鋁排折彎機的總體結構設計

鋁排折彎機的總體結構設計,折彎,總體,整體,結構設計 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計論文 前言 　 大學四年的時光即將過去，在這四年的學習生活中，我們學習了專業(yè)的理論知識，而且學校還給我們安排了實踐學習，我們在校工廠進行了一個 月的生產實習，在實習的過程中，我們了解了銑床，車床磨床等一些傳統(tǒng)機床的基本操作和工作原理，以及一些簡單零件的加工工藝等。這不僅鍛練了我們的動手能力，更重要的是，我們在實踐的時候能把所學的理論知識在實踐中融會貫通，讓我們對所學的知識有一個新的認識。除此之外，我們也在阜新液壓廠，長春一汽等校外工廠進行參觀實習，讓我們清楚的了解零件的生產流程。另外，我們也進行了課程設計，培養(yǎng)我們的思想及查閱資料的能力。 為了做好自己的畢業(yè)設計，通過查閱書籍和上網(wǎng)查詢，我對折彎機的結構及工作原理等有一個初步的了解和認識。之后又到學校附近的工廠對折彎機實物進行觀察，并在工人師傅的指導下進行操作，對折彎機的加工工藝過程及世紀結構有了更進一步的認識。 之后，在指導老師康老師的指導下，對折彎機的設計步驟和注意問題有了一定了解，并到圖書館查閱了大量的相關資料，本著提高自己設計及理論運用的能力，最后成功地完成了畢業(yè)設計的任務，使自己有了更進一步的發(fā)展。 這次畢業(yè)設計是我們對大學四年所學知識的一次綜合應用和系統(tǒng)復習。是我們走進社會工作的第一步。雖然我們盡心盡力的去完成這次設計，但由于我們理論知識及實踐能力的欠缺，在設計中肯定會存在一些紕漏，希望各位老師能夠諒解，熱烈歡迎批評指正，謝謝各位老師！ 1.折彎機的簡介 1.1折彎機的應用 折彎機技術先進、性能可靠，是較理想的板料成形設備之一，它廣泛用于飛機、汽車、造船、電器機械及輕工等行業(yè)，生產效率較高。 1.2折彎機的分類及組成 折彎機分為手動折彎機，液壓折彎機和數(shù)控折彎機。折彎機包括支架、工作臺和夾緊板，工作臺置于支架上，工作臺由底座和壓板構成，底座通過鉸鏈與夾緊板相連，底座由座殼、線圈和蓋板組成，線圈置于座殼的凹陷內，凹陷頂部覆有蓋板。 使用時由導線對線圈通電，通電后對壓板產生引力，從而實現(xiàn)對壓板和底座之間薄板的夾持。由于采用了電磁力夾持，使得壓板可以做成多種工件要求，而且可對有側壁的工件進行加工。 2彎曲模具的設計 2.1分析零件的工藝性 該零件的斷面形狀是“V”形，由圖2-1可知，零件結構簡單，彎曲要求達到尺寸的精度、彎曲半徑等均符合彎曲工藝要求。 圖2-1零件示意圖 Figure 2-1 the diagram of parts 結論：該零件適合彎曲。 2.2確定工藝方案 該零件是 “V”形彎曲，且該彎曲件生產批量大、材料塑性較好，所以采用一次成形的V形彎曲模，該方案效率高。 2.3 進行必要的工藝計算 2.3.1彎曲件展開長度的計算 因為，屬于有圓角半徑（較大）的彎曲件。所以彎曲件的展開長度按直邊區(qū)與圓角區(qū)分段進行計算。視直邊區(qū)彎曲前后長度不變，圓角區(qū)展開長度按彎曲前后中性層長度不變條件進行計算。 1）變形區(qū)中性層曲率半徑 (2-1) 2）毛坯尺寸（中性層長度） (2-2) 其中 （中性層圓角部分的長度） (2-3) 該零件的展開長度為 (2-5) 取=418mm，則毛坯尺寸為。 以上各式中 －中性層曲率半徑，mm; k－中性層位系數(shù)，查表2-1得k=0.37; r－彎曲件彎曲半徑,mm； t－彎曲件材料厚度,mm； －彎曲件的展開長度,mm； －彎曲中心角（）； －彎角，（）。 表2-1 中性層的位移系數(shù)K值 Table 2-1the value of k of layers of neutral Coefficients r/t ＜0.3 0.5 1.0 1.5 2 3 4 5 6～7 ≥8 K 0.34 0.37 0.41 0.44 0.45 0.46 0.47 0.48 0.49 0.50 2.3.2彎曲件回彈值的計算 因為r/t=0.5＜5，所以是大變形程度。大變形程度時，圓角半徑回彈小，不必計算，只計算凸模角度。已知彎曲中心角=，查表2知=。校正彎曲時，回彈角做如下修正： (2-6) 則凸模中心角： (2-7) 該模具采用回彈補償來減小回彈，對于V形件的補償，根據(jù)已確定的回彈角，減小模具角度實現(xiàn)補償如圖2-2。 圖2-2 彎曲模具上補償回彈 Figure 2-2 the compensation Rebound of the bending module 2.3.3彎曲力的計算 V形件彎曲力： (2-8) 式中 F－自由彎曲時的彎曲力N； B－彎曲件寬度 mm； t－彎曲材料厚度 mm； r－彎曲件內圓角半徑 mm； －材料抗拉強度（彎曲件材料為鋁，其抗拉強度=110MPa） MPa； K－安全系數(shù)，一般K=1.3。 2.4 V形彎曲模模具主要零部件設計 2.4.1凸模的設計 當彎曲件的相對彎曲半徑 r / t 較小時，取凸模圓角半徑等于或略小于工件內側的圓角半徑 r ，但不能小于材料所允許的最小彎曲半徑（），故凸模圓角半徑可取彎曲件的內彎曲半徑，即： =r=10mm (2-9) 2.4.2凹模的設計 1）凹模圓角半徑 凹模入口處圓角半徑的大小對彎曲力以及彎曲件的質量均有影響，過小的凹模圓角半徑會使彎矩的彎曲力臂減小，毛坯沿凹模圓角滑入時的阻力增大，彎曲力增加 ，并易使工件表面擦傷甚至出現(xiàn)壓痕。在生產中，通常根據(jù)材料的厚度選取凹模圓角半徑： 當 ? t ≤ 2 mm ， ? = (3 ～ 6) t t ＝ 2 ～4 mm ， = (2 ～3) t ??????t ＞ 4 mm ， ?? = 2 t 該工件厚度t=20mm，故凹模圓角半徑。板料長度很長又厚的V形件采用無底凹模進行彎曲加工降低沖壓力，即該 V 形彎曲件凹模，其底部可開退刀槽。 2）彎曲凹模深度 凹模深度要適當，若過小則彎曲件兩端自由部分太長，工件回彈大，不平直；若深度過大則凹模增高，多耗模具材料并需要較大的工作行程。 圖 2-3彎曲模工作部分尺寸 Figure 2-3 the size of the work of benging module 對于 V 形彎曲件，凹模深度及底部最小厚度如圖 2-3所示，數(shù)值查表2-2，可知凹模的深度可取=65mm,凹模底部的厚度可取h=70mm。 3）凹模結構 由于凹模要和工作臺聯(lián)接，所以要在凹模上開螺釘孔，其結構如圖2-4所示?。 圖2-4凹?；窘Y構圖 Figure 2-4 the basic structure of the module 表2-2? 彎曲V形件的凹模深度及底部最小厚度值????? (mm) Table 2-2 the depth of the bottom and the minimum thickness of the V-shaped module (mm) 彎曲件邊長L 板 ? 料 ? 厚 ? 度 ≤ 2 2 ～4 ＞ 4 h h h 10～25 ＞ 25～50 ＞ 50～75 ＞ 75～100 ＞ 100～150 ＞ 150～200 20 22 27 32 37 40 10 ～15 15～20 20～25 25～30 30～35 35～40 22 27 32 37 42 47 15 25 30 35 40 45 — 32 37 42 47 52 — 30 35 40 50 65 3） 彎曲凸、凹模的間隙確定 V 形件彎曲時，凸、凹模的間隙是靠調整凸模下止點位置，與模具設計無關，但在模具設計中，必須考慮到模具閉合時使模具工作部分與工件能緊密貼合，以保證彎曲質量。 2.5 彎曲模具其他零件的設計和選用 2.5.1凹模固定螺釘?shù)倪x擇及強度校核 凹模的固定采用內六角圓柱頭螺釘，選用GB/T70.1－2000 M1640，材料20號鋼。由于凸模受推力 ，則需要對內六角圓柱頭螺釘進行強度校核。在工作時，內六角圓柱頭螺釘受到剪切力和擠壓力，需要校核切應力和擠壓應力。其切應力計算公式為： (2-10) 式中： Q－剪切面上的剪力（）； A－剪切面面積。 (2-11) d－內六角圓柱頭螺釘截面圓的半徑 凹模總共用4個內六角圓柱頭螺釘固定，所以每個內六角圓柱頭螺釘所受的切應力為： (2-12) 代入數(shù)據(jù)得： 查表1知道45號鋼的剪切強度極限=320Mpa，即其許用切應力。可知： (2-13) 即內六角圓柱頭螺釘?shù)募羟袕姸茸銐颉? 其擠壓應力的計算公式為： (2-14) 式中： P－擠壓面上的擠壓力； －擠壓面面積。 如圖2所示為螺釘?shù)乃軘D壓力的示意圖， 圖2-5螺釘受力示意圖 Figure 2-5 the force diagram of the screw 可知其擠壓面面積。擠壓力為。所以每個內六角圓柱頭螺釘所受的擠壓應力為： 所以內六角圓柱頭螺釘?shù)臄D壓強度足夠。 表1常用金屬材料的剪切強度極限 Table 2-3 the shear strength limit of the commonly used metal 金屬名稱 軟質（退火的）MPa 硬質（冷作硬化的）MPa 鋁 70～110 130～160 硬鋁 220 380 紫銅 180～220 250～300 黃銅 220～300 350～400 20號鋼 320 400 30號鋼 360 480 45號鋼 450 560 不銹鋼 520 560 2.5.2 凸模聯(lián)接銷軸的選擇及強度校核 銷軸是聯(lián)接凸模和活塞桿的，在工作過程中銷軸受到剪切力和擠壓力的作用。所選銷軸為：GB/882－1986 D40160，材料為35號鋼。需要校核銷軸的切應力和擠壓應力。銷軸所受剪切力及擠壓力如圖3所示。 圖2-6銷軸受力示意圖 Figure 2-6 the force diagram pin 1）校核圓柱銷的剪切強度 圓柱銷的受力如圖3所示，a－a和b－b兩截面皆為剪切面，這中情況稱為雙剪。利用截面法以假想的截面沿a－a和b－b將圓柱銷截開，由所取研究對象的平衡條件可知，圓柱銷剪切面上的剪力為： (2-15) 剪切面面積為： (2-16) 則圓柱銷的工作切應力為： (2-17) 查表1知45號鋼的剪切強度極限，，符合強度條件，所以圓柱銷的剪切強度足夠。 2）校核圓柱銷的擠壓強度 圓柱銷的擠壓面是圓柱面，用通過圓柱直徑的平面面積作為擠壓面的計算面積。又因為長度為的一段圓柱銷所承受的擠壓力與兩段長度為的圓柱銷所承受的擠壓力相同，而前者的擠壓面計算面積較后者小，所以應以前者來校核擠壓強度。這時，擠壓面上的擠壓力為： (2-18) 擠壓面的計算面積為： (2-19) 所以圓柱銷的工作擠壓應力為： 故擠壓強度也是足夠的。 3.液壓系統(tǒng)的設計 3.1設計要求及工況分析 3.1.1設計要求 根據(jù)動作要求，先將其具體化，即：對于工作部分凸模，應完成快速前進─工作進給─保壓─快速退回─原位停止，構成一個動作循環(huán)。其快進行程為250mm；工作進給行程為50mm；快進速度為100mm/s;工作進給速度10mm/s;折彎機工作部件總重量為G=784N；快退速度允許略高或略低于快進速度，往復運動的加速和減速時間不希望超過0.2s；動力滑臺采用平導軌，其靜摩擦系數(shù)為f=0.2,動摩擦系數(shù)為f=0.1；液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件使用液壓缸。 3.1.2負載及運動分析 （1）工作負載 其工作負載為凸模所承受的彎曲力 =171600N (3-1) （2）慣性負載 (3-2) （3）阻力負載 靜摩擦阻力 (3-3) 動摩擦阻力 (3-4) （4） 運動時間 快進 (3-5) 工進 (3-6) 快退 (3-7) 由此得出液壓缸在各個工作階段的負載如表3-1所示。 表3-1液壓缸在各工作階段的負載值 Table 3-1the load value of the hydraulic cylinders at the various stages 工況 負載組成 負載值F/N 推力（）/ N 啟動 156.8 165 加速 118.4 124.6 快進 78.4 82.5 工進 171678.4 180714.1 快退 78.4 82.5 注：1.液壓缸的機械效率=0.95。2.不考慮動力滑臺上顛覆力矩的作用。 3.1.3負載圖和速度圖的繪制 負載圖按上面表3-1內數(shù)值繪制，如圖3-1所示。速度圖按已知數(shù)值，，快退行程和工進速度等繪制，如圖3-2所示。 圖3-1折彎機液壓缸的負載圖 Figure 3-1 the load map of hydraulic cylinder 圖3-2折彎機液壓缸的速度圖 Figure 3-2 the speed plans of the hydraulic cylinder 3.2確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 3.2.1初選液壓缸工作壓力 為使液壓缸的快進速度和快退速度相等，故采用單活塞桿液壓缸，快進時液壓缸的進出油路用差動連接，快退時油進入有桿腔，從無桿腔排出，且取D=d，由表3-2，3-3可知，初選此液壓缸的額定工作壓力可取16Mpa。 表3-2 按載荷選擇工作壓力 Table 3-2 selection pressures by the work load 載 荷 / <0.5 0.5~1 1~2 2~3 3~4 >5 工作壓力 /MPa <0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5~7 表3-3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 Table 3-3 the systems work pressure of common mechanicals 機械類型 機床 農業(yè)機械 小型工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 3.2.2 計算液壓缸主要尺寸 鑒于凸?？爝M和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表3-4選此背壓為p2=0.5MPa 表3-4 執(zhí)行元件背壓力 Table 3-4 the back pressures of executive components 系統(tǒng)類型 背壓值/Mpa 回油路有節(jié)流閥的調速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路有背壓閥或調速閥的調速系統(tǒng) 0.5~1.5 拉床，龍門刨床等采用輔助泵補油的閉式回路 1.0~1.5 為了得到穩(wěn)定的低速進給，以采用液壓缸的無桿腔作為工作進給時的工作腔為宜。故 (3-8) 式中 D─為液壓缸的內徑（活塞外徑）（mm）； F─負載力（N）； ─無桿腔的工作壓力（MPa）; ─有桿腔的背壓（MPa）; ─液壓缸的機械效率，取為0.95； 代入得： 則活塞桿直徑： (3-9) 按GB2348─80，應選用標準值分別為D=125mm,d=90mm,由此算得液壓缸無桿腔和有桿腔的實際工作面積：。 凸模在快速運動時，系統(tǒng)中也存在一定的背壓，設其為0.5Mpa.此項背壓為綜合阻力引起的，實際值未必如此之大，但設計時可取值略偏大。 圖3-3液壓缸的不同工況圖 Figure 3-3 the different conditions map of hydraulic cylinder 液壓缸的不同工況如圖3-3所示，快進時缸的進出油路為差動連接，產生綜合阻力的當量液阻用R表示，其缸筒的力平衡方程： (3-10) 式中：─進油壓力； ─無桿腔的活塞面積； ─有桿腔活塞的差徑面積； F─負載力； ─液壓缸的機械效率； 將代入，并整理得進口壓力 工進時缸筒的力平衡方程： (3-11) 整理并代入有關數(shù)據(jù)后得進口壓力 快退時缸筒的力平衡方程： (3-12) 整理并代入有關數(shù)據(jù)后得進口壓力 三種工況泵所提供給系統(tǒng)的流量分別為： 快進： (3-13) 工進： (3-14) 快退： (3-15) 上列各式中，，，分別為快進、工進、快退速度，其中=6.47m/min(后文有說明)。 輸入功率P計算如下： 快進： (3-16) 工進： (3-17) 快退： (3-18) 以上數(shù)據(jù)經(jīng)整理后列于表3-5，并繪制如圖3-4所示折彎機液壓缸的工況圖。 表3-5 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值 Table 3-5 the pressure flow and power of the hydraulic cylinders at different stages 工況 負載力/N 回油腔壓力/MPa 進油腔壓力/MPa 輸入流量/L/min 輸入功率P/kW 快進 (差動) 啟動 165 0 0.49 ─ ─ 加速 124.6 0.98 0.48 ─ ─ 恒速 82.5 0.48 38.2 0.31 工進 180714.1 0.8 14.97 7.4 1.86 快退 啟動 165 0 0.25 ─ ─ 加速 124.6 0.5 0.25 ─ ─ 恒速 82.5 1.68 38.2 1.07 圖3-4折彎機液壓缸工況圖 Figure 3-4 the working condition map of hydraulic cylinder for benging machine 3.3液壓系統(tǒng)圖的擬定 3.3.1.選擇基本回路 根據(jù)以上設計要求和工況圖中壓力、流量和功率的變化情況，初擬定系統(tǒng)的整體方案如下： 該系統(tǒng)宜采用開式油路。系統(tǒng)所選用的回路和組成元件見表3-6。表中確定了系統(tǒng)的基本結構，由這些回路組合的系統(tǒng)已基本能滿足要求，只是還需增補輔助元件。完善的系統(tǒng)如圖3-5所示。 表3-6折彎機液壓系統(tǒng)的組成部分和特點 Table 3-6 the hydraulic system components and features of bending machine 回路名稱 主要組成元件 性能和特點 調速回路 限壓式變量泵、調速閥 回油節(jié)流不需另設背壓閥，減少壓力損失；確保運動穩(wěn)定 快進回路、快進到工進的換接回路 二位二通電磁閥 液壓缸差動連接能保證大致相同的快進和快退速度。 保壓回路 液控單向閥 這種回路保壓時間長，壓力穩(wěn)定性高 換向回路 三位五通電磁閥 切換迅速 卸荷回路 三位五通電磁閥 操縱迅速，方便 對照表3-6和圖3-4可見，在變量泵進口處增加粗濾油器1；在調速閥7的進口處增加精濾油閥6。該系統(tǒng)的動作循環(huán)見表3-7。 表3-7折彎機液壓系統(tǒng)動作循環(huán)表 Table 3-7 the table of moves cycle of the hydraulic system 信號來源 動作名稱 電磁鐵工作狀態(tài) 1DT 2DT 3DT 按下啟動按鈕 系統(tǒng)處于卸荷狀態(tài) ─ ─ ─ 按下缸快速推進按鈕 凸模快進 + ─ + 凸模壓下工進行程開關2S 凸模工進 + ─ ─ 壓力繼電器10發(fā)出信號 系統(tǒng)處于保壓狀態(tài) ─ ─ ─ 時間繼電器12發(fā)出信號 凸?？焱? ─ + ─ 凸模壓下行程開關1S 凸?；卦? ─ ─ ─ 3.3.2 液壓系統(tǒng)工作原理分析 如圖3-5為折彎機的液壓系統(tǒng)圖，圖中各元件是：1—粗過濾器；2—液壓泵；3—三位五通電磁閥；4—液壓缸；5—二位二通電磁閥；6—精濾油器；7—調速閥；8、9—液控單向閥；10—壓力繼電器；11—溢流閥。 該系統(tǒng)的工作原理如下 圖3-5液壓系統(tǒng)圖 Figure 3-5 the plans of hydraulic system 1）啟動 按下啟動按鈕，泵2啟動，此時系統(tǒng)中所有電磁鐵均處于失電狀態(tài)，泵2輸出的油經(jīng)電磁換向閥3流回油箱（處于卸荷狀態(tài)），系統(tǒng)實現(xiàn)空載啟動。 2）凸?？焖偾斑M 按下液壓缸快速推進按鈕，電磁鐵1DT、3DT得電，電液換向閥3換左位接入系統(tǒng)，二位二通電磁閥接通，液壓缸實現(xiàn)差動連接，液壓缸帶動凸模實現(xiàn)空載快速運動。此時系統(tǒng)的油液流動情況位： 進油路：液壓泵2─三位五通電磁閥3左位─液控單向閥8─液壓缸4無桿腔。 液壓缸4有桿腔─三位五通電磁閥3左位─二位二通電磁閥5上位─液控單向閥8─液壓缸4無桿腔。 回油路：液壓缸4有桿腔─液控單向閥9─三位五通電磁閥3左位─精濾油器6─調速閥7─油箱。 3）凸模慢速接近工件并加壓 當凸模前進到一定位置時（事先調好），壓下行程開關2S后，壓力繼電器10發(fā)出信號，使電磁鐵3DT失電，結束液壓缸差動連接，液壓缸有桿腔油液經(jīng)三位五通電磁閥3左位、精濾油器6、調速閥7回油箱。凸模在泵2供油的壓力油作用下慢速接近要壓制成型的工件。當凸模接觸工件后，由于負載急劇增加，使液壓缸無桿腔壓力進一步升高，壓力反饋使泵2的輸出流量將自動減小。此時系統(tǒng)的油液流動情況為： 進油路：液壓泵2─三位五通電磁閥3左位─液控單向閥8─液壓缸4無桿腔。 回油路：液壓缸4有桿腔─液控單向閥9─三位五通電磁閥3左位─精濾油器6─調速閥7─油箱。 4）保壓 當液壓缸無桿腔壓力達到預定值時，壓力繼電器10發(fā)出信號，使電磁鐵1DT失電，三位五通電磁閥回中位，液壓缸無桿腔和有桿腔封閉，由于液控單向閥8具有良好的密封性能，使液壓缸無桿腔實現(xiàn)保壓，其保壓時間由壓力繼電器10控制的時間繼電器調整實現(xiàn)。在液壓缸無桿腔保壓期間，液壓泵2經(jīng)由電磁換向閥3后卸荷。 5）凸?？焱嘶爻? 當保壓過程結束，時間繼電器發(fā)出信號，使電磁鐵2DT得電，三位五通電磁閥3右位接入系統(tǒng)，此時凸模實現(xiàn)空載快速退回。此時系統(tǒng)的油液流動情況為： 進油口： 液壓泵2─三位五通電磁閥3右位─液控單向閥9─液壓缸有桿腔。 出油口： 液壓缸無桿腔─液控單向閥8─三位五通電磁閥3右位─油箱。 6）凸模回程原位 當凸?？焱酥列谐虛鯄K壓下行程開關1S，使電磁鐵2DT失電，三位五通閥中位接入系統(tǒng)，液控單向閥9將液壓缸有桿腔封閉，凸模在起點原位停止不動。液壓泵輸出油液經(jīng)電磁換向閥3回油箱，液壓泵2卸荷。 3.4計算和選擇液壓元件 3.4.1確定液壓泵規(guī)格及液壓泵驅動電機的功率 （1）計算液壓泵的最大工作壓力 由圖3-4表明，液壓缸的最大工作壓力出現(xiàn)在工進階段，其對應流量為7.4L/min，由表3-8知可取進油路上壓力損失為0.3Mpa,壓力繼電器調整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力之值為0.5Mpa，則液壓泵的最大工作壓力應為： （3-16） 表3-8 進油路總壓力損失經(jīng)驗值 Table 3-8 the experience pressure loss of circuit 系統(tǒng)結構情況 總壓力損失 一般節(jié)流調速及管路簡單的系統(tǒng) 0.2~0.5 進油路有調速閥及管路復雜的系統(tǒng) 0.5~1.5 （2）計算液壓泵的流量 液壓缸所需的最大流量38.2L/min作為選擇液壓泵流量的主要依據(jù)，若回路中泄漏按液壓缸輸入流量的5%估計，由于溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，則液壓泵的總流量應為： （3-17） (3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 根據(jù)以上的壓力和流量的數(shù)值查閱產品目錄，最后確定選擇5ZKB725型拄塞泵。其參數(shù)為：額定工作壓力16Mpa,最高工作壓力25Mpa;排量：106.7ml/r;額定轉速1450r/min。將計算值和標定值進行比較，計算壓力為15.77Mpa，小于液壓泵的額定工作壓力16Mpa，且不在液壓泵最大壓力下長期工作，因而可用。計算流量為43.11L/min，所以流量也能夠用。液壓泵額定轉速為1450r/min，滿足使用要求，綜上可知此液壓泵可用。 由于液壓缸在工進時輸入功率最大，這相當于液壓泵輸出壓力為15.77Mpa，流量43.1L/min，如取齒輪泵的總效率為，則液壓泵驅動電機所需功率為： （3-18） 根據(jù)此數(shù)值查閱電機產品目錄，最后選定Y系列(IP44)三相異步電動機，其型號為Y200L-4，其額定功率為30 kW，轉速為1470 r/min。電動機和液壓泵之間用聯(lián)軸器連接。 3.4.2 確定其它元件及輔助元件 (1) 確定閥類元件及輔件 確定閥和各類輔助元件時，應先計算出液壓缸的進出口的流量。快進（差動連接油路）時，液壓泵給液壓缸無桿腔的流量為： （3-19） 從液壓缸有桿腔排出的流量為： （3-20） 流經(jīng)液壓缸無桿腔進油口的流量Q（忽略流經(jīng)調速閥7的流量）： （3-21） 工進時，進入液壓缸無桿腔的流量為： （3-22） 從液壓缸無桿腔排出的流量為： （3-23） 快退時，進入液壓缸有桿腔的流量，由于滿足式 的要求，將液壓泵的流量調定為38.2L/min，故也為38.2L/min。其快退時液壓缸的運動速度為： （3-24） 快退時從液壓缸無桿腔排出的流量為： （3-25） 將上列數(shù)據(jù)列于表3-9，以便選定閥和各輔助元件。由圖3-3中各種閥和其他輔助元件的選定為：二位二通電磁閥5選為DG4S2U-012A型，其額定壓力為21Mpa，許用流量（額定流量）為40L/min。而通過該閥的流量為35.4L/min，所以該型號的二位二通電磁閥可用。系統(tǒng)中各元件的選定見表3-10。 表3-9 折彎機液壓缸兩腔的進出流量 L/min Table 3-9 the in and out traffic of the two hydraulic cylinders of bending machine L / min 油腔名稱 快進 工進 快退 進入流量 排出流量 進入流量 排出流量 進入流量 排出流量 無桿腔 73.6 7.4 79.4 有桿腔 35.4 3.5 38.2 表3-10 系統(tǒng)中所用的閥和輔助件 Table 3-10 the valves and auxiliary pieces of the system 系統(tǒng)圖中的序號 元件名稱 通過流量（L/min） 規(guī)格 型號 額定流量qn/L/min 額定壓力Pn/MPa 額定壓降?Pn/MPa 1 粗濾油器 38.2 ZU-H63×20S 63 32 0.1 3 三位五通 電磁閥 73.6 35DY—100BY 100 21 0.3 5 二位二通 電磁閥 35.4 DG4S2U-012A 40 21 0.2 6 精濾油器 <1 XU-10×200B 7 調速閥 <1 2FRM5 6 21 0.18 8 液控單向閥1 3.6 AY-32 a 20 B 100 32 0.04 9 液控單向閥2 38.2 AY-32 a 20 B 100 32 0.04 10 壓力繼電器 － PF—B8L － － － 11 溢流閥 4.5 YF3-E10B 10 16 － (2) 確定油管 各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸入、排出的最大流量計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出油量已與原定數(shù)值不同，所以要重新計算，如表3-11所示。 表3-11各工況實際運動速度、時間和流量 Table 3-11 the actual speed, time and traffic of different conditions 快進 工進 快退 輸入流量 排出流量 運動速度 根據(jù)這些數(shù)值，由表3-12知油液在壓力管中的流速可取4m/s, 由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為： （3-26） （3-27） 根據(jù)表3-13，這兩根油管都選用內徑25mm,外徑34mm的15號鋼的無縫鋼管。管路支架間距離，不得大于表3-14所列支架最大距離。采用焊接式管接頭。鋼管壁厚的強度計算。 （3-28） P─工作壓力 Mpa d─管子內徑mm ─許用應力 Mpa,對于鋼管（─抗拉強度）Mpa S─安全系數(shù)，當p<7 Mpa時，S=8；當p≤17.5 Mpa時，S=6；當p>17.5 Mpa時，S=4）。 已知15號鋼的抗拉強度≥378Mpa，代入數(shù)據(jù)得： 所選鋼管的壁厚: （3-29） 所以滿足條件，鋼管強度足夠。 表3-12允許流速推薦值 Table 3-12 the recommended value of allowable flow 管道 推薦流速/(m/s) 吸油管道 0. 5～1.5，一般取1以下 壓油管道 3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值 回油管道 1. 5～3 表3-13 鋼管公稱通徑、外徑、壁厚、聯(lián)接螺紋和推薦流量表 Table 3-13 the table of Pipe Nominal Path, diameter, thickness, connecting thread and recommended flow 公稱通徑mm 鋼管外徑mm 管接頭聯(lián)接螺紋mm 公 稱 壓 力 MPa 推薦管路通過流量L/min ≤2.5 ≤8 ≤16 ≤25 ≤31.5 管子厚度mm 3 4 5; 6 8 10;12 15 20 25 32 40 50 65 80 100 6 8 10 14 18 22 28 34 42 50 63 75 90 120 M10×1 M14×1.5 M18×1.5 M22×1.5 M27×2 M33×2 M42×2 M48×2 M60×2 1 1 1 1 1 1.6 1.6 2 2 2.5 3 3.5 4 5 1 1 1 1 1.6 1.6 2 2 2.5 3 3.5 4 5 6 1 1 1 1.6 1.6 2 2.5 3 4 4.5 5 6 7 8.5 1 1.4 1.6 2 2 2.5 3.5 4.5 5 5.5 6.5 8 10 1.4 1.4 1.6 2 2.5 3 4 5 6 7 8.5 10 12 0.63 2.5 6.3 25 40 63 100 160 250 400 630 1000 1250 2500 表3-14推薦鋼管彎管的最小曲率半徑 mm table 3-14the smallest radius of the recommended pipe mm 管子外徑 10 14 18 22 28 34 42 50 63 最小曲率半徑 50 70 75 75 90 100 130 150 190 支架最大距離 400 450 500 600 700 800 850 900 1000 (3) 確定油箱 初始設計時，先按經(jīng)驗公式確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后，再按散熱的要求進行校核。 經(jīng)驗公式為： （3-30） 式中 ─液壓泵每分鐘排出壓力油的容積 L ─經(jīng)驗系數(shù)，見表3-15 由此可知，油箱的容積為： 采用開式油箱。液壓油選擇N150號普通液壓油，代號為YA-N150。 表3-15 經(jīng)驗系數(shù) Table 3-15 experience factor 系統(tǒng)類型 行走機械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 高壓系統(tǒng) 1~2 2~4 5~7 10~12 3.5 驗算液壓系統(tǒng)性能 3.5.1 驗算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取=1′10-4m2/s，油液的密度取r=0.9174′103kg/m3。 (1) 判斷流動狀態(tài) 在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=89.5L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù) （3-31） 也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。 (2) 計算系統(tǒng)壓力損失 將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù) （3-32） 和油液在管道內流速 （3-33） 同時代入沿程壓力損失計算公式： （3-34） 式中 ─沿程阻力系數(shù) ─管道的長度 m ─管道內徑 m ─液流平均速度 m/s ─液壓油密度 并將已知數(shù)據(jù)代入后，得 （3-35） 可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。 在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經(jīng)驗計算 （3-36） 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算 （3-37） 式中 ─閥的額定壓力損失 ─閥的額定流量 Q─通過閥的實際流量 其中的Dpn由產品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出。凸模在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下： 1）快進 滑臺快進時，液壓缸通過電磁換向閥差動連接。在進油路上，油液通過粗濾油器1、電磁換向閥3，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過液控單向閥進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為 （3-38） （3-39） （3-40） （3-41） 在回油路上，壓力損失分別為 （3-42） （3-43） （3-44） （3-45） 將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總壓力損失： （3-46） 2）工進 凸模工進時，在進油路上，油液通過三位五通電磁換向閥3、液控單向閥8進入液壓缸無桿腔。在回油路上，油液通過液控單向閥電9、三位五通電磁換向閥3、經(jīng)調速閥7返回油箱，在調速閥處的壓力損失為0.5 。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為 （3-47） 此值小于估計值。 在回油路上總的壓力損失為 （3-48） 該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.5004MPa，可見此值與初算時參考表2-4選取的背壓值基本相符。 按表2-7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為 （3-49） 此略高于表2-7數(shù)值。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則液壓泵的工作壓力為 （3-50） 此值是調整溢流閥11的調整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 3）快退 凸?？焱藭r，在進油路上，油液通過電磁換向閥3、液控單向閥9進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過液控單向閥8、電磁換向閥3返回油箱。在進油路上總的壓力損失為 （3-51） 此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 （3-52） 此值與表2-7的數(shù)值基本相符，故不必重算。 3.5.2 驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進在整個工作循環(huán)中占60%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。工進時液壓缸的有效功率為： （3-53） 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 （3-54） 由此可計算出液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 （3-55） 油箱的散熱面積： （3-56） 按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，取，則 （3-57） 設環(huán)境溫T2=25°C，則熱平衡溫度為 （3-58） 油溫在允許范圍內，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。 4 液壓缸的設計 4.1 液壓缸基本參數(shù)的確定 液壓缸一般來說是標準件，但有時也需要自行設計。本節(jié)主要介紹液壓缸主要尺寸的計算及強度，剛度的驗算方法。 ??? 液壓缸的設計是在對所設計的液壓系統(tǒng)進行工況分析、負載計算和確定了其工作壓力的基礎上進行的。首先根據(jù)使用要求確定液壓缸的類型，再按負載和運動要求確定液壓缸的主要結構尺寸，必要時需進行強度驗算，最后進行結構設計。 ??? 液壓缸的主要尺寸包括液壓缸的內徑D、缸的長度L、活塞桿直徑d。主要根據(jù)液壓缸的負載、活塞運動速度和行程等因素來確定上述參數(shù)。 4.1.1活塞直徑和活塞桿直徑的確定 為使液壓缸的快進速度和快退速度相等，故采用單活塞桿液壓缸，快進時液壓缸的進出油路用差動連接，快退時油進入有桿腔，從無桿腔排出，且取D=d，由表4-1，4-2可知，此液壓缸的額定工作壓力可取16Mpa，最大工作壓力取20Mpa。 表4-1 按載荷選擇工作壓力 Table 4-1 selection pressure by the work load 載荷 <0.5 0.5~1 1~2 2~3 3~4 >5 工作壓力 MPa <0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5~7 表4-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 Table 4-2 the work pressure of various of commonly used mechanical systems 機械類型 機床 農業(yè)機械 小型工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 1）根據(jù)載荷力的大小和選定的系統(tǒng)壓力來計算液壓缸的內徑D 計算公式為： （4-1） 式中 D─為液壓缸的內徑（活塞外徑）（mm）； F─負載力（KN）； p─工作壓力（MPa）; ─液壓缸的機械效率，取為0.95； 代入數(shù)據(jù)得： 則活塞桿直徑： （4-2） 按GB2348─80，應選用標準值分別為D=125mm,d=90mm, 4.1.2液壓缸行程S的確定 活塞行程S，在初步確定時，主要是按實際工作需要的長度來考慮，但這一工作行程并不一定是液壓缸的穩(wěn)定性能所允許的行程。為了計算行程，應首先計算出活塞桿的最大允許計算長度。該液壓缸工作時是一端剛性固定，一端自由，可由歐拉公式確定的值，即： （4-3） 式中： －最大計算長度, mm －液壓缸內徑, mm d－活塞桿直徑, mm p－工作壓力, MPa 注：上式為安全系數(shù)=3.5時。 代入數(shù)據(jù)得： 根據(jù)實際的工作需要及下表4-3，可選液壓缸的行程為320mm 表4-3液壓缸活塞行程第一系列（mm） Table 4-3 the first series of hydraulic cylinder piston stroke (mm) 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1