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内容简介：

西安文理学院本科毕业设计（论文）任务书题 目卧式管端机械扩径机的设计学生姓名学 号专业班级指导教师职 称教 研 室机械毕业设计（论文）任务与要求设计内容简介：机械扩径机是一种用于大口径直缝焊管生产过程中消除钢管成型残余应力和“整型”的机械设备, 它是生产石油专用管必备的关键设备。机械扩径是UOE制管方法的最后一道成形工序，采用斜块扩孔原理，通过分瓣凸模分段使焊接后的管坯产生塑性变形，从而达到改善制品尺寸精度、消除残余应力、提高屈服强度的目的。本课题根据扩径原理和给定的参数对液压缸、机架、扩径头等本体部分进行机械设计。技术参数：1）液压缸公称压力：1000KN 2）液体工作压力：20Mpa3）工作行程：400mm4）扩径钢管范围：514-528mm扩径原理：1.扩径机 2.管坯 3.锥体 4.扇形分瓣凸模要求：1）了解扩径机的结构组成以及工作原理；2）根据给定的参数设计液压缸，并绘制图纸。3）熟悉扩径原理，设计扩径头与机架本体结构，确定设计方案，绘制总装配图及关键部件图。4）撰写毕业论文以及不少于5000字的英文文献翻译。 毕业设计（论文）工作进程起止时间工作内容1-3周4-5周6-9周10-12周13-15周16-18周借阅书刊，查阅资料，消化课题。 确定方案。完成液压机与扩径头的设计计算并校核主要零件，并绘制图纸。设计机架，校核主要零件，完成总装图。整理撰写论文，准备答辩。 开始日期 完成日期 教研室主任（签字） 系主任（签字） 西安文理学院本科毕业设计（论文）开题报告题 目卧式管端机械扩径机的设计学生姓名 周远保学 号 08102100126专业名称机械设计制造及其自动化指导教师 魏庆媛开题时间 2014.3.1班 级10级机械一班一 选题目的和意义 扩径是一种利用液压或是机械方式从钢管内壁加力使钢管沿着径向向外扩胀成型的压力加工工艺。机械扩径方式与液压扩径方式相比,不仅设备重量和外形尺寸大大减小、结构简单,而且在生产效率和产品质量方面优势更为突出:生产大口径焊管效率高、扩径率可选范围大、钢管内径尺寸容易控制、钢管圆度好、管端形状和尺寸精度目前世界上最先进的几条大口径直缝焊管制管线扩径工序都是采用机械扩径方式。 为了满足市场需要，大口径直缝焊管生产线，填补了国内大口径直缝焊管生产的空白，大口径直缝焊管的扩径在消除钢管成型残余应力的同时对直缝焊管做了整形，使其直度，圆度，直径等更加理想，同时增强了钢管径向承载能力，国内外要求UOE制管方法的的最后一道工序必须扩径，由于国内以前没有大口径直缝焊管，也没有扩径机，所以这方面的发展一直处于比较缓慢的状态。大口径直缝焊管在油气输送领域有着广泛的应用，通过研究大口径直缝焊管的机械扩径方法以及有限元仿真技术在大口径焊管机械扩径生产领域的应用,掌握制造大型直缝焊管的核心技术机械扩径技术对发展我国管线钢钢管制造业有着重要意义。二 本课题在国内外的研究状况及发展趋势在国外，50年代初，美国首先建成UOE生产线,经过70年代的发展高峰期,目前全世界已经拥有30条UOE生产线。其中日本占有6条,制品最大直径为 1626mm,壁厚范围为6. 4mm50. 8mm。 在国内，目前,我国油气管线工业已经得到了巨大发展。21世纪初期将是我国现代化油气长输管线和煤浆、矿浆输送管线建设的高峰期。我国X级管线用钢及宽厚钢板的生产条件基本形成, UOE成形设备制造的先进技术基础业已具备,但是我们必须承认,这项工程建设尚且缺乏赖以发展的工艺技术基础。迄今为止我国在这方面的研究成果几乎为零,对大口径直缝焊管管坯成形工艺、焊管胀形工艺等诸多工艺技术问题都缺乏直接研究。面对这种现状,虽然我们可以借鉴国外经验,根据公开发表的技术资料确定成套机组的最大力能参数,制造出精良的生产设备,面对我国未来管线工业的建设需要、面对国际管线长输管线用管的发展趋势的现状,大直径直缝埋弧焊管不能自给的矛盾显得更加突出。如果这种现状不能得到改变,那么在新的管线建设高峰期间,即使主要采用螺旋焊管,也需要进口数以10万吨计的直缝焊管。毋庸置疑,这将使我国制管工业蒙受巨大损失。 (2)机械扩径工艺发展趋势随着我国装备制造业的发展，特别是结合国家重大装备研制与技术引进、技术改造，制造业总体工艺水平和综合制造能力得到了新的提高，从而为我国的工程机械制造注入了新的动力。我国已掌握了一批重大装备的成套制造工艺技术，如已形成了具有自主知识产权的大型发电设备成套焊接技术规范，突破了大型产品装配的高精度、高效率难关等。近些年来，卧式管端机械扩径机伴随中国经济的高速发展一直持续着增长的良好发展态势，特别是一大批国内企业的崛起，加快了工程机械及其零部件自主创新的步伐，虽然期间也借助了外资的力量，但目前我国工程机械行业的自主创新能力是不容忽视的。通过对工艺技术基础的系统研究,获得一系列对制定UOE生产工艺、设计UOE成形设备和控制成形质量有参考和实用价值的技术资料,无疑把我国大直径直缝焊管制造业推向向一个新的台阶。三 主要研究内容（1） 首先进行系统分析和方案设计，确定解扩径机的结构组成以及工作原理；（2） 根据给定的参数设计液压缸，并绘制图纸（3） 熟悉扩径原理，设计扩径头与机架本体结构，确定设计方案，绘制总装配图及关键部件图（4）撰写毕业论文以及不少于5000字的英文文献翻译。指导教师意见及建议： 该生对所开课题进行了一定程度了解，并参考了一定数量的文献。该课题符合学生专业发展方向，能提高学生的基本知识和专业技能，难度合适，学生能在预定时间内完成该课题的设计。同意该课题开题。 签字： 年 月 日教研室审核意见： 签字： 年 月 日注：此表前三项由学生填写后，交指导教师签署意见，经教研室审批后，才能开题。摘 要扩径是一种利用液压或是机械方式从钢管内壁加力使钢管沿着径向向外扩胀成型的压力加工工艺。机械扩径方式与液压扩径方式相比,不仅设备重量和外形尺寸大大减小、结构简单,而且在生产效率和产品质量方面优势更为突出:生产大口径焊管效率高、扩径率可选范围大、钢管内径尺寸容易控制、钢管圆度好、管端形状和尺寸精度目前世界上最先进的几条大口径直缝焊管制管线扩径工序都是采用机械扩径方式。本文设计出一种端管扩径机，其整体结构由，液压缸。机架，扩径装置组成。介绍扩径机的工作原理。最后重点对液压缸进行设计，完成其缸径，活塞杆等设计校核。关键词：液压系统，扩径机，液压缸AbstractExpanding is using a hydraulic or mechanical way from the afterburner wall make steel tube along the processing of radially outward expansion shaped. Compared with the mechanical expanding and hydraulic expanding method is not only simple equipment, weight and appearance greatly reduced size, structure, and the advantage in production efficiency and product quality more prominent: the production of large diameter welded pipe with high efficiency, ratio of expanding diameter optional range, inner diameter of pipe Chi Cunrong easy control, good roundness, steel pipe end shape and the size precision of the worlds most advanced several large diameter longitudinal welded pipe expanding process usually adopts mechanical expanding mode.This paper designs a kind of tube expanding machine, its whole structure is formed, the hydraulic cylinder. The frame, expanding device. Introduce the working principle of expanding machine. The hydraulic cylinder design finally, to complete the cylinder, piston rod design.Keywords: hydraulic system, expanding machine, hydraulic cylinder目 录摘 要IAbstractII第一章 前言11.1 课题研究的意义11.2 液压系统的发展11.3 国内外扩径机设备的发展现状21.4 扩径机设备的发展趋势31.4本论文研究的主要内容3第二章 扩径机整体方案的拟定42.1 扩径机的整体结构42.1.1 结构特点52.2 拟定液压原理图52.2.1动作分析6第三章 扩径机液压缸的设计73.1 拟定主要技术参数73.2 液压缸的设计计算73.2.1 负载分析73.2.2 油缸效率分析83.2.3 系统背压的选择93.2.4液压缸缸径的确认93.2.5导向长度的确认103.2.5活塞宽度的确定113.2.6 缸体长度的确定113.2.7缸筒壁厚的计算113.2.8 缸体外径尺寸的计算123.2.9 活塞杆强度和液压缸稳定性计算123.2.10缸筒壁厚的验算143.2.11活塞设计143.2.12密封件的选用153.2.13 活塞杆的设计163.2.14缓冲装置和排气阀18第四章 液压系统的设计204.1 油泵的选择204.1.1 油泵工作压力的确定204.1.2 油泵流量的确定204.1.3 管道尺寸的确定204.1.4系统温升的验算234.2 确定液压油箱容积244.3 确定液压油液24第五章 扩径机强度校核计算265.1 油缸缸的强度计算265.1.1 缸体的强度计算265.1.2 缸口部分的强度计算295.2 活塞部分的强度计算305.2.1 活塞头部导向套计算305.2.2 活塞头部锁母螺纹应力计算315.2.3 活塞与活动横梁端面挤压应力325.2.4 活塞与扩径装置链接螺母计算32结 论34致 谢35参考文献3637第一章 前言1.1 课题研究的意义 扩径是一种利用液压或是机械方式从钢管内壁加力使钢管沿着径向向外扩胀成型的压力加工工艺。机械扩径方式与液压扩径方式相比,不仅设备重量和外形尺寸大大减小、结构简单,而且在生产效率和产品质量方面优势更为突出:生产大口径焊管效率高、扩径率可选范围大、钢管内径尺寸容易控制、钢管圆度好、管端形状和尺寸精度目前世界上最先进的几条大口径直缝焊管制管线扩径工序都是采用机械扩径方式。为了满足市场需要，大口径直缝焊管生产线，填补了国内大口径直缝焊管生产的空白，大口径直缝焊管的扩径在消除钢管成型残余应力的同时对直缝焊管做了整形，使其直度，圆度，直径等更加理想，同时增强了钢管径向承载能力，国内外要求UOE制管方法的的最后一道工序必须扩径，由于国内以前没有大口径直缝焊管，也没有扩径机，所以这方面的发展一直处于比较缓慢的状态。大口径直缝焊管在油气输送领域有着广泛的应用，通过研究大口径直缝焊管的机械扩径方法以及有限元仿真技术在大口径焊管机械扩径生产领域的应用,掌握制造大型直缝焊管的核心技术机械扩径技术对发展我国管线钢钢管制造业有着重要意义。1.2 液压系统的发展随着液压技术的深入普及和应用领域的日益扩大，对液压缸的工作性能、结构、使用范围、制造精度、外观、材料、试验方法都不断提出新的要求。在新的形势下，液压缸的发展趋势为：（1） 高压化、小型化高压化是减小液压缸径向尺寸和减轻重量，并缩小整套液压装置体积尺寸的有效途径，目前超高压泵的输出压力已经高达250MPa以上，一台工作压力为100MPa的15t轻型压力机，可以制造成手电筒一般大小。（2） 新材质、轻型化不久前，日本采用新组份的铝合金，从液态开始进行新的热处理工艺，结果最终成型铝合金材料的抗拉强度等机械性能可达到45号优质碳素钢的水平。这将使现用的液压缸的重量减轻三分之二以上。此外，国外在航空航天工业中已采用高弹性纤维复合树脂塑料制作液压缸筒和活塞杆。据资料记载：该材料的比重仅为铝的1/2左右，强度为碳素钢的2倍。随着新型材料的社会需求总量的扩大以及成形、加工方法的不断更新，价格下降后，将会在其他机械结构中推广应用。（3） 新型机构复杂化随着社会分工的进一步细化以及液压缸在社会生产活动的普及应用。为了适应液压缸应用范围的扩大，各种新颖结构的液压缸不断出现。（4） 高性能、多品种化高速、低速性能以及密封件的寿命是评价液压缸的重要指标。国外，超高速性能的液压杆在高速达2000mm/s的工况下能均匀运动，且换向平稳。低速液压缸能在8mm/s至零的最易发生液压振荡的速度区间，要不存在爬行，别劲等现象，液压缸的工作温度扩大到-60至+200。因此，对新型密封件，密封件的材料与摩擦体间的匹配性，以及液压缸的加工工艺均提出了相应的要求（5） 节能化与耐腐蚀高水基工质和水质液压缸，以及用于深海开发的耐蚀海水用传动液压缸也在不断的完善、发展，在我国也已进入适用和试制阶段。1.3 国内外扩径机设备的发展现状在国外，50年代初，美国首先建成UOE生产线,经过70年代的发展高峰期,目前全世界已经拥有30条UOE生产线。其中日本占有6条,制品最大直径为 1626mm,壁厚范围为6. 4mm50. 8mm。 在国内，目前,我国油气管线工业已经得到了巨大发展。21世纪初期将是我国现代化油气长输管线和煤浆、矿浆输送管线建设的高峰期。我国X级管线用钢及宽厚钢板的生产条件基本形成, UOE成形设备制造的先进技术基础业已具备,但是我们必须承认,这项工程建设尚且缺乏赖以发展的工艺技术基础。迄今为止我国在这方面的研究成果几乎为零,对大口径直缝焊管管坯成形工艺、焊管胀形工艺等诸多工艺技术问题都缺乏直接研究。面对这种现状,虽然我们可以借鉴国外经验,根据公开发表的技术资料确定成套机组的最大力能参数,制造出精良的生产设备,面对我国未来管线工业的建设需要、面对国际管线长输管线用管的发展趋势的现状,大直径直缝埋弧焊管不能自给的矛盾显得更加突出。如果这种现状不能得到改变,那么在新的管线建设高峰期间,即使主要采用螺旋焊管,也需要进口数以10万吨计的直缝焊管。毋庸置疑,这将使我国制管工业蒙受巨大损失。1.4 扩径机设备的发展趋势随着我国装备制造业的发展，特别是结合国家重大装备研制与技术引进、技术改造，制造业总体工艺水平和综合制造能力得到了新的提高，从而为我国的工程机械制造注入了新的动力。我国已掌握了一批重大装备的成套制造工艺技术，如已形成了具有自主知识产权的大型发电设备成套焊接技术规范，突破了大型产品装配的高精度、高效率难关等。近些年来，卧式管端机械扩径机伴随中国经济的高速发展一直持续着增长的良好发展态势，特别是一大批国内企业的崛起，加快了工程机械及其零部件自主创新的步伐，虽然期间也借助了外资的力量，但目前我国工程机械行业的自主创新能力是不容忽视的。通过对工艺技术基础的系统研究,获得一系列对制定UOE生产工艺、设计UOE成形设备和控制成形质量有参考和实用价值的技术资料,无疑把我国大直径直缝焊管制造业推向向一个新的台阶。1.4本论文研究的主要内容查阅参考资料，根据任务要求，我们拟定完成以下三点内容（1） 首先了解扩径机的作用，工作原理和发展趋势，确认本次可以的研究目的和意义。 （2） 扩径机整体结构方案的拟定，完成液压原理图的绘制。（3） 完成主油缸的设计和校核。第二章 扩径机整体方案的拟定2.1 扩径机的整体结构扩径机的结构简图如图2-1所示：1.扩径机 2.管坯 3.锥体 4.扇形分瓣凸模 图2-1 扩径机结构示意图如图2-1所示为其结构简图，其工艺为：机械扩径利用扩径机端部的分瓣的扇形块沿径向扩张，使管坯沿长度方向以步进方式，分段实现全管长塑性变形的过程。分为5个阶段：1初步整圆阶段。扇形块打开直到所有扇形块都接触到钢管内壁，此时步长范围内钢管内圆管中各点半径大小都几乎一致，钢管得到初步整圆。2名义内径阶段。扇形块从前段位置开始降低运动速度，直到抵达要求位置，这个位置是质量要求的成品管内圆周位置。3弹复补偿阶段。扇形块在2阶段的位置开始进一步将低速度，直到抵达要求位置，这个位置是工艺设计要求的弹复前钢管内圆周位置。4保压稳定阶段。扇形块在弹复前钢管内圆周位置一段时间保持不动，这是设备和扩径工艺要求的保压稳定阶段。5卸荷回归阶段。扇形块从弹复前钢管内圆周位置开始迅速回缩，直到抵达初始扩径的位置，这是扩径工艺要求的扇形块最小收缩直径。2.1.1 结构特点1、液压缸提供动力扩径机的设计过程中要考虑扩径的力合扩径的速度是否合理，所以采用液压缸作为驱动单元的设计具有以下特点：（1） 液压缸的进给速度可调（2） 液压缸的工作压力可调2、液压系统为避免因高温辐射产生爆管现象，液压系统中没有相对运动的部件之间的管路连接采用硬管，有相对运动的部件之间的管路连接则采用耐高温胶管。该液压系统选用齿轮泵，采用气控液形式，成本低，安全可靠，便于使用维护。2.2 拟定液压原理图 根据扩径机的结构特点，我们拟定如图2-2所示的液压原理图图2-2 扩径机液压系统原理图1斜盘式变量柱塞泵，2齿轮泵，3电机,4滤油器，5电磁溢流阀，6溢流阀,7电控比例溢流阀,8单向阀， 9压力表，10减压阀，11液控单向阀，12二位四通电磁换向阀，13液控单向阀，14外控顺序阀，15油缸2.2.1动作分析A: 启动：电磁铁全断电，主泵卸荷。主泵（恒功率输出）电液压换向阀8的M型中位TB： 快进：液压缸15活塞快速下行：1YA，5YA通电，电磁铁换向阀7接通液控单向阀18的控制油路，打开液控单向阀11，进油路：主泵1 电液换向阀7 单向阀11液压缸15回油路：液压缸15下腔 液控单向阀11电液换向阀7C： 工进：液压缸15接触工件慢速下行：（增压下行）液压缸活塞碰行程开关2XK，5YA断电，切断经液控单向阀11快速回油通路：液压缸15下腔顺序阀14电液换向阀7K型中位TD： 保压：液压缸15上腔压力升高达到预调压力，压力继电器发出信息，1YA断电，液压缸15进口油路切断，单向阀8的高密封性能确保液压缸15活塞对工件保压。主泵（恒功率输出）主泵 电液压换向阀7的K型位T实现主泵卸荷。E： 保压结束，泄压，液压缸15回程：时间继电器发出信息，1YA断电，液压缸15上腔压力很高，外控顺序阀14，使主泵1电液压换向阀9吸入阀的控制油路由于大部分油液经外控顺序阀14流回油箱，打开吸入阀的卸荷阀10，实现液压缸15上腔（只有极少部分油液经卸荷阀口回油箱）先卸荷，后通油箱的顺序动作，此时：主泵1大部分油液电液压换向阀7外控顺序阀T第三章 扩径机液压缸的设计3.1 拟定主要技术参数扩径机油缸额定工作压力：20MPA油缸推力：1000KN液压缸行程拟定：400mm3.2 液压缸的设计计算3.2.1 负载分析图3-1 液压缸工作原理简图 油缸实际推力公式：F= Fw + +Fa (3-1) 式中Fw-工作负载，即为顶出力； Fa-运动部件速度变化时的惯性负载; -导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力。启动后为动摩擦阻力摩擦负载计算公式： = f( G + FRn ) (3-2） 式中G-重力 -垂直于导轨的工作负载，本系统中为零； f-导轨摩擦系数，静摩擦系数取0.2,动摩擦系数为0.1。 由于本系统液压缸为垂直安装，摩擦负载为0惯性负载计算公式： (3-3) 式中 重力加速度 加速或减速时间，一般t取0.1s0.5s 时间内的速度变化量。 本系统中，在支腿下降过程并没有载重过程，系统此时压力机会为0，即惯性负载为0。根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载求的 F= Fw=45T=450000N3.2.2 油缸效率分析 油缸的效率由以下三种效率组成： A.机械效率，由各运动件摩擦损失所造成，在额定压力下，通常可取=0.9 B.容器效率，由各密封件泄露所造成，通常容积效率为： 装弹性体密封圈时 1 装活塞环时 0.98 C.作用力效率，由出油口背压所产生的反作用力而造成。 一般取=0.9 所以 =0.9 =1 =0.9 总效率为。3.2.3 系统背压的选择系统被压如表3-1所示表3-1 执行元件背压力系统类型背压力 P/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短，且直接回油箱可忽略不计 按表3-1可取p2 为0.5MPa3.2.4液压缸缸径的确认 (3-4) =271m 由于上述计算是在20MPA压力下计算，为了保证油缸的推力能够达到要求，一般选大一号油缸，本系统选用油缸缸径为320mm。 表3-2 液压缸内径尺寸系列（GB2348-80） 810121620253240506380(90)100(110)125(140)160(180)200(220)250280320 表3-3 活塞杆直径系列（GB2348-80）456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180根据表3-2和表3-3将这些直径圆整成进标准值时得：油缸有：D=140mm 和活塞d=180mm由此求得液压缸面积的实际有效面积为：A1=0.08m A2=0.02m3.2.5导向长度的确认当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点距离为H，称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此在设计时必须保证有一定的最小导向长度。图3-2液压缸最小导向长度对一般的液压缸，最小导向长度应满足： 式中：液压缸的最大行程(mm) 设计要求=400mm 液压缸内径(mm)取H=180mm3.2.5活塞宽度的确定活塞的宽度一般取=（0.6-1.0）即=（0.5-1.0）320=（180-140）mm取=173mm 3.2.6 缸体长度的确定液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程L与活塞宽度B的和。缸体外部尺寸还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体的长度不应大于缸体内径的20-30倍。 3.2.7缸筒壁厚的计算在中、低压系统中，液压缸的壁厚基本上由结构和工艺上的要求确定，壁厚通常都能满足强度要求，一般不需要计算。但是，当液压缸的工作压力较高和缸筒内径较大时，必须进行强度校核。当时，称为薄壁缸筒，按材料力学薄壁圆筒公式计算，计算公式为 （3-5） 式中，缸筒内最高压力； 缸筒材料的许用压力。=, 为材料的抗拉强度，n为安全系数，当时，一般取。当时,按式（3-6）计算 (该设计采用无缝钢管) （3-6）根据缸径查手册预取=30此时最高允许压力一般是额定压力的1.5倍，根据给定参数，所以： =201.5=30MP=100110（无缝钢管），取=100，其壁厚按公式（3-6）计算为 满足要求，就取壁厚为50mm。3.2.8 缸体外径尺寸的计算缸体外径查机械手册表：外径取194mm 3.2.9 活塞杆强度和液压缸稳定性计算1、活塞杆强度计算活塞杆的直径按下式进行校核 (3-7) 式中，为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力，=,n一般取1.40。满足要求2、液压缸稳定性计算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。若活塞杆的长径比且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依下式进行 (3-8)式中，为安全系数，一般取=24。 a.当活塞杆的细长比时 (3-9) b.当活塞杆的细长比时 (3-10)式中，为安装长度，其值与安装方式有关；为活塞杆横截面最小回转半径，；为柔性系数，其值见表3-4； 为由液压缸支撑方式决定的末端系数；为活塞杆材料的弹性模量，对钢取；为活塞杆横截面惯性矩；为活塞杆横截面积；为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表3-5。表3-4 液压缸支承方式和末端系数的值支承方式支承说明末端系数一端自由一端固定1/4两端铰接1一端铰接一端固定2两端固定4表3-5 、的值材料铸铁5.61/160080锻铁2.51/9000110钢4.91/500085c.当时,缸已经足够稳定，不需要进行校核。此设计安装方式两端固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。3.2.10缸筒壁厚的验算液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全： （3-10）根据式（3-10）得到：显然，额定油压=20MP，满足条件； 3.2.11活塞设计1、活塞结构的设计活塞分为整体式和组合式，组合式制作和使用比较复杂，所以在此选用整体式活塞，形式如下图：图3-2 整体式活塞此整体式活塞中，密封环和导向套是分槽安装的。2、活塞的材料选用高强度球墨铸铁QT600-33、加工公差活塞的配合因为使用了组合形式的密封器件，所以要求不高，这里不加叙述。活塞外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm，断面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圆度和圆柱度不大于外径公差之半。 3.2.12密封件的选用1、对密封件的要求在液压元件中，液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊液压缸，如摆动液压缸等。液压缸不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度的适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装拆，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。密封件一般以断面形状分类，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都属于唇形密封件。2、O形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。3、动密封部位密封圈的选用由于O型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。活塞环是具有弹性的金属密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。V形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。U形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于10MPa时使用，对压力高的液压缸不适用。比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属Yx型密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈 ，分轴用和孔用两种。综上，所以本设计选用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，无爬行现象；b.具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；c.安装沟槽简单，拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下：图3-3 密封方式图3.2.13 活塞杆的设计1、活塞杆杆体的选择此次设计选用的是实心杆件，形式如下图：图3-4 活塞杆2、活塞杆与活塞的连接形式此次设计采用的是锁紧螺母型连接，如下图：图3-5 锁紧螺母型3、.活塞杆材料和技术要求a.因为没有特殊要求，所以选用45号钢作为活塞杆的材料，本次设计中活塞杆只承受压应力，所以不用调制处理，但进行淬火处理是必要的，淬火深度可以在0.51mm左右。b.安装活塞的轴颈和外圆的同轴度公差不大于0.01mm，保证活塞杆外圆和活塞外圆的同轴度，避免活塞与缸筒、活塞杆和导向的卡滞现象。安装活塞的轴间端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，保证活塞安装不产生歪斜。c.活塞杆外圆粗糙度选择为0.3d.因为是运行在低载荷情况下，所以省去了表面处理。4、活塞杆的导向、密封和防尘a.导向环选择非金属导向环，用高强度塑料制成，这种导向环的优点是摩擦阻力小、耐磨、使用寿命长、装导向环的沟槽加工简单，并且磨损后导向环易于更换。b.密封Yx型轴用密封圈加轴用阶梯圈组合使用，这样比起单独密封，可以减小摩擦，减少泄漏量，增加寿命。c.防尘使用DH防尘圈，材料是聚氨酯，既有防尘作用，又有润滑作用。3.2.14缓冲装置和排气阀1、缓冲装置液压缸中缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程终端时在活塞和缸盖之间封住一部分油液，强迫它从小孔或细缝中挤出以产生很大的阻力，使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。最常用的是节流口可调式和节流口变化式两种。其中，节流口可调式缓冲装置在节流口调定后，工作原理上就相当于一个单孔口式的缓冲装置。表3-6示节流口可调式和节流口变化式两种缓冲装置的主要性能。表3-6 液压缸中常用的缓冲装置名称和工作原理图特点说明1针形节流阀 2单向阀被封在活塞和缸盖间的油液经针形节流阀流出节流阀开口可根据负载情况进行调节起始缓冲效果大，随着活塞的行进，缓冲效果逐渐减弱，故制动行程长缓冲腔中的冲击压力大缓冲性能受油温影响适用范围广1轴向节流阀被封在活塞和缸盖间的油液经活塞上的轴向节流槽流出缓冲过程中节流口通流截面不断减小，当轴向槽的横截面为矩形，纵截面为抛物线形时，缓冲腔可保持恒压缓冲作用均匀，缓冲腔压力较小，制动位置精度高综合所上本设计选择节流可调式缓冲装置。2、排气装置液压系统在安装过程中或长时间停止工作之后会渗入空气，油中也会混入空气，由于气体具有较大的可压缩性，将使油缸工作中产生振动、颤抖和爬行，并伴随有噪声和发热等系列不正常现象。因此在设计油缸结构时，要保证能及时排除积聚在缸内的气体。一般利用空气比重较油轻的特点，在油缸内腔的最高部位设置进出油口或专门的排气装置如排气螺钉、排气阀等，使积聚于缸内的气体排出缸外。图3-6 排气装置的形式排气装置的形式和结构见图3-6，一般有整体排气塞和组合排气塞两种。整体排气塞（图c、e）由螺纹与缸筒或端盖连接，靠头部锥面起密封作用。排气时，拧松螺纹，缸内空气从锥面空隙中挤出并经斜孔排出缸外。这种排气装置简单方便，但螺纹与锥面密封处同心度要求较高，否则拧紧排气塞后不能密封，会造成外泄漏。组合排气塞一般由螺塞和锥阀组成。螺塞拧松后，锥阀在压力的推动下脱离密封面而排出空气。锥阀可以采用图a所示的锥面密封，也可以采用图b所示的锥面密封，还可以采用图g所示的钢珠密封。后两种排气密封形式对高压缸比较适用。所以本设计排气装置选择图（g）。 第四章 液压系统的设计4.1 油泵的选择4.1.1 油泵工作压力的确定 油泵工作压力为： =P+P （4-1） 由于在扩径机液压系统中，压力所经过的阀的数量不多，故压力损失P不大，参照表1-10选取P=0.5MP。 =20+0.5=20.5MPA 所选油泵的额定工作压力应为： =1.25=1.2520.5=25MPA 4.1.2 油泵流量的确定 油泵流量为： K（Q）=123L/min （4-2） 选用的油泵为YYB-BC160/48B双联叶片油泵4.1.3 管道尺寸的确定油管系统中使用的油管种类很多，有钢管、铜管、尼龙管、塑料管、橡胶管等，必须按照安装位置、工作环境和工作压力来正确选用。本设计中油管采用钢管，因为本设计中所须的压力是高压，P=31.25MPa ， 钢管能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，但装配是不能任意弯曲，常在装拆方便处用作压力管道一中、高压用无缝管，低压用焊接管。本设计在弯曲的地方可以用管接头来实现弯曲。尼龙管用在低压系统；塑料管一般用在回油管用。胶管用做联接两个相对运动部件之间的管道。胶管分高、低压两种。高压胶管是钢丝编织体为骨架或钢丝缠绕体为骨架的胶管，可用于压力较高的油路中。低压胶管是麻丝或棉丝编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的油路中。由于胶管制造比较困难，成本很高，因此非必要时一般不用。1. 管接头的选用：管接头是油管与油管、油管与液压件之间的可拆式联接件，它必须具有装拆方便、连接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、压降小、工艺性好等各种条件。管接头的种类很多，液压系统中油管与管接头的常见联接方式有：焊接式管接头、卡套式管接头、扩口式管接头、扣压式管接头、固定铰接管接头。管路旋入端用的连接螺纹采用国际标准米制锥螺纹（ZM）和普通细牙螺纹（M）。锥螺纹依靠自身的锥体旋紧和采用聚四氟乙烯等进行密封，广泛用于中、低压液压系统；细牙螺纹密封性好，常用于高压系统，但要求采用组合垫圈或O形圈进行端面密封，有时也采用紫铜垫圈。液压系统中的泄漏问题大部分都出现在它管系中的接头上，为此对管材的选用，接头形式的确定（包括接头设计、垫圈、密封、箍套、防漏涂料的选用等），管系的设计（包括弯管设计、管道支承点和支承形式的选取等）以及管道的安装（包括正确的运输、储存、清洗、组装等）都要考虑清楚，以免影响整个液压系统的使用质量。国外对管子的材质、接头形式和连接方法上的研究工作从不间断，最近出现一种用特殊的镍钛合金制造的管接头，它能使低温下受力后发生的变形在升温时消除即把管接头放入液氮中用芯棒扩大其内径，然后取出来迅速套装在管端上，便可使它在常温下得到牢固、紧密的结合。这种“热缩”式的连接已经在航空和其它一些加工行业中得到了应用，它能保证在4055Mpa的工作压力下不出现泄漏。本设计根据需要，选择卡套式管接头。要求采用冷拔无缝钢管。2. 管道内径计算： （4-3）式中 Q通过管道内的流量 v管内允许流速 ，见表：4-1允许流速推荐值油液流经的管道推荐流速 m/s液压泵吸油管液压系统压油管道36，压力高，管道短粘度小取大值液压系统回油管道1.52.6 (1). 液压泵压油管道的内径： 取v=4m/s 根据机械设计手册成大先P20-641查得：取d=20mm,钢管的外径 D=28mm; 管接头联接螺纹M272。(2). 液压泵回油管道的内径：取v=2.4m/s根据机械设计手册成大先P20-641查得：取d=25mm,钢管的外径 D=34mm; 管接头联接螺纹M332。3. 管道壁厚的计算 式中： p管道内最高工作压力 Pa d管道内径 m管道材料的许用应力 Pa，管道材料的抗拉强度 Pan安全系数，对钢管来说，时，取n=8；时，取n=6； 时，取n=4。根据上述的参数可以得到：我们选钢管的材料为45#钢，由此可得材料的抗拉强度=600MPa; (1). 液压泵压油管道的壁厚 (2). 液压泵回油管道的壁厚 所以所选管道适用。4. 液压系统的验算上面已经计算出该液压系统中进，回油管的内径分别为32mm,42mm。但是由于系统的具体管路布置和长度尚未确定，所以压力损失无法验算。4.1.4系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，且发热量最大。为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进时做功的功率损失大引起发热量较大，所以只考虑工进时的发热量，然后取其值进行分析。当V=10mm/s时，即v=600mm/min即 此时泵的效率为0.9，泵的出口压力为26MP，则有即此时的功率损失为：假定系统的散热状况一般，取，油箱的散热面积A为系统的温升为根据机械设计手册成大先P20-767：油箱中温度一般推荐30-50所以验算表明系统的温升在许可范围内。 4.2 确定液压油箱容积初设计液压油箱容量时，可按参考文献经验公式23.4-31来确定，待系统稳定后，再按散热的要求进行校核。油箱容量为： 式中 液压油箱的容积（L） 液压泵的总额定流量（L/min） 与液压系统压力有关的经验系数，查参考文献1表23.4-11取，因设计中需将在借助油箱顶盖安放液压阀集成装置，现取=6所以选用容量为180L的油箱。4.3 确定液压油液根据所选用的液压泵类型，参照参考文献4表1-17，选用牌号为L-HL32的油液，考虑到油的最低温度为15，查得15时该液压油的运动粘度为150cst=1.5，油的密度为920。 第五章 扩径机强度校核计算5.1 油缸缸的强度计算根据第三章的设计计算，可知主油缸的外径D1=420mm，油缸内径D=320mm，活塞杆直径d=280mm。其实际工作压力为：主压力P=0.785p(N),回程压力P回=0.785（）p(N),p为液体工作压力（MPa）,本设计中选用的p为250MPa。根据结构尺寸，得：主压力：回程压力：5.1.1 缸体的强度计算1、中段强度缸体材料选用35锻钢，应用第四强度理论进行计算。 =100120MPa式中符号尺寸见图3-1 2、支承台肩处强度计算1.支承台肩结构见图5-2，其接触面挤压应力： 式中： 许用挤压应力（MPa） 120MPa 图5-1 油缸结构图 图5-2 油缸支承台肩处尺寸2.从图5-2可见，台肩处断面上的合成应力为弯曲应力与拉伸应力之和。即 式中： T= h=20mm h1=52.5mm 材料波松比系数。 钢：=0.3；铸铁：=0.25 得：代入数据，可求出Ma： =16KN3、缸底强度计算缸底结构如图5-3，按圆形平板弯曲计算： 图5-3 缸底结构尺寸 图5-4 缸口结构 式中： p=25MPa D=320mm B=110mm D1=120mm D2=20mm =0.78代入上式，可得： 5.1.2 缸口部分的强度计算1、作用在缸口导套及法兰盘上的力 KN式中符号见图3-4，尺寸为： D1=320mm d=280mm KN2、 螺栓计算螺栓选用12个M30的沉头螺栓，材料为45钢，M30的螺纹内径为d内=26.2。螺栓拉伸应力为： 式中： n螺栓数目 n=12 F1螺栓截面积（mm） F1=0.785 许用拉伸应力 对大于M12螺栓 120MPa 对小于M12螺栓 100MPa 3 、缸口导套挤压计算缸口导套材料选用HT20-40，导套挤压应力为： 式中符号见图3-4，尺寸为： D1=320mm D2=305mm带入数据，可得： 4、法兰盘计算法兰材料选用35钢，故弯曲应力： 式中符号见图3-4，尺寸为： D3=340mm Dcp=315mm D4=480mm d0=32mm H=65mm代入数据，可得 弯5.2 活塞部分的强度计算活塞杆材料为35钢，活塞杆直径为280mm，长度2000mm，长径比值7。在加压过程中活塞仅受压，面积较大。故对其挤压及稳定性可略去不计。5.2.1 活塞头部导向套计算图5-5 活塞头部结构导套材料为HT20-40，活塞头部结构见图5-5。导套挤压应力为： 式中符号见图4-5，尺寸为： d=280mm d1=200mm S=2mm S2=3mm 许用挤压应力MPa =1000MPa代入数据，可得 5.2.2 活塞头部锁母螺纹应力计算锁母螺纹所受的