机械毕业设计（论文）-冷凝器后罩折弯机的结构装置设计【全套图纸】

I 摘 要 在研究国内外折弯机械的发展状况和我国折弯机械存在的问题的基础上， 根据零件作业的要求，设计了一种利用液压元件驱动单向作业的折弯机。该机 型采用曲柄滑块机构，解决了实际生产之中薄板材的折弯。并且通过对机构的 运动分析和计算，通过机构的转化来实现使折弯力在加工过程之中始终与零件 时刻保持垂直的一台空调冷凝器后罩生产线上专用的三梁二柱式的非标准设备。 该折弯机的特点是结构简单，操作容易，工效高。 关键词：折弯机 液压 非标设备 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 II Abstract In studies the domestic and foreign knee bend machinery the development condition and our country bends at the knees in the question foundation which the machinery exists, according to the components work request, designed one kind to actuate the unidirectional work using the hydraulic pressure part the booklet bender.This type uses the crank slide organization, has solved during the actual production the thin plate knee bend.And through to the organization movement analysis and the computation, realizes through the organization transformation makes the knee bend strength throughout to maintain on a vertical air conditioning condenser rear cowl production line in the processing process with the components time the special-purpose three Liang two column type non-standard equipment.This booklet bender characteristic is the structure is simple, the operation is easy, the work efficiency is high. Key word: Folds the bender Hydraulic pressure Non-sign equipment III IV 目 录 摘 要I AbstractII 第 1 章 绪论 .1 1.1 国内外的科技现状 1 1.1.1 国内外的现状.1 1.2 选题目的和意义 2 1.3 本文主要研究内容 3 第 2 章 折弯产品的零件图 .4 第 3 章 折弯机设计原理和机构方案的分析、比较、确定 .6 3.1 折弯机设计原理的分析、比较、确定 6 3.2 折弯机结构方案的分析、确定 7 第 4 章 折弯机设计的计算和结构说明 .9 4.1 折弯力的计算 .9 4.2 压边力的计算 .10 4.2.1 压紧块的设计10 4.2.2 压边力的计算.11 4.2.3 压紧块中心位置的确定.12 4.3 机架的受力分析 13 4.3.1 机架以及相关零件参数的确定.13 4.3.2 机架的受力分析.15 4.4 油缸的选取 22 4.4.1 压紧缸的选取22 4.4.2 折弯缸的选取.23 4.5 液压系统的设计 .29 4.5.1 负载分析.29 4.5.2 执行元件主要参数的确定.30 4.5.3 拟定液压系统原理图31 第 5 章 典型零件的加工工艺过程 .34 V 5.1 导柱 .34 5.2 压紧块的工艺安排 .36 结 论 .38 致 谢 .39 参考文献 .40 VI CONTENTS AbstractII Chapter 1 Introduction 1 1.1 Domestic and international current situation of science and technology 1 1.1.1 Domestic and overseas status.1 1.2 Purpose and significance of the theme 2 1.3 The main research contents.3 Chapter 2 Bending of product parts diagram4 Chapter 3 Bending machine design principle and mechanism analysis6 3.1 Bending machine design principle analysis, comparison, determine the6 3.2 Bending machine structure scheme analysis, determine the7 Chapter 4 Bending machine design calculation and structure.9 4.1 Bending force calculation9 4.2 Blank holder force calculation .10 4.2.1 The press block design.10 4.2.2 Blank holder force calculation.11 4.2.3 The pressing block center position determination12 4.3 A force analysis 13 4.3.1 Housing and related parts parameters.13 4.3.2 A force analysis.15 4.4 Cylinder selection22 4.4.1 The selection of pressure cylinder.22 4.4.2 The selection of pressure cylinder.23 4.5 The design of hydraulic system 29 4.5.1 Load analysis29 4.5.2 Executive element to determine main parameters.30 4.5.3 Formulation of the hydraulic system principle diagram.31 Chapter 5 Typical parts machining process.34 5.1 Guide pillar34 VII 5.2 Pressing block for process planning .36 Conclusion 38 Thanks.39 References.40 1 第 1 章 绪论 机械工业担负着国民经济各部门，包括工业，农业和社会生活各个方面提 供各种性能先进，价格低廉，使用安全可靠的技术装备的任务，在现代化建设 中是举足轻重的。机械设计是机械产品研制的第一道工序，设计工作的质量和 水平直接关系到新产品质量、性能、研制周期和技术经济效益。 在一般的机械加工工厂中，有一部分设备是可以直接订购标准的设备，另 一部分则是买不到而需要专门设计和制造的设备。后一类设备通常称为非标设 备。非标设备的设计和制造是一项必须经常进行的工作，它直接关系到工厂的 生产效益和产品质量。本“折弯机设计”选用设计过程中没有现成具体结构， 须独立思考，把有关理论知识灵活应用到设计实践中去的非标准设备作为毕业 设计课题。 1.1 国内外的科技现状 1.1.1 国内外的现状 经过多年的长期努力，我国在冷凝器设备研究方面取得重大技术研制成果。 由于我国社会的发展和经济增长方式的改变，促使企业降低能耗，提高能源利 用率和能量回收率。因此，近年来，节能节水型冷却设备一冷凝冷却器的需 求量大增，尤其在一些技术改造项目中，特别在 80 以下的低温冷却领域， 管壳式冷凝器有着特别明显的优势，并已开始向民用空调领域扩展。近年来， 管壳式冷凝器在我国的应用发展迅速，据不完全统计，国内已有管壳式冷凝器 生产厂家超过 50 家，年产量近万台，产值十几亿，并以每年近 30速度增长， 市场初具规模。但总体上厂家规模偏小，产品自主知识产权少，产品质量的稳 定性不够，缺乏专业的维护保养队伍：同时，国内也缺乏权威的产品质量检测 标准，没有足够的工程数据来指导设计和选型。这些都一定程度上影响了该产 品的认同度和市场推广速度。随着制造技术和产品性能的提高以及售后服务水 平的跟进，作为水冷式冷凝器+冷却塔的替代产品，管壳式冷凝器有着巨大的 发展潜力。还有必须加大装备的开发力度，掌握装备的核心技术，形成一批具 有自主知识产权的装备，做到性能先进、质量可靠、高效节能、经济安全，满 2 足化学工业的发展需求。 冷凝器的发展趋势: 提高冷凝器的传热效率一在一定传热量和能量消耗的 前提下使设备紧凑，减少占地和材料消耗，降低成本，是冷凝器今后邑的发展 趋势，可由以下两个方面得以实现。 (1) 采用高的长径比冷凝器采用高的长径比，一般在 69 之间，此时冷 凝器的体积小，竖直方面重叠的排数也少，冷凝器抉热系数高。另外，壳体长 可使水侧的流程数减少，管数减少，水侧阻力损失也相应减小 。 (2) 采用高效能抉热面各种人工强化的冷凝面统称为高效能传热面。螺旋 直肋或焊、撬螺旋线管中冷凝氟利昂，凝结抉热系数比空管提高 3.7 倍 。日 本某公司研制的 C 型管和我国某厂研制的 DAC 管由于管外侧面粗糙，顶部呈 锯状，同时 DAC 管内表面加工一条从外表面向里轧制的单头圆凸形螺旋线， 因此具有很高的冷凝抉热系数，可达光管的 810 倍 。采用表面纵槽或波形 冷凝面及横纹槽管和缩放管都可大大提高传热效率。总之，通过管子形状或表 面性质的改造来强化传热过程，以提高冷凝器的效率，是国内外冷凝器发展的 一种趋势。 1.2 选题目的和意义 以上这些成绩的取得固然可喜，但我们必须还要看清一些现状，根据资料 显示：就综合机械化的水平看，总体上中国目前只能赶上或达到国际上上世纪 九十年代初的水平。另外，冷凝器装置与国外相比，在技术性能方面，环境保 护、可靠性方面和监控及保护系统方面也都存在不小的差距。因此，必须提高 自主创新能力，加大科研投入力度，努力达到世界先进水平。 对冷凝器折弯机的结构的研究，使其操作简单，通用性好，模具成本低， 更换方便，对提高劳动生产率，降低工人的劳动强度具有显著的作用。因此它 的研制有十分重要的意义。 针对上述现象，对于冷凝器折弯机的研究一直是一个不间断的工作，今后 相当长的时间内，我们都要研究它。本设计的目的是为了解决了实际生产之中 薄板材的折弯。并且通过对机构的运动分析和计算，通过机构的转化来实现使 折弯力在加工过程之中始终与零件时刻保持垂直的一台空调冷凝器后罩生产线 上专用的三梁二柱式的非标准设备。该折弯机的特点是结构简单，操作容易， 工效高，因此它的研制有着十分重要的意义。 3 1.3 本文主要研究内容 根据要加工的钢板的加工要求，设计一套满足冷凝器后罩折弯机的装置， 并通过该设计培养独立设计的能力。 本设计拟解决的关键问题： 1.折弯力及压边力的确定 2.机架的受力分析 3.油缸的选取 4.液压系统的设计 5.零件的加工工艺 4 第 2 章 折弯产品的零件图 本设计的折弯机适应折弯钢板厚度 0.5-1mm。具体对该折弯机来说所加工 零件的材料为 08F，厚度为 0.6mm。在折弯加工之前，零件已经由冲压机床进 行了加工，即使板材的四周向上折好高为 20mm 的边，另外在零件的中间部 位还均匀分布有一些凸起（如图 2-1 所示） 。 图 2-1 折弯产品加工前的零件图 经过折弯机加工之后，即变成图 2-2 所示的结构。 图 2-2 折弯产品的零件图 对比图 2-1 与图 2-2，可得本设计所要完成的工作就是将图 2-1 所示的零件沿 中间的虚线将左边部分向上折起 90 度，即达到图 2-2 所示的形状。要求在折 5 弯后，零件内侧的弯曲半径为 3mm。同时由零件图可知加工过程就是一个弯 曲过程，而弯曲过程可分为三个阶段： 1.弹性弯曲阶段 此时外弯曲力矩的数值不大，应力小于材料的屈服点； 2.弹-塑性阶段 在阶段 1 的基础上，外应力继续增大； 3.纯塑性阶段 在阶段 2 的基础上，随着外应力的继续增大，毛坯的材料完全处于塑性变 形阶段。 要完成加工过程，就要使零件的变形达到纯塑性变形阶段，只有这样加工 出的零件才能达到实际生活所需。 6 第 3 章 折弯机设计原理和机构方案的分析、比较、 确定 3.1 折弯机设计原理的分析、比较、确定 由折弯产品的零件图可知，要实现的功能就是将图 2-1 所示的形状折弯成 如图 2-2 所示。要实现这一功能可以有如下的方案： 方案（一）利用冲压机床加工 设计一台专用的冲压机床来加工，将待加工件置于冲压机床的工作台面上， 然后通过机床的冲压头作用加工而成。利用冲压机床加工的效率高，但是由于 所需加工的零件面积相对冲压机床的工作台很大，这样要求冲压头也很大，而 零件本身的厚度仅为 0.6mm，单位面积上所能承受的压力很小，在加工过程 之中零件很易断裂。同时由于待加工件的四周已经加工了高为 20mm 的边， 使得在冲压加工过程之中将产生干涉，因此该方案难于实现。 方案（二）利用折弯机床加工 在方案（1）之中，为了加工得到所需的零件，所利用的方法就是将待加 工件置于一工作台上，然后从待加工件的正上方施加一冲力。 相对方案（1）而言，方案（2）主要是从零件的下方施加一个始终垂直于 零件的力，使零件的一部分向上折起成图 2-2 所示的形状。具体来说就是设计 一台专用的折弯机，先将图 3-1 所示待加工件虚线左边的部分置于折弯机的工 作台上，再在工作台的正上方施加一垂直工作台的力，将零件压紧在工作台上， 然后在零件的右边部分施加一个垂直该部分的力，慢慢的将右边部分向上折起， 直到达到所需的形状（加工过程受力如图 3-1 所示） 。 方案（2）改进了方案（1）之中出现的问题，避免了在零件的表面施加一 很大冲量。使零件在加工过程之中受力均匀，不会发生断裂现象，该方案可行。 可选用该方案进行设计，来加工零件。 7 图 3-1 零件加工过程受力图 3.2 折弯机结构方案的分析、确定 通过设计原理的分析比较以及选用，结合所给的任务书，可以确定折弯机 的大概轮廓，施加在零件上的压边力要求是一恒力，且在加工完成之后，该力 可以撤除以便取走加工件，则可以选用一个双作用的油缸用做压紧缸，利用油 缸活塞杆的上下移动来完成加工。又由任务书可知主机采用三梁二柱式的结构， 且活动梁采用主柱导向，下梁焊接在机架上，上梁通过导柱与下梁相连，则可 以大概的定出折弯机的结构，即压紧油缸固定在上梁之上，活塞杆与活动梁相 连，通过活塞杆的上下移动来带动活动梁运动（如图 3-2 所示） 。 图 3-2 折弯机结构简图 又由于零件的四周有一高为 20mm 的边、表面有凸起，则不能让活动梁 8 直接压在零件之上，因此必须根据零件的结构来设计一压紧块，让压紧块与零 件作用。 折弯机三梁二柱结构的确定提供了在加工过程之中的压边力，由图 3-1 可 知要折弯零件不仅需要压边力，更重要的是需要有折弯力，由分析可知，要求 折弯力在加工过程之中始终与零件垂直,则必须设计一个机构,通过机构的转化 来实现上述的要求。结合任务书可得,提供折弯力的施力体为油缸即折弯缸。 其机构可如图 3-3 所示。 图 3-3 折弯机构图 该机构为一个含一个移动副的四杆机构，有三个转动副和一个移动副，其 自由度为： F=3n-2PL=3 324=1 该机构的原动件为移动副，具体对折弯机构来说就是折弯油缸。 通过折弯机结构和折弯机构的确定，可以定出折弯机的结构和折弯机工作 过程：即为先是压紧油缸的活塞先动作，推动活动梁和压紧块向下运动,直到 压紧块压住零件，并且保压一段时间，在压紧缸保压过程中，折弯缸对零件进 行折弯加工。加工完成后，压紧缸的活塞杆向上运动，将活动梁与压紧块移走， 以便取走已加工件。由以上的叙述可知，要完成零件的加工，最关键的就是要 有能够提供压紧力和折弯力的机构，且保证两力在工作过程之中的相互协调。 9 第 4 章 折弯机设计的计算和结构说明 4.1 折弯力的计算 在整个设计过程之中，最终要达到的目的就是要将一板材加工成如产品的 零件图所示的形状。则在整个设计计算过程之中首先应从折弯零件所需的折弯 力入手。而此处所讲的折弯力即为在弯曲模中的弯曲力。 弯曲力的大小不仅与毛坯尺寸、材料的机械性能、凹模支点间的距离、弯 曲半径以及模具间隙等因素有关，而且与弯曲方式有很大的关系，因此要从理 论上来计算弯曲力是很复杂的，计算的精确度也不高，通常在生产中是采用经 验公式或经简化的理论公式来计算。 弯曲有自由弯曲和校正弯曲之分，自由弯曲即在弯曲的过程之中，被弯曲 的部分没受到外部的阻碍；而校正弯曲是在弯曲的过程之中在外部对弯曲部位 施加一个阻力来限制弯曲件的自由变形。 在本设计中，零件的弯曲属于自由弯曲。查冲压手册可得 V 形件的 自由弯曲力计算公式为: (4-1) tr Kbt F b 2 6 . 0 自 式中 F自-自由弯曲力， N； b-弯曲件的宽度， mm； t-弯曲件的厚度， mm； r-弯曲件的内半径，mm； b-材料的强度极限，MP； K-安全系数，一般取 K=1.3。 由于板材的材料为 08F，材料的厚度为 t=0.6mm.查冲压手册 ，08F 所 对应的最小的折弯半径分为两种情况：当弯曲线垂直于扎制方向时 rmin=0.4t（t 为材料的厚度）;当弯曲线平行于扎制方向时 rmin=0.8t。又由于在 加工过程之中难于知道扎制的分布情况，则假设弯曲线平行于板材内的扎制方 向，因此： rmin=0.8t=0.80.6=0.48mm； 此时的rmin所在的层为材料变形的中性层，也是该材料所能折弯的最小半 径，而在本设计之中，零件折弯后内侧的半径为 3mm，大于弯曲的最小半径， 10 能加工。弯曲的最小半径 rmin和弯曲后的结构如图 4-1 所示。 图 4-1 弯板材的示意图 又由折弯产品的零件图可知板材的宽度 b=522mm、厚度 t=0.6mm、弯曲 内侧半径 r=3mm，查机械设计手册可的零件的强度极限 b不小于 295MP，此处取 b=295MP。则材料的自由弯曲力为： 。N tr Kbt F b 2 . 12011 6 . 03 2956 . 05223 . 16 . 06 . 0 22 自 以上即为折弯力的求解过程，也就是说在折弯零件的过程之中，油缸通过 折弯机构的转化最终作用在零件上的力不能小于 12011.2N。 4.2 压边力的计算 4.2.1 压紧块的设计 由折弯机的原理可知要对零件进行折弯必须有一压紧力先压住零件，然后 再进行加工。压边力由压紧油缸提供，通过压紧块作用在板材之上。而由图 2-2 中可得，所加工的零件表面不是平整的，则需要在活动梁的下面装一压紧 块用来与零件接触，而压紧块的结构完全是由零件的结构来确定。又零件一直 位于工作台平面上的部分长为 792mm,宽为 522mm。四周有高为 20mm 的边， 则将压紧块的长设计为 520.8mm 以便不碰到零件。从主视图上看，使压紧块 前后侧的平面与活动梁前后侧的平面对齐，而任务书中要求工作台的有效面积 为 550mm250mm,则取压紧块的宽为 300mm。又零件的中间部位排列有一些 凸起，则压紧块的下部与一侧面应挖去深为 5mm 的块，在加工该处时由于结 构的限制只能用铣床来加工。当零件折弯后，为使折起部分的凸起不与压紧块 相干涉，则应在压紧块的侧面开一深为 5mm，宽为 490mm 的槽。总的说来就 11 是让压紧块压住零件的三条靠外侧的边。同时由于零件的特殊结构，折弯前两 侧的高与其垂直的平面的相交处是半径为 3mm 的圆弧，折弯后折弯半径也为 3mm，则要求压紧块同时与零件两相交面接触的地方也加工成半径为 3mm 的 圆弧。又由于所折弯的零件仅为 0.6mm 厚，则对压紧块的精度要求很高，因 此在装配压紧块与活动梁时，应配作定位销孔。在确定定位销孔的位置是应使 两孔之间的直线距离越大越好，这样能够减小定位的误差，同时定位销与其孔 应为过盈配合。则压紧块的具体结构如图 4-2 所示。其具体的结构尺寸见压紧 块零件图。 图 4-2 压紧块结构示意 4.2.2 压边力的计算 在 4.2 中已将压紧块的结构设计好，压边力的计算查冲压手册可得： 压料力即压边力是 V 形自由弯曲力的 3080，即，FF8 . 03 . 0 / 式中：F/压料力，N； F自由弯曲力， N； V 形自由弯曲力的计算公式为： b KbtF 式中：K系数，mm，一般取0.3-0.6； b弯曲件的宽度，mm； t弯曲件的厚度，mm； 又由折弯产品的零件图可知板材的宽度 b=522mm、厚度 t=0.6mm，查 12 机械设计手册可的零件的强度极限 b不小于 295MP，此处取 b=295MP。则材料的自由弯曲力为： NKbtF b 461972956 . 05225 . 0 又由于有： ，取中值，则压边力为：FF8 . 03 . 0 / 。NFF2 .2771846197608 . 0 / 以上即为压边力的求解过程，具体来说就是，在折弯机工作过程之中，要 能够顺利完成折弯过程，压紧缸通过力的传递作用在零件上的压边力不能小于 27718.2N。 4.2.3 压紧块中心位置的确定 在 4.2 和 4.3 中，已经将压紧块的结构和具体尺寸确定，为计算方便在确 定位置时将压紧块的长度取为 520mm。由于压紧块的形状不规则，则其中心 位置不在与活动梁相连的平面的几何中心位置。也就是说压紧块的中心不在活 塞杆对活动梁作用的受力中心，这样在压紧缸保压过程中，将会产生转矩，则 为了维持系统的平衡，导柱会对活动梁产生的弹力。 对压紧块的中心求解可采用面积等价法。由图 4-2 可知，可将压紧块分为 两部分，即对中间的规则部分和余下的部分分别求其中心。以压紧块两边的交 点为原点，两边分为 X 和 Y 轴建立坐标系（如图 4-3 所示） 。 图 4-3 压紧块中心图 由图可知，将压紧块分为四部分，则 D 的中心坐标为（260，159） ，A 的 中心坐标为（15/2，150） ，B 的中心坐标为（520-15/2，150） ，C 的中心坐标 13 为（260，5+13/2） 。设 A、B、C 三块的合中心为 A1（x1,y1） ，则显然，在 X 轴方向上关于 C 点对称，则 x1=260。在 Y 方向上由面积法得: y1A1=150A+150B+（5+13/2）C 其中：A、B、C 分别表示对应的三部分的面积； A1=A+B+C。 代入数值可得： y1=92.6； 则 A、B、C 三块的中心为 A1（260，92.6） ； 设整个压紧块的中心为 A0（x,y） ，则可转化为求 A1与 D 的合中心。同理 可得：x=260， y=96.9； 而假若压紧块为一规则形状时的中心位置应为（260，150） ，则由以上可 见压紧块的实际中心位置沿 Y 轴方向偏离出压紧块的受力中心 150- 96.9=53.1mm； 以上即为压紧块的中心的求法，实际上就是压紧块的中心所在平面 a 平行 于两导柱所确定的平面 b，且平面 a 向着零件弯曲线的方向平移了 53.1mm 的 距离。 4.3 机架的受力分析 4.3.1 机架以及相关零件参数的确定 由任务书可知，折弯机采用三梁二柱式。三梁采用焊接结构，具体来说， 机架采用焊接结构，则机架的材料均选用焊接性能好的 A3，下梁焊接在机架 上，又要求工作台的工作面积为 550mm250mm，且导柱要通过螺母固定在下 梁上，则选机架的底座为 740mm720mm，下梁选用 A3，其尺寸为 720mm306mm44mm，将两导柱中心之间的距离设计为 620mm，导柱的直 径为 60mm。这样两导柱内侧之间的距离为 560mm，同时，在下梁上还应装 两个定位轴座，使折弯机构的中心定位在下梁所在平面上。取定位轴座的宽度 为 80mm,取定位轴座上销轴的直径为 25mm，则销轴的台阶的宽度为 5mm,则 工作台可用的长度为 720-2（80+5）=550mm。工作台的宽度应大于活动梁的 宽度取 306mm。则工作台的实际有效面积可达到 550mm306mm。同时在加 工零件时，可根据零件的具体尺寸在下梁上钻两个直径为 5mm 的螺纹孔，使 两螺纹孔确定一个平面。又零件在未加工前的面积为 1040mm522mm，折弯 14 部分的长度为 248mm,因此余下的长度大于下梁的宽度，则可在下梁的一侧加 一个托板托住零件伸出的部分。托板外侧的最外端焊上两个带内螺纹孔的小挡 块，小挡块上装有螺钉，螺钉是用来定位零件在工作台上的位置。这样，下梁 上两螺纹孔与托板上的螺钉就准确的确定零件在工作台上位置。 机架、下梁和导柱的确定，就已经定出了折弯机的基本框架，活动梁在导 柱上移动，上梁固定在导柱的另一头，又对于折弯机来说，应尽可能的保持三 梁的长与宽一致，这样不仅结构对称而且受力也均匀，由此可确定上梁的尺寸 为 720mm300mm。同时在上梁的中心开孔，使压紧油缸的活塞杆上下移动， 油缸又通过法兰固定在上梁之上，这样上梁可以选用厚为 50mm 的钢板，又 因为油缸位于上梁的中心，且作用力大，则在上梁的中心将产生挠度，因此在 上梁的外侧焊接两钢板以增加其刚度，由于上梁为一组焊件，则将上梁选用 A3。同时由于上下梁分别固定在导柱的两端，活动梁在导柱上下移动，则要 求两导柱平行，为了保证平行可在上下梁与导柱相配合的四孔处焊上厚度为 5mm 的钢板，再对钢板进行加工，以减小加工面积。则上梁的具体结构如图 4-4 所示(具体尺寸见零件图)。 图 4-4 上梁结构图 由以上的叙述可知，已将上下梁的结构和具体的尺寸确定。而对于活动梁， 是为了使活塞杆与其相连，带动压紧块上下运动，其结构简单。活动梁的长与 宽分别与上梁一致，取 720mm 和 300mm ,但在活动梁长的一侧应挖去一长为 524mm,宽为 20mm 的槽以让开零件折弯后四周的边产生干涉。同时，由于活 动梁要在导柱上上下活动，则应在活动梁上装上导向套，同时配作螺纹孔用来 15 装配油杯，其结构如图 4-5 所示（具体尺寸见零件图） 。 图 4-5 活动梁结构示意图 三梁的确定已经将折弯机的具体结构定出，同时将工作台与地面的距离定 为 800mm，由此来确定机架的高度，同时机架的结构为焊接式，则将机架的 材料选为 A3，机架的底座选长 740mm,宽 720mm,高为 25mm 的钢板，然后在 平行于底板长的方向上焊上两垂直于底板的钢板，为增加其强度，再在两垂直 钢板之间焊上一钢板，这样从正上方看三块钢板，就形成了一个 H 的形状， 然后在三垂直底板的另一端焊接一长 720mm，宽 286mm，厚 20mm 的钢板， 再在该钢板上焊接两根型号为 8 的槽钢，用来连接下梁。这样整个机架和下梁 就形成了一组焊件。同时，在底板上还需装上一个支撑架用来定位折弯缸。在 中间垂直钢板上开一个长为 300mm，宽为 150mm 的孔让折弯缸通过。而对于 折弯缸底座的支撑架，将其设计为一个单独的构件，这样既便于加工有便于装 配。其具体的结构尺寸由折弯缸尾部转耳来决定。另外，在导柱与上下梁相连 接的地方应采用过渡配合，这样可以保证导柱装上后不会晃动。 由以上叙述可知，已经将折弯缸的具体结构和各梁的尺寸定出，只需要校 核各处的强度来确定所选的零件尺寸是否合格。 4.3.2 机架的受力分析 通过压紧块中心的计算可知，在压紧缸的保压过程之中，由于压紧块的受 力中心与压紧块的中心不重合，则将会以压紧块中心产生偏转，但系统却是保 持平衡的，则活动梁将受到导柱对其产生的弹力，受力图见图 4-6。 16 对该系统进行受力分析得，系统受到压紧力 P，重力 G，支撑力 N 以及导 柱对上梁的弹力 T1和 T2，由于 T1和 T2为一对内力，则 T1= T2，又由钢的密度 为：=7.8g/cm3,则将活动梁与压紧块当中规则的形状来计算，可求得其重量 为： NgvG103910103030052030072040108 . 7 33 因为压紧力为 50KN，则重力远小于压紧力，在计算过程之中，可忽略活 动梁与压紧块的重力，即认为 P=N。对活动梁和压紧块进行受力分析得： 在水平方向上：T1=T2，且方向相反； 在竖直方向上：N=P=27718.2N。 再以 O 点为转动中心，以逆时针转动方向为正，则力矩平衡方程为： 023040230 1 . 53 12 TTP NPTT 2 . 27718 21 ，又有 N P TT18398 80 1 . 53 21 则 则由上述计算可知，在压紧缸保压的过程之中，导柱受到活动梁的两弹力 作用，在此时导柱相当于一固定梁，受到一对大小相等，方向相反的力作用， 将发生弯曲变形，受力图如图 4-6 所示： 图 4-6 压紧块受力图 图 4-7 导柱受力简图 对导柱进行受力分析，取水平向右为正，竖直向上为正，则可分别求得导 17 柱在水平方向与竖直方向上所受到的力： 在水平方向上： ； 21 RR 在竖直方向上： 由于，则。 21 TT BA RR 对导柱由力矩平衡方程可得： 07025530 21 TRTA B 点为支点：以 0185255225 21 TRTB A 点为支点：以 BA RRNTT；又与18398 21 的方向相反。与竖直向上，且又两方程可得： BABBA RRRNRR2886 当确定好各力的大小后，设弹力 T1的作用点为 C，T2的作用点为 D，则 C 点的弯矩 Mc为： mKNCATMc.55 . 0 1003 . 0 18398 3 1 D 点的弯矩 Md为: mKNBDTMd.4 . 310185 . 0 18398 3 2 则其弯矩图为： 图 4-8 导柱受力弯矩图 则由弯矩图可知，危险截面将在截面 D，由于导柱的材料为 45，查机 械设计手册 1 ，可得 45 的屈服极限为，安全系数为 4，则导柱的MP s 350 许用强度为： 。 MP MP n s 5 . 87 4 350 又由于导柱的截面形状是直径为 42mm 的圆，则可求得它的抗弯截面系 数为： 18 4 33 4 000233 . 0 32 042 . 0 14 . 3 32 32 32 2 64 2 m d d d d I W Z 则导柱的弯曲强度条件为： W Mmax max 带入数据得： MPMP W M 5 . 87 6 . 14 000233 . 0 104 . 3 3 max max 则由上式可知导柱的强度满足要求，安全。 由以上计算可知，导柱的强度小于许用值，但由于导柱两端固定，而在靠 近下梁的一端受到活动梁对其的弹力作用，则导柱将会产生弯曲变形，如果导 柱的挠度过大，产生的变形将会影响活动梁在上面顺利移动。由图 4-8 可得， 导柱的挠度是由弹力 T1和 T2产生的。则可以分别求出弹力 T1和 T2产生的挠 度，再将两挠度合成，而得出总的挠度。其具体的示意图如图 4-9 所示： 图 4-9 导柱弯曲变形示意图 又有 b=0.03m,a=0.225m，d=0.07m,c=0.185m，设总长为 l=0.255m。 47 44 103585 . 6 64 06 . 0 14 . 3 64 21018398m d IGPENPT a ，令 则弹力 T1对导柱作用产生的挠曲线方程为： 段的挠曲线方程为：BC axbxl EIl Pbx v0 6 222 将数据带入挠曲线方程，可以求得在弹力 T1的作用下，C 和 D 处的挠度。 19 则挠度为：点时，在,225 . 0 maxC mmbal EIl Pba fc00821 . 0 255 . 0 103585 . 6 102106 0135 . 0 225 . 0 03 . 0 18398 6 79 222 1 则挠度为：点时，在,185 . 0 mcxD mmbcl EIl Pbc fd01495 . 0 255 . 0 103585 . 6 102106 0299 . 0 185 . 0 03 . 0 18398 6 79 222 1 同理可得，在弹力 T2的作用下，DA 段的挠曲线方程为： lxcxxdlcx d l EIl Pd v 322 3 6 将数据带入挠曲线方程，可以求得在弹力 T2的作用下，C 和 D 处的挠度。 在 C 点时，x=a=0.225m，则挠度为： mm aadlca d l EIl Pd fc 0213 . 0 225 . 0 225 . 0 07 . 0 255 . 0 07 . 0 07 . 0 255 . 0 255 . 0 103585 . 6 102106 07 . 0 18398 6 3223 79 322 3 2 在 D 点时，x=c=0.185m，则挠度为： mm ccdlcc d l EIl Pd fd 03 . 0 185 . 0 185 . 0 07 . 0 255. 0 255 . 0 103585. 6102106 07 . 0 18398 6 322 79 322 3 2 分别求出弹力 T1和 T2的挠度后，再将其合成，则可求出总的挠度： mmfff ccc 01039 . 0 0213 . 0 00821 . 0 21 mmfff ddd 01505 . 0 03 . 0 01495 . 0 21 由上可知，弹力 T1和 T2对导柱产生的挠度在 C 点为，mmfc01039 . 0 在 D 点为，由数值可知道，挠度的值很小，因此，它对导柱mmfd01505 . 0 产生的影响很小，不会影响活动梁的上下移动。 由以上可知，导柱的强度与刚度均安全。 由上梁的结构可知，压紧缸固定在上梁上，在保压过程之中，压紧缸的活 塞对活动梁有一压力，即压边力，而压边力是由压紧缸内部液压油对活塞作用， 20 再通过力的传递传给活动梁，则同时将对油缸产生一个反作用力，在该力的作 用下，油缸有向上运动的趋势，又由于压紧缸通过法兰固定在上梁之上，则相 当于在上梁的中心受到一竖直向上的力，该力与压边力同大，则上梁在该力的 作用下，将会产生弯矩，其示意图为图 4-10 所示。 图 4-10 上梁受力示意图 对上梁进行受力分析得，在竖直方向上，取竖直向上为正，在水平方向上， 取水平向左为正，则； 竖直方向上：0FRR ba 由于力 F 作用在上梁的中心位置，则，所以： ba RR NFRR ba 13859 2 1 方向竖直向下。 水平方向上：。0 21 RR 则上梁在中心位置所受的弯矩最大为： mKNRM a .3 . 462 . 0 2 1 其弯矩图如下图所示： 图 4-11 上梁弯矩图 由于上梁为组焊件，则选用焊接性能好的 A3 作为材料，查机械设计手 册 1可得 A3 的屈服极限，取，安全系数为MP s 235216MP s 220 4，则上梁的许用强度为： 。 MP MP n s 55 4 220 21 又由于上梁的截面形状是高为 50mm，宽为 300mm 的长方形，则可求得 它的抗弯截面系数为： 3 22 3 00075 . 0 6 3 . 005 . 0 6 2 12 2 m bh h bh h I W Z 则上梁的弯曲强度条件为： W Mmax max 带入数据得： MPMP W M 5573 . 5 00075 . 0 103 . 4 3 max max 则由上式可知上梁的强度满足要求，安全。 由上梁的结构可知，上梁的长为 720mm，宽为 300mm,则上梁的受力相当 于一两端固定的梁，将会产生挠度，且在梁的中心位置挠度最大。其示意图如 图 4-12 所示。 图 4-12 上梁的受力变形图 由上梁的弯曲变形图可知，上梁的最大挠度将梁的中心位置，即 O 点。 又由 4-12 可知，l=620mm，则上梁的挠曲线方程为： 2 0,43 48 22 l xxl EI Px 其中， EI Pl f EI Pl 48 16 3 2 最大挠度为： 则最大转角为： 将数值代入公式得： ，令 4 3 0001125 . 0 12 ,620210 2 . 27718m bh ImmIGPENFP a 22 mm EI Pl f rad EI Pl 6 49 33 5 49 22 108 . 5 10125 . 1 1021048 62 . 0 2 . 27718 48 1082 . 2 10125 . 1 1021016 62 . 0 2 . 27718 16 则上梁将会向上弯曲，对导柱产生弹力，上梁弯曲后，与导柱相连接的孔 底部中心偏移的距离为： mmhs00085 . 0 1801082 . 2 sin30sin 05 由装配图上配合可知，上梁允许的最大偏移为 0.03mm,远大于实际的偏移， 但如果孔的配合值小于实际的偏移值时，就会对导柱产生弹力，影响活动、梁 的上下移动。为了提高其弯曲刚度，可采取了改善梁的结构形式，减小弯矩的 数值的方法。具体的做法就是沿上梁长的方向焊接了两钢板，这样将进一步减 小上梁在中心位置的挠度。减小上梁对导柱的弹力。 4.4 油缸的选取 4.4.1 压紧缸的选取 通过压紧力的计算，上梁和活动梁的确定，可以用来选取压紧缸的型号和 相关的尺寸。由于任务书中要求所选用的压紧缸公称压力为 50KN，压紧缸内 径为 80mm，则根据压紧缸可求得系统压力为： MP mm KN S F P95 . 9 2 80 50 2 则要求压紧缸的工作压力大约为 10MP，查机械设计手册则可选用 冶金设备用标准液压缸，该系列的液压缸的最大压力为 16MP。通过对前面上 梁，活动梁以及折弯机的工作原理可知，所需的压紧缸要求倒置于上梁之上， 则要选用的油缸应头部带法兰，以便能够固定在上梁上，则由冶金设备液压缸 技术规格，当缸径为 80mm 是，选速度比为 1.46，则活塞杆的直径为 45mm， 此时推力为 80.42 KN,拉力为 54.98KN，均达到系统需要的要求，又由技术规 格可得，该液压缸在上述参数下的最大行程为 330mm，又由任务书可知，要 求活动梁与工作台的距离为 100mm，而上梁与活动梁之间的距离为 80mm, 活 23 塞还要穿过上梁，则由液压缸行程参数系列选压紧缸的行程为 250mm，由头 部带法兰型液压缸的安装尺寸可知：当缸径为 80mm 时：ZB=260mm；则液 压缸的实际长度为 ZB 与行程 s 之和即为 260+250=510mm，又由压紧缸的外 形尺寸可得：A=45mm，且内螺纹的为 M332 ，但外螺纹 M332 不在螺纹的 优先系列内，因此将活塞杆上该段长度去掉，重新钻孔攻丝，选为 M30 的内 螺纹，安装时使活塞杆紧靠活动梁，然后用内六角圆柱头螺钉 M3070 从活动 梁的下方使用螺纹连接。而头部的方型法兰，宽为 190mm，高为 32mm，且 在法兰的四角有中心相距为 155mm 的四个直径为 17.5mm 的光孔。这样可选 用四个 M1650 的内六角圆柱头螺钉用来固定在上梁之上。则选用的压紧缸适 用于-400+800C 的液压油、机械油和乳化液等介质。其具体的型号为：Y- HG1-E 80/45250 L F1-H L2 O Y 冶金标准液压缸； HG1 双作用活塞杆的第一种类型； E 压力级代号，此处表压力为 16MP； 80 缸径，用 AL 表示， mm； 250行程，用 MM 表示， mm； L 油口连接代号，L 表示螺纹连接； F1 安装方式代号，F1表示头部长方法兰； H 附加装置代号，H 表示带缓冲； L2 活塞杆端结构代号，L2表示为内螺纹； O 介质代号，O 表示为液压油。 通过对压紧缸的型号以及具体的尺寸的确定，使得在折弯过程能够压紧零件 且保压，直到将零件折弯。 4.4.2 折弯缸的选取 通过折弯力的计算，以及折弯机构的确定，可知选用的折弯缸应为双作用 的油缸，又由任务书可得，折弯缸的内径为 63mm，公称压力为 30KN，则可 由此求得折弯系统的压力为： MP mm KN S F P63 . 9 2 63 30 2 24 则要选的系统压力与压紧缸相同，因此也可选用冶金设备用标准液压缸系 列，由于折弯缸的尾部要固定在底座的平台上，则要求折弯缸的尾部带耳环， 而折弯缸的另一端则通过耳环与推板相连，当油缸的活塞杆伸出时推动推板绕 其中心转动，在转动时，由于折边板固定在推板上，且在初始位置，折边板的 上平面与零件的下平面重合，则折边板也会随着推板一起转动，且在转动时， 折边板的上平面始终与零件的下平面重合，这样就保证了在折弯过程之中始终 有一个垂直于零件的力作用在上面。同时又由于折