目 錄摘要…………………………………………………………………………………………1關鍵詞………………………………………………………………………………………11 前言………………………………………………………………………………………12 整體設計思路及方案……………………………………………………………………42.1 設計思路…………………………………………………………………………42.2 整體方案確定……………………………………………………………………43 電機選擇…………………………………………………………………………………53.1 切斷鋼筋需用力計算……………………………………………………………53.2 功率計算…………………………………………………………………………54 傳動機構設計……………………………………………………………………………64.1 基本傳動數(shù)據(jù)計算………………………………………………………………64.1.1 分配傳動比………………………………………………………………64.1.2 計算機構各軸的運動及動力參數(shù)………………………………………64.2 帶傳動設計………………………………………………………………………74.2.1 帶型的確定………………………………………………………………74.2.2 帶輪基準直徑……………………………………………………………74.2.3 帶速的確定………………………………………………………………74.2.4 中心矩、帶長及包角的確定……………………………………………74.2.5 確定帶的根數(shù)……………………………………………………………84.2.6 張緊力……………………………………………………………………84.2.7 作用在軸上的載荷………………………………………………………84.2.8 帶輪結構與尺寸見零件圖………………………………………………84.3 齒輪設計…………………………………………………………………………94.3.1 第一級齒輪傳動設計……………………………………………………94.3.2 第二級齒輪傳動設計…………………………… ……………………134.4 軸的校核………………………………………………………………………164.4.1 一軸的校核……………………………………………………………164.4.2 三軸的校核……………………………………………………………204.5 鍵的校核………………………………………………………………………244.5.1 鍵的選擇………………………………………………………………244.5.2 驗算擠壓強度…………………………………………………………254.6 軸承的校核……………………………………………………………………254.6.1 初選軸承型號…………………………………………………………264.6.2 壽命的計算……………………………………………………………265 鋼筋切斷機的摩擦、磨損和潤滑……………………………………………………28結束語……………………………………………………………………………………28參考文獻……………………………………………………………………………………29致謝…………………………………………………………………………………………290臥式鋼筋切斷機的設計摘 要：鋼筋切斷機是鋼筋加工必不可少的設備之一，它主要用語房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切斷。本設計為建筑上的臥式鋼筋切斷機，工作原理是：采用電動機經(jīng)一級三角帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉 ,曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋。關鍵詞：切斷，建筑，鋼筋，齒輪1The Design of Horizontal Reinforcing Steel Cutting MachineAbstract:The steel cutting machine is one of the indispensable equipment for steel processing, it is the main term housing construction, bridges, tunnels, power plants, large-scale water conservancy project on the steel fixed-length cut off. The design for the building on a horizontal steel bar cutting machine, how it works: using the deceleration of the motor through a V-belt drive and two-gear drive, driven by the crankshaft rotation, crankshaft push rod so that the slider and moving blades in the base slide for reciprocating linear movement, with the wrong cut reinforced the activities blades and fixed blades.Keywords：Cut, construction, steel, gears21 前言鋼筋切斷機是鋼筋加工必不可少的設備之一，它主要用語房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切斷。鋼筋切斷機與其他切斷設備相比，具有重量輕、耗能少、工作可靠、效率高等特點，因此近年來逐步被機械加工和小型軋鋼廠等廣泛采用，在國民經(jīng)濟建設的各個領域發(fā)揮了重要的作用 [1]。國內外切斷機的對比：由于切斷機技術含量低、易仿造、利潤不高等原因，所以廠家?guī)资陙砘揪S持現(xiàn)狀，發(fā)展不快，與國外同行相比具體有以下幾方面差距。1)國外切斷機偏心軸的偏心距較大，如日本立式切斷機偏心距24mm，而國內一般為17mm．看似省料、齒輪結構偏小些，但給用戶帶來麻煩，不易管理．因為在由切大料到切小料時，不是換刀墊就是換刀片，有時還需要轉換角度 [2]。2)國外切斷機的機架都是鋼板焊接結構，零部件加工精度、粗糙度尤其熱處理工藝過硬，使切斷機在承受過載荷、疲勞失效、磨損等方面都超過國產(chǎn)機器．3)國內切斷機刀片設計不合理，單螺栓固定，刀片厚度夠薄，40型和50型刀片厚度均為17mm；而國外都是雙螺栓固定，25～27mm厚，因此國外刀片在受力及壽命等綜合性能方面都較國內優(yōu)良 [3]。4)國內切斷機每分鐘切斷次數(shù)少．國內一般為28～31次，國外要高出15～20次，最高高出30次，工作效率較高。5)國外機型一般采用半開式結構，齒輪、軸承用油脂潤滑，曲軸軸徑、連桿瓦、沖切刀座、轉體處用手工加稀油潤滑 [4]．國內機型結構有全開、全閉、半開半閉3種，潤滑方式有集中稀油潤滑和飛濺潤滑2種。6)國內切斷機外觀質量、整機性能不盡人意；國外廠家一般都是規(guī)模生產(chǎn)，在技術設備上舍得投入，自動化生產(chǎn)水平較高，形成一套完整的質量保證加工體系。尤其對外觀質量更是精益求精，外罩一次性沖壓成型，油漆經(jīng)烤漆噴涂處理，色澤搭配科學合理，外觀看不到哪兒有焊縫、毛刺、尖角，整機光潔美觀。而國內一些一些廠家雖然生產(chǎn)歷史較長，但沒有一家形成規(guī)模，加之設備老化，加工過程拼體力、經(jīng)驗，生產(chǎn)工藝幾十年一貫制，所以外觀質量粗糙、觀感較差?？v觀我國建筑用鋼筋切斷機的總體水平，與國際上先進產(chǎn)品相比還是比較落后。主要表現(xiàn)在：企業(yè)生產(chǎn)規(guī)模小，產(chǎn)品的技術含量低，生產(chǎn)效率低下。大部分產(chǎn)品調直速度較低，鋼筋的直線度不高，表面劃傷較重。造成這種局面的主要原因在于，我國的建筑用鋼筋切斷機市場還沒有真正形成，還處在地域及價格因素占主導位置的過渡階段，尚未進入真正的市場競爭階段。生產(chǎn)3企業(yè)多而零散，且大都處在一種小而全、小而不全的狀態(tài)，在這些生產(chǎn)企業(yè)中很難形成強大的技術投入在這種條件下，企業(yè)之間相互抄襲現(xiàn)象嚴重，很難找到擁有自主知識產(chǎn)權的產(chǎn)品，尚沒有出現(xiàn)可以稱得上領軍式的企業(yè) [5]。建筑用新Ⅲ級鋼筋的推廣使用為鋼筋切斷機的生產(chǎn)企業(yè)提供了廣闊的發(fā)展空間。為此，許多企業(yè)投入大量資金，爭相開發(fā)、研制適合新!級鋼筋要求的高速、大直徑鋼筋切斷機。在傳統(tǒng)的調直模式和曲線輥式調直切斷機中廣泛采用的錘擊式切斷機構，長期以來一直存在連切的問題，被行業(yè)稱之為老大難問題。多少年來，許多生產(chǎn)企業(yè)和使用單位為此傷透了腦筋，想盡了各種辦法，始終沒有徹底解決。隨著專利技術“錘擊式?jīng)_壓及切斷設備的零連切裝置”的開發(fā)與應用，不僅徹底解決了錘擊式切斷機構的連切問題，而且調直度好，長度誤差小，受到了新老戶、特別是廣大鋼筋焊網(wǎng)企業(yè)的熱烈歡迎。僅傳統(tǒng)設備改造一項就為開發(fā)企業(yè)帶來一大片市場。采用剪式切斷機構的新型對輥式鋼筋切斷機的使用，不僅明顯地降低了對冷、熱軋帶肋鋼筋表面的傷，也使得鋼筋的調直速度由過去的４０－６０m/min， 提高到90-120m/min、150m/min，甚至達到180m/min以上，直線度≤3mm/m，長度誤差±2mm，完全可以和國外產(chǎn)品媲美。復合式（對輥+調直模式）鋼筋切斷機，不僅保持了傳統(tǒng)產(chǎn)品（調直模式）調直度好的特點，同時也使對輥式調直機的優(yōu)勢得到了充分發(fā)揮，調直速度由過去的30-50m/min 提高到80m/min。調直鋼筋的范圍也由 φ5-10mm提高到φ14mm，直線度≤4‰，定尺精度≤10mm。在電氣控制方面，眾多企業(yè)紛紛淘汰傳統(tǒng)的電氣控制技術，竟相采用先進的PLC 式電腦控制，不僅使控制單元得到了簡化，整機的運行更加穩(wěn)定、可靠，維護更加簡單，更使我國建筑用鋼筋切斷機的整體水平躍上一個新的臺階，極大地縮短了與國際上先進產(chǎn)品的差距。面對空前廣闊的鋼筋切斷機市場，廣大生產(chǎn)企業(yè)也面臨嚴峻的挑戰(zhàn)。多年來，受運輸長度等多種因素影響，大型軋鋼企業(yè)生產(chǎn)的直徑小于φ14鋼筋都是以盤條形式走向市場。目前已有個別企業(yè)看準后續(xù)加工（即鋼筋的調直與定尺切斷）中的可觀利潤，開始購入單機。一旦這些企業(yè)實現(xiàn)并完成對現(xiàn)有生產(chǎn)線的改進，將以往的盤條改為直條走向市場，勢必對現(xiàn)有的鋼筋切斷機市場，特別是對鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)形成巨大的沖擊。人無遠慮，必有近憂，這是一個應該引起廣大鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)十分重視4的大問題。綜上所述，我國經(jīng)濟建設的飛速發(fā)展為建筑行業(yè)，特別是為建筑機械的發(fā)展提供了一個廣闊的發(fā)展空間，為廣大生產(chǎn)企業(yè)提供一個展示自己的舞臺。面對競爭日益激烈的我國建筑機械市場，加強企業(yè)的經(jīng)營管理，加大科技投入，重視新技術、新產(chǎn)品的研究開發(fā)，提高產(chǎn)品質量和產(chǎn)品售后服務水平，積極、主動走向市場，使企業(yè)的產(chǎn)品不斷地滿足廣大用戶的需求，盡快縮短與國外先進企業(yè)的差距，無疑是我國廣大鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)生存與發(fā)展的必由之路 [6]。2 整體設計思路及方案2.1 設計思路本設計中的臥式鋼筋切斷機，由電動機經(jīng)一級三角帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉 [7],曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋。如圖1：1- 電機 2-小帶輪 3-大帶輪 4-一軸連軸齒輪 5-二軸大齒輪 6-二軸連軸齒輪 7-曲軸大齒輪 8-曲軸 9-連桿 10-活動刀座 11-固定刀座 12-飛輪 13-二軸 14-一軸圖 1整體方案示意圖Fig.1 The overall program diagram2.2 整體方案確定選擇三級減速，先是一級帶減速，再兩級齒輪減速。首先采用一級帶傳動，因為它具有緩沖、吸振、運行平穩(wěn)、噪聲小、合過載保護等優(yōu)點。并安裝張緊輪。然后采用兩級齒輪減速，因為它可用來傳遞空間任意兩軸間的運動和動力，并具有功率范圍5大，傳動效率高，傳動比準確，使用壽命長，工作安全可靠等特點 [8]。動力由電動機輸出,通過減速系統(tǒng)傳動,把動力輸入到執(zhí)行機構。由于傳動系統(tǒng)作 的是回轉運動,而鋼筋切斷機的執(zhí)行機構需要的直線往復運動,為了實現(xiàn)這種轉換,可以采用曲柄滑塊機構。曲柄滑塊機構的曲柄的主要結構型式又分為四種：圓盤式，偏心輪式，偏心軸式，曲軸式。通過考慮實際情況，我決定選擇曲軸式。同時，在曲軸處安裝一飛輪，用于儲存慣性能，使切斷過程順利進行。外殼的選擇，我采用全開式，原因有兩個方面。一 有利于散熱，同時方便在關鍵部位放潤滑油。二 價格便宜，制造簡單。從整體上來說，臥式鋼筋切斷機占地面積較大，但相對的高度較小。從結構上說，用電動機經(jīng)一級三角帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉,曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋，有較好的急回特性，推程速度平穩(wěn)，急回速度較快。3 電機選擇根據(jù)電機的工作環(huán)境選擇電動機類型，采用臥式安裝，防護式電機，繞線型三相異步電動機 [9]。3.1 切斷鋼筋需用力計算為了保證鋼筋的剪斷，剪應力應超過材料的許應剪應力 [10]。即切斷鋼筋的條???件為： ?????AQ（1）查資料可知鋼筋的許用剪應力為： MPa,取最大值 142MPa。由于本??142~8??切斷機切斷的最大剛筋粗度為： mm。maxd則本機器的最小切斷力為： ??21844)(.32max2???QdQ??取切斷機的 Q=22000N。3.2 功率計算6由圖可知，刀的速度小于曲軸處的線速度。則切斷處的功率 P ：W （2）8.6901.20615?????QP查表可知在傳動過程中 [11]，帶傳動的效率為 η= 0.94~0.97； 二級齒輪減速器的效率為 η= 0.96~0.99； 滾動軸承的傳動效率為 η= 0.94~0.98； 連桿傳動的效率為η= 0.81~0.88；滑動軸承的效率為 9.0~8.??由以上可知總的傳動效率為: η= 0.94 ×0.96×0.98×0.81=0.72由此可知所選電機功率最小應為 kw94.172.06??P查手冊并根據(jù)電機的工作環(huán)境和性質選取電機為：Y 系列封閉式三相異步電動機，代號為 Y112M-6，輸出功率為 2.2kw，輸出速度為 960 r/min。4 傳動機構設計4.1 基本傳動數(shù)據(jù)計算4.1.1 分配傳動比電動機型號為 Y，滿載轉速為 960 r/min。a) 總傳動比 641590?ib) 分配傳動裝置的傳動比 10i??（3）上式中 i0、i 1 分別為帶傳動與減速器（兩級齒輪減速）的傳動比，為使 V 帶傳動的外廓尺寸不致過大，同時使減速器的傳動比圓整以便更方便的獲得圓整地齒數(shù) [12]。初步取 i0 =2，則減速器的傳動比為 326401?ic) 分配減速器的各級傳動比按展開式布置，查閱有關標準，取 i11=6.4，則 i22=5。 （注以下有 i1 代替 i11，i 2 代替i22）4.1.2 計算機構各軸的運動及動力參數(shù)a) 各軸的轉速ⅠⅡⅢ7Ⅰ 軸 min/r48029601?nm（4）Ⅱ 軸 （5）min/r754.68012?inⅢ 軸 （6）i/r23ib) 各軸的輸入功率Ⅰ 軸 kw08.294.011???ηp（7）Ⅱ 軸 6.1.768.212?ηp（8）Ⅲ 軸 kw8909.233 ???η（9）c) 各軸的輸入轉矩電動機輸出轉矩 mN89.2160.95???dTⅠ 軸 mN15.49.028.101 ?????ηiTd（10）Ⅱ 軸 374.651212 ??ηi（11）Ⅲ 軸 mN91.8.093.02323 ????ηiT（12）4.2 帶傳動設計4.2.1 帶型的確定由設計可知：V 帶傳動的功率為 2.2kw，小帶輪的轉速為 960r/min，大帶輪的轉速為 480r/min。8查表可知 工況系數(shù)取 KA=1.5 ，P c=1.5×2.2=3.3kw。根據(jù)以上數(shù)值及小帶輪的轉速查相應得圖表選取 A 型 V 帶。4.2.2 帶輪基準直徑查閱相關手冊選取小帶輪基準直徑為 d1=100mm，則大帶輪基準直徑為d2=2×100=200mm4.2.3 帶速的確定s/m0.516094.3160?????nvπ（13）4.2.4 中心矩、帶長及包角的確定由式：0.7(d1+d2)a02(d1+d2) （14）可知：0.7(100+200)a02(100+200) 得 210〈a 0〈 600初步確定中心矩為 a0=400根據(jù)相關公式初步計算帶的基準長度： m25.1740)2()10(24)(2 2021210 ??????????π）（π addaLd查表選取帶的長度為 1250mm計算實際中心矩：m38625.17042'0 ???????dLa（15）取 386mm驗算小帶輪包角：??2.1653.718012????adα94.2.5 確定帶的根數(shù)??lackpZ???1Δ（16）查表知 p1=0.97 Δp 1=0.11ka=0.965 kl=0.93 則 ??40.39.65.01.97.03????Z取 Z=44.2.6 張緊力 20)15.(qvkvZpFc???（17）查表 q=0.10kg/mN1.3024.51)96.052(4.530??????F4.2.7 作用在軸上的載荷9.052.6sin.2sin0???αFZq（18）4.2.8 帶輪結構與尺寸見零件圖10圖 2 帶輪的結構與尺寸圖Fig.2 The structure and size of the pulley Figure4.3 齒輪傳動設計4.3.1 第一級齒輪傳動設計a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr 鋼調制 [13]，平均取齒面硬度為 260HBS大齒輪：45 鋼調制，平均取齒面硬度為 260HBS2) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為 20，則大齒輪的齒數(shù)為 20×6.4=1283) 齒數(shù)比即為傳動比 4.62018?i4) 選擇尺寬系數(shù) ψ d 和傳動精度等級情況，參照相關手冊并根據(jù)以前學過的知識選取 ψ d=0.6初估小齒輪直徑 d1=60mm，則小齒輪的尺寬為 b=ψ d× d1=0.6×60=36mm5) 齒輪圓周速度為：參照手冊選精度等級為 9 級。s/m5.10648106????ππ nv6) 計算小齒輪轉矩 T111mN10.486.2105.9105.961 ???????npT（19）7) 確定重合度系數(shù) Zε 、Y ε ：由公式可知重合度為 695.1280.381???????????ε則由手冊中相應公式可知：（207.3695.14??εεZ2.07.25.0?εεY（21）8) 確定載荷系數(shù) KH 、K F確定使用系數(shù) KA：查閱手冊選取使用系數(shù)為 KA=1.85確定動載系數(shù) Kv：查閱手冊選取動載系數(shù) Kv=1.10確定齒間載荷分布系數(shù) KHa、K Fa：m/N10/23.703601.4852*21 ????dbTFAtA（22）則 .87.022εZKHa（23）45.1692.0?εYFa（24）載荷系數(shù) KH、K F 的確定，由公式可知09.315.08.1??????αβVA（25）42.315.093?HaFFK12（26）b) 齒面疲勞強度計算1) 確定許用應力[σ H]① 總工作時間 th，假設該切斷機的壽命為 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 個小時，則： h120835??ht② 應力循環(huán)次數(shù) N1、N 2??8 6.6.6.6.3110 304570046?? ???????????hiiihv tTtrn7812 156?uNv③ 壽命系數(shù) [14] Zn1、Z n2 ，查閱相關手冊選取 Zn1=1.0、Z n2=1.15④ 接觸疲勞極限取：σ hlim1=720MPa、σ hlim2=580MPa⑤ 安全系數(shù)取：S h=1.0⑥ 許用應力 [σ h1]、[σ h2]??MPa72019.62lim1 ???hnHhSZσσ（27）??a67134.52lim2 ???hnHhSσσ2) 彈性系數(shù) ZE 查閱機械設計手冊可選取 Pa190EZ3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 查閱機械設計手冊可選取 ZH=2.54) 求所需小齒輪直徑 d1????m34.57208.5194.61.09.23 211? ?????????????????hedhuTkσψ ε與初估大小基本相符。135) 確定中心距，模數(shù)等幾何參數(shù)中心距 a： 圓整中心矩取 222mm??75.2041.634.5????模數(shù) m：由中心矩 a 及初選齒數(shù) Z1 、Z 2 得：3921?Z（28）分度圓直徑 d1,d2m6031???z（29）84122zd確定尺寬：取大齒輪尺寬為 b1=60×0.6=36mm小齒輪尺寬取 b2=40mmc) 齒根抗彎疲勞強度驗算1) 求許用彎曲應力 [σ F]① 應力循環(huán)次數(shù) NF1、N F2??7 2.62.62.62.631108. 30457046?? ???????????hiiihFtTtrn7712 1'uNF② 壽命系數(shù) Yn1、Y n2 ，查閱相關手冊選取 Yn1=1、Y n2=1③ 極限應力?。害?Flim1=290MPa、σ Flim2=220MPa④ 尺寸系數(shù) Yx：查閱機械設計手冊選，取 Yx=1.5⑤ 安全系數(shù) SF：參照表 9-13，取 SF=1.5⑥ 需用應力[σ F1] 、[ σ F2] 由式（9-20） ，許用彎曲應力?? MPa3875.129021lim1 ????SYFxNFσσ（30）14?? MPa2935.12022lim????SYFxNFσσ2) 齒形系數(shù) YFa1、Y Fa2 由圖 9-19，取YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應力修正系數(shù) Ysa1、Y sa2 由圖 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.824) 校核齒根抗彎疲勞強度 由式（9-17） ，齒根彎曲應力??1411MPa49MPa692.05.2.3602.FsaFFmbdTKσσ ???????2122 a.1462.5849FsaFYσσσ ???（31）4.3.2 第二級齒輪傳動設計a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr 鋼調制 [15]，平均取齒面硬度為 260HBS大齒輪：45 鋼調制，平均取齒面硬度為 260HBS2) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為 28，則大齒輪的齒數(shù)為 28×5=1403) 齒數(shù)比即為傳動比 528140?i4) 選擇尺寬系數(shù) ψ d 和傳動精度等級情況，參照相關手冊并根據(jù)以前學過的知識選取 ψ d=2/3初估小齒輪直徑 d1=84mm，則小齒輪的尺寬為 b=ψ d× d1=2/3×84=56mm齒輪圓周速度為：參照手冊選精度等級為 9 級。s/05m.160784160n??????5) 計算小齒輪轉矩 T1[16] mN105.2796.15.9np5.9T161 ??156) 確定重合度系數(shù) Zε 、Y ε ：由公式可知重合度為 [17]74.1028.31???????????ε則由手冊中相應公式可知： 68.374.14??εεZ.05.2.0?εεY7) 確定載荷系數(shù) KH 、K F確定使用系數(shù) KA：查閱手冊選取使用系數(shù)為 KA=1.85確定動載系數(shù) Kv：查閱手冊選取動載系數(shù) Kv=1.0確定齒間載荷分布系數(shù) [18]KHa、K Fa： m/N10/6.1956840.2121 ?????dbTFAtA則 3.6.022εZKHa 47.8.εYFa載荷系數(shù) KH、K F 的確定，由公式可知 2.3.150.81??????αVA?34732?HaFFc) 齒面疲勞強度計算1) 確定許用應力[ σ H]①總工作時間 th，假設該彎曲機的壽命為 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 個小時，則： h120835??②應力循環(huán)次數(shù) N1、N 2??7 6.6.6.6.311035. 3045706?? ???????????hiiihv tTtrn6712 1.253.?uNv16③壽命系數(shù) Zn1、Z n2 ，查閱相關手冊選取 Zn1=1.33、Z n2=1.48④接觸疲勞極限 [19]?。害?hlim1=760MPa、σ hlim2=760MPa⑤安全系數(shù)?。篠 h=1⑥許用應力 [σ h1]、[σ h2]??MPa8.103.762lim1 ???hnHhSZσσ .24.2li2hnhσσ2) 彈性系數(shù) ZE 查閱機械設計手冊可選取 Pa190?EZ3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 查閱機械設計手冊可選取 ZH=2.54) 求所需小齒輪直徑 d1????m0.7 8.124605953/28.1.3 23 211? ?????????????????hedhuTkσψ ε與初估大小基本相符。5) 確定中心距，模數(shù)等幾何參數(shù)中心距 a： ??21050.7????圓整中心矩取 252mm模數(shù) m：由中心矩 a 及初選齒數(shù) Z1 、Z 2 得：3402851????Z分度圓直徑 d1,d231?mzm402??確定尺寬：取大齒輪尺寬為 b1=84×2/3=56mm小齒輪尺寬取 b2=60mm17c) 齒根抗彎疲勞強度驗算1) 求許用彎曲應力 [σ F]① 應力循環(huán)次數(shù) NF1、N F2??7 2.62.62.62.631105. 3045706?? ???????????hiiihFtTtrn6712 1.53.'uNF② 壽命系數(shù) Yn1、Yn2 ，查閱相關手冊選取 Yn1=1、Yn2=1③ 極限應力?。害?Flim1=290MPa、σ Flim2=230MPa④ 尺寸系數(shù) Yx：查閱機械設計手冊選，取 Yx=1.5⑤ 安全系數(shù) SF：參照表 9-13，取 SF=1.5⑥ 需用應力[σ F1] 、[ σ F2] 由式（9-20） ，許用彎曲應力?? MPa3875.129021lim1 ????SYFxNFσσ0.32li2FxFσσ2) 齒形系數(shù) YFa1、Y Fa2 由圖 9-19，取YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應力修正系數(shù) Ysa1、Y sa2 由圖 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.824) 校核齒根抗彎疲勞強度 由式（9-17） ，齒根彎曲應力??1511MPa3MPa681.02.6840.2FsaFFmbdTKσσ ???????2122 a9762.153FsaFYσσσ ???4.4 軸的校核184.4.1 一軸的校核軸直徑的設計式??89m.17402.61nPC2.0159333T6 ?????d（32）軸的剛度計算 [20]a) 按當量彎矩法校核1) 設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。2021圖 3 軸的受力轉矩彎矩圖Fig.3 Axis force-torque moment diagram2) 求作用在軸上的力 [21]如表 1，作圖如圖 3-c表 1 作用在軸上的力Table 1 The role of force in the axis垂直面（Fv） 水平面（Fh）軸承 1 F2=12N F4=891N齒輪 2 = NBvF367498NFAH?軸承 3 F1=476N F3=1570N帶輪 4 0v?1056NBH3） 求作用在軸上的彎矩如表 2，作出彎矩圖如圖 3-d、3-e22表 2 作用在軸上的彎矩Table 2 The role of the shaft of the moment垂直面（Mv） 水平面（Mh）1308N.m9-Ft1??vMN.mm-97101???cHFM合成彎矩Ⅰ截面 ??9728.m.722??Ⅰ 105340498??Ⅱv 15N.m204367-389H??Ⅱ合成彎矩Ⅱ截面 ???105.N.m5103482???ⅡM4）作出轉彎矩圖如圖 3-f5）作出當量彎矩圖如圖 3-g，并確定可能的危險截面Ⅰ、Ⅱ如圖 3-a。并算出危險截面的彎矩如表 3。表 3截面的彎矩Table 3 Cross-section of the momentⅠ截面 ??1054N.mTM22????ⅠⅠeⅡ截面 6ⅡⅡ6）確定許用應力已知軸材料為 45 鋼調質，查表得 =650MPa。用插入法查表得b?=102.5MPa， =60MPa。??b0???b1????59.01260????7）校核軸徑如表 4表 4 驗算軸徑Table 4 Checking shaft diameterⅠ截面 ??m621.0M3be????ⅠⅠdⅡ截面 48.31be?ⅡⅡ23結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的剛度計算??????7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG?（33）253I41pd?（34） 52083I4p2?d?6I4p31270I4p?d?8693I45p2I46p?d?5103I47p682I4p8?d?5.012. 164829520834671695270483650739?? ?????? ?????所以軸的剛度足夠4.4.2 三軸的校核軸直徑的設計式??54.9m1.860nPC2.0159333T6 ?????d24軸的剛度計算a) 按當量彎矩法校核設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。1） 軸的受力簡圖如圖 4-a25圖 4 軸的受力彎矩轉矩圖Fig.4 Axis force-moment torque diagram2）求作用在軸上的力如表 5，并作圖如圖 4-c表 5 作用在軸上的力Table 5 The role of force in the axis垂直面（Fv） 水平面（Fh）軸承 1 F3=1627N F1=8362N齒輪 =2381NBvF867NFAH?軸承 2 F4=754N F3=12619N曲軸 0v?21848NBH3）計算出彎矩如表 6，并作圖如圖 4-d、e表 6 軸上的彎矩26Table 6 Axis bending moment垂直面（Mv） 水平面（Mh）.m-314825N9.-Fp1??vMN.mm16804793.51??cHFM合成彎矩Ⅰ截面 ????m640N607.22??Ⅰ 189?Ⅱv .5317HⅡ合成彎矩Ⅱ截面 ????60315467272??ⅡM4）作出轉彎矩圖如圖 4-f5）作出當量彎矩圖如圖 4-g，并確定可能的危險截面Ⅰ、Ⅱ和Ⅲ的彎矩如表 7表 7危險截面的彎矩Table 7 The moment of the dangerous sectionⅠ截面 ??m1640N.TM22????ⅠⅠeⅡ截面 3ⅡⅡ6）確定許用應力已知軸材料為 45 鋼調質，查表得 =650MPa。用插入法查表得b?=102.5MPa， =60MPa??b0???b1??59.02601????7）校核軸徑如表 8表 8 校核軸徑Table 8 Check shaft diameterⅠ截面 ??m46.91.0M3be????ⅠⅠdⅡ截面 08.5.31be?ⅡⅡ27結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。 8) 軸的剛度計算??????7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG?（35）所以軸的剛度足夠5.0.0??4.5 鍵的校核4.5.1 鍵的選擇 鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結構使用要求和工作狀況來選擇。選擇時應考慮傳遞轉拒的大小，聯(lián)接的對中性要求，是否要求軸向固定，聯(lián)接于軸上的零件是否需要沿軸滑動及滑動距離長短，以及鍵在軸上的位置等。鍵的主要尺寸為其橫截面尺寸(鍵寬 b 鍵高 h)與長度 L。鍵的橫截面尺寸 b×h 依軸的直徑 d 由標準中選取。鍵的長度 L 一般可按輪轂的長度選定，即鍵長略短于輪轂長度，并應符合標準規(guī)定的長度系列。故根據(jù)以上所提出的以及該機工作時的要求，故選用 A 型普通平鍵。由設計手冊查得：鍵寬 b=16mm 鍵高 h=10mm 鍵長 L=30mm4.5.2驗算擠壓強度平鍵聯(lián)接的失效形式有：對普通平鍵聯(lián)接而言，其失效形式為鍵，軸，輪轂三者中較弱的工作表面被壓潰。工程設計中，假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，可按平均擠壓應力進行擠壓強度或耐磨性的條件計算，即：靜聯(lián)接 ppkldT][2???式中 ———— 傳遞的轉矩 )mN(?———— 軸的直徑 d———— 鍵與輪轂的接觸高度(mm)，一般取 k 2hk?———— 鍵的接觸長度(mm).圓頭平鍵 l bLl??———— 許用擠壓應力 )p][?MPa(28鍵的工作長度 m1)425(???bLl擠壓面高度 10hk轉矩 npT65.9?? N09.1587966 ???許用擠壓應力，查表， MPa0][?p?則 擠壓應力Pa602.431596.26???apklT??（36）所以 此鍵是安全的。附：鍵的材料：因為壓潰和磨損是鍵聯(lián)接的主要失效形式，所以鍵的材料要求有足夠的硬度 [22]。國家標準規(guī)定，鍵用抗拉強度不低于 的鋼制造，如 45 鋼 MPa60Q275 等。4.6 軸承的校核滾動軸承是又專業(yè)工廠生產(chǎn)的標準件。滾動軸承的類型、尺寸和公差等級均已制訂有國家標準，在機械設計中只需根據(jù)工作條件選擇合適的軸承類型、尺寸和公差等級等，并進行軸承的組合結構設計。4.6.1 初選軸承型號試選 10000K 軸承，查 GB/T281-1994，查得 10000K 軸承的性能參數(shù)為：C=14617N Co=162850N (脂潤滑)190min?4.6.2壽命計算a) 計算軸承內部軸向力.查表得 10000K 軸承的內部軸向力 )2/(YFRs65.0'32815cos67.0cos. ?????YN47415839222?RF則：9028)(121?YRS目 錄摘要…………………………………………………………………………………………1關鍵詞………………………………………………………………………………………11 前言………………………………………………………………………………………12 整體設計思路及方案……………………………………………………………………42.1 設計思路…………………………………………………………………………42.2 整體方案確定……………………………………………………………………43 電機選擇…………………………………………………………………………………53.1 切斷鋼筋需用力計算……………………………………………………………53.2 功率計算…………………………………………………………………………54 傳動機構設計……………………………………………………………………………64.1 基本傳動數(shù)據(jù)計算………………………………………………………………64.1.1 分配傳動比………………………………………………………………64.1.2 計算機構各軸的運動及動力參數(shù)………………………………………64.2 帶傳動設計………………………………………………………………………74.2.1 帶型的確定………………………………………………………………74.2.2 帶輪基準直徑……………………………………………………………74.2.3 帶速的確定………………………………………………………………74.2.4 中心矩、帶長及包角的確定……………………………………………74.2.5 確定帶的根數(shù)……………………………………………………………84.2.6 張緊力……………………………………………………………………84.2.7 作用在軸上的載荷………………………………………………………84.2.8 帶輪結構與尺寸見零件圖………………………………………………84.3 齒輪設計…………………………………………………………………………94.3.1 第一級齒輪傳動設計……………………………………………………94.3.2 第二級齒輪傳動設計…………………………… ……………………134.4 軸的校核………………………………………………………………………164.4.1 一軸的校核……………………………………………………………164.4.2 三軸的校核……………………………………………………………204.5 鍵的校核………………………………………………………………………244.5.1 鍵的選擇………………………………………………………………244.5.2 驗算擠壓強度…………………………………………………………254.6 軸承的校核……………………………………………………………………254.6.1 初選軸承型號…………………………………………………………264.6.2 壽命的計算……………………………………………………………265 鋼筋切斷機的摩擦、磨損和潤滑……………………………………………………28結束語……………………………………………………………………………………28參考文獻……………………………………………………………………………………29致謝…………………………………………………………………………………………290臥式鋼筋切斷機的設計摘 要：鋼筋切斷機是鋼筋加工必不可少的設備之一，它主要用語房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切斷。本設計為建筑上的臥式鋼筋切斷機，工作原理是：采用電動機經(jīng)一級三角帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉 ,曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋。關鍵詞：切斷，建筑，鋼筋，齒輪1The Design of Horizontal Reinforcing Steel Cutting MachineAbstract:The steel cutting machine is one of the indispensable equipment for steel processing, it is the main term housing construction, bridges, tunnels, power plants, large-scale water conservancy project on the steel fixed-length cut off. The design for the building on a horizontal steel bar cutting machine, how it works: using the deceleration of the motor through a V-belt drive and two-gear drive, driven by the crankshaft rotation, crankshaft push rod so that the slider and moving blades in the base slide for reciprocating linear movement, with the wrong cut reinforced the activities blades and fixed blades.Keywords：Cut, construction, steel, gears21 前言鋼筋切斷機是鋼筋加工必不可少的設備之一，它主要用語房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切斷。鋼筋切斷機與其他切斷設備相比，具有重量輕、耗能少、工作可靠、效率高等特點，因此近年來逐步被機械加工和小型軋鋼廠等廣泛采用，在國民經(jīng)濟建設的各個領域發(fā)揮了重要的作用 [1]。國內外切斷機的對比：由于切斷機技術含量低、易仿造、利潤不高等原因，所以廠家?guī)资陙砘揪S持現(xiàn)狀，發(fā)展不快，與國外同行相比具體有以下幾方面差距。1)國外切斷機偏心軸的偏心距較大，如日本立式切斷機偏心距24mm，而國內一般為17mm．看似省料、齒輪結構偏小些，但給用戶帶來麻煩，不易管理．因為在由切大料到切小料時，不是換刀墊就是換刀片，有時還需要轉換角度 [2]。2)國外切斷機的機架都是鋼板焊接結構，零部件加工精度、粗糙度尤其熱處理工藝過硬，使切斷機在承受過載荷、疲勞失效、磨損等方面都超過國產(chǎn)機器．3)國內切斷機刀片設計不合理，單螺栓固定，刀片厚度夠薄，40型和50型刀片厚度均為17mm；而國外都是雙螺栓固定，25～27mm厚，因此國外刀片在受力及壽命等綜合性能方面都較國內優(yōu)良 [3]。4)國內切斷機每分鐘切斷次數(shù)少．國內一般為28～31次，國外要高出15～20次，最高高出30次，工作效率較高。5)國外機型一般采用半開式結構，齒輪、軸承用油脂潤滑，曲軸軸徑、連桿瓦、沖切刀座、轉體處用手工加稀油潤滑 [4]．國內機型結構有全開、全閉、半開半閉3種，潤滑方式有集中稀油潤滑和飛濺潤滑2種。6)國內切斷機外觀質量、整機性能不盡人意；國外廠家一般都是規(guī)模生產(chǎn)，在技術設備上舍得投入，自動化生產(chǎn)水平較高，形成一套完整的質量保證加工體系。尤其對外觀質量更是精益求精，外罩一次性沖壓成型，油漆經(jīng)烤漆噴涂處理，色澤搭配科學合理，外觀看不到哪兒有焊縫、毛刺、尖角，整機光潔美觀。而國內一些一些廠家雖然生產(chǎn)歷史較長，但沒有一家形成規(guī)模，加之設備老化，加工過程拼體力、經(jīng)驗，生產(chǎn)工藝幾十年一貫制，所以外觀質量粗糙、觀感較差?？v觀我國建筑用鋼筋切斷機的總體水平，與國際上先進產(chǎn)品相比還是比較落后。主要表現(xiàn)在：企業(yè)生產(chǎn)規(guī)模小，產(chǎn)品的技術含量低，生產(chǎn)效率低下。大部分產(chǎn)品調直速度較低，鋼筋的直線度不高，表面劃傷較重。造成這種局面的主要原因在于，我國的建筑用鋼筋切斷機市場還沒有真正形成，還處在地域及價格因素占主導位置的過渡階段，尚未進入真正的市場競爭階段。生產(chǎn)3企業(yè)多而零散，且大都處在一種小而全、小而不全的狀態(tài)，在這些生產(chǎn)企業(yè)中很難形成強大的技術投入在這種條件下，企業(yè)之間相互抄襲現(xiàn)象嚴重，很難找到擁有自主知識產(chǎn)權的產(chǎn)品，尚沒有出現(xiàn)可以稱得上領軍式的企業(yè) [5]。建筑用新Ⅲ級鋼筋的推廣使用為鋼筋切斷機的生產(chǎn)企業(yè)提供了廣闊的發(fā)展空間。為此，許多企業(yè)投入大量資金，爭相開發(fā)、研制適合新!級鋼筋要求的高速、大直徑鋼筋切斷機。在傳統(tǒng)的調直模式和曲線輥式調直切斷機中廣泛采用的錘擊式切斷機構，長期以來一直存在連切的問題，被行業(yè)稱之為老大難問題。多少年來，許多生產(chǎn)企業(yè)和使用單位為此傷透了腦筋，想盡了各種辦法，始終沒有徹底解決。隨著專利技術“錘擊式?jīng)_壓及切斷設備的零連切裝置”的開發(fā)與應用，不僅徹底解決了錘擊式切斷機構的連切問題，而且調直度好，長度誤差小，受到了新老戶、特別是廣大鋼筋焊網(wǎng)企業(yè)的熱烈歡迎。僅傳統(tǒng)設備改造一項就為開發(fā)企業(yè)帶來一大片市場。采用剪式切斷機構的新型對輥式鋼筋切斷機的使用，不僅明顯地降低了對冷、熱軋帶肋鋼筋表面的傷，也使得鋼筋的調直速度由過去的４０－６０m/min， 提高到90-120m/min、150m/min，甚至達到180m/min以上，直線度≤3mm/m，長度誤差±2mm，完全可以和國外產(chǎn)品媲美。復合式（對輥+調直模式）鋼筋切斷機，不僅保持了傳統(tǒng)產(chǎn)品（調直模式）調直度好的特點，同時也使對輥式調直機的優(yōu)勢得到了充分發(fā)揮，調直速度由過去的30-50m/min 提高到80m/min。調直鋼筋的范圍也由 φ5-10mm提高到φ14mm，直線度≤4‰，定尺精度≤10mm。在電氣控制方面，眾多企業(yè)紛紛淘汰傳統(tǒng)的電氣控制技術，竟相采用先進的PLC 式電腦控制，不僅使控制單元得到了簡化，整機的運行更加穩(wěn)定、可靠，維護更加簡單，更使我國建筑用鋼筋切斷機的整體水平躍上一個新的臺階，極大地縮短了與國際上先進產(chǎn)品的差距。面對空前廣闊的鋼筋切斷機市場，廣大生產(chǎn)企業(yè)也面臨嚴峻的挑戰(zhàn)。多年來，受運輸長度等多種因素影響，大型軋鋼企業(yè)生產(chǎn)的直徑小于φ14鋼筋都是以盤條形式走向市場。目前已有個別企業(yè)看準后續(xù)加工（即鋼筋的調直與定尺切斷）中的可觀利潤，開始購入單機。一旦這些企業(yè)實現(xiàn)并完成對現(xiàn)有生產(chǎn)線的改進，將以往的盤條改為直條走向市場，勢必對現(xiàn)有的鋼筋切斷機市場，特別是對鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)形成巨大的沖擊。人無遠慮，必有近憂，這是一個應該引起廣大鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)十分重視4的大問題。綜上所述，我國經(jīng)濟建設的飛速發(fā)展為建筑行業(yè)，特別是為建筑機械的發(fā)展提供了一個廣闊的發(fā)展空間，為廣大生產(chǎn)企業(yè)提供一個展示自己的舞臺。面對競爭日益激烈的我國建筑機械市場，加強企業(yè)的經(jīng)營管理，加大科技投入，重視新技術、新產(chǎn)品的研究開發(fā)，提高產(chǎn)品質量和產(chǎn)品售后服務水平，積極、主動走向市場，使企業(yè)的產(chǎn)品不斷地滿足廣大用戶的需求，盡快縮短與國外先進企業(yè)的差距，無疑是我國廣大鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)生存與發(fā)展的必由之路 [6]。2 整體設計思路及方案2.1 設計思路本設計中的臥式鋼筋切斷機，由電動機經(jīng)一級三角帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉 [7],曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋。如圖1：1- 電機 2-小帶輪 3-大帶輪 4-一軸連軸齒輪 5-二軸大齒輪 6-二軸連軸齒輪 7-曲軸大齒輪 8-曲軸 9-連桿 10-活動刀座 11-固定刀座 12-飛輪 13-二軸 14-一軸圖 1整體方案示意圖Fig.1 The overall program diagram2.2 整體方案確定選擇三級減速，先是一級帶減速，再兩級齒輪減速。首先采用一級帶傳動，因為它具有緩沖、吸振、運行平穩(wěn)、噪聲小、合過載保護等優(yōu)點。并安裝張緊輪。然后采用兩級齒輪減速，因為它可用來傳遞空間任意兩軸間的運動和動力，并具有功率范圍5大，傳動效率高，傳動比準確，使用壽命長，工作安全可靠等特點 [8]。動力由電動機輸出,通過減速系統(tǒng)傳動,把動力輸入到執(zhí)行機構。由于傳動系統(tǒng)作 的是回轉運動,而鋼筋切斷機的執(zhí)行機構需要的直線往復運動,為了實現(xiàn)這種轉換,可以采用曲柄滑塊機構。曲柄滑塊機構的曲柄的主要結構型式又分為四種：圓盤式，偏心輪式，偏心軸式，曲軸式。通過考慮實際情況，我決定選擇曲軸式。同時，在曲軸處安裝一飛輪，用于儲存慣性能，使切斷過程順利進行。外殼的選擇，我采用全開式，原因有兩個方面。一 有利于散熱，同時方便在關鍵部位放潤滑油。二 價格便宜，制造簡單。從整體上來說，臥式鋼筋切斷機占地面積較大，但相對的高度較小。從結構上說，用電動機經(jīng)一級三角帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉,曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋，有較好的急回特性，推程速度平穩(wěn)，急回速度較快。3 電機選擇根據(jù)電機的工作環(huán)境選擇電動機類型，采用臥式安裝，防護式電機，繞線型三相異步電動機 [9]。3.1 切斷鋼筋需用力計算為了保證鋼筋的剪斷，剪應力應超過材料的許應剪應力 [10]。即切斷鋼筋的條???件為： ?????AQ（1）查資料可知鋼筋的許用剪應力為： MPa,取最大值 142MPa。由于本??142~8??切斷機切斷的最大剛筋粗度為： mm。maxd則本機器的最小切斷力為： ??21844)(.32max2???QdQ??取切斷機的 Q=22000N。3.2 功率計算6由圖可知，刀的速度小于曲軸處的線速度。則切斷處的功率 P ：W （2）8.6901.20615?????QP查表可知在傳動過程中 [11]，帶傳動的效率為 η= 0.94~0.97； 二級齒輪減速器的效率為 η= 0.96~0.99； 滾動軸承的傳動效率為 η= 0.94~0.98； 連桿傳動的效率為η= 0.81~0.88；滑動軸承的效率為 9.0~8.??由以上可知總的傳動效率為: η= 0.94 ×0.96×0.98×0.81=0.72由此可知所選電機功率最小應為 kw94.172.06??P查手冊并根據(jù)電機的工作環(huán)境和性質選取電機為：Y 系列封閉式三相異步電動機，代號為 Y112M-6，輸出功率為 2.2kw，輸出速度為 960 r/min。4 傳動機構設計4.1 基本傳動數(shù)據(jù)計算4.1.1 分配傳動比電動機型號為 Y，滿載轉速為 960 r/min。a) 總傳動比 641590?ib) 分配傳動裝置的傳動比 10i??（3）上式中 i0、i 1 分別為帶傳動與減速器（兩級齒輪減速）的傳動比，為使 V 帶傳動的外廓尺寸不致過大，同時使減速器的傳動比圓整以便更方便的獲得圓整地齒數(shù) [12]。初步取 i0 =2，則減速器的傳動比為 326401?ic) 分配減速器的各級傳動比按展開式布置，查閱有關標準，取 i11=6.4，則 i22=5。 （注以下有 i1 代替 i11，i 2 代替i22）4.1.2 計算機構各軸的運動及動力參數(shù)a) 各軸的轉速ⅠⅡⅢ7Ⅰ 軸 min/r48029601?nm（4）Ⅱ 軸 （5）min/r754.68012?inⅢ 軸 （6）i/r23ib) 各軸的輸入功率Ⅰ 軸 kw08.294.011???ηp（7）Ⅱ 軸 6.1.768.212?ηp（8）Ⅲ 軸 kw8909.233 ???η（9）c) 各軸的輸入轉矩電動機輸出轉矩 mN89.2160.95???dTⅠ 軸 mN15.49.028.101 ?????ηiTd（10）Ⅱ 軸 374.651212 ??ηi（11）Ⅲ 軸 mN91.8.093.02323 ????ηiT（12）4.2 帶傳動設計4.2.1 帶型的確定由設計可知：V 帶傳動的功率為 2.2kw，小帶輪的轉速為 960r/min，大帶輪的轉速為 480r/min。8查表可知 工況系數(shù)取 KA=1.5 ，P c=1.5×2.2=3.3kw。根據(jù)以上數(shù)值及小帶輪的轉速查相應得圖表選取 A 型 V 帶。4.2.2 帶輪基準直徑查閱相關手冊選取小帶輪基準直徑為 d1=100mm，則大帶輪基準直徑為d2=2×100=200mm4.2.3 帶速的確定s/m0.516094.3160?????nvπ（13）4.2.4 中心矩、帶長及包角的確定由式：0.7(d1+d2)a02(d1+d2) （14）可知：0.7(100+200)a02(100+200) 得 210〈a 0〈 600初步確定中心矩為 a0=400根據(jù)相關公式初步計算帶的基準長度： m25.1740)2()10(24)(2 2021210 ??????????π）（π addaLd查表選取帶的長度為 1250mm計算實際中心矩：m38625.17042'0 ???????dLa（15）取 386mm驗算小帶輪包角：??2.1653.718012????adα94.2.5 確定帶的根數(shù)??lackpZ???1Δ（16）查表知 p1=0.97 Δp 1=0.11ka=0.965 kl=0.93 則 ??40.39.65.01.97.03????Z取 Z=44.2.6 張緊力 20)15.(qvkvZpFc???（17）查表 q=0.10kg/mN1.3024.51)96.052(4.530??????F4.2.7 作用在軸上的載荷9.052.6sin.2sin0???αFZq（18）4.2.8 帶輪結構與尺寸見零件圖10圖 2 帶輪的結構與尺寸圖Fig.2 The structure and size of the pulley Figure4.3 齒輪傳動設計4.3.1 第一級齒輪傳動設計a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr 鋼調制 [13]，平均取齒面硬度為 260HBS大齒輪：45 鋼調制，平均取齒面硬度為 260HBS2) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為 20，則大齒輪的齒數(shù)為 20×6.4=1283) 齒數(shù)比即為傳動比 4.62018?i4) 選擇尺寬系數(shù) ψ d 和傳動精度等級情況，參照相關手冊并根據(jù)以前學過的知識選取 ψ d=0.6初估小齒輪直徑 d1=60mm，則小齒輪的尺寬為 b=ψ d× d1=0.6×60=36mm5) 齒輪圓周速度為：參照手冊選精度等級為 9 級。s/m5.10648106????ππ nv6) 計算小齒輪轉矩 T111mN10.486.2105.9105.961 ???????npT（19）7) 確定重合度系數(shù) Zε 、Y ε ：由公式可知重合度為 695.1280.381???????????ε則由手冊中相應公式可知：（207.3695.14??εεZ2.07.25.0?εεY（21）8) 確定載荷系數(shù) KH 、K F確定使用系數(shù) KA：查閱手冊選取使用系數(shù)為 KA=1.85確定動載系數(shù) Kv：查閱手冊選取動載系數(shù) Kv=1.10確定齒間載荷分布系數(shù) KHa、K Fa：m/N10/23.703601.4852*21 ????dbTFAtA（22）則 .87.022εZKHa（23）45.1692.0?εYFa（24）載荷系數(shù) KH、K F 的確定，由公式可知09.315.08.1??????αβVA（25）42.315.093?HaFFK12（26）b) 齒面疲勞強度計算1) 確定許用應力[σ H]① 總工作時間 th，假設該切斷機的壽命為 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 個小時，則： h120835??ht② 應力循環(huán)次數(shù) N1、N 2??8 6.6.6.6.3110 304570046?? ???????????hiiihv tTtrn7812 156?uNv③ 壽命系數(shù) [14] Zn1、Z n2 ，查閱相關手冊選取 Zn1=1.0、Z n2=1.15④ 接觸疲勞極限?。害?hlim1=720MPa、σ hlim2=580MPa⑤ 安全系數(shù)?。篠 h=1.0⑥ 許用應力 [σ h1]、[σ h2]??MPa72019.62lim1 ???hnHhSZσσ（27）??a67134.52lim2 ???hnHhSσσ2) 彈性系數(shù) ZE 查閱機械設計手冊可選取 Pa190EZ3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 查閱機械設計手冊可選取 ZH=2.54) 求所需小齒輪直徑 d1????m34.57208.5194.61.09.23 211? ?????????????????hedhuTkσψ ε與初估大小基本相符。135) 確定中心距，模數(shù)等幾何參數(shù)中心距 a： 圓整中心矩取 222mm??75.2041.634.5????模數(shù) m：由中心矩 a 及初選齒數(shù) Z1 、Z 2 得：3921?Z（28）分度圓直徑 d1,d2m6031???z（29）84122zd確定尺寬：取大齒輪尺寬為 b1=60×0.6=36mm小齒輪尺寬取 b2=40mmc) 齒根抗彎疲勞強度驗算1) 求許用彎曲應力 [σ F]① 應力循環(huán)次數(shù) NF1、N F2??7 2.62.62.62.631108. 30457046?? ???????????hiiihFtTtrn7712 1'uNF② 壽命系數(shù) Yn1、Y n2 ，查閱相關手冊選取 Yn1=1、Y n2=1③ 極限應力取：σ Flim1=290MPa、σ Flim2=220MPa④ 尺寸系數(shù) Yx：查閱機械設計手冊選，取 Yx=1.5⑤ 安全系數(shù) SF：參照表 9-13，取 SF=1.5⑥ 需用應力[σ F1] 、[ σ F2] 由式（9-20） ，許用彎曲應力?? MPa3875.129021lim1 ????SYFxNFσσ（30）14?? MPa2935.12022lim????SYFxNFσσ2) 齒形系數(shù) YFa1、Y Fa2 由圖 9-19，取YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應力修正系數(shù) Ysa1、Y sa2 由圖 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.824) 校核齒根抗彎疲勞強度 由式（9-17） ，齒根彎曲應力??1411MPa49MPa692.05.2.3602.FsaFFmbdTKσσ ???????2122 a.1462.5849FsaFYσσσ ???（31）4.3.2 第二級齒輪傳動設計a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr 鋼調制 [15]，平均取齒面硬度為 260HBS大齒輪：45 鋼調制，平均取齒面硬度為 260HBS2) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為 28，則大齒輪的齒數(shù)為 28×5=1403) 齒數(shù)比即為傳動比 528140?i4) 選擇尺寬系數(shù) ψ d 和傳動精度等級情況，參照相關手冊并根據(jù)以前學過的知識選取 ψ d=2/3初估小齒輪直徑 d1=84mm，則小齒輪的尺寬為 b=ψ d× d1=2/3×84=56mm齒輪圓周速度為：參照手冊選精度等級為 9 級。s/05m.160784160n??????5) 計算小齒輪轉矩 T1[16] mN105.2796.15.9np5.9T161 ??156) 確定重合度系數(shù) Zε 、Y ε ：由公式可知重合度為 [17]74.1028.31???????????ε則由手冊中相應公式可知： 68.374.14??εεZ.05.2.0?εεY7) 確定載荷系數(shù) KH 、K F確定使用系數(shù) KA：查閱手冊選取使用系數(shù)為 KA=1.85確定動載系數(shù) Kv：查閱手冊選取動載系數(shù) Kv=1.0確定齒間載荷分布系數(shù) [18]KHa、K Fa： m/N10/6.1956840.2121 ?????dbTFAtA則 3.6.022εZKHa 47.8.εYFa載荷系數(shù) KH、K F 的確定，由公式可知 2.3.150.81??????αVA?34732?HaFFc) 齒面疲勞強度計算1) 確定許用應力[ σ H]①總工作時間 th，假設該彎曲機的壽命為 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 個小時，則： h120835??②應力循環(huán)次數(shù) N1、N 2??7 6.6.6.6.311035. 3045706?? ???????????hiiihv tTtrn6712 1.253.?uNv16③壽命系數(shù) Zn1、Z n2 ，查閱相關手冊選取 Zn1=1.33、Z n2=1.48④接觸疲勞極限 [19]取：σ hlim1=760MPa、σ hlim2=760MPa⑤安全系數(shù)?。篠 h=1⑥許用應力 [σ h1]、[σ h2]??MPa8.103.762lim1 ???hnHhSZσσ .24.2li2hnhσσ2) 彈性系數(shù) ZE 查閱機械設計手冊可選取 Pa190?EZ3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 查閱機械設計手冊可選取 ZH=2.54) 求所需小齒輪直徑 d1????m0.7 8.124605953/28.1.3 23 211? ?????????????????hedhuTkσψ ε與初估大小基本相符。5) 確定中心距，模數(shù)等幾何參數(shù)中心距 a： ??21050.7????圓整中心矩取 252mm模數(shù) m：由中心矩 a 及初選齒數(shù) Z1 、Z 2 得：3402851????Z分度圓直徑 d1,d231?mzm402??確定尺寬：取大齒輪尺寬為 b1=84×2/3=56mm小齒輪尺寬取 b2=60mm17c) 齒根抗彎疲勞強度驗算1) 求許用彎曲應力 [σ F]① 應力循環(huán)次數(shù) NF1、N F2??7 2.62.62.62.631105. 3045706?? ???????????hiiihFtTtrn6712 1.53.'uNF② 壽命系數(shù) Yn1、Yn2 ，查閱相關手冊選取 Yn1=1、Yn2=1③ 極限應力?。害?Flim1=290MPa、σ Flim2=230MPa④ 尺寸系數(shù) Yx：查閱機械設計手冊選，取 Yx=1.5⑤ 安全系數(shù) SF：參照表 9-13，取 SF=1.5⑥ 需用應力[σ F1] 、[ σ F2] 由式（9-20） ，許用彎曲應力?? MPa3875.129021lim1 ????SYFxNFσσ0.32li2FxFσσ2) 齒形系數(shù) YFa1、Y Fa2 由圖 9-19，取YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應力修正系數(shù) Ysa1、Y sa2 由圖 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.824) 校核齒根抗彎疲勞強度 由式（9-17） ，齒根彎曲應力??1511MPa3MPa681.02.6840.2FsaFFmbdTKσσ ???????2122 a9762.153FsaFYσσσ ???4.4 軸的校核184.4.1 一軸的校核軸直徑的設計式??89m.17402.61nPC2.0159333T6 ?????d（32）軸的剛度計算 [20]a) 按當量彎矩法校核1) 設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。2021圖 3 軸的受力轉矩彎矩圖Fig.3 Axis force-torque moment diagram2) 求作用在軸上的力 [21]如表 1，作圖如圖 3-c表 1 作用在軸上的力Table 1 The role of force in the axis垂直面（Fv） 水平面（Fh）軸承 1 F2=12N F4=891N齒輪 2 = NBvF367498NFAH?軸承 3 F1=476N F3=1570N帶輪 4 0v?1056NBH3） 求作用在軸上的彎矩如表 2，作出彎矩圖如圖 3-d、3-e22表 2 作用在軸上的彎矩Table 2 The role of the shaft of the moment垂直面（Mv） 水平面（Mh）1308N.m9-Ft1??vMN.mm-97101???cHFM合成彎矩Ⅰ截面 ??9728.m.722??Ⅰ 105340498??Ⅱv 15N.m204367-389H??Ⅱ合成彎矩Ⅱ截面 ???105.N.m5103482???ⅡM4）作出轉彎矩圖如圖 3-f5）作出當量彎矩圖如圖 3-g，并確定可能的危險截面Ⅰ、Ⅱ如圖 3-a。并算出危險截面的彎矩如表 3。表 3截面的彎矩Table 3 Cross-section of the momentⅠ截面 ??1054N.mTM22????ⅠⅠeⅡ截面 6ⅡⅡ6）確定許用應力已知軸材料為 45 鋼調質，查表得 =650MPa。用插入法查表得b?=102.5MPa， =60MPa。??b0???b1????59.01260????7）校核軸徑如表 4表 4 驗算軸徑Table 4 Checking shaft diameterⅠ截面 ??m621.0M3be????ⅠⅠdⅡ截面 48.31be?ⅡⅡ23結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的剛度計算??????7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG?（33）253I41pd?（34） 52083I4p2?d?6I4p31270I4p?d?8693I45p2I46p?d?5103I47p682I4p8?d?5.012. 164829520834671695270483650739?? ?????? ?????所以軸的剛度足夠4.4.2 三軸的校核軸直徑的設計式??54.9m1.860nPC2.0159333T6 ?????d24軸的剛度計算a) 按當量彎矩法校核設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。1） 軸的受力簡圖如圖 4-a25圖 4 軸的受力彎矩轉矩圖Fig.4 Axis force-moment torque diagram2）求作用在軸上的力如表 5，并作圖如圖 4-c表 5 作用在軸上的力Table 5 The role of force in the axis垂直面（Fv） 水平面（Fh）軸承 1 F3=1627N F1=8362N齒輪 =2381NBvF867NFAH?軸承 2 F4=754N F3=12619N曲軸 0v?21848NBH3）計算出彎矩如表 6，并作圖如圖 4-d、e表 6 軸上的彎矩26Table 6 Axis bending moment垂直面（Mv） 水平面（Mh）.m-314825N9.-Fp1??vMN.mm16804793.51??cHFM合成彎矩Ⅰ截面 ????m640N607.22??Ⅰ 189?Ⅱv .5317HⅡ合成彎矩Ⅱ截面 ????60315467272??ⅡM4）作出轉彎矩圖如圖 4-f5）作出當量彎矩圖如圖 4-g，并確定可能的危險截面Ⅰ、Ⅱ和Ⅲ的彎矩如表 7表 7危險截面的彎矩Table 7 The moment of the dangerous sectionⅠ截面 ??m1640N.TM22????ⅠⅠeⅡ截面 3ⅡⅡ6）確定許用應力已知軸材料為 45 鋼調質，查表得 =650MPa。用插入法查表得b?=102.5MPa， =60MPa??b0???b1??59.02601????7）校核軸徑如表 8表 8 校核軸徑Table 8 Check shaft diameterⅠ截面 ??m46.91.0M3be????ⅠⅠdⅡ截面 08.5.31be?ⅡⅡ27結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。 8) 軸的剛度計算??????7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG?（35）所以軸的剛度足夠5.0.0??4.5 鍵的校核4.5.1 鍵的選擇 鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結構使用要求和工作狀況來選擇。選擇時應考慮傳遞轉拒的大小，聯(lián)接的對中性要求，是否要求軸向固定，聯(lián)接于軸上的零件是否需要沿軸滑動及滑動距離長短，以及鍵在軸上的位置等。鍵的主要尺寸為其橫截面尺寸(鍵寬 b 鍵高 h)與長度 L。鍵的橫截面尺寸 b×h 依軸的直徑 d 由標準中選取。鍵的長度 L 一般可按輪轂的長度選定，即鍵長略短于輪轂長度，并應符合標準規(guī)定的長度系列。故根據(jù)以上所提出的以及該機工作時的要求，故選用 A 型普通平鍵。由設計手冊查得：鍵寬 b=16mm 鍵高 h=10mm 鍵長 L=30mm4.5.2驗算擠壓強度平鍵聯(lián)接的失效形式有：對普通平鍵聯(lián)接而言，其失效形式為鍵，軸，輪轂三者中較弱的工作表面被壓潰。工程設計中，假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，可按平均擠壓應力進行擠壓強度或耐磨性的條件計算，即：靜聯(lián)接 ppkldT][2???式中 ———— 傳遞的轉矩 )mN(?———— 軸的直徑 d———— 鍵與輪轂的接觸高度(mm)，一般取 k 2hk?———— 鍵的接觸長度(mm).圓頭平鍵 l bLl??———— 許用擠壓應力 )p][?MPa(28鍵的工作長度 m1)425(???bLl擠壓面高度 10hk轉矩 npT65.9?? N09.1587966 ???許用擠壓應力，查表， MPa0][?p?則 擠壓應力Pa602.431596.26???apklT??（36）所以 此鍵是安全的。附：鍵的材料：因為壓潰和磨損是鍵聯(lián)接的主要失效形式，所以鍵的材料要求有足夠的硬度 [22]。國家標準規(guī)定，鍵用抗拉強度不低于 的鋼制造，如 45 鋼 MPa60Q275 等。4.6 軸承的校核滾動軸承是又專業(yè)工廠生產(chǎn)的標準件。滾動軸承的類型、尺寸和公差等級均已制訂有國家標準，在機械設計中只需根據(jù)工作條件選擇合適的軸承類型、尺寸和公差等級等，并進行軸承的組合結構設計。4.6.1 初選軸承型號試選 10000K 軸承，查 GB/T281-1994，查得 10000K 軸承的性能參數(shù)為：C=14617N Co=162850N (脂潤滑)190min?4.6.2壽命計算a) 計算軸承內部軸向力.查表得 10000K 軸承的內部軸向力 )2/(YFRs65.0'32815cos67.0cos. ?????YN47415839222?RF則：9028)(121?YRS