鋼筋彎曲機(jī)的設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)

《鋼筋彎曲機(jī)的設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《鋼筋彎曲機(jī)的設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)（52頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機(jī)械工程大學(xué)畢 業(yè) 論 文（設(shè)計(jì)） 題 目： 鋼筋彎曲機(jī)的設(shè)計(jì) 姓 名： 學(xué) 院： 機(jī)電工程學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班 級(jí)： 2008.02 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)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(jī)的設(shè)計(jì)的目的和意義.11.2 鋼筋彎曲機(jī)的國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀.11.3 設(shè)計(jì)主要研究的內(nèi)容.22 總體方案的確定.42.1 傳動(dòng)方案的確定.42.2 工作臺(tái)面的彎曲方案及彎曲的控制.63 電動(dòng)機(jī)的選擇.83.1 鋼筋受力情況與計(jì)算有關(guān)的幾何尺寸.83.2 彎曲20 的鋼筋所需的彎矩.83.3 電動(dòng)機(jī)的確定

2、.94 確定傳動(dòng)比及運(yùn)動(dòng)參數(shù).114.1 分配傳動(dòng)比.114.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).115 V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)設(shè)計(jì).135.1 V 帶的設(shè)計(jì)計(jì)算.135.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).156 圓柱齒輪設(shè)計(jì).176.1 第一級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì).176.2 第二級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì).217 軸的設(shè)計(jì)及校核.26- 2 -7.1 軸的設(shè)計(jì).267.2 軸的設(shè)計(jì).287.3 軸的設(shè)計(jì).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(jié)論.46參考文獻(xiàn).47致 謝.48 1鋼筋彎曲機(jī)設(shè)計(jì)摘 要鋼筋彎曲機(jī)是建筑工地必不可少

3、的機(jī)械，能有效的提高生產(chǎn)效率，減少工人勞動(dòng)強(qiáng)度，提高鋼筋彎曲精度。本文所設(shè)計(jì)的鋼筋彎曲機(jī)適用于彎曲 4-20 毫米的鋼筋，其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)為全封閉式，采用兩級(jí)變速，工作轉(zhuǎn)速滿足彎曲要求，使加工效率高、加工精度高、勞動(dòng)強(qiáng)度小。鋼筋的彎曲角度由工作盤側(cè)面的觸桿與限位開關(guān)調(diào)節(jié)，打彎鋼筋后可以自動(dòng)歸位，能實(shí)現(xiàn)彎曲角度的自動(dòng)化。與目前實(shí)際應(yīng)用的各種鋼筋彎曲機(jī)相比，本機(jī)操作簡(jiǎn)單，彎曲形狀一致，調(diào)節(jié)方便，性能穩(wěn)定。本文對(duì) V 帶輪和圓柱傳動(dòng)齒輪進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，并對(duì)軸、鍵和軸承等關(guān)鍵部件進(jìn)行了力學(xué)分析計(jì)算和強(qiáng)度校核，表明該鋼筋彎曲機(jī)完全符合設(shè)計(jì)要求。關(guān)鍵詞關(guān)鍵詞：鋼筋彎曲機(jī)；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(guó)內(nèi)外鋼筋彎曲機(jī)的基礎(chǔ)上，分析各種彎曲機(jī)的優(yōu)缺點(diǎn)，利用已有的樣品及技術(shù)，通過借鑒改進(jìn)，設(shè)計(jì)出一種更加高效的鋼筋彎曲機(jī)。設(shè)計(jì)過程中主要用到、機(jī)械制造、機(jī)械設(shè)計(jì)、材料力學(xué)、動(dòng)力傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)等課程方面的知識(shí)。1.3.3 技術(shù)路線調(diào)查研究查資料寫出開題報(bào)告確定總體方案鋼筋彎曲機(jī)整體方案的設(shè)計(jì)動(dòng)力設(shè)備計(jì)算選型動(dòng)力傳動(dòng)裝置、工作臺(tái)面設(shè)計(jì)繪制鋼筋彎曲機(jī)的總裝配圖及零件圖撰寫設(shè)計(jì)說明書。 32 總體方案的確定2.1 傳動(dòng)方案的確定下面以二級(jí)變速對(duì)各方案的精度和效率進(jìn)行計(jì)算比較。2.1.1 鋼筋彎曲機(jī)的傳動(dòng)精度（1）蝸輪蝸桿傳動(dòng)蝸輪蝸桿傳動(dòng)的精度由機(jī)械原理教材11-12查得， 公式(2-1

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

6、） 蝸輪蝸桿傳動(dòng)的效率 4 公式（2-213）式中，為第 1 級(jí)齒輪傳動(dòng)效率取 0.98； 為蝸桿傳動(dòng)效率，這是分析的關(guān)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(jì)功率損失；為212223蝸輪螺旋副嚙合效率。當(dāng)蝸桿主動(dòng)時(shí)， 公式(2-5)tan(/tan23式中, 為分度圓柱導(dǎo)程角，嚙合摩擦角，由嚙合摩擦系數(shù) 確定，即 ，由1tan設(shè)計(jì)手冊(cè)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(dǎo)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(dòng)速度 ，)106/(4nds代入相關(guān)參數(shù)計(jì)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(dòng)效率2=0.980.639=0.626。（2）全齒輪傳動(dòng)全齒輪傳動(dòng)的效率 公式（2-216）式中,，分別為第 1，2 級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率,均取為 0.98，12代入公式 2-6 得，=0.96。（3）傳動(dòng)效率的比較由上述計(jì)算可知，蝸輪蝸桿傳動(dòng)的效率僅為全齒輪傳動(dòng)的 62.6%。實(shí)際上,如果計(jì)入 5帶傳動(dòng)、支承軸承的功率損失,蝸輪蝸桿傳動(dòng)的彎曲機(jī)效率在 0.5 以下，處于自鎖狀態(tài)；而全齒輪傳動(dòng)的效率高達(dá) 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(dòng)方案的確定經(jīng)過對(duì)渦輪機(jī)構(gòu)和全齒輪機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)精度和傳動(dòng)效率的比較發(fā)現(xiàn)，渦輪蝸桿雖然傳動(dòng)精度較高，但是能量損失太大，況且本文所設(shè)計(jì)的鋼筋彎曲機(jī)對(duì)鋼筋彎曲的精度控制與傳動(dòng)方案的精度關(guān)系很小，本文所采用的是另一種由行程開關(guān)、分度盤等組成的自動(dòng)化裝置，更好的控制彎曲精度，從這方面考慮，全齒輪傳動(dòng)方案，比較適合應(yīng)用于鋼筋彎曲機(jī)。另外，目前鋼筋彎曲機(jī)的工作負(fù)荷較大，需要消耗大量的能量，所以應(yīng)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(dòng)。由于傳動(dòng)級(jí)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(jí)，所以初步選擇三級(jí)變速，包括帶傳動(dòng)和二級(jí)齒輪變速；同時(shí)綜合考慮鋼筋彎曲機(jī)的工作環(huán)境及要求，選擇全齒輪傳動(dòng)方案。傳動(dòng)示意圖如圖 1-1。圖 1-1 傳動(dòng)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(jī) 6 帶輪 7V 帶2.2 工作臺(tái)面的彎曲方案及彎曲的控制2.2.1 工作臺(tái)面彎曲方案?jìng)鲃?dòng)系統(tǒng)將動(dòng)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(dāng)工作圓盤旋轉(zhuǎn)時(shí)，帶動(dòng)壓彎銷軸繞著工作,同時(shí)中心銷軸相對(duì)靜。將鋼筋放于中心銷軸與壓彎銷軸之間，開動(dòng)機(jī)器，即可實(shí)現(xiàn)對(duì)鋼筋的彎曲。2.2.2 彎曲角度的控制在工作圓盤外側(cè)安裝一分度盤，并在分度盤上安裝一行程開關(guān)

10、。首次彎曲時(shí)，現(xiàn)將行程開關(guān)移動(dòng)到一個(gè)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(cè)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(dòng)形成開關(guān)，減去試彎角度 7與實(shí)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(shí)該方法至多試彎一次即可確定彎曲角度，方法簡(jiǎn)單而且精確。 83 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1 鋼筋受力情況與計(jì)算有關(guān)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(shè)計(jì)鋼筋彎曲機(jī)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(dá)到屈服極限時(shí)的始彎矩由材料力學(xué)教材13得， M0=k1Ws 公式（3-1）其中,W=0.1d3=0.1203=800mm3。對(duì)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(duì)強(qiáng)化系數(shù)，由延伸率 p=0.14 可得，;Rx為相對(duì)直徑，1514. 01 . 21 . 20pkR 為彎心半徑，R=3d0，所以。30dRRx將以上計(jì)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(shí)的滾動(dòng)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(duì)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(qiáng)度，由手冊(cè)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(shè)計(jì)要求。3.3 電動(dòng)機(jī)的確定 10由上面計(jì)算可知 Mt=838.4N.mm，又有已知條件知轉(zhuǎn)速 n=30r/min。由功率一扭矩關(guān)系公式：P0=Tn/9550=838.430/9550KW=2.63KW式中，P0為輸出功率；為主軸轉(zhuǎn)速；T 為主軸傳遞的扭矩，T=Mt=838.4N.mm。n考慮到傳動(dòng)部分機(jī)械效率 0.75，則電機(jī)最大負(fù)載功率 P=P0/=2.63/0

14、.75=3.5KW；電動(dòng)機(jī)選用 Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率 Pm=4KW；額定轉(zhuǎn)速，其電min/1440rnm動(dòng)機(jī)的型號(hào)為 Y112M4。 114 確定傳動(dòng)比及運(yùn)動(dòng)參數(shù)4.1 分配傳動(dòng)比4.1.1 總傳動(dòng)比 48301440nnima4.1.2 分配裝置傳動(dòng)比由，式中分別為帶傳動(dòng)和減速器傳動(dòng)比。iiia.0ii ,0為使 V 帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取=4，則減速器傳動(dòng)比為：0i12448i4.1.3 分配減速器各級(jí)傳動(dòng)比i=i1i2，其中 i1為高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比，i2為低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比因?yàn)?，?i1=4，則 i2=3。ii5 . 13 . 114.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)

15、和動(dòng)力參數(shù)4.2.1 各軸轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩 軸 mmNmmNnPTIII.8 .100.36080. 395509550軸 mmNmmNnPTIIIIII.06.383.9061. 395509550軸 mmNmmNnPTIIIIIIIII.

16、88.1091.3043. 395509550運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表 4-1表 4-1軸名輸入功率 P/kW輸入轉(zhuǎn)矩 T/Nm轉(zhuǎn)速 nr/min傳動(dòng)比 i軸3.80100.803604軸3.61383.06903軸3.431091.8830 135 V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)設(shè)計(jì)5.1 V 帶的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1.1 確定計(jì)算功率caP由設(shè)計(jì)手冊(cè)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(shè)計(jì)手冊(cè)選用 A 型。caP5.1.3 確定帶輪基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速（1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1=90mm。（

17、2）驗(yàn)算帶速 vsmsmndvd/78. 6/10006014409010006011因?yàn)椋蕩俸线m。smvsm/30/5（3）計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd1 mmmmdiddd360904102根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)標(biāo)準(zhǔn)，將大帶輪直徑圓整為 dd2=355mm5.1.4 確定 V 帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度（1）初選中心距由機(jī)械設(shè)計(jì)教材15查得， 0.7(dd1+dd2)a2(dd1+dd2) 公式（5-1）由公式 5-1 計(jì)算得，311.5mma890mm，初定中心距。mma5000（2）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 14mmmmaddddaLddddd1734500490355355902500242220122

18、100由設(shè)計(jì)手冊(cè)標(biāo)準(zhǔn)選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度。mmLd1800（3）計(jì)算實(shí)際中心距 ammmmLLaadd533)217341800500(200mmmmLaad506)1800015. 0533(015. 0minmmmmLaad587)180003. 0533(03. 0max所以中心距變動(dòng)范圍為，506mm587mm5.1.5 驗(yàn)算小帶輪上的包角1901575333 .57903551803 .571800121adddd5.1.6 計(jì)算帶的根數(shù) z（1）計(jì)算單根 V 帶的額定功率由和，由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得mmdd901min/1440mrnkWP064. 10根據(jù)，i=4 和 A 帶型，查設(shè)計(jì)手冊(cè)得m

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

20、Fop7 .11002157sin4 .140422sin21min0min所以應(yīng)使壓軸力 Fp（Fp）min5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.2.1 帶輪的設(shè)計(jì)參數(shù)要求（1）V 帶輪的材料采用鑄鐵，牌號(hào)為 HT200（2）加工要求：輪槽工作面粗糙度為 3.2（3）結(jié)構(gòu)要求：基準(zhǔn)寬度，基準(zhǔn)線上槽深，基準(zhǔn)線下槽深，槽mmbd0 .11mmha75. 2minmmhf70. 8min間距 。mme3 . 0155.2.2 大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪根據(jù)結(jié)構(gòu)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(shè)計(jì)小帶輪采用實(shí)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(shè)計(jì)設(shè)計(jì)壽命為 15 年，假設(shè)每年工作 300 天，每天工作 8 小時(shí)6.1 第一級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)6.1.1 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）彎曲機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 8 級(jí)精度。（2）材料選擇。選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)） ，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(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 d1t= 公式（6-321)(132. 2HEdtZuuTK1）（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù) Kt=1.3。

22、由設(shè)計(jì)手冊(cè)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(qiáng)度極限 Hlim 1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim 2=550MPa。（2）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=603601830015=6.48108N2=6.48108/4=1.62108（3）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力由設(shè)計(jì)手冊(cè)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(jì)算齒輪的尺寸參數(shù)（

23、1）計(jì)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(jì)算圓周速度 vv=smndt/22. 1100060360625.6410006011（3）計(jì)算齒寬 bb=dd1t=164.625mm=64.625mm（4）計(jì)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(jì)算載荷系數(shù)根據(jù) v=1.22m/s，8 級(jí)精度，并由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，動(dòng)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(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，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(shí)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(jì)算模數(shù) mmmzdm14. 420889.8211 196.1.4 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式為 公式（6-3211)(2FSaFadYYzKTm2）（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1=500MPa；大

25、齒輪的彎曲強(qiáng)度極限FE2=380MPa；彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.88，KFN2=0.90；（2）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)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(jì)算載荷系數(shù) KK=KAKVKFKF=1.251.1011.4=1.925（4）齒形系數(shù)由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。（5）應(yīng)力校正系數(shù)設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 YSa1=1.55；YSa2=1.77。（6）計(jì)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(shè)計(jì)計(jì)算由公式 6-2 得，mmmmm52. 201645. 0201108 .100925. 12323 20對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 2.52 并圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=3.0,按接觸強(qiáng)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(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。6.1.6 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑 d1=z1m=283mm=84mmd2=z2m=1123mm=336mm（2）計(jì)算中心距a=mmdd210233684221（3）計(jì)算齒寬b=dd1=184mm=84mm取 B2=85mm,B1=90mm。6.1.7 齒輪的結(jié)構(gòu)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(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)6.2.1 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）彎

28、曲機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 8 級(jí)精度。（2）材料選擇。選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)） ，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(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù) Kt=1.3。由設(shè)計(jì)手冊(cè)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(qiáng)度極限 Hlim 1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim 2=550MPa。（2）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=6.4

29、8108/4=1.62108N2=1.62108/3=5.4107（3）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力由設(shè)計(jì)手冊(cè)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(jì)算齒輪的尺寸參數(shù)（1）計(jì)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(jì)算圓周速度 vv=smndt/479. 010006090620.10110006021（3

30、）計(jì)算齒寬 bb=dd1t=1101.620mm=101.620mm（4）計(jì)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(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù) v=0.479m/s，8 級(jí)精度，并有由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，動(dòng)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(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，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(shí)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(jì)算模數(shù) mmmzdm63. 425726.115116.2.4 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定公式 6-2 內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限FE2=380MPa；彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.90，KFN2=0.94；（2）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)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(jì)算載荷系數(shù) KK=KAKVKFKF=1.251.0511.45=1.903（4）齒形系數(shù)由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。（5）應(yīng)力校正系數(shù) 24由表 10-5 查得 YSa1=1.55;YSa2=1.77。（6）計(jì)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(shè)計(jì)計(jì)算將以上數(shù)據(jù)代入公式 6-2 得mmmmm30. 301540. 02511006.383903. 1

33、2323對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 3.30 并圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=4,按接觸強(qiáng)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(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。6.2.6 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑 d1=z1m=294mm=116mm

34、d2=z2m=874mm=348mm（2）計(jì)算中心距a=mmdd2322348116221 25（3）計(jì)算齒寬b=dd1=1116mm=116mm 取 B2=110mm,B1=115mm。6.2.7 齒輪的結(jié)構(gòu) 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(shè)計(jì)及校核7.1 軸的設(shè)計(jì)7.1.1 I 軸上的功率 P、轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 TP=3.8KW，n=360r/min，T=100800N.mm7.1.2 求作用在齒輪上的力因?yàn)閙md841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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)，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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（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(jié)構(gòu)示意圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)度應(yīng)比 L1略短一些，現(xiàn)取 l1-2=68mm。2）初步選擇滾動(dòng)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(cè) 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(yīng)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(duì)軸承加潤(rùn)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(nèi)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(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一些距離 s，取 s=8mm，已知滾動(dòng)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(zhǎng)度外，其余各段長(zhǎng)度及直徑均已確定，6-7 長(zhǎng)度可在計(jì)算設(shè)計(jì) 2 軸時(shí)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(zhǎng)度 L=輪轂長(zhǎng)度-（510）mm，取鍵長(zhǎng)為 80mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故由幾何量公差與檢測(cè)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(cè)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(shè)計(jì)7.2.1軸上的功率 P、轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 TP=3.61KW，n=90r/min，T=383060N.mm7.2.2 求作用在齒輪上的力因?yàn)椋琺md3362mmd1163對(duì)于齒輪 2 NTFt97.22803363830602d2222NFFtr60.86620tan12.2280tann22對(duì)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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（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(jié)構(gòu)示意圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）初步選滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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(yīng)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(cè)軸承右側(cè)軸肩和右側(cè)軸承左側(cè)軸肩為非配合軸肩，h=12mm，取 d2-3=d4-5=44mm。4）大齒輪右側(cè)與小齒輪左側(cè)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(jì)算出 L1-2=88+50-2.5-83=52.5mm。6）取齒輪 3 距箱體內(nèi)壁為 a=16.25mm，右側(cè)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(zhǎng)度，得出 2 軸總長(zhǎng)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(gè)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(zhǎng)度 L=輪轂長(zhǎng)度-（510）mm，L2-3=83mm，取鍵長(zhǎng) L=75mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸的配合有良好的對(duì)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(cè)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(shè)計(jì)7.3.1 軸上的功率 P、轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)手冊(cè)，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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（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(jié)構(gòu)示意圖（2）聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca=KAT3，有手冊(cè)查得，取 KA=1.3，則，Tca=KAT3=1.31091880Nmm=141944.4 Nmm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器工程轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)，選用 YL12 型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)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(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)度應(yīng)略比 L 短一些，現(xiàn)取 L7-8=140mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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(dòng)軸承右側(cè)采用軸肩進(jìn)行定位。由設(shè)計(jì)手冊(cè)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(dòng)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(yīng)略短于輪轂寬度，故取 L4-5=108mm。齒輪左側(cè)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(duì)軸承添加潤(rùn)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(jì)算 56 段長(zhǎng)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(zhǎng)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(cè)查得平鍵截面bh=22mm14mm，

49、鍵槽用鍵槽銑刀加工；由于鍵長(zhǎng)度 L=輪轂長(zhǎng)度-（510）mm，所以取鍵槽長(zhǎng)度為 100mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)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(dòng)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(cè)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(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖對(duì)于 30207 圓錐滾子軸承，由手冊(cè)查得 a=16mm。簡(jiǎn)支梁額軸的支承跨距為77+197.5=274.5mm，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)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(nèi)彎矩圖圖 7-6 軸垂直面內(nèi)彎矩圖圖 7-7 軸總彎矩圖 35圖 7-8 軸扭矩圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度。根據(jù)手冊(cè)及上表的數(shù)據(jù)，以及軸的雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，則取 =1，軸的計(jì)算應(yīng)力為MPaWTMca1 .25411 . 01008001140821)(3222321前面已選定軸的材料為 45 鋼，由手冊(cè)查得。因此 ca-1，故安全。MPa6017.4.4 精度校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)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(yīng)力均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，II，III，B 均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面 IV 和 V 處過盈配合引起的集中應(yīng)力最 36嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面 C 上的應(yīng)力最大。截面 V 的應(yīng)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(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面 C 雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)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?yàn)殒I槽的應(yīng)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(cè)即可。（2）截面 IV 左側(cè)

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(cè)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(zhuǎn)切應(yīng)力 MPaMPaWTTT76.1185751008001軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。由手冊(cè)查得 B=640MPa，-1=275MPa，-1=155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及 可由手冊(cè)查得。因，046. 0356 . 1

54、dr，經(jīng)插值后可查得，=2.20，=1.70。又有手冊(cè)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(yīng)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(cè)可查查得尺寸系數(shù) =0.80，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) =0.87。軸按磨削加工，由手冊(cè)查得表面質(zhì)量系數(shù)為 =0.92。軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 q=1，則有公式計(jì)算綜合系數(shù)為 3751. 2192. 0180. 0936. 111kK90. 1192. 0187. 0581. 111kK由手冊(cè)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(jì)算安全系數(shù) Sca的值，由公式計(jì)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(cè) 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(cè)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(zhuǎn)切應(yīng)力 MPaMPaWTTT31. 72 .137841008001 38過盈配合處的，根據(jù)手冊(cè)查得 =2.80；取，于是得；kkkk8 . 024. 280. 28 . 0k軸按磨削加工，由手冊(cè)查得表面質(zhì)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(cè)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(cè)的強(qiáng)度也是足夠的，由此校核得該軸整體強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。7.5 軸的校核圖 7-9 II 軸7.5.1 齒輪受力計(jì)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(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖對(duì)于 30208 圓錐滾子軸承，查得 a=18mm，簡(jiǎn)支梁額軸的支承跨距為75+112+83.5=270.5mm，由軸的計(jì)算簡(jiǎn)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(nèi)彎矩圖圖 7-11 軸垂直面內(nèi)彎矩圖 40圖 7-12 軸總彎矩圖圖 7-13 軸扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只

59、校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度。根據(jù)手冊(cè)及上表的數(shù)據(jù)，以及軸的雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，則取 =1，軸的計(jì)算應(yīng)力為MPaWTMca2 .57441 . 03830601301798)(3222222 41前面已選定軸的材料為 45 鋼，由手冊(cè)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(jì)算齒輪 4 受力切向力 NdTFt5 .6604243徑向力NFFotr8 .220320tan7.6.2 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖對(duì)于 30215 圓錐滾子軸承，查得 a=27mm，簡(jiǎn)支梁額軸的支承跨距

60、為178+74.5=252.5mm，由軸的計(jì)算簡(jiǎn)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(nèi)彎矩圖圖 7-16 軸垂直面內(nèi)彎矩圖 43圖 7-17 軸總彎矩圖圖 7-18 軸扭矩圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度。 44根據(jù)手冊(cè)及上表的數(shù)據(jù)，以及軸的雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，則取 =1，軸的計(jì)算應(yīng)力為MPaWTMca4 .23791 . 010918801367363)(3222323前面已選定軸的材料為 45 鋼，由手冊(cè)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(cè)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(cè)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(cè)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(cè)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(cè)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(cè)查得，p=110MPa110MPaMPa9 .5060130115 . 01088.10912kld10T2333p所以鍵符合要求。 489 結(jié)論在充分了解國(guó)內(nèi)外鋼筋彎曲機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀的基礎(chǔ)上，分析了各種彎曲機(jī)的優(yōu)缺點(diǎn)，設(shè)計(jì)了該新型鋼筋彎曲機(jī)，得出如下結(jié)論：（1）該鋼筋彎曲機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)為全封閉式，采用全齒輪兩級(jí)變速，使加工效率高、加工精度高、勞動(dòng)強(qiáng)度小。（2）鋼筋的彎曲角度由工作盤側(cè)面的觸桿與限位開關(guān)調(diào)節(jié)，打彎鋼筋后可以自動(dòng)歸位，能實(shí)現(xiàn)彎曲角度的自動(dòng)化。操作簡(jiǎn)單，調(diào)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(jìn)一步保證了工作的準(zhǔn)確性。（3）對(duì)軸、鍵和軸承等關(guān)鍵部件進(jìn)行的力學(xué)計(jì)算和強(qiáng)度校核表明該鋼筋彎曲機(jī)完全達(dá)到設(shè)計(jì)要求。 49