下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763立式液壓驅動數(shù)控滾彎機機械系統(tǒng)設計目 錄目錄1第一章 緒論21.1 彎管機在工業(yè)中的地位和各種彎管機的性價比21.2 彎管機的基本原理與選擇3第二章 彎管機的設計42.1 工件的工藝分析52.2 計算彎曲力矩52.3 電機的選取62.4 傳動比的計算與各傳動裝置的運動參數(shù)82.5 皮帶與皮帶輪的計算與選取92.6 蝸輪蝸桿減速箱的計算與選取92.7 聯(lián)軸器的計算與選取102.8 軸承的選取102.9 軸的初步計算與設計及校核142.10 齒輪的計算與設計172.11 大小齒軸前后端蓋及軸承座的結構設計182.12 軸套的結構設計192.13 蓋板的結構設計與計算202.14 機身的結構設計與計算212.15 彎管機的主要參數(shù)22第三章 擋料架的結構設計233.1 擋料架的結構設計 23第四章 液壓系統(tǒng)設計244.1 動力設計計算 .224.1.1 壓緊缸載荷分析并選定壓緊缸缸徑 .224.1.2 計算切頭缸載荷并選定切頭缸缸徑。 .224.1.3 計算抓緊缸載荷并選定抓緊缸缸徑 .234.1.4 分析擺動缸載荷并選定擺動缸缸徑 .264.1.4 計算轉動缸載荷并選定轉動缸缸徑 .264.1.6 分析移位缸載荷并選定移動缸缸徑 .274.2 運動設計計算 .284.2.1 確定切頭刀具工作角度： .284.2.2 確定齒輪齒條模數(shù)及齒輪齒數(shù) .294.2.3 計算抓緊機構轉位角度 .294.2.4 計算轉位缸行程并選定標準行程 .304.2.4 計算切頭缸工作行程并選定標準行程 .30下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397634.2.6 分析壓緊缸工作行程并選定壓緊缸標準行程 .314.2.7 選定抓緊缸標準行程 .314.2.8 選定切頭機構移動缸標準行程 .314.2.9 計算切頭機構擺動缸并選定標準行程 .324.2.10 選定抽芯缸標準行程 .324.2.11 選定定位缸標準行程 .33設計總結34參考文獻35買文檔送全套圖紙 扣扣 414951605下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763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，機器結構簡單，控制元件極少，因此價格上比較容易被用戶接受。下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763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 2.54m 之間)，價格昂貴(25 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下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397631.2 彎管機的基本原理與選擇下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763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。彎 管 模 滾 彎 式 纏 繞 式彎 管 模夾 緊 塊 導 板圖 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。下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖 2-1 圖 2-1.12.2 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) 2384bsrttrM其中 為彈性應力sr 為管材內(nèi)徑t 為管材壁厚為屈服應力b為中性層的彎曲半徑=2420 N·m 238*364*082695M2.3 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)8*23460由工作功率為 2KW 所以電機功率 P= (2-3)41235P工下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763、 、 、 、 分別為帶傳動、蝸輪傳動、聯(lián)軸器、齒輪、軸承的傳動效12345率。取 =0.96、 =0.9、 =0.99、 =0.97、 =0.98 則2345P= =2.5 KW20.96*.0.97*8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，所以電機轉速不宜過大，現(xiàn)取電機的轉速為 960r/min 為宜。故選用電機的型號為 YEP132S-6，其基本性能如表 12.1表 2.1YEP132-6 的主要性能參數(shù)滿載時型號 功率轉速 電流 效率 功率因數(shù)堵轉轉矩最大轉達矩靜制動轉達矩不小于空載制動時間不大于噪聲YEP132S-6 3KW 960r/min 8.8A 77% 0.67 2.2 2.2 294N·m 04/s 71/db電機的主要安裝尺寸如下AGHFILEC B1 40893847 58028 021 6315132D圖 2-2 表 12.2 電機的安裝尺寸 單位（mm）型號 A B C D E F G H I LYEP-132S-6 280 140 89 38 80 315 216 132 210 5152.4 傳動比的計算與各傳動裝置的運動與參數(shù)由電機轉速 N1=960r/min ，而彎管機的速度初擬為 N5 =8r/min下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763所以 總傳動比 =N1/N5=120i總由皮帶輪的傳動比為 14 所以取皮帶輪的傳動比 =2.5，由于單付齒輪的傳動1i比為 18 。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3i 2這有利于提高蝸輪的壽命。為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速和轉矩（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；1i2， 為相鄰兩軸間的傳動效率；0P1，P 2 為各軸的輸入功率（Kw）；T1 ,T2 為各軸的輸入轉矩（N·m）；N1 ,N2 為各軸的轉速（r/min）；（1） 各軸轉速電機軸轉速 Nm=960 r/min蝸輪小軸端 N1= = =384 r/min （2-4）0i962.5蝸輪大軸端 N2= = =24 r/min1i384小齒輪轉速 N3= N2=24 r/min大齒輪轉速 N4= = =8 r/min32i工作臺轉速 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 （2-15）蝸輪大軸輸入功率 P 2= P1 = P1* =2.88*0.9=2.59KW2下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763齒輪小軸輸入功率 P 3= P2* = P2* =2.59*0.99=2.56KW33齒輪大軸輸入功率 P 4= P3 = P3* =2.56*0.972=2.41KW44工作臺輸入功率 = P4* = P4* * =2.41*0.972*0.98=2.22KW工 525（3） 各軸輸入轉矩電機輸出轉矩 =9550* =9500* =29.84 N·m （2-0T0mN3966）蝸輪小軸輸入轉矩 = * * =29.84*2.5*0.96=71.62 N·m10i1蝸輪大軸輸入轉矩 = * * =71.62*16*0.9=1031.27 N·m2T2齒輪小軸輸入轉矩 = * =1031.27*0.99=1020.96 N·m33齒輪大軸輸入轉矩 = * * =1020.96*3*0.972=2881.86 N·m424i工作臺輸入轉矩 = * * =2881.86*0.972*0.98=2657.31 N·m5T52.5 皮帶輪與皮帶的計算與選擇由電機轉速與功率，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 =100mm1d皮帶速度驗算= =5.03 （2-7）106*dn3.4*0961所以 5.02帶的根數(shù) z= (2-11)LPK帶 帶其中取 =00.97KWP帶=0.11KW帶=0.96K=0.99L可得 z= =2.9230.971*0.96取 z=32.6 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 蝸輪大軸輸入轉矩 =1031.27 N·m2T蝸輪小軸輸入功率 P1=2.88 KW傳動比 =16i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 12-2 蝸輪減速器的主要友參數(shù)型號 公稱傳動比 轉速 中心距 額定輸入功率 額定輸出轉矩下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763CWS-125 16 750r/min 125mm 7.781KW 1400 N·m2.7 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·m3T且蝸輪蝸桿的蝸輪軸徑為 55mm 故選用 ZL4 聯(lián)軸器，其型號為 ZL4 GB5015198515284YBXJD其主要尺寸及參數(shù)如表 2-3 表 12-3 聯(lián)軸器的主要參數(shù) 未標單位（mm）型號 許用轉矩N·m許用轉速 r/min軸孔直徑 軸孔長度 外徑 凸圓厚度轉動慣量(kg·m2)重量(Kg)ZL4 1600 4000 40,45,50,55 112 84 158 89 0.046 14.82.8 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 12-4 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 極限轉速 重量下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976332912 60 85 17 16 14 34.5KN 4000r/min 0.24kg32918 90 125 23 22 19 77.8KN 3200r/min 0.79kg2.9 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)3*PdAnP 為軸所傳遞的功率， KW為軸的轉速，r/minA 由軸的許用切應力所確定的系數(shù)，其值可取 A=10326現(xiàn)在取 A=115則 =54.54 mm342.561*d取 =55mm4則 =77.09mm352.1*8d取 =85 mm5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，則下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763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 3102.96TNm= =4861 N (2-13)5tFd3*.104=1794 N (2-14)0tantan286coscos9.7r=830.9 N (2-15)0*t41*taF由軸的結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 2-5HMV表 2-5載荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F =2430.5N =2430.5N1N2NHF=1005.7N =794 N1NF2VF彎矩 M =268570 N/mmH =111129 N/mm =87734N/mmVM總彎矩 =290653 N/mm =282536 N/mm12扭矩 T =1 020 960N/mm3軸的彎矩圖:下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763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)2213caMTW2239065.*1096前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，可得 =60Mpa 因此 < ，故1ca1安全故小軸的結構尺寸如圖 2-5下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖 2-5由于大軸的結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) 32*10pmTpzhld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 =0.70.8，現(xiàn)取 =0.8花鍵的齒數(shù) =8z花鍵齒側面工作高度 = h2Dd=3mm (2-18)68齒的工作長度 =80mml花鍵平均直徑 = md2= =60mm (2-19)68故有 =56.77Mpa< =100140Mpa (2-20)p32*57100. p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構如下圖 2-6下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖 2-62.10 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)21312.*tEtdHKTZid式中取載荷系數(shù) =1.3tK取小齒輪傳遞的傳矩 =1020.96 N·m1T取齒寬系數(shù) =1d查得材料的彈性影響系數(shù) =189.8MPaEZ1/2MPa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2=600Mpa1下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763各取值代入公式則得 13.9 mm1td由于小齒輪直徑為 55mm 而為了達到 2*t1d故取 =140mm1t所以齒輪中心矩 = =280 mm (2-22)12tdai403初步定 =280一般 =17 30， = 初選 =23， = ，則 = =691z0851z02zi1則 m= = =5.99 (2-23)12cosa*8cos369取 m=6則 = = 91.9 (2-24)12zcosam0*8cos16取 =9212則按 = 可得 =23 , =692zi1zz則 = = (2-25)12cosa09.7則小齒輪 = =140.00 mm1tdsmz大齒輪 =420.00 mm2tco則齒厚 =1.2*140=168 mm1dtb取大齒輪厚 =170mm2則小齒輪厚取 =175mm1驗算齒輪,由 = = *103=14571 N (2-26)tF31tTd*02.964下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763=83.26N/mm<100N/mm 合適 (2-27)2AtKFb大、小齒輪的結構及尺寸如圖 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。它的的結構及尺寸圖 2-9，2-10，2-11，2-12，2-13，2-14下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763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 小軸前端蓋下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397632.12 軸套的結構設計由于軸套的厚度 s 在 0.5d2.0d 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 d 2=250mm電機的安裝地腳寬為 L 1=280mm取壁至電機腳的空間長度 L 0=90mm取壁到大飛輪的空間長度 L2=110mm壁厚取 b1=10mm下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763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 B 1=100mm齒輪另一端到壁的距離 B 2=160同大齒輪的 d5=420mm 則 B=B 1+B2+d5=100+160+420=680mm則得蓋板尺寸車 B*L*h=680*1025*20(mm)結合其它結構需要，故其結構及尺寸如圖 2-16圖 2-162.14 機身的結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。考慮中板下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763與與底板是距離過及支撐齒輪的問題，故在兩側多加二個鋼板以增加機身的強度。側板的尺寸 B*L*h= 487*540*20(mm)，且在二側有碟結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構如圖 2-17圖 2-172.15 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，下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397633D 為 solidworks，驅動為液壓泵，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，最大轉矩 3000Nm，前輪調(diào)節(jié) 360-1100mm，輥軸直徑 105mm第三章 擋料架的結構設計3.1 擋料架的結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 D 1=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）下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763擋料架的主要尺寸及結構如圖 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下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763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?。篋=32mm4.1.2 計算切頭缸載荷并選定切頭缸缸徑。（1）鋼板彈簧工件在 900 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 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 C 時的剪切強度 =7kgf/mm2 而無 60Si2Mn 在 900 C 時的抗剪強度 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 = 4448kgf/mm260Si2Mn 在常溫下的抗剪強度 =72kgf/mm2，類比來求 60Si2Mn 彈簧鋼板在 900 C 時的抗剪強度 900C，折換系數(shù) k=44/72=0.6111，則900C=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 FmaxFmax=Amax×900C=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=Fmax=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） 。pFt/4max以上公式摘自機械設計手冊第四卷 P17-262。初定油缸時取 t=mvd=0.94×1×1=0.94下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763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-pFt/4max247 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= AysdA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 AysdA=Is/ymax=bh2s/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下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖 4-4因此 Mmin= bh2s/6=100×142s /6=3740s（1）確定 900高溫下板簧 60Si2Mn 的屈服極限 s由前計算知，60Si 2Mn 板簧在 900時的抗剪應力 =11.44kgf/mm2，因而其許用抗剪應力=11.44×ss取安全系數(shù)s s=1.4（因 900高溫下材料 s/b 較小）ss取自機械零件P19 表 2-4 q=×ss=11.44×1.4=17.31kgf/mm2又查機械零件P20 表 2-4?。?q=（0.60.8） b=（11.2） 求出許用應力 =q/0.8=21.638kgf/mm2求出許用應力強度 b=1.1×=1.1×21.638=23.8kgf/mm2而 b=b×ss，取安全系數(shù) ss=1.4 b=b×ss=23.8×1.4=34.7kgf/mm2又查機械零件P19 表 2-4，取 s/b=0.6，則s=b×0.6=34.7×0.6=21.42kgf/mm2求出最小的彎矩 Mmin3740 s=3740×21.42=80324kgf·mm又因 Mmin=N2L，其中 L=140mm（由總圖結構定出）N 2=Mmin/L80324/140=474kgf對工件抓緊轉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位彎耳，必須滿足條件： F1F 2+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）下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763F2=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 N1f1N 2f2+N1f3得：N 1=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= pFt/4max其中 t=0.94，P 取 16MpaD=(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=32mm4.1.4 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=32mm4.1.4 計算轉動缸載荷并選定轉動缸缸徑板簧在彎耳時，轉動機構受力見圖 46由受力分析可見，工件在彎耳時齒條的推動油缸的推力 F 對轉動中心的力矩必須大于等于軸承摩擦力對轉動中心的力矩之和，才能使抓緊機構轉動實現(xiàn)彎耳動作，而軸承摩擦力矩很小，在此可忽略不計。即F·aF 2·(Rmax+max)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+max=40+14=64（由設計參數(shù)得知）FF 2·(Rmax+max)/a=3374.12×64/74=2924.11N同前，由公式計算得出轉動缸缸徑D= 取 t=0.94，P=16MpapFt/4max則轉動缸的缸徑:下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763D=（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，取轉動缸缸徑D=32mm圖 464.1.6 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=40mm4.1.7 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=20mm4.1.8 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下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397634.2 運動設計計算根據(jù)設備總體結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=30°。 見圖 4-7圖 4-74.2.2 確定齒輪齒條模數(shù)及齒輪齒數(shù)按類比，取轉位機構：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=140mm4.2.3 計算抓緊機構轉位角度抓緊機構轉位過程如圖 4-8。下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下載論文就送你全套 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖 4-8當工件的彎耳直徑為最大 max=100 時，其需要的轉位角度最大由圖知max=360°120°min其中 min=arcos(40-1)/40)=arcos(49/40)=12.74° max=360°120°min=360°120°12.74°=227.24°當工件彎耳直