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中文題目：旋轉式管端成型機結構設計
外文題目: Rotary system pipe reason shaper structural design
畢業(yè)設計（論文）共46頁 圖紙共 9張
完成日期 2008年6月
答辯日期 2008年6月
遼寧工程技術大學
本科生實習報告書
教學單位 機械學院
專 業(yè) 機械工程及自動化
班 級 機XZ04-1班
學生姓名 謝文斌
學 號 0407800123
指導教師 鄭聯(lián)宏、張二強（校外）
為了對我們的畢業(yè)課題有更深的認識，同時也是對我們掌握的理論知識的鞏固，在畢業(yè)設計開始的前四周我去了遼寧省機械研究院實習，通過這次的實習，我對實際生產和對設備上液壓系統(tǒng)的運用等都有了更深刻的理解，對所做的畢業(yè)課題也有了充分的準備。
遼寧省機械研究院是以科研開發(fā)為核心，集工程設計，工程成套，大型機械裝備研制、生產、工程總承包為一體，是在中國地區(qū)及周邊國家的空調行業(yè)、有色金屬加工行業(yè)、工程成套技術裝備的產品供應中很有影響力的企業(yè)。并且我與該公司簽訂了就業(yè)協(xié)議，所以這段時間的實習對我是畢業(yè)設計和今后的工作都起到了很大的作用。
我實習的部門是空調裝備公司，該部門是以研發(fā)、設計、生產民用、車用空調設備為主的專業(yè)公司，剛到公司時，單位領導給我安排了一名單位的工程師，張工程師作為我畢業(yè)設計和實習的指導教師，他詳細的給我介紹了單位的情況和產品的設計與生產的情況，然后我又帶我去了生產車間參觀了產品設備的生產，使我不僅了解了空調設備的組成結構以及工作原理同時深入理解了各個部分是如何工作的。我們都仔細的觀察、詢問，這使我發(fā)現(xiàn)書本上學到的知識是有限的，只有在實踐中去體驗去操作才能更好的掌握知識。
在實習過程中首先我了解了管端成型機是結構及其工作原理，該機主要用于將鋁管（還可用于銅管）的管端通過沖壓的方式將其收口或擴口、加工成所需的管端形狀，這一過程即管端成型過程。管端成型技術主要應用于空調機熱交換器或汽車空調熱交換器的管端連接。該設備適用于批量生產，可以完成直徑為F8X1mm；F9.5X1.2mm；F12.7X1.2mm； F15.8X1.2mm；F19X1.2mm的鋁管（或銅管）的管端成型加工。目前，國內專門制造用于管端成型的通用機床比較少，大多數都是專用機床，生產效率比較高，但是靈活性小，對于不同管件的加工具有一定的局限性。因此，有必要設計這樣一種可以適應不同管件脹形加工的通用機床，并且在不需要進行大批量生產的情況下，代替了小批量單件生產時的手工脹管，而且可以節(jié)省時間和生產消耗，提高單件的生產效率，及時滿足產品零部件的需要。
管端成型機由主機和液壓站構成。主機有三個執(zhí)行器，均由液壓系統(tǒng)控制，它們是工作旋轉液壓缸、定位液壓缸和夾緊液壓缸，并分別固定在機座上。機座為焊接體，材料為HT200；工作旋轉液壓缸、脹頭和脹套構成了脹管機構；定位液壓缸和定位塊構成定位機構；夾緊液壓缸和夾緊塊構成了夾緊機構。為了滿足不同規(guī)格管件的要求，脹頭、脹套和夾緊塊可以配套更換。由于生產周期較短，脹頭和脹套承受了較大的交變應力，非常易于損壞，所以需要及時更換。
由于前進式脹法使工件承受的力主要是由軸向轉化為徑向的力，因此對于工件的軸向定位影響較小，不需要很大的夾緊力，這是前進式優(yōu)于拉脹法脹管法的明顯之處，但是也必須需要夾緊裝置將其固定。
為提高機械效率，工作過程中盡量減少傳動機構，以最簡單的方式將液壓缸活塞桿的軸向運動轉換為脹頭的軸向運動。由于液壓缸活塞桿端部直徑較大，脹頭體積較小，因此需要一個中間裝置將脹頭與活塞桿連接起來，并且使兩者的中心線保持在同一高度。夾緊裝置也由液壓缸控制其運動方式和運動時間。為滿足高的傳動效率，夾緊缸活塞桿中心線應與工作缸活塞桿中心線相垂直且在同一平面內。
主機為臥式結構，間歇式運轉，工作缸和夾緊缸需采用液壓傳動。對于工作缸，它采用拉脹法對工件管端端口進行脹形，并將液壓缸活塞桿的直線運動轉變?yōu)槊浱椎膹较驍U張；對于夾緊缸，采用立式安裝，通過前端法蘭與機架相連接，將活塞桿的直線運動傳遞給夾緊塊，使夾緊塊沿工件的徑向運動，從而實現(xiàn)對工件的夾緊與松開。整個生產過程中，工作循環(huán)較頻繁，生產周期很短。
液壓站由中間集成塊組和液壓動力源構成，這兩者直接安裝在箱頂表面。液壓控制閥均安裝在集成塊組上，通過集成塊內部的通油孔道來實現(xiàn)功能。集成塊通過管接頭與管道和執(zhí)行器連接。液壓動力源由電動機和液壓泵構成，二者直接通過聯(lián)軸器連接，其軸的中心高可由電動機下的調整墊塊來實現(xiàn)。該機結構簡單，體積較小，容易拆裝和搬運。一般的工廠都可以使用本機，減少生產消耗，提高生產效率，改善經濟效益。
在實習的整個過程中，我認真思考所見的東西，與所學的知識進行對比，以便進一步鞏固和加深掌握。我還見到很多現(xiàn)代化的生產設備，各種機床，大的小的、立式的、臥式的，應有盡有。體會到現(xiàn)代生產的便利，以及對現(xiàn)代生產要求的瞬速，時間就是金錢。
通過整個的生產實習，我對知識有了更理性的認識，能夠將書本上的知識與實踐相結合起來，做到學以至用，運用到畢業(yè)設計當中，運用到實際遇到的問題中去。
指
導
教
師
意
見
成績評定： 指導教師簽字：
年 月 日
實習單位意見
負責人簽字：
（單位蓋章）
年 月 日
備注
注：實習結束時，由實習學生填寫本表后，交指導教師和實習單位簽署意見，最后交所在教學單位歸檔保管。
遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文）
摘要
管端成型作為空調設備不可缺少的重要環(huán)節(jié)之一，國內專門制造用于管端成型的通用機床比較少，大多數都是專用機床，生產效率比較高，但是靈活性小，對于不同管件的加工具有一定的局限性。目前國內脹管法主要分為機械成型,管端偏心回轉成型,利用NC工作機的管端成型,無模成型四種方法。
該機用于將鋁管或銅管管端加工成杯狀、喇叭狀，適用于批量生產，而且也可滿足其它材料管件的脹形加工。目前，國內專門制造用于管端成型的通用機床比較少，大多數都是專用機床，生產效率比較高，但是靈活性小，對于不同管件的加工具有一定的局限性。目前，國內專門制造用于管端成型的通用機床比較少，大多數都是專用機床，生產效率比較高，但是靈活性小，對于不同管件的加工具有一定的局限性。因此本課題設計的這一產品具有較高的使用價值和普遍性。
關鍵詞：管端成型機；脹形加工；專用機床
Abstract
The jet formation takes one of air-conditioning plant essential important links, domestic makes specially uses in the jet formation the general engine bed being quite few, majority is the special purpose machine, the production efficiency is quite high, but the flexibility is small, has certain limitation regarding the different fitting's processing. At present the domestic expanding tube law mainly divides into the machinery formation, the jet bias rotation formation, uses the NC working machine's jet formation, the non-mold takes shape four methods.
This machine uses in the aluminum tube or the copper pipe jet processes the shape of cup, the loudspeaker shape, is suitable in the volume production, moreover may also satisfy other material fitting's bulging processing. At present, domestic makes specially uses in the jet formation the general engine bed being quite few, majority is the special purpose machine, the production efficiency is quite high, but the flexibility is small, has certain limitation regarding the different fitting's processing. At present, domestic makes specially uses in the jet formation the general engine bed being quite few, majority is the special purpose machine, the production efficiency is quite high, but the flexibility is small, has certain limitation regarding the different fitting's processing. Therefore this topic design's this product has the high use value and the universality.
Key words：Copper pipe shaper；Bulging processing；Special purpose machine
II
本科畢業(yè)設計（論文）開 題 報 告
題 目 旋轉式管端成型機結構設計
指 導 教 師
院（系、部） 機械學院
專 業(yè) 班 級
學 號
姓 名
日 期
5
一、選題的目的、意義和研究現(xiàn)狀
隨著現(xiàn)在國家經濟發(fā)展，空調已經進入了人們家庭，而空調系統(tǒng)作為影響生活舒適性的主要總成之一,為生活提供制冷、取暖、除霜、除霧、空氣過濾和濕度控制功能。現(xiàn)在國內是空調設備仍屬于專用設備，其技術和方法也很單一，并卻有些設備和技術仍需采用國外的。
管端成型作為空調設備不可缺少的重要環(huán)節(jié)之一，國內專門制造用于管端成型的通用機床比較少，大多數都是專用機床，生產效率比較高，但是靈活性小，對于不同管件的加工具有一定的局限性。目前國內脹管法主要分為機械脹管、爆炸脹管、橡膠脹管、液壓脹管四種方法。爆炸脹管有時可以將管子炸裂并且爆炸聲較大，產生很大的噪音，橡膠脹管和液壓脹管是最新的脹管方法，生產效率很高，但是生產設備價格昂貴。基于以上考慮，本課題研究的管端成型機采用機械脹管的方法比較經濟，并且機械脹管法比較普遍，容易實現(xiàn)工作要求，原理簡單易操作。本機是一種可以適應不同管件成型加工的通用機床，并且在不需要進行大批量生產的情況下，代替了小批量單件生產時的手工管端成型，而且可以節(jié)省時間和生產消耗，提高單件的生產效率，及時滿足產品零部件的需要。管端成型機用于空調熱交換器鋁管的端部成型處理,即通過沖壓或旋壓的方式將鋁管或銅管的端部擴口或縮口,加工成所需的管端形狀，后用于空調器熱交換器或汽車空調熱交換器的管端連接。
該機用于將鋁管或銅管管端加工成杯狀、喇叭狀，適用于批量生產，可以完成直徑為F8X1.2、F9X1.2、F12.7X1.2、F15.8X1.2、F19X1.2mm鋁管或銅管的脹形加工，而且也可滿足其它材料管件的脹形加工。目前，國內專門制造用于管端成型的通用機床比較少，大多數都是專用機床，生產效率比較高，但是靈活性小，對于不同管件的加工具有一定的局限性。因此，有必要設計這樣一種可以適應不同管件脹形加工的通用機床，并且在不需要進行大批量生產的情況下，代替了小批量單件生產時的手工脹管，而且可以節(jié)省時間和生產消耗，提高單件的生產效率，及時滿足產品零部件的需要。由于本機的工作循環(huán)周期較短，運動方向變化頻繁，使本機所承受的交變應力較明顯，因此對于本機工作部分的強度要求較高。。因此本課題設計的這一產品具有較高的使用價值和普遍性。
二、研究方案及預期結果
（設計方案或論文主要研究內容、主要解決的問題、理論、方法、技術路線及論文框架等）
論文主要研究內容：
該機由主機和液壓站構成。主機有三個執(zhí)行器，均由液壓系統(tǒng)控制，它們是工作旋轉液壓缸、定位液壓缸和夾緊液壓缸，并分別固定在機座上。機座為焊接體，材料為HT200；工作旋轉液壓缸、脹頭和脹套構成了脹管機構；定位液壓缸和定位塊構成定位機構；夾緊液壓缸和夾緊塊構成了夾緊機構。為了滿足不同規(guī)格管件的要求，脹頭、脹套和夾緊塊可以配套更換。由于生產周期較短，脹頭和脹套承受了較大的交變應力，非常易于損壞，所以需要及時更換。
由于前進式脹法使工件承受的力主要是由軸向轉化為徑向的力，因此對于工件的軸向定位影響較小，不需要很大的夾緊力，這是前進式優(yōu)于拉脹法脹管法的明顯之處，但是也必須需要夾緊裝置將其固定。
為提高機械效率，工作過程中盡量減少傳動機構，以最簡單的方式將液壓缸活塞桿的軸向運動轉換為脹頭的軸向運動。由于液壓缸活塞桿端部直徑較大，脹頭體積較小，因此需要一個中間裝置將脹頭與活塞桿連接起來，并且使兩者的中心線保持在同一高度。夾緊裝置也由液壓缸控制其運動方式和運動時間。為滿足高的傳動效率，夾緊缸活塞桿中心線應與工作缸活塞桿中心線相垂直且在同一平面內。
本設計中，主機為臥式結構，間歇式運轉，工作缸和夾緊缸需采用液壓傳動。對于工作缸，它采用拉脹法對工件管端端口進行脹形，并將液壓缸活塞桿的直線運動轉變?yōu)槊浱椎膹较驍U張；對于夾緊缸，采用立式安裝，通過前端法蘭與機架相連接，將活塞桿的直線運動傳遞給夾緊塊，使夾緊塊沿工件的徑向運動，從而實現(xiàn)對工件的夾緊與松開。整個生產過程中，工作循環(huán)較頻繁，生產周期很短。
液壓站由中間集成塊組和液壓動力源構成，這兩者直接安裝在箱頂表面。液壓控制閥均安裝在集成塊組上，通過集成塊內部的通油孔道來實現(xiàn)功能。集成塊通過管接頭與管道和執(zhí)行器連接。液壓動力源由電動機和液壓泵構成，二者直接通過聯(lián)軸器連接，其軸的中心高可由電動機下的調整墊塊來實現(xiàn)。該機結構簡單，體積較小，容易拆裝和搬運。一般的工廠都可以使用本機，減少生產消耗，提高生產效率，改善經濟效益。
三、研究進度
首先進行管端成型機的總體設計。
其次詳細設計管端成型機的主機設計與液壓站設計。
1.收集資料，編寫開題報告 （1 — 4 周）
2.方案設計 （5 — 6 周）
3.具體設計計算 （7 —11 周）
4.計算機繪制圖紙，撰寫說明書 （12 —17 周）
5.整理完善圖紙，說明書，準備答辯。
四、主要參考文獻
[1] 成大先.機械設計手冊單行本（潤滑與密封）.北京：化學工業(yè)出版社，2004
[2] 成大先.機械設計手冊單行本（聯(lián)接與緊固）.北京：化學工業(yè)出版社，2004
[3] 成大先.機械設計手冊單行本（常用工程材料）.北京：化學工業(yè)出版社，2004
[4] 成大先.機械設計手冊單行本（機械制圖·極限與配合）.北京：化學工業(yè)出版社，2004
[5] 黃春峰．擴散管脹口模具設計．鍛壓技術，1999（6）：18～19
[6] 張利平，張玉鵬．氣動脹管機的設計．制造技術與機床，1996（2）： 32～33
[7] 田林寶，呂小平．脹管方法綜述．鍋爐制造，2000（3）： 45～49
[8] 閻紅慶．全自動立式脹管機研制．機械設計與制造，1999（10）： 53～55
[9] 路甬祥.液壓氣動技術手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，2002
[10] 張利平.液壓站設計與使用.北京：海洋出版社，2004
五、指導教師意見
指導教師簽字：
引言
隨著現(xiàn)在國家經濟發(fā)展，空調已經進入了人們家庭，而空調系統(tǒng)作為影響生活舒適性的主要總成之一,為生活提供制冷、取暖、除霜、除霧、空氣過濾和濕度控制功能。現(xiàn)在國內是空調設備仍屬于專用設備，其技術和方法也很單一，并卻有些設備和技術仍需采用國外的。
管端成型作為空調設備不可缺少的重要環(huán)節(jié)之一，國內專門制造用于管端成型的通用機床比較少，大多數都是專用機床，生產效率比較高，但是靈活性小，對于不同管件的加工具有一定的局限性。目前國內脹管法主要分為機械成型,管端偏心回轉成型,利用NC工作機的管端成型,無模成型四種方法。基于經濟性和結構考慮，本課題研究的管端成型機采用機械脹管的方法，并且機械脹管法比較普遍，容易實現(xiàn)工作要求，原理簡單易操作。本機是一種可以適應不同管件成型加工的通用機床，并且在不需要進行大批量生產的情況下，代替了小批量單件生產時的手工管端成型，而且可以節(jié)省時間和生產消耗，提高單件的生產效率，及時滿足產品零部件的需要。管端成型機用于空調熱交換器鋁管的端部成型處理,即通過沖壓或旋壓的方式將鋁管或銅管的端部擴口或縮口,加工成所需的管端形狀，后用于空調器熱交換器或汽車空調熱交換器的管端連接。
該機用于將鋁管或銅管管端加工成杯狀、喇叭狀，適用于批量生產，可以完成直徑為F9.42X1.2、F9X1.2、F12.6X1.2、F15.8X1.2、F19.1X1.2mm鋁管或銅管的脹形加工，而且也可滿足其它材料管件的脹形加工。目前，國內專門制造用于管端成型的通用機床比較少，大多數都是專用機床，生產效率比較高，但是靈活性小，對于不同管件的加工具有一定的局限性。因此，有必要設計這樣一種可以適應不同管件脹形加工的通用機床，并且在不需要進行大批量生產的情況下，代替了小批量單件生產時的手工脹管，而且可以節(jié)省時間和生產消耗，提高單件的生產效率，及時滿足產品零部件的需要。由于本機的工作循環(huán)周期較短，運動方向變化頻繁，使本機所承受的交變應力較明顯，因此對于本機工作部分的強度要求較高。因此本課題設計的這一產品具有較高的使用價值和普遍性。
1、管端成型機總體結構方案擬定
1.1目前管端成型技術的幾種方法
目前國內管端成型方法主要分為機械成型、管端偏心回轉成型、利用NC工作機的管端成型、無模成形四種方法。管料加工成品如圖所示的產品，該產品主要應用于空調機熱交換器或汽車空調熱交換器的管端連接。
圖1-1 成型管端
Figure1-1 formation jet
1.1.1機械成型
機械成型主要是應用液壓系統(tǒng)來控制機械部分的動作，來實現(xiàn)對管端進行沖壓成型的一種方法。
1.1.2管端偏心回轉成型
該成型方法中，模具的包絡角與模具半角相同，模具的軸線與鋼管的軸心偏離一定的距離，它適合于鋼管的縮口。偏心量與管端縮口量、模具半角有關。管端不規(guī)整變形程度與模具接觸鋼管的面積率有關，面積率越小，越能控制回轉成形過程。
偏心回轉成形適合于管材縮口成形的成形前期；成形末期一般采用搖動回轉成型。當側壁具有約束導板時，可實現(xiàn)縮口率φ達68%的內法蘭成型。
1.1.3利用NC工作機的管端成型
NC工作機進行管端成形，是利用往復運動的半球形工具逐步使管端成型，以獲得所需的管端形狀。圓管固定在水平的工作臺上作平面運動，半球形工具沿垂直方向運動，與管材的轉動相配合，形成了管端部成型曲面。這樣，即可得到非對稱形狀的管端。例如。正多邊形錐臺體的端部，四角形異形管的擴口端部等。同時，也可以實現(xiàn)非管端部的局部縮徑加工與切斷加工。因而，它是一種柔性較大的管端成形過程，此法與旋壓成形原理相同，但工具形狀不同。
1.1.4無模成型
管端無模成型，使用兩個既是坯料又是成形工具管坯。首先，用高頻感應加熱管坯，然后將其頭部互相接觸并旋轉，即可實現(xiàn)管端縮口加工。這種成形過程實際上是利用兩個管坯相對運動而產生的摩擦熱而成形。此法已應用于高鉻合金管端部成型。
此外，近年來國外還開發(fā)出利用高頻感應局部加熱使鋼管壁厚增加的裝置。當在該裝置垂直方向施加力的作用時，該力可傳遞到水平管端上，使管材壁厚增加。
利用高頻感應加熱進行管端型鍛成型過程是通過型砧上下、左右移動，以及鋼管的旋轉，可以實現(xiàn)鋼管端部的變壁厚加工。目前，國外已經開發(fā)出能夠控制芯棒的軸向力，金屬沿軸向和徑向流動，以及確保鋼管軸向壁厚分布的變壁厚加工CNC型鍛機，可以得到高質量、高尺寸精度的管端。
1.2管端成型方法選定
對以上幾種管端成型的方法從性價比方面進行比較。基于經濟性與結構性考慮，本課題研究的銅管管端成型機采用機械成型的方法比較經濟，結構簡單，并且機械成型方法比較普遍，容易實現(xiàn)工作要求，原理簡單易操作。
1.3管端成型機構的組成
圖1-2旋轉式沖壓管端成型機總體機構圖
Figure1-2 Rotary system ramming jet shaper overall organization chart
該設計管端成型處理機構由旋轉成型成形主機和液壓站構成。
旋轉成型主機由機架體、驅動旋轉液壓缸的驅動電機、帶傳動裝置、旋轉沖壓裝置、夾緊裝置、定位裝置，帶傳動裝置由大小連個帶輪和傳動帶構成，旋轉沖壓裝置由旋轉液壓缸、三爪卡盤、縮口器和擴口氣構成，夾緊裝置由定位塊、夾緊油缸、連接體、上模塊和下模塊構成，定位裝置有定位油缸和定位體（F型定尺擋塊）構成。三個液壓缸均由液壓系統(tǒng)控制，并分別固定在機架體上。機架體為焊接體；為了滿足不同規(guī)格管件的要求，脹頭、脹套和夾緊塊可以配套更換。由于生產周期較短，脹頭和脹套承受了較大的交變應力，非常易于損壞，所以需要及時更換。
液壓站由液壓控制裝置、液壓動力源、油箱構成，這兩者直接安裝在油箱頂表面。液壓控制裝置由液壓控制閥均和集成塊組構成，通過集成塊內部的通油孔道來實現(xiàn)功能。集成塊通過管接頭與管道和執(zhí)行器連接。液壓動力源由電動機和液壓泵構成，二者直接通過聯(lián)軸器連接，其軸的中心高可由電動機下的調整墊塊來實現(xiàn)。該機結構簡單，體積較小，容易拆裝和搬運。
1.4管端成型機構的工作原理
以手動方式進行送料。通過定位油缸（F型定尺擋塊）進行定位（F型定尺擋塊與尺寸定長油缸活塞桿端部連接，擋塊伸出后，將工件放入夾緊模時，讓其端面接觸擋塊定位面，工件夾緊后擋塊復位，以此保證成形前的管端預留長度）。通過夾緊部分將工件進行夾緊（夾緊模分上、下兩部分，下模安裝在主機機架上，上模與夾緊油缸活塞桿連接，非工作狀態(tài)時上、下模分開，工作時將工件置于夾緊模中，油缸夾緊，將上、下模合在一起，工件被夾緊。）
最后通過沖模部分將銅管管端以沖壓成型的方法進行成型：一個完整的成形過程由不同的沖模（沖頭）、夾緊模組合完成。不同的成形管端形狀需不同的、數量不等的沖模和夾緊模且成形次數1-2次不等，并且其中還有需要更換沖模（沖頭）和其對應的夾緊模。
管端成型機的工作過程,包括將工件定位、夾緊、沖壓和整機沖頭工作位置四項主要動作。管端成型機的一個作業(yè)循環(huán)的組成包括:
a．定位—工件以手動方式送入夾緊模具體，通過定位油缸推動定位體將工件進行定位。
b．夾緊—將定位好的工件通過夾緊油缸推動夾緊模具進行夾緊
c．旋轉沖壓—定位油缸退回，由沖壓油缸推動滑塊體、沖頭進行沖壓成型。工作結束后各油缸復位。
本機有獨立的液壓站，提供夾緊油缸、定位油缸、旋轉沖壓油缸所需動力 。在電控系統(tǒng)PC機的控制作用下來完成各工序動作，實現(xiàn)整個自動循環(huán)。從而實現(xiàn)了對鋁管（或銅管）的管端加工出需要的形狀，對于不同的形狀只要更換相應的模具就可以完成整個管端成型的過程。
1.5設計技術要求及規(guī)格、性能
1、處理管徑（銅管或鋁管）：F8X1mm；F9.5X1.2mm；F12.7X1.2mm； F15.8X1.2mm；F19.1X1.5mm。
2、循環(huán)節(jié)拍：小于18秒（即一個二位自動循環(huán)）。
3、工作方式：旋轉沖壓方式。
4、操作方式：手工上料. 自動成形。
5、操作回路；220V AC
6、電源容量；380V 15A （三相四線制）。
7、工作壓力：≤4.5Mpa。
8、外形尺寸；≤1300mmX1230mmX1500mm。
管端成型機一般工作在工廠內部,因此工作環(huán)境較好,這樣對液壓系統(tǒng)、執(zhí)行元件的強度要求不高，對密封條件要求也不是很高。只要滿足工作條件即可
2、旋轉沖壓主機設計
2.1旋轉沖壓主機整體結構的一般布置
旋轉式管端成型機的整體其中包括液壓站和旋轉沖壓主機兩部分。旋轉沖壓主機的結構如圖2-1所示，組成主機的零部件很多，主要由旋轉沖壓缸、驅動電機、帶傳動裝置、機架、三爪卡盤、擴口器、縮口器、工件定位塊、夾緊缸、夾緊模、定位體等組成。
圖2-1旋轉沖壓主機
Figure 3-1Rotary system ramming jet shaper overall organization chart
2.4旋轉沖壓主機工作原理
先有手動送料進入模具再，動操作屏的夾緊按鈕夾緊缸開始向下運動，帶動連接塊從而帶動上模塊固定管料，然后按動定位油缸按鈕，啟動定位油缸帶動F型擋塊運動到預定的定位位置并調整管料伸出長度，待調整好后退回F型擋塊，再調整夾緊缸使其夾緊穩(wěn)固，待夾緊后啟動沖壓油缸同時啟動驅動電機，再由帶傳動帶動旋轉油缸旋轉，并進行沖壓動作，使其管端成型，并重復上述動作。
2.2驅動電動機選擇
由旋轉液壓缸的額定功率P=2.5kW,額定轉速v=1000r/min,再考慮到安裝方式及價格經濟性等方面，即選用Y100L2-4型電動機，其額定功率為P=3kW,額定轉速v=1420r/min,中心高H=100mm，外伸周段D×E=28mm×60mm。
2.3、帶傳動設計
2.2.1設計功率
(2-1)
=1.2×3
=3.6 kw
式中：KA —工況系數；
P—電機額定功率；
表2-1 工況系數KA
Table 2-1 operating mode coefficient KA
工況
KA
軟啟動
負載啟動
每天工作小時數h
<10
10～16
>16
<10
10～16
>16
載荷變動小
帶式運輸機，發(fā)電機，金屬切削機床，印刷機，鋸木機和木工機械
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
2.2.2帶型確定
根據Pd=3.6kW和n1=1420r/min,查普通V帶選型圖選為B型。
2.2.3傳動比
(2-2)
=1.42
式中：n1電機額定轉速；
n2旋轉液壓缸額定轉速；
2.2.4小帶輪基準直徑
參照表3.2選定dd1=125mm；
表2-2 V帶最小基準直徑ddmin mm
Table 2.2 V belt smallest datum diameter ddmin mm
帶型
Y
Z
A
B
C
D
E
ddmin
20
5.
75
125
200
355
500
大輪基準直徑dd2
(2-3)
=125×1.42
=177.5mm
查標準V帶輪的基準直徑系列表得dd2=180mm。
2.2.5旋轉液壓缸實際轉速
(2-4)
=986 r/min
3.2.6帶速
(2-5)
=9.29 m/s
此速度在5～20m/s之間，即帶速符合要求。
2.2.7初定軸間距
按要求取a0=500mm
2.2.8所求帶準長度
(2-6)
=1480.4mm
查標準V帶長度系列表得Ld=1400mm
2.2.9實際軸間距
(2-7)
=540mm
安裝時所需最小間距
(2-8)
=540-0.015×1400
=519mm
張緊或補償伸長所需最大軸間距
(2-9)
=540+0.02×1400
=568mm
2.2.10小帶輪包角
(2-10)
=176.2°
2.2.11確定單根V帶的基本額定功率P1
根據dd1=125mm和n1=1420r/min由表2-3查得P1=2.18kw
表2-3單根普通V帶的額定功率P0 kw
Table 2-3 simple root ordinary V belt's rated power P0 kw
帶型
小帶輪基準直徑dd1(mm)
小帶輪轉速n1(r/min)
400
730
800
980
1200
1460
B
125
140
160
180
200
0.84
1.05
1.32
1.59
1.85
1.34
1.69
2.16
2.61
3.05
1.44
1.82
2.32
2.81
3.30
1.67
2.13
2.72
3.30
3.86
1.93
2.47
3.17
3.85
4.50
2.20
2.83
3.64
4.41
5.15
2.2.12額定功率增量
(2-11)
=0.28kw
式中：Kb —彎曲影響系數；
Ki —傳動系數。
表2-4彎曲影響系數Kb 表2-5傳動系數Ki
Table 2-4 curving influence coefficient Table 2-5 static gearing ratio Ki
類型
數值
Y
0.0204×10-3
Z
0.1734×10-3
A
1.0275×10-3
B
2.6494×10-3
C
7.5019×10-3
D
26.572×10-3
E
49.833×10-3
傳動比
Ki
1.19～1.24
1.0719
1.25～1.34
1.0875
1.35～1.51
1.1036
1.52～1.99
1.1202
>2.00
1.1373
2.2.13確定V帶根數
(2-12)
=1.99
取2根。
式中：Ka—包角系數；
KL—長度系數；
表2-6包角系數Ka
Table 2-6 arc of contact coefficient Ka
小帶輪包角（°）
180
175
170
Ka
1
0.99
0.96
表2-7長度系數KL
Table 2-7 coefficient of length KL
基準長度Ld(mm)
A
1000
1120
1250
1400
1600
0.89
0.91
0.93
0.96
0.99
2.2.14確定單根V帶的預緊力
(2-13)
=154 N
式中：q—V帶每米長度的質量；
表2-8 每米長度V帶質量q kg/m
Table 2-8 each meter length V belt quality q kg/m
帶型
Y
Z
A
B
C
D
E
q
0.02
0.06
0.10
0.17
0.30
0.62
0.90
2.3 零部件設計
2.3.1加緊部零件結構圖
1、夾緊塊外形如圖2-2所示:
上、下夾緊塊是相互配合抱緊工件實現(xiàn)對工件的軸向和徑向定位,其尺寸和要求一樣。上夾緊塊較下夾緊塊短，可以節(jié)省材料，減小夾緊缸活塞桿承受的慣性力。裝夾工件時，銅管可以順著下夾緊塊滑到脹套的外徑，方便省事，提高生產效率。
卡模塊強度驗算：已知夾緊力F=20000N,工作截面A，工件與夾緊模的接觸面的正應力σ可按下式計算
(2-14)
其中管徑選最大值即d=19mm, 則，將數值代入公式(3-14)得
=11.4MPa
材料的許用應力為
（2-15）
式中—安全系數
接觸面的正應力σ<，強度滿足要求。
圖2-2夾緊塊
Figure 2-2 clamp block
2、支撐體如圖2-3所示:
圖2-3支撐體
Figure 2-3 supports the body
脹套穿過支撐體，同連接體相連，外端的凸緣靠在支撐體上實現(xiàn)軸向定位。支撐體通過內六角頭螺釘與機座相連，底部有墊片，以調整脹套、芯軸與工作缸活塞桿的中心高。
3連接體外形如圖2-4所示:
圖2-4連接塊
Figure 2-4 junction piece
連接體左端的螺紋部分與芯軸的內螺紋孔相連接，右端螺紋孔同工作缸活塞桿螺紋部分連接，并通過調整螺母實現(xiàn)軸向定位。
2.3.2主機機架的結構設計
根據主機的工作要求及結構形式的需要，并且從強度和制造工藝的角度分析，機架采用材料A3的七塊加工好的鋼板焊接而成，這樣既保證了強度要求，又減少了一般采用鑄造的工藝程序。機構如圖3-5。
遼寧工程技術大學畢業(yè)論文（論文）
圖2-5主機機架
Figure 2-5 main engine rack
3、液壓站設計
3.1 脹形力的計算
1 、旋轉沖壓油缸載荷計算
液壓系統(tǒng)的主要參數是壓力和流量，它們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度荷結構尺寸。
液壓缸的載荷組成和計算。圖3-1表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。各有關參數標注圖上，其中Fw是作用在活塞桿上的外部載荷，F(xiàn)m是活塞與缸壁以及活塞桿與導向套之間的密封阻力。作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷Fg，導軌的摩擦力Ff和由于速度變化而產生的慣性力Fe。
圖3-1液壓系統(tǒng)計算簡圖
Figure 3-1 hydraulic system calculation diagram
脹形力由以下公式計算
P＝ (3-1)
式中 P—擴散管脹口力，N；
—擴散管坯料的屈服強度，MPa；
t—擴散管坯料厚度，mm；
d—脹口前擴散管坯料外徑，mm；
d—脹口前擴散管坯料內徑，mm。
此處用最大脹管直徑來計算,可以得到最大脹形力,即d=25mm, d=24mm,
t=1.5mm,擴口材料最大的屈服強度采用H96圓銅管，其 =350MPa代入公式(1)得
P＝=38740 N
因此得到工作載荷,即Fg=38740N。
3.2 負載計算
1、計算作用在工作缸活塞上的總機械載荷
（3-2）
式中：FW——總機械載荷；
Fg——工作載荷；
Ff——導軌摩擦載荷
Fe——慣性載荷
a、工作載荷
工作載荷是作用于活塞桿軸線上的沖壓力，這個力的方向與活塞運動方向相反為正。
b、導軌摩擦載荷
對于平導軌 N
式中：G——運動部件所受的重力，N
——外載荷作用于導軌上的正壓力，N
——摩擦系數
由于此管端成型機采用旋轉沖壓法，總體結構中沒有導軌，因此Ff=0。
c、慣性載荷
(3-3)
式中 ：g——重力加速度，g=9.8m/s2
——速度變化量，m/s
——啟動或制動時間，一般機械=0.1～0.5s，對輕載低速運動部件取小值，對重載高速部件取大值。
初取=0.3s,則=4mm/s,將以上數值及g＝9.8m/s2代入公式(4)得
Fe=
=0.024N
將Fg=61073N，F(xiàn)e=0.016 N， Ff=0代入公式(3)得
Fw=38740+0+0.024=38740.024N
以上三種載荷之和稱之為液壓缸的外載荷Fw。
d、啟動加速時
穩(wěn)態(tài)運動時
減速制動時
工作載荷并非每階段都存在，如果該階段沒有工作，則=0。
除外載荷FW外，作用與活塞上的載荷FW還包括液壓缸密封處的摩擦阻力Fm，由于各種缸的密封材質和密封形式不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為
(3-4)
式中——液壓缸的機械效率，一般取0.90～0.95。
=2711.8 N
3.3擬定液壓系統(tǒng)圖
圖3-2液壓系統(tǒng)圖
Figure 3-2 hydraulic scheme
1.油箱 2.濾油器 3.油泵 4.電動機 5.電池溢流閥 6.壓力表 7.減壓閥 8.電池換向閥(1) 9.單向節(jié)流閥 10.液控單向閥 11.旋轉油缸 12.加緊油缸 13.定位油缸 14. 電池換向閥(2)
3.4 液壓系統(tǒng)工作原理
(1) 沖壓缸工進
1) 進油路 油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→電磁換向閥8(右位) →單向節(jié)流閥9(左)→液壓缸11(左腔)。
2) 回油路 液壓缸11(右腔)→單向節(jié)流閥9（右）→電磁換向閥8(右位) →油箱1。
(2) 沖壓缸快退
1) 進油路 油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→電磁換向閥8(左位) →單向節(jié)流閥9（右）→液壓缸12(右腔)。
2) 回油路 液壓缸12(左腔)→單向節(jié)流閥9（左）→電磁換向閥10(左位) →油箱1。
(3) 夾緊缸工進
1) 進油路 油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→減壓閥7→電磁換向閥(右位) →液控單向閥10（上） →液壓缸12(上腔)。
2) 回油路 液壓缸12(下腔)→液控單向閥10（下）→電磁換向閥 (右位) →油箱1。
(4) 夾緊缸快退
1) 進油路 油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→減壓閥7→電磁換向閥(左位) →液控單向閥10（下）→液壓缸12(下腔)。
2) 回油路 液壓缸12(上腔) →液控單向閥10（上）→電磁換向閥 (左位) →油箱1。
(5) 定位缸工進
1) 進油路 油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→減壓閥7→電磁換向閥(右位) →液壓缸13(左腔)。
2) 回油路 液壓缸3(右腔)→電磁換向閥 (右位) →油箱1。
(6) 定位缸快退
1) 進油路 油箱1→吸油過濾器2→液壓泵3→減壓閥7→電磁換向閥(左位)→液壓缸13(右腔)。
2) 回油路 液壓缸13(左腔)→電磁換向閥 (左位) →油箱1。
3.5液壓缸尺寸計算
3.5.1旋轉沖壓液壓缸內徑尺寸D計算
(3-5)
式中：F ——工作油缸總載荷，N。
P1——工作壓力，MPa。
P2——回油腔壓力，即系統(tǒng)背壓力，MPa。
——桿徑比。
表3-1按載荷選擇工作壓力
Table 3-1 press the load choice working pressure
載荷104N
＜0.5
0.5～1
1～2
2～3
3～5
＞5
工作壓力Mpa
＜0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
5～7
47
表3-2執(zhí)行元件背壓力
Table 3-2 functional element back pressure
系統(tǒng)類型
背壓力Mpa
簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)
0.2～0.5
回油帶調速閥的系統(tǒng)
0.4～0.6
回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)
0.5～1.5
用補油泵的閉式回路
0.8～1.5
回油路較復雜的工程機械
1.2～3
回油路較短，且直接回油箱
可忽略不計
表3-3 按工作壓力選取d/D
Table 3-3 press the working pressure to select d/D
工作壓力Mpa
≤5.0
5.0～7.0
≥7.0
d/D
0.5～0.55
0.62～0.70
0.7
參照以上個表選取P1=4.5MPa，P2=0.3MPa，=0.5。
(3-6)
=107 mm
液壓缸直徑D參照表3-4圓整為110mm
表3-4常用液壓缸內徑D mm
Table 3-4 commonly used hydraulic cylinder inside diameter D mm
40
50
63
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
3.5.2旋轉沖壓液壓缸活塞桿直徑d尺寸計算
由 得
d=0.5×107
=54 mm
工作液壓缸活塞桿直徑d參照表2-5圓整為63mm。
表2-5活塞桿直徑d mm
Table 2-5 connecting rod diameter d mm
速比
缸徑
40
50
63
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
1.46
2
22
28
35
45
45
50
50
60
55
70
63
80
70
90
80
100
90
110
100
125
110
140
125
140
3.5.3 活塞桿最大允許計算長度
(3-7)
該液壓缸采用兩端固定即由表2-6取nk=4。
=2112（mm）
表3-6末端系數
Table3-6 terminal coefficients
液壓缸安裝形式
一端固定
一端自由
兩端鉸接
一端固定
一端鉸接
兩端固定
n
1/4
1
2
4
式中：d——活塞桿直徑，mm；
nk——末端條件系數（查表）
P——工作壓力，MPa；
n——安全系數。
3.5.4 活塞有效計算長度
液壓缸的安裝尺寸，可查設計手冊得
(3-8)
=2112－61
=2051（mm）
根據國家標準GB/T—1980規(guī)定的液壓缸活塞桿長度系列圓整到S=2000mm
式中：C—液壓缸的前端安裝間距(表2-7)
表3-7液壓缸固定部分長度參照表 mm
Table 3-7 hydraulic cylinder fixed part length reference chart mm
液壓缸內徑
A
B1
B2
C
E
F
G
80
152
175
175
50
175
130
130
100
172
195
195
55
195
140
150
125
200
250
260
70
260
190
190
3.5.5 最小導向長度
(3-9)
=
=155（mm）
取最小導向長度為160mm。
式中 ：L—液壓缸最大行程；
D—缸筒內徑。
3.5.6 導向套長度
A=（0.6～1.0）d (3-10)
=（0.6～1.0）×63
=(37.8～63)mm
導向套長度為60mm
式中：d—活塞桿直徑；
3.5.7 缸筒壁厚
由下表查得液壓缸外徑為133mm，所以缸筒壁厚為11.5mm。
表3-8工程機械用液壓缸外徑系列
Table 3-8 engineering machineries use the hydraulic cylinder outer diameter series
缸徑
mm
液壓缸外徑mm
缸徑
mm
液壓缸外徑mm
P≤16
MPa
20
25
31.5
P≤16
MPa
20
25
31.5
40
50
50
50
54
110
133
133
133
133
50
60
60
60
63.5
125
146
146
152
152
63
76
76
83
83
140
168
168
168
168
80
95
95
102
102
160
194
194
194
194
90
108
108
108
114
180
219
219
219
219
100
121
121
121
127
200
245
245
245
245
3.6 旋轉沖壓液壓缸強度校核
3.6.1活塞桿應力校核
(3-11)
=
=13.7Mpa
式中 ：—油缸工作壓力。
活塞桿材質為調質，經查表得強度極限為800Mpa[14],材料的許用應力為：
(3-11)
=
（n為安全系數）.
由此可見，，應力完全滿足要求。
3.6.2缸筒強度驗算
由于缸筒壁厚與缸徑之比，屬于厚壁缸筒，可按材料學第二強度理論驗算。
（3-12）
=
=1.3（mm）
由此可見,<,強度滿足要求。
式中 ：P—工作壓力,P=4.5MPa；
—材料的許用應力。
3.6.3油缸穩(wěn)定性驗算
油缸在工作是承受的壓應力最大，所以有必要校核活塞桿的壓穩(wěn)定性。
a. 活塞桿斷面最小慣性矩
I= （3-13）
=
=
b. 活塞桿橫斷面回轉半徑
i (3-14)
=
=15 (mm)
c．活塞桿柔性系數
= (3-15)
=
=133
式中 —為長度折算系數，對于兩端鉸接約束方式一般取1；
L—活塞為有效計算長度；
d. 鋼材柔度極限值
= (3-16)
=
=60.8
式中 —45鋼材比例極限[14]；
E—材料彈性模量[14]
e. 從以上計算得知，>,即為大柔度壓桿時，穩(wěn)定力為：
(3-17)
（N）
式中 —為長度折算系數，對于兩端鉸接約束方式一般取1；
f. 油缸最大閉鎖力
= (3-18)
（N）
式中 —油缸最大閉鎖壓力；
g. 穩(wěn)定系數
(3-19)
=8.3
因為NK>1由此可見，穩(wěn)定性可以滿足要求。
3.7夾緊液壓缸計算
3.7.1 計算作用在夾緊缸活塞上的總機械載荷F
由于該機工作時工件主要承受徑向載荷，因此夾緊力應適當取值。根據經驗此處可取夾緊力為20000N，即外載F=20000 N。
3.7.2夾緊液壓缸內徑尺寸D計算
式中：F ——工作油缸總載荷，N。
P1——工作壓力，MPa。
P2——回油腔壓力，即系統(tǒng)背壓力，MPa。
——桿徑比。
表3-1按載荷選擇工作壓力
Table 3-1 press the load choice working pressure
載荷104N
＜0.5
0.5～1
1～2
2～3
3～5
＞5
工作壓力Mpa
＜0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
5～7
表3-2執(zhí)行元件背壓力
Table 3-2 functional element back pressure
系統(tǒng)類型
背壓力Mpa
簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)
0.2～0.5
回油帶調速閥的系統(tǒng)
0.4～0.6
回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)
0.5～1.5
用補油泵的閉式回路
0.8～1.5
回油路較復雜的工程機械
1.2～3
回油路較短，且直接回油箱
可忽略不計
表3-3 按工作壓力選取d/D
Table 3-3 press the working pressure to select d/D
工作壓力Mpa
≤5.0
5.0～7.0
≥7.0
d/D
0.5～0.55
0.62～0.70
0.7
參照以上個表選取P1=3MPa，P2=0.3MPa，=0.5。
=96 mm
液壓缸直徑D參照表2-4圓整為100mm。
表3-4常用液壓缸內徑D mm
Table 3-4 commonly used hydraulic cylinder inside diameter D mm
40
50
63
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
3.7.3夾緊液壓缸活塞桿直徑d尺寸計算
由 得
d=0.5×96
=48 mm
工作液壓缸活塞桿直徑d參照表3-5圓整為50mm。
表3-5活塞桿直徑d mm
Table 3-5 connecting rod diameter d mm
速比
缸徑
40
50
63
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
1.46
2
22
28
35
45
45
50
50
60
55
70
63
80
70
90
80
100
90
110
100
125
110
140
125
140
3.7.4活塞桿最大允許計算長度
該液壓缸采用一端固定一端自由的安裝形式，即由表2-6取nk=1/4。
=6520 mm
表3-6末端系數
Table 3-6 terminal coefficients
液壓缸安裝形式
一端固定
一端自由
兩端鉸接
一端固定
一端鉸接
兩端固定
Nk
1/4
1
2
4
式中：d——活塞桿直徑，mm；
nk——末端條件系數（查表）
P——工作壓力，MPa；
n——安全系數。
根據國家標準GB/T—1980規(guī)定的液壓缸行程系列圓整到S=6500mm
3.7.5 活塞有效計算長度
液壓缸的安裝尺寸，可查設計手冊得
=6500－40
=6460 mm
式中：C—液壓缸的前端安裝間距(表2-7)
表3-7液壓缸固定部分長度參照表 mm
The Table3-7 terminals are the mathematical mm
液壓缸內徑
A
B1
B2
C
E
F
G
40
100
115
115
30
115
900
85
50
115
135
130
40
130
100
100
63
127
144
155
40
155
110
110
3.7.6 最小導向長度
(mm)
取最小導向長度為360（mm）
式中：L—液壓缸最大行程；
D—缸筒內徑。
3.7.7 導向套長度
A=（0.6～1.0）d
=(30～50)mm
導向套長度為40mm
3.7.8 活塞寬度
B=（0.6～1.0）D
=（60～100）mm
活塞桿寬度B=80mm
式中： D—缸筒內。
3.7.9缸筒壁厚
由下表查得液壓缸外徑為121mm，所以缸筒壁厚為10.5mm。
表3-8工程機械用液壓缸外徑系列
Table 3-8 engineering machineries use the hydraulic cylinder outer diameter series
缸徑
mm
液壓缸外徑mm
缸徑
mm
液壓缸外徑mm
P≤16
MPa
20
25
31.5
P≤16
MPa
20
25
31.5
40
50
50
50
54
110
133
133
133
133
50
60
60
60
63.5
125
146
146
152
152
63
76
76
83
83
140
168
168
168
168
80
95
95
102
102
160
194
194
194
194
90
108
108
108
114
180
219
219
219
219
100
121
121
121
127
200
245
245
245
245
3.8 夾緊液壓缸強度校核
3.8.1活塞桿應力校核
=
=12Mpa
式中：—油缸工作壓力。
活塞桿材質為調質，經查表得強度極限為800Mpa[16],材料的許用應力為：
=
（n為安全系數）.
由此可見，，應力完全滿足要求。
3.8.2缸筒強度驗算
由于缸筒壁厚與缸徑之比，屬于厚壁缸筒，可按材料學第二強度理論驗算。
=
=1.5（mm）
由此可見,<,強度滿足要求。
式中：P—工作壓力,P=3MPa；
[16]—材料的許用應力。
3.8.3油缸穩(wěn)定性驗算
油缸在工作是承受的壓應力最大，所以有必要校核活塞桿的壓穩(wěn)定性。
a. 活塞桿斷面最小慣性矩
I=
=
=
b. 活塞桿橫斷面回轉半徑
i
=
=12 (mm)
c．活塞桿柔性系數
=
=
=542
式中:—為長度折算系數，對于兩端鉸接約束方式一般取1；
L—為活塞有效計算長度；
d. 鋼材柔度極限值
=
=
=60.8
式中 :—45鋼材比例極限[16]；
E—材料彈性模量[16]
e. 從以上計算得知，>,即為大柔度壓桿時，穩(wěn)定力為：
（N）
式中:—為長度折算系數，對于兩端鉸接約束方式一般取1；
f. 油缸最大閉鎖力
=
（N）
式中:—油缸最大閉鎖壓力；
g. 穩(wěn)定系數
=14.6
因為NK>1由此可見，穩(wěn)定性可以滿足要求。
3.9 元件選型
3.9.1 執(zhí)行器的確定
由前計算結果已經知道，工作缸缸徑為110mm，活塞桿直徑為63mm；夾緊缸缸徑為100mm，活塞桿直徑為50mm。本液壓系統(tǒng)中，工作缸最大壓力4.5MPa，最大流量4L/min；夾緊缸最大壓力3MPa，最大流量4L/min。根據執(zhí)行器的最大壓力，工作缸采用日產旋轉油缸，安裝方式為軸向腳架與機座連接，采用日本SMC公司的YD4C-15型旋轉液壓缸；夾緊缸采用安裝方式為桿側長法蘭與機架連接，采用江都市永堅有限公司的YJ01-FY100B-70R2000型液壓缸；定位油缸采用的安裝方式為桿側長法蘭與機體連接，由于定位油缸基本不受任何力，所以直接選用江都市永堅有限公司的YJ01-FY50B-70R2000型液壓缸。
3.9.2 液壓泵的確定
1 、管道系統(tǒng)壓力損失的計算
1) 沿程壓力損失的計算
沿程壓力損失主要是注射缸快速注射時進油管路的壓力損失。其管路長l=5m，管內徑d=0.032m，快速通過流量, 選用20號機械系統(tǒng)油損耗，其密度為=918 m3/kg。
a.油在管路中的實際平均流速v為
(3-20)
=
=3.36m/s
式中：qv——流量；
d——管內徑。
b.沿程損失系數
(3-21)
式中 Re—臨界雷諾數。
對于圓管，查《液壓傳動系統(tǒng)及設計》得Re＝2300，因此
＝0.03
c.沿程壓力損失用下式計算
(3-22)
=
=0.024MPa
式中：—沿程阻力系數；
l—管道長度，m；
—管內直徑，m；
—液體密度，m3/kg；
v—平均流速，m/s。
2、液壓泵的最大工作壓力為