中板轧机HGC伺服液压缸的结构设计

中板轧机 HGC伺服液压缸的结构设计现代的热轧生产线中配置了许多不同的液压系统，液压油缸作为液压系统的执行机构也被大量使用。

根据热轧生产线设备配置不同所用液压油缸的数量、种类和型式而有所差异，按照油缸所使用的部位不同来分就有几十种之多。

其中就有许多液压伺服系统中使用的液压缸，一般称为伺服液压缸。

由于设备结构参数以及控制要求的不同，对伺服液压缸的要求也不一样，不同系统伺服液压缸的组成、结构、规格、材料都不尽相同，所以基本上都是非标设计。

伺服液压系统是液压技术的高精尖领域，其伺服液压缸与普通液压缸的设计及参数要求有许多不同之处，它是为控制设计的，更看重动态性能。

在伺服系统中它会直接影响了系统的动态响应，控制精度，稳定性等等。

具体来讲，伺服油缸与传统油缸以下不同：在功用方面：传动液压缸作为动执行元件，用于驱动工作负载，实现工作循环运动，满足常规运动速度及平稳性要求;伺服液压缸作为控制执行元件用于高频下驱动负工作负载，实现高精度、高响应伺服控制。

在强度及结构方面：1.强度传动液压缸满足工作压力和冲击压力下工作要求;伺服液压缸满足工作压力和高频冲击压力下工作要求，因此其厚度尺寸往往是超过正常的强度设计计算值，偏于安全，即比普通液压缸的壁厚要失。

2.刚度传动液压缸一般无特别要求;伺服液压缸要求高刚度，即活塞杆的细长比要很小，否则执行元件的唱有频率念下降得承出下降很多，，缸的底座不仅能够满足支承缸的受力要求，3.稳定性传动液压缸满足压杆稳妥定性要求;伺服液压缸满足压杆高稳定性要求。

4.导向传动液压缸要求有良好的导问性能，满足重载或偏载要求;伺服液压缸要求有良好的导向性能，满足高频下的重载、偏载要求。

5.连接间隙传动液压缸连接部位配合良好无较大间隙;伺服液压缸连接部位配合优良，不允许存在游隙。

6.缓冲传动液压缸高速运动时应能满足在行程终点时缓冲;伺服液压缸不碰缸底不需要考虑缓冲装置。

7.安装传动液压缸只需考虑缸体与机座、活塞杆与工作机构的连接;伺服液压缸除了考虑缸体与机座、活塞杆与工作机构的连接，还要考虑传感器及伺服控制阀组的安装。

8.密封伺服液压缸设计中要考虑磨擦力，要选取用低磨擦系数的密封件，而且运动面要比普通的更加精密。

伺服液压缸是电液伺服系统中的液压执行元件，通过它将液压能转换成机械能。

由于伺服液压缸是工作在电液伺服系统闭环回路中的一个关键环节，其性能指标直接影响系统的精度和动、静态品质。

下面通过对某伺服液压缸的设计，介绍在伺服液压缸设计中需要进行的主要计算。

一．伺服液压缸的结构组成热轧HGC伺服液压缸大都采用双作用活塞缸，基本组成有缸体（缸筒、缸底）、缸盖、活塞和活塞杆、密封装置等部分。

HGC伺服液压缸行程短，直径大，为提高工艺性及其精度，一般缸筒和缸底做成一体，活塞和活塞杆也做成为一体。

根据需要还要设有放气功能、防转装置等，放置位移传感器、伺服阀组等。

图1为HGC伺服液压缸典型结构。

热轧HGC伺服液压缸也有使用柱塞式液压缸的，但需要增加回程缸或者其他回程装置，现代轧机已较少采用。

图1 HGC伺服缸典型结构二．参数的确定某中板轧机参数：轧制压力：7000Kg最大压下量：50mm压下方式：电动APC+液压HGC工作压力：250Kg/cm21.油缸直径的选择按最大轧制力计算油缸直径，除了要满足轧制力外，还要考虑过平衡力、各种摩擦阻力、液压缸活塞杆侧产生的力，还要考虑运动部件的惯性力等等式中：D--缸筒内径，cm；—轧制时的负载油压，Kg/cm2;PLm—折算到单个油缸上（包括油缸）所有移动部分的质量，Kg/cm2，m=G/gG--折算到单个油缸上（包括油缸）所有移动部分的重量，Kg; g—重力加速度，g=9.81m/s2;BF--油缸的粘性阻尼系数，公斤。

秒/厘米;F--单个油缸所承受的最大轧制力，Kg;Ff--折算到单个油缸上可动部分的摩擦力，Kg;F--轧机每侧上支承辊组过平衡力，Kg;Fw—轧机每侧工作辊正弯辊力，Kg;P—单个压下油缸活塞杆腔液压油的反推力，Kg;a—调节加速度，m/s2;a=2πf0.7Vpf0.7—系统频宽，Hz;Vp———调节速度，cm/s;在设计之初有些参数不确定，所以一般先按最大轧制力初选压下油缸直径，或根据经验估算然后进行验算。

计算可得D=140cm根据以往经验及液压缸结构，取活塞直径D=145cm，活塞杆直径d=135cm。

1.行程的选择中板轧机HGC伺服缸采用短行程，有利于获得最大的刚度，提高位置精度和油缸固有频率，有利于提高控制系统的性能。

油缸的实际工作行程应比所需行程大。

取s=6cm1.材料的选择油缸缸体可以选用35、45钢等，活塞材料：耐磨铸铁、灰铸铁等。

热轧中HGC伺服液压缸为重型负载，工作条件恶劣，普通碳素钢很难满足要求。

实际生产中缸体和活塞多采用强度高韧性好，具有良好的综合机械性能和工艺性能，适合大截面高负荷重要零件的高强度合金钢。

在设计确定了伺服缸活塞和活塞杆直径后，可以进行伺服缸的结构设计。

按普通液压缸的设计计算方法对缸筒、活塞杆、端盖、受力螺纹连接件等受力件进行强度计算。

根据伺服液压缸要求的最低启动压力，快速性要求、频响特性等设计合理的密封型式，计算密封的压缩量，间隙密封需要的间隙尺寸等。

在设计液压缸时，除了考虑以上主要因素外，还应考虑液压缸的稳定性，防止扭转，良好的加工工艺性能以及方便的安装维护等。

1.结构强度计算1.缸筒厚度缸简是液压缸的主要零件，它与缸盖、缸底、油口等零件构成密封的容腔，用以容纳压力油液，同时它还是活塞的运动"轨道"。

设计液压缸缸筒时，应该正确确定各部分的尺寸，保证液压缸有足够的输出力、运动速度和有效行程，同时还必须具有一定的强度，能足以承受液压力、负载力和意外的冲击力;有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲；缸筒的内表面应具有合适的尺寸公差等级、表面粗糙度和形位公差等级，以保证液压缸的密封性、运动平稳性和耐用性。

当δ/D=0.08~0.3时，可用以下公式计算：—缸筒厚度，mm；式中：δ1P—液压缸的最大工作压力，25MPa；max—缸筒材料的许用拉应力， = ;—缸筒材料的抗拉强度极限，根据材料性能参数取 =850MPa；n—安全系数，对于交变载荷，一般取为n=8。

考虑液压缸结构和安装位置，选取，这样σ/D=0.16∈0.08~0.3符合上述要求。

则缸筒外径D1=D+2 =1900mm。

2.缸筒变形校核假设缸筒为圆形，变形可用以下公式计算式中：ε—缸筒径向变形量，mm；dD-缸筒内径，D=1450mm；D1-缸筒外径，D1=1900mm;P1—缸内最高工作压力，25MPa；E—缸筒材料弹性模量，E=210GPa;ν-缸筒材料泊松比，钢材ν=0.3；εd=0.71mm考虑到缸筒实际外形为方形，实际变形还要更小些，所选密封圈允许间隙1.0mm，εd<1.0，所以变形满足密封件的性能要求。

额定工作压力应低于一定极限值，以保证工作安全式中：PN—额定工作压力，25MPa；σs -屈服极限，σs=735MPa；满足要求。

3.缸底厚度缸底厚度可用以下公式计算式中：δ2—缸筒厚度，mm；取δ=305mm。

24.缸盖厚度活塞腔与活塞杆腔的面积比可见，在相同压力下缸盖受力比缸底小很多，缸盖厚度主要取决于密封布置的长度。

5.螺栓规格及数量用来联接缸盖和缸筒的螺栓规格及数量应根据强度条件来计算。

螺栓材料选用高强合金钢。

连接螺栓在螺纹处所受的应力为：螺纹处的拉应力螺纹处的切应力合成应力要求式中：—活塞盖受力;Fb=5.5×106NP1—缸内最高工作压力，25MPa；K—螺纹预紧系数，变载荷k= 2.5～4;d1—螺纹直径;Z—螺栓个数;K1—螺纹内摩擦系数，一般k1=0.12;[σ]—许用应力;σs —材料屈服极限，σs=600MPa;n—安全系数，一般取3。

则应有当螺纹直径取d1=64mm时，计算螺栓数量Z=32.7根据液压缸结构布置，取Z=36。

6.活塞及活塞杆液压伺服缸的活塞和活塞杆与传统有很大区别，通常活塞和活塞杆是一体的。

液压力的大小与活塞的有效工作面积有关，活塞直径应与缸筒内径一致。

设计活塞时，主要任务就是确定活塞的结构型式。

由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。

配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的滑动配合表面;间隙过大，会引起液压缸内部泄漏，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。

所以活塞结构型式，是根据密封装置来选则的，密封装置则是按工作条件及密封件参数选定的。

随着耐磨的导向环的大量使用，多数密封圈与导向环联合使用，缸筒和活塞间不是滑动配合，大大降低了活塞的加工成本。

同样，活塞杆要在缸盖的导向套中滑动，太紧了，摩擦力大; 太松了，容易引起卡滞现象和单边磨损。

由于活塞与活塞杆是一体的，密封型式要综合考虑。

保证活塞杆外圆与活塞外圆的同轴度，避免活塞与缸筒、活塞杆与导向套的卡滞现象。

活塞杆的外圆粗糙度值一般为0.1～0.3μm。

太光滑了，表面形成不了油膜，反而不利于润滑。

为了提高耐磨性和防锈性，活塞杆表面需进行镀铬处理，镀层厚0.03～0.05mm，并进行抛光或磨削加工。

对于工作条件恶劣、碰撞机会较多的情况，工作表面需先经高频淬火后再镀铬。

活塞杆是液压缸传递力的重要零件，在中板轧机上它还要安装压下螺丝、止推轴承等部件，承受拉力、压力、弯曲力和振动冲击等多种作用力，必须有足够的强度和刚度。

活塞杆在稳定工况下，如果只受轴向推力或拉力，可以近似地用直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行计算式中：F—活塞杆受力;d--活塞杆直径；[σ]—活塞杆材料的许用应力， = ;σs —活塞杆材料的屈服强度极限，根据材料性能参数取σs=735MPa；n—安全系数，对于交变载荷，一般取为n=8。

[σ]=91.9MPaσ=24.5MPa满足条件σ≤[σ]，符合要求。

7.稳定性校核当液压缸支承长度L≥（10～15）d时，需验算活塞杆弯曲稳定性。

液压支承长度缸L远小于（10～15）d，理论上是不会失稳的，不用校核其稳定性。

8.油缸固有频率在选定压下油缸的直径与行程后，还需验算油缸的固有频率是否满足要求。

液压轧机常用的压下油缸都是单作用缸。

因为活塞式油缸就其工作性质而言，与柱塞缸相似，所以夜压轧机上的活塞式油缸在计算固有频率时可按三通阀控制的柱塞缸来考虑。

在计算时可采用表7-7中所列的相应公式式中：ωh —油缸的固有圆频率，rad/s，ωh=2πfh；fh —油缸的固有频率，Hz；Ee —油的容积弹性模致，Ee=10000Kg/cm2；A—活塞侧的有效面积，cm2；L—油缸工作时的最大行程，L=6cm；M—折算到单个油缸上可移动部分（包括油缸的可移动部分）的质量，约M=13200Kg*s2/m=132Kg*s2/cm；代入数据，得ωh=457rad/sfh =73Hz为使油缸固有频率不致影响控制系统的性能，一般应满足以下要求，即∶式中：ωc —系统的截止圆频率，rad/s，ωc=2πfc；fc —系统的截止频率，一般为6～20Hz；代入数据，得fc ≦14.6～21.9Hz如计算所得ωc （fc）值不能满足的要求，应尽量缩短压下油缸与伺服阀之间的接管长度，同时还应适当增大油缸面积，并尽量减少油缸的行程。