补偿器

出口压力补偿器的作用：在比例换向阀控制回路中，为保证比例阀进、出口压差恒定，减小负载压力波动对调速性能的影响，经常在比例换向阀下面叠加一个压力补偿器。

由前面选泵时的计算数据可知，压力补偿器回路的压力= 10.7  ,流量 查力士乐手册可选出阀的型号SCA16CZ2X/M

 功能说明： 如图5.5 这种阀和比例方向阀一起使用组成节流流量控制回路来控制正负载和负负载。工作油口A2和B2可以关闭来支撑负载，流量值和流向可以在控制比例方向阀的电位器上设定。例如，如果泵直接通油口A1,压力油通过阀组件（2.1）到执行器，在这种情况，阀组件（2.1）起单向阀的作用，同时来自主流量的控制流量通过先导活塞（4.1）（起压力补偿流量控制作用）进入腔（5）。这个控制流量产生一个建立在溢流阀（3）上的压力，通过Ｂ侧的节流孔（７），作用于先导活塞（４.２），此外。溢流阀的出口连接主阀的油口T。 

 图5.5 出口压力补偿器结构

   于是卸载座阀（8）关闭了至负载压力的连接。比例阀前的压力则是由于卸载座阀（8）的压降保持恒定。这个压降是由台肩（10）来控制的，而且是腔（11）中的压力减去弹簧（12）。在这个阶段弹簧（13）的力不起作用。当泵压力直接通油口B,阀组件（2.1）的动作过程和在油口A时完全相同。

    其性能参数如表5.6

                       表5.6 出口压力补偿器性能参数

 计算比例换向阀通过的流量

动作时，无杆腔压力  

此时阀的压降 

由于是双缸，所需流量          

   = 35

 根据比例换向阀额定流量的定义，

按

根据下面的通径为16mm的流量特性曲线（如表5.7）和所计算的阀的流量，

选定阀的型号为4WRZ16E1—100—7X/6EG24N9K4

  表5.7 比例换向阀的特性曲线

5.5蓄能器的选择

 选择蓄能器时要根据其在液压系统中的作用，算出蓄能器的容积，分析此系统可知蓄能器作用是作应急能源，其有效容积

 式中：—— 液压缸的有效作用面积；

           —— 液压缸的行程；

           K —— 油液损失系数，估算时取K = 1.2

平移缸：      

锁紧缸：      

由于是双缸作用，所以：

                     = 7 L

查《机械设计手册》第五卷 725页 确定蓄能器的型号 NXQ—10

其性能参数如表5.8

                    表5.8 蓄能器性能参数

5.6管道的选择

5.6.1选择管道的材料

在液压、气压传动及润滑系统的管道中常用的管子有钢管、铜管、胶管、尼龙管和塑料管等。钢管能承受较高的压力，价廉；但安装时弯曲半径不能太小，多用在装备位置比较方便的地方。紫铜管能承受压力较低（），它在装备时可按需要来弯曲，但价贵且抗振能力较弱，也容易使油氧化，要尽量少用。黄铜管可承受较高的压力（），但不易弯曲。胶管用作连接两个相对运动部件之间的管道。胶管分高、低两种。高压胶管是钢丝编织体为骨架或钢丝缠绕体为股价的胶管，可用于压力油路。低压胶管是麻线或棉线编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的回油路或气动管路。由于软管自造比较困难，工作又不甚可靠，因此，非必要时尽量不用。在某些管路较长，部件间有相对转动的情况下也可采用旋转接头连接金属管代替高压胶管。综合考虑本系统的情况，管道的材料选用钢管。

5.6.2管道内径的确定

管道内径一般根据所通过的最大流量和允许速度，按下式计算：

                      （5—4）

式中：  Q —— 通过管道的最大流量 ，这里

V —— 管道内液流允许速度，由流体力学知，提高流速会使压力损失增大，减小流速势必增加管道内径及其辅件的体积和重量。同时流速与液压冲击密切相关，流速增大，冲击压力增大。另外，管内液流速度与元件、贿赂的正常工作也有密切关系。如液压泵吸路上的压力降（即流速）就不能太大，否则会造成泵的气穴现象。回路压力损失过大，会产生高的被压，影响元件正常工作性能，因此，在设计液压系统管路时，要流速。根据实际情况，查《机械设计手册》，取v= 3 

数据代入（5—4）    

               取    d = 18 mm

5.6.3 管道壁厚的确定

 管道壁厚通常按下式计算

  （5—5）

式中：  ——  管道壁厚；

       P  ——  管道承受的最高工作压力,这里取;

       d  ——  管道内径；

 ［］——  管道材料的许用应力，对于钢管［］=（—抗拉强度S —— 安全系数，当时，S=8；当时， S = 6；当时，S = 4）。这里取n = 6 ,查材料力学。

数据代入（5—5）

                    = 

           取      

5.7油箱的选择

油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热、分离油液中的气泡，沉淀固体杂质等作用。邮箱中安装很多辅件，如冷却器、加热器、空气滤清器及液位计等。

计算油箱的容积，按经验公式计算

              V =   (5—6)

式中：  Ｖ—— 油箱容积（L）；

        Q—液压泵的总额定流量， （）;

            — 经验系数，一般低压系统，； 中高压系统，。

                 这里取

数据代入 （5—6）

5.8液压油的选择

液压设备出现的故障，有些是由于液压油选择不当所引起的。选择液压油时需要考虑的因素很多，其中最主要的是根据使用条件选用粘度合适的液压油。在确定液压油粘度时，应着重考虑下列因素；工作压力的高低、工作环境温度的高低、工作部件运动速度的大小和液压泵对液压油粘度的要求。

考虑的具体原则是：

(1)系统压力较高时，为了减少容积损失，宜选用粘度较高的液压油；压力较低时，可选用粘度较低的液压油；高压系统宜选用加有抗磨损添加剂的抗磨液压油。

(2)环境温度高，宜选用高粘度液压油；环境温度低，宜选用低粘度液压油。

（3）工作部件运动速度较低的往复运动液压系统，宜选用低粘度的液压油，工作部件作旋转运动的液压系统，可选用粘度较高的液压油。

(4)各类液压泵对液压油的粘度有一个许用范围，其最大粘度主要取决于该类泵的自吸能力，其最小粘度主要考虑泄漏和自润滑。各类液压泵的许用粘度范围可查阅有关液压手册。

此外，还要综合考虑其它因素：如液压设备必须在极低的温度下起动(如冬天露天作业的工程机械等)，可选用低凝点液压油。

如液压设备在具有失火危险的场合工作时，应选用抗燃液压油。

如液压系统连续工作或液压系统中使用加热器时，宜选用抗氧化性好的液压油。

在选用液压油时，还应考虑密封材料、涂料、金属材料等和液压油的相容性，液压设备的精密程度及液压油的价格及供应情况等。

对于特殊要求的机械(如精密机床等)，除了应选用合适粘度的液压油外，还要求具有较高的粘度指数，较好的消泡性和氧化稳定性等。如需和静压导轨系统合用，可选用液压-导轨油。

查《液压元件手册》583页 表7-6-1 选定液压油YB—N68

查《机械设计手册》41页  表37.3-3 确定液压油密度918；

 46页  表37.3-13 确定液压油的运动粘度（500C）40

        第六章  液压系统性能验算

 液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当回路形式、液压元件及连接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般液压系统来说，主要是进一步确切地计算液压回路各段压力损失、容积损失及系统效率，压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题对某些不合理的设计进行重新调整。

6.1 系统压力损失

 当系统元、辅件规格和管道尺寸确定后。并绘出管路装备草图，即可进行系统压力损失的计算。它包括管路的沿程压力损失、局部压力损失及阀类元件的局部损失。即

                   (6—1)

其中：

                 （6—2） 

                    （6—3）

                 （6—4）

6.1.1 管路沿程压力损失 

     按（6—2）计算

式中：——管道长度,这里取= 5 m ;

  ——管道内径,  d = 0.018 m ;

  ——液流平均速度,；

  ——液压油密度；选择液压油时查出= 918  ；

  —— 沿程阻力系数 ，由《液压与气压传动》 18页，经验公式

 其中=  所以油液在管路中呈层流状态。

  数据代入（6—2）

                    =

                        = 0.063 

6.1.2 局部压力损失

     按（6—3）式计算

 式中： —— 局部阻尼系数，查《机械设计手册》第四卷 紊流取1，层流取2，由上面计算知为层流， = 2

     数据代入（6—3）

                       = 

                           = 0.08 

6.1.3 阀类元件的局部损失

     按 （6—4）计算

式中：——阀的额定流量， 比例换向阀= 100  ，

 电磁换向阀= 60  ；

 ——通过阀的实际流量，比例换向阀= 35  

 电磁换向阀= 9   ；

          ——阀的额定压力损失，比例换向阀= 0.2 

                                    电磁换向阀= 0.02 

    数据代入 (6—4)

                      = 

                        = 

    则 系统压力损失

                          = 0.063+0.08+0.025

                       = 0.168 

6.2 液压系统发热计算

    液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失，这些能量损失转化为热量，使系统油温升高，由此产生一系列不良影响。为此，必须对系统进行发热计算，以便对系统温升加以控制。

    液压系统发热的主要原因，是由于液压泵和执行元件的功率损失以及溢流阀的溢流损失所造成的。因此，系统的总发热量H可按下式估算：

                            （6—5）

式中:——液压泵的输入功率 ；由前面计算知= 10.1

         ——执行元件的输出功率。

平移缸

                 锁紧缸

                 则， 

   数据代入（6—5）

 = 10.1 – 7.3

                           = 2.8 KW

液压系统中产生的热量，由系统中的各个散热面散发到空气中去，其中油箱是主要散热面。因为管道的散热面相对较小，且与其自身的压力损失产生的热量基本平衡，故一般略去不计。当只考虑油箱散热时，其散热量可按下式计算：

                               （6—6）

式中：A——油箱散热面积，()；

——系统温升，即系统达到热平衡时油温与环境温度之差，()；

K一—传热系数，，计算时可选用下列推荐数值。

 通风很差(空气不循环)时，K＝8～10；

 通风良好(空气流速为lm/s左右)时，K＝14～20；

             风扇冷却时，K＝20～25；

             用循环水冷却时，K＝ll0～175。

             这里取 K = 20 

当系统产生的热量H等于其散发出去的热量H。时,系统达到热平衡，这时有

                                   （6—7）

由前面计算油箱的有效容积为V = 0.567m3

按V = 0.8abh求的油箱各边之积：

取 a 为 0.71m , b、h分别为1m。

求出油箱散热面积为：

= 

= 

数据代入（6—7）得

对于温升常用机械的允许温升为：一般工作机械，工程机械，数控机床。可以看出靠油箱散热就够用，不用额外附加散热装置。

第七章 经济性分析

7.1 设备的可靠性

可靠性指的是机械在规定条件下和规定时间内，完成规定功能的能力。可靠性用可靠度来表示。可靠度指的是机械在规定条件下和规定时间内，完成规定功能的概率 [11] 。

7.1.1 可靠度的计算

根据参考文献，可以得知可靠度的计算公式为：

       (7—1)

式中，——可靠度函数

——设备的失效率，常数值

现代换辊系统是冷轧中的一个短暂过程，一般就10分钟的过程，故将值代入公式，得到设备的可靠度： 

7.1.2 设备平均寿命

设备平均寿命是机械设备可靠性的另一个指标，也就是工作时间随机变量的期望值。其计算公式为：

         (7—2)

式中    ——平均寿命

——可靠度函数

机械设备是可修复系统，每一次年修的平均工作时间为：

。

若预计设备修4次/年，则该机械设备的寿命为。

7.2 设备的经济性评价

7.2.1 投资回收期                          

投资回收期是经济性评价的一个重要指标，指的是从投资到收回成本所需的时间，用表示。其计算公式如下：

            (7—3)

式中    ——总投资金额， 

——年平均收益， 

将数值代入公式（7—3）得到：年。

基准回收期，所以有，在经济上可行。

投资回收期的静态经济评价方法：设备投产后，每年取得的净收益（包括利润和设备折旧费）将全部用于投资，即从建设年算起，固定资产投资和流动资金回收所需时间（以年为单位）为：

  (7—4)

收益资料信息如下表所示：

表7.1 收益资料表

。

   年

由基准回收期，也满足，经济合理。

7.2.2 设备合理更新期

设备是可修复的，随着一次次年修，设备的性能总是逐渐下降，劣化费用逐年增加，可以用劣化数值法计算设备合理更新期。因为年低劣化增加值逐年增加，比如，维护、修理费用和燃料动力费用超额支出，此时就应该更新设备了。

设备的合理使用期限用来表示，则：

           (7—5)

式中      ——总投资额， 

——年低劣化增加值， 

将数值代入公式（7—4）中：。

所以，设备使用到11.5年时，维护保养等费用最小，若再继续使用，则费用会迅速增加。

结束语

毕业设计是机械液压专业本阶段学习一个的一个重要的、富有总结性的理论和实践相结合的教学环节，是综合运用所学知识和技能的具体实践过程。通过本次设计，我对过去四年所学知识有了系统的总结，对有关机械方面的基础知识有了进一步的掌握。我的设计题目是冷轧工作辊换辊液压系统设计，这个课题源于生产实践，通过这段时间的研究和设计，锻炼了解决工程实际问题的能力。

在设计过程中，我充分利用了以前所学的理论力学、材料力学、控制工程和液压等方面的知识解决了我在设计中遇到的问题，使得学的知识能贯穿起来。当然在设计中也碰到许多模糊和不解得地方，但经过我的设计指导老师姚老师的多次的认真指导，我对设计内容和所学知识有了更进一步的认识和了解，更重要的一点是学习到了分析和解决问题的指导思想。

通过这次毕业设计，我更进一步掌握了液压伺服、液压元件、控制工程、轧钢工艺、材料力学等多方面的专业知识。更重要的是锻炼了自己解决实际生产问题的能力，积累了一定的实际经验，为进入工作岗位工作打下了基础。由于时间紧，任务重，再加上本人知识水平和能力有限，设计中难免有一些缺点和不足，欢迎各位老师给予批评斧正。

致谢

经过半学期的忙碌，本次毕业设计已经接近尾声，在此，我要感谢每一个帮助过我的人。  

首先,我要感谢的是我的指导老师姚瑶。姚瑶老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，都给予我悉心的指导和帮助。可以说，没有姚瑶老师的悉心指导和帮助，我是不可能顺利完成我的毕业设计的。另外，她的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。

其次我要感谢我的父母,父母为了我的成长，一直在背后默默的付出和辛勤的工作，他们的养育之恩，我将用自己的一生去回报。

再次，我要感谢的是好兄弟聂跃和徐传胜，在我毕业设计期间，他们给了我不少的关心和帮助。

最后我要感谢的是我亲爱的机械学院的每一位老师和同学。

总之，感谢每一位关心过我，爱护过我的人。滴水之恩，当涌泉相报。最后，再次感谢我的指导老师姚瑶。 

参 考 文 献

[1] 雷天觉主编. 新编液压工程手册上册[M]，北京：北京理工大学出版社，2005

[2] 雷天觉主编. 新编液压工程手册下册[M]，北京：北京理工大学出版社，2005

[3] 张利平编著. 液压控制系统及设计[M]，北京：化学工业出版社，2006

[4] 徐灏主编，《机械设计手册》第五卷，北京：机械工业出版社，1992.1

[5] 杨叔子，杨克冲，等，《机械工程控制基础》[M]，武汉：华中科技大学出版社，2005

[6] 周国盈，《带钢卷取设备》[M]，北京:冶金工业出版社，1982，1一25

[7] 王守城，段俊勇，《液压元件及选用》[M]，北京:化学工业出版社，2007.1.

[8] 邹家祥主编，轧钢机械（第3版）[M]，北京：冶金工业出版社，2006

[9] 许益民，《电业比例控制系统分析与设计》[M]，北京：机械工业出版社，2006

[10] 王贤琳. 液压伺服式带钢边缘控制系统分析[J] . 武汉科技大学学报（自然科学版），2002，25(1) ：59-60.