第 1 章 绪论
1.1 本课题研究的目的、意义
依据近些年来数据显示，我国工业发展非常迅速，并且在液压剪板机已经取得肯定的成就，但是与其他西方发达国家仍有不小的差距，其中我国液压剪板机产业还不够成熟，主要表现在：我国的液压剪板机产业还存在构造不正当、产业扩散、技术不高等，工业发展的最基础的原材料就是钢材。为了获得满足加工要求的板材形状，剪板机在出厂后的预加工中起到了举足轻重的作用。所以必须要设计一种更加高效操作更加灵敏的液压剪板机以满足社会生产需要。
1.2 国内外研究现状
我国的液压剪板机已经取得肯定的成就，但是与其他西方发达国家仍有不小的差距，其中我国液压剪板机产业还不够成熟，主要表现在：我国的液压剪板机产业还存在构造不正当、产业扩散、技术不高等成绩，数控剪板机刀片普通是采用通用或公用计算机完成数字程序步骤。另一方面，需求我国的液压剪板机刀片产业学习国外先进液压剪板机刀片技术，并在原有技术的根底上消化吸收，最好能二次创新，从而以新的液压剪板机制作技术替代旧技术。
国外国液压剪板机产业需求始终保持技术改革，致力于获得先进的能源发展。国外的液压剪板机在我国发展之前。其特色为机架上端装有平行工作台及与移动工作台，上模安放在平行工作台的上面。液压剪板的刀片则采用了最新自主研发的双死循环伺服系统控制模式，人性化水平高、全程主动化、智能化且性能强大。以在技术方面，我国的液压剪板机产业一方面需求大力的发展科研。
1.3 液压剪板机精要
液压剪板机的工作原理为在刀架在竖直方向上做垂直的往复运动，并且与下刀架之间有一个刀片间隙，在上下运动的过程中就完成剪板的功，因此能够极大满足各产业需求。因此为了能够极大满足各产业需求，并且随着理论知识体系的不断完善，剪板机的液压将更加精巧，但同时为了使工作效率满足更大需求，减小不必要的能量损失，从而满足社会发展生产的新需求，故此我选择的设计题目是液压剪板机设计。
第 2 章 剪板机液压系统的设计
2.1 液压剪板机工作原理和结构
液压剪板机的主要功能在于板料的剪切加工，从而得到满足生产需求的钢板形状，其主要结构是由上、下刀架，承重物料架、大型压块和送料机等组成的。物料的紧密施压和上下剪切在液压缸内完成的，在每个工作机构的工作行程中， 布置了液压行程开关。当液压剪板机机在开始位置时，压在板材的物料，会随着刀架上部位置的移动， 而被压开。因为上刀架也在机架的内部， 此时行程过程开关全部被压开。
2.2 机器的基本参数
表2.1 机器基本参数
主要技术规格 单位 大小
刀片长度 mm 2500
被剪最大板厚 mm 7
被剪最大板宽 mm 2400
后挡料最大距离 mm 650
剪板料强度 N/mm2 400
主电机总功率 7.4
后挡料电机 kW 0.54
机器重量 kg 4700
轴向柱塞泵流量 Ml/r 30
工作台距地面高度 mm 840
立柱间距离 mm 2310
行程次数 min-1 16
液体最大工作压力 MPa 20
表2.1 机器基本参数
2.3 确定液压执行元件的形式
本设计的剪切动作由上刀架向下行程完成剪切工作，上刀架在竖直方向上做垂直的来回剪切运动，同时与下刀架之间有一个适当的刀片间隙，在上下往复的运动过程之中就完成剪板的有用功，在刀架向上行程过程中采用的是单向作用剪切，使用单活塞缸，是为保证剪切的精度性，采用多个单活塞缸并联一部分下压动作。在进一步完成上压部分，并且多个单向活塞缸作为本系统的主油缸内部活塞。
2.4 拟定液压系统图
液压执行元件以及各电路的结构设计，在确定之后就应跟据功能需要，市场经济的合理性准确的选用液压元件，根据液压系统的重要的组成部分，将本设计选用的液压元件巧妙的地组合在一起，从而构成合理的液压制动系统如图1。
1.双向过滤器
3.单向阀
2.柱塞泵
4.组合阀
6.压力表
5.压力表开关
7.球阀体
9.电动型溢流阀
8.电磁换向阀
图2.1 液压制动系统 2.5分析液压执行元件的主要参数
2.5.1 各液压缸的横向载向力计算
1.主油缸的横向载向力：上刀架向下行程的横向力。
2.压料缸的载合力：压料缸的载合力，主要有下压力与惯性力。
3.主油箱工作室内部压力：
Fa=ma
=75×40
=3000N
Fw2=R+Fa
=350+1.5
=351.5KN
2.5.2 初测系统的剪切压力
因为所设计的剪板机为中型剪板机，初步确定系统剪切压力为25Mpa［5］。
2.5.3 液压缸的主要结构尺寸以及状态图
1.主油缸的工作活塞和活塞杆的直径
活塞干在受最大压力下的工作状态，如图2。
图2.2 活塞工作最大压力图 F=Fw/ηm=P1A1-P2A2 式中： A1—（π/4）（D1-d1）—有杆缸活塞有效工作面积m2 A3—（π/4）D2—杆腔活塞有效作用面积m2
P1—液压缸储油腔压力
P2—液压缸回工作压力
D—活塞直径
d—活塞杆直径
D===0.28m
压制过程的最小回油量P2≈0 就取D=0.19m 按手册d/D=0.8，则活塞杆半径 2.压料缸的活塞直径和活塞杆直径 按手册d取，d=0.09m 2.6选择液压元件
2.6.1 电动机的功率确定
当机器的上，下刀架的压力达到时功率最大值时，计算电动机的最小功率，若下压时系统进油路压力过大，则总效率为2.3。
电动机功率为：
Pp=Ppqvp/η2
=（P2+∑△P3）qvn/ηp
=［（1.34+0.2）×102（4.78+10.43）10-3］/（60×0.7）
=63.3W
查电动机产品样本，其中选用YB2M-5型同步电动机，P=8.5Kw、n=1540r/min。
2.6.2 选择液压阀及相关元件
通过大量数据的计算，当液压阀油液的最大压力和最大承载量达到液压元件的使用范围之后，表2.2 液压元件
序号 名称 使用规格 适应型号
1 直通单向阀 P=21.5Mpa d=30mm A-Ha202
2 网式滤油器 Q=110L/min WU-100X100-k
3 组合阀 自制
4 球阀 P=41.5Mpa d=25mm YJ20-J17W
5 压力表 P=28Mpa d=110mm Y-70
6 电磁换向阀 P=41.5Mpa d=6mm 34EI1-H6B-T
2.6.3 确定油箱的容积
油箱主要功能是：①散发电动机工作中产生的能量；②储存所需要的工作油液；③处理污物同时放出油中有害气体。
在初步设计之中，当油箱的最大效储存量达到液面高度为油箱为70%时，油箱的有效容积，可按下述的公式确定：
V=mqvp 式中：V—油箱的最大储存量，必要单位为L； Q—液压泵的液压量，单位为L/min； m—系数，单位min，其值所选取的为：最低液压系统的7～9min，为中压系统为10～15min，中高压或高压最大的功率系统为7～18min。 对于功率大且连续工作的液压系统，必要时还应进行平衡计算，以最后确定油箱容积。 分析设计要点如下： ⑴基本结构 为了在相同的压力之下得到最大的工作最好状态，油箱的外形应该使用最新的工作模型结构，所以使用正八面体或者长六面体最合适。但是为了防止油气泄露，在液压箱的顶盖部分应放置泵和电动机等，或者在门阀的集成装置完备之后，再将这基本装置设计为适合箱盖尺寸的具体参数，同时为了延长使用寿命，最高油面不应超过箱高的67%。通过大量数据的计算，从而决定油箱的三个最合适的径向标准尺寸［9］。当油箱容量较大时，可采用3.4—6mm的钢板，当油箱的工作使用面积较大时，大部分都采用五角夹焊成的油箱底面，而在所需要的骨架之后再焊三个多脚架。为使多脚架和油箱能够承受安装在其上的物体最大质量、机器运转时的阻力及冲击等，油箱应有足够的韧性及刚度，并且顶盖和油底要适当的增加厚并使用螺钉通过焊杂箱体上的三脚架达到固定目的［6］。 油箱见图：图2.3
1．吸油箱
2．网式滤油器
3.滤油网
4.通气孔
5.回油管
6.顶盖
7.油面指示器
8.隔板
9放油塞
图2.3 油箱
（1）油箱的容积
由上面的数据可计算出油箱的可使用容积为173—198L，因为此剪板机对油箱的最大容积有严格要求，因此可设计成正六边形，长宽高分别为油箱内壁厚度的6%，材料则为普通碳素钢
（2）进油管过滤油器的选用
因此图为机器为普通液压系统，采用回转式滤油器，选用WV—50×190
（3）空气滤油器的选用
液压剪板机对空气的质量参数、油质的质量的要求严格，因此选用一般空气滤油器，故选用：LGQ型的空气滤油器。
2.7 液压系统性能验算
由于本液压系统并不复杂，因此压力损失验算可以从简。由于液压剪板机的液压系统是采用多方向的供油器，因为它是根据国家基本参数设定，在缸体内往复的运动，从而使密封工作状态下的容积发生变化来吸收废油气，本设计其具有传统有点配合精度高，密封性能好，同时在加上柱塞泵的主要零件时刻处于受压的工作状态，为了使材料紧密性能得到充分利用，故液压塞泵经常做成中等压泵类型。同时油箱的容量应该根据温度的不同而使用冷却液，因为系统发热温升不大，故不必进行温升的考察验算。
2.8 液压传动的优缺点及应用
2.8.1 液压传动的优缺点
液压传动与其它传动方式相比较，有如下几点优点：
1．工作平稳，变向冲击较小，便于实现频繁换向。
2．在使用不同功率的情况下，液压的能量转换达到浪费体量的最小值，提高重量轻的元件利用率。
3．有利于实现对承载物的保护，而且工作是产生的液压油能使传动零件实现更好的润滑，从而使零件的使用寿命得到最大延长。
4．液压传动能快速实现三级快速调速，且调速范围可达油箱60%。
液压快速传动的缺点：
1．在液压的快速传动中可能会发生故障，并且液体在快速传动中产生的杂物会使传动无法正常运行，从而不能保证严格的传动效率。
2．液压的快速传动会产生致命的大量能量亏损，例如：泄漏损失、摩擦损失等，在实际生产过程中传动效率不高，并且不能作较远距离的大面积传动。
3．在生产过程中，液压的远距离传动会对油箱温度变化产生更敏感的信号，因此不适合在很高或很低的温度下进行实地工作。
第3章 剪板机的结构设计与校核计算
3.1 总体技术参数的确定
本机器用于切割厚度为0.9-7mm，最大的宽度为1999mm，最大的长度为810mm的钢板。
裁剪钢板（Q235）强度以为标准值，当面临需要剪切其他不同材料且强度也不同的板料时，可以根据国家标准的改变被剪板料的使用厚度。
3.2 总体结构的确定
这个设计的剪板机正面观看是呈龙门式，从侧面看呈字形，主要如图2.1.01 ，所以为了节约材料横梁和侧板等支撑结构都采用空心钢板焊接结构。
图3.1 总体结构图
3.2.1 主要技术要求
1.必须满足国家标准的最大强度，并且能够长期忍受以最高工作驱动和短期破坏性试验压力到时并不会产生永久形变的材料耐性。
2.具有有最合适的刚度要求，并且能承受油缸的液压油，不会轻易不必要发生形变。
3.三脚架的焊接结构，在焊接处不会产生裂纹或有过大的形变［10］。
3.2.2 侧板的校核计算
侧面板是缸体的固定部分它承担着主要的输出，是这个设计的主要承担力的部分，它的设计是否满足需求非常关键，涵盖到精度、材料力学的性能。为了节约材料，这个设计的结构大部分使用空心焊板结构，具体结构如图2-1-2
图3.2 空心焊板结构
侧面板承担的力主要是剪切时的剪切力，其主要计算公式为
式（3-1）
式中 一一工作时最大剪切应力
一一工作时最大工作压力 510KN
一一受的剪切面积 （）
一一剪切极限应力， 取=320MPa
满足要求 3.2.3 横梁的设计计算
横梁是用于支持油缸的环、撑住油箱和电机和泵等液压系统组件和连接侧板的，他的主要计算包含到剪切计算和挠度的计算。
剪切的计算公式在论文前部分已经表明，再次便不在赘述。我们主要进行挠度的计算。其挠度是由两部分合成计算公式如下［12］
式（3-2）
式（3-3）
式（3-4）
式中：总挠度之和
：横梁内的元件因gh发生的挠度
：横梁自几产生的挠度
q：横梁gh诞生的均布载荷
：弹性模量，去除 E=220GPa
：横梁内的元件gh
：横梁的length
：惯性矩，矩形的惯性矩为
式（3-5）
式中h：矩形的heigth
b：矩形的width
挠度为0.01121mm对work没有大的effect，满足挠度requirement。
3.3 上刀架的设计计算
上的刀架是直接承受力的作用的，因此对上刀架的规格需求要很标准，不仅要满足力学性能要求，同时满足受挠度的影响。往往还与精度有着很大的相关。SO上刀架应通过下面的要求。
3.3.1 上刀架的主要技术要求
1. 有理想的强度，可以长期承受最高工作stress和短期dynamic试验压力而不会产生永久形变
2. 有理想的挠度，可以承受或缓解两个油缸的不balance作用力，不至于reduce弯曲甚至扭断上刀架。
3. 有理想的精度，上knife架是fit上刀片的装置，上刀的安装是确定精度的一个importment部件，所以上到因该有enough的精度才能满足requirements。
3.3.2 上刀架的受力计算和校核
上刀架的主要power源是来自液压缸and切削工件时带来的剪切力。起calculate公式为 式（3-6）
式中一一工作时最大剪切ought力
F —— 工作时最大job-stress 505KN
A —— 受的剪切area （ ）
一一剪切极限应力，取
physical强度满足要求。
3.3.3 上刀架的挠度校核
由于液压系统是采用的是多方向油缸，并且市面上的多方向油缸产生的压力是不可避免的产生偏差，并且这个偏差的比值是不确定的，因此称为不均衡变化系数，在这个变化过程中，上刀架产生了大量挠度，所以需要校核。
其工作产生的挠度是主要由两大部分合力完成的，计算公式如下
式（3-7）
式（3-8）
式（3-9）
式中：总挠度的和
一一横梁内的元件重力产生的挠度
一一横梁自重产生的挠度
式（3-10）
式中h一一矩形的高
b一一矩形的宽
满足要求。
3.4 进给系统设计与计算
3.4.1 主传动系统功用及设计要求
该剪板机的机床压力系统是为了实现机床供给侧结构性改革，属于内，外联系性压力传动链，其主作用是：将大量的能量由动力源传输给后续不足的地方，能够快速地实现运力转换、排压力和制动。
设计主要求：
在满足压力传动的相关变化性构造之后，应对主轴构件要求最高的精度要求、承压性、耐热性升和声音可控性，由于大部分的传动生产效率要高，必须满足传统工业对机床的工作性能的最大需求量。
必须满足控制机能的灵活性，调整修护方便性，自行的润滑密封具备耐热性，以满足机床的要求规定。
3. 设计简便，紧凑性高，工艺性能好，成本低廉，可以满足经济性需求。
3.4.2 主传动系统方案的确定
传动模式的选择
图3.3 导轨和工作台侧视图
在工作台和底部之间有长2101m m，宽1400 mm， 高751mm 的长方体空间。顾及到安装空间的限制和传动稳定性的需求。可以在蜗轮蜗杆和丝杠螺母两种传动模式中选择。
现将两种传动方式的特性作以对比：
A 蜗轮蜗杆传动特点：
（1）传动比小，可以替换几对降速齿轮。
（2）运转稳定，噪声小。
（3）机械效率低。
（4）制造麻烦，使用特制的蜗轮滚刀。
B 螺旋轴线传动
（1） 滑动工作螺旋；
①摩擦阻力不受控制，传动效率低于横向面积；
②制造结构简单，有利于自锁；
③运转更加稳定；
（2）滚动轴线螺旋：
①摩擦在横向阻力更低，传动在轴向方向效率更高；
②具有结构复杂的特点，制造过程非常麻烦；
③具有轴向传动的单向直线性，可将在Z轴的主要转动力转变为直线运动传动力，又可将不可逆运动转变转动，同时为了避开螺旋压力角受载后变形，需要建立防逆转机制；
这个设计中的主传动系统要求运动稳定，结构易懂。所以选择滑动螺旋副进行传动。
（1）尺寸
螺旋中径 d2=41mm
螺旋小径 d1=35mm
螺旋大径 d=49mm
旋向 右旋
螺纹 30度梯形螺纹
（2）材料为45号钢。
3.4.3 螺母的选择与计算
（1）物料
9级或9级以上高精度液压泵的螺母惯碳素钢。
10级或10级以下高精度的油缸的螺母惯性耐用磨铸铁。
因为本剪板机，是有精密传动需求的，所以要求7级精度以上的工作要求，选择物料为45号钢。
（2）结构型号
敲定了螺母的具体结构和型号如下：
该螺母 长 120mm
宽 80 mm
高 105mm
3.4.4 丝杠的校核与计算
控制齿面压强，要对丝杠进行耐磨度校核;为确保工作链条的传动精度，要进行刚度计算，因为链条必须满足长径大，因为只有这样采可以进行压杆稳定性计算。
详细较核步骤：
（1）丝杠受力分析
①工作台和底座重量的计算
格挡板共9个，它们都是大小一样。
假如下工作台的体积是，格挡板的体积为，则整体体积，工作台宽145mm，高85mm，长2024mm。底座高76mm，宽900mm，长3001mm，壁厚17mm。上挡料高110mm，宽89mm，长140mm。
式（3-11） 式（3-12） ②链条牵引力
对于液压链条轨迹，滑动链条的进给牵引力的计算公式为：
Q=kPx+f（Pz+U） 式（3-13）
式中 U一一滑动零件的质量
Px一一沿进给方向的应力
Pz一一横向方向上的应力
F一一主要当量摩擦系数
K一一考虑液压剪板机的力矩影响的参数
对 Px=FH 式（3-14）
Pz=Fv 式（3-15）
对于导轨，取=1.25，=0.19 这里G可以取工作台和底座重量的二倍。则=28.2×9.8=276.19
A 工进时牵引力
Q=kFH+f（Fv+G）
=1.15×426.008+0.18×（1045.5+286.19）=1311.69
B 快速进或快退时丝杠拉力
此时， FV=0 FH=0
==0.19×276.19=51.5
③ 螺旋副摩擦转矩
式（3-16）
式中T1-螺旋副摩擦转矩 N·mm
一一作用于螺旋上的轴向力 N
一一螺旋中径 mm
γ一一螺旋导程角
一一当量摩擦角
一一导程 mm
-螺纹半角
F=5632.3992 d2=42mm=15 o S=12mm
T1=5632.3992×42/2×tan（5.2+5.19）=10302.49N·mm=10.4N·m
（2）耐磨性计算
螺纹工作面上的平均压强
P=
Q-螺纹最大牵引力
d-螺纹直径
h-螺纹实际工作截面，等于螺纹最大间隙减去螺纹最小顶隙
T-丝杠螺纹的导程
k-螺纹条数
Q=41.5N T=12mm d=47mm
h=7mm L=50mm k=1
P=41.5/（3.185×47×6×76×1）=9876Pa
表3-1 许可用 压 强 ［p］
丝杠—螺母材料
钢（不淬硬）
—铸铁 钢（不淬 硬）—青铜 钢（淬硬抛光）
—青铜
精密传 动 3 6 8
一般传
动 7 12 13
由图可知P《［P］， 所以该丝杠的耐磨度符合规定的要求
（3）刚度比较核
一一螺旋副摩擦转矩
一一作用于螺旋上的轴向力
-螺旋中径
一一螺旋小径
一一螺旋大径
γ一一螺旋导程角
一一当量摩擦角
S一一导程
-轴向负荷使导程产生的弹性形变
转矩使导程发生的弹性形变
导距的总弹性形变
每米螺纹距离上的弹性形变量
每米螺纹距离上的弹性形变量可用值
这里=5872.4562 =37 =52 =46
=15 =11.4 =76.3× E=2.86×
=±
=0.013 则
相应的7级精度的丝杠的弹性形变量的可用值为。
所以该丝杠的刚度符合规定
（4）稳定性计算
受压丝杠的稳定性与其结构及支承本性有关，通过《材料力学》大柔度压杆稳定性计算公式，受到压力丝杠失稳的最大轴向负荷为
式（3-17）
一一丝杠的受压长度（）
一一弹性模量（）
一一丝杠断面惯性矩
一一螺纹内直径
稳定安全系数竖直丝杠，水平丝杠
μ -从支点方位和种类而定的系数
由于 所以丝杠压杆保持性合格。
第4章 液压缸的设计计算
4.1 缸筒的主要技术要求
1.必须满足多家标准液压油缸强度，在满足可以长期保持最高工作压力状态之下和长期破坏性试验压力，并且不会因此产生不可逆性变形。
2.同时还要有足够的刚度承受力，要在高强度的压力之下承受活塞轴向力以及油箱反向作用力的破坏，但是不会产生不可逆性弯曲。
3.当在金属表面产生不可导的摩擦力，但是能长期稳定运行，同时还可以减少磨损量，同时满足几何精度高，确保液压缸处于密封工作状态。
4.2 缸筒的结构形式
关于缸筒结构的选用，通常根据缸筒和缸盖的连接形式加以确定，因为不同的连接形式有各自的优势和不足之处，所以要根据额定工作压力、使用环境等因素选择合理的缸筒结构。
4.3 缸筒材料的选用
对于缸筒材料的选择有要求如下的要求：
一、要有足够的可塑性以及忍受冲击韧性的能力。
二、对于焊接三脚架的结构，要有良好的的焊接机制。
4.4 缸筒的计算
① 缸筒厚度的计算
式（4-1）
其中 缸筒材料强度要求的最小值（m）
一一缸筒外径公差余量（m）
一一腐蚀余量（m）
时，采用 式（4-2）
式（4-3）
式中—— 缸筒的内径
—— 缸筒内最高压力
当工作压力p《16时，=
当工作压力》16时，=1.25
—— 材料许用应力（）
—— 缸筒材料抗拉强度（）
n —— 安全系数，取10
4.5 缸筒厚度的验算
对于缸筒壁厚的验算要包括以下4个方面：
①额定工作压力
要求：必须低于一定限值以保证工作安全。
式（4-5）
② 额定工作压力
要求：以避免塑性变形 式（4-6）
式中—— 缸筒发生完全变形时的压力
式（4-7）
式中—— 缸筒材料屈服强度
—— 缸筒外径
——缸筒内径
—— 额定工作压力（MP）
③缸筒的轴向最大变形量ΔD
式（4-8）
式中 ΔD —— 缸筒径向变形量
—— 缸筒耐压试验压力（）
E —— 缸筒材料弹性模量（）
④缸筒的爆裂能力
要求： 的（MP）应远大于耐压试验压力。
式（4-9）
式中 —— 缸筒材料抗拉强度
本次设计中选用的为标准件，经过验算以上4个条件均满足。
4.6 耳轴的设计计算与选定
目前关于耳轴的计算一般所采用的公式为：
式（4-10）
式中表示液压缸输出的最大工作力。
表示材料的许用应力。对于采用45钢的耳轴经过调质后，=70MP。耳轴的长度l要根据耳轴支座的相关尺寸选择，一般情况下取且
4.7 耳环的设计计算与校核
耳环结构形式：单耳环，无轴套
式（4-11）
——耳环承受的最大推力/拉力
——销轴孔直径
——耳环宽度
材料许用压应力，一般取
材料抗拉强度。
尺寸的确定：当压力》16~32（MP）时=1.4，=5
的确定：=1.2，=45
结论
通过这次毕业设计我重新复习了以前学习的主要知识点，完善了自己的知识体系，并对机械设计有了更进一步的掌握。虽然在设计中时常遇到棘手问题，但是在老师们的细心指导之下，我成功的克服了这些苦难。并且也总结了许多学习和设计的经验，我相信这会对以后生活与工作有很多帮助。
第 1 章 绪论
1.1 本课题研究的目的、意义
依据近些年来数据显示，我国工业发展非常迅速，并且在液压剪板机已经取得肯定的成就，但是与其他西方发达国家仍有不小的差距，其中我国液压剪板机产业还不够成熟，主要表现在：我国的液压剪板机产业还存在构造不正当、产业扩散、技术不高等，工业发展的最基础的原材料就是钢材。为了获得满足加工要求的板材形状，剪板机在出厂后的预加工中起到了举足轻重的作用。所以必须要设计一种更加高效操作更加灵敏的液压剪板机以满足社会生产需要。
1.2 国内外研究现状
我国的液压剪板机已经取得肯定的成就，但是与其他西方发达国家仍有不小的差距，其中我国液压剪板机产业还不够成熟，主要表现在：我国的液压剪板机产业还存在构造不正当、产业扩散、技术不高等成绩，数控剪板机刀片普通是采用通用或公用计算机完成数字程序步骤。另一方面，需求我国的液压剪板机刀片产业学习国外先进液压剪板机刀片技术，并在原有技术的根底上消化吸收，最好能二次创新，从而以新的液压剪板机制作技术替代旧技术。
国外国液压剪板机产业需求始终保持技术改革，致力于获得先进的能源发展。国外的液压剪板机在我国发展之前。其特色为机架上端装有平行工作台及与移动工作台，上模安放在平行工作台的上面。液压剪板的刀片则采用了最新自主研发的双死循环伺服系统控制模式，人性化水平高、全程主动化、智能化且性能强大。以在技术方面，我国的液压剪板机产业一方面需求大力的发展科研。
1.3 液压剪板机精要
液压剪板机的工作原理为在刀架在竖直方向上做垂直的往复运动，并且与下刀架之间有一个刀片间隙，在上下运动的过程中就完成剪板的功，因此能够极大满足各产业需求。因此为了能够极大满足各产业需求，并且随着理论知识体系的不断完善，剪板机的液压将更加精巧，但同时为了使工作效率满足更大需求，减小不必要的能量损失，从而满足社会发展生产的新需求，故此我选择的设计题目是液压剪板机设计。
第 2 章 剪板机液压系统的设计
2.1 液压剪板机工作原理和结构
液压剪板机的主要功能在于板料的剪切加工，从而得到满足生产需求的钢板形状，其主要结构是由上、下刀架，承重物料架、大型压块和送料机等组成的。物料的紧密施压和上下剪切在液压缸内完成的，在每个工作机构的工作行程中， 布置了液压行程开关。当液压剪板机机在开始位置时，压在板材的物料，会随着刀架上部位置的移动， 而被压开。因为上刀架也在机架的内部， 此时行程过程开关全部被压开。
2.2 机器的基本参数
表2.1 机器基本参数
主要技术规格 单位 大小
刀片长度 mm 2500
被剪最大板厚 mm 7
被剪最大板宽 mm 2400
后挡料最大距离 mm 650
剪板料强度 N/mm2 400
主电机总功率 7.4
后挡料电机 kW 0.54
机器重量 kg 4700
轴向柱塞泵流量 Ml/r 30
工作台距地面高度 mm 840
立柱间距离 mm 2310
行程次数 min-1 16
液体最大工作压力 MPa 20
表2.1 机器基本参数
2.3 确定液压执行元件的形式
本设计的剪切动作由上刀架向下行程完成剪切工作，上刀架在竖直方向上做垂直的来回剪切运动，同时与下刀架之间有一个适当的刀片间隙，在上下往复的运动过程之中就完成剪板的有用功，在刀架向上行程过程中采用的是单向作用剪切，使用单活塞缸，是为保证剪切的精度性，采用多个单活塞缸并联一部分下压动作。在进一步完成上压部分，并且多个单向活塞缸作为本系统的主油缸内部活塞。
2.4 拟定液压系统图
液压执行元件以及各电路的结构设计，在确定之后就应跟据功能需要，市场经济的合理性准确的选用液压元件，根据液压系统的重要的组成部分，将本设计选用的液压元件巧妙的地组合在一起，从而构成合理的液压制动系统如图1。
1.双向过滤器
3.单向阀
2.柱塞泵
4.组合阀
6.压力表
5.压力表开关
7.球阀体
9.电动型溢流阀
8.电磁换向阀
图2.1 液压制动系统 2.5分析液压执行元件的主要参数
2.5.1 各液压缸的横向载向力计算
1.主油缸的横向载向力：上刀架向下行程的横向力。
2.压料缸的载合力：压料缸的载合力，主要有下压力与惯性力。
3.主油箱工作室内部压力：
Fa=ma
=75×40
=3000N
Fw2=R+Fa
=350+1.5
=351.5KN
2.5.2 初测系统的剪切压力
因为所设计的剪板机为中型剪板机，初步确定系统剪切压力为25Mpa［5］。
2.5.3 液压缸的主要结构尺寸以及状态图
1.主油缸的工作活塞和活塞杆的直径
活塞干在受最大压力下的工作状态，如图2。
图2.2 活塞工作最大压力图 F=Fw/ηm=P1A1-P2A2 式中： A1—（π/4）（D1-d1）—有杆缸活塞有效工作面积m2 A3—（π/4）D2—杆腔活塞有效作用面积m2
P1—液压缸储油腔压力
P2—液压缸回工作压力
D—活塞直径
d—活塞杆直径
D===0.28m
压制过程的最小回油量P2≈0 就取D=0.19m 按手册d/D=0.8，则活塞杆半径 2.压料缸的活塞直径和活塞杆直径 按手册d取，d=0.09m 2.6选择液压元件
2.6.1 电动机的功率确定
当机器的上，下刀架的压力达到时功率最大值时，计算电动机的最小功率，若下压时系统进油路压力过大，则总效率为2.3。
电动机功率为：
Pp=Ppqvp/η2
=（P2+∑△P3）qvn/ηp
=［（1.34+0.2）×102（4.78+10.43）10-3］/（60×0.7）
=63.3W
查电动机产品样本，其中选用YB2M-5型同步电动机，P=8.5Kw、n=1540r/min。
2.6.2 选择液压阀及相关元件
通过大量数据的计算，当液压阀油液的最大压力和最大承载量达到液压元件的使用范围之后，表2.2 液压元件
序号 名称 使用规格 适应型号
1 直通单向阀 P=21.5Mpa d=30mm A-Ha202
2 网式滤油器 Q=110L/min WU-100X100-k
3 组合阀 自制
4 球阀 P=41.5Mpa d=25mm YJ20-J17W
5 压力表 P=28Mpa d=110mm Y-70
6 电磁换向阀 P=41.5Mpa d=6mm 34EI1-H6B-T
2.6.3 确定油箱的容积
油箱主要功能是：①散发电动机工作中产生的能量；②储存所需要的工作油液；③处理污物同时放出油中有害气体。
在初步设计之中，当油箱的最大效储存量达到液面高度为油箱为70%时，油箱的有效容积，可按下述的公式确定：
V=mqvp 式中：V—油箱的最大储存量，必要单位为L； Q—液压泵的液压量，单位为L/min； m—系数，单位min，其值所选取的为：最低液压系统的7～9min，为中压系统为10～15min，中高压或高压最大的功率系统为7～18min。 对于功率大且连续工作的液压系统，必要时还应进行平衡计算，以最后确定油箱容积。 分析设计要点如下： ⑴基本结构 为了在相同的压力之下得到最大的工作最好状态，油箱的外形应该使用最新的工作模型结构，所以使用正八面体或者长六面体最合适。但是为了防止油气泄露，在液压箱的顶盖部分应放置泵和电动机等，或者在门阀的集成装置完备之后，再将这基本装置设计为适合箱盖尺寸的具体参数，同时为了延长使用寿命，最高油面不应超过箱高的67%。通过大量数据的计算，从而决定油箱的三个最合适的径向标准尺寸［9］。当油箱容量较大时，可采用3.4—6mm的钢板，当油箱的工作使用面积较大时，大部分都采用五角夹焊成的油箱底面，而在所需要的骨架之后再焊三个多脚架。为使多脚架和油箱能够承受安装在其上的物体最大质量、机器运转时的阻力及冲击等，油箱应有足够的韧性及刚度，并且顶盖和油底要适当的增加厚并使用螺钉通过焊杂箱体上的三脚架达到固定目的［6］。 油箱见图：图2.3
1．吸油箱
2．网式滤油器
3.滤油网
4.通气孔
5.回油管
6.顶盖
7.油面指示器
8.隔板
9放油塞
图2.3 油箱
（1）油箱的容积
由上面的数据可计算出油箱的可使用容积为173—198L，因为此剪板机对油箱的最大容积有严格要求，因此可设计成正六边形，长宽高分别为油箱内壁厚度的6%，材料则为普通碳素钢
（2）进油管过滤油器的选用
因此图为机器为普通液压系统，采用回转式滤油器，选用WV—50×190
（3）空气滤油器的选用
液压剪板机对空气的质量参数、油质的质量的要求严格，因此选用一般空气滤油器，故选用：LGQ型的空气滤油器。
2.7 液压系统性能验算
由于本液压系统并不复杂，因此压力损失验算可以从简。由于液压剪板机的液压系统是采用多方向的供油器，因为它是根据国家基本参数设定，在缸体内往复的运动，从而使密封工作状态下的容积发生变化来吸收废油气，本设计其具有传统有点配合精度高，密封性能好，同时在加上柱塞泵的主要零件时刻处于受压的工作状态，为了使材料紧密性能得到充分利用，故液压塞泵经常做成中等压泵类型。同时油箱的容量应该根据温度的不同而使用冷却液，因为系统发热温升不大，故不必进行温升的考察验算。
2.8 液压传动的优缺点及应用
2.8.1 液压传动的优缺点
液压传动与其它传动方式相比较，有如下几点优点：
1．工作平稳，变向冲击较小，便于实现频繁换向。
2．在使用不同功率的情况下，液压的能量转换达到浪费体量的最小值，提高重量轻的元件利用率。
3．有利于实现对承载物的保护，而且工作是产生的液压油能使传动零件实现更好的润滑，从而使零件的使用寿命得到最大延长。
4．液压传动能快速实现三级快速调速，且调速范围可达油箱60%。
液压快速传动的缺点：
1．在液压的快速传动中可能会发生故障，并且液体在快速传动中产生的杂物会使传动无法正常运行，从而不能保证严格的传动效率。
2．液压的快速传动会产生致命的大量能量亏损，例如：泄漏损失、摩擦损失等，在实际生产过程中传动效率不高，并且不能作较远距离的大面积传动。
3．在生产过程中，液压的远距离传动会对油箱温度变化产生更敏感的信号，因此不适合在很高或很低的温度下进行实地工作。
第3章 剪板机的结构设计与校核计算
3.1 总体技术参数的确定
本机器用于切割厚度为0.9-7mm，最大的宽度为1999mm，最大的长度为810mm的钢板。
裁剪钢板（Q235）强度以为标准值，当面临需要剪切其他不同材料且强度也不同的板料时，可以根据国家标准的改变被剪板料的使用厚度。
3.2 总体结构的确定
这个设计的剪板机正面观看是呈龙门式，从侧面看呈字形，主要如图2.1.01 ，所以为了节约材料横梁和侧板等支撑结构都采用空心钢板焊接结构。
图3.1 总体结构图
3.2.1 主要技术要求
1.必须满足国家标准的最大强度，并且能够长期忍受以最高工作驱动和短期破坏性试验压力到时并不会产生永久形变的材料耐性。
2.具有有最合适的刚度要求，并且能承受油缸的液压油，不会轻易不必要发生形变。
3.三脚架的焊接结构，在焊接处不会产生裂纹或有过大的形变［10］。
3.2.2 侧板的校核计算
侧面板是缸体的固定部分它承担着主要的输出，是这个设计的主要承担力的部分，它的设计是否满足需求非常关键，涵盖到精度、材料力学的性能。为了节约材料，这个设计的结构大部分使用空心焊板结构，具体结构如图2-1-2
图3.2 空心焊板结构
侧面板承担的力主要是剪切时的剪切力，其主要计算公式为
式（3-1）
式中 一一工作时最大剪切应力
一一工作时最大工作压力 510KN
一一受的剪切面积 （）
一一剪切极限应力， 取=320MPa
满足要求 3.2.3 横梁的设计计算
横梁是用于支持油缸的环、撑住油箱和电机和泵等液压系统组件和连接侧板的，他的主要计算包含到剪切计算和挠度的计算。
剪切的计算公式在论文前部分已经表明，再次便不在赘述。我们主要进行挠度的计算。其挠度是由两部分合成计算公式如下［12］
式（3-2）
式（3-3）
式（3-4）
式中：总挠度之和
：横梁内的元件因gh发生的挠度
：横梁自几产生的挠度
q：横梁gh诞生的均布载荷
：弹性模量，去除 E=220GPa
：横梁内的元件gh
：横梁的length
：惯性矩，矩形的惯性矩为
式（3-5）
式中h：矩形的heigth
b：矩形的width
挠度为0.01121mm对work没有大的effect，满足挠度requirement。
3.3 上刀架的设计计算
上的刀架是直接承受力的作用的，因此对上刀架的规格需求要很标准，不仅要满足力学性能要求，同时满足受挠度的影响。往往还与精度有着很大的相关。SO上刀架应通过下面的要求。
3.3.1 上刀架的主要技术要求
1. 有理想的强度，可以长期承受最高工作stress和短期dynamic试验压力而不会产生永久形变
2. 有理想的挠度，可以承受或缓解两个油缸的不balance作用力，不至于reduce弯曲甚至扭断上刀架。
3. 有理想的精度，上knife架是fit上刀片的装置，上刀的安装是确定精度的一个importment部件，所以上到因该有enough的精度才能满足requirements。
3.3.2 上刀架的受力计算和校核
上刀架的主要power源是来自液压缸and切削工件时带来的剪切力。起calculate公式为 式（3-6）
式中一一工作时最大剪切ought力
F —— 工作时最大job-stress 505KN
A —— 受的剪切area （ ）
一一剪切极限应力，取
physical强度满足要求。
3.3.3 上刀架的挠度校核
由于液压系统是采用的是多方向油缸，并且市面上的多方向油缸产生的压力是不可避免的产生偏差，并且这个偏差的比值是不确定的，因此称为不均衡变化系数，在这个变化过程中，上刀架产生了大量挠度，所以需要校核。
其工作产生的挠度是主要由两大部分合力完成的，计算公式如下
式（3-7）
式（3-8）
式（3-9）
式中：总挠度的和
一一横梁内的元件重力产生的挠度
一一横梁自重产生的挠度
式（3-10）
式中h一一矩形的高
b一一矩形的宽
满足要求。
3.4 进给系统设计与计算
3.4.1 主传动系统功用及设计要求
该剪板机的机床压力系统是为了实现机床供给侧结构性改革，属于内，外联系性压力传动链，其主作用是：将大量的能量由动力源传输给后续不足的地方，能够快速地实现运力转换、排压力和制动。
设计主要求：
在满足压力传动的相关变化性构造之后，应对主轴构件要求最高的精度要求、承压性、耐热性升和声音可控性，由于大部分的传动生产效率要高，必须满足传统工业对机床的工作性能的最大需求量。
必须满足控制机能的灵活性，调整修护方便性，自行的润滑密封具备耐热性，以满足机床的要求规定。
3. 设计简便，紧凑性高，工艺性能好，成本低廉，可以满足经济性需求。
3.4.2 主传动系统方案的确定
传动模式的选择
图3.3 导轨和工作台侧视图
在工作台和底部之间有长2101m m，宽1400 mm， 高751mm 的长方体空间。顾及到安装空间的限制和传动稳定性的需求。可以在蜗轮蜗杆和丝杠螺母两种传动模式中选择。
现将两种传动方式的特性作以对比：
A 蜗轮蜗杆传动特点：
（1）传动比小，可以替换几对降速齿轮。
（2）运转稳定，噪声小。
（3）机械效率低。
（4）制造麻烦，使用特制的蜗轮滚刀。
B 螺旋轴线传动
（1） 滑动工作螺旋；
①摩擦阻力不受控制，传动效率低于横向面积；
②制造结构简单，有利于自锁；
③运转更加稳定；
（2）滚动轴线螺旋：
①摩擦在横向阻力更低，传动在轴向方向效率更高；
②具有结构复杂的特点，制造过程非常麻烦；
③具有轴向传动的单向直线性，可将在Z轴的主要转动力转变为直线运动传动力，又可将不可逆运动转变转动，同时为了避开螺旋压力角受载后变形，需要建立防逆转机制；
这个设计中的主传动系统要求运动稳定，结构易懂。所以选择滑动螺旋副进行传动。
（1）尺寸
螺旋中径 d2=41mm
螺旋小径 d1=35mm
螺旋大径 d=49mm
旋向 右旋
螺纹 30度梯形螺纹
（2）材料为45号钢。
3.4.3 螺母的选择与计算
（1）物料
9级或9级以上高精度液压泵的螺母惯碳素钢。
10级或10级以下高精度的油缸的螺母惯性耐用磨铸铁。
因为本剪板机，是有精密传动需求的，所以要求7级精度以上的工作要求，选择物料为45号钢。
（2）结构型号
敲定了螺母的具体结构和型号如下：
该螺母 长 120mm
宽 80 mm
高 105mm
3.4.4 丝杠的校核与计算
控制齿面压强，要对丝杠进行耐磨度校核;为确保工作链条的传动精度，要进行刚度计算，因为链条必须满足长径大，因为只有这样采可以进行压杆稳定性计算。
详细较核步骤：
（1）丝杠受力分析
①工作台和底座重量的计算
格挡板共9个，它们都是大小一样。
假如下工作台的体积是，格挡板的体积为，则整体体积，工作台宽145mm，高85mm，长2024mm。底座高76mm，宽900mm，长3001mm，壁厚17mm。上挡料高110mm，宽89mm，长140mm。
式（3-11） 式（3-12） ②链条牵引力
对于液压链条轨迹，滑动链条的进给牵引力的计算公式为：
Q=kPx+f（Pz+U） 式（3-13）
式中 U一一滑动零件的质量
Px一一沿进给方向的应力
Pz一一横向方向上的应力
F一一主要当量摩擦系数
K一一考虑液压剪板机的力矩影响的参数
对 Px=FH 式（3-14）
Pz=Fv 式（3-15）
对于导轨，取=1.25，=0.19 这里G可以取工作台和底座重量的二倍。则=28.2×9.8=276.19
A 工进时牵引力
Q=kFH+f（Fv+G）
=1.15×426.008+0.18×（1045.5+286.19）=1311.69
B 快速进或快退时丝杠拉力
此时， FV=0 FH=0
==0.19×276.19=51.5
③ 螺旋副摩擦转矩
式（3-16）
式中T1-螺旋副摩擦转矩 N·mm
一一作用于螺旋上的轴向力 N
一一螺旋中径 mm
γ一一螺旋导程角
一一当量摩擦角
一一导程 mm
-螺纹半角
F=5632.3992 d2=42mm=15 o S=12mm
T1=5632.3992×42/2×tan（5.2+5.19）=10302.49N·mm=10.4N·m
（2）耐磨性计算
螺纹工作面上的平均压强
P=
Q-螺纹最大牵引力
d-螺纹直径
h-螺纹实际工作截面，等于螺纹最大间隙减去螺纹最小顶隙
T-丝杠螺纹的导程
k-螺纹条数
Q=41.5N T=12mm d=47mm
h=7mm L=50mm k=1
P=41.5/（3.185×47×6×76×1）=9876Pa
表3-1 许可用 压 强 ［p］
丝杠—螺母材料
钢（不淬硬）
—铸铁 钢（不淬 硬）—青铜 钢（淬硬抛光）
—青铜
精密传 动 3 6 8
一般传
动 7 12 13
由图可知P《［P］， 所以该丝杠的耐磨度符合规定的要求
（3）刚度比较核
一一螺旋副摩擦转矩
一一作用于螺旋上的轴向力
-螺旋中径
一一螺旋小径
一一螺旋大径
γ一一螺旋导程角
一一当量摩擦角
S一一导程
-轴向负荷使导程产生的弹性形变
转矩使导程发生的弹性形变
导距的总弹性形变
每米螺纹距离上的弹性形变量
每米螺纹距离上的弹性形变量可用值
这里=5872.4562 =37 =52 =46
=15 =11.4 =76.3× E=2.86×
=±
=0.013 则
相应的7级精度的丝杠的弹性形变量的可用值为。
所以该丝杠的刚度符合规定
（4）稳定性计算
受压丝杠的稳定性与其结构及支承本性有关，通过《材料力学》大柔度压杆稳定性计算公式，受到压力丝杠失稳的最大轴向负荷为
式（3-17）
一一丝杠的受压长度（）
一一弹性模量（）
一一丝杠断面惯性矩
一一螺纹内直径
稳定安全系数竖直丝杠，水平丝杠
μ -从支点方位和种类而定的系数
由于 所以丝杠压杆保持性合格。
第4章 液压缸的设计计算
4.1 缸筒的主要技术要求
1.必须满足多家标准液压油缸强度，在满足可以长期保持最高工作压力状态之下和长期破坏性试验压力，并且不会因此产生不可逆性变形。
2.同时还要有足够的刚度承受力，要在高强度的压力之下承受活塞轴向力以及油箱反向作用力的破坏，但是不会产生不可逆性弯曲。
3.当在金属表面产生不可导的摩擦力，但是能长期稳定运行，同时还可以减少磨损量，同时满足几何精度高，确保液压缸处于密封工作状态。
4.2 缸筒的结构形式
关于缸筒结构的选用，通常根据缸筒和缸盖的连接形式加以确定，因为不同的连接形式有各自的优势和不足之处，所以要根据额定工作压力、使用环境等因素选择合理的缸筒结构。
4.3 缸筒材料的选用
对于缸筒材料的选择有要求如下的要求：
一、要有足够的可塑性以及忍受冲击韧性的能力。
二、对于焊接三脚架的结构，要有良好的的焊接机制。
4.4 缸筒的计算
① 缸筒厚度的计算
式（4-1）
其中 缸筒材料强度要求的最小值（m）
一一缸筒外径公差余量（m）
一一腐蚀余量（m）
时，采用 式（4-2）
式（4-3）
式中—— 缸筒的内径
—— 缸筒内最高压力
当工作压力p《16时，=
当工作压力》16时，=1.25
—— 材料许用应力（）
—— 缸筒材料抗拉强度（）
n —— 安全系数，取10
4.5 缸筒厚度的验算
对于缸筒壁厚的验算要包括以下4个方面：
①额定工作压力
要求：必须低于一定限值以保证工作安全。
式（4-5）
② 额定工作压力
要求：以避免塑性变形 式（4-6）
式中—— 缸筒发生完全变形时的压力
式（4-7）
式中—— 缸筒材料屈服强度
—— 缸筒外径
——缸筒内径
—— 额定工作压力（MP）
③缸筒的轴向最大变形量ΔD
式（4-8）
式中 ΔD —— 缸筒径向变形量
—— 缸筒耐压试验压力（）
E —— 缸筒材料弹性模量（）
④缸筒的爆裂能力
要求： 的（MP）应远大于耐压试验压力。
式（4-9）
式中 —— 缸筒材料抗拉强度
本次设计中选用的为标准件，经过验算以上4个条件均满足。
4.6 耳轴的设计计算与选定
目前关于耳轴的计算一般所采用的公式为：
式（4-10）
式中表示液压缸输出的最大工作力。
表示材料的许用应力。对于采用45钢的耳轴经过调质后，=70MP。耳轴的长度l要根据耳轴支座的相关尺寸选择，一般情况下取且
4.7 耳环的设计计算与校核
耳环结构形式：单耳环，无轴套
式（4-11）
——耳环承受的最大推力/拉力
——销轴孔直径
——耳环宽度
材料许用压应力，一般取
材料抗拉强度。
尺寸的确定：当压力》16~32（MP）时=1.4，=5
的确定：=1.2，=45
结论
通过这次毕业设计我重新复习了以前学习的主要知识点，完善了自己的知识体系，并对机械设计有了更进一步的掌握。虽然在设计中时常遇到棘手问题，但是在老师们的细心指导之下，我成功的克服了这些苦难。并且也总结了许多学习和设计的经验，我相信这会对以后生活与工作有很多帮助。
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