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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(tǒng)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(tǒng)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 ì= = =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? σ FE1=σ FE2=700Mpa, σ Flim1=σ 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(μ+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 =μz =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?。〢 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?。?.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?。?.? 螺旋角系數 （由圖 8—3—13 查?。??? 彈性系數 （由表 8—3—34 查?。㎝PaZE.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?。﹍imH 壽命系數 =0.92（由圖 8—3—17 查?。㎞TZ 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?。￢,7.1s?? 粗糙度系數 =0.9（由圖 8—3—21 查?。㏑Z 齒面工作硬化系數 =1.03（按齒面硬度 45HRC，由圖 8—3—22 查?。￤ 20 尺寸系數 =1（由圖 8—3—23 查?。Z 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?。??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?。?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?。? 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?。㏕Y 壽命系數 =0.9（按圖 8—3—18 查?。㏒ 21 齒根圓角敏感系數 =0.97（按圖 8—3—25 查?。﹔elTY? 齒根表面狀況系數 =1（按圖 8—3—26 查?。﹍R 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?。?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?。┑冖窆罱M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Ⅱ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?。?；第Ⅲ公差組檢驗 齒向公差 =0.012（由表 8—3—61 查?。?。? 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?。?；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?。?。對箱體，icf 檢驗軸線的平行度公差， =0.012mm， =0.006mm（由表 8—3—63 查?。?。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 σ Hlim和 σ 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 σ Hlim=σ Hlim=1120Mpa；由圖 8—3—9（d）中的 MQ 級質量指標查得 σ FE1=σ FE2=700Mpa, σ Flim1=σ 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(μ+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?。?.1??H 節(jié)點區(qū)域系數 = 1.5（由圖 8—3—11 查?。㈱ 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?。?.??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?。﹍imH 壽命系數 =0.92（由圖 8—3—17 查?。㎞TZ 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?。￢,7.1s?? 粗糙度系數 =0.9（由圖 8—3—21 查?。㏑Z 齒面工作硬化系數 =1.03（按齒面硬度 45HRC，由圖 8—3—22 查?。￤ 尺寸系數 =1（由圖 8—3—23 查?。 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?。??Y2 應力修正系數 ， （由圖 8—3—16（a）查?。?.?Sa7.Sa 重合度系數 =1.9? 螺旋角系數 =1.0（由圖 8—3—14 查?。?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?。? 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?。㏒ 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?。﹍YR 尺寸系數 =1（按圖 8—3—24 查?。 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?。?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Ⅰ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Ⅱ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?。?； 第Ⅲ公差組檢驗齒向公差 =0.012（由表 8—3—61 查?。?。?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?。?；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?。?。對箱體，檢驗軸線 的平行度公差， =0.012mm， =0.006mm（由表 8—3—63 查?。?。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Ⅰ—Ⅰ 1'wM1' mNaRB?????4.751.962' 截面Ⅱ—Ⅱ ?'' C?.36884' 5. 水平彎矩： 截面Ⅰ—Ⅰ mNaRBw ?????27.305.4927'1' dFMBa 86.1.18.'1' ???? 截面Ⅱ—Ⅱ mNCRw ??????2.5026'' ??' 11' dFbaarBa??? =2752 74957265. ? =504N m? 5. 合成彎矩： 截面Ⅰ—Ⅰ 30 ?? mNMww ????????? 30.82109564'22' aa??? 75..72'' 截面Ⅱ—Ⅱ ??www ???????? 9.1368.4.1368' 222'2 mNMaa 4570'' 6. 計算軸徑 截面Ⅰ—Ⅰ ????TdWw 5837.0.16217.0)(13322 ????????? 截面Ⅱ—Ⅱ ???? 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Ⅰ—Ⅰ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Ⅱ—Ⅱ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 Ф50I 級鋼筋（σ 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Ⅰ—Ⅰ 1'wM1' mNaRB ?????58.3247.6085342' 截面Ⅱ—Ⅱ ?'' C?9..1' 5.水平彎矩： 截面Ⅰ—Ⅰ mNaRBw ?????3.68075.3.198'1' dFMBa 3.1427.4.22'1' ???? 截面Ⅱ—Ⅱ mNCRw ??????7.65.0937'' ??2' 11' dFbaarBa??? =11198.37 3468.5.06.5.62? =-66.77N m? 6.合成彎矩： 截面Ⅰ—Ⅰ ?? mNMww ????????? 38.12.4517.03'22' aa??? 7469'' 截面Ⅱ—Ⅱ ??www ???????? 5.23.4582.5'2'2 mNMaa 64'' 7.計算軸徑 截面Ⅰ—Ⅰ 35 ???? mTMdWw 60357.04.119827.0)(13322 ????????? 截面Ⅱ—Ⅱ ????aw 85...33222? 7.3 對截面進行校核 1.截面Ⅰ—Ⅰ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?，F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