畢業(yè)設計（論文）-液壓剪板機的結構設計 (2).doc

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1、哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文）第1章 緒論1.1課題研究現(xiàn)狀,選題的目的和意義我國目前高檔數(shù)控機床和成套成線設備的開發(fā)、生產能力，在品種、質量和數(shù)量上還不能適應市場需要。拿汽車工業(yè)、航空航天工業(yè)來說，目前急需的高檔數(shù)控機床設備有：高速加工中心、多軸聯(lián)動加工中心、雙主軸車削中心和車銑中心、精密磨床和復合磨床、精密電加工機床、精密大型龍頭鏜銑床和精密落地鏜銑床、高效數(shù)控專機等，而這些設備國內企業(yè)還不能很好滿足，產業(yè)化水平尚待提高。隨著我國制造業(yè)的發(fā)展，告訴簡板機床的發(fā)展越來越成為機械制造行業(yè)中的中流砥柱，通用型高性能簡板機，廣泛適用于航空、汽車、農機、電機、電器、儀器儀表、醫(yī)療器械

2、、家電、五金等行業(yè)。通過對算選課題的全面研究及所給參數(shù)的分析確定告訴剪板機的整體方案，并進行主軸組件的設計計算和主軸箱的整體結構安排，最終完成高速剪板機的設計從而全面培養(yǎng)學生綜合運用所學的基礎理論，分析解決實際問題的能力；為以后更好的走向工作崗位打下堅實的基礎。 我國機床產量居世界第四，但高檔數(shù)控機床仍主要靠進口。專家指出，要使我國機床水平得到整體提升，就要加大數(shù)控機床的研發(fā)力度。近年來，我國數(shù)控機床一直保持兩位數(shù)增長。去年產值達260億元，產。但與發(fā)達國家相比，我國機床數(shù)控化率還不高，目前生產產值數(shù)控化率還不到30%；消費值數(shù)控化率還不到50%，而發(fā)達國家大多在70%左右。拿金切機床來說，我

3、國去年產量為23萬臺，其中數(shù)控機床只有2.4萬臺，僅為產量的1/10強。高檔次的數(shù)控機床及配套部件只能靠進口。 信息產業(yè)是我國增長最快的先導產業(yè)，必將為我國機床業(yè)發(fā)展提供有力支持。以新材料、新能源、自動化等為特征的高新技術產業(yè)也將成為我國經濟發(fā)展的新亮點，其發(fā)展需要大量高精、復合、智能、多軸控制、自動化高檔機床。國家許多重點項目引發(fā)的機床需求也頗為可觀。傳統(tǒng)產業(yè)技術改造的步伐加快，制造裝備水平和數(shù)控化程度的要求越來越高。 專家指出，以我國目前高檔數(shù)控機床和成套成線設備的開發(fā)、生產能力，在品種、質量和數(shù)量上還不能適應市場需要。拿汽車工業(yè)、航空航天工業(yè)來說，目前急需的高檔數(shù)控機床設備有：高速加工中

4、心、多軸聯(lián)動加工中心、雙主軸車削中心和車銑中心、精密磨床和復合磨床、精密電加工機床、精密大型龍頭鏜銑床和精密落地鏜銑床、高效數(shù)控專機等，而這些設備國內企業(yè)還不能很好滿足，產業(yè)化水平尚待提高。所以從整體上提高我國機床水平刻不容緩。當前需要特別注意的是，必須快速提高數(shù)控機床產品的自主開發(fā)、制造能力。為此，要建立有效的數(shù)控技術開發(fā)中心，加強對重點工藝的研究、試驗，形成成套開發(fā)能力；同時，通過國際合作生產、合資經營，實現(xiàn)主流產品生產的高起點、成量、專業(yè)化。 提升機床質量，必須建立新型的機床企業(yè)發(fā)展模式。業(yè)內人士認為，機床企業(yè)要“收縮陣線”，精化主業(yè)，掌握關鍵件、關鍵工序的核心技術。一般的零件加工可以充

5、分實施國際化采購。同時，要加強企業(yè)發(fā)展戰(zhàn)略聯(lián)盟，為了更快得到最新技術，企業(yè)可直接與國內外科研院所“聯(lián)姻”。 相對數(shù)控機床主機來說，我國功能部件生產企業(yè)的發(fā)展更顯滯后。但功能部件不僅決定著機床的整機性能，還占到整機成本的60%左右，其發(fā)展狀況直接關系到機床的競爭力水平。目前，我國的功能部件生產企業(yè)規(guī)模普遍較小，布局分散，有些還依附于主機廠或研究所。理順功能部件生產企業(yè)的體制，做大做強一批功能部件生產企業(yè)，已迫在眉睫。在很大程度上取決于數(shù)控系統(tǒng)的性能和水平，而數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)展及其技術基礎離不開微電子技術和計算機技術。隨著計算機及其軟硬件技術的飛速發(fā)展，數(shù)控系統(tǒng)的硬件平臺趨于一致化，而控制系統(tǒng)軟件的競

6、爭日益加劇。我國的數(shù)控系統(tǒng)經過“六五”期間的引進，“七五”期間的數(shù)控系統(tǒng)開發(fā)，“八五”期間的數(shù)控應用技術研究以及“九五”期間的主數(shù)控系統(tǒng)軟件開發(fā)應用，已逐步形成了以航天數(shù)控、藍天數(shù)控、華中數(shù)控和中華數(shù)控為主的數(shù)控系統(tǒng)產業(yè)。1.2 國內外在該方向的研究現(xiàn)狀及分析隨著滲透和交叉融合，推動了先進沖壓成形技術的形成和發(fā)展。近十多年來，隨著對發(fā)展先進制造技術的重要性獲得前所未有的共識，沖壓成型技術無論在深度和廣度上都取得了前所未有的進展，其特征是與高新技術結合，在方法和體系上發(fā)生很大變化。計算機技術、信息技術、現(xiàn)代測控技術。在汽車、航空航天、電子和家用電器領域，需要大量的金屬板殼零件，特別是隨著電子業(yè)的

7、發(fā)展，小型電子零件的需求日趨高漲，促進了高精度、高效率的高速剪板機的發(fā)展。目前日本已成為高速剪板機技術的領軍，在100KN壓力、8mm沖程下，滑塊速度可達4000次/min。我國金豐、江蘇揚鍛、高將精機、江蘇揚力、徐鍛和西安通力等公司都有高速剪板機產品。2004年已開發(fā)出了速度達1200次/min的SH-25開式高速精密剪板機。其他還有VH形式、JF75G閉式系列高速剪板機。這些剪板機廣泛應用于電子和微電子行業(yè)，全面提高了行業(yè)技術裝備水平，替代了大量的進口機床。近年來，我國數(shù)控機床的產量持續(xù)增長，數(shù)控化率也顯著提高。另一方面我國數(shù)控產品的技術水平和質量也不斷提高。目前我國一部分普及型數(shù)控機床的

8、生產已經形成一定規(guī)模，產品技術性能指標較為成熟，價格合理，在國際市場上具有一定的競爭力。我國數(shù)控機床行業(yè)所掌握的五軸聯(lián)動數(shù)控技術較成熟，并已有成熟商品走向市場。 我國數(shù)控機床行業(yè)近年來大力推廣應用CAD等信息技術，很多企業(yè)已開始和計劃實施應用ERP、MRP和電子商務。如，濟南第二機床集團有限公司的CAD普及率達100%，是國家級“CAD示范企業(yè)”，企業(yè)的MRP系統(tǒng)應用也非常成功，現(xiàn)代化管理水平較高。但是和發(fā)達國家相比，我國數(shù)控機床行業(yè)在信息化技術應用上仍然存在很多不足。 一、信息化技術基礎薄弱，對國外技術依存度高。我國數(shù)控機床行業(yè)總體的技術開發(fā)能力和技術基礎薄弱，信息化技術應用程度不高。行業(yè)現(xiàn)

9、有的信息化技術來源主要依靠引進國外技術，對國外技術的依存度較高，對引進技術的消化仍停留在掌握已有技術和提高國產化率上，沒有上升到形成產品自主開發(fā)能力和技術創(chuàng)新能力的高度。具有高精、高速、高效、復合功能、多軸聯(lián)動等特點的高性能數(shù)控機床基本上還得依賴進口。 二、產品成熟度較低，可行性不高。國外數(shù)控系統(tǒng)平均無故障時間在10000小時以上，國內自主開發(fā)的數(shù)控系統(tǒng)僅3000-5000小時；整機平均無故障工作時間國外達800小時以上，國內最好只有300小時。三、創(chuàng)新能力低，市場競爭力不強。我國生產數(shù)控機床的企業(yè)雖達百余家，但大多數(shù)未能形成規(guī)模生產，信息化技術利用不足，創(chuàng)新能力低，制造成本高，產品市場競爭能

10、力不強。 高速度、高精度化。速度和精度是數(shù)控機床的兩個重要指標，它直接關系到加工效率和產品質量。目前，我國生產的第六代數(shù)控機床系統(tǒng)均采用位數(shù)、頻率更高的處理器，以提高系統(tǒng)的基本運算速度，使得高速運算、模塊化及多軸成組控制系統(tǒng)成為可能。 發(fā)展可靠性最大化。數(shù)控機床的可靠性一直是用戶最關心的主要指標。新一代的數(shù)控系統(tǒng)將采用更高集成度的電路芯片，利用大規(guī)?；虺笠?guī)模的專用及混合式集成電路，減少元器件的數(shù)量，從而提高可靠性。同時通過自動運行診斷、在線診斷、離線診斷等多種診斷程序，實現(xiàn)對系統(tǒng)內硬件、軟件和各種外部設備進行故障診斷和報警。第2章 剪板機的結構設計與校核計算2.1 總體技術參數(shù)的確定本機器用

11、于剪切厚度為0.8-6mm，最大寬度為2000mm，最大長度為800mm的鋼板。被剪鋼板（Q235）強度以為準，如需剪切其他強度的板料時，可相應的改變被剪板料的厚度。2.2 總體結構的確定本設計的剪板機正面看呈龍門式，側面看呈字形，主要如圖2.1.01 構，為了節(jié)省材料橫梁和側板等支撐結構均采用空心鋼板焊接結構。圖2-1-1 總體結構圖2.2.1 主要技術要求 1.有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)試驗壓力而不會產生永久變形。 2.有足夠的剛度，能承受油缸的作用力，不至于產生彎曲。3. 焊接結構的焊接處不應產生裂紋或有過大的變形。2.2.2 側板的校核計算側板是缸體的固定部分它承受

12、著主要動力，是本設計的主要受力部分，它的計算是否滿足要求至關重要，涉及到精度、材料力學的性能。為了節(jié)省材料本設計的結構多數(shù)采用空心焊板結構具體如圖2-1-2圖2-1-2側板受力主要為來自剪切時的剪切力，其主要計算公式為 公式（2-2-1）式中 一一工作時最大剪切應力一一工作時最大工作壓力 500KN一一受的剪切面積 ()一一剪切極限應力， 取=300MPa 滿足要求由于最危險的截面在喉口，所以在喉口處加厚一肋板結構如圖所示圖2-1-3 肋板的固定2.2.3 橫梁的設計計算橫梁主要是用于支撐油缸的耳環(huán)、支撐油箱和電機和泵等液壓系統(tǒng)元件和連接側板的，起主要計算涉及到剪切計算和撓度的計算。 剪切的計

13、算在前面已經計算過在此不祥述了。這里主要進行撓度的計算。其撓度主要由兩部分合成計算公式如下 公式（2-2-2） 公式（2-2-3） 公式（2-2-4）式中：總撓度之和：橫梁內的元件重力產生的撓度：橫梁自重產生的撓度q：橫梁重力產生的均布載荷：彈性模量，去 E=210GPa：橫梁內的元件重力：橫梁的長度：慣性矩，矩形的慣性矩為 公式（2-2-5） 式中h：矩形的高b：矩形的寬撓度為0.021mm對工作沒有大的影響，滿足撓度要求。2.3 上刀架的設計計算上刀架是直接的受力體，所以對上刀架的要求很嚴格的，即要滿足力學性能要求，還要滿足受撓度的影響。而且還和精度有很大的聯(lián)系。所以上刀架應滿足下面的要求

14、。2.3.1 上刀架的主要技術要求 1. 有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)試驗壓力而不會產生永久變形2. 有足夠的撓度，能承受或緩解兩個油缸的不均衡作用力，不至于產生彎曲甚至扭斷上刀架。3. 有足夠的精度，上刀架是安裝上刀片的裝置，上刀的安裝是確定精度的一個重要部件，所以上到因該有足夠的精度才能滿足要求。2.3.2 上刀架的受力計算和校核上刀架的主要力源是來自液壓缸和切削工件時帶來的剪切力。起計算公式為 公式（2-3-1）式中一一工作時最大剪切應力F 工作時最大工作壓力 500KN A 受的剪切面積 ( )一一剪切極限應力，取 力學強度滿足要求。2.3.3 上刀架的撓度校核 由于

15、采用的是兩個油缸，所以兩個油缸產生的壓力不可避免的產生偏差這個偏差的比值稱為不均衡系數(shù)，在這個過程中上刀架產生了撓度。其撓度主要由兩部分合成計算公式如下 公式（2-3-2） 公式（2-3-3） 公式（2-3-4） 式中：總撓度之和一一橫梁內的元件重力產生的撓度一一橫梁自重產生的撓度 公式（2-2-5） 式中h一一矩形的高 b一一矩形的寬 滿足要求。2.4 進給系統(tǒng)設計與計算2.4 .1 主傳動系統(tǒng)功用及設計要求 該剪板機機床主傳動系統(tǒng)是實現(xiàn)機床主進給的傳動系統(tǒng),屬于外聯(lián)系傳動鏈,其功用是:將一定的動力由動力源傳遞給后擋料能夠方便地實現(xiàn)運動的開停、換向和制動。 設計要求：1. 主傳動的有關結構，

16、特別是主軸組件要有足夠的精度、抗振性、溫升和噪聲要小，傳動效率要高，以滿足機床的工作性能要求。2. 操縱靈活可靠，調整維修方便，潤滑密封良好，以滿足機床的使用要求。 3. 結構簡單緊湊，工藝性好，成本低，以滿足經濟性要求。2.4.2 主傳動系統(tǒng)方案的確定傳動方式的選擇圖3 . 2 - 1 導軌和工作臺側視圖 在工作臺和底座之間有長2100m m,寬1400 mm， 高750mm 的長方體空間?？紤]到安裝空間的限制和傳動平穩(wěn)性的要求。可以在蝸輪蝸桿和絲杠螺母兩種傳動方式中選擇。 現(xiàn)將兩種傳動方式的特點作以對比：A 蝸輪蝸桿傳動特點：（1）傳動比小，可以代替幾對減速齒輪。（2）運轉平穩(wěn)，噪聲小。（

17、3）機械效率低。（4）制造困難，要用專門的蝸輪滾刀。B 螺旋傳動(1) 滑動螺旋；摩擦阻力大，傳動效率低； 結構簡單，易于自鎖； 運轉平穩(wěn)； 定位精度和軸向精度較差； 磨損快。（2）滾動螺旋：摩擦阻力小,傳動效率高； 結構復雜，制造困難； 具有傳動可逆性（可將轉動變成直線運動，又可將直線運動變?yōu)檗D動）為了避免螺旋副受載后逆轉，必須設置防逆轉機構； 運轉平穩(wěn)，低速不爬行；工作壽命長，不易發(fā)生故障； 抗 沖 擊 性 能 較 差。 本設計中的主傳動系統(tǒng)要求運動平穩(wěn)，結構簡單。因此選擇滑動螺旋副進行傳動。(1)尺寸 螺旋中徑 d2=42mm 螺旋小徑 d1=35mm 螺旋大徑 d=48mm旋向 右旋螺

18、紋 30度梯形螺紋(2)材料為45號鋼。2.4.3 螺母的選擇與計算(1)材料7級或7級以上精度絲杠的螺母常用錫青銅。8級或8級以下精度絲杠的螺母常用耐磨鑄鐵。對于本機床,由于是精確傳動,要求7級精度，選擇材料為45號鋼。 (2)結構尺寸確定了螺母的具體結構和尺寸如下: 該螺母 長 120mm 寬 80 mm 高 105mm2.4.4 絲杠的校核與計算 絲杠的工作載荷主要是扭矩,拉力和壓力。 為控制齒面壓強,必須對絲杠進行耐磨性計算;為保證絲杠傳動精度要進行剛度計算;由于絲杠的長徑比較大,應進行壓桿穩(wěn)定性計算。具體較核步驟:(1)絲杠受力分析工作臺和底座重量的計算擋料板共9個，它們都是大小相同

19、。設下工作臺的體積是，擋料板的體積為，則整體體積，工作臺寬120mm，高90mm，長2010mm。底座高95mm,寬800mm,長2240mm，壁厚15mm。上擋料高95mm，寬90mm,長120mm。 公式（2-4-1） 公式（2-4-2）絲杠牽引力 對于燕尾型導軌,滑動導軌進給牽引力的計算公式為: Q=kPx+f(Pz+G) 公式（2-4-3）式中 G一一移動部件的重量 Px一一沿進給方向的分力 Pz一一豎直方向上的分力 F一一當量摩擦系數(shù) K一一考慮顛覆力矩影響的系數(shù)對 Px=FH 公式（2-4-4） Pz=Fv 公式（2-4-5）對于燕尾型導軌，取=1.15，=0.18 這里G應取工作

20、臺和底座重量的二倍。則=29.29.8=286.19 A 工進時牽引力 Q=kFH+f(Fv+G) =1.15436.008+0.18(1035.5+286.19)=1321.69 B 快進或快退時絲杠牽引力此時, FV=0 FH=0 =0.18286.19=51.5 螺旋副摩擦轉矩 公式（2-4-6）式中T1-螺旋副摩擦轉矩 Nmm一一作用于螺旋上的軸向力 N一一螺旋中徑 mm一一螺旋導程角一一當量摩擦角一一導程 mm-螺紋半角F=5772.3992 d2=42mm=15 o S=12mm T1=5722.399242/2tan(5.2+5.19)=10402.49Nmm=10.4Nm (2

21、)耐磨性計算 螺紋工作面上的平均壓強P= （公式2.4.7） Q-絲杠最大牽引力 d-螺紋中徑 h-螺紋工作面高度,等于螺紋高度減去螺紋頂隙 T-絲杠螺紋的導程 k-螺紋頭數(shù) L-螺母的長度 Q=51.5N T=12mm d=4 8mm h=7mm L=50mm k=1P=51.5/(3.142487501)=9762Pa表 2-1 許 用 壓 強 p （ MPa）應用范圍 絲杠螺母材料 鋼（不淬硬） 鑄鐵 鋼（不淬 硬）青銅 鋼（淬硬拋光） 青銅 精密傳 動236一般傳 動51115由表可知PP, 因此該絲杠的耐磨性滿足要求(3)剛度較核 一一螺旋副摩擦轉矩一一作用于螺旋上的軸向力 -螺旋中

22、徑 一一螺旋小徑一一螺旋大徑 一一螺旋導程角一一當量摩擦角S一一導程-軸向載荷使導程產生的彈性變形 轉矩使導程產生的彈性變形 導程的總彈性變形 每米螺紋距離上的彈性變形量每米螺紋距離上的彈性變形量許用值表2-2 這里=5772.3992 =35 =42 =48 =12 =10.4 =83.3 E=2.06 = =0.012 則對應7級精度的絲杠的彈性變形量的許用值為。所以該絲杠的剛度滿足要求 (4)穩(wěn)定性計算受壓絲杠的穩(wěn)定性與其構造及支承特性有關,根據材料力學大柔度壓桿穩(wěn)定性計算公式,受壓絲杠失穩(wěn)的最大軸向載荷為 公式（2-4-8） 一一絲杠的受壓長度() 一一彈性模量（）一一絲杠斷面慣性矩

23、一一螺紋內徑 穩(wěn)定安全系數(shù)豎直絲杠，水平絲杠 -根據支點位置和類型而定的系數(shù)表2-3 值的選取 支承情況 兩端固定 0.5 一端固定 一端鉸支 0.7 兩端鉸支 1 由于 因此絲杠壓桿穩(wěn)定性合格。第3章 液壓缸的設計計算3.1 缸筒3.1.1 缸筒的主要技術要求 1.有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)試驗壓力而不會產生永久變形。 2.有足夠的剛度，能承受活塞側向力和裝置的反作用力，而不至于產生彎曲。 3.內表面在活塞密封件及導向環(huán)的摩擦力作用下，能長期工作，且磨極少，幾何精度高，確保活塞密封。 4.某些焊接結構的缸筒，焊接上法蘭或管接頭后，不應產生裂紋或有過大的變形。5.在采用鑄鐵

24、缸筒時，其組織應該緊密無滲漏現(xiàn)象。3.1.2 缸筒的結構形式 通常根據缸筒與缸蓋的連接形式來選用缸筒結構，不同的連接形式具有不同的優(yōu)點和缺點，要根據額定工作壓力、用途、和使用環(huán)境等因素合理選用缸筒結構。我所設計的缸筒與缸蓋的銜接方式：（1）前缸蓋與缸筒的連接方式是焊接（2）后缸蓋與缸筒的連接方式是焊接法蘭式連接3.1.3 缸筒材料的選用 缸筒材料一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接的結構，要求有良好的焊接性能。因為缸蓋和缸筒和安裝耳軸、耳環(huán)需要焊接所以本設計所采用的材料是焊接良好的35鋼。3.1.4 缸筒的計算 缸筒厚度的計算由 公式（3-1-1） 其中 缸筒材料強度要求的最小值（m）一一缸

25、筒外徑公差余量（m）一一腐蝕余量（m）時，采用 公式（3-1-2） 公式（3-1-2）式中 缸筒內徑 缸筒內最高壓力時，當工作壓力p16 時，=1.25 材料的許用應力（） 缸筒材料的抗拉強度（）n 安全系數(shù)，取103.1.5 缸筒厚度的驗算對缸筒壁厚要做以下4個方面的驗算 額定工作壓力應低于一定限值，一保證工作安全。 公式（3-1-3） 為避免塑性變形，額定工作壓力應滿足 公式（3-1-4）式中 缸筒發(fā)生完全變形的壓力 公式（3-1-5）式中 缸筒材料的屈服強度 缸筒外徑 缸筒內徑 額定工作壓力（MP） 缸筒徑向變形量D應在允許范圍內，不得超過密封圈的允許變化范圍。 公式（3-1-6）式中

26、D 缸筒徑向變形量 缸筒耐壓試驗壓力（）E 缸筒材料的彈性模量（） 材料的泊松比，鋼材 缸筒的爆裂能力 的（MP）應遠遠大于耐壓試驗壓力。 公式（3-1-7）式中 缸筒材料的抗拉強度本設計選用的是標準件，經過驗算以上4個條件滿足。3.2 耳軸的設計計算與選定耳軸的計算一般采用下面的公式： 公式（3-2-1）式中 液壓缸輸出的最大工作力 材料的許用應力。對于采用45鋼，調質后，=70MP。耳軸的長度l應該根據和耳軸支座的相關尺寸選擇，一般取3.3 耳環(huán)的設計計算與校核耳環(huán)的結構形式：單耳環(huán)，不帶軸套 公式（3-3-1） 耳環(huán)承受的最大推力或拉力 銷軸孔直徑耳環(huán)寬度材料的許用壓應力，一般取材料的抗

27、拉強度。 尺寸的確定 當壓力1632（MP）時=1.4，=54 尺寸的確定=30(耳環(huán)不帶軸套)尺寸的確定=1.2,=453.4 活塞桿的設計計算與校核結構 端部結構：活塞桿的端部包括內端部結構和外端部結構。內端部結構與活塞聯(lián)接，外端部結構與負載結構件聯(lián)接。本設計均采用螺紋聯(lián)接。 由于活塞桿為螺紋聯(lián)結，所以螺紋退刀槽處為活塞桿的危險截面，其拉應力為 公式（3-4-1） 公式（3-4-2）其切應力為 公式（3-4-3）式中 液壓缸的輸出拉力（N） 系統(tǒng)工作壓力（Pa） 缸筒內徑（m） 活塞桿直徑（m） 螺紋擰緊系數(shù)，靜載時取=1.25-1.5 動載時，取2.5-4 螺紋摩擦因數(shù)，一般取=0.12

28、 活塞桿的敘用應力（）為 公式（3-4-4） 活塞桿材料的屈服強度n 安全系數(shù)，取為n =3其拉應力其切應力為其合成壓力為 桿體結構 (1) 活塞桿的桿體有實心桿和空心桿兩種，本設計采用實心桿材料,實心活塞桿一般取材料35，45鋼，本設計采用活塞桿的材料是45鋼。 (2)強度及穩(wěn)定性計算本設計屬于短程活塞缸，主要演算拉壓強度： 活塞缸的最大推力 活塞桿直徑 安全系數(shù)， 活塞桿材料的屈服強度 我取活塞桿直徑60，經驗算滿足條件。第4章 電機的選擇 合理選用三相異步電機電機是比較復雜的問題，需要根據電機在整個系統(tǒng)中的實際工作情況，經過分析后才能正確選擇。對于異步電動機來說，其故障形式主要分為繞組損

29、壞和軸承損壞兩方面。因此選擇三相異步電動機主要考慮他們兩種方式。 造成繞組損壞的主要原因有： (1)由于電源電壓太低使得電動機不能順利啟動，或者短時間內重復啟動，使得電動機因長時間的大啟動電流而過熱。 (2)長期受電、熱、機械或化學作用,使繞組絕緣老化和損壞,形成相間或對地短路。 (3)因機械故障造成電動機轉子堵轉。 (4)三相電源電壓不平衡或波動太大，或者電動機斷相運行。 (5)冷卻系統(tǒng)故障或環(huán)境溫度過高。造成電動機軸承損壞的原因主要是機械負荷太大、潤滑劑不合適，或者惡劣的工作環(huán)境，如多塵、腐蝕性氣體等給軸承帶來的損壞。 由于電動機的微機保護主要通過測量電量(電流、電壓以及開關狀態(tài)等)來監(jiān)測

30、電動機的運行狀況，因此面對的主要是繞組故障。 電動機損耗增加，發(fā)熱嚴重而損壞電機。電動機長時間運行所能承擔的恒定負載（即額定負載）受其本身發(fā)熱量的限制。電動機在工作運行時有銅損、鐵損和機械損耗，這些損耗轉變成熱能散失到周圍空氣中。由電動機損耗所產生的熱量，在起初階段中大部分使電動機溫度升高，而少部分散失到空氣中，隨著電動機溫度升高，熱量的分配發(fā)生變化，小部分熱量使電動機溫度升高，大部分散失到空氣中；最后在恒定負載情況下，電動機溫度達到了穩(wěn)定值。 1.引起電動機銅損增加的原因。 電動機在下列情況下運行時將引起銅損的增加。 （1）電動機過載運行。電動機過載是電動機運行中經常出現(xiàn)的一種非正常運行狀態(tài)

31、，長期過載或嚴重過載運行是電動機損壞的主要原因之一。電動機過載運行由以下幾中原因造成：負荷增加；機械設備故障或尚未安裝好；電動機本身機械故障；電動機容量選擇偏??；電動機修理時繞組線徑選擇偏小；雙機拖動負荷分配不均；電動機端電壓過底造成電動機電流過大。 （2）電動機斷相運行。電動機斷相運行是電動機運行當中經常出現(xiàn)的故障之一，造成此種故障的原因有以下幾種：由于熔絲選擇或安裝不當引起一相熔絲熔斷；電動機短路過載造成一相熔絲熔斷；接觸器或熱繼電器觸頭閉合不好；供電線路或電動機內部導線機械折斷或連接不良等。 （3）電動機空載電流太大。當電流電壓過高、繞組接法錯誤（星形誤接成三角形）、電動機修理時使氣隙增

32、加等造成空載電流太大，引起銅損增加。 （4）電動機的操作方式或工作方式不正確，如電動機頻繁啟動或點動、負載的工作方式不一致（如短時或繼續(xù)工作制電動機拖動連續(xù)工作方式負載）、電動機啟動方式不合適或操作方法不合適等。 2.引起鐵損增加的原因電源電壓過高、繞組接法錯誤，以及電動機在修理時定子繞組匝數(shù)不夠引起鐵芯磁密度過高；電動機在修理過程中因工藝不當，損壞了鐵芯片間的緣，使渦流損耗增加、鐵芯磁性下降等都引起鐵損增加。 3.引起機械損耗增加的原因一般為電動機的機械故障，如軸承內有異物；軸承與軸、軸承與端蓋配合過松或過緊；潤滑脂過多或過少，油脂不良；電動機定轉子相摩擦，風扇葉與片罩相摩擦等。 （二）散熱

33、不良，電動機溫度升高燒損電動機 電動機散熱的主要途徑是對流和輻射，而且在通風散熱中以對流起主要作用，散熱能力與風速有直接關系。當電動機全部或部分被埋、風扇損壞或風道被堵賽、水冷電動機水道部分全部堵塞以及環(huán)境溫度過高等都將造成電動機溫度升高。 （三）電動機絕緣電阻降低，正常負載下電動機繞組燒損。 引起電動機絕緣電阻降低的原因有：電動機繞組內浸入油污或水，繞組受潮；電動機長期過載運行，電動機使用期過長；電動機定子繞組緣老化等。 熱敏電阻的使用我首先針對電動的的常見問題過載、短路等等能引起電動機溫度升高的等問題進行了對溫度監(jiān)控。電動機在工作的同時有銅損、鐵損和機械損耗產生，它們轉變?yōu)闊崃?，一部分通過

34、機體散失到周圍空氣中，一部分積存在機體加熱電動機，使其溫度上升。單位時間內加給電動機的熱量，決定于電動機的損耗。 針對這一點我在電動機的定子中安裝了6枚AD590熱敏電阻并通過多路模擬開關時刻對6枚熱敏電阻進行導通，從而達到時刻對電動機的溫度進行檢測，一旦溫度升高超過了預先設定的溫度并達到一定時間，那么這時候溫度傳感器通過多路模擬開關傳送到運算放大器經過運算放大器對模擬信號進行放大，之后傳送到A/D轉換器進行數(shù)模轉換，最后傳送到單片機進行數(shù)據運算和判斷是否符合斷路要求，一旦符合要求單片機通過輸出高電平控制SCR（固態(tài)繼電器）關段，來達到對外圍繼電器的控制。 對于電動機的保護1 啟動階段：電動機

35、在啟動階段通常持續(xù)有幾十秒幾分鐘的起動過電流，該電流隨著電動機正常工作后逐漸恢復到正常值，即是說，正常起動時，電動機電流經電流互感器,V/F電路,單片機轉換后獲得的電流I會在約定時間內逐步減小到整定窗口（I+、I-）內，單片機程序設計時，延時程序可確保在約定啟動時間內保護器不會因起動電流大而誤動作。若電動機起動后，電動機堵轉或缺相（缺A或缺B），過電流不會在約定時間內恢復到正常值。以YB系列2.2kW電動機為例，額定電流6A，缺相起動電流11A，空載電流為3A，設定I+=10A、I=4A。起動后，約2030s后，電流I若仍超過I+，單片機系統(tǒng)經程序判定后，通過I/O輸出高電平，固態(tài)繼電器SCR

36、關斷，主控制回路交流接觸器線圈失電,系統(tǒng)停車。若缺C相，因電流I為0，低于電流整定下界I-，單片機系統(tǒng)立即判斷出電機缺相起動，I/O口輸出高電平，SCR截止，系統(tǒng)立即停車。 2 工作階段： 在電動機正常工作時，電機電流為正常值，則保護器檢測電路獲得的電流I在整定窗口（I+、I-)內，單片機I/O口輸出低電平，SCR導通，電機正常工作。若偶然因素造成電機缺相（缺A或缺B相）或過載，電機電流上升，在2030s后，I超過上邊界I+而使SCR截止，系統(tǒng)停車。缺C相時，則電流I立即降至下邊界I-之下，系統(tǒng)立即停車。 3 空載節(jié)能保護：電動機空載時，電流低于正常值，電流I降至窗口比較電路的下邊界電平I-之

37、下，系統(tǒng)停車。需要說明的是，空載節(jié)能保護并非所有應用場合必備功能，可通過合理整定下邊界電平I-低于電機實際空載電流而對此項功能予以取舍。 4 此外還要有漏電保護等注意事項?，F(xiàn)僅就三相異步電機電機最基本的原則介紹如下： （1）距角步距角應滿足：式中 傳動比系統(tǒng)對三相異步電機所驅動部件的最小轉角 （2）精度 三相異步電機的精度可用步距誤差或積累誤差衡量。積累誤差是指轉子從任意位置開始，經過任意步后，轉子的實際轉角與理論轉角之差的最大值，用積累誤差衡量精度比較實用。所選用的三相異步電機應滿足 式中步進電機的積累誤差 系統(tǒng)對三相異步電機驅動部分允許的角度誤差 （3）轉矩 為了使三相異步電機正常運行（不

38、失步，不越步），正常啟動并滿足對轉速的要求，必須考慮：啟動轉距一般啟動力矩選取為： 式中電動機啟動力矩 電動機靜負載力矩 根據三相異步電機的相數(shù)和拍數(shù)，選取啟動力矩。在要求的運行頻率內，電動機力矩應大于電動機的靜載力矩與電動機轉動慣量（包括負載的轉動慣量）引起的慣性矩之和。 （4）啟動頻率 由于三相異步電機的啟動頻率隨著負載力矩和轉動慣量的增大而降低，因此相應負載力矩和轉動慣量的極限啟動頻率應滿足：式中極限啟動頻率 要求三相異步電機最高啟動頻率 根據曹宏主編機床設計手冊選擇功率為，轉速為型號為的系列三相異步電動機。第5章 經濟預算預算可以確定設計。如在機械設計在中，經費預算是非常必要的，根據經

39、濟預算可以確定設計所需的大致費用，確切的經濟預算能夠減少不必要的費用甚至浪費。根據經濟預算的結果可以考慮該產品是否內容能夠走向市場，營取利潤。具體的費用如下： 1. 調研差旅費 0.2萬元 2. 實驗材料費 0.4萬元 3. 資料費 0.5萬元 4. 實驗費 0.6萬元 5. 儀器費 1.2萬元 6. 協(xié)作費 0.5萬元 7. 管理費 0.2萬元 8. 其他 0.2萬元 9. 材料費 3.5萬元10. 液壓器件費 2.5萬元 總計金額 9.1萬元結論通過在這次畢業(yè)設計我復習了以前學習中的主要知識點，并對機械設計有了更深一層的掌握。在設計中經常遇到問題苦難，但是在老師們的指導和同學的幫助，克服了

40、這些苦難。由此也總結了許多學習和設計中得經驗，會對以后生活與工作有很多幫助。本文的主要工作總結如下1.介紹了目前國內外木工機械的發(fā)展狀況及發(fā)展趨勢。2.對剪板機的機構進行了設計，尤其對其主要零件如刀架、電機、液壓系統(tǒng)等進行了相關計算與校核。 此次畢業(yè)設計是我們從大學畢業(yè)生走向未來工程師重要的一步。從最初的選題，開題到計算、繪圖直到完成設計。其間，查找資料，老師指導，與同學交流，反復修改圖紙，每一個過程都是對自己能力的一次檢驗和充實。但是畢業(yè)設計也暴露出自己專業(yè)基礎的很多不足之處。比如缺乏綜合應用專業(yè)知識的能力，對材料的不了解，等等。設計中一定存在不少問題，請老師和同學批評指正。通過這次實踐，鍛

41、煉了工程設計實踐能力，培養(yǎng)了自己獨立設計能力。此次畢業(yè)設計是對我專業(yè)知識和專業(yè)基礎知識一次實際檢驗和鞏固，同時也是走向工作崗位前的一次熱身。致謝首先要感謝的是我的指導老師敖宏瑞老師，沒有他的及時督促和悉心指導，設計不可能順利完成。無論在畢業(yè)設計中遇到什么樣的問題敖老師都會耐心地給我講解和指導。不僅在設計知識方面，在做人做事方面，老師教導我們要具有踏實、嚴謹?shù)木?，具有高尚的思想道德品質。所以，在這里我向敖老師致以我最真摯的謝意。同時感謝同窗學友們的全力幫助。感謝學校在四年中對我的培養(yǎng)，感謝四年中辛苦栽培我的所有老師，感謝無私幫助我的所有同學，最后祝各位老師和同學身體健康，工作學習事事順心！參考

42、文獻 1. 戴世杰,李鐵軍,李概,師戰(zhàn)群,岳宏 .一種多功能液壓折彎機 .河北工業(yè)大學機器人及自動化研究所,2000.09. 2. 王懋瑤. 液壓傳動與控制:天津大學出版社,1987.1. 3. 鄧彬,熊約.剪板機的PLC .控制系統(tǒng):湖南理工大學出版社m2006.03. 4. 李成全,彭貴生.BJ1113.齒形剪板機的應用.河南省木工機械有限公司,2003.05. 5. 余志合,李慶煜,剪板機液壓壓料裝置的改造.宜昌學院工學院,2004.12. 6. 孔順富,中板斜刃剪板機的改造方案及實施效果.馬鞍山鋼鐵股份有限公司,2004.11. 7. 郭健.剪板機方鍵離合器常見故障原因分析與改進方式:

43、礦山機械出版社,2003.01. 8. 陳尚貴.兩種剪板機液壓系統(tǒng)的性能比較.廣船國際南海機電分公司,2003.05. 9. 朱蔚,菜城.開卷線液壓剪板機的設計要點.江蘇亞威賽力瑪鍛壓機械有限公司,2005.05. 10. 張耀,趙光宙,徐宵風.剪板機的數(shù)控系統(tǒng)設計.浙江機電技術學院 ,2001.09. 11. 李國儀,成濤,亞萍,卜魏,滿志英.剪板機剪切能力的對數(shù)圖算法:內蒙古工業(yè)大學工學院,2002.12. 12. 陳其衛(wèi) 張亞彬 張忠繡 螺旋焊管機組剪板機壓腳結構的改進華北石油鋼管有先公司 2004.09 13. 李英卓,王毅堅,張欣宇,關金鬼,何森.PLC在液壓剪板機的應用.吉林化工學

44、院,吉化建筑公司,2004.06. 14. 周橫,陳玲,胡建民.擺式剪板機刀架設計濟南二機床集團公司 2004.01.15. 黎啟博.液壓元件手冊:冶金工業(yè)出版社,機械工業(yè)出版社. 16. 孫恒,陳作模.機械原理:高等教育出版社. 17. 曹宏.機床設計手冊:遼寧科學技術出版社. 18. 上海紡織工學院，哈爾濱工業(yè)大學，天津大學，機床設計圖冊，上海科學技術出版社. 19. 徐穎.機械設計手冊（第3 冊）:機械工業(yè)出版社,2000.01. 20. 成大先.機械設計圖冊:化學工業(yè)出版社,2003.01. 21. 徐穎,機械設計手冊（第2 冊）:機械工業(yè)出版社,2000.01.22. 徐穎,機械設計

45、手冊（第5 冊）:機械工業(yè)出版社,2000.01. 23. K.Yim et al, A Real-Time Reconfigurable Entrance Control System,IEEE,TransactionsonConsumerElectronics,Vo1.42,No.2,May,1996, pp.244-251. 24. Ditzhuijzen, A Combination of Physical Modeling Control Problemand Practical.A daption,IEEE,TransactionsonAutomatic Control, Vo1.

46、38,No.7, July 1993, pp.1060-1065.25. Senetal, Microprocessor Control of an Induction Motor with FluxRegulation,IEEETransactions,ElectronicsandControlInstrumentation,Vol. IECI-28, No.l，F(xiàn)ebruary, 1981，pp.17-23.附錄1專題設計： 剪板機液壓系統(tǒng)的設計圖 1 剪板機液壓系統(tǒng)圖 液壓元件選擇: 我們將介紹一下在系統(tǒng)圖中所選用的一些液壓元件 （1）液壓泵：液壓泵的選擇主要根據系統(tǒng)的工況來選擇液壓泵。

47、泵的主要參數(shù)有壓力、流量、轉速、效率。為了保證系統(tǒng)正常運轉和泵的使用壽命，一般在固定設備系統(tǒng)中，正常工作壓力為泵的額定壓力的80%左右；要求工作可靠性較高的系統(tǒng)或運動的設備，系統(tǒng)工作壓力為泵的額定壓力的60%左右。泵的流量要大于系統(tǒng)工作的最大流量。為了延長泵的壽命，泵最高壓力與最高轉速不宜同時使用。由表4-1可以看出液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在帶負載沖擊階段， =18.22。估取進油路壓力損失為p=0.5MPa。則泵的最高工作壓力為所以應首選柱塞泵，查機械設計手冊軟件版R2.0根據所需的壓力與流量選擇由天津高壓泵閥廠生產的斜盤式軸向柱塞泵型號為250MCY141B。此泵為定量泵，排量為250ml

48、/r，額定壓力為32Mpa，最大轉速為1000r/min。經計算泵的流量和額定壓力均滿足設計要求。由表4-1可知，最大功率出現(xiàn)在帶負載沖擊階段，由此時的液壓缸工作壓力和流量可算出此時液壓泵的最大理論功率。取泵的總效率為p=0.85，則液壓泵的實際功率，即所需電動機功率為查機械設計手冊表22-1-28選用規(guī)格相近的Y132M1-6型三相異步電機，其額定功率為4.0KW，額定轉速為960r/min。按所選電動機的轉速和液壓泵的排量，液壓泵的最大理論流量為大于計算所需流量134L/min，滿足使用要求。 （2）濾油器：當工作介質被各種雜質污染時，液壓元件和系統(tǒng)的可靠性將下降，壽命縮短。并造成液壓滑閥

49、閥芯的卡死，以及節(jié)留縫隙和其他小截面油道的堵塞等事故。另外，懸浮在工作油液中的污染微粒對一些具有分配窗口作用的刃邊起磨料作用，從而使遮蓋度逐漸減少，造成操作失靈。油液的污染還促使液壓本身的惡化變質。所以，保持工作介質的清潔度是很重要的。 濾油器在液壓系統(tǒng)中，就是濾除外部混入的或系統(tǒng)運轉中內部產生在液壓油中的固體雜質，使液壓油保持清潔，延長液壓元件使用壽命，保持液壓系統(tǒng)的工作可靠性。一般認為75%以上的液壓系統(tǒng)故障是由于液壓油的污染所造成的。因此，過濾器對液壓系統(tǒng)來說是不可缺少的重要組成部分。 過濾是從液壓油中分離非溶性的固體威力的過程。它是在壓力差的作用下，迫使液壓油通過多孔介質（過濾介質），

50、液壓油中的固體微粒被截留在過濾介質上，從而達到從液壓油中分離固體微粒的目的。由于濾油器裝在液壓泵的吸油管路上，為了保護液壓泵，要求通油能力大（為油泵流量的兩倍以上），阻力?。ú怀^0.01Mpa0.02Mpa）。高壓工況下一般多用精濾油器。因此查機械設計手冊第四版第四卷表17-8-132 選擇紙質過濾器型號為ZUH400X20FS，額定壓力為32Mpa，過濾精度為20m,流量為 400L/min。 （3）油箱：油箱在系統(tǒng)中的功能，主要是儲油和散熱，也起著分離油液中的氣體及沉淀污物的作用。因此，在設計時應考慮： 1）油箱必須有足夠大的容積，以滿足散熱要求，停車時能容納液壓系統(tǒng)的所有油液，而工作時

51、又保證適當?shù)挠臀灰蟆?2）為保持油液清潔，吸、排油口應該放置過濾器，安裝位置便于拆卸和清洗。油箱應有密封的頂蓋，頂蓋上應設有帶濾油網的注油口，帶空氣過濾器的通氣口。有時通氣口和注油口可以通用。 3）吸油口及回油管應插入最底油面以下，以防吸油管吸空和回油沖濺產生氣泡。管口一般與箱底、箱壁的距離不小于管徑的3倍。吸、回油口須斜切45并面向箱壁，這樣增大了回油和吸油截面，可有效的防止回油沖擊油箱底部的沉淀物，4） 吸、回油口距離應該盡量遠一些，中間設置隔板，將吸、回油口隔開，以增加油的循環(huán)時間和距離，增大散熱效果。并使油中的氣泡和雜質有較長時間的分離和沉淀，隔板的高度約為油面高度的2/3，另外還根

52、據需要在隔板上按裝過濾網。 5）為便于放油，箱底應傾斜，在最底處，裝設放油塞或閥，以邊放油和污物能順利地從放油口留出。 6）油箱的底部距離地面150mm以上。以便于散熱、放油和搬移。為了防銹、防凝水，油箱內部應涂耐油防銹涂料。 7）油箱壁上應該安裝油面指示器以及油箱上安裝溫度計等。8）為防止油泵吸空，提高油泵轉速，可設計充壓油箱。特別對于自吸能力較差的油泵而又無設輔助泵時，用充壓油箱能改善其自吸能力。一般充壓氣壓為70kPa。根據系統(tǒng)的具體條件，合理選用油箱的容積、形式和附件，以使油箱充分揮作用。油箱容積按下式估算V =式中；V油箱的有效容積； 與系統(tǒng)壓力有關的經驗數(shù)字；高壓系統(tǒng)=1012 液

53、壓泵的額定流量V=12240=2880L根據機械設計手冊表17-8-160選用AB40-02/3000油箱。 （4）單向閥：單向閥安裝在液壓泵的出口處以防止油液倒流。根據系統(tǒng)工作壓力、流量和壓力損失來選擇合適的單向閥。主要性能要求：1)正向最小開啟壓力,國產單向閥的開啟壓力有0.04MPa和0.4MPa，通過更換彈簧，改變剛度k 來改變開啟壓力的大小。 2）反向密封性好。 3）正向留阻小。 4）動作靈敏。 應用：主要用于不允許液流反向的的場合 1）單獨用于油泵出口，防止由于系統(tǒng)壓力突升油液倒流而損壞油泵。 2）隔開油路不必要的聯(lián)系。 3）配合蓄能器實現(xiàn)保壓。 4）作為旁路與其他閥組成復合閥。

54、5）采用較硬彈簧做背壓閥。因此查機械設計手冊第四版第四卷表 17-7-134選擇S型單向閥型號為S25A0.0.5。額定壓力為31.5Mpa,流量為175L/min，通徑為25mm，壓力損失為0.05Mpa。 （5）溢流閥： 溢流閥用于防止系統(tǒng)壓力過載和保持系統(tǒng)壓力恒定。 對溢流閥的主要要求： 1） 調壓范圍大。 2） 調壓偏差小。 3） 壓力震動小。 4） 動作靈敏、燥聲小。5） 過流能力大根據系統(tǒng)工作壓力選擇溢流閥，查機械設計手冊第四版第四卷表17-7-16選B型先導式溢流閥，型號為BT-10-32，調壓范圍0.5-25Mpa最大流量為200L/min。（6）節(jié)流閥：節(jié)流閥是一種簡單而又精

55、確地調節(jié)執(zhí)行元件速度的流量控制閥，完全關閉時它又是截止閥。根據系統(tǒng)工作壓力和流量來選擇節(jié)流閥，查機械設計手冊第四版第四卷表17-7-93 選擇DV 型節(jié)流截止閥，型號為DV-20，通徑為20mm，流量為200L/min,最大工作壓力為35Mpa。 （7）二位四通電磁閥：查機械設計手冊軟件版R2.0根據系統(tǒng)工作壓力選擇WE型電磁換向閥，型號為4WE10D10，最大工作壓力為31.5Mpa，通徑10mm。 （8）三位九通電磁閥：查機械設計手冊軟件版R2.0根據系統(tǒng)工作壓力選擇WE型電磁換向閥，型號為3WE10D10，最大工作壓力為31.5Mpa，通徑10mm。機器的液壓系統(tǒng)如圖1主要由10MCY14-1B軸向柱塞泵2、組合閥3、溢流閥3c