軋機升降臺液壓系統(tǒng)設計【軋機液壓升降臺液壓系統(tǒng)的總體設計】【三輥軋機液壓升降臺液壓系統(tǒng)設計】
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摘 要
軋鋼生產在國民經濟中所起的作用是十分顯著的。鋼鐵工業(yè)生產中，除少量的鋼用鑄造或鑄造方法制成零件外，煉鋼廠生產的鋼錠與連鑄坯有85～90％以上要經過軋鋼車間軋成各種鋼材，供應國民經濟各部門?？梢娫诂F(xiàn)代鋼鐵企業(yè)中，作為使鋼成材的軋鋼生產，在整個國民經濟中占據(jù)著異常重要的地位，對促進我國經濟快速發(fā)展起十分重要的作用。
軋機液壓升降臺是用于升降和輸送軋件，本文主要對三輥軋機液壓升降臺液壓系統(tǒng)設計，包括液壓系統(tǒng)的擬定，齒輪齒條油缸的設計，液壓站的設計。
關鍵詞：軋機液壓升降臺，齒輪齒條油缸，液壓系統(tǒng)
Abstract
Steel rolling production plays a role in the national economy is very significant. The production of iron and steel industry, in addition to the casting or casting method with a small amount of parts made of steel, steel ingot and casting factory production of steel 85 ~ 90% more to go through the mill rolling into various steel products, supply of various sectors of the national economy. In modern iron and steel enterprise, as the steel plate rolling production, occupies a very important position in the whole national economy, to promote China's rapid economic development plays an important role in.
Hydraulic lifting platform is used for lifting and conveying workpiece, this paper focuses on the design of the three rolling mill hydraulic system hydraulic lifting platform, including the design of hydraulic system, gear and rack cylinder, the design of hydraulic station.
Keywords: hydraulic lifting platform, the gear rack cylinder, hydraulic system
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第一章 緒論 1
1.1 軋機的概述 1
1.2 軋機液壓升降臺概述 2
1.3 本論文研究的主要內容 2
第二章 軋機液壓升降臺整體方案的擬定 3
2.1 設計思路 3
2.2 擬定液壓原理圖 3
2.3 動作分析 4
第三章 軋機液壓系統(tǒng)的計算 6
3.1 設計主要技術參數(shù) 6
3.2 齒輪齒條液壓缸的設計 6
3.2.1液齒輪齒條油缸的工作原理 6
3.2.2 液壓缸的效率 6
3.2.3 液壓缸缸徑的計算 7
3.2.4活塞寬度的確定 7
3.2.5 缸體長度的確定 8
3.2.6缸筒壁厚的計算 8
3.2.7 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算 9
3.2.8缸筒壁厚的驗算 11
3.2.9 缸筒的加工要求 12
3.2.10法蘭設計 13
3.2.11 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算 14
3.2.12密封件的選用 16
第四章 軋機升降臺液壓系統(tǒng)液壓元件的選擇 18
4.1 油泵的選擇 18
4.1.1 油泵工作壓力的確定 18
4.1.2 油泵流量的確定 18
4.1.3 油泵電機功率的確定 18
4.2 控制閥的選擇 19
4.3 油管內徑的確定 19
4.3.1 大泵吸油管內徑計算 19
4.3.2 小泵吸油管內徑計算 20
4.3.3 大泵壓油管內徑計算 20
4.3.4 小泵壓油管內徑計算 20
4.4 油箱容量計算和油箱散熱面積的確定 20
第五章 壓力系統(tǒng)性能的驗算 21
5.1 系統(tǒng)的壓力損失驗算 21
5.1.1 局部壓力損失計算 21
5.1.2 沿程損失計算 21
5.2 液壓系統(tǒng)發(fā)熱量的計算 22
第六章 液壓站的設計 23
6.1 液壓油箱的設計 24
6.2 液壓泵組的結構設計 26
結論 28
5.1 本論文取得的結果 28
5.2 設計中存在的問題 28
致 謝 29
參考文獻 30
IV
第一章 緒論
1.1 軋機的概述
最早的軋機出現(xiàn)在14世紀的歐洲，1480年意大利人達?芬奇(Leonardo da Vinci)曾設計出軋機的草圖。1553年法國人布律利埃(Brulier)軋制出金和銀的板材，用以制造錢幣。此后，西班牙、比利時和英國相繼出現(xiàn)了軋機。1766年英國有了順列式的小型軋機，至19世紀中葉，第一臺可逆式軋機在英國投產，并軋出了船用板材。1838年建成了帶活套(見活套軋制)的二列式線材軋機(見橫列式軋機)。1848年德國發(fā)明了萬能軋機，1853年美國開始應用三輥式型材軋機，并用蒸汽機傳動升降臺，實現(xiàn)了升降動作的機械化。接著美國又出現(xiàn)了三輥式勞特軋機(見厚板軋機)，1859年建造了第一臺連續(xù)式軋機，1862年英國人貝德森(G．Bedson)取得了平輥立輥交替配置的連續(xù)式線材軋機(見平立交替精軋機組)的專利。軋制型材的帶立輥的萬能軋機是1872年問世的，20世紀初期建造了半連續(xù)式帶鋼軋機。20世紀60年代以來各類軋機在設計、研究和制造方面取得了很大進展，并朝著連續(xù)化、自動化、高速化和專業(yè)化的方向發(fā)展，相繼出現(xiàn)了軋制速度高達每秒鐘130m的各種類型的線材軋機、全連續(xù)式的冷、熱帶鋼軋機、寬度為5500mm的厚板軋機和連續(xù)式H型鋼軋機(見H型鋼)以及連續(xù)軋管機組等一系列先進設備，并在液壓技術、電子計算機技術和各種測試儀表的應用以及軋制產品的實物質量和內部性能的控制等方面都有許多突破，使得軋機所用原料單重不斷增大，產品的質量和產量不斷提高，軋制的品種與規(guī)格日益增多。
中國于1871年在福州船政局所屬拉鐵廠首先應用軋機，用以軋制厚度為15mm以下的鋼板，6～120mm的方、圓鋼。1890年湖北漢冶萍公司漢陽鐵廠裝有寬為2450mm的用蒸汽機拖動的二輥中板軋機、橫列式三機架二輥軌梁軋機以及350mm/300mm的小型軋機。隨著鋼鐵工業(yè)的不斷發(fā)展和科學技術的日益進步，中國已有用來生產鋼板、鋼管、型鋼和線材的多種類型的現(xiàn)代化軋機。
軋機的主要設備有工作機座和傳動裝置。工作機座由軋輥、軋輥軸承、機架、軌座、軋輥調整裝置、軋輥平衡裝置、導衛(wèi)裝置以及換輥裝置等組成。此外還有無牌坊軋機。傳動裝置由電動機、減速機、齒輪機座和連接軸、接手等組成。齒輪機座的作用是將傳動力矩分送到兩個或兩個以上受力的軋輥上。如采用直流電機軀動軋機，可不設減速裝置。
軋機的附屬設備主要是軋機前后的升降裝置、移送裝置、翻轉裝置以及工作輥道和延伸輥道等。
1.2 軋機液壓升降臺概述
軋機升降臺的升降機構采用了液壓傳動。該升降臺由齒輪齒條液壓缸、重錘、升降臺、軋輥等組成。齒輪齒條液壓缸1通過齒輪軸直接驅動升降臺3的升降機構，重錘2用來平衡機構，平衡裝置在升降臺處于中間位置時保持平衡狀態(tài)，面升降臺上升至上部位置時呈欠平衡狀態(tài)，升降臺處在下部位置時屬于過平衡狀態(tài)，這種平衡條件利于液壓系統(tǒng)設計和合理利用率。
1.3 本論文研究的主要內容
本人系統(tǒng)學習了液壓系統(tǒng)和軋機升降臺技術的知識，查閱了一些相關的文獻資料，在此基礎上，結合本人的設想和設計工作中需要解決的任務，主要進行了以下幾項工作：
(1) 擬定軋機液壓升降臺液壓液壓原理圖。
(2) 完成軋機液壓升降臺齒輪齒條油缸的設計。
(3) 完成軋機液壓升降臺液壓站的設計。
（4）對液壓系統(tǒng)進行校核設計
第二章 軋機液壓升降臺整體方案的擬定
2.1 設計思路
冶金工業(yè)中使用的三輥軋機前后都有升降臺，用于升降和輸送軋件。軋機升降臺的升降機構采用了液壓傳動。該升降臺由齒輪齒條液壓缸、重錘、升降臺、軋輥等組成。齒輪齒條液壓缸1通過齒輪軸直接驅動升降臺3的升降機構，重錘2用來平衡機構，平衡裝置在升降臺處于中間位置時保持平衡狀態(tài)，面升降臺上升至上部位置時呈欠平衡狀態(tài)，升降臺處在下部位置時屬于過平衡狀態(tài)，這種平衡條件利于液壓系統(tǒng)設計和合理利用率。其結構示意圖如圖1所示
2.2 擬定液壓原理圖
系統(tǒng)的油源為兩臺同規(guī)格定量泵1和泵2，一臺為工作泵，一臺為備用泵；兩泵出口并聯(lián)有起安全保護作用的先導式溢流閥3和閥4，泵的出口設有防止油液倒灌的單向閥5和閥6。執(zhí)行器為齒輪齒條式液壓缸14，升降臺工作過程中，在平衡裝置作用下，液壓缸的工作壓力是變化的，升降臺下降或上升，都經過一個加速或減速過程，升降臺再到達中間位置前加速，過了中間位置減速，對應于加速過程，液壓缸的工作壓力較低甚至負壓；而減速過程，液壓缸工作壓力為正值，為溢流閥的設定壓力；從液壓系統(tǒng)回路效率、功率利用有理情況以及升降臺對速度平穩(wěn)性要求不高等條件考慮，系統(tǒng)采用單向調速閥8的旁路節(jié)流調速方式。液壓缸14的運動方向由Y型滑閥機能的三位四通電液換向閥11控制，并通過兩個液控單向閥12和閥13實現(xiàn)鎖定，以保證升降臺再任意位置可靠停留，換向可靠；蓄能器10再系統(tǒng)中起蓄能補油與緩沖作用。壓力繼電器9為二位二通電磁換向閥7的法新裝置。擬定原理圖如圖2所示
2.3 動作分析
（1）升降臺上升（液壓缸右行）電磁鐵1YA通電使三位四通電液換向閥11切換至左位，液壓泵5的壓力油經單向閥5、發(fā)11和液控單向閥12進入液壓缸14左腔，同時反向導通液控單向閥13，液壓缸右腔閥經閥13，和閥11回油，液壓缸右行帶動升降臺快速上升，蓄能器10可向液壓缸補油，如出現(xiàn)負值負載（超越負載），郵箱可直接進行補油。升降臺過了中間位置后，隨著負載增加，當系統(tǒng)壓力增值力繼電器9的設定值時發(fā)信，電磁鐵3YA通電，二位二通電磁換向閥7切換至下位，液壓缸繼續(xù)右行，此時系統(tǒng)處于高壓，至升降臺到達上端位置，行程開關發(fā)出信號，使電磁鐵1YA斷電，換向閥11復制中位，升降臺鎖定在上端位置。
（2）升降臺下降（液壓缸左行）當電磁鐵2YA通電時，換向閥11切換至右位，液壓泵1的壓力油經單向閥5、閥11和液控單向閥13進入液壓缸14右腔，同時反向導通液控單向閥12，液壓缸左腔回油，液壓缸帶動升降臺下降。升降臺升降過程中的速度由單向調速閥8的開度間接決定（即缸的速度與調速閥開度大小成反比），系統(tǒng)最高工作壓力由溢流閥3限定。
（3）當所有電磁鐵全部斷電時，液壓泵5輸出的油液一部分經二位二通換向閥7和調速閥排回油箱，另一部分擠入蓄能器，系統(tǒng)處于低壓狀態(tài)，液壓缸兩腔閉鎖，從而升降臺停留在任意位置。
（4）技術特點 1）升降臺的整體重量輕，功率利用合理。 2）與常用的偏心輪式機械驅動升降臺比較，結構簡單，操作方便，運行可靠，造價低廉，液壓元件更容易、方便，并有利于縮短維修時間。 3）為了提高液壓系統(tǒng)乃至升降臺的可靠性，油源采用了冗余結構（雙泵中，一臺工作，一臺備用）。 4）液壓系統(tǒng)采用旁路節(jié)流調速方式，液壓泵的共有壓力跟隨負載變化，有利于節(jié)能。系統(tǒng)采用了蓄能器，有利于向液壓缸補油和緩沖。 5）液壓系統(tǒng)采用液壓站結構形式并安置在平臺上，通過油管與工作機構連接，大大改善了工作環(huán)境，便于使用、維護、管理。 6）齒輪齒條液壓缸采用開溝槽緩沖裝置，工作臺工作平穩(wěn)、無沖擊，避免了機械升降機構由于沖擊而造成的較高的故障率，提高了生產效率；缸的兩端沒有可調定位機構，能方便地調節(jié)液壓缸形成，確定升降臺的擺動幅度，從而方便地調整升降臺的上下極限位置。
第三章 軋機液壓系統(tǒng)的計算
3.1 設計主要技術參數(shù)
主要技術參數(shù)：壓力7MPa；流量150L/Min；所需驅動電機功率30kW；升降重量18t；升降高度488mm,升降一次時間1.96s。
3.2 齒輪齒條液壓缸的設計
3.2.1液齒輪齒條油缸的工作原理
齒輪齒條擺動液壓缸(即旋轉液壓缸)的原理是將液壓缸的往復運動通過齒條帶動齒輪,轉化成齒輪軸的正反向擺動旋轉,同時將往復缸的推力轉化。其主要是由齒輪，齒形活塞桿，齒輪齒條箱體和兩個當作用缸套組成。
3.2.2 液壓缸的效率
油缸的效率由以下三種效率組成：
A.機械效率，由各運動件摩擦損失所造成，在額定壓力下，通?？扇?0.9
B.容器效率，由各密封件泄露所造成，通常容積效率為：
裝彈性體密封圈時 1
裝活塞環(huán)時 0.98
C.作用力效率，由出油口背壓所產生的反作用力而造成。
一般取=0.9
所以 =0.9 =1 =0.9
總效率為。
3.2.3 液壓缸缸徑的計算
內徑D可按下列公式初步計算：
液壓缸的負載為推力
式（3-1）
式中 —液壓缸實際使用推力15000（N）；
—液壓缸的負載效率，一般取0.5～07；
—液壓缸的總效率，一般取=07～09；計算=0.8；
—液壓缸的供油壓力，一般為系統(tǒng)壓力（MPa）
本次設計中液壓缸已知系統(tǒng)壓力=7MPa；
根據(jù)式（3-1）得到內徑：=49.3mm
查缸筒內徑系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取為50mm。
活塞桿外徑：
齒輪齒條油缸的正轉和反轉的速度一樣，這里我們選取最大的活塞桿的直徑以滿足強度的要求。
表3-1 活塞桿直徑系列
活塞桿直徑系列/mm
(GB/T 2348-1993)
4、5、6、8、10、12、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360
所以取d=45mm
3.2.4活塞寬度的確定
活塞的寬度一般取=（0.6-1.0）
即=（0.6-1.0）×50=（30-50）mm
取=35mm
3.2.5 缸體長度的確定
液壓缸缸體內部的長度應等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長度不應大于缸體內徑的20-30倍。
即：缸體內部長度233mm
3.2.6缸筒壁厚的計算
在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結構和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強度要求，一般不需要計算。但是，當液壓缸的工作壓力較高和缸筒內徑較大時，必須進行強度校核。
當時，稱為薄壁缸筒，按材料力學薄壁圓筒公式計算，計算公式為
式（3-2）
式中，—缸筒內最高壓力；
—缸筒材料的許用壓力。=, 為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，當時，一般取。
當時,按式（3-3）計算
(該設計采用無縫鋼管) 式（3-3）
根據(jù)缸徑查手冊預取=30
此時
最高允許壓力一般是額定壓力的1.5倍，根據(jù)給定參數(shù)，所以：
=71.5=10.5MP
[]=100～110（無縫鋼管），取[]=100，其壁厚按公式（3-3）計算為
滿足要求，就取壁厚為6mm。
3.2.7 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算
A.活塞桿強度計算
活塞桿的直徑按下式進行校核
式中，為活塞桿上的作用力；
為活塞桿材料的許用應力，=,n一般取1.40。
滿足要求
B.液壓缸穩(wěn)定性計算
活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負載時，則必須進行液壓缸穩(wěn)定性校核?；钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進行
式中，為安全系數(shù)，一般取=2~4。
a.當活塞桿的細長比時
b.當活塞桿的細長比時
式中，為安裝長度，其值與安裝方式有關，見表1；為活塞桿橫截面最小回轉半徑，；為柔性系數(shù)，其值見表3-2； 為由液壓缸支撐方式決定的末端系數(shù)，其值見表1；為活塞桿材料的彈性模量，對鋼??；為活塞桿橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強度決定的實驗值，為系數(shù)，具體數(shù)值見表3-3。
表3-2液壓缸支承方式和末端系數(shù)的值
支承方式
支承說明
末端系數(shù)
一端自由一端固定
1/4
兩端鉸接
1
一端鉸接一端固定
2
兩端固定
4
表3-3 、、的值
材料
鑄鐵
5.6
1/1600
80
鍛鐵
2.5
1/9000
110
鋼
4.9
1/5000
85
c.當時,缸已經足夠穩(wěn)定，不需要進行校核。
此設計安裝方式中間固定的方式，此缸已經足夠穩(wěn)定，不需要進行穩(wěn)定性校核。
3.2.8缸筒壁厚的驗算
下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算：
A液壓缸的額定壓力值應低于一定的極限值，保證工作安全：
式（3-4）
根據(jù)式（3-4）得到：
顯然，額定油壓==7MP，滿足條件；
B為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應與塑性變形壓力有一定的比例范圍：
式（3-5）
式（3-6）
先根據(jù)式（3-6）得到：
=41.21
再將得到結果帶入（3-5）得到：
顯然，滿足條件；
C耐壓試驗壓力，是液壓缸在檢查質量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定的時間內，液壓缸在此壓力 下，全部零件不得有破壞或永久變形等異?，F(xiàn)象。
各國規(guī)范多數(shù)規(guī)定:
當額定壓力時
（MPa）
D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應大于耐壓試驗壓力：
(MPa） 式（3-7）
因為查表已知=596MPa，根據(jù)式（3-7）得到：
至于耐壓試驗壓力應為：
因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。
以上所用公式中各量的意義解釋如下：
式中: —缸筒內徑（）；
—缸筒外徑（）；
—液壓缸的額定壓力（）
—液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（）；
—液壓缸耐壓試驗壓力（）；
—缸筒發(fā)生爆破時壓力（）；
—缸筒材料抗拉強度（）；
—缸筒材料的屈服強度（；
—缸筒材料的彈性模量（）；
—缸筒材料的泊桑系數(shù)
鋼材：=0.3
3.2.9 缸筒的加工要求
缸筒內徑采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進行研磨；
熱處理：調制，HB240；
缸筒內徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內徑公差之半；
剛通直線度不大于0.03mm；
油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺；
在缸內表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。
3.2.10法蘭設計
液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見的是法蘭式端蓋。本次設計選擇法蘭式端蓋
（缸筒端部）法蘭厚度根據(jù)下式進行計算：
式（3-8）
式中， -法蘭厚度（m）；
—密封環(huán)內經d=40mm（m）；
密封環(huán)外徑（m）；=50mm
系統(tǒng)工作壓力（pa）；=7MPa
附加密封力（Pa）；值取其材料屈服點353MPa；
螺釘孔分布圓直徑（m）；=55mm
密封環(huán)平均直徑（m）；=45mm
法蘭材料的許用應力（Pa）；[]=/n=353/5=70.6MPa
—法蘭受力總合力（m）
所以=13.2mm
為了安全取=14mm
3.2.11
(缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算
連接圖如下：
圖3-1缸體端部法蘭用螺栓連接
1-前端蓋；2-缸筒
螺栓強度根據(jù)下式計算：
螺紋處的拉應力:
(MPa) 式（3-9）
螺紋處的剪應力
(MPa) 式（3-10）
合成應力
(MPa) 式（3-11）
式中, —液壓缸的最大負載，=A，單桿時，雙桿是
—螺紋預緊系數(shù)，不變載荷=1.25~1.5，變載荷=2.5~4；
—液壓缸內徑；
—缸體螺紋外徑；
—螺紋內經；
—螺紋內摩擦因數(shù)，一般取=0.12;變載荷取=2.5~4；
—材料許用應力，,為材料的屈服極限，n為安全系數(shù)，一般取n=1.2~1.5；
Z—螺栓個數(shù)。
最大推力為：
使用4個螺栓緊固缸蓋，即：=4
螺紋外徑和底徑的選擇：
=10mm =8mm
系數(shù)選擇：選取=1.3=0.12
根據(jù)式（3-9）得到螺紋處的拉應力為：
=
根據(jù)式（3-10）得到螺紋處的剪應力為：
根據(jù)式（3-11）得到合成應力為：
==367.6MPa
由以上運算結果知，應選擇螺栓等級為12.9級；
查表的得：抗拉強度極限=1220MP;屈服極限強度=1100MP；
不妨取安全系數(shù)n=2
可以得到許用應力值：[]=/n=1100/2=550MP
證明選用螺栓等級合適。
3.2.12密封件的選用
A.對密封件的要求
在液壓元件中，液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊液壓缸，如擺動液壓缸等。液壓缸不僅有靜密封，更多的部位是動密封，而且工作壓力高，這就要求密封件的密封性能要好，耐磨損，對溫度的適應范圍大，要求彈性好，永久變形小，有適當?shù)臋C械強度，摩擦阻力小，容易制造和裝拆，能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動補償磨損。密封件一般以斷面形狀分類，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都屬于唇形密封件。
B. O形密封圈的選用
液壓缸的靜密封部位主要有活塞內孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。
C.動密封部位密封圈的選用
由于O型密封圈用于往復運動存在起動阻力大的缺點，所以用于往復運動的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金屬密封圈。
液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內孔的密封、活塞桿與支撐座（或導向套）的密封等。
活塞環(huán)是具有彈性的金屬密封圈，摩擦阻力小，耐高溫，使用壽命長，但密封性能差，內泄漏量大，而且工藝復雜，造價高。對內泄漏量要求不嚴而要求耐高溫的液壓缸，使用這種密封圈較合適。
V形圈的密封效果一般，密封壓力通過壓圈可以調節(jié)，但摩擦阻力大，溫升嚴重。因其是成組使用，模具多，也不經濟。對于運動速度不高、出力大的大直徑液壓缸，用這種密封圈較好。
U形圈雖是唇形密封圈，但安裝時需用支撐環(huán)壓住，否則就容易卷唇，而且只能在工作壓力低于10MPa時使用，對壓力高的液壓缸不適用。
比較而言，能保證密封效果，摩擦阻力小，安裝方便，制造簡單經濟的密封圈就屬Yx型密封圈了。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ，分軸用和孔用兩種。
綜上，所以本設計選用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料組合使用，可以顯著提高密封性能：
a.降低摩擦阻力，無爬行現(xiàn)象；
b.具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長；
c.安裝溝槽簡單，拆裝簡便。
這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內壁有較大間隙，因為組合式密封的密封圈能防止擠入間隙內，降低了活塞與缸筒的加工要求，密封方式圖如下：
圖3-2 密封方式圖
第四章 軋機升降臺液壓系統(tǒng)液壓元件的選擇
4.1 油泵的選擇
4.1.1 油泵工作壓力的確定
油泵工作壓力為：
=P+∑△P 式（4-1）
由于在軋機液壓系統(tǒng)中,壓力所經過的閥的數(shù)量不多多,故壓力損失∑△P不大,參照<<液壓傳動>>表1-10選取∑△P=0.1MP。注射油缸最大工作壓力P可根據(jù)表3-1取為7.1MP于是油缸工作壓力即為：
=7+0.1=7.1MPA
所選油泵的額定工作壓力應為：
=1.25=1.25×7.1=8.875MPA
4.1.2 油泵流量的確定
油泵流量為：
≥K（∑Q）=1.1×150=165L/min （4-2）
選用的油泵為YYB-BC165/48B雙聯(lián)葉片油泵
4.1.3 油泵電機功率的確定
選用的電機為Y2-132S電機
4.2 控制閥的選擇
根據(jù)本系統(tǒng)的工作壓力和通過該閥的最大流量分別選擇各種閥。軋機液壓升降臺選用的標準原件列于表4-1中。
表4-1 軋機液壓升降臺液壓系統(tǒng)控制閥
代號
原件名稱
型號
額定流量（L/min）
工作壓力范圍（MP）
1
3/4"溢流閥
YF-B20B
100
0.5～7
2
1"溢流閥
YF-B32B
250
0.5～7
3
1/4"二位二通電磁閥
24D0-B8C-T※
22
14
4
3/4"單向閥
DF-B20K
100
35
5
1"三位四通電液閥
34DY0-B32H-T※
190
21
6
1"單向節(jié)流閥
LDF-B32C
190
21
7
液控單向閥
AF3-Ea20B
190
21
4.3 油管內徑的確定
4.3.1 大泵吸油管內徑計算
油管內徑可按式4.4計算
（4-3）
已知大泵流量為165 L/min，吸油管允許流速V為0.5～1.5m/s,取V=0.85 m/s,則:
實際選取內徑為50毫米的2"有縫鋼管。
4.3.2 小泵吸油管內徑計算
已知小泵流量為48 L/min，取吸油管允許流速為V=1.5m/s，則：
實際選取內徑為32mm的"有縫鋼管。
4.3.3 大泵壓油管內徑計算
取壓油管允許流速為V=1.5m/s，則：
實際選取內徑為32mm的"有縫鋼管。
4.3.4 小泵壓油管內徑計算
實際選取內徑為20mm的"有縫鋼管。
4.4 油箱容量計算和油箱散熱面積的確定
油箱容量可按中壓系統(tǒng)計算即：
V=(5～6)Q=5×165=825 L
第五章 壓力系統(tǒng)性能的驗算
5.1 系統(tǒng)的壓力損失驗算
5.1.1 局部壓力損失計算
局部壓力損失主要是流經各控制閥的壓力損失疊加。即：
（5-1）
表5.1 注射階段系統(tǒng)的壓力損失計算
代號
Q(L/min)
Q(L/min)
(MP)
(MP)
6
4
7
165
43.6
150
190
100
190
0.1
0.1
0.4
0.05
0.02
0.34
其中可由表5-1查取。由于閥V與閥V并聯(lián)，而，所以僅取計算即可。于是：
=0.05+0.34+0.02=0.41MPA
5.1.2 沿程損失計算
進油管長1.5m通過流量Q=150 L/min=2.5。選用20號機油，機器正常運轉后油的運動粘度，油的重度Υ=9000N/m。管子內徑d=32mm。則：
管內流速： V= （5-2）
雷諾數(shù)： R （5-3）
故為紊流。沿程損失可按下式計算：
= （5-4）
總的壓力損失
故能滿足要求。
5.2 液壓系統(tǒng)發(fā)熱量的計算
液壓系統(tǒng)產生的熱量，主要包括油泵（或油馬達）的功率損失所產生的熱量、溢流閥的溢流損失所產生的熱量以及液流通過各控制閥及管道的壓力損失等所產生的熱量。一般只粗略計算前兩項所產生的熱量。
液壓系統(tǒng)發(fā)熱量計算如表5.2所示。
由表5-2可知，注射機在整個動作循環(huán)中，系統(tǒng)的發(fā)熱量是變化的，一般按平均發(fā)熱量來計算。即： （5-5）
經計算復合要求
第六章 液壓站的設計
液壓站是由液壓油箱、液壓泵裝置及液壓控制裝置三大部分組成。液壓油箱裝有空氣濾清器、濾油器、液面指示器和清洗孔等。液壓泵裝置包括不同類型的液壓泵、驅動電機及其它們之間的聯(lián)軸器等。液壓控制裝置是指組成液壓系統(tǒng)的各閥類元件及其聯(lián)接體。
機床液壓站的結構型式有分散式和集中式兩種類型。
1．集中式，這種型式將機床液壓系統(tǒng)的供油裝置、控制調節(jié)裝置獨立于機床之外，單獨設置一個液壓站。這種結構的優(yōu)點是安裝維修方便，液壓裝置的振動、發(fā)熱都與機床隔開，缺點是液壓站增加了占地面積。
2．分散式，這種型式將機床液壓系統(tǒng)的供油裝置、控制調節(jié)裝置分散在機床的各處。例如，利用機床床身或底座作為液壓油箱存放液壓油。把控制調節(jié)裝置放在便于操作的地方。這種結構的優(yōu)點是結構緊湊，泄漏油易回收，節(jié)省占地面積，但安裝維修不方便。同時供油裝置的振動、液壓油的發(fā)熱都將對機床的工作精度產生不良影響，故較少采用，一般非標設備不推薦使用。
液壓站的結構布置，液壓站上各部件、元件的布置要均勻，便于裝配、調試、使用與維護，適當注意外形整齊和美觀；液壓控制裝置在液壓油箱上的安放位置應便于壓力閥、流量閥的調節(jié)，應便于電磁閥的手動調整和裝拆，應便于壓力表與壓力表開關的觀察和調整。
在液壓站結構總成設計中還應特別注意污染控制、泄漏控制、液壓沖擊控制、振動與噪聲控制等。
液壓動力源（即液壓泵組）是多種元、附件組合而成的整體，是為一個或幾個系統(tǒng)存放一定清潔度的工作介質，并輸出一定壓力、流量的液體動力，兼作整體式液壓站安放液壓控制裝置基座的整體裝置。
液壓動力源一般由液壓泵組、油箱組件、控溫組件、過濾組件和蓄能器組件等5個相對獨立的部分組成。
液壓動力源裝置按液壓泵組布置方式的分為：上置式液壓動力源、非上置式液壓動力源、柜式液壓動力源。上置式液壓動力源，泵組布置在油箱之上的上置式液壓動力源，當電動機臥式安裝，液壓泵置于油箱之上時，稱為臥式液壓動力源。當電動機立式安裝，液壓泵置于油箱之內時，稱為立式液壓動力源。上置式液壓動力源占地面積小，結構緊湊，液壓泵置于油箱內的立式安裝動力源，噪聲低且便于收集漏油。這種結構在中、小功率液壓站被廣泛使用。當采用臥式動力源時，由于液壓泵置于油箱之上，必須注意各類液壓泵的吸油高度，以防止液壓泵進油口處產生過大的真空度，造成吸空或氣穴現(xiàn)象。葉片泵的吸油高度≤500mm.
6.1 液壓油箱的設計
1．油箱的作用：存儲液壓油液、散發(fā)油液熱量、逸出空氣、沉淀雜質、分離水分和安裝元件。
2．油箱通?？煞譃檎w式油箱、兩用油箱和獨立油箱三類。
整體式油箱是指在液壓系統(tǒng)或機器的構件內形成的油箱。
兩用油箱是指液壓油與機器中的其他目的用油的公用油箱。
3．油箱的容量
油箱的總容量包括油液容量和空氣容量。油液容量是指油箱中油液最多時，即液面在液位計的上刻線時的油液體積。在最高液面以上要留出等于油液容量的10％～15％的空氣容量，以便形成油液的自由表面，容納熱膨脹和泡沫，促進空氣分離，容納停機或檢修時靠自重流回油箱的油液。
油箱的容量通?？砂词剑?
-液壓泵的總額定流量（L/min）；
-與系統(tǒng)壓力有關的經驗系數(shù)：低壓系統(tǒng)=2～4，中低壓系統(tǒng)=5～7，高壓系統(tǒng)=10～12
4．油箱的設計
1）箱頂、通氣器（空氣過濾器）、注油口
油箱的箱頂結構取決于它上面安裝的元件。例如，如果液壓泵布置在油箱內部液面以下，則箱頂應為或應有可拆卸的蓋。箱蓋及管子引出口之類的所有開口都要妥為密封。箱頂上安裝液壓泵組時，頂板的厚度應為側板厚度的四倍，以免產生振動。液壓泵組與箱頂之間應設置隔振墊。為了便于布置和維修，有時采用裝在箱頂上的回油過濾器。
箱頂上一般要設置通氣器（空氣過濾器）、注油口，通氣器通常為附帶注油口的結構，取下通氣帽可以注油，放回通氣帽即成通氣過濾器。
2）箱壁、清洗孔、吊耳（環(huán)）、液位計
對于鋼板焊接的油箱，用來構成油箱體的中碳鋼的最小厚度。箱頂上安裝液壓泵組時，側板厚度應適當加大。
當箱頂與箱壁之間為不可拆連接時，應在箱壁上至少設置一個清洗孔。清洗孔的數(shù)量和位置應便于用手清理油箱所有內表面。清洗口法蘭蓋板應該能 由1個人拆裝。法蘭蓋板應配有可以重復使用的彈性密封件。
為了便于誘降的搬運，應在油箱四角的箱壁上方焊接吊耳（也稱吊環(huán)）。吊耳有圓柱形和鉤形兩種。
液位計通常為帶有溫度計的結構。液位計一般設在油箱外壁上，并近靠注油口，以便注油時觀測液面。液位計的下刻線至少應比吸油過濾器或吸油管口上緣高出75mm，以防止吸入空氣。液位計的上刻線對應著油液的容量。液位計與油箱的連接處有密封措施。
3）箱底、放油塞、支角
應在油箱底部最低點設置放油塞（≧M18×1.5），以便油箱清洗和油液更換。為此，箱底應朝向清洗孔和放油塞傾斜，傾斜坡度通常為1/25～1/20；這樣可以促使沉積物（油泥或水）聚集到油箱中的最低點。
為了便于放油和搬運，應該把郵箱架起來，油箱底至少離開地面150 mm。油箱應設有支腳，支腳可以單獨制作后焊接在箱底邊緣上，也可以通過適當增加兩側壁高度，以使其經彎曲加工后兼作油箱支腳。支腳應該有足夠大的面積，以便可以用墊片或契鐵來調平。
4）隔板、除氣網
為了延長油液在油箱中逗留的時間，促進油液在油箱中的環(huán)流，促使更多的油液參與在系統(tǒng)中的循環(huán)，從而更好地發(fā)揮油箱的散熱、除氣、沉淀等功能，油箱中，尤其在油液容量超過100L的油箱中應設置內部隔板。隔板要把系統(tǒng)回油區(qū)與吸油區(qū)隔開，并盡可能使油液在油箱內沿著油箱壁環(huán)流。隔板缺口處要有足夠大的過流面積，使環(huán)流流速為0.3～0.6m/s。隔板結構有溢流式標準型、溢流式和回流式等多種型式。溢流式隔板的高度不應低于液面高度的2/3；隔板下部應開有缺口，以使吸油側的沉淀物經此缺口至回油側，并經放油口排出。
為了有助于油液中的氣泡浮出液面，可在油箱內設置除氣網，除氣網用網眼直徑0.5 mm的金屬網制作，并傾斜10°～30°布置。
5）過濾網的配置
過濾網可以設計成將液壓油箱內部一分為二，使吸油管與回油管隔開，這樣液壓油可以經過一次過濾。過濾網通常使用50~100目左右的金屬網。
6）管路的配置
液壓系統(tǒng)的管路要進入油箱并在油箱內部終結。
（1）吸油管和回油管
液壓泵的吸油管和系統(tǒng)的回油管要分別進入由隔板隔開的吸油區(qū)和回油區(qū)，管端應加工成朝向箱壁的45°斜口，這樣既可增加開口面積，又利于沿箱壁環(huán)流。為了防止空氣吸入空氣（吸油管）或混入（回油管），以免攪動或吸入箱底沉積物，管口上緣至少要低于最低液面75mm，管口下緣至少離開箱底最高點50mm?；赜凸芰魉龠^高時，可在回油管端裝設鉆有許多小孔的油管形擴散器。
吸油管前必須安裝粗過濾器，以清除較大顆粒雜質，保護液壓泵；建議在回油管上安裝精過濾器，以濾除細微顆粒雜質，保護液壓元件。
（2）泄油管
泄油管應盡量單獨接入油箱并在液面以上終結。如果泄油管通入液面以下，要采取措施防止出現(xiàn)虹吸現(xiàn)象。
（3）穿孔的密封
6.2 液壓泵組的結構設計
液壓泵組是指液壓泵及驅動泵的原動機和聯(lián)軸器及傳動底座組件。液壓泵組的結構設計要點如下：
1．液壓泵組的布置方式
可根據(jù)主機的結構布局、工況特點、使用要求及安裝空間的大小，合理確定液壓泵組的布置方式
2．液壓泵組的連接
確定液壓泵與原動機的軸間連接和安裝方式首先考慮的問題是：液壓泵軸的徑向和軸向負載的消除或防止。由于本設計中泵軸在結構上不能承受額外的徑向和軸向載荷，所以液壓泵最好由原動機經聯(lián)軸器直接驅動，并使泵軸與驅動軸之間嚴格對中，軸線的同軸度誤差不大于0.08mm.
原動機與液壓泵之間的聯(lián)軸器宜采用帶非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器.例如GB-5272-1985中規(guī)定的梅花形彈性聯(lián)軸器,具有彈性、耐磨性、緩沖性及耐油性較高，制造容易，維護方便等優(yōu)點。
3．液壓泵組的安裝方式
本設計中采用鐘形罩立式安裝，通過液壓泵上的軸端法蘭實現(xiàn)泵與鐘形罩的連接，鐘形罩再與帶發(fā)蘭的立式電動機連接，依靠鐘形罩上的止口保證液壓泵與電動機的同軸度。此種方式安裝和拆卸均較方便。
4．液壓泵的安裝姿態(tài)
應使液壓泵的殼體泄油口朝上，以保證工作時泵殼體中始終充滿油液。泵的軸伸和聯(lián)軸器等外露的旋轉部分，應該設有可拆裝的防護罩以保證安全。泵的下方應設置滴油盤，以免檢修時油液流到地面上。
結論
5.1 本論文取得的結果
(1) 完成軋機液壓升降臺總體方案的確認
(2) 完成軋機液壓升降臺液壓系統(tǒng)的設計
(3) 完成軋機液壓升降臺齒輪齒條缸的設計
(4) 完成整個液壓站的設計和壓力系統(tǒng)性能驗算
5.2 設計中存在的問題
由于實踐和作者的水平，本設計中可能全在些許問題，比如液壓集成塊如何設計，液壓閥如何正確安裝等，在以后的實際工作中一定會得以完善和解決。
致 謝
這次畢業(yè)設計可以圓滿的完成，離不開導師XXX的悉心指導。從課題的提出和論證到論文完成，X導師淵博的學識、先進的學術思想、對待研究的嚴謹態(tài)度和無私的奉獻精神都是學生的楷模，使我受益匪淺，在論文完成之際，謹向尊敬的X導師致以崇高的敬意和由衷的感謝。
在進行畢業(yè)設計的過程中 ，我的感激之情無以言表，僅以此文獻給他們，感謝我的朋友們，大家這四年來無論深處何地，距離多遠，我始終感受的到與你們大家在一起；感謝我的老師，四年來對我的關心幫助讓我在學校的生活和學習中都能有親人般的感覺；感謝我的同學們，大家雖然來自不同的地方，但是大家始終相親相愛，團結一致。我很慶幸能有了你們大家陪我一路走過艱難的歷程?；厥状髮W四年，往事歷歷在目，心緒難以平復，如此多的關心和幫助讓我感到莫大的幸運，感覺充滿力量，無論是身邊的同學老師還是遠方的親人朋友們，他們的支持是我可以努力和堅持的最大動力，有了他們才真正讓我感受到這個世界是無與倫比的美麗，這些都將支持我走向新的崗位，為社會為他人貢獻我的綿薄之力。
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