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目 錄 摘要 1 第一章 鋼筋調直機的設計 2 1 1 鋼筋調直機的分類 2 1 2 鋼筋調直機調直剪切原理 2 1 3 鋼筋調直機的主要技術性能 3 1 4 鋼筋調直機工作原理與基本構造 3 第二章 主要計算 8 2 1 生產率和功率計算 8 2 1 1 生產率計算 8 2 1 2 功率計算 選擇電動機 8 第三章 V帶傳動設計 3 第四章 圓柱齒輪設計 6 4 1 選擇材料 6 4 2 接觸強度進行初步設計 7 4 3 齒輪校核 8 4 4 齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算 11 第五章 第三級圓柱齒輪設計 12 5 1 選擇材料 12 5 2 接觸強度進行初步設計 12 5 3 齒輪校核 14 5 4 齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算 16 第六章 軸設計 18 6 1 計算作用在軸上的力 18 6 2 計算支力和彎矩 18 6 3 截面校核 20 第七章 主軸設計 22 7 1 計算作用在軸上的力 25 7 2 計算支力和彎矩 33 7 3 截面校核 35 第八章 軸承的選擇 36 8 1滾動軸承選擇 36 第九章 總結 37 致 謝 38 參考文獻 39 1 梧州學院 畢業(yè)設計 論文 系 別 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名 學 號 設 計 論 文 題 目 小型鹽浴爐快速淬火裝置 起 迄 日 期 設 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 熟悉國內各種鋼筋校直機型號及各自的性能與應用 結合各鋼筋校直機使用的 情況與現狀的市場情況對各自的優(yōu)缺點進行比較并設計出合適的鋼筋校直機 通過強度計算分析 認為現有鋼筋校直機的大部分零件有較大的設計裕量 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用范圍設計 關鍵詞 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提升 自身產品檔次和國內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 房地產開發(fā)以及公路 道路 城市基礎設施建設等一大批依托工程項目的實施 這對 于重大建設項目裝備行業(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 工程建筑機械產品的出口形勢也明 顯好轉 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 鋼筋調直機的設計 1 1 1 1 鋼筋調直機的分類 鋼筋調直機按調直原理的不同分為孔摸式和斜輥式兩種 按切斷機構的不同分 為下切剪刀式和旋轉剪刀式兩種 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 本次設計為機械控制式鋼筋調直機 切斷方式為下切剪刀 式 1 2 1 2 鋼筋調直機調直剪切原理 下切剪刀式鋼筋調直機調直剪切原理如圖所示 4 圖 1 1 調直剪切原理 Fig 1 1 principle of straightening and sheering 1 盤料架 2 調直筒 3 牽引輪 4 剪刀 5 定長裝置 工作時 繞在旋轉架 1 上的鋼筋 由連續(xù)旋轉著的牽引輥 3 拉過調直筒 2 并 在下切剪刀 4 中間通過 進入受料部 當調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 6 0 1 0 06m 為此 剪刀阻礙鋼絲的運動 而引起牽引輥產生滑動現象 磨損加劇 生產率降低 故此種調直機的調直速度不宜太快 1 3 1 3 鋼筋調直機的主要技術性能 表 1 1 鋼筋調直機的型號規(guī)格及技術要求 Tab 1 1 model standard and technique ability of reinforcement bar straightening machine 參數名稱 數值 調直切斷鋼筋直徑 mm 4 8 鋼筋抗拉強度 MPa 650 切斷長度 mm 300 6000 切斷長度誤差 mm m 3 5 牽引速度 m min 40 調直筒轉速 r min 2800 送料 牽引輥直徑 mm 90 電機型號 調直 牽引 切斷 42 jO 功率 調直 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 鋼筋調直機工作原理與基本構造 該鋼筋調直機為下切剪刀式 工作原理如圖所示 圖 1 2 鋼筋調直機機構簡圖 Fig 1 2 mechanism schematic of reinforcement bar straightening machine 1 電動機 2 調直筒 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 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 分別驅動調直筒 牽引和切斷機構 其牽引 切斷機構傳動如下 電動機啟動后 經 V 帶輪帶動圓錐 齒輪 6 旋轉 通過另一圓錐齒輪使曲柄軸 7 旋轉 在通過減速齒輪 3 4 5 帶動一 對同速反向回轉齒輪 使牽引輪 14 轉動 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 切斷機構的結構與工作原理如圖所示 7 圖 1 3 鋼筋調直機的切斷機構 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 6 0 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 調直機的調直速度不宜太快 調直機的電氣控制系統圖為 8 圖 1 4 鋼筋調直機的電器線路 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 轉換開關 調直機的傳動示意展開圖 圖 1 5 鋼筋調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 18 雙 9 滑塊機構 19 錘頭 20 上切刀 21 方刀臺 22 拉桿 電動機經三角膠帶驅動調直筒 2 旋轉 實現鋼筋調直 經電動機上的另一膠帶 輪以及一對錐齒輪帶動偏心軸 再經二級齒輪減速 驅動上下壓輥 14 15 等速反向 旋轉 從而實現鋼筋牽引運動 又經過偏心軸和雙滑塊機構 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 轉動偏心手柄可使框架銷作轉動 以便根據鋼筋直徑調整 壓輥間隙 方刀臺 21 和承受架的拉桿 22 相連 當鋼筋端部頂到拉桿上的定尺板時 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 筋所需長度進行調節(jié) 第 2 章 2 主要計算 2 5 2 1 生產率和功率計算 2 5 1 2 1 1 生產率計算 06 0hkgKDnGQ 2 1 式中 D 牽引輪直徑 mm N 牽引輪轉速 r min 每米鋼筋重量 kg 0G K 滑動系數 一般取 K 0 95 0 98 帶入相應數據得 5 2698 035 4901 360 06 0 hkghkgKDnQ 2 5 2 2 1 2 功率計算 選擇電動機 調直部分 10 調直筒所需的功率 974011KWMnN 2 2 式中 96 0min 1 取傳 動 效 率 皮 帶 傳 動 可 調 直 筒 轉 速 rn 調直筒的扭矩 123mNLfebdMs 2 3 式中 15 02 42mLffdbemNs調 直 塊 的 間 距 數 一 般 取鋼 筋 對 調 直 塊 的 摩 擦 系 鋼 筋 直 徑 鋼 筋 彎 曲 次 數 一 般 取 調 直 塊 偏 移 量 鋼 筋 屈 服 點 帶入相應數據 得 368 1 138680 5 41235 mNNM 4 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 查 表 取 得 調 直 速 度 sm 牽引輪壓緊力 NfP sin4 1 2 5 式中 01452 輪 槽 角 度 一 般 為 數 取鋼 筋 對 牽 引 輪 的 摩 擦 系 牽 引 鋼 筋 所 需 的 拉 力 fP 84sin NP 39 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 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 帶入相應數據 經計算得 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 c 2 m 帶入相應數據得 148730 481 322 NdPc 鋼筋切斷機動刀片的沖程數 n r min iI 2 8 式中 電動機轉速 r minIn i 機械總傳動比 帶入相應數據得 r min 6 1289 014 inI 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 0 10 0 15 帶入相應數據得 驅動功率 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 1 minn 傳動系統總效率 帶入相應數據得 36 18971620 MnN 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 轉速為2 JO 1440r min 第三章 v 帶傳動設計 3 1 V 帶輪的設計計算 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 轉速 25180 105 21 405 2 1 074 5cos 3in 47 siPrmLrrMkbkak 14 1440 減速器輸入軸轉速 514 輸送裝置工作時有輕微沖擊 每天工作 161nmir2nmir 個小時 1 設計功率 根據工作情況由表 8 1 22 查得工況系數 1 2 P 1 2 4 4 8KWAKdPA 2 選定帶型 根據 4 8KW 和轉速 1440 有圖 8 1 2 選定 A 型dP1nmir 3 計算傳動比 2 821n540 4 小帶輪基準直徑 1d 由表 8 1 12 和表 8 1 14 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 12 d 從動輪的實際轉速 505 262ni85 40minr 轉速誤差 1 7 1652 對于帶式輸送裝置 轉速誤差在 范圍是可以的 6 帶速 5 6210647501 ndsm 7 初定軸間距 a 0 7 1d20 1d2 0 7 75 205 75 205 15 196 560 a 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 8 1 8 選取 mLd1250 9 實際軸間距 a 400mm200d 10 小帶輪包角 1 1080123 57 ad 006 1238 11 單根 v 帶的基本額定功率 1p 根據 75mm 和 1440 由表 8 1 27 c 用內插法得 A 型 v 帶的 0 68KW1dnmir 1p 12 額定功率的增量 1 根據 和 由表 8 1 27 c 用內插法得 A 型 v 帶的in401r 5 2 0 17KWp 13 V 帶的根數 Z Z Ldk 1 16 根據 查表 8 1 23 得 0 95013 6 k 根據 1250mm 查表得 8 1 8 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 8 1 24 查得 A 型帶 m 0 100F2 15 2 mzpkd mkg 則 500 99 53N0 2 d 15 壓軸力 QF 2 1372N2sin10 Z238 16sin75 90 16 繪制工作圖 3 1 3 2 7 圖 3 1 V 帶輪 第四章 圓柱齒輪設計 4 1 選擇材料 17 確定 和 及精度等級limH liF 參考表 8 3 24 和表 8 3 25 選擇兩齒輪材料為 大 小齒輪均為 40Cr 并經調質及表 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 8 3 8 d 中的 MQ 級質量指標查得 1120Mpa 由圖 8 3 9 d 中的 MQ 級質量指標查得limHliF FE1 FE2 700Mpa Flim1 Flim2 350 MPa 4 2 按接觸強度進行初步設計 1 確定中心距 a 按表 8 3 28 公式進行設計 a CmAa 1 321HKT 1C483 K 1 7 mNT 1624 0 MPaH8 取a17520 2 確定模數 m 參考表 8 3 4 推薦表 m 0 007 0 02 a 1 4 4 取 m 3mm 3 確定齒數 z z12 z 20 51 取 z 211 ma 5 30 1 z z 5 5 21 115 5 取 z 1162 2 4 計算主要的幾何尺寸 按表 8 3 5 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 02 1at1ab0 arccos 22 632at 2abd0 端面重合度 z tg tg z tg tg a 1 1at 2 2at 1 9 齒寬系數 1 3d 1b6380 縱向重合度 0 4 3 齒輪校核 1 校核齒面接觸強度 按表 8 3 15 校核 強度條件 H 計算應力 Z Z Z Z Z 1BE 1 bdFKktHVA 2H 1BD 式中 名義切向力 F 2005Nt10dT 6317 0 使用系數 K 1 由表 8 3 31 查取 A 動載系數 V20 B 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 K 1 35 由表 8 3 32 按硬齒面齒輪 裝配時檢修調整 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 由表 8 3 33 查取 0 1 H 節(jié)點區(qū)域系數 1 5 由圖 8 3 11 查取 Z 重合度的系數 由圖 8 3 12 查取 7 螺旋角系數 由圖 8 3 13 查取 0 彈性系數 由表 8 3 34 查取 MPaZE 189 單對齒嚙合系數 Z 1B 1H 143 17MPa2H 806325 1035 180 7 1895 許用應力 XWRVLNTHZZSlim 式中 極限應力 1120MPali 最小安全系數 1 1 由表 8 3 35 查取 limH 壽命系數 0 92 由圖 8 3 17 查取 NTZ 潤滑劑系數 1 05 由圖 8 3 19 查取 按油粘度等于 350 L sm 速度系數 0 96 按 由圖 8 3 20 查取 V 7 1s 粗糙度系數 0 9 由圖 8 3 21 查取 RZ 齒面工作硬化系數 1 03 按齒面硬度 45HRC 由圖 8 3 22 查取 W 20 尺寸系數 1 由圖 8 3 23 查取 XZ 則 826MPaH 03 18596 012 10 滿足 H 2 校核齒根的強度 按表 8 3 15 校核 強度條件 1F 許用應力 1 FVASaFnt KYbm1212 SFF 式中 齒形系數 2 61 2 2 由圖 8 3 15 a 查取 1 Y2 應力修正系數 由圖 8 3 16 a 查取 6 Sa7 SaY 重合度系數 1 9 螺旋角系數 1 0 由圖 8 3 14 查取 Y 齒向載荷分布系數 1 3 其中 N 0 94 按表 8 3 30 計算 FK NH 齒間載荷分配系數 1 0 由表 8 3 33 查取 則 94 8MPa1F 88 3MPa26 127 許用應力 按 值較小齒輪校核 FXlTrelNTSYYRlim limF 式中 極限應力 350MPali 安全系數 1 25 按表 8 3 35 查取 limFS 應力修正系數 2 按表 8 3 30 查取 TY 壽命系數 0 9 按圖 8 3 18 查取 S 21 齒根圓角敏感系數 0 97 按圖 8 3 25 查取 relTY 齒根表面狀況系數 1 按圖 8 3 26 查取 lR 尺寸系數 1 按圖 8 3 24 查取 X 則 F MPa497 025 13 滿足 驗算結果安全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 GB10095 88 參考表 8 3 54 查取 2 確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值 參考表 8 3 58 查取 第 公差組檢驗切 向綜合公差 0 063 0 009 0 072mm 按表 8 3 69 計算 由表 8 3 60 1iFifP 表 8 3 59 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 8 3 69 計算 由表 8 3 59 查取 第 公差組檢驗 齒向公差 0 012 由表 8 3 61 查取 3 確定齒輪副的檢驗項目與公差值 參考表 8 3 58 選擇 對齒輪 檢驗公法線長度的偏 差 按齒厚偏差的代號 KL 根據表 8 3 53m 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WSs TF0202sin36 a cos 0 72 sin 0 144 cos 0 72 0 036 sin 0 126mm 按表 8 wiEsi 3 19 及其表注說明求得公法線長度 87 652 跨齒數 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 根據中心距 a 200mm 由表查得 8 10 26 587 f 3 65 查得 檢驗接觸斑點 由表 8 3 64 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 根據表 8 3 58 的表注icF 3 由表 8 3 69 表 8 3 59 及表 8 3 60 計算與查取 檢驗齒切向綜合公差 0 0228mm 根據 8 3 58 的表注 3 由表 8 3 69 表 8 3 59 計算與查取 對箱體 icf 檢驗軸線的平行度公差 0 012mm 0 006mm 由表 8 3 63 查取 確定齒坯的精度xfyf 要求按表 8 3 66 和 8 3 67 查取 根據大齒輪的功率 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計 5 1 選擇材料 1 確定 Hlim和 Flim及精度等級 參考表 8 3 24 和表 8 3 25 選擇兩齒輪材料為 大 小齒輪均為 40Cr 并經調質及表 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 8 3 8 d 中的 MQ 級質量指標查得 Hlim Hlim 1120Mpa 由圖 8 3 9 d 中的 MQ 級質量指標查得 FE1 FE2 700Mpa Flim1 Flim2 350 Mpa 5 2 按接觸強度進行初步設計 1 確定中心距 a 按表 8 3 28 公式進行設計 a CmAa 1 21HKT 1C483 K 1 7 mNT 1624 0 MPaH8 23 6 則 a 325mm 取 a 400mm 2 確定模數 m 參考表 8 3 4 推薦表 m 0 007 0 02 a 2 8 8 取 m 4mm 3 確定齒數 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 8 3 5 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 16mm1b 0 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 a 1 1at 2 2at 24 1 15 齒寬系數 1 3 d 1b6380 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 8 3 30 校核 強度條件 H 計算應力 Z Z Z Z Z 1BE 1 bdFKktHVA 2H 1BD 式中 名義切向力 F 34107Nt10dT 631902 使用系數 K 1 由表 8 3 31 查取 A 動載系數 V20 B 式中 V smnd09 16716 A 83 6 B 0 4 C 6 57 1 05VK 齒向載荷分布系數 K 1 35 由表 8 3 32 按硬齒面齒輪 裝配時檢修調 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 由表 8 3 33 查取 0 1 H 節(jié)點區(qū)域系數 1 5 由圖 8 3 11 查取 Z 重合度的系數 由圖 8 3 12 查取 9 25 螺旋角系數 由圖 8 3 13 查取 0 Z 彈性系數 由表 8 3 34 查取 MPaE 189 單對齒齒合系數 Z 1B 1H 301 42MPa2H 806325 1035 180 7 1895 許用應力 XWRVLNTHZZSlim 式中 極限應力 1120MPali 最小安全系數 1 1 由表 8 3 35 查取 limH 壽命系數 0 92 由圖 8 3 17 查取 NTZ 潤滑劑系數 1 05 由圖 8 3 19 查取 按油粘度等于 350 L sm 速度系數 0 96 按 由圖 8 3 20 查取 V 7 1s 粗糙度系數 0 9 由圖 8 3 21 查取 RZ 齒面工作硬化系數 1 03 按齒面硬度 45HRC 由圖 8 3 22 查取 W 尺寸系數 1 由圖 8 3 23 查取 X 則 826MPaH 0 1596 012 10 滿足 H 2 校核齒根的強度 按表 8 3 15 校核 強度條件 1F 許用應力 1 FVASaFnt KYbm 26 1212 SFFY 式中 齒形系數 2 61 2 2 由圖 8 3 15 a 查取 1 Y2 應力修正系數 由圖 8 3 16 a 查取 6 Sa7 Sa 重合度系數 1 9 螺旋角系數 1 0 由圖 8 3 14 查取 Y 齒向載荷分布系數 1 3 其中 N 0 94 按表 8 3 30 計算 FK NH 齒間載荷分配系數 1 0 由表 8 3 33 查取 則 94 8MPa1F 88 3MPa26 127 許用應力 按 值較小齒輪校核 FXlTrelNTSYYRlim limF 式中 極限應力 350MPali 安全系數 1 25 按表 8 3 35 查取 limFS 應力修正系數 2 按表 8 3 30 查取 TY 壽命系數 0 9 按圖 8 3 18 查取 S 齒根圓角敏感系數 0 97 按圖 8 3 25 查取 relT 齒根表面狀況系數 1 按圖 8 3 26 查取 lYR 尺寸系數 1 按圖 8 3 24 查取 X 則 F MPa497 025 13 滿足 驗算結果安全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 GB10095 88 參考表 8 3 54 查取 2 確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值 參考表 8 3 58 查取 27 第 公差組檢驗切向綜合公差 0 063 0 009 0 072mm 按1iFifP 表 8 3 69 計算 由表 8 3 60 表 8 3 59 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 8 3 69 計算 由表 8 3 59 查取 第 公差組檢驗齒向公差 0 012 由表 8 3 61 查取 F 3 確定齒輪副的檢驗項目與公差值 參考表 8 3 58 選擇 對齒輪 檢驗公法線長度的偏差 按齒厚偏差的代號 KL 根據表 8 3 53wE 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 WSEs TF02 0 110mm 下偏差 cos 0 72 sin 0 144 cos02sin36 0a wiEsi TF 0 72 0 036 sin 0 126mm 按表 8 3 19 及其表注說明求得公法線0 長度 87 652 跨齒數 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 根據中心距 a 200mm 10 26 587 f 由表查得 8 3 65 查得 檢驗接觸斑點 由表 8 3 64 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 根據表 8 3 58 的表注 3 由表 8 3 69 表 3 icF 59 及表 8 3 60 計算與查取 檢驗齒切向綜合公差 0 0228mm 根據 8 icf 3 58 的表注 3 由表 8 3 69 表 8 3 59 計算與查取 對箱體 檢驗軸線 的平行度公差 0 012mm 0 006mm 由表 8 3 63 查取 xfyf 4 確定齒坯的精度要求按表 8 3 66 和 8 3 67 查取 根據大齒輪的功率 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 N68402756 2 RCC 18422 軸向力 Faa 908 5012 應由軸向固定的軸承來承受 aF 4 垂直彎矩 截面 1 wM1 mNaRB 4 751 962 截面 C 36884 5 水平彎矩 截面 mNaRBw 27 305 4927 1 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 82109564 22 aa 75 72 截面 www 9 1368 4 1368 222 2 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 軸的受力和結構尺寸簡圖 6 3 對截面進行校核 1 截面 校核 mNMw 8203mNnPT 34725 91015 96633328dW 390mT 31 由表 4 1 2 得 MPa351 0 齒輪軸的齒 k 472 16 0647 19 k 由表 4 1 17 得 3 0 由表 4 1 17 得 2 68 k9 1 78 5492 1 3431 TWKMS 8 1 S 1 8 則 軸的強度滿足要求 2 截面 校核 mNMw 136890mNnPT 34725 105 6333 97242dW 31 5mT 由表 4 1 2 得 MPa31 0 齒輪軸的齒 k 472 16 0647 19 k 32 由表 4 1 17 得 81 0 由表 4 1 17 得 76 0 3 k271 1976 52 1343 TWKMS 8 1 S 1 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 主軸設計 7 1 計算作用在軸上的力 1 齒輪的受力 扭矩 T T mN 9 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 N m 式中 K 為彎曲時的滾動摩擦系數 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 N m 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 43 mL71690 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 5342 2 34 NRCC 4 169 327142 軸向力 NFa68 1 應由軸向固定的軸承來承受 a 4 垂直彎矩 截面 1 wM1 mNaRB 58 3247 6085342 截面 C 9 1 5 水平彎矩 截面 mNaRBw 3 68075 3 198 1 dFMBa 3 1427 4 22 1 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 03 22 aa 7469 截面 www 5 23 4582 5 2 2 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 mNMw 3180mNnPT 1508 2430595 96633312dW 340mT 由表 4 1 2 得 MPa351 齒輪軸的齒 k 472 16 06470 19 k 由表 4 1 17 得 3 由表 4 1 17 得 2 68 k9 1 47 68 53431 TWKMS 8 1 S 1 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 的技術參數為 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 內圈與軸的配合采用過盈配合 軸承內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 近兩個月的畢業(yè)設計終于結束了 通過這段日子的設計學習 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 現在就此談談對 本次畢業(yè)設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計 在設計過程中 真 正體會到了實踐的重要性 我曾到建筑工地去參觀學習 了解現場環(huán)境和設備 真正從實際出 發(fā)來考慮自己的設計 同時 廣泛深入圖書館 實事求是 認真查閱有關書籍資料 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 和無用功積累了設計經驗 同時也認識到設計不能只在腦子里想其結構 原理 必須進行實際 操作 另外 也應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 但到實際的設計時會遇到很多想不到的實際問題 38 致 謝 在設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備 有限公司的幫助 在此設計即將結束之際 我表示衷心的感謝 在設計的過程中 也出現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 實用機械設計手冊 北京 中國農業(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 互換性與測量技術基礎 北京 中國計量出版社 9 實用機械電氣技術手冊 機械工業(yè)出版社 0 8161 6圖 5 小 齒 輪圖 小 齒 輪