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1、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21
2、2.15 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254.1.1压紧缸载荷分析并选定压紧缸缸径254.1.2计算切头缸载荷并选定切头缸缸径。264.1.3计算抓紧缸载荷并选定抓紧缸缸径274.1.4分析摆动缸载荷并选定摆动缸缸径294.1.4计算转动缸载荷并选定转动缸缸径294.1.6分析移位缸载荷并选定移动缸缸径304.2运动设计计算304.2.1确定切头刀具工作角度：314.2.2确定齿轮齿条模数及齿轮齿数314.2.3计算抓紧机构转位角度314.2.4计算转位缸行程并选定标准行程324.2.4计算切头缸工作行程并选定
3、标准行程324.2.6分析压紧缸工作行程并选定压紧缸标准行程334.2.7选定抓紧缸标准行程334.2.8选定切头机构移动缸标准行程334.2.9计算切头机构摆动缸并选定标准行程334.2.10选定抽芯缸标准行程344.2.11选定定位缸标准行程34设计总结34参考文献35穹管机资料文件夹大轴A3AutoCAD图形传动部图AutoCAD图形214KB大致参数Word2007文档14KB立式液压驱动数控滚弯机机械系统设计MicrosoftWord文档大齿轮A3AutoCAD图形70KB大轴后端盖A3AutoCAD图形47KB挡料轴A3AutoCAD图形45KB驱动图AutoCAD图形261KB小
4、轴承座A3AutoCAD图形46KB小轴套A4AutoCAD图形41KB全套图纸，加174320523各专业都有第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
5、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1,1-2）,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.D1.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
6、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。夹紧块夹紧块弯管模弯管模HJ式招滚图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
7、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)8%r2t4rjM=+33p其中q为弹性应力r为管材内径t为管材壁厚外为屈服应力P为中性层的弯曲半径M=8*3罕2a+4*号2。8*2*26420N.m33*952.3 电机选取由经验选取弯管机
8、的弯管速度为8rmin则有P=M*/=2346*赵且2KW(2-2)60由工作功率为2KW所以电机功率P=(2-3)3%小、%、%、小、%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、Z=O.97、%=0.98则2P=25KW0.96*0.9*0.994*0.97*0.98,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960rmin为宜。故选用电机的型号为YEP132S-6,其基本性能如表2.1
9、表2.1YEP132-6的主要性能参数型号功率满载时堵转转矩哥大转达矩静制动转达矩不小于空我制动时间不大于噪声转速电流效率功率因数YEP132S-63KW960rnin8.8A77%0.672.22.229.4NmO.4/s71/db电机的主要安装尺寸如下B图2-2型号ABCDEFGHI1.YEP-132S-6280140893880315216132210515表2.2电机的安装尺寸单位（mm）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N尸960rmin,而弯管机的速度初拟为N1.8rmin所以总传动比=N1N5=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
10、单付齿轮的传动比为广8O便拟定取齿轮传动比g=3,则蜗轮蜗杆的传动比q=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z1,为相邻两轴间的传动比；小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（rmin）；（1）各轴转速电机轴转速Nm=960r/minNQAO(2-4)蜗轮小轴端Ni=-=-=384r/minio2.5蜗轮大轴端N2=24r/min116小齿轮转速N3=N2=24r/minN24大齿轮转速N
11、4=1.=8r/min1.3工作台转速Ns=N4=8r/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*T7oi=3*71=3*0.96=2.88KW(2-5)蜗轮大轴输入功率齿轮小轴输入功率P2=Pi2=Pi*%=2.88*0.9=2.59KWP3=P2*=P2*/3=2.59*0.99=2.56KW齿轮大轴输入功率工作台输入功率（3）各轴输入转矩电机输出转矩蜗轮小轴输入转矩蜗轮大轴输入转矩齿轮小轴输入转矩齿轮大轴输入转矩工作台输入转矩P4=P3=P3*7724=2.56*0.972=2.4IKWPv=p1*745=Pi*724*z75=241*0972*098
12、=222w=9550*=9500*=29.84Nm(2-6)Nm9607；=7；*Z1*771=29.84*2.5*0.96=71.62Nm=*z2*72=7162*16*0.9=1031.27Nmn=(*%=1031.27*0.99=1020.96Nm7；=*z724*3=1020.96*3*0.972=2881.86N-mZf*心=2881.86*0.972*0.98=2657.31Nm2.5 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4=100mm皮带速度验算八口工=叁g.03(2-7)60*10006
13、0*1000所以5vu120Z=其中取=00.97KW17=0.11KWKa=0.96K1.=O.99可得z(0.970.11)*0.96*0.99=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T2=1031.27N-ID蜗轮小轴输入功率P=2.88KW传动比z=16所以选用蜗轮蜗杆的型号为CWS-125JB/T7935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-12516750rmin125mm7.78IKW1400Nm2.7 联轴器
14、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=1020.96Nm且蜗轮蜗杆的蜗轮轴径为55mm故选用Z1.4联轴器，其型号为Z1.4re55xil2GB5015-1985“55X84其主要尺寸及参数如表2-3表山2-3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)Z1.41600400040,45,50,5511284158890.0461
15、4.82.8 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32912608517161434.5KN4000rmin0.24kg329189012523221977.8KN3200rmin0.79kg2.9 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
16、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=Io3126现在取A=I154115*yl=54.54mmdA=55mm/2414115*行-=77.09mm4=85mm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1.=84mm又因轴段长度比1.要短些故取1.l为82mm,且轴径与半联轴器直径一样取dl=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
17、距离1.2=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23m11b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。查得键的截面为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H7n6;同样，半联轴器与轴
18、的联接，选用平键为16mm*10mm*70mm,半联轴器的配合为H7k6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*45。轴上载荷的计算与轴的校核T=1020.96Mn3(2-13)2二2*1020.96*1*486N或420costan20=4861*-=1794Ncos9.7(2-14)(2-15)Fa=/;*tan/7=4861*tan9.70=830,9N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=221mm,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M11、Mz、M的值如表2-5表2-5载
19、荷水平面H垂直面V支反力F7w=2430.5NFnh2=2430.5Nf；VI=1005.7N=794N弯矩MMh=268570N/mmMy1.lll129N/mmMv2=87734Nmm总弯矩M1=290653N/mmM2=282536N/mm扭矩TT3=I020960Nmm轴的弯矩图:FQFa图24FNH2MhFNV2MvMT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caJm：+()2_J29O6532+(0.6*1020960)2W0.1*603=31.39Mpa(2-16)前己选定轴的材料为45钢，调质处理，可得J=60Mpa因此,J,故安故小轴的结
20、构尺寸如图2-5图25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,2T*1031ZhldJp(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e=0.70.8,现取0=0.8花键的齿数z=8花键齿侧面工作高度=2必68-622=3mm(2-18)齿的工作长度=80mm花键平均直径d,n=68+622=60mm(2-19)故有OP=2*2657*1()30.75*8*3*80*65=56.77
21、Mpa2=170mm则小齿轮厚取bi=175mm验算齿轮，由二二2*1020.96*C71du140N(2-26)KFX二83.26N三100Nmm合适bl(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，而釉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MlO的内六角螺钉来紧固轴的前后端盖及轴
22、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2T0大轴后端盖图2T1大轴承座图2-14小轴前端盖图2-13小轴后端盖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215,2-16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
23、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1.1=280mm取壁至电机脚的空间长度1.o=90mm取壁到大飞轮的空间长度1.2=IlOmm壁摩取b=10mm又因盖板要比壁凸出以便于与壁配合bo=10mm故盖板长度1.=2*b()+2*b+1.2+1.0+1.12+2+a=1024.6mm取1.=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
24、=420mm则B=B1+B2+d5=100+160+420=680mm则得盖板尺寸车B*1.*h=680*1025*20(mm)结合其它结构需要，故其结构及尺寸如图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Iomm,尺寸为B*1.*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hl=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
25、，故在两侧多加二个钢板以增加机身的强度。侧板的尺寸B*1.*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2011u的小钢板，尺寸B*1.*h=80*80*20(1111n)机身的基本尺寸及其结构如图2-17图2-172.15 鸾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SOlidWOrk
26、s,驱动为液压泵，马达实际流量l-16Umin,三个辑的输出件为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,辐轴直径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
27、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号钢轴径挡料轮架采用45号钢尺寸为轴承采用深沟滚子轴承键采用45号钢其尺寸为挡料座采用45号钢其尺寸为螺纹杆采用45号钢其尺寸为手轮的尺寸为轴盖采用45号钢其尺寸为Di=20minB*1.*
28、h=80*84*100(mm)B*D*d=7*32*20B*1.*h=4*6*40(mm)B*1.*h=100*190*95(mm)d*1.=16*145(mm)d*D=12*100(mm)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工件受力分析如图41。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B，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
29、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N,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900QC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900oC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900CC时的剪切强度=7kgfmm2而无6OSi2Mn在900C时的抗剪强度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=44-48kgfmm26OSi2Mn在常温下的抗剪强度=72kgfmm2,类比来求6OSi2Mn弹簧钢板在90
30、0CC时的抗剪强度T9ooc,折换系数k=4472=0.6111,则9008C=7k=70.6111=11.444kgfmm2又根据设计参数知：加工的钢板弹簧工件最大截面积Anm=I40Omm2,由此计算出切断工件所需的最大剪切力PmaXF,max=Amax9008C=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F11=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816Mpa）以后各油缸定工作压力同此原则。因切头缸
31、推力较大，定其工作压力为P=I6Mpa由公式D=j4Enil/C口计算出油缸的缸径（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P17262.初定油缸时SZt=mvd=0.941X1=0.94用公式求出切头缸缸径D,则D=4nax77zP11=(41400003.140.9416)修=112.12mm查机械设计手册第四卷P17247表17-62,取切头缸缸径D=IlOmm（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Ni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
32、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Nl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Nz的作用下，同样能产生塑性变形，发生弯曲。因而可以理解为Nz产生的弯矩M=N21.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Mmn=/AyGdA假定工件受力如图43。图4-3查材料力学下册P316例18-3公式：Mmin2IAysdA=Iymax=bh26加工板簧工件最大截面积如图4-4,由设计参数知:bnux=1OO
33、mmh111a=14mm图4-4因此Mni11=bh2s6=100142s/6=3740s(1)确定900高温下板簧60SiMl的屈服极限6由前计算知，60Si2Mn板簧在900C时的抗剪应力=11.44kgfmm2,因而其许用抗剪应力=11.44ss取安全系数Ss=1.4(因900高温下材料j,较小)应取自机械零件P19表2d.*.q=ss=11.441.4=17.31kgfmm2又查机械零件P20表2-4取：q=(0.60.8)b=(11.2)求出许用应力=q0.8=21.638kgfmm2求出许用应力强度b=l.lXB=1.121.638=23.8kgfmm2而b=bXss,取安全系数=
34、1.4*b=bss=23.81.4=34.7kgfmm2又查机械零件P19表24取sb=O6,则s=b0.6=34.70.6=21.42kgfmm2求出最小的弯矩Mmin3740s=374021.42=80324kgfmm又因Mmin=N21.,其中1.=140mm(由总图结构定出)：.N2=Mmin1.80324140=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Nl及压紧块反作用力N2作用，同时还受Nl对工件及工件对芯轴产生的摩擦力B及F3作用。另N2在压紧块处对工件还产生一个摩擦力Fz作用在工件上，因此抓紧机构要带动工件转位驾耳，必须满足条件：Fi
35、F2+F3其中B=NI6,Fl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6=0.6）F2=N2f2,F2同样相当于钢和热钢的滑动摩擦，取f2=0.6故NlfI工N2f2+Nf3得：N1=I148(kgf)=11240(N)(2)计算选定抓紧缸缸径由计算出的抓紧缸载荷N=11240N由公式计算出缸径的步骤方法同前D=4nax77,P11其中t=0.94,P取16MPa.D=(411240/0.94I63.14严=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
36、取决于切头机构自重，而切头机构自重估算不大于400kg,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F(Rnm+ma)由前计算知：F2=N2f2=474X0.6=344.4kgf=3374.12N而a=D2=1402=74(D为齿轮分度圆直径，由后运动计算可知)R1nax+max=40+14=64(由设计参数
37、得知)工FF2(R11m+max)a=3374.1264/74=2924.11N同前，由公式计算得出转动缸缸径D=j4Zw/.口取=0.94,P=16Mpa则转动缸的缸径：D=(42924.110.94163.14),z2=14.66mm按计算值增加10%,查机械设计手册第四卷P17-247表1762,取转动缸缸径D=32mmIIn2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400kg）,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（
38、由后运动计算知行程为40Omm）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1762,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P17247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。
39、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P17247表1762,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。4.1.1 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=30。见图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11f4,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。图4一8当工件的弯耳直径为最大很IlOO时，其需要的转位角度最大由图知o=360-120n11其中ain=arcos(40-1)40)=arcos(49/40)=12.74.皿=360120-Offlin=36012012.74
