钢管管端成型机设计论文

毕业设计说明书（论文）中文摘要 摘 要 本课题研究设计了一种钢管管端成型机，该 机用于将无缝钢管管端加工成杯状 、 喇叭状等异形，也可用于其它材料管件的胀形加工。 首先综合比较了目前国内外四种不同原理的胀管方法，并根据具体的生产情况制定了本课题的解决方案，即采用机械胀管中的后退式胀管原理。该机的两个液压控制执行器用来实现对工件的夹紧和胀形。对本机的总体方案进行了论证与拟定，并进行了结构设计。然后对该机的液压系统进行了设计。首先通过计算确定执行器 所受外载，从而计算出执行器的相关参数并对其进行选型，继而对驱动电机和泵进行选型，并选定了液压系统中的控制阀和辅件。绘制出该机的液压系统原理图后，将其转化为集成块单元回路图，并据此图对集成块组进行了设计。最后对液压泵组和油箱进行了设计。合理布置管路后，将集成块组、液压泵组和油箱装配在一起，即对液压站进行了设计。 关键词 管端成型 主机设计 集成块组 油箱设计 管路布置 毕业设计说明书（论文）外文摘要 Title The Design of machine for the End of the Steel Tube Molding Abstract The question for discussion designed a sort of machine for the end of the steel tube molding. The machine is used for processing the end of the sew (non-seam) steel tube into abnormity of cup form and trumpet etc. Also it can be used in different shape of other tube of different materials. First, I established the solution of the topic through the comparation of the four kind method of different principles of expanding the end of the steel tube, according to the frondose producing condition. The solution is that I chose the method of pulling the shaft out of the principles in machine. The machine contains two enforce implements, controlled by the Hydraulic system, achieving the effect of clamping and expanding. Then I carried through the argumentation and draw-up the collectivity project of the machine, and designed the structure of the machine. Second, I designed the Hydraulic system of the machine. At the beginning, I calculated the perform part s load of the external, and calculated the related parameter of the perform part and chose the suited type, then I chose the type of electromotor and pump, and chose the control valve and assistant component in the Hydraulic system, After plotted the principle diagram of the Hydraulic system of the machine, I transformed the diagram into the picture of the loop of the integrating blocks. And designed the structure of the integrating blocks according to the picture. Finally I designed the combination of the hydraulic pump and oil box. After disposed the pipelines, I assembled the integrating blocks and the combination of the hydraulic pump, also and the oil box, that is I designed the combination of the hydraulic system. Key Words The end of the steel tube molding The design of the machine The integrating blocks The design of the oil box Dispose the pipelines 目 录 1 绪论 1 2 钢管管端成型机的总体方案论证与拟订 2 2.1 主机结构方案 2 2.2 液压站结构方案 3 3 液压系统的功能原理 ,计算与设计 3 3.1 明确液压系统的技术要求 3 3.2 动力分析和运动分析 3 3.3 计算主要参数，作出工况图 6 3.4 拟定液压系统图 9 3.5 元件选型 9 4 液压系统结构设计 13 4.1 油箱的设计 13 4.2 中间集成 块组的设计 15 4.3 液压泵组的结构设计 19 4.4 管路的布置 19 5 主机计算与设计 19 6 零件图设计 20 结束语 22 致谢 23 参考文献 24 1 绪论 钢管管端 成型 主要是指将钢管管端加工成杯状、喇叭状等异形，这一过程即胀管过程。胀管技术主要应用于换热器、冷凝器、高压加热器等设备制造中管子与管板的胀紧连接。目前国内胀管法主要分为机械胀管、爆炸胀管、橡胶胀管、液压胀管四种方法。爆炸胀管有时可以将管子炸裂并且爆炸声较大，产生很大的噪音，橡胶胀管和液压胀管是最新的胀管方法，生产效率很高，但是生产设备价格昂贵。基于以上考虑，本课题研究的钢管管端成型机采用机械胀管的方 法比较经济，并且机械胀管法比较普遍，容易实现工作要求，原理简单易操作。 该机用于将钢管管端加工成杯状 、 喇叭状，适用于批量生产，可以完成直径为 2742mm 钢管的胀形加工，而且也可满足其它材料管件的胀形加工。目前，国内专门制造用于管端成型的通用机床比较少，大多数都是专用机床，生产效率比较高，但是灵活性小，对于不同管件的加工具有一定的局限性。因此，有必要设计这样一种可以适应不同管件胀形加工的通用机床，并且在不需要进行大批量生产的情况下，代替了小批量单件生产时的手工胀管，而且可以节省时间和生产消耗，提高单件的生产 效率，及时满足产品零部件的需要。因此本课题设计的这一产品具有较高的使用价值和普遍性。 该机由主机和液压站构成。 主机有两个执行器，均由液压系统控制，它们是工作液压缸和夹紧液压缸，并分别固定在机座上。机座为焊接体，材料为 HT200；工作液压缸、芯轴和胀套构成了胀管机构；夹紧液压缸和夹紧块构成了夹紧机构。为了满足不同规格管件的要求，芯轴、胀套和夹紧块可以配套更换。由于生产周期较短，芯轴和胀套承受了较大的交变应力，非常易于损坏，所以需要及时更换。 液压站体积较小，因此放置在机座的下部，可以减少整台机器的所占空间。 液压站由中间集成块组和液压动力源构成，这两者直接安装在箱顶表面。液压控制阀均安装在集成块组上，通过集成块内部的通油孔道来实现功能。集成块通过管接头与管道和执行器连接。液压动力源由电动机和液压泵构成，二者直接通过梅花形联轴器连接，其轴的中心高可由电动机下的调整垫块来实现。 该机结构简单，体积较小，容易拆装和搬运。一般的工厂都可以使用本机，减少生产消耗，提高生产效率，改善经济效益。 2 钢管管端成型机的总体方案论证与拟订 本课题为钢管管端成型机的设计，用于将无缝钢管管端加工为杯状、喇叭状等异型。该机由主机和 液 压站组成。 2.1 主机结构方案 机械胀管可分为前进式胀管法和后退式胀管法。前进式胀管法普遍应用在低温、低压热交换器的强度胀管，其适用范围，设计压力 4MPa，胀杆和胀子的相对运行设计温度 300。后退式胀管法应用在设计压力 9.8MPa，设计温度 400。本课题的设计压力为 8.3 MPa ，因此用后退式胀管法，又叫拉胀法。 主机结构有卧式和立式两种。由于本机采用拉胀法，若为立式则必定具有很大的高度，且设计时要考虑工作液压缸的背压问题，因此该机采用卧式结构。这样该机所占空间体积会明显减小，且容易对其具体 结构进行布局，合理安排各机构的位置，并可在其机座下留有一定的空间放置液压站 由于拉胀法使工件承受的力主要是由轴向转化为径向的力，因此对于工件的轴向定位影响较小，不需要很大的夹紧力，这是拉胀法优于前进式胀管法的明显之处，但是也必须需要夹紧装置将其固定。 为提高机械效率，工作过程中尽量减少传动机构，以最简单的方式将液压缸活塞杆的轴向运动转换为芯轴的轴向运动。由于液压缸活塞杆端部直径较大，芯轴体积较小，因此需要一个中间装置将芯轴与活塞杆连接起来，并且使两者的中心线保持在同一高度。夹紧装置也由液压缸控制其运动方式 和运动时间。为满足高的传动效率，夹紧缸活塞杆中心线应与工作缸活塞杆中心线相垂直且在同一平面内。基于以上考虑，得到主机总体方案。 (见图 1) 图 1 总体方案结构图 液 压 站2.2 液压站结构方案 该机的液压系统有两个执行器，即两个液压缸，一个作为工作缸，一个作为夹紧缸。其动作循环图分别见图 2 和图 3 液压站通常由液压动力源（泵站）、液压控制装置（阀站）、蓄能器架、电气控制柜（箱）几个独立的部分组成。 由于本机结构简单，液压原理也相对比较简单，因此本机的液压站只由液压动力源（泵站）和液压控制装置（阀站）组成。 液压动力源 由电动机和液压泵组成，液压控制装置是中间集成块组，这两部分都安装在油箱顶面。液压控制阀均安装在中间集成块上，通过中间集成块内部的油道孔实现阀的控制功能。中间集成块与执行器间用管接头和管路连接。 3 液压系统的功能原理 ,计算与设计 3.1 明确液压系统的技术要求 首先明确本设计中液压系统的技术要求，是我进行液压系统设计的出发点。本设计中，主机为卧式结构，间歇式运转，工作缸和夹紧缸需采用液压传动。对于工作缸，它采用拉胀法对工件管端端口进行胀形，并将液压缸活塞杆的直线运动转变为胀套的径向扩张；对于夹紧缸，采用立 式安装，通过前端法兰与机架相连接，将活塞杆的直线运动传递给夹紧块，使夹紧块沿工件的径向运动，从而实现对工件的夹紧与松开。整个生产过程中，工作循环较频繁，生产周期很短。 3.2 动力分析和运动分析 3.2.1 胀形力的计算 胀形力由以下公式计算 工 进快 退工 进快 退保压图 2 工作缸动作循环图 图 3 工作缸动作循环图 P 2 00S tddt (1) 式中 P 扩散管胀口力， N； s 扩散管坯料的屈服强度， MPa； t0 扩 散管坯料厚度， mm； d0 胀口前扩散管坯料外径， mm； dt 胀口前扩散管坯料内径， mm。 此处用最大胀管直径来计算 ,可以得到最大胀形力 ,即 d0=42mm, dt=40.5mm, t0=1.5mm,将以上数值和s=320MPa 代入公式 (1)得 P 2 103942105.1103 2 0 336 =61073 N 因此得到工作载荷 ,即 F 工 =61073N。 3.2.2 载荷计算 (1) 计算作用在工作缸活塞上的总机械载荷 F F=F 外载 +F 封 (2) 式中 F 外载 活塞杆上所受外部载荷， N； F 封 密封处总摩擦力， N。 F 外载 =F 工 +F 摩 +F 惯 (3) 式中 F 工 沿活塞方向工作阻力， N； F 惯 启动制 动惯性力， N。 由于此钢管管端成型机采用拉胀法，总体结构中没有导轨，因此 F 摩 =0 F 惯 =tg vG (4) 式中 G 运动部件重量， N。 芯轴与胀套体积公式 42ldV (5) 取芯轴与胀套的长度 l 大概为 300mm，并 取 d=40mm，将数值代入公式 (5)得 4103 0 01040 323 V =37.7 10-5m3 VG (6) 将 钢 =8.0t/m3， V=37.7 10-5m3 代入公式 (6)得 G =8.0 103 9.8 37.7 10-5=29.6N 初取 t =3s,工进速度 v=8mm/s,则 v =16mm/s,将以上数值及 g 9.8m/s2代入公式 (4)得 F 惯 =38.9 10166.293 =0.016N 将 F 工 =61073N， F 惯 =0.016 N， F 摩 =0 代入公式 (3)得 F 外载 =61073+0+0.016=61073.016N F封 = P 摩 A 工 (7) 本液压系统中选用 O 型密封圈密封，工作压力初选为 8MPa16 MPa ,查表选 P 摩=0.2MPa，并 初选 A 工 =8423mm2 ，则 D 125mm，由液压缸径 D 与活塞杆直径 d 满足d=0.6D，则 d 70mm， A2 12272mm2， 将以上数值代入公式 (7)得 F 封 =0.2 106 8423 10-6=1685 N 将 F 封 =1685 N 和 F 外载 =61073.016N代入公式 (2)得 F=61073.016+1685=61873.015 N 综上计算，可取 F=61873 N。 (2) 计算作用在夹紧缸活塞上的总机械载荷 F 由于该机工作时工件主要承受径向载荷，因此夹紧力应适当取值。根据经验此处可取夹紧力为 20000N，即外载 F=20000 N。 上夹紧块为铸铁件，其大致形状及 外形尺寸如图 2 所示 如图 2 所示尺寸，可以得上夹具块体积大概为 V=80 40 40 10-9=12.8 10-5 m3 将 铸铁 =7.25 t/m3 和 V=12.8 10-5 m3 代入公式 (6)得 G =7.25 103 9.8 12.8 10-5=9.1 N 夹紧缸工作时，活塞杆伸出时的速度为 v1=8.5mm/s, v2=12.4mm/s，则 v =20.9 mm/s， 其 t =4s,将以上数值代入公式 (4)得 F 惯48.9 109.201.93 =0.005N 夹紧缸工作压力初选为 4MPa16 MPa，查表选 P 摩 =0.2MPa， 并初选 A1=7854mm2，则 D 100mm，由液压缸径 D 与活塞杆直径 d 满足 d=0.6D，则 d 56mm， A2 5391mm2， 将 F 惯 =0.005N 和以上数值代入公式 (7)得 F 封 =0.2 106 7854 10-6=1571N 3.3 计算主要参数，作出工况图 (1) 工作缸 F 工 61073 N， F 惯 0.016 N， F 封 =1685 N，取机械效率 0.90， A 工 =8423 mm2 ，A2 12272mm2，初定行程 l 12 mm， v1=8mm/s， v2=5mm/s 工作缸的外负载计算见表 1 408 0 4 0图 4 上夹具块外形尺寸图 表 1 工作缸的外负载计算 工作阶段 计算公式 负载F/N 压力MPa 流量L/min 功率W 时间s 计算公式 工进 启动 F =F 工 +F 惯 + F 封 62578 8.3 4 55.3 0.1 工AFp,1vAq 工等速 F =F 封 1685 0.22 4 15 1.4 工AFp,1vAq 工快退 启动 F = F 惯 +F 封 1685 0.15 4 10 0.1 2p AF, 22 vAq 等速 F = F 封 1685 0.15 4 10 2.2 2p AF, 22 vAq 制动 F = F 惯 +F 封 1685 0.15 4 10 0.1 2p AF, 22 vAq 由表中数据绘制出工作缸的工况图，见图 5 (2) 夹紧缸 1 20 1 2 3 4 t / sL / m m40 1 2 3 4 t / sq / L / m i n0 1 2 3 4 t / sN / W5 5 31 51 01 6 8 51 6 8 56 2 7 5 8F / N0 t / s43211 2 3 4 t / s0v / m m / s850 1 2 3 4 t / sP / M P a0 . 2 20 . 1 58 . 3图 5 工作缸工况图 F 工 20000 N， F 夹 9.1 N， F 惯 =0.005 N， F 封 =1571 N，取机械效率 0.90， A1=7584 mm2 ， A2 5391mm2，初定行程 l 20 mm， v1=8.5mm/s， v2=12.4mm/s 夹紧缸的 外负载公式见表 2 表 2 夹紧缸的外负载公式 工作阶段 计算公式 负载F/N 压力MPa 流量L/min 功率W 时间s 计算公式 工进 启动 F =F 惯 +F 封-F 夹 1562 0.22 4 15 0.1 1p AF, 11 vAq 等速 F = F 封 -F 夹 1562 0.22 4 15 2.5 1p AF, 11 vAq 保压 F =F 工 +F 封-F 夹 21562 3.1 4 207 0.1 1p AF, 11 vAq 快退 启动 F =F 惯 +F 封-F 夹 1562 0.32 4 77 0.1 2p AF, 22 vAq 等速 F = F 封 -F 夹 1562 0.32 4 77 1.1 2p AF, 22 vAq 制动 F =F 惯 +F 封-F 夹 1562 0.32 4 77 0.1 2p AF, 22 vAq 由表中数据绘制出夹紧缸的工况图，见图 6 40 1 2 3 4 t / sq / L / m i n1 2 3 4 t / s0v / m m / s8 . 51 2 . 40 1 2 3 4 t / sP / M P a0 . 2 20 . 3 23 . 10 1 2 3 4 t / sN / W6 0 77 71 51 2 3 4 t / s0F / N2 1 5 6 21 5 6 21 5 6 20 1 2 3 4 t / s2 0L / m m图 6 夹紧缸工况图 3.4 拟定液压系统图 3.5 元件选型 3.5.1 执行器的确定 由前计算结果已经知道，工作缸缸径为 125mm，活塞杆直径为 70mm；夹紧缸缸径为 100mm，活塞杆直径为 56mm。本液压系统中，工作缸最大压力 8.3MPa，最大流量4L/min；夹紧缸最大压力 3.1MPa，最大流量 4L/min。根据 执行器的最大压力，均选轻型拉杆式液压缸，工作缸采用轴向脚架与机座连接，型号为 BLB1125B14R12D；夹紧缸采用杆侧方法兰与机架连接，型号为 BFC1100B14R12D。 3.5.2 液压泵的确定 (1) 管道系统压力损失的计算 1) 沿程压力损失的计算 沿程压力损失p用下式计算 M1244 Y A3 Y A5367891 11 21 31 41 51 01 Y Jp3p22 Y A1 Y A1 6图 7 钢管管端成型机液压原理图 1 油箱； 2 吸油过滤器； 3 液压泵； 4 电动机； 5 单向阀； 6 减压阀； 7 节流阀； 8 电磁换向阀； 9 液控单向阀； 10 压力继电器； 11 夹紧缸； 12 工作缸； 13 电磁换向阀； 14 节流阀； 15 压力表开关； 16 溢流阀 22vdlpH (8) 式中 沿程阻力系数； l 管道长度， m； Hd 水力直径， m； 液体密度， m3/kg； v 平均流速， m/s。 查液压传动系统及设计表 2 6 得 Re75(9) 式中 Re 临界雷诺数。 对于圆管，查液压传动系统及设计表 2 4 得 Re 2300，因此 230075 0.03 圆截面管道 dH 等于管径 d，即 dH d 0.014m， l=0.06m， v=1.5m/s，液压油密度 0.9174 103kg/m3 ，将以上数值代入公式 (8)得 2 5.1109 1 7 4.00 1 4.0 06.003.023 p=133Pa 0.000133MPa 2) 管道局部压力损失 管道局部压力损失可用下式计算 2)( ssv qqpp (10) 式中 sp 阀在额定流量sq下的压力损失， Pa； sq 阀的额定流量， L/min； q 阀的实际流量， L/min。 查液压传动系统及设计表 6 7 得sp 0.848 105Pa， qs 10 L/min， q 4 L/min，将以上数值代入公式 (10)得 25 )104(10 0 .8 4 8 vp 0.014 MPa 2) 总压力损失 p 总压力损失由公式 p =p+vp(11) 得 p =0.000133+0.014 0.014133 MPa 取 p =0.014 MPa。 (2) 液压泵的最大工作压力 pp pp p +p1 (12) 式中 p1 最高工作压力， MPa。 将 p =0.014 MPa 与 p1=8.3 MPa 代入公式 (12)得 pp 0.014+8.3 8.314MPa (3) 液压泵的最大流量 qp Kqmax， (13) 式中 K 系统泄漏系数； qmax 系统最大流量， L/min。 将 K 1.1 和 qmax 4 L/min 得 qp 1.1 4=4.4 L/min (4) 液压泵的规格 液压泵的额定压力要比 pp 高 60，即高于 13.9 MPa，根据以上数值查机械设计手册单行本液压传动表 20 5 15，选定液压泵 CB E1.51.6，排量为 1.60mL/r，转速为 2000 3000r/min，容积效率取 0.90，则 1.60 3000 0.90 4.3 4.4 L/min，因此选择的齿轮泵满足要求。 3.5.3 电动机的选择 液压泵的驱动功率由下式计算 pppPqpP (14) 查液压传动系统及设计表 5 13，得p 0.90，将其与 pp 8.314MPa 和 qp=4.4 L/min代入公式 (14)得 6090.0 104.4103 1 4.836 PP 677W=0.677kW 查机械设计手册单行本减（变）速器 电机与电器表 16 1 28 选 Y 系列三相异步电动机，型号 Y802 2 JB/9616 1999，额定功率 1.1kW，转速 2830 r/min，满足 要求。 3.5.4 液压控制阀及压力继电器等原件的选择 该机的液压系统采用节流调速，而且是采用回油节流，由于夹紧缸工作时的压力小于工作缸，因此需要用减压阀调压。先根据工作缸工作时的压力和流量选择主油路控制阀和工作缸油路的制阀，再根据夹紧缸工作时的压力和流量选择夹紧缸油路控制阀，见表 3。 根据该液压系统原理，所选压力表开关、压力继电器和吸油过滤器如下： 压力表开关型号 AF6EP301 10，压力 10 MPa，通径 6mm； 压 力继电器型号 HED20P15，压力 5 MPa； 吸油过滤器型号 WU 16 180，流量 16 L/min，通径 12mm。 油箱自行设计。 (见 4.1节 ） 表 3 液压控制阀 名称 溢流阀 单向阀 电磁换向阀 液控单向阀 减压阀 节流阀 型号 DG-02-C-22 S10P120 4WE5E SV10PB230 DR5DP10-10 LF3-E6B 流量（ L/min） 16 10 15 15 25 压力 (MPa) 21 31.5 31.5 31.5 16 通径（ mm） 10 10 5 6 数量 1 1 2 1 1 2 由以上所选元件及液压系统原理，得到该钢管管端成型机液压原理图，见图 7 P1、 P2、 P3 为三个测压点。电磁铁动作顺序表见表 4 液压系统原理： (1) 工作缸工进 1) 进油路 油箱 1吸油过滤器 2液压泵 3单向阀 5电磁换向阀 13(左位 ) 表 4 电磁铁动作顺序表 工况 1YA 2YA 3YA 4YA 缸 14工进 + - - - 缸 14保压 - - - - 缸 15工进 - - + - 缸 15快退 - - - + 缸 14快退 - + - - 说明：通电： + 断电： - 液压缸 12(左腔 )。 2) 回油路 液压缸 12(右腔 )电磁换向阀 13(左位 ) 节流阀 14油箱 1。 (2) 工作缸快退 1) 进油路 油箱 1吸油过滤器 2液压泵 3单向阀 5电磁换向阀 13(右位 ) 液压缸 12(右腔 )。 2) 回油路 液压缸 12(左腔 )电磁换向阀 13(右位 ) 节流阀 14油箱 1。 (3) 夹紧缸工进 1) 进油路 油箱 1吸油过滤器 2液压泵 3单向阀 5减压阀 6电磁换向阀8(左位 ) 液控单向阀 9液压缸 11(上腔 )。 2) 回油路 液压缸 11(下腔 )电磁换向阀 8(左位 ) 节流阀 7油箱 1。 (4) 夹紧缸快退 1) 进油路 油箱 1吸油过滤器 2液压泵 3单向阀 5减压阀 6电磁换向阀8(右位 ) 液控单向阀 9液压缸 11(下腔 )。 2) 回油路 液压缸 11(上腔 )电磁换向阀 8(右位 ) 节流阀 7油箱 1。 4 液压系统结构设计 4.1 油箱的设计 4.1.1 油箱的作用 油箱具有存储液压油液，散发油液热量，逸出空气，沉淀杂质，分离水分和安装元件等作用。 4.1.2 油箱容量的计算 油箱的容量可按下式计算 pqV (17)式中 V 油箱的有效容积， L； pq 液压泵的总额定流量， L/min； 与系统压力有关的经验系数。 此液压系统为低中压系统， 可取 5 7， 取较大值可使系统更加安全，因此取 =7，液压泵的 总额定流量为 4.8 L/min，将以上数值代入公式 (17)得 8.47V =33.6L 该设计中，油箱为开式的独立油箱，且形状为矩形。由于该机工作循环比较频繁，间隔时间较少，因此需要将油箱设计的大些以散发热量，所以油箱的长、宽、高为 600mm、348mm、 460mm,其容积为 600 348 460=96L。 4.1.3 液压系统效率和油箱散热量 H0计算 (1) 液压系统效率 由下式估 算 ACP (18) 式中 P 液压泵的总效率； C 液压回路的效率； A 液压执行器的总效率。 查机械设计手册单行本液压传动表 20 5 15，得 P=0.90， A可取 0.90， C可取0.95，将以上数值代入公式 (18)，得 =0.90 0.90 0.90=0.729 (2) 油箱散热量0H可按下式计算 tAK 0H (19)式中 K 散热系数， /(m )； A 油箱散热面积， m2； t 系统温升，。 此油箱是密封的，因此取 K=8， A=(600+348+460) 2=2816mm2, 取 t =35，将以上数值代入公式 (19)得 0H=8 2816 10-6 35=0.79 /(m ) 4.1.4 油箱的设计 该油箱为可拆式结构，箱顶除与电动机齿轮泵和集成块组箱连接外，还安装有 空气过滤器，这里选网式过滤器，型号为 WU 16 180。油箱侧壁设置有液位计、清洗孔和放油螺塞。液位计比较靠近注油口，这是因为注油时可以方便地观测液位。此处选用的液位计型号为 YWZ 80T，清洗孔由法兰盖板盖住并密封，法兰盖板型号为 YG 250,放油螺塞型号为 GB/T 5782 2000，箱底支脚由箱壁弯曲而成，并设有地脚螺栓孔。箱底倾斜度为 1/20，吸油口设置在靠近箱底的一侧，以提高吸油效率。吸油口通过吸油过滤器直接从邮箱中吸油。箱底设置有隔板，将吸油区与回油区 隔开，以延长油液在油箱中逗留的时间，促进油液在油箱中的环流，更好发挥邮箱的散热、除气、沉淀等功能，隔板高度为 200mm。该油箱体积较小，不需设置吊耳。 4.2 中间集成块组的设计 4.2.1 块式集成的结构及特点 块式集成是按典型液压系统的各种基本回路，做成通用化的六面体油路块，通常其四周除一面安装通向液压执行器的管接头外，其余三面安装标准的板式液压阀及少量叠加阀或插装阀，这些液压阀之间的油路联系由油路块内部的通道孔实现，块的上下两面为块间叠积结合面，布有由下向上贯穿通道体的公用压力油孔 P 回油孔 O 泄露油孔 L及块间连接螺栓孔，多个回路块叠积在一起，通过 4 只长螺栓紧固后，各块之间的油路联系通过公用油孔来实现。 块式集成的特点如下： (1) 将适当的回路块叠积于一体，简化了设计工作 (2) 由于整个液压系统由不同功能的单元回路块组成，当需要更改系统增减元件时，只需更换或增减单元回路块即可实现，所以设计时灵活性大，更改方便。 (3) 集成块主要是 6 个平面及各种孔的加工，与油路板相比，集成块尺寸要小的多，因此平面和孔道的加工比较容易。便于组织专业化生产和降低成本。 (4) 由于液压系统的多数油路等效成了集成块内的通油孔 道，所以大大减少了整个液压装置的管路和管接头数量，使得整个液压控制装置结构紧凑，占地面积小，外形整齐美观，便于装配维护，系统运行时泄露少，稳定性好 (5) 由于实现各控制阀之间油路联系的孔道的直径较大且长度短，所以系统运行时，压力损失小，发热少，效率较高。 基于以上优点，因此选择块式集成作为阀站的实现方法。 4.2.2 中间集成块组的设计 为设计中间集成块组，首先将钢管管端成型机的液压原理图转换为集成块组的单元回路图，见图 8 根据以上单元回路图此集成块组由三个中间集成块组成，其中 ，中间集成块 1 的三个侧面分别安装单向阀、溢流阀和节流阀，另一个侧面安装与泵的出口相通的管接头。中间集成块 2 的三个侧面分别安装节流阀、减压阀和三位四通电磁换向阀，另一个侧面安装与工作缸两腔相通的管接头。中间集成块 3 的两个侧面分别安装液控单向阀和三位四通电磁换向阀，另外一个侧面安装与夹紧缸两腔相通的管接头。压力继电器可以通过一个三通管接头与控制点连接，压力表开关安装在一个自制的支架上并固定在油箱顶上，通过管接头和管子与中间集成块组中有测压点油路的油孔相连。中件集成块间通过MM1244 Y A3 Y A53691 21 01 Y Jp3p2Mpp1p23pp3p2p1图 8 集成块单元回路图 螺柱连接，选用 O 型橡胶密封圈密封，并用螺 栓将中间集成块 1 与箱顶固定。 集成块体的公用油道孔有二孔、三孔、四孔和五孔等多种设计方案，我采用三孔方案，即在集成块上分别设置压力油孔 P、回油孔 O 和泄油孔 L 共三个公用孔道，其优点是结构简单，公用油道孔数较少，但是由于其设置了泄油孔，因此工艺孔较多。 设计中间集成块最好可以选用已有的多种集成块系列及其单元回路，但是根据本课题的具体情况，需要自行设计中间集成块组。 (1) 确定通油孔道的直径 与阀油口相通的孔道 1) 由于本机液压系统所需的各控制阀已经选出，因此，中间集成块上与阀的油口相通孔道的直径就被确定， 即与液压阀 的油口直径相同。 2) 与管接头相连接的孔道 根据公式 vqd4 (15) 压力油孔 查表 1 15 油管中的允许流速，取 v 0.5m/s，将其与 q=4L/min 代入公式 (15)得 5.0601044 3 d 0.013 m 13mm 回油孔 查表 1 15 油管中的允许流速，取 v 1.5m/s，将其与 q=4L/min 代入公式 (15)得 5.1601044 3 d 0.006 m 6mm 泄油孔 根据经验确定，低中压系统中可取 d 6mm 综上，可取压力油孔 d 12mm，回油孔 d 6mm，泄油孔 d 6mm。 (2) 连接孔的直径 1) 固定液压阀的定位销孔直径和螺钉孔直径分别与选定液压阀的定位销直径及配合要求、螺钉孔的螺纹直径相同。 2) 连接集成块组的螺栓规格类比低压系统系列集成块的连接螺栓得， d=M10。此处选用螺柱 GB/T 901 M4 300，并选用内六角头螺钉与邮箱箱顶连接，其型号为螺钉 GB/T 70.1 M14 25。 3)油孔间壁厚及其校核 油孔间壁厚按公式 (16)进行校核 bpdn 2 (16) 式中 v 油管中允许流速， m/s； d 油管内径， mm； 油管壁厚， mm； p 管内最高工作压力， MPa； b 管 材抗拉强度， MPa； n 安全系数。 查液压传动系统及设计表 1 15，得 n=1.5， p=8.3 MPa， dmax=12mm，由于此系统为低压系统，因此 中间集成块的材料选用 HT200，其b=250 MPa，将以上数值代入公式 (16)得 2502 5.1123.8 =0.29 本设计中块间孔道尺寸最小为 5mm，远远大于 0.29mm，因此强度足够。 4) 中间集成块的外形尺寸 中间集成块的外形尺寸大于安放元件的尺寸，为避免使块的外形尺寸和重 量过大，调整尺寸为 20mm，考虑到孔径大小及其最小壁厚以及外形、重量等因素，最终中间集成块 2的长、宽、高分别为 180mm、 120mm、 120mm, 中间集成块 3的长、宽、高分别为 180mm、120mm、 120mm,由于中间集成块 1 要与箱顶连接，因此其多出了两个宽度为 35mm、高度为 30mm的连接凸台，其高度为 120 mm，宽度为 120 mm。 4) 液压阀的布置 安装阀的时候尽量使在同一个块上的阀的进出油孔道不在同一平面，以防止加工孔的时候孔道干涉，还有一个问题就是在块上的阀与相连接的管接头的干涉问题，在设 计的时候已在各孔道处留有安装余量。由于此液压系统有三个测压点，所以选择六点型的压力表开关，并将其安装在一个支架上，支架固定在箱顶。压力继电器安装在一个与块连接的三通管接头的一端，另一端与执行器连接。块上除安装液压阀外，还打有通过管接头与执行器相连接的孔道。 4.3 液压泵组的结构设计 电动机和液压泵采用卧式安装，两者直接通过梅花形连轴器连接。泵轴与电机轴严格对中，实现这一要求的结构是电动机安装在一垫块上，可以调整电机轴的中心高，从而调整电机轴与泵轴的同轴度。液压泵安装在一支架上，连轴器靠紧在支架上，实现了轴 向定位。 4.4 管路的布置 在 4.1.2节已计算过最小管径和最小壁厚。本液压站的管路中一律采用焊接式管接头，这样可以在满足设计要求的同时大大节省生产成本。管件采用无缝钢管和直角焊接接管，材料均为 10 号钢，结构简单，易于安装和拆卸。泵的出口与集成块组间的连接选用软管，这样可以使集成块组和泵的位置之间没有太大的限制。 5 主机计算与设计 主机动力分析见 3.2 节。 主机工作过程中，主要承受轴向力并最有可能损坏的是芯轴，现对芯轴进行校核。芯轴零件图如图 9 所示 由 3.2 节已计算出芯轴承受轴向力 F=61073N,如图 9 中所示，危险截面为 A 截面，其应力可按下式计算 AF(17) 其中 A= (112-7.52)=203mm2,将数值代入公式 (17)得 20361073=301MPa 芯轴材料为 40Cr，查机械设计手册单行本 常用工程材料表 3 1 9，得 其强度极限 b=570 MPa，因此 A 截面应力 b，强度满足要求。 AAM15822图 9 芯轴 主机由胀形机构、夹紧机构和机座构成。 胀形机构 由芯轴、胀套、工作液压缸、连接体和胀套的支撑体构成。工作液压缸安装在机座的凸台上，支撑体与机座间有垫片，以调整芯轴和工作缸活塞杆的中心高。连接体和液压缸活塞杆螺纹部分设置有调整螺母，以达到轴向定位的作用。 夹紧机构由夹紧块、夹紧缸和支架构成。夹紧缸安装在支架上。夹紧块分为上夹紧块和下夹紧块，上夹紧块与夹紧缸的活塞杆连接，并设置有调整螺母，以实现轴向和径向的定位作用。下夹紧块安装在机座的凸台上，中间有垫块，以调整夹紧块、芯轴、工作缸活塞杆的中心高。 机座采用 HT200 铸出，经过时效处理，消除内部应力，机座下部 为放置液压站留有空间，并设置有地脚螺栓孔，用来和地面连接。 6 零件图设计 夹紧块外形如图 10 所示 : 上、下夹紧块抱紧工件实现对工件的轴向和径向定位。上夹紧块较下夹紧块短，可以节省材料，减小夹紧缸活塞杆承受的惯性力。装夹工件时，钢管可以顺着下夹紧块滑到胀套的外径，方便省事，提高生产效率。下夹紧块较长，可以更好的适应加工工件长度的变化。 支撑体如图 11所示 : 1 2序 号 代 号 名 称 数 量 材 料 重 量单 件 总 计备 注12图 10 夹紧块 1 上夹紧块； 2 下夹紧块 图 11 支撑体 胀套穿过支撑体，同连接体相连，外端的凸缘靠在支撑体上实现轴向定位。支撑体通过内六角头螺钉与机座相连，底部有垫片，以调整胀套、芯 轴与工作缸活塞杆的中心高。 连接体外形如图 12 所示 : 连接体左端的螺纹部分与芯轴的内螺纹孔相连接，右端螺纹孔同工作缸活塞杆螺纹部分连接，并通