朱静静-矫直机液压传动系统设计说明书word文档

连铸机矫直液压系统设计计算说明书

作者朱静静

指导教师曹昌勇

1 引言

1.1 矫直机国外现状

根据设计任务书和国内外资料调研，国外发达国家专门有矫直机制造公司和研究机构。进十年来，德国、意大利、日本等国发展了手动伺服控制精密液压矫直机，其应用比较普遍。全自动精密液压矫直机发展也较为完备。

日本东和精机株式会社生产的ASP系列智能型矫直机克服了经验矫直的种种弊端，该机能自动检测工件在三维方向上的挠度，以计算结果为基础，选出矫直点控制滑块的行程值及其矫直挠度值。

日本国际计测器株式会社与长春试验研究所合作生产了ASC系列矫直机。该机有自动、半自动、两种模型，采用日本技术及其关键的零部件，由长春试验研究所生产主机装配。该矫直机有智能化的分析测量系统、可程控的电机、电器、机械、液压、空压等控制技术。ASC 系列矫直机灵活的人机界面、向用户开放的技术条件为提高整机的工作效率创造了极大的方便[1]。

德国DUNKES公司生产矫直机的矫直力围从100~2000KN共11个规格的手动伺服单柱精密液压矫直机。

德国的MAE公司发展了ADS2.5RH型25KN和ADSF63RH型630KN闭式全自动液压矫直机。该系统带有与材料性能有关的自动优化工艺软件，并以可编程的微处理器控制矫直和测试顺序。其功能有：最大8个感觉位置的测量、处理和记忆系统；数字键盘的屏幕显示终端并有人机对话系统；以清楚的文字修正错误信息和相应的程序，能确定最终矫直阶段的顺序；大量统计数据的修正和求值；还有与主计算机连接的接口。适用于矫直中、大批量生产的对称平衡件，或自动生产线中的矫直工序[2]。

MULLER WEINGARTEN公司生产了用于矫直轴类零件的全自动液压矫直机PRE系列。该系列矫直机为闭式，组合结构床身，由电子系统控制工件的回转和夹紧，可编程控制器可进行编程记忆和主要故障防护、数据存储及对矫直过程控制等。

还有一些生产矫直机知名度较高的企业，他们的矫直机都有较高的水平，集中表现在智能化、自动化、测量精度高、生产节拍快等。

1.2 矫直机国内现状

国内应用比较普遍的是Y41系列单柱矫直压装机，该产品自动化程度低，属于凭经验矫直，矫直精度低。

近年来，国内的矫直设备有了很大的发展，总的发展趋势如下：

（1）系列完整、品种规格完全。

（2）精度高，检测、显示手段完善，矫直工件质量好。

（3）附件齐全、矫直工艺范围扩大。

（4）向数控化、柔性化、自动化方向发展。

合肥工业大学与合肥压力机械厂合作，研究成功最大矫直力为100KN的精密矫直液压机。该机采用移动式手动液压伺服控制，具有压力、行程和油温数字显示和预置功能，并具有多种报警。该机的研制成功，提高了我国型材精密矫直工艺装备的水平。对轴类零件，棒类零件等进行精密矫直，可提高工件精度和生产效率。

手动伺服控制精密矫直液压机带有适应各种轴类零件的附件，调整操作方便，矫直精度高，国外发达国家已普及应用。我国液压机行业在调整产品结构中，应积极开发技术附加值高的精密矫直液压机系列及成套附件，完善检测装置，这样对以国产品替代自产品，提高经济效益，增强市场竞争力等都具有广阔的前景。

在型材轿直方面，国外学者将重点放在了钢轨的研究上面，代表性的是澳大利亚的Schleinzer.G的“钢轨辊式矫直残余应力的研究”。这篇论文通过建立弹塑性模型，从理论上研究了钢轨矫直过程，并通过建立三维有限元模型，全面仿真了矫直时钢轨内的残余应力变化。通过结合试验和已有文献，彻底分析了钢轨内应力的分布及对钢轨性能的影响。比较全面的还有美国的Varney的“辊式矫直机理”。

1.3 研究现状

H型钢的矫直，国外没有系统的研究。最全面的是日本学者藤木武等所著的“H型钢的反复弯曲变形机构”一文。文中以薄板为对象对辊式矫直机进行了理论解析。之后，荒木或中岛据此以单纯的弯曲理论为基础，建立了矫直过程的程序表计算法。这种计算法是把材料通过的支点坐标作为初始条件，求出关于矫直过程的程序表。此种方法考虑到了矫直材料的初期曲率，通过研究矫直过程中弯曲变形的变化，使定量的解析成为可能。不过，这种方法没有考虑到矫直辊位置的移动和型钢特有的由于矫直过程所造成的端面形状的变形。

国内对矫直所进行的研究比较多，但理论上几十年没有变化。完善的文献是崔莆所著的两本书《矫直理论与参数计算》和《矫直原理与矫直机械》，其他众多文章和教材从根本上来

说是都没有脱离这两本书的思路，所有分析实际上都来自20世纪50年代前苏联的研究。国内自上世纪末开始生产H型钢以来，研究最多的是燕山大学。对H型钢的矫直的工艺特点研究的比较全面，著有《H型钢矫直稳定性研究》《H型钢变辊距矫直的研究》，《H型钢定辊距矫直的工艺方案及压下规程》等文献。

2 矫直机设计

2.1 矫直机的介绍

现行矫直方式可分为两大类：A辊式矫直；B三点弯曲式矫直。辊式矫直机比较普遍，本文主要研究前一种辊式矫直理论及其所用设备。本次设计的连铸机的矫直机为五辊矫直机。其示意图如图1所示。

其中：1为拉坯辊，2为矫直辊。三个下辊固定支承，拉坯上辊和矫直上辊分别由两个同步油缸支承。

图1 五辊矫直机示意图

2.2 设计要求

（1）完成动作：直线运动，即拉坯缸压下和上升，矫直缸的压下和上升。

（2）运动速度要求：拉坯缸和矫直缸对运动速度并不像精密机床那样要求严格，可以说基本上没有什么要求，只要能完成动作即可，但要求动作稳定。

（3）操作控制方式：拉坯缸和矫直缸的压下和上升，均由各自的电磁换向阀控制。整个连铸中拉坯缸一直工作，即压下拉坯上辊，连铸结束后拉坯缸上升返回。

（4）其它：液压泵站设在地下室，以避开高温的连铸坯。连铸出坯对安全性和可靠性要求很高。

2.3 方案制定

根据以上的设计要求，初步制定液压系统的主要部分实现方案。

（1）调速方式

执行元件是由机械部分给定的油缸，对速度的精度要求不高，故本系统采用单向节流阀的回油调速回路。运动速度的快速性要求不高，故选择泵流量时，也不必用大流量泵。

（2）回路的设置

考虑到连铸出坯的可靠性，整个系统设置三个流，其中二流工作，一流备用，以防止有一流在生产过程中出现故障，备用流可代替工作。

拉坯钢在连铸工作过程中一直处于压下状态，可以使用蓄能器做保压回路。

由于有二个流，为保证二流各自能独立工作，相互不影响，在进入各流之前应增加一个减压回路。

（3）液压系统

液压系统的工作介质完全由液压源来提供的，而液压源的核心是液压泵。本系统使用的是节流调速回流，使用泵为定量泵。考虑到可靠性问题，选用两台泵，一台备用。

3 确定液压系统主要参数

3.1 初选系统压力

压力和流量是液压系统最主要的两个参数。根据这两个参数来计算和选择液压元件、辅件和原动机的规格型号。系统压力选定后，液压缸主要尺寸的排量即可确定，液压缸的主要尺寸的排量一经确定，即可根据液压缸的速度或转速确定其流量。

(1)系统压力选定的是否合理，直接关系到整个系统的合理程度。在液压系统功率一定情况下，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，若系统压力选用过高，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，反而会增大或增加液压设备的尺寸、重量忽然造价，其系数效率和使用寿命也会相应下降，因此不能一味追求高压。参照《液压传动系统》中常用系统压力表初选压力为4MPa。

选取回油腔压力（背压）P2，由表1取背压为0.5 MPa。

表1 背压经验数据

杆径比d/D一般按下述原则选取：

当活塞杆受拉时，一般取d/D=0.3~0.5，当活塞杆受压时，为保证压杆的稳定性，一般取d/D=0.5~0.7 [3]。本次设计取d/D=0.7。

3.2 计算液压缸尺寸

液压缸示意图如图2所示

图2 液压缸示意图

由公式1122cm

F

P A P A η-=

其中1P 为无杆腔压力，2P 为有杆腔压力

1A 为无杆腔的有效面积，1A =24

D π

2A 液压缸有腔杆的有效面积，2A =

22()

4

D d π-

cm η——液压缸的机械效率，一般取0.9——0.97，在此取cm η=0.95

又由原始数据：拉坯缸与矫直缸负载均为3.8KN （两缸工作）为原负载一半。代入上式可得

2

226

6

[(0.7)]

4100.5104

4D D D ππ-??

-??

= 33.8100.95

?

计算得D=116mm

查《液压工程手册》取D 为标准125 mm ，d=80 mm 3.3 确定系统压力 代入1122cm

F

P A P A η-=

确定P1

1P ?2

0.1254π—0.5 ?610 ?2

2

(0.1250.08)4π-=3

7.6102

0.95

?

得1P ≈4MPa

故选1P =4 MPa 为工作压力

验算：公式A>

min

min

q v v 式中A 为液压缸有效工作面积（A1或A2）

q 在产品性能表可查。本系统采用节流调速查得

为要求液压缸达到最低工作速度，数据为35mm /s （矫直缸），21 mm /s （拉坯缸）

矫直缸：A=24

D π=20.1254

π=0.01232m

min min q v =31010600.035

-??=0.0048

A>

min

min

q v （符合条件） 拉坯缸：min min q v =3

1010600.021

-??=0.008

A>

min

min

q v （符合条件） 故可确定拉坯缸与矫直缸工作压力为4 MPa ，无杆腔直径为125 mm ，有杆腔为80 mm 3.4 计算系统最大流量

max q =A ?Vmax=

2

0.1254

π?0.035?1000?60=25L/min

min q =

2

0.1254

π0?.021?1000?60=14.8L/min

4 液压元件的选择 4.1 液压泵选择

(1) 确定液压泵工作压力: 液压泵的最大工作压力Pp=1P +P ? 式中 1P 为执行元件的最大工作压力

P ? 为液压泵出口到执行元件入口之间的压力损失。初算时按经验数据选取：管路简单、流速不大的取P ?=0.2-0.5MPa ；管路复杂、流速较大的取P ?=0.5-1.5MPa 。

据经验取 P ?=1.5 MPa ， 故Pp=5.5MPa (2) 确定液压泵流量

由原理图可知，当二流方坯同时出坯时，流量最大，由 ()max p q K q ≥∑

K ——系统泄漏系数，取1.1，故p q =1.1?4?25=110L/min

()

max

q ∑——同时动作的液压缸的总流量

由于系统采用一个泵供油 故p q =110 L/min (3) 选择液压泵的规格：

按照系统拟订的液压泵的形式，根据其最大工作压力和流量，参考产品样本选择液压泵的规格。

前面我们所算的泵的最大工作压力p P 仅是系统的静态压力。系统工作过程中存在过渡过程中的动态压力，其最大值往往比静态压力大的多。所以选取液压泵的额定压力时应该比系统的最高压力大25%~60%，从而使液压泵有一定的压力储备。高压系统的压力储备应该取小值，中、低压系统的压力储备应该取大值；最高压出现时间较短，压力储备可取小些；反之，压力储备应该取大些。液压泵的流量应该按所需的最大流量选取。

根据计算的流量。选择泵的规格YB-C129B ，额定压力7MPa,排量133.9mL/r [4]。 4.2 确定驱动液压泵的功率和电机的选择

因为在工作循环中，液压泵的压力和流量比较恒定，即泵的压力和流量随时间的变化比较平稳，则液压泵的驱动功率

p p

p

P q P η=

式中 p P ——液压泵的最高工作压力； p q ——液压泵的流量； p η——液压泵的总效率。

液压泵的总效率即是液压泵的容积效率与其机械效率之乘积。各类液压泵的效率各不相同，一般叶片泵的总效率0.7~0.85B η=。在计算过程中取叶片泵的总效率0.75p η=，故叶片泵的驱动功率

635.510133.91016.370.7560

p p

pi p

P q P KW η-???=

==?

选择电机型号：YTSZ180M —4，其额定功率为22KW 。[5] 4.3 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。

（2）控制阀的使用压力、流量不要超过其额定值。否则，容易引起液压卡紧和液动力，对阀的工作品质造成不良影响。也不要使通过减压阀、顺序阀的流量远小于其额定流量，否则，容易产生振动和其它不稳定现象。

（3）注意单向阀开启压力的合理选用。一般来说，为了减小流动阻力损失，应尽能使用低开启压力的单向阀。

（4）注意电磁换向阀的应用场合。

（5）注意节流阀、调速阀的最小稳定流量符合要求，其最小稳定流量关系到执行元件的最低工作速度是否能实现，故不可忽视。

据系统的工作压力和通过各元、辅件的实际流量，所选择的阀格如表2所示。

表2 液压元件表

5 蓄能器的选择和计算

本系统的蓄能器主要作用是保持系统压力，补充液压系统的漏油，使泵在停止状态下保持压力恒定，以节约能源。

5.1 蓄能器的充气压力0P 确定

经验公式0P =0.252P -0.91P 式中：0P 蓄能器的充气压力 2P 蓄能器的最高充液压力 1P 蓄能器的最低充液压力

根据系统的工作压力取2P =5.5MPa ，1P =4.5MPa

为了充分利用蓄能器的作用，使之放液最多，则取0P =0.91P =0.9?4.5=4.05MPa 故取蓄能器的充气压力0P =4.0 MPa 5.2 蓄能器的有效容积（0V ）计算

用于补偿系统泄漏的蓄能器所需要的容积为一定时间内，机组不动的时间间隔T 内，系统所有元件的泄漏量的总和。

取平均压力为蓄能器的工作压力，即P=

122p p += 4.5 5.5

2

+=5MPa 设间歇时间为5分钟， 根据经验取Q=2.1L/min(Q 为平均泄漏量) 由0V =T ?Q=5 2.1?=10.5L 5.3 总容积（V ）计算 由公式：V=

12

0(21)

P P P P P ?- ?0V

则 V=

4.5

5.5

4(5.5 4.5)

??- ? 10.5=38.4（L ）

根据以上计算可选用蓄能器型号：NXQ-L40/100-A [6] L ：螺纹连接 100：公称压力10MPa A ：结构类型

6 管道选择和计算 6.1 管道种类的选择

液压传动系统常用的管道有钢管、铜管、橡胶软管、尼龙管等。选择的主要依据是系统的工作压力、工作环境和液压装置的总体布局等，视具体工作条件、参考液压手册加以确定。 6.2 管道内径的计算

管道内径一般根据所通过的最大流量和允许流速，按下式计算

d =

= 式中 q ——通过管道的最大流量； v ——管道内液流允许流速； d ——管道的内径；

① 吸油管道内径的计算： 取v =1m/s

50d mm ====

根据机械设计手册选50d mm = ② 压油管道内径的计算 取v =4m/s

0.0252d m ====

根据机械设计手册选40d mm = ③ 回油管道的计算

0.063d mm ====

根据机械设计手册选65d mm = 6.3 管道壁厚计算

2[]

P d

δσ?≥

式中： δ为金属管道内壁（m ） d 为管子内径(m)

P 为工作压力(pa) [σ]允许压力(pa) 其中 [σ]=

b

n

σ

b σ：管道材料的抗拉强度 （MPa ） n ：安全系数； 因为P<7MPa,取n=8 选取材料为15号钢 b σ=588MPa [7] 故吸油管道壁后：

2[]P d δσ?≥

= 750

58828

??=2.376 mm

查表得标准管道 取δ=3.5mm

同理：压油管道 δ=4.5mm 回油管道 δ=4mm

7 油箱的设计

7.1 油箱的功用与分类

油箱的主要功用是：储存液压系统工作所需要的油液；散发系统工作中产生的热量；沉淀污物并逸出油液中的气体。

液压系统中的油箱有整体式和分离式两种。整体式油箱利用主机的内腔作为油箱，这种油箱结构紧凑，各处漏油易于收回，但增加了设计和制造的复杂性，维修不方便。如果散热条件不好，就会使主机产生变形。分离式油箱单独设置，与主机分离，减少了油箱发热和液压源振动对主机工作精度的影响，因此，得到了普遍的应用。另外，按油箱液面是否与大气相通，可分为开式油箱和闭式油箱。开式油箱广泛应用于一般的液压系统；闭式油箱则用于水下和高空无稳定气压或对工作稳定性与噪声有严格要求处。 7.2 油箱基本结构

为了在相同的容量下得到最大的散热面积，油箱外形以立方体或长六面体为宜，如油箱的顶盖上要求安放泵和电动机以及阀的集成装置等。这基本决定了箱盖的尺寸；最高油面只允许达到油箱的80%。据这两点可决定油箱的三向尺寸。当油箱容量较小时，可采用2.5～4mm

的钢板直接焊接而成；当油箱的容量较大且较高时，一般那采用角钢焊成骨架后再焊上钢板。为使油箱能够承受安装其上的物体重量，机器运转时的转矩及冲击等，油箱应有足够的刚度，顶盖要适当加厚并用螺钉通过焊接在箱体上的角钢加以固定。顶盖可以是整体式的，也可以分为几块。泵，电动机和阀集成装置可直接固定在顶盖上，也可固定在安装板上。安装板与顶盖之间应设置减振装置，如垫上橡胶板以缓和振动。油箱底脚高度应在

150mm 以上，以便散热，搬移和放油。油箱四周要有吊耳，以便起吊装运。 7.3 油箱容量的计算

按经验公式计算油箱的容量

B V Q α=

式中 α——经验系数，一般7~10α=

p Q ——液压泵每分钟排出压力油的容积，()L 。

本设计取α=10

所以油箱的容量10133.91339p V Q L α==?=

考虑到散热好及安装的空间条件允许的情况下，设计油箱的容量为1800L 7.4 油箱设计参考原则

（1）吸油管，回油管和泄油管设置

泵的吸油管与系统的回油管应尽量远离，为了防止吸油时吸入空气和回油时油液冲入油箱搅动液面，管口都应插入油箱最低液面以下，但离箱底的距离要大于管径的2—3倍。回油口应截成045斜角，以增大通流面积，并面向与回油管相距最近的箱壁以利于散热和沉淀杂质。为防止箱底的沉淀物吸入液压泵，吸油管端部应装有足够过滤能力的滤油器，离箱壁至少有3倍管径的距离，距箱底不应小于20mm ，以便四面进油。在系统泄油管单独接入油箱的情况下，其中阀的泄油口应在液面之上，以免产生背压；泵的泄油管则应引入液面之下，以免吸入空气。为防止油箱表面泄露油流入地面，必要时在油箱下面或箱盖四周设置盛油盘。

(2)加油口与空气滤清器的设置

加油口一般设置在油箱顶部容易接近处，加油口应带有滤网，平时加盖密封。空气滤清器的作用是：使油箱始终与大气相通，保证泵的自吸能力，滤除空气中的灰尘杂物。目前生产的空气滤清器同时兼有加油和通气的作用，是标准件，可按需选用。

(3)液位计的设置

液位计用于监测油面的高度，故其窗口尺寸应能满足对最高和最低液面的观察，并应安装在易于观察的地方。液位计也是标准件，可按需选用。

(4)放油口与清洗窗的设置

油箱底面可做成双斜面，也可做成向回油侧倾斜的单斜面，在最低处设放油口，平时用螺塞或放油阀堵住，换油时将其打开放走污油。换油时为便于清洗油箱，大容量的油箱一般均在侧壁设清洗窗，其位置安排应便于吸油滤油器的装拆。清洗窗口平时用侧板密封，清洗时取下。

(5)防污密封

油箱盖板和窗口连接处均需加密封垫，各进油，出油管通过的孔均需装密封圈，以防止外部污物的入侵。

(6)油温控制

油箱正常的工作温度应在150C —650C 之间，必要时应设温度计和热交换器。 (7)油箱内壁加工

新油箱经喷丸，酸洗和表面清洗后，四壁可涂一层与工作液相容的塑料薄膜或耐油清漆。 8 液压系统验算 8.1 系统压力损失

一般包括：沿程压力损失2

2

v ξρ；局部压力损失2l P ?；阀类元件的局部压力损失v P ?。

即公式：p ?=1l P ?+2l P ?+v P ?

其中：2

12l l v P d λρ?= 2l P ?=2

2

v ξρ

v P ?=n P ?（

n

q q ） 式中：l 为管道的长度 d 为管道的内径

v 为液流平均速度 ρ为液压油密度

ξ，λ为局部阻力和沿程阻力系数，可从液压手册查出

n q 为液压阀的额定流量

q 为通过液压阀的实际流量

n P ?为液压阀的额定压力损失，它是 的一项性能指标，可由产品样本中查得

8.2 计算雷诺数

e R =

dv

υ

式中：v 为平均流速（m/s ）

υ为介质油动力黏度（2mm / s ） d 为管道内径（m ）

取d=65mm （最大处） v =3.5 m/s υ=402mm / s

e R =dv υ=36

6510 3.54010--???=5.693

10?

λ =

0.25

0.3164

e R =0.036 8.3 计算压力损失

①沿程压力损失： 2

12

l l v P d λρ?= 其中λ=0.036 ； l =15m ；d=0.04 m ； v =3.5 m/s ； 查得ρ=1030-1080 Kg/ 3m ， 取ρ=1060 Kg/ 3m [4]

212l l v P d λρ?==2

3.5150.03610600.042???=1.1510? Pa

②局部压力损失: 2l P ?=2

2

v ξρ

在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失2l P ?常按下试做经验计算，即

210.1l l P P ?=?=0.1 ?1.1 ?510=1.1?410 Pa

③阀类元件的局部压力损失v

P ?

由产品样本手册查得

DR10减压阀最小压力损失0P ?=0.25 MPa 4WE10电磁换向阀损失最大值1P ?=0.2 MPa 节流阀损失2P ?=0.5 MPa

总压力损失P ?=1.1510?+1.1?410+2.5510?+2510?+5510?=1.071 MPa 由设计初选液压泵出口到执行元件入口之间的压力损失为1.5 MPa

1.5 MPa>1.071 MPa 所以系统验算后符合要求

9 系统效率和发热计算 9.1 系统效率计算

由回路效率一般表达式： c η=

11221122i i p p p p pi pi

p q p q p q p q p q p q ∑++

=

++

∑

式中：1p 、1q ；2p 、2q 为每个执行元件的工作压力和流量 1p 1q +2p 2q +

为系统输入给同时动作的执行元件的功率

1p p 、1p q ；2p p 、2p q 为每个液压泵的工作压力和流量 1p p 1p q +1p q 2p q +

为同时运转的各液压泵的输出功率

（1）按回路效率表达式计算回路效率，即

63

11

3

611

2241022510133.91071060

60c p p p q p q η--??????==

??

???? ???

=0.427 （2）计算系统总效率

叶片泵的总效率0.75p η=、液压缸的总效率0.95m η=，则按系统效率表达式计算系统效率，即

0.750.4270.950.304p c m ηηηη==??=

9.2 系统的发热计算

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。