单点渐进成形薄板成型分析毕业论文.doc

中 文 摘 要单点渐进成形是在数控机床上通过计算机程序控制形状简单的成形工具，利用其沿着垂直方向的进给以及水平方向的运动轨迹逐层形成板类件的三维包络面，从而实现金属板料连续局部塑性成形的加工方法，在板类件成形领域有着广泛的应用前景。这种成型方式是一种具有高潜能的经济收益，快速的原型应用以及小批量生产特点的新型薄板成型方式，并且为形状复杂的板类件成形开辟了一条新路。本文讨论了单点渐进成形的原理，以及当今社会对单点成型的研究动态。在此基础上学习了液压缸设计的一些内容。通过利用液压传动达到夹紧工件的目的，从而实现单点渐进成形加工和生产的一体化。在此过程中，通过学习和实践，掌握了液压缸的工作原理，并且对液压传动有了一个本质的认识，这在今后的学习中对作者将会有很大的帮助。关键词：单点渐进成形 薄板成型 液压缸 液压传动AbstractSingle point incremental forming is a processing method，which utilizes computer program to control the simple shape of forming tool in the numerical control machine，using the feed motion along the vertical direction as well as the trajectories of horizontal layers to form three-dimensional pieces of sheet metal，thereby achieving metal sheet the local continuous plastic forming，so it has a wide prospect of application in the field of sheet metal forming. This forming is a new sheet metal forming process with a high potential economic payoff for rapid prototyping applications and for small quantity production，which cuts a new road for complex shape of sheet. This article discusses the principle of Single point incremental forming，as well as the dynamic study for the single point forming in todays society. On this basis，the author studies the contents of hydraulic cylinder design. Through the using of fluid drive，this device achieves the intention of clamping the workpiece， thereby achieving the single point incremental forming process and the integration of production. In this process，through learning and practice， the author masters the working principle of hydraulic cylinder，and has a nature understanding to fluid drive，which will give author a great help in the future.Keywords: Single point incremental forming Sheet metal forming Hydraulic cylinder Fluid drive目 录目 录3绪 论5第一节、本课题国内外研究动态51.1、单点渐进成形的特点51.2.单点渐进成形的国内外研究动态5第二节、研究的基本内容，拟解决的主要问题82.1、本文研究主要内容8第三节、液压转动的特点83.1、液压传动的优点83.2、液压传动的缺点9第一章 液压缸设计10第一节、液压缸各部分零件的材料、公差以及热处理101.1 液压缸零件101.1.1、缸体101.1.2、活塞杆101.1.3、端盖101.1.4、轴套111.1.5、半圆环111.1.6、半圆环活塞11第二节、液压缸的密封装置112.1、密封装置的类型112.1.1、间隙密封112.1.2、接触密封122.2、密封元件的常用材料122.3、常用密封元件的结构和性能132.3.1、O形密封圈132.3.2、Y形密封圈142.3.3、V形密封圈142.3.4、鼓形和蕾形密封圈152.3.5、活塞环162.3.6、防尘密封圈16第三节、液压缸的主要参数与设计计算173.1、机构尺寸及形式173.2、实际工作时输出力173.2.1、单杆活塞式液压缸和柱塞式液压缸的推力F1173.2.2、单杆活塞式液压缸拉力F2173.3、液压缸的输出速度183.3.1、单杆活塞式液压缸活塞外伸时速度183.3.2单杆活塞式液压缸活塞缩进时的速度193.4、基本尺寸193.4.1、缸筒壁厚193.4.2、液压缸缸底厚度203.4.3、缸体中部与底部联结法兰的厚度213.4.4、端盖法兰的厚度22第四节、最小导向长度H23第二章 强度校核25第一节、液压缸部分校核251.1、法兰与下压板接触面的挤压应力251.2、法兰过度部分251.3、缸底强度计算281.4、筒壁部分28第二节、普通螺纹预紧及其强度校核312.1、底板上内六角螺钉的强度校核及其预紧力的确定352.2、缸体底部法兰和缸盖螺纹连接强度校核及其预紧力的确定36第三节、立柱预紧和计算37第四节、立柱螺母的设计与强度计算39第五节、上、下压板的刚度计算415.1、上压板刚度计算415.2、下压板刚度计算43结 论45致 谢46参 考 文 献47绪 论第一节、本课题国内外研究动态 1.1、单点渐进成形的特点单点渐进成形是以计算机为主要手段实现板料成形，具有以下一些特点：1） 实现板料柔性成形不需要传统的对合模具或仅采用简单凸模就可以通过数控设备加工出成形极限较大、形状复杂的板类件，可实现规范成形，大大提高成形质量。2） 实现板料变轨迹和路径成形通过改变成形轨迹和成形路径，利用板料成形轨迹和路径可变的特点，结合有效的数值模拟技术，设计适当的成形轨迹和路径，可达到消除成形缺陷、提高板料成形能力的目的。3）易于实现CAD/CAE/CAM一体化及板料成形自动化在成形过程中零件的曲面造型、工艺规划等都由计算机完成，而工件检测、设备控制以及成形过程模拟也可采用计算机技术。4）在同一台设备上可进行多种不同形状板类件的加工，采用数字化技术，通过控制成形工具的成形轨迹进行板料成形1.2.单点渐进成形的国内外研究动态单点渐进成形是在数控机床上通过计算机程序控制形状简单的成形工具，利用其沿着垂直方向的进给以及水平方向的运动轨迹逐层形成板类件的三维包络面，从而实现金属板料连续局部塑性成形的加工方法，在板类件成形领域有着广泛的应用前景。其起源可追溯到传统的旋压成形，而旋压成形是通过形状简单的工具成形三维曲面的技术，由于旋压成形原理所固有的缺陷只能加工轴对称回转体工件，因而提出并发展了单点渐进成形方法，随着计算机技术尤其是CAD/CAE/CAM/CAT技术以及数控技术的发展，而且市场需求的日趋多样化，基于产品的数字化信息促使单点渐进成形有了新的发展。为了更加形象的描述单点渐进成形过程，结合国内外研究现状，以使用凸模和未使用凸模为依据把单点渐进成形分为无模单点渐进成形和有模单点渐进成形。日本信州大学K.Kitazawa对无模单点渐进成形进行了研究，在数控车床上做了轴对称无模单点渐进成形实验。为了使其自动设计路径和轨迹从而生成工具球头包络面，在车床增加一个CAD系统。板料由卡盘夹持以315转/分的常速转动，带有球头的成形工具安装在刀架上并旋转一定的角度，球头包是在板料旋转时球头沿轴向和径向与板料做相对运动形成的，同时，板料被沿球头包络面拉胀成形。K.Kitazawa 还对工具路径进行了研究，包括多路径的增量拉伸扩展以及半球形和半椭球形壳的双路径拉伸扩展。第一次成形锥台壳，在此基础上，通过第二次成形半球形壳，也将双路径方法用于半椭球形零件。日本东京工业大学H.Iseki和K.Kato等也对金属板料无模单点渐进成形工艺进行了研究。用可控路径的简单工具开发了金属板料无模单点渐进成形设备，发现了金属板料无模单点成形时大的成形极限和小的成形应力。H.Iseki和K.Kato认为无模单点渐进成形是一个近似平面应变状态的变形，建立了平面应变变形模型，发现加载轨迹影响着工件的应变分布，同时还认为加载轨迹的不同也影响着成形精度，而且面内的增量步长对成形极限的影响较小，垂直板表面方向的增量步长对成形极限的影响较大。韩国弘益大学J.J.Park和Y.H.Kim等对Al1050板料的可成形性进行了实验研究，采用各种加工路径进行成形，测量破裂时变形网格的最大和最小应变。通过实验发现，板料的成形性与加工路径有关，成形极限是直线，与传统的板料成形不同。加拿大皇后大学J.Jeswiet和E.Hagan等对Al3003 图1 无模单点渐进成形过程示意图板料经过无模单点渐进成形后的材料性能进行研究，成形了各种不同成形倾角的锥台壳，对成形零件进行拉伸实验。通过实验得到，随着成形倾角的增大，屈服应力和颈缩应力增大，对金属板料的非对称零件成形进行了研究。意大利卡拉布里亚大学G.Ambrogio 等在板料夹具框架上应用压电测力计动态地测量金属板料和成形工具球头之间垂直部分的应力分布，有效地预防板料成形中所产生的缺陷，还将无模单点渐进成形应用到了医学制造产品脚踝支撑体上. 意大利布雷西亚大学A.Attanasio等对单点渐进成形过程中成形工具球头的路径进行了最优化，实验显示采用变化的步长深度进行成形，可以得到较好的表面质量、几何精度和最终的成形厚度。其中步长的选取主要取决于零件几何形状，尤其是控制最大的步长值和扇贝高度值。国内有关无模单点渐进成形研究较早的是哈尔滨工业大学王仲仁、戴昆等，研究了无模单点渐进成形的壁厚变化规律，对变形后的壁厚分布进行了可视化处理，这将使不同成形路径下零件壁厚变化规律更加直观，有利于寻找最佳的成形路径和采取有效的措施防止零件壁厚变化不均匀，提高板料的成形极限。对多道次成形能提高成形极限的问题进行了分析，认为板料无模单点渐进成形过程可以简化成如图1-1所示，圆S表示成形工具球头，CD表示成形前的坯料，GD弧表示板料最终成形的形状，DB弧BE弧EF表示中间成形过程。在成形过程中，板料上的A点与B点之间的质点会被成形球头S与板料接触的AB弧胀形至最终成形轮廓上。由于AB弧上的法线方向均指向S的右侧，所以板料上与成形球头S相接触的质点，如质点A，在受到Z负方向胀形力作用的同时，也受到X正方向的胀形力的作用，并且最终被胀形至成形轮廓GD弧上。 华南理工大学黄珍媛，阮锋等对无模单点渐进成形系统进行了开发，指出金属板料的无模单点渐进成形是金属塑性成形方法与现代CAD/CAM技术、现代数控技术相结合的产物。对异型管件的无模单点渐进成形进行了实验研究，通过控制成形工步中的工步次数、径向进给和切向进给量，使金属的变形极限和表面光洁度有较大的提高。另外南京航空航天大学G.Hussain，L.Gao等采用两种实验方法研究了Al合金的成形极限，针对圆锥斜截体和方形斜截锥体两种件研究了成形极限最大倾角。另外针对四类斜截棱柱体，设计不同的旋转曲线研究拉裂极限。结果表明，后者最大的倾斜角比前者要小。单点渐进成形工艺为小批量、形状复杂的板类件成形开辟了一条新路，可用于航空航天工业以及高级汽车试生产中，以及其他工业及民用产品中的小批量、形状复杂的板类件生产中，尤其是可以与其他技术结合成形板类件，例如多点成形技术，采用多点成形进行预成形，成形大致形状之后，再采用单点渐进成形进行后续的精加工再次成形，这样既可以避免直接采用单点渐进成形成形效率低的问题，也避免了多点成形在一些复杂的局部位置成形精度不高的问题，两种成形方法结合后将在国内外市场中有着广阔的应用前景。第二节、研究的基本内容，拟解决的主要问题2.1、本文研究主要内容1）了解单点渐进成形机理以及单点渐进成形压边装置工艺分析；2）初步确定夹具形状、尺寸，分析单点渐进成形压边装置工作过程的定位基准和夹具的输出力；3）确定液压传动为动力系统系统，设计液压缸；4）选择材料，确定工艺参数，校核强度。第三节、液压转动的特点3.1、液压传动的优点（1）易于实现直线往复和旋转运动，在高压下可获得很大的力和力矩，且运动平稳，耐冲击，低速稳定性好。（2）调速性能好，易于实现无级调速，调速范围大，速比高达1000以上，与电气元件相配合可实现自动控制，作为执行元件的液压马达具有极高的力矩惯性比，空载加速度达1/s，且不像电机那样会产生反电动势，加速度基本上是常数。（3）液压元件体积小、重量轻、操作方便易于控制。液压元件比同体积的电气元件能产生更大的动力。在输出功率相同的条件下，液压马达的体积仅是电动机体积的1213；在转速相同的条件下，电机的质量要比油泵高八倍。（4）动力传递和能量存储方便，由于元件间相对位置的自由度较大，因而易于布置。液压系统具有自行润滑的能力，且能有效地防止过载，这对提高系统的可靠性和元件的工作寿命非常有利，（5）液压元件易于实现标准化、系列化、通用化、便于组织专业性生产，提高产品质量和生产效率。3.2、液压传动的缺点（1）易造成油液泄漏、传动效率低，不宜用于远距离输送。（2）油液中混入杂质后易产生元件的堵塞，且故障不易判断和排除。（3）定比传动性差，不适于速比要求较高的场合。（4）制造精度要求高。 随着科学技术的进步、设计水平和制造工艺的提高，这些缺点会逐渐克服液压传动的应用范围将越来越广。第一章 液压缸设计第一节、液压缸各部分零件的材料、公差以及热处理液压缸又称油缸，是一种将输入的液压能转换成机械能的能量转换装置，用来驱动工作机构作直线或小于360度的回转运动。液压缸具有结构简单、工作可靠、制造容易和使用维护方便等优点，是应用最广的液压执行元件。液压缸的种类繁多，通常把实现直线运动的液压缸称为推力液压缸，实现小于360回转运动的液压缸称为摆动液压缸。其中推力液压缸应用最广泛。本设计采用的液压缸为推力液压缸。1.1 液压缸零件1.1.1、缸体：缸体选用45号钢，缸体端部需要焊接，并调质到241285HB。缸体内径采用H8配合，即mm。缸体内径的圆度公差按10级精度选取。为防止腐蚀，并且提高缸体寿命，缸体内表面应镀上厚度3040m的铬层，镀后要进行珩磨或抛光。1.1.2、活塞杆活塞杆选用HT200，粗加工后调制到硬度为229285HB，再经高频淬火，使硬度达到HRC6064.导向面进行表面镀铬处理，镀层厚度为0.020.04毫米，镀后进行抛光处理。活塞杆直径按9级精度选取，活塞杆直径的圆度公差值按8级精度选取，活塞杆直径对底部直径的径向跳动公差值为0.01mm，活塞杆底部端面对直径中心线的垂直度公差值按7级精度选取。1.1.3、端盖液压缸的端盖可选用35、45锻钢或ZG35、ZG45铸钢或HT200、HT300、HT350铸铁等材料，由于本设计中的活塞杆材料为HT200且热处理过后硬度较高，从保护的角度上讲，端盖选择材质较软的45号钢。的圆柱度公差按9级精度选取，两个端面与中心线的垂直度公差值按7级精度选取。导向孔的表面粗糙度为Ra1.25m。端盖与缸体的配合属于定位间隙配合，配合代号为H7/h6；端盖与活塞杆的配合属于间隙滑动配合，配合代号为H7/g6。1.1.4、轴套轴套材料选用45号钢，与轴采用定位间隙配合，配合代号为H7/h6。的圆柱度公差按9级精度选取。两端面对中心线的垂直度公差值按7级选取，圆孔内表面粗糙度为Ra1.25m。1.1.5、半圆环半圆环材料45号钢，其作用相当于挡圈，通过过盈配合打入活塞杆中。半圆环粗加工后调质到硬度为229285HB，表面粗糙度为Ra1.63.2m。半圆环内孔和外缘的圆柱度公差值按8级精度选取，其同轴度公差按9级精度选取。1.1.6、半圆环活塞半圆环活塞材料25号钢，与缸体的配合属于间隙滑动配合，配合代号为H7/g6。外缘面的粗糙度为Ra0.080.16m，活塞内孔和外缘的圆柱度公差值按8级精度选取，其同轴度公差按7级精度选取。第二节、液压缸的密封装置密封装置是液压缸和其他液压元件不可缺少的部分，其作用是防止泄漏(包括内泄和外泄)、防止灰尘、杂质、水分等污染物从外部侵入。通常液压缸和其他液压元件及系统的工作性能、效率和可靠性都与密封装置的结构和性能有关，因此，正确选择密封元件和确定其合理的结构是很重要的。对密封装置的基本要求是：在工作压力下密封效果好，且摩擦阻力和泄漏少；在使用范围内的耐磨性、耐油性和抗腐蚀性能好，密封元件表面不易损坏且寿命长；结构简单、使用安装维修方便。2.1、密封装置的类型根据运动状况，密封装置分为静密封和动密封，动密封又有往复运动和旋转运动密封；而根据密封原理，密封装置分为间隙密封和接触密封两大类。2.1.1、间隙密封间隙密封是依靠相对运动的元件间的微小间隙实现密封的，本身并没有专门的密封元件如阀芯与阀套、柱塞与柱塞缸、配流盘及斜盘的平面间隙密封等。密封性能与间隙大小、压力差、配合面长度、宽度或直径大小和加工精度有关。其间隙可根据允许泄漏量计算，通常则按经验值选取，即每25mm直径上有lm的间隙。间隙密封的特点是结构简单、摩探阻力小，但存在着泄漏，且长期工作会使磨损加大，降低密封性能。2.1.2、接触密封在密封配合表面间加入弹性元件而实现的密封称为接触密封。这种密封效果好，能在较大的压力和温度范围内可靠地工作，是使用最广泛的密封装置，常用有O形密封圈和各种唇形密封圈以及活塞环等，此外还有液压支架液压缸中使用的蕾形和鼓形密封圈。2.2、密封元件的常用材料表1-1 常用橡胶密封材料的性能和适用范围橡胶种类使用温度主 要 性 能适 用 范 围丁腈橡胶-50+120耐油性、耐磨性、抗老化性能良好 广泛用于液压、水压和气动设备中，不可用于磷酸脂系工作液中聚氨脂橡胶 -30+80机械强度、耐磨性、耐压性和耐油性好用于耐磨性要求高的液压及气压。高温下易水解，不宜用于水及水溶液的介质中聚丙烯橡胶 0+180耐油性、耐热性很好，耐低温性能差用于高温液压设备，不宜用于水和酒精中氟化橡胶 -50+120耐高热性、耐化学药品腐蚀性、耐油性好，耐磨性也良好 用于高温液压设备及要求耐腐蚀的场合硫化橡胶 -50+120 耐油性、耐溶剂性、耐汽油性好，机械强度低用作固定密封氯磺化聚乙烯橡胶 -50+120 耐热性、耐酸性、耐油性、耐磨性好，弹性小用于需耐臭氧、耐化学药品和耐高温油的场合天然橡胶及天然合成橡胶 -50+120富有弹性和耐磨性，机械性能良好，耐矿物油差，耐蓖麻基油很好 可用于蓖麻基油、水及乙醇为介质的密封，不能用于矿物油密封元件的材料对工作介质的适应性影响很大，它包括非金属和金属材料两类。非金属材料包括皮革、天然橡胶、合成橡胶和合成树脂等，其中合成橡胶使用最广。根据不同的使用条件，合理选择橡胶密封材料是非常重要的。表1-1给出了常用橡胶密封材料的性能和适用范围。当不允许使用合成橡胶时，可采用合成树脂，如聚四氟乙烯和尼龙等。上述密封材料具有良好的化学稳定性、机械强度和耐压、耐磨、耐冲击以及摩擦系数小等优点，但其硬度随温度变化较大，弹性和柔性不如橡胶。在高速和高温条件工作时，可使用金属密封材料，如铸铁、铜和铝等。其中球墨铸铁可制成活塞环用于动密封，铝和铜可制成垫片用于静密封。2.3、常用密封元件的结构和性能2.3.1、O形密封圈O形密封圈为断面呈圆形的橡胶环，具有结构简单、使用方便的优点，应用范围最广。其密封原理如图1-1所示。当没有液压力作用时，O形圈依靠安装时产生的预压缩变形来实现密封，如图中a所示。在系统压力建立后，在压力油作用下，O形圈被挤到槽口的一侧并紧贴在槽壁和密封面上，如图中b所示。这样既增加了密封面的接触压力，提高了密封效果，由于O形橡胶环的摩擦系数小、安装空间小，故已被广泛应用于固定密封和运动密封。在运动密封中，主要用于工作条件好且运动平稳的中低压液压缸，当压力超过10MPa时，O形圈会被挤入低压侧的间隙中而损坏。在这种情况下，应在低压侧加挡圈，如双向均受压力作用时，O形圈两侧均应加挡圈，如图中c、d所示。使用挡圈后，可用于2030MPa压力下往复运动的密封。挡圈常用聚四氟乙烯、尼龙等材科制成。由于O形橡胶密封圈质地较软，容易被扭曲损坏，因而不能用于大直径且行程长速度快的液压缸。硬度较高的O形圈可用于旋转密封，但运动速度不应超过2ms，否则会因发热而损坏。 图1-1 O形密封圈密封原理O形密封圈及其安装沟槽的尺寸都已标准化，选用时，可查阅有关液压传动设计手册。2.3.2、Y形密封圈Y形密封圈一般用丁腈橡胶制成，其结构如图1-2所示。适于工作压力小于20MPa、温度为-3080的条件下工作，其密封性能可靠、摩擦力小，最宜用于往复运动速度较高的场合。使用时应使Y形密封圈的唇边对着压力油侧，当压力波动较大、运动速度较快时，为防止密封圈产生翻转和扭曲，须用支承环固定，如图中d所示。在y形圈的基础上又制出Yx形密封圈，如图中b、c所示，它的内外两个唇边长度不等，用于密封的唇边较短，因此在工作时该唇边不会被挤入密封间隙而损坏。Yx形密封圈的高度H是其厚度两倍，故工作时不会翻转，也不需要另加支承环，Yx形密封图的工作压力可达32MPa，正逐步取代Y形密封圈。图1-2 Y形密封圈结构2.3.3、V形密封圈V形密封圈因其密封圈断面里V形得名，它由多层涂胶织物制成，并由支承环1、密封圈2、和压圈3组成，如图1-3所示。使用时，需成组装配，其中密封圈不得少于三个，工作压力越高，则密封圈的个数越多。安装时其开口侧应朝向高压侧，并用螺纹压盖压紧，V形密封圈密封性能好、耐高压且工作可靠，可在50MPa以上压力使用，但安装空间较大，摩擦阻力也比较大。 2.3.4、鼓形和蕾形密封圈这两种密封圈是液压支架用液压缸的专用密封圈，其结构如图1-4所示。图中a为鼓形密封圈，其截面呈鼓形，芯部为橡胶，外层为夹布胶， 图1-3 V形密封圈结构用于双向往复运动密封，工作压力达2060MPa，适于乳化液介质，当压力超过25MPa时，应在两侧加聚甲醛活塞导向环，如图中b所示。 蕾形密封圈是由于缸口与活塞杆的单向密封，如图中c所示，它由橡胶l和夹布橡胶2两部分压制而成，使用压力与鼓形圈相同，当压力超过25MPa时，应加聚甲醛挡圈。两种密封装置沟槽的结构如图中b和d所示。图1-4 鼓形和蕾形密封结构2.3.5、活塞环活寨环又称涨圈，是由铸铁或铜制成的开口密封圈，其结构如图1-5所示，其摩擦阻力小，用于高温高压下工作的活塞密封，一般把两个以上的活塞环装入活塞沟槽，并借弹性压紧在缸筒内壁，适于压力小于20MPa、活塞直径小于0.6m的大型液压缸。由于活塞环加工工艺要求较高，对缸筒表面粗糙度和几何精度要求都较高，故仅在高温和高压条件下才使用这种密封装置。 图1-5 活塞环密封结构2.3.6、防尘密封圈为防止活塞杆在往复运动中将外界污染物带入液压缸内，在缸盖或导向套端部应安装防尘圈。图1-6为防尘圈的结构，图中a为无骨架聚氨脂防尘圈，由于防尘圈面边有一定的预压缩量，故能紧贴活塞杆。图中b所示为防尘圈的工作情况，当活塞扦2右移时，防尘图l唇边能将粘在活塞杆上的污染物体除去，当活塞杆左移时，因防尘圈支承部分与活塞扦间有间隙s，使唇边对活塞产生的摩擦力很小。图1-6 防尘圈密封结构第三节、液压缸的主要参数与设计计算3.1、机构尺寸及形式图1-7中：D1油缸外径mm。D1=168mmD 油缸内径mm。D =140mmd 活塞杆直径mm。d=80mm 图1-7 油缸结构图 3.2、实际工作时输出力3.2.1、单杆活塞式液压缸和柱塞式液压缸的推力F1 （1-1）式中：F1液压缸的推力kN； 工作压力 MPa.=16MPa；D 活塞直径，即油缸直径m.D=0.14m；代入数据，可得：3.2.2、单杆活塞式液压缸拉力F2 （1-2） 式中：F2液压缸的推力kN； 工作压力 MPa.=1MPa；D 活塞直径m.D=0.14m；d 活塞杆直径m.d=0.08m。由于回程拉力在机构中作用很小,只要保证下压板能够稳定向下移动即可，因此工作压力的值可适当取小一点,本装置中取=1MPa。代入数据，可得：3.3、液压缸的输出速度 加速阶段 匀速阶段 减速阶段图1-8 油缸的移动速度油缸(或活塞)的移动过程可分为加速运动，匀速运动和减速运动三个阶段。由于对起始阶段的加速运动和制动阶段的减速运动的影响因素太多，要从理论上精确计算油缸(或活塞)的移动速度是十分困难的。所以，油缸(或活塞)的移动速度”一般都是用其平均速度来表示，如图1-8所示。油缸(或活塞)的动作速度是根据油缸的承压面积A和油缸的流量Q来计算的。3.3.1、单杆活塞式液压缸活塞外伸时速度 （1-3）式中： 活塞外伸速度 m/min； Q 进入液压缸的液体流量 。Q=；活塞的作用面积 。=。考虑装置的稳定性移动，流量尽量取小一点的数值，本设计中取Q=5*。代入数据，可得：。3.3.2单杆活塞式液压缸活塞缩进时的速度 （1-4）式中： 活塞缩进速度 m/min； Q 进入液压缸的液体流量 .Q=；活塞的作用面积 。= 代入数据，可得：。3.4、基本尺寸3.4.1、缸筒壁厚 油缸的壁厚是按强度条件来确定的。根据对圆筒形压力容器的研究表明，薄壁圆筒和厚壁圆筒的应力状态不同，其强度计算公式也不一样。一般情况下都按薄型圆筒公式来计算：对于本设计属于低压系统情况，液压缸缸筒厚度按薄壁筒计算： （1-5） 式中：液压缸缸筒厚度m试验压力Mpa.工作压力p16MPa时，；工作压力p16MPa时，。本装置试验压力取。D液压缸内径m缸体材料的许用压力 MPa。缸体材料的抗拉强度 MPa n安全系数.n=2.55，一般取n=5。因此： =120MPa代入数据，可得：=0.14m。设计的壁厚。3.4.2、液压缸缸底厚度当缸底无油孔时 （1-6） 式中：h液压缸的缸底厚度mD液压缸内径m试验压力Mpa。缸体材料的许用压力 MPa，（安全系数是5）代入数据，可得：设计时，取h=30mm。3.4.3、缸体中部与底部联结法兰的厚度 （1-7） 式中：h法兰厚度 m F法兰受力总和 N.F=N螺钉孔分度圆直径m.=0.225m法兰根部直径 m. =0.172m缸体材料的许用压力 MPa， （安全系数是5） 图1-9 法兰尺寸图 代入数据，可得：设计时，中部法兰厚度取h=35mm同理：底部法兰也可近似用公式（1-7）其中：F=N；=0.216m；=0.172m；（安全系数是5）所以：设计时，底部法兰厚度取h=15mm3.4.4、端盖法兰的厚度 （1-8）式中：h法兰厚度 mF法兰受力总和 N.F=螺钉孔分度圆直径 m.=0.216m密封圈平均直径 m. =0.086m 缸体材料的许用压力 MPa， 图1-10 端盖结构图材料为45号钢，（安全系数是5）所以： 设计中取h=16mm.第四节、最小导向长度H活塞杆全部外伸时，从活塞支承面的中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度，如图1-11所示。若导向长度太小，会使液压缸因间隙引起的初始挠度增大而影响液压缸的工作稳定性。通常最小导向长度H应满足下式要求： ，mm （1-9）由图1-11知 （1-10）图1-11 液压缸导向长度L液压缸的最大工作行程，mm；A导向套滑动面长度，mm； 当D80mm时，A（0.61）d； 当D80mm时，A(061) D；B活塞宽度，B(061) D，mm：C隔离套长度，mm。当不能满足导向套长度时，可以在导向套与活塞之间加隔离套（图中的K），其长度C由最小导向长度决定，同时也扩大了导向套及活塞使用的通用性。根据设计结构可知：液压缸的最大行程L=150mm，D=140mm，A=75mm，B=80mm，式1-9、1-10带入数据，可得： mm +C mm所以，C的最小值为5mm，因此在安装过程中，装置要加一个隔离套，以确保其导向长度满足要求。第二章 强度校核第一节、液压缸部分校核1.1、法兰与下压板接触面的挤压应力法兰盘结构如图2-1所示 （2-1）式中：法兰受力总和N.F=N缸体外圆直径 m. =0.168m法兰直径 m. =0.26mS过度圆角半径 m. S=0.003m缸体材料的许用应力 MPa， （安全系数是5） 图2-1 中部法兰结构图代入数据，得： 由于9.15MPa120MPa，法兰盘能够抵抗装置的挤压.1.2、法兰过度部分这部分指的是从法兰表面至1.5范围内的缸体，由于法兰与下压板接触的环形面积上作用着支承反力F，从而在这部分引起很大的弯曲应力，在过渡区圆弧，断面形状急剧变化，产生应力集中。 由F产生的弯矩M简化公式为 （2-2） 式中：M支承反力集中在法兰平均半径为圆周上的弯矩 N缸内半径 mm. 缸外半径 mm. 法兰接触面圆周的平均半径 mm. 法兰外缘半径 mm. 图2-2 法兰尺寸图缸壁的平均半径 mm. F平均半径为的圆周单位长度上的轴力 N/mm. （2-3）液压缸产生的总力量 N. 考虑下压板自身有一定重力大约4吨；一共装置有两只液压缸，每只分担2吨。 所以： 与支承台面的弯曲刚度及基础系数k有关的量 . （2-4） 材料柏松比系数.钢，铸铁为法兰高度 mm. 液压缸的壁厚 mm. 带入数据，得： 根据板的圆柱面弯曲，在法兰与缸体圆筒连接处外表面由弯矩M产生的轴向拉应力为： （2-5）轴力引起的轴向拉应力为： （2-6）因此,法兰危险截面总的轴向拉应力为：.如果安全系数n（范围25）的值取3，则.可以得出: ，缸体的法兰处危险截面，在工作过程中是安全的，其安全系数是3.按上面式子计算出的比较接近实际，但是没有考虑过渡区圆弧对应力的影响，只反应了法兰拐角处一点的单项应力，可用来进行粗略的核算.1.3、缸底强度计算在现有有关液压机的书中，均把平地缸当作均布载荷作用周边刚性固定的中心有孔的圆板来考虑.按圆形平板弯曲强度计算： （2-7）式中：P 缸内液体压力MPa. p=16MPa缸内半径 mm. 缸底因开孔而引入的削弱系数. ，2a为缸底进水孔直径（mm），2a=16mm，所以：缸底厚度mm. 代入数据，得：缸底材料为45号钢，其许用应力=，取安全系数n为5则=120MPa.由于，可以得出缸底在工作过程中是安全的，安全系数是5.1.4、筒壁部分用法兰支承的缸筒中段除了有轴向拉应力，尚有由内压p引起的径向压应力（内壁最大，向外逐渐减小，到外壁时为0），以及切向拉应力（内壁最大，向外逐渐减小）。因此是三向应力状态。 （2-8） （2-9） （2-10） 式中：p缸内液体压力 MPa.p=16MPa缸内半径mm. =70mm缸外半径mm.=84mm所求应力点位置半径mm. 图2-3 缸的中段应力图 按上式计算结果，与实测应力很接近.强度校核时，应用第四强度理论，将带入（2-8）、（2-9）二式，得出圆筒内壁处的和，然后与（2-10）式带入下式： （2-11） 经计算后，最大合成当量应力发生在缸内壁 （2-12） 应小于许用应力，即 （2-13）如已知缸内半径及，由上式可导出计算液压缸外半径的公式： （2-14）对于缸体支承液压缸中，其内壁最大合成当量应力为： （2-15）代入数据，可得： (n的范围2.55) 取n=5，则=600MPa/5=120MPa ，可以得出 因此，筒壁结构满足强度条件。第二节、普通螺纹预紧及其强度校核工程上，绝大多数螺纹连接在装配时都需要拧紧。受载之前，拧紧螺母使得螺栓沿其轴线方向受到拉力作用，这个拉力称之为预紧力。预紧力的目的是为了提高连接的刚性、紧密性和放松能力，以及提高螺栓在变载荷下的疲劳强度。但过大的预紧力会导致整个连接的结构尺寸增大，也会出现螺杆装配时断裂。因此，为了保证所需要的预紧力，又不使螺纹连接件过载，在装配时要控制预紧力。通常规定，拧紧螺纹连接件的预紧应力不得超过其材料屈服极限的80%。对于一般连接用的钢制螺栓连接的预紧力，推荐按下列关系确定：碳素钢螺栓 合金刚螺栓 式中：螺栓材料的屈服极限 螺栓危险截面的面积，。分析表明，承受预紧力和工作拉力的紧螺栓的总拉力除了和预紧力、工作压力F有关以外，还受螺栓刚度及被连接件刚度等因素的影响。因此，从分析螺栓连接受力和变形的关系入手，找出螺栓总拉力的大小。图2-4表示单个螺栓连接在承受轴向拉伸载荷前后的受力及变化情况。图2-4a是螺栓刚好拧到和被连接件接触，但尚未拧紧。此时，螺栓和被连接件都不受力的作用，因而也不产生变形。图2-4b是螺母已拧紧，但尚未承受工作载荷。此时螺栓受预紧力的拉伸作用，其伸长量为。相反，被连接件则在的压缩作用下，其压缩量为。(a)螺母未拧紧 (b)螺母已拧紧 (C)已承受工作载荷 图2-4 单个紧螺栓连接受力变形图图2-4c是承受工作载荷时的情况。此时，若螺栓和被链接件的材料在弹性变形范围内，则两者的受力与变形关系符合胡克定律。在工作载荷F的作用下螺栓将继续伸长，其伸长量增加，总伸长量为。而被连接件要恢复变形，其压缩量随之减少。根据连接的变形协调条件，被连接件压缩变形的减少量应等于螺栓拉伸变形的增加量。因而压缩量为。而被连接件所受的压缩力减少至，称为残余预紧力。显然，连接受载后，由于预紧力的变化，螺栓的总拉力并不等于预紧力与工作拉力F之和，而是等于残余预紧力与工作拉力F之和，即： （2-16）为了保证连接的紧密性，防止连接受载后接合面产生间隙，应使。对于有密封性要求的螺栓连接，；对于普通的螺栓连接，工作载荷稳定时，；对于地脚螺栓连接，。 螺栓的预紧力与残余预紧力及总拉力的关系，可由弹性形变关系推出。根据前面的分析，可得： （2-17） （2-18）式中：、螺栓和被链接件的刚度，均为定值。由（2-16）、（2-17）和（2-18）可得： （2-19） （2-20）式中称为螺栓的相对刚度，其大小与螺栓和被连接件的结构尺寸、材料以及垫片、工作载荷的作用位置等因素有关，其值在01之间变动。若被连接件的刚度很大（如采用刚性垫片），而螺栓的刚度很小（如细长的或空心的螺栓），则螺栓的相对刚度趋于零，反之则其值趋于1。为了降低螺栓的受力，提高螺栓的承载能力，应使值尽量小些。可通过计算或实验确定。一般计算时可参考表1.4-1选取表2-1 螺栓的相对刚度/（）被连接钢板间所用垫片类别/（） 金属垫片（或无垫片） 0.20.3 皮革垫片 0.7 铜皮石棉垫片 0.8 橡胶垫片 0.9设计时，可先根据连接的受载情况，求出螺栓的工作拉力F，再根据连接的工作要求去选取的值，然后再根据（2-16）式计算螺栓的总拉力。求得值后即可进行螺栓强度计算。螺栓危险截面的拉应力为： （2-21）考虑螺栓在总