鋁排折彎?rùn)C(jī)的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

鋁排折彎?rùn)C(jī)的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),折彎,總體,整體,結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 前言 　 大學(xué)四年的時(shí)光即將過(guò)去，在這四年的學(xué)習(xí)生活中，我們學(xué)習(xí)了專(zhuān)業(yè)的理論知識(shí)，而且學(xué)校還給我們安排了實(shí)踐學(xué)習(xí)，我們?cè)谛９S(chǎng)進(jìn)行了一個(gè) 月的生產(chǎn)實(shí)習(xí)，在實(shí)習(xí)的過(guò)程中，我們了解了銑床，車(chē)床磨床等一些傳統(tǒng)機(jī)床的基本操作和工作原理，以及一些簡(jiǎn)單零件的加工工藝等。這不僅鍛練了我們的動(dòng)手能力，更重要的是，我們?cè)趯?shí)踐的時(shí)候能把所學(xué)的理論知識(shí)在實(shí)踐中融會(huì)貫通，讓我們對(duì)所學(xué)的知識(shí)有一個(gè)新的認(rèn)識(shí)。除此之外，我們也在阜新液壓廠(chǎng)，長(zhǎng)春一汽等校外工廠(chǎng)進(jìn)行參觀(guān)實(shí)習(xí)，讓我們清楚的了解零件的生產(chǎn)流程。另外，我們也進(jìn)行了課程設(shè)計(jì)，培養(yǎng)我們的思想及查閱資料的能力。 為了做好自己的畢業(yè)設(shè)計(jì)，通過(guò)查閱書(shū)籍和上網(wǎng)查詢(xún)，我對(duì)折彎?rùn)C(jī)的結(jié)構(gòu)及工作原理等有一個(gè)初步的了解和認(rèn)識(shí)。之后又到學(xué)校附近的工廠(chǎng)對(duì)折彎?rùn)C(jī)實(shí)物進(jìn)行觀(guān)察，并在工人師傅的指導(dǎo)下進(jìn)行操作，對(duì)折彎?rùn)C(jī)的加工工藝過(guò)程及世紀(jì)結(jié)構(gòu)有了更進(jìn)一步的認(rèn)識(shí)。 之后，在指導(dǎo)老師康老師的指導(dǎo)下，對(duì)折彎?rùn)C(jī)的設(shè)計(jì)步驟和注意問(wèn)題有了一定了解，并到圖書(shū)館查閱了大量的相關(guān)資料，本著提高自己設(shè)計(jì)及理論運(yùn)用的能力，最后成功地完成了畢業(yè)設(shè)計(jì)的任務(wù)，使自己有了更進(jìn)一步的發(fā)展。 這次畢業(yè)設(shè)計(jì)是我們對(duì)大學(xué)四年所學(xué)知識(shí)的一次綜合應(yīng)用和系統(tǒng)復(fù)習(xí)。是我們走進(jìn)社會(huì)工作的第一步。雖然我們盡心盡力的去完成這次設(shè)計(jì)，但由于我們理論知識(shí)及實(shí)踐能力的欠缺，在設(shè)計(jì)中肯定會(huì)存在一些紕漏，希望各位老師能夠諒解，熱烈歡迎批評(píng)指正，謝謝各位老師！ 1.折彎?rùn)C(jī)的簡(jiǎn)介 1.1折彎?rùn)C(jī)的應(yīng)用 折彎?rùn)C(jī)技術(shù)先進(jìn)、性能可靠，是較理想的板料成形設(shè)備之一，它廣泛用于飛機(jī)、汽車(chē)、造船、電器機(jī)械及輕工等行業(yè)，生產(chǎn)效率較高。 1.2折彎?rùn)C(jī)的分類(lèi)及組成 折彎?rùn)C(jī)分為手動(dòng)折彎?rùn)C(jī)，液壓折彎?rùn)C(jī)和數(shù)控折彎?rùn)C(jī)。折彎?rùn)C(jī)包括支架、工作臺(tái)和夾緊板，工作臺(tái)置于支架上，工作臺(tái)由底座和壓板構(gòu)成，底座通過(guò)鉸鏈與夾緊板相連，底座由座殼、線(xiàn)圈和蓋板組成，線(xiàn)圈置于座殼的凹陷內(nèi)，凹陷頂部覆有蓋板。 使用時(shí)由導(dǎo)線(xiàn)對(duì)線(xiàn)圈通電，通電后對(duì)壓板產(chǎn)生引力，從而實(shí)現(xiàn)對(duì)壓板和底座之間薄板的夾持。由于采用了電磁力夾持，使得壓板可以做成多種工件要求，而且可對(duì)有側(cè)壁的工件進(jìn)行加工。 2彎曲模具的設(shè)計(jì) 2.1分析零件的工藝性 該零件的斷面形狀是“V”形，由圖2-1可知，零件結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，彎曲要求達(dá)到尺寸的精度、彎曲半徑等均符合彎曲工藝要求。 圖2-1零件示意圖 Figure 2-1 the diagram of parts 結(jié)論：該零件適合彎曲。 2.2確定工藝方案 該零件是 “V”形彎曲，且該彎曲件生產(chǎn)批量大、材料塑性較好，所以采用一次成形的V形彎曲模，該方案效率高。 2.3 進(jìn)行必要的工藝計(jì)算 2.3.1彎曲件展開(kāi)長(zhǎng)度的計(jì)算 因?yàn)?，屬于有圓角半徑（較大）的彎曲件。所以彎曲件的展開(kāi)長(zhǎng)度按直邊區(qū)與圓角區(qū)分段進(jìn)行計(jì)算。視直邊區(qū)彎曲前后長(zhǎng)度不變，圓角區(qū)展開(kāi)長(zhǎng)度按彎曲前后中性層長(zhǎng)度不變條件進(jìn)行計(jì)算。 1）變形區(qū)中性層曲率半徑 (2-1) 2）毛坯尺寸（中性層長(zhǎng)度） (2-2) 其中 （中性層圓角部分的長(zhǎng)度） (2-3) 該零件的展開(kāi)長(zhǎng)度為 (2-5) 取=418mm，則毛坯尺寸為。 以上各式中 －中性層曲率半徑，mm; k－中性層位系數(shù)，查表2-1得k=0.37; r－彎曲件彎曲半徑,mm； t－彎曲件材料厚度,mm； －彎曲件的展開(kāi)長(zhǎng)度,mm； －彎曲中心角（）； －彎角，（）。 表2-1 中性層的位移系數(shù)K值 Table 2-1the value of k of layers of neutral Coefficients r/t ＜0.3 0.5 1.0 1.5 2 3 4 5 6～7 ≥8 K 0.34 0.37 0.41 0.44 0.45 0.46 0.47 0.48 0.49 0.50 2.3.2彎曲件回彈值的計(jì)算 因?yàn)閞/t=0.5＜5，所以是大變形程度。大變形程度時(shí)，圓角半徑回彈小，不必計(jì)算，只計(jì)算凸模角度。已知彎曲中心角=，查表2知=。校正彎曲時(shí)，回彈角做如下修正： (2-6) 則凸模中心角： (2-7) 該模具采用回彈補(bǔ)償來(lái)減小回彈，對(duì)于V形件的補(bǔ)償，根據(jù)已確定的回彈角，減小模具角度實(shí)現(xiàn)補(bǔ)償如圖2-2。 圖2-2 彎曲模具上補(bǔ)償回彈 Figure 2-2 the compensation Rebound of the bending module 2.3.3彎曲力的計(jì)算 V形件彎曲力： (2-8) 式中 F－自由彎曲時(shí)的彎曲力N； B－彎曲件寬度 mm； t－彎曲材料厚度 mm； r－彎曲件內(nèi)圓角半徑 mm； －材料抗拉強(qiáng)度（彎曲件材料為鋁，其抗拉強(qiáng)度=110MPa） MPa； K－安全系數(shù)，一般K=1.3。 2.4 V形彎曲模模具主要零部件設(shè)計(jì) 2.4.1凸模的設(shè)計(jì) 當(dāng)彎曲件的相對(duì)彎曲半徑 r / t 較小時(shí)，取凸模圓角半徑等于或略小于工件內(nèi)側(cè)的圓角半徑 r ，但不能小于材料所允許的最小彎曲半徑（），故凸模圓角半徑可取彎曲件的內(nèi)彎曲半徑，即： =r=10mm (2-9) 2.4.2凹模的設(shè)計(jì) 1）凹模圓角半徑 凹模入口處圓角半徑的大小對(duì)彎曲力以及彎曲件的質(zhì)量均有影響，過(guò)小的凹模圓角半徑會(huì)使彎矩的彎曲力臂減小，毛坯沿凹模圓角滑入時(shí)的阻力增大，彎曲力增加 ，并易使工件表面擦傷甚至出現(xiàn)壓痕。在生產(chǎn)中，通常根據(jù)材料的厚度選取凹模圓角半徑： 當(dāng) ? t ≤ 2 mm ， ? = (3 ～ 6) t t ＝ 2 ～4 mm ， = (2 ～3) t ??????t ＞ 4 mm ， ?? = 2 t 該工件厚度t=20mm，故凹模圓角半徑。板料長(zhǎng)度很長(zhǎng)又厚的V形件采用無(wú)底凹模進(jìn)行彎曲加工降低沖壓力，即該 V 形彎曲件凹模，其底部可開(kāi)退刀槽。 2）彎曲凹模深度 凹模深度要適當(dāng)，若過(guò)小則彎曲件兩端自由部分太長(zhǎng)，工件回彈大，不平直；若深度過(guò)大則凹模增高，多耗模具材料并需要較大的工作行程。 圖 2-3彎曲模工作部分尺寸 Figure 2-3 the size of the work of benging module 對(duì)于 V 形彎曲件，凹模深度及底部最小厚度如圖 2-3所示，數(shù)值查表2-2，可知凹模的深度可取=65mm,凹模底部的厚度可取h=70mm。 3）凹模結(jié)構(gòu) 由于凹模要和工作臺(tái)聯(lián)接，所以要在凹模上開(kāi)螺釘孔，其結(jié)構(gòu)如圖2-4所示?。 圖2-4凹?；窘Y(jié)構(gòu)圖 Figure 2-4 the basic structure of the module 表2-2? 彎曲V形件的凹模深度及底部最小厚度值????? (mm) Table 2-2 the depth of the bottom and the minimum thickness of the V-shaped module (mm) 彎曲件邊長(zhǎng)L 板 ? 料 ? 厚 ? 度 ≤ 2 2 ～4 ＞ 4 h h h 10～25 ＞ 25～50 ＞ 50～75 ＞ 75～100 ＞ 100～150 ＞ 150～200 20 22 27 32 37 40 10 ～15 15～20 20～25 25～30 30～35 35～40 22 27 32 37 42 47 15 25 30 35 40 45 — 32 37 42 47 52 — 30 35 40 50 65 3） 彎曲凸、凹模的間隙確定 V 形件彎曲時(shí)，凸、凹模的間隙是靠調(diào)整凸模下止點(diǎn)位置，與模具設(shè)計(jì)無(wú)關(guān)，但在模具設(shè)計(jì)中，必須考慮到模具閉合時(shí)使模具工作部分與工件能緊密貼合，以保證彎曲質(zhì)量。 2.5 彎曲模具其他零件的設(shè)計(jì)和選用 2.5.1凹模固定螺釘?shù)倪x擇及強(qiáng)度校核 凹模的固定采用內(nèi)六角圓柱頭螺釘，選用GB/T70.1－2000 M1640，材料20號(hào)鋼。由于凸模受推力 ，則需要對(duì)內(nèi)六角圓柱頭螺釘進(jìn)行強(qiáng)度校核。在工作時(shí)，內(nèi)六角圓柱頭螺釘受到剪切力和擠壓力，需要校核切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力。其切應(yīng)力計(jì)算公式為： (2-10) 式中： Q－剪切面上的剪力（）； A－剪切面面積。 (2-11) d－內(nèi)六角圓柱頭螺釘截面圓的半徑 凹?？偣灿?個(gè)內(nèi)六角圓柱頭螺釘固定，所以每個(gè)內(nèi)六角圓柱頭螺釘所受的切應(yīng)力為： (2-12) 代入數(shù)據(jù)得： 查表1知道45號(hào)鋼的剪切強(qiáng)度極限=320Mpa，即其許用切應(yīng)力。可知： (2-13) 即內(nèi)六角圓柱頭螺釘?shù)募羟袕?qiáng)度足夠。 其擠壓應(yīng)力的計(jì)算公式為： (2-14) 式中： P－擠壓面上的擠壓力； －擠壓面面積。 如圖2所示為螺釘?shù)乃軘D壓力的示意圖， 圖2-5螺釘受力示意圖 Figure 2-5 the force diagram of the screw 可知其擠壓面面積。擠壓力為。所以每個(gè)內(nèi)六角圓柱頭螺釘所受的擠壓應(yīng)力為： 所以?xún)?nèi)六角圓柱頭螺釘?shù)臄D壓強(qiáng)度足夠。 表1常用金屬材料的剪切強(qiáng)度極限 Table 2-3 the shear strength limit of the commonly used metal 金屬名稱(chēng) 軟質(zhì)（退火的）MPa 硬質(zhì)（冷作硬化的）MPa 鋁 70～110 130～160 硬鋁 220 380 紫銅 180～220 250～300 黃銅 220～300 350～400 20號(hào)鋼 320 400 30號(hào)鋼 360 480 45號(hào)鋼 450 560 不銹鋼 520 560 2.5.2 凸模聯(lián)接銷(xiāo)軸的選擇及強(qiáng)度校核 銷(xiāo)軸是聯(lián)接凸模和活塞桿的，在工作過(guò)程中銷(xiāo)軸受到剪切力和擠壓力的作用。所選銷(xiāo)軸為：GB/882－1986 D40160，材料為35號(hào)鋼。需要校核銷(xiāo)軸的切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力。銷(xiāo)軸所受剪切力及擠壓力如圖3所示。 圖2-6銷(xiāo)軸受力示意圖 Figure 2-6 the force diagram pin 1）校核圓柱銷(xiāo)的剪切強(qiáng)度 圓柱銷(xiāo)的受力如圖3所示，a－a和b－b兩截面皆為剪切面，這中情況稱(chēng)為雙剪。利用截面法以假想的截面沿a－a和b－b將圓柱銷(xiāo)截開(kāi)，由所取研究對(duì)象的平衡條件可知，圓柱銷(xiāo)剪切面上的剪力為： (2-15) 剪切面面積為： (2-16) 則圓柱銷(xiāo)的工作切應(yīng)力為： (2-17) 查表1知45號(hào)鋼的剪切強(qiáng)度極限，，符合強(qiáng)度條件，所以圓柱銷(xiāo)的剪切強(qiáng)度足夠。 2）校核圓柱銷(xiāo)的擠壓強(qiáng)度 圓柱銷(xiāo)的擠壓面是圓柱面，用通過(guò)圓柱直徑的平面面積作為擠壓面的計(jì)算面積。又因?yàn)殚L(zhǎng)度為的一段圓柱銷(xiāo)所承受的擠壓力與兩段長(zhǎng)度為的圓柱銷(xiāo)所承受的擠壓力相同，而前者的擠壓面計(jì)算面積較后者小，所以應(yīng)以前者來(lái)校核擠壓強(qiáng)度。這時(shí)，擠壓面上的擠壓力為： (2-18) 擠壓面的計(jì)算面積為： (2-19) 所以圓柱銷(xiāo)的工作擠壓應(yīng)力為： 故擠壓強(qiáng)度也是足夠的。 3.液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 3.1設(shè)計(jì)要求及工況分析 3.1.1設(shè)計(jì)要求 根據(jù)動(dòng)作要求，先將其具體化，即：對(duì)于工作部分凸模，應(yīng)完成快速前進(jìn)─工作進(jìn)給─保壓─快速退回─原位停止，構(gòu)成一個(gè)動(dòng)作循環(huán)。其快進(jìn)行程為250mm；工作進(jìn)給行程為50mm；快進(jìn)速度為100mm/s;工作進(jìn)給速度10mm/s;折彎?rùn)C(jī)工作部件總重量為G=784N；快退速度允許略高或略低于快進(jìn)速度，往復(fù)運(yùn)動(dòng)的加速和減速時(shí)間不希望超過(guò)0.2s；動(dòng)力滑臺(tái)采用平導(dǎo)軌，其靜摩擦系數(shù)為f=0.2,動(dòng)摩擦系數(shù)為f=0.1；液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件使用液壓缸。 3.1.2負(fù)載及運(yùn)動(dòng)分析 （1）工作負(fù)載 其工作負(fù)載為凸模所承受的彎曲力 =171600N (3-1) （2）慣性負(fù)載 (3-2) （3）阻力負(fù)載 靜摩擦阻力 (3-3) 動(dòng)摩擦阻力 (3-4) （4） 運(yùn)動(dòng)時(shí)間 快進(jìn) (3-5) 工進(jìn) (3-6) 快退 (3-7) 由此得出液壓缸在各個(gè)工作階段的負(fù)載如表3-1所示。 表3-1液壓缸在各工作階段的負(fù)載值 Table 3-1the load value of the hydraulic cylinders at the various stages 工況 負(fù)載組成 負(fù)載值F/N 推力（）/ N 啟動(dòng) 156.8 165 加速 118.4 124.6 快進(jìn) 78.4 82.5 工進(jìn) 171678.4 180714.1 快退 78.4 82.5 注：1.液壓缸的機(jī)械效率=0.95。2.不考慮動(dòng)力滑臺(tái)上顛覆力矩的作用。 3.1.3負(fù)載圖和速度圖的繪制 負(fù)載圖按上面表3-1內(nèi)數(shù)值繪制，如圖3-1所示。速度圖按已知數(shù)值，，快退行程和工進(jìn)速度等繪制，如圖3-2所示。 圖3-1折彎?rùn)C(jī)液壓缸的負(fù)載圖 Figure 3-1 the load map of hydraulic cylinder 圖3-2折彎?rùn)C(jī)液壓缸的速度圖 Figure 3-2 the speed plans of the hydraulic cylinder 3.2確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 3.2.1初選液壓缸工作壓力 為使液壓缸的快進(jìn)速度和快退速度相等，故采用單活塞桿液壓缸，快進(jìn)時(shí)液壓缸的進(jìn)出油路用差動(dòng)連接，快退時(shí)油進(jìn)入有桿腔，從無(wú)桿腔排出，且取D=d，由表3-2，3-3可知，初選此液壓缸的額定工作壓力可取16Mpa。 表3-2 按載荷選擇工作壓力 Table 3-2 selection pressures by the work load 載 荷 / <0.5 0.5~1 1~2 2~3 3~4 >5 工作壓力 /MPa <0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5~7 表3-3 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力 Table 3-3 the systems work pressure of common mechanicals 機(jī)械類(lèi)型 機(jī)床 農(nóng)業(yè)機(jī)械 小型工程機(jī)械 建筑機(jī)械 液壓鑿巖機(jī) 液壓機(jī) 大中型挖掘機(jī) 重型機(jī)械 起重運(yùn)輸機(jī)械 磨床 組合機(jī)床 龍門(mén)刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 3.2.2 計(jì)算液壓缸主要尺寸 鑒于凸?？爝M(jìn)和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動(dòng)液壓缸（A1=2A2），快進(jìn)時(shí)液壓缸差動(dòng)連接。工進(jìn)時(shí)為防止發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表3-4選此背壓為p2=0.5MPa 表3-4 執(zhí)行元件背壓力 Table 3-4 the back pressures of executive components 系統(tǒng)類(lèi)型 背壓值/Mpa 回油路有節(jié)流閥的調(diào)速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路有背壓閥或調(diào)速閥的調(diào)速系統(tǒng) 0.5~1.5 拉床，龍門(mén)刨床等采用輔助泵補(bǔ)油的閉式回路 1.0~1.5 為了得到穩(wěn)定的低速進(jìn)給，以采用液壓缸的無(wú)桿腔作為工作進(jìn)給時(shí)的工作腔為宜。故 (3-8) 式中 D─為液壓缸的內(nèi)徑（活塞外徑）（mm）； F─負(fù)載力（N）； ─無(wú)桿腔的工作壓力（MPa）; ─有桿腔的背壓（MPa）; ─液壓缸的機(jī)械效率，取為0.95； 代入得： 則活塞桿直徑： (3-9) 按GB2348─80，應(yīng)選用標(biāo)準(zhǔn)值分別為D=125mm,d=90mm,由此算得液壓缸無(wú)桿腔和有桿腔的實(shí)際工作面積：。 凸模在快速運(yùn)動(dòng)時(shí)，系統(tǒng)中也存在一定的背壓，設(shè)其為0.5Mpa.此項(xiàng)背壓為綜合阻力引起的，實(shí)際值未必如此之大，但設(shè)計(jì)時(shí)可取值略偏大。 圖3-3液壓缸的不同工況圖 Figure 3-3 the different conditions map of hydraulic cylinder 液壓缸的不同工況如圖3-3所示，快進(jìn)時(shí)缸的進(jìn)出油路為差動(dòng)連接，產(chǎn)生綜合阻力的當(dāng)量液阻用R表示，其缸筒的力平衡方程： (3-10) 式中：─進(jìn)油壓力； ─無(wú)桿腔的活塞面積； ─有桿腔活塞的差徑面積； F─負(fù)載力； ─液壓缸的機(jī)械效率； 將代入，并整理得進(jìn)口壓力 工進(jìn)時(shí)缸筒的力平衡方程： (3-11) 整理并代入有關(guān)數(shù)據(jù)后得進(jìn)口壓力 快退時(shí)缸筒的力平衡方程： (3-12) 整理并代入有關(guān)數(shù)據(jù)后得進(jìn)口壓力 三種工況泵所提供給系統(tǒng)的流量分別為： 快進(jìn)： (3-13) 工進(jìn)： (3-14) 快退： (3-15) 上列各式中，，，分別為快進(jìn)、工進(jìn)、快退速度，其中=6.47m/min(后文有說(shuō)明)。 輸入功率P計(jì)算如下： 快進(jìn)： (3-16) 工進(jìn)： (3-17) 快退： (3-18) 以上數(shù)據(jù)經(jīng)整理后列于表3-5，并繪制如圖3-4所示折彎?rùn)C(jī)液壓缸的工況圖。 表3-5 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值 Table 3-5 the pressure flow and power of the hydraulic cylinders at different stages 工況 負(fù)載力/N 回油腔壓力/MPa 進(jìn)油腔壓力/MPa 輸入流量/L/min 輸入功率P/kW 快進(jìn) (差動(dòng)) 啟動(dòng) 165 0 0.49 ─ ─ 加速 124.6 0.98 0.48 ─ ─ 恒速 82.5 0.48 38.2 0.31 工進(jìn) 180714.1 0.8 14.97 7.4 1.86 快退 啟動(dòng) 165 0 0.25 ─ ─ 加速 124.6 0.5 0.25 ─ ─ 恒速 82.5 1.68 38.2 1.07 圖3-4折彎?rùn)C(jī)液壓缸工況圖 Figure 3-4 the working condition map of hydraulic cylinder for benging machine 3.3液壓系統(tǒng)圖的擬定 3.3.1.選擇基本回路 根據(jù)以上設(shè)計(jì)要求和工況圖中壓力、流量和功率的變化情況，初擬定系統(tǒng)的整體方案如下： 該系統(tǒng)宜采用開(kāi)式油路。系統(tǒng)所選用的回路和組成元件見(jiàn)表3-6。表中確定了系統(tǒng)的基本結(jié)構(gòu)，由這些回路組合的系統(tǒng)已基本能滿(mǎn)足要求，只是還需增補(bǔ)輔助元件。完善的系統(tǒng)如圖3-5所示。 表3-6折彎?rùn)C(jī)液壓系統(tǒng)的組成部分和特點(diǎn) Table 3-6 the hydraulic system components and features of bending machine 回路名稱(chēng) 主要組成元件 性能和特點(diǎn) 調(diào)速回路 限壓式變量泵、調(diào)速閥 回油節(jié)流不需另設(shè)背壓閥，減少壓力損失；確保運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定 快進(jìn)回路、快進(jìn)到工進(jìn)的換接回路 二位二通電磁閥 液壓缸差動(dòng)連接能保證大致相同的快進(jìn)和快退速度。 保壓回路 液控單向閥 這種回路保壓時(shí)間長(zhǎng)，壓力穩(wěn)定性高 換向回路 三位五通電磁閥 切換迅速 卸荷回路 三位五通電磁閥 操縱迅速，方便 對(duì)照表3-6和圖3-4可見(jiàn)，在變量泵進(jìn)口處增加粗濾油器1；在調(diào)速閥7的進(jìn)口處增加精濾油閥6。該系統(tǒng)的動(dòng)作循環(huán)見(jiàn)表3-7。 表3-7折彎?rùn)C(jī)液壓系統(tǒng)動(dòng)作循環(huán)表 Table 3-7 the table of moves cycle of the hydraulic system 信號(hào)來(lái)源 動(dòng)作名稱(chēng) 電磁鐵工作狀態(tài) 1DT 2DT 3DT 按下啟動(dòng)按鈕 系統(tǒng)處于卸荷狀態(tài) ─ ─ ─ 按下缸快速推進(jìn)按鈕 凸?？爝M(jìn) + ─ + 凸模壓下工進(jìn)行程開(kāi)關(guān)2S 凸模工進(jìn) + ─ ─ 壓力繼電器10發(fā)出信號(hào) 系統(tǒng)處于保壓狀態(tài) ─ ─ ─ 時(shí)間繼電器12發(fā)出信號(hào) 凸?？焱? ─ + ─ 凸模壓下行程開(kāi)關(guān)1S 凸?；卦? ─ ─ ─ 3.3.2 液壓系統(tǒng)工作原理分析 如圖3-5為折彎?rùn)C(jī)的液壓系統(tǒng)圖，圖中各元件是：1—粗過(guò)濾器；2—液壓泵；3—三位五通電磁閥；4—液壓缸；5—二位二通電磁閥；6—精濾油器；7—調(diào)速閥；8、9—液控單向閥；10—壓力繼電器；11—溢流閥。 該系統(tǒng)的工作原理如下 圖3-5液壓系統(tǒng)圖 Figure 3-5 the plans of hydraulic system 1）啟動(dòng) 按下啟動(dòng)按鈕，泵2啟動(dòng)，此時(shí)系統(tǒng)中所有電磁鐵均處于失電狀態(tài)，泵2輸出的油經(jīng)電磁換向閥3流回油箱（處于卸荷狀態(tài)），系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)空載啟動(dòng)。 2）凸模快速前進(jìn) 按下液壓缸快速推進(jìn)按鈕，電磁鐵1DT、3DT得電，電液換向閥3換左位接入系統(tǒng)，二位二通電磁閥接通，液壓缸實(shí)現(xiàn)差動(dòng)連接，液壓缸帶動(dòng)凸模實(shí)現(xiàn)空載快速運(yùn)動(dòng)。此時(shí)系統(tǒng)的油液流動(dòng)情況位： 進(jìn)油路：液壓泵2─三位五通電磁閥3左位─液控單向閥8─液壓缸4無(wú)桿腔。 液壓缸4有桿腔─三位五通電磁閥3左位─二位二通電磁閥5上位─液控單向閥8─液壓缸4無(wú)桿腔。 回油路：液壓缸4有桿腔─液控單向閥9─三位五通電磁閥3左位─精濾油器6─調(diào)速閥7─油箱。 3）凸模慢速接近工件并加壓 當(dāng)凸模前進(jìn)到一定位置時(shí)（事先調(diào)好），壓下行程開(kāi)關(guān)2S后，壓力繼電器10發(fā)出信號(hào)，使電磁鐵3DT失電，結(jié)束液壓缸差動(dòng)連接，液壓缸有桿腔油液經(jīng)三位五通電磁閥3左位、精濾油器6、調(diào)速閥7回油箱。凸模在泵2供油的壓力油作用下慢速接近要壓制成型的工件。當(dāng)凸模接觸工件后，由于負(fù)載急劇增加，使液壓缸無(wú)桿腔壓力進(jìn)一步升高，壓力反饋使泵2的輸出流量將自動(dòng)減小。此時(shí)系統(tǒng)的油液流動(dòng)情況為： 進(jìn)油路：液壓泵2─三位五通電磁閥3左位─液控單向閥8─液壓缸4無(wú)桿腔。 回油路：液壓缸4有桿腔─液控單向閥9─三位五通電磁閥3左位─精濾油器6─調(diào)速閥7─油箱。 4）保壓 當(dāng)液壓缸無(wú)桿腔壓力達(dá)到預(yù)定值時(shí)，壓力繼電器10發(fā)出信號(hào)，使電磁鐵1DT失電，三位五通電磁閥回中位，液壓缸無(wú)桿腔和有桿腔封閉，由于液控單向閥8具有良好的密封性能，使液壓缸無(wú)桿腔實(shí)現(xiàn)保壓，其保壓時(shí)間由壓力繼電器10控制的時(shí)間繼電器調(diào)整實(shí)現(xiàn)。在液壓缸無(wú)桿腔保壓期間，液壓泵2經(jīng)由電磁換向閥3后卸荷。 5）凸?？焱嘶爻? 當(dāng)保壓過(guò)程結(jié)束，時(shí)間繼電器發(fā)出信號(hào)，使電磁鐵2DT得電，三位五通電磁閥3右位接入系統(tǒng)，此時(shí)凸模實(shí)現(xiàn)空載快速退回。此時(shí)系統(tǒng)的油液流動(dòng)情況為： 進(jìn)油口： 液壓泵2─三位五通電磁閥3右位─液控單向閥9─液壓缸有桿腔。 出油口： 液壓缸無(wú)桿腔─液控單向閥8─三位五通電磁閥3右位─油箱。 6）凸?；爻淘? 當(dāng)凸?？焱酥列谐虛鯄K壓下行程開(kāi)關(guān)1S，使電磁鐵2DT失電，三位五通閥中位接入系統(tǒng)，液控單向閥9將液壓缸有桿腔封閉，凸模在起點(diǎn)原位停止不動(dòng)。液壓泵輸出油液經(jīng)電磁換向閥3回油箱，液壓泵2卸荷。 3.4計(jì)算和選擇液壓元件 3.4.1確定液壓泵規(guī)格及液壓泵驅(qū)動(dòng)電機(jī)的功率 （1）計(jì)算液壓泵的最大工作壓力 由圖3-4表明，液壓缸的最大工作壓力出現(xiàn)在工進(jìn)階段，其對(duì)應(yīng)流量為7.4L/min，由表3-8知可取進(jìn)油路上壓力損失為0.3Mpa,壓力繼電器調(diào)整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力之值為0.5Mpa，則液壓泵的最大工作壓力應(yīng)為： （3-16） 表3-8 進(jìn)油路總壓力損失經(jīng)驗(yàn)值 Table 3-8 the experience pressure loss of circuit 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)情況 總壓力損失 一般節(jié)流調(diào)速及管路簡(jiǎn)單的系統(tǒng) 0.2~0.5 進(jìn)油路有調(diào)速閥及管路復(fù)雜的系統(tǒng) 0.5~1.5 （2）計(jì)算液壓泵的流量 液壓缸所需的最大流量38.2L/min作為選擇液壓泵流量的主要依據(jù)，若回路中泄漏按液壓缸輸入流量的5%估計(jì)，由于溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，則液壓泵的總流量應(yīng)為： （3-17） (3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動(dòng)機(jī)功率 根據(jù)以上的壓力和流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品目錄，最后確定選擇5ZKB725型拄塞泵。其參數(shù)為：額定工作壓力16Mpa,最高工作壓力25Mpa;排量：106.7ml/r;額定轉(zhuǎn)速1450r/min。將計(jì)算值和標(biāo)定值進(jìn)行比較，計(jì)算壓力為15.77Mpa，小于液壓泵的額定工作壓力16Mpa，且不在液壓泵最大壓力下長(zhǎng)期工作，因而可用。計(jì)算流量為43.11L/min，所以流量也能夠用。液壓泵額定轉(zhuǎn)速為1450r/min，滿(mǎn)足使用要求，綜上可知此液壓泵可用。 由于液壓缸在工進(jìn)時(shí)輸入功率最大，這相當(dāng)于液壓泵輸出壓力為15.77Mpa，流量43.1L/min，如取齒輪泵的總效率為，則液壓泵驅(qū)動(dòng)電機(jī)所需功率為： （3-18） 根據(jù)此數(shù)值查閱電機(jī)產(chǎn)品目錄，最后選定Y系列(IP44)三相異步電動(dòng)機(jī)，其型號(hào)為Y200L-4，其額定功率為30 kW，轉(zhuǎn)速為1470 r/min。電動(dòng)機(jī)和液壓泵之間用聯(lián)軸器連接。 3.4.2 確定其它元件及輔助元件 (1) 確定閥類(lèi)元件及輔件 確定閥和各類(lèi)輔助元件時(shí)，應(yīng)先計(jì)算出液壓缸的進(jìn)出口的流量。快進(jìn)（差動(dòng)連接油路）時(shí)，液壓泵給液壓缸無(wú)桿腔的流量為： （3-19） 從液壓缸有桿腔排出的流量為： （3-20） 流經(jīng)液壓缸無(wú)桿腔進(jìn)油口的流量Q（忽略流經(jīng)調(diào)速閥7的流量）： （3-21） 工進(jìn)時(shí)，進(jìn)入液壓缸無(wú)桿腔的流量為： （3-22） 從液壓缸無(wú)桿腔排出的流量為： （3-23） 快退時(shí)，進(jìn)入液壓缸有桿腔的流量，由于滿(mǎn)足式 的要求，將液壓泵的流量調(diào)定為38.2L/min，故也為38.2L/min。其快退時(shí)液壓缸的運(yùn)動(dòng)速度為： （3-24） 快退時(shí)從液壓缸無(wú)桿腔排出的流量為： （3-25） 將上列數(shù)據(jù)列于表3-9，以便選定閥和各輔助元件。由圖3-3中各種閥和其他輔助元件的選定為：二位二通電磁閥5選為DG4S2U-012A型，其額定壓力為21Mpa，許用流量（額定流量）為40L/min。而通過(guò)該閥的流量為35.4L/min，所以該型號(hào)的二位二通電磁閥可用。系統(tǒng)中各元件的選定見(jiàn)表3-10。 表3-9 折彎?rùn)C(jī)液壓缸兩腔的進(jìn)出流量 L/min Table 3-9 the in and out traffic of the two hydraulic cylinders of bending machine L / min 油腔名稱(chēng) 快進(jìn) 工進(jìn) 快退 進(jìn)入流量 排出流量 進(jìn)入流量 排出流量 進(jìn)入流量 排出流量 無(wú)桿腔 73.6 7.4 79.4 有桿腔 35.4 3.5 38.2 表3-10 系統(tǒng)中所用的閥和輔助件 Table 3-10 the valves and auxiliary pieces of the system 系統(tǒng)圖中的序號(hào) 元件名稱(chēng) 通過(guò)流量（L/min） 規(guī)格 型號(hào) 額定流量qn/L/min 額定壓力Pn/MPa 額定壓降?Pn/MPa 1 粗濾油器 38.2 ZU-H63×20S 63 32 0.1 3 三位五通 電磁閥 73.6 35DY—100BY 100 21 0.3 5 二位二通 電磁閥 35.4 DG4S2U-012A 40 21 0.2 6 精濾油器 <1 XU-10×200B 7 調(diào)速閥 <1 2FRM5 6 21 0.18 8 液控單向閥1 3.6 AY-32 a 20 B 100 32 0.04 9 液控單向閥2 38.2 AY-32 a 20 B 100 32 0.04 10 壓力繼電器 － PF—B8L － － － 11 溢流閥 4.5 YF3-E10B 10 16 － (2) 確定油管 各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進(jìn)、出油管則按輸入、排出的最大流量計(jì)算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個(gè)階段的進(jìn)、出油量已與原定數(shù)值不同，所以要重新計(jì)算，如表3-11所示。 表3-11各工況實(shí)際運(yùn)動(dòng)速度、時(shí)間和流量 Table 3-11 the actual speed, time and traffic of different conditions 快進(jìn) 工進(jìn) 快退 輸入流量 排出流量 運(yùn)動(dòng)速度 根據(jù)這些數(shù)值，由表3-12知油液在壓力管中的流速可取4m/s, 由式計(jì)算得與液壓缸無(wú)桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為： （3-26） （3-27） 根據(jù)表3-13，這兩根油管都選用內(nèi)徑25mm,外徑34mm的15號(hào)鋼的無(wú)縫鋼管。管路支架間距離，不得大于表3-14所列支架最大距離。采用焊接式管接頭。鋼管壁厚的強(qiáng)度計(jì)算。 （3-28） P─工作壓力 Mpa d─管子內(nèi)徑mm ─許用應(yīng)力 Mpa,對(duì)于鋼管（─抗拉強(qiáng)度）Mpa S─安全系數(shù)，當(dāng)p<7 Mpa時(shí)，S=8；當(dāng)p≤17.5 Mpa時(shí)，S=6；當(dāng)p>17.5 Mpa時(shí)，S=4）。 已知15號(hào)鋼的抗拉強(qiáng)度≥378Mpa，代入數(shù)據(jù)得： 所選鋼管的壁厚: （3-29） 所以滿(mǎn)足條件，鋼管強(qiáng)度足夠。 表3-12允許流速推薦值 Table 3-12 the recommended value of allowable flow 管道 推薦流速/(m/s) 吸油管道 0. 5～1.5，一般取1以下 壓油管道 3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值 回油管道 1. 5～3 表3-13 鋼管公稱(chēng)通徑、外徑、壁厚、聯(lián)接螺紋和推薦流量表 Table 3-13 the table of Pipe Nominal Path, diameter, thickness, connecting thread and recommended flow 公稱(chēng)通徑mm 鋼管外徑mm 管接頭聯(lián)接螺紋mm 公 稱(chēng) 壓 力 MPa 推薦管路通過(guò)流量L/min ≤2.5 ≤8 ≤16 ≤25 ≤31.5 管子厚度mm 3 4 5; 6 8 10;12 15 20 25 32 40 50 65 80 100 6 8 10 14 18 22 28 34 42 50 63 75 90 120 M10×1 M14×1.5 M18×1.5 M22×1.5 M27×2 M33×2 M42×2 M48×2 M60×2 1 1 1 1 1 1.6 1.6 2 2 2.5 3 3.5 4 5 1 1 1 1 1.6 1.6 2 2 2.5 3 3.5 4 5 6 1 1 1 1.6 1.6 2 2.5 3 4 4.5 5 6 7 8.5 1 1.4 1.6 2 2 2.5 3.5 4.5 5 5.5 6.5 8 10 1.4 1.4 1.6 2 2.5 3 4 5 6 7 8.5 10 12 0.63 2.5 6.3 25 40 63 100 160 250 400 630 1000 1250 2500 表3-14推薦鋼管彎管的最小曲率半徑 mm table 3-14the smallest radius of the recommended pipe mm 管子外徑 10 14 18 22 28 34 42 50 63 最小曲率半徑 50 70 75 75 90 100 130 150 190 支架最大距離 400 450 500 600 700 800 850 900 1000 (3) 確定油箱 初始設(shè)計(jì)時(shí)，先按經(jīng)驗(yàn)公式確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后，再按散熱的要求進(jìn)行校核。 經(jīng)驗(yàn)公式為： （3-30） 式中 ─液壓泵每分鐘排出壓力油的容積 L ─經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，見(jiàn)表3-15 由此可知，油箱的容積為： 采用開(kāi)式油箱。液壓油選擇N150號(hào)普通液壓油，代號(hào)為YA-N150。 表3-15 經(jīng)驗(yàn)系數(shù) Table 3-15 experience factor 系統(tǒng)類(lèi)型 行走機(jī)械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 高壓系統(tǒng) 1~2 2~4 5~7 10~12 3.5 驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能 3.5.1 驗(yàn)算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時(shí)，首先確定管道內(nèi)液體的流動(dòng)狀態(tài)，然后計(jì)算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進(jìn)、回油管道長(zhǎng)為l=2m，油液的運(yùn)動(dòng)粘度取=1′10-4m2/s，油液的密度取r=0.9174′103kg/m3。 (1) 判斷流動(dòng)狀態(tài) 在快進(jìn)、工進(jìn)和快退三種工況下，進(jìn)、回油管路中所通過(guò)的流量以快退時(shí)回油流量q2=89.5L/min為最大，此時(shí)，油液流動(dòng)的雷諾數(shù) （3-31） 也為最大。因?yàn)樽畲蟮睦字Z數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進(jìn)、回油路中的油液的流動(dòng)狀態(tài)全為層流。 (2) 計(jì)算系統(tǒng)壓力損失 將層流流動(dòng)狀態(tài)沿程阻力系數(shù) （3-32） 和油液在管道內(nèi)流速 （3-33） 同時(shí)代入沿程壓力損失計(jì)算公式： （3-34） 式中 ─沿程阻力系數(shù) ─管道的長(zhǎng)度 m ─管道內(nèi)徑 m ─液流平均速度 m/s ─液壓油密度 并將已知數(shù)據(jù)代入后，得 （3-35） 可見(jiàn)，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動(dòng)所決定的。 在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經(jīng)驗(yàn)計(jì)算 （3-36） 各工況下的閥類(lèi)元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計(jì)算 （3-37） 式中 ─閥的額定壓力損失 ─閥的額定流量 Q─通過(guò)閥的實(shí)際流量 其中的Dpn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出。凸模在快進(jìn)、工進(jìn)和快退工況下的壓力損失計(jì)算如下： 1）快進(jìn) 滑臺(tái)快進(jìn)時(shí)，液壓缸通過(guò)電磁換向閥差動(dòng)連接。在進(jìn)油路上，油液通過(guò)粗濾油器1、電磁換向閥3，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過(guò)液控單向閥進(jìn)入無(wú)桿腔。在進(jìn)油路上，壓力損失分別為 （3-38） （3-39） （3-40） （3-41） 在回油路上，壓力損失分別為 （3-42） （3-43） （3-44） （3-45） 將回油路上的壓力損失折算到進(jìn)油路上去，便得出差動(dòng)快速運(yùn)動(dòng)時(shí)的總壓力損失： （3-46） 2）工進(jìn) 凸模工進(jìn)時(shí)，在進(jìn)油路上，油液通過(guò)三位五通電磁換向閥3、液控單向閥8進(jìn)入液壓缸無(wú)桿腔。在回油路上，油液通過(guò)液控單向閥電9、三位五通電磁換向閥3、經(jīng)調(diào)速閥7返回油箱，在調(diào)速閥處的壓力損失為0.5 。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進(jìn)油路上總的壓力損失為 （3-47） 此值小于估計(jì)值。 在回油路上總的壓力損失為 （3-48） 該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.5004MPa，可見(jiàn)此值與初算時(shí)參考表2-4選取的背壓值基本相符。 按表2-7的公式重新計(jì)算液壓缸的工作壓力為 （3-49） 此略高于表2-7數(shù)值。 考慮到壓力繼電器的可靠動(dòng)作要求壓差Dpe=0.5MPa，則液壓泵的工作壓力為 （3-50） 此值是調(diào)整溢流閥11的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 3）快退 凸?？焱藭r(shí)，在進(jìn)油路上，油液通過(guò)電磁換向閥3、液控單向閥9進(jìn)入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過(guò)液控單向閥8、電磁換向閥3返回油箱。在進(jìn)油路上總的壓力損失為 （3-51） 此值遠(yuǎn)小于估計(jì)值，因此液壓泵的驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 （3-52） 此值與表2-7的數(shù)值基本相符，故不必重算。 3.5.2 驗(yàn)算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進(jìn)在整個(gè)工作循環(huán)中占60%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進(jìn)工況來(lái)計(jì)算。工進(jìn)時(shí)液壓缸的有效功率為： （3-53） 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 （3-54） 由此可計(jì)算出液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 （3-55） 油箱的散熱面積： （3-56） 按式計(jì)算工進(jìn)時(shí)系統(tǒng)中的油液溫升，取，則 （3-57） 設(shè)環(huán)境溫T2=25°C，則熱平衡溫度為 （3-58） 油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設(shè)置冷卻器。 4 液壓缸的設(shè)計(jì) 4.1 液壓缸基本參數(shù)的確定 液壓缸一般來(lái)說(shuō)是標(biāo)準(zhǔn)件，但有時(shí)也需要自行設(shè)計(jì)。本節(jié)主要介紹液壓缸主要尺寸的計(jì)算及強(qiáng)度，剛度的驗(yàn)算方法。 ??? 液壓缸的設(shè)計(jì)是在對(duì)所設(shè)計(jì)的液壓系統(tǒng)進(jìn)行工況分析、負(fù)載計(jì)算和確定了其工作壓力的基礎(chǔ)上進(jìn)行的。首先根據(jù)使用要求確定液壓缸的類(lèi)型，再按負(fù)載和運(yùn)動(dòng)要求確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸，必要時(shí)需進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算，最后進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 ??? 液壓缸的主要尺寸包括液壓缸的內(nèi)徑D、缸的長(zhǎng)度L、活塞桿直徑d。主要根據(jù)液壓缸的負(fù)載、活塞運(yùn)動(dòng)速度和行程等因素來(lái)確定上述參數(shù)。 4.1.1活塞直徑和活塞桿直徑的確定 為使液壓缸的快進(jìn)速度和快退速度相等，故采用單活塞桿液壓缸，快進(jìn)時(shí)液壓缸的進(jìn)出油路用差動(dòng)連接，快退時(shí)油進(jìn)入有桿腔，從無(wú)桿腔排出，且取D=d，由表4-1，4-2可知，此液壓缸的額定工作壓力可取16Mpa，最大工作壓力取20Mpa。 表4-1 按載荷選擇工作壓力 Table 4-1 selection pressure by the work load 載荷 <0.5 0.5~1 1~2 2~3 3~4 >5 工作壓力 MPa <0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5~7 表4-2 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力 Table 4-2 the work pressure of various of commonly used mechanical systems 機(jī)械類(lèi)型 機(jī)床 農(nóng)業(yè)機(jī)械 小型工程機(jī)械 建筑機(jī)械 液壓鑿巖機(jī) 液壓機(jī) 大中型挖掘機(jī) 重型機(jī)械 起重運(yùn)輸機(jī)械 磨床 組合機(jī)床 龍門(mén)刨床 拉床 工作壓力MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 1）根據(jù)載荷力的大小和選定的系統(tǒng)壓力來(lái)計(jì)算液壓缸的內(nèi)徑D 計(jì)算公式為： （4-1） 式中 D─為液壓缸的內(nèi)徑（活塞外徑）（mm）； F─負(fù)載力（KN）； p─工作壓力（MPa）; ─液壓缸的機(jī)械效率，取為0.95； 代入數(shù)據(jù)得： 則活塞桿直徑： （4-2） 按GB2348─80，應(yīng)選用標(biāo)準(zhǔn)值分別為D=125mm,d=90mm, 4.1.2液壓缸行程S的確定 活塞行程S，在初步確定時(shí)，主要是按實(shí)際工作需要的長(zhǎng)度來(lái)考慮，但這一工作行程并不一定是液壓缸的穩(wěn)定性能所允許的行程。為了計(jì)算行程，應(yīng)首先計(jì)算出活塞桿的最大允許計(jì)算長(zhǎng)度。該液壓缸工作時(shí)是一端剛性固定，一端自由，可由歐拉公式確定的值，即： （4-3） 式中： －最大計(jì)算長(zhǎng)度, mm －液壓缸內(nèi)徑, mm d－活塞桿直徑, mm p－工作壓力, MPa 注：上式為安全系數(shù)=3.5時(shí)。 代入數(shù)據(jù)得： 根據(jù)實(shí)際的工作需要及下表4-3，可選液壓缸的行程為320mm 表4-3液壓缸活塞行程第一系列（mm） Table 4-3 the first series of hydraulic cylinder piston stroke (mm) 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1