567电动铜管弯管机策划精彩

1、2011届毕业设计（论文）说明书（论文）题目：电动铜管弯管机设计院（系）、部：学生姓名：指导教师：专 业：班 级：起讫时间：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192.1

2、3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 用电器选择与电路244.1各用电器的选择与电路设计24设计总结27参考文献28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

3、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。市而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

4、,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11、12分别是弯管原理图。图13图14二者各有优缺点：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

5、模具篦位°按管形标准样件在检验夹具上检査管形.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.Io2.2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4中"3p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)其中乞为弹性应力I为管材内径t为管材壁厚刀为屈服应力P为中性

6、层的弯曲半径8*333*2*2624*208*2*26?3*95=2420 N m2.3电机选取由经验选取弯管机的弯管速度为8r/minQ * °则有 P二M*“=2346*- «2 KW(2-2)60由工作功率为2KW所以电机功率P=?(2-3)3仍5弘、“2、“3、仏、仏分别为带传动、蜗轮传动、联轴器、齿轮、轴承的传动效 率。取7=0.96、“2=°9、3=°99、4=°97、rj5 =0.98 则2P=2. 5 KW0.96 * 0.9 *0.994 *0.97*0.98tt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

7、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 机止反的频率过大，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2.1表2. 1YEP132-6的主要性能参数型号功率満孩时堵转转矩最人转达矩静制动转达矩不小于空找制动时间不人于噪声转速电效率功邓因数YEP132S-63KW960r/min& 8A77%0. 672.22.229 4N*m0. 4/s71/db电机的主要安装尺寸如K图2-2表2. 2电机的安装尺寸单位（mm）型号ABCDEFGHILYEP-132S-62801408938

8、803152161322105152.4传动比的计算与各传动装置的运动与参数由电机转速Nf=960r/min ,而弯管机的速度初拟为Ns =8r/min所以总传动比i总=Nl/N5=120由皮带轮的传动比为14所以取皮带轮的传动比«二2.5,由于单付齿轮的传动 比为8。便拟定取齿轮传动比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it, i2f为相邻两轴间的传动比；仏，口2为相邻两轴间的传动效率；P）,已为各轴的输入功率（Kw）；A , T2-为各轴的输

9、入转矩（Nm）:Ni, N2为各轴的转速（r/uiin）:（1）各轴转速电机轴转速Nm=960 r/min蜗轮小轴端N吩曇=384论(2-4)蜗轮大轴端N2=2二卷 =24 r/mini 16小齿轮转速恥=2=24 r/min大齿轮转速N尸验二兰=8 r/minh 3工作台转速 2= N4=8 r/min（2）各轴的输入功率电机输出功率Po=3KW蜗轮小轴输入功率Pi= Po*77oi=3*7i=3*°- 96=2. 88KW(2-5)蜗轮大轴输入功率P2= P)知二 P】切2 =2 88*0. 9=2. 59KW齿轮小轴输入功率p汙 P?*23 二 P2*73=2. 59*0. 9

10、9=2. 56KW齿轮大轴输入功率P4= P叨34 二 P3*724=2. 56*0. 972=2.41KW工作台输入功率Pr= Pd*45二 P4*724*75=2. 41*0. 972*0. 98=2. 22KW（3）各轴输入转矩电机输出转矩% =9550骨=9500唸=29.84N m(2-6)蜗轮小轴输入转矩7；=* *7, =29. 84*2. 5*0. 96=71. 62 N m蜗轮大轴输入转矩7； =T1*t2*?72=71. 62*16*0. 9=1031. 27 N m齿轮小轴输入转矩T3=T2 *773=1031. 27*0. 99=1020. 96 N m齿轮大轴输入转矩

11、7；=r3*zz24*/3=1020. 96*3*0. 97*2881. 86 N m匚作台输入转矩T5=T4 *7724*775=2881. 86*0. 972*0. 98=2657. 31 N m2.5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,故定小带轮直径为皮带速度验算/rd几3.14*100*960u =5.0360*1000 60*1000所以 5<<=20所以此带轮合格(2-7)则从动轮d2=i2 ,=100*2.5=250 mm初选Lda = 1600mm则有a=A+ Ja'_B(2-8)其

12、中厶曲 兀(1 + 2)_1600 3.14(100 + 250) 8 =262.63 (2-9)所以B冲屮皿a=26263+ V262.632 - 2812.5 =519.6 mm主动轮包角a = 180° -邑二刍 *57.5 = 180° -25°100 *57.5°(2-10)a519.6= 163.5° >120°带的根数気+g)K“K<(2-11)其中取 P；1=00.97KWafTj=o.hkwKa =0.96K,=099表23联轴器的主要参数未标单位（nrni）可得取z=3(0.97 + 0.11)*0.9

13、6*0.99=2.922.6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T2 =1031. 27 Nm蜗轮小轴输入功率P|=2.88 KW传动比i = 16所以选用蜗轮蜗杆的型号为CWS-125 JB/T 7935其基本性能如表2-2表2-2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 N m2.7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

14、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73=1020.96 Nm则 d4> 15=54.54 mm且蜗轮蜗杆的蜗轮轴径为55mm故选用ZL4联轴器,其型号为ZL严55X112丿 Q55X84GB50151985其主要尺寸及参数如表2-3型号许用转矩N许用转 速 r/min轴孔直径轴孔长度外径凸圆厚度转动惯量（kg n?）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。目轴承受力

15、不大，转速也较低，故可选用圆锥滚子轴承，旦可选 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表皿2-4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川为轴的转速，r/minA由轴的许用切应力所确定的系数，其值可取A=103 126现在

16、取A=115取 dA =55mm=77.09mm取 d5 =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dl=55mmo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=10nun,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1

17、75mm,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 18nun,其直径为60mmo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。査得键的截面为b*h=18*ll 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。滚动承与轴的周向定位是借过渡配合 来保证

18、的，此处选轴的直径尺寸公差为n6。取轴端倒角为2*45°。轴上载荷的计算与轴的校核T =1020.96/Vw(2-13)至？1020.96询=861 Nd5420COS0皿曲=1794 N(2-14)(2-15)Fa = 7; * tan /? = 4861 * tan 9.7° =830. 9 N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沪221 mm,从轴的结构图以及弯矩各扭矩图中可以看出截而C是危险截面。现将计算出的截面C处的Mh、Mv > M的值如表2-5表2-5载荷水平面H垂直面V支反力F产2430. 5N Fnh1 =2430. 5NFNVi

19、=1005. 7N V2=794 N弯矩MMh =268570 N/mmMy产111129 N/mm Mv2 =87734N/nun总弯矩A/二290653 N/iuui M严282536 N/nuii扭矩TT3=l 020 960N/mm轴的弯矩图:Ft图24进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截而（即危险截面C）的强度。则由0.1*603兮洛：(财=(290653：$丁2096。)萬aMpa(2.16)前已选定轴的材料为45钢，调质处理，可得(r_I=60Mpa因此aca<a_x,故安全故小轴的结构尺寸如图2-5B - B图2-5nj0由于大轴的结构设计与计算大部分与小轴类

20、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a=<ap(2-17)(pzhldm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=0.8花键的齿数 z=8花键齿侧面工作高度力二学2h = 68-6 =3mm(2-18)齿的工作长度/=80mm花键平均直径7 D + ddm=m 2(2-19), 68 + 62 “一 =60mm2*2657*1()3故有勺=0.75咛3*80*65 *77阴冃0(M40Mpa

21、 (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26B - B2.10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432挣呼旬（2-21）式中取载荷系数K,=l. 3取小齿轮传递的传矩7；=1020. 96 Nm取齿宽系数0=1査得材料的弹性影

22、响系数Z£=189. 8MPaA/Pa,/2大齿轮的接触疲劳强度极限r2=550Mpa；小齿轮的接触疲劳强度极限er, =600Mpa 各取值代入公式则得du 13. 9 mm由于小齿轮直径为55mm而为了达到2*di故取d”=140mm所以齿轮中心矩(2-22)a > (l + i) =(1 + 3)=280 mm2 2初步定a =2800=10°,贝0z2=< zf=69一般z. =17-30, 0 = 8° 15°初选 z产23,2a cos p©+勺2 *280 cos 10°23 + 69=5. 99(2-23)

23、m=6屮空込91.9m6(2-24)取则按z2=i z.可得则zx + z2 =92=23 ,2=692a(2-25)则小齿轮J,r"cos140,00大齿轮必益=420.0。则齿厚b-(pddXt-. 2*140=168 mm取大齿轮厚/?2=170mm则小齿轮厚取t=175mm验算齿轮，由 百=经=2*1()2().96*03二4571 N4140邑匚=83. 26N/mm<100N/mm 合适 bl大、小齿轮的结构及尺寸如图2-7, 2-8(2-26)(2-27)3x45-17fi图2-7大齿轮in3x45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好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