1、 摘 要“BZ型板材折彎機結構設計”是生產(chǎn)中經(jīng)常用到的折彎設備，是一種對較薄的鋼板折彎的機器。本次設計的折彎機主要由自動進料機構，曲柄滑塊機構，V帶傳動機構等組成。本次設計首先調(diào)查了鋼板折彎機的研究背景及現(xiàn)況；其次，在分析設計要求及機構功能要求的基礎上提出了多種設計方案并進行對比確定本次曲柄滑塊式折彎方案；接著，對折彎機總體參數(shù)進行計算并選定了驅(qū)動電機；然后，對各裝置及主要零部件進行了詳細設計及校核；最后，應用AutoCAD制圖軟件繪制了裝配圖和主要零件圖。通過本次設計鞏固了大學所學專業(yè)知識，也掌握了普通機械的設計理論和流程，熟悉了AutoCAD制圖軟件的使用。關鍵詞：鋼板，折彎 ，曲柄滑塊機

2、構，設計AbstractBZ plate bending machine structure design is often used in the production of bending equipment, is a kind of thin plate bending machine. The design of the bending machine is mainly composed of automatic feeding mechanism, crank slider mechanism, V belt drive mechanism and so on.This desi

3、gn first investigated the research background and current status of steel plate bending machine; secondly, a variety of design scheme is proposed based on analysis of the design requirements and function requirements of the institutions and compared to determine the crank block type bending scheme;

4、then, the overall parameters of bending machine is calculated and the driving motor is selected; then, for each device and main components of the detailed design and verification; finally, application of AutoCAD drawing software to draw the assembly drawings and part drawings.Through this design to

5、consolidate the University of professional knowledge, and master the design theory and process of ordinary machinery, familiar with the use of AutoCAD graphics software.Key words: Steel plate, Bending, Crank slider mechanism, Design目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc510042454 摘 要 PAGEREF _Toc510042

6、454 h I HYPERLINK l _Toc510042455 Abstract PAGEREF _Toc510042455 h II HYPERLINK l _Toc510042456 第1章 緒論 PAGEREF _Toc510042456 h 1 HYPERLINK l _Toc510042457 1.1研究的背景及意義 PAGEREF _Toc510042457 h 1 HYPERLINK l _Toc510042458 1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 PAGEREF _Toc510042458 h 1 HYPERLINK l _Toc510042459 第2章 總體方案設計 PAGEREF

7、 _Toc510042459 h 2 HYPERLINK l _Toc510042460 2.1設計要求 PAGEREF _Toc510042460 h 2 HYPERLINK l _Toc510042461 2.1.1設計目標 PAGEREF _Toc510042461 h 2 HYPERLINK l _Toc510042462 2.1.2設計數(shù)據(jù) PAGEREF _Toc510042462 h 2 HYPERLINK l _Toc510042463 2.2方案設計 PAGEREF _Toc510042463 h 2 HYPERLINK l _Toc510042464 2.2.1方案對比分析

8、 PAGEREF _Toc510042464 h 2 HYPERLINK l _Toc510042465 2.2.2方案確定 PAGEREF _Toc510042465 h 4 HYPERLINK l _Toc510042466 2.2.3工作原理分析 PAGEREF _Toc510042466 h 4 HYPERLINK l _Toc510042467 第3章 電動機的選擇 PAGEREF _Toc510042467 h 5 HYPERLINK l _Toc510042468 3.1折彎阻力計算 PAGEREF _Toc510042468 h 5 HYPERLINK l _Toc510042

9、469 3.2電動機的選擇 PAGEREF _Toc510042469 h 5 HYPERLINK l _Toc510042470 3.2.1折彎功率計算 PAGEREF _Toc510042470 h 5 HYPERLINK l _Toc510042471 3.2.2電動機型號的選擇 PAGEREF _Toc510042471 h 7 HYPERLINK l _Toc510042472 第4章 主要構成件設計與校核 PAGEREF _Toc510042472 h 8 HYPERLINK l _Toc510042473 4.1 V帶傳動設計 PAGEREF _Toc510042473 h 8

10、HYPERLINK l _Toc510042474 4.1.1 V帶的基本參數(shù) PAGEREF _Toc510042474 h 8 HYPERLINK l _Toc510042475 4.1.2帶輪結構的設計 PAGEREF _Toc510042475 h 10 HYPERLINK l _Toc510042476 4.2傳動軸的設計與校核 PAGEREF _Toc510042476 h 10 HYPERLINK l _Toc510042477 4.2.1尺寸與結構設計計算 PAGEREF _Toc510042477 h 10 HYPERLINK l _Toc510042478 4.2.2強度校

11、核計算 PAGEREF _Toc510042478 h 11 HYPERLINK l _Toc510042479 4.3曲柄滑塊機構設計 PAGEREF _Toc510042479 h 13 HYPERLINK l _Toc510042480 4.3.1曲柄滑塊機構的運動分析 PAGEREF _Toc510042480 h 13 HYPERLINK l _Toc510042481 4.3.2曲柄滑塊機構的受力分析 PAGEREF _Toc510042481 h 16 HYPERLINK l _Toc510042482 4.3.3曲柄軸的設計 PAGEREF _Toc510042482 h 19

12、 HYPERLINK l _Toc510042483 4.3.4曲柄軸的校核 PAGEREF _Toc510042483 h 21 HYPERLINK l _Toc510042484 4.4標準件的選擇與校核 PAGEREF _Toc510042484 h 21 HYPERLINK l _Toc510042485 4.4.1軸承 PAGEREF _Toc510042485 h 21 HYPERLINK l _Toc510042486 4.4.2鍵 PAGEREF _Toc510042486 h 22 HYPERLINK l _Toc510042487 4.5自動送料機構設計 PAGEREF _

13、Toc510042487 h 23 HYPERLINK l _Toc510042488 4.5.1托輥的設計 PAGEREF _Toc510042488 h 23 HYPERLINK l _Toc510042489 4.5.2托輥軸的設計與校核 PAGEREF _Toc510042489 h 24 HYPERLINK l _Toc510042490 4.6底座機架的設計 PAGEREF _Toc510042490 h 29 HYPERLINK l _Toc510042491 4.6.1機架的選擇與設計 PAGEREF _Toc510042491 h 30 HYPERLINK l _Toc510

14、042492 4.6.2機架連接螺栓的校核 PAGEREF _Toc510042492 h 30 HYPERLINK l _Toc510042493 總 結 PAGEREF _Toc510042493 h 32 HYPERLINK l _Toc510042494 參考文獻 PAGEREF _Toc510042494 h 33 HYPERLINK l _Toc510042495 致 謝 PAGEREF _Toc510042495 h 34第1章 緒論1.1研究的背景及意義隨著對高產(chǎn)、高效工作的要求，近年來折彎機的技術發(fā)展日新月異。為了滿足工作需求，母線的可加工尺寸也越來越大，折彎機的功率也越來越

15、大。二是控制系統(tǒng)日趨完善。折彎機控制功能逐步齊全，可靠性不斷提高。折彎一般采用沖壓技術完成，沖壓是利用沖壓模在沖壓設備上對板料或熱料施加壓力，使其產(chǎn)生塑性變形或分離，從而獲得所需要形狀和尺寸的零件的一種壓力加工方法。沖壓通常是在常溫下對材料進行冷變形加工，且主要采用板料來加工所需零件，所以也叫冷沖壓或板料沖壓。沖壓是材料壓力加工或塑性加工的主要方法。沖壓模具是沖壓生產(chǎn)必不可少的工藝裝備。折彎機結構日趨完善和簡便，能簡化制造工藝、縮短制造周期、降低生產(chǎn)成本，在工業(yè)生產(chǎn)中取得了顯著的經(jīng)濟效益。對提高新產(chǎn)品的開發(fā)速度，促進生產(chǎn)的發(fā)展有著非常重要的作用。1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀常用折彎折彎機，按驅(qū)動方式分

16、類，常用的折彎機有如下三種：（1）機械折彎機它采用曲柄連桿滑塊機構，將電勸機的旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)榛瑝K的往復運動。只要保證傳動系統(tǒng)和工作機構有足夠的剛度與精度。就能使工件具有相當高的尺寸重復精度。它的每分鐘行程次數(shù)一般較高，維護簡單，但機構龐大，制造成本較高，故多半用于中、小件折彎。（2）液壓折夸機它采用油泵直接驅(qū)動。由于液壓系統(tǒng)能在整個行程中對板料施加全壓力，過載時能自動保護，易于實現(xiàn)自動控制，因此液壓折彎機是現(xiàn)代最常見的折彎機。一般它采用兩個豎直油缸推動滑塊運動。為保證滑塊在運動過程中不產(chǎn)生過大的偏斜，還設有同步控制系統(tǒng)。（3）氣動折彎機它用莊縮空氣驅(qū)動，括用于小型薄板材料的折紙的左、右端進行加壓

17、，因此不會有普夙雙缸驅(qū)動液壓折彎機的滑塊偏斜問題。第2章 總體方案設計2.1設計要求2.1.1設計目標“BZ型板材折彎機結構設計”是生產(chǎn)中經(jīng)常用到的折彎設備，是一種對較薄的鋼板折彎的機器。鋼板定位后，壓板下壓鋼板到工作臺凹槽中折彎一次，完成鋼板折彎任務。壓板上提，退料桿退料，完成工序。2.1.2設計數(shù)據(jù)待折彎的鋼板厚度為厚2.0mm，尺寸為600mm150mm，材料為Q235B。2.2方案設計2.2.1方案對比分析（1）方案一：液壓傳動方案折彎機液壓傳動系統(tǒng)原理圖如圖2-1所示，其原理：手動換向閥6推向左位（即左位接入系統(tǒng)），此時活塞在壓力油的作用下向下運動，對板料進行折彎加工，當加工完成后，

18、將閥6手柄推向右位（即右位接入系統(tǒng)），活塞向上運動，即刀片上抬，到了一定位置，將閥6手柄推入中位，這樣活塞就停留在此位置不動。然后折彎第二次時，重復上述操作。手動換向閥6也可改為電氣控制的換向閥，從而實現(xiàn)自動連續(xù)折彎，提高效率。1.油箱 2.粗過濾器 3.液壓泵 4.溢流閥 5.調(diào)速閥 6.手動三位四通換向閥 7.液壓缸 8.折彎上模圖2-1 液壓傳動系統(tǒng)原理圖液壓折彎機采用液壓傳動，使機器工作時平穩(wěn)，噪聲小，安全可靠，可以進行單次連續(xù)折彎，折彎厚度也較機械傳動的厚，但是液壓系統(tǒng)是利用液體作為中間介質(zhì)來傳遞動力的，折彎力大時，油壓也相應的高，對液壓元件的精度、強度要求也高，制造成本也相應的較高

19、，而且液壓系統(tǒng)不可避免的存在，泄露問題，會造成污染，油溫的變化會引起油液粘度變化，影響液壓傳動工作的平穩(wěn)性，所以適應環(huán)境能力小2。另外，液壓折彎機的維修也不方便，需要掌握一定的專業(yè)知識，因此此次設計不選用此方案。（2）方案二：機械傳動方案（a）凸輪機構方案圖2-2 凸輪機構原理圖凸輪機構的工作原理如圖2-2所示：主軸的轉(zhuǎn)動帶動凸輪傳動，凸輪升程時推動滑塊（即刀片）作折彎動作?；爻虝r，滑塊在彈簧的作用下上升到開始位置，準備下一個動作循環(huán)。凸輪機構的優(yōu)點是可以根據(jù)從動件的運動規(guī)律來選擇機構的尺寸和確定凸輪輪廓線。缺點是凸輪機構一般用于控制機構而不是用于執(zhí)行機構，因為其工作壓力不能太大，否則會嚴重磨

20、損凸輪的輪廓及推桿，導致該機構不能實現(xiàn)預期的動作要求，不能保證機器的穩(wěn)定性，因此該方案不予采用。（b）曲柄滑塊機構方案曲柄滑塊機構的工作原理如圖2-3所示：通過主軸轉(zhuǎn)動帶動曲柄轉(zhuǎn)動，曲柄通過連桿使滑塊作上下往復運動，實現(xiàn)折彎動作。圖2-3 曲柄滑塊機構原理圖該機構具有結構簡單、加工容易、維修方便、經(jīng)濟實用的優(yōu)點，故采用此方案即曲柄滑塊機構作為執(zhí)行機構比較合適3。2.2.2方案確定綜合考慮，本次折彎機設計的總體方案為電動機經(jīng)過二級齒輪減速驅(qū)動主軸上的曲柄滑塊機構，使滑塊作往復運動，進行折彎動作，設計傳動系統(tǒng)圖如圖2-4所示。根據(jù)設計要求選定如下設計方案：圖2-4 設計方案簡圖2.2.3工作原理分

21、析電機M經(jīng)減速器減速后通過皮帶帶動曲柄滑塊機構1的轉(zhuǎn)動，使得滑塊2向下運動，實現(xiàn)擠壓，此處的減震彈簧3可以實現(xiàn)減震的作用，鋼板在折彎模具的擠壓下實現(xiàn)折彎。另外采用帶傳動式傳動機構把鋼板被運輸?shù)酱庸^(qū)，完成鋼板的自動化運輸。實現(xiàn)機械化生產(chǎn)，使生產(chǎn)連續(xù)、高效。第3章 電動機的選擇3.1折彎阻力計算對于V形件（圖2-5）圖2-5 自由彎曲示意圖 （2.1）式中 彎曲結束時的自由彎曲力；彎曲件寬度（mm）； 彎曲件厚度（mm）； 彎曲件的彎曲半徑（mm）；材料的強度極限（MPa）；安全系數(shù)，一般取k=1.3。代入數(shù)據(jù)，得可知此力不大，對機構要求不高。3.2電動機的選擇3.2.1折彎功率計算（1）工件

22、變形功A1mm J（2）拉伸墊工作功A2J（3）工作行程摩擦A3 摩擦當量力臂 取mmmm（4）彈性變形功A 4取Cg=100KN/mm（5）滑塊空程功A5 查表得 A5=19500J（6）飛輪空轉(zhuǎn)功A6 查表64得 N0=3.6KW查表56得 Cn=0.50 （7）離合器接合功A7 A7=0.2A（8）總功A=26129.25J+1458.333J+9133.9J+15312.5J+19500J+12020J+0.2A 解得 A=4442.479J 3.2.2電動機型號的選擇電動機平均功率 電動機實際功率 查表61 得 K取1.3實際選用功率 由于兩級或兩級以上的傳動系統(tǒng)采用同步轉(zhuǎn)速為150

23、0或1000r/min的電動機，單級傳動系統(tǒng)一般采用1000r/min的電動機。查機械設計手冊5 ，額定功率為3KW的電動機型號為Y100L2-4三相異步電動機，額定功率3KW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min。第4章 主要構成件設計與校核4.1 V帶傳動設計4.1.1 V帶的基本參數(shù)1）確定計算功率：已知：；查機械設計基礎表13-8得工況系數(shù)：；則：2）選取V帶型號：根據(jù)、查機械設計基礎圖13-15選用A型V帶，3）確定大、小帶輪的基準直徑（1）初選小帶輪的基準直徑：；（2）計算大帶輪基準直徑：；圓整取，誤差小于5%，是允許的。4）驗算帶速：帶的速度合適。5）確定V帶的基準長度和傳動中心距：中心距

24、：初選中心距（2）基準長度：對于A型帶選用（3）實際中心距：6）驗算主動輪上的包角：由得主動輪上的包角合適。7）計算V帶的根數(shù)：，查機械設計基礎表13-3 得：；（2），查表得：；（3）由查表得，包角修正系數(shù)（4）由，與V帶型號A型查表得： 綜上數(shù)據(jù)，得取合適。8）計算預緊力（初拉力）：根據(jù)帶型A型查機械設計基礎表13-1得：9）計算作用在軸上的壓軸力：其中為小帶輪的包角。10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：帶型帶輪基準直徑(mm)傳動比基準長度(mm)A31250中心距（mm）根數(shù)初拉力(N)壓軸力(N)3002240.12801.74.1.2帶輪結構的設計1）帶輪的材料：采用鑄鐵帶輪（常用

25、材料HT200）2）帶輪的結構形式：V帶輪的結構形式與V帶的基準直徑有關。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結構帶輪。4.2傳動軸的設計與校核4.2.1尺寸與結構設計計算（1）傳動軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1，（2）初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表11.3，取，于是得：該處開有鍵槽故軸徑加大510，且傳動軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了與電機直接保持一致。取；。（3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足大帶輪的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。 初步選擇滾動軸

26、承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6208，故，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度軸肩高度，取，因此，取。 齒輪處由于齒輪分度圓直徑，故采用齒輪軸形式，齒輪寬度B=95mm，齒故取。另考慮到齒輪端面與箱體間距10mm以及兩級齒輪間位置配比，取，。（4）軸上零件的周向定位查機械設計表，聯(lián)接大帶輪的平鍵截面。4.2.2強度校核計算（1）求作用在軸上的力已知高速級蝸輪的分度圓直徑為，根據(jù)機械設計（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則（2）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手

27、冊中查取a值。對于6208型深溝球軸承，由手冊中查得a=18mm。因此，軸的支撐跨距為L1=90mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F，C截面彎矩M總彎矩扭矩（3）按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力，取，軸的計算應力：已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。（4）鍵的選擇采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 10961979）連接，聯(lián)接大帶輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與

28、軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。HYPERLINK l _Toc20756 4.3曲柄滑塊機構設計HYPERLINK l _Toc23930 4.3.1曲柄滑塊機構的運動分析1）曲柄機構的運動規(guī)律曲柄滑塊機構的運動簡圖如圖3-1所示，0點表示曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，A點表示連桿與曲柄的連接點，B點表示連桿與滑塊的連接點，OA表示曲柄半徑R，AB表示連桿長度。當OA以角速度作旋轉(zhuǎn)運動時，B點則以速度V作直線運動。圖3-1 曲柄滑塊機構運動簡圖1.滑塊位移圖2.1為對心的曲柄滑塊機構的運動關系簡圖。（所謂對心，是指滑塊和連桿的連結點B的運動軌跡位于曲柄旋轉(zhuǎn)中心O和連結點的連線上。）

29、滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn) 角之間的關系可表達為 而 令 而 整理得 （1）由于一般小于0.3，對于通用折彎機，一般在0.10.2范圍內(nèi)，故公式（1）可進行簡化。根號部分可用泰勒級數(shù)展開略去高階項得公式（1）變?yōu)?（2） 圖3-2曲柄滑塊機構運動簡圖 圖3-3曲柄滑塊機構的運動關系簡圖式中滑塊位移，從下死點算起，向上方向為正，以下均相同；曲柄半徑；曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點算起，與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反為正，以下均相同；連桿系數(shù)。（ ，其中是連桿長度，當連桿長度可調(diào)時，取最短時數(shù)值。）利用余弦定理可得： （2-4）令則式可寫成 （2-5）2滑塊速度 （3） 由于， 式中 滑塊速度，向下方向為正；下同。曲柄角速度；曲

30、柄轉(zhuǎn)速，亦即滑塊行程次數(shù)。3滑塊加速度 式中 滑塊加速度，向下方向為正，下同。4.參數(shù)確定由上述分析，結合運動關系簡圖可知， 當 ；時； =7.5 mm 取 則 此次電機定子鐵心沖片沖制設備的設計，即3500折彎機的滑塊行程S=15mm，曲柄轉(zhuǎn)速n=18r/min，L=69.32mm，則滑塊速度以及加速度如下： ； L=69.32mm；s（mm）05.95423.2950.4685.25124.8094.76181.1252.0302.2328.6-766.6-732.9-636.1-488.3-307.3-113.0166.2206.3242.7273.2296.1310.2315330.8

31、309.5269.9215.1149.276.290-75.97244.5383.3488.3560.1601.3614.6 ；滑塊的速度、加速度計算結果如表2.1.表2.1 滑塊的速度、加速度計算結果4.3.2曲柄滑塊機構的受力分析（1）連桿及導軌受力圖2.3 結點正置的曲柄滑塊機構受力簡圖考慮B點力的平衡得：由前推導得知，對型折彎機，遠小于0.3，遠小于。因此可認為，故上二式可寫成其中： PAB連桿作用力Q導軌作用力P工件變形力曲柄轉(zhuǎn)角連桿系數(shù) （2） 曲柄所受扭矩 = 1 * GB3 * MERGEFORMAT 理想扭矩1支承 2偏心齒輪 3支承4芯軸 5滑塊 6導軌圖2.4 偏心齒輪受

32、力簡圖PAB是連桿給與偏心齒輪的力。在PAB作用下，偏心齒輪所受理想扭矩為 式中 R曲柄半徑當曲柄轉(zhuǎn)角等于公稱壓力角即時，曲柄上受的理想扭矩為理想公稱扭矩。此次電機定子鐵心沖片沖制設備的設計，即0KN型折彎機P=3500KN，R=7.5mm，=0.1082，當=時上述計算是在理想狀態(tài)時的情況，但實際上折彎機是有摩擦的，在轉(zhuǎn)動的零件上由于摩擦所增加的摩擦扭矩不可忽略。 = 2 * GB3 * MERGEFORMAT 摩擦扭矩在曲柄滑塊機構中摩擦主要發(fā)生在四處： = 1 * alphabetic * MERGEFORMAT a滑塊導軌面的摩擦摩擦力的大小為：摩擦力的方向與滑塊運動方向相反，形成對滑

33、塊運動的阻力。該阻力經(jīng)連桿作用在曲柄上，增加了偏心齒輪傳遞的扭矩。 = 2 * alphabetic * MERGEFORMAT b芯軸支承徑和軸承之間的摩擦芯軸旋轉(zhuǎn)時，軸承對軸頸的摩擦力分布在軸頸工作面上，如圖，這些摩擦力對軸頸中心形成與軸頸旋轉(zhuǎn)方向相反的阻力矩，分別為、兩個支承的總阻力矩為由于小齒輪的作用力小的多，故認為二支座反力的和為故總阻力矩變?yōu)?= 3 * alphabetic * MERGEFORMAT c偏心齒輪上的偏心和連桿大端軸承支撐之間的摩擦形成阻力矩。 = 4 * alphabetic * MERGEFORMAT d球頭與球頭座之間的摩擦。形成阻力矩。上述三個阻力矩、和都

34、會是偏心齒輪增加所需傳遞的扭矩?？偰Σ僚ぞ貫樯鲜街惺请S變化而變化，但變化小，認為是一常數(shù)，取，因此摩擦扭矩為在折彎機中，P=500kN，=40mm對閉式折彎機=0.0450.055，取=0.05，則當時，偏心齒輪的公稱扭矩為4.3.3曲柄軸的設計型折彎機的曲柄滑塊機構主要有偏心齒輪、芯軸、連桿和滑塊組成。偏心齒輪的偏心徑相對于芯軸有一偏心距，相當于曲柄半徑。芯軸兩端緊固在機身上。偏心徑在芯軸上旋轉(zhuǎn)，并通過連桿使滑塊上下運動。（1）曲柄軸的設計計算折彎機多采用整體芯軸的形式，其優(yōu)點是芯軸是一個整體，剛度較好，且結構簡單，缺點是偏心部分和連桿大端的結構尺寸較大，故曲柄滑塊中的摩擦扭矩較大。芯軸采用

35、45Cr，需經(jīng)調(diào)制處理，與偏心齒輪軸瓦配合的部分需經(jīng)磨削加工。根據(jù)經(jīng)驗公式3，芯軸直徑：取 芯軸只承受彎矩，而扭矩由偏心齒輪來承受。圖3-4芯軸強度計算簡圖圖3-4為芯軸強度計算簡圖。偏心齒輪受到連桿的作用力以后，分別以及兩個集中力作用在芯軸上。由于芯軸在機身上的配合較長較緊，故可認為兩端插入受集中載荷、作用的梁。也可視為兩端為簡支及外加反力偶、的簡支梁。由變形協(xié)調(diào)條件可知，兩端轉(zhuǎn)角為零，可寫出以下方程： （4-1） 連立解方程： （4-2） （4-3） （4-4） （4-5）式中： ，芯軸軸瓦長度4.3.4曲柄軸的校核型曲柄折彎機偏心齒輪結構如圖4.2，計算芯軸應力 （4-6） 圖3-5 型

36、曲柄折彎機偏心齒輪結構簡圖代入數(shù)字，得 材料為45Cr鋼，故安全。4.4標準件的選擇與校核4.4.1軸承根據(jù)前述計算選用的軸承為6208型深溝球軸承。 由滾動軸承樣本可查得，軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時，當量載荷可以按下式計算： 計算動量載荷在設計時選用6208深溝球軸承，查手冊知根據(jù)，查得查得 所以 校核軸承的當量動載荷已知，所以故選用該軸承合適。4.4.2鍵（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為鍵的工作長度，合適4.5自動送料機構設計4.5.1托輥的設計托輥是傳遞動力的主要部件。本系列托輥

37、根據(jù)承載能力分輕型、中型和重型三種。同一種托輥直徑又有幾種不同的軸徑和中心跨距供設計者選用。輕型：軸承孔徑80110mm。中型：軸承孔徑120180mm。重型：軸承孔徑200220mm。托輥表面有裸露光鋼面、人字形和菱形花紋橡膠覆面。小功率、小帶寬及環(huán)境干燥時可采用裸露光鋼面托輥。人字形花紋膠面磨擦系數(shù)大，防滑性和排水性好，但有方向性。菱形膠面用于雙向運行的輸送機。用于重要場合的滾筒，最好采用硫化橡膠覆面。用于阻燃，隔爆條件，應采取相應的措施。最小托輥直徑D按下式選取。 D=cd 式中：d芯層厚度或鋼繩直徑mm; c系數(shù)，棉織物=80，尼龍=90，聚酯=108，鋼繩芯=145。 軸的最小直徑的

38、確定托輥示意圖如下：圖3-2托輥4.5.2托輥軸的設計與校核（1）軸的最小直徑的確定 本次設計的托輥軸如圖3-3所示：圖3-3 托輥軸零件圖托輥軸長度為1404mm ；許用應力 用插入法查得：許用應力值 應力校正系數(shù) 當量彎矩 設計的最小直徑 托輥軸直徑 ； 驗算合格。（2）托輥軸強度計算式中：托輥軸的均布載荷； 力； 寬度。 式中： 均布載荷； 反力； 長度 式中： 前后均布載荷 式中： 平面上附加的均布力矩按扭轉(zhuǎn)條件計算截面的強度因此截面安全。按彎扭合成條件計算截面因此截面安全。（3）托輥軸的疲勞強度校核截面直徑最小，且有應力集中；截面為連接處，由于直徑發(fā)生實然變化，產(chǎn)生明顯的應力集中；由

39、于直徑最大且無應力集中，故不必對其他地方處進行校核，而只需對、截面進行校核。截面右側因為截面受扭矩作用，所以由于變化形成的理論應力集中系數(shù)由表查取。因，經(jīng)插值后可查得軸的材料的敏性系數(shù)為有效應力集中系數(shù)為尺寸系數(shù)表面質(zhì)量系數(shù)為處未經(jīng)表面強化處理，即，則得綜合系數(shù)值為取 計算安全系數(shù)可知其安全。截面左側彎曲應力所以 ，扭轉(zhuǎn)應力所以 由于軸徑變化形成的理論應力集中系數(shù)因，經(jīng)插值后可查得，軸的材料的敏性系數(shù)為，有效應力集中系數(shù)為尺寸系數(shù)尺寸系數(shù)表面質(zhì)量系數(shù)為此處未經(jīng)表面強化處理，即，則得綜合系數(shù)值為取 ，計算系數(shù)值故安全。（4）托輥軸的接觸應力校核最大壓應力式中：均布載荷；接觸區(qū)寬度的一半。 式中：

40、模數(shù)；半徑； 半徑。所以4.6底座機架的設計在機器中支承或容納零部件稱為機架。如支承罐的塔架、容納傳動齒輪的減速器的殼體，機床的床身等等統(tǒng)稱為機架。4.6.1機架的選擇與設計進行機架結構形式的選擇是一個較復雜的過程，對結構形式、構件截面和結點構造等均需要結合具體的情況進行仔細的分析。對結構方案要進行技術經(jīng)濟比較。由于各種設備有不同的規(guī)范和要求，制定統(tǒng)一的機架結構選擇方法較困難。但是，可以利用結構力學的知識提出下列一般的規(guī)則。這些規(guī)則是為了節(jié)約材料在選擇形式時應遵守的一般規(guī)律。（1）結構的內(nèi)力分布情況要與材料的性能相適應，以便發(fā)揮材料的優(yōu)點。軸力較彎矩能更充分地利用材料。桿件受軸力作用時，截面上

41、的材料分布是均勻的，所有材料都能得到充分利用。但在彎矩作用下截面的應力分布是不均勻的，所以材料的應力分布不夠經(jīng)濟。機械結構中許多構件所受的都是沿垂直于桿軸的方向作用的。彎矩沿桿變化很迅速。有垂直載荷處，彎矩曲線有曲率，且曲率與載荷集度成正比。最大的彎矩限于一小段內(nèi)，在較長段內(nèi)材料不能充分利用，這是彎曲構件不經(jīng)濟的另一原因。（2）結構的作用在于把載荷由施力點傳到基礎。載荷傳遞的路程愈短，結構使用的材料愈省。（3）結構的連續(xù)性可以降低內(nèi)力，節(jié)省材料。綜合考慮機器的工作時所受的力，我選用機體材料HT200鑄造機架，力學性能：=200MPa， =340MPa.適于制造箱體、底座類零件。4.6.2機架連

42、接螺栓的校核在校核之前我們必須算出皮帶通過帶輪作用于軸上的力，因為這個力是直接通過機架傳遞給螺栓的。下面是求對軸作用力的公式：軸所受的拉力 單位N：z 皮帶根數(shù)，從同組人員那得到的數(shù)據(jù)為5根；單根皮帶初拉力 單位N；小帶輪的包角；計算功率=，工況系數(shù)，P實際功率；帶輪的圓周速度 單位m/s；小帶輪的包角系數(shù)；q每米帶長的質(zhì)量 單位kg/m。根據(jù)機架的受力位置我們得到這樣一個力學模型如圖3-6：圖3-6 機架的受力模型螺栓對機架的作用力 單位 。由于是四個螺栓作用我們根據(jù)關系可以得到：由公式及已知的數(shù)據(jù)我們可以得到。再參照選粉機電機機架設計時螺栓連接處預緊力一般取以上，所以螺栓的總受力為安全起見下面就可以根據(jù)公式求拉應力：螺栓受到的拉應力 單位；S 螺栓的截面積 單位。由于我們選的是M16的螺栓，危險截面對應螺紋小徑處的面積約為140，根據(jù)公式（3-8）得43，除拉應力外，在螺栓受拉的過程中還受到螺紋副間摩擦阻矩的作用產(chǎn)生切應力，對于M10M64的螺栓=0.5，再根據(jù)第四強度理論：57Mpa螺栓的抗拉伸強度極限為，動載情況下許用應力安全系數(shù)為S=2.54，我們?nèi)?計算得到許用應力=82.5Mpa，由于，所以滿足要求。總 結畢業(yè)設計是對大學中所學知識的回顧，是對以往所學知識的綜合運用，鍛煉了我們的獨立思考能力、獨立解決工程實際問題的能力