鋼筋校直機的設(shè)計【說明書+CAD】

鋼筋校直機的設(shè)計【說明書+CAD】,說明書+CAD,鋼筋,校直機,設(shè)計,說明書,仿單,cad 1 梧州學院 畢業(yè)設(shè)計（論文） 系 別 ： 專 業(yè) ： 機械設(shè)計制造及其自動化 學 生 姓 名 ： 學 號： 設(shè) 計 (論 文 )題 目 ： 鋼筋校直機的設(shè)計 起 迄 日 期 : 設(shè) 計 (論 文 )地 點 : 梧州學院 指 導 教 師 : 專 業(yè) 教 研 室 負 責 人 : 日期: 2013 年 月 日 2 摘要 熟悉國內(nèi)各種鋼筋校直機型號及各自的性能與應(yīng)用，結(jié)合各鋼筋校直機使用的 情況與現(xiàn)狀的市場情況對各自的優(yōu)缺點進行比較并設(shè)計出合適的鋼筋校直機。 通過強度計算分析，認為現(xiàn)有鋼筋校直機的大部分零件有較大的設(shè)計裕量，需要改 變個別零部件及電動機功率即可大幅度提高加工能力，滿足鋼筋校直機加工。 對鋼筋校直機進行應(yīng)用范圍設(shè)計。 關(guān)鍵詞 鋼筋校直機，始彎矩，終彎矩，主軸扭矩 3 緒 論 我國工程建筑機械行業(yè)近幾年之所以能得到快速發(fā)展，一方面通過引進國外先進技術(shù)提升 自身產(chǎn)品檔次和國內(nèi)勞動力成本低廉是一個原因，另一方面國家連續(xù)多年實施的積極的財政政 策更是促使行業(yè)增長的根本動因。 受國家連續(xù)多年實施的積極財政政策的刺激，包括西部大開發(fā)、西氣東輸、西電東送、青 藏鐵路、房地產(chǎn)開發(fā)以及公路（道路） 、城市基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)等一大批依托工程項目的實施，這對 于重大建設(shè)項目裝備行業(yè)的工程建筑機械行業(yè)來說可謂是難得的機遇，因此整個行業(yè)的內(nèi)需勢 頭旺盛。同時受我國加入 WTO 和國家鼓勵出口政策的激勵，工程建筑機械產(chǎn)品的出口形勢也明 顯好轉(zhuǎn)。 我國建筑機械行業(yè)運行的基本環(huán)境、建筑機械行業(yè)運行的基本狀況、建筑機械行業(yè)創(chuàng)新、 建筑機械行業(yè)發(fā)展的政策環(huán)境、國內(nèi)建筑機械公司與國外建筑機械公司的競爭力比較以及 2004 年我國建筑機械行業(yè)發(fā)展的前景趨勢進行了深入透徹的分析。 第 1 章 1 鋼筋調(diào)直機的設(shè)計 1.1 1.1 鋼筋調(diào)直機的分類 鋼筋調(diào)直機按調(diào)直原理的不同分為孔摸式和斜輥式兩種；按切斷機構(gòu)的不同分 為下切剪刀式和旋轉(zhuǎn)剪刀式兩種；而下切剪刀式按切斷控制裝置的不同又可分為機 械控制式與光電控制式。本次設(shè)計為機械控制式鋼筋調(diào)直機，切斷方式為下切剪刀 式。 1.2 1.2 鋼筋調(diào)直機調(diào)直剪切原理 下切剪刀式鋼筋調(diào)直機調(diào)直剪切原理如圖所示： 4 圖 1-1 調(diào)直剪切原理 Fig.1-1 principle of straightening and sheering 1-盤料架；2-調(diào)直筒；3-牽引輪；4-剪刀；5-定長裝置； 工作時，繞在旋轉(zhuǎn)架 1 上的鋼筋，由連續(xù)旋轉(zhuǎn)著的牽引輥 3 拉過調(diào)直筒 2，并 在下切剪刀 4 中間通過，進入受料部。當調(diào)直鋼筋端頭頂動定長裝置的直桿 5 后， 切斷剪刀便對鋼筋進行切斷動作，然后剪刀有恢復原位或固定不動。如果鋼絲的牽 引速度 V=0.6m/s.而剪刀升降時間 t=0.1s，則鋼絲在切斷瞬間的運動距離 S=Vt=0.60.1=0.06m，為此，剪刀阻礙鋼絲的運動，而引起牽引輥產(chǎn)生滑動現(xiàn)象， 磨損加劇，生產(chǎn)率降低，故此種調(diào)直機的調(diào)直速度不宜太快。 1.3 1.3 鋼筋調(diào)直機的主要技術(shù)性能 表 1-1 鋼筋調(diào)直機的型號規(guī)格及技術(shù)要求 Tab.1-1 model standard and technique ability of reinforcement bar straightening machine 參數(shù)名稱 數(shù)值 調(diào)直切斷鋼筋直徑（mm） 48 鋼筋抗拉強度(MPa) 650 切斷長度(mm) 3006000 切斷長度誤差(mm/m) 3 5 牽引速度(m/min) 40 調(diào)直筒轉(zhuǎn)速(r/min) 2800 送料、牽引輥直徑(mm) 90 電機型號：調(diào)直 牽引 切斷 42jO 功率： 調(diào)直(kW) 牽引(kW) 切斷(kW) 5.5 外形尺寸：長(mm) 寬(mm) 高(mm) 7250 550 1220 整機重量(kg) 1000 1.4 1.4 鋼筋調(diào)直機工作原理與基本構(gòu)造 該鋼筋調(diào)直機為下切剪刀式，工作原理如圖所示： 圖 1-2 鋼筋調(diào)直機機構(gòu)簡圖 Fig.1-2 mechanism schematic of reinforcement bar straightening machine 1-電動機；2-調(diào)直筒；3-減速齒輪； 4-減速齒輪；5-減速齒輪；6-圓錐齒輪；7- 曲柄軸；8-錘頭； 6 9-壓縮彈簧；10-定長拉桿；11-定長擋板；12- 鋼筋；13-滑動刀臺； 14-牽引輪；15-皮帶傳動機構(gòu) 采用一臺電動機作總動力裝置，電動機軸端安裝兩個 V 帶輪，分別驅(qū)動調(diào)直筒、 牽引和切斷機構(gòu)。其牽引、切斷機構(gòu)傳動如下：電動機啟動后，經(jīng) V 帶輪帶動圓錐 齒輪 6 旋轉(zhuǎn)，通過另一圓錐齒輪使曲柄軸 7 旋轉(zhuǎn)，在通過減速齒輪 3、4、5 帶動一 對同速反向回轉(zhuǎn)齒輪，使牽引輪 14 轉(zhuǎn)動，牽引鋼筋 12 向前運動。曲柄輪 7 上的連 桿使錘頭 8 上、下運動，調(diào)直好的鋼筋頂住與滑動刀臺 13 相連的定長擋板 11 時， 擋板帶動定長拉桿 10 將刀臺拉到錘頭下面，刀臺在錘頭沖擊下將鋼筋切斷。 切斷機構(gòu)的結(jié)構(gòu)與工作原理如圖所示： 7 圖 1-3 鋼筋調(diào)直機的切斷機構(gòu) Fig.1-3 cut off mechanism of reinforcement bar straightening machine 1-曲柄輪；2- 連桿；3- 錘頭；4- 定長拉桿；5-鋼筋；6-復位彈簧；7-刀臺座；8-下切刀；9- 上切刀； 10-上切刀架； 下切刀 8 固定在刀座臺 7 上，調(diào)直后的鋼筋從切刀中孔中通過。上切刀 9 安裝 在刀架 10 上，非工作狀態(tài)時，上刀架被復位彈簧 6 推至上方，當定長拉桿 4 將刀臺 座 7 拉到錘頭 3 下面時，上刀架受到錘頭的沖擊向下運動，鋼筋在上、下刀片間被 切斷。在切斷鋼筋時，切刀有一個下降過程，下降時間一般為 0.1s，而鋼筋的牽引 速度為 0.6m/s,因此在切斷瞬間，鋼筋可有 0.60.1=0.06m 的運動距離，而實際上 鋼筋在被切斷的瞬間是停止運動的，所以造成鋼筋在牽引輪中的滑動，使牽引輪受 到磨損。因此，調(diào)直機的調(diào)直速度不宜太快。 調(diào)直機的電氣控制系統(tǒng)圖為： 8 圖 1-4 鋼筋調(diào)直機的電器線路 Fig.1-4 electrical circuit of reinforcement bar straightening machine RD-熔斷器；D- 交流接觸器；RJ-熱繼電器；AN-常開按鈕；D-電動機；QK-轉(zhuǎn)換開關(guān)； 調(diào)直機的傳動示意展開圖： 圖 1-5 鋼筋調(diào)直機的傳動示意展開圖： Fig.1-5 transmission opening figure of reinforcement bar straightening machine 1-電動機；2-調(diào)直筒；3-皮帶輪；4-皮帶輪；5- 皮帶輪；6-齒輪；7-齒輪；8- 齒輪；9-齒輪；10-齒 輪；11-齒輪；12-錐齒輪；13-錐齒輪；14- 上壓輥；15-下壓輥；16-框架；17- 雙滑塊機構(gòu)；18-雙 9 滑塊機構(gòu)；19-錘頭；20- 上切刀；21-方刀臺；22-拉桿； 電動機經(jīng)三角膠帶驅(qū)動調(diào)直筒 2 旋轉(zhuǎn)，實現(xiàn)鋼筋調(diào)直。經(jīng)電動機上的另一膠帶 輪以及一對錐齒輪帶動偏心軸，再經(jīng)二級齒輪減速，驅(qū)動上下壓輥 14、15 等速反向 旋轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)鋼筋牽引運動。又經(jīng)過偏心軸和雙滑塊機構(gòu) 17、18，帶動錘頭 19 上下運動，當上切刀 20 進入錘頭下面時即受到錘頭敲擊，完成鋼筋切斷。 上壓輥 14 裝在框架 16 上，轉(zhuǎn)動偏心手柄可使框架銷作轉(zhuǎn)動，以便根據(jù)鋼筋直徑調(diào)整 壓輥間隙。方刀臺 21 和承受架的拉桿 22 相連，當鋼筋端部頂?shù)嚼瓧U上的定尺板時， 將方刀臺拉到錘頭下面，即可切斷鋼筋。定尺板在承受架上的位置，可以按切斷鋼 筋所需長度進行調(diào)節(jié)。 第 2 章 2 主要計算 2.5 2.1 生產(chǎn)率和功率計算 2.5.1 2.1.1 生產(chǎn)率計算 )/(06.0hkgKDnGQ （2-1）式中 D-牽引輪直徑（mm） N-牽引輪轉(zhuǎn)速（r/min） -每米鋼筋重量（kg）0G K-滑動系數(shù)，一般取 K=0.950.98 帶入相應(yīng)數(shù)據(jù)得： )/(5.2698.035.4901.360)/(06.0 hkghkgKDnQ 2.5.2 2.1.2 功率計算，選擇電動機 調(diào)直部分： 10 調(diào)直筒所需的功率： )(974011KWMnN （2-2） 式中 96.0min/1 取傳 動 效 率 ， 皮 帶 傳 動 可）調(diào) 直 筒 轉(zhuǎn) 速 （rn 調(diào)直筒的扭矩： )()123mNLfebdMs （2-3） 式中 ) 15.02.42mLffdbemNs調(diào) 直 塊 的 間 距 （ 數(shù) ， 一 般 取鋼 筋 對 調(diào) 直 塊 的 摩 擦 系）鋼 筋 直 徑 （鋼 筋 彎 曲 次 數(shù) ， 一 般 取）調(diào) 直 塊 偏 移 量 （ ）鋼 筋 屈 服 點 （ 帶入相應(yīng)數(shù)據(jù)，得： ).(368.1).(138680)5.(41235 mNNM4.9.720.1 KWN 牽引部分： 鋼筋牽引功率： )(102PN （2-4） 11 式中 8.095.708.9.0 /2 來 計 算傳 動 效 率 ， 按 綜 合 傳 動按 性 能 參 數(shù) 查 表 取 得）調(diào) 直 速 度 （ sm 牽引輪壓緊力： ）（ NfPsin41 （2-5） 式中 01452.輪 槽 角 度 ， 一 般 為 數(shù) 取鋼 筋 對 牽 引 輪 的 摩 擦 系 ）牽 引 鋼 筋 所 需 的 拉 力 （fP)(84sin.NP39.0128KWN 切斷部分： 鋼筋剪切功率： )(9740sin213KdRNc （2-6） 式中 89.05.9708./3708. 8.07421 來 計 算傳 動 效 率 ， 按 綜 合 傳 動）齒 刀 切 角 （每 分 鐘 切 斷 次 數(shù) ）（ 倍抗 拉 強 度 的剪 切 極 限 強 度 ， 約 等 于）鋼 筋 直 徑 （ ）曲 柄 偏 心 距 （CmNdRcc 帶入相應(yīng)數(shù)據(jù)，經(jīng)計算得： 12 )(73.089.07445sin32014.3 KWN 鋼筋切斷力 P： )(42NdPc （2-7） 式中 d-鋼筋直徑，mm -材料抗剪極限強度，c2/m 帶入相應(yīng)數(shù)據(jù)得： )(148730.481.322 NdPc 鋼筋切斷機動刀片的沖程數(shù) n： (r/min) iI （2-8） 式中 -電動機轉(zhuǎn)速，r/minIn i-機械總傳動比 帶入相應(yīng)數(shù)據(jù)得： (r/min)6.1289.014inI 作用在偏心輪軸的扭矩 M： )(cos)i(Pr0 mNLrrkbkak （2-9） 式中 -偏心距，mmkr 偏心輪半徑與滑塊運動方向所成之角 LrKk其 中 ：),sinarc( L-連桿長度，mm 13 偏心輪軸徑的半徑，mm0r -偏心輪半徑，mma 滑塊銷半徑，mmbr -滑動摩擦系數(shù)， =0.100.15 帶入相應(yīng)數(shù)據(jù)得： 驅(qū)動功率 N： )(36.18971620kWMnN （2-10）式中 -作用在偏心輪軸的扭矩，N mm -鋼筋切斷次數(shù)，1/minn -傳動系統(tǒng)總效率 帶入相應(yīng)數(shù)據(jù)得： =36.18971620MnN )(3.06.189.0725kW 總功率： 2.57434 KN 考慮到摩擦損耗等因素，選電動機型號為 ，功率為 5.5KW，轉(zhuǎn)速為2JO 1440r/min. 第三章 v 帶傳動設(shè)計 3.1 V 帶輪的設(shè)計計算 電動機與齒輪減速器之間用普通 v 帶傳動，電動機為 Y112M-4，額定功率 P=4KW，轉(zhuǎn)速 )(25180 10521405.21.074.5cos)3in(47 )siPrmLrrMkbkak 14 =1440 ，減速器輸入軸轉(zhuǎn)速 =514 ，輸送裝置工作時有輕微沖擊，每天工作 161nmir2nmir 個小時 1. 設(shè)計功率 根據(jù)工作情況由表 8122 查得工況系數(shù) =1.2， = P=1.2 4=4.8KWAKdPA 2. 選定帶型 根據(jù) =4.8KW 和轉(zhuǎn)速 =1440 ，有圖 812 選定 A 型dP1nmir 3. 計算傳動比 = = =2.821n540 4. 小帶輪基準直徑 1d 由表 8112 和表 8114 取小帶輪基準直徑 =75mm1d 5. 大帶輪的基準直徑 2d 大帶輪的基準直徑 = （1- ）i1d 取彈性滑動率 =0.02 = （1- ）=2.8 =205.8mm2di1 )02.(75 實際傳動比 = =2.85i)(12d 從動輪的實際轉(zhuǎn)速 = = =505.262ni85.40minr 轉(zhuǎn)速誤差 =1.7%1652 對于帶式輸送裝置，轉(zhuǎn)速誤差在 范圍是可以的% 6. 帶速 = =5.6210647501ndsm 7. 初定軸間距 a 0.7（ + ） （ + ）1d201d2 0.7（75+205） （75+205 ） 15 196 560a 取 =400mm0 8. 所需 v 帶基準長度 0dL =2 +0dLa021214)()(add =2 )75()75(42 =800+439.6+10.56 =1250.16mm 查表 818 選取 mLd1250 9. 實際軸間距 a =400mm200d 10. 小帶輪包角 1 = -1080123.57ad = 006. = 1238 11. 單根 v 帶的基本額定功率 1p 根據(jù) =75mm 和 =1440 由表 8127（c）用內(nèi)插法得 A 型 v 帶的 =0.68KW1dnmir 1p 12. 額定功率的增量 1 根據(jù) 和 由表 8127（c）用內(nèi)插法得 A 型 v 帶的in401r5.2 =0.17KWp 13. V 帶的根數(shù) Z Z= Ldk)(1 16 根據(jù) 查表 8123 得 =0.95013.6k 根據(jù) =1250mm 查表得 818 得 =0.93DLL Z= = =6.38Ldkp)(1 93.05)7.06.(4 取 Z=7 根 14. 單根 V 帶的預緊力 0F =500（ 由表 8124 查得 A 型帶 m=0.100F2)15.2mzpkd mkg 則 =500（ =99.53N0 2).d 15. 壓軸力 QF = =2 =1372N2sin10Z238.16sin75.90 16. 繪制工作圖 3-1： 3.2 7 圖 3-1 V 帶輪 第四章 圓柱齒輪設(shè)計 4.1 選擇材料 17 確定 和 及精度等級limHliF 參考表 8324 和表 8325 選擇兩齒輪材料為：大，小齒輪均為 40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表 面淬火，齒面硬度為 48-50HRc，精度等級為 6 級。按硬度下限值，由圖 838（d）中的 MQ 級質(zhì)量指標查得 = =1120Mpa；由圖 839（d）中的 MQ 級質(zhì)量指標查得limHliF FE1= FE2=700Mpa, Flim1= Flim2=350 MPa 4.2 按接觸強度進行初步設(shè)計 1. 確定中心距 a(按表 8328 公式進行設(shè)計) aCmAa(+1) 321HKT =1C483 K=1.7 mNT1624.0MPaH8 取a17520 2. 確定模數(shù) m (參考表 834 推薦表) m=(0.0070.02)a=1.44, 取 m=3mm 3. 確定齒數(shù) z ,z12 z = = =20.51 取 z =211)(ma)5.(301 z =z =5.5 21=115.5 取 z =1162 2 4. 計算主要的幾何尺寸（按表 835 進行計算） 分度圓的直徑 d =m z =3 21=63mm1 d =m z =3*116=348mm2 齒頂圓直徑 d = d +2h =63+2 3=69mm1aa 18 d = d +2h =348+2 3=353mm2aa 端面壓力角 0 基圓直徑 d = d cos =63 cos20 =59.15mm1b 0 d = d cos =348 cos20 =326.77mm2 齒頂圓壓力角 =arccos =31.021at1ab0 = arccos =22.632at 2abd0 端面重合度 = z （tg -tg ）+ z (tg -tg )a11at 22at =1.9 齒寬系數(shù) = = =1.3d1b6380 縱向重合度 =0 4.3 齒輪校核 1. 校核齒面接觸強度 （按表 8315 校核） 強度條件： = H 計算應(yīng)力： =Z Z Z Z Z 1BE1bdFKktHVA = 2H1BD 式中： 名義切向力 F = = =2005Nt10dT6317.0 使用系數(shù) K =1（由表 8331 查取）A 動載系數(shù) =（ ）V20B 19 式中 V= smnd7.10654.3106 A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.2VK 齒向載荷分布系數(shù) K =1.35（由表 8332 按硬齒面齒輪，裝配時檢修調(diào)整，6 級H 精度 K 非對稱支稱公式計算）H34.1 齒間載荷分配系數(shù) （由表 8333 查?。?.1H 節(jié)點區(qū)域系數(shù) = 1.5（由圖 8311 查?。㈱ 重合度的系數(shù) （由圖 8312 查取）7. 螺旋角系數(shù) （由圖 8313 查?。? 彈性系數(shù) （由表 8334 查?。㎝PaZE.189 單對齒嚙合系數(shù) Z =1B = 1H = 143.17MPa2H 806325.1035.180.7.1895. 許用應(yīng)力： = XWRVLNTHZZSlim 式中：極限應(yīng)力 =1120MPali 最小安全系數(shù) =1.1（由表 8335 查取）limH 壽命系數(shù) =0.92（由圖 8317 查?。㎞TZ 潤滑劑系數(shù) =1.05（由圖 8319 查取，按油粘度等于 350 ）L sm 速度系數(shù) =0.96（按 由圖 8320 查取）V,7.1s 粗糙度系數(shù) =0.9（由圖 8321 查?。㏑Z 齒面工作硬化系數(shù) =1.03（按齒面硬度 45HRC，由圖 8322 查?。￤ 20 尺寸系數(shù) =1（由圖 8323 查?。Z 則： = =826MPaH03.18596.012.10 滿足 H 2. 校核齒根的強度 （按表 8315 校核） 強度條件： = 1F 許用應(yīng)力： = ； 1 FVASaFnt KYbm1212SFF 式中：齒形系數(shù) =2.61， =2.2（由圖 8315（a）查?。?Y2 應(yīng)力修正系數(shù) ， （由圖 8316（a）查?。?.Sa7.SaY 重合度系數(shù) =1.9 螺旋角系數(shù) =1.0（由圖 8314 查?。℡ 齒向載荷分布系數(shù) = =1.3（其中 N=0.94，按表 8330 計算）FKNH 齒間載荷分配系數(shù) =1.0（由表 8333 查?。?則 =94.8MPa1F = =88.3MPa26.127 許用應(yīng)力： = （按 值較小齒輪校核）FXlTrelNTSYYRlimlimF 式中： 極限應(yīng)力 =350MPali 安全系數(shù) =1.25（按表 8335 查?。﹍imFS 應(yīng)力修正系數(shù) =2（按表 8330 查?。㏕Y 壽命系數(shù) =0.9（按圖 8318 查?。㏒ 21 齒根圓角敏感系數(shù) =0.97（按圖 8325 查?。﹔elTY 齒根表面狀況系數(shù) =1（按圖 8326 查?。﹍R 尺寸系數(shù) =1（按圖 8324 查取）X 則 =FMPa497.025.13 滿足， 驗算結(jié)果安全1F 4.4 齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算 1.確定齒厚偏差代號為：6KL GB1009588（參考表 8354 查?。?2.確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值（參考表 8358 查取）第公差組檢驗切 向綜合公差 ， = =0.063+0.009=0.072mm,(按表 8369 計算，由表 8360，1iFifP 表 8359 查取)；第公差組檢驗齒切向綜合公差 ， =0.6（ ）1ifi tptf =0.6（0.009+0.011）=0.012mm， （按表 8369 計算，由表 8359 查?。?；第公差組檢驗 齒向公差 =0.012（由表 8361 查?。?。 3.確定齒輪副的檢驗項目與公差值（參考表 8358 選擇）對齒輪，檢驗公法線長度的偏 差 。按齒厚偏差的代號 KL，根據(jù)表 8353m 的計算式求得齒厚的上偏差 =-12 =-12wE sEptf 0.009=-0.108mm，齒厚下偏差 =-16 =-16 0.009=-0.144mm；公法線的平均長度上偏差siEptf = *cos -0.72 sin =-0.108 cos -0.72 =-0.110mm,下偏差WSsTF0202sin36.a = cos +0.72 sin =-0.144 cos +0.72 0.036 sin =-0.126mm；按表 8wiEsi 319 及其表注說明求得公法線長度 =87.652， 跨齒數(shù) K=10，則公法線長度偏差可表示為：knW ,對齒輪傳動，檢驗中心距極限偏差 ，根據(jù)中心距 a=200mm，由表查得 810.26.587 f 365 查得 = ；檢驗接觸斑點，由表 8364 查得接觸斑點沿齒高不小于 40%，沿齒f3. 長不小于 70%；檢驗齒輪副的切向綜合公差 =0.05+0.072=0.125mm（根據(jù)表 8358 的表注icF 3，由表 8369，表 8359 及表 8360 計算與查?。?；檢驗齒切向綜合公差 =0.0228mm， （根據(jù) 8358 的表注 3，由表 8369，表 8359 計算與查?。?。對箱體，icf 檢驗軸線的平行度公差， =0.012mm， =0.006mm（由表 8363 查?。?。確定齒坯的精度xfyf 要求按表 8366 和 8367 查取。根據(jù)大齒輪的功率，確定大輪的孔徑為 50mm，其尺寸和 22 形狀公差均為 6 級，即 0.016mm，齒輪的徑向和端面跳動公差為 0.014mm。 3. 齒輪工作圖 4-1： 0.8 0.8 1.6 圖 4-1 大齒輪 二 由于第一級齒輪傳動比與第二級傳動比相等，則對齒輪的選擇，計算以及校核都與第一級 一樣 第五章 第三級圓柱齒輪的設(shè)計 5.1 選擇材料 1.確定 Hlim和 Flim及精度等級。 參考表 8324 和表 8325 選擇兩齒輪材料為：大，小齒輪均為 40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表 面淬火，齒面硬度為 4850HRc，精度等級為 6 級。按硬度下限值，由圖 838（d）中的 MQ 級質(zhì)量指標查得 Hlim= Hlim=1120Mpa；由圖 839（d）中的 MQ 級質(zhì)量指標查得 FE1= FE2=700Mpa, Flim1= Flim2=350 Mpa. 5.2 按接觸強度進行初步設(shè)計 1. 確定中心距 a(按表 8328 公式進行設(shè)計) aCmAa(+1) 21HKT =1C483 K=1.7 mNT1624.0MPaH8 23 6 則 a=325mm 取 a=400mm 2. 確定模數(shù) m (參考表 834 推薦表) m=(0.0070.02)a=2.88, 取 m=4mm 3. 確定齒數(shù) z ,z12 0421 z = = =28 取 z =281)(ma)16(1 z =172 取 z =1722 2 4. 計算主要的幾何尺寸（按表 835 進行計算） 分度圓的直徑 d =m z =4 28=112mm1 d =m z = =688mm2724 齒頂圓直徑 d = d +2h =112+2 4=120mm1aa d = d +2h =688+2 4=696mm2 齒根圓直徑 mzf 1025.1 f 6782 端面壓力角 0 基圓直徑 d = d cos =112 cos20 =107.16mm1b0 d = d cos =688 cos20 =646.72mm2 齒頂圓壓力角 =arccos =1at1ab07.26 = arccos =2at 2abd0. 端面重合度 = z （tg -tg ）+ z (tg -tg )a11at 22at 24 =1.15 齒寬系數(shù) = = =1.3 d1b6380 齒寬 ma1604. 縱向重合度 =0 5.3 校核齒輪 1.校核齒面接觸強度 （按表 8330 校核） 強度條件： = H 計算應(yīng)力： =Z Z Z Z Z 1BE1bdFKktHVA = 2H1BD 式中： 名義切向力 F = = =34107Nt10dT631902 使用系數(shù) K =1（由表 8331 查取）A 動載系數(shù) =（ ）V20B 式中 V= smnd09.16716 A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.05VK 齒向載荷分布系數(shù) K =1.35（由表 8332 按硬齒面齒輪，裝配時檢修調(diào) 6 級精度H K 非對稱支稱公式計算）H34.1 齒間載荷分配系數(shù) （由表 8333 查?。?.1H 節(jié)點區(qū)域系數(shù) = 1.5（由圖 8311 查?。㈱ 重合度的系數(shù) （由圖 8312 查取）9. 25 螺旋角系數(shù) （由圖 8313 查?。?.Z 彈性系數(shù) （由表 8334 查?。㎝PaE.189 單對齒齒合系數(shù) Z =1B = 1H = 301.42MPa2H 806325.1035.180.7.1895. 許用應(yīng)力： = XWRVLNTHZZSlim 式中：極限應(yīng)力 =1120MPali 最小安全系數(shù) =1.1（由表 8335 查?。﹍imH 壽命系數(shù) =0.92（由圖 8317 查取）NTZ 潤滑劑系數(shù) =1.05（由圖 8319 查取，按油粘度等于 350 ）L sm 速度系數(shù) =0.96（按 由圖 8320 查?。￢,7.1s 粗糙度系數(shù) =0.9（由圖 8321 查取）RZ 齒面工作硬化系數(shù) =1.03（按齒面硬度 45HRC，由圖 8322 查?。￤ 尺寸系數(shù) =1（由圖 8323 查?。 則： = =826MPaH0.1596.012.10 滿足 H 2. 校核齒根的強度 （按表 8315 校核） 強度條件： = 1F 許用應(yīng)力： = ； 1 FVASaFnt KYbm 26 1212SFFY 式中：齒形系數(shù) =2.61， =2.2（由圖 8315（a）查?。?Y2 應(yīng)力修正系數(shù) ， （由圖 8316（a）查?。?.Sa7.Sa 重合度系數(shù) =1.9 螺旋角系數(shù) =1.0（由圖 8314 查?。℡ 齒向載荷分布系數(shù) = =1.3（其中 N=0.94，按表 8330 計算）FKNH 齒間載荷分配系數(shù) =1.0（由表 8333 查?。?則 =94.8MPa1F = =88.3MPa26.127 許用應(yīng)力： = （按 值較小齒輪校核）FXlTrelNTSYYRlimlimF 式中： 極限應(yīng)力 =350MPali 安全系數(shù) =1.25（按表 8335 查?。﹍imFS 應(yīng)力修正系數(shù) =2（按表 8330 查?。㏕Y 壽命系數(shù) =0.9（按圖 8318 查?。㏒ 齒根圓角敏感系數(shù) =0.97（按圖 8325 查?。﹔elT 齒根表面狀況系數(shù) =1（按圖 8326 查取）lYR 尺寸系數(shù) =1（按圖 8324 查?。 則 =FMPa497.025.13 滿足， 驗算結(jié)果安全1F 5.4 齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算 1.確定齒厚偏差代號為：6KL GB1009588（參考表 8354 查?。?2.確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值（參考表 8358 查?。?27 第公差組檢驗切向綜合公差 ， = =0.063+0.009=0.072mm,(按1iFifP 表 8369 計算，由表 8360，表 8359 查取)； 第公差組檢驗齒切向綜合公差 ， =0.6（ ）1ifi tptf =0.6（0.009+0.011）=0.012mm， （按表 8369 計算，由表 8359 查?。?； 第公差組檢驗齒向公差 =0.012（由表 8361 查?。?。F 3.確定齒輪副的檢驗項目與公差值（參考表 8358 選擇） 對齒輪，檢驗公法線長度的偏差 。按齒厚偏差的代號 KL，根據(jù)表 8353wE 的計算式求得齒厚的上偏差 =-12 =-12sptf 0.009=-0.108mm，齒厚下偏差 =-16 =-16 0.009=-0.144mm；公法線的平sit 均長度上偏差 = *cos -0.72 sin =-0.108 cos -0.72 WSEsTF02 =-0.110mm,下偏差 = cos +0.72 sin =-0.144 cos02sin36.0awiEsiTF +0.72 0.036 sin =-0.126mm；按表 8319 及其表注說明求得公法線0 長度 =87.652， 跨齒數(shù) K=10，則公法線長度偏差可表示為：kn 對齒輪傳動，檢驗中心距極限偏差 ，根據(jù)中心距 a=200mm，10.26.587 f 由表查得 8365 查得 = ；檢驗接觸斑點，由表 8364 查得接觸f023. 斑點沿齒高不小于 40%，沿齒長不小于 70%；檢驗齒輪副的切向綜合公差 =0.05+0.072=0.125mm（根據(jù)表 8358 的表注 3，由表 8369，表3icF 59 及表 8360 計算與查?。?；檢驗齒切向綜合公差 =0.0228mm， （根據(jù) 8icf 358 的表注 3，由表 8369，表 8359 計算與查?。?。對箱體，檢驗軸線 的平行度公差， =0.012mm， =0.006mm（由表 8363 查取） 。xfyf 4. 確定齒坯的精度要求按表 8366 和 8367 查取。根據(jù)大齒輪的功率，確定大輪的孔 徑為 50mm，其尺寸和形狀公差均為 6 級，即 0.016mm，齒輪的徑向和端面跳動公差為 0.014mm。 5.齒輪工作圖 5-1： 28 圖 5-1 小齒輪 1.6 1.6 0.8 第六章 軸的設(shè)計 6.1 計算作用在軸上的力 大輪的受力： 圓周力 = =1F12dTN8.95.347 徑向力 1rtg726.00 軸向力 a 小輪的受力： 圓周力 = 2FNdT10246372 徑向力 =2rtg3968.02 軸向力 =a 6.2 計算支力和彎矩 1.垂直平面中的支反力： BR NlcFb 62213048.95)(21 lac 805.9.6104)(2 2. 水平面中的支反力： lcbFdcFdRrarfaB )(5.5.0 12211 29 = 213143720504968174.95 =2752.3N ldFadFbaR frfarc 11222 .5. = 13748.95076.04.16398 =261N 3. 支點的合力 ， ：BRC = N684027562 RCC 18422 軸向力 Faa .908.5012 應(yīng)由軸向固定的軸承來承受。aF 4. 垂直彎矩： 截面 1wM1 mNaRB4.751.962 截面 C.36884 5. 水平彎矩： 截面 mNaRBw 27.305.49271 dFMBa 86.1.18.1 截面 mNCRw 2.5026 11 dFbaarBa =2752 74957265. =504N m 5. 合成彎矩： 截面 30 mNMww 30.8210956422 aa 75.72 截面 www 9.1368.4.1368 2222 mNMaa 4570 6. 計算軸徑 截面 TdWw 5837.0.16217.0)(13322 截面 mMaw 745.98.323222 52 100 213 174 31.5 Fr2 2 a2 a1 1 r1 圖 6-1 軸的受力和結(jié)構(gòu)尺寸簡圖 6.3 對截面進行校核 1. 截面校核 mNMw8203mNnPT 34725.91015.96633328dW390mT 31 （由表 412 得）MPa351 .0 齒輪軸的齒 k472.16.0647.19k （由表 4117 得）3.0 （由表 4117 得）268.k9.178.5492.1.3431 TWKMS8.1 S1.8 則 軸的強度滿足要求 2. 截面校核 mNMw136890mNnPT 34725.105. 6333.97242dW31.5mT （由表 412 得）MPa31 .0 齒輪軸的齒 k472.16.0647.19k 32 （由表 4117 得）81.0 （由表 4117 得）760.3k271.1976.52.1343TWKMS8.1 S1.8 則 軸的強度滿足要求 3. 如圖 6-2 6.3 45 3.2 圖 6-2 軸 第七章 主軸設(shè)計 7.1 計算作用在軸上的力 1.齒輪的受力： 扭矩 T T= mN9.105379.25 圓周力 = =1F1dT68.24 徑向力 1rtg.053.60 33 軸向力 1Fa 2. 工作盤的合彎矩 Mt=(M0+M)/2/K=8739（Nm）式中，K 為彎曲時的滾動摩擦系數(shù)，K=1.05 按上述計算方法 同樣可以得出 50I 級鋼筋（ b=450 N/mm2）彎矩所需彎矩：M t=8739（Nm） 由公式 Mt= 式中 F 為撥斜柱對鋼筋的作用力；F r為 F 的徑向分力;a 為 F 與sini0Lr 鋼筋軸線夾角。 08.43mL71690 則 NFr 工作盤的扭矩 mNLTr 1.270496.1086sin02 所以 T 齒輪能夠帶動工作盤轉(zhuǎn)動 7.2 計算支力和彎矩 1.垂直平面中的支反力： BR NlcFb 8.53421837.0245.6.2)(21 lac 1.6.1037)(2 2.水平面中的支反力： lcbFdFRrrfaB )(5.0 1211 = 8325.16.075.63468.2 =11198.37N ldFadFbaR frfarc 11222 .0 = 1833468.75.65.1608 =-3217.9N 3.支點的合力 ， ：BRC = N6.124073.98.53422 34 NRCC 4.169.327142 軸向力 NFa68.1 應(yīng)由軸向固定的軸承來承受。a 4.垂直彎矩： 截面 1wM1 mNaRB 58.3247.6085342 截面 C9.1 5.水平彎矩： 截面 mNaRBw 3.68075.3.1981 dFMBa 3.1427.4.221 截面 mNCRw 7.65.0937 2 11 dFbaarBa =11198.37 3468.5.06.5.62 =-66.77N m 6.合成彎矩： 截面 mNMww 38.12.4517.0322 aa 7469 截面 www 5.23.4582.522 mNMaa 64 7.計算軸徑 截面 35 mTMdWw 60357.04.119827.0)(13322 截面 aw 85.33222 7.3 對截面進行校核 1.截面校核 mNMw3180mNnPT 1508.2430595.96633312dW340mT （由表 412 得）MPa351 . 齒輪軸的齒 k472.16.06470.19k （由表 4117 得）3. （由表 4117 得）268.k9.147.68.53431 TWKMS8.1 S1.8 36 則 軸的強度滿足要求 2. 如圖 7-1 圖 7-1 主軸 第八章 軸承的選擇 8.1 滾動軸承選擇. 1. 根據(jù)撥盤的軸端直徑選取軸承，軸承承受的力主要為徑向力，因而采用深溝球軸承，選定 為型號為 16008 的軸承,其中 16008 的技術(shù)參數(shù)為： d=40mm D=68mm B=9mm 2. 16008 軸承的配合的選擇： 軸承的精度等級為 D 級，內(nèi)圈與軸的配合采用過盈配合,軸承內(nèi)圈與軸的配合采用基孔制， 由此軸的公差帶選用 k6,查表得在基本尺寸為 200mm 時，IT 6DE 公差數(shù)值為 29um，此時軸得基本 下偏差 ei=+0.017mm，則軸得尺寸為 mm。外圈與殼體孔的配合采用基軸制，過渡配合，046.17 由此選用殼體孔公差帶為 M6，IT 6基本尺寸為 68mm 時的公差數(shù)值為 0.032mm，孔的基本上偏差 ES=-0.020，則孔的尺寸為 mm。02.58 37 第九章 總 結(jié) 近兩個月的畢業(yè)設(shè)計終于結(jié)束了，通過這段日子的設(shè)計學習，自己的專業(yè)知識和獨立思考 問題的能力有了很大的提高，對我走向社會從事本專業(yè)工作有著深遠的影響?，F(xiàn)在就此談?wù)剬?本次畢業(yè)設(shè)計過程中的認識和體會。 首先，我學會了查閱資料和獨立思考。我的課題是鋼筋校直機的設(shè)計。在設(shè)計過程中，真 正體會到了實踐的重要性。我曾到建筑工地去參觀學習，了解現(xiàn)場環(huán)境和設(shè)備，真正從實際出 發(fā)來考慮自己的設(shè)計。同時，廣泛深入圖書館，實事求是，認真查閱有關(guān)書籍資料，鍛煉了自 己的分析問題、解決問題的能力。因是兩人合作項目，在設(shè)計時，也充分體會到了合作的重要 性，培養(yǎng)了自己的團隊精神。不可否認，在這個過程中，也遇到不少困難，所幸的是得到了劉 老師，招老師，陳老師的悉心指導，起到了點石成金的作用，大大啟發(fā)了我，使我能不斷前進。 其次，認識到實踐的重要性。這次設(shè)計我做了很多重復工作、無用功，但是這些重復工作 和無用功積累了設(shè)計經(jīng)驗。同時也認識到設(shè)計不能只在腦子里想其結(jié)構(gòu)、原理，必須進行實際 操作。另外，也應(yīng)從多個角度來思考問題的所在，嘗試其它的方法，以求找到最佳方法，因為 即使想的很完美，但到實際的設(shè)計時會遇到很多想不到的實際問題。 38 致 謝 在設(shè)計中我們得到了李超老師和蔡師傅的大力支持和耐心指導，以及無錫市隨意建筑設(shè)備 有限公司的幫助，在此設(shè)計即將結(jié)束之際，我表示衷心的感謝！ 在設(shè)計的過程中，也出現(xiàn)了一些客觀不足的問題，就是支架，減速器的箱蓋只能靠想象， 不能根據(jù)實際的情況來作合適、客觀地修改，難免有些缺點和不足，由于諸多原因，本次設(shè)計 存在一些不足和有待改善的地方，希望老師能夠看待。 最后，衷心感謝李超老師的細心指導和教導，使我在大學里的最后一段時間里，學到了更 多的知識。 在此，我再次向所有在該設(shè)計中，向我們提供幫助的老師，同學和工人師傅致以最衷心的 謝意！ 39 參考文獻 1. 吳宗澤主編。機械設(shè)計實用手冊。北京：化學工業(yè)出版社。 2. 江耕華，陳啟松主編。機械傳動手冊。北京：煤炭工業(yè)出版社。 3. 機械化科學研究院編。實用機械設(shè)計手冊。北京：中國農(nóng)業(yè)機械出版社。 4. 西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編。機械設(shè)計。北京：高等教育出版社。 5. 陳作模主編。機械原理。北京：高等教育出版社。 6. 王光銓主編。機床電力拖動與控制。北京：機械工業(yè)出版社 7. 馬曉湘，鐘均祥主編。畫法幾何及機械制圖。廣州：華南理工大學出版社。 8. 廖念針主編?；Q性與測量技術(shù)基礎(chǔ)。北京：中國計量出版社。 9. 實用機械電氣技術(shù)手冊機械工業(yè)出版社 0.8161.6圖 5 小 齒 輪圖 小 齒 輪