液压自动弯管机设计 论文

1绪论剪切机类型、特点以及选型对轧件进行切头，切尾或剪切成规定尺寸的机械称为剪切机。根据剪切机刀片的形状，配置以及剪切的方式等特点，剪切机可以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三种。按驱动力来分，可以分为电动和液压两类剪切机。平行刀片剪切机是两个刀片彼此平行。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。斜刀片剪切机是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，其倾斜角度为16。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。圆盘式剪切机是两个刀片均成圆盘状。用来纵向剪切运动中的钢板的边，或将钢板剪成窄条。一般均布置在连续式钢板轧机的纵切机组的作业线上。飞剪机是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。2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180180MMMM165225MMMM代表钢种Q235A27SIMN剪切温度750拉坯速度2M/MIN剪切小车及横移辊道重量178T钢坯定尺长度25M21剪切机结构参数的确定211刀片行程刀片计算公式HHFQ1Q2S（21）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H180MM；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5075，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，Q1550MM,取Q120MMS上下刀片的重叠量，取S520MM,这里取S10；Q2下刀低于辊道表面的距离，Q2520MM,这里取Q220；故有H18060202020300MM图21平行刀片剪切机刀片行程1上刀；2下刀；3轧件；4压板212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（P2580），所以剪刃长度按如下公式计算L（225）BMAX（22）式中L刀刃长度，MM；BMAX被切钢坯横断面的最大宽度，MM；取BMAX225MM；则L（225）BMAX（225）2254505625MM，取L500MM。刀片断面高度及宽度H06515H（23）BH/253（24）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180180MMMM165225MMMM则H06515H06515180117270MM,取H210MMBH/2537084MM取B70MM最后根据表82（轧钢机械（第三版）P259）剪切刀片的尺寸最后确定为BH70210800由（表82）确定的热钢坯剪切机基本参数。如下表表21热轧剪切机基本参数最大剪切力MN刀片行程MM刀刃长度刀片断面尺寸理论空行程次数次/MIN63300300702101216213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82，选择理论空行程次数为1216次/MIN。22剪切机能力参数计算221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22所示。图22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，当转过一个角度后便停止转动，此时力矩平衡，即PATC。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。222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。3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。31液压系统的设计步骤与设计要求311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。312设计参数剪切机型式油压小车移动式被剪钢坯断面尺寸180180MMMM165225MMMM代表钢种Q235A27SIMN剪切温度750拉坯速度2M/MIN剪切小车及横移辊道重量178T钢坯定尺长度25M32进行工况分析，确定液压系统的主要参数321液压缸的载荷计算如图31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31液压缸受力情况（1）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，FWG4100N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。FWPMAXG5351064100535106N；快退时,工作负载主要是下刀台本身重力，其值为负。FWG4100N。（2）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。FWSG（31）式中S静摩擦系数，S015；由表31查。G小车及剪体总重，N；表31摩擦系数导轨类型导轨材料运动状态摩擦系数滑动导轨铸铁对铸铁启动时低速（）016/MS高速（）01502001012005008滚动导轨铸铁对滚柱（珠）淬火钢导轨对滚柱0005002静压导轨铸铁0005GG1G2G3；式中G1小车及横移辊道重量，G117800N；G2钢坯重量，G27239N；G3剪体重量，G340000N；GG1G2G3225239N；外载荷FWSG33786N；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MNGG4KDC/D/2（32）式中G辊道车，剪体，钢坯总重，G225239N；G4剪切力，G4535；610K滚动摩擦系数，K001；车轮轴承摩擦系数，0004；DC车轮外径，DC250MM；D轴承内径，D70MM；故MN（225239536）（005250/2000370/2）610776N/MM6外载荷FW776/12562080N（32MNDC63）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。摩擦阻力矩MN（G1G3）（KDC/2D/2）（001250/2000470/2）303020N/MM；外载荷FW303020/12524242N。2MNDC（3）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为TGSM78000181404NM（34）式中G上刀台及其相连机构自重，G7800N；SM上刀台重心到轴心距离，约为SM018M；故上刀台下降时，抬升缸抬升，其外载荷FW3265N；（3TSO1403NM5）同理，上刀台上升时，抬升缸下降，其外载荷FW3265N；TSO1403NM各液压缸的外载荷力计算结果列于表31由公式活塞上载荷力F（3MFW6）式中液压缸的机械效率，一般取090095，这里取095；MM求得相应的作用于活塞上的载荷力，并列于表32。表32各液压缸载荷力液压缸名称工况液压缸外载荷FW/N活塞上载荷力F/N启动41004316工进535106563106剪切缸快退41004316启动3378635564右移6208065342横移缸左移24242552下降32653437抬升缸上升32653437322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33和表34。表33按载荷选择工作压力载荷（KN）50工作压力（MP）175MPA时，取N4；B管道材料的抗拉强度，取B450MPA；管道内的流速可以参考表311表311允许流速推荐值管道推荐流速（M/S）液压泵吸油管道0515一般取1以下液压系统压油管道36压力高、油管短、粘度小取小值液压系统回油管道1526表312主要管路内径表管路名称通过流量（L/MIN）允许速度（M/S）管内径（MM）管道壁厚（MM）管内工作压力（PA）所选管道的内径与壁厚（MM）高压吸油管3641377722180，10高压压油管268534302040，55高压回油管2682548020550，3低压吸油管171106037765，4低压压油管16075260835132，25低压回油管1607241020550，3344油箱的有效面积的确定油箱容量的经验公式VAQ（317）式中A与系统有关的经验系数，高压系统取A10。式中Q液压泵每分钟排出压力油的容积，364171535L/MIN。VQ则V105125350L选标准值V6300L。35液压系统性能验算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、管件局部1P损失和控制阀的压力损三部分组成2P3P（318）123P（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L12，管内径D003M，快速退回时，通过流量Q1607L/MIN268。选用L310/MSHM46号矿物油型液压油，正常运转后油的运动黏度取，油的密度为5246V。3850/KGM油液在管路中的实际流速为（319）322681079/4QVMSD雷诺数（3E53790R247461V20）所以圆形光滑管道，其临界雷诺数EL因为液流为紊流。沿程压力损失（321）21LVPD式中沿程阻力系数，；025364REL管道长度，L12M；D管道内径，D003M；V液体流速，V379M/S；液体的密度，850；3/KGM则217904585013APMP（2）局部压力损失（322）224VP式中局部阻力系数，112；液体流速，379M/S；VVP液体密度，850；3/KGM则2285037941APMP（3）控制阀的压力损失（323VWNQ23）式中阀的额定压力损失，MPA；VWPQ通过阀的实际流量，L/MIN；阀的额定流量，L/MIN；N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02MPA，电液换向阀，其额定压力损失为03MPA；和单向阀，其额定压力损失为021MPA。则222316571607160703435APMP（4）进油路上的压力总损失123012708AP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、管件局部损失和控制阀的压力1P2P损三部分组成3P123P进油路上的压力总损失123040720347AMP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059403624APP则定量泵各阶段出口压力分别为横移小车启动时17062419PMPA剪切前2353剪切后8P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、管件局部损失和控制阀的压力12P损三部分组成3P123PP进油路上的压力总损失1230680941AMP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1241209536PAP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。4液压缸的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。41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D32活塞杆外径D20411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LIBAMC（41）式中I活塞的最大工作行程；L450；B活塞宽度，一般为061D取B13232；A活塞杆导向长度，取0615D取A13232；M活塞杆密封长度，由密封方式定；C其他长度，取C30。故缸筒长度为L32304503213555。412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41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41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HL/20D/2（42）式中L液压缸最大工作行程ML045M；D缸筒内径M，D008M；故最小导向长度H385。42液压缸主要零部件设计421缸筒（1）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42缸筒的外螺纹连接（2）缸筒计算1）缸筒外径按机械设计手册第四卷P212表19612缸筒厚度计算公式0C1C2（43）式中0为缸筒材料强度要求的最小值；C1缸筒外径公差余量；C2腐蚀余量；经分析/D008，可用薄壁缸筒的实用计算式PMAXD/（2）M（44）式中PMAX缸筒内最大工作压力（MPA）；PMAX106MPA；缸筒材料的许用应力（MPA）；B/N；B缸筒材料的抗拉强度（MPA）；B500MPA；N安全系数，通常取N5。计算得000424M。缸筒的外径为D1D242MM。按机械设计手册第四卷P214表19613活塞缸外径尺寸系列取D150MM。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额定工作压力PN应低于一定的极限值，以保证工作安全PN035SD1D0/D1（MPA）（45）03530000420032/004244MPA式中S为缸筒材料的屈服强度（MPA），S290MPA；由于7MPA44MPA所以上述参数选择合理。422活塞经以上计算活塞杆直径D20，缸筒内径D32。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43活塞的密封密封方式采用YX形密封圈，使用压力可达32MPA，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44小螺柱头423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45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。424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46缓冲原理如图46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。5阀板的设计51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。52阀板的设计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35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