畢業(yè)設(shè)計論文-旋轉(zhuǎn)式管端成型機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計-文庫吧資料
2025-08-13 12:05本頁面
【正文】 = (318)（N）式中 —油缸最大閉鎖壓力；g. 穩(wěn)定系數(shù) (319)=因?yàn)镹K1由此可見，穩(wěn)定性可以滿足要求。式中 ：P—工作壓力,P=；—材料的許用應(yīng)力。 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。表38工程機(jī)械用液壓缸外徑系列Table 38 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mmP≤16MPa2025P≤16MPa2025405050505411013313313313350606060125146146152152637676838314016816816816880959510210216019419419419490108108108114180219219219219100121121121127200245245245245 旋轉(zhuǎn)沖壓液壓缸強(qiáng)度校核 (311) = =式中 ：—油缸工作壓力。式中 ：L—液壓缸最大行程； D—缸筒內(nèi)徑。 =2112（mm）表36末端系數(shù)Table36 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n1/4124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)。 (36) =107 mm液壓缸直徑D參照表34圓整為110mm表34常用液壓缸內(nèi)徑D mmTable 34 monly used hydraulic cylinder inside diameter D mm4050638090100110125140160180200220250 由 得 d=107 =54 mm工作液壓缸活塞桿直徑d參照表25圓整為63mm?！獥U徑比。P1——工作壓力，MPa。2) 回油路 液壓缸13(左腔)→電磁換向閥 (左位) →油箱1。2) 回油路 液壓缸3(右腔)→電磁換向閥 (右位) →油箱1。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。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。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。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。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 (34)式中——液壓缸的機(jī)械效率，～。初取=,則=4mm/s,將以上數(shù)值及g＝(4)得Fe==將Fg=61073N，F(xiàn)e= N， Ff=0代入公式(3)得Fw=38740+0+=以上三種載荷之和稱之為液壓缸的外載荷Fw。b、導(dǎo)軌摩擦載荷對于平導(dǎo)軌 N式中：G——運(yùn)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(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。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=,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。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31表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運(yùn)動速度荷結(jié)構(gòu)尺寸。遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)論文（論文）圖25主機(jī)機(jī)架Figure 25 main engine rack液壓站設(shè)計 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)。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。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?？K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可按下式計算 (214)其中管徑選最大值即d=19mm, 則，將數(shù)值代入公式(314)得=材料的許用應(yīng)力為 （215）式中—安全系數(shù)接觸面的正應(yīng)力σ，強(qiáng)度滿足要求。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。式中：Ka—包角系數(shù)； KL—長度系數(shù)；表26包角系數(shù)KaTable 26 arc of contact coefficient Ka小帶輪包角（176。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)40073080098012001460B125140160180200 (211) =式中：Kb —彎曲影響系數(shù)； Ki —傳動系數(shù)。 按要求取a0=500mm (26) =查標(biāo)準(zhǔn)V帶長度系列表得Ld=1400mm (27) =540mm安裝時所需最小間距 (28) =1400 =519mm張緊或補(bǔ)償伸長所需最大軸間距 (29) =540+1400 =568mm (210) =176。 (22) =式中：n1電機(jī)額定轉(zhuǎn)速； n2旋轉(zhuǎn)液壓缸額定轉(zhuǎn)速； =125mm；表22 V帶最小基準(zhǔn)直徑ddmin mmTable V belt smallest datum diameter ddmin mm帶型YZABCDEddmin205.75125200355500大輪基準(zhǔn)直徑dd2 (23)=125=查標(biāo)準(zhǔn)V帶輪的基準(zhǔn)直徑系列表得dd2=180mm。 由旋轉(zhuǎn)液壓缸的額定功率P=,額定轉(zhuǎn)速v=1000r/min,再考慮到安裝方式及價格經(jīng)濟(jì)性等方面，即選用Y100L24型電動機(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DE=28mm60mm。旋轉(zhuǎn)沖壓主機(jī)的結(jié)構(gòu)如圖21所示，組成主機(jī)的零部件很多，主要由旋轉(zhuǎn)沖壓缸、驅(qū)動電機(jī)、帶傳動裝置、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。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。工作壓力：≤。操作方式：手工上料. 自動成形。循環(huán)節(jié)拍：小于18秒（即一個二位自動循環(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
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