旋轉(zhuǎn)式管端成型機結(jié)構(gòu)設(shè)計

旋轉(zhuǎn)式管端成型機結(jié)構(gòu)設(shè)計,旋轉(zhuǎn),式管端,成型,結(jié)構(gòu)設(shè)計 引言 隨著現(xiàn)在國家經(jīng)濟發(fā)展，空調(diào)已經(jīng)進入了人們家庭，而空調(diào)系統(tǒng)作為影響生活舒適性的主要總成之一,為生活提供制冷、取暖、除霜、除霧、空氣過濾和濕度控制功能?，F(xiàn)在國內(nèi)是空調(diào)設(shè)備仍屬于專用設(shè)備，其技術(shù)和方法也很單一，并卻有些設(shè)備和技術(shù)仍需采用國外的。 管端成型作為空調(diào)設(shè)備不可缺少的重要環(huán)節(jié)之一，國內(nèi)專門制造用于管端成型的通用機床比較少，大多數(shù)都是專用機床，生產(chǎn)效率比較高，但是靈活性小，對于不同管件的加工具有一定的局限性。目前國內(nèi)脹管法主要分為機械成型,管端偏心回轉(zhuǎn)成型,利用NC工作機的管端成型,無模成型四種方法?；诮?jīng)濟性和結(jié)構(gòu)考慮，本課題研究的管端成型機采用機械脹管的方法，并且機械脹管法比較普遍，容易實現(xiàn)工作要求，原理簡單易操作。本機是一種可以適應(yīng)不同管件成型加工的通用機床，并且在不需要進行大批量生產(chǎn)的情況下，代替了小批量單件生產(chǎn)時的手工管端成型，而且可以節(jié)省時間和生產(chǎn)消耗，提高單件的生產(chǎn)效率，及時滿足產(chǎn)品零部件的需要。管端成型機用于空調(diào)熱交換器鋁管的端部成型處理,即通過沖壓或旋壓的方式將鋁管或銅管的端部擴口或縮口,加工成所需的管端形狀，后用于空調(diào)器熱交換器或汽車空調(diào)熱交換器的管端連接。 該機用于將鋁管或銅管管端加工成杯狀、喇叭狀，適用于批量生產(chǎn)，可以完成直徑為F9.42X1.2、F9X1.2、F12.6X1.2、F15.8X1.2、F19.1X1.2mm鋁管或銅管的脹形加工，而且也可滿足其它材料管件的脹形加工。目前，國內(nèi)專門制造用于管端成型的通用機床比較少，大多數(shù)都是專用機床，生產(chǎn)效率比較高，但是靈活性小，對于不同管件的加工具有一定的局限性。因此，有必要設(shè)計這樣一種可以適應(yīng)不同管件脹形加工的通用機床，并且在不需要進行大批量生產(chǎn)的情況下，代替了小批量單件生產(chǎn)時的手工脹管，而且可以節(jié)省時間和生產(chǎn)消耗，提高單件的生產(chǎn)效率，及時滿足產(chǎn)品零部件的需要。由于本機的工作循環(huán)周期較短，運動方向變化頻繁，使本機所承受的交變應(yīng)力較明顯，因此對于本機工作部分的強度要求較高。因此本課題設(shè)計的這一產(chǎn)品具有較高的使用價值和普遍性。 1、管端成型機總體結(jié)構(gòu)方案擬定 1.1目前管端成型技術(shù)的幾種方法 目前國內(nèi)管端成型方法主要分為機械成型、管端偏心回轉(zhuǎn)成型、利用NC工作機的管端成型、無模成形四種方法。管料加工成品如圖所示的產(chǎn)品，該產(chǎn)品主要應(yīng)用于空調(diào)機熱交換器或汽車空調(diào)熱交換器的管端連接。 圖1-1 成型管端 Figure1-1 formation jet 1.1.1機械成型 機械成型主要是應(yīng)用液壓系統(tǒng)來控制機械部分的動作，來實現(xiàn)對管端進行沖壓成型的一種方法。 1.1.2管端偏心回轉(zhuǎn)成型 該成型方法中，模具的包絡(luò)角與模具半角相同，模具的軸線與鋼管的軸心偏離一定的距離，它適合于鋼管的縮口。偏心量與管端縮口量、模具半角有關(guān)。管端不規(guī)整變形程度與模具接觸鋼管的面積率有關(guān)，面積率越小，越能控制回轉(zhuǎn)成形過程。 偏心回轉(zhuǎn)成形適合于管材縮口成形的成形前期；成形末期一般采用搖動回轉(zhuǎn)成型。當側(cè)壁具有約束導(dǎo)板時，可實現(xiàn)縮口率φ達68%的內(nèi)法蘭成型。 1.1.3利用NC工作機的管端成型 NC工作機進行管端成形，是利用往復(fù)運動的半球形工具逐步使管端成型，以獲得所需的管端形狀。圓管固定在水平的工作臺上作平面運動，半球形工具沿垂直方向運動，與管材的轉(zhuǎn)動相配合，形成了管端部成型曲面。這樣，即可得到非對稱形狀的管端。例如。正多邊形錐臺體的端部，四角形異形管的擴口端部等。同時，也可以實現(xiàn)非管端部的局部縮徑加工與切斷加工。因而，它是一種柔性較大的管端成形過程，此法與旋壓成形原理相同，但工具形狀不同。 1.1.4無模成型 管端無模成型，使用兩個既是坯料又是成形工具管坯。首先，用高頻感應(yīng)加熱管坯，然后將其頭部互相接觸并旋轉(zhuǎn)，即可實現(xiàn)管端縮口加工。這種成形過程實際上是利用兩個管坯相對運動而產(chǎn)生的摩擦熱而成形。此法已應(yīng)用于高鉻合金管端部成型。 此外，近年來國外還開發(fā)出利用高頻感應(yīng)局部加熱使鋼管壁厚增加的裝置。當在該裝置垂直方向施加力的作用時，該力可傳遞到水平管端上，使管材壁厚增加。 利用高頻感應(yīng)加熱進行管端型鍛成型過程是通過型砧上下、左右移動，以及鋼管的旋轉(zhuǎn)，可以實現(xiàn)鋼管端部的變壁厚加工。目前，國外已經(jīng)開發(fā)出能夠控制芯棒的軸向力，金屬沿軸向和徑向流動，以及確保鋼管軸向壁厚分布的變壁厚加工CNC型鍛機，可以得到高質(zhì)量、高尺寸精度的管端。 1.2管端成型方法選定 對以上幾種管端成型的方法從性價比方面進行比較?；诮?jīng)濟性與結(jié)構(gòu)性考慮，本課題研究的銅管管端成型機采用機械成型的方法比較經(jīng)濟，結(jié)構(gòu)簡單，并且機械成型方法比較普遍，容易實現(xiàn)工作要求，原理簡單易操作。 1.3管端成型機構(gòu)的組成 圖1-2旋轉(zhuǎn)式?jīng)_壓管端成型機總體機構(gòu)圖 Figure1-2 Rotary system ramming jet shaper overall organization chart 該設(shè)計管端成型處理機構(gòu)由旋轉(zhuǎn)成型成形主機和液壓站構(gòu)成。 旋轉(zhuǎn)成型主機由機架體、驅(qū)動旋轉(zhuǎn)液壓缸的驅(qū)動電機、帶傳動裝置、旋轉(zhuǎn)沖壓裝置、夾緊裝置、定位裝置，帶傳動裝置由大小連個帶輪和傳動帶構(gòu)成，旋轉(zhuǎn)沖壓裝置由旋轉(zhuǎn)液壓缸、三爪卡盤、縮口器和擴口氣構(gòu)成，夾緊裝置由定位塊、夾緊油缸、連接體、上模塊和下模塊構(gòu)成，定位裝置有定位油缸和定位體（F型定尺擋塊）構(gòu)成。三個液壓缸均由液壓系統(tǒng)控制，并分別固定在機架體上。機架體為焊接體；為了滿足不同規(guī)格管件的要求，脹頭、脹套和夾緊塊可以配套更換。由于生產(chǎn)周期較短，脹頭和脹套承受了較大的交變應(yīng)力，非常易于損壞，所以需要及時更換。 液壓站由液壓控制裝置、液壓動力源、油箱構(gòu)成，這兩者直接安裝在油箱頂表面。液壓控制裝置由液壓控制閥均和集成塊組構(gòu)成，通過集成塊內(nèi)部的通油孔道來實現(xiàn)功能。集成塊通過管接頭與管道和執(zhí)行器連接。液壓動力源由電動機和液壓泵構(gòu)成，二者直接通過聯(lián)軸器連接，其軸的中心高可由電動機下的調(diào)整墊塊來實現(xiàn)。該機結(jié)構(gòu)簡單，體積較小，容易拆裝和搬運。 1.4管端成型機構(gòu)的工作原理 以手動方式進行送料。通過定位油缸（F型定尺擋塊）進行定位（F型定尺擋塊與尺寸定長油缸活塞桿端部連接，擋塊伸出后，將工件放入夾緊模時，讓其端面接觸擋塊定位面，工件夾緊后擋塊復(fù)位，以此保證成形前的管端預(yù)留長度）。通過夾緊部分將工件進行夾緊（夾緊模分上、下兩部分，下模安裝在主機機架上，上模與夾緊油缸活塞桿連接，非工作狀態(tài)時上、下模分開，工作時將工件置于夾緊模中，油缸夾緊，將上、下模合在一起，工件被夾緊。） 最后通過沖模部分將銅管管端以沖壓成型的方法進行成型：一個完整的成形過程由不同的沖模（沖頭）、夾緊模組合完成。不同的成形管端形狀需不同的、數(shù)量不等的沖模和夾緊模且成形次數(shù)1-2次不等，并且其中還有需要更換沖模（沖頭）和其對應(yīng)的夾緊模。 管端成型機的工作過程,包括將工件定位、夾緊、沖壓和整機沖頭工作位置四項主要動作。管端成型機的一個作業(yè)循環(huán)的組成包括: a．定位—工件以手動方式送入夾緊模具體，通過定位油缸推動定位體將工件進行定位。 b．夾緊—將定位好的工件通過夾緊油缸推動夾緊模具進行夾緊 c．旋轉(zhuǎn)沖壓—定位油缸退回，由沖壓油缸推動滑塊體、沖頭進行沖壓成型。工作結(jié)束后各油缸復(fù)位。 本機有獨立的液壓站，提供夾緊油缸、定位油缸、旋轉(zhuǎn)沖壓油缸所需動力 。在電控系統(tǒng)PC機的控制作用下來完成各工序動作，實現(xiàn)整個自動循環(huán)。從而實現(xiàn)了對鋁管（或銅管）的管端加工出需要的形狀，對于不同的形狀只要更換相應(yīng)的模具就可以完成整個管端成型的過程。 1.5設(shè)計技術(shù)要求及規(guī)格、性能 1、處理管徑（銅管或鋁管）：F8X1mm；F9.5X1.2mm；F12.7X1.2mm； F15.8X1.2mm；F19.1X1.5mm。 2、循環(huán)節(jié)拍：小于18秒（即一個二位自動循環(huán)）。 3、工作方式：旋轉(zhuǎn)沖壓方式。 4、操作方式：手工上料. 自動成形。 5、操作回路；220V AC 6、電源容量；380V 15A （三相四線制）。 7、工作壓力：≤4.5Mpa。 8、外形尺寸；≤1300mmX1230mmX1500mm。 管端成型機一般工作在工廠內(nèi)部,因此工作環(huán)境較好,這樣對液壓系統(tǒng)、執(zhí)行元件的強度要求不高，對密封條件要求也不是很高。只要滿足工作條件即可 2、旋轉(zhuǎn)沖壓主機設(shè)計 2.1旋轉(zhuǎn)沖壓主機整體結(jié)構(gòu)的一般布置 旋轉(zhuǎn)式管端成型機的整體其中包括液壓站和旋轉(zhuǎn)沖壓主機兩部分。旋轉(zhuǎn)沖壓主機的結(jié)構(gòu)如圖2-1所示，組成主機的零部件很多，主要由旋轉(zhuǎn)沖壓缸、驅(qū)動電機、帶傳動裝置、機架、三爪卡盤、擴口器、縮口器、工件定位塊、夾緊缸、夾緊模、定位體等組成。 圖2-1旋轉(zhuǎn)沖壓主機 Figure 3-1Rotary system ramming jet shaper overall organization chart 2.4旋轉(zhuǎn)沖壓主機工作原理 先有手動送料進入模具再，動操作屏的夾緊按鈕夾緊缸開始向下運動，帶動連接塊從而帶動上模塊固定管料，然后按動定位油缸按鈕，啟動定位油缸帶動F型擋塊運動到預(yù)定的定位位置并調(diào)整管料伸出長度，待調(diào)整好后退回F型擋塊，再調(diào)整夾緊缸使其夾緊穩(wěn)固，待夾緊后啟動沖壓油缸同時啟動驅(qū)動電機，再由帶傳動帶動旋轉(zhuǎn)油缸旋轉(zhuǎn)，并進行沖壓動作，使其管端成型，并重復(fù)上述動作。 2.2驅(qū)動電動機選擇 由旋轉(zhuǎn)液壓缸的額定功率P=2.5kW,額定轉(zhuǎn)速v=1000r/min,再考慮到安裝方式及價格經(jīng)濟性等方面，即選用Y100L2-4型電動機，其額定功率為P=3kW,額定轉(zhuǎn)速v=1420r/min,中心高H=100mm，外伸周段D×E=28mm×60mm。 2.3、帶傳動設(shè)計 2.2.1設(shè)計功率 (2-1) =1.2×3 =3.6 kw 式中：KA—工況系數(shù)； P—電機額定功率； 表2-1 工況系數(shù)KA Table 2-1 operating mode coefficient KA 工況 KA 軟啟動 負載啟動 每天工作小時數(shù)h <10 10～16 >16 <10 10～16 >16 載荷變動小 帶式運輸機，發(fā)電機，金屬切削機床，印刷機，鋸木機和木工機械 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 2.2.2帶型確定 根據(jù)Pd=3.6kW和n1=1420r/min,查普通V帶選型圖選為B型。 2.2.3傳動比 (2-2) =1.42 式中：n1電機額定轉(zhuǎn)速； n2旋轉(zhuǎn)液壓缸額定轉(zhuǎn)速； 2.2.4小帶輪基準直徑 參照表3.2選定dd1=125mm； 表2-2 V帶最小基準直徑ddmin mm Table 2.2 V belt smallest datum diameter ddmin mm 帶型 Y Z A B C D E ddmin 20 5. 75 125 200 355 500 大輪基準直徑dd2 (2-3) =125×1.42 =177.5mm 查標準V帶輪的基準直徑系列表得dd2=180mm。 2.2.5旋轉(zhuǎn)液壓缸實際轉(zhuǎn)速 (2-4) =986 r/min 3.2.6帶速 (2-5) =9.29 m/s 此速度在5～20m/s之間，即帶速符合要求。 2.2.7初定軸間距 按要求取a0=500mm 2.2.8所求帶準長度 (2-6) =1480.4mm 查標準V帶長度系列表得Ld=1400mm 2.2.9實際軸間距 (2-7) =540mm 安裝時所需最小間距 (2-8) =540-0.015×1400 =519mm 張緊或補償伸長所需最大軸間距 (2-9) =540+0.02×1400 =568mm 2.2.10小帶輪包角 (2-10) =176.2° 2.2.11確定單根V帶的基本額定功率P1 根據(jù)dd1=125mm和n1=1420r/min由表2-3查得P1=2.18kw 表2-3單根普通V帶的額定功率P0 kw Table 2-3 simple root ordinary V belt's rated power P0 kw 帶型 小帶輪基準直徑dd1(mm) 小帶輪轉(zhuǎn)速n1(r/min) 400 730 800 980 1200 1460 B 125 140 160 180 200 0.84 1.05 1.32 1.59 1.85 1.34 1.69 2.16 2.61 3.05 1.44 1.82 2.32 2.81 3.30 1.67 2.13 2.72 3.30 3.86 1.93 2.47 3.17 3.85 4.50 2.20 2.83 3.64 4.41 5.15 2.2.12額定功率增量 (2-11) =0.28kw 式中：Kb—彎曲影響系數(shù)； Ki—傳動系數(shù)。 表2-4彎曲影響系數(shù)Kb 表2-5傳動系數(shù)Ki Table 2-4 curving influence coefficient Table 2-5 static gearing ratio Ki 類型 數(shù)值 Y 0.0204×10-3 Z 0.1734×10-3 A 1.0275×10-3 B 2.6494×10-3 C 7.5019×10-3 D 26.572×10-3 E 49.833×10-3 傳動比 Ki 1.19～1.24 1.0719 1.25～1.34 1.0875 1.35～1.51 1.1036 1.52～1.99 1.1202 >2.00 1.1373 2.2.13確定V帶根數(shù) (2-12) =1.99 取2根。 式中：Ka—包角系數(shù)； KL—長度系數(shù)； 表2-6包角系數(shù)Ka Table 2-6 arc of contact coefficient Ka 小帶輪包角（°） 180 175 170 Ka 1 0.99 0.96 表2-7長度系數(shù)KL Table 2-7 coefficient of length KL 基準長度Ld(mm) A 1000 1120 1250 1400 1600 0.89 0.91 0.93 0.96 0.99 2.2.14確定單根V帶的預(yù)緊力 (2-13) =154 N 式中：q—V帶每米長度的質(zhì)量； 表2-8 每米長度V帶質(zhì)量q kg/m Table 2-8 each meter length V belt quality q kg/m 帶型 Y Z A B C D E q 0.02 0.06 0.10 0.17 0.30 0.62 0.90 2.3 零部件設(shè)計 2.3.1加緊部零件結(jié)構(gòu)圖 1、夾緊塊外形如圖2-2所示: 上、下夾緊塊是相互配合抱緊工件實現(xiàn)對工件的軸向和徑向定位,其尺寸和要求一樣。上夾緊塊較下夾緊塊短，可以節(jié)省材料，減小夾緊缸活塞桿承受的慣性力。裝夾工件時，銅管可以順著下夾緊塊滑到脹套的外徑，方便省事，提高生產(chǎn)效率。 卡模塊強度驗算：已知夾緊力F=20000N,工作截面A，工件與夾緊模的接觸面的正應(yīng)力σ可按下式計算 (2-14) 其中管徑選最大值即d=19mm, 則，將數(shù)值代入公式(3-14)得 =11.4MPa 材料的許用應(yīng)力為 （2-15） 式中—安全系數(shù) 接觸面的正應(yīng)力σ<，強度滿足要求。 圖2-2夾緊塊 Figure 2-2 clamp block 2、支撐體如圖2-3所示: 圖2-3支撐體 Figure 2-3 supports the body 脹套穿過支撐體，同連接體相連，外端的凸緣靠在支撐體上實現(xiàn)軸向定位。支撐體通過內(nèi)六角頭螺釘與機座相連，底部有墊片，以調(diào)整脹套、芯軸與工作缸活塞桿的中心高。 3連接體外形如圖2-4所示: 圖2-4連接塊 Figure 2-4 junction piece 連接體左端的螺紋部分與芯軸的內(nèi)螺紋孔相連接，右端螺紋孔同工作缸活塞桿螺紋部分連接，并通過調(diào)整螺母實現(xiàn)軸向定位。 2.3.2主機機架的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)主機的工作要求及結(jié)構(gòu)形式的需要，并且從強度和制造工藝的角度分析，機架采用材料A3的七塊加工好的鋼板焊接而成，這樣既保證了強度要求，又減少了一般采用鑄造的工藝程序。機構(gòu)如圖3-5。 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)論文（論文） 圖2-5主機機架 Figure 2-5 main engine rack 3、液壓站設(shè)計 3.1 脹形力的計算 1 、旋轉(zhuǎn)沖壓油缸載荷計算 液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設(shè)計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據(jù)。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度荷結(jié)構(gòu)尺寸。 液壓缸的載荷組成和計算。圖3-1表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。各有關(guān)參數(shù)標注圖上，其中Fw是作用在活塞桿上的外部載荷，F(xiàn)m是活塞與缸壁以及活塞桿與導(dǎo)向套之間的密封阻力。作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷Fg，導(dǎo)軌的摩擦力Ff和由于速度變化而產(chǎn)生的慣性力Fe。 圖3-1液壓系統(tǒng)計算簡圖 Figure 3-1 hydraulic system calculation diagram 脹形力由以下公式計算 P＝ (3-1) 式中 P—擴散管脹口力，N； —擴散管坯料的屈服強度，MPa； t—擴散管坯料厚度，mm； d—脹口前擴散管坯料外徑，mm； d—脹口前擴散管坯料內(nèi)徑，mm。 此處用最大脹管直徑來計算,可以得到最大脹形力,即d=25mm, d=24mm, t=1.5mm,擴口材料最大的屈服強度采用H96圓銅管，其 =350MPa代入公式(1)得 P＝=38740 N 因此得到工作載荷,即Fg=38740N。 3.2 負載計算 1、計算作用在工作缸活塞上的總機械載荷 （3-2） 式中：FW——總機械載荷； Fg——工作載荷； Ff——導(dǎo)軌摩擦載荷 Fe——慣性載荷 a、工作載荷 工作載荷是作用于活塞桿軸線上的沖壓力，這個力的方向與活塞運動方向相反為正。 b、導(dǎo)軌摩擦載荷 對于平導(dǎo)軌 N 式中：G——運動部件所受的重力，N ——外載荷作用于導(dǎo)軌上的正壓力，N ——摩擦系數(shù) 由于此管端成型機采用旋轉(zhuǎn)沖壓法，總體結(jié)構(gòu)中沒有導(dǎo)軌，因此Ff=0。 c、慣性載荷 (3-3) 式中 ：g——重力加速度，g=9.8m/s2 ——速度變化量，m/s ——啟動或制動時間，一般機械=0.1～0.5s，對輕載低速運動部件取小值，對重載高速部件取大值。 初取=0.3s,則=4mm/s,將以上數(shù)值及g＝9.8m/s2代入公式(4)得 Fe= =0.024N 將Fg=61073N，F(xiàn)e=0.016 N， Ff=0代入公式(3)得 Fw=38740+0+0.024=38740.024N 以上三種載荷之和稱之為液壓缸的外載荷Fw。 d、啟動加速時 穩(wěn)態(tài)運動時 減速制動時 工作載荷并非每階段都存在，如果該階段沒有工作，則=0。 除外載荷FW外，作用與活塞上的載荷FW還包括液壓缸密封處的摩擦阻力Fm，由于各種缸的密封材質(zhì)和密封形式不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為 (3-4) 式中——液壓缸的機械效率，一般取0.90～0.95。 =2711.8 N 3.3擬定液壓系統(tǒng)圖 圖3-2液壓系統(tǒng)圖 Figure 3-2 hydraulic scheme 1.油箱 2.濾油器 3.油泵 4.電動機 5.電池溢流閥 6.壓力表 7.減壓閥 8.電池換向閥(1) 9.單向節(jié)流閥 10.液控單向閥 11.旋轉(zhuǎn)油缸 12.加緊油缸 13.定位油缸 14. 電池換向閥(2) 3.4 液壓系統(tǒng)工作原理 (1) 沖壓缸工進 1) 進油路　油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→電磁換向閥8(右位) →單向節(jié)流閥9(左)→液壓缸11(左腔)。 2) 回油路　液壓缸11(右腔)→單向節(jié)流閥9（右）→電磁換向閥8(右位) →油箱1。 (2) 沖壓缸快退 1) 進油路　油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→電磁換向閥8(左位) →單向節(jié)流閥9（右）→液壓缸12(右腔)。 2) 回油路　液壓缸12(左腔)→單向節(jié)流閥9（左）→電磁換向閥10(左位) →油箱1。 (3) 夾緊缸工進　 1) 進油路　油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→減壓閥7→電磁換向閥(右位) →液控單向閥10（上） →液壓缸12(上腔)。 2) 回油路　液壓缸12(下腔)→液控單向閥10（下）→電磁換向閥 (右位) →油箱1。 (4) 夾緊缸快退 1) 進油路　油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→減壓閥7→電磁換向閥(左位) →液控單向閥10（下）→液壓缸12(下腔)。 2) 回油路　液壓缸12(上腔) →液控單向閥10（上）→電磁換向閥 (左位) →油箱1。 (5) 定位缸工進　 1) 進油路　油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→減壓閥7→電磁換向閥(右位) →液壓缸13(左腔)。 2) 回油路　液壓缸3(右腔)→電磁換向閥 (右位) →油箱1。 (6) 定位缸快退 1) 進油路　油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→減壓閥7→電磁換向閥(左位)→液壓缸13(右腔)。 2) 回油路　液壓缸13(左腔)→電磁換向閥 (左位) →油箱1。 3.5液壓缸尺寸計算 3.5.1旋轉(zhuǎn)沖壓液壓缸內(nèi)徑尺寸D計算 (3-5) 式中：F——工作油缸總載荷，N。 P1——工作壓力，MPa。 P2——回油腔壓力，即系統(tǒng)背壓力，MPa。 ——桿徑比。 表3-1按載荷選擇工作壓力 Table 3-1 press the load choice working pressure 載荷104N ＜0.5 0.5～1 1～2 2～3 3～5 ＞5 工作壓力Mpa ＜0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 5～7 47 表3-2執(zhí)行元件背壓力 Table 3-2 functional element back pressure 系統(tǒng)類型 背壓力Mpa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2～0.5 回油帶調(diào)速閥的系統(tǒng) 0.4～0.6 回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5～1.5 用補油泵的閉式回路 0.8～1.5 回油路較復(fù)雜的工程機械 1.2～3 回油路較短，且直接回油箱 可忽略不計 表3-3 按工作壓力選取d/D Table 3-3 press the working pressure to select d/D 工作壓力Mpa ≤5.0 5.0～7.0 ≥7.0 d/D 0.5～0.55 0.62～0.70 0.7 參照以上個表選取P1=4.5MPa，P2=0.3MPa，=0.5。 (3-6) =107 mm 液壓缸直徑D參照表3-4圓整為110mm 表3-4常用液壓缸內(nèi)徑D mm Table 3-4 commonly used hydraulic cylinder inside diameter D mm 40 50 63 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 3.5.2旋轉(zhuǎn)沖壓液壓缸活塞桿直徑d尺寸計算 由 得 d=0.5×107 =54 mm 工作液壓缸活塞桿直徑d參照表2-5圓整為63mm。 表2-5活塞桿直徑d mm Table 2-5 connecting rod diameter d mm 速比 缸徑 40 50 63 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 1.46 2 22 28 35 45 45 50 50 60 55 70 63 80 70 90 80 100 90 110 100 125 110 140 125 140 3.5.3 活塞桿最大允許計算長度 (3-7) 該液壓缸采用兩端固定即由表2-6取nk=4。 =2112（mm） 表3-6末端系數(shù) Table3-6 terminal coefficients 液壓缸安裝形式 一端固定 一端自由 兩端鉸接 一端固定 一端鉸接 兩端固定 n 1/4 1 2 4 式中：d——活塞桿直徑，mm； nk——末端條件系數(shù)（查表） P——工作壓力，MPa； n——安全系數(shù)。 3.5.4 活塞有效計算長度 液壓缸的安裝尺寸，可查設(shè)計手冊得 (3-8) =2112－61 =2051（mm） 根據(jù)國家標準GB/T—1980規(guī)定的液壓缸活塞桿長度系列圓整到S=2000mm 式中：C—液壓缸的前端安裝間距(表2-7) 表3-7液壓缸固定部分長度參照表 mm Table 3-7 hydraulic cylinder fixed part length reference chart mm 液壓缸內(nèi)徑 A B1 B2 C E F G 80 152 175 175 50 175 130 130 100 172 195 195 55 195 140 150 125 200 250 260 70 260 190 190 3.5.5 最小導(dǎo)向長度 (3-9) = =155（mm） 取最小導(dǎo)向長度為160mm。 式中 ：L—液壓缸最大行程； D—缸筒內(nèi)徑。 3.5.6 導(dǎo)向套長度 A=（0.6～1.0）d (3-10) =（0.6～1.0）×63 =(37.8～63)mm 導(dǎo)向套長度為60mm 式中：d—活塞桿直徑； 3.5.7 缸筒壁厚 由下表查得液壓缸外徑為133mm，所以缸筒壁厚為11.5mm。 表3-8工程機械用液壓缸外徑系列 Table 3-8 engineering machineries use the hydraulic cylinder outer diameter series 缸徑 mm 液壓缸外徑mm 缸徑 mm 液壓缸外徑mm P≤16 MPa 20 25 31.5 P≤16 MPa 20 25 31.5 40 50 50 50 54 110 133 133 133 133 50 60 60 60 63.5 125 146 146 152 152 63 76 76 83 83 140 168 168 168 168 80 95 95 102 102 160 194 194 194 194 90 108 108 108 114 180 219 219 219 219 100 121 121 121 127 200 245 245 245 245 3.6 旋轉(zhuǎn)沖壓液壓缸強度校核 3.6.1活塞桿應(yīng)力校核 (3-11) = =13.7Mpa 式中 ：—油缸工作壓力。 活塞桿材質(zhì)為調(diào)質(zhì)，經(jīng)查表得強度極限為800Mpa[14],材料的許用應(yīng)力為： (3-11) = （n為安全系數(shù)）. 由此可見，，應(yīng)力完全滿足要求。 3.6.2缸筒強度驗算 由于缸筒壁厚與缸徑之比，屬于厚壁缸筒，可按材料學(xué)第二強度理論驗算。 （3-12） = =1.3（mm） 由此可見,<,強度滿足要求。 式中 ：P—工作壓力,P=4.5MPa； —材料的許用應(yīng)力。 3.6.3油缸穩(wěn)定性驗算 油缸在工作是承受的壓應(yīng)力最大，所以有必要校核活塞桿的壓穩(wěn)定性。 a. 活塞桿斷面最小慣性矩 I= （3-13） = = b. 活塞桿橫斷面回轉(zhuǎn)半徑 i (3-14) = =15 (mm) c．活塞桿柔性系數(shù) = (3-15) = =133 式中 —為長度折算系數(shù)，對于兩端鉸接約束方式一般取1； L—活塞為有效計算長度； d. 鋼材柔度極限值 = (3-16) = =60.8 式中 —45鋼材比例極限[14]； E—材料彈性模量[14] e. 從以上計算得知，>,即為大柔度壓桿時，穩(wěn)定力為： (3-17) （N） 式中 —為長度折算系數(shù)，對于兩端鉸接約束方式一般取1； f. 油缸最大閉鎖力 = (3-18) （N） 式中 —油缸最大閉鎖壓力； g. 穩(wěn)定系數(shù) (3-19) =8.3 因為NK>1由此可見，穩(wěn)定性可以滿足要求。 3.7夾緊液壓缸計算 3.7.1 計算作用在夾緊缸活塞上的總機械載荷F 由于該機工作時工件主要承受徑向載荷，因此夾緊力應(yīng)適當取值。根據(jù)經(jīng)驗此處可取夾緊力為20000N，即外載F=20000 N。 3.7.2夾緊液壓缸內(nèi)徑尺寸D計算 式中：F ——工作油缸總載荷，N。 P1——工作壓力，MPa。 P2——回油腔壓力，即系統(tǒng)背壓力，MPa。 ——桿徑比。 表3-1按載荷選擇工作壓力 Table 3-1 press the load choice working pressure 載荷104N ＜0.5 0.5～1 1～2 2～3 3～5 ＞5 工作壓力Mpa ＜0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 5～7 表3-2執(zhí)行元件背壓力 Table 3-2 functional element back pressure 系統(tǒng)類型 背壓力Mpa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2～0.5 回油帶調(diào)速閥的系統(tǒng) 0.4～0.6 回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5～1.5 用補油泵的閉式回路 0.8～1.5 回油路較復(fù)雜的工程機械 1.2～3 回油路較短，且直接回油箱 可忽略不計 表3-3 按工作壓力選取d/D Table 3-3 press the working pressure to select d/D 工作壓力Mpa ≤5.0 5.0～7.0 ≥7.0 d/D 0.5～0.55 0.62～0.70 0.7 參照以上個表選取P1=3MPa，P2=0.3MPa，=0.5。 =96 mm 液壓缸直徑D參照表2-4圓整為100mm。 表3-4常用液壓缸內(nèi)徑D mm Table 3-4 commonly used hydraulic cylinder inside diameter D mm 40 50 63 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 3.7.3夾緊液壓缸活塞桿直徑d尺寸計算 由 得 d=0.5×96 =48 mm 工作液壓缸活塞桿直徑d參照表3-5圓整為50mm。 表3-5活塞桿直徑d mm Table 3-5 connecting rod diameter d mm 速比 缸徑 40 50 63 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 1.46 2 22 28 35 45 45 50 50 60 55 70 63 80 70 90 80 100 90 110 100 125 110 140 125 140 3.7.4活塞桿最大允許計算長度 該液壓缸采用一端固定一端自由的安裝形式，即由表2-6取nk=1/4。 =6520 mm 表3-6末端系數(shù) Table 3-6 terminal coefficients 液壓缸安裝形式 一端固定 一端自由 兩端鉸接 一端固定 一端鉸接 兩端固定 Nk 1/4 1 2 4 式中：d——活塞桿直徑，mm； nk——末端條件系數(shù)（查表） P——工作壓力，MPa； n——安全系數(shù)。 根據(jù)國家標準GB/T—1980規(guī)定的液壓缸行程系列圓整到S=6500mm 3.7.5 活塞有效計算長度 液壓缸的安裝尺寸，可查設(shè)計手冊得 =6500－40 =6460 mm 式中：C—液壓缸的前端安裝間距(表2-7) 表3-7液壓缸固定部分長度參照表 mm The Table3-7 terminals are the mathematical mm 液壓缸內(nèi)徑 A B1 B2 C E F G 40 100 115 115 30 115 900 85 50 115 135 130 40 130 100 100 63 127 144 155 40 155 110 110 3.7.6 最小導(dǎo)向長度 (mm) 取最小導(dǎo)向長度為360（mm） 式中：L—液壓缸最大行程； D—缸筒內(nèi)徑。 3.7.7 導(dǎo)向套長度 A=（0.6～1.0）d =(30～50)mm 導(dǎo)向套長度為40mm 3.7.8 活塞寬度 B=（0.6～1.0）D =（60～100）mm 活塞桿寬度B=80mm 式中： D—缸筒內(nèi)。 3.7.9缸筒壁厚 由下表查得液壓缸外徑為121mm，所以缸筒壁厚為10.5mm。 表3-8工程機械用液壓缸外徑系列 Table 3-8 engineering machineries use the hydraulic cylinder outer diameter series 缸徑 mm 液壓缸外徑mm 缸徑 mm 液壓缸外徑mm P≤16 MPa 20 25 31.5 P≤16 MPa 20 25 31.5 40 50 50 50 54 110 133 133 133 133 50 60 60 60 63.5 125 146 146 152 152 63 76 76 83 83 140 168 168 168 168 80 95 95 102 102 160 194 194 194 194 90 108 108 108 114 180 219 219 219 219 100 121 121 121 127 200 245 245 245 245 3.8 夾緊液壓缸強度校核 3.8.1活塞桿應(yīng)力校核 = =12Mpa 式中：—油缸工作壓力。 活塞桿材質(zhì)為調(diào)質(zhì)，經(jīng)查表得強度極限為800Mpa[16],材料的許用應(yīng)力為： = （n為安全系數(shù)）. 由此可見，，應(yīng)力完全滿足要求。 3.8.2缸筒強度驗算 由于缸筒壁厚與缸徑之比，屬于厚壁缸筒，可按材料學(xué)第二強度理論驗算。 = =1.5（mm） 由此可見,<,強度滿足要求。 式中：P—工作壓力,P=3MPa； [16]—材料的許用應(yīng)力。 3.8.3油缸穩(wěn)定性驗算 油缸在工作是承受的壓應(yīng)力最大，所以有必要校核活塞桿的壓穩(wěn)定性。 a. 活塞桿斷面最小慣性矩 I= = = b. 活塞桿橫斷面回轉(zhuǎn)半徑 i = =12 (mm) c．活塞桿柔性系數(shù) = = =542 式中:—為長度折算系數(shù)，對于兩端鉸接約束方式一般取1； L—為活塞有效計算長度； d. 鋼材柔度極限值 = = =60.8 式中 :—45鋼材比例極限[16]； E—材料彈性模量[16] e. 從以上計算得知，>,即為大柔度壓桿時，穩(wěn)定力為： （N） 式中:—為長度折算系數(shù)，對于兩端鉸接約束方式一般取1； f. 油缸最大閉鎖力 = （N） 式中:—油缸最大閉鎖壓力； g. 穩(wěn)定系數(shù) =14.6 因為NK>1由此可見，穩(wěn)定性可以滿足要求。 3.9 元件選型 3.9.1 執(zhí)行器的確定 由前計算結(jié)果已經(jīng)知道，工作缸缸徑為110mm，活塞桿直徑為63mm；夾緊缸缸徑為100mm，活塞桿直徑為50mm。本液壓系統(tǒng)中，工作缸最大壓力4.5MPa，最大流量4L/min；夾緊缸最大壓力3MPa，最大流量4L/min。根據(jù)執(zhí)行器的最大壓力，工作缸采用日產(chǎn)旋轉(zhuǎn)油缸，安裝方式為軸向腳架與機座連接，采用日本SMC公司的YD4C-15型旋轉(zhuǎn)液壓缸；夾緊缸采用安裝方式為桿側(cè)長法蘭與機架連接，采用江都市永堅有限公司的YJ01-FY100B-70R2000型液壓缸；定位油缸采用的安裝方式為桿側(cè)長法蘭與機體連接，由于定位油缸基本不受任何力，所以直接選用江都市永堅有限公司的YJ01-FY50B-70R2000型液壓缸。 3.9.2 液壓泵的確定 1 、管道系統(tǒng)壓力損失的計算 1) 沿程壓力損失的計算 沿程壓力損失主要是注射缸快速注射時進油管路的壓力損失。其管路長l=5m，管內(nèi)徑d=0.032m，快速通過流量, 選用20號機械系統(tǒng)油損耗，其密度為=918 m3/kg。 a.油在管路中的實際平均流速v為 (3-20) = =3.36m/s 式中：qv——流量； d——管內(nèi)徑。 b.沿程損失系數(shù) (3-21) 式中 Re—臨界雷諾數(shù)。 對于圓管，查《液壓傳動系統(tǒng)及設(shè)計》得Re＝2300，因此 ＝0.03 c.沿程壓力損失用下式計算 (3-22) = =0.024MPa 式中：—沿程阻力系數(shù)； 　　　l—管道長度，m； 　　 —管內(nèi)直徑，m； 　　 —液體密度，m3/kg； 　　 v—平均流速，m/s。 2、液壓泵的最大工作壓力為