和性能取决于所采用的各类液压元件的安排连接或组合方式，根据千斤顶的运作过程分析，设计液控系统的基本液压回路组成框图如图所示。增压回路由于千斤顶的推力很大所以采用高压系统,需要设计增压回路来达到高压力要求，由于在顶升过程中需要给千斤顶提供连续的高压油，于是采用双作用增压回路。为了提高工作的可靠性，对于般的双作用增压回路中的电磁换向阀更换为自动挡板型的换向装置。见图。流量控制通过对流量的控制可以调节千斤顶的上升和下降速度。流量控制通常应用最广泛的是节流阀。但是，节流阀没有压力补偿措施，所以，流量稳定性能差。该液压控制系统的负载变化大，速度控制精度高，所以不宜采用节流阀。因此，选用调速阀可进行流量调节。保压回路在千斤顶工作过程中，需要在定位置保持压力需要设计保压回路。保压的过程中，只需要补充内部漏油，因此，所需流量极小，可采用单向阀和液压蓄能器，使之达到期望的压力。当压力达到保压压力时，油泵驱动电机停机，以便节省能量，避免油液发热。当压力低于值时，继电器动作，泵电机再次启动，泵可继续提供压力油。见图。图双向锁紧回路图卸压回路图增压回路卸压回路为实现硬件的简单化设计，采用了型机能的换向阀的卸载回路。当三位四通换向阀置于中间位置时，就可以封闭通向执行元件的管路，使泵的输出流量全部返回油箱，从而实现在执行元件的任意停止位置上卸载。由于该系统是属于高压大流量的回路，所以，会产生很大的冲击力，这需要在换向阀中采用缓冲措施在阀芯台肩上开槽口，在液控单向阀控制回路中装设节流阀以减慢切换速度。图。锁紧回路千斤顶油缸可采用单向锁紧回路也可以采用双向锁紧回路。但活塞密封圈旦失效，两者的油缸压力就有显著的差别。单向锁紧回路在活塞密封圈失效时，尽管无杆腔的出油口被液控单向阀阻断，但在负载力作用下无杆腔压力油将通过活塞与缸壁之间的间隙向低压的有杆腔泄漏，有杆腔的油经管道自换向阀芯与阀体之间的间隙向油箱泄漏，于是活塞相对缸筒的位置发生了改变。双向锁紧回路在活塞密封圈失效时，由于两腔的油口都被液控单向阀阻断，实际上，在活塞与缸筒之间的间隙处没有油流动，无杆腔没有泄漏。因此，活塞在缸筒上的位置不变。所以该系统采用双向锁紧的回路，用两个液控单向阀实现对千斤顶液压缸的双向锁紧。图示位置时，液压泵卸荷，两个液控单向阀均关闭，活塞可在任意位置被锁紧不动。为使锁紧可靠，锁紧时，两个液控单向阀的控制油口均通油箱。见图。液压系统的计算图保压回路液压缸的设计计算液压缸的设计是整个液压系统设计的重量内容之。由于液压缸是液压传动的执行元件，它和主机工作机构有直接的联系。对于不同的机械设备及其工作机构，液压缸具有不同的用途和工作要求，因此在设计液压缸之前，必须对整个液压系统进行工况分析，选定系统的工作压力，然后根据使用要求选择结构类型，按负载情况运动要求最大行程等确定其主要工作尺寸进行强度验算，最后在进行结构设计。液压缸设计中的注意问题尽量使液压缸的活塞杆在受拉状态下承受最大负载，或在受压状态下具有良好的纵向稳定性。考虑液压缸行程终了处的制动问题和液压缸的排气问题。缸内如无缓冲装置和排气装置，系统需有相应的措施。根据主机的要求和结构设计要求，正确确定液压缸的安装固定方式。但液压缸只能端定位。液压缸各部分的结构需根据推荐的结构形式和设计标准进行设计，尽可能做到结构简单紧凑，加工装配和维修方便。液压缸推力的确定，见式式式中工作负载摩擦阻力可粗略地估计为惯性负载对运动质量小，速度慢而起动时间长的其值很小可以不计回油阻力，对柱塞油缸或没有背压的活塞油缸，可认为。液压缸的工作负载为托轮的支承力，取最大值。确定油缸的工作压力压力的选择要根据载荷的大小和设备类型而定，还要考虑执行元件的装配空间经济条件及元件供应情况等的限制。在载荷定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗的角度看也不经济，反之，压力选得太高，对泵缸阀等元件的材质密封制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。般来说，对于固定的尺寸不太受限的设备，压力可以选得低些，行走机械重载设备压力要选得高些。液压系统按照工作压力的高低分成几个不同的等级低压系统，中压系统，中高压系统，高压系统，超高压系统以上。油缸的工作压力还不是系统的工作压力，系统的压力般是指泵的出口压力，是系统的最高可能达到的压力。从泵出口到油缸的入口之间，通常还有许多元件以及连接管路存在，油液流经这些元件和管路时，不可避免地要产生压力损失，最后使油缸入口的压力低于泵的出口压力。由于千斤顶的推力很大，为了使结构紧凑，般多采用高压系统。拟选用的工作压力。考虑到系统的阻力损失，扣除，因而油缸工作压力只。液压缸主要几何尺寸的计算液压缸的主要几何尺寸包括液压缸内径和活塞杆直径等。液压缸内径，见式。式查液压设计手册按表圆整取活塞杆直径根据速度比的要求来计算活塞杆直径，见式。式式中速度比，查液压设计手册按表取。查液压设计手册按表圆整取液压缸缸筒长度液压缸的缸筒长度由最大工作行程长度决定，缸筒的长度般最好不超过其内径的倍。④活塞的宽度活塞的宽度，般取，液压缸结构参数的计算液压缸的结构参数，主要包括缸筒壁厚缸底厚度等液压缸厚度对于中高压系统，液压缸缸筒厚度般按厚壁筒计算，缸体材料为，则缸筒厚度应按第四强度理论计算，见式。式式中试验压力，缸体材料的许用应力，。取缸底厚度，见式。平形缸底，当缸底无油孔时式则液压缸的外径，见式。式则④活塞杆强度验算，见式。式查机械设计手册钢活塞杆强度合格液压缸稳定性校核对受压的活塞杆来说，般其直径应不小于长度的。当时，须进行稳定性校核，应使活塞杆使承受的负载力小于使其保持稳定的临界负载力。由于千斤顶，使用无须进行稳定性校核。液压泵及电机的选择液压泵的最大工作压力，见式。式式中系统的流动阻力损失，包括从油泵到油缸之间的管路沿程阻力损失和各种液压件的局部阻力损失。液压系统的管路般都比较短，但所装设的液压元件却比较多。因而常将数值不大的沿程阻力损失予以估计，将局部阻力损失加大来计算。在工作时，泵供给的油液流经两个换向阀和两个液控单向阎以后进入油缸上腔。换向阀的局部阻力损失为，而单向阀则为液压缸的需油量，见式。式式中活塞运动速度，。液压泵的供油量，见式。式式中考虑系统总泄漏量的系数，般可取。流量大时应取低值。根据以上压力和流量的数值查液压设计手册，选用型柱塞泵。其额定压力为。液压泵的功率，见式。式式中泵的总效率，般取。查机械设计手册，选用的电动机。液压系统的发热温升由于液压系统殷是在高压下工作，系统又存在着流动阻力损失机械摩擦损失和容积损失等形式的能量损失，因而就要产热量，使油液温度升高从而使之变质，粘度降低增加泄抵机件变形等，影响系统的正常工作。为了确保系统正常工作，应对系统的发热量加验算，以控制系统的油温不超过许可的范围。然而系统的发热量计算是相当困难的，因为影响发热的因素很复杂而又变化不定，所以，只能进行比较粗略的估算。关于液压系统发热量的来源，主要是油泵能量损失产生的热量，油液流经阀孔时的发热量，以及管路和其它损失引起的发热量。系统总发热量即为上述三种热量之和。液压系统所产生的热量，部分被油液带走，另部分则经过系统各种装置的表面散发到周围的空气小，如果有冷却器，则被冷却器中的冷却介质带走部分。经过定时间以后油温可以达到个稳定值此时系统产生的热量与散发的热量互相平衡。传热公式为，见式。式式中传热系数传热面积正常工作时的油温与环境温度之差。最后可得出系统的发热温升，见式。式算得的温升加上环境温度就是油液的实际最高温度，这个温度不应超过允许值般限制在，对高压系统为了避免漏油，推荐不超过。如果计算出的油温太高超过允许值则需采取散热措施，如加大油箱容量或增设冷却器帮助散热。支承托轮的动态维修回转窑支撑托轮表面磨损不均匀，筒体长期处于个位置运行，方面加剧了托轮表面的磨损，另方面筒体与托轮在相互转动时产生的轴向窜动力将全部转移到托轮轴承上，轴承的负载剧烈增加。如果拆下来维修，不仅拆卸工作量大，而且影响生产，加上托轮体积大，需专用工具。针对这种情况，采用在工作现场对托轮进行动态车削。使回转窑筒体恢复到正常运动状态，解决了托轮表面磨损不均匀的问题。托轮的表面缺陷在滚圈托轮副的运动过程中,托轮上形成如图这样的些缺陷锥度鞍形度图托轮上产生的缺陷现场动态车削消除中凹及锥型表面有以下好处。可使液压挡轮系统正常工作,保证窑体按设计要求往复上下运动,不但能保证托轮与滚圈的均匀等寿命磨损,而且能延长液压系统的使用寿命。使托轮及滚圈受力更趋合理,减小托轮滑动轴瓦的受力,延长滑动轴承使用期限。可保持传动大小齿轮在全齿长均匀啮合,减小噪音和振动,增加传动的平稳性。可保证窑体垂直及水平中心线不发生偏斜,减少因窑体弯曲对设备造成的损坏如内衬脱落,轴瓦受力不均等。车削的驱动力矩阻力矩计算现场车削托轮时,托轮依靠滚圈与托轮间产生的滚动摩擦力矩驱动,阻力矩由滑动轴承对托轮轴的摩擦力矩和切削时产生的切削力矩组成。当驱动力矩大于阻力矩时,切