本套设计有全套图纸，有意者联系，522192623@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： 2.5m2.1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′=210mmb′= 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刀片行程mm刀刃长度㎜刀片断面尺寸㎜理论空行程次数次/min6.330030070×21012～162.1.3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/min2.2 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 MN2） 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·mh—钢坯厚度，mPmax—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： 2.5m3.2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摩擦系数滑动导轨铸铁对铸铁启动时：低速（）高速（）0.15～0.200.1～0.120.05～0.08滚动导轨铸铁对滚柱（珠）淬火钢导轨对滚柱0.005～0.02静压导轨铸铁0.005 G=G1+G2+G3； 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×； 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×）（0.05×250/2+0.003×70/2） =7.76×N/mm外载荷：Fw==7.76×/125=62080N （3-3） 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==303020/125=2424.2N。
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===3265N； （3-5）同理，上刀台上升时，抬升缸下降，其外载荷Fw=-=-=-3265N；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= （3-6）―液压缸的机械效率，一般取0.90～0.95，这里取=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液压缸外载荷Fw/N活塞上载荷力F/N剪切缸启动41004316工进5.35×1065.63×106快退-4100-4316横移缸启动3378635564右移6208065342左移24242552抬升缸下降32653437上升-3265-34373.2.2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）<55～1010～2020～3030～50>50工作压力（MP）<0.8～11.5～22.5～33～44～5≥5表3-4 各种机械常用的系统工作压力机械类型机床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力（MP）0.8～23～52～88～1010～1820～32500T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： （3-7）式中：D—缸筒内径F—最大载荷力，F=5.63×106N—活塞杆径比，依据下表选=0.7P1—供油压力，取21MPaP2—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）≤5.05.0～7.0≥7.0径比0.5～0.550.62～0.700.7 表3-6执行元件背压力选择参考表系统类型背压力简单系统或轻载节流调速系统0.2～0.5回油路带调速阀的系统0.4～0.6回油路设置有背压阀的系统0.5～1.5用补油泵的闭式回路0.8～1.5回油路较复杂的工程机械1.2～3回油路较复杂，且直接回油箱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： 取D=600mm活塞杆直径：d=0.7D=420mm ，取标准值d=500mm 则液压缸有效面积 （3-8） （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 （3-10）式中： 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：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： （3-11）式中：—活塞杆的径比，=0.65；—供油压力，=6.3MPa；—回油背压，=0.5MPa则：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；则液压缸有效面积： 活塞杆强度校核所以强度符合要求，校核完毕抬升缸当抬升缸抬升时，其负载F=3628N，此时，活塞杆受压式中：—活塞杆的径比，=0.65；—供油压力，=6.3MPa；—回油背压，=0.5MPa则： 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㎜则液压缸有效面积 活塞杆强度校核 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T==1.25min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t==0.4min=24s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=5sv1===5.4m/min抬升缸下降即上刀台上升时间约取t2=3sv2===9m/min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===0.95m/min快退时间 t4=6s快退速度 v4===1.8m/min横移缸：右移时间 t5=24s右移速度 v5=2m/min左移时间 t6=6s左移速度 v6===8m/min 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执行元件名称运动速度v/m/min结构参数A/mm2流量Q/L/min计算公式上刀下降抬升缸5.48044.3Q=A1v小车启动横移缸0105980Q=A2v小车右移横移缸21059821.2Q=A2v下刀上升剪切缸0.95282600268.0Q=A1v下刀下降剪切缸1.886350155.0Q=A2v上刀上升抬升缸94904.4Q=A2v小车左移横移缸820096160.7Q=A1v3.2.6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各工况工作压力工况执行元件名称负载F/N背压力P2MPa结构参数mm2工作压力P1/MPa计算公式A1A2上刀下降抬升缸34370.58044904.58小车启动横移缸35564020096105981.77小车右移横移缸653470.520096105983.51下刀上升剪切缸5.63×10602826008635020.0下刀下降剪切缸-43160.5282600863500.95上刀上升抬升缸-362818044901.63小车左移横移缸25520.520096105981.183.2.7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发讯元件电磁铁DT1DT2DT3DT4DT5DT6DT上刀下降XK3--+---小车右移XK3----+-锁紧上刀XK5------下刀上升XK5+-----上刀快退XK1---+--小车左移XK1-----+下刀快退XK1-+----上刀复位XK6------小车复位XK4------下刀复位XK2------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 （3-12）式中：—液压缸最大工作压力；=20.2MPa—进油路上总压力损失，=0.8MPa则：=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 2）.液压泵流量的确定 （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； —高压系统液压缸最大总流量，=268L/min则： =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 式中：—液压缸最大工作压力；=4.58MPa—进油路上的总压力损失，=0.92MPa则：=4.58+0.92=5.5 MPa考虑储备取7 MPa2）.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； —高压系统液压缸最大总流量，=160.7L/min则： =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： （3-14）式中：—液压泵最大工作压力，=21.0MPa—液压泵额定流量，=364L/min—液压泵总效率，=0.85则：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， 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式中：—液压泵最大工作压力，=7MPa—液压泵额定流量，=171L/min—液压泵总效率，=0.85则故根据《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最大实际流量数量压力MPa流量L/min1截止阀50CJZ-F50L2526812过滤器50QUIE400×403240026813安全阀30BG-03-V32259614单向阀20RVP20B31.530026815截止阀50CJZ-F50L2516压力表Y-2000～253117电磁换向阀164WEG16G20B2830026818单向调速阀30MSA30EF2130026819蓄能器50NXQ2-L10031.5600535110单向阀40RVP40B31.5600535111过滤器55QUIE700×1032700535112冷却器322LQFW-A5.3F10-535113单向阀40RVP40B31.5600535114电磁换向阀64WE6G50B35804.41115双液控单向阀6Z2S631.5604.41116截止阀50CJZ-F50L165217过滤器50QUIE400×4032400165118溢流阀30BG-03-320.5～25300268119单向阀20RVP20B31.5300160.7120截止阀50CJZ-F50L160.7121压力表Y-2000～2531122减压阀32DRC32-131.5300160.7123电磁换向阀164WEG16G20B28300160.7124单向阀16RVP16B31.5260160.7125比例流量阀162FRE1631.5180160.713.4.4 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 （3-15）（2） 管道壁厚计算 （3-16）式中： d—油管内径 q——管内流量(/s) v—管中油液的流速 —油管壁厚 P—管内工作压力，MPa 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推荐流速（m/s）液压泵吸油管道0.5～1.5一般取1以下液压系统压油管道3～6 压力高、油管短、粘度小取小值液压系统回油管道1.5～2.6表3-12 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3641.3777.22180，10高压压油管2685343.02040，5.5高压回油管2682.5480.20.550，3低压吸油管1711.0603.7765，4低压压油管160.75260.83.5132，2.5低压回油管160.72410.20.550，33.4.5 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，=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、管件局部损失和控制阀的压力损三部分组成： （3-18）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×选用L-HM46号矿物油型液压油，正常运转后油的运动黏度取，油的密度为油液在管路中的实际流速为： （3-19）雷诺数 （3-20）圆形光滑管道，其临界雷诺数∴液流为紊流沿程压力损失： （3-21）式中： —沿程阻力系数， L—管道长度，L=12m d—管道内径，d=0.03m v—液体流速，v=3.79m/s —液体的密度，=850则：2）.局部压力损失 （3-22）式中：—局部阻力系数，=1.12；—液体流速，=3.79m/s；—液体密度，=850则：3）控制阀的压力损失 （3-23）式中： —阀的额定压力损失，MPa Q—通过阀的实际流量，L/min—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： 4）.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，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损三部分组成：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×选用L-HM46号矿物油型液压油，正常运转后油的运动黏度取，油的密度为油液在管路中的实际流速为： 雷诺数 圆形光滑管道，其临界雷诺数∴液流为层流沿程压力损失： 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，=850则：2）局部压力损失 式中：—局部阻力系数，=1.12；—液体流速，=0.14m/s；—液体密度，=850则：3）控制阀的压力损失式中： —阀的额定压力损失，MPa Q—通过阀的实际流量，L/min—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）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：则定量泵各阶段出口压力分别为：横移小车启动时： 剪切前： 剪切后： 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损三部分组成：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×选用L-HM46号矿物油型液压油，正常运转后油的运动黏度取，油的密度为油液在管路中的实际流速为：雷诺数 圆形光滑管道，其雷诺数∴液流为层流沿程压力损失： 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，=850则：2）局部压力损失式中：—局部阻力系数，=1.12；—液体流速，=3.56m/s；—液体密度，=850则：3）控制阀的压力损失式中： —阀的额定压力损失，MPa Q—通过阀的实际流量，L/min—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： 4）进油路上的压力总损失 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： 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： （3-24）式中：—工作循环输入主系统的平均功率，—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： （3-25）式中： —一个工作循环所用的总时间；，，—分别为第i台泵的实际输出压力、流量、效率；—第i台泵的工作时间具体的，，值见表3-12表3-12 各工况两泵输入功率工况额定流量（L/min）出口压力（MPa）总输入功率（KW）时间（s）变量泵定量泵变量泵定量泵变量泵定量泵小车启动364171-3.524--很短上刀下降小车右移364171-3.914-4.085锁紧上刀下刀上升36417120.413.914124.84.0819各缸快退+1711.3611.78411.97.06柱塞泵工作正常时，=0.85，卸荷时=0.3；叶片泵工作正常时，=0.75则： 系统总输出功率为： （3-26）式中： —个工作循环所用的总时间，s —液压缸外负载，N； —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液压缸外负载F（N）行程（mm）上刀下降3265450小车启动33786—小车右移62080800下刀上升5350000300下刀下降4100300上刀上升3265450小车左移2424800则： 总的发热功率为： =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6.3 根据《机械设计手册》第四卷，表17-8-158中的油。