立式液壓驅(qū)動數(shù)控彎管機機設計【含CAD高清圖紙和說明書】

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主要為機械設計部分，液壓件的選型，而數(shù)控部分從簡，2D最好為DWG文件，3D為solidworks，驅(qū)動為液壓泵，馬達實際流量1-16U/min，三個輥的輸出件為3個獨立的液壓馬達，液壓泵大致功率為11KW，最大轉(zhuǎn)矩3000Nm，前輪調(diào)節(jié)360-1100mm，輥軸直徑?105mm 立式液壓驅(qū)動數(shù)控滾彎機機械系統(tǒng)設計 目 錄 目錄………………………………………………………………………………………………1 第一章 緒論……………………………………………………………………………………2 1.1 彎管機在工業(yè)中的地位和各種彎管機的性價比……………………………………………2 1.2 彎管機的基本原理與選擇……………………………………………………………………3 第二章 彎管機的設計……………………………………………………………………4 2.1 工件的工藝分析………………………………………………………………………………5 2.2 計算彎曲力矩…………………………………………………………………………………5 2.3 電機的選取……………………………………………………………………………………6 2.4 傳動比的計算與各傳動裝置的運動參數(shù)……………………………………………………8 2.5 皮帶與皮帶輪的計算與選取…………………………………………………………………9 2.6 蝸輪蝸桿減速箱的計算與選取………………………………………………………………9 2.7 聯(lián)軸器的計算與選取…………………………………………………………………………10 2.8 軸承的選取……………………………………………………………………………………10 2.9 軸的初步計算與設計及校核…………………………………………………………………14 2.10 齒輪的計算與設計……………………………………………………………………………17 2.11 大小齒軸前后端蓋及軸承座的結(jié)構設計……………………………………………………18 2.12 軸套的結(jié)構設計………………………………………………………………………………19 2.13 蓋板的結(jié)構設計與計算………………………………………………………………………20 2.14 機身的結(jié)構設計與計算………………………………………………………………………21 2.15 彎管機的主要參數(shù)……………………………………………………………………………22 第三章 擋料架的結(jié)構設計…………………………………………………23 3.1 擋料架的結(jié)構設計…………………………………………………………… 23 第四章 液壓系統(tǒng)設計………………………………………………………24 4.1 動力設計計算 22 4.1.1 壓緊缸載荷分析并選定壓緊缸缸徑 22 4.1.2計算切頭缸載荷并選定切頭缸缸徑。 22 4.1.3計算抓緊缸載荷并選定抓緊缸缸徑 23 4.1.4分析擺動缸載荷并選定擺動缸缸徑 26 4.1.4計算轉(zhuǎn)動缸載荷并選定轉(zhuǎn)動缸缸徑 26 4.1.6 分析移位缸載荷并選定移動缸缸徑 27 4.2 運動設計計算 28 4.2.1 確定切頭刀具工作角度： 28 4.2.2 確定齒輪齒條模數(shù)及齒輪齒數(shù) 29 4.2.3計算抓緊機構轉(zhuǎn)位角度 29 4.2.4計算轉(zhuǎn)位缸行程并選定標準行程 30 4.2.4計算切頭缸工作行程并選定標準行程 30 4.2.6分析壓緊缸工作行程并選定壓緊缸標準行程 31 4.2.7選定抓緊缸標準行程 31 4.2.8選定切頭機構移動缸標準行程 31 4.2.9計算切頭機構擺動缸并選定標準行程 32 4.2.10選定抽芯缸標準行程 32 4.2.11選定定位缸標準行程 33 設計總結(jié)……………………………………………………………………………34 參考文獻………………………………………………………………………………35 第1章 緒 論 1.1 彎管機在自工工業(yè)中的地位和各種彎管機的性價比： 現(xiàn)今工業(yè)發(fā)達，無論是哪一種機器設備、健身器材、家具等幾乎都有結(jié)構鋼管，有導管，用以輸油、輸氣、輸液等，而在飛機、汽車及其發(fā)動機，健身器材，家具等等占有相當重要的地位。各種管型品種之多、數(shù)量之大、形狀之復雜，給導管的加工帶來了不少的困難。對于許多小企業(yè)，家庭作坊，或者大企業(yè)中需要配管的場合，如工程機械上的壓力油管，機床廠的液壓管道發(fā)動機的油管健身器材的彎管等等，這些場合可能不需要功能全的彎管機，且加工的管件的難度不高，簡易手動型的彎管機很可能適應。這系列彎管機采用手動夾緊，機械彎曲，機器結(jié)構簡單，控制元件極少，因此價格上比較容易被用戶接受。 市面上現(xiàn)有的自動彎管機大多數(shù)是液壓的，數(shù)控的(如圖1-1,1-2)，也有機械傳動的，但它們的占地面積較大(長度在2.5~4m之間)，價格昂貴(2~5萬元人民幣或更多)，然而大多數(shù)用戶都需求是是小占地面積小價格便宜使用方便的自動 本設計便是朝這方面的用途方面設計的自動彎管機，設計出一種價格便宜,占地面積少,使用方便的自動彎管機（長0.9M，寬0.8M，高1.1M，價格9000元人民幣左右），并著手對彎管機的性能更進一步的強化，使其能彎曲不同口徑或不同的鋼型、采用制動電機以提高彎曲機的彎曲精度。大大的簡化了電器控制系統(tǒng)，方便操作。 液壓彎管機1-1 數(shù)控彎管機1-2 1.2 彎管機的基本原理與選擇 彎管機的彎曲原理,在普通情況下有以下二種情況，即滾彎式與纏繞式。如下圖1-1、1-2分別是彎管原理圖。 圖 1-3 圖 1-4 二者各有優(yōu)缺點： 纏繞式主要用于方管的彎曲其結(jié)構復雜，而滾彎式主要用于圓管彎曲也可用于方管彎曲但沒有纏繞式好，但結(jié)構簡單。故本彎管機采用滾彎式。 彎管的步驟大致是： 1.留出第1段直線段長度，并夾緊管子。 2.彎曲。 3.松開夾緊塊，取出管子，使模具復位。按管形標準樣件在檢驗夾具上檢查管形，并校正。 4.重復第1步，直至彎完管子為止。 第二章 彎管機設計 2.1 工件工藝分析 此工作件采用的直徑為30mm,厚為2mm的無縫鋼管做為彎管件，材料為10號鋼，其最小彎曲半徑為60mm,而彎曲件的彎曲半徑為100mm，固其符合加工工藝性。彎管件要求不能有裂紋，不能有過大的外凸,不能有皺紋。其工件如圖2-1,2-1.1。 圖 2-1 圖 2-1.1 2.2 計算彎曲力矩 由彎管力矩公式 由于彎管時彎曲半徑越小所用的力矩越大，故以鋼管在最小半徑彎曲時的力矩來做為管的彎曲彎力矩。其式如下2-1 (2-1) 其中 為彈性應力 r為管材內(nèi)徑 t為管材壁厚 為屈服應力 為中性層的彎曲半徑 =2420 N·m 2.3 電機選取 由經(jīng)驗選取彎管機的彎管速度為8r/min 則有 P=M*=2 KW (2-2) 由工作功率為2KW 所以電機功率P= (2-3) 、、、、分別為帶傳動、蝸輪傳動、聯(lián)軸器、齒輪、軸承的傳動效率。取=0.96、=0.9、=0.99、=0.97、=0.98則 P==2.5 KW 由于彎管機需要彎多種型式的鋼型，固選用較大功率的電機以使彎管機能夠適用更大的彎曲范圍，又由于彎曲機需要固有制動功能故選用配有制動功能的電機，且電機正反的頻率過大，所以電機轉(zhuǎn)速不宜過大，現(xiàn)取電機的轉(zhuǎn)速為960r/min為宜。故選用電機的型號為YEP132S-6，其基本性能如表[1]2.1 表2.1YEP132-6的主要性能參數(shù) 型號 功率 滿載時 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)達矩 靜制動轉(zhuǎn)達矩不小于 空載制動時間不大于 噪聲 轉(zhuǎn)速 電流 效率 功率因數(shù) YEP132S-6 3KW 960r/min 8.8A 77% 0.67 2.2 2.2 29．4N·m 0．4/s 71/db 電機的主要安裝尺寸如下 圖2-2 表[1]2.2 電機的安裝尺寸 單位（mm） 型號 A B C D E F G H I L YEP-132S-6 280 140 89 38 80 315 216 132 210 515 2.4 傳動比的計算與各傳動裝置的運動與參數(shù) 由電機轉(zhuǎn)速N1=960r/min ，而彎管機的速度初擬為N5 =8r/min 所以 總傳動比 =N1/N5=120 由皮帶輪的傳動比為1~4 所以取皮帶輪的傳動比=2.5，由于單付齒輪的傳動比為1~8 。便擬定取齒輪傳動比=3,則蝸輪蝸桿的傳動比=16,蝸輪的傳動比不大這有利于提高蝸輪的壽命。 為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（或功率）。 如將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為1軸、2軸……以及 ,, … 為相鄰兩軸間的傳動比； ，… 為相鄰兩軸間的傳動效率； P1，P2… 為各軸的輸入功率（Kw）； T1 ,T2… 為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（N·m）； N1 ,N2… 為各軸的轉(zhuǎn)速（r/min）； （1） 各軸轉(zhuǎn)速 電機軸轉(zhuǎn)速Nm=960 r/min 蝸輪小軸端N1===384 r/min （2-4） 蝸輪大軸端N2===24 r/min 小齒輪轉(zhuǎn)速 N3= N2=24 r/min 大齒輪轉(zhuǎn)速N4===8 r/min 工作臺轉(zhuǎn)速N5= N4=8 r/min （2） 各軸的輸入功率 電機輸出功率 P0=3KW 蝸輪小軸輸入功率 P1= P0*=3*=3*0.96=2.88KW （2-5） 蝸輪大軸輸入功率 P2= P1= P1*=2.88*0.9=2.59KW 齒輪小軸輸入功率 P3= P2*= P2*=2.59*0.99=2.56KW 齒輪大軸輸入功率 P4= P3= P3*=2.56*0.972=2.41KW 工作臺輸入功率 = P4*= P4**=2.41*0.972*0.98=2.22KW （3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電機輸出轉(zhuǎn)矩 =9550*=9500*=29.84 N·m （2-6） 蝸輪小軸輸入轉(zhuǎn)矩 =**=29.84*2.5*0.96=71.62 N·m 蝸輪大軸輸入轉(zhuǎn)矩 =**=71.62*16*0.9=1031.27 N·m 齒輪小軸輸入轉(zhuǎn)矩 =*=1031.27*0.99=1020.96 N·m 齒輪大軸輸入轉(zhuǎn)矩 =**=1020.96*3*0.972=2881.86 N·m 工作臺輸入轉(zhuǎn)矩 =**=2881.86*0.972*0.98=2657.31 N·m 2.5 皮帶輪與皮帶的計算與選擇 由電機轉(zhuǎn)速與功率，確定了采用普通A型皮帶作為傳動帶。 由A型帶的小帶輪最小直徑為70mm，故定小帶輪直徑為=100mm 皮帶速度驗算 ==5.03 （2-7） 所以5<<=20 所以此帶輪合格 則從動輪 =*=100*2.5=250 mm 初選 =1600mm 則有 a=A+ （2-8） 其中 A===262.63 (2-9) B===2812.5 所以 a=262.63+=519.6 mm 主動輪包角 == (2-10) => 帶的根數(shù) z= (2-11) 其中取 =00.97KW =0.11KW =0.96 =0.99 可得 z==2.92 取z=3 2.6 蝸輪蝸桿減速箱的計算與選擇 因為蝸輪蝸桿的安裝為蝸桿在蝸輪的側(cè)面所以選用CWS型的蝸輪蝸桿減速器，又因為 蝸輪大軸輸入轉(zhuǎn)矩 =1031.27 N·m 蝸輪小軸輸入功率 P1=2.88 KW 傳動比 =16 所以選用蝸輪蝸桿的型號為[1] CWS-125 JB/T 7935 其基本性能如表2-2 表[1]2-2 蝸輪減速器的主要友參數(shù) 型號 公稱傳動比 轉(zhuǎn)速 中心距 額定輸入功率 額定輸出轉(zhuǎn)矩 CWS-125 16 750r/min 125mm 7.781KW 1400 N·m 2.7 聯(lián)軸器的計算與選擇 由于此聯(lián)軸器承受的力矩相對較大，且顧及性價比軸孔徑的配合關系且彈性柱銷齒式聯(lián)軸器的結(jié)構簡單，制造容易，不需用專用的加工設備，工作是不需潤滑，維修方便，更換易損件容易迅速，費用低，因此選用彈性柱銷齒式聯(lián)軸器。 由于 =1020.96 N·m 且蝸輪蝸桿的蝸輪軸徑為55mm 故選用ZL4聯(lián)軸器， 其型號為 ZL4GB5015—1985 其主要尺寸及參數(shù)如表2-3 表[1]2-3聯(lián)軸器的主要參數(shù) 未標單位（mm） 型號 許用轉(zhuǎn)矩N·m 許用轉(zhuǎn)速r/min 軸孔直徑 軸孔長度 外徑 凸圓厚度 轉(zhuǎn)動慣量(kg·m2) 重量(Kg) ZL4 1600 4000 40,45,50,55 112 84 158 89 0.046 14.8 2.8 軸承的選擇 由于彎管機需要一個平穩(wěn)的平臺且軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故不能選用深溝滾子軸承。且軸承受力不大，轉(zhuǎn)速也較低，故可選用圓錐滾子軸承，且可選取外徑較小的以使空間更緊湊和降低成本。選用32912和32918二種圓錐軸承。 其主要參數(shù)及基本尺寸如表2-4 表[1]2-4軸承的主要參數(shù) 未注單位（mm） 型號 小徑 外徑 厚度 內(nèi)圈厚度 外圈厚度 額定載荷 極限轉(zhuǎn)速 重量 32912 60 85 17 16 14 34.5KN 4000r/min 0.24kg 32918 90 125 23 22 19 77.8KN 3200r/min 0.79kg 2.9 軸的初步計算與設計及校核 初步計算軸徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 (2-12) P為軸所傳遞的功率，KW 為軸的轉(zhuǎn)速，r/min A由軸的許用切應力所確定的系數(shù)，其值可取A= 現(xiàn)在取A=115 則 =54.54 mm 取 =55mm 則 =77.09mm 取 =85 mm 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，故在軸與聯(lián)軸器相接間需制出一個軸肩，由于半聯(lián)軸器的連接長度為L=84mm又因軸段長度比L要短些故取L1為82mm，且軸徑與半聯(lián)軸器直徑一樣取d1=55mm。軸肩后卻是齒輪段，于是軸承的關系故取d2為60mm，取軸承端蓋的總厚度為42mm（由箱體及軸承端蓋的結(jié)構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離L2=10mm，由于軸承是由軸承座支撐住的，故取軸承座的高厚為25mm，取齒輪與軸承座之間的距離為15mm由于齒輪的寬度為175mm，齒輪左端需制出一個軸肩，由齒輪與軸承座之間的距離為15mm且軸承座與軸承之間的距離相差為8mm，則此軸肩的長度為23mm，又因為軸承的厚度為17mm則軸肩之至左端要比軸承的厚度要長一點，取18mm，其直徑為60mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。查得鍵的截面為 b*h=18*11 鍵槽用鍵槽刀加工，長為160mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為16mm*10mm*70mm，半聯(lián)軸器的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為n6。取軸端倒角為2*450。 軸上載荷的計算與軸的校核 ==4861 N (2-13) =1794 N (2-14) =830.9 N (2-15) 由軸的結(jié)構尺寸及安裝條件可知，作為得支梁的軸的支承跨距a=221 mm，從軸的結(jié)構圖以及彎矩各扭矩圖中可以看出截面C是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的、、的值如表2-5 表2-5 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F =2430.5N =2430.5N =1005.7N =794 N 彎矩M =268570 N/mm =111129 N/mm =87734N/mm 總彎矩 =290653 N/mm =282536 N/mm 扭矩T =1 020 960N/mm 軸的彎矩圖: 圖2-4 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。則由 ==31.39Mpa (2-16) 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，可得=60Mpa 因此<，故安全 故小軸的結(jié)構尺寸如圖2-5 圖2-5 由于大軸的結(jié)構設計與計算大部分與小軸類同。故在此，類同的省略，且經(jīng)驗算此軸也為安全軸。 由于軸不是與半聯(lián)軸器相連，而是與工作臺即彎曲模。由于轉(zhuǎn)矩較大且要求工作臺要較為平穩(wěn)及誤差小，由此軸與彎曲模的連接采用矩形花鍵連接。 由靜聯(lián)接有 (2-17) 對矩形花鍵進行驗算。 載荷分配不均系數(shù)，與齒數(shù)多少有關，一般取=0.7~0.8，現(xiàn)取=0.8 花鍵的齒數(shù) =8 花鍵齒側(cè)面工作高度= =3mm (2-18) 齒的工作長度 =80mm 花鍵平均直徑 = = =60mm (2-19) 故有=56.77Mpa<=100~140Mpa (2-20) 故此矩形花鍵安全 另外，為了緊固彎曲模在軸上，從而在軸端鉆了螺紋孔，其規(guī)格為M12-深30mm，軸的主要尺寸及其結(jié)構如下圖2-6 圖2-6 2.10 齒輪的計算與設計 由于齒輪傳動只有一對，為利于機器的平穩(wěn)，壽命及制造方便，故選用直齒齒輪傳動。此機器為一般工作機器，速度不高故選用7級精度采用鍛造制造。材料選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS 按齒面接角強度設計 (2-21) 式中 取載荷系數(shù) =1.3 取小齒輪傳遞的傳矩 =1020.96 N·m 取齒寬系數(shù) ==1 查得材料的彈性影響系數(shù) =189.8MPa 大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa； 小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa 各取值代入公式 則得 13.9 mm 由于小齒輪直徑為55mm 而為了達到2* 故取 =140mm 所以齒輪中心矩 ==280 mm (2-22) 初步定 =280 一般=1730，=初選 =23，=，則==69 則 m= ==5.99 (2-23) 取 m=6 則 ==91.9 (2-24) 取 =92 則按=可得 =23 , =69 則 == (2-25) 則小齒輪 ==140.00 mm 大齒輪 =420.00 mm 則齒厚 =1.2*140=168 mm 取大齒輪厚 =170mm 則小齒輪厚取 =175mm 驗算齒輪,由 ==*103=14571 N (2-26) =83.26N/mm<100N/mm 合適 (2-27) 大、小齒輪的結(jié)構及尺寸如圖2-7，2-8 圖2-7 大齒輪 圖2-8 小齒輪 2.11 大小齒軸前后端蓋及軸承座的結(jié)構設計 考慮到綜合性能故都采用45號鋼，由于軸主要是由鋼板支撐，但由于鋼板不能選用太厚，而軸承的厚度又是過厚故采用加入軸承座用螺釘緊固于鋼板從而來支持軸承，從而支持軸，這樣較于用軸承套焊接于鋼板上或是用超厚鋼板來支持軸與軸承大大的降低了成本，同時也便于安裝和維修。由于受力不大所以采用四根M10的內(nèi)六角螺釘來緊固軸的前后端蓋及軸承承座，已經(jīng)足夠支撐。 它的的結(jié)構及尺寸圖2-9，2-10，2-11，2-12，2-13，2-14 圖2-9 大軸前端蓋 圖2-10大軸后端蓋 圖2-11大軸承座 圖2-12小軸承座 圖2-13 小軸后端蓋 圖2-14 小軸前端蓋 2.12 軸套的結(jié)構設計 由于軸套的厚度s在0.5d~2.0d之間 小軸軸徑為60mm 故取小軸的軸套厚度為6mm 大軸軸徑為90mm 故取大軸的軸套厚度為8mm 軸套的材料為45鋼，為能與軸與軸承之間的更好，更耐久的配合，故把軸套進行調(diào) 質(zhì)處理，軸套的結(jié)構其尺寸如圖2-15，2-16 圖2-15 大軸軸套 圖2-16 小軸軸套 2.13 蓋板的結(jié)構設計及計算 由于在蓋板上需裝好多零件，如行程開關，擋料架，大小齒輪軸的端蓋以及用于安裝定位的孔。故蓋板采用厚度為20mm是45鋼。此蓋板的長與度主要是由電機與蝸輪蝸桿所占的空間位置所取定的，由于 電機與蝸輪蝸桿的中心距 a=519.6mm 大飛輪的分度圓直徑為 d2=250mm 電機的安裝地腳寬為 L1=280mm 取壁至電機腳的空間長度 L0=90mm 取壁到大飛輪的空間長度 L2=110mm 壁厚取 b1=10mm 又因蓋板要比壁凸出以便于與壁配合 b0=10mm 故蓋板長度 L=2* b0 +2*b1+ +L2 +L0 + L1/2 +d2/2+ a=1024.6mm 取 L=1025mm 蓋板的寬厚主要跟大齒輪的位置及電機各自的相互空間位置有關 取齒輪端到壁的距離 B1=100mm 齒輪另一端到壁的距離 B2=160 同大齒輪的d5=420mm則 B=B1+B2+d5=100+160+420=680mm 則得蓋板尺寸車 B*L*h=680*1025*20(mm) 結(jié)合其它結(jié)構需要，故其結(jié)構及尺寸如圖2-16` 圖2-16 2.14 機身的結(jié)構設計與計算 由于機身支撐了整套機器的零件，故機身采用厚鋼板及鋼管焊接而成，由于機器重且機器性能要求平穩(wěn)，故用地腳螺釘來緊固機器以減少機器的振動， 腳板采用45鋼厚10mm，尺寸為B*L*h=80*120*10（mm）用四個腳來支撐機器。 支撐鋼管采用20號方管鋼。型號為60*60*4 地腳高度取h1=80mm 采用45號厚為20mm的鋼板來作為底板支撐電機與蝸輪蝸桿減速箱?？紤]中板與與底板是距離過及支撐齒輪的問題，故在兩側(cè)多加二個鋼板以增加機身的強度。側(cè)板的尺寸 B*L*h= 487*540*20(mm)，且在二側(cè)有碟結(jié)配合后用薄鐵板把前后面給圍住。 蓋板與中板之間是齒輪的箱體機構，四邊都采用45號鋼，厚度為20mm的鋼板與20號鋼方管焊接而成，為讓機身與蓋板容易裝拆，以便齒輪箱內(nèi)各零件容易裝拆與維修，故采用蓋板與機身用螺釘連接。采用四個螺釘連接。在方管上焊接一塊45號鋼厚為20mm的小鋼板，尺寸B*L*h=80*80*20(mm) 機身的基本尺寸及其結(jié)構如圖2-17 圖2-17 2.15 彎管機的主要參數(shù) 主要為機械設計部分，液壓件的選型，而數(shù)控部分從簡，2D最好為DWG文件， 3D為solidworks，驅(qū)動為液壓泵，馬達實際流量1-16U/min，三個輥的輸出件為3個獨立的液壓馬達 ，液壓泵大致功率為11KW，最大轉(zhuǎn)矩3000Nm，前輪調(diào)節(jié)360-1100mm，輥軸直徑105mm 第三章 擋料架的結(jié)構設計 3.1擋料架的結(jié)構設計 擋料架在彎管機上的作用主要是用來擋彎曲鋼管時的反力，同時也具有定位的作用。 有如同夾具一般。 由于本彎管機是采用滾彎式的彎管原理，故鋼管與擋料輪的接觸面較不大，故擋料輪的硬度不能比鋼管的硬，故采用黃銅作為擋料輪的材料。 擋料輪的結(jié)構主要由擋料輪、擋料軸、擋料輪架、軸承、鍵、軸蓋、擋料座、螺紋桿、手輪等一些組成。 結(jié)構設計上，由于彎管時不同型號的彎曲半徑相差可能會很大，但由于 單純在擋料輪架的調(diào)整來調(diào)整彎曲半徑遠遠不足，故采用擋料架具有不同的定位安裝位置，以增加擋料架與彎曲模的調(diào)整范圍。設計了在擋料架上的調(diào)范圍為50mm而在位置調(diào)整的范圍可達100mm。故總調(diào)整范圍有150mm。 鎖緊螺紋采用自鎖螺紋，用手輪鎖緊。滾輪主要由軸支持再結(jié)合二個滾子軸承而裝于擋料輪架上，這樣滾輪滾動時的滾動摩擦小有利于提高彎管的合格率。 采用普通黃銅H62材料作為其直徑D=100mm高度H=60mm 擋料軸采用45號鋼軸徑 D1=20mm 擋料輪架采用45號鋼尺寸為 B*L*h=80*84*100(mm) 軸承采用深溝滾子軸承 B*D*d=7*32*20 鍵采用45號鋼其尺寸為 B*L*h=4*6*40（mm） 擋料座采用45號鋼其尺寸為 B*L*h=100*190*95(mm) 螺紋桿采用45號鋼其尺寸為 d*L=16*145(mm) 手輪的尺寸為 d*D=12*100(mm) 軸蓋采用45號鋼其尺寸為 D*H=56*20（mm） 擋料架的主要尺寸及結(jié)構如圖3-1 圖3-1 第四章 液壓系統(tǒng)設計 4.1 動力設計計算 先根據(jù)工作條件確定各個油缸的載荷，再選定各油缸的缸徑。 4.1.1 壓緊缸載荷分析并選定壓緊缸缸徑 板簧在切頭加工時，壓緊缸壓緊工件，且定位銷將工件定位，工件受力分析如圖4-1。 圖4-1 由受力分析圖知：在切頭時，工件受力較復雜，不但受集中載荷切削力F，壓緊N，支持力N1，壓緊塊對工件滑動摩擦力F1，及定位銷對工件反作用F2作用外，還受芯軸對工件的部分分布載荷q作用。因此，以目前的我的理論知識還無法對其進行定量的計算以求出壓緊力N1，因此只好以同型設備類比取壓緊缸的缸徑。壓緊缸缸徑?。? D=32mm 4.1.2計算切頭缸載荷并選定切頭缸缸徑。 （1）鋼板彈簧工件在900〇C高溫下進行切頭加工，因而切頭缸產(chǎn)生的推力（即切削力）應大于工件在900〇C下的剪切極限力。 查《模具設計與制造簡明手冊》P67附表2得：40#碳素鋼在900〇C時的剪切強度 t =7kgf/mm2而無60Si2Mn在900〇C時的抗剪強度 t 又查《模具設計與制造簡明手冊》P70附表1得：40#碳素鋼在常溫下的抗剪強度 t = 44—48kgf/mm2 60Si2Mn在常溫下的抗剪強度 t =72kgf/mm2，類比來求60Si2Mn彈簧鋼板在900〇C時的抗剪強度t900C，折換系數(shù)k=44/72=0.6111，則 t9008C=7/k=7/0.6111=11.444kgf/mm2 又根據(jù)設計參數(shù)知：加工的鋼板彈簧工件最大截面積Amax=1400mm2，由此計算出切斷工件所需的最大剪切力F’max F’max=Amax×t9008C=1440×11.444=16494.844kgf =161649.484N 因此，切頭缸需要的最大推力，但考慮到液壓缸的自重故可取小些 Fmax=F’max=140000N （2）選定切頭缸缸徑 考慮到油缸工作壓力太高時，油缸的價格增高，同時在使用中有漏油等弊病不易解決。因此定油缸工作壓力為中高壓（大于8-16Mpa）以后各油缸定工作壓力同此原則。 因切頭缸推力較大，定其工作壓力為P=16Mpa 由公式D=計算出油缸的缸徑（以后各缸的計算同此公式）。 以上公式摘自《機械設計手冊》第四卷P17-262。 初定油缸時取ht=hmhvhd=0.94×1×1=0.94 用公式求出切頭缸缸徑D，則 D==（4×140000/3.14×0.94×16）1/2=112.12mm查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取切頭缸缸徑 D=110mm（由于切頭架、液壓缸等自重故不用放大10%，并且工程上允許偏差3%是合格的） 4.1.3計算抓緊缸載荷并選定抓緊缸缸徑 工件在抓緊力N1作用下，繞芯軸中心線同芯軸一道轉(zhuǎn)動，鋼板發(fā)生塑性變形產(chǎn)生彎曲，此時壓緊塊雖然對工件無壓緊力作用，但工件必然因翅曲對壓緊塊產(chǎn)生一作用力，相應地壓緊塊對工件產(chǎn)生一反作用力N2，工件越難彎曲，N2就越大。工件受力如圖4-2。 圖4-2 現(xiàn)在我們可以反過來分析：假設抓緊力N1絕對能夠抓緊工件，抓緊機構固定不動，工件此時相當于懸臂梁，在力N2的作用下，同樣能產(chǎn)生塑性變形，發(fā)生彎曲。因而可以理解為N2產(chǎn)生的彎矩M=N2L最小應該大于板簧工件在900℃時屈服極限力，才能使工件產(chǎn)生塑性變形而彎曲。即Mmin=∫AyssdA 假定工件受力如圖4-3。 圖4-3 查《材料力學》下冊P316例18-3公式： Mmin≥∫AyssdA=Iss/ymax=bh2ss/6 加工板簧工件最大截面積如圖4-4，由設計參數(shù)知： bmax=100mm hmax=14mm 圖4-4 因此Mmin= bh2ss/6=100×142 ss /6=3740 ss （1）確定900℃高溫下板簧60Si2Mn的屈服極限ss 由前計算知，60Si2Mn板簧在900℃時的抗剪應力t=11.44kgf/mm2，因而其許用抗剪應力[t]=11.44×[ss] 取安全系數(shù)[ss]=1.4（因900℃高溫下材料ss/sb較小） [ss]取自《機械零件》P19表2-4 ∴[t]q=t×[ss]=11.44×1.4=17.31kgf/mm2 又查《機械零件》P20表2-4 ?。篬t]q=（0.6～0.8）[s] [s]b=（1～1.2）[s] 求出許用應力[s]=[t]q/0.8=21.638kgf/mm2 求出許用應力強度[s]b=1.1×[s]=1.1×21.638=23.8kgf/mm2 而sb=[s]b×[ss]，取安全系數(shù)[ss]=1.4 ∴sb=[s]b×[ss]=23.8×1.4=34.7kgf/mm2 又查《機械零件》P19表2-4，取ss/sb=0.6，則 ss=sb×0.6=34.7×0.6=21.42kgf/mm2 求出最小的彎矩Mmin≧3740ss=3740×21.42=80324kgf·mm 又因Mmin=N2L，其中L=140mm（由總圖結(jié)構定出） ∴N2=Mmin/L≧80324/140=474kgf 對工件抓緊轉(zhuǎn)位彎耳過程進行分析，如圖4-4 圖4-4 由圖可見，工件受抓緊力N1及壓緊塊反作用力N2作用，同時還受N1對工件及工件對芯軸產(chǎn)生的摩擦力F1 及F3作用。另N2在壓緊塊處對工件還產(chǎn)生一個摩擦力F2作用在工件上，因此抓緊機構要帶動工件轉(zhuǎn)位彎耳，必須滿足條件： F1≧F2+F3 其中F1=N1f1，F(xiàn)1相當于鋼和熱鋼的滑動摩擦。（查《機械設計手冊》第一卷，參考類比取摩擦系數(shù)f1=0.6） F2=N2f2，F(xiàn)2同樣相當于鋼和熱鋼的滑動摩擦，取f2=0.6。 F3=N1f3，F(xiàn)3相當于熱鋼在軌道上摩擦。（查《機械設計手冊》第一卷，取f3=0.3） 故N1f1≧N2f2+N1f3 得：N1=1148（kgf）=11240（N） (2)計算選定抓緊缸缸徑 由計算出的抓緊缸載荷N1=11240N由公式計算出缸徑的步驟方法同前D= 其中ht=0.94，P取16Mpa ∴D=(4×11240/0.94×16×3.14)1/2=30.71mm 按計算值增加10﹪，查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取抓緊缸缸徑 D=32mm 4.1.4分析擺動缸載荷并選定擺動缸缸徑 擺動缸載荷只取決于切頭機構自重，而切頭機構自重估算不大于400㎏，因此，查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取擺動缸缸徑 D=32mm 4.1.4計算轉(zhuǎn)動缸載荷并選定轉(zhuǎn)動缸缸徑 板簧在彎耳時，轉(zhuǎn)動機構受力見圖4—6 由受力分析可見，工件在彎耳時齒條的推動油缸的推力F對轉(zhuǎn)動中心的力矩必須大于等于軸承摩擦力對轉(zhuǎn)動中心的力矩之和，才能使抓緊機構轉(zhuǎn)動實現(xiàn)彎耳動作，而軸承摩擦力矩很小，在此可忽略不計。即 F·a≧F2·(Rmax+dmax) 由前計算知： F2=N2f2=474×0.6=344.4kgf=3374.12N 而a=D/2=140/2=74（D為齒輪分度圓直徑，由后運動計算可知） Rmax+dmax=40+14=64（由設計參數(shù)得知） ∴F≧F2·(Rmax+dmax)/a=3374.12×64/74=2924.11N 同前，由公式計算得出轉(zhuǎn)動缸缸徑 D= 取ht=0.94，P=16Mpa 則轉(zhuǎn)動缸的缸徑: D=（4×2924.11/0.94×16×3.14）1/2=14.66mm 按計算值增加10﹪，查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取轉(zhuǎn)動缸缸徑 D=32mm 圖4—6 4.1.6 分析移位缸載荷并選定移動缸缸徑 移位缸承受的載荷主要是因切頭機構因自重在導柱導套處滑動軸承中產(chǎn)生的滑動摩擦載荷，而切頭機構自重由估算知不大（不大于400㎏），因而產(chǎn)生的摩擦載荷很小。對于移動缸選擇缸徑來說，載荷不是主要因素，考慮到移動缸的行程較長（由后運動計算知行程為400㎜）因而缸徑如取的太小，雖然能滿足載荷要求，但活塞桿太小，壓桿穩(wěn)定性較差，查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取移位缸缸徑： D=40mm 4.1.7 分析定位缸載荷并選定定位缸缸徑 定位缸承受的載荷主要是定位銷的重量，而定位銷直徑很小，長度也短，因而重量也輕。在此對載荷不作考慮?？紤]到使定位機構結(jié)構緊湊，因而，查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取抓緊缸缸徑： D=20mm 4.1.8分析抽芯缸載荷并選定抽芯缸缸徑 工件在耳型彎曲成型后，抓緊塊松開，工件此時不受任何載荷。然后抽芯缸動作，將芯軸抽出，以便取出工件。因此抽芯缸載荷極小，僅為芯軸及接頭的自重。但考慮到活塞桿長期在芯軸及接頭自重作用下彎曲變形，因此缸徑在選擇時不宜太小，以免活塞桿太細。 查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取抽芯缸的缸徑為： D=32mm 4.2 運動設計計算 根據(jù)設備總體結(jié)構及各機構具體工作要求，確定各油缸工作行程及各機構運動參數(shù)。 4.2.1 確定切頭刀具工作角度： 如果切頭刀具相對工件垂直安裝，對于機構總體受力效果是好的。但是由于抓緊機構要占據(jù)一定空間位置，因而如刀具相對工件垂直工作時，必然會產(chǎn)生切頭機構與抓緊機構的相互干涉，因此，在參考同型設備后，確定切頭刀具的工作角度為a=30°。 見圖4-7 圖4-7 4.2.2 確定齒輪齒條模數(shù)及齒輪齒數(shù) 按類比，取轉(zhuǎn)位機構： 齒輪齒條模數(shù)m=4，齒輪齒數(shù)z=30 齒輪分度圓直徑D=zm=4×30=140mm 4.2.3計算抓緊機構轉(zhuǎn)位角度 抓緊機構轉(zhuǎn)位過程如圖4-8。 w 圖4-8 當工件的彎耳直徑為最大fmax=100時，其需要的轉(zhuǎn)位角度最大由圖知wmax=360°—120°—amin 其中amin=arcos((40-1)/40)=arcos(49/40)=12.74° ∴wmax=360°—120°—amin=360°—120°—12.74°=227.24° 當工件彎耳直徑為最小wmin=24mm時，其需要的轉(zhuǎn)位角度最小。由圖示知： wmin=360°—120°amax 其中amax=arcos((12.4-1)/12.4)=arcos(11.4/12.4)=24.64° ∴fmin=360°-120°-24.64°=214.36° 4.2.4計算轉(zhuǎn)位缸行程并選定標準行程 由前取的齒輪齒條模數(shù)及齒輪齒數(shù)和前計算出的最大轉(zhuǎn)位角度來計算齒條需要移動的長度（即為轉(zhuǎn)位缸的行程） 而齒條的移動長度應等于齒輪分度圓轉(zhuǎn)動最大圓周長，則齒輪分度圓最大轉(zhuǎn)動圓周長= （p×D×wmax）/360° =3.14×140×227.24/360 =297.32mm 園整取轉(zhuǎn)動缸最大移動行程Smax=300mm 查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取轉(zhuǎn)動缸標準行程： S=320mm 4.2.4計算切頭缸工作行程并選定標準行程 當加工板簧彎耳直徑為最大fmax=100mm，板料為最厚dmax=14mm時，刀具需要移動的位移即為切頭缸的最大工作行程。其最大工作行程參考圖4-9計算： 估計取工件切頭工作開始前，刀尖距工件的距離為40mm，工件切頭完畢后，刀尖距切頭完成點距離為10mm。 由圖知： 刀具最大工作行程： Smax=40+10+AB/cos30° 其中: AB=ED+OD+OC =Rmax+dmax+Rmax·sin30° 圖4-9 AB =40+14+24 =90 ∴Smax=40+10+90/cos30° =60+101.01=161.01mm 查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取切頭缸標準行程為： S=200mm 4.2.6分析壓緊缸工作行程并選定壓緊缸標準行程 由設計參數(shù)知：板簧最大卷耳直徑Dmax=100mm，最大板料厚度為dmax=14mm，因此加工工件最大輪廓直徑D’max=130mm,考慮到取卸工件的方便，壓緊缸行程應大于130mm。查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取壓緊缸標準行程為： S=200mm 4.2.7選定抓緊缸標準行程 鑒于設備總體結(jié)構要求：抓緊機構的高度應盡量小，以縮小切頭機構的讓位行程，并抓緊動作對行程并無特殊要求。 查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取抓緊缸的標準行程為： S=24mm 4.2.8選定切頭機構移動缸標準行程 因總體結(jié)構要求工件在彎耳轉(zhuǎn)位時，抓緊機構轉(zhuǎn)動的空間位置不會同切頭機構發(fā)生干涉，因而移動缸的行程取決于抓緊機構至運動中心的高度，從設計總圖上得抓緊機構自轉(zhuǎn)動中心高度H?為480mm。 查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取切頭機構移動缸標準行程： S=400mm 4.2.9計算切頭機構擺動缸并選定標準行程 根據(jù)加工要求：工件在切頭完畢后。V形塊應離開芯軸，當工件最大彎耳直徑fmax=100mm時，即芯軸最大直徑fmax=100mm，按標準V形塊結(jié)構，V形塊完全離開工件的讓位高度查《機床夾具零件及部件》國標得Hmax=21.8mm，又芯軸直徑隨工件彎耳規(guī)格變化而變化，根據(jù)前面的設計參數(shù)知其變動范圍為Rmax-Rmin=100/2-24/2=37.4mm，因此V形塊總計需移動最大位移s’max=Hmax+37.4=21.8+37.4=49.3mm。 根據(jù)設計總圖得切頭機構位置尺寸見圖4-10。 圖4-10 由圖可見，擺動油缸的最大工作行程Smax Smax=S’max×460/790=49.3×460/790=42.04mm 查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取擺動缸標準行程: S=40mm 4.2.10選定抽芯缸標準行程 從設計參數(shù)知，工件最大加工寬度bmax=100mm，因而芯軸工作寬度最大為100mm。再考慮到芯軸支承長度及與活塞桿接頭長度和方便地更換芯軸的空間位置，從總圖上確定抽芯缸的最大工作行程S’max=300mm。 查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取抽芯缸標準行程: S=320mm 4.2.11選定定位缸標準行程 從設計參數(shù)知：工件最大板料厚度dmax=14mm，即定位孔最大深度Hmax=14mm，因而定位缸行程應小于Hmax而大于Hmax/2。 查《機械設計手冊》第四卷P17-247表17-6-2，取定位缸標準行程： S=16mm 4.3 選定各工作油缸標準型號 根據(jù)前面計算分析已選定各工作油缸缸徑和行程，結(jié)合各工作油缸安裝形式查《機械設計手冊》選定各工作油缸標號見下表4-11。 表4-11 油缸 代號 油缸 名稱 缸徑 (D)mm 行程(s)mm 安裝型式 油缸的標準型號 R1 壓緊缸 32 200 頭部法蘭固定 GT32×200.B7.1.9.00 R2 抓緊缸 32 24 頭部法蘭固定 GT32×24.B7.1.1.00 R3 切頭缸 110 200 頭部法蘭固定 GT100×200.B7.6.4.00 R4 擺動缸 32 40 尾部耳環(huán)懸掛 S32×40.B4.1.3.00 R4 移動缸 40 400 軸向底部安裝 G40×400.B6.3.10.00 R6 抽芯缸 32 320 頭部法蘭固定 GT32×320.B7.1.11.00 R7 轉(zhuǎn)動缸 32 320 頭部法蘭固定 GT32×320.B7.1.11.00 R8 定位缸 20 16 頭部法蘭固定 按類比設計 設計總結(jié) 近兩個月的畢業(yè)設計終于結(jié)束了，通過這些天的設計學習，自己的專業(yè)知識和獨立思考問題的能力有了很大的提高，對我走向社會從事專業(yè)工作有著深遠的影響?，F(xiàn)在就談談對本次畢業(yè)設計過程中的認識和體會。 首先，我學會了查閱資料和獨立思考。我的課題是自動彎管機裝置及其電器設計。當開始拿到畢業(yè)設計題目時，心里面是一片迷茫，不知從何入手，甚至連彎管機是什么樣的都不知道，幸好在黃老師的指導下及時理清了頭緒，避免了走很多的彎路。認真翻閱相關資料如《機械設計手冊》，自動彎管機的設計與鋼筋彎曲機的改進論文與書籍等，我開始了自己的設計思想，確定了自己的設計方案。我的課題除了彎管機的結(jié)構的設計之外，還有其控制電路設計。 由于，彎管機的結(jié)構較復雜且零件較多但由于論文上已有一定的結(jié)構模型，故我憑著模型以及黃老師對我的講解，我慢慢的認清了彎管機的全部結(jié)構，故我對我自己的一些想法與應用思想都設計到彎管機中去，把原有的模型做適當?shù)母倪M。使結(jié)構更合乎生產(chǎn)安裝以及多樣化使用的要求。每一個設計都是一個創(chuàng)新、完善的過程。在設計過程中運用所掌握的知識，發(fā)揮自己的想象力，完美原有的結(jié)構。這個過程也是一個學習的過程。 其次，認識到實踐的重要性。這次設計我做了很多重復工作、無用功，但是這些重復工作和無用功積累了設計經(jīng)驗。同時也認識到設計不能只在腦子里想其結(jié)構、原理，必須進行實際操作。