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1、 機械工程大學畢 業(yè) 論 文（設計） 題 目： 鋼筋彎曲機的設計 姓 名： 學 院： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 2008.02 學 號： 指導教師： 2013 年 06 月 18 日- 1 -目目 錄錄摘 要.IAbstract.II1 緒 論.11.1 鋼筋彎曲機的設計的目的和意義.11.2 鋼筋彎曲機的國內外研究現(xiàn)狀.11.3 設計主要研究的內容.22 總體方案的確定.42.1 傳動方案的確定.42.2 工作臺面的彎曲方案及彎曲的控制.63 電動機的選擇.83.1 鋼筋受力情況與計算有關的幾何尺寸.83.2 彎曲20 的鋼筋所需的彎矩.83.3 電動機的確定

2、.94 確定傳動比及運動參數(shù).114.1 分配傳動比.114.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).115 V 帶傳動的傳動設計.135.1 V 帶的設計計算.135.2 帶輪的結構設計.156 圓柱齒輪設計.176.1 第一級齒輪傳動設計.176.2 第二級齒輪傳動設計.217 軸的設計及校核.26- 2 -7.1 軸的設計.267.2 軸的設計.287.3 軸的設計.307.4 軸的校核.327.5 軸的校核.377.6 軸的校核.398 軸承和鍵的校核.438.1 軸承校核.438.2 鍵的校核.449 結論.46參考文獻.47致 謝.48 1鋼筋彎曲機設計摘 要鋼筋彎曲機是建筑工地必不可少

3、的機械，能有效的提高生產(chǎn)效率，減少工人勞動強度，提高鋼筋彎曲精度。本文所設計的鋼筋彎曲機適用于彎曲 4-20 毫米的鋼筋，其傳動機構為全封閉式，采用兩級變速，工作轉速滿足彎曲要求，使加工效率高、加工精度高、勞動強度小。鋼筋的彎曲角度由工作盤側面的觸桿與限位開關調節(jié)，打彎鋼筋后可以自動歸位，能實現(xiàn)彎曲角度的自動化。與目前實際應用的各種鋼筋彎曲機相比，本機操作簡單，彎曲形狀一致，調節(jié)方便，性能穩(wěn)定。本文對 V 帶輪和圓柱傳動齒輪進行了設計計算，并對軸、鍵和軸承等關鍵部件進行了力學分析計算和強度校核，表明該鋼筋彎曲機完全符合設計要求。關鍵詞關鍵詞：鋼筋彎曲機；彎曲角度；彎矩；主軸扭矩 21.3.2

4、研究方法在充分了解現(xiàn)在國內外鋼筋彎曲機的基礎上，分析各種彎曲機的優(yōu)缺點，利用已有的樣品及技術，通過借鑒改進，設計出一種更加高效的鋼筋彎曲機。設計過程中主要用到、機械制造、機械設計、材料力學、動力傳動裝置設計等課程方面的知識。1.3.3 技術路線調查研究查資料寫出開題報告確定總體方案鋼筋彎曲機整體方案的設計動力設備計算選型動力傳動裝置、工作臺面設計繪制鋼筋彎曲機的總裝配圖及零件圖撰寫設計說明書。 32 總體方案的確定2.1 傳動方案的確定下面以二級變速對各方案的精度和效率進行計算比較。2.1.1 鋼筋彎曲機的傳動精度（1）蝸輪蝸桿傳動蝸輪蝸桿傳動的精度由機械原理教材11-12查得， 公式(2-1

5、)wwgi/1式中，為第 1 級齒輪傳動誤差；蝸輪蝸桿傳動誤差；為蝸輪蝸桿傳動比，gwwi由于渦輪蝸桿的傳動比較大，所以取=30。wi代入式 2-1 相關參數(shù)有wg30/1（2）全齒輪傳動全齒輪傳動的精度 公式（2-2341)/(ggZZ2）式中, 為第 1,2 級齒輪傳動誤差。取第二級齒輪的傳動比為。21,gg5/34ZZ代入式 2-2 相關參數(shù)有315/gg（3）傳動精度的比較為便于比較,設定各級齒輪傳動誤差相同，均以表示,蝸輪蝸桿傳動的誤差與齒輪g傳動誤差幾乎相等，即。則，。wgg033. 1g200. 1由此可得出，采用蝸輪蝸桿傳動時,傳動精度較高。2.1.2 鋼筋彎曲機的傳動效率（1

6、） 蝸輪蝸桿傳動的效率 4 公式（2-213）式中，為第 1 級齒輪傳動效率取 0.98； 為蝸桿傳動效率，這是分析的關鍵。而13 公式（2-23222124）式中，為攪油及濺油效率，取 0.96；為軸承效率，在此不計功率損失；為212223蝸輪螺旋副嚙合效率。當蝸桿主動時， 公式(2-5)tan(/tan23式中, 為分度圓柱導程角，嚙合摩擦角，由嚙合摩擦系數(shù) 確定，即 ，由1tan設計手冊查得543。大多數(shù)生產(chǎn)廠家的蝸桿采用 45 鋼，蝸輪采用灰鑄鐵(或球鐵)，而導程角在 12左右，蝸桿的分度圓直徑 d=76 mm 左右，其蝸輪蝸桿表面的滑動速度 ，)106/(4nds代入相關參數(shù)計算得

7、Vs0.598 m/s。將以上數(shù)據(jù)代入公式 2-5 得，=tan12/tan(12+543)0.6623又由公式 2-4 得=0.960.66=0.6392 將 代入公式 2-3 得渦輪蝸桿傳動效率2=0.980.639=0.626。（2）全齒輪傳動全齒輪傳動的效率 公式（2-216）式中,，分別為第 1，2 級齒輪傳動的效率,均取為 0.98，12代入公式 2-6 得，=0.96。（3）傳動效率的比較由上述計算可知，蝸輪蝸桿傳動的效率僅為全齒輪傳動的 62.6%。實際上,如果計入 5帶傳動、支承軸承的功率損失,蝸輪蝸桿傳動的彎曲機效率在 0.5 以下，處于自鎖狀態(tài)；而全齒輪傳動的效率高達 9

8、6%,幾乎沒有能量的損失，可以很大程度上節(jié)能，減少這一部分的資金投入。 62.1.3 最終傳動方案的確定經(jīng)過對渦輪機構和全齒輪機構的傳動精度和傳動效率的比較發(fā)現(xiàn)，渦輪蝸桿雖然傳動精度較高，但是能量損失太大，況且本文所設計的鋼筋彎曲機對鋼筋彎曲的精度控制與傳動方案的精度關系很小，本文所采用的是另一種由行程開關、分度盤等組成的自動化裝置，更好的控制彎曲精度，從這方面考慮，全齒輪傳動方案，比較適合應用于鋼筋彎曲機。另外，目前鋼筋彎曲機的工作負荷較大，需要消耗大量的能量，所以應該選擇效率高的方案，因此從此角度考慮仍優(yōu)先選擇全齒輪傳動。由于傳動級數(shù)越多，能量損失越大，因此為了減少能量損失，盡量減少變速等

9、級，所以初步選擇三級變速，包括帶傳動和二級齒輪變速；同時綜合考慮鋼筋彎曲機的工作環(huán)境及要求，選擇全齒輪傳動方案。傳動示意圖如圖 1-1。圖 1-1 傳動原理示意圖1 壓彎銷軸 2 中心銷軸 3 工作圓盤 4 齒輪 5 電機 6 帶輪 7V 帶2.2 工作臺面的彎曲方案及彎曲的控制2.2.1 工作臺面彎曲方案傳動系統(tǒng)將動力傳至工作圓盤，在工作圓盤中心位置安裝有中心銷軸，并在圓盤上安裝壓彎銷軸。當工作圓盤旋轉時，帶動壓彎銷軸繞著工作,同時中心銷軸相對靜。將鋼筋放于中心銷軸與壓彎銷軸之間，開動機器，即可實現(xiàn)對鋼筋的彎曲。2.2.2 彎曲角度的控制在工作圓盤外側安裝一分度盤，并在分度盤上安裝一行程開關

10、。首次彎曲時，現(xiàn)將行程開關移動到一個角度，并且試彎一根鋼筋，然后將彎好的鋼筋取下用鋼筋角度測量器量取試彎角度，將該角度與所要彎曲的角度經(jīng)行比較，移動形成開關，減去試彎角度 7與實際需要角度之間的差值，從而可以獲得精確的彎曲角度。此時該方法至多試彎一次即可確定彎曲角度，方法簡單而且精確。 83 電動機的選擇3.1 鋼筋受力情況與計算有關的幾何尺寸圖 2-1 彎曲工作部分示意圖1 壓彎銷軸 2 鋼筋 3 中心銷軸 4 工作圓盤 5 支承擋銷初步設計鋼筋彎曲機的工作盤尺寸為：直徑 400mm,L1=120mm，L0=170mm,=arcos(L1/L0)= arcos(120/170)=45o。32

11、40Lmm3.2 彎曲 20 的鋼筋所需的彎矩3.2.1 達到屈服極限時的始彎矩由材料力學教材13得， M0=k1Ws 公式（3-1）其中,W=0.1d3=0.1203=800mm3。對于 25MnSi，s=373N/mm2。7 . 13161k由公式 3-1 可得出，始彎矩M0=(1.7800373)N.mm=507.28N.mm。 93.2.2 變性硬化后的終彎矩 M1=（k1+k0/2Rx）Ws 公式（3-2）其中，k0為相對強化系數(shù)，由延伸率 p=0.14 可得，;Rx為相對直徑，1514. 01 . 21 . 20pkR 為彎心半徑，R=3d0，所以。30dRRx將以上計算數(shù)值代入公

12、式 3-2 得，M1=(1.7+15/6)800373N.mm=1253.28N.mm。3.2.3 鋼筋彎曲所需彎矩 Mt=(M0+M1)/2/k 公式（3-3）其中 k 為彎曲時的滾動摩擦系數(shù)，k=1.05，由公式 3-3 得Mt=(507.28+1253.28)/2/1.05N.mm=838.4N.mm。3.2.4 對圓盤初選工作尺寸的校核鋼筋彎曲力 公式（3-RKdFb/6 . 014）式中，d 為彎曲鋼筋直徑(mm) ，d =20mm（取最大直徑） ；為材料強度，由手冊b查得=600MPa；K 為安全系數(shù)(取 1. 3)；R 為彎曲半徑，彎曲直徑 120mm-210mm,取最b小 R=

13、120/2=60mm。則代入公式 3-4 數(shù)據(jù)得F1=0.61.320600/60=156KN由 M=F1L0sin2=156170()2N.mm13235.04838.4N.mm 知，圓盤工作能力滿足要求，22因此其尺寸也就符合設計要求。3.3 電動機的確定 10由上面計算可知 Mt=838.4N.mm，又有已知條件知轉速 n=30r/min。由功率一扭矩關系公式：P0=Tn/9550=838.430/9550KW=2.63KW式中，P0為輸出功率；為主軸轉速；T 為主軸傳遞的扭矩，T=Mt=838.4N.mm。n考慮到傳動部分機械效率 0.75，則電機最大負載功率 P=P0/=2.63/0

14、.75=3.5KW；電動機選用 Y 系列三相異步電動機，額定功率 Pm=4KW；額定轉速，其電min/1440rnm動機的型號為 Y112M4。 114 確定傳動比及運動參數(shù)4.1 分配傳動比4.1.1 總傳動比 48301440nnima4.1.2 分配裝置傳動比由，式中分別為帶傳動和減速器傳動比。iiia.0ii ,0為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取=4，則減速器傳動比為：0i12448i4.1.3 分配減速器各級傳動比i=i1i2，其中 i1為高速級齒輪傳動的傳動比，i2為低速級齒輪傳動的傳動比因為，取 i1=4，則 i2=3。ii5 . 13 . 114.2 計算傳動裝置的運動

15、和動力參數(shù)4.2.1 各軸轉速軸 min/360414400rinnmI軸 min/904360i1rnnIII軸 min/303902rinnIIIII 124.2.2 各軸輸入功率軸 kwKWPPmI80. 399. 096. 0410軸 kWPPmII61. 399. 099. 096. 0422210軸 kWPPmIII43. 396. 099. 0423223104.2.3 各軸輸入轉矩 軸 mmNmmNnPTIII.8 .100.36080. 395509550軸 mmNmmNnPTIIIIII.06.383.9061. 395509550軸 mmNmmNnPTIIIIIIIII.

16、88.1091.3043. 395509550運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表 4-1表 4-1軸名輸入功率 P/kW輸入轉矩 T/Nm轉速 nr/min傳動比 i軸3.80100.803604軸3.61383.06903軸3.431091.8830 135 V 帶傳動的傳動設計5.1 V 帶的設計計算5.1.1 確定計算功率caP由設計手冊14查得工作情況系數(shù)故, 3 . 1AKkWPKPmAca4 . 443 . 15.1.2 選擇 V 帶帶型根據(jù)，nm=1440r/min,由設計手冊選用 A 型。caP5.1.3 確定帶輪基準直徑并驗算帶速（1）初選小帶輪的基準直徑 dd1=90mm。（

17、2）驗算帶速 vsmsmndvd/78. 6/10006014409010006011因為，故帶速合適。smvsm/30/5（3）計算大帶輪基準直徑 dd1 mmmmdiddd360904102根據(jù)設計手冊標準，將大帶輪直徑圓整為 dd2=355mm5.1.4 確定 V 帶的中心距和基準長度（1）初選中心距由機械設計教材15查得， 0.7(dd1+dd2)a2(dd1+dd2) 公式（5-1）由公式 5-1 計算得，311.5mma890mm，初定中心距。mma5000（2）計算帶所需的基準長度 14mmmmaddddaLddddd1734500490355355902500242220122

18、100由設計手冊標準選帶的基準長度。mmLd1800（3）計算實際中心距 ammmmLLaadd533)217341800500(200mmmmLaad506)1800015. 0533(015. 0minmmmmLaad587)180003. 0533(03. 0max所以中心距變動范圍為，506mm587mm5.1.5 驗算小帶輪上的包角1901575333 .57903551803 .571800121adddd5.1.6 計算帶的根數(shù) z（1）計算單根 V 帶的額定功率由和，由設計手冊查得mmdd901min/1440mrnkWP064. 10根據(jù)，i=4 和 A 帶型，查設計手冊得m

19、in/1440rnmkWP17. 00由設計手冊查得，于是935. 0K01. 1lKkWKWKKPPPLr17. 101. 1935. 017. 0064. 100（2）計算 V 帶的根數(shù) z。 取 4 根。76. 317. 14 . 4rcaPPz5.1.7 計算單根 V 帶的初拉力的最小值 F0由設計手冊得 A 型帶的單位長度質量 q=0.1kg/m。所以 15NNqvzvKPKFca4 .14078. 61 . 078. 64935. 04 . 4935. 05 . 25005 . 2500)(22min0所以應使帶的實際初拉力 F0（F0）min5.1.8 計算壓軸力 Fp NNFz

20、Fop7 .11002157sin4 .140422sin21min0min所以應使壓軸力 Fp（Fp）min5.2 帶輪的結構設計5.2.1 帶輪的設計參數(shù)要求（1）V 帶輪的材料采用鑄鐵，牌號為 HT200（2）加工要求：輪槽工作面粗糙度為 3.2（3）結構要求：基準寬度，基準線上槽深，基準線下槽深，槽mmbd0 .11mmha75. 2minmmhf70. 8min間距 。mme3 . 0155.2.2 大帶輪的結構設計大帶輪根據(jù)結構需要采用輪輻式，如圖 51，具體尺寸詳見圖紙。5.2.3 小帶輪的設計小帶輪采用實心式，如圖 52 所示。 16圖 51 大帶輪圖 52 小帶輪 176 圓

21、柱齒輪設計設計壽命為 15 年，假設每年工作 300 天，每天工作 8 小時6.1 第一級齒輪傳動設計6.1.1 選定精度等級、材料及齒數(shù)（1）彎曲機為一般工作機器，速度不高，故選用 8 級精度。（2）材料選擇。選擇小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調質） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度相差為 40HBS。（3）選用小齒輪齒數(shù) z1=20,大齒輪齒數(shù) z2=。802046.1.2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即 d1t= 公式（6-321)(132. 2HEdtZuuTK1）（1）確定公式內的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) Kt=1.3。

22、由設計手冊選取齒寬系數(shù) d=1，材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa；按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim 1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim 2=550MPa。（2）計算應力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=603601830015=6.48108N2=6.48108/4=1.62108（3）計算接觸疲勞許用應力由設計手冊取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.90，KHN2=0.95；取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得MPaSKHNH5406009 . 01lim11MPaSKHNH5 .52255095. 02lim22 186.1.3 計算齒輪的尺寸參數(shù)（

23、1）計算小齒輪分度圓直徑 d1t,代入H中較小的值d1tmm625.645 .5228 .189451108 .1003 . 132. 2323（2）計算圓周速度 vv=smndt/22. 1100060360625.6410006011（3）計算齒寬 bb=dd1t=164.625mm=64.625mm（4）計算齒寬與齒高比模數(shù)mt=mmzdt231. 320625.6411齒高 h=2.25mt=2.253.231mm=7.27mm89. 827. 7625.64hb（5）計算載荷系數(shù)根據(jù) v=1.22m/s，8 級精度，并由設計手冊查得，動載系數(shù) Kv=1.10；直齒輪，KH=KF=1；

24、使用系數(shù) KA=1.25；用插值法查得 8 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.463；由，KH=1.463 查得 KF=1.40；89. 8hb故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1.251.1011.463=2.012按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得d1=mmKKdtt753.743 . 1012. 2625.64331（6）計算模數(shù) mmmzdm14. 420889.8211 196.1.4 按齒根彎曲強度設計設計公式為 公式（6-3211)(2FSaFadYYzKTm2）（1）確定公式內的各計算數(shù)值由設計手冊查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE1=500MPa；大

25、齒輪的彎曲強度極限FE2=380MPa；彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.88，KFN2=0.90；（2）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得 MPaMPaSKFEFNF29.3144 . 150088. 0111 MPaMPaSKFEFNF29.2444 . 138090. 0222（3）計算載荷系數(shù) KK=KAKVKFKF=1.251.1011.4=1.925（4）齒形系數(shù)由設計手冊查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。（5）應力校正系數(shù)設計手冊查得 YSa1=1.55；YSa2=1.77。（6）計算大、小齒輪的并加以比較 FSaFaYY 01381. 029.31

26、455. 180. 2111FSaFaYY 01645. 029.24477. 122. 2222FSaFaYY大齒輪的數(shù)值較大。6.1.5 設計計算由公式 6-2 得，mmmmm52. 201645. 0201108 .100925. 12323 20對比計算結果，由齒輪接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 2.52 并圓整為標準值 m=3.0,按接觸強度算得的分度圓直徑 d1=82.889mm,得出小齒輪齒

27、數(shù) z1=280 . 3889.821md大齒輪齒數(shù) z2=284=112這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。6.1.6 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 d1=z1m=283mm=84mmd2=z2m=1123mm=336mm（2）計算中心距a=mmdd210233684221（3）計算齒寬b=dd1=184mm=84mm取 B2=85mm,B1=90mm。6.1.7 齒輪的結構齒輪，如圖 6-1；齒輪 2，如圖 6-2。 21圖 6-1 齒輪圖 6-2 齒輪6.2 第二級齒輪傳動設計6.2.1 選定精度等級、材料及齒數(shù)（1）彎

28、曲機為一般工作機器，速度不高，故選用 8 級精度。（2）材料選擇。選擇小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調質） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度相差為 40HBS。（3）選用小齒輪齒數(shù) z1=25,大齒輪齒數(shù) z2=。75253 226.2.2 按齒面接觸強度設計（1）確定公式內的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) Kt=1.3。由設計手冊查得，齒寬系數(shù) d=1，材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa；按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim 1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim 2=550MPa。（2）計算應力循環(huán)次數(shù)。N1=6.4

29、8108/4=1.62108N2=1.62108/3=5.4107（3）計算接觸疲勞許用應力由設計手冊查接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.95;KHN2=0.97，取失效概率為 1%，安全系數(shù)S=1，得MPaSKHNH57060095. 01lim11MPaSKHNH5 .53355097. 02lim226.2.3 計算齒輪的尺寸參數(shù)（1）計算小齒輪分度圓直徑 d1t,在公式 6-1 代入H中較小的值d1tmm620.1015 .5338 .1893411006.3833 . 132. 2323（2）計算圓周速度 vv=smndt/479. 010006090620.10110006021（3

30、）計算齒寬 bb=dd1t=1101.620mm=101.620mm（4）計算齒寬與齒高比hb模數(shù) mt=mmzdt065. 425620.10111齒高 23h=2.25mt=2.254.065mm=9.146mm11.11146. 9620.101hb（5）計算載荷系數(shù)。根據(jù) v=0.479m/s，8 級精度，并有由設計手冊查得，動載系數(shù) Kv=1.05；直齒輪，KH=KF=1；使用系數(shù) KA=1.25；用插值法查得 8 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.463；由，KH=1.463，查得 KF=1.45;11.11hb故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1.251.0511.4

31、63=1.920按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得，d1=mmKKdtt726.1153 . 1920. 1620.101331（6）計算模數(shù) mmmzdm63. 425726.115116.2.4 按齒根彎曲強度設計（1）確定公式 6-2 內的各計算數(shù)值由設計手冊查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限FE2=380MPa；彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.90，KFN2=0.94；（2）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得 MPaMPaSKFEFNF43.3214 . 15009 . 0111 MPaMPaSKFEFNF14.2

32、554 . 138094. 0222（3）計算載荷系數(shù) KK=KAKVKFKF=1.251.0511.45=1.903（4）齒形系數(shù)由設計手冊查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。（5）應力校正系數(shù) 24由表 10-5 查得 YSa1=1.55;YSa2=1.77。（6）計算大、小齒輪的并加以比較 FSaFaYY 01350. 043.32155. 180. 2111FSaFaYY 01540. 014.25577. 122. 2222FSaFaYY大齒輪的數(shù)值較大。6.2.5 設計計算將以上數(shù)據(jù)代入公式 6-2 得mmmmm30. 301540. 02511006.383903. 1

33、2323對比計算結果，由齒輪接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 3.30 并圓整為標準值 m=4,按接觸強度算得的分度圓直徑 d1=115.726mm,得出小齒輪齒數(shù) z1=294726.1151md大齒輪齒數(shù) z2=293=87這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。6.2.6 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 d1=z1m=294mm=116mm

34、d2=z2m=874mm=348mm（2）計算中心距a=mmdd2322348116221 25（3）計算齒寬b=dd1=1116mm=116mm 取 B2=110mm,B1=115mm。6.2.7 齒輪的結構 齒輪 3，如圖 6-3；齒輪 4，如圖 6-4圖 6-3 齒輪圖 6-4 齒輪 267 軸的設計及校核7.1 軸的設計7.1.1 I 軸上的功率 P、轉速 n 和轉矩 TP=3.8KW，n=360r/min，T=100800N.mm7.1.2 求作用在齒輪上的力因為mmd841切向力NTFt97.2380841008002d211徑向力NFFtr60.86620tan97.2380ta

35、nn7.1.3 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。根據(jù)設計手冊，取A0=112,于是得mmnPAd6 .243608 . 311233330min取最小直徑的 dmin=25mm。最小直徑顯然安在大帶輪上。7.1.4 軸的結構設計（1）根據(jù)軸上零件的裝配方案，確定 I 軸的大體形狀,如圖 7-1 所示。 27圖 7-1軸的結構示意圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，1-2 軸段右端需制出一定位軸肩，軸肩高度h=(0.070.1)d，故取 2-3 段的直徑 d2-3=29mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直

36、徑取擋圈直徑 D=45mm。帶輪與軸配合的轂孔長度 L1=70mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪輪上而不壓在軸的斷面上，故 12 段的長度應比 L1略短一些，現(xiàn)取 l1-2=68mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力和軸向力，所以選圓錐滾子軸承，參照要求并根據(jù) d2-3=29mm，選擇圓錐滾子軸承 30207。其尺寸 dDT=35mm72mm18.25mm，故取 d3-4=d7-8=35mm；而 L7-8=18.25mm。右端軸承采用軸肩定位，查手冊 30207 的定位軸肩高度 h=4mm。故取 d6-7=43mm。3）取安裝齒輪處的 4-5 軸段的直徑為 d4-5=41mm；齒輪左端與左

37、軸承之間采用套筒定位。已知齒輪 1 輪轂的寬度為 90mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取 L4-5=88mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度 h=(0.070.1)d，故取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑 d5-6=47mm。軸環(huán)寬度,取 L5-6=10mm。hb4 . 14）軸承端蓋的總寬度為 20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪之間的距離為 30mm，故取 L2-3=50mm。5）取齒輪距箱體內壁之距離 a=21.75，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一些距離 s，取 s=8mm，已知滾動軸承寬度 T=1

38、8.25mm，則L3-4=T+s+a+(90-88)=(18.25+8+21.75+2)mm=50mm至此，1 軸除 6-7 段長度外，其余各段長度及直徑均已確定，6-7 長度可在計算設計 2 軸時一并定出。（3）軸上零件的軸向定位齒輪與大帶輪的與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按 d4-5由資料查得平鍵截面 bh=128, 28鍵槽用鍵槽銑刀加工，由于鍵槽長度 L=輪轂長度-（510）mm，取鍵長為 80mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故由幾何量公差與檢測教材16知，選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣大帶輪與軸的鏈接，選用平鍵為 8mm7mm60mm，大帶輪與67nH軸的配合為。圓錐滾

39、子軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑67kH公差為 m6。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸由手冊查得，軸左端倒角為 145o,右端倒角為 1.245o，各軸肩處的圓角半徑均取R1.6。7.2 軸的設計7.2.1軸上的功率 P、轉速 n 和轉矩 TP=3.61KW，n=90r/min，T=383060N.mm7.2.2 求作用在齒輪上的力因為，mmd3362mmd1163對于齒輪 2 NTFt97.22803363830602d2222NFFtr60.86620tan12.2280tann22對于齒輪 3 NTFt48.66041163830602d2323NFFtr83.24

40、0420tan48.6604tann337.2.3 初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。根據(jù)設計手冊取于是得，1120A 29mmnPAd3 .389061. 311233330min取最小直徑的 dmin=40mm。最小直徑顯然安在軸承上。7.2.4 軸的結構設計（1）根據(jù)軸上零件的裝配方案，確定 II 軸的大體形狀，如圖 7-2 所示。圖 7-2 軸的結構示意圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，所以選擇圓錐滾子軸承，參照要求并根據(jù)最小直徑 dmin=32mm，選擇圓錐滾子軸承 302

41、08。其尺寸dDT=40mm80mm19.75mm，故取 d1-2=d5-6=40mm。 2）右端圓錐滾子軸承右端采用軸承端蓋定位，左端與小齒輪的右端之間采用套筒定位；左端圓錐滾子軸承左端采用軸承端蓋定位，右端與做大齒輪的左端采用套筒定位。 3）2 軸上大齒輪的輪轂的寬度為 85mm，為了是套筒端面可靠地壓緊齒輪，L2-3應略短于輪轂寬度，故取 L2-3=83mm；同理，由于 2 軸上小齒輪的輪轂寬度為 115mm，所以取 L4-5=113mm。由于左側軸承右側軸肩和右側軸承左側軸肩為非配合軸肩，h=12mm，取 d2-3=d4-5=44mm。4）大齒輪右側與小齒輪左側采用軸肩定位，軸肩高度

42、h=(0.070.1)dmm，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑 d3-4=52mm。軸環(huán)寬度 b1.4h，故取 L3-4=12mm。5）為了確保 1、2 齒輪正確嚙合，故由此可計算出 L1-2=88+50-2.5-83=52.5mm。6）取齒輪 3 距箱體內壁為 a=16.25mm，右側軸承距箱體 s=8mm，已知圓錐滾子軸承寬度 T=19.75mm,則 L5-6=s+a+T+2=（8+16.25+19.75+2）mm=46mm。 307）現(xiàn)在已完全確定出 2 軸各段長度，得出 2 軸總長度為 L=L1-2+L2-3+L3-4+L4-5+L5-6=(52.5+83+12+113+46)mm=30

43、6.5mm。所以由此可以確定出 1 軸中 L6-7的值，L6-7=(306.5-50-88-10-18.25)mm=140.25mm。（3）軸上零件的周向定位兩個齒輪與軸的鏈接均采用平鍵連接。根據(jù)大齒輪 2 處 d2-3的值，有材料查得平鍵截面 bh=14mm9mm，鍵槽用鍵銑刀加工，由于鍵長度 L=輪轂長度-（510）mm，L2-3=83mm，取鍵長 L=75mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合；同理，小齒輪 3 與軸連接選用平鍵為 14mm9mm105mm，齒輪與67nH軸的配合為。圓錐滾子軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑67nH尺

44、寸公差為 m6。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸由手冊查得，取軸段倒角為 1.245o，各軸肩的圓角半徑取 R1.6。7.3 軸的設計7.3.1 軸上的功率 P、轉速 n 和轉矩 TP=3.43KW，n=30r/min，T=1091880N.mm。7.3.2 求作用在齒輪上的力由于 mmd3484切向力NTFt17.627534810918802d243徑向力NFFtr98.228320tan17.6275tann7.3.3 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。根據(jù)手冊，取 A0=112,于是得 31mmnPAd4 .543043. 311233330

45、min取最小直徑的 dmin=55mm。最小直徑顯然在與工作部分相連的聯(lián)軸器安裝軸段上。7.3.4 軸的結構設計（1）根據(jù)軸上零件的裝配方案，確定 III 軸的大體形狀，如圖 7-3 所示。圖 7-3 軸的結構示意圖（2）聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的計算轉矩 Tca=KAT3，有手冊查得，取 KA=1.3，則，Tca=KAT3=1.31091880Nmm=141944.4 Nmm按照計算轉矩 Tca應小于聯(lián)軸器工程轉矩的條件，查手冊，選用 YL12 型聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 1600000 Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑 d=60mm，故取 d7-8=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L=142mm。（3）

46、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，78 段需制出一軸肩，故取 67 段的直徑d6-7=70mm；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸段擋圈直徑 D=63mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L=142mm，為了確保軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 78 段的長度應略比 L 短一些，現(xiàn)取 L7-8=140mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選擇單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d6-7=70mm,初步選取圓錐滾子軸承 30215，其尺寸為dDT=75mm130mm27.25mm，故取 d5-6=d1-2=75mm；

47、而 L1-2=27.25mm。3）左端滾動軸承右側采用軸肩進行定位。由設計手冊查得 30215 型軸承的定位軸肩高度 h=5mm,因此，取 d2-3=85mm。右端滾動軸承與齒輪之間采用套筒定位。4）取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 d4-5=79mm；齒輪右端與右軸承之間采用套筒定 32位。已知齒輪輪轂的寬度為 110mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此段軸應略短于輪轂寬度，故取 L4-5=108mm。齒輪左側采用軸肩定位，軸肩高度 h=(0.070.1)dmm，故取 h=6mm，則軸環(huán)處的直徑 d3-4=91mm。軸環(huán)寬度 b1.4h，取 L3-4=12mm。5）軸承端蓋的總寬度為 2

48、0mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端的面間的距離 L=30mm，故取 L6-7=50mm。6）為了保證 3、4 赤齒輪的正確嚙合，計算 56 段長度為，L5-6=(113+46-2.5-108+6.5)mm=55mm；由于 L1-2+L2-3+L3-4+L4-5+L5-6=306.5mm，所以 L2-3=(306.5-27.25-12-108-48.5+8.25)mm=119mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。(4)軸上零件的軸向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按 d4-5由手冊查得平鍵截面bh=22mm14mm，

49、鍵槽用鍵槽銑刀加工；由于鍵長度 L=輪轂長度-（510）mm，所以取鍵槽長度為 100mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的鏈接，選用平鍵 18mm11mm130mm，半聯(lián)軸67nH器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證，此處選軸的直徑尺67kH寸公差為 m6。(5)確定軸上的圓角和倒角由手冊查得，取軸段倒角為 2.045o,各軸肩處的圓角半徑為 R1.6。7.4 軸的校核圖 7-4 I 軸7.4.1 齒輪 1 受力切向力 33NdTFt87.2380211徑向力 NFFotr60.86620tan 347.4.2 根據(jù)

50、軸的結構圖做出軸的計算簡圖對于 30207 圓錐滾子軸承，由手冊查得 a=16mm。簡支梁額軸的支承跨距為77+197.5=274.5mm，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖 7-5 至 7-8。圖 7-5 軸水平面內彎矩圖圖 7-6 軸垂直面內彎矩圖圖 7-7 軸總彎矩圖 35圖 7-8 軸扭矩圖 從軸的結構圖及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C 是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算的截面 C 處的 MH、MV及 M 的值列于表 7-1。表 7-1 I 軸不同位置的彎扭矩載荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=1726.8N，F(xiàn)NH2=673.2NFNV1=602.6N，F(xiàn)NV2=234.9N彎矩

51、MH=132957N.mmMV=46400N.mm總彎矩M=140821N.mm扭矩 T1T1=100800N.mm7.4.3 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。根據(jù)手冊及上表的數(shù)據(jù)，以及軸的雙向旋轉，扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，則取 =1，軸的計算應力為MPaWTMca1 .25411 . 01008001140821)(3222321前面已選定軸的材料為 45 鋼，由手冊查得。因此 ca-1，故安全。MPa6017.4.4 精度校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面 A，II，III，B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度

52、配合所引起的集中應力均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A，II，III，B 均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 IV 和 V 處過盈配合引起的集中應力最 36嚴重；從受載的情況來看，截面 C 上的應力最大。截面 V 的應力集中的影響和截面 IV 的相近，但截面 V 不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面 C 雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。截面 VI 和 VII顯然更不必校核。又因為鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面IV 左右兩側即可。（2）截面 IV 左側

53、抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1353mm3=4287.5mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2353mm3=8575mm3截面 IV 左側的彎矩 M 為 mmNM01.58523774577140821截面 IV 上的扭矩 T1=100800N.mm截面上的彎曲用力 MPaMPaWMb65.135 .428701.58523截面上的扭轉切應力 MPaMPaWTTT76.1185751008001軸的材料為 45 鋼，調質處理。由手冊查得 B=640MPa，-1=275MPa，-1=155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 可由手冊查得。因，046. 0356 . 1

54、dr，經(jīng)插值后可查得，=2.20，=1.70。又有手冊可查得軸的材料的敏性系17. 13541dD數(shù)為，q=0.78，q=0.83。故有效應力集中系數(shù)為k=1+q（-1）=1+0.78（2.20-1）=1.936k=1+ q(-1)=1+0.83(1.70-1)=1.581由手冊可查查得尺寸系數(shù) =0.80，扭轉尺寸系數(shù) =0.87。軸按磨削加工，由手冊查得表面質量系數(shù)為 =0.92。軸未經(jīng)表面強化處理，即 q=1，則有公式計算綜合系數(shù)為 3751. 2192. 0180. 0936. 111kK90. 1192. 0187. 0581. 111kK由手冊取碳鋼的特性系數(shù)=0.10.2，取 =

55、0.1=0.050.1，取 =0.05于是，計算安全系數(shù) Sca的值，由公式計算得03. 801 . 065.1351. 22751maKS 52.13276.1105. 0276.1190. 11551maKS5 . 190. 652.1303. 852.1303. 82222SSSSSSca故可知其安全。（3）截面 IV 右側 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1413mm3=6892.1mm3 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2413mm3=13784.2mm3 截面 IV 左側的彎矩 M 為 mmNM01.58523774577140821 截面 IV 上的扭矩 T1=100800

56、N.mm 截面上的彎曲用力 MPaMPaWMb49. 81 .689201.58523 截面上的扭轉切應力 MPaMPaWTTT31. 72 .137841008001 38過盈配合處的，根據(jù)手冊查得 =2.80；取，于是得；kkkk8 . 024. 280. 28 . 0k軸按磨削加工，由手冊查得表面質量系數(shù)為 =0.92。故得綜合系數(shù)為 89. 2192. 0180. 211kK33. 2192. 0124. 211kK所以軸在截面 IV 右側的安全系數(shù)為21.1101 . 049. 889. 22751maKS 82.17231. 705. 0231. 733. 21551maKS5 .

57、 148. 982.172 .1182.172 .112222SSSSSSca故該軸在截面 IV 右側的強度也是足夠的，由此校核得該軸整體強度滿足設計要求。7.5 軸的校核圖 7-9 II 軸7.5.1 齒輪受力計算齒輪 2 受力NdTFt97.23802222 39NFFotr60.86620tan22齒輪 3 受力NdTFt5 .66042323NFFotr8 .220320tan337.5.2 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖對于 30208 圓錐滾子軸承，查得 a=18mm，簡支梁額軸的支承跨距為75+112+83.5=270.5mm，由軸的計算簡圖做出彎矩圖和扭矩圖如圖 7-10 至

58、7-13。圖 7-10 軸水平面內彎矩圖圖 7-11 軸垂直面內彎矩圖 40圖 7-12 軸總彎矩圖圖 7-13 軸扭矩圖從軸的結構圖及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C 是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算的截面 C處的 MH、MV及 M 的值列于表 7-2。表 7-2 II 軸不同位置的彎扭矩載荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=304.2N，F(xiàn)NH2=3900.3NFNV1=49.0N，F(xiàn)NV2=1281.3N彎矩MH=325675.05N.mmMV=106988.55N.mm總彎矩M2=301798N.mm扭矩 T2T2=383060N.mm7.5.3 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只

59、校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。根據(jù)手冊及上表的數(shù)據(jù)，以及軸的雙向旋轉，扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，則取 =1，軸的計算應力為MPaWTMca2 .57441 . 03830601301798)(3222222 41前面已選定軸的材料為 45 鋼，由手冊查得。因此 ca-1，故安全。MPa6017.6 軸的校核圖 7-14 III 軸 427.6.1 齒輪受力計算齒輪 4 受力切向力 NdTFt5 .6604243徑向力NFFotr8 .220320tan7.6.2 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖對于 30215 圓錐滾子軸承，查得 a=27mm，簡支梁額軸的支承跨距

60、為178+74.5=252.5mm，由軸的計算簡圖做出彎矩圖和扭矩圖如圖 7-15 至 7-18。圖 7-15 軸水平面內彎矩圖圖 7-16 軸垂直面內彎矩圖 43圖 7-17 軸總彎矩圖圖 7-18 軸扭矩圖 從軸的結構圖及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C 是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算的截面 C 處的 MH、MV及 M 的值列于表 7-3。表 7-3 III 軸不同位置的彎扭矩載荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=1948.7N，F(xiàn)NH2=4655.8NFNV1=679.7N，F(xiàn)NV2=1624.1N彎矩MH=346868.6N.mmMV=120986.6N.mm總彎矩M3=367363N.m

61、m扭矩 T3T3=1091880N.mm7.6.3 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。 44根據(jù)手冊及上表的數(shù)據(jù)，以及軸的雙向旋轉，扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，則取 =1，軸的計算應力為MPaWTMca4 .23791 . 010918801367363)(3222323前面已選定軸的材料為 45 鋼，由手冊查得。因此 ca-1，故安全。MPa601 458 軸承和鍵的校核8.1 軸承校核8.1.1軸的軸承校核圓錐滾子軸承 30207，其尺寸 dDT=35mm72mm18.25mm，額定動載荷C=51.5KN，NFNH9 .1

62、8288 .17266 .602FF222121NV1NFNH7132 .6739 .234FF222222NV2h36000h5155088 . 32 .623606010PCn6010310631016hL軸承滿足壽命要求。8.1.2軸的軸承校核圓錐滾子軸承 30208，其尺寸 dDT=40mm80mm19.75mm 額定動載荷C=59.8KN，NFNH1 .3082 .30449FF222121NV1NFNH4 .41053 .39003 .1281FF222222NV2h36000h214578461. 38 .59906010PCn6010310631026hL軸承滿足壽命要求。8.

63、1.3 軸的軸承校核圓錐滾子軸承 30215，其尺寸 dDT=75mm130mm27.25mm，額定動載荷C=130KN，NFNH8 .20637 .19487 .679FF222121NV1NFNH9 .49308 .46551 .1624FF222222NV2 46h3600043. 3130000306010PCn6010310631016hL軸承滿足壽命要求。8.2 鍵的校核8.2.1 各鍵的尺寸及受力不同位置鍵的尺寸如表 8-1 所示。表 8-1 不同位置鍵的尺寸鍵的位置b(mm)H(mm)L(mm)T(N.m)軸大帶輪8760100.80軸高速小齒輪12880100.80軸高速大齒

64、輪14975383.06軸低速小齒輪149105383.06軸低速大齒輪22141001091.88軸聯(lián)軸器18111301091.888.2.2 軸大帶輪的平鍵由手冊查得，p=110MPa，故110MPa38.4MPa256075 . 0108 .1002kld10T2331p所以鍵符合要求。8.2.3 軸高速小齒輪的平鍵由手冊查得，p=110MPa，故110MPaMPa4 .15418085 . 0108 .1002kld10T2331p所以鍵符合要求。8.2.4 軸高速大齒輪的平鍵由手冊查得，p=110MPa，故 47110MPaMPa6 .51447595 . 01006.3832kl

65、d10T2332p所以鍵符合要求。8.2.5 軸低速小齒輪的平鍵由手冊查得，p=110MPa，故110MPaMPa9 .364410595 . 01006.3832kld10T2332p所以鍵符合要求。8.2.6 軸低速大齒輪的平鍵由手冊查得，p=110MPa，故110MPaMPa5 .3979100145 . 01088.10912kld10T2333p所以鍵符合要求。8.2.7 軸聯(lián)軸器的平鍵由手冊查得，p=110MPa110MPaMPa9 .5060130115 . 01088.10912kld10T2333p所以鍵符合要求。 489 結論在充分了解國內外鋼筋彎曲機的發(fā)展現(xiàn)狀的基礎上，分析了各種彎曲機的優(yōu)缺點，設計了該新型鋼筋彎曲機，得出如下結論：（1）該鋼筋彎曲機的傳動機構為全封閉式，采用全齒輪兩級變速，使加工效率高、加工精度高、勞動強度小。（2）鋼筋的彎曲角度由工作盤側面的觸桿與限位開關調節(jié)，打彎鋼筋后可以自動歸位，能實現(xiàn)彎曲角度的自動化。操作簡單，調節(jié)方便，鋼筋的彎曲形狀一致，性能穩(wěn)定。易于工人操作，通過電氣控制完成工作循環(huán)，更進一步保證了工作的準確性。（3）對軸、鍵和軸承等關鍵部件進行的力學計算和強度校核表明該鋼筋彎曲機完全達到設計要求。 49