液压板料折弯机机械部分设计

前言
一．目的与要求
毕业设计（论文）的基本教学目的是培养学生综合运用所学的基础理论、专业知识和基本技能，提高分析与解决实际问题的能力。

毕业设计（论文）应从各个方面培养学生的能力。

毕业设计（论文）要按照各专业《毕业设计（论文）教学大纲》要求进行，毕业设计（论文）的时间按培养计划执行。

提倡将毕业设计（论文）的开始时间提前，以便让学生尽早介入毕业设计（论文）工作。

二．设计的主要任务
1．调查研究、查阅、获取、分析、综合文献资料。

2．方案论证、分析比较。

3．设计、计算、绘图与标准规范的正确选择。

4．本专业常用手段、设备的应用及相关实验数据的获取及分析处理。

5．外文阅读能力，计算机应用。

6．撰写设计说明书或论文报告。

7．语言表达、思辩能力，阐述观点准确、清楚回答问题。

三．选题意义
随着科学技术在机械行业的不断应用，传统工业——机械制造业的道了不断发展。

折弯机是一种折弯金属板料的机器，在机械行业中占有重要的地位，是机械制造行业不可或缺的设备。

折弯机种类繁多，有液压板料折弯机、液压板料数控折弯机、双联动液压折弯机、双联动液压数控折弯机等。

由于工作环境和经济方面的要求，本次设计选择液压板料折弯机的后挡料调节装置，它是折弯机的核心部位。

由于后挡料调节装置的出现给操作人员带来诸多方便。

第1章概述
1.1折弯机的选择
1.1.1液压板料折弯机的简介
液压折弯机按同步方式又可分为：扭轴同步、机液同步，和电液同步。

液压折弯机按运动方式又可分为：上动式、下动式。

包括支架、工作台和夹紧板，工作台置于支架上，工作台由底座和压板构成，底座通过铰链与夹紧板相连，底座由座壳、线圈和盖板组成，线圈置于座壳的凹陷内，凹陷顶部覆有盖板。

使用时由导线对线圈通电，通电后对压板产生引力，从而实现对压板和底座之间薄板的夹持。

由于采用了电磁力夹持，使得压板可以做成多种工件要求，而且可对有侧壁的工件进行加工。

折弯机可以通过更换折弯机模具，从而满足各种工件的需求！
1.1.2液压板料折弯机的工作原理
折弯机包括支架、工作台和夹紧板，工作台置于支架上，工作台由底座和压板构成，底座通过铰链与夹紧板相连，底座由座壳、线圈和盖板组成，线圈置于座壳的凹陷内，凹陷顶部覆有盖板。

使用时由导线对线圈通电，通电后对压板产生引力，从而实现对压板和底座之间薄板的夹持。

由于采用了电磁力夹持，使得压板可以做成多种工件要求，而且可对有侧壁的工件进行加工，操作上也十分简便。

液压板料折弯机采用液压电器控制，滑块行程可以任意调节，并具有点动等动作规范，采用点动规范可方便的进行调模和调整。

液压板料折弯机性能可靠，是理想的板料成型设备之一，它广泛应用于飞机、汽车、造船、电器、机械、轻工等行业，生产效率高。

a. 滑块
滑块为钢板焊接机构，通过滑块导轨与机架相连，油缸紧定在左右立柱上，油缸的活塞杆通过螺钉与滑块相连，保证滑块同步运动。

b.机械挡块调整机构
为了提高工作精度，位于机架两侧的油缸内设有机械挡块左右油缸顶端通过手轮传动涡轮杆，而使螺杆传动，螺母做上下移动，限制了活塞杆下死点的位置，从而达到控制滑块下死点位置精度和重复定位精度，为保证工件的全长范围内的工作精度，两油缸中的机械挡块位置必须相同。

c.同步机构
滑块在行程中同步，采用机械同步机构，机构简单，稳定可靠，具有所需的同步精度，一般不需要维修，能保持较长时间的使用。

d.前托料架、后挡料（后挡料调节装置）
前托料架由手动调节，后当料调节装置由电动机、皮带、齿轮、丝杠螺母、挡料架和编码器完成前后移动，由手动微调。

挡料的高低可由手动调节。

e.模具
即使您有满架子的模具，勿以为这些模具适合于新买的机器。

必须检查每件模具的磨损，方法是测量凸模前端至台肩的长度和凹模台肩之间的长度。

对于常规模具，每英尺偏差应在±0.001英寸左右，而且总长度偏差不大于±0.005英寸。

至于精磨模具，每英尺精度应该是±0.0004英寸，总精度不得大于±0.002 英寸。

最好把精磨模具用于CNC 折弯机，常规模具用于手动折弯机。

f.电器系统
电动机
带传动
手动轴齿轮传动
链传动1
链传动2
丝杠3
编码器
丝杠2丝杠1
图1.1 传动方案
1.1.3选择原因
折弯机的的种类繁多，根据主动力机的个数分单机板料折弯机和双机板料折弯机等，根据系统的不同分为液压板料折弯机和数控板料折弯机等。

由于用户要求折弯机的最大折弯宽度为8米，且操作简单，性价比高，维修简单，可选用液压板料折弯机。

因为：
（1）在操作上，液压板料折弯机采用电钮控制，简单明了，容易操作。

液压板料折
弯机不像数控板料折弯机，操作人员必须有一定的编程基础，从而才能操作机器。

液压板料折弯机的操作人员只需经过简单的培训，就能熟练的操作机器，这样就在无形中为用户节省了资源。

（2）在性价比上，液压板料折弯机精度高，但是其核心——数控系统一般都是源自进口，价格昂贵，一般用户难以接受。

所以液压板料折弯机是首选。

（3）在维修上，液压板料折弯机的技术含量低，维修简单，技术问题也更容易解决。

有以上所述，为了更好的满足用户的需要，我们选用液压板料折弯机。

第2章电动机的选用
选择YU80-M6B3 1.5KW 970r/min电动机。

YU系列电动机为微型单项电阻起步异步电动机，该电动机具有高效、节能、启动转矩大、性能好、噪音低、可靠性高、功率等级和安装尺寸符合IEC标准以及使用方便等特点，适用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的场合。

第3章带的传动设计
3.1概述
3.1.1带传动的特点
带传动是靠张紧在带轮上的挠性元件——带传动远东和动力的一种形式，带传动是一种结构简单、传动平稳、能缓和冲击、能实现两轴距离较远的传动。

3.1.2带传动的类型及应用
在带传动中，常用的有平带传动、V带传动、多楔传动和同步带传动。

在一般的机械传动中，应用最广的就是V带传动。

V带的横截面是等腰梯形，带轮也作出相应的轮槽。

传动时，V带只和轮槽的两个侧面接触，即以两侧面为工作面，根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下V带传动较平带传动产生更大的摩擦力。

这是V带传动的最主要优点。

再加上V带允许的传动比大，结构较紧凑，以及V带多以标准化并大量生产等优点，因而V带传动的应用比平带传动广泛的多。

3.2 V 带的设计计算
3.2.1 由上所述，选用V 带传动
带的失效形式是： （1）带打滑 （2）带疲劳断裂 （3）带工作面磨损
因此设计V 带的依据是：在保证带不打滑的前提下，具有一定的疲劳强度和寿命，这也是带传动的设计准则。

3.2.2 已知数据
电动机的额定功率 P =1.5KW 电动机的转速1n =970r/min 从动轴的转速2n =490r/min 每天工作时间t=10h
3.2.3设计计算
（1）确定功率d p 查得工作情况系数a k =1.1［１］
d p =d p p =1.1×1.5KW=1.65KW （3-1） （2）选取普通V 型带
根据d p =1.65KW 和1n =970r/min ，确定为Z 型。

（3）传动比 i =
21n n =490
970=1.98 （3-2） （4）小带轮基准直径1d d 考虑结构紧凑，取1d d =71mm ［１］
（5）大带轮基准直径 2d d =i ∙1d d (1-ε)
（3-3）
通常取弹性滑动率ε=0.02，故
2d d =1.98mm mm 77.137)02.01(71=-⨯⨯ 取2d d =140mm （6）验算带速
1000
601
1⨯=
n d v d π=
25/6.3/1000
60970
71<=⨯⨯⨯s m s m π～30s m / （3-4）
（7）初定中心距0a 0a =270mm 因
mm d d mm mm d d d d d d 422)(2270147)(7.02121=+<<=+ （3-5） （8）计算带的长度0d L
0d L =0
2
212104)()(22a d d d d a d d d d -+++π
（3-6）
()()mm mm 876270
47140140712
27022
=⨯-+++
⨯=π
选取节线长度mm L d 900=[]1的V 带。

实际中心距a
mm mm L L a a d d 2822
876
900270200=-+=-+
= （3-7） （9）小带轮包角1α
1α=180°-
⨯-a
d d d d 1
257.3°=166°>120° (3-8) （10）单根V 带的额定功率p 1 根据带型及转速查得功率为0.23K ［１］
（11）单根V 带的额定功率增量△p 1
因为传动不不等于1,所以根据带型、转速及传动比查得△p 1=0.02KW ［１］ （12）带的根数 Z=
l
a d
K K p p p )(11∆+ (3-9)
包角修正系数a K =0.98 带长修正系数l K =1.03
Z=6.5根 取Z=7,因为装置经常不满载工作 （14）单根V 带的初张紧立F 0
F 0=5002
15.2mv ZV
p K d a +⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛- (3-10) 其中m 为单位长度质量(kg/m)得m=0.06kg/m []2 F 0=51.6N （15）有效圆周力F t F t =
310⨯v
p d
=458.3N (3-11) （16）作用在轴上的力F r F r =2F 0Zsin
N N 7172
166sin
76.5122
1
=︒
⨯⨯⨯=α (3-12) （17）所用规格Z ﹣900×7
3.3 V 带轮的设计 3.3.1 V 带轮设计要求
设计时应满足的要求有：质量小；结构工艺性好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀；转速高时要求经过动平衡；轮槽加工面要求精细，以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布均匀。

3.3.2 V 带轮的材料
带轮的材料Q235-A
3.3.3V 带轮的结构尺寸
因为V 带轮的基准直径mm d mm d d 5.475.27111=>=，且mm d d 3001<，V 带轮由7根皮带带动带轮宽很窄，所以带轮采用实心结构。

由Z ﹣900×7可知带轮的尺寸结构： 基准宽度（节宽）)(p d b b
)(p d b b =8.5mm 基准线上槽深a h 取a h =2.0mm 基准线下槽深f h 取f h =7.0mm 槽间宽e e=0
第一槽对称面端面距离f f=7.0mm
最小轮缘厚5.5min =δmm 带轮宽B
B=(z-1)e+2f=14mm (3-13) 外径a d
a d a h d d 211+==71+2×2.0mm=75mm (3-14)
=+=a d a h d d 222140+2×2.0mm=144mm 轮槽角ϕ
1ϕ=34°
=38°
2
图3.1大带轮图3.2小带轮
第4章齿轮的设计
4.1概述
4.1.1齿轮的传动特点
齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传动的功率可达十万千瓦，圆周速度可达200m/s
齿轮传动的特点有：
（1）效率高，在常用的间歇传动中，以齿轮传动的效率最高。

（2）结构紧凑，在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。

（3）工作可靠，寿命长，工作可靠。

（4）传动比稳定，传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。

齿轮传动得以广泛应用也是由于具有这一特点。

（5）齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格昂贵，且不宜适用于传动距离较大的场合。

4.1.2齿轮传动的类型及应用
齿轮传动可做成开式，半开式及闭式。

在农业机械，建筑机械以及简单的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露在外边，这叫做开式齿轮传动。

这种传动不仅外界杂物容易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，齿轮容易受到磨损，只适用于低速传动。

当齿轮传动装有简单的防护罩，而且还把大齿轮部分浸如润滑油中，则称为半开式齿轮传动。

工作条件虽有所改善，但不能做到完全防止外界杂物进入，润滑条件也不是很理想。

而汽车，机床，航空发动机等所用的齿轮传动，都是装在经过精确加工而且封闭严密的箱体内，这称为闭式齿轮传动。

相比之下它的润滑及防护条件最好，多用于重要场合。

4.1.3齿轮传动的失效形式
齿轮的失效主要是轮齿的失效，而轮齿的失效形式又是多种多样的，常见的有：齿轮断裂；齿面磨损；齿面点蚀；齿面胶合；塑性变形。

除了这五种形式外，还可能出现过热和由于多种原因造成的腐蚀与裂纹等等。

4.2齿轮传动的设计计算 4.2.1已知数据
输入功率1`p
1`p =1.5KW 小齿轮的转速3n
3n =490r/min 齿数比4=μ 工作寿命（每年工作300天）t=15年
4.2.2选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）选用直齿轮传动 （2）折弯机的后挡料调节装置
（3）材料选择 小齿轮的材料为40C r ，硬度为280HBS ，大齿轮材料为45 钢硬度为240HBS []1
(4)选小齿轮的齿数为Z 1=20，大齿轮的齿数为Z 2=80
4.2.3按齿面的接触强度设计
由设计计算公式[]3
2
1
1132.2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛±∙≥H E d
t t Z u u T K d σφ (4-1) 进行计算。

确定公式内的各计算数值
（1） 计算载荷系数t K =1.3齿宽系数1=d φ取弹性影响系数8.189=E Z ［１］
（2） 小齿轮传递的矩m m N n P T ∙⨯='
⨯=
43
1
5110923.2105.95 (4-2) （3） 按硬齿面设计得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ
（4） 计算齿轮的工作应力循环次数 93110058.160⨯==h jL n N (4-3)
81
210646.24
⨯==
N N 其中，j 为齿轮每转一周时，同一齿面啮合的次数； h L 为齿轮的工作寿命（单位为小时）
（5）取接触疲劳寿命系数94.01=HN K 98.02=HN K ［１］
（6）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1 公式[]S
K N lim
σσ=
（4-4）
得[]MPa S
K H N H 5641
lim 11==
σσ[]MPa S
K H N H 5392
lim 22==σσ
（7）计算小齿轮的分度圆直径1t d ，将[]H σ的最小值代入公式中得
m m m m d t 94.415398.189414110923.23.132.232
4
1=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯+⨯⨯⨯≥
［１］
（4-5） 取mm d t 401= 计算圆周速度v
V=
s m s m n d /03.1/1000
60490
401000
603
1=⨯⨯⨯=
⨯ππ （4-6）
计算齿宽b
B=mm mm d t d 404011=⨯=⨯φ （4-7）
计算齿宽与齿高之比b/h 模数m t =
mm z d t 0.220
40
11== （4-8）
齿高h=2.25m t =4.50mm 得b/h=40/4.50=8.89 计算载荷系数
根据速度等于1.03m/s ，7级精度，取载荷系数K=1.8［１］ （8）按实际的载荷系数校正所得的分度园直径
mm K K d d t t 7.443
.18.14033
11=⨯== （9）计算模数m mm z d m 23.220
7
.4411===
（4-9）
4.2.4按齿根弯曲强度计算
弯曲强度计算公式为 []mm z Y Y z KT m d Sa Fa d 3
12112⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛>σφ （4-10） 确定公式内的各个计算数值
（1） 小齿轮的弯曲疲劳强度极限MP a F 5001=σ［１］，大齿轮的弯曲疲劳极限强度
MPa F 3802=σ［１］
（2） 取弯曲疲劳寿命系数89.01=FN K ，91.02=FN K （3） 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4， 由式[]S
K N lim
σσ=
（4-11） []MPa S
K F FN F 3114
.1500
87.01
11⨯=
=σσ
[]MPa S
K F FN F 2474
.1380
91.02
22=⨯=
=σσ
（4） 查齿形系数Fa Y ［１］ 85.21=Fa Y ，228.22=Fa Y （5） 查应力校正系数Sa Y ［１］ 54.11=Sa Y ，762.12=Sa Y （6） 计算大小齿轮的
F
Sa
Fa Y Y σ并加以比较
[]0141
.01
1
1=F Sa Fa Y Y σ
[]0159.02
2
2=F Sa Fa Y Y σ
大齿轮的数值大，由公式（4-9）得613.10159.020110923.28.122
4
=⨯⨯⨯⨯⨯≥m
对比此计算结果，由于齿面的接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿面直径有关，所以模数取接近于标准值m=2mm ，按接触强度算得的分度园直径mm d 7.441= ，算出小齿轮齿数z 1=
222
7.441==m d 大齿轮z ⨯=42 z 1=88这样设计出的齿轮的传动，既满足了接触疲劳强度要求又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。

4.2.5几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径mm d 441=，mm d 1762=
（2）计算中心距a a =
m m d d 1102
2
1=+
计算齿宽b
b mm 451=，b mm 502=
4.2.6验算 N d T F t 6.132844
10923.2224
11=⨯⨯==
mm n mm N mm N b F K t A /100/2.30/44
6.13281<=⨯= 故合适。

4.2.7齿轮的基本参数
模数m=2 压力角︒=20α 分度圆直径d
d mm 441=，d mm 1762= 齿顶高a h
m h h a a ∙=*
（4-12） 其中1*
=a h 则mm mm m h h h a a a 221*
21=⨯=∙== 齿根高f h
m c h h a f )(**
+= (4-13) 其中，顶隙系数25.0*=c ，则
mm h h f f 5.22)25.01(21=⨯+== 全齿高h
mm m c h h h a 5.4)2(**
21=+=
齿顶圆直径a d m h z a )2(*
+= （4-14）
mm m h z d a a 48)2(*11=+=，mm m h z d a a 180)2(*
22=+=
齿根圆直径m c h z d a f )22(**
--= （4-15）
mm m c h z d a f 29)22(**
11=--=，mm d f 171
2= 基圆直径b d αcos b d = （4-16）
mm d d b 4120cos 44cos 11=︒⨯==α mm d d b 16520cos 176cos 22=︒⨯==α
齿距m p π= （4-17）
mm m p 28.6==π
基圆齿距αcos p p b =
（4-18）
mm p b 90.520cos 28.6=︒⨯= 齿厚2
m
s π=
（4-19）
mm s 14.32
2
=⨯=
π
齿槽宽2
m
e π=
（4-20）
mm e 14.3=
顶隙m c c *= （4-21）
mm c 5.0225.0=⨯=
标准中心距a '
mm mm z z m a 1102
)
8822(22)(21=+⨯=+=
' 节圆直径d '，因为中心距是标准中心距a '，即d d '=，mm d d 4411=='；mm d d 17622
==' 传动比422
88
12===
z z i
图4.1小齿轮图4.2大齿轮
第5章螺旋传动（丝杠）的设计
5.1概述
5.1.1螺旋传动的特点
螺旋传动一般是将旋转运动变成直线运动，或反过来将直线运动变成旋转运动，并同时进行能量和力的传递。

5.1.2螺旋传动的分类
（1）螺旋传动按用途可分为：
①以传递动力为主的传力螺旋，如螺旋千斤顶和螺旋压力机；
②以传递动力为主，精度要求较高的传动螺旋，如金属切削机床的进给丝杠；
③调整零件位置的调整螺旋，如轧钢机的压下螺旋等
（2）螺旋传动按螺纹间摩擦状态可分为：
①滑动螺旋；
②滚动螺旋；
③静压螺旋
5.1.3滑动螺旋传动
滑动螺旋的螺纹通常为梯形、锯齿形及矩形三种。

梯形螺旋应用最广。

锯齿形螺旋主要用于单向受力。

矩形螺纹虽然传动效率高，但加工困难，且强度较低，应用比较少。

滑动螺旋传动的特点：
（1） 结构简单，加工方便，成本低廉； （2） 当螺纹升角小于摩擦角时能自锁； （3） 传动平稳；
（4） 摩擦阻力大，效率低，在0.3-0.7之间，自锁时低于0.5，常在0.3-0.4之间； （5） 螺纹间有侧向间隙，反向时有空行程，定位精度及轴向刚度较差； （6） 磨损快，低速和微调时可能出现爬行。

（7） 滑动螺旋传动广泛用于金属切削机床的进给和分度机构的传导螺旋，摩擦压力机及千斤顶的传动力螺旋。

5.2螺旋传动的设计计算 5.2.1概述
根据设计要求选取滑动螺旋传动。

滑动螺旋传动副设计计算主要是确定螺旋的中径、螺牙基本高度以及螺母的基本长度等尺寸。

滑动螺旋传动的主要失效形式是螺纹磨损，因此应该根据螺杆、螺母的耐磨性来决定其中径，或由结构决定中径后，再进行耐磨性的计算。

长径比大且受压的螺杆，还应该算其压杆的稳定性。

精密的传导螺杆应该校核其轴向刚度。

要求自锁的螺杆应该校核其自锁性。

较长的螺杆而且转速较大时，应该校核其临界转速。

受重载荷的青铜螺母或铸铁螺母，有时还应该校核其剪切和弯曲强度。

传力螺杆则应该校核危险截面的强度。

5.2.2设计计算
已知数据： 轴向载荷F
N F 5max 102⨯= 螺杆的最大工作长度l mm l 1600=
选取丝杠外径,80mm d =螺距,10mm p =
螺母中径mm d d 7558052=-=-= (5-1) 丝杠内径mm d d 691180111=-=-= (5-2) 导程对于单线螺纹mm p S 10==
螺纹升角ϕ=︒=⨯⨯⨯=--431.210751010arctan arctan 33
2ππd s
(5-3) 牙型角︒=30α 牙侧角︒==152
α
β
(5-4)
（1）耐磨性计算
滑动螺母的磨损与螺纹工作面上的压力、华东速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状态等因素有关，其中最主要的是螺纹工作面上的压力，压力越大，螺旋副之间越容易形成过度磨损。

因此，滑动螺旋的磨损计算，主要是限制螺纹工作面上的压力,W p 使其小于材料的许用压力p p ，即
p W p hn
d F
p ≤=
2π （5-5）
其中，对于梯形螺纹应使
p
p F
d ψ8
.02≥ （5-6） 根据设计要求5.1=ψ,取MPa p p 20=［３］ 由公式（5-5）得
m m d m m m m p F p 7565065.010
205.11028.08.026
5
max =<==⨯⨯⨯=ψ故满足要求 螺母高度
H=2d ψ （5-7）
mm mm d H 5.112755.12=⨯==ψ 悬合圈数n 应使12~10≤=
p
H
n ，则
1225.1110
5.112≤===
p H n 满足要求。

梯形螺纹mm mm p h 5105.05.0=⨯== 由公式（5-5）得工作比压w p
MPa p MPa p p hn d F p p a a w 201.15101.1525.1110510751026
3
352=<=⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==--ππ符合耐磨性条件
（1） 螺杆稳定性计算
对于长径比大的受压螺杆，当轴向压力F 大于某一临界值时，螺杆就会突然发生侧向弯曲而丧失其稳定性，因此在正常情况下，螺杆承受的轴向力F 必须小于临界载荷e F 。

则螺杆的稳定性条件为
0.4~5.2≥F
F e
（5-8） 螺杆危险截面的轴惯性64
4
1d I a π=
（5-9）
4644
34
1101.164
)1069(64
m m d I a --⨯=⨯⨯=
=
ππ
螺杆危险截面的惯性半径
A
I i a
=
（5-10） mm mm d A I i a 25.174
6941====
取长度系数1=μ[]3，则
754.9210
25.17101600133=⨯⨯⨯=--i l
μ （5-11） 当
90~80>i
l
μ时，临界载荷e F
()()
N N l EI F a e 523
6
92221074.81016001101.110206⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==--πμπ （5-12）
其中材料的弹性模量a P E 910206⨯= 由公式（5-8）可得
0.4~5.237.410
210736.855
>=⨯⨯=F F e 故满足稳定性条件。

（2）螺母螺纹牙的强度计算
螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需j 校核螺母螺纹牙的强度。

螺纹的剪切强度条件为
p dbn F τπτ≤= （5-13）
螺纹牙的弯曲强度条件为
WP W n
db d d F σπσ≤-=
22)
(3 （5-14）
其中，b 为螺纹牙根部的宽度，许用应力MPa p 35=τ［３］，许用弯曲应力MPa WP 50=σ［３］。

对于梯形螺纹mm mm p b 32.10875.1565.065.0=⨯==。

分别由公式（5-13）和（5-14）得
dbn F πτ==
MPa MPa Pa p 3586.625
.111032.101080102335=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯--τπ MPa
MPa Pa
n db d d F WP W 5096.925.11)1032.10(1080)10751080(1023)(323333522=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯-⨯⨯⨯=-=----σππσ
根据以上计算得满足螺母螺纹牙的强度条件。

（3）螺杆的强度计算
受力较大的螺杆需要进行强度计算，螺母工作时承受轴向压力（或拉力）F 和扭矩T 的作用。

螺杆危险截面上即有压缩（或拉伸）应力，又有切应力。

因此，校核螺杆强度时，应根据第四强度理论求出危险截面的应力ca σ［４］，其强度条件为
p ca d T d F σπσ≤⎪⎪⎭⎫
⎝
⎛+⎪
⎪⎭
⎫
⎝⎛=2
312
12.034 (5-15) 对于45号钢，螺杆材料的屈服极限MPa S 500=σ 螺杆的许用应力p σ［３］。

MPa MPa S
p 67.166~1005
~3500
5
~3==
=
σσ （5-16） 摩擦系数f=0.09［３］
︒=︒
=32.515cos 09.0arctan cos arctan
βϕf V （5-17） 螺杆受到的扭矩T
2
)
tan(2
d F T V ϕϕ+= （5-18） m
N m
N ∙=∙⨯⨯︒+︒⨯⨯=-24.10212
1075)32.5431.2tan(1023
5
则
MPa MPa Pa d T d F p ca
67.166~1009.59)1069(2.024.10213)1069(10242.0342
332
2352
3122
1=<=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⎪
⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⎪
⎪⎭⎫ ⎝
⎛+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=--σππσ 满足螺杆的强度条件。

5.2.3基本尺寸
螺距p
mm p 10=
丝杠外径d
mm d 80=
丝杠外径1d
mm d 691= 丝杠、螺母中径2d
mm d 752=
螺母外径d'
'（5-19）-
-
=
10=
=
d
d70
10
mm
80
牙底宽f
W'
=
='
=
.3
f
mm
W92
间隙Z
=
Z5.0
mm
圆角半径r
=
r3.0
mm
图（5.1）丝杠螺母
图（5.2）滚珠丝杠
第6章 链传动的设计
6.1概述
6.1.1链传动的特点及应用
链传动是应用较广泛的一种机械传动。

它是由链条和主、从动链轮组成的，链轮上有特殊齿形的齿，依靠链轮的轮齿与链节的啮合传递运动与动力。

链传动是以链条为中间挠性件的啮合传动。

它兼有齿轮传动和带传动的特点。

与齿轮传动比较，链传动的安装精度与制造精度要求传动比恒定、转速极高、噪声很小的情况下不如齿轮传动。

链传动与带传动比较，链传动的传动比准确，传动效率高；链条对轴的作用力较小；结构尺寸紧凑；传动比较大，要求的中心距较小；对环境的适应力强，能在多尘、腐蚀性气体和高温条件下工作。

但它的噪声比带传动大，需要润滑；中心距长、转速极高时，不如带传动。

一般的链传动适用范围是：传动功率kW P 100<,效率96.0~92.0=η，传动比7<i ，传动速度一般是s m v /15<。

链传动主要用在要求工作可靠，且两轴相距较远，以及其他不宜采用齿轮传动及带传动的场合。

6.1.2链的分类
按用途不同，链可分为：传动链、输送链和起重链。

输送链和起重链主要用在运输和起重机械中，而在一般传动中，常用的是传动链。

传动链传递的功率一般在kW 100以下，链速一般不超过s m /15，推荐使用的最大传动比
8max =i 。

链传动有滚子链、齿形连等类型。

其中滚子链使用最广，齿形连使用较少。

6.1.3链传动的失效形式
链传动的失效形式有： （1）链的疲劳破坏； （2）链条铰链的磨损；
（3）链条铰链的胶合； （4）链条静力拉断。

6.2链条的设计与计算 6.2.1已知数据
输入功率P
kW P 5.1=
转速3n
min /5.122min /4
490423r r n n ===
6.2.2传动链的选取
链的主要目的是通过链轮带动丝杠同步旋转。

（1）选择链轮齿数z 1和z 2。

小链轮齿数对链传动的平稳性和使用寿命有较大的影响。

齿数少可减少轮廓尺寸，但齿数过少，将会导致：传动的不均匀性和动载荷增大；链跳进如何退出啮合时，链节间的相对转角增大，使铰链的磨损加剧；链传动的圆周力增大，从而加速了链条和链轮的损坏。

为了提高链传动的平稳，降低动载荷，减少齿轮受力和磨损，通常z 171≤。

链节数通常是偶数，为了使链条和链齿磨损均匀，链轮齿数一般应取与链节数互为质数的奇数，并优先选用以下数列：17、19、21、23、25、38、57、76、95、114。

假设链速s m v /3~6.0=，选取z =1z 192=［１］。

（2）计算功率
kW kW P K P A c 5.15.10.1=⨯=∙= （6-1） （3）确定链节数p L
初定中心距0a 。

中心距过小时，单位时间内链条绕过链轮的次数过多，链条铰链次数和链极应力循环次数过多，会加快铰链的磨损和链轮的疲劳；中心距过大时，会加速链条的抖动，因此中心距不受限制时，可定中心距0a =p )50~30(，最大可取到0a p 80≤。

根据传动要求初定0a =p 80，则链节数为
2
120210222⎪⎭⎫
⎝⎛-+++=πz z a p z z p a L p （6-2）
=1792191980219198022
=⎪⎭⎫
⎝⎛-+++⨯πp p p p 节
取180=p L 节 （4）确定链条的节距p
按照小链轮转速的估计，链工作在功率曲线顶点的左侧，就会出现链板疲劳破坏。

[]1
据此查得小链轮齿数系数119191908
.108
.11=⎪⎭
⎫ ⎝⎛=⎪
⎭
⎫
⎝⎛=z K z ［１］，选取的是单排链，即
0.1=m K ，故所需传递的功率为 kW K K P P m z c 5.11
15
.10=⨯==
(6-3) 根据小链轮转速min /5.1221r n =及功率kW P 5.10=，由此选择链号为10A 的单排链，查得链节距mm p 875.15= （5）确定链长L 及中心距a
m p
L L p 86.21000
875
.151801000=⨯=
=
（6-4）
⎥⎥⎦
⎤
⎢⎢⎣⎡⎪
⎭⎫ ⎝⎛--⎪⎭⎫ ⎝⎛+-+⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=2
122
212128224πz z z z L z z L p a p p （6-5） =mm 1278 （6）验算带速v 1000
6013⨯=p
z n v (6-6)
s m s m /62.0/1000
60875
.15195.122=⨯⨯⨯=
与原假设相符。

（7）验算小轮毂孔k d
根据小链轮的节距和齿数由链轮毂孔直径表确定链轮毂孔的最大直径max d ，若max d 小于安装链轮处的轴径，则应重新选择链传动的参数（增大Z 1或p ）。

小链轮毂孔许用最大直径max d =51mm ，大于丝杠轴径mm d a 50=，故符合要求。

（8）作用在轴上的压轴力p F
e FP p F K F = （6-7） 有效圆周力e F v
P
F e 1000
= （6-8） N N 4.241962
.05
.11000
== 按水平布置取压轴力系数15.1=FP K ，故
N F K F e FP p 31.27824.241915.1=⨯==
6.2.3链轮的主要尺寸
链轮采用45号钢。

节圆直径d '
mm mm z p d 9619
180sin
875
.15180sin =︒︒=
'
齿顶圆直径a d
⎪⎭⎫ ⎝⎛
︒+=z p d a 180cot 54.0 （6-9）
mm mm 10419180cot 54.0875.15=⎪⎭⎫ ⎝
⎛
︒+⨯=
齿根圆直径f d
1d d d f -'= （6-10） 其中，1d 为滚子外径，有以上计算得mm d 16.101=，所以mm d f 86= 最大齿根距离x L
190cos
d z
d L x -︒
'= （6-10）
mm 8516.1019
90cos
96=-︒
⨯= 齿侧凸缘（或排间槽）最大直径h d
8.01180cot -⎪⎭⎫
⎝⎛-︒=z p d h （6-11）
mm 788.0119180cot 875.15=-⎪⎭
⎫
⎝⎛-︒⨯=
链轮毂孔k d
mm d k 501= mm d k 402=
6.2.4链轮轴向齿廓尺寸
齿宽1f b
由于是单排链轮，mm mm p 70.12875.15>=
所以1195.0b b f =，其中1b 为内链节内宽。

mm b 40.91=
mm b b f 93.840.995.095.011=⨯== 导角宽a b
p b a )15.0~1.0(= (6-12)
mm mm 3125.2~5875.1875.15)15.0~1.0(=⨯=
取mm b a 2= 导角半径x r
mm p r x 875.15=≥ （6-13） 取mm r x 16=
齿侧凸缘（或排间槽）圆角半径a r
p r a 04.0≈ （6-14）
mm mm 635.0875.1504.0=⨯=
链轮齿总宽fn
b
1)1(f t fn b p n b +-= （6-15）
mm b f 93.81==
图（6.1）链轮
结论
通过这次毕业设计是我学到了不少以前没学过的东西，也使我在机械设计方面得到了锻炼。

接到毕业设计课题后，感觉有些迷茫不知从哪里着手,通过上网查些有关设计的资料和老师的帮助，对自己所设计的折弯机结构和原理有了些了解，也想到了些设计思路开始了折弯机的设计，虽然在设计过程遇到了一些困难，不过在老师的帮助下和自己查得的有关资料都一一解决了。

从中也使自己的知识得到了丰富。

这也对以后的工作有很大的帮助。

由于本人知识有限，实际经验不足，因此我的设计还存在着很多的不足之处，敬请各位老师指正，本人将不胜感激！
参考文献
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