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引言
隨著現(xiàn)在國家經(jīng)濟(jì)發(fā)展，空調(diào)已經(jīng)進(jìn)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(jī)床比較少，大多數(shù)都是專用機(jī)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(jī)械成型,管端偏心回轉(zhuǎn)成型,利用NC工作機(jī)的管端成型,無模成型四種方法?；诮?jīng)濟(jì)性和結(jié)構(gòu)考慮，本課題研究的管端成型機(jī)采用機(jī)械脹管的方法，并且機(jī)械脹管法比較普遍，容易實(shí)現(xiàn)工作要求，原理簡單易操作。本機(jī)是一種可以適應(yīng)不同管件成型加工的通用機(jī)床，并且在不需要進(jìn)行大批量生產(chǎn)的情況下，代替了小批量單件生產(chǎn)時(shí)的手工管端成型，而且可以節(jié)省時(shí)間和生產(chǎn)消耗，提高單件的生產(chǎn)效率，及時(shí)滿足產(chǎn)品零部件的需要。管端成型機(jī)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(kuò)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(jī)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(jī)床比較少，大多數(shù)都是專用機(jī)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(jì)這樣一種可以適應(yīng)不同管件脹形加工的通用機(jī)床，并且在不需要進(jìn)行大批量生產(chǎn)的情況下，代替了小批量單件生產(chǎn)時(shí)的手工脹管，而且可以節(jié)省時(shí)間和生產(chǎn)消耗，提高單件的生產(chǎn)效率，及時(shí)滿足產(chǎn)品零部件的需要。由于本機(jī)的工作循環(huán)周期較短，運(yùn)動(dòng)方向變化頻繁，使本機(jī)所承受的交變應(yīng)力較明顯，因此對于本機(jī)工作部分的強(qiáng)度要求較高。因此本課題設(shè)計(jì)的這一產(chǎn)品具有較高的使用價(jià)值和普遍性。
1、管端成型機(jī)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(jī)械成型、管端偏心回轉(zhuǎn)成型、利用NC工作機(jī)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(jī)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(jī)械成型
機(jī)械成型主要是應(yīng)用液壓系統(tǒng)來控制機(jī)械部分的動(dòng)作，來實(shí)現(xiàn)對管端進(jìn)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(dòng)回轉(zhuǎn)成型。當(dāng)側(cè)壁具有約束導(dǎo)板時(shí)，可實(shí)現(xiàn)縮口率φ達(dá)68%的內(nèi)法蘭成型。
1.1.3利用NC工作機(jī)的管端成型
NC工作機(jī)進(jìn)行管端成形，是利用往復(fù)運(yùn)動(dòng)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(yùn)動(dòng)，半球形工具沿垂直方向運(yùn)動(dòng)，與管材的轉(zhuǎn)動(dòng)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(kuò)口端部等。同時(shí)，也可以實(shí)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(gè)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(shí)現(xiàn)管端縮口加工。這種成形過程實(shí)際上是利用兩個(gè)管坯相對運(yùn)動(dòng)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(dāng)在該裝置垂直方向施加力的作用時(shí)，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(jìn)行管端型鍛成型過程是通過型砧上下、左右移動(dòng)，以及鋼管的旋轉(zhuǎn)，可以實(shí)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(dòng)，以及確保鋼管軸向壁厚分布的變壁厚加工CNC型鍛機(jī)，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(jià)比方面進(jìn)行比較。基于經(jīng)濟(jì)性與結(jié)構(gòu)性考慮，本課題研究的銅管管端成型機(jī)采用機(jī)械成型的方法比較經(jīng)濟(jì)，結(jié)構(gòu)簡單，并且機(jī)械成型方法比較普遍，容易實(shí)現(xiàn)工作要求，原理簡單易操作。
1.3管端成型機(jī)構(gòu)的組成
圖1-2旋轉(zhuǎn)式?jīng)_壓管端成型機(jī)總體機(jī)構(gòu)圖
Figure1-2 Rotary system ramming jet shaper overall organization chart
該設(shè)計(jì)管端成型處理機(jī)構(gòu)由旋轉(zhuǎn)成型成形主機(jī)和液壓站構(gòu)成。
旋轉(zhuǎn)成型主機(jī)由機(jī)架體、驅(qū)動(dòng)旋轉(zhuǎn)液壓缸的驅(qū)動(dòng)電機(jī)、帶傳動(dòng)裝置、旋轉(zhuǎn)沖壓裝置、夾緊裝置、定位裝置，帶傳動(dòng)裝置由大小連個(gè)帶輪和傳動(dòng)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(kuò)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(gè)液壓缸均由液壓系統(tǒng)控制，并分別固定在機(jī)架體上。機(jī)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(shí)更換。
液壓站由液壓控制裝置、液壓動(dòng)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(shí)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(dòng)力源由電動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)下的調(diào)整墊塊來實(shí)現(xiàn)。該機(jī)結(jié)構(gòu)簡單，體積較小，容易拆裝和搬運(yùn)。
1.4管端成型機(jī)構(gòu)的工作原理
以手動(dòng)方式進(jìn)行送料。通過定位油缸（F型定尺擋塊）進(jìn)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(shí)，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(jìn)行夾緊（夾緊模分上、下兩部分，下模安裝在主機(jī)機(jī)架上，上模與夾緊油缸活塞桿連接，非工作狀態(tài)時(shí)上、下模分開，工作時(shí)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(jìn)行成型：一個(gè)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(jī)的工作過程,包括將工件定位、夾緊、沖壓和整機(jī)沖頭工作位置四項(xiàng)主要?jiǎng)幼?。管端成型機(jī)的一個(gè)作業(yè)循環(huán)的組成包括:
a．定位—工件以手動(dòng)方式送入夾緊模具體，通過定位油缸推動(dòng)定位體將工件進(jìn)行定位。
b．夾緊—將定位好的工件通過夾緊油缸推動(dòng)夾緊模具進(jìn)行夾緊
c．旋轉(zhuǎn)沖壓—定位油缸退回，由沖壓油缸推動(dòng)滑塊體、沖頭進(jìn)行沖壓成型。工作結(jié)束后各油缸復(fù)位。
本機(jī)有獨(dú)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(dòng)力 。在電控系統(tǒng)PC機(jī)的控制作用下來完成各工序動(dòng)作，實(shí)現(xiàn)整個(gè)自動(dòng)循環(huán)。從而實(shí)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(gè)管端成型的過程。
1.5設(shè)計(jì)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(gè)二位自動(dòng)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(dòng)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(jī)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(qiáng)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(jī)設(shè)計(jì)
2.1旋轉(zhuǎn)沖壓主機(jī)整體結(jié)構(gòu)的一般布置
旋轉(zhuǎn)式管端成型機(jī)的整體其中包括液壓站和旋轉(zhuǎn)沖壓主機(jī)兩部分。旋轉(zhuǎn)沖壓主機(jī)的結(jié)構(gòu)如圖2-1所示，組成主機(jī)的零部件很多，主要由旋轉(zhuǎn)沖壓缸、驅(qū)動(dòng)電機(jī)、帶傳動(dòng)裝置、機(jī)架、三爪卡盤、擴(kuò)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(jī)
Figure 3-1Rotary system ramming jet shaper overall organization chart
2.4旋轉(zhuǎn)沖壓主機(jī)工作原理
先有手動(dòng)送料進(jìn)入模具再，動(dòng)操作屏的夾緊按鈕夾緊缸開始向下運(yùn)動(dòng)，帶動(dòng)連接塊從而帶動(dòng)上模塊固定管料，然后按動(dòng)定位油缸按鈕，啟動(dòng)定位油缸帶動(dòng)F型擋塊運(yùn)動(dòng)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(dòng)沖壓油缸同時(shí)啟動(dòng)驅(qū)動(dòng)電機(jī)，再由帶傳動(dòng)帶動(dòng)旋轉(zhuǎn)油缸旋轉(zhuǎn)，并進(jìn)行沖壓動(dòng)作，使其管端成型，并重復(fù)上述動(dòng)作。
2.2驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)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(jià)格經(jīng)濟(jì)性等方面，即選用Y100L2-4型電動(dòng)機(jī)，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(dòng)設(shè)計(jì)
2.2.1設(shè)計(jì)功率
(2-1)
=1.2×3
=3.6 kw
式中：KA —工況系數(shù)；
P—電機(jī)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(dòng)
負(fù)載啟動(dòng)
每天工作小時(shí)數(shù)h
<10
10～16
>16
<10
10～16
>16
載荷變動(dòng)小
帶式運(yùn)輸機(jī)，發(fā)電機(jī)，金屬切削機(jī)床，印刷機(jī)，鋸木機(jī)和木工機(jī)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(dòng)比
(2-2)
=1.42
式中：n1電機(jī)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(zhǔn)直徑
參照表3.2選定dd1=125mm；
表2-2 V帶最小基準(zhǔn)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(zhǔn)直徑dd2
(2-3)
=125×1.42
=177.5mm
查標(biāo)準(zhǔn)V帶輪的基準(zhǔn)直徑系列表得dd2=180mm。
2.2.5旋轉(zhuǎn)液壓缸實(shí)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(zhǔn)長度
(2-6)
=1480.4mm
查標(biāo)準(zhǔn)V帶長度系列表得Ld=1400mm
2.2.9實(shí)際軸間距
(2-7)
=540mm
安裝時(shí)所需最小間距
(2-8)
=540-0.015×1400
=519mm
張緊或補(bǔ)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(zhǔn)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(dòng)系數(shù)。
表2-4彎曲影響系數(shù)Kb 表2-5傳動(dòng)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(dòng)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(zhǔn)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(jì)
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(shí)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(shí)，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(qiáng)度驗(yàn)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(jì)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(qiáng)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(shí)現(xiàn)軸向定位。支撐體通過內(nèi)六角頭螺釘與機(jī)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(shí)現(xiàn)軸向定位。
2.3.2主機(jī)機(jī)架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
根據(jù)主機(jī)的工作要求及結(jié)構(gòu)形式的需要，并且從強(qiáng)度和制造工藝的角度分析，機(jī)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(qiáng)度要求，又減少了一般采用鑄造的工藝程序。機(jī)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(jī)機(jī)架
Figure 2-5 main engine rack
3、液壓站設(shè)計(jì)
3.1 脹形力的計(jì)算
1 、旋轉(zhuǎn)沖壓油缸載荷計(jì)算
液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設(shè)計(jì)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(yùn)動(dòng)速度荷結(jié)構(gòu)尺寸。
液壓缸的載荷組成和計(jì)算。圖3-1表示一個(gè)以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計(jì)算簡圖。各有關(guān)參數(shù)標(biāo)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(jì)算簡圖
Figure 3-1 hydraulic system calculation diagram
脹形力由以下公式計(jì)算
P＝ (3-1)
式中 P—擴(kuò)散管脹口力，N；
—擴(kuò)散管坯料的屈服強(qiáng)度，MPa；
t—擴(kuò)散管坯料厚度，mm；
d—脹口前擴(kuò)散管坯料外徑，mm；
d—脹口前擴(kuò)散管坯料內(nèi)徑，mm。
此處用最大脹管直徑來計(jì)算,可以得到最大脹形力,即d=25mm, d=24mm,
t=1.5mm,擴(kuò)口材料最大的屈服強(qiáng)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(fù)載計(jì)算
1、計(jì)算作用在工作缸活塞上的總機(jī)械載荷
（3-2）
式中：FW——總機(jī)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(gè)力的方向與活塞運(yùn)動(dòng)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(yùn)動(dòng)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(jī)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(dòng)或制動(dòng)時(shí)間，一般機(jī)械=0.1～0.5s，對輕載低速運(yùn)動(dòng)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(dòng)加速時(shí)
穩(wěn)態(tài)運(yùn)動(dòng)時(shí)
減速制動(dòng)時(shí)
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(jì)算，一般估算為
(3-4)
式中——液壓缸的機(jī)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(dòng)機(jī) 5.電池溢流閥 6.壓力表 7.減壓閥 8.電池?fù)Q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?fù)Q向閥(2)
3.4 液壓系統(tǒng)工作原理
(1) 沖壓缸工進(jìn)
1) 進(jìn)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(jìn)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(jìn)
1) 進(jìn)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(jìn)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(jìn)
1) 進(jìn)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(jìn)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(jì)算
3.5.1旋轉(zhuǎn)沖壓液壓缸內(nèi)徑尺寸D計(jì)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(bǔ)油泵的閉式回路
0.8～1.5
回油路較復(fù)雜的工程機(jī)械
1.2～3
回油路較短，且直接回油箱
可忽略不計(jì)
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(gè)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(jì)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(jì)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(jì)算長度
液壓缸的安裝尺寸，可查設(shè)計(jì)手冊得
(3-8)
=2112－61
=2051（mm）
根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)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(jī)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(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度驗(yàn)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(qiáng)度理論驗(yàn)算。
（3-12）
=
=1.3（mm）
由此可見,<,強(qiáng)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(yàn)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(jì)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(jì)算得知，>,即為大柔度壓桿時(shí)，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?yàn)镹K>1由此可見，穩(wěn)定性可以滿足要求。
3.7夾緊液壓缸計(jì)算
3.7.1 計(jì)算作用在夾緊缸活塞上的總機(jī)械載荷F
由于該機(jī)工作時(shí)工件主要承受徑向載荷，因此夾緊力應(yīng)適當(dāng)取值。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)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(jì)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(bǔ)油泵的閉式回路
0.8～1.5
回油路較復(fù)雜的工程機(jī)械
1.2～3
回油路較短，且直接回油箱
可忽略不計(jì)
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(gè)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(jì)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(jì)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(biāo)準(zhǔn)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(jì)算長度
液壓缸的安裝尺寸，可查設(shè)計(jì)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(jī)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(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度驗(yàn)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(qiáng)度理論驗(yàn)算。
=
=1.5（mm）
由此可見,<,強(qiáng)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(yàn)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(jì)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(jì)算得知，>,即為大柔度壓桿時(shí)，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?yàn)镹K>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(jì)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(jī)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(jī)架連接，采用江都市永堅(jiān)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(jī)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(jiān)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(jì)算
1) 沿程壓力損失的計(jì)算
沿程壓力損失主要是注射缸快速注射時(shí)進(jìn)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(jī)械系統(tǒng)油損耗，其密度為=918 m3/kg。
a.油在管路中的實(shí)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(dòng)系統(tǒng)及設(shè)計(jì)》得Re＝2300，因此
＝0.03
c.沿程壓力損失用下式計(jì)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