钢板折边机设计（下载送CAD图纸）

d球头与球头座之间的摩擦。形成阻力矩。上述三个阻力矩、和都会是偏心齿轮增加所需传递的扭矩。总摩擦扭矩为上式中是随变化而变化，但变化小，认为是一常数，取，因此摩擦扭矩为在折边机中，P=500kN，=40mm对闭式折边机μ=0.045~0.055，取μ=0.05，则当时，偏心齿轮的公称扭矩为3.4.3曲柄轴的设计型折边机的曲柄滑块机构主要有偏心齿轮、芯轴、连杆和滑块组成。偏心齿轮的偏心径相对于芯轴有一偏心距，相当于曲柄半径。芯轴两端紧固在机身上。偏心径在芯轴上旋转，并通过连杆使滑块上下运动。（1）曲柄轴的设计计算折边机多采用整体芯轴的形式，其优点是芯轴是一个整体，刚度较好，且结构简单，缺点是偏心部分和连杆大端的结构尺寸较大，故曲柄滑块中的摩擦扭矩较大。芯轴采用45Cr，需经调制处理，与偏心齿轮轴瓦配合的部分需经磨削加工。根据经验公式[3]，芯轴直径：取芯轴只承受弯矩，而扭矩由偏心齿轮来承受。图3-4芯轴强度计算简图图3-4为芯轴强度计算简图。偏心齿轮受到连杆的作用力以后，分别以及两个集中力作用在芯轴上。由于芯轴在机身上的配合较长较紧，故可认为两端插入受集中载荷、作用的梁。也可视为两端为简支及外加反力偶、的简支梁。由变形协调条件可知，两端转角为零，可写出以下方程：（4-1）连立解方程：（4-2）（4-3）（4-4）（4-5）式中：，——芯轴轴瓦长度3.4.4曲柄轴的校核型曲柄折边机偏心齿轮结构如图4.2，计算芯轴应力（4-6）图3-5型曲柄折边机偏心齿轮结构简图代入数字，得材料为45Cr钢，，，故安全。3.5标准件的选择与校核3.5.1轴承根据前述计算选用的轴承为6208型深沟球轴承。①由滚动轴承样本可查得，轴承背对背或面对面成对安装在轴上时，当量载荷可以按下式计算：②计算动量载荷在设计时选用6208深沟球轴承，查手册知根据，查得查得所以③校核轴承的当量动载荷已知，所以故选用该轴承合适。3.5.2键（1）选择键联接的类型和尺寸联轴器处选用单圆头平键，尺寸为（2）校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为键的工作长度，合适3.6自动送料机构设计3.6.1托辊的设计托辊是传递动力的主要部件。本系列托辊根据承载能力分轻型、中型和重型三种。同一种托辊直径又有几种不同的轴径和中心跨距供设计者选用。轻型：轴承孔径80~110mm。中型：轴承孔径120~180mm。重型：轴承孔径200~220mm。托辊表面有裸露光钢面、人字形和菱形花纹橡胶覆面。小功率、小带宽及环境干燥时可采用裸露光钢面托辊。人字形花纹胶面磨擦系数大，防滑性和排水性好，但有方向性。菱形胶面用于双向运行的输送机。用于重要场合的滚筒，最好采用硫化橡胶覆面。用于阻燃，隔爆条件，应采取相应的措施。最小托辊直径D按下式选取。D=cd式中：d—芯层厚度或钢绳直径mm;c—系数，棉织物=80，尼龙=90，聚酯=108，钢绳芯=145。轴的最小直径的确定托辊示意图如下：图3-2托辊3.6.2托辊轴的设计与校核（1）轴的最小直径的确定本次设计的托辊轴如图3-3所示：图3-3托辊轴零件图托辊轴长度为1404mm；许用应力用插入法查得：许用应力值应力校正系数当量弯矩设计的最小直径托辊轴直径；验算合格。（2）托辊轴强度计算 式中：——托辊轴的均布载荷；——力；——宽度。式中：——均布载荷；——反力；——长度式中：——前后均布载荷式中：——平面上附加的均布力矩按扭转条件计算Ⅰ－Ⅰ截面的强度因此Ⅰ－Ⅰ截面安全。按弯扭合成条件计算Ⅳ－Ⅳ截面因此截面安全。（3）托辊轴的疲劳强度校核Ⅰ截面直径最小，且有应力集中；Ⅱ截面为连接处，由于直径发生实然变化，产生明显的应力集中；由于直径最大且无应力集中，故不必对其他地方处进行校核，而只需对Ⅰ、Ⅱ截面进行校核。截面Ⅰ右侧因为Ⅰ截面受扭矩作用，所以由于变化形成的理论应力集中系数由表查取。因，，经插值后可查得轴的材料的敏性系数为有效应力集中系数为尺寸系数表面质量系数为处未经表面强化处理，即，则得综合系数值为取计算安全系数可知其安全。截面Ⅱ左侧弯曲应力所以，扭转应力所以由于轴径变化形成的理论应力集中系数因，，经插值后可查得，轴的材料的敏性系数为，有效应力集中系数为尺寸系数尺寸系数表面质量系数为此处未经表面强化处理，即，则得综合系数值为取，计算系数值故安全。（4）托辊轴的接触应力校核最大压应力式中：——均布载荷；——接触区宽度的一半。式中：——模数；——半径；——半径。所以3.7底座机架的设计在机器中支承或容纳零部件称为机架。如支承罐的塔架、容纳传动齿轮的减速器的壳体，机床的床身等等统称为机架。3.7.1机架的选择与设计进行机架结构形式的选择是一个较复杂的过程，对结构形式、构件截面和结点构造等均需要结合具体的情况进行仔细的分析。对结构方案要进行技术经济比较。由于各种设备有不同的规范和要求，制定统一的机架结构选择方法较困难。但是，可以利用结构力学的知识提出下列一般的规则。这些规则是为了节约材料在选择形式时应遵守的一般规律。（1）结构的内力分布情况要与材料的性能相适应，以便发挥材料的优点。轴力较弯矩能更充分地利用材料。杆件受轴力作用时，截面上的材料分布是均匀的，所有材料都能得到充分利用。但在弯矩作用下截面的应力分布是不均匀的，所以材料的应力分布不够经济。机械结构中许多构件所受的都是沿垂直于杆轴的方向作用的。弯矩沿杆变化很迅速。有垂直载荷处，弯矩曲线有曲率，且曲率与载荷集度成正比。最大的弯矩限于一小段内，在较长段内材料不能充分利用，这是弯曲构件不经济的另一原因。（2）结构的作用在于把载荷由施力点传到基础。载荷传递的路程愈短，结构使用的材料愈省。（3）结构的连续性可以降低内力，节省材料。综合考虑机器的工作时所受的力，我选用机体材料HT200铸造机架，力学性能：=200MPa，=340MPa.适于制造箱体、底座类零件。3.7.2机架连接螺栓的校核在校核之前我们必须算出皮带通过带轮作用于轴上的力，因为这个力是直接通过机架传递给螺栓的。下面是求对轴作用力的公式：——轴所受的拉力单位N：z——皮带根数，从同组人员那得到的数据为5根；——单根皮带初拉力单位N；——小带轮的包角；——计算功率=，工况系数，P实际功率；——带轮的圆周速度单位m/s；——小带轮的包角系数；q——每米带长的质量单位kg/m。根据机架的受力位置我们得到这样一个力学模型如图3-6：图3-6机架的受力模型——螺栓对机架的作用力单位。由于是四个螺栓作用我们根据关系可以得到：由公式及已知的数据我们可以得到。再参照选粉机电机机架设计时螺栓连接处预紧力一般取以上，所以螺栓的总受力为安全起见下面就可以根据公式求拉应力：——螺栓受到的拉应力单位；S——螺栓的截面积单位。由于我们选的是M16的螺栓，危险截面对应螺纹小径处的面积约为140，根据公式（3-8）得43，除拉应力外，在螺栓受拉的过程中还受到螺纹副间摩擦阻矩的作用产生切应力，对于M10～M64的螺栓=0.5，再根据第四强度理论：57Mpa螺栓的抗拉伸强度极限为，动载情况下许用应力安全系数为S=2.5～4，我们取4计算得到许用应力[]==82.5Mpa，由于，所以满足要求。第4章减速器设计4.1高速级齿轮传动4.1.1选精度等级、材料和齿数采用7级精度由表6.1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。选小齿轮齿数大齿轮齿数4.1.2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即1）确定公式各计算数值（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数（4）由表6.3查得材料的弹性影响系数（5）由图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（6）由式6.11计算应力循环次数（7）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1％，安全系数为S=1，由式10-12得（9）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值计算圆周速度v计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高计算载荷系数K根据，7级精度，查得动载荷系数假设，由表查得由于载荷平稳，由表5.2查得使用系数由表查得查得故载荷系数（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得（11）计算模数ｍ4.1.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的计算数值由图6.15查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图6.16查得弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数为S=1.3，由上式得计算载荷系数（2）查取齿形系数由表6.4查得（3）查取应力校正系数由表6.4查得（4）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大（5）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数1.89mm，圆整取标准值m＝2mm并按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取4.1.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿宽宽度取60mm与3.1.1相同的计算过程，重新计算优化后齿轮参数，结果如下：序号名称符号计算公式及参数选择1齿数Z22，1222模数m2mm3分度圆直径4齿顶高5齿根高6全齿高7顶隙8齿顶圆直径9齿根圆直径10中心距4.2低速级齿轮传动与3.1.1相同的计算过程，结果如下：序号名称符号计算公式及参数选择1齿数Z25，1132模数m3mm3分度圆直径4齿顶高5齿根高6全齿高7顶隙8齿顶圆直径9齿根圆直径10中心距4.3轴的设计与校核以下计算以输入轴为例，其他轴过程相同。4.3.1尺寸与结构设计计算1）高速轴上的功率P1，转速n1和转矩T1，，2）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据机械设计表11.3，取，于是得：该处开有键槽故轴径加大5％～10％，且高速轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故取；。3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（a）为了满足半联轴器的轴向定位的要求2轴段左端需制出轴肩，轴肩高度轴肩高度，取故取2段的直径，长度。(b)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。根据，查机械设计手册选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6206，故，，轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度轴肩高度，取，因此，取。(c)齿轮处由于齿轮分度圆直径，故采用齿轮轴形式，齿轮宽度B=50mm。另考虑到齿轮端面与箱体间距10mm以及两级齿轮间位置配比，取，。4）轴上零件的周向定位查机械设计表，联接联轴器的平键截面。4.3.2强度校核计算1）求作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=52，根据《机械设计》（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则2）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于6206型深沟球轴承，由手册中查得a=15mm。因此，轴的支撑跨距为L1=72mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，，C截面弯矩M总弯矩扭矩3）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力：已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。4）键的选择采用圆头普通平键A型（GB/T1096—1979）连接，联接联轴器的平键截面，。齿轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为。总结毕业设计是对大学中所学知识的回顾，是对以往所学知识的综合运用，锻炼了我们的独立思考能力、独立解决工程实际问题的能力、画图能力，更是从课本中的理论知识到生产实际的转变。在这之前，虽然经过四年的学习学到了很多知识，但是还没有机会来运用和掌握这些东西。通过这次实践，我对机械系统的总体结构、安装工艺和机械设计过程都有了全面的了解，设计、计算和绘图方面的能力都得到了全面的训练和提高，也使我对机械产生了更加浓厚的兴趣，更坚定了我从事机械行业的信心。在总体结构设计的过程中，我也遇到了很多困难，经过多次的数据修改才把总体方案给确定下来，开始画图等工作。设计期间得到了我的指导老师的帮助，我觉得从与老师的沟通过程中，我能学到很多东西，老师可以从另外一个角度来启发我，给了我很多帮助、鼓励和指导。通过这段时间的设计，我已基本按照设计要求完成水果分类筛选机机械系统的设计，但是由于本人知识水平有限，又没有实际工作经验，本设计中定存在不足之处，敬请老师同学批评指正，提出宝贵意见，以便及时纠正。参考文献[1]孙桓、陈作摸主编，机械原理（第六版），北京：高等教育出版.[2]郑建荣主编，ADAMS-虚拟样机技术入门与提高，北京：机械工业出版.[3]张春林、曲继方、张美麟编著，机械创新设计，北京:机械工业出版社，1999年4月.[4]符炜主编，机械创新设计构思方法，湖南:湖南科学技术出版社，2006年1月.[5]申永盛．机械原理教程[M]．北京：清华大学出版社，2005.[6]吴宗泽，罗圣国主编.机械设计课程设计手册[M]，北京：高等教育出版社.[7]孙桓．机械原理[M]．北京：高等教育出版社，1998.[8]徐灏.机械设计手册[M]，北京：机械工业出版社，2000.[9]王群.UG零件设计实例与技巧[M]北京：国防工业出版社，2005.[10]肖景荣，姜奎华.冲压工艺学[M]，北京：机械工业出版社，1990.[11]王同海.实用冲压设计手册[M]，北京：机械工业出版社，1995.[12]李硕本.冲压工艺理论与新技术[M]，北京：机械工业出版社，2002.[13]刘振堂.国外数控冲床的现状和发展趋势[J].锻压机械，2002，1:7-9.[14]张宏超.金属板材加工设备发展新动向[J].锻压技术，2004，4：2-4.[15]ShivpuriR.S.Yossifon.Aservomotordrivenmulti-actionpressforsheetmetalforming[J].InternationalJournalofMachineryToolManufacture，1991，31:345-359.致谢时光飞逝，四年的大学学习生涯就要结束了，在这短暂而漫长的四年里，使我更进一步的熟悉和掌握了如何去学习、生活和工作。同时，也是校园让我们学会了学习，学会了思考，学会了做人，虽其短暂，但是在这四年里所学的知识必将可以