液壓折彎機設計含7張CAD圖,液壓,折彎,設計,cad 液壓折彎機設計 摘要 液壓折彎機在我們日常生活中起到了至關重要的作用，通過人機的配合可以折彎出不同角度的鋼板，這些折彎過的鋼板應用到了很多的場合。液壓折彎機是利用液壓系統(tǒng)使滑塊上下運動，從而對板件進行折彎。折彎精度則是通過后擋料與前托料機構得雙重配合來確保折彎的精度。所以設計后擋料機構就顯得尤為重要，這不僅需要我們了解后擋料架的機械機構，而且在計算過程中還需要認真進行。 這次我的畢業(yè)設計課題就為液壓折彎機的設計，這讓我了解到了機械與液壓在生活中的重要功用。雖然只是簡單的設計，當時還是讓我收獲頗多。 關鍵字：液壓折彎機；前托料架；后擋料機構；滑塊。 I abstract Hydraulic bending machine in our daily life has played a crucial role, through the man-machine cooperation can bend out different Angle steel plate, the bending of steel used in many occasions. Hydraulic bending machine USES hydraulic system to make the slider move up and down, so as to bend the plate. The bending precision is to ensure the accuracy of bending by double working with the former feeding mechanism. Therefore, it is very important to design the backstop mechanism, which not only requires us to understand the mechanical mechanism of the backstop frame, but also needs to be carried out seriously in the calculation process. This time, my graduation project was designed for hydraulic bending machine, which gave me an understanding of the important functions of machinery and hydraulic in life. Although it was just a simple design,it still made me a lot of money. Key words: hydraulic bending machine; Front support frame; Rear material blocking mechanism; Slider. II 目 錄 引言 3 第1章 液壓折彎機概述 4 1.1 液壓折彎機簡介 4 1.2設計參數 4 第2章 負載分析和運動分析 6 2.1 工作循環(huán) 6 2.2滑塊重力的計算 7 2.3各階段負載計算 7 2.4 各工況持續(xù)時間計算 8 2.5繪制速度循環(huán)圖與負載循環(huán)圖 9 第3章 液壓缸設計計算 10 3.1確定液壓缸的尺寸 10 3.2液壓缸厚度尺寸計算 11 3.2 液壓缸各階段功率計算 11 第4章 液壓系統(tǒng)原理圖及各工作過程 14 4.1折彎機液壓系統(tǒng)原理圖 14 4.2折彎機各工作過程液壓元件工作狀態(tài) 14 第5章 液壓元件的選擇 16 5.1 液壓泵的壓力流量計算及其規(guī)格選擇 16 5.2電機的計算及選擇 16 5.3液壓折彎機液壓元件的選擇 16 5.4油箱尺寸的設計 17 5.5管接頭的選擇 18 5.6過濾器的選擇 18 第6章 液壓系統(tǒng)性能的驗算 19 6.1驗算系統(tǒng)壓力損失 19 6.11壓力損失的計算 19 6.12沿程壓力損失的計算 19 6.13局部壓力損失的計算 19 6.2驗算油液溫升 20 6.21快速下降時的發(fā)熱量計算 20 6.22快速回程時的發(fā)熱量計算 20 6.23折彎過程的發(fā)熱量計算 21 6.3油箱的設計 21 6.31系統(tǒng)損失熱量 21 6.32油箱散熱面積的計算 21 第7章 液壓折彎機機械部分設計 23 7.1折彎機箱體的設計 23 7.2折彎機工作臺的設計 23 7.3折彎機上、下模具的設計 23 7.4折彎機后擋料機構參數計算 24 7.5傳動比的擬定 24 第8章 后擋料機構的設計 25 8.1V帶的設計 25 8.2帶輪的設計 26 8.3齒輪的設計 27 8.4小齒輪軸結構設計 32 8.5鏈及鏈輪設計計算 34 8.6絲杠螺母設計計算 35 總結 37 參考文獻 38 引言 隨著社會在進步時代在發(fā)展，我國工業(yè)也在不斷的壯大。在工業(yè)發(fā)展中，尤為重要的工具就是機器，只有工程師設計出優(yōu)秀的機器，才能幫助工人快速完成他們的作業(yè)，從而提高工人的工作效率，而液壓折彎機在機械行業(yè)中依然扮演著重要的角色，其組成既包括液壓系統(tǒng)也包括機械系統(tǒng)。 作為機械系學生的我們必須了解其內部結構及工作原理，并且親身參與其設計當中，才能為我們以后的工作以及學習打下良好的基礎。因此設計并改良液壓折彎機依然很重要。 第1章 液壓折彎機概述 1.1 液壓折彎機簡介 液壓折彎機是一種能夠對薄板進行折彎的工具，折彎不同厚度的鋼板需要選用不同的模具。由于機器采用全鋼焊結構，所以機器有很高的強度和剛度，并且通過液壓系統(tǒng)來避免超載事故發(fā)生。板料折彎機最初是機械式的，但自從20世紀80年代之后，逐漸被液壓驅動來替代，目前絕大多數的板料折彎機都采用的是液壓傳動方式。 折彎機類型：1.手動折彎機；2.液壓折彎機；3.數控折彎機。 主要折彎方式：自由折彎和三點式折彎 在液壓折彎機折彎過程中，由于機器寬度較長，因此需要左右兩個液壓缸工作來確保下凸模表面與工作臺和上凹模表面平行，所以同步系統(tǒng)是在液壓折彎機進行折彎過程中保證折彎精度關鍵之處，并且后擋料機構也間接影響折彎精度。 同步系統(tǒng)分類：扭軸同步系統(tǒng)與機液同步系統(tǒng) 1.2設計參數 最大折彎力 F=N 快速下行速度 V1=mm/s； 慢速加壓速度 V2=mm/s； 快速回程速度 V3=mm/s； 板料折彎機快速下降行程 L1=mm； 板料折彎機慢速加壓行程 L2=mm； 板料折彎機快速回程行程 L3=mm； 啟動.制動時間 △t=s； 擋料力 F=24300N; 絲杠螺母移動速度 v=2cm/s; 第2章 負載分析和運動分析 2.1 工作循環(huán) 液壓折彎機工作循環(huán)是：快速下降→ 折彎工作→快速回程→機器制動。 液壓系統(tǒng)主要技術參數： 最大折彎力 F=N 快速下行速度 V1=mm/s； 慢速加壓速度 V2=mm/s； 快速回程速度 V3=mm/s； 板料折彎機快速下降行程 L1=mm； 板料折彎機慢速加壓行程 L2=mm； 板料折彎機快速回程行程 L3=mm； 啟動.制動時間 △t=s。 2.2滑塊重力的計算 滑塊采用整塊鋼板制成，長度為3200mm，寬度為60mm，高度為1000mm。鋼板體積為v=lbh=192000cm3；鋼板密度為7.85g/cm3，可計算得滑塊重力約為15000N。 2.3各階段負載計算 （1）快速下降，啟動加速負載力： 快速下降，等速負載力 （2） 慢速折彎，初壓階段，約達到最大折彎力的5％，行程為15mm =50000N 慢速折彎，終壓階段，達到最大折彎力，行程為5mm ==N （3）快速回程 啟動階段負載力： 等速階段負載力： 制動階段負載力： 根據技術要求和計算結果，對各工況所受外負載進行匯總，如下表: 表1液壓缸各工況外負載力 工況 外負載/F(N) 快速下降 啟動 176 勻速 0 慢速折彎 初初壓 50000 終終壓 快速回程 啟動 15405 勻速 15000 制動 14595 2.4各工況持續(xù)時間計算 折彎機各工況持續(xù)時間 （1）快速下行階段持續(xù)時間： （2）慢速折彎，初壓持續(xù)時間： 慢速折彎，終壓持續(xù)時間： （3）快速回程持續(xù)時間： 表2 折彎機各階段持續(xù)時間 工況 時間/s 快速下行 7.826s 慢速折彎 初壓 0.75s 終壓 0.25s 快速回程 3.774s 2.5繪制速度循環(huán)圖與負載循環(huán)圖 第3章 液壓缸設計計算 3.1確定液壓缸的尺寸 由于滑塊行程（200mm）較小，故可選用單桿雙作用液壓缸，查表知液壓機設計壓力在20-32Mpa，預選液壓缸最大工作壓力P1=24MPa。 滑塊下行，自重需要通過液壓方式平衡，故可計算主液壓缸無桿腔的有效面積： 再計算液壓缸內徑： 按照國標，將液壓缸內徑圓整取為標準值D=250mm=25cm。 再根據快速下落過程與返回過程的速度比可確定活塞桿直徑d： 故得到活塞桿直徑： =0.751×241=180.991mm 查液壓設計手冊圓整取為標準值d=180mm=18cm 故可得液壓缸無桿腔的實際有效面積為： 液壓缸有桿腔的實際有效面積為： 3.2液壓缸厚度尺寸計算 （1）液壓缸壁厚可按薄壁筒進行計算： 根據上面設計，液壓缸設計壓力為24Mpa，缸筒材料選用45號鋼，其抗拉強度 由公式：為試驗壓力，一般取為最大壓力1.25-1.5倍這里取為1.25P n=3-5 這里取n=5 故取=20mm （2）缸底厚度計算： （3）缸蓋厚度的計算： 液壓缸缸蓋多為平的，其厚度可近似計算: 有油孔的缸蓋 3.2 液壓缸各階段功率計算 （1） 快速下降階段壓強流量及功率計算： 啟動時 恒速時 （2）慢速加壓階段壓強流量及功率計算： =58.9L/min （3）快速回程階段壓強流量及功率計算： 啟動時 恒速時 制動時 表3 液壓缸工作循環(huán)中各階段壓力、流量及功率 工作階段 負載F/N 工作腔壓力p/pa 輸入流量q/ 功率P/w 快速下行 啟動 176 3940 1129 4.448 勻速 0 0 0 0 慢速加壓 初壓 5* 1.12* 981.748 1099.56 終壓 22.4* 981.748→0 1099.56 快速回程 啟動 15405 7.16* 1251.0385 895.74 勻速 15000 6.97* 1251.0385 871.97 制動 14595 6.78* 1251.0385 848.20 46 第4章 液壓系統(tǒng)原理圖及各工作過程 4.1折彎機液壓系統(tǒng)原理圖 4.2折彎機各工作過程液壓元件工作狀態(tài) （1） 快速下行狀態(tài) 此時YV2帶電，液壓缸（15）下腔的油通過節(jié)流閥（12）、電液比例閥（5）和節(jié)流閥（8）排入油箱，滑塊因為自重作用而快速下降。此時油缸上腔通過油泵和充油閥補油?；瑝K下行速度可通過調節(jié)節(jié)流閥（12）的流量來進行控制。 （2）工作折彎狀態(tài) 當滑塊沿著滑塊軌道下降到工作折彎點時，由于撞塊與限位開關發(fā)生碰撞，使得YV1、YV2、YV3均帶電工作，充液閥（16）關閉，液壓缸（15）上腔油壓降低與液壓缸下腔形成壓力差，由于上腔壓力減小下腔壓力沒變從而可使滑塊慢速下行實現折彎，折彎下行速度可通過控制節(jié)流閥（8）的流量來間接控制，折彎工作行程的長短可通過調節(jié)撞塊的間距來實現。 （3）快速上升狀態(tài) 在滑塊快速上升階段得使YV1、YV3同時斷電來實現電液比例閥（5）對液壓缸上腔油液的卸荷作用，上腔壓力減小，而YV2帶電來平衡滑塊重力，滑塊可快速回程，回程速度是恒定的，可通過控制電液比例閥(14)來控制回程壓力。 （4）制動狀態(tài) 滑塊自重通過液壓方式進行平衡，電池換向閥以及均不帶電，而此時液壓泵通過電動機的帶動使液壓泵將過濾的油液通過吸油管進入液壓缸（15）下腔，油液可使滑塊能停在任意位置上，此時油泵經電液比例閥（5）與先導溢流閥（6）卸荷。液壓系統(tǒng)中的油壓可通過液壓油表（11)來讀數，液壓系統(tǒng)的油壓還可通過電液比例閥（5）與先導型溢流閥（6）來進行調節(jié)。 第5章 液壓元件的選擇 5.1 液壓泵的壓力流量計算及其規(guī)格選擇 液壓缸最高工作壓力在其折彎過程快結束時，=22.4Mpa。此時缸的輸入流量較小，且進油路元件較少，故取得進油路損失=0.5Mpa。所以泵的最高壓力 =22.4+0.5=22.9Mpa。 液壓泵的最大流量按照液壓缸的最大流量（1251.0385）進行計算。取泄露系數K=1.1，則液壓泵的最大流量為： =1.1*1251.0385=1376.1424=82.57L/min 根據計算結果查閱設計手冊，選用規(guī)格相近的63YCY14-1B壓力補償軸向柱塞泵，其額定壓力為=32Mpa，排量為V=63mL/r，額定轉速為=1500r/min。v0.92，則液壓泵的額定流量=V=1500*63*0.92=86.9L/min＞82.57L/min;其滿足需求。 5.2電機的計算及選擇 液壓缸最大功率出現在最終折彎的階段，由液壓缸的壓力式與流量式可計算液壓泵的最大理論流量：=22.9*58.9kw=3.96kw 取液壓泵的總效率=0.85，則液壓泵的實際功率為：=4.66kw。查表選用規(guī)格相似的Y132S-4三相異步電動機，其額定功率=5.5kw，額定轉速=1440r/min。 根據電機轉速與液壓泵的排量，可以計算得出液壓泵的最大理論流量： =1440*63÷1000=90.72L/min﹥82.57L/min，也滿足要求。 5.3液壓折彎機液壓元件的選擇 根據通過各閥類及泵類的壓力及流量可選取其它液壓元件，其規(guī)格如下表： 序號 元件名稱 額定壓力/Mpa 額定流量/L* 型號、規(guī)格 說明 1 軸向柱塞泵 32 63ml/r (排量) 63YCY14-1B 額定轉速1500r/min 驅動電機功率為5.5KW 2 溢流閥 35 250 DB10 通徑為10mm 3 壓力表開關 16 160 AF6EP30/Y400 通徑為6mm 4 單向閥 31.5 120 S15P 通徑為15mm 5 兩位四通電磁換向閥 28 160 WEH10G 通徑為10mm 6 單向順序閥 31.5 150 DZ10 7 液壓缸 — — 自行設計 — 8 過濾器 ＜0.02 100 XU-100×80J 通徑為32mm 9 電動機 220 5.5w Y132S-4 10 液控單向閥 SV-SL30P-40 11 可調節(jié)流閥 FBG-3-125-10 5.4油箱尺寸的設計 油箱的容積可按：，液壓折彎機為高壓系統(tǒng)取=11。故油箱的容積則可計算得到：=11*82.57=908.27L。而液壓油油位也不可過高，一般小于其容積的80%，故油箱的實際容積V=908.27/80%=1135.34L按JB/T7938-1999取為標準容積值V=1200L。 油箱長寬高尺寸的確定：選取油箱的高、寬、長比例為：1:1.5:2。則油箱的高、寬、長尺寸分別為：740mm、1110mm、1480mm。鋼板厚度t=4mm，且為了便于散熱及移動，取箱底離地面高度為200mm。故油箱的總長、總寬、總高分別為： 總長為：1480+8=1488mm 總寬為：1110+8=1118mm 總高為：h=740+200+8=948mm 將卸油口安裝在油箱的下部，為了更方便的清洗油箱，取油箱相對于地面的斜度取為1°。 5.5管接頭的選擇 此接頭需要選用卡套式管接頭，其尺寸如下表： 表4管接頭連接尺寸表 公稱壓力 管子 內徑 mm mm mm 卡套式管接頭 mm 公稱尺寸 極限偏差 G(24) 22 18.5 25 0.105 46 22 5.6過濾器的選擇 由過濾器的流量至少為泵流量2倍的原則，取過濾器的流量為泵流量的2.4倍，則過濾器的流量為： =2.4=2.4*86.9=208.56選用WU式網式過濾器，規(guī)格如下： 表5過濾器尺寸表 型號 通徑 mm 公稱流量 過濾精度 WU-250×180F 60 250 180 第6章 液壓系統(tǒng)性能的驗算 6.1驗算系統(tǒng)壓力損失 6.11壓力損失的計算 因為折彎過程中的油液流動速度較?。?81.748），可計算折彎時液壓桿的速度： =82.57490.874=1.68m/s， 此時油液的速度則為： =82.570.25=2.80m/s。 6.12沿程壓力損失的計算 如果要計算沿程損失，則必須判斷油液的流動狀態(tài)。室溫為20℃時液壓油=1，則有其雷諾數=700＜2320 判斷出油液在管中流動為層流，可計算阻力損失系數： =75/700=0.107 若取油路管長均為3m，油液密度為=890，則可得到沿程損失; 6.13局部壓力損失的計算 閥的額定流量與額定壓力損失分別為：與，則可計算出通過流量為q時的閥的壓力損失，由＜0.5，故管接頭是安全的。 快速下行時回油路的流量： = 則回油路中的速度為： =39.770.25=1.35m/s 由此可計算回油路的雷諾數： =337.5＜2320，則為層流。 阻力損失系數： =75/337.5=0.22，回油路沿程壓力損失為： 故可計算總壓力損失為： 6.2驗算油液溫升 6.21快速下降時的發(fā)熱量計算 快速下降時液壓缸的有效功率： 快速下降時泵的輸出功率為： 快速下降時液壓系統(tǒng)發(fā)熱量為： 6.22快速回程時的發(fā)熱量計算 快速回程時液壓缸的有效功率： 快速下降時泵的輸出功率為： 快速回程時液壓系統(tǒng)發(fā)熱量為： 6.23折彎過程的發(fā)熱量計算 折彎過程中液壓缸的有效功率： 折彎過程中泵的輸出功率為： 因此在折彎過程中液壓系統(tǒng)發(fā)熱量為： 總發(fā)熱量為： 近似計算油液溫升： 液壓系統(tǒng)溫升較低，不必設置冷卻器。 6.3油箱的設計 6.31系統(tǒng)損失熱量 在液壓系統(tǒng)，損失都以熱能形式散失。散失的熱量在前面已經計算出來=4.13Kw。 6.32油箱散熱面積的計算 油箱散熱面積A的計算公式為 式中：A—油箱的散熱面積（） H—油箱需要的散熱功率（W） —油溫（一般以考慮）與周圍環(huán)境溫度的溫差 K—散熱系數。 則可計算油箱散熱面積A： 第7章 液壓折彎機機械部分設計 7.1折彎機箱體的設計 折彎機箱體全部采用灰鑄鐵焊接而成，其強度剛度都較高。不必進行強度剛度的校核。 7.2折彎機工作臺的設計 液壓折彎機工作臺是為了起到支撐下模具的功用，忽略下模質量大小，工作臺在滑塊下行過程中，受滑塊重力G，工作壓力，及慣性力的作用。 由前面的計算我們可以得到：=N， G=15000N， 故工作臺受到的總力為： 工作臺長度可取為3200mm，寬度可取200mm，故工作臺表面積為：A=32003200=640000mm2 則可計算得到工作臺材料的屈服強度為： 故工作臺材料選擇Q235-A碳素結構鋼較為妥當。 7.3折彎機上、下模具的設計 折彎機上、下模具在折彎過程中起到非常重要的作用，由于鋼板的折彎是通過上下模具的咬合來進行折彎過程的，因此折彎機得上下模具都要選擇相同材料，并且具有良好的韌性，耐磨性與強度。工具鋼在淬火后滿足此條件，因此上下模具均選用T8A型碳素鋼。工作臺長度為3200mm，則上下模長度也均為3200mm。 7.4折彎機后擋料機構參數計算 折彎機的后擋料機構的動作順序是：電動機旋轉運動→帶輪的旋轉運動→齒輪的嚙合運動→同步鏈的運動→絲杠螺母的前后運動。 設計參數：擋料力F=24300N； 滾珠絲杠螺母機構移動速度v=2cm/s。 后擋料機構的移動需要電動機間接進行帶動，因此選取合適的電動機功率就顯得尤為重要。由擋料力與擋料架的移動速度，可以計算得出輸出功率： 電動機功率計算公式：可得到： 其中： 為總的傳遞效率； 為V帶傳遞效率為98%； 為齒輪的傳遞效率一般為96%-99%，這里取為98%； 為鏈輪的傳遞效率一般為95%-98%，這里取為96%； 為絲杠螺母之間的傳遞效率一般取為92%-98%，這里取為96%。 可計算得電機轉速： 故可以選擇電動機功率為=550w。選取同步轉速為4級，同步轉速為1000r/min的三相異步電動機，滿轉轉速為970r/min。絲杠螺母轉速為30r/min。 7.5傳動比的擬定 電動機通過皮帶進行一級減速；動力再傳遞給齒輪，通過齒輪嚙合進行二級減速，最終通過同步鏈結構帶動絲杠前后移動。絲杠導程為10mm，則其轉速為30r/min。帶傳動傳動比可取2-4≤7，齒輪傳動傳動比可取3-5≤8，鏈因為是同步鏈所以=1。=取，則=6.47。 第8章 后擋料機構的設計計算 8.1V帶的設計 1.確定計算功率 通過機械設計書表8-8查得工作情況系數=1.2, 所以可確定計算功率：=P=1.2×0.55Kw=0.66Kw 2.選擇V帶類型 由功率以及轉速n=970r/min查機械設計書圖8-11選擇Z型帶。 3.確定帶輪的基本直徑并計算帶速v 1）初選小帶輪基準直徑。由表8-7與8-9，取小帶輪直徑=56mm。 2）計算帶速 帶速滿足規(guī)定范圍故合適。 3） 計算大帶輪基準直徑 查表8-9其標準值為144恰好適合。 4.確定V帶中心距與基準長度 1）初選中心距 2）計算帶所需要的基準長度： = 由表可選擇帶的基準長度為1080mm。 3）計算實際中心距 則中心距變化范圍是233.8mm-282.4mm。 5.驗算小帶輪上包角 =180°-57.3°=128.9°＞120° 6.計算帶的根數 1)計算單根V帶額定功率 由=56mm與=970r/min，查表8-4得=0.14Kw； 由=970r/min，i=5與V型帶查表8-5得=0.02Kw； 查表8-6得到=0.86,查表8-2得=1.07。 則可得到0.14Kw 2）計算V帶根數 取V帶根數為2根。 7. 計算V帶初拉力 8.計算軸向拉力 9.主要設計結論 選用Z型普通V帶2根，帶輪基準直徑d1=56mm，d2=144mm，中心距控制在232.8-288.4mm間。 8.2帶輪的設計 1） 帶輪材料的選擇 常用帶輪材料為HT150或HT200。 2）小帶輪尺寸計算 小帶輪基準直徑，則可采用實心式帶輪。 槽間寬： 齒的總寬度： 輪轂寬度： 小帶輪直徑： 牙型角： 因為，故 3）大帶輪尺寸計算 大帶輪基準直徑，也可以使用實心式帶輪。 槽間寬： 齒的總寬度： 輪轂寬度： 大帶輪直徑： 牙型角： 因為，故 8.3齒輪的設計 齒輪具有傳遞效率高、結構緊湊、工作可靠、傳動比穩(wěn)定等優(yōu)點。因為折彎機后擋料機構需要將電機的轉速降低，而單靠皮帶減速是遠遠不夠的，故需要增加齒輪結構來實現降速的作用。 1. 齒輪參數選用 1） 折彎機中選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為； 2） 折彎機屬于一般工作機器，選用7級精度； 3） 材料選擇。小齒輪材料選取40Cr（調質），齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS。 4） 選取小齒輪齒數=20，大齒輪齒數==6.47×20=129.4取=130。 2.按齒面接觸疲勞強度設計齒輪 （1）計算小圓分度圓直徑： 1） 計算載荷系數：==1.32 計算小齒輪轉矩： 齒寬系數： 由圖10-20查得區(qū)域系數 再由表10-5查得材料彈性影響系數 計算重合度系數： 2）計算接觸疲勞許用應力： 由圖查得大齒輪小齒輪接觸疲勞強度分別為600Mpa與550Mpa 計算應力循環(huán)次數： 查圖10-23得接觸疲勞系數是; 取安全系數為1，計算大小齒輪許用應力： ；。 則該齒輪副的接觸疲勞許用應力為：523Mpa 3）計算小齒輪分度圓直徑 （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）數據準備 圓周速度： 齒寬： 計算齒寬和齒高的比值b/h： 模數 齒高： 齒寬與齒高比： 2）計算實際載荷系數 查的使用系數=1 根據速度v=0.376m/s、查圖10-8得到動載系數 計算圓周力： 查表可得齒間載荷分配系數： 查表10-4得齒向載荷分配系數： 計算實際載荷系數 3）計算分度圓直徑 齒輪模數： 3.按齒輪齒根彎曲疲勞強度設計 （1）模數的計算： 1）確定式中數值： 選取 計算: 計算： 由圖10-17查齒形系數； 由圖10-18可查取應力修正系數； 由圖10-24可查取小齒輪彎曲疲勞極限大齒輪彎曲疲勞極限 由圖10-22查取彎曲疲勞壽命系數；。 取安全系數S=1.4,可通過計算得： 可取 2） 試算模數 （2）調整模數 1）數據計算： 圓周速度： 齒寬： 寬高比: 2）計算實際載荷系數 根據v=0.259m/s，7級精度，查圖10-8得動載系數 再由；查表10-3得齒間載荷分配系數： 由查表10-4得，結合，查圖10-13得， 則載荷系數 3)計算模數 有結果可得到：按齒面接觸疲勞強度算的的模數大于按齒根彎曲疲勞強度算的的，可取得模數為1.326mm，按標準圓整為2mm。分度圓直徑取為40.323mm，則可得到小齒輪齒數為：取為21，大齒輪齒數，取為108，大齒輪齒數與小齒輪齒數互質。 4.幾何尺寸計算 1）分度圓直徑：=21×2mm=42mm =108×2mm=216mm 2）中心距： 3）齒寬： 一般小齒輪比大齒輪寬5-10mm，則小齒輪齒寬為50mm，大齒輪齒寬b=42mm。 5.圓整中心距后的強度校核 （1）計算變位系數和 （2）分配變位系數 由圖10-21可得到x1=0.515；x2=0.517 （3）校核疲勞強度 齒面接觸疲勞強度： 代入到滿足條件。 齒根彎曲疲勞強度： 代入得到： 滿足齒根疲勞強度要求。 8.4小齒輪軸結構設計 (1) 計算軸上的功率、轉速以及轉矩 功率：=0.55×0.98×0.98×0.96=0.507Kw 轉速: 轉矩： （2）求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪直徑為：d=mz=42mm 而： 軸向力： 徑向力： （3）初步確定軸的直徑 軸的材料為45號鋼A0=112。 根據公式： 再根據齒輪寬度以及帶輪寬度來進行設計軸的結構即可。 8.5鏈及鏈輪設計計算 因為液壓折彎機的鏈的作用是帶動兩個后托料架同時運動來保證折彎精度，故此鏈的功用不是為了減緩電動機的轉速而是為了帶動另一個托料架同步，因此傳動帶比為1，并且選擇同樣的鏈輪來確保鏈的同步。 （1） 選擇鏈輪齒數 一般鏈輪齒數取為17-114，這里鏈齒數取為20。 （2） 計算當量的單排鏈計算功率 由表9-6查得工況系數，由圖9-13查得主動鏈系數為，則單排鏈功率為： =1×1.3×0.98×0.98×0.55KW=0.69KW （3） 選擇鏈條型號與節(jié)距 由單排鏈功率，n=30r/min與。查圖9-11，選擇12A-1型號鏈條。再查表9-1，得鏈條節(jié)距為p=19.05mm。 （4） 計算鏈節(jié)數與節(jié)距 初選中心距。 取a0=800mm，則其對應的鏈長節(jié)數為： 取鏈長節(jié)數=104節(jié)。 再查表9-8，計算得到中心距計算系數f1=0.18235，則最大中心距為： （5） 計算鏈速，確定潤滑方式 由v=0.635m/s及鏈號40A-1，查圖9-14可采用滴油潤滑。 （6） 計算壓軸力 有效圓周力Fe=1000*0.55*0.98*0.98/0.635N=831.8N 鏈水平布置時壓軸力系數為1.15，則壓軸力為： （7） 主要參數 鏈條型號為16A-1,鏈輪齒數均為20,；鏈節(jié)數Lp=104,最大中心距為574.35mm。 8.6絲杠螺母設計計算 設計絲杠螺母的目的是為了將絲杠螺母的運動來帶動后托料架運動，而鏈輪安裝在絲杠上。可根據鏈輪尺寸來選取絲杠螺母尺寸，并校核絲杠螺母參數就可完成設計。 設計參數： 擋料力： 螺桿中螺紋長度 絲杠外徑 絲杠內徑 螺母分度圓直徑梯形絲杠牙型角 （1） 絲杠螺母耐磨性計算 螺紋工作面上耐磨性條件為： 對于梯形螺紋，h=0.5P,則： 對于整體螺母，由于破損后不能調整間隙，為使受力分布比較均勻，螺紋工作圈數不應過多，取為1.2-2.5。這里取為1.5；，則可計算螺紋工作面上耐磨性： 故滿足耐磨性條件。 （2） 絲杠強度計算 絲杠工作時受軸向力與扭矩T的作用：扭矩T=9550 絲杠強度條件為： 滿足強度條件，強度合適。 （3） 絲杠螺母螺牙強度計算 一般螺母牙的材料低于螺桿，故這里只需校核螺母牙的強度即可。 螺紋牙危險界面的剪切條件為： 螺紋牙危險界面的彎曲強度條件為： 其中b=0.75p=7.5mm，查表5-13得到；。 故絲杠螺母螺牙也滿足強度條件。 （4） 絲杠穩(wěn)定性計算 絲杠的穩(wěn)定性條件為：,其中Ss=2.5-4。 臨近載荷可根據歐拉公式進行計算，即； E=2.06×10^5Mpa；I=，。 代入可得絲杠計算安全系數大于其穩(wěn)定安全系數，故絲杠穩(wěn)定。 總結 在經歷了大概3個多月的設計之后，我終于完成了液壓折彎機的設計。雖然這個過程很辛苦也經歷了很多困難，也有一些部件并沒有進行設計。但我依然很開心，畢竟這是我大學期間獨立完成一個機器全部的設計。 六月是陽光明媚的日子，是百花齊放的日子。而六月我卻要離開延吉這座美麗的城市，離開我生活了四年的地方。想想我的同學，想想我的老師心中有萬般的不舍，但是終有離別之日。最后，感謝在大學期間陪伴并幫助我的同學與老師們，感謝我的畢業(yè)指導老師，雖然我總問她問題，但是老師總是耐心的給我講解。祝大家都能順利畢業(yè)，畢業(yè)季快樂??！ 參考文獻 [1] 徐福玲，陳堯明.液壓與氣壓傳動（第三版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2007.05 [2] 李玉柱,苑明順.流體力學（第2版）[M]北京：高等教育出版社，2008.01 [3] 張利平.液壓傳動系統(tǒng)及設計.[M]北京：化學工業(yè)出版社，2005.08:221-225 [4] 明仁雄.液壓與氣壓傳動學習指導.[M]北京：國防工業(yè)出版社，2009.03:149-156 [5] 陳啟松.液壓傳動設計手冊.[M]上海：上海科學技術出版社，1981.04 [6] 岳宏.液壓技術手冊.[M]上海：上?？茖W技術出版社，2013.05 [7] 李愛華．工程制圖基礎[J].北京：高等教育出版社，2003.8 [8] 俞新陸.液壓機的設計與應用.[M]北京：機械工業(yè)出版社，2007-04 [9] 陳國定，吳立言.機械設計.[M]北京：高等教育出版社，2013.05 [10] 李育錫.機械設計課程設計.[M]北京：高等教育出版社，2014.06 [11] 成大先，機械設計手冊.[M]北京：化學工業(yè)出版社，2014.01 [12] 吳宗澤，機械零件設計手冊.[M]北京：機械工業(yè)出版社，2004.01 [13] Jack A.、Busby，Henry R.、Stab，George H.Wiley，Mechanical Design of Machine Elements and Machines Collins，2009.10 [14] Davis JR.Aluminum and aluminum alloys，ASM specialty handbook，1993