1744_鋼筋切斷彎曲機(原創(chuàng)）
1744_鋼筋切斷彎曲機(原創(chuàng)）,鋼筋,切斷,割斷,彎曲,曲折,原創(chuàng)
X X 大 學 畢 業(yè) 設 計 (論 文 )鋼筋彎曲切斷機結構設計及分析所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日I摘 要目前國產(chǎn)的設備大多是對國外進口產(chǎn)品的簡單仿制，因此針對鋼筋彎曲切斷機關鍵部件的深入研究，對原理、結構、運動、功能等分析，提供結構簡單可靠、操作方便、化程度高、使用范圍廣的機械是很有必要的。本文在分析鋼筋彎曲切斷機的工藝和使用要求的基礎上，通過對關鍵部件的理論分析，提出一種實用、簡單、可靠和通用的傳動系統(tǒng)，將結構等關鍵部件的設計原理、結構特點等做了較為詳細的研究和設計;本文分析各機構的運動學規(guī)律，提出可行的優(yōu)化結構滿足包裝工藝;對關鍵部件提出完整的設計方法，旨在滿足市場需求，推動企業(yè)創(chuàng)新步伐。本文借助了 ANSYS 等軟件分析運動規(guī)律和結構設計，這種利用計算機輔助設計和分析的方法，可以應用于其它類型機械設備的設計和分析中。關鍵詞：鋼筋彎曲切斷機，傳動，有限元分析，結構設計IIAbstractMost of the current China-made equipment for imported products of simple imitation, so the steel bar bending and cutting machine key components of the in-depth study, on principle, structure, movement, functional analysis, to provide a simple and reliable structure, convenient operation, high integration degree, the use of a wide range of machinery is necessary.Based on the analysis of bending and cutting machine technology and the requirements on the basis of key components, through theoretical analysis, put forward a kind of practical, simple, reliable and universal transmission system, the structure and other key components of the design principles, structure features in detail research and design; this paper analyses the mechanism of kinematic law, puts forward the feasible optimization structure meet the packaging technology; the key parts of the complete design method, designed to meet the needs of the market, promote enterprise innovation pace.Based on the ANSYS software analysis of motion and structure design, the use of computer aided design and analysis methods, and can be applied to other types of machinery and equipment design and analysis.Key Words: Steel bar bending and cutting machine, transmission, finite element analysis, structure designIII目 錄摘 要 .........................................................................................................................................IAbstract ......................................................................................................................................II目 錄 .......................................................................................................................................III第 1 章 緒 論 .........................................................................................................................51.1 鋼筋彎曲切斷機的概念 ..............................................................................................51.2 鋼筋切斷機特點 ..........................................................................................................51.3 鋼筋切斷機分類 ..........................................................................................................61.4 鋼筋彎曲切斷機的發(fā)展現(xiàn)狀 ......................................................................................6第 2 章 鋼筋彎曲切斷機的工作原理.......................................................................................92.1 鋼筋彎曲切斷機的切斷部分工作原理 ......................................................................92.2 鋼筋彎曲切斷機的彎曲部分工作原理 ......................................................................9第 3 章 動力計算與選擇.........................................................................................................104.1 彎曲鋼筋需用力計算 .................................................................................................104.2 彎曲鋼筋需用功率計算 .............................................................................................104.3 切斷鋼筋需用力計算 ................................................................................................114.4 切斷鋼筋需用功率計算 ............................................................................................124.5 功率確定 ....................................................................................................................12第 4 章 主要結構設計.............................................................................................................134.1 齒輪傳動設計 ............................................................................................................134.2 軸的校核 ..................................................................................................................194.3 鍵的校核 ..................................................................................................................274.4 軸承的校核 ................................................................................................................284.4.1 初選軸承型號 .................................................................................................294.4.2 壽命計算 ..........................................................................................................29第 5 章 對典型零部件（齒輪）的有限元分析.....................................................................325.1 應用有限元法研究齒輪的優(yōu)勢 ................................................................................32IV5.2 齒輪參數(shù)及材料的確定 ............................................................................................325.3 子模型法對齒輪應力集中問題的應用 ....................................................................335.3.1 三維齒輪模型的研究 .....................................................................................335.3.2 二維齒輪模型的研究 .....................................................................................365.4 P 單元法在齒輪應力集中問題解決中的應用 .........................................................38總結與展望...............................................................................................................................41參考文獻...................................................................................................................................42致 謝.........................................................................................................................................44附則...........................................................................................................................................455第 1 章 緒 論1.1 鋼筋彎曲切斷機的概念鋼筋彎曲機,鋼筋加工機械之一。工作機構是一個在垂直軸上旋轉的水平工作圓盤，把鋼筋置于圖中虛線位置，支承銷軸固定在機床上，中心銷軸和壓彎銷軸裝在工 作圓盤上，圓盤回轉時便將鋼筋彎曲。為了彎曲各種直徑的鋼筋， 在工作盤上有幾個孔，用以插壓彎銷軸，也可相應地更換不同直徑的中心銷軸。鋼筋切斷機是 一種剪切鋼筋所使用的一種工具。一般有全自動鋼筋切斷機，和半自動鋼筋切斷機之分。它是鋼筋加工必不可少的設備之一，它主要用語房屋建筑、橋梁、隧道、電 站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切斷。鋼筋切斷機與其他切斷設備相比，具有重量輕、耗能少、工作可靠、效率高等特點，因此近年來逐步被機械加工和小型軋鋼廠等廣泛采用，在國民經(jīng)濟建設的各個領域發(fā)揮了重要的作用。顯然，鋼筋彎曲切斷機是鋼筋彎曲機和切斷機二者的疊加，二者的功能都要具備。1.2 鋼筋切斷機特點一般有全自動鋼筋切斷機，和半自動鋼筋切斷機之分。全自動的也叫電動切斷機是電能通過馬達轉化為動能控制切刀切口，來達到剪切鋼筋效果的。而半自動的是人工控制切口，從而進行剪切鋼筋操作。而目前比較多的是應該屬于液壓鋼筋切斷機 液壓鋼筋切斷機又分為充電式和便攜式兩大類。6便攜式鋼筋切斷機 便攜式鋼筋切斷機1.3 鋼筋切斷機分類適用于建筑工程上各種普通碳素鋼、熱扎圓鋼、螺紋鋼、扁鋼、方鋼的切斷。 切斷圓鋼：（Q235-A）直徑：（Φ6-Φ40）mm 切斷扁鋼最大規(guī)格：（70x15）mm 切斷方鋼：（Q235-A）最大規(guī)格：（32x32）mm 切斷角鋼最大規(guī)格：（50x50)mm1.4 鋼筋彎曲切斷機的發(fā)展現(xiàn)狀國內外切斷機的對比：由于切斷機技術含量低、易仿造、利潤不高等原因，所以廠家?guī)资陙砘揪S持現(xiàn)狀，發(fā)展不快，與國外同行相比具體有以下幾方面差距。1)國外切斷機偏心軸的偏心距較大，如日本立式切斷機偏心距 24mm，而國內一般為17mm．看似省料、齒輪結構偏小些，但給用戶帶來麻煩，不易管理．因為在由切大料到切小料時，不是換刀墊就是換刀片，有時還需要轉換角度。 2)國外切斷機的機架都是鋼板焊接結構，零部件加工精度、粗糙度尤其熱處理工藝過硬，使切斷機在承受過載荷、疲勞失效、磨損等方面都超過國產(chǎn)機器． 3)國內切斷機刀片設計不合理，單螺栓固定，刀片厚度夠薄，40 型和 50 型刀片厚度均為 17mm；而國外都是雙螺栓固定，25～27mm 厚，因此國外刀片在受力及壽命等綜合性能方面都較國內優(yōu)良。 4)國內切斷機每分鐘切斷次數(shù)少．國內一般為 28～31 次，國外要高出 15～20 次，最高高出 30 次，工作效率較高。 5)國外機型一般采用半開式結構，齒輪、軸承用油脂潤滑，曲軸軸徑、連桿瓦、沖切刀座、轉體處用手工加稀油潤滑．國內機型結構有全開、全閉、半開半閉 3 種，潤滑方式有集中稀油潤滑和飛濺潤滑 2 種。 76)國內切斷機外觀質量、整機性能不盡人意；國外廠家一般都是規(guī)模生產(chǎn)，在技術設備上舍得投入， 自動化生產(chǎn)水平較高，形成一套完整的質量保證加工體系。尤其對外觀質量更是精益求精，外罩一次性沖壓成型，油漆經(jīng)烤漆噴涂處理，色澤搭配科學合理，外觀看 不到哪兒有焊縫、毛刺、尖角，整機光潔美觀。而國內一些廠家雖然生產(chǎn)歷史較長，但沒有一家形成規(guī)模，加之設備老化，加工過程拼體力、經(jīng)驗，生產(chǎn)工藝幾十年 一貫制，所以外觀質量粗糙、觀感較差。鋼筋彎曲切斷機屬于一種對鋼筋彎曲切斷機結構的改進。本實用新型包括減速機、大齒輪、小齒輪、彎曲切斷盤面，其特征在于結構中：雙級制動電機與減速機直聯(lián)作一級減速；小齒輪與大齒輪嚙合作二級減速；大齒輪始終帶動彎曲切斷盤面旋轉；彎曲切斷盤面上設置有中心軸孔和若干彎曲切斷軸孔；工作臺面的定位方杠上分別設置有若干定位軸孔。由于雙級制動電機與減速機直聯(lián)作一級減速，輸入、輸出轉數(shù)比準確，彎曲切斷速度穩(wěn)定、準確，且可利用電氣自動控制變換速度，制動器可保證彎曲切斷角度。利用電機的正反轉，對鋼筋進行雙向彎曲切斷。中心軸可替換，便于維修。可以采用智能化控制。當前我國正在大力發(fā)展基礎建設及城市化建設,各種建筑耗費了大量的鋼筋,其中箍筋加工的效率和質量是最難解決的問題之一,箍筋不僅使用量非常大,而且形狀和尺寸變化復雜,尺寸精度要求高,箍筋的制做在原鋼筋加工中是勞動強度大,人力物力消耗大,低效率,低質量保證的環(huán)節(jié)。隨著我國建筑行業(yè)的快速發(fā)展，為了響應政府及各建筑單位對箍筋制做自動化技術的迫切要求，我們進行技術攻關改進工藝，終于在經(jīng)過不懈的努力研制出自有專利技術的-----可調速鋼筋彎曲切斷機 GW-40B鋼筋彎曲切斷機是鋼筋加工必不可少的設備之一，它主要用語房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長彎曲切斷。鋼筋彎曲切斷機與其他彎曲8切斷設備相比，具有重量輕、耗能少、工作可靠、效率高等特點，因此近年來逐步被機械加工和小型軋鋼廠等廣泛采用，在國民經(jīng)濟建設的各個領域發(fā)揮了重要的作用。國內外彎曲切斷機的對比：由于彎曲切斷機技術含量低、易仿造、利潤不高等原因，所以廠家?guī)资陙砘揪S持現(xiàn)狀，發(fā)展不快，與國外同行相比具體有以下幾方面差距。1)國外彎曲切斷機偏心軸的偏心距較大，如日本立式彎曲切斷機偏心距 24mm，而國內一般為 17mm．看似省料、齒輪結構偏小些，但給用戶帶來麻煩，不易管理．因為在由切大料到切小料時，不是換刀墊就是換刀片，有時還需要轉換角度。2)國外彎曲切斷機的機架都是鋼板焊接結構，零部件加工精度、粗糙度尤其熱處理工藝過硬，使彎曲切斷機在承受過載荷、疲勞失效、磨損等方面都超過國產(chǎn)機器．3)國內彎曲切斷機刀片設計不合理，單螺栓固定，刀片厚度夠薄，40 型和 50 型刀片厚度均為 17mm；而國外都是雙螺栓固定，25～27mm 厚，因此國外刀片在受力及壽命等綜合性能方面都較國內優(yōu)良。4)國內彎曲切斷機每分鐘彎曲切斷次數(shù)少．國內一般為 28～31 次，國外要高出15～20 次，最高高出 30 次，工作效率較高。5)國外機型一般采用半開式結構，齒輪、軸承用油脂潤滑，曲軸軸徑、連桿瓦、沖切刀座、轉體處用手工加稀油潤滑．國內機型結構有全開、全閉、半開半閉 3 種，潤滑方式有集中稀油潤滑和飛濺潤滑 2 種。6)國內彎曲切斷機外觀質量、整機性能不盡人意；國外廠家一般都是規(guī)模生產(chǎn)，在技術設備上舍得投入，自動化生產(chǎn)水平較高，形成一套完整的質量保證加工體系。尤其對外觀質量更是精益求精，外罩一次性沖壓成型，油漆經(jīng)烤漆噴涂處理，色澤搭配科學合理，外觀看不到哪兒有焊縫、毛刺、尖角，整機光潔美觀。而國內一些一些廠家雖然生產(chǎn)歷史較長，但沒有一家形成規(guī)模，加之設備老化，加工過程拼體力、經(jīng)驗，生產(chǎn)工藝幾十年一貫制，所以外觀質量粗糙、觀感較差。全球經(jīng)濟建設的快速發(fā)展為建筑行業(yè)，特別是為建筑機械的發(fā)展提供了一個廣闊的發(fā)展空間，為廣大生產(chǎn)企業(yè)提供一個展示自己的舞臺。面對競爭日益激烈的我國建筑機械市場，加強企業(yè)的經(jīng)營管理，加大科技投入，重視新技術、新產(chǎn)品的研究開發(fā)，提高產(chǎn)品質量和產(chǎn)品售后服務水平，積極、主動走向市場，使企業(yè)的產(chǎn)品不斷地滿足9用戶的需求，盡快縮短與國外先進企業(yè)的差距，無疑是我國鋼筋彎曲切斷機生產(chǎn)企業(yè)生存與發(fā)展的必由之路。第 2 章 鋼筋彎曲切斷機的工作原理2.1 鋼筋彎曲切斷機的切斷部分工作原理切斷部分工作原理：采用電動機經(jīng)二級齒輪傳動后,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彎曲切斷鋼筋。2.2 鋼筋彎曲切斷機的彎曲部分工作原理彎曲部分工作原理：鋼筋彎曲機屬于一種對鋼筋彎曲機結構的改進。本實用新型包括減速機、大齒輪、小齒輪、彎曲盤面，其特征在于結構中：雙級制動電機與減速機直聯(lián)作一級減速；小齒輪與大齒輪嚙合作二級減速；大齒輪始終帶動彎曲盤面旋轉；彎曲盤面上設置 有中心軸孔和若干彎曲軸孔；工作臺面的定位方杠上分別設置有若干定位軸孔。由于雙級制動電機與減速機直聯(lián)作一級減速，輸入、輸出轉數(shù)比準確，彎曲速度穩(wěn) 定、準確，且可利用電氣自動控制變換速度，制動器可保證彎曲角度。利用電機的正反轉，對鋼筋進行雙向彎曲。中心軸可替換，便于維修?？梢圆捎弥悄芑刂?。 國外品牌都是貼牌生產(chǎn) 很少是全套進口 據(jù)調查所知 很多國外打牌都是國內生產(chǎn)商生產(chǎn)。彎曲原理圖彎曲機的工作機構是一個在垂直軸上旋轉的水平工作圓盤，如圖所示，把鋼筋置10于圖中虛線位置，支承銷軸固定在機床上，中心銷軸和壓彎銷軸裝在工作圓盤上，圓盤回轉時便將鋼筋彎曲。為了彎曲各種直徑的鋼筋， 在工作盤上有幾個孔，用以插壓彎銷軸，也可相應地更換不同直徑的中心銷軸。第 3 章 動力計算與選擇傳動方案簡述：選擇三級減速，先是一級帶減速，再兩級齒輪減速。首先采用一級帶傳動，因為它具有緩沖、吸振、運行平穩(wěn)、噪聲小、合過載保護等優(yōu)點，并安裝張緊輪。然后采用兩級齒輪減速，因為齒輪傳動可用來傳遞空間任意兩軸間的運動和動力，并具有功率范圍大，傳動效率高，傳動比準確，使用壽命長，工作安全可靠等特點。動力由電動機輸出,通過減速系統(tǒng)傳動,把動力輸入到執(zhí)行機構。由于傳動系統(tǒng)作 的是回轉運動,而鋼筋彎曲切斷機的執(zhí)行機構需要的直線往復運動,為了實現(xiàn)這種轉換,可以采用曲柄滑塊機構,盤行凸輪移動滾子從動件機構,齒輪齒條機構?？紤]現(xiàn)實條件我決定采用曲柄滑塊機構作為本機械的執(zhí)行機構 。4.1 彎曲鋼筋需用力計算為了保證鋼筋的剪斷，剪應力應超過材料的許應剪應力 。即彎曲切斷鋼筋的條件為：????????AQ查資料可知鋼筋的許用剪應力為： MPa,取最大值 142MPa。由于本彎曲切??142~8??斷機彎曲切斷的最大剛筋粗度為： mm。3maxd則本機器的最小彎曲切斷力為： ??21844)32(.max2???QdQ??取彎曲切斷機的 Q=22000N。114.2 彎曲鋼筋需用功率計算由圖可知，刀的速度小于曲軸處的線速度。則彎曲切斷處的功率 P ：W8.6901.20615?????QP查表可知在傳動過程中，帶傳動的效率為 η= 0.94~0.97； 二級齒輪減速器的效率為 η= 0.96~0.99； 滾動軸承的傳動效率為 η= 0.94~0.98； 連桿傳動的效率為 η= 0.81~0.88；滑動軸承的效率為 9.0~8.??由以上可知總的傳動效率為:η= 0.94 ×0.96×0.98×0.81=0.72由此可知所選電機功率最小應為 kw94.172.06??P查手冊并根據(jù)電機的工作環(huán)境和性質選取電機為：Y 系列封閉式三相異步電動機，代號為 Y112M-6，輸出功率為 2.2kw，輸出速度為 960 r/min。4.3 切斷鋼筋需用力計算受力情況與計算有關的幾何尺寸標記圖 1。設鋼筋所需彎矩：Mt=式中 F 為撥斜柱對鋼筋的作用力；Fr 為 F 的徑向分力;a 為 F 與鋼筋軸?sini0LFr線夾角。 當 Mt 一定，a 越大則撥斜柱及主軸徑向負荷越??； a=arcos(L1/Lo)一定，Lo 越大。因此，彎曲機的工作盤應加大直徑，增大撥斜柱中心到主軸中心距離 L0鋼筋彎曲機的工作盤設計：直徑 Ф400mm，空間距 120mm，L0=169.7 mm，Ls=235 ，a=44.8012a工 作 盤 ； 2-中 心 柱 套 ； 3撥 料 柱4擋 料 柱 ； 5鋼 筋 ； 6插 入 座17.45圖 1 鋼 筋 受 力 情 況.鋼筋彎曲機所需主軸扭矩及功率按照鋼筋彎曲加工規(guī)范規(guī)定的彎曲半徑彎曲鋼筋，其彎曲部分的變形量均接近或過材料的額定延伸率，鋼筋應力超過屈服極限產(chǎn)生塑性變形。1.按 Ф32 鋼筋公稱直徑計算M0=K1Wσs 式中，M0 為始彎矩， W 為抗彎截面模數(shù)，K 1 為截面系數(shù)，對圓截面 K 1=1.7；對于 25MnSi 螺紋鋼筋 M0=373（N/mm2）,則得出始彎矩M0=3977（N ·m）2. 鋼筋變形硬化后的終彎矩鋼筋在塑性變形階段出現(xiàn)變形硬化（強化） ，產(chǎn)生變形硬化后的終彎矩：M=（K 1+K0/2Rx）Wσs 式中，K0 為強化系數(shù)，K0=2.1/ δp=2.1/0.14=15, δp 為延伸率，25MnSi 的δp=14%，Rx=R/d0,R 為彎心直徑，R=3 d0，則得出終彎矩 M=11850（N·m）4. 鋼筋彎曲所需距Mt=[(M0+M)/2]/K=8739（N·m）式中，K 為彎曲時的滾動摩擦系數(shù)， K=1.05 按上述計算方法同樣可以得出 Ф50I 級鋼筋（σb=450 N/mm2）彎矩所需彎矩：Mt=8739（N ·m）,取較大者作為以下計算依據(jù)。4.4 切斷鋼筋需用功率計算由功率扭矩關系公式 A0=T·n/9550=1.9KW,考慮到部分機械效率 η=0.85，則電動機最大負載功率 A= A0/η=1.9/0.85=2.0（KW） ，電動機選用 Y 系列三相異步電動機，額定功率為13=2.2（KW）,額定轉速 =1440r/min。eAen4.5 功率確定根據(jù)上述計算，在這里選擇電動機選用 Y 系列三相異步電動機，額定功率為=2.2（KW）,額定轉速 =1440r/min。eAen14第 4 章 主要結構設計4.1 齒輪傳動設計4.1.1 第一級齒輪傳動設計a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr 鋼調制，平均取齒面硬度為 260HBS大齒輪：45 鋼調制，平均取齒面硬度為 260HBS2) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為 20，則大齒輪的齒數(shù)為 20×6.4=1283) 齒數(shù)比即為傳動比 4.62018?i4) 選擇尺寬系數(shù) ψ d 和傳動精度等級情況，參照相關手冊并根據(jù)以前學過的知識選取 ψ d=0.6初估小齒輪直徑 d1=60mm，則小齒輪的尺寬為 b=ψ d× d1=0.6×60=36mm5) 齒輪圓周速度為：參照手冊選精度等級為 9 級。s/m5.0648061????ππ nv6) 計算小齒輪轉矩 T1 mN10.486.2.95.9161 ??npT7) 確定重合度系數(shù) Zε 、Y ε ：由公式可知重合度為 695.280.38???????????ε則由手冊中相應公式可知： 7.3.14εεZ692.075.2.0??εεY8) 確定載荷系數(shù) KH 、K F確定使用系數(shù) KA：查閱手冊選取使用系數(shù)為 KA=1.85確定動載系數(shù) Kv：查閱手冊選取動載系數(shù) Kv=1.1015確定齒間載荷分布系數(shù) KHa、K Fa： m/N10/23.703601.4852*21 ????dbTFKAtA則 .7.022εZHa 45.69.εYFa載荷系數(shù) KH、K F 的確定，由公式可知 0.315.08.1??????αβVA42.3509.3?HaFFb) 齒面疲勞強度計算1) 確定許用應力[σ H]① 總工作時間 th，假設該彎曲切斷機的壽命為 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 個小時，則： h120835??ht② 應力循環(huán)次數(shù) N1、N 2??8 6.6.6.6.3110 304570046?? ???????????hiiihv tTtrn7812 15..6?uNv③ 壽命系數(shù) Zn1、Z n2 ，查閱相關手冊選取 Zn1=1.0、Z n2=1.15④ 接觸疲勞極限?。害?hlim1=720MPa、σ hlim2=580MPa⑤ 安全系數(shù)?。篠 h=1.0⑥ 許用應力 [σ h1]、[σ h2]??MPa72019.62lim1 ???hnHhZσσ 34.52li2hnhSσσ2) 彈性系數(shù) ZE 查閱機械設計手冊可選取 Pa190?EZ3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 查閱機械設計手冊可選取 ZH=2.54) 求所需小齒輪直徑 d116????m34.57208.5194.61.09.23 211? ?????????????????hedhZuTkσψ ε與初估大小基本相符。5) 確定中心距，模數(shù)等幾何參數(shù)中心距 a： 圓整中心矩取 222mm??75.2041.634.5????模數(shù) m：由中心矩 a 及初選齒數(shù) Z1 、Z 2 得：3921?Z分度圓直徑 d1,d26031???z m384122???mzd確定尺寬：取大齒輪尺寬為 b1=60×0.6=36mm小齒輪尺寬取 b2=40mmc) 齒根抗彎疲勞強度驗算1) 求許用彎曲切斷應力 [σ F]① 應力循環(huán)次數(shù) NF1、N F2??7 2.62.62.62.631108. 30457046?? ???????????hiiihFtTtrn7712 1..'uNF② 壽命系數(shù) Yn1、Y n2 ，查閱相關手冊選取 Yn1=1、Y n2=1③ 極限應力?。害?Flim1=290MPa、σ Flim2=220MPa④ 尺寸系數(shù) Yx：查閱機械設計手冊選，取 Yx=1.5⑤ 安全系數(shù) SF：參照表 9-13，取 SF=1.5⑥ 需用應力[σ F1] 、[ σ F2] 由式（9-20） ，許用彎曲切斷應力17?? MPa3875.129021lim1 ????SYFxNFσσ29.2li2xσσ2) 齒形系數(shù) YFa1、Y Fa2 由圖 9-19，取YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應力修正系數(shù) Ysa1、Y sa2 由圖 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.824) 校核齒根抗彎疲勞強度 由式（9-17） ，齒根彎曲切斷應力??1411MPa49MPa692.05.2.3602.FsaFFmbdTKσσ ???????2122 a.1462.5849FsaFYσσσ ???4.1.2 第二級齒輪傳動設計：a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr 鋼調制，平均取齒面硬度為 260HBS大齒輪：45 鋼調制，平均取齒面硬度為 260HBS2) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為 28，則大齒輪的齒數(shù)為 28×5=1403) 齒數(shù)比即為傳動比 528140?i4) 選擇尺寬系數(shù) ψ d 和傳動精度等級情況，參照相關手冊并根據(jù)以前學過的知識選取 ψ d=2/3初估小齒輪直徑 d1=84mm，則小齒輪的尺寬為 b=ψ d× d1=2/3×84=56mm齒輪圓周速度為：參照手冊選精度等級為 9 級。s/05m.6078460n1??????5) 計算小齒輪轉矩 T1 mN10.27596.1.9np5.9T 5161 ??186) 確定重合度系數(shù) Zε 、Y ε ：由公式可知重合度為 74.1028.31???????????ε則由手冊中相應公式可知： 68.3.4εεZ1.075.2.0??εεY7) 確定載荷系數(shù) KH 、K F確定使用系數(shù) KA：查閱手冊選取使用系數(shù)為 KA=1.85確定動載系數(shù) Kv：查閱手冊選取動載系數(shù) Kv=1.0確定齒間載荷分布系數(shù) KHa、K Fa： m/N10/6.1956840.2121 ?????dbTFAtA則 3.6.022εZKHa 47.8.εYFa載荷系數(shù) KH、K F 的確定，由公式可知 2.3.150.81??????αVA?3..4732?HaFFc) 齒面疲勞強度計算1) 確定許用應力[ σ H]①總工作時間 th，假設該彎曲切斷機的壽命為 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 個小時，則： h120835??ht②應力循環(huán)次數(shù) N1、N 2 ??7 6.6.6.6.311035. 3045706?? ???????????hiiihv tTtrn6712 1.253.?uNv19③壽命系數(shù) Zn1、Z n2 ，查閱相關手冊選取 Zn1=1.33、Z n2=1.48④接觸疲勞極限取：σ hlim1=760MPa、σ hlim2=760MPa⑤安全系數(shù)取：S h=1⑥許用應力 [σ h1]、[σ h2]??MPa8.103.762lim1 ???hnHhSZσσ .24.2li2hnhσσ2) 彈性系數(shù) ZE 查閱機械設計手冊可選取 Pa190?EZ3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 查閱機械設計手冊可選取 ZH=2.54) 求所需小齒輪直徑 d1????m0.7 8.124605953/28.1.3 23 211? ?????????????????hedhuTkσψ ε與初估大小基本相符。5) 確定中心距，模數(shù)等幾何參數(shù)中心距 a： 圓整中心矩取 252mm??21050.7????模數(shù) m：由中心矩 a 及初選齒數(shù) Z1 、Z 2 得：340281?Z分度圓直徑 d1,d231???z m42012???mzd確定尺寬：取大齒輪尺寬為 b1=84×2/3=56mm小齒輪尺寬取 b2=60mmc) 齒根抗彎疲勞強度驗算1) 求許用彎曲切斷應力 [σ F]① 應力循環(huán)次數(shù) NF1、N F220??7 2.62.62.62.631105. 3045706?? ???????????hiiihFtTtrnN6712 1.53.'uF② 壽命系數(shù) Yn1、Yn2 ，查閱相關手冊選取 Yn1=1、Yn2=1③ 極限應力?。害?Flim1=290MPa、σ Flim2=230MPa④ 尺寸系數(shù) Yx：查閱機械設計手冊選，取 Yx=1.5⑤ 安全系數(shù) SF：參照表 9-13，取 SF=1.5⑥ 需用應力[σ F1] 、[ σ F2] 由式（9-20） ，許用彎曲切斷應力?? MPa3875.129021lim1 ????FxNFσσ0.32li2SYxσσ2) 齒形系數(shù) YFa1、Y Fa2 由圖 9-19，取YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應力修正系數(shù) Ysa1、Y sa2 由圖 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.824) 校核齒根抗彎疲勞強度 由式（9-17） ，齒根彎曲切斷應力??1511MPa3MPa681.02.6840.2FsaFFmbdTKσσ ???????2122 a9762.153FsaFYσσσ ???4.2 軸的校核4.2.1 一軸的校核軸直徑的設計式21??89m.17402.61nPC2.0159333T6 ?????d軸的剛度計算a) 按當量彎矩法校核1) 設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。22圖 2 軸的受力轉矩彎矩圖2) 求作用在軸上的力如表 1，作圖如圖 2-c表 1 作用在軸上的力垂直面（Fv） 水平面（Fh）軸承 1 F2=12N F4=891N齒輪 2 = NBvF1367498NFAH?軸承 3 F1=476N F3=1570N帶輪 4 0v?1056NB3） 求作用在軸上的彎矩如表 2，作出彎矩圖如圖 2-d、2-e23表 2 作用在軸上的彎矩垂直面（Mv） 水平面（Mh）1308N.m9-Ft1??vM -97101???cHFMN.mm合成彎矩截面 ??97128.m.97130822???Ⅰ 0534N4?Ⅱv 15N.m204367-389H??Ⅱ合成彎矩截面 ???105..5103482???ⅡM4）作出轉彎矩圖如圖 2-f5）作出當量彎矩圖如圖 2-g，并確定可能的危險截面Ⅰ、Ⅱ如圖 2-a。并算出危險截面的彎矩如表 3。6）確定許用應力表 3 截面的彎矩Ⅰ截面 ??1054N.mTM22???? eⅡ截面 6ⅡⅡ6）確定許用應力已知軸材料為 45 鋼調質，查表得 =650MPa。用插入法查表得b?=102.5MPa， =60MPa。??b0???b1????59.01260????7）校核軸徑如表 4表 4 驗算軸徑24Ⅰ截面??m621.0M3be????ⅠⅠdⅡ截面??48261.03be?ⅡⅡd結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的剛度計算 ??????7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG?2I4p1d?50834p2?62I4pd?17034p?8692I45pd?34p6?2510I47pd?6834p8?5.012. 164829520834671695270483652079? ?????? ?????所以軸的剛度足夠4.2.2 三軸的校核軸直徑的設計式25??54.9m1.860nPC2.0159333T6 ?????d軸的剛度計算a) 按當量彎矩法校核設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。1） 軸的受力簡圖如圖 3-a26圖 3 軸的受力彎矩轉矩圖2）求作用在軸上的力如表 5，并作圖如圖 3-c27表 5 作用在軸上的力垂直面（Fv） 水平面（Fh）軸承 1 F3=1627N F1=8362N齒輪 =2381NBvF867NFAH?軸承 2 F4=754N F3=12619N曲軸 0v?21848NB3）計算出彎矩如表 6，并作圖如圖 3-d、e表 6 軸上的彎矩垂直面（Mv） 水平面（Mh）.m-314825N9.-Fp1??vM16804793.51??cHFMN.mm合成彎矩Ⅰ截面 ????m1640N..1680473482.52???Ⅰ 9NⅡv .537HⅡ合成彎矩Ⅱ截面 ????160..31546718272???ⅡM4）作出轉彎矩圖如圖 3-f5）作出當量彎矩圖如圖 3-g，并確定可能的危險截面Ⅰ、Ⅱ和Ⅲ的彎矩如表 7表 7 危險截面的彎矩Ⅰ截面??m1640N.TM22????ⅠⅠeⅡ截面??3160.22???ⅡⅡe286）確定許用應力已知軸材料為 45 鋼調質，查表得 =650MPa。用插入法查表得b?=102.5MPa， =60MPa??b0???b1??59.02601????7）校核軸徑如表 8表 8 校核軸徑Ⅰ截面??m846.91.0M3be????ⅠⅠdⅡ截面??908.51.03be?ⅡⅡd結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的剛度計算 ??????7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG?所以軸的剛度足夠..??4.3 鍵的校核4.3.1. 平鍵的強度校核. a) 鍵的選擇 鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結構使用要求和工作狀況來選擇。選擇時應考慮傳遞轉拒的大小，聯(lián)接的對中性要求，是否要求軸向固定，聯(lián)接于軸上的零件是否需要沿軸滑動及滑動距離長短，以及鍵在軸上的位置等。鍵的主要尺寸為其橫截面尺寸(鍵寬 b 鍵高 h)與長度 L。鍵的橫截面尺寸 b×h 依軸的直徑 d 由標準中選取。鍵的長度 L 一般可按輪轂的長度選定，即鍵長略短于輪轂長度，并應符合標準規(guī)定的長度系列。故根據(jù)以上所提出的以及該機工作時的要求，故選用 A 型普通平鍵。由設計手冊查得：29鍵寬 b=16mm 鍵高 h=10mm 鍵長 L=30mmb) 驗算擠壓強度.平鍵聯(lián)接的失效形式有：對普通平鍵聯(lián)接而言，其失效形式為鍵，軸，輪轂三者中較弱的工作表面被壓潰。工程設計中，假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，可按平均擠壓應力進行擠壓強度或耐磨性的條件計算，即：靜聯(lián)接 ppkldT][2???式中 ———— 傳遞的轉矩 )mN(?———— 軸的直徑 d———— 鍵與輪轂的接觸高度(mm)，一般取 k 2hk?———— 鍵的接觸長度(mm).圓頭平鍵 l bLl??———— 許用擠壓應力 )p][?MPa(鍵的工作長度 m1)425(???bLl擠壓面高度 10hk轉矩 npT65.9?? N09.1587..966 ???許用擠壓應力，查表， MPa0][?p?則 擠壓應力Pa602.431596.26???apklT??所以 此鍵是安全的。附：鍵的材料：因為壓潰和磨損是鍵聯(lián)接的主要失效形式，所以鍵的材料要求有足夠的硬度。國家標準規(guī)定，鍵用抗拉強度不低于 的鋼制造，如 45 鋼 Q275 MPa60等。4.4 軸承的校核 滾動軸承是又專業(yè)工廠生產(chǎn)的標準件。滾動軸承的類型、尺寸和公差等級均已制30訂有國家標準，在機械設計中只需根據(jù)工作條件選擇合適的軸承類型、尺寸和公差等級等，并進行軸承的組合結構設計。4.4.1 初選軸承型號 試選 10000K 軸承，查 GB281-1994，查得 10000K 軸承的性能參數(shù)為：C=14617N Co=162850N (脂潤滑)190min?4.4.2 壽命計算 a) 計算軸承內部軸向力.查表得 10000K 軸承的內部軸向力 )2/(YFRs?65.0'32815cos67.0cos. ????YN12470481503922 ???RF則：9028)(121YRSb) 計算外加軸向載荷 ?XFc) 計算軸承的軸向載荷 因為 21S?故 軸承 1 N902811??SAF軸承 2 21d) 當量動載荷計算 由式 )(aRpPYFXfF??查表得： 的界限值 A 42.05.1??tge90.152382R317.012498?RAF查表知 eRA?9./1故 39.0cos4.0???YXeFRA71故 39.04.22則：N905)90283.124.(2)11????ARpPYXf13).7.()221 ARpPFfF式中. (輕度沖擊的運轉).?pf由于 ，且軸承 1、2 采用型號、尺寸相同的軸承，谷只對軸承 2 進行壽21PF?命計算。 N032?Pe) 計算軸承壽命h45019)367(2)110660????PhFCnLf) 極限轉速計算 由式 lim21nfmas5.03467??PFC?6.7/21rctgrctgRA?32查得：載荷系數(shù) 65.01?f載荷分布系數(shù) 82故 minr9.?masnir10??計算結果表明，選用的 10000K 型圓柱孔調心軸承能滿足要求。33第 5 章 對典型零部件（齒輪）的有限元分析5.1 應用有限元法研究齒輪的優(yōu)勢傳統(tǒng)的齒輪強度設計方法是通過人工對齒輪強度進行設計和校核，通常采用材料力學的方法，把齒輪當作懸臂梁，設計校核齒根彎曲強度和齒面接觸強度。然后，根據(jù)強度設計的結果進行結構設計，并畫出二維圖紙。這種設計方法計算繁瑣，容易出現(xiàn)設計誤差和錯誤，設計周期長，難以實現(xiàn)優(yōu)化設計，而且由于齒輪結構形狀和受力都較為復雜，尤其是在工作過程中經(jīng)常承受動載的作用，與理想梁承受靜載的情況相差甚遠，有較大的誤差，無法反映結構整體的變形和應力情況。而且在設計過程中，一旦齒輪參數(shù)發(fā)生改變，則必須重新設計圖紙。顯然，這種設計方法效率低下，本研究方案針對傳統(tǒng)的齒輪設計方法的不足，將 ANSYS 有限元分析技術引入齒輪設計開發(fā)領域。借助計算機及相應軟件迅速、高效、準確地進行強度設計分析 [20]。5.2 齒輪參數(shù)及材料的確定表5.1 齒輪參數(shù)序號 參數(shù) 數(shù)值1 齒數(shù) Z 482 壓力角 ? 20°4 模數(shù) m (mm) 2.55 齒頂高 h(mm) 2.56 分度圓直徑d (mm) 1207 齒頂圓直徑 da(mm) 1258 輪齒寬 B（mm） 24表5.2 齒輪材料特性材料 彈性模量 泊松比 密度45鋼 210GPa 0.3 7800Kg/ 3m345.3 子模型法對齒輪應力集中問題的應用詳細分析齒輪結構齒根附近的三維應力場需要大量足夠細小的單元，其計算工作量之大有時令人難以接受。因此，提出有效而簡單的計算方法是解決此類問題的關鍵。子模型技術是從整體模型的局部區(qū)域中獲得更加精確解的有限單元技術。該方法又稱為切割邊界位移法或特定邊界位移法。切割邊界就是子模型從整體模型分割開的邊界。整體模型切割邊界的計算位移值即為子模型的邊界條件。子模型技術基于圣維南原理，即如果實際分布載荷被等效載荷代替以后，應力和應變只在載荷施加的位置附近有改變。如果合理選擇子模型的邊界，并通過對子模型進行網(wǎng)格加密處理，就可以得到高精度的結果。關于子模型技術的有關細節(jié)，可參閱 ANSYS 軟件包的相關文件。應用子模型技術分析齒輪結構齒根附近的應力場，只須合理定義切割邊界, 邊界條件插值計算可由 ANSYS 程序自動完成。5.3.1 三維齒輪模型的研究1）建立齒輪三維模型對齒輪三維總體模型有限元分析時，模型通過輸入命令流自動生成二維齒輪模型，拉伸 24mm 得到三維模型如下：圖 5.1 建立三維模型（1）定義總體模型工作文件名為 60。（2）定義單元類型，材料屬性。對二維模型采用 8 節(jié)點 Plane185 號單元，給單元在本文第三章已介紹過。設置材料的彈性模量 EX=2e5MPa 和泊松比 PREY=0.3。單元厚度設置為 24mm。35（3）網(wǎng)格劃分：利用 ANSYS 網(wǎng)格劃分工具（ Mesh Tool）提供的線尺寸控制將所要研究的齒輪廓線（即齒廓線、齒根過渡曲線等）上的單元數(shù)，然后對齒面進行劃分，效果如圖：圖 5.2 網(wǎng)格細化（4）邊界條件：約束齒輪內圓圓弧的節(jié)點又有方向的位移。（5）載荷施加：如果假設載荷沿接觸線是均勻分布的，取載荷值為 F=1149N，在齒頂處施加集中力，代替節(jié)點處的接觸力對齒根應力進行分析。通過文獻可知，由于常用的直齒圓柱齒輪傳動的重合度系數(shù)，在一般情況下處于和之間，因此會出現(xiàn)單、雙齒交替嚙合，由于輪齒的最大應力發(fā)生在單齒嚙合的最高點，因此需要計算作用載荷的位置。假設所分析的齒輪傳動為等比傳動，且為標準安裝。齒輪受力如圖所示：圖 4.3 齒輪受力由圖可得到：（5.1）????aF36其中：（5.2）)arcos(ab??計算得到： 為齒頂壓力角，所以齒頂法向載荷作用角 大小為：a aF?（5.3）52.9)4.2861rctn()5.28963arcos(????Fa在模型中施加集中力時，將 分解到 X 和 Y 方向。則 X 和 Y 方向力 ，大n YXF,小分別
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