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内容简介：

主要为机械设计部分，液压件的选型，而数控部分从简，2D最好为DWG文件，3D为solidworks，驱动为液压泵，马达实际流量1-16U/min，三个辊的输出件为3个独立的液压马达，液压泵大致功率为11KW，最大转矩3000Nm，前轮调节360-1100mm，辊轴直径105mm立式液压驱动数控滚弯机机械系统设计目 录目录1第一章 绪论21.1 弯管机在工业中的地位和各种弯管机的性价比21.2 弯管机的基本原理与选择3第二章 弯管机的设计42.1 工件的工艺分析52.2 计算弯曲力矩52.3 电机的选取62.4 传动比的计算与各传动装置的运动参数82.5 皮带与皮带轮的计算与选取92.6 蜗轮蜗杆减速箱的计算与选取92.7 联轴器的计算与选取102.8 轴承的选取102.9 轴的初步计算与设计及校核142.10 齿轮的计算与设计172.11 大小齿轴前后端盖及轴承座的结构设计182.12 轴套的结构设计192.13 盖板的结构设计与计算202.14 机身的结构设计与计算212.15 弯管机的主要参数22第三章 挡料架的结构设计233.1 挡料架的结构设计 23第四章 液压系统设计244.1 动力设计计算224.1.1 压紧缸载荷分析并选定压紧缸缸径224.1.2计算切头缸载荷并选定切头缸缸径。224.1.3计算抓紧缸载荷并选定抓紧缸缸径234.1.4分析摆动缸载荷并选定摆动缸缸径264.1.4计算转动缸载荷并选定转动缸缸径264.1.6 分析移位缸载荷并选定移动缸缸径274.2 运动设计计算284.2.1 确定切头刀具工作角度：284.2.2 确定齿轮齿条模数及齿轮齿数294.2.3计算抓紧机构转位角度294.2.4计算转位缸行程并选定标准行程304.2.4计算切头缸工作行程并选定标准行程304.2.6分析压紧缸工作行程并选定压紧缸标准行程314.2.7选定抓紧缸标准行程314.2.8选定切头机构移动缸标准行程314.2.9计算切头机构摆动缸并选定标准行程324.2.10选定抽芯缸标准行程324.2.11选定定位缸标准行程33设计总结34参考文献35第1章 绪 论1.1 弯管机在自工工业中的地位和各种弯管机的性价比：现今工业发达，无论是哪一种机器设备、健身器材、家具等几乎都有结构钢管，有导管，用以输油、输气、输液等，而在飞机、汽车及其发动机，健身器材，家具等等占有相当重要的地位。各种管型品种之多、数量之大、形状之复杂，给导管的加工带来了不少的困难。对于许多小企业，家庭作坊，或者大企业中需要配管的场合，如工程机械上的压力油管，机床厂的液压管道发动机的油管健身器材的弯管等等，这些场合可能不需要功能全的弯管机，且加工的管件的难度不高，简易手动型的弯管机很可能适应。这系列弯管机采用手动夹紧，机械弯曲，机器结构简单，控制元件极少，因此价格上比较容易被用户接受。市面上现有的自动弯管机大多数是液压的，数控的(如图1-1,1-2)，也有机械传动的，但它们的占地面积较大(长度在2.54m之间)，价格昂贵(25万元人民币或更多)，然而大多数用户都需求是是小占地面积小价格便宜使用方便的自动本设计便是朝这方面的用途方面设计的自动弯管机，设计出一种价格便宜,占地面积少,使用方便的自动弯管机（长0.9M，宽0.8M，高1.1M，价格9000元人民币左右），并着手对弯管机的性能更进一步的强化，使其能弯曲不同口径或不同的钢型、采用制动电机以提高弯曲机的弯曲精度。大大的简化了电器控制系统，方便操作。 液压弯管机1-1 数控弯管机1-21.2 弯管机的基本原理与选择弯管机的弯曲原理,在普通情况下有以下二种情况，即滚弯式与缠绕式。如下图1-1、1-2分别是弯管原理图。 图 1-3 图 1-4二者各有优缺点：缠绕式主要用于方管的弯曲其结构复杂，而滚弯式主要用于圆管弯曲也可用于方管弯曲但没有缠绕式好，但结构简单。故本弯管机采用滚弯式。弯管的步骤大致是： 1.留出第1段直线段长度，并夹紧管子。 2.弯曲。 3.松开夹紧块，取出管子，使模具复位。按管形标准样件在检验夹具上检查管形，并校正。4.重复第1步，直至弯完管子为止。第二章 弯管机设计2.1 工件工艺分析此工作件采用的直径为30mm,厚为2mm的无缝钢管做为弯管件，材料为10号钢，其最小弯曲半径为60mm,而弯曲件的弯曲半径为100mm，固其符合加工工艺性。弯管件要求不能有裂纹，不能有过大的外凸,不能有皱纹。其工件如图2-1,2-1.1。 图 2-1 图 2-1.12.2 计算弯曲力矩由弯管力矩公式 由于弯管时弯曲半径越小所用的力矩越大，故以钢管在最小半径弯曲时的力矩来做为管的弯曲弯力矩。其式如下2-1 (2-1) 其中 为弹性应力r为管材内径t为管材壁厚为屈服应力为中性层的弯曲半径=2420 Nm 2.3 电机选取由经验选取弯管机的弯管速度为8r/min则有 P=M*=2 KW (2-2)由工作功率为2KW 所以电机功率P= (2-3)、分别为带传动、蜗轮传动、联轴器、齿轮、轴承的传动效率。取=0.96、=0.9、=0.99、=0.97、=0.98则P=2.5 KW由于弯管机需要弯多种型式的钢型，固选用较大功率的电机以使弯管机能够适用更大的弯曲范围，又由于弯曲机需要固有制动功能故选用配有制动功能的电机，且电机正反的频率过大，所以电机转速不宜过大，现取电机的转速为960r/min为宜。故选用电机的型号为YEP132S-6，其基本性能如表12.1 表2.1YEP132-6的主要性能参数型号功率满载时堵转转矩最大转达矩静制动转达矩不小于空载制动时间不大于噪声转速电流效率功率因数YEP132S-63KW960r/min8.8A77%0.672.22.2294Nm04/s71/db 电机的主要安装尺寸如下 图2-2 表12.2 电机的安装尺寸 单位（mm）型号ABCDEFGHILYEP-132S-6280140893880315216132210515 2.4 传动比的计算与各传动装置的运动与参数由电机转速N1=960r/min ，而弯管机的速度初拟为N5 =8r/min所以 总传动比 =N1/N5=120由皮带轮的传动比为14 所以取皮带轮的传动比=2.5，由于单付齿轮的传动比为18 。便拟定取齿轮传动比=3,则蜗轮蜗杆的传动比=16,蜗轮的传动比不大这有利于提高蜗轮的寿命。为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率）。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为1轴、2轴以及, 为相邻两轴间的传动比；， 为相邻两轴间的传动效率；P1，P2 为各轴的输入功率（Kw）；T1 ,T2 为各轴的输入转矩（Nm）；N1 ,N2 为各轴的转速（r/min）；（1） 各轴转速电机轴转速Nm=960 r/min蜗轮小轴端N1=384 r/min （2-4） 蜗轮大轴端N2=24 r/min 小齿轮转速 N3= N2=24 r/min 大齿轮转速N4=8 r/min工作台转速N5= N4=8 r/min（2） 各轴的输入功率电机输出功率 P0=3KW蜗轮小轴输入功率 P1= P0*=3*=3*0.96=2.88KW （2-5）蜗轮大轴输入功率 P2= P1= P1*=2.88*0.9=2.59KW齿轮小轴输入功率 P3= P2*= P2*=2.59*0.99=2.56KW齿轮大轴输入功率 P4= P3= P3*=2.56*0.972=2.41KW工作台输入功率 = P4*= P4*=2.41*0.972*0.98=2.22KW（3） 各轴输入转矩电机输出转矩 =9550*=9500*=29.84 Nm （2-6）蜗轮小轴输入转矩 =*=29.84*2.5*0.96=71.62 Nm蜗轮大轴输入转矩 =*=71.62*16*0.9=1031.27 Nm齿轮小轴输入转矩 =*=1031.27*0.99=1020.96 Nm齿轮大轴输入转矩 =*=1020.96*3*0.972=2881.86 Nm工作台输入转矩 =*=2881.86*0.972*0.98=2657.31 Nm2.5 皮带轮与皮带的计算与选择由电机转速与功率，确定了采用普通A型皮带作为传动带。由A型带的小带轮最小直径为70mm，故定小带轮直径为=100mm皮带速度验算=5.03 （2-7）所以5带的根数 z= (2-11)其中取 =00.97KW=0.11KW=0.96=0.99可得 z=2.92取z=32.6 蜗轮蜗杆减速箱的计算与选择因为蜗轮蜗杆的安装为蜗杆在蜗轮的侧面所以选用CWS型的蜗轮蜗杆减速器，又因为 蜗轮大轴输入转矩 =1031.27 Nm蜗轮小轴输入功率 P1=2.88 KW传动比 =16所以选用蜗轮蜗杆的型号为1 CWS-125 JB/T 7935其基本性能如表2-2 表12-2 蜗轮减速器的主要友参数型号公称传动比转速中心距额定输入功率额定输出转矩CWS-12516750r/min125mm7.781KW1400 Nm2.7 联轴器的计算与选择由于此联轴器承受的力矩相对较大，且顾及性价比轴孔径的配合关系且弹性柱销齿式联轴器的结构简单，制造容易，不需用专用的加工设备，工作是不需润滑，维修方便，更换易损件容易迅速，费用低，因此选用弹性柱销齿式联轴器。由于 =1020.96 Nm且蜗轮蜗杆的蜗轮轴径为55mm 故选用ZL4联轴器，其型号为 ZL4GB50151985其主要尺寸及参数如表2-3 表12-3联轴器的主要参数 未标单位（mm）型号许用转矩Nm许用转速r/min轴孔直径轴孔长度外径凸圆厚度转动惯量(kgm2)重量(Kg)ZL41600400040,45,50,5511284158890.04614.82.8 轴承的选择由于弯管机需要一个平稳的平台且轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故不能选用深沟滚子轴承。且轴承受力不大，转速也较低，故可选用圆锥滚子轴承，且可选取外径较小的以使空间更紧凑和降低成本。选用32912和32918二种圆锥轴承。其主要参数及基本尺寸如表2-4 表12-4轴承的主要参数 未注单位（mm）型号小径外径厚度内圈厚度外圈厚度额定载荷极限转速重量32912608517161434.5KN4000r/min0.24kg329189012523221977.8KN3200r/min0.79kg2.9 轴的初步计算与设计及校核初步计算轴径选取轴的材料为45钢，调质处理。 (2-12)P为轴所传递的功率，KW为轴的转速，r/minA由轴的许用切应力所确定的系数，其值可取A=现在取A=115则 =54.54 mm取 =55mm则 =77.09mm取 =85 mm为了满足半联轴器的轴向定位要求，故在轴与联轴器相接间需制出一个轴肩，由于半联轴器的连接长度为L=84mm又因轴段长度比L要短些故取L1为82mm，且轴径与半联轴器直径一样取d1=55mm。轴肩后却是齿轮段，于是轴承的关系故取d2为60mm，取轴承端盖的总厚度为42mm（由箱体及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离L2=10mm，由于轴承是由轴承座支撑住的，故取轴承座的高厚为25mm，取齿轮与轴承座之间的距离为15mm由于齿轮的宽度为175mm，齿轮左端需制出一个轴肩，由齿轮与轴承座之间的距离为15mm且轴承座与轴承之间的距离相差为8mm，则此轴肩的长度为23mm，又因为轴承的厚度为17mm则轴肩之至左端要比轴承的厚度要长一点，取18mm，其直径为60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。查得键的截面为 b*h=18*11键槽用键槽刀加工，长为160mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为16mm*10mm*70mm，半联轴器的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为n6。取轴端倒角为2*450。轴上载荷的计算与轴的校核=4861 N (2-13)=1794 N (2-14)=830.9 N (2-15)由轴的结构尺寸及安装条件可知，作为得支梁的轴的支承跨距a=221 mm，从轴的结构图以及弯矩各扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将计算出的截面C处的、的值如表2-5 表2-5载荷水平面H垂直面V支反力F=2430.5N =2430.5N=1005.7N =794 N弯矩M=268570 N/mm=111129 N/mm =87734N/mm总弯矩=290653 N/mm =282536 N/mm扭矩T=1 020 960N/mm轴的弯矩图:图2-4进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。则由=31.39Mpa (2-16)前已选定轴的材料为45钢，调质处理，可得=60Mpa 因此，故安全故小轴的结构尺寸如图2-5 图2-5由于大轴的结构设计与计算大部分与小轴类同。故在此，类同的省略，且经验算此轴也为安全轴。由于轴不是与半联轴器相连，而是与工作台即弯曲模。由于转矩较大且要求工作台要较为平稳及误差小，由此轴与弯曲模的连接采用矩形花键连接。由静联接有 (2-17) 对矩形花键进行验算。 载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取=0.70.8，现取=0.8花键的齿数 =8花键齿侧面工作高度= =3mm (2-18)齿的工作长度 =80mm花键平均直径 = = =60mm (2-19)故有=56.77Mpa=100140Mpa (2-20)故此矩形花键安全另外，为了紧固弯曲模在轴上，从而在轴端钻了螺纹孔，其规格为M12-深30mm，轴的主要尺寸及其结构如下图2-6 图2-62.10 齿轮的计算与设计由于齿轮传动只有一对，为利于机器的平稳，寿命及制造方便，故选用直齿齿轮传动。此机器为一般工作机器，速度不高故选用7级精度采用锻造制造。材料选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS按齿面接角强度设计 (2-21)式中取载荷系数 =1.3取小齿轮传递的传矩 =1020.96 Nm取齿宽系数 =1查得材料的弹性影响系数 =189.8MPa大齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa； 小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa各取值代入公式则得 13.9 mm由于小齿轮直径为55mm 而为了达到2*故取 =140mm所以齿轮中心矩 =280 mm (2-22)初步定 =280一般=1730，=初选 =23，=，则=69则 m= =5.99 (2-23)取 m=6则 =91.9 (2-24)取 =92则按=可得 =23 , =69则 = (2-25)则小齿轮 =140.00 mm大齿轮 =420.00 mm则齿厚 =1.2*140=168 mm取大齿轮厚 =170mm则小齿轮厚取 =175mm验算齿轮,由 =*103=14571 N (2-26) =83.26N/mm100N/mm 合适 (2-27)大、小齿轮的结构及尺寸如图2-7，2-8 图2-7 大齿轮 图2-8 小齿轮2.11 大小齿轴前后端盖及轴承座的结构设计考虑到综合性能故都采用45号钢，由于轴主要是由钢板支撑，但由于钢板不能选用太厚，而轴承的厚度又是过厚故采用加入轴承座用螺钉紧固于钢板从而来支持轴承，从而支持轴，这样较于用轴承套焊接于钢板上或是用超厚钢板来支持轴与轴承大大的降低了成本，同时也便于安装和维修。由于受力不大所以采用四根M10的内六角螺钉来紧固轴的前后端盖及轴承承座，已经足够支撑。它的的结构及尺寸图2-9，2-10，2-11，2-12，2-13，2-14 图2-9 大轴前端盖 图2-10大轴后端盖 图2-11大轴承座 图2-12小轴承座 图2-13 小轴后端盖 图2-14 小轴前端盖2.12 轴套的结构设计由于轴套的厚度s在0.5d2.0d之间小轴轴径为60mm 故取小轴的轴套厚度为6mm大轴轴径为90mm 故取大轴的轴套厚度为8mm 轴套的材料为45钢，为能与轴与轴承之间的更好，更耐久的配合，故把轴套进行调质处理，轴套的结构其尺寸如图2-15，2-16 图2-15 大轴轴套 图2-16 小轴轴套2.13 盖板的结构设计及计算由于在盖板上需装好多零件，如行程开关，挡料架，大小齿轮轴的端盖以及用于安装定位的孔。故盖板采用厚度为20mm是45钢。此盖板的长与度主要是由电机与蜗轮蜗杆所占的空间位置所取定的，由于电机与蜗轮蜗杆的中心距 a=519.6mm 大飞轮的分度圆直径为 d2=250mm电机的安装地脚宽为 L1=280mm取壁至电机脚的空间长度 L0=90mm取壁到大飞轮的空间长度 L2=110mm壁厚取 b1=10mm又因盖板要比壁凸出以便于与壁配合 b0=10mm故盖板长度 L=2* b0 +2*b1+ +L2 +L0 + L1/2 +d2/2+ a=1024.6mm取 L=1025mm盖板的宽厚主要跟大齿轮的位置及电机各自的相互空间位置有关取齿轮端到壁的距离 B1=100mm齿轮另一端到壁的距离 B2=160同大齿轮的d5=420mm则 B=B1+B2+d5=100+160+420=680mm则得盖板尺寸车 B*L*h=680*1025*20(mm)结合其它结构需要，故其结构及尺寸如图2-16图2-162.14 机身的结构设计与计算由于机身支撑了整套机器的零件，故机身采用厚钢板及钢管焊接而成，由于机器重且机器性能要求平稳，故用地脚螺钉来紧固机器以减少机器的振动，脚板采用45钢厚10mm，尺寸为B*L*h=80*120*10（mm）用四个脚来支撑机器。支撑钢管采用20号方管钢。型号为60*60*4地脚高度取h1=80mm采用45号厚为20mm的钢板来作为底板支撑电机与蜗轮蜗杆减速箱。考虑中板与与底板是距离过及支撑齿轮的问题，故在两侧多加二个钢板以增加机身的强度。侧板的尺寸 B*L*h= 487*540*20(mm)，且在二侧有碟结配合后用薄铁板把前后面给围住。盖板与中板之间是齿轮的箱体机构，四边都采用45号钢，厚度为20mm的钢板与20号钢方管焊接而成，为让机身与盖板容易装拆，以便齿轮箱内各零件容易装拆与维修，故采用盖板与机身用螺钉连接。采用四个螺钉连接。在方管上焊接一块45号钢厚为20mm的小钢板，尺寸B*L*h=80*80*20(mm)机身的基本尺寸及其结构如图2-17 图2-172.15 弯管机的主要参数主要为机械设计部分，液压件的选型，而数控部分从简，2D最好为DWG文件，3D为solidworks，驱动为液压泵，马达实际流量1-16U/min，三个辊的输出件为3个独立的液压马达，液压泵大致功率为11KW，最大转矩3000Nm，前轮调节360-1100mm，辊轴直径105mm第三章 挡料架的结构设计3.1挡料架的结构设计 挡料架在弯管机上的作用主要是用来挡弯曲钢管时的反力，同时也具有定位的作用。 有如同夹具一般。由于本弯管机是采用滚弯式的弯管原理，故钢管与挡料轮的接触面较不大，故挡料轮的硬度不能比钢管的硬，故采用黄铜作为挡料轮的材料。挡料轮的结构主要由挡料轮、挡料轴、挡料轮架、轴承、键、轴盖、挡料座、螺纹杆、手轮等一些组成。结构设计上，由于弯管时不同型号的弯曲半径相差可能会很大，但由于 单纯在挡料轮架的调整来调整弯曲半径远远不足，故采用挡料架具有不同的定位安装位置，以增加挡料架与弯曲模的调整范围。设计了在挡料架上的调范围为50mm而在位置调整的范围可达100mm。故总调整范围有150mm。锁紧螺纹采用自锁螺纹，用手轮锁紧。滚轮主要由轴支持再结合二个滚子轴承而装于挡料轮架上，这样滚轮滚动时的滚动摩擦小有利于提高弯管的合格率。采用普通黄铜H62材料作为其直径D=100mm高度H=60mm挡料轴采用45号钢轴径 D1=20mm挡料轮架采用45号钢尺寸为 B*L*h=80*84*100(mm)轴承采用深沟滚子轴承 B*D*d=7*32*20键采用45号钢其尺寸为 B*L*h=4*6*40（mm）挡料座采用45号钢其尺寸为 B*L*h=100*190*95(mm)螺纹杆采用45号钢其尺寸为 d*L=16*145(mm)手轮的尺寸为 d*D=12*100(mm)轴盖采用45号钢其尺寸为 D*H=56*20（mm）挡料架的主要尺寸及结构如图3-1 图3-1 第四章 液压系统设计4.1 动力设计计算先根据工作条件确定各个油缸的载荷，再选定各油缸的缸径。4.1.1 压紧缸载荷分析并选定压紧缸缸径板簧在切头加工时，压紧缸压紧工件，且定位销将工件定位，工件受力分析如图4-1。图4-1由受力分析图知：在切头时，工件受力较复杂，不但受集中载荷切削力F，压紧N，支持力N1，压紧块对工件滑动摩擦力F1，及定位销对工件反作用F2作用外，还受芯轴对工件的部分分布载荷q作用。因此，以目前的我的理论知识还无法对其进行定量的计算以求出压紧力N1，因此只好以同型设备类比取压紧缸的缸径。压紧缸缸径取：D=32mm4.1.2计算切头缸载荷并选定切头缸缸径。（1）钢板弹簧工件在900C高温下进行切头加工，因而切头缸产生的推力（即切削力）应大于工件在900C下的剪切极限力。查模具设计与制造简明手册P67附表2得：40#碳素钢在900C时的剪切强度 t =7kgf/mm2而无60Si2Mn在900C时的抗剪强度 t 又查模具设计与制造简明手册P70附表1得：40#碳素钢在常温下的抗剪强度 t = 4448kgf/mm260Si2Mn在常温下的抗剪强度 t =72kgf/mm2，类比来求60Si2Mn弹簧钢板在900C时的抗剪强度t900C，折换系数k=44/72=0.6111，则t9008C=7/k=7/0.6111=11.444kgf/mm2又根据设计参数知：加工的钢板弹簧工件最大截面积Amax=1400mm2，由此计算出切断工件所需的最大剪切力FmaxFmax=Amaxt9008C=144011.444=16494.844kgf =161649.484N因此，切头缸需要的最大推力，但考虑到液压缸的自重故可取小些Fmax=Fmax=140000N（2）选定切头缸缸径考虑到油缸工作压力太高时，油缸的价格增高，同时在使用中有漏油等弊病不易解决。因此定油缸工作压力为中高压（大于8-16Mpa）以后各油缸定工作压力同此原则。因切头缸推力较大，定其工作压力为P=16Mpa由公式D=计算出油缸的缸径（以后各缸的计算同此公式）。以上公式摘自机械设计手册第四卷P17-262。初定油缸时取ht=hmhvhd=0.9411=0.94用公式求出切头缸缸径D，则D=（4140000/3.140.9416）1/2=112.12mm查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取切头缸缸径 D=110mm（由于切头架、液压缸等自重故不用放大10%，并且工程上允许偏差3%是合格的）4.1.3计算抓紧缸载荷并选定抓紧缸缸径工件在抓紧力N1作用下，绕芯轴中心线同芯轴一道转动，钢板发生塑性变形产生弯曲，此时压紧块虽然对工件无压紧力作用，但工件必然因翅曲对压紧块产生一作用力，相应地压紧块对工件产生一反作用力N2，工件越难弯曲，N2就越大。工件受力如图4-2。 图4-2现在我们可以反过来分析：假设抓紧力N1绝对能够抓紧工件，抓紧机构固定不动，工件此时相当于悬臂梁，在力N2的作用下，同样能产生塑性变形，发生弯曲。因而可以理解为N2产生的弯矩M=N2L最小应该大于板簧工件在900时屈服极限力，才能使工件产生塑性变形而弯曲。即Mmin=AyssdA假定工件受力如图4-3。 图4-3查材料力学下册P316例18-3公式：MminAyssdA=Iss/ymax=bh2ss/6加工板簧工件最大截面积如图4-4，由设计参数知： bmax=100mm hmax=14mm 图4-4 因此Mmin= bh2ss/6=100142 ss /6=3740 ss（1）确定900高温下板簧60Si2Mn的屈服极限ss由前计算知，60Si2Mn板簧在900时的抗剪应力t=11.44kgf/mm2，因而其许用抗剪应力t=11.44ss取安全系数ss=1.4（因900高温下材料ss/sb较小） ss取自机械零件P19表2-4tq=tss=11.441.4=17.31kgf/mm2又查机械零件P20表2-4取：tq=（0.60.8）s sb=（11.2）s求出许用应力s=tq/0.8=21.638kgf/mm2求出许用应力强度sb=1.1s=1.121.638=23.8kgf/mm2而sb=sbss，取安全系数ss=1.4sb=sbss=23.81.4=34.7kgf/mm2又查机械零件P19表2-4，取ss/sb=0.6，则ss=sb0.6=34.70.6=21.42kgf/mm2求出最小的弯矩Mmin3740ss=374021.42=80324kgfmm又因Mmin=N2L，其中L=140mm（由总图结构定出）N2=Mmin/L80324/140=474kgf对工件抓紧转位弯耳过程进行分析，如图4-4 图4-4由图可见，工件受抓紧力N1及压紧块反作用力N2作用，同时还受N1对工件及工件对芯轴产生的摩擦力F1 及F3作用。另N2在压紧块处对工件还产生一个摩擦力F2作用在工件上，因此抓紧机构要带动工件转位弯耳，必须满足条件： F1F2+F3其中F1=N1f1，F1相当于钢和热钢的滑动摩擦。（查机械设计手册第一卷，参考类比取摩擦系数f1=0.6） F2=N2f2，F2同样相当于钢和热钢的滑动摩擦，取f2=0.6。 F3=N1f3，F3相当于热钢在轨道上摩擦。（查机械设计手册第一卷，取f3=0.3）故N1f1N2f2+N1f3得：N1=1148（kgf）=11240（N）(2)计算选定抓紧缸缸径由计算出的抓紧缸载荷N1=11240N由公式计算出缸径的步骤方法同前D=其中ht=0.94，P取16MpaD=(411240/0.94163.14)1/2=30.71mm按计算值增加10，查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取抓紧缸缸径D=32mm4.1.4分析摆动缸载荷并选定摆动缸缸径摆动缸载荷只取决于切头机构自重，而切头机构自重估算不大于400，因此，查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取摆动缸缸径D=32mm4.1.4计算转动缸载荷并选定转动缸缸径板簧在弯耳时，转动机构受力见图46由受力分析可见，工件在弯耳时齿条的推动油缸的推力F对转动中心的力矩必须大于等于轴承摩擦力对转动中心的力矩之和，才能使抓紧机构转动实现弯耳动作，而轴承摩擦力矩很小，在此可忽略不计。即FaF2(Rmax+dmax)由前计算知：F2=N2f2=4740.6=344.4kgf=3374.12N而a=D/2=140/2=74（D为齿轮分度圆直径，由后运动计算可知）Rmax+dmax=40+14=64（由设计参数得知）FF2(Rmax+dmax)/a=3374.1264/74=2924.11N同前，由公式计算得出转动缸缸径D= 取ht=0.94，P=16Mpa则转动缸的缸径:D=（42924.11/0.94163.14）1/2=14.66mm按计算值增加10，查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取转动缸缸径D=32mm图464.1.6 分析移位缸载荷并选定移动缸缸径移位缸承受的载荷主要是因切头机构因自重在导柱导套处滑动轴承中产生的滑动摩擦载荷，而切头机构自重由估算知不大（不大于400），因而产生的摩擦载荷很小。对于移动缸选择缸径来说，载荷不是主要因素，考虑到移动缸的行程较长（由后运动计算知行程为400）因而缸径如取的太小，虽然能满足载荷要求，但活塞杆太小，压杆稳定性较差，查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取移位缸缸径：D=40mm4.1.7 分析定位缸载荷并选定定位缸缸径定位缸承受的载荷主要是定位销的重量，而定位销直径很小，长度也短，因而重量也轻。在此对载荷不作考虑。考虑到使定位机构结构紧凑，因而，查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取抓紧缸缸径：D=20mm4.1.8分析抽芯缸载荷并选定抽芯缸缸径 工件在耳型弯曲成型后，抓紧块松开，工件此时不受任何载荷。然后抽芯缸动作，将芯轴抽出，以便取出工件。因此抽芯缸载荷极小，仅为芯轴及接头的自重。但考虑到活塞杆长期在芯轴及接头自重作用下弯曲变形，因此缸径在选择时不宜太小，以免活塞杆太细。查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取抽芯缸的缸径为：D=32mm4.2 运动设计计算根据设备总体结构及各机构具体工作要求，确定各油缸工作行程及各机构运动参数。4.2.1 确定切头刀具工作角度：如果切头刀具相对工件垂直安装，对于机构总体受力效果是好的。但是由于抓紧机构要占据一定空间位置，因而如刀具相对工件垂直工作时，必然会产生切头机构与抓紧机构的相互干涉，因此，在参考同型设备后，确定切头刀具的工作角度为a=30。 见图4-7 图4-74.2.2 确定齿轮齿条模数及齿轮齿数按类比，取转位机构：齿轮齿条模数m=4，齿轮齿数z=30齿轮分度圆直径D=zm=430=140mm4.2.3计算抓紧机构转位角度抓紧机构转位过程如图4-8。 w图4-8当工件的弯耳直径为最大fmax=100时，其需要的转位角度最大由图知wmax=360120amin其中amin=arcos(40-1)/40)=arcos(49/40)=12.74wmax=360120amin=36012012.74=227.24当工件弯耳直径为最小wmin=24mm时，其需要的转位角度最小。由图示知：wmin=360120amax其中amax=arcos(12.4-1)/12.4)=arcos(11.4/12.4)=24.64fmin=360-120-24.64=214.364.2.4计算转位缸行程并选定标准行程由前取的齿轮齿条模数及齿轮齿数和前计算出的最大转位角度来计算齿条需要移动的长度（即为转位缸的行程）而齿条的移动长度应等于齿轮分度圆转动最大圆周长，则齿轮分度圆最大转动圆周长= （pDwmax）/360 =3.14140227.24/360 =297.32mm园整取转动缸最大移动行程Smax=300mm查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取转动缸标准行程：S=320mm4.2.4计算切头缸工作行程并选定标准行程当加工板簧弯耳直径为最大fmax=100mm，板料为最厚dmax=14mm时，刀具需要移动的位移即为切头缸的最大工作行程。其最大工作行程参考图4-9计算：估计取工件切头工作开始前，刀尖距工件的距离为40mm，工件切头完毕后，刀尖距切头完成点距离为10mm。由图知：刀具最大工作行程： Smax=40+10+AB/cos30 其中:AB=ED+OD+OC =Rmax+dmax+Rmaxsin30 图4-9 AB =40+14+24 =90Smax=40+10+90/cos30 =60+101.01=161.01mm 查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取切头缸标准行程为：S=200mm4.2.6分析压紧缸工作行程并选定压紧缸标准行程由设计参数知：板簧最大卷耳直径Dmax=100mm，最大板料厚度为dmax=14mm，因此加工工件最大轮廓直径Dmax=130mm,考虑到取卸工件的方便，压紧缸行程应大于130mm。查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取压紧缸标准行程为：S=200mm4.2.7选定抓紧缸标准行程鉴于设备总体结构要求：抓紧机构的高度应尽量小，以缩小切头机构的让位行程，并抓紧动作对行程并无特殊要求。查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取抓紧缸的标准行程为：S=24mm4.2.8选定切头机构移动缸标准行程因总体结构要求工件在弯耳转位时，抓紧机构转动的空间位置不会同切头机构发生干涉，因而移动缸的行程取决于抓紧机构至运动中心的高度，从设计总图上得抓紧机构自转动中心高度H为480mm。查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取切头机构移动缸标准行程：S=400mm4.2.9计算切头机构摆动缸并选定标准行程根据加工要求：工件在切头完毕后。V形块应离开芯轴，当工件最大弯耳直径fmax=100mm时，即芯轴最大直径fmax=100mm，按标准V形块结构，V形块完全离开工件的让位高度查机床夹具零件及部件国标得Hmax=21.8mm，又芯轴直径随工件弯耳规格变化而变化，根据前面的设计参数知其变动范围为Rmax-Rmin=100/2-24/2=37.4mm，因此V形块总计需移动最大位移smax=Hmax+37.4=21.8+37.4=49.3mm。根据设计总图得切头机构位置尺寸见图4-10。图4-10由图可见，摆动油缸的最大工作行程SmaxSmax=Smax460/790=49.3460/790=42.04mm查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取摆动缸标准行程:S=40mm4.2.10选定抽芯缸标准行程从设计参数知，工件最大加工宽度bmax=100mm，因而芯轴工作宽度最大为100mm。再考虑到芯轴支承长度及与活塞杆接头长度和方便地更换芯轴的空间位置，从总图上确定抽芯缸的最大工作行程Smax=300mm。查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取抽芯缸标准行程:S=320mm4.2.11选定定位缸标准行程从设计参数知：工件最大板料厚度dmax=14mm，即定位孔最大深度Hmax=14mm，因而定位缸行程应小于Hmax而大于Hmax/2。查机械设计手册第四卷P17-247表17-6-2，取定位缸标准行程：S=16mm4.3 选定各工作油缸标准型号根据前面计算分析已选定各工作油缸缸径和行程，结合各工作油缸安装形式查机械设计手册选定各工作油缸标号见下表4-11。表4-11油缸代号油缸名称缸径(D)mm行程(s)mm安装型式油缸的标准型号 R1压紧缸32200头部法兰固定GT322