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1 目錄 第一章 折彎機簡介 2 1 1 折彎機的應用 2 1 2 折彎機的分類與組成 2 第二章 彎曲模具的設計 3 2 1 分析零件的工藝性 3 2 2 確定工藝方案 3 2 3 進行必要的工藝計算 3 2 4 Z 型彎曲模具主要零部件設計 5 2 5 彎曲模具其他零件設計與選用 7 第三章 液壓系統的設計 11 3 1 設計要求及工況分析 11 3 2 確定液壓系統主要參 13 3 3 計算和選擇液壓元件 16 第四章 液壓缸的設計 23 4 1 液壓缸基本參數確定 23 4 2 液壓缸結構參數確定 25 4 3 液壓缸主要性能參數 36 第五章 折彎機特點分 37 結論 38 致謝 39 參考文獻 40 2 第一章 折彎機的簡介 1 1 折彎機的應用 折彎機技術先進 性能可靠 是較理想的板料成形設備之一 它廣泛用于飛機 汽 車 造船 電器機械及輕工等行業(yè) 生產效率較高 1 2 折彎機的分類及組成 折彎機分為手動折彎機 液壓折彎機和數控折彎機 折彎機包括支架 工作臺和夾 緊板 工作臺置于支架上 工作臺由底座和壓板構成 底座通過鉸鏈與夾緊板相連 底 座由座殼 線圈和蓋板組成 線圈置于座殼的凹陷內 凹陷頂部覆有蓋板 使用時由導線對線圈通電 通電后對壓板產生引力 從而實現對壓板和底座之間薄 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 而且可對有側壁 的工件進行加工 3 第二章 彎曲模具的設計 2 1 分析零件的工藝性 本次被折彎的零件的斷面形狀是 Z 形 由圖 2 1 可知 零件結構簡單 彎曲要求達到 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 結論 該零件適合彎曲 2 2 確定工藝方案 該零件是 Z 形彎曲 且該彎曲件生產批量大 材料塑性較好 所以采用一次成 形的 Z 形彎曲模 該方案效率高 2 3 進行必要的工藝計算 2 3 1 彎曲件展開長度的計算 因為 屬于有圓角半徑 較大 的彎曲件 所以彎曲1 50 531 rmtm 件的展開長度按直邊區(qū)與圓角區(qū)分段進行計算 視直邊區(qū)彎曲前后長度不變 圓角區(qū)展 開長度按彎曲前后中性層長度不變條件進行計算 1 變形區(qū)中性層曲率半徑 2 1 1 50372 61rkt m 4 2 毛坯尺寸 中性層長度 2 2 zLlA 其中 中性層圓角部分的長度 018 2 3 003 1492 64 18Am 該零件的展開長度為 2 27 85 zLl 5 取 85mm 則毛坯尺寸為 z 85m 以上各式中 中性層曲率半徑 mm k 中性層位系數 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 彎曲件的展開長度 mm zL 彎曲中心角 0 彎角 表 2 1 中性層的位移系數 K 值40bMPa 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 彎曲件回彈值的計算 因為 r t 0 5 5 所以是大變形程度 大變形程度時 圓角半徑回彈小 不必計算 只計算凸模角度 已知彎曲中心角 查表 2 知 校正彎曲時 回彈角做 0990 4 5 如下修正 2 6 090 37451 6K 5 則凸模中心角 2 7 0091 678 3t 該模具采用回彈補償來減小回彈 對于 Z 形件的補償 根據已確定的回彈角 減小 模具角度實現補償 2 3 3 彎曲力的計算 Z 形件彎曲力 2 8 220 6 13751087 bkBtFNr 式中 F 自由彎曲時的彎曲力 N B 彎曲件寬度 mm t 彎曲材料厚度 mm r 彎曲件內圓角半徑 mm 材料抗拉強度 彎曲件材料為鋁 其抗拉強度 110MPa MPa b b K 安全系數 一般 K 1 3 2 4 Z 形彎曲模模具主要零部件設計 2 4 1 凸模的設計 當彎曲件的相對彎曲半徑 r t 較小時 取凸模圓角半徑等于或略小于工件內側的圓 角半徑 r 但不能小于材料所允許的最小彎曲半徑 故minri0 30 9tm 凸模圓角半徑可取彎曲件的內彎曲半徑 即 r 1mm 2 9 p 2 4 2 凹模的設計 1 凹模圓角半徑 凹模入口處圓角半徑的大小 對彎曲力以及彎曲件的質量均有影響 過小的凹模圓dr 角半徑會使彎矩的彎曲力臂減小 毛坯沿凹模圓角滑入時的阻力增大 彎曲力增加 并 易使工件表面擦傷甚至出現壓痕 在生產中 通常根據材料的厚度選取凹模圓角半徑 當 t 2 mm 3 6 t dr t 2 4 mm 2 3 t t 4 mm 2 t dr 6 該工件厚度 t 3mm 故凹模圓角半徑 板料長度很長又厚的 Z 形件236drtm 采用無底凹模進行彎曲加工降低沖壓力 即該 Z 形彎曲件凹模 其底部可開退刀槽 2 彎曲凹模深度 凹模深度要適當 若過小則彎曲件兩端自由部分太長 工件回彈大 不平直 若深 度過大則凹模增高 多耗模具材料并需要較大的工作行程 對于 Z 形彎曲件 凹模深度及底部最小厚度如圖 2 3 所示 數值查表 2 2 可知凹模的 深度可取 35mm 凹模底部的厚度可取 h 52mm 0L 3 凹模結構 由于凹模要和工作臺聯接 所以要在凹模上開螺釘孔 其結構如圖 2 4 所示 圖 2 4 凹?；窘Y構圖 表 2 2 彎曲 Z 形件的凹模深度及底部最小厚度值 mm 板 料 厚 度 2 2 4 4 彎曲件 邊長 L h 0Lh 0Lh 0L 7 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 Z 形件彎曲時 凸 凹模的間隙是靠調整凸模下止點位置 與模具設計無關 但在 模具設計中 必須考慮到模具閉合時使模具工作部分與工件能緊密貼合 以保證彎曲質 量 2 5 彎曲模具其他零件的設計和選用 2 5 1 凹模固定螺釘的選擇及強度校核 凹模的固定采用內六角圓柱頭螺釘 選用 GB T70 1 2000 M16 40 材料 20 號鋼 由于凸模受推力 則需要對內六角圓柱頭螺釘進行強度校核 在工作時 內六角圓柱頭 螺釘受到剪切力和擠壓力 需要校核切應力和擠壓應力 其切應力計算公式為 2 10 QA 式中 Q 剪切面上的剪力 12870FN A 剪切面面積 2 11 24Ad d 內六角圓柱頭螺釘截面圓的半徑 凹?？偣灿?4 個內六角圓柱頭螺釘固定 所以每個內六角圓柱頭螺釘所受的切應力為 2 12 24QFAd 代入數據得 226187014MPad 查表 1 知道 45 號鋼的剪切強度極限 320Mpa 即其許用切應力 可b 320ba 知 8 2 13 160320MPaPa 即內六角圓柱頭螺釘的剪切強度足夠 其擠壓應力的計算公式為 2 14 bsPA 式中 P 擠壓面上的擠壓力 擠壓面面積 bsA 如圖 2 所示為螺釘的所受擠壓力的示意圖 圖 2 5 螺釘受力示意圖 可知其擠壓面面積 擠壓力為 2210610bsAldm 1287031 54FPN 所以每個內六角圓柱頭螺釘所受的擠壓應力為 637 528 38010bs bsPMPaaMa 所以內六角圓柱頭螺釘的擠壓強度足夠 表 1 常用金屬材料的剪切強度極限 b 金屬名稱 軟質 退火的 MPa 硬質 冷作硬化的 MPa 鋁 70 110 130 160 硬鋁 220 380 紫銅 180 220 250 300 9 黃銅 220 300 350 400 20 號鋼 320 400 30 號鋼 360 480 45 號鋼 450 560 不銹鋼 520 560 2 5 2 凸模聯接銷軸的選擇及強度校核 銷軸是聯接凸模和活塞桿的 在工作過程中銷軸受到剪切力和擠壓力的作用 所選 銷軸為 GB 882 1986 D40 160 材料為 35 號鋼 需要校核銷軸的切應力和擠壓應T 力 銷軸所受剪切力及擠壓力如圖 3 所示 圖 2 6 銷軸受力示意圖 1 校核圓柱銷的剪切強度 圓柱銷的受力如圖 3 所示 a a 和 b b 兩截面皆為剪切面 這中情況稱為雙剪 利 用截面法以假想的截面沿 a a 和 b b 將圓柱銷截開 由所取研究對象的平衡條件可知 圓柱銷剪切面上的剪力為 2 15 128706435FQN 剪切面面積為 10 2 16 2223 140314dAm 則圓柱銷的工作切應力為 2 17 6435273 510QMPaaA 查表 1 知 45 號鋼的剪切強度極限 符合強度條件 所以圓柱 b 銷的剪切強度足夠 2 校核圓柱銷的擠壓強度 圓柱銷的擠壓面是圓柱面 用通過圓柱直徑的平面面積作為擠壓面的計算面積 又 因為長度為 的一段圓柱銷所承受的擠壓力與兩段長度為 的圓柱銷所承受的擠壓力相1 2 同 而前者的擠壓面計算面積較后者小 所以應以前者來校核擠壓強度 這時 擠壓面 上的擠壓力為 2 18 12870PFN 擠壓面的計算面積為 2 19 221610bsAdm 所以圓柱銷的工作擠壓應力為 故擠 6874354020bs bsPMPaMPa 壓強度也是足夠的 11 第三章 液壓系統的設計 3 1 設計要求及工況分析 3 1 1 設計要求 根據動作要求 先將其具體化 即 對于工作部分凸模 應完成快速前進 工作進 給 保壓 快速退回 原位停止 構成一個動作循環(huán) 其快進行程為 250mm 工作進給行 程為 50mm 快進速度為 100mm s 工作進給速度 10mm s 折彎機工作部件總重量為 G 784N 快退速度允許略高或略低于快進速度 往復運動的加速和減速時間不希望超過 0 2s 動力滑臺采用自制導軌 其靜摩擦系數為 f 0 2 動摩擦系數為 f 0 1 液壓系統 中的執(zhí)行元件使用液壓缸 3 1 2 負載及運動分析 1 工作負載 其工作負載為凸模所承受的彎曲力 12870N 3 1 trKBFbt 26 0 2 慣性負載 3 2 NtvgGm 402 18 974 3 阻力負載 靜摩擦阻力 3 3 NFfs 156742 0 動摩擦阻力 3 4 f 8 4 運動時間 快進 3 5 svLt5 2101 工進 3 6 t2 快退 3 7 svLt 310531 由此得出液壓缸在各個工作階段的負載如表 3 1 所示 12 表 3 1 液壓缸在各工作階段的負載值 工況 負載組成 負載值 F N 推力 mF N 啟動 fsF 156 8 165 加速 fdm 118 4 124 6 快進 f 78 4 82 5 工進 fdtF 12870 12870 快退 f 78 4 82 5 注 1 液壓缸的機械效率 0 95 2 不考慮動力滑臺上顛覆力矩的作用 m 3 1 3 負載圖和速度圖的繪制 負載圖按上面表 3 1 內數值繪制 如圖 3 1 所示 速度圖按已知數值 快退行程 和工進速度sv 103 ll50 221 mll30213 等繪制 如圖 3 2 所示 m2 圖 3 1 折彎機液壓缸的負載圖 13 3 2 確定液壓系統主要參數 3 2 1 初選液壓缸工作壓力 為使液壓缸的快進速度和快退速度相等 故采用單活塞桿液壓缸 快進時液壓缸的 進出油路用差動連接 快退時油進入有桿腔 從無桿腔排出 且取 D d 由表 3 2 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 載 荷 N4105 工作壓力 MPa 0 8 1 1 5 2 2 5 3 3 4 4 5 5 7 表 3 3 各種機械常用的系統工作壓力 機床 機械 類型 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 農業(yè)機械 小型工程 機械 建筑機械 液壓鑿巖 機 液壓機 大中型挖掘 機 重型機械 起重運輸機 械 工 作壓 力 MPa 0 8 2 3 5 2 8 8 10 10 18 20 32 3 2 2 計算液壓缸主要尺寸 鑒于凸模快進和快退速度相等 這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸 A1 2A2 快進時液壓缸差動連接 工進時為防止發(fā)生前沖現象 液壓缸的回油腔應有 背壓 參考表 3 4 選此背壓為 p2 0 5MPa 14 表 3 4 執(zhí)行元件背壓力 系統類型 背壓值 Mpa 回油路有節(jié)流閥的調速系統 0 2 0 5 回油路有背壓閥或調速閥的調速系統 0 5 1 5 拉床 龍門刨床等采用輔助泵補油的閉 式回路 1 0 1 5 為了得到穩(wěn)定的低速進給 以采用液壓缸的無桿腔作為工作進給時的工作腔為宜 故 3 8 mPFD 241 式中 D 為液壓缸的內徑 活塞外徑 mm F 負載力 N 無桿腔的工作壓力 MPa 1p 有桿腔的背壓 MPa 2 液壓缸的機械效率 取為 0 95 m 代入得 41287016 5Dm 則活塞桿直徑 3 9 mDd9 852 按 GB2348 80 應選用標準值分別為 D 125mm d 90mm 由此算得液壓缸無桿腔和有 桿腔的實際工作面積 221 1 5907 6 mAA 凸模在快速運動時 系統中也存在一定的背壓 設其為 0 5Mpa 此項背壓為綜合阻力 引起的 實際值未必如此之大 但設計時可取值略偏大 15 圖 3 3 液壓缸的不同工況圖 液壓缸的不同工況如圖 3 3 所示 快進時缸的進出油路為差動連接 產生綜合阻力的 當量液阻用 R 表示 其缸筒的力平衡方程 3 10 mFAp 21 式中 進油壓力 無桿腔的活塞面積 1 有桿腔活塞的差徑面積 2A F 負載力 液壓缸的機械效率 m 將 代入 并整理得進口壓力5 012 p210 5 48mFApMPa 工進時缸筒的力平衡方程 3 11 mFAp 21 整理并代入有關數據后得進口壓力 MPaAFp 97 146 125 90780741201 快退時缸筒的力平衡方程 16 3 12 mFAp 121 整理并代入有關數據后得進口壓力 211 68mpMPaA 三種工況泵所提供給系統的流量 分別為 1Q 快進 3 in 2 3 121LvQ 13 工進 3 mi 4 721A 14 快退 3 15 in 3821LvQ 上列各式中 分別為快進 工進 快退速度 其中 6 47m min 后文有3v 說明 輸入功率 P 計算如下 快進 3 kWQp3 01 16 工進 3 17 86 1 快退 3 18 kpP07 3 3 計算和選擇液壓元件 3 3 1 確定液壓泵規(guī)格及液壓泵驅動電機的功率 1 計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在工進階段 其對應流量為 7 4L min 由表 3 8 知可取進油路上壓力損失為 0 3Mpa 壓力繼電器調整壓力高出系統最大工作壓力 之值為 0 5Mpa 則液壓泵的最大工作壓力應為 3 MPapB7 1503 97 14 16 17 表 3 8 進油路總壓力損失經驗值 系統結構情況 總壓力損失 MPap 一般節(jié)流調速及管路簡單的系統 0 2 0 5 進油路有調速閥及管路復雜的系統 0 5 1 5 2 計算液壓泵的流量 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 若回路中泄漏 按液壓缸輸入流量的 5 估計 由于溢流閥的最小穩(wěn)定流量為 3L min 則液壓泵的總流量 應為 3 min 1 432 805 1LqB 17 3 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 根據以上的壓力和流量的數值查閱產品目錄 最后確定選擇 5ZKB725 型拄塞泵 其 參數為 額定工作壓力 16Mpa 最高工作壓力 25Mpa 排量 106 7ml r 額定轉速 1450r min 將計算值和標定值進行比較 計算壓力為 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期工作 因而可用 計算流量為 43 11L min 所以流量也能夠用 液壓泵額定轉速為 1450r min 滿足使用要求 綜上可知此液壓泵可 用 由于液壓缸在工進時輸入功率最大 這相當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 則液壓泵驅動電機所需功率為 8 0 B 3 kWqpPB 56 1208 16 437 15 33 18 根據此數值查閱電機產品目錄 最后選定 Y 系列 IP44 三相異步電動機 其型號為 Y200L 4 其額定功率為 30 kW 轉速為 1470 r min 電動機和液壓泵之間用聯軸器連接 3 3 2 確定其它元件及輔助元件 1 確定閥類元件及輔件 確定閥和各類輔助元件時 應先計算出液壓缸的進出口的流量 快進 差動連接油 18 路 時 液壓泵給液壓缸無桿腔的流量為 3 min 2 38121LvAQ 19 從液壓缸有桿腔排出的流量為 3 in 4 35071 59in 6212 Lcv 20 流經液壓缸無桿腔進油口的流量 Q 忽略流經調速閥 7 的流量 3 min 6 3in 4 35mi 2 81LQ 21 工進時 進入液壓缸無桿腔的流量為 3 in 4 721vA 22 從液壓缸無桿腔排出的流量為 3 min 5 3071 59min 6022 LccvQ 23 快退時 進入液壓缸有桿腔的流量 由于滿足式 的1Qmin 2 38 121LvAQ 要求 將液壓泵的流量調定為 38 2L min 故也為 38 2L min 其快退時液壓缸的運動速度 為 3 min 47 601 59in 23813cLAQv 24 快退時從液壓缸無桿腔排出的流量為 3 in 4 7965 12in 47 62132 Lcmv 25 將上列數據列于表 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 而通過該閥的流量為 35 4L min 所以該型號的二位二通電磁 閥可用 系統中各元件的選定見表 3 10 表 3 9 折彎機液壓缸兩腔的進出流量 L min 19 快進 工進 快退 油腔名稱 進入流量 排出流量 進入流量 排出流量 進入流量 排出流量 無桿腔 73 6 7 4 79 4 有桿腔 35 4 3 5 38 2 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 出油管則按輸入 排 出的最大流量計算 由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進 出油量已與原定 數值不同 所以要重新計算 如表 3 11 所示 表 3 10 各工況實際運動速度 時間和流量 20 快進 工進 快退 輸 入 流 量 112 65 43 659071 min8minBqALL 17 4 inqL 143 minBqL 排 出 流 量 21 5907 83265 in4 inqALL 21 5907 4265 min3iqAL 212 65 43907 1 in89inqAL 運 動 速 度 112 3 65 907 min78inBvqAm 21 7 465 in0 ivqA 312 4 5907 min ivqA 根據這些數值 由表 3 12 知油液在壓力管中的流速可取 4m s 由式 計算得vqd 與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為 3 mvqd0 21641 3843 26 3 vqd13 56041 343 27 根據表 3 13 這兩根油管都選用內徑 25mm 外徑 34mm 的 15 號鋼的無縫鋼管 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 度計算 3 2pd 28 P 工作壓力 Mpa 21 d 管子內徑 mm 許用應力 Mpa 對于鋼管 抗拉強度 Mpa nb S 安全系數 當 p17 5 Mpa 時 S 4 已知 15 號鋼的抗拉強度 378Mpa 代入數據得 b 16253 78m 所選鋼管的壁厚 3 dD2 35 423 29 所以滿足條件 鋼管強度足夠 表 3 12 允許流速推薦值 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 22 表 3 13 鋼管公稱通徑 外徑 壁厚 聯接螺紋和推薦流量表 公 稱 壓 力 MPanp 2 5 8 16 25 31 5 公稱通徑 mm 鋼管外徑 mm 管接頭聯接螺紋 mm 管子厚度 mm 推薦管路通 過流量 L min 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 23 表 3 14 推薦鋼管彎管的最小曲率半徑 mm 管子外徑 0D10 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 初始設計時 先按經驗公式確定油箱的容量 待系統確定后 再按散熱的要求進行 校核 經驗公式為 3 QV 30 式中 液壓泵每分鐘排出壓力油的容積 LvQ 經驗系數 見表 3 15 由此可知 油箱的容積為 1243 517 2vVQL 采用開式油箱 液壓油選擇 N150 號普通液壓油 代號為 YA N150 表 3 15 經驗系數 系統類型 行走機械 低壓系統 中壓系統 高壓系統 1 2 2 4 5 7 10 12 24 第四章 液壓缸的設計 4 1 液壓缸基本參數的確定 液壓缸一般來說是標準件 但有時也需要自行設計 本節(jié)主要介紹液壓缸主要尺寸 的計算及強度 剛度的驗算方法 液壓缸的設計是在對所設計的液壓系統進行工況分析 負載計算和確定了其工作壓力 的基礎上進行的 首先根據使用要求確定液壓缸的類型 再按負載和運動要求確定液壓 缸的主要結構尺寸 必要時需進行強度驗算 最后進行結構設計 液壓缸的主要尺寸包括液壓缸的內徑 D 缸的長度 L 活塞桿直徑 d 主要根據液壓缸 的負載 活塞運動速度和行程等因素來確定上述參數 4 1 1 活塞直徑和活塞桿直徑的確定 為使液壓缸的快進速度和快退速度相等 故采用單活塞桿液壓缸 快進時液壓缸的 進出油路用差動連接 快退時油進入有桿腔 從無桿腔排出 且取 D d 由表 4 2 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 載荷 40N5 工作壓力 MPa 3 2 的缸筒為中等壁厚缸筒 其壁厚用下列經驗公式計算 D 4 02 3pDcP 4 27 式中 D 缸筒內徑 p 液壓缸的最大工作壓力 缸筒內應力 缸筒材料的許用應力 強度系數 當采用無縫鋼管時 0 01 c 計入筒壁公差及腐蝕時的附加壁厚 一般可以略去 許用應力可用下式計算 4 bn 5 式中 缸體材料的抗拉強度 b 安全系數 一般取 n 5 n 本缸筒材料采用 35 號無縫鋼管 當忽略 值后 則缸筒壁厚和強度條件的計算c 公式為 4 2 3pD 6 4 2 3p 7 查表知道 600Mpa 則b 60125bMPan 把已知數據代入式中得 9 82 3 30pDm 初得液壓缸外徑 159814 6e 按照 JB1068 67 可知 可取缸筒的外徑為 即壁厚為 e 4 4620 2eDm 8 則缸筒所需的強度條件 28 4 1250 12 120 3DpMPaaMPa 9 故缸筒的強度足夠 所選壁厚符合強度要求 2 缸筒外形的設計 液壓缸采用地腳螺栓固定 與缸蓋采用法蘭連接 所以要在缸筒兩端焊上焊件 用 以加工地腳及法蘭 4 2 2 缸蓋的設計 1 缸底厚度的計算 該液壓缸缸底為平面形 且缸底無油孔 如圖 4 1 所示 則液壓缸缸底厚度計算公式 4 0 43yphD 10 式中 缸底厚度 mmh 液壓缸內徑 mmD 試驗壓力 MPa 工作壓力 時 工作壓力yp 16pMPa 1 5yp 時 16MPa 1 25p 缸底材料的許用應力 MPa bn 缸底材料的抗拉強度 缸底材料為 45 號鋼 其抗拉強度 700MPab b n 安全系數 n 3 5 5 一般取 n 5 代入數據得 1 560 430 4322 440yphDm 由此可取缸底的厚度 h 25mm 缸底和缸筒之間采用法蘭聯接 29 圖 4 1 無孔平形缸底 2 缸頭厚度的計算 由于在液壓缸缸頭上有活塞桿導向孔 因此其厚度的計算方法與缸底有所不同 液壓缸缸蓋采用螺釘聯接法蘭 如圖 4 2 所示 圖 4 2 螺釘聯接法蘭 因此其厚度計算公式為 30 4 0132cpFDdh 11 式中 F 法蘭受力總和 N 法蘭厚度 mmh 螺釘孔分布圓直徑 mm0D 密封環(huán)平均直徑 mmcpd 密封環(huán)外徑 mmH 密封環(huán)內徑 mm 法蘭材料的許用應力 MPa 螺栓孔直徑 mm0d 代入數據得 MPadDFhcp 67 13350124 6 803 30 所以可取缸頭厚度 m25 4 2 3 液壓缸的聯接計算 缸蓋與缸筒采用螺釘聯接如圖 4 3 所示 圖 4 3 螺釘聯接 31 則螺紋處的拉應力為 4 214KFdZ 12 螺紋處的切應力為 4 103 2KFdZ 13 合成應力為 4 231 n 14 式中 螺紋處的拉應力 Pa K 螺紋擰緊系數 靜載時 取 K 1 25 1 5 動載時 取 K 2 5 4 螺紋內摩擦系數 一般取 0 121 1K 螺紋外徑 mm0d 螺紋內徑 mm 當采用普通螺紋時 10 825t 螺紋處的切應力 Pa 螺紋材料的許用應力 Pa sn 螺紋材料的屈服極限 Pas n 安全系數 通常取 n 1 5 2 5 合成應力 Pa F 缸體螺絲處所受的拉力 N Z 螺栓數 由于缸蓋螺釘選擇內六角圓柱頭螺釘 其代號為GB T70 1 2000 材料為45號鋼 代如數 32 據得 MPaZdKF9 126941 325021 a3 672 0052 0331 則合應力為 MPPan 507 5 2 即聯接強度足夠 4 2 4 活塞的設計 由于活塞在液體壓力的作用下 沿缸筒往復滑動 因此 它與缸筒的配合應適當 既不能過緊 也不能間隙過大 液壓力的大小與活塞的有效工作面積有關 活塞直徑應 與缸筒內徑一致 即 4 125Dm 15 活塞的長度為一般為缸筒內徑的 0 6 1 0 倍 即 L 0 6 1 0 D 75 125 mm 根據實際情況取活塞的長度 L 90mm 活塞的材料選用 HT300 活塞的技術要求如下 1 活塞外徑 對內孔 d 的徑向跳動公差值為 8 級精度 1D 2 端面 T 對內孔 d 軸線的垂直公差值為 7 級精度 3 外徑 的圓柱度公差值為 10 級精度 1 活塞的結構采用組合活塞 并采用 O 型密封圈和 Y 型密封圈相結合的組合密封 如 圖 4 4 所示 活塞與活塞桿間采用螺母型連接 使用了墊片和螺母相結合來固定活塞 33 1 活塞桿 2 墊片 3 螺母 圖 4 4 常見的活塞組件結構形式 4 2 5 活塞桿的設計 1 活塞桿外形設計及技術參數 前面已經知道活塞桿的直徑 d 90mm 在此主要是其他方面的設計 由于活塞為雙作 用 所以活塞桿的材料可選用 45 號鋼 調質處理 并進行淬火 淬火深度為 0 8mm 表 面鍍鉻 30 并進行拋光 提高耐磨性和防銹性 活塞桿為實心桿 活塞桿外端頭與凸m 模連接 為減小其同軸度 故活塞桿外端頭為銷軸孔 如圖 4 5 所示 活塞桿與活塞用螺 母聯接 所以其內端頭有螺紋 其結構如圖 4 5 所示 根據導程活塞長度導向套及其它元 件 初選活塞桿的長度 L 620mm 圖 4 5 活塞桿基本結構圖 活塞桿的技術要求 活塞桿要在導向套中滑動 一般采用 H8 f7 配合 活塞桿的外圓 粗糙度 以免活塞桿太光滑 表面形成不了油膜 不利于潤滑 0 3aRm 2 活塞桿強度的校核 活塞桿強度的計算 由于活塞桿在穩(wěn)定工況下 知受軸向推力和拉力 所以可以近似 地用直桿承受拉壓負載的簡單強度計算公式進行計算 其公式為 34 4 24Pd 16 式中 P 活塞桿的作用力 N D 活塞桿直徑 mm 材料的許用應力 Mpa 代入數據得 MPaMPadP14073 8541 39625042 3 液壓缸穩(wěn)定性的驗算 液壓缸的支撐長度 最大安裝長度 所以要驗算活塞mdLB9016 桿的彎曲穩(wěn)定性 即液壓缸的穩(wěn)定性 液壓缸的彎曲示意圖如圖 4 6 圖 4 6 液壓缸縱向彎曲 液壓缸的受力 F 完全在軸線上 主要按下式驗證 4 KnF 17 4 2 610BKLIE 18 式中 4 51 108 baE2 mN 19 35 圓截面 4 4 409 6dI 20 F 活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力 N 安全系數 通常取 3 5 6Kn Kn K 液壓缸安裝及導向系數 K 0 7 實際彈性摸量1E a 材料組織缺陷系數 鋼材一般取 a 1 12 b 活塞桿截面不均勻系數 一般取 b 1 13 E 材料的彈性摸量 鋼材 25 10 2mNE 已知液壓缸推力 代入數據得 kkApF 9616 NLKIB 12226522 03 917 034804 30 knFkNK 9 5 196 所以液壓缸穩(wěn)定性足夠 4 2 6 活塞桿的導向套 活塞桿導向套裝在液壓缸的有桿側端蓋內 用以對活塞桿進行導向 內裝有密封裝 置以保證缸筒有桿腔的密封 外側裝有防塵圈 以防止活塞桿在后退時把雜質 灰塵及 水分帶到密封裝置處 損壞密封裝置 該活塞桿導向套采用端蓋式 如圖 4 6 所示 用 O 型密封圈密封 螺釘固定 加導 向環(huán) 如圖所示 導向套采用摩擦系數小 耐磨性好的青銅材料制作 導向套長度一般為 0 6 1 5 d 根據實際情況可取導向套長度為 L 90mm 導向套的加工要求 內孔和活塞桿外圓的配合為 H8 f7 36 1 活塞桿 2 導向環(huán) 3 端蓋 4 缸筒 圖 4 7 端蓋式導向套 4 2 7 緩沖裝置的設計 液壓缸的活塞桿具有一定的質量 在液壓力的驅動下運動時具有很大的動量 在它們 的行程終端 當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時 會引起機械碰撞 產生很大的沖 擊壓力和噪聲 采用緩沖裝置 就是為了避免這種機械碰撞 可以防止和減少液壓缸活 塞及活塞桿等運動部件在運動時對缸底或端蓋的沖擊 在它們行程終端能實現速度的遞 減 直至為零 緩沖裝置的工作原理是使缸筒低壓腔內油液 全部或部分 通過節(jié)流把動能轉換為 熱能 熱能則由循環(huán)的油液帶到液壓缸外 該液壓缸緩沖裝置采用緩沖腔型式 如圖 4 7 所示 油液從缸筒側流出 端蓋內有緩沖腔 當緩沖柱塞伸入該腔時 油液通過緩沖柱 塞的環(huán)行間隙流出 這種緩沖腔能承受十分高的緩沖壓力 可取緩沖間隙 0 1mm 緩沖 行程長度 03lm 37 圖 4 8 緩沖腔型式緩沖裝置 4 2 8 排氣閥的選用 如果排氣閥設置不當或者沒有設置 壓力油進入液壓缸后 液壓缸內會存有空氣 由于空氣具有壓縮性和滯后擴張性 會造成液壓缸和整個液壓系統在工作中的顫振和爬 行 影響液壓缸的正常工作 該液壓缸為水平安裝 排氣閥應設在缸體兩腔端部的上方 排氣閥的結構采用整體排氣閥 閥體和閥針合為一體 用螺紋與缸筒連接 靠頭部 錐面起密封作用 排氣時 擰緊螺紋 缸內空氣從錐面間隙中擠出 并經斜孔排出缸外 這種排氣閥簡單方便 排氣閥的材料用 S45 號碳素鋼 錐部熱處理硬度 HRC38 44 其 結構如圖 4 8 圖 4 9 放氣裝置 4 2 9 油口的設計 油口包括油口孔和油口連接螺紋 液壓缸的進出油口布置在端蓋上 液壓缸油口 連接螺紋尺寸按表及實際可選 M27 2 38 4 3 液壓缸的主要性能參數 4 3 1 液壓缸的輸出力 液壓缸的推力 1F 4 1Ap 21 式中 液壓缸推力 1kN 工作壓力 pMPa 活塞的作用面積 1A2m 4 14AL 22 活塞直徑 AL 代入數據得液壓缸推力為 kNkApF25 196 12561 液壓缸的輸出拉力 為 2 4 NkApF 94 507612 23 4 3 2 液壓缸的儲油量 液壓缸的儲油量 為 V 4 LsALs 8 361036 1254 24 39 第五章 折彎機特點分析 折彎機是一種技術先進 性能可靠的板料加工設備 可以加工出各種形狀的板料 該折彎機與其它的普通類型折彎機相比較 也有它自己的特點和優(yōu)勢 1 該折彎機床身下部作為油箱及各種零件的容體 使液壓系統與床身一體 大大縮 小了折彎機的體積 與其它相比減少了空間占用量 2 該折彎機不僅能加工出所需的鋁排 而且經過對液壓缸行程的調整 能加工出不 同厚度的鋁排 消除了加工的單一性 3 該折彎機采用液壓控制 比普通的折彎機自動化程度高 而且生產效率高 產品 質量穩(wěn)定 也大大降低了勞動強度 4 該折彎機結構簡單 大部分零件采用通用部件和標準零件 因此其制造周期較短 投產快 5 凸模戀情導軌導向 可獲得較高的折彎精度 6 機床在折彎不同厚度的板料時 可選用不同開口尺寸的 Z 形槽凹模 若配用不同 形狀的凸凹模 可折彎成各種形狀的工件 7 可通過板料折彎力表 求得折彎力的數值 據此調節(jié)相應的工作油壓 即可保證 所需要的折彎力 被加工銅排要彎成 Z 形 該折彎機能夠大批量的生產加工 無論是在加工產品的質 量的穩(wěn)定性上 還是在使用可靠性上 以及勞動條件上 它的技術經濟指標都較高 所 以本設計在技術指標滿足的情況下 經濟指標也能達到較滿意的程度 40 結 論 我國的機械制造業(yè)經過幾十年的發(fā)展 已經比較完善 在板料成形加工設備中較理 想的設備就是折彎機 它不僅能加工出各種形狀復雜的零件 而且折彎機技術先進 性 能可靠 所以它廣泛用于飛機 汽車 造船 電器機械及輕工等行業(yè) 并且生產效率高 本設計通過分析被加工零件的圖紙尺寸 來確定折彎機的各個部分 首先 根據鋁 排的尺寸及加工后形狀 來確定折彎機的模具部分為 Z 形彎曲模具 再從模具的工作情 況來初定液壓系統 最后得出折彎機的總體結構圖 該銅排折彎機 用電動機作為原動機 采用液壓系統機構 工作和操縱自動控制 結 構簡單 體積較小 與老機型比較 噪聲低 功率損失少 效率高 銅排彎曲角度準確 操作安全可靠 調節(jié)方便 特別是減輕了工人的勞動強度 適用于板材的直角彎曲 既 提高了生產效率和銅排彎曲質量 又簡化了操作程序 但該設計中也存在一些不足之處 首先 該設計中未涉及折彎機電路方面的設置 其次 該設計僅限于加工 Z 形件 不能用于復雜形狀板料的加工 從整機制造成本和工藝分析 此鋁排折彎機制造難度小 精度易控制 成本也較低 41 致謝 大學四年即將結束 今天的畢業(yè)設計就是大學學習生活的一個句號 在這四年的學習 生活中 我獲得了豐富的知識 度過了美麗的四年 思想走向成熟 在這里要感謝各位 老師的教誨 以及各位朋友和同學的幫助 令我感到快樂和榮幸的是這次我的畢業(yè)設計 能得到 xxx 老師指導和幫助 本次設計在 xxx 老師的悉心指導和嚴格要求下業(yè)已完成 從課題選擇 方案論證到具體設計和調試 無不凝聚著康老師的心血和汗水 在四年的 本科學習和生活期間 也始終感受著各位老師的精心指導和無私的關懷 我受益匪淺 在此向所有的老師表示深深的感謝和崇高的敬意 特別向 xxx 老師表示感謝 在設計過 程中也得到了一些同學和朋友的幫助 在這里對他們表示由衷的感謝 四年生活就要結 束 希望他們在未來的生活中能夠多姿多彩 充滿快樂 42 參考文獻 1 石其年 熊南峰 2005 冷沖模具設計 北京 科學出版社 2 現代綜合機械設計手冊 編委會 現代綜合機械設計手冊 北京出版社 3 徐煒炯 1992 模具設計 北京 中國輕工業(yè)出版社 4 李雙義 2002 冷沖模具設計 北京 清華大學出版社 5 吳伯杰 2004 沖壓工藝與模具 北京 電子工業(yè)出版社 6 徐灝 1995 機械設計手冊 北京 機械工業(yè)出版社 7 朱龍根 1992 機械系統設計 北京 機械工業(yè)出版社 8 劉宗富 1980 電機學 冶金工業(yè)出版社 9 Jonker C 1996 Imported Thermal Coal in World Coal Markets to Bulk Solid Handing 10 Paelke J W 1995 Flexowell Pocketlift Bulk Solid Handing 11 Precott Allen The Barometer of Sustainability a method of assessing progress towards sustainable societies A Gland Switzerland and Zictoria BC International Union for the ConserZation of Nature and Natural Resources and PADATA C 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