石油管接頭螺紋保護帽旋壓加工專用裝備設(shè)計
石油管接頭螺紋保護帽旋壓加工專用裝備設(shè)計,石油,管接頭,螺紋,羅紋,保護,維護,帽旋壓,加工,專用,裝備,設(shè)備,設(shè)計
沈陽理工大學(xué)
畢業(yè)設(shè)計說明書
石油管接頭螺紋保護帽旋壓加工專用裝備設(shè)計
鄒 宏 遠
031211－23
指導(dǎo)教師： 許 堅 題目來源： 指導(dǎo)教師
專業(yè)名稱： 機械設(shè)計制造及自動化 設(shè)計時間：2005-4
班 級： 031211 答辯時間： 2005-6-22
沈陽理工大學(xué)
畢業(yè)設(shè)計說明書
石油管接頭螺紋保護帽旋壓加工專用裝備設(shè)計
指導(dǎo)教師： 題目來源：
專業(yè)名稱： 設(shè)計時間：
班 級： 答辯時間：
沈陽理工大學(xué)機械制造系
摘 要
本次設(shè)計題目是石油管螺紋保護帽旋壓專用設(shè)備設(shè)計，在設(shè)計過程中，老師要求我們運用機電液的知識完成，設(shè)計的內(nèi)容主要包括，旋壓機床總體設(shè)計、尾頂?shù)脑O(shè)計、旋壓機構(gòu)設(shè)計、液壓控制系統(tǒng)設(shè)計、主傳動系統(tǒng)的設(shè)計、電氣系統(tǒng)及PLC的設(shè)計。
在機械結(jié)構(gòu)中主要是主軸箱的傳動設(shè)計，根據(jù)以給定的條件主軸轉(zhuǎn)速來設(shè)計主傳動系統(tǒng)能夠。同時要考慮到制動和變速機構(gòu)。主傳動系統(tǒng)的主要參數(shù)包括公比的選擇、傳動副、級比指數(shù)、齒數(shù)的確定等等。
旋壓進給機構(gòu)的設(shè)計，旋壓進給機構(gòu)主要通過查冷沖壓工藝手冊確定旋壓力，設(shè)計相應(yīng)機構(gòu)，選擇液壓缸，同時也要考慮到與機床相關(guān)部位的空間位置關(guān)系及自身的強度。
尾頂機構(gòu)是通過計算旋壓加工時零件的厚度、加工的形式、以及加工的條件來確定尾頂所需要的力量，同時選擇相應(yīng)的液壓缸、彈簧等。
床身及底座主要考慮各個部位之間的聯(lián)系，機床加工方向選用45度角向上加工主要是為了加強道軌的支撐剛度。
液壓控制系統(tǒng)設(shè)計設(shè)計內(nèi)容主要為明確設(shè)計要求，制定基本方案，繪制液壓系統(tǒng)圖，并且確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)，液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)包括載荷的組成和計算，液壓缸的主要結(jié)構(gòu)及安裝尺寸，對其它液壓控制元件輔助元件的選擇
電氣系統(tǒng)的設(shè)計即利用傳感器接收信號，PLC對采集的信號進行分析計算并輸出控制信號。PLC控制系統(tǒng)用西門子S7-200編寫。
關(guān)鍵詞：主軸箱、旋壓、尾頂、傳感器、PLC。
Abstract
Design topic whether petroleum pipeline whorl protect cap-like cover fasten and press special-purpose device design this time, in the course of designing, the teacher requires us to use the knowledge of the electromechanical liquid to finish, the content designed mainly includes, is it keep lathe overall design , design that tail carry , is it keep design , main design , electric system and design of PLC of transmission , design of organization and control system of hydraulic pressure to fasten to fasten. Design transmission , main shaft of case mainly among mechanical structure, according to with give condition main shaft rotational speed definitely is it design mainly transmission can to come. . Tail carry organization through is it is it press thickness of part when processing to fasten to calculate , form that process , and terms that process is it confirm strength that tail's carrying need to come, choose corresponding hydraulic pressure jar , spring ,etc. at the same time . Lathe bed and base consider connection of each position mainly, machine tooling direction select for use 45 horn it processes to be for strengthen dishes of support rigidity of rail mainly upwards. Hydraulic pressure control system design content mainly for designing requirement of defining, draw the systematic picture of the hydraulic pressure , and confirm the main parameter of the hydraulic pressure system, main parameter including loaded composition and calculate , hydraulic pressure of system, main structure and size of installing , hydraulic pressure of jar, control to other hydraulic pressure component auxiliary choice electric design of system of component utilize the sensor to receive the signal promptly, PLC analyses that calculates and exports the control signal to the signal that is gathered . PLC control system is written with Siemens S7-200.
Keyword：Main shaft case、fastenning pressing 、end carrying 、sensor、PLC.
前 言
此次畢業(yè)設(shè)計根據(jù)學(xué)校和老師的要求要運用機械、電子、及液壓等多方面知識來完成，機電液一體化。機電液一體化是機械工業(yè)的發(fā)展方向，是機械與微電子以及液壓技術(shù)的新型交叉科學(xué)。所謂一體化“一體化”并不是機械技術(shù)電子技術(shù)和液壓技術(shù)的簡單組合。二是互相取長補短、有機結(jié)合，以實現(xiàn)系統(tǒng)構(gòu)成的最佳化。
隨著，各項技術(shù)的發(fā)展，機械技術(shù)、電子技術(shù)、液壓技術(shù)的互相滲透也來也多，也來越快。機電液有機的結(jié)合是實現(xiàn)機電業(yè)一體化的短小、輕、薄、和智能化。本設(shè)計的特點是，以機械為主、以液壓為動力部分。
畢業(yè)設(shè)計是大學(xué)學(xué)習(xí)的最后一個教學(xué)環(huán)節(jié)，全國高教機械設(shè)計及制造專業(yè)教學(xué)指導(dǎo)委員會第三次會議記要指出，“畢業(yè)設(shè)計題目應(yīng)該以產(chǎn)品（或工程）設(shè)計類題目為主，尤其要鼓勵去工廠從高真實產(chǎn)品設(shè)計”。在實際工程設(shè)計中，學(xué)生可以得到所學(xué)過的理論基礎(chǔ)，技術(shù)基礎(chǔ)，專業(yè)課全面的訓(xùn)練，為將來做好機械設(shè)計工程師的工作，提供全面的鍛煉機會。
通過這次畢業(yè)設(shè)計，我在計算，制圖，公差與技術(shù)測量，機械原理，機械設(shè)計，金屬材料與熱處理，機械制造工藝方面的知識都受到全面的綜合訓(xùn)練，在機電液的結(jié)合方面使我受益匪淺。特別是許老師在工作中對我的耐心輔導(dǎo)，他對學(xué)生強烈的責(zé)任感和嚴謹?shù)闹螌W(xué)態(tài)度，無不給我以深刻的影響。
由于類似的大型課題第一次接觸，經(jīng)驗?zāi)芰Ψ矫娴那啡保e誤之處一定存在，懇請各位老師給予批評指正。
目 錄
摘要 ……………………………………………………………………………………………………1
Abstract ………………………………………………………………………………………………2
前言 ……………………………………………………………………………………………………3
第1 章 旋壓機床的總體設(shè)計…………………………………………………………………………1
1.1被加工零件方案設(shè)計分析旋壓設(shè)備概述………………………………………………………1
1.2 旋壓設(shè)備概述…………………………………………………………………………………1
1.3旋壓機床設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求……………………………………………………………1
1.4 旋壓機床設(shè)計步驟 …………………………………………………………………………2
1.5 旋壓機床的總體布局 ………………………………………………………………………3
第2 章 軸的設(shè)計與計算 ……………………………………………………………………………4
2.1主軸參數(shù)的選擇與計算………………………………………………………………4
2.2 選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力………………………………………………………………5
2.2 主軸的校核……………………………………………………………………………………5
第3 章 傳動設(shè)計……………………………………………………………………………………7
3.1 主傳動系設(shè)計………………………………………………………………………………7
3.1.1主軸轉(zhuǎn)速的確定………………………………………………………………………7
3.1.2公比Φ，變速范圍Rn和級數(shù)Z的確定………………………………………………7
3.1.3 選擇結(jié)構(gòu)式……………………………………………………………………………7
3.1.4確定是
否需要增加降速定比傳動副……………………………………………………8
3.1.5分配各變速組的最小傳動比，擬訂轉(zhuǎn)速圖……………………………………………8
3.1.6齒輪齒數(shù)的確定………………………………………………………………………9
3.2 帶傳動設(shè)計…………………………………………………………………………………9
3.3 摩擦式電磁離合器布置……………………………………………………………………10
3.4 直齒圓柱齒輪齒根彎曲疲勞強度計算……………………………………………………11
3.4.1 名義載荷……………………………………………………………………………11
3.4.2 計算載荷……………………………………………………………………………11
3.4.3 直齒圓柱齒輪受力分析……………………………………………………………12
3.4.4 直齒圓柱齒輪齒根彎曲疲勞強度計算……………………………………………12
第4 章 進給機構(gòu)設(shè)計………………………………………………………………………………14
4.1 旋輪座………………………………………………………………………………………14
4.2旋壓力的計算 ………………………………………………………………………………14
4.3旋壓頭 ………………………………………………………………………………………15
第5章 尾頂?shù)脑O(shè)計…………………………………………………………………………………16
5.1 尾座的要求…………………………………………………………………………………16
5.2 尾頂力的計算………………………………………………………………………………16
5.3 尾頂?shù)慕Y(jié)構(gòu)設(shè)計……………………………………………………………………………17
第6章 支撐部件導(dǎo)軌的設(shè)計………………………………………………………………………18
6.1 設(shè)計原則…………………………………………………………………………………18
6.2 床身的設(shè)計………………………………………………………………………………18
6.3 導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)設(shè)計…………………………………………………………………………19
6.4 導(dǎo)軌材料與熱處理………………………………………………………………………19
6.5導(dǎo)軌的技術(shù)要求 …………………………………………………………………………19
第7章 液壓系統(tǒng)的設(shè)計計算 ………………………………………………………………………21
7.1液壓力的計算 ……………………………………………………………………………21
7.2確定液壓元件主要參數(shù) …………………………………………………………………24
7.3確定液壓系統(tǒng)方案及擬訂液壓系統(tǒng)原理圖………………………………………………26
7.4將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng)………………………………………………………………27
7.5液壓輔助元件 ……………………………………………………………………………27
7.6 驗算液壓系統(tǒng)性能 ………………………………………………………………………28
第8章 機床電路設(shè)計 ………………………………………………………………………………30
8.1電氣控制部件介紹 ………………………………………………………………………30
8.2控制過程分析和設(shè)備的選用……………………………………………………32
8.3 PLC編程…………………………………………………………………………………34
結(jié)論……………………………………………………………………………………………………35
致 謝………………………………………………………………………………………………36
參 考 文 獻 …………………………………………………………………………………………37
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沈陽理工大學(xué)機械制造系
第一章 旋壓機床的總體設(shè)計
1.1被加工零件方案設(shè)計分析
本次畢業(yè)設(shè)計我的課題是石油管接頭螺紋保護帽旋壓加工專用設(shè)備設(shè)計，指定的被加工零件為石油管接頭螺紋保護帽，零件圖見圖。工件的材料為鋼，被加工的部位是管件中部，要求加工成向內(nèi)凹進一段，年生產(chǎn)率為50萬件。由于其表面粗糙度要求不高，因此旋壓機床的控制精度不高。
1. 2旋壓設(shè)備概述
金屬旋壓中普通旋壓是我國一項發(fā)明，并是具有悠久歷史的工藝技術(shù)，而強力旋壓確是本世紀五十年代以后國外在此基礎(chǔ)上迅速發(fā)展起來的。這種成型技術(shù)具有變形條件好、制品性能高、尺寸公差小、材料利用率高、制品范圍廣、可制成整體無縫空心回轉(zhuǎn)體零件等優(yōu)點。他已經(jīng)在各先進工業(yè)國家的工業(yè)部門中顯示出其先進性、實用性和經(jīng)濟性。值得指出的是，旋壓技術(shù)和設(shè)備成功的應(yīng)用，不僅促進了航空、火箭、導(dǎo)彈、和人造衛(wèi)星等尖端技術(shù)的發(fā)展，而且在常規(guī)兵器、化工、冶金、機械制造、電子以及輕工民用等工業(yè)部門中，一種量大面廣的技術(shù)裝備和產(chǎn)品。也就是說，他已作為一項新技術(shù)與傳統(tǒng)工藝方法并行地發(fā)展著，并且已形成近代金屬壓力加工的新領(lǐng)域。
1.3旋壓機床設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求
旋壓是一種綜合了鍛造、擠壓、拉伸、彎曲、環(huán)軋和滾壓等工藝特點的先進工藝。這種工藝分為普通旋壓和強力旋壓（或變薄旋壓），統(tǒng)稱為“旋壓”旋壓加工用的機械設(shè)備，稱為“旋壓機”或“旋壓機床”將其畫如金屬壓力加工設(shè)備中。評價評加旋壓機床性能的優(yōu)劣，主要是根據(jù)下述的技術(shù)-經(jīng)濟指標(biāo)來判斷的，這些指標(biāo)也就是設(shè)計機床是要達到的具體要求。
一 工藝的可能性
機床的工藝可能性是指機床適應(yīng)不同生產(chǎn)要求的能力。大致包括下列內(nèi)容：（1）在機床上可以完成的工序種類；（2）加工零件的類型、材料和尺寸范圍；（3）毛坯的種類等。本次設(shè)計的機床主要是通過熱旋壓來加工管類零件零件的材料用A3鋼因為此種鋼材它的韌性大容易擠壓成型，被加工零件的直徑在150mm以內(nèi)。
二 加工精度和表面光潔度
機床的加工精度是指被加工零件在尺寸、形狀和相互位置等方面所能達到的準確程度。影響機床加工精度的因素有很多，如機床的幾何精度、傳動精度、運動精度和剛度等。每種機床的加工精度和表面光潔度都必須符合所加工零件的要求。但是也不能脫離實際需要盲目的提高機床的加工精度和光潔度，否則會提高機床的成本。因為本道工序所要求加工零件的精度及表面光潔不很低所以在機床精度控制上就不需要精度很高的傳感器。
三 生產(chǎn)率
機床的生產(chǎn)率通常是指在單位時間內(nèi)機床所能加工的工件數(shù)量。要提高機床的生產(chǎn)率必須縮短加工一個工件的平均時間，其中包括縮短切削加工時間，輔助時間以及分攤到每個工件上的準備和結(jié)束時間。對于此熱旋加工機床時間上分自動加工時間、上下工件時間。上下料時間是人為地不能改變，只能通過人的經(jīng)驗以及操作的熟練程度來提高，而自動加工時間主要是通過傳感器來采集信號PLC來控制，可以通過同時運行兩個步驟或提高流速來縮短時間。
四 自動化程度
為了提高勞動生產(chǎn)率、減輕工人的勞動強度和更好的保證加工精度和精度的穩(wěn)定性，機床應(yīng)盡量提高自動化程度。本機床因為毛坯料是加熱件自動上下料很難實現(xiàn)所以 只能實現(xiàn)半自動化。
五 結(jié)構(gòu)、制造與維修
在滿足使用要求的前提下，機床的結(jié)構(gòu)應(yīng)盡量簡單，工藝性要好，容易制造和裝配，維修方便等。本機床主要是參照CA6140設(shè)計的，其結(jié)構(gòu)工藝性、制造與維修都很方便。
1.4 旋壓機床設(shè)計步驟
1. 調(diào)查研究
在管接頭螺紋保護帽中通過旋壓加工出來的零件其結(jié)構(gòu)的剛度與強度都會比金屬切削機床加工出來的零件高，而且來料浪費小，制造工藝簡單等優(yōu)點。對于此設(shè)計師有先例的，此種工藝結(jié)構(gòu)已通過了科學(xué)的實驗，取得了足夠的數(shù)據(jù)，有很多數(shù)據(jù)以應(yīng)用到此設(shè)計中
2. 方案的擬定
在調(diào)查和科學(xué)實驗的基礎(chǔ)上，擬定了此方案，工藝的分析可行，主要技術(shù)參數(shù)通過演算，中布局合理，傳動系統(tǒng)通過齒輪傳動，液壓系統(tǒng)及電氣系統(tǒng)的設(shè)計
3．工作圖設(shè)計首先繪制機床總圖和各部件裝配圖。為了是各部件能夠同時而且較為協(xié)調(diào)的設(shè)計，一般應(yīng)畫出機床的總體尺寸關(guān)系圖，在圖中確定各部件的輪廓尺寸和各部件的聯(lián)系的相關(guān)尺寸，以保證各部件在空間不發(fā)生干涉并能配合工作。同時畫出機床的傳動系統(tǒng)圖、液壓系統(tǒng)圖和電氣系統(tǒng)圖，并進行必要的計算。
1.5 旋壓機床的總體布局
機床總體布局的目的，是按照簡單、合理、經(jīng)濟的原則，制定一種實現(xiàn)加工要求的方案。他基本上是由工藝方法，運動分配，工件尺寸、重量、精度、表面光潔度以及生產(chǎn)效率等因素所決定。
專用機床上加工工件的工藝方法是多種多樣的。在總體布局時，往往由于工藝方法的改變，導(dǎo)致機床的運動、傳動、部件配置以及結(jié)構(gòu)等產(chǎn)生一系列變化。故在確定專用機床的總體布局方案時，應(yīng)首先分析和選擇合理的工藝方法。對于旋壓機床來說主軸旋轉(zhuǎn)用電機帶動，進給力由液壓提供，尾頂力也由液壓提供，各個方向運動控制由PLC控制。
第2章軸的設(shè)計與計算
2.1主軸參數(shù)的選擇與計算
(1)由《金屬切削機床設(shè)計》表5-5選取主軸材料牌號為45鋼，調(diào)質(zhì)熱處理，硬度為HB220~250,許用彎曲應(yīng)力[]=55Mpa
(2)由表5-12選取主軸前徑直徑=120mm
則主軸后軸徑為=（0.7~0.8）=0.75100=75mm
主軸的平均直徑為===85mm
取主軸的孔徑為d=50mm
校核壁厚 ==0.6在0.6~0.65在范圍內(nèi)，所以主軸壁厚合格。
（3）主軸前端懸伸量a的確定
主軸懸伸量a指的是主軸前端面到前軸承徑向反力作用(中點或前徑向支承中點)的距離。它主要取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)、前支承配置和密封裝置的形式和尺寸，由結(jié)構(gòu)設(shè)計確定。由于前端懸伸量對主軸部件的剛度、抗振性的影響很大，因此在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，設(shè)計時應(yīng)盡量縮短該懸伸量。
由表5-14選取類型Ⅰ，即=1，則懸伸量a=120mm
（4）主軸主要支承間跨距L的確定
合理確定主軸主要支承見間的跨距L，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距越小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前軸端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前軸端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前端較大的位移。因此存在一個最佳跨距，在該跨距時，因主軸彎曲變形和支承變形引起主軸前端的總位移量為最小。一般取=(2~3.5）。但是在實際結(jié)構(gòu)設(shè)計時，由于結(jié)構(gòu)上的原因，以及支承剛度因磨損會不斷降低，主軸主要支承間的實際跨距L往往大于上述最佳跨距。
（5）主軸傳動件位置的合理布局
1傳動件在主軸上軸向位置的合理布局
合理布置傳動件在主軸上的軸向位置，可以改善主軸的受力情況，減小主軸變形，提高主軸的抗振性。合理布置的原則是傳動力引起的主軸彎曲變形要??；引起主軸前軸端在影響加工精度敏感方向上的位移要小。因此主軸上傳動件軸向布置時，應(yīng)盡量靠近前支承，有多個傳動件時，其中最大傳動件應(yīng)靠近前支承。
2驅(qū)動主軸的傳動軸位置的合理布局
主軸受到的驅(qū)動力相對于切削力的方向取決于驅(qū)動主軸的傳動軸位置。應(yīng)盡可能將該驅(qū)動軸布置在合適的位置，使驅(qū)動力引起的主軸變形可抵消一部分因切削力引起的主軸軸端精度敏感方向的位移。
主軸合理跨距的選擇
2.3 主軸部件的驗計算
主軸結(jié)構(gòu)尺寸不要包括平均直徑D
2.2 選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力
根據(jù)軸的工作要求，并考慮工藝性和經(jīng)濟性，選擇45鋼正火處理。由表10-1查得強度極限 ób=600Mpa，由表10-3查得其許用彎曲應(yīng)力【ó-1b】=55Mpa。
2.3主軸的校核
1繪制軸受力簡圖(圖a)
2繪制垂直面彎矩圖(圖b)
軸承支承反力
===175.3N
=+=982+175.3=1157.3N
計算彎矩
截面c右側(cè)彎矩 ==1157.3=85.06N.m
截面c左側(cè)彎矩 ==175.3=12.88N.m
3繪制水平彎矩圖(圖c)
軸支承反力====1309N
截面c處彎矩==1309=96.2N.m
4繪制合成彎矩圖(圖d)
===128.4N.m
===97.06N.m
5繪制轉(zhuǎn)矩圖(圖e)
T=9.55=9.55=260N.m
6繪制當(dāng)量彎矩圖(圖f)
轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，取=0.6,截面c處的當(dāng)量彎矩為===202N.m
7校核危險截面的強度
===2.77Mpa<55Mpa
第三章傳動設(shè)計
3．1主傳動系設(shè)計
大體來說，住傳動系統(tǒng)設(shè)計包括運動設(shè)計、結(jié)構(gòu)設(shè)計和動力計算（即驗算）。主傳動系設(shè)計大致分如下步驟：
1.擬定轉(zhuǎn)速系統(tǒng)。
2.進行傳動件的初步計算。
3.進行結(jié)構(gòu)設(shè)計及傳動件驗算。
3.1.1主軸轉(zhuǎn)速的確定
根據(jù)公式n=1000V2/ПD2
V----選定的切削轉(zhuǎn)速 d-----工件直徑
專用機床用于完成特定的工藝，因此主軸不需太多的轉(zhuǎn)速，主軸共有六級轉(zhuǎn)速，即：n=240，n=316，n=340，n=380，n=450，n=540。為了使轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速相對均勻，設(shè)某一工序所要求的合理轉(zhuǎn)速為n，而在機床上沒有n這級轉(zhuǎn)速，所以產(chǎn)生轉(zhuǎn)速損失，其相對損失為：
A=（n-nj）/n=1-nj/nj+1=1-200/254=20.6%
所以，損失是均勻的。
3.1.2公比Φ，變速范圍Rn和級數(shù)Z的確定
對于大批量生產(chǎn)的專門化機床由于他的生產(chǎn)率高，轉(zhuǎn)速損失影響很大，又不經(jīng)常變速，所以選用公比Φ=1.12。變速范圍Rn=nmax/nmin=540/240=2.25
轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=1+lgRn/lgΦ=
3.1.3 選擇結(jié)構(gòu)式
一． 確定變速組的數(shù)目和變速組中傳動副的數(shù)目
通常采用傳動副P=2或3。因此6=2X3共需兩個變速組
二． 確定不同傳動副的變速組的排列次序
根據(jù)“前多后少”的原則；選擇：6=3X2的方案
三． 確定變速組的擴大順序
根據(jù)“前密后疏”的原則；選擇6=31X23的結(jié)構(gòu)式。
四． 驗算變速組的變速范圍
最后擴大組的變速范圍R=Φ（PJ-1）XJ=1.123=1.4<8
在允許的變速范圍之內(nèi)。
3.1.4確定是否需要增加降速定比傳動副
該專用機床的主傳動系統(tǒng)的總降速比為240/540=1/2.5，兩個變速組的最小降速比為1/4，則總降速比為1/16，這樣無須增加降速的定比傳動副。為使變速組降速緩慢，以減少結(jié)構(gòu)的徑向尺寸，在電動機軸和主傳動系統(tǒng)前增加一對38/50的降速傳動齒輪副；這樣，也有利于變形機床的設(shè)計，改變降速傳動齒輪副的傳動比，就可以將主軸6級轉(zhuǎn)速一起提高或降低。
3.1.5分配各變速組的最小傳動比，擬訂轉(zhuǎn)速圖
主傳動系統(tǒng)共需4根軸，再加上電機軸，共需5根軸。
1. 決定軸4-5的降速比
主軸上的齒輪需要大一些，所以最后一個變速組的最小降速比為Umin=1/1
最大降速比Umax=1/1.065=1/1.41
2. 決定其余變速組的最小傳動比
根據(jù)“前緩后急”的原則，軸2-3間有一個分支為升速U1=1.064=1/1.25其他為降速U2=1/1=1
U3=1/1.065=1/1.33
3．畫出各變速組的傳動比連線，按基本組的級比指數(shù)X0=1，第一擴大組X1=3，畫出各變速組的傳動比連線，如圖
3.1.6齒輪齒數(shù)的確定
采用查表法
在Ⅱ-Ⅲ變速組中，
1. 傳動比U1=0.8；U2=1；U3=1/1.33最小. 降速比出現(xiàn)U3=1/1.33。
2．為了避免根切和結(jié)構(gòu)設(shè)計的需要,取Zmin>=30。
3. 從表2-1中找出U3=1/1.33的倒數(shù)1.33這一行中找到Zmin=30時,查到最小齒數(shù)和Sz=70。
4. 確定合理的齒數(shù)和Sz,并根據(jù)它決定各齒輪的齒數(shù)
由U1=0.8,的一行中找出Z1=38;則Z11=Sz-Z1=70-38=32.
由U2=1,的一行中找出Z2=35;則Z22=Sz-Z2=70-35=35.
由U3=I.33,的一行中找出Z3=30;則Z33=Sz-Z3=70-30=40.
同上,在Ⅳ-Ⅴ變速組中
1. 傳動比U1=1,U2=1/1.44.最小傳動比出現(xiàn)在U2=1/1.44。
2. 取Zmin=40.
3. 從表2-1中找出U2=1/1.44的倒數(shù)1.44這一行中找到Zmin=33時,查到最小齒數(shù)和Sz=80。
4. 確定合理的齒數(shù)和Sz,并根據(jù)它決定各齒輪的齒數(shù)
由U1=1,的一行中找出Z1=40;則Z11=Sz-Z1=80-40=40.
由U2=1.44,的一行中找出Z2=33;則Z22=Sz-Z2=80-33=47.
計算三聯(lián)滑動齒輪塊的齒數(shù)后,還需要檢查三聯(lián)齒輪塊相鄰的齒數(shù)關(guān)系,以保證左右滑移時能順利通過,不會發(fā)生碰撞.所以,要求三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪與相鄰的次大齒輪之間的齒數(shù)應(yīng)大于4.上面所設(shè)計的三聯(lián)滑移齒輪正好滿足此要求。
3. 2帶輪的設(shè)計
一． 選擇普通V帶截型
由表5-9查得KA=1.3；
由式（5-11）Pc=KA P=1.3x5.5=7.15
由圖5-10，選用B型V帶。
二． 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速
由圖5-10知，推薦的小帶輪的基準直徑為125——140；則取dd1=140mm>ddmin=128mm。
故有：dd2=（n1/n2）dd1=750X128/600=160
由表5-4，取dd2=160mm
實際從動轉(zhuǎn)速：n2=n1 dd1 /dd2=750X128/160=600r/min
轉(zhuǎn)速誤差：(n2-n2`)/n2=(600-750)/600=-0.25<-0.05
允許。
帶速：v=3.14X128X750/(60x1000)=5.024m/s
在5——25mm范圍內(nèi)，帶速合適。
三． 確定帶長和中心距A和帶長L
由式（5-14）0.7(dd1 +dd2)≤A≤2(dd1 +dd2)
0.7X(128+160)≤A≤2X(128+160)
201.6≤A≤576
膠帶節(jié)線周長 : =1252.8
四.校核小輪包角
=175.2度
因為大于120度所以設(shè)計合適。
3.3 主傳動的開停裝置與制動裝置
開停裝置與制動裝置主要是通過兩個電磁離合器交錯閉合與斷開來實現(xiàn)的。是用來控制主運動執(zhí)行件的啟動與停止，停止后立即制動，可直接開停機床的主傳動系統(tǒng)的動力源或者用離合器接通，斷開主運動執(zhí)行件與動力源間的傳動鏈。
為了使機床在裝卸工件，測量被加工面尺寸更方便，迅速。要求機床主傳動執(zhí)行件盡快的停止。所以我采用了兩個電磁離合器；當(dāng)離合器M1閉合，M2打開，實現(xiàn)的是主軸正常旋轉(zhuǎn)；當(dāng)離合器M1打開，M2閉合，實現(xiàn)的是制動。是根據(jù)齒差的原理當(dāng)兩對齒輪在兩個相同的軸之間嚙合時由于齒數(shù)差不同，無法正常嚙合，即主軸立即停止轉(zhuǎn)動，電機正常轉(zhuǎn)動。這樣，可避免電機頻繁啟動引起的發(fā)熱，燒壞，甚至因啟動電流大而影響車間電網(wǎng)正常供電。也可以降低工人的勞動強度，縮短輔助加工時間，提高自動化程度，提高生產(chǎn)率，操作更方便等優(yōu)點。
旋壓機床上選用的電磁力和記的型號與參數(shù)如下表：
型號
DLMO-6.3
摩擦片許用相對轉(zhuǎn)速
3000
許用動轉(zhuǎn)距N.m
50
空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)距
1.0N
許用靜轉(zhuǎn)距N.m
80
重量
2.8kg
3.4 直齒圓柱齒輪齒根彎曲疲勞強度計算
3.4.1 名義載荷
根據(jù)齒輪傳遞的名義功率P(kW)、轉(zhuǎn)速n（r/min）計算得到齒輪傳遞的名義轉(zhuǎn)距T(N.mm):
由名義轉(zhuǎn)距求得與齒輪分度圓d相切的圓周力：
3.4.2 計算載荷
考慮原動機和工作機的不平穩(wěn)，齒輪嚙合時產(chǎn)生的動載荷，載荷沿齒面接觸線分布不平均及載荷在同時嚙合齒對之間分配不平均等因素對齒輪強度的不利影響，對名義載荷乘以載荷系數(shù)K：
式中： ——使用系數(shù)； 查表6-7得 =2.0
——動載系數(shù)； 查圖6-6得 =1.6
——齒相載荷分布系數(shù)； 查圖6-8得 =1.0
——齒間載荷分布系數(shù)； 查表6-8得 =1.1
所以計算載荷為25813.2N
3.4.3 直齒圓柱齒輪受力分析
在分析齒輪傳動受力時，用齒寬中點的集中力代替沿齒寬的分布力，并忽略摩擦力。
齒輪間的作用力是沿著嚙合先作用在齒面上的，此力的方向即為齒面在該點的法線方向，因而稱為法向力。為了明確力的作用效果，分度圓上法向力常分解為切于分度圓的圓周力和指向軸心的徑向力。計算公式如下：
圓周力
徑向力 =2668.6N
法向力
——分度圓壓力角
3.4.4 直齒圓柱齒輪齒根彎曲疲勞強度計算
齒輪的彎曲疲勞強度齒根處最弱。由于齒輪的輪體剛度較大，可以把齒輪簡化為寬度b的懸臂梁。目前常用30度切法線確定危險截面的位置。
計算齒輪彎曲疲勞強的時，應(yīng)當(dāng)確定齒根產(chǎn)生最大彎距時的載荷作用點。一般情況下在齒頂受力時，至少有兩對齒接觸，此時齒根的彎曲應(yīng)力并不是最大值。因此，應(yīng)以單對齒嚙合區(qū)的上限界點D(圖6-16)作為最大載荷的作用點。這種計算方法比較復(fù)雜，，通常只用于6級精度以上的高精度齒輪傳動彎曲強度計算。對于制造精度較低（如7、8、9級精度）的齒輪傳動，由于制造誤差大，并考慮到安全，設(shè)計中按在齒頂接觸的輪齒承受全部載荷導(dǎo)出計算公式，在以重合度系數(shù)進行修正。
在齒根危險截面上，切向力引起彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力，徑向上引起壓應(yīng)力（圖6-17）。其中切應(yīng)力和壓應(yīng)力起的作用很小，疲勞裂紋往往從齒根受拉邊開始發(fā)生。因此，只考慮最危險的彎曲拉應(yīng)力，齒根彎曲疲勞強度計算以受拉邊為計算依據(jù)。由此可列出齒輪彎曲疲勞的強度計算條件為
式中： ——齒根彎曲應(yīng)力；
——齒根彎曲力矩；
W——齒根危險截面的抗彎截面系數(shù)；
——齒根彎曲需用應(yīng)力。
由圖5-17可得： 。
式中： b——齒寬；
h——力作用點到危險截面的距離；
s——齒根危險截面厚度。
將M和W計算式代入上式得
式中： ——齒型系數(shù)； 由圖6-18查的 =2.5
——應(yīng)力修正系數(shù)； 由圖6-18查的 =1.62
——重合度系數(shù)； 由圖6-18查的 =1.0
通過計算驗證了齒輪彎曲疲勞強度合格。
結(jié)論：齒輪在制動時不會斷齒。
第4 章 進給機構(gòu)設(shè)計
4.1 旋輪座
旋輪座是用來裝夾旋輪頭，并使旋輪按照工藝過程的要求，實現(xiàn)工作進給和快速行程，即完成旋壓成型的基本運動循環(huán)的部件。它們對旋壓機的應(yīng)用范圍、加工精度、生產(chǎn)率和使用的方便程度等都有直接的影響。為此旋輪座應(yīng)滿足的要求：
1 滿足旋壓工藝過程所提出的要求。由于要加工的零件加工部位比較窄，所以用單個旋壓輪一次徑向進給加工完成，無軸向進給。
2 要求旋輪在旋輪座上相應(yīng)裝夾部位能牢固地安裝。并且比較方便，有時還要求在安裝時可以精確的調(diào)整其位置，
3 旋輪座的整個部件應(yīng)具有足夠的剛度，保證必要的加工精度和避免產(chǎn)生振動現(xiàn)象。
4運動精度應(yīng)該高，因為旋輪座的橫向滑架和縱向滑架的運動精度，，以及多旋輪時它們的同步運動精度都將直接反映到旋壓件的幾何形狀精度、尺寸精度和表面光潔度。
5要求操作方便和安全，因為旋輪座時操作人員經(jīng)常接近和操作的部件之一，因此它們設(shè)計的好壞在很大程度上決定了旋壓機的操作是否方便和安全。
旋輪座的設(shè)計如右圖
4.2旋壓力的計算
在旋壓加工時會有兩向力1是軸向的旋壓力，2是徑向的旋壓力根據(jù)《冷沖壓工藝手冊》來計算旋壓機床加工零件是的旋壓力。
——周向分力
——徑向分力
——軸向分力
P——主軸功率
——毛坯厚度
——毛坯平均屈服點
a——錯距離
——旋輪頂端圓角半徑
——旋軸半徑
m——摩擦因子
由圖8查的 =2—4 取=3
由圖9查的 =1.9
由圖10查的 =20
由圖11查的 =0.01
由圖12查的 =0.01
由圖13查的 =10
4.3 旋壓頭
旋壓頭的結(jié)構(gòu)如下圖所示：
第五章 尾頂?shù)脑O(shè)計
5.1 尾座的要求
對于所有普通性旋壓機、封頭旋壓機和部分管材旋壓機等都有尾部部件。尾座通常被用來將毛坯頂緊在芯模的端面上，在旋壓時以使毛坯、芯模隨同主軸一起旋轉(zhuǎn)，保證旋壓過程順利地進行。管材反旋時，有的不用尾座，有時也用于頂緊芯模。對其他的旋壓法，也可用于安裝內(nèi)旋輪，芯模等工具。
對旋壓機尾座的主要要求有：
1如前面旋壓工藝對設(shè)備的要求中所述，尾座的油缸應(yīng)產(chǎn)生足夠的壓緊力，使頂緊塊、毛坯及芯模之間產(chǎn)生相當(dāng)大的摩擦力和摩擦力矩，以防止毛坯在加工中發(fā)生轉(zhuǎn)動，偏移，更不允許毛坯拋出造成事故。
2要求尾座、尾頂塊的軸線與主軸軸線應(yīng)保持良好的同軸度，如要求不超過0.05毫米。
3要求在旋壓過程中不允許尾座體和油缸產(chǎn)生軸向退讓，必須要求其液壓系統(tǒng)油壓穩(wěn)定外，必要時采用一些起保險作用的所緊機構(gòu)。
4要求尾座的尾頂套轉(zhuǎn)動靈活自如，為減小非加工時間，提高設(shè)備的生產(chǎn)率，必須是尾座油缸具有一段快速進程，慢速接近和旋壓完成后快速回程的性能。
5要求在工作時，尾座的尾頂塊，頂緊桿以致頂緊套等不允許與旋輪頭等機件發(fā)生幾何干涉和碰撞。
5.2 尾頂力的計算
在通常旋壓時，把毛坯裝夾在尾座的頂緊塊和芯模端面之間。它們之間的夾緊力Q大小必須足夠，否則毛坯在旋壓力和離心力的作用下發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，甚至可能把他從工作區(qū)中拋出造成事故，這是不允許的。然而，頂緊力過大也會引起主軸和尾頂軸承過載，以致造成過早損壞。因此，必須進行正確的計算選擇。
由上述可見毛坯頂緊力的計算，是以保證在旋壓過程中毛坯相對芯模處于靜止?fàn)顟B(tài)和安全操作為條件。為達到這個目的，就要借助于它們之間的摩擦力的作用，這個摩擦力可由庫侖定律來確定。
Q==0.579800.1=400N
Q——尾頂力
——傳動速率
u——尾頂摩擦系數(shù)
5.3 尾頂?shù)慕Y(jié)構(gòu)設(shè)計
第六章 支撐部件及導(dǎo)軌的設(shè)計
支撐件是機床的基礎(chǔ)構(gòu)件，如床身、立柱、底座、箱體、刀架機工作臺等機床的各種支撐件中有的相互固定連接，有的則在導(dǎo)軌上作相對運動。
支撐件的材料，主要為鑄鐵和鋼。對于鑄鐵的支撐件，如果導(dǎo)軌與支撐件鑄為一體，則鑄鐵的牌號根據(jù)導(dǎo)軌的要求選擇。
6.1 設(shè)計原則
1提高支撐件的剛度
機床支撐件受載荷的情況是復(fù)雜的，但不外乎拉、壓、彎、扭四種情況及其組合。在可能的條件下盡量把支撐的截面做成封閉的框形。設(shè)置隔板和加強筋是提高剛度的有效辦法。特別是當(dāng)截面無法封閉時。提高連接處的局部剛度和接觸剛度提高固定接觸面的表面光潔度一便增加實際的接觸面積，固定螺釘應(yīng)在接觸面上造成一定的預(yù)壓力。
2提高阻尼
提高抗振性的途徑，除提高靜剛度和減輕重量外，還可提高阻尼。在鑄件中保留砂芯，在焊接件中填沙和混凝土，都可以達到這個目的。
3 壁厚的選擇
支撐件的壁厚應(yīng)根據(jù)工藝上的可能盡量選擇的薄一些。砂模鑄造的鑄鐵件的壁后可根據(jù)當(dāng)量尺寸C按表6-2選擇
當(dāng)量尺寸( m)
0.75
1.0
1.5
1.8
2.0
2.5
3
3.5
4.5
外壁厚(mm)
8
10
12
14
16
18
20
22
25
隔板或筋板厚（mm）
6
8
10
12
12
14
16
18
20
6.2 床身的設(shè)計
臥式床身有三種結(jié)構(gòu)形式：中小型機床的床身是安裝在床腿上的大型機床的床身是直接安裝在基礎(chǔ)上的，某些臥式床身是框架式的，本次設(shè)計的床身主要是采用中小型機床的床身結(jié)構(gòu)，將床身安裝在床腿上。床身和導(dǎo)軌是一體的。如圖6-1
6.3 導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)設(shè)計
按運動學(xué)原理，所謂導(dǎo)軌就是將運動構(gòu)件約束到只有一個自由度的裝置。這一個自由度可以是直線運動或者是旋轉(zhuǎn)運動。導(dǎo)軌裝置在機械中使用頻率較高的部件之一。
本設(shè)計采用的是普通滑動導(dǎo)軌，其特點是1.結(jié)構(gòu)簡單，使用維修方便；2.未形成完全液體摩擦?xí)r低速易爬行；3.磨損較大、壽命低、運動精度不穩(wěn)定。
根據(jù)共作條件、負載的特點，來確定導(dǎo)軌采用臥式45度結(jié)構(gòu)，采用三角導(dǎo)軌與平面導(dǎo)軌相配合，用三角導(dǎo)軌定位磨損后會自動補償，平面導(dǎo)軌起輔助支撐作用。從加工進給力方向上，導(dǎo)軌的剛度更強精度更高，但制造復(fù)雜。導(dǎo)軌的間隙調(diào)整是通過壓板和楔條來控制的
6.4 導(dǎo)軌材料與熱處理
用于導(dǎo)軌的材料應(yīng)具有良好的耐磨性、摩擦系數(shù)小和動靜摩擦系數(shù)小。加工和使用時產(chǎn)生的內(nèi)應(yīng)力小尺寸穩(wěn)定性好的性能。機床滑動導(dǎo)軌常用材料主要是主要是灰鑄鐵，通常以HT200或HT300做固定導(dǎo)軌，以HT150或HT200做動導(dǎo)軌。
6.5導(dǎo)軌的技術(shù)要求
旋壓機上的運動部件如旋輪座、尾座在床身和立柱得導(dǎo)軌上，旋輪座的橫向滑座和縱向滑座等在各自的導(dǎo)軌上座運動和調(diào)整。導(dǎo)軌的作用概括來說，是起支撐作用和導(dǎo)向作用，也就是起支撐運動部件和保證部件在外力的作用下，能準確的延一定的方向運動。因此，導(dǎo)軌的質(zhì)量在極大的程度上決定了旋壓機的工作能力和加工精度。對導(dǎo)軌的要求有如下幾點：
1要有一定的導(dǎo)向精度。
2要有良好的耐磨性。
3應(yīng)具有足夠的剛度。
4要使運動力求輕便平穩(wěn)。
5要有一定的工藝性。
導(dǎo)軌表面進行刮研處理。刮研導(dǎo)軌具有接觸良好、變形小、可以存油、外觀美等優(yōu)點。但勞動強度大、生產(chǎn)率低。刮研面每25mmX25mm面積的接觸點
數(shù)見表7-1
磨削導(dǎo)軌生產(chǎn)率高，是加工淬硬導(dǎo)軌的唯一方法，磨削導(dǎo)軌表面粗糙杜穎達到的要求Ra值為0.8
導(dǎo)軌的幾何精度主要是直線度和導(dǎo)軌間的平行度，垂直度等其精度規(guī)定在0.05以上。
表7—1 刮研導(dǎo)軌面每25mmX25mm內(nèi)接觸點數(shù)
機床類別
滑動導(dǎo)軌
移置導(dǎo)軌
欠條壓板滑動面
每條導(dǎo)軌寬度mm
小于等于250
大于250
小于等于100
大于100
高精度
機床
一級
25—30
16—20
16—20
13—16
13—16
二級
20—25
精密機床
10—20
13—16
13—16
10—13
10—13
普通機床
10—13
8—10
8—10
6—8
6—8
第七章 液壓系統(tǒng)設(shè)計計算
本次設(shè)計的機床，具有徑向和軸向兩個方向的移動及尾頂?shù)捻斁o，都采用液壓驅(qū)動，共三個液壓缸。
設(shè)計要求徑向向液壓回路能實現(xiàn)“快進----工進----快退----停止”的工作循環(huán)，軸向液壓系統(tǒng)不參與進給加工，滾擠頭對工件進行擠壓。滾擠頭的材料為合金鋼，工件材料為A3鋼。機床工作部分總重量為100Kg，快進，快退的速度V1，V3，均為0.9m/min，快進行程長度為60mm，一工進速度為0.18m/min，二工進長度為6mm，往復(fù)運動的加速，減速不超過0.2秒，動力滑臺采用導(dǎo)軌，其靜摩擦系數(shù)為fs=0.2，動摩擦系數(shù)為fd=0.1；液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件使用液壓缸。
7.1 液壓力的計算
徑向進給液壓鋼：
1.外負載
筒形變薄旋壓的兩向旋壓分力及主功率由能量法算式近似計算
Fz=
Fr=
Fr=
P=
式中 Fz-----軸向分力（N），F(xiàn)r-----徑向分力（N），F(xiàn)θ -----徑向分力（N），P-----主軸功率（KW）
t0-----毛坯厚度（mm）；б0----毛坯平均屈服極限點（Mpa）。
先由變薄率фt確定真實應(yīng)變εe（圖2），再由真實應(yīng)力бe，按A1=A2（圖3）確定б0。紫銅的真實應(yīng)力應(yīng)變曲線見圖4，
K5，K6，K7，K8------系數(shù)，可分別由圖5，圖6，圖7，圖8查得。
三向力關(guān)系是Fz>Fr> Fθ（圖表資料選自《冷沖壓工藝手冊》）
其中 t0=6mm，б0=100Mpa，λ=0o，D/2=50mm，f=0.5625mm/r，Rr=2mm，w=320r/min，可分別查得c=3.2，Х2 =15.2，b2=445，e=29，k5=1.9，k6=20，k7=0.01，k8=0.01
從而求得
則外負載為 Fg=Fz=79800N
2.慣性負載
橫向工作部件的總質(zhì)量 m=50Kg
Fm=m x Δv/Δt=50 x 5.5/60x0.2N=22.9
取23N
3.阻力負載
法向力 Fn=mg=23x10N=210N
靜摩擦力 Ffs=fs x Fn=0.2 x 230=45N
動摩擦力 Ffd=fd x Fn=0.1 x 230=23N
由此得出縱向缸在各個階段的負載
啟動：F= fs x Fn=45N
加速：F=fd x Fn+mxΔv/Δt=75N
快進：F=fd x Fn=23N
工進：F=fd x Fn+Fg=8190N
快退：F= fd x Fn=23N
軸向液壓缸
因為軸向液壓缸不參與進給加工，所以計算軸向液壓缸時只計算其運動時的摩擦力就可以。
慣性負載
橫向工作部件的總質(zhì)量 m=100Kg
Fm=m x Δv/Δt=100 x 5.5/60x0.2N=46
阻力負載
法向力 Fn=mg=46x10N=460N
靜摩擦力 Ffs=fs x Fn=0.2 x 460=92N
動摩擦力 Ffd=fd x Fn=0.1 x 460=46N
由此得出軸向缸在各個階段的負載
啟動：F= fs x Fn=92N
加速：F=fd x Fn+mxΔv/Δt=138N
快進：F=fd x Fn=46N
尾頂液壓缸
外負載
根據(jù)筒形變薄旋壓的兩向旋壓分力及主功率由能量法算式近似計算
Fz=
Fr=
Fr=
P=
f==0.579800.1=400N
上式： f——尾頂夾緊力；
其余符號同上。
慣性負載
橫向工作部件的總質(zhì)量 m=50Kg
Fm=m x Δv/Δt=50 x 5.5/60x0.2N=22.9
取23N
阻力負載
法向力 Fn=mg=23x10N=210N
靜摩擦力 Ffs=fs x Fn=0.2 x 230=45N
動摩擦力 Ffd=fdx Fn=0.1 x 230=41N
由此得出縱向缸在各個階段的負載
啟動：F= fs x Fn=54N
加速：F=fd x Fn+mxΔv/Δt+f=468N
快進：F=fd x Fn=23N
工進：F=fd x Fn+f=610N
快退：F= fd x Fn=41N
7.2 確定液壓元件主要參數(shù)
1 .液壓缸的輸出速度計算
(1) 單桿活塞式液壓缸活塞外伸時的速度
V1=60Q/A1
式中 V1-----活塞的外伸速度m/min
Q----進入液壓缸的流量m3/s
A1-----活塞的作用面積m2
A1=11.3110-3 m2
Q=q.n/60
式中 q ----泵的排量m3/r；2.5~210ml/r
n----泵的轉(zhuǎn)速r/min；1450~2970r/min
Q=q.n/60=4010-62970/60=0.002m3/s
V1=60Q/A1=600.002 / (11.3110-3)=10.61m/min
(2) 單桿活塞式液壓缸活塞縮入時的速度
V2=60Q/A2
式中 V2-----活塞的縮入速度m/min；
Q----進入液壓缸的流量m3/s；
A2-----液壓缸有桿腔作用面積m2
A2=3.14 (0.12--0.072)/4=0.0006m2
V2=60Q/A2=60*0.005/0.004=50m/min
2.1.3 液壓缸的作用時間
液壓缸的作用時間t為：
t=V/Q=AS/Q
式中 t----液壓缸的作用時間s；
V----液壓缸的容積m3；
A----液壓缸的作用面積m2
活塞桿伸出時 A=0.00131.1 m2
活塞桿縮入時 A=0.000737 m2
S----液壓缸的行程m；
Q----進入或流出液壓缸的流量m3/r
S=630mm Q=0.005m3/r
t1=0.007850,63/0.005=1s
t2=0.004 0.63/0.005=0.5 s
根據(jù)徑向液壓缸的最大負載為8190N，軸向液壓缸的最大負載為138N、尾頂液壓缸最大負載為468N。由《液壓元件產(chǎn)品樣本》查得，
型號
速比1:46
最大行程
缸徑
活塞桿直徑
推力
拉力
徑向液壓缸
HSG01-90/dE
90
50
10179
7036
300
軸向液壓缸
HSG01-50/dE
50
28
3140
1856
300
尾頂液壓缸
HSG01-80/dE
80
40
8042
5498
350
2. 液壓泵
液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為1.0M
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