旋转式管端成型机结构设计

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1、引言随着现在国家经济发展，空调已经进入了人们家庭，而空调系统作为影响生活舒适性的主要总成之一,为生活提供制冷、取暖、除霜、除雾、空气过滤和湿度控制功能。现在国内是空调设备仍属于专用设备，其技术和方法也很单一，并却有些设备和技术仍需采用国外的。管端成型作为空调设备不可缺少的重要环节之一，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。目前国内胀管法主要分为机械成型,管端偏心回转成型,利用NC工作机的管端成型,无模成型四种方法。基于经济性和结构考虑，本课题研究的管端成型机采用机械胀管的方法，并且机械胀管法比较普遍，容易

2、实现工作要求，原理简单易操作。本机是一种可以适应不同管件成型加工的通用机床，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管端成型，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。管端成型机用于空调热交换器铝管的端部成型处理,即通过冲压或旋压的方式将铝管或铜管的端部扩口或缩口,加工成所需的管端形状，后用于空调器热交换器或汽车空调热交换器的管端连接。该机用于将铝管或铜管管端加工成杯状、喇叭状，适用于批量生产，可以完成直径为F9.42X1.2、F9X1.2、F12.6X1.2、F、F19.1X1.2mm铝管或铜管的胀形加工，而且也可满足其它材料管件的胀形

3、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。由于本机的工作循环周期较短，运动方向变化频繁，使本机所承受的交变应力较明显，因此对于本机工作部分的强度要求较高。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。1、管端成型机总体结构方案拟定1.1目前管端成型技术的几种方法目前国内管端成型方法主要分为机

4、械成型、管端偏心回转成型、利用NC工作机的管端成型、无模成形四种方法。管料加工成品如图所示的产品，该产品主要应用于空调机热交换器或汽车空调热交换器的管端连接。图1-1 成型管端Figure1-1 formation jet1.1.1机械成型 机械成型主要是应用液压系统来控制机械部分的动作，来实现对管端进行冲压成型的一种方法。1.1.2管端偏心回转成型该成型方法中，模具的包络角与模具半角相同，模具的轴线与钢管的轴心偏离一定的距离，它适合于钢管的缩口。偏心量与管端缩口量、模具半角有关。管端不规整变形程度与模具接触钢管的面积率有关，面积率越小，越能控制回转成形过程。偏心回转成形适合于管材缩口成形的成

5、形前期；成形末期一般采用摇动回转成型。当侧壁具有约束导板时，可实现缩口率达68%的内法兰成型。1.1.3利用NC工作机的管端成型NC工作机进行管端成形，是利用往复运动的半球形工具逐步使管端成型，以获得所需的管端形状。圆管固定在水平的工作台上作平面运动，半球形工具沿垂直方向运动，与管材的转动相配合，形成了管端部成型曲面。这样，即可得到非对称形状的管端。例如。正多边形锥台体的端部，四角形异形管的扩口端部等。同时，也可以实现非管端部的局部缩径加工与切断加工。因而，它是一种柔性较大的管端成形过程，此法与旋压成形原理相同，但工具形状不同。1.1.4无模成型管端无模成型，使用两个既是坯料又是成形工具管坯。

6、首先，用高频感应加热管坯，然后将其头部互相接触并旋转，即可实现管端缩口加工。这种成形过程实际上是利用两个管坯相对运动而产生的摩擦热而成形。此法已应用于高铬合金管端部成型。此外，近年来国外还开发出利用高频感应局部加热使钢管壁厚增加的装置。当在该装置垂直方向施加力的作用时，该力可传递到水平管端上，使管材壁厚增加。利用高频感应加热进行管端型锻成型过程是通过型砧上下、左右移动，以及钢管的旋转，可以实现钢管端部的变壁厚加工。目前，国外已经开发出能够控制芯棒的轴向力，金属沿轴向和径向流动，以及确保钢管轴向壁厚分布的变壁厚加工CNC型锻机，可以得到高质量、高尺寸精度的管端。1.2管端成型方法选定对以上几种管

7、端成型的方法从性价比方面进行比较。基于经济性与结构性考虑，本课题研究的铜管管端成型机采用机械成型的方法比较经济，结构简单，并且机械成型方法比较普遍，容易实现工作要求，原理简单易操作。1.3管端成型机构的组成图1-2旋转式冲压管端成型机总体机构图Figure1-2 Rotary system ramming jet shaper overall organization chart该设计管端成型处理机构由旋转成型成形主机和液压站构成。旋转成型主机由机架体、驱动旋转液压缸的驱动电机、带传动装置、旋转冲压装置、夹紧装置、定位装置，带传动装置由大小连个带轮和传动带构成，旋转冲压装置由旋转液压缸、三爪卡

8、盘、缩口器和扩口气构成，夹紧装置由定位块、夹紧油缸、连接体、上模块和下模块构成，定位装置有定位油缸和定位体（F型定尺挡块）构成。三个液压缸均由液压系统控制，并分别固定在机架体上。机架体为焊接体；为了满足不同规格管件的要求，胀头、胀套和夹紧块可以配套更换。由于生产周期较短，胀头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。液压站由液压控制装置、液压动力源、油箱构成，这两者直接安装在油箱顶表面。液压控制装置由液压控制阀均和集成块组构成，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，二者直接通过联轴器连接，其轴的中心高可由电动机

9、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。1.4管端成型机构的工作原理以手动方式进行送料。通过定位油缸（F型定尺挡块）进行定位（F型定尺挡块与尺寸定长油缸活塞杆端部连接，挡块伸出后，将工件放入夹紧模时，让其端面接触挡块定位面，工件夹紧后挡块复位，以此保证成形前的管端预留长度）。通过夹紧部分将工件进行夹紧（夹紧模分上、下两部分，下模安装在主机机架上，上模与夹紧油缸活塞杆连接，非工作状态时上、下模分开，工作时将工件置于夹紧模中，油缸夹紧，将上、下模合在一起，工件被夹紧。）最后通过冲模部分将铜管管端以冲压成型的方法进行成型：一个完整的成形过程由不同的冲模（冲头）、夹紧模组合完成。不

10、同的成形管端形状需不同的、数量不等的冲模和夹紧模且成形次数1-2次不等，并且其中还有需要更换冲模（冲头）和其对应的夹紧模。管端成型机的工作过程,包括将工件定位、夹紧、冲压和整机冲头工作位置四项主要动作。管端成型机的一个作业循环的组成包括:a定位工件以手动方式送入夹紧模具体，通过定位油缸推动定位体将工件进行定位。b夹紧将定位好的工件通过夹紧油缸推动夹紧模具进行夹紧c旋转冲压定位油缸退回，由冲压油缸推动滑块体、冲头进行冲压成型。工作结束后各油缸复位。本机有独立的液压站，提供夹紧油缸、定位油缸、旋转冲压油缸所需动力 。在电控系统PC机的控制作用下来完成各工序动作，实现整个自动循环。从而实现了对铝管（

11、或铜管）的管端加工出需要的形状，对于不同的形状只要更换相应的模具就可以完成整个管端成型的过程。1.5设计技术要求及规格、性能1、处理管径（铜管或铝管）：F8X1mm；F；F； F；F19.1X1.5mm。2、循环节拍：小于18秒（即一个二位自动循环）。3、工作方式：旋转冲压方式。4、操作方式：手工上料. 自动成形。5、操作回路；220V AC6、电源容量；380V 15A （三相四线制）。7、工作压力：4.5Mpa。8、外形尺寸；1300mmX1230mmX1500mm。管端成型机一般工作在工厂内部,因此工作环境较好,这样对液压系统、执行元件的强度要求不高，对密封条件要求也不是很高。只要满足工

12、作条件即可2、旋转冲压主机设计 2.1旋转冲压主机整体结构的一般布置旋转式管端成型机的整体其中包括液压站和旋转冲压主机两部分。旋转冲压主机的结构如图2-1所示，组成主机的零部件很多，主要由旋转冲压缸、驱动电机、带传动装置、机架、三爪卡盘、扩口器、缩口器、工件定位块、夹紧缸、夹紧模、定位体等组成。图2-1旋转冲压主机Figure 3-1Rotary system ramming jet shaper overall organization chart2.4旋转冲压主机工作原理先有手动送料进入模具再，动操作屏的夹紧按钮夹紧缸开始向下运动，带动连接块从而带动上模块固定管料，然后按动定位油缸按钮，启

13、动定位油缸带动F型挡块运动到预定的定位位置并调整管料伸出长度，待调整好后退回F型挡块，再调整夹紧缸使其夹紧稳固，待夹紧后启动冲压油缸同时启动驱动电机，再由带传动带动旋转油缸旋转，并进行冲压动作，使其管端成型，并重复上述动作。2.2驱动电动机选择 由旋转液压缸的额定功率P=2.5kW,额定转速v=1000r/min,再考虑到安装方式及价格经济性等方面，即选用Y100L2-4型电动机，其额定功率为P=3kW,额定转速v=1420r/min,中心高H=100mm，外伸周段DE=28mm60mm。2.3、带传动设计2.2.1设计功率 (2-1) =1.23 =3.6 kw 式中：KA工况系数； P电机

14、额定功率；表2-1 工况系数KATable 2-1 operating mode coefficient KA工况KA软启动负载启动每天工作小时数h1616载荷变动小带式运输机，发电机，金属切削机床，印刷机，锯木机和木工机械1.11.21.31.21.31.42.2.2带型确定 根据Pd=3.6kW和n1=1420r/min,查普通V带选型图选为B型。2.2.3传动比 (2-2) =1.42式中：n1电机额定转速； n2旋转液压缸额定转速；2.2.4小带轮基准直径 参照表3.2选定dd1=125mm；表2-2 V带最小基准直径ddmin mmTable 2.2 V belt smallest

15、datum diameter ddmin mm带型YZABCDEddmin205.75125200355500大轮基准直径dd2 (2-3)=1251.42=177.5mm查标准V带轮的基准直径系列表得dd2=180mm。2.2.5旋转液压缸实际转速 (2-4) =986 r/min3.2.6带速 (2-5) =9.29 m/s此速度在520m/s之间，即带速符合要求。2.2.7初定轴间距 按要求取a0=500mm2.2.8所求带准长度 (2-6) =1480.4mm查标准V带长度系列表得Ld=1400mm2.2.9实际轴间距 (2-7) =540mm安装时所需最小间距 (2-8) =540-

16、0.0151400 =519mm张紧或补偿伸长所需最大轴间距 (2-9) =540+0.021400 =568mm2.2.10小带轮包角 (2-10) =176.22.2.11确定单根V带的基本额定功率P1根据dd1=125mm和n1=1420r/min由表2-3查得P1=2.18kw 表2-3单根普通V带的额定功率P0 kwTable 2-3 simple root ordinary V belts rated power P0 kw带型小带轮基准直径dd1(mm)小带轮转速n1(r/min)40073080098012001460B1251401601802000.841.051.321.

17、591.851.341.692.162.613.051.441.822.322.813.301.672.132.723.303.861.932.473.173.854.502.202.833.644.415.152.2.12额定功率增量 (2-11) =0.28kw式中：Kb弯曲影响系数； Ki传动系数。表2-4弯曲影响系数Kb 表2-5传动系数KiTable 2-4 curving influence coefficient Table 2-5 static gearing ratio Ki类型数值Y0.020410-3Z0.173410-3A1.027510-3B2.649410-3C7.

18、501910-3D26.57210-3E49.83310-3传动比Ki1.191.241.07191.251.341.08751.351.511.10361.521.991.12022.001.13732.2.13确定V带根数 (2-12)=1.99取2根。式中：Ka包角系数； KL长度系数；表2-6包角系数KaTable 2-6 arc of contact coefficient Ka小带轮包角（）180175170Ka10.990.96表2-7长度系数KLTable 2-7 coefficient of length KL基准长度Ld(mm)A100011201250140016000.

19、890.910.930.960.992.2.14确定单根V带的预紧力 (2-13) =154 N式中：qV带每米长度的质量； 表2-8 每米长度V带质量q kg/mTable 2-8 each meter length V belt quality q kg/m带型YZABCDEq0.020.060.100.170.300.620.902.3 零部件设计2.3.1加紧部零件结构图1、夹紧块外形如图2-2所示:上、下夹紧块是相互配合抱紧工件实现对工件的轴向和径向定位,其尺寸和要求一样。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，铜管可以顺着下夹紧块滑到胀套的外径

20、，方便省事，提高生产效率。卡模块强度验算：已知夹紧力F=20000N,工作截面A，工件与夹紧模的接触面的正应力可按下式计算 (2-14)其中管径选最大值即d=19mm, 则，将数值代入公式(3-14)得=11.4MPa材料的许用应力为 （2-15）式中安全系数接触面的正应力,即为大柔度压杆时，稳定力为： (3-17)（N）式中 为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1；f. 油缸最大闭锁力 = (3-18)（N）式中 油缸最大闭锁压力；g. 稳定系数 (3-19)=8.3因为NK1由此可见，稳定性可以满足要求。3.7夹紧液压缸计算3.7.1 计算作用在夹紧缸活塞上的总机械载荷F由于该机工作

21、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。3.7.2夹紧液压缸内径尺寸D计算 式中：F 工作油缸总载荷，N。P1工作压力，MPa。P2回油腔压力，即系统背压力，MPa。杆径比。表3-1按载荷选择工作压力Table 3-1 press the load choice working pressure载荷104N0.50.511223355工作压力Mpa0.811.522.53344557表3-2执行元件背压力Table 3-2 functional element back pressure系统类型背压力Mpa简单系统或轻载节流

22、调速系统0.20.5回油带调速阀的系统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表3-3 按工作压力选取d/DTable 3-3 press the working pressure to select d/D工作压力Mpa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7参照以上个表选取P1=3MPa，P2=0.3MPa，=0.5。 =96 mm液压缸直径D参照表2-4圆整为100mm。表3-4常用液压缸内径D mmTable 3-4 commonly used hydraul

23、ic cylinder inside diameter D mm40506380901001101251401601802002202503.7.3夹紧液压缸活塞杆直径d尺寸计算 由 得 d=0.596 =48 mm工作液压缸活塞杆直径d参照表3-5圆整为50mm。表3-5活塞杆直径d mmTable 3-5 connecting rod diameter d mm速比缸径40506380901001101251401601802002202501.462222835454550506055706380709080100901101001251101401251403.7.4活塞杆最大允许计算

24、长度 该液压缸采用一端固定一端自由的安装形式，即由表2-6取nk=1/4。 =6520 mm表3-6末端系数Table 3-6 terminal coefficients液压缸安装形式一端固定一端自由两端铰接一端固定一端铰接两端固定Nk1/4124式中：d活塞杆直径，mm； nk末端条件系数（查表） P工作压力，MPa； n安全系数。根据国家标准GB/T1980规定的液压缸行程系列圆整到S=6500mm3.7.5 活塞有效计算长度液压缸的安装尺寸，可查设计手册得 =650040 =6460 mm式中：C液压缸的前端安装间距(表2-7) 表3-7液压缸固定部分长度参照表 mmThe Table3

25、-7 terminals are the mathematical mm液压缸内径AB1B2CEFG401001151153011590085501151351304013010010063127144155401551101103.7.6 最小导向长度 (mm) 取最小导向长度为360（mm）式中：L液压缸最大行程； D缸筒内径。3.7.7 导向套长度A=（0.61.0）d =(3050)mm导向套长度为40mm3.7.8 活塞宽度 B=（0.61.0）D =（60100）mm活塞杆宽度B=80mm式中： D缸筒内。3.7.9缸筒壁厚由下表查得液压缸外径为121mm，所以缸筒壁厚为10.5m

26、m。表3-8工程机械用液压缸外径系列Table 3-8 engineering machineries use the hydraulic cylinder outer diameter series缸径mm液压缸外径mm缸径mm液压缸外径mmP16MPa202531.5P16MPa202531.540505050541101331331331335060606063.512514614615215263767683831401681681681688095951021021601941941941949010810810811418021921921921910012112112112720

27、02452452452453.8 夹紧液压缸强度校核3.8.1活塞杆应力校核 = =12Mpa式中：油缸工作压力。活塞杆材质为调质，经查表得强度极限为800Mpa16,材料的许用应力为： = （n为安全系数）.由此可见，应力完全满足要求。 3.8.2缸筒强度验算由于缸筒壁厚与缸径之比，属于厚壁缸筒，可按材料学第二强度理论验算。 = =1.5（mm）由此可见,即为大柔度压杆时，稳定力为： （N）式中:为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1；f. 油缸最大闭锁力 = （N）式中:油缸最大闭锁压力；g. 稳定系数 =14.6因为NK1由此可见，稳定性可以满足要求。3.9 元件选型3.9.1 执

28、行器的确定由前计算结果已经知道，工作缸缸径为110mm，活塞杆直径为63mm；夹紧缸缸径为100mm，活塞杆直径为50mm。本液压系统中，工作缸最大压力4.5MPa，最大流量4L/min；夹紧缸最大压力3MPa，最大流量4L/min。根据执行器的最大压力，工作缸采用日产旋转油缸，安装方式为轴向脚架与机座连接，采用日本SMC公司的YD4C-15型旋转液压缸；夹紧缸采用安装方式为杆侧长法兰与机架连接，采用江都市永坚有限公司的YJ01-FY100B-70R2000型液压缸；定位油缸采用的安装方式为杆侧长法兰与机体连接，由于定位油缸基本不受任何力，所以直接选用江都市永坚有限公司的YJ01-FY50B-

29、70R2000型液压缸。3.9.2 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主要是注射缸快速注射时进油管路的压力损失。其管路长l=5m，管内径d=0.032m，快速通过流量, 选用20号机械系统油损耗，其密度为=918 m3/kg。a.油在管路中的实际平均流速v为 (3-20) = =3.36m/s式中：qv流量； d管内径。b.沿程损失系数 (3-21)式中 Re临界雷诺数。对于圆管，查液压传动系统及设计得Re2300，因此0.03c.沿程压力损失用下式计算 (3-22) = =0.024MPa式中：沿程阻力系数；l管道长度，m； 管内直径，m； 液体密度

30、，m3/kg； v平均流速，m/s。2、液压泵的最大工作压力为 （3-23）式中：液压执行元件最大工作压力； 液压泵出口到执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力损失之和。初算时按经验数据选取：管路简单，管中流速不大时，取0.2MPa0.5MPa;管路复杂而且管中流速较大或者有调速元件时，取0.5MPa1.5MPa。由上述选取0.3MPa，然后带入公式（3-23）计算得4.5+0.34.8MPa在选择泵的额定压力时应考虑到动态过程和制造质量等因素，要使液压泵有一定的压力储备。一般泵的额定工作压力应比上述最大工作压力高2060，所有最后算得的液压泵的额定压力应为4.8（1+0.2）5.8MP

31、a 液压泵的流量按照下式进行计算，即 K （3-24）式中：K考虑系统泄漏和溢流阀保持最小溢流量的系数，一般取K1.11.3； 同时工作的执行元件的最大总流量。本设计取泄漏系数K1.1，带入公式（3-24）得1.12.42.64L/min由阜新液压件厂样本查的PV2R1-12低压低噪音变量叶片泵满足上述估算得到的压力和流量要求：该泵的额定压力为10MPa，公称排量V12.6ml/r，额定转速为n=1800r/min。现取泵的容积效率0.85，当选用转速n1400 r/min的驱动电机时，泵的实际流量为 Vn （3-25） 12.60.851400 14.9L/min式中：V泵的公称排量； n电

32、机转速； 泵的容积效率。3.10 液压泵驱动电机的选择在额定压力和额定流量下工作时，其驱动电机的功率一般可直接从产品样本或技术手册中查得，但其数值在实际中往往偏大。因此，也可以根据具体工况用下述方法计算出来。由前面计算可知泵的最大功率出现在夹紧保压阶段，参照表2-10取泵的总效率为0.75，则 (3-26) 1.9 kw表3-10液压泵的总效率Table 3-10 hydraulic pumps overall effectiveness indices液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率0.60.70.650.800.600.750.800.85选用电动机型号：由于内轴式电动机可以与相对

33、应的泵直接连接，无需用连轴器，从而减少安装空间，装配方便。所以由大连电机厂样本查的Y100L1-4式电动机满足上述要求，其转速为1420，额定功率为2.2KW。3.11 油箱的设计3.11.1油箱容量的计算油箱的容量可按下式计算 (3-27)式中：V油箱的有效容积，L；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510，取较大值可使系统更加安全，因此取=10，液压泵的总额定流量为14.9 L/min，将以上数值代入公式2-27得=149 L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

34、发热量，所以油箱外部长、宽、高为860mm、630mm、380mm,其内部长、宽、高为848mm、618mm、345mm，即容积为848618345=180L。 3.11.2油箱的结构确定该油箱为焊接结构，箱顶除与电动机、叶片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WU16180。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YWZ80T，清洗孔由法兰盖板盖住并密封，法兰盖板型号为YG250,放油螺塞型号为GB/T 57822000，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，

35、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。该油箱体积较大，需设置吊耳。图3-3 油箱结构图Figure 3-3 fuel tank structure drawing3.12各液控元件选用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

36、，见表2-12,根据该液压系统原理，所选压力表、冷却器和滤油器如下：压力表型号Y-60，压力10 MPa，通径6mm；冷却器型号GLC1-0.8滤油器型号WU10080-J，流量16 L/min，通径12mm。表3-12 液压控制阀Table 3-12 hydraulic control valves名称溢流阀电磁换向阀（1）电磁换向阀（2）液控单向阀减压阀单向节流阀型号DBW10B-1-304WE10C20/AW120Z5L4WE10J/EW22010MTCV-03-WZDR10DP1-40-150YMTCV-03-W-O流量（L/min）3301201006015250压力(MPa)211

37、01031.531.535通径（mm）1010101056数量1311214、经济性分析本文所设计的旋转式管端成型机采用机械成型法，使设计后的设备具有结构简单、成本低廉、可靠性高、能耗低的、振动小、噪音低、还具有容易拆装和搬运等特点，对工人的操作技巧要求也非常低，不但能减少劳动强度还可以增加生产效率。在生产方面，本机是一种可以适应不同管件成型加工的通用机床，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管端成型，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。目前国内设计此类机械的厂家很少，因此该设计更具有很大的发展前景和使用价值。5、结论本课题研究

38、设计的过程中我查阅了大量的相关资料，并下到加工现场观摩了实体设备的工作过程。该机用于将无缝钢管管端加工成杯状、喇叭状等异形，可以完成直径为2742mm无缝钢管管端的胀形加工，也可用于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。本机是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。此次设计根据四种不同原理的胀管方法制定了一套解决方案，并对本机的总体方

39、案进行论证与拟定，从而对其进行具体的结构设计。同时对本机的液压系统进行设计。首先通过计算，确定本机执行器所受外载，计算出执行器的相关参数并对其选型，继而对驱动电机和泵进行选型。选定液压系统中的控制阀和辅件后，绘制出本机的液压系统原理图，然后又对液压泵组和油箱进行设计，即对液压站进行设计。接下来又根据旋转油缸的技术要求对驱动电机选型，然后又根据电动机和旋转油缸的技术要求计算带的根数和所受拉力，然后设计了重要部件和零件的结构，即对设备主机的设计。由于本机的工作循环周期较短，运动方向变化频繁，使本机所承受的交变应力较明显，因此对于本机工作部分的强度要求较高。另外，本机是半自动化的，生产效率相对于全自

40、动化会很低，因此有待设计一种生产效率可以更高的全自动化的管端成型机。致 谢感谢我的导师郑连宏老师，他严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；他循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪。郑老师一丝不苟的作风，严谨求实的态度，踏踏实实的精神，不仅授我以文，而且教我做人，虽历时四载，却给以终生受益无穷之道。对郑老师的感激之情是无法用言语表达的。 感谢我的校外辅导员张二强工程师，这片论文的每个实验细节和每个数据，都离不开你的细心指导。而你开朗的个性和宽容的态度，帮助我能够很快的融入我们单位的工作中。 感谢我的室友们，我们一起从校园来到这个遥远而又陌生的城市里，是你们和我共同维系着彼此

41、之间兄弟般的感情，维系着寝室那份家的融洽。感谢我的爸爸妈妈，焉得谖草，言树之背，养育之恩，无以回报，你们永远健康快乐是我最大的心愿。 在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意！参 考 文 献1 张利平.液压站设计与使用.北京：海洋出版社，20042 张利平等.液压气动系统设计手册.北京：机械工业出版社，19973 张利平.液压传动系统及设计.北京：化学工业出版社，20054 张利平.现代液压技术应用220例.北京：化学工业出版社，20045 张利平.液压站设计与使用.北京：海洋出版社，20046

42、 机械设计手册编委会.机械设计手册（新版）第4卷. 北京：机械工业出版社，20047 成大先.机械设计手册单行本（液压传动）.北京：化学工业出版社，20048 成大先.机械设计手册单行本（润滑与密封）.北京：化学工业出版社，20049 成大先.机械设计手册单行本（联接与紧固）.北京：化学工业出版社，200410 成大先.机械设计手册单行本（常用工程材料）.北京：化学工业出版社，200411 成大先.机械设计手册单行本（机械制图极限与配合）.北京：化学工业出版社，200412 黄春峰扩散管胀口模具设计锻压技术，1999（6）：181913 张利平，张玉鹏气动胀管机的设计制造技术与机床，1996（2）： 323314 田林宝，吕小平胀管方法综述锅炉制造，2000（3）： 454915 阎红庆全自动立式胀管机研制机械设计与制造，1999（10）： 535516 路甬祥.液压气动技术手册. 北京：机械工业出版社，200217 Dale LKohlsmithDual-Pressure Circuits:Higher Speeds,Lower CostsHydraulics & Pneumatics，2005（9）： 444718 阜新液压件厂样本.19 大连液压件厂样本