液压剪切机设计

2024-10-18 来源：威能网

本套设计有全套图纸，有意者联系，****************

第一章绪论

1.1 剪切机的类型、特点及选型

用于对轧件进行切头，切尾或剪切成规定尺寸（定尺）的机械称为剪切机。根据剪切机刀片形状，配置以及剪切方式等特点，剪切机可分为平行刀片剪切机，斜刀片剪切机，圆盘式剪切机和飞剪机。按驱动力来分，可分为电动和液压两类剪切机。

平行刀片剪切机：两个刀片彼此平行。用于横向热剪初轧坯（方坯，板坯）和其它方形和矩形断面的钢坯，故又称为钢坯剪切机。有时，也用两个成型刀片来冷轧管坯及小型圆钢等。

斜刀片剪切机：两个刀片中有一个刀片相对于另一刀片是成某一角度倾斜布置的，一般是上刀片倾斜，其倾斜角为1°～6°。它用来横向冷剪或热剪钢板，带钢，薄板坯，故又称为钢板剪切机。有时，也用于剪切成束的小型钢材。

圆盘式剪切机：两个刀片均成圆盘状。用来纵向剪切运动中的钢板（带钢）的边，或将钢板（带钢）剪成窄条。一般均布置在连续式钢板轧机的纵切机组的作业线上。

飞剪机；剪切机刀片在剪切轧件时跟随轧件一起运动。用来横向剪切运动中的轧件（钢坯，钢板，带钢和小型型材，线材等），一般安装在连续式轧机

的轧制线上或横切机组作业线上。

平行刀片剪切机

根据剪切轧件时刀片的运动特点，平行刀片剪切机可分为上切式和下切式两大类。

1．上切式平行刀片剪切机

这种剪切机的特点实际下刀固定不动，上刀则是上下运动的。剪切轧件的动作由上刀来完成，其剪切机构由最简单的曲柄连杆机构组成。除了剪切机本体之外，一般还配有定尺机构，切头收集与输送装置等。由于下刀固定不动，为使剪切工作顺利进行，剪切的轧件厚度大于30～60mm时，需在剪切机后装设摆动台或摆动辊道，其本身无驱动装置。剪切时，上刀压着轧件下降，迫使摆动台也下降。当剪切完毕，上刀上升时，摆动台在其平衡装置作用下也回升至原始位置。此类剪切机由于结构简单，广泛用于剪切中小型钢坯。此外，随着快速换刀的生产需要，也出现了能快速换刀的上切式平行刀片剪切机，用来剪切初轧钢坯和轧板。当然，其设备重量会有较大的增加，结构也稍复杂些。 2. 下切式平行刀片剪切机

这种剪切机的特点是：上下刀都运动，但剪切轧件的动作由下刀来完成，剪切时上刀不运动。由于剪切时下刀台将轧件抬离辊道，故在剪切机后不设摆动台，而且这种剪切机的机架不承受剪切力。由于上述两个特点，下切式平行刀片剪切机普遍用来剪切中型和大型钢坯和板坯，以减轻整个剪切机组的设备重量。

第二章液压剪切机的设计计算

设计参数

剪切机型式：油压小车移动式被剪钢坯断面尺寸： □180×180 mm×mm □165×225 mm×mm

代表钢种： Q235-A 27SiMn 剪切温度： ≥750℃ 拉坯速度： 2m/min 剪切小车及横移辊道重量： 17.8T 钢坯定尺长度： 2.5m

2.1剪切机结构参数的确定

2.1.1刀片行程

刀片计算公式

H=h+f+q1+q2+s （2-1）式中：

H—刀片行程（指刀片的最大行程）； h—被切钢坯的断面高度，这里取h=180mm；

f—是为了保证钢坯有一些翘头时，仍能通过剪切机的必要储备，通常

50～75，这里取 60；

q1— 为了避免上刀片受钢坯冲撞，而使压板低于上刀的距离，q1=5～

50mm,

取q1=20mm;

s— 上下刀片的重叠量，取 s=5～20mm,这里取s=10； q2—下刀低于辊道表面的距离，q2=5～20 mm,这里取q2=20；故有： H=180+60+20+20+20=300mm

刀片行程关系如图 2-1 所示

图2-1 平行刀片剪切机刀片行程 1-上刀；2-下刀；3-轧件；4-压板

2.1.2 刀片尺寸的确定刀刃长度

因为所设计的方坯剪切机，且属于中型剪切机（P=2.5～8.0），所以

剪刃长度按如下公式计算：

L=（2～2.5）bmax （2-2）式中：

L—刀刃长度，mm;

bmax—被切钢坯横断面的最大宽度，mm；取bmax=225mm; 则：

L=（2～2.5）bmax =（2～2.5）×225=450～562.5 mm，取L=500 mm 刀片断面高度及宽度

h′=(0.65～1.5)h (2-3) b′=h′/(2.5～3) (2-4) 式中：

h′—刀片断面高度，mm;

h —被切钢坯断面高度，mm; b′—刀片断面高度，mm;

由钢坯断面尺寸： □180×180 mm×mm □165×225 mm×mm 则：

h′=(0.65～1.5)h =(0.65～1.5) ×180=117～270mm,取h′=210mm b′= h′/(2.5～3)=70～84mm;取b′=70mm

最后根据表8-2（《轧钢机械》（第三版）P259）剪切刀片的尺寸最后确定为

b′×h′×Ｌ=70×210×800

由（表8-2）确定的热钢坯剪切机基本参数。如下表:

表2-1热轧剪切机基本参数

最大剪切力 MN 6.3 刀片行程 mm 300 刀刃长度㎜ 300 刀片断面尺寸㎜ 70×210 理论空行程次数次/min 12～16 2.1.3剪切机理论空行程次数

剪切机的每分钟理论空行程次数代表了剪切机的生产率。理论空行程次数的提高受到电动机功率和剪切机结构形式的限制。理论剪切次数是指每分钟内剪刃能够不间断的上下运动的周期次数。因此，实际剪切次数小于理论空行程次数。依据设计要求和《轧钢机械》（第三版）P259 表8-2，选择理论空行程次数为：12～16次/min。

2.2 剪切机能力参数计算

2.2.1 剪切过程分析

轧件的整个剪切过程可氛围两个阶段，即刀片压入金属与金属滑移。压入阶段作用在轧件的力，如图2-2所示。

图2-2 轧件的剪切过程

当刀片压入金属时，上下刀片对轧件的作用力P组成力矩Pa，此力矩是轧件沿图方向转动，而上下刀片侧面对轧件的作用力T组成的力矩Tc 将力图阻止轧件的转动，随着刀片的逐渐压入，轧件转动角度不断增大，当转过一个角度γ后便停止转动，此时力矩平衡，即Pa=Tc。

轧件停止转动后，刀片压入达到一定深度时，为克服了剪切面上金属的剪切阻力，此时，剪切过程由压入阶段过渡到滑移阶段，金属沿剪切面开始滑移，直到剪断为止。

2.2.2平行刀片剪切机的剪切力与剪切功剪切公称能力的确定

剪切机的力能参数包括剪切力和电机功率。剪切力是剪切机的主要参数，驱动剪切机的电机功率及剪切机主要零件尺寸的确定，完全使用或充分发挥剪切机的能力都与剪切力有关。

在设计剪切机时，首先要根据所剪轧件最大断面尺寸来确定剪切机公称能力，它是根据计算的最大剪切力并参照有关标准和资料来确定的。

1）.当轧件材料为Q235-A时最大剪切力为：

Pmax=K·τmax·Fmax (2-5) 式中：

Fmax —被剪轧件最大的原始断面面积，mm

τmax —被剪轧件材料在相应剪切温度下最大的单位剪切阻力，MPa

根据图8-7.a（《轧钢机械》），取τmax=100MPa;

K—考虑由于刀刃磨钝、刀片间隙增大而使剪切力提高的系数，其数值根据剪切机能力选择，中型剪切机，K=1.2。

按钢坯断面尺寸：

□180×180 mm×mm

Fmax=180×180=32400 mm2

按钢坯断面尺寸：

□165×225 mm×mm

Fmax= 165×225=37125 mm2

故： Pmax=K·τmax·Fmax=1.2×100×165×225=3.89 MN 2）当轧件材料为27SiMn时

因为该剪切材料无单位剪切阻力实验数据，所以最大剪切力为： Pmax=0.6K·σbt·Fmax (2-6) 式中：

K—同轧件材料Q235-A一样，K=1.2；

σbt—被剪轧件材料在相应剪切温度下的强度极限，MPa，根据表8-4（《轧钢机械》），

取σbt=200MPa；

Fmax—轧件最大的原始断面面积，mm2，根据上述 1）中计算可知， Pmax=0.6×1.2×200×165×225=5.35 MN

综合以上计算结果，并考虑到今后剪切轧件品种的扩大，且结合我国国标所规定的系列标准，将剪切机公称剪切力确定为6.3 MN。而实际工程中，考虑到我们设计结构的要求，确定为5.0 MN，相当于500T液压键切机。剪切功的计算

根据剪切功可以近似而方便的计算出键切机功率。剪切功与剪切力和刀片行程有关，当不考虑刀片磨钝等因素时，可按以下公式计算：

A= Pmax·h (2-7) 式中：

A— 剪切功，N·m h—钢坯厚度，m Pmax—最大剪切力，N

则：

A= Pmax·h=5.35×180×1000=963000 N·m

第三章液压传动系统的设计与计算

液压系统是液压机械的一个组成部分，液压系统的设计要同主机的总体设计同时进行。着手设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。

3.1液压系统的设计步骤与设计要求

3.1.1设计要求

设计要求是进行每项工程设计的依据。在制定基本方案并进一步着手液压系统各部分的设计之前，必须把设计要求以及与该设计内容有关的其他方面了解清楚。

1)剪体结构比较简单，最大的剪切力受工作液体压力限制，且要能够保证不致过载和损坏。 2)液压剪切机工作循环：

上刀下降，锁紧小车右移下刀上升，剪切钢坯下刀下降（快退）

上刀升起小车左移（快退）。

3)剪切运动要平稳，为使机构具有所要求的精确运动，需要依靠上下刀台的平稳和附加的约束来获得，这均需由液压系统来控制。 3.1.2设计参数

剪切机型式：油压小车移动式被剪钢坯断面尺寸： □180×180 mm×mm □165×225 mm×mm

代表钢种： Q235-A 27SiMn 剪切温度： ≥750℃ 拉坯速度： 2m/min 剪切小车及横移辊道重量： 17.8T 钢坯定尺长度： 2.5m

3.2进行工况分析，确定液压系统的主要参数

3.2.1液压缸的载荷计算

如图3-1表示一个液压缸简图。各有关系数标注图上，其中FW是作用在活塞杆上的外部载荷，Fm是活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。

作用在活塞杆上的外载荷包括工作载荷Fg,导轨的摩擦力Ff,由于速度变化而产生的惯性力Fa。

图3-1 液压缸受力情况

剪切缸的载荷力

工矿分析：

剪切缸运动分为启动、工进、快退三个动作循环。当剪切缸启动时，液压缸负载只有下刀台本身的重力，

Fw=G=4100N 式中：G---下刀台重量；

工进时，活塞杆承受剪切力，其外载荷是剪切力及下刀台自重。

Fw=Pmax+G=5.35×106+4100≈5.35×106N；

快退时,工作负载主要是下刀台本身重力，其值为负。

Fw=-G=-4100N。

横移缸的载荷力

横移缸在启动过程中，其外载荷主要是小车和横移辊道对导轨的摩擦力。

Fw=μsG （3-1）

式中：

μs—静摩擦系数，μs=0.15；由表3-1查的 G—小车及剪体总重，N；

表3-1 摩擦系数μ

导轨类型导轨材料运动状态启动时：摩擦系数 0.15～0.20 滑动导轨铸铁对铸铁低速（0.16m/s） 0.1～0.12 高速（0.16m/s） 0.05～0.08 滚动导轨铸铁对滚柱（珠）淬火钢导轨对滚柱静压导轨铸铁

G=G1+G2+G3；

0.005～0.02 0.005 G1—小车及横移辊道重量，G1=17800N； G2—钢坯重量，G2=7239N； G3—剪体重量，G3=40000N； G=G1+G2+G3=225239N；

外载荷：Fw=μsG=33786N；

小车右移时，横移缸外载荷为小车钢坯、剪体、横移辊道的重力和剪切力对导轨产生的摩擦阻力，即车轮踏面在轨道上的滚动摩擦阻力和车轮轴承的摩擦阻力。

摩擦阻力矩：

Mn=(G+G4)(KDc/2+μd/2）；（3-2）

式中：G—辊道车，剪体，钢坯总重，G=225239N； G4—剪切力，G4=5.35×10； K—滚动摩擦系数，K=0.01； μ— 车轮轴承摩擦系数，μ=0.004；

Dc—车轮外径，Dc=250mm； d—轴承内径，d=70mm；

故：Mn=（225239+5.36×10）（0.05×250/2+0.003×70/2） =7.76×10N/mm

外载荷：Fw=Mn=7.76×10/125=62080N （3-3）

Dc26666 小车左移时，小车受剪体及横移辊道的重力对导轨产生的摩擦阻力，即车轮踏面在轨道上的滚动摩擦阻力和车轮轴承的摩擦阻力。同上.摩擦阻力矩：

Mn=（G1 +G3）（KDc/2+μd/2）

=（178000+40000）（0.01×250/2+0.004×70/2） =303020N/mm；

外载荷：Fw=Mn=303020/125=2424.2N。

Dc2抬升缸的负载力

抬升缸在抬升和下降过程均只受上刀台及其相连机构的自重相对于轴

心向下的转矩.其最大转矩约

T=G×Sm=7800×0.18=1404N·m （3-4）式中：

G—上刀台及其相连机构自重，G=7800N； Sm—上刀台重心到轴心距离，约为Sm=0.18m；

故上刀台下降时，抬升缸抬升，其外载荷

Fw=

T1404Nm==3265N；（3-5） So0.43mT1404Nm=-=-3265N；

So0.43m同理，上刀台上升时，抬升缸下降，其外载荷

Fw=-

各液压缸的外载荷力计算结果列于表3-1 由公式：活塞上载荷力F=

Fwm （3-6）

m―液压缸的机械效率，一般取0.90～0.95，这里取m=0.95；求得相应的作用于活塞上的载荷力，并列于表3-2

表3-2 各液压缸载荷力

液压缸名称工况启动液压缸外载荷 Fw/N 4100 5.35×106 -4100 33786 62080 2424 3265 -3265 活塞上载荷力 F/N 4316 5.63×106 -4316 35564 65342 2552 3437 -3437 剪切缸工进快退启动横移缸右移左移抬升缸下降上升 3.2.2初选系统的工作压力

压力的选择要根据载荷的大小和设备的类型来定，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。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些元件的结构尺寸，对某些设备来

说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济，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，必须要提高设备成本。一般来说，对于固定的尺寸不太受限制的设备，压力可以选的低一些。具体选择可参考下表3-3和表3-4

表3-3 按载荷选择工作压力

载荷（KN）工作压力（MP） <5 <0.8～1 5～10 1.5～2 10～20 2.5～3

20～30 3～4 30～50 4～5 >50 ≥5 表3-4 各种机械常用的系统工作压力

机床磨机械类型床工作压力（MP） 0.8～2 组合机床龙门刨床拉床农业机械液压机小型工程机械大中型挖掘机建筑机械液压凿岩机 10～18 重型机械起重运输机械 20～32 3～5 2～8 8～10 500T液压剪切机属中型剪切机，其剪切缸最大载荷达5.63MN。剪切系统为高压系统，依据上述表格初步确定系统工作压力为21MPa。横移缸最大负载65347N，抬升缸3437N，均为低压系统。初步确定系统工作压力为6.3Mpa。（参考文献《机械设计手册单行本液压传动与控制》表3—2及表3—3）（参考文献《机械设计手册》表19-6-3） 3.2.3 计算液压缸的主要结构尺寸剪切缸

剪切缸最大载荷时，为剪切缸剪切工作状态，其载荷力为F=5.63×106N 参考文献《机械设计手册》。缸筒内径：

D式中：

D—缸筒内径

F—最大载荷力，F=5.63×106N

p11P224F/m （3-7）

—活塞杆径比，依据下表选=0.7 P1—供油压力，取21MPa

P2—回油背压，依据下表选P2=1MPa

表3-5 按工作压力选取径比参考表

工作压力（MPa）径比 ≤5.0 0.5～0.55 5.0～7.0 0.62～0.70 ≥7.0 0.7

表3-6执行元件背压力选择参考表

系统类型简单系统或轻载节流调速系统回油路带调速阀的系统回油路设置有背压阀的系统用补油泵的闭式回路回油路较复杂的工程机械回油路较复杂，且直接回油箱背压力 0.2～0.5 0.4～0.6 0.5～1.5 0.8～1.5 1.2～3 可忽略不记本表摘自《机械设计手册单行本液压传动与控制》表23.4-5及23.4-4

故有：

D45.631066623.14211011010.70.592m592mm

取D=600mm

活塞杆直径：d=0.7D=420mm ，取标准值d=500mm

3.146002282600mm2 （3-8）则液压缸有效面积 A1 44D2A2D2d243.1460025002486350mm2 （3-9）

液压缸行程 L=H=300㎜. 式中：

H—刀片行程,H=300㎜;

活塞杆强度校核

式中：

Fmax4d2  （3-10）

Fmax—活塞杆所受的最大载荷，Fmax =5.63×106；

d—活塞杆直径，d=420mm。

所以有：

5.6310630.5MPa

3.1450024活塞杆材料为碳钢故 =100～120MPa



∴强度符合，校核完毕。横移缸

当横移缸右移时，在其启动时负载最大，F=65347N，此时,横移缸受拉

由上述的公式可得下式： D式中：

FP1A2P2A1A212A1

4Fp11P22 （3-11）

—活塞杆的径比，=0.65；

P1—供油压力，P1=6.3MPa； P2—回油背压，P2=0.5MPa。

则：

D4653473.146.31010.620.5106260.157m157mm

由文献《机械设计手册》取标准内径：D=160mm，

所以活塞杆直径为d=0.65D=104mm 取标准值 d=110mm；

3.14160220096mm2 则液压缸有效面积：A144D2A2活塞杆强度校核

D2d243.1416021102410598mm2

Fmax4d2653476.88MPa

3.1411024所以强度符合要求，校核完毕。

抬升缸

当抬升缸抬升时，其负载F=3628N，此时，活塞杆受压

D式中：

2p1P214F/m

—活塞杆的径比，=0.65；

P1—供油压力，P1=6.3MPa； P2—回油背压，P2=0.5MPa。

则： D434373.146.3100.51010.656620.027m =27㎜

由文献《机械设计手册》，取标准内径 D=32mm，活塞杆直径为d=0.65D=19.8mm 取标准值 d=20㎜

3.14322804mm2 则液压缸有效面积 A144D2A2活塞杆强度校核 D2d243.143222024490mm2

Fmax4d2343710.9MPa

3.142204所以强度符合要求，校核完毕。 3.2.4.计算各工况所需时间及速度

剪切钢坯工作循环周期

2.5m=1.25min

2m/min式中： 2.5m—钢坯定尺长度 2m/min—拉坯速度.

故剪切工作全过程应在1.25min之内完成。

由钢坯接触定尺装置触球为剪切周期开始，横移缸，抬升缸开始动作，抬升缸抵达指定位置后剪切缸动作，剪断钢坯即剪切缸触发行程开关上触点，为剪切缸，抬升缸，横移缸反向行程开始时间。待各缸全部退回，剪切一周期结束，等待下一周期开始，依次循环。

由小车行程约800mm，即0.8m，得

0.8m=0.4min=24s

2m/min即在t=24s时剪断钢坯。

抬升缸：

抬升缸抬升即上刀台下降时间约取t1=5s

v1=

L0.45m==5.4m/min t15s抬升缸下降即上刀台上升时间约取t2=3s

v2=

L0.45m==9m/min t23s式中： L=450m=0.45㎜，液压缸行程。

剪切缸：

抬升缸自锁后，剪切缸即开始动作。工进时间 t3=t-t1=19s 工进速度 v3=

H0.3m==0.95m/min t319s快退时间 t4=6s 快退速度 v4=横移缸：

右移时间 t5=24s 右移速度 v5=2m/min

H0.3m==1.8m/min t410s 19

左移时间 t6=6s 左移速度 v6=

L0.8m==8m/min t66s 式中： L—小车行程。

3.2.5计算液压执行元件实际所需流量

根据已经确定的液压缸的结构尺寸，可以计算出各个执行元件在各个工作阶段的实际所需流量。

表3-7 各工况所需流量

工况上刀下降小车启动小车右移下刀上升下刀下降上刀上升小车左移执行元件名称抬升缸横移缸横移缸剪切缸剪切缸抬升缸横移缸运动速度 v/m/min 5.4 0 2 0.95 1.8 9 8 结构参数 A/mm 804 10598 10598 282600 86350 490 20096 2流量 Q/L/min 4.3 0 21.2 268.0 155.0 4.4 160.7 计算公式 Q=A1v Q=A2v Q=A2v Q=A1v Q=A2v Q=A2v Q=A1v 3.2.6计算液压执行元件的实际工作压力

由于液压系统工作时回油路安装有背压阀，所以系统的实际工作压力需要将其考虑进去，如下表所示为各个缸的实际工作压力。

表3-8各工况工作压力

执行工况元件名称负载 F/N 背压力 P2MPa 结构参数mm2 A1 A2 工作压力 P1/MPa 计算公式 20

上刀下降抬升缸 3437 0.5 804 490 4.58 P1FP2A2A1 FP2A2A1小车启动横移缸 35564 0 20096 10598 1.77 P1 P1FP2A2A1小车右移横移缸 65347 0.5 20096 10598 3.51 5.63×10 6下刀上升剪切缸 0 282600 86350 20.0 P1FP2A2A1 P1FP2A1A2下刀下降剪切缸 -4316 0.5 282600 86350 0.95 P1FP2A1A2上刀上升抬升缸 -3628 1 804 490 1.63 P1FP2A1A2小车左移横移缸 2552 0.5 20096 10598 1.18 21

3.2.7拟定液压系统工况图

图3-1各缸位移时间图

图3-2 各缸速度时间图

图3-3各液压缸的压力循环图

3.3制定液压系统基本方案和拟定液压系统图

3.3.1制定基本方案

确定剪切机液压系统的总组成及作用

用于将轧件剪切成规定尺寸的机械称为剪切机。由液压作为主传动的剪切机叫做液压剪切机。一个完整的液压系统由五部分组成，即动力组件、执行组件、控制组件、辅助组件和液压油。在小方坯液压剪切机系统中都将被设计到。

剪切机动力组件的作用是将原动机的机械能转化为液体的压力能，指液压系统中的油泵，它向整个液压系统提供动力。在本套系统中采用一个定量泵和一个变量泵供油。

执行组件（如液压缸和液压马达）的作用是将液体的压力能转化为机械能，驱动负载做直线往复运动。小方坯液压剪切机主要采用三个执行组件，剪切缸、上刀台抬升缸和辊道小车横移缸，对于单纯且简单的直线运动机构可以采用液压缸直接驱动，由剪切机的特点决定，可采用单活塞杆液压缸，其有效工作面积大，双向不对称，往返不对称的直线运动。

剪切机控制组件（即各种液压阀）在液压系统中控制和调节液体的压力、

流量、和方向。根据控制功能的不同，其液压阀可分为压力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。压力控制阀又可分为溢流阀（安全阀）、减压阀、顺序阀、压力继电器等；流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流阀、集流阀等；方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换向阀等。根据控制方式不同液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例控制阀。系统中将用到大部分常见的控制组件，实现系统的最优化。

系统的辅助组件包括油箱、滤油器、油管及管接头、密封圈、压力表、油位温度计等，起连接、输油、贮油、过滤、贮存压力和测量等的作用。

液压油是液压系统中传递能量的工作介质。有各种矿物油、乳化油和合成型液压油几大类。系统选用20号机械油。拟定液压执行组件运动控制回路 1、剪切缸基本回路的确定 1）容积节流调速回路

容积节流调速回路一般用变量泵供油，用流量控制阀调节调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与所需油量相适应。液压缸慢进速度由变量泵调节，以减少功率损耗和系统发热；快退时由调速阀调节。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但结构较复杂。

因剪切缸回程时，所受负载为负，故调速阀装在回程回油路上。 2）压力控制方案

剪切缸在剪断钢坯时剪切力突然消失，使活塞由于惯性突然前冲，引起液压冲击，故在液压缸端部安装蓄能器，吸收多余能量，减少液压冲击，实现缓冲。此回路用变量泵供油，故在回路中设置安全阀起安全保护作用。为减小回路中液压冲击，采用电液换向阀。

图3-4剪切缸基本回路

2、抬升缸基本回路确定双液控单向阀锁紧回路：

由于上刀台在剪切时承受极大的载荷，为了在极大冲击下仍具有较好的剪切效果，上刀台必须具有高的位置精度，采用双液控单向阀锁紧回路。它能在液压缸不工作时使活塞迅速平稳、可靠且长时间地被锁紧，不为向上的剪切力所移动。当液压缸上腔不进油时液控单向阀关闭，液压缸下腔不能回油，活塞被锁紧不能下落。但由于液控单向阀有一定泄露，因此，锁紧时间不能太长。但因抬升缸所需锁紧时间仅为19s。故满足要求。

图3-5抬升缸基本回路

3、横移缸基本回路的确定

为实现同步剪切运动，必须使小车移动速度与钢坯运动速度相等，这就需要用速度传感器将钢坯的运动速度与横移缸的运动速度测出，然后进行比较，将差值快速的转变为电信号传给横移缸的主控阀，使液压小车的横移速度迅速达到钢坯的运动速度，并且与它同步运动；而当剪切机将钢坯剪断后，小车有需要快速的退回，因此，有必要选用高控制精度的比例阀。

由于横移缸和抬升缸共用定量泵，且横移缸负载远大于抬升缸，要求两缸互不干扰动作，故在横移缸回路加减压阀，以控制抬升缸回路压力，达到两缸同时动作。

M 图3-6 比例阀调速回路

制定顺序动作方案

钢坯断面接触定尺装置触球时，发出电信号，启动抬升缸和横移缸电磁铁开始动作→ 抬升缸完成预定动作时触发行程开关，关闭抬升缸电磁铁，使抬升缸自锁，并启动剪切缸电磁铁使其动作→ 当剪切缸剪切钢坯完毕，刀片移动到上行程时，通过上行程开关发出电信号，使剪切缸，抬升缸和横移缸均反向动作→ 剪切缸触发下行程开关时，停止动作→ 横移缸触发左侧行程开关时，停止动作→ 抬升缸触发行程开关时，停止动作→ 等待下一周期运行。液压源的选择

剪切缸承受负载压力大，属于高压系统，。而柱塞泵的柱塞与缸体内孔均

为圆柱表面，易得到高精度的配合，可在高压下工作，故选用柱塞泵。

横移缸和抬升缸所承受负载不是很大，属于中压系统，可使用定量叶片泵为动力源。 3.3.2拟定液压系统图

MM图3-7 液压原理图

表3-9 剪切机电磁铁工作循环表

动作名称上刀下降小车右移锁紧上刀下刀上升上刀快退小车左移下刀快退上刀复位小车复位下刀复位发讯元件 1DT XK3 XK3 XK5 XK5 XK1 XK1 XK1 XK6 XK4 XK2 - - - + - - - - - - 2DT - - - - - - + - - - 电磁铁DT 3DT + - - - - - - - - - 4DT - - - - + - - - - - 5DT - + - - - - - - - - 6DT - - - - - + - - - - 3.4液压元件的选择

3.4.1液压泵的选择高压液压泵的选择

1）.确定液压泵的最大工作压力Pp

PpP（3-12） 1P 式中：

P1—液压缸最大工作压力；P1=20.2MPa

P—进油路上总压力损失，P=0.8MPa

则：

PP=20.0+1.0=21.0 MPa

∵所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25%～60% ∴选取的液压泵要求额定压力为

PN125%PP125%21.026.25MPa

2）.液压泵流量的确定

QPKQmax （3-13）式中：

K—系统泄露系数，一般取K=1.1～1.3，这里取K=1.2； Qmax—高压系统液压缸最大总流量，Qmax=268L/min 则：

QP=1.2×268=322 L/min

故选用A7V250型斜轴式轴向柱塞泵，其额定压力为35MPa，额定流量为364 L/min，额定转速为1500r/min。（参考文献《机械设计手册（第四卷）》P19-175表19-5-51）

低压系统液压泵的选择

1）.确定液压泵的最大工作压力Pp PpP1P 式中：

P1—液压缸最大工作压力；P1=4.58MPa

P—进油路上的总压力损失，P=0.92MPa

则：

PP=4.58+0.92=5.5 MPa

考虑储备取7 MPa。

2）.液压泵流量的确定

式中：

K—系统泄露系数，一般取K=1.1～1.3，这里取K=1.1； Qmax—高压系统液压缸最大总流量，Qmax=160.7L/min 则：

QP=1.1×160.7=169 L/min

故选用YB-C171B型叶片泵，其额定压力为7MPa，额定流171 L/min，额定转速为1000r/min。（参考文献《机械设计手册》第四卷P19-136表19-5-16） 3.4.2电动机功率的确定高压系统电动机的确定驱动液压泵的功率为：

PPNQN （3-14） 310PQPKQmax

式中：

PN—液压泵最大工作压力，PN=21.0MPa QN—液压泵额定流量，QN=364L/min

p—液压泵总效率，p=0.85 则：

21.0106364P3150KW

100.8560考虑到剪切时间很短，而电动机一般允许在短时间内超载25%，因此，

P150120KW 125%故根据《机械设计手册》第五卷，选定Y315m—4w型三相异步电动机，其额定功率为132KW，同步转速为1500r/min 低压系统电动机的确定

PPNQN 310P式中：PN—液压泵最大工作压力，PN=7MPa

QN—液压泵额定流量，QN=171L/min

p—液压泵总效率，p=0.85

则

7106171103P23.5KW1030.8560

故根据《机械设计手册》第五卷，选定Y225M-6型三相异步电动机，其额定功率为30KW，同步转速为1000r/min。 3.4.3液压阀的选择

根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件的实际流量，可选出这些元件的型号和规格，见下表

表3-10液压剪切机液压阀及附件明细表

序号名称通径型号规格压力 MPa 流量 L/min 400 最大实际流量 268 268 数量 1 2 截止阀过滤器 50 CJZ-F50L 50 QUIE400×40 25 32 1 1 32

3 4 5 6 7 8 9 安全阀单向阀截止阀压力表电磁换向阀单向调速阀蓄能器 30 BG-03-V32 20 RVP20B 50 CJZ-F50L Y-200 25 31.5 25 0～25 28 21 31.5 31.5 32 10 31.5 35 31.5 32 300 300 300 600 600 700 - 600 80 60 400 96 268 31 268 268 535 535 535 535 535 4.41 4.41 165 165 268 160.7 160.7 31 160.7 160.7 160.7 160.7 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 2 1 1 1 1 1 1 1 1 1 16 4WEG16G20B 30 MSA30EF 50 NXQ2-L100 40 RVP40B 55 QUIE700×10 32 2LQFW-A5.3F 40 RVP40B 6 6 4WE6G50B Z2S6 10 单向阀 11 过滤器 12 冷却器 13 单向阀 14 电磁换向阀 15 双液控单向阀 16 截止阀 17 过滤器 18 溢流阀 19 单向阀 20 截止阀 21 压力表 22 减压阀 23 电磁换向阀 24 单向阀 25 比例流量阀

50 CJZ-F50L 50 QUIE400×40 30 BG-03-32 20 RVP20B 50 CJZ-F50L Y-200 0.5～25 300 31.5 0～25 31.5 28 31.5 31.5 300 300 300 260 180 32 DRC32-1 16 4WEG16G20B 16 RVP16B 16 2FRE16 33

3.4.4 油管内径的确定

由于本液压系统管路较为复杂，取主要几条管路，根据以下公式确定他们的内径和壁厚，其数值见表

(1) 管道内径计算 d2q （3-15） v（2）管道壁厚计算 式中：

d—油管内径

q——管内流量(m3/s) v—管中油液的流速 —油管壁厚

P—管内工作压力，MPa

Pdn （3-16） 2b n—安全系数，P<7MPa时，取n=8，P>17.5MPa时，取n=4 σb—管道材料的抗拉强度，取σb=450Mpa 管道内的流速可以参考表3-11：

表3-11允许流速推荐值

管道液压泵吸油管道液压系统压油管道液压系统回油管道推荐流速（m/s） 0.5～1.5一般取1以下 3～6 压力高、油管短、粘度小取小值 1.5～2.6

表3-12 主要管路内径表

管路名称通过流量允许速管内径管道壁厚（mm）管内工作压力所选管道的内径与（L/min）度（m/s）（mm） 34

（Pa）壁厚（mm）高压吸油管高压压油管高压回油管低压吸油管低压压油管低压回油管 364 268 268 171 160.7 160.7 1.3 5 2.5 1.0 5 2 77 34 48 60 26 41 7.2 3.0 0.2 3.7 0.8 0.2 21 20 0.5 7 3.51 0.5 80，10 40，5.5 50，3 65，4 32，2.5 50，3 3.4.5 油箱的有效面积的确定

油箱容量的经验公式：

V=aq （3-17）

式中：

a—与系统有关的经验系数，（由文献《液压系统设计图集》表2.4-3）高压系统取a=10

q—液压泵每分钟排出压力油的容积，QV=364+171=535L/min 则：

V=10×512=5350L

选标准值： V=6300L。

3.5 液压系统性能验算

3.5.1 验算回路中的压力损失横移缸回路的压力损失

管路系统上的压力损失由管路的沿程损失P管件局部损失P2和控制阀的1、压力损P3三部分组成：

PP（3-18） 1P2P3 1）.沿程压力损失

由于液体在同一管路中，液体的平均流速越大，它的沿程压力损失就越大，因此，我门所需考虑的是横移缸流量最大时即快速退回时进油路的压力损失。此管长L=12，管内径d=0.03m，快速退回时，通过流量Q=160.7L/min=2.68×

103m3/s。选用L-HM46号矿物油型液压油，正常运转后油的运动黏度取

v4.6105m2/s，油的密度为850kg/m3。

油液在管路中的实际流速为：

Q2.681033.79m/s （3-19） v d23.140.03244雷诺数

Revd3.790.03 2472 （3-20）

4.6105圆形光滑管道，其临界雷诺数ReL2300

ReReL

∴液流为紊流。沿程压力损失：

Lv2 P（3-21） 1d2式中：

—沿程阻力系数， L—管道长度，L=12m d—管道内径，d=0.03m

0.31640.045 0.25Re 36

v—液体流速，v=3.79m/s —液体的密度，=850kg/m3 则：

123.792P8500.11MPa 10.0450.032

2）.局部压力损失

P24式中：

v22 （3-22）

—局部阻力系数，=1.12；

v—液体流速，v=3.79m/s；

—液体密度，=850kg/m3

则：

8503.792P241.120.027MPa

23）控制阀的压力损失

QP3P（3-23）  VWQN2式中：

PVW—阀的额定压力损失，MPa Q—通过阀的实际流量，L/min

QN—阀的额定流量，L/min

根据液压原理图，横移缸快退时，压力油从叶片泵出口到横移缸的进油

路上，依次经过单向阀，其额定压力损失为0.2MPa，电液换向阀，其额定压力损失为0.3MPa；和单向阀，其额定压力损失为0.21MPa。则：

165.7160.7160.7P30.20.310.243MPa

2603002502224）.进油路上的压力总损失

PP1P2P30.110.0270.2430.38MPa

经验算，实际压力损失比估计的压力损失小一些，符合要求。抬升缸回路的压力损失

管路系统上的压力损失由管路的沿程损失P1、管件局部损失P2和控制阀的压力损P3三部分组成：

PP1P2P3

1）沿程压力损失

由于液体在同一管路中，液体的平均流速越大，它的沿程压力损失就越大，因此，我门所需考虑的是横移缸流量最大时即快速退回时进油路的压力损失。此管长L=12，管内径d=0.025m，快速退回时，通过流量Q=4.41L/min=0.07×

103m3/s。选用L-HM46号矿物油型液压油，正常运转后油的运动黏度取

v4.6105m2/s，油的密度为850kg/m3。

油液在管路中的实际流速为：

Q0.071030.14m/s vd23.140.025244雷诺数

Revd0.140.02576

4.6105圆形光滑管道，其临界雷诺数ReL2300

ReReL

∴液流为层流。沿程压力损失：

Lv2 P1d2式中：

—沿程阻力系数，  L—管道长度，L=12m d—管道内径，d=0.025m v—液体流速，v=1.06m/s —液体的密度，=850kg/m3 则：

120.142P8500.0034MPa 10.8420.0252640.842 Re2）局部压力损失

P24式中：

v22

—局部阻力系数，=1.12；

v—液体流速，v=0.14m/s；

—液体密度，=850kg/m3

则：

8500.142P241.120.00007MPa

23）控制阀的压力损失

QP3P VWQN2式中：

PVW—阀的额定压力损失，MPa Q—通过阀的实际流量，L/min

QN—阀的额定流量，L/min

根据液压原理图，横移缸快退时，压力油从叶片泵出口到横移缸的进油路上，依次经过液控单向阀，其额定压力损失为0.2MPa，电液换向阀，其额定压力损失为0.3Mpa。则：

4.414.41P30.20.30.0.027MPa

6015224）进油路上的压力总损失

经验算，实际压力损失比估计的压力损失小一些，叶片泵的工作压力满足。

因横移缸和抬升缸共用叶片泵，故其总压力损失为：

PP1P2P30.00340.000070.0270.03047MPa

P0P0.5940.030.624MPa

则定量泵各阶段出口压力分别为：

横移小车启动时：PP11.170.6241.794MPa 剪切前： PP23.510.6244.134MPa 剪切后： PP31.180.6421.822MPa 剪切缸回路的压力损失

管路系统上的压力损失由管路的沿程损失P1、管件局部损失P2和控制阀的压力损P3三部分组成：

PP1P2P3

1）沿程压力损失

由于液体在同一管路中，液体的平均流速越大，它的沿程压力损失就越大，因此，我门所需考虑的是横移缸流量最大时即剪切工进时进油路的压力损失。此管长L=12，管内径d=0.040m，快速退回时，通过流量Q=268L/min=4.47×

103m3/s。选用L-HM46号矿物油型液压油，正常运转后油的运动黏度取

v4.6105m2/s，油的密度为850kg/m3。

油液在管路中的实际流速为：

Q4.47103v3.56m/s 22d3.140.04044雷诺数

Revd3.560.0403096 54.610圆形光滑管道，其雷诺数3000Re105 ∴液流为层流。沿程压力损失：

Lv2 P1d2式中：

—沿程阻力系数， L—管道长度，L=12m d—管道内径，d=0.040m v—液体流速，v=3.56m/s —液体的密度，=850kg/m3 则：

123.562P8500.068MPa 10.0420.04020.31640.042 0.25Re2）局部压力损失

P22v22

式中：

—局部阻力系数，=1.12；

v—液体流速，v=3.56m/s；

—液体密度，=850kg/m3

则：

8503.562P221.120.012MPa

23）控制阀的压力损失

QP3P VWQN2 42

式中：

PVW—阀的额定压力损失，MPa Q—通过阀的实际流量，L/min

QN—阀的额定流量，L/min

根据液压原理图，横移缸工进时，压力油从叶片泵出口到横移缸的进油路上，依次经过单向调速阀，其额定压力损失为0.2MPa，电液换向阀，其额定压力损失为0.3MPa。则：

268268P30.20.30399MPa

300300224）进油路上的压力总损失

PP1P2P30.0680.0120.3990.411MPa

由以上计算结果，得小车=启动、右移、左移时，叶片泵的出口压力分别为：

PP120.00.41120.411MPaPP20.950.4111.361MPa

经验算，实际压力损失比估计的压力损失小，柱塞泵的工作压力满足使用要求。

3.5.2 验算液压系统发热温升系统的发热功率

液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。

由于系统较复杂，故用下式计算发热功率：

PhPPe （3-24）

式中：

p—工作循环输入主系统的平均功率，

Pe—执行元件的平均有效功率，

对于本系统来说，P是整个工作循环中柱塞泵、叶片泵的平均输入功率：

P式中：

1ti1nPQtiiipi （3-25）

t—一个工作循环所用的总时间；

Pi，Qi，pi—分别为第i台泵的实际输出压力、流量、效率；

ti—第i台泵的工作时间。

具体的Pi，Qi，pi值见表3-12。

表3-12 各工况两泵输入功率

工况小车启动上刀下降小车右移锁紧上刀下刀上升额定流量（L/min）出口压力（MPa）总输入功率（KW）时间变量泵定量泵变量泵定量泵变量泵 364 171 - 3.524 - 定量泵（s） - 很短 364 171 - 3.914 - 4.08 5 364 171 20.41 3.914 124.8 4.08 19 44

各缸快退 + 171 1.361 1.784 11.9 7.0 6 柱塞泵工作正常时，p=0.85，卸荷时p=0.3；叶片泵工作正常时，p=0.75 则：

P14.085124.8194.081911.967.06102.0KW

300.750.850.750.850.75系统总输出功率为

P式中：

1tFi1nwii （3-26） s：

t—个工作循环所用的总时间，s Fwi—液压缸外负载，N； si—液压缸的行程，m。由前面计算结果及给定参数可知：

表3-13 液压缸的负载与行程表

工况上刀下降小车启动小车右移下刀上升下刀下降液压缸外负载F（N） 3265 33786 62080 5350000 4100 行程（mm） 450 — 800 300 300 45

上刀上升小车左移则：

Pe3265 2424 450 800 132650.45620800.85.351060.341000.332650.4524240.854.4KW30总的发热功率为：

PhPPe=102.0-55.4=46.6KW 计算散热功率

前面初步求得油箱的有效容积为6300L即6.3m3。

根据《机械设计手册》第四卷，表17-8-158中的油箱散热面积近似公式得：

A6.663V222.7m2

（3-27）油箱散热功率为：

PhcKAT （3-28）式中：

K—油箱的散热系数，取K16W/m2C A—油箱散热面积，A=22.7m2

T—油箱与环境温度之差，取T=50C 则：

Phc1622.75018.2KWPh46.6KW

因此，油箱的散热能力远远不能满足系统的散热要求，而管路的散热能力又很小，所以，需要另外设置冷却器。冷却器所需冷却面积的计算及选型

冷却面积为：

A式中：

K—冷却器的散热系数，取K300W/m2C

tm—平均温升，tmPhPhc （3-29） Ktmt1t2t1t227.5C 22 t1—液压油的进口温度，t1=60℃ t2—液压油的出口温度，t2=50℃ t1—冷却水进口温度，t1=25℃ t2—冷却水出口温度，t2=30℃ 则：

A46.618.21033.4m2

30027.5 考虑靠冷却器在使用过程中散热面上回有沉积和附着物，会影响散热效果，因此，实际选用的散热面积应该比计算的要大30%，即： A=1.3×3.4=4.42m2

按此面积选用2LQFW-A5.3F型多管式冷却器，其散热面积为5.3m2，配管时，系统中各执行元件的回油和各溢流阀的溢出油都要通过冷却器回到油箱，比例方向阀的排出油不经过冷却器直接进入油箱，以免背压影响比例方向阀的调速精度。

第四章液压缸的设计计算

在上一章液压系统的设计中，已对液压缸的主要结构尺寸作了计算，本章继续对液压缸的其余主要尺寸及结构进行设计计算。

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，对于不同的机种和机构，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，编制工况图，选定系统的工作压力(详见第三章)，然后根据使用要求进行结构设计。

本章只对抬升缸做上述设计计算。

4.1计算液压缸的结构尺寸

液压缸的结构尺寸主要有三个：缸筒内径D、活塞杆外径d和缸筒长度L。在上一章中已经作过缸筒内径D及活塞杆外径的计算，此处从略。

缸筒内径D—32㎜

活塞杆外径d—20㎜（详见第三章）

4.1.1缸筒长度L

缸筒长度由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即：

L=l+B+A+M+C （4-1）式中： l—活塞的最大工作行程；l=450㎜

B—活塞宽度，一般为(0.6-1)D;取B=1×32=32㎜ A—活塞杆导向长度，取(0.6-1.5)D;取A=1×32=32㎜ M—活塞杆密封长度，由密封方式定； C—其他长度，取C=30㎜

故缸筒长度为：L=32+30+450+32+13=555㎜

4.1.2.最小导向长度的确定

当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H(如图4-1所示)。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。

图4-1 油缸的导向长度

对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式：

H≥L/20+D/2 (4-2)

式中： L—液压缸最大工作行程(m);L=0.45m

D—缸筒内径(m)，D=0.08m。故最小导向长度H≥38.5㎜

4.2 液压缸主要零部件设计

4.2.1 缸筒缸筒结构

缸筒与缸头的连接用螺纹连接，其特点是：径向尺寸小，质量小，使用广泛。安装时应防止密封圈扭转。

图4-2 缸筒的外螺纹连接

缸筒材料

一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能。故选用30钢的无缝钢管。对缸筒的要求

1）有足够的强度，能长期承受最高工作压力和短期动态试验压力而不致产生永久变形；

2）有足够的刚度，能承受活塞的侧向力和安装的反作用力而不致弯曲； 3）内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而摩擦少，尺寸公差等级和形位公差等级足以保证活塞密封件的密封性；

4）需要焊接的缸筒还要求有良好的可焊性，以便再焊上法兰或管接头后不至于产生裂纹或过大的变形。

总之，缸筒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，同时它还是活塞运动的“轨道”。设计液压缸缸筒时，应该正确确定各部分尺寸，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，缸筒的内表面应具有合适的配合公差等级，以保证液压缸的密封性，运动平稳性和耐用性。缸筒计算

1）缸筒外径

按《机械设计手册》第四卷P212 表19-6-12 缸筒厚度δ计算公式

δ= δ0 + C1 + C2 (ｍ) (4-3)

式中： δ0 —— 为缸筒材料强度要求的最小值(ｍ)；

C1 —— 缸筒外径公差余量(ｍ)； C2 —— 腐蚀余量(ｍ)；

经分析δ/D ≤ 0.08，可用薄壁缸筒的实用计算式：

δ≥ Pmax×D/（2[б]） (m) (4-4)

式中：Pmax —— 缸筒内最大工作压力（Mpa）；Pmax=1.06Mpa

[б] —— 缸筒材料的许用应力（Mpa）； [б] = бb/n бb —— 缸筒材料的抗拉强度（Mpa）；бb=500 Mpa n —— 安全系数，通常取n = 5

计算得：δ= 0.00424 (m)

缸筒的外径为 D1 =D＋2δ=42(mm)

按《机械设计手册》第四卷P214 表19-6-13活塞缸外径尺寸系列取D1 =50(mm) 2）缸筒壁厚度验算

对最终采用的缸筒厚度主要应做两方面的验算：

①、额定工作压力Pn 应低于一定的极限值，以保证工作安全：

Pn ≤ 0.35бs (D1² – D0²)/D1² （MPa） (4-5) = 0.35×300×(0.042² – 0.032²)/0.042² = 44 MPa

бs —— 为缸筒材料的屈服强度（MPa），бs=290 MPa 由于7MPa <44MPa所以上述参数选择合理

②、额定工作压力也应与完全塑性变形有一定的比例范围，以免塑性变

形的发生：

Pn ≤（0.35 ～ 0.42）PPL （MPa） (4-6)

PPL —— 缸筒发生完全塑性变形的压力 δ=18%。

PPL = 2.3δslog D1/ D0 = 81.5 MPa

Pn ≤（0.35 ～ 0.42）×81.5 = (28.53 ～ 34.08) MPa

由于7MPa <(28.53 ～ 34.08) MPa，所以选择参数合理。

4.2.2 活塞

经以上计算活塞杆直径d=20㎜，缸筒内径D=32㎜。

故活塞与活塞杆加工为一体，材料为45钢。在外径套尼龙6的活塞套以增强耐磨性。其结构设计如下：

图4.3 活塞的密封

密封方式采用Yx形密封圈，使用压力可达32 Mpa，密封性能较好。杆外端，由于工作时轴线固定不动，故采用小螺柱头。

图4.4 小螺柱头

4.2.3 活塞杆的导向套和密封

活塞杆导向套装载液压缸的有杆侧端盖内，用以对活塞杆进行导向，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封，外侧装有防尘圈，以防止活塞杆在后退时把杂质，灰尘及水分带到密封装置处，损坏密封装置。导向套的结构型式，有轴套式和端盖式两种。此处采用轴套式。

图4.5 导向套结构

其优点是导向套一般安装在密封圈与缸筒油腔之间，以利用缸内的压力油对导向套进行润滑。 4.2.4 缓冲装置

液压缸一般都设置缓冲装置，特别是对大型、高速或要求高的液压缸，为

了防止活塞在行程终点时和缸盖相互撞击，引起噪声、冲击，则必须设置缓冲装置。缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程终端时封住活塞和缸盖之间的部分油液，强迫它从小孔或细缝中挤出，以产生很大的阻力，使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度，达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。

图4.6 缓冲原理

如图4.6为恒节流面积缓冲装置。当缓冲柱塞进入与其相配的缸盖上的内孔时，孔中的液压油只能通过间隙δ排出，使活塞速度降低。由于配合间隙不变，故随着活塞运动速度的降低，起缓冲作用。 4.2.5 放气装置

液压缸在安装过程中或长时间停放重新工作时，液压缸里和管道系统中会渗入空气，为了防止执行元件出现爬行，噪声和发热等不正常现象，需把缸中和系统中的空气排出。对于要求不高的液压缸往往不设专门的排气装置，而是将油口置于缸体两端的最高处，如图4-7，这样也就能利用液流将空气带到油箱而排出，但对于稳定性要求较高的液压缸，常常在液压缸的最高处设专门的排气装置如排气阀、排气塞等。图4-7（a）（b）所示为排气塞结构图。松开螺钉即可排气，将气排完后拧紧螺钉液压缸便可正常工作了。

图4.7 放气装置

4.2.6 油口

油口包括油口孔和油口连接螺纹。油缸的进，出油口均可布置在端盖或缸筒上，此处布置在缸筒上。

由《机械设计手册（第四卷）》P19-230表19-6-29选取M27×2油口。

第五章阀板的设计

4.1 阀板连接概述

液压阀是用来控制液压系统中油液的流动方向或调节其压力和流量的。液压阀按连接方式有管式，板式和法兰连接三种形式。管式阀通过阀体上的螺纹孔直接与管接头、管路相连；而法兰连接主要用于大型阀，像我们设计的剪切回路中所用的阀大多数用法兰连接，因此比较简单。但是，用这两种连接方式的各个阀只能分散布置，并且由于与管路直接相连，使装卸更不方便，目前已较少采用。

现在采用较广泛的是将阀板式元件用油路板或集成块进行连接的方式。这两种连接方式通道间均不用管子，液压阀板是板式元件安装板。各个液压元件之间的连接管道全部由阀板内部钻孔构成，代替了管子连接。阀板背后（或侧面）引出通向液压泵、油箱以及连接各执行元件的通道，在孔口有螺纹，安装管接头，用以接管。采用板式连接的优点是结构紧凑，整齐，有利于集中控制，拆装方便，外形整齐美观。由于阀件管路长度缩短，故还能提高动作的速度。唯一的缺点是阀板钻孔困难，泄露不易检查。

4.2 阀板的设计

4.2.1 确定阀板的数量

在设计板式元件较多的液压系统时，为了避免钻深孔，可将整个液压系统的分支回路分解成几部分。然后按所分成的几部分系统回路分别设计阀板，将各阀板都固定在一个框架上，再在各个阀板之间用油管连接起来，即可组成整个液压系统的阀板。在本设计方案中只有横移缸和抬升缸所在的液压回路中的阀需要进行阀板设计。根据经验可知，各部分进行阀板设计的液压元件不能超过3～5个，液压元件过多，则阀板结构复杂，不利于加工，装配。因此，本设计选择横移缸回路进行设计，包括一个液控换向阀和一个比例调速阀。 4.2.2 液压元件位置的布置

1.要尽量缩小阀板正面尺寸，可以采取如下措施：

1）液压元件非安装面可以伸出阀板之外，如电磁阀的电磁铁等； 2）液压元件之间的距离不宜过大，一般取b=5～10㎜； 3）为了便于控制调节，应将压力阀和流量阀布置在正面； 4）应尽量减少钻孔数量和钻孔深度； 5）应使电磁换向阀的阀芯沿水平布置。

2.尽可能将主压力油路相通的各元件油口沿坐标轴排列在一条直线上，以便于用一个横向孔将它们连接起来，再与液压泵压力油管接头相连，以减少钻孔的数量布置合理。

3.压力表开关布置在阀板的最上方，如果必须放在中间，则应留出安装压力表的位置。

4.2.3 阀板材料及孔径的确定

阀板的材料一般为铸铁或锻钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合要选用锻钢，块体加工成方形。

各通油口的内径要满足允许流速的要求，一般来说，与阀直接相通的孔径应等于所装阀的油孔通径。油孔之间的壁厚d不能太小，一方面防止使用过程中，由于油液的压力而击穿，另一方面避免加工时，因油孔的偏斜而误通。对于中、低压系统，d不得小于5mm，高压系统应更大些。

详细设计见阀板零件图。

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结束语

毕业设计已接近尾声，在指导老师和其他同学的帮助下终于顺利完成了。虽然设计已经结束了，但是我始终感觉还保留着设计时的那种严谨态度。在设计中，我深刻体会到了基础知识的重要性，“万丈高楼平地起”。没有坚实的基础知识，所有的梦想，所以的目标都将会变为幻影，永远不会实现。

我这次毕业设计最主要的任务是液压剪切机的设计。通过这次设计，我更加了解了流体控制及液压系统的真正内涵。另外，通过各个方面资料的搜集，我对机械工程有了更深的认识和了解，懂得了更多机械方面的知识。

毕业设计是我学习生涯中规模最大、时间最长、应用知识最深而且范围最广的一次设计，也是最能锻炼的一次设计。这次毕业设计使我所学知识得到真正的应用。而且，在这次毕业设计中，我还学到了不少新的知识，也使我以前不明白的或者没有注意到的问题通过毕业设计较彻底地了解了。这次毕业设计，也使我的知识水平从以前的感性认识上升到理性认识，使所以的知识点融会贯通。在即将离校走向社会，走向新的环境之前，能有这样一个系统的独立实践机会，这将对我今后走上工作岗位有着及其重要的意义。

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