鋼筋切斷機設計

1、分類號TG68密 級公開單位代碼 學 號XXX學校學生畢業(yè)設計（論文）題目鋼筋切斷機設計作者XXX院（系）能源工程學院專業(yè)機械設計制造及其自動化指導教師XX答辯日期年5月 27日畢業(yè)設計（論文）誠信責任書本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是本人在導師的 指導下獨立進行研究所取得的成果。畢業(yè)設計（論文）中凡引用他 人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的成果、數(shù)據(jù)、觀點等，均已明確注明出處。 盡我所知，除文中已經(jīng)注明引用的內容外，本論文不包含任何其他 個人或集體已經(jīng)公開發(fā)表或撰寫過的研究成果。對本文的研究做出 重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。本人畢業(yè)設計（論文）與資料若有不實，愿意承擔一切相關

2、的 法律責任。論文作者簽名：本次設計的臥式鋼筋切斷機，其工作原理為：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。依據(jù)電機工作環(huán)境選擇電機類型，采用臥式安裝，防護式電機， 鼠籠式三相異步電動機。傳動方案的簡述：選擇三級減速，首先是 一級帶減速，其次兩級齒輪減速。期初選用一級帶傳動，由于它具 備緩沖、吸振、運轉平穩(wěn)、噪聲小、和過載保護等益處。繼而選用 兩級齒輪減速，由于齒輪傳動可以用來傳遞空間任意兩軸之間的運 動及動力，并且具備功率范圍較大，傳動效率較高，傳動比精確， 使用的壽命長，

3、工作安全性可靠等優(yōu)點。動能由電動機輸出，經(jīng)過 減速系統(tǒng)的傳動，把動能輸入到執(zhí)行機構。因為傳動系統(tǒng)做的是回 轉運動，可是鋼筋切斷機的執(zhí)行機構做的是直線往復運動，為了實 現(xiàn)這種改變，本設計選用曲柄滑塊機構作為執(zhí)行機構。關鍵詞：切斷，鋼筋，齒輪AbstractThe desig n of the hori z on t al st eel cutti ng mach ine, its worki ng pri nci pl e i s : t he use of V - bel t dri ve motor after pri mary and sec on dary gear red ucer ,

4、 dri ve cr a nkshaft rot ati o n , the cra nkshaft push rod and m ove the slider in the base of t he bl ade sl ide Road for reci procati ng li near motion , so that t he acti vities with the wrong bl ade and a f ixed blade and cut rebar.Sel ect the m otor accord ing t o t he typ e of m ot or work en

5、v iro n ment , the use of hori zontai i nstal l ati on , protecti on m otor, t hree- phase squ i rrel cage in ducti on m otor . B ri ef tra nsmissi on scheme: C hoose three decel erati o n , the f i rst l evel with a d ecelerat i on , f ol I ow ed by a two-stage gear . B egi nni ng -1evel belt drive

6、 selecti on , e tc. because i t has a buff er , absorb ing v i br at i on , sm oot h o perati o n , low no i se, and overl oad protection benef its. T hen choose two-stage gear , because gear can be used to pass any motion of space and power between two shafts , a nd h ave a l arge r power range , h

7、 i gh t ransmi ssi on eff i ciency, preci se gear ratio , long l if e to u se, rel i abl e and j ob secu ri ty and so on. Kin etic en erg y out put by the motor t hro ugh reducti on gear system , the ki n eti c energ y in put t o the actuator . Because t he t ra nsmissi on is done rotary m oti on ,

8、but i m pleme nting age ncies steel cutt ing mach in e to do i s I i n ear reci procat ing mot i on , in order to achi eve t hi s change , t he desi gn sel ection sl i der-crank mechani sm as the executing agencyKeywords: Cutting ArchitecturalReinforcing steel Gear第1章 引言 71.1概述 71. 2 題目的選取 71.3鋼筋切斷機

9、的工作原理 7第2章 電機選擇 92. 1切斷鋼筋需用力計算 92. 2曲柄滑塊機構設計及剪刃行程 9去柄滑塊機構設計 92. 2. 2 剪刃行程 102. 3功率計算 1 1第3章 傳動結構及飛輪設計 123. 1基本傳動數(shù)據(jù)計算 123. 1.1分配傳動比 123. 1.2計算機構各軸的運動及動力參數(shù) 123. 2帶傳動設計 133.2.1確定計算功率 133.2.2帶型的確定 133.2.3帶輪基準直徑 133.2.4驗算帶速 133.2.5確定V帶基準長度和中心距 133.2.6驗算小帶輪包角 143.2.7確定V帶的根數(shù) 143.2.8確定V帶張緊力 143.2.9確定軸上的載荷（壓

10、軸力） 143. 2. 10 主要設計結果 143. 3 高速級齒輪傳動設計 153.3.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 153.3.2按齒面接觸強度設計 163.3.3按齒根彎曲強度設計 183. 3. 4齒輪幾何尺寸 193. 3. 5結構設計及繪制齒輪零件圖 193.4 低速級齒輪傳動設計 20選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 203. 4. 2按齒面接觸強度設計 203. 4. 3按齒根彎曲強度設計 223. 4. 4齒輪幾何尺寸 233. 4. 5結構設計及繪制齒輪零件圖 233.5飛輪的設計 243.6 軸的設計與校核 253. 6. 1 一軸的設計與校核 253. 6.

11、2 二軸的設計與校核 283. 6. 3 三軸的設計與校核 313.7 鍵的強度校核 343. 7. 1 鍵的選擇 343. 7. 2校核鍵連接強度 353. 8 軸承的校核 363. 8. 1 求兩軸承的軸向力 363. 8. 2 計算當量動載荷 363. 8. 3 驗算軸承壽命 37第4章 定長切斷機構的設計與選擇 384. 1滾珠絲杠的工作原理 384. 2 滾珠絲杠特點 384. 3 滾珠絲杠副的安裝方式 38第5章 潤滑與密封 405. 1 傳動件的潤滑 405. 2 滾動軸承的潤滑 40第6章 結論 41參考文獻 42致謝 43第1章引言1.1 概述鋼筋加工不可缺少的設備之一是鋼筋

12、切斷機，主要用于房屋建 設、橋梁、地道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切斷3。 鋼筋切斷機與其他切斷裝備比較，具備重量輕、耗能少、工作可靠、 效率高等特點，所以近年來漸漸被機械加工和小型軋鋼廠等普遍選 用，在經(jīng)濟建設的各個領域發(fā)揮了重要的作用1 0國內外鋼筋切斷機的比較：因為切斷機技術含量低、易仿造、利 潤不高等緣故，于是廠家?guī)资陙韼缀蹙S持現(xiàn)狀，成長不快，與國 外同業(yè)比較具體有如下幾方面差異。世界經(jīng)濟建設的急劇發(fā)展為建筑行業(yè)，尤其是為建筑機械的發(fā) 展供給了一個開闊的發(fā)展空間，為很多生產(chǎn)企業(yè)提供一個展示自己 的舞臺。面臨競爭越來越激烈的我國建筑機械市場，增強企業(yè)的經(jīng) 營管理，加強科技投入，

13、注重新技術、產(chǎn)品的研究開發(fā)，提高產(chǎn)品 質量和產(chǎn)品售后服務水準，積極地、主動地走向市場，讓企業(yè)的產(chǎn) 品盡量滿足用戶的需求，盡快縮小與國外先進企業(yè)的差距，這是我 國鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)生存與發(fā)展的必經(jīng)之路2 01.2 題目的選取這次畢業(yè)設計的題目是臥式鋼筋切斷機設計。要求鋼筋切斷機 切斷鋼筋的最大直徑為14mm，切斷速度為1 5次/ min。在本次設計中經(jīng)過計算和思考實際情況選擇適合的機構及設 計參數(shù)，從而達到本次設計要求。1.3 鋼筋切斷機的工作原理切斷機的工作原理：電動機經(jīng)一級三角帶傳動以及二級齒輪傳 動減速后，帶動曲軸進行旋轉，曲軸推動連桿讓滑塊和動刀片在機 座的滑道中作往復的直線運動，使活動

14、刀片及固定刀片相錯從而切 斷鋼筋。第2章 電機選擇傳動方案的簡述：選擇三級減速，首先是一級帶減速，其次兩 級齒輪減速。期初選用一級帶傳動，由于它具備緩沖、吸振、運轉 平穩(wěn)、噪聲小、和過載保護等益處。繼而選用兩級齒輪減速，由于 齒輪傳動可以用來傳遞空間任意兩軸之間的運動及動力，并且具備 功率范圍較大，傳動效率較高，傳動比精確，使用的壽命長，工作 安全性可靠等優(yōu)點。動能由電動機輸出，經(jīng)過減速系統(tǒng)的傳動，把動 能輸入到執(zhí)行機構。因為傳動系統(tǒng)做的是回轉運動，可是鋼筋切斷 機的執(zhí)行機構做的是直線往復運動，為了實現(xiàn)這種改變，不妨選用 曲柄滑塊機構。2.1 切斷鋼筋需用力計算為了確保鋼筋的剪斷，剪應力必須超

15、過所選材料的許應剪應力 所以切斷筋的條件是：本切斷機針對切斷鋼筋為常用45鋼，其屈服強度 皿= 300MPa 剪切過程實際上是金屬塑性變形過程，對于塑性材料：n = 1.22. 5 ，取 n=2. 0則許用應力：?= -?=300/2. 0=150M Pa?關于鋼材，常取-=(0.750.8) q=120MPa因為切斷鋼筋最大的直徑是14mm，橫截面積A= (-"2)/4,于是切斷機需要的切斷力為Q> TA=120 X153.86=1846 3.2N 取切斷機的剪斷力Q=19000N2.2 曲柄滑塊機構設計及剪刃行程2.2.1 去柄滑塊機構設計鉸鏈四桿機構的演變方式之一為曲柄滑

16、塊機構，它可以讓主 動件的回輪運動轉變成從動的往返運動。本設計曲柄滑塊機構簡化假設曲柄長度為A，連桿長度為B，偏心距的距離為E。因切斷鋼筋最大直徑為14mm，不能使轉矩過大，故設A=20， 為使切斷過程中力最大，則使E=A=2 0，根據(jù)四桿機構的曲柄構成條 件A+E<B,則B>40mm。當在AB位置時為切斷過程，通過計算求出 連桿長度B>70mm。2.2.2 剪刃行程由于行程過小，翹頭的工件通過不了，行程過大，曲柄式剪切 機會使曲柄也相應增大，使切斷機的工作扭矩及驅動功率也增大， 對應的結構尺寸也將增大。剪刃機構簡圖如上依據(jù)生產(chǎn)的經(jīng)驗，剪刃行程取H=20mm。于是曲軸的偏心距

17、是2 0m m。2.3 功率計算因為切斷刀速率與曲軸處的線速度不一定相同，于是用曲軸處 的線速度進行計算，然則計算的結果偏于安全4。則切斷處的功率P:15 X 2?P < Q X X 20 X 0.001 =596.6 w60查表可得在傳動過程當中，帶傳動效率是n= 0.96 ；齒輪 傳動效率是n= 0. 97 ； 滾動軸承傳動效率是n= 0. 99 ； 連桿傳動效 率是 n= 0. 81。由以上可算得總傳動效率為：n= 0.96 X0.992 X0.972 X0.81 = 0.703因此可選電動機功率最小應為？?=1.657 KW查閱手冊并且按照電機的工作環(huán)境及性質選擇電機為：丫系列

18、封閉式三相異步電動機，電動機代號是丫 112M-6，輸出的功率是 2. 2KW，滿載轉速是960轉/分鐘。第3章傳動結構及飛輪設計3.1 基本傳動數(shù)據(jù)計算3.1.1 分配傳動比電動機型號為丫系列，滿載轉速為960轉/分鐘。(1) 總傳動比 i = 960?15 =64(2) 分配傳動裝置的傳動比i i0 i1上式中？?、別是帶傳動與減速器的傳動比，在分配傳動比時， 讓齒輪的傳動比圓整從而獲取圓整齒數(shù)。初步取i0 = 2，則i1=丄i 0= 64/2 = 32。(3) 分配減速器的各級傳動比按照展開式布置，查尋有關資料，取 ？ = 6.4，則？?=5(以下有？?取代？，?取代？?)3.1.2 計

19、算機構各軸的運動及動力參數(shù)各軸的轉速I n川I軸?=-?. 960=480 r/ m i n?2n軸？=:?!=480-=75r/mi n?6,4軸？:-75=5=15r/mi n各軸的輸入功率I 軸?= ? = 2.2 X0.94 = 2.068?n 軸？= R ? ?= 2.068 X0.99 X0.98 = 1.966?川 軸？=丹? = 1.966 X0.97 X0.99 = 1.869?各軸的輸入轉矩電動機輸出轉矩?= 9550 ?7?=95 50 X2. 2/ 960=21. 8 9N. mI 軸 ?= 9550 ?= 9550 X2.0 68/48 0 = 41. 14N ?mn

20、 軸 ?= 9550 ?= 9550 X1,966/75 = 250. 35 N?m山軸 ?= 9550 ?= 9550 X1.8 69/15 = 11 89. 93 N ?m3.2 帶傳動設計已知條件：電動機功率?= 2.2?小帶輪的轉速為960r/min , 大帶輪的轉速為480 r/ min。3.2.1 確定計算功率查表8-6可知工況系數(shù)取Ka = 1.5 , Pc= 1.5 X 2. 2 = 3. 3k w。3.2.2 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/m in ,大帶輪的轉速為480r/min。由以上數(shù)據(jù)及小帶輪的轉速查圖選A型V帶63.2.

21、3 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 X1 00 = 200m m ,選定 d2=200mm。3.2.4 驗算帶速v = ?60 X1000 = 3. 14 X 1 00 X 960/60 X 1000 = 5. 0 m/s因為速度在2m/s<v<30m/s之間，所以帶速合適，滿足帶速 要求。3.2.5 確定V帶基準長度和中心距由 0.7 ( d1+ d2) <a。<2(d1+ d2)則 210<a°<600, 初選 a0 = 400mm由相關公式計算得V帶基準長度?= 2? +

22、 ?%1 +d2) +(d1 乍；2)24?=2 X400 + 易 X(100 + 200) + (200 - 100)2?4 心00=1277.25?查表得：？?？=1250mm由教材式8-23得實際中心距(?)a= ? + 廠=400+ ( 1250-1277,25) /2=386mm3.2.6驗算小帶輪包角驗算小帶輪包角:a =。(？?-? 4 )。:180 -? X57.3 =165.2?3.2.7確定V帶的根數(shù)根數(shù)的計算公式為ZP0(k Kl由資料中表查得?= 0.97? = 0.11?,?= 0.93?= 0.9653 3貝U Z >= 3.40取 Z= 4(0,97+0.1

23、1 ) X 0.965 X 0.93也確定V帶張緊力查表得：A型V帶單位長度質量是：q=0. 1K g/ m? 2.523.32.52?= 500 貳厲-1) + q?= 500 X50X X(05- 1) + 0.1 X52 = 133.1N確定軸上的載荷(壓軸力)壓軸力最小值為：?165 2 °?= 2?i門產(chǎn)2 X4X1 33.1 Xsi門一-二觀你(1) 小帶輪結構設計采用實心式，由表查得電動機軸徑? = 28e= 1 5 ±0. 3m mf = 10；2mm輪轂寬：？帶輪=(1.52)? = 4256mm最終寬度結合安裝帶輪的軸段確定。輪緣寬？隔輪=(?- 1)?

24、h 2?/=65mm(2) 大帶輪結構設計：結構形式選用孔板式，輪緣寬與小帶輪輪緣寬度一樣初算大帶輪的孔徑為：根據(jù)公式dAo初選輸入軸的材料為調質處理的45鋼，取Ao 110，于是輸入端軸的最小直徑為?min > 110詔=17. 90 mm取dj 25mm，即大帶輪孔徑d大孔25mm帶輪結構圖如下：圖3-1帶輪的結構與尺寸圖3.3 高速級齒輪傳動設計3.3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 按傳動原理圖，選用直齒圓柱齒輪傳動10。(2) 切斷機是日常工作機械，轉速不高，故采用8級精度(3) 由課本表10-1可得，選取小齒輪的材料為調質45鋼，硬 度為236HBW ;大齒輪材

25、料是調質正火45鋼，硬度為190HBW。 二種材料硬度差是46HBW。(4) 選定小齒輪齒數(shù)為乙=20，由齒數(shù)比即為傳動比？?= 6.4 大齒輪齒數(shù)為？=? X?=2 0 X6.4=128。3.3.2 按齒面接觸強度設計由課本公式算即d1tZeH(1) 確定公式內各計算數(shù)值1) 試選螺旋角B= 12°，載荷系數(shù)Kt 1.3 112) 小齒輪傳遞的轉矩?= 41000N ?mm。3) 由教材表10-7選取齒寬系數(shù)?= 1.1。4) 由教材表10-6可知材料的彈性影響？?= 190V?5) 由資料得：小齒輪接觸疲勞強度極限為？初血=580MPa;大 齒輪接觸疲勞強度極限為?lim2 =

26、390MPa。6) 由教材式6-13計算應力循環(huán)次數(shù)總工作時間？，設切斷機工作壽命為10年，每年工作300天， 每天工作8小時，?= 10 X300 X8 = 24000h。則小齒輪，大齒輪應力 循環(huán)次數(shù)分別為：? = 60?= 60 X 480 X1 X24000 = 6.91 X108?6.19 X1088?=厲=-68 X1°87) 由教材圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，？?1= 1.0，?2= 1.15,8) 計算接觸疲勞許用應力失效幾率為1%，安全系數(shù)為?= 1.0，由資料得?1?lim11.0 X 580?1 = -?=1= 580?2?iim2 =115 X390?1(

27、2) 計算1）試算小齒輪分度圓直徑dit,帶入 h中較小值ditu 1 u2Ze=2.323 1.3 X 410006.4 ±1X X 1.16.4190X(445)=46. 47m m2) 計算模數(shù)?cos?= ：2.3圓整? 2. 53）計算中心距a1 =?祕?？+ ?)2 cos ?=189.1?圓整中心距a1 = 1 90mm4）計算齒寬與齒高之比b/hb = d1?d = 46.47 X1.1 = 51.117mm齒高h = 2.25 Xmn = 2.25 X2.5 = 5.625mm=9.087? 51.117 ? 5.6255）計算載荷系數(shù)根據(jù)速率,?60 X 1000

28、=1.5?/?8級精度，10-8 得 Kv1.12直齒輪，KhKf由課本表10-2查得使用系數(shù)Ka 1 12 ;由課本查得8級精度、小齒輪的相對支承非對稱布置？?= 1.11 由? = 9.087,?= 1.11查資料得Kf 1.35 ,所以載荷系數(shù)K= ?刃？?尸 1 X1.13 X1.11 X1.2= 1.505136）按照實際載荷系數(shù)校正得到的分度圓直徑，由課本查得：3?=?P?= 47.6mm?=?cos ?=51.12對？?進行修正，即? > 47.6mm , d2 =蘭=327.15mmcos B圓整分度圓直徑? = 60mm , ? = 328mm。確定齒寬：取大齒輪齒寬為

29、?= ? ?= 60 x 1.1 = 66mm ； 小齒輪齒寬為?= ?+ (510) = 75mm3.3.3 按齒根彎曲強度設計由齒根彎曲疲勞強度條件求2?= ?歷?？?三?(1)確定公式內的各計算數(shù)值1) 齒寬 b = ?=66mm2) 齒形系數(shù)？?和應力修正系數(shù)？辦當量齒數(shù)為?1= ?1/(cos ? )A3=21.4?2 = ?2/(cos ? )a= 1 36. 75通過圖查的?1= 2.75, ?2= 2.22,?1 = 1.59, ?2 = 1.81;重合度系數(shù)為?=0. 71 ,螺旋角系數(shù)為?= 0.873) 計算彎曲疲勞許用應力取材料彎曲疲勞安全系數(shù)為?= 1.25 ,由公式

30、得? = ?根據(jù)資料查得：大，小齒輪彎曲疲勞極限應力?lim1 =215MPa?闕?1?lim1?=172MPa?lim2 = 170?工作壽命系數(shù)?1 = ?2 = 1 ,故?2?lim2?4) 計算載荷系數(shù)K2?1 = ? ?1?1?=2 X1.512 X 4114066 X 60 X 3X2.61 X1.5 X0.71 X0.87=25.32MPa < ?2?2?2= ?1= 24.52? ?21?1?1所以滿足齒根彎曲疲勞強度3.3.4 齒輪幾何尺寸高速級齒輪傳動各數(shù)據(jù)表小齒輪大齒輪齒數(shù)Z?=20?= 1 28傳動比i 1=6. 4中心距a1=190 mm模數(shù)?尸2.5分度圓直徑

31、? = 60mm? = 328mm齒寬? = 75mm?= 66mm齒頂圓直徑?1 = 66mm?2= 334mm齒根圓直徑?1 = 52.5mm?2= 320.5mm齒輪的結構形式圖如下圖3-2 :圖3-2 高速級齒輪傳動大齒輪結構圖3.3.5 結構設計及繪制齒輪零件圖3.4 低速級齒輪傳動設計341選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 由傳動原理圖可知，傳動采用直齒圓柱齒輪傳動。(2) 切斷機為日常工作機械，轉速不高，所以采用8級精度。(3) 查閱資料可知，小齒輪材料選用調質45鋼，硬度是236HBS； 大齒輪材料選用正火45鋼，硬度是190HBS。兩種材料硬度差是 46HBS。(4)

32、 選定小齒輪齒數(shù)為? = 28，則大齒輪齒數(shù)?= ? ?=28 X5 = 1403.4.2 按齒面接觸強度設計由課本公式計算得d3t2.323KT3 u 1ZeH(1)確定公式內各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)Kt 1.32) 計算小齒輪傳遞的轉矩? = 250.35?3) 由教材表10-7選取齒寬系數(shù)d 1。14) 由教材表10-6可知材料的彈性影響ZE 189.8MPa' 9。 初選螺旋角3= 11 °。5) 由資料查得：小齒輪接觸疲勞強度極限為?lim3 = 580MPa； 大齒輪接觸疲勞強度極限為?lim4 = 390MPa。6) 由教材式6-13計算應力循環(huán)次數(shù)? =

33、60?= 60 X75 X1 X 24000 = 1.08 X108“N31.08 X 10 c “ “7N4 =- = 2.16 X 1071257) 由教材圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，？?3= 1.14 ，?4=1.28) 計算接觸疲勞許用應力失效概率1%，安全系數(shù)為?=1，由課本公式得9 :?3 =?3?lim3?1.14 X5801=661.2?(2)1)d3t呷:2KT1 u 1 Ze?4 =書mi =斗90 = 480? 1計算試算小齒輪分度圓直徑d3t，帶入 H中較小值3 /1.3 X 250005±1189.9 2= 2.32 XV- X- x(茹)=82. 04

34、mm計算圓周速度v = 6f?1?00 = 0.322?/?60 X 1000計算模數(shù)mn = d0SB =2.8Z3圓整模數(shù)mn = 34）計算中心距mn(Z3 + 乙)a2 =257.63mm圓整中心距a2 =5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) V=0. 322m/s, 直齒輪，Kh由教材表10-2 由課本用查得260mm查閱資料得Kv=1.05 ;8級精度，1 ；查得使用系數(shù)8級精度，小齒輪的相對支承非對稱布置取KhKfKa 1；7= 1.426Kh1.426查得 Ka Kv KhKf =1.35，故載荷系數(shù)Kh 1 1.05 1 1.426 1.4973按照實際載荷系數(shù)校正得到分度圓直徑，由公式得

35、3? = ?> = 84.2mm?對d3t進行修正,即d3 > 84.2mm , d3誓=85.88m mcos Bd4 = mnZ4 = 429.38mm cos B圓整分度圓直徑d3 = 89mm , d4 = 430mm。確定齒寬：取大齒輪齒寬為b4 = d3 ?d = 60 X1.1 = 98mm ；小齒輪齒寬為b3 = b4 + (5T0) = 105mm3.4.3 按齒根彎曲強度設計查閱資料得彎曲強度的設計公式為2?=二？?？?？?由齒根彎曲疲勞強度條件求2?=-? < ?(1)確定公式內的各計算數(shù)值1) 齒寬 b = ?=98mm2) 齒形系數(shù)？?和應力修正系數(shù)

36、？辦當量齒數(shù)為?3= ?3/(cos ? )A3=29. 6?4 = ?4/(cos ? )A=147. 99通過圖查的?3= 2.65, ?4= 2.25,?3= 1.59, ?4= 1.79;重合度系數(shù)?=0. 701 ,螺旋角系數(shù)?= 0.923) 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)為?= 1.25 ,由公式得_ - Yn OFlim小飛廠?lim3=2 1 5MPa , 資料查得大，小齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為?初im4 = 170?工作壽命系數(shù)?3 = ?4 = 1 ,故Yn3 0Flim303=q= 172MPaYn4 0Flim404 = 136MPaSf4) 計算載荷系

37、數(shù)K。K KaKvKf Kf 1 1.12 1 1.35 1.5122?3 =?=(?( ?2 X1.512 X 2500056X3x89X2.61 X1.59 X0.701 X 0.92=133MPa< ?3?4?4?4= ?剜？?7= 131.6? ?4<?3?3所以滿足齒根彎曲疲勞強度3.4.4 齒輪幾何尺寸低速級齒輪傳動各數(shù)據(jù)表小齒輪大齒輪齒數(shù)Z?=20?= 1 28傳動比i 2=5中心距a2=260 mm模數(shù)?尸 3分度圓直徑? = 89mm? = 430mm齒寬? = 105mm?= 98mm齒頂圓直徑?3= 95mm?4= 426mm齒根圓直徑?3= 81.5mm?4

38、= 422.5mm3.4.5 結構設計及繪制齒輪零件圖低速級齒輪傳動的小齒輪及大齒輪的結構形式圖如圖3-3和圖圖3-4 低速級齒輪傳動大齒輪結構圖3.5飛輪的設計本方案切斷處能量由飛輪提供，由于飛輪具有有很大的轉動慣 量，要讓轉速產(chǎn)生變化，就要有較大的能量，當機械出現(xiàn)剩余功率 時，飛輪軸的角速度做輕微的上升，便可使過剩的能量吸收及儲存 起來；而當機械幾乎失去動力時，機械運行速度放慢，飛輪將儲存 的能量釋放出來，以補充能量的虧欠，角速度做小幅度的下降。這 是當工作時電動機帶動飛輪轉動，進行能量儲備，在切斷鋼筋瞬間， 靠飛輪進行降速，釋放出其儲存的能量。在本次設計中飛輪安裝在 第三軸上。根據(jù)安裝空

39、間選定飛輪平均直徑D=300mm，查資料可知45鋼密 度為7.85g/cm*3，則由以下公式：設輪緣質量為m,則J= ?彳？ + ?)2?8當輪緣厚度H不大時，轉動慣量J= mD2?4飛輪質量m= np BHD則 飛輪輪緣寬度B=60mm,輪緣厚度H=90mm。飛輪結構簡圖3.6 軸的設計與校核軸是組成機械的主要零件之一。所有作回轉運動的傳動機構， 其運動及動力的傳遞都必須通過軸才能進行，同時通過軸承及機架9聯(lián)接，所有組成一個基準為軸的組合體一軸系部件。3.6.1 一軸的設計與校核（1）選擇軸的材料軸大都要轉動，于是其應力一般為對稱循環(huán)。軸的失效形式主 要有：疲勞斷裂，過載斷裂，彈性變形過大等

40、。軸上一般要安裝帶 輪轂零件，于是很多數(shù)軸作成階梯軸，因此切削加工量很大。由上 述可知，要求軸材料的綜合機械性能良好，一般選用中碳鋼，中碳 合金鋼。35，45，50等優(yōu)質碳素結構鋼的綜合力學性能較高，其應用比 較廣泛，尤其以45鋼為主。為了改進其力學性能，對材料進行正 火或調質處理。輸入軸選用45鋼調質在本次設計中，其硬度為230HBS。（2）軸的結構設計軸結構設計要求是使軸具有適合的形狀及尺寸。主要要求有， 軸應便于加工，軸上零件符合制造安裝要求；軸上選用的零件要有 精確的工作定位及固定；受力合理，減小應力集中6。為了軸類零件的裝配和拆裝方便，軸常作成階梯形。軸在滿足使用要求的條件下，它的形

41、狀及尺寸應盡量簡易，使 精度要求合理，從而減少加工的成本6。軸直徑的設計式?min = ?*(?)取 C = 130 , ?> ?min =21.15mm。一軸的結構設計如圖3-5所示。圖3-6b 輸入軸計算簡圖圖3-6c 水平面彎矩圖圖3-6d 垂直面彎矩圖圖3-6e 合成彎矩圖圖3-6f 轉矩圖（3）按彎扭合成應力校核軸的強度1）繪出軸的計算簡圖，軸的計算簡圖如圖3-6b所示2）作用在軸上的力如下表3-1，作圖如圖3-6c表3-1水平面（?垂直面（Fv）軸承1?1 = 896.3 8NFv1=477.8N齒輪1?為=1225. 8N?=1832.4N軸承2?2=-11 64.04NF

42、v2 = 1 354.6 N3）求作用在軸上的彎矩如表3-2，作出彎矩圖如圖3-6d、3-6e，3-6f。表3-2水平面(?)(N?mm)垂直面（?®（N?mm）?=-7088 7. 4?=-81942. 7A-A截面?=-56961.4?'= 0合成彎矩?=1 0834 9. 6?=9 9795. 8B-B截面?=8 9645. 3?= 0合成彎矩?=10959 2. 34)作出轉彎矩圖如圖3-6g?= 41140? ?mm(4)校核軸的強度受到彎矩作用的軸會發(fā)生彎曲變形，而且受到轉矩作用時就會 發(fā)生扭轉變形。因此軸的強度是否滿足要求就會影響它能否正常工 作。抗彎截面系數(shù)：

43、?32 = 62 80?；抗扭截面系數(shù)W?= ?16=12 560?彎曲應力為：？?=亍=1.75?扭剪應力為：t= - = 3.28?根據(jù)彎扭合成強度校核計算，取折合系數(shù)為a= 0.6,則當量應 力為?= "?+ 4(?= 1 7. 9M Pa查資料得45鋼調質處理抗拉輕度極限?= 650MPa，軸的許用彎 曲應力?b = 60?,?< ?b 所以軸的強度足夠。3.6.2 二軸的設計與校核(1)選擇軸的材料軸大都要轉動，于是其應力一般為對稱循環(huán)。軸的失效形式主 要有：疲勞斷裂，過載斷裂，彈性變形過大等。軸上一般要安裝帶輪轂零件，于是很多數(shù)軸作成階梯軸，因此切削加工量很大。由上

44、 述可知，要求軸材料的綜合機械性能良好。故二軸選用45鋼調質在本次設計中，其硬度為230HBS。（2）軸的結構設計二軸的結構設計如圖3-7所示：圖3-7 二軸結構形式圖（3）按彎扭合成應力校核軸的強度1）繪出軸的計算簡圖軸的計算簡圖如圖3-8b所示圖3-8 b 作用在軸上的力CknTnTnTrrnTrmT 4flIiiihl皿11圖3-8c水平面彎矩圖圖3-8d 垂直面彎矩圖圖3-8f 轉矩圖2 ）作用在軸上的力如下表3-3 ,作圖如圖3-8 c表3-3水平面（Fh）垂直面（Fv）軸承1Fhi = -1547. 4NFv1 =3971. 6N齒輪3Fr3=1911. 9NFt3 = 5176.

45、 8N齒輪2Fr2 = 688. 4NFt2 = 1 832. 4N軸承2FH2=323. 9NFv2 = 3037.4 N3）求作用在軸上的彎矩如表3-4 ,作出彎矩圖如圖3-8d、3-8e,3-8f。表3-4水平面（?（N?mm）垂直面(?-) (N?mm)A-A截面?=-116209.7?= 298 26 72?=-76678. 2?'= 0合成彎矩?尸320106. 3?=3 0796 5.7B-B截面?=89645. 3?= 182 559. 8?尸 1 9466. 4合成彎矩?尸1 0959 2. 3?=18 359 4. 74)作出轉彎矩圖如圖3-6g?= 250350?

46、 ?mm7) 校核軸的強度通過計算彎矩可知，計算彎矩最大處為A截面，A處的計算應 力：軸受彎矩作用會產(chǎn)生彎曲變形，受轉矩作用會產(chǎn)生扭轉變形。 軸的強度不夠就會影響軸的正常工作?？箯澖孛嫦禂?shù)：W= ?32 - bt(?- t)2?2?ii 843. 80?;抗扭截面系數(shù)WT = nd?i6- bt(d2- t)2?2d2= 25641.1 mm3彎曲應力為：oa = MA = 27.0MPaW扭剪應力為：T= 12Wt9.0MPa按彎扭合成強度進行校核計算，取折合系數(shù)a= 0.6,則當量應力為?= V ( ?+ 4(?) =28. 2M Pa查資料得45鋼調質處理抗拉輕度極限?= 650MPa，

47、軸的許用彎曲應力?b = 60?,?< ?b 所以軸的強度足夠。，故切斷機二軸是安全的。3.6.3 三軸的設計與校核(1) 選擇軸的材料軸大都要轉動，于是其應力一般為對稱循環(huán)。軸的失效形式主 要有：疲勞斷裂，過載斷裂，彈性變形過大等。軸上一般要安裝帶 輪轂零件，于是很多數(shù)軸作成階梯軸，因此切削加工量很大。由上 述可知，要求軸材料的綜合機械性能良好。故三軸選用45鋼調質在本次設計中，其硬度為230HBS。(2) 軸的結構設計三軸的結構設計如圖3-9所示：圖3-9 三軸結構形式圖(3) 按彎扭合成應力校核軸的強度1) 繪出軸的計算簡圖軸的計算簡圖如圖3-9b所示圖3-9a 三軸的計算簡圖MH

48、圖3-9d 垂直面彎矩圖圖3-9f 計算轉矩圖2）作用在軸上的力如下表3-5,作圖如圖3-9c表3-5水平面（Fh）垂直面（Fv）軸承1FH1 =933.9 6NFv1=2923.4 N齒輪4Fr4 = 1911. 9NFt4 = 5176.8N曲軸Fh = 21 000NFv = 0N軸承2FH2 = 977.9 NFv2 = 2553.4 N3）求作用在軸上的彎矩如表3-6，作出彎矩圖如圖3-9d、3-9e ,3-9f o表3-6水平面(?)(N?垂直面（?（N?mm)mm)?= 68365. 9?=21 396 3. 6?*= 929 00. 5?'= 0合成彎矩?尸224620

49、. 3?= 233211. 54）作出轉彎矩圖如圖3-9g?= 118993? ?mm(4) 校核軸的強度受到彎矩作用的軸會發(fā)生彎曲變形，而且受到轉矩作用時就會 發(fā)生扭轉變形。因此軸的強度是否滿足要求就會影響它能否正常工 作?？箯澖孛嫦禂?shù)：W= ?32- bt(?- t)2?2?=3292 8?；抗扭截面系數(shù)W?= ?16- bt(?- t)2?2?=69553?彎曲應力為：？?= 卑=7.1?扭剪應力為：t= ? = 1.7?通過彎扭合成強度校核計算，取折合系數(shù)為a= 0.6,則當量應 力為ce ="(年 + 4( a T) =7.4MPa查資料得45鋼調質處理抗拉輕度極限?= 6

50、50MPa，軸的許用彎 曲應力?b = 60?,?< ?b 所以軸的強度足夠。，故切斷機三軸是安全的。3.7 鍵的強度校核3.7.1 鍵的選擇根據(jù)鍵聯(lián)接的結構使用要求及工作狀況來選擇鍵的類型。選取 時考慮傳遞轉拒大小、聯(lián)接中性要求、是否要求軸向固定等。鍵的 主要尺寸鍵寬b、 鍵高h與長度L。鍵的橫截面尺寸根據(jù)軸的直徑 從標準中選取2。鍵的長度按照輪轂的長度來選定，因此鍵長應略 少于輪轂的長度，而且符合標準規(guī)定2。按照以上提出的本機的工作要求，所以選取A型普通平鍵。I軸上安裝帶輪處采用鍵8 M5 GB/T 1096-1990。II軸上齒輪3，齒輪2選擇鍵16 X100 GB/T 10 96-199及鍵16 X63 GB/T 1096-1990。III軸上安裝飛輪處及齒輪4處的鍵分別為鍵16 X70 GB/T1 096-1990 ,鍵 20 X90 GB/T 1096-1 990。3.7.2 校核鍵連接強度.普通平鍵聯(lián)接失效形式有：鍵、軸、輪轂中工作表面較弱處被壓潰即靜聯(lián)接：2Tkidp式中T傳遞的轉矩(N mm)d軸的直徑(mm)hkk鍵與輪轂的接觸高度(mm)，一般取2l鍵的接觸長度(mm)，圓頭平鍵長度丨L bp許用擠壓應力(MPa)1) I軸上的鍵連接強度校核；帶輪處鍵連接的擠壓應力為2) ?= (4?)/?1?l =4 X4