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附件一 畢業(yè)設計（論文）任務書 設計（論文）題目 立式液壓驅動數控滾彎機機械系統設計 學院名稱 專 業(yè) （班 級） 姓 名 （學 號） 指 導 教 師 系（教研室）負責人 —7— 一、 畢業(yè)設計（論文）的主要內容及要求（任務及背景、工具環(huán)境、成果形式、著重培養(yǎng)的能力） 滾彎是坯料在滾輪施加彎矩的作用下逐漸被彎曲成形的工藝過程。型材滾彎成形工藝在飛機彎曲件的制造中得到了非常廣泛的應用。 1.查閱國內外滾彎機的最新研究成果，以綜述的形式在論文中對當前的研究現狀予以總結和評論。該階段應充分利用網絡手段，理解文獻檢索的意義、熟悉文獻獲取的途徑、掌握文獻檢索的技巧，為日后針對特定目的的文獻檢索打下基礎。 2.利用任意機械三維和二維繪圖軟件，繪制擠壓研磨機的三維和二維圖。該階段注重提高機械制圖軟件的使用能力。 3.對關鍵部件進行校核或有限元分析。 4.主要指標：立式、夾緊動力為液壓、彎矩動力為液壓馬達，電控系統為數控，功率35kW。 5.按照學校對畢業(yè)設計（論文）格式的要求，撰寫說明書或論文，并用計算機打印后裝訂成冊。 二、 應收集的資料及主要參考文獻 [1]周養(yǎng)萍,. 型材滾彎加工現狀與展望[Z]. 鍛壓裝備與制造技術: 2010,03. [2]周養(yǎng)萍,亓江文,. 型材變曲率滾彎過程有限元模擬[J]. 機械科學與技術,2008,(8). [3]徐義,李落星,李光耀,鐘志華,. 型材彎曲工藝的現狀及發(fā)展前景[J]. 塑性工程學報,2008,(3). [4]李克彬,王淑琴,林偉明,. 三維數控彎管機的研究與開發(fā)[J]. 輕工機械,2008,(3). [5]周養(yǎng)萍,. 變曲率型材數控滾彎加工的實現[J]. 鍛壓裝備與制造技術,2008,(1). [6]鄧援超,賴曉樺,王為,. 三輥滾彎機的成型半徑與位移量的分析計算[J]. 湖北工業(yè)大學學報,2007,(4). [7]于長生,魯世紅,王靜,. 柔性滾彎成形的技術方案設計[J]. 新技術新工藝,2006,(3). [8]胡軍峰,楊建國,方洪淵,傅衛(wèi). 滾彎過程的三維動態(tài)仿真模擬[J]. 塑性工程學報,2005,(3). [9]龔發(fā)云,王訓響. 非對稱式三輥彎板機卷板數學模型的研究[J]. 湖北工業(yè)大學學報,2005,(3). 三、畢業(yè)設計（論文）進度計劃 起 迄 日 期 工 作 內 容 備 注 2011.1～2011.2 2011.2～2011.3 2011.3～2011.4.30 2011.5.1～2011.5.15 2011.5.16～2011.6.5 2011.6中旬 熟悉畢業(yè)設計任務，完成外文翻譯。 資料查閱、進行畢業(yè)實習，并完成開題報告、文獻綜述。 提出設計方案、完成設計草案。 修改、完善，結束全部設計和制圖工作。 校核、返修，撰寫畢業(yè)論文。 完成答辯前的準備工作、畢業(yè)答辯。 開 題 報 告 （該表格由學生獨立完成) 建議填寫以下內容：1.簡述課題的作用、意義，在國內外的研究現狀和發(fā)展趨勢，尚待研究的問題。2.重點介紹完成任務的可能思路和方案；3.需要的主要儀器和設備等；4.主要參考文獻。 滾彎技術的作用與意義 滾彎是坯料在滾輪施加彎矩的作用下逐漸被彎曲成形的工藝過程。型材滾彎成形工藝在飛機彎曲件的制造中得到了非常廣泛的應用。飛機生產中，滾彎工藝主要用于成形框肋緣條、機身前后段和發(fā)動機短艙的長桁。這些都是尺寸大、相對彎曲半徑大的變曲率型材彎曲件，由于他們是組成飛機骨架的受力零件，并且直接影響到飛機的氣動力外形，因而形狀精度要求很高。因此，進行滾彎工藝的研究對提高飛機滾彎零件的質量有著十分重要的意義。而且數控彎弧機適合各種橋梁、火車、鋼結構、鋼管等等金屬型材或異型型材彎弧。在我們平時生活中家具廠用來彎圓弧家具或鐵藝工程，金屬門窗廠用來彎圓弧型鐵門窗或鋁合金門窗等等。 型材彎曲成形過程中普遍存在有回彈問題，特別在大尺度零件的滾彎過程中回彈現象更為嚴重，回彈對零件的尺寸精度和生產效率造成極大的影響，為此，有必要對其進行深入的研究和有效的控制。 在國內外的研究現狀和發(fā)展趨勢，尚待研究的問題 HansenNE將板材與滾彎機組成的力學系統抽象為簡支梁受集中載荷作用的力學模型。日本的曾田、小西對滾彎過程的分析，著重于零件成形過程中幾何尺寸的變化，被彎曲部分既有彈塑性彎曲段，也有彎曲以后的卸載過渡段，但由于滾彎過程的復雜性，在整個分析過程中，他們作了許多近似假設，如彎矩沿板材弧長上呈線性分布，在利用曲線撓度角、曲率等關系進行有關公式的推導中也作了許多近似處理。上述分析方法，后經山川俊夫等人的處理，使之利用計算機的逐點迭加運算，可以用于變曲率滾彎過程的理論分析。1979年丹麥的HANSEN和Jannerup發(fā)表了一篇有關分析矩形截面鋼梁在對稱式三輥彎板機上滾彎成形的文章。文章著重研究了滾彎成形過程中各幾何參數的變化，并假設各輥間的彎矩呈三角形分布，考慮實際材料的應力應變關系，利用滾彎過程中彎曲曲率、弧長、撓度角與所直角坐標系的簡單關系，建立了具有對稱截面的鋼梁在對稱式三輥彎板機上滾彎成形時的數學模型。 型材滾彎研究展望 陳待解決的問題主要有：1.對滾彎成形過程的研究大部分處于理論分析階段，對實際工藝參數的研究較少，而生產加工過程中工藝參數的確定直接影響到零件的加工質量。2.板材的滾彎成形理論已發(fā)展到比較成熟的階段，而型材的滾彎成形理論期待進一步的完善。3.滾彎成形的精度陳待提高，特別是對彎曲回彈的控制。隨著一些基礎性問題的解決，型材滾彎成形研究工作需集中于以下幾個方面:1.基于彈塑性理論對型材滾彎成形的基本原理及滾彎成形中的彈性回復進行研究，推導出型材滾彎成形回彈半徑的表達式，理論分析影響滾彎回彈量的因素。為數控滾彎成形中解決回彈問題奠定理論基礎。2.對滾彎成形的工裝設計進行研究，提出滾輪結構的設計方法，設計成形零件的滾輪結構，并在實驗過程中總結出合理的工藝參數。3.一變曲率型材零件為加工對象，在充分考慮回彈的基礎上，實現變曲率型材零件數控滾彎加工。4.采用有限元法建立型材滾彎成形彈塑性有限元模型，分析變曲率型材零件滾彎成形后的參與應力分布規(guī)律。研究不同滾彎半徑時型材截面的應力應變，總結滾彎半徑對型材截面應力應變的影響規(guī)律。分析滾彎成形后型材剖面角度的變化。研究彎曲半徑、型材厚度、應變剛模量對回彈半徑的影響規(guī)律。為進一步提高滾彎成形零件加工精度奠定基礎。 完成任務的可能思路和方案 由于所要求的滾彎機主要指標為：立式、夾緊動力為液壓、彎矩動力為液壓馬達，電控系統為數控，功率35kW。所以針對所要求的指標，可以了解到所加工的零件尺寸較大，對加緊力和彎矩動力的要求較高。而且又需要液壓馬達作為旋轉的驅動力，那到底是每個滾軸獨立配備液壓馬達，還是中心滾軸和前滾軸分兩類配備液壓馬達，這都是可能的思路和方案，首先先明了滾彎工作原理：型材放在呈鋸齒排列的輥間，靠輥轉動時產生的摩擦力帶動型材運動，并將之彎曲成一定的形狀，通常每次彎曲過程，輥來回做多次轉動，使彎曲型材獲得均勻的塑性變形和彎曲半徑。輥之間的相對位置決定了彎曲力矩的不同，也決定了彎曲后型材的曲率。四棍彎曲同三輥彎曲原理一樣，但相對于三輥彎曲而言，第四輥的存在提高了型材的彎曲成形精度，減小了截面變形的發(fā)生，因而也更適合薄壁型材的彎曲。對于異型截面型材的彎曲，可以將輥的輪廓加工成與型材接觸部分的形狀相一致，這樣有利于在彎曲時對型材有著支撐作用，保證彎曲時型材截面不發(fā)生變形，以提高彎曲質量。在獲得不同彎曲角度和曲率型材時需要不同模具的要求，該工藝有一個明顯的優(yōu)點，就是只需調節(jié)輥與輥之間的相對位置，這樣既節(jié)省了時間，又減少了生產成本。該工藝也有其缺點，就是彎曲后型材會有直邊，即在型材的前后端各有一段不能彎曲的部分，這段長度取決于中心輥到旁邊兩輥的距離，減小直邊的長度必須縮小輥距，這個缺點在一定程度上限制了該工藝的應用。這只是最原始的原理，而進一步的滾彎形式選擇又有很多種選擇，比如多輥，還有一種較為新的形式是柔性滾彎成形技術。 多輥的一個缺陷就是由于滾輪非常多，導致機器非常龐大，而且主要生產曲率半徑較大的零件，在常規(guī)生產中還較少看見，所以給予排除。柔性滾彎成形技術是一種可以在單一設備上彎曲變曲率板金和型材零件的先進制造工藝，它將運用彈性介質的沖壓優(yōu)勢和傳統的滾彎原理結合起來，大大提高零件的成形精度和表面質量。雖然柔性滾彎的技術較新，而且加工質量很高，但是它需要根據產品設計不同的凸模和凹模，對于一些小批量加工和小型公司不太合適，成本過高。 因而綜上所述，由于要采用立式液壓驅動數控滾彎機，小批量生產，且要求成產成本要低，成產速率快，對占地要求不大，所以選擇三輥滾彎機。 然后是針對三輥滾彎機進行大致設計，滾彎法的工藝參數主要有兩個，輥間的相對位置和彎曲時間，這個主要應用有限元模擬的方法，研究了這兩個工藝參數對彎曲結果的影響，具體部分在有限元模擬中闡述，大致的模擬結果是滾彎時間越長，獲得的工件各個部分的塑性變形和曲率也越均勻，且趨于一定值，而該定值由前壓量和后壓量決定。在確定設計前，確定機器的坐標系，X軸方向為中心滾軸前后移動的方向，Y軸為前滾輪左右移動的方向，Z軸則為滾珠上下移動的方向。首先確定驅動部分設計，課題要求為驅動部件由于已說明需要液壓驅動輥軸，所以選擇液壓泵為驅動件，為了避免液壓輸出的均勻性和合理性，選擇每個輥軸配備液壓馬達作為輸出件，由于有3個獨立的液壓馬達作為輸出，則需要較大的油箱和功率較大的泵，根據一些要求初定滾軸直徑為110mm，則泵，油箱馬達具體選擇將在論文和做圖中體現。而且功率大了則發(fā)熱情況也隨之而來，配備風扇選擇也需要確定。可預見驅動部分的體積較為龐大，所以在設計時專門獨立一個空間給驅動部分和電配部分。傳動部分主要分為兩種，一個是利用液壓缸控制中心滾軸沿X軸移動且對被加工零件施加作用力，由于靠此液壓力夾緊零件，所以缸直徑的選取也最好偏大一定，保證加工過程中的穩(wěn)定性，具體選擇將在以后給出具體參數，另一個是通過絲杠傳動控制前滾輪沿Y軸的左右移動，考慮到有可能加工非常規(guī)異型零件，所以前滾軸的絲杠每個滾軸配備一個，用手動遙柄來控制，且還要配備夾緊裝置，在加工過程中保證前輥的固定。測量系統也分為兩種，一種是前滾輪之間有一個行程傳感器，從型材開始滾彎時測控一直到型材滾彎完成，從而達到控制3個輥的運動和停止，行程傳感器的兩個核心部件分別為與型材相切的測量行程小輪，還有一個就是測量小輪滾過多少角度或者路程的傳感器，以及轉換數據的編碼器。而中心輥軸的前后運動的移動距離測量主要由安裝在機身一側的齒輪齒條結構來實現，然后通過與小齒輪配合的編碼器轉化為數控形式傳給PLC來控制。而至于控制部分，主要有液壓系統和數控系統組成，液壓系統主要由一系列換向閥來控制，而數控系統由傳感器，PLC，數控面板和伺服系統組成。數控系統的具體在設計方面就不展開闡述。而執(zhí)行部分還是主要一液壓部分為主，執(zhí)行部件是3個分別獨立的液壓馬達來執(zhí)行。一個注意事項是液壓油的選擇要求較高，舉例選擇可為BP HLP 46。在泵的選擇方面，初步選擇功率為11KW，電力提供為400V,40A，該機器每個輥軸最大轉矩初定為3000Nm，前輪調節(jié)距離為360-1100mm，滾軸直徑為?105mm。 參考文獻 [1]周養(yǎng)萍,. 型材滾彎加工現狀與展望[Z]. 鍛壓裝備與制造技術: 2010,03. [2]徐義,李落星,李光耀,鐘志華,. 型材彎曲工藝的現狀及發(fā)展前景[J]. 塑性工程學報,2008,(3). [3]于長生,魯世紅,王靜,. 柔性滾彎成形的技術方案設計[J]. 新技術新工藝,2006,(3). [4]王元生,.冷彎型鋼滾彎解決方案探討[J]. 中國農機化.2005.(5). 指導教師評語：（建議填寫內容：對學生提出的方案給出評語，明確是否同意開題，提出學生完成上述任務的建議、注意事項等） 指導教師簽名： 20 年 月 日 畢業(yè)設計過程記錄表 （教師填寫） 序號 檢查 時間 檢查 內容 指導教師階段檢查評語 （要指出該階段存在的問題及解決的方法） 指導教師 簽 名 1 3 月 中 旬 1.資料 收集 情況 2.開題 報告 完成 情況 3.外文 翻譯 完成 情況 年 月 日 2 4 月 上 旬 1.檢查 學生 投入 情況 2.設計 論文 進展 情況 年 月 日 3 5 月 中 旬 1.總體 任務 完成 是否 過半 2.院系 中期 檢查 意見 3.存在 問題 及 采取 措施 年 月 日 4 6 月 上 旬 1.審查 論文 質量 注意 英文 摘要 部分 2.答辯 前的 準備 情 況 年 月 日 備注：指導教師應按要求和時間段及時填寫，該表格由學生保管，留在設計現場隨時接受校、院兩級督導組檢察。 主要為機械設計部分，液壓件的選型，而數控部分從簡，2D最好為DWG文件，3D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，前輪調節(jié)360-1100mm，輥軸直徑?105mm 立式液壓驅動數控滾彎機機械系統設計 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……………………………………………………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構設計……………………………………………………18 2.12 軸套的結構設計………………………………………………………………………………19 2.13 蓋板的結構設計與計算………………………………………………………………………20 2.14 機身的結構設計與計算………………………………………………………………………21 2.15 彎管機的主要參數……………………………………………………………………………22 第三章 擋料架的結構設計…………………………………………………23 3.1 擋料架的結構設計…………………………………………………………… 23 第四章 液壓系統設計………………………………………………………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計算轉動缸載荷并選定轉動缸缸徑 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 確定齒輪齒條模數及齒輪齒數 29 4.2.3計算抓緊機構轉位角度 29 4.2.4計算轉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……………………………………………………………………………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。 市面上現有的自動彎管機大多數是液壓的，數控的(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，方便操作。 液壓彎管機1-1 數控彎管機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。 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，所以電機轉速不宜過大，現取電機的轉速為960r/min為宜。故選用電機的型號為YEP132S-6，其基本性能如表[1]2.1 表2.1YEP132-6的主要性能參數 型號 功率 滿載時 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 轉速 電流 效率 功率因數 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 由電機轉速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； ，… 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） 蝸輪大軸端N2===24 r/min 小齒輪轉速 N3= N2=24 r/min 大齒輪轉速N4===8 r/min 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 （2-5） 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） 各軸輸入轉矩 電機輸出轉矩 =9550*=9500*=29.84 N·m （2-6） 蝸輪小軸輸入轉矩 =**=29.84*2.5*0.96=71.62 N·m 蝸輪大軸輸入轉矩 =**=71.62*16*0.9=1031.27 N·m 齒輪小軸輸入轉矩 =*=1031.27*0.99=1020.96 N·m 齒輪大軸輸入轉矩 =**=1020.96*3*0.972=2881.86 N·m 工作臺輸入轉矩 =**=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 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·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 型號 公稱傳動比 轉速 中心距 額定輸入功率 額定輸出轉矩 CWS-125 16 750r/min 125mm 7.781KW 1400 N·m 2.7 聯軸器的計算與選擇 由于此聯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聯軸器， 其型號為 ZL4GB5015—1985 其主要尺寸及參數如表2-3 表[1]2-3聯軸器的主要參數 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 14.8 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。 其主要參數及基本尺寸如表2-4 表[1]2-4軸承的主要參數 未注單位（mm） 型號 小徑 外徑 厚度 內圈厚度 外圈厚度 額定載荷 極限轉速 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，調質處理。 (2-12) P為軸所傳遞的功率，KW 為軸的轉速，r/min A由軸的許用切應力所確定的系數，其值可取A= 現在取A=115 則 =54.54 mm 取 =55mm 則 =77.09mm 取 =85 mm 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，故在軸與聯軸器相接間需制出一個軸肩，由于半聯軸器的連接長度為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、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接。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，半聯軸器與軸的聯接，選用平鍵為16mm*10mm*70mm，半聯軸器的配合為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，調質處理，可得=60Mpa 因此<，故安全 故小軸的結構尺寸如圖2-5 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，且經驗算此軸也為安全軸。 由于軸不是與半聯軸器相連，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。 由靜聯接有 (2-17) 對矩形花鍵進行驗算。 載荷分配不均系數，與齒數多少有關，一般取=0.7~0.8，現取=0.8 花鍵的齒數 =8 花鍵齒側面工作高度= =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（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）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 =1.3 取小齒輪傳遞的傳矩 =1020.96 N·m 取齒寬系數 ==1 查得材料的彈性影響系數 =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的內六角螺釘來緊固軸的前后端蓋及軸承承座，已經足夠支撐。 它的的結構及尺寸圖2-9，2-10，2-11，2-12，2-13，2-14 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 質處理，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 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) 結合其它結構需要，故其結構及尺寸如圖2-16` 圖2-16 2.14 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?？紤]中板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2-17 2.15 彎管機的主要參數 主要為機械設計部分，液壓件的選型，而數控部分從簡，2D最好為DWG文件， 3D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整來調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整范圍。設計了在擋料架上的調范圍為50mm而在位置調整的范圍可達100mm。故總調整范圍有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 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構如圖3-1 圖3-1 第四章 液壓系統設計 4.1 動力設計計算 先根據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k=44/72=0.6111，則 t9008C=7/k=7/0.6111=11.444kgf/mm2 又根據設計參數知：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動，鋼板發(fā)生塑性變形產生彎曲，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生一作用力，相應地壓緊塊對工件產生一反作用力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，同樣能產生塑性變形，發(fā)生彎曲。因而可以理解為N2產生的彎矩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[ss]=1.4（因900℃高溫下材料ss/sb較?。? [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[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（由總圖結構定出） ∴N2=Mmin/L≧80324/140=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生的摩擦力F1 及F3作用。另N2在壓緊塊處對工件還產生一個摩擦力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： F1≧F2+F3 其中F1=N1f1，F1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f1=0.6） F2=N2f2，F2同樣相當于鋼和熱鋼的滑動摩擦，取f2=0.6。 F3=N1f3，F3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（由設計參數得知） ∴F≧F2·(Rmax+dmax)/a=3374.12×64/74=2924.11N 同前，由公式計算得出轉動缸缸徑 D= 取ht=0.94，P=16Mpa 則轉動缸的缸徑: 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。 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一定空間位置，因而如刀具相對工件垂直工作時，必然會產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 確定齒輪齒條模數及齒輪齒數 按類比，取轉位機構： 齒輪齒條模數m=4，齒輪齒數z=30 齒輪分度圓直徑D=zm=4×30=140mm 4.2.3計算抓緊機構轉位角度 抓緊機構轉位過程如圖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計算轉位缸行程并選定標準行程 由前取的齒輪齒條模數及齒輪齒數和前計算出的最大轉位角度來計算齒條需要移動的長度（即為轉位缸的行程） 而齒條的移動長度應等于齒輪分度圓轉動最大圓周長，則齒輪分度圓最大轉動圓周長= （p×D×wmax）/360° =3.14×140×227.24/360 =297.32mm 園整取轉動缸最大移動行程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 因總體結構要求工件在彎耳轉位時，抓緊機構轉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，根據前面的設計參數知其變動范圍為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 根據前面計算分析已選定各工作油缸缸徑和行程，結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 近兩個月的畢業(yè)設計終于結束了，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構的設計之外，還有其控制電路設計。 由于，彎管機的結構較復雜且零件較多但由于論文上已有一定的結構模型，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的改進。使結構更合乎生產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驗。同時也認識到設計不能只在腦子里想其結構、原理，必須進行實際操作。