钢筋弯曲机的设计 毕业设计.doc

机械工程大学 毕 业 论 文（设计） 题 目： 钢筋弯曲机的设计 姓 名： 学 院： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 2008.02 学 号： 指导教师： 2013 年 06 月 18 日 - 1 - 目目 录录 摘 要.i abstractii 1 绪 论1 1.1 钢筋弯曲机的设计的目的和意义1 1.2 钢筋弯曲机的国内外研究现状1 1.3 设计主要研究的内容2 2 总体方案的确定4 2.1 传动方案的确定.4 2.2 工作台面的弯曲方案及弯曲的控制.6 3 电动机的选择8 3.1 钢筋受力情况与计算有关的几何尺寸8 3.2 弯曲20 的钢筋所需的弯矩.8 3.3 电动机的确定9 4 确定传动比及运动参数.11 4.1 分配传动比.11 4.2 计算传动装置的运动和动力参数11 5 v 带传动的传动设计13 5.1 v 带的设计计算.13 5.2 带轮的结构设计.15 6 圆柱齿轮设计17 6.1 第一级齿轮传动设计17 6.2 第二级齿轮传动设计21 7 轴的设计及校核26 - 2 - 7.1 轴的设计.26 7.2 轴的设计.28 7.3 轴的设计.30 7.4 轴的校核.32 7.5 轴的校核.37 7.6 轴的校核.39 8 轴承和键的校核43 8.1 轴承校核43 8.2 键的校核44 9 结论46 参考文献.47 致 谢48 1 钢筋弯曲机设计 摘 要 钢筋弯曲机是建筑工地必不可少的机械，能有效的提高生产效率，减少工人劳动强度，提高钢筋 弯曲精度。本文所设计的钢筋弯曲机适用于弯曲 4-20 毫米的钢筋，其传动机构为全封闭式，采用 两级变速，工作转速满足弯曲要求，使加工效率高、加工精度高、劳动强度小。钢筋的弯曲角度由工 作盘侧面的触杆与限位开关调节，打弯钢筋后可以自动归位，能实现弯曲角度的自动化。与目前实际 应用的各种钢筋弯曲机相比，本机操作简单，弯曲形状一致，调节方便，性能稳定。本文对 v 带轮和 圆柱传动齿轮进行了设计计算，并对轴、键和轴承等关键部件进行了力学分析计算和强度校核，表明 该钢筋弯曲机完全符合设计要求。 关键词关键词：钢筋弯曲机；弯曲角度；弯矩；主轴扭矩 2 1.3.2 研究方法 在充分了解现在国内外钢筋弯曲机的基础上，分析各种弯曲机的优缺点，利用已有 的样品及技术，通过借鉴改进，设计出一种更加高效的钢筋弯曲机。设计过程中主要用 到、机械制造、机械设计、材料力学、动力传动装置设计等课程方面的知识。 1.3.3 技术路线 调查研究查资料写出开题报告确定总体方案钢筋弯曲机整体方案的设计动 力设备计算选型动力传动装置、工作台面设计绘制钢筋弯曲机的总装配图及零件图 撰写设计说明书。 3 2 总体方案的确定 2.1 传动方案的确定 下面以二级变速对各方案的精度和效率进行计算比较。 2.1.1 钢筋弯曲机的传动精度 （1）蜗轮蜗杆传动 蜗轮蜗杆传动的精度 由机械原理教材11-12查得， 公式(2-1) wwg i/ 1 式中，为第 1 级齿轮传动误差；蜗轮蜗杆传动误差；为蜗轮蜗杆传动比， g w w i 由于涡轮蜗杆的传动比较大，所以取=30。 w i 代入式 2-1 相关参数有 wg 30/ 1 （2）全齿轮传动 全齿轮传动的精度 公式（2- 2341 )/( gg zz 2） 式中, 为第 1,2 级齿轮传动误差。取第二级齿轮的传动比为。 21,gg 5/ 34 zz 代入式 2-2 相关参数有 31 5/ gg （3）传动精度的比较 为便于比较,设定各级齿轮传动误差相同，均以表示,蜗轮蜗杆传动的误差与齿轮 g 传动误差几乎相等，即。则，。 wg g 033 . 1 g 200 . 1 由此可得出，采用蜗轮蜗杆传动时,传动精度较高。 2.1.2 钢筋弯曲机的传动效率 （1） 蜗轮蜗杆传动的效率 4 公式（2- 21 3） 式中，为第 1 级齿轮传动效率取 0.98； 为蜗杆传动效率，这是分析的关键。而 1 3 公式（2- 2322212 4） 式中，为搅油及溅油效率，取 0.96；为轴承效率，在此不计功率损失；为 21 22 23 蜗轮螺旋副啮合效率。 当蜗杆主动时， 公式(2-5)tan(/tan 23 式中, 为分度圆柱导程角，啮合摩擦角，由啮合摩擦系数 确定，即 ，由 1 tan 设计手册查得543。 大多数生产厂家的蜗杆采用 45 钢，蜗轮采用灰铸铁(或球铁)，而导程角在 12左右， 蜗杆的分度圆直径 d=76 mm 左右，其蜗轮蜗杆表面的滑动速度 ，)106/( 4 nd s 代入相关参数计算得 vs0.598 m/s。 将以上数据代入公式 2-5 得， =tan12/tan(12+543)0.66 23 又由公式 2-4 得 =0.960.66=0.639 2 将 代入公式 2-3 得涡轮蜗杆传动效率 2 =0.980.639=0.626。 （2）全齿轮传动 全齿轮传动的效率 公式（2- 21 6） 式中,，分别为第 1，2 级齿轮传动的效率,均取为 0.98， 1 2 代入公式 2-6 得， =0.96。 （3）传动效率的比较 由上述计算可知，蜗轮蜗杆传动的效率仅为全齿轮传动的 62.6%。实际上,如果计入 5 带传动、支承轴承的功率损失,蜗轮蜗杆传动的弯曲机效率在 0.5 以下，处于自锁状态； 而全齿轮传动的效率高达 96%,几乎没有能量的损失，可以很大程度上节能，减少这一部 分的资金投入。 6 2.1.3 最终传动方案的确定 经过对涡轮机构和全齿轮机构的传动精度和传动效率的比较发现，涡轮蜗杆虽然传 动精度较高，但是能量损失太大，况且本文所设计的钢筋弯曲机对钢筋弯曲的精度控制 与传动方案的精度关系很小，本文所采用的是另一种由行程开关、分度盘等组成的自动 化装置，更好的控制弯曲精度，从这方面考虑，全齿轮传动方案，比较适合应用于钢筋 弯曲机。另外，目前钢筋弯曲机的工作负荷较大，需要消耗大量的能量，所以应该选择 效率高的方案，因此从此角度考虑仍优先选择全齿轮传动。 由于传动级数越多，能量损失越大，因此为了减少能量损失，尽量减少变速等级， 所以初步选择三级变速，包括带传动和二级齿轮变速；同时综合考虑钢筋弯曲机的工作 环境及要求，选择全齿轮传动方案。传动示意图如图 1-1。 图 1-1 传动原理示意图 1 压弯销轴 2 中心销轴 3 工作圆盘 4 齿轮 5 电机 6 带轮 7v 带 2.2 工作台面的弯曲方案及弯曲的控制 2.2.1 工作台面弯曲方案 传动系统将动力传至工作圆盘，在工作圆盘中心位置安装有中心销轴，并在圆盘上 安装压弯销轴。当工作圆盘旋转时，带动压弯销轴绕着工作,同时中心销轴相对静。将钢 筋放于中心销轴与压弯销轴之间，开动机器，即可实现对钢筋的弯曲。 2.2.2 弯曲角度的控制 在工作圆盘外侧安装一分度盘，并在分度盘上安装一行程开关。首次弯曲时，现将 行程开关移动到一个角度，并且试弯一根钢筋，然后将弯好的钢筋取下用钢筋角度测量 器量取试弯角度，将该角度与所要弯曲的角度经行比较，移动形成开关，减去试弯角度 7 与实际需要角度之间的差值，从而可以获得精确的弯曲角度。此时该方法至多试弯一次 即可确定弯曲角度，方法简单而且精确。 8 3 电动机的选择 3.1 钢筋受力情况与计算有关的几何尺寸 图 2-1 弯曲工作部分示意图 1 压弯销轴 2 钢筋 3 中心销轴 4 工作圆盘 5 支承挡销 初步设计钢筋弯曲机的工作盘尺寸为：直径 400mm,l1=120mm，l0=170mm, ,=arcos(l1/l0)= arcos(120/170)=45o。 3 240lmm 3.2 弯曲 20 的钢筋所需的弯矩 3.2.1 达到屈服极限时的始弯矩 由材料力学教材13得， m0=k1ws 公式（3-1） 其中,w=0.1d3=0.1203=800mm3。对于 25mnsi，s=373n/mm2。7 . 1 3 16 1 k 由公式 3-1 可得出，始弯矩 m0=(1.7800373)n.mm=507.28n.mm。 9 3.2.2 变性硬化后的终弯矩 m1=（k1+k0/2rx）ws 公式（3-2） 其中，k0为相对强化系数，由延伸率 p=0.14 可得，;rx为相对直径，15 14 . 0 1 . 21 . 2 0 p k r 为弯心半径，r=3d0，所以。3 0 d r rx 将以上计算数值代入公式 3-2 得， m1=(1.7+15/6)800373n.mm=1253.28n.mm。 3.2.3 钢筋弯曲所需弯矩 mt=(m0+m1)/2/k 公式（3- 3） 其中 k 为弯曲时的滚动摩擦系数，k=1.05，由公式 3-3 得 mt=(507.28+1253.28)/2/1.05n.mm=838.4n.mm。 3.2.4 对圆盘初选工作尺寸的校核 钢筋弯曲力 公式（3-rkdf b/ 6 . 0 1 4） 式中，d 为弯曲钢筋直径(mm) ，d =20mm（取最大直径） ；为材料强度，由手册 b 查得=600mpa；k 为安全系数(取 1. 3)；r 为弯曲半径，弯曲直径 120mm-210mm,取最 b 小 r=120/2=60mm。则代入公式 3-4 数据得 f1=0.61.320600/60=156kn 由 m=f1l0sin2=156170()2n.mm13235.04838.4n.mm 知，圆盘工作能力满足要求， 2 2 因此其尺寸也就符合设计要求。 3.3 电动机的确定 10 由上面计算可知 mt=838.4n.mm，又有已知条件知转速 n=30r/min。 由功率一扭矩关系公式： p0=tn/9550=838.430/9550kw=2.63kw 式中，p0为输出功率；为主轴转速；t 为主轴传递的扭矩，t=mt=838.4n.mm。n 考虑到传动部分机械效率 0.75，则电机最大负载功率 p=p0/=2.63/0.75=3.5kw；电 动机选用 y 系列三相异步电动机，额定功率 pm=4kw；额定转速，其电min/1440rnm 动机的型号为 y112m4。 11 4 确定传动比及运动参数 4.1 分配传动比 4.1.1 总传动比 48 30 1440 n n i m a 4.1.2 分配装置传动比 由，式中分别为带传动和减速器传动比。iiia. 0 ii , 0 为使 v 带传动外廓尺寸不致过大，初步取=4，则减速器传动比为： 0 i 12 4 48 i 4.1.3 分配减速器各级传动比 i=i1i2，其中 i1为高速级齿轮传动的传动比，i2为低速级齿轮传动的传动比 因为，取 i1=4，则 i2=3。ii5 . 13 . 1 1 4.2 计算传动装置的运动和动力参数 4.2.1 各轴转速 轴 min/360 4 1440 0 r i n n m i 轴 min/90 4 360 i1 r n n i ii 轴 min/30 3 90 2 r i n n ii iii 12 4.2.2 各轴输入功率 轴 kwkwpp mi 80 . 3 99 . 0 96 . 0 4 10 轴 kwpp mii 61 . 3 99 . 0 99 . 0 96 . 0 4 2 2 2 10 轴 kwpp miii 43 . 3 96. 099 . 0 4 232 2 3 10 4.2.3 各轴输入转矩 轴 mmnmmn n p t i i i . 8 . 100. 360 80 . 3 95509550 轴 mmnmmn n p t ii ii ii .06.383. 90 61 . 3 95509550 轴 mmnmmn n p t iii iii iii .88.1091. 30 43 . 3 95509550 运动和动力参数计算结果整理于下表 4-1 表 4-1 轴名输入功率 p/kw输入转矩 t/nm 转速 n r/min 传动比 i 轴3.80100.80360 4 轴3.61383.0690 3 轴3.431091.8830 13 5 v 带传动的传动设计 5.1 v 带的设计计算 5.1.1 确定计算功率 ca p 由设计手册14查得工作情况系数故, 3 . 1 a k kwpkp maca 4 . 443 . 1 5.1.2 选择 v 带带型 根据，nm=1440r/min,由设计手册选用 a 型。 ca p 5.1.3 确定带轮基准直径并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径 dd1=90mm。 （2）验算带速 v smsm nd v d /78 . 6 / 100060 144090 100060 11 因为，故带速合适。smvsm/30/5 （3）计算大带轮基准直径 dd1 mmmmdid dd 360904 102 根据设计手册标准，将大带轮直径圆整为 dd2=355mm 5.1.4 确定 v 带的中心距和基准长度 （1）初选中心距 由机械设计教材15查得， 0.7(dd1+dd2)a2(dd1+dd2) 公式（5-1） 由公式 5-1 计算得，311.5mma890mm， 初定中心距。mma500 0 （2）计算带所需的基准长度 14 mm mm a dd ddal dd ddd 1734 5004 90355 35590 2 5002 42 2 2 0 12 2100 由设计手册标准选带的基准长度。mmld1800 （3）计算实际中心距 a mmmm ll aa dd 533) 2 17341800 500( 2 0 0 mmmmlaa d 506)1800015 . 0 533(015 . 0 min mmmmlaa d 587)180003 . 0 533(03 . 0 max 所以中心距变动范围为，506mm587mm 5.1.5 验算小带轮上的包角 1 90157 533 3 . 57 90355180 3 . 57 180 0 121 a dd dd 5.1.6 计算带的根数 z （1）计算单根 v 带的额定功率 由和，由设计手册查得mmdd90 1 min/1440 m rnkwp064 . 1 0 根据，i=4 和 a 带型，查设计手册得min/1440rnmkwp17. 0 0 由设计手册查得，于是935 . 0 k01 . 1 l k kwkwkkppp lr 17. 101. 1935 . 0 17. 0064 . 1 00 （2）计算 v 带的根数 z。 取 4 根。76 . 3 17 . 1 4 . 4 r ca p p z 5.1.7 计算单根 v 带的初拉力的最小值 f0 由设计手册得 a 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m。 所以 15 n n qv zvk pk f ca 4 .140 78 . 6 1 . 0 78. 64935. 0 4 . 4935. 05 . 2 500 5 . 2 500)( 2 2 min0 所以应使带的实际初拉力 f0（f0）min 5.1.8 计算压轴力 fp nnfzf o p 7 . 1100 2 157 sin 4 . 14042 2 sin2 1 min0 min 所以应使压轴力 fp（fp）min 5.2 带轮的结构设计 5.2.1 带轮的设计参数要求 （1）v 带轮的材料采用铸铁，牌号为 ht200 （2）加工要求：轮槽工作面粗糙度为 3.2 （3）结构要求： 基准宽度，基准线上槽深，基准线下槽深，槽mmbd 0 . 11mmha75 . 2 min mmhf70 . 8 min 间距 。mme3 . 015 5.2.2 大带轮的结构设计 大带轮根据结构需要采用轮辐式，如图 51，具体尺寸详见图纸。 5.2.3 小带轮的设计 小带轮采用实心式，如图 52 所示。 16 图 51 大带轮 图 52 小带轮 17 6 圆柱齿轮设计 设计寿命为 15 年，假设每年工作 300 天，每天工作 8 小时 6.1 第一级齿轮传动设计 6.1.1 选定精度等级、材料及齿数 （1）弯曲机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。 （2）材料选择。选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度相差为 40hbs。 （3）选用小齿轮齿数 z1=20,大齿轮齿数 z2=。80204 6.1.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 d1t= 公式（6- 3 2 1 )( 1 32 . 2 h e d t z u utk 1） （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 kt=1.3。由设计手册选取齿宽系数 d=1，材料弹性影响系数 ze=189.8mpa；按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 hlim 1=600mpa，大齿轮的接 触疲劳强度极限 hlim 2=550mpa。 （2）计算应力循环次数。 n1=60n1jlh=603601830015=6.48108 n2=6.48108/4=1.62108 （3）计算接触疲劳许用应力 由设计手册取接触疲劳寿命系数 khn1=0.90，khn2=0.95；取失效概率为 1%，安全系 数 s=1，得 mpa s khn h 5406009 . 0 1lim1 1 mpa s khn h 5 . 52255095 . 0 2lim2 2 18 6.1.3 计算齿轮的尺寸参数 （1）计算小齿轮分度圆直径 d1t,代入h中较小的值 d1t mm625.64 5 . 522 8 . 189 4 5 1 10 8 . 1003 . 1 32 . 2 3 2 3 （2）计算圆周速度 v v=sm nd t /22 . 1 100060 360625.64 100060 11 （3）计算齿宽 b b=dd1t=164.625mm=64.625mm （4）计算齿宽与齿高比 模数 mt=mm z d t 231 . 3 20 625.64 1 1 齿高 h=2.25mt=2.253.231mm=7.27mm 89 . 8 27 . 7 625.64 h b （5）计算载荷系数 根据 v=1.22m/s，8 级精度，并由设计手册查得，动载系数 kv=1.10；直齿轮， kh=kf=1；使用系数 ka=1.25；用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， kh=1.463；由，kh=1.463 查得 kf=1.40；89 . 8 h b 故载荷系数 k=kakvkhkh=1.251.1011.463=2.012 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得 d1=mm k k d t t 753.74 3 . 1 012 . 2 625.64 3 3 1 （6）计算模数 m mm z d m14 . 4 20 889.82 1 1 19 6.1.4 按齿根弯曲强度设计 设计公式为 公式（6- 3 2 1 1 )( 2 f safa d yy z kt m 2） （1）确定公式内的各计算数值 由设计手册查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 fe1=500mpa；大齿轮的弯曲强度极限 fe2=380mpa；弯曲疲劳寿命系数 kfn1=0.88，kfn2=0.90； （2）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，得 mpampa s k fefn f 29.314 4 . 1 50088. 0 11 1 mpampa s k fefn f 29.244 4 . 1 38090 . 0 22 2 （3）计算载荷系数 k k=kakvkfkf=1.251.1011.4=1.925 （4）齿形系数 由设计手册查得 yfa1=2.80；yfa2=2.22。 （5）应力校正系数 设计手册查得 ysa1=1.55；ysa2=1.77。 （6）计算大、小齿轮的并加以比较 f safay y 01381 . 0 29.314 55 . 1 80 . 2 1 11 f safay y 01645 . 0 29.244 77 . 1 22 . 2 2 22 f safa yy 大齿轮的数值较大。 6.1.5 设计计算 由公式 6-2 得， mmmmm52 . 2 01645 . 0 201 10 8 . 100925 . 1 2 3 2 3 20 对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所 决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的 模数 2.52 并圆整为标准值 m=3.0,按接触强度算得的分度圆直径 d1=82.889mm,得出 小齿轮齿数 z1=28 0 . 3 889.82 1 m d 大齿轮齿数 z2=284=112 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并 做到结构紧凑，避免浪费。 6.1.6 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1=z1m=283mm=84mm d2=z2m=1123mm=336mm （2）计算中心距 a=mm dd 210 2 33684 2 21 （3）计算齿宽 b=dd1=184mm=84mm 取 b2=85mm,b1=90mm。 6.1.7 齿轮的结构 齿轮，如图 6-1；齿轮 2，如图 6-2。 21 图 6-1 齿轮 图 6-2 齿轮 6.2 第二级齿轮传动设计 6.2.1 选定精度等级、材料及齿数 （1）弯曲机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。 （2）材料选择。选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度相差为 40hbs。 （3）选用小齿轮齿数 z1=25,大齿轮齿数 z2=。75253 22 6.2.2 按齿面接触强度设计 （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 kt=1.3。由设计手册查得，齿宽系数 d=1，材料弹性影响系数 ze=189.8mpa；按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 hlim 1=600mpa；大齿轮的接 触疲劳强度极限 hlim 2=550mpa。 （2）计算应力循环次数。 n1=6.48108/4=1.62108 n2=1.62108/3=5.4107 （3）计算接触疲劳许用应力 由设计手册查接触疲劳寿命系数 khn1=0.95;khn2=0.97，取失效概率为 1%，安全系数 s=1，得 mpa s khn h 57060095 . 0 1lim1 1 mpa s khn h 5 . 53355097 . 0 2lim2 2 6.2.3 计算齿轮的尺寸参数 （1）计算小齿轮分度圆直径 d1t,在公式 6-1 代入h中较小的值 d1t mm620.101 5 . 533 8 . 189 3 4 1 1006.3833 . 1 32 . 2 3 2 3 （2）计算圆周速度 v v=sm nd t /479 . 0 100060 90620.101 100060 21 （3）计算齿宽 b b=dd1t=1101.620mm=101.620mm （4）计算齿宽与齿高比 h b 模数 mt=mm z d t 065 . 4 25 620.101 1 1 齿高 23 h=2.25mt=2.254.065mm=9.146mm 11.11 146 . 9 620.101 h b （5）计算载荷系数。 根据 v=0.479m/s，8 级精度，并有由设计手册查得，动载系数 kv=1.05；直齿轮， kh=kf=1；使用系数 ka=1.25；用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， kh=1.463；由，kh=1.463，查得 kf=1.45;11.11 h b 故载荷系数 k=kakvkhkh=1.251.0511.463=1.920 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得， d1=mm k k d t t 726.115 3 . 1 920 . 1 620.101 3 3 1 （6）计算模数 m mm z d m63 . 4 25 726.115 1 1 6.2.4 按齿根弯曲强度设计 （1）确定公式 6-2 内的各计算数值 由设计手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 fe1=500mpa；大齿轮的弯曲强度极限 fe2=380mpa；弯曲疲劳寿命系数 kfn1=0.90，kfn2=0.94； （2）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，得 mpampa s k fefn f 43.321 4 . 1 5009 . 0 11 1 mpampa s k fefn f 14.255 4 . 1 38094 . 0 22 2 （3）计算载荷系数 k k=kakvkfkf=1.251.0511.45=1.903 （4）齿形系数 由设计手册查得 yfa1=2.80；yfa2=2.22。 （5）应力校正系数 24 由表 10-5 查得 ysa1=1.55;ysa2=1.77。 （6）计算大、小齿轮的并加以比较 f safay y 01350 . 0 43.321 55 . 1 80 . 2 1 11 f safay y 01540 . 0 14.255 77 . 1 22 . 2 2 22 f safa yy 大齿轮的数值较大。 6.2.5 设计计算 将以上数据代入公式 6-2 得 mmmmm30 . 3 01540 . 0 251 1006.383903 . 1 2 3 2 3 对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所 决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的 模数 3.30 并圆整为标准值 m=4,按接触强度算得的分度圆直径 d1=115.726mm,得出 小齿轮齿数 z1=29 4 726.115 1 m d 大齿轮齿数 z2=293=87 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并 做到结构紧凑，避免浪费。 6.2.6 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1=z1m=294mm=116mm d2=z2m=874mm=348mm （2）计算中心距 a=mm dd 232 2 348116 2 21 25 （3）计算齿宽 b=dd1=1116mm=116mm 取 b2=110mm,b1=115mm。 6.2.7 齿轮的结构 齿轮 3，如图 6-3；齿轮 4，如图 6-4 图 6-3 齿轮 图 6-4 齿轮 26 7 轴的设计及校核 7.1 轴的设计 7.1.1 i 轴上的功率 p、转速 n 和转矩 t p=3.8kw，n=360r/min，t=100800n.mm 7.1.2 求作用在齿轮上的力 因为mmd84 1 切向力 n t ft97.2380 84 1008002 d 2 1 1 径向力 nff tr 60.86620tan97.2380tan n 7.1.3 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据设计手册，取 a0=112,于是得 mm n p ad 6 . 24 360 8 . 3 112 3 3 3 3 0min 取最小直径的 dmin=25mm。 最小直径显然安在大带轮上。 7.1.4 轴的结构设计 （1）根据轴上零件的装配方案，确定 i 轴的大体形状,如图 7-1 所示。 27 图 7-1轴的结构示意图 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足大带轮的轴向定位要求，1-2 轴段右端需制出一定位轴肩，轴肩高度 h=(0.070.1)d，故取 2-3 段的直径 d2-3=29mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈 直径 d=45mm。带轮与轴配合的毂孔长度 l1=70mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮轮 上而不压在轴的断面上，故 12 段的长度应比 l1略短一些，现取 l1-2=68mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承受径向力和轴向力，所以选圆锥滚子轴承，参照要求 并根据 d2-3=29mm，选择圆锥滚子轴承 30207。其尺寸 ddt=35mm72mm18.25mm， 故取 d3-4=d7-8=35mm；而 l7-8=18.25mm。 右端轴承采用轴肩定位，查手册 30207 的定位轴肩高度 h=4mm。故取 d6-7=43mm。 3）取安装齿轮处的 4-5 轴段的直径为 d4-5=41mm；齿轮左端与左轴承之间采用套筒 定位。已知齿轮 1 轮毂的宽度为 90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短 于轮毂宽度，故取 l4-5=88mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 h=(0.070.1)d，故取 h=3mm，则轴环处的直径 d5-6=47mm。轴环宽度,取 l5-6=10mm。hb4 . 1 4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求， 取端盖的外端面与大带轮之间的距离为 30mm，故取 l2-3=50mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 a=21.75，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时， 应距箱体内壁一些距离 s，取 s=8mm，已知滚动轴承宽度 t=18.25mm，则 l3-4=t+s+a+(90-88)=(18.25+8+21.75+2)mm=50mm 至此，1 轴除 6-7 段长度外，其余各段长度及直径均已确定，6-7 长度可在计算设计 2 轴 时一并定出。 （3）轴上零件的轴向定位 齿轮与大带轮的与轴的轴向定位均采用平键连接。按 d4-5由资料查得平键截面 bh=128, 28 键槽用键槽铣刀加工，由于键槽长度 l=轮毂长度-（510）mm，取键长为 80mm，同时 为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故由几何量公差与检测教材16知，选择齿轮轮 毂与轴的配合为；同样大带轮与轴的链接，选用平键为 8mm7mm60mm，大带轮与 6 7 n h 轴的配合为。圆锥滚子轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径 6 7 k h 公差为 m6。 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 由手册查得，轴左端倒角为 145o,右端倒角为 1.245o，各轴肩处的圆角半径均取 r1.6。 7.2 轴的设计 7.2.1轴上的功率 p、转速 n 和转矩 t p=3.61kw，n=90r/min，t=383060n.mm 7.2.2 求作用在齿轮上的力 因为，mmd336 2 mmd116 3 对于齿轮 2 n t ft97.2280 336 3830602 d 2 2 2 2 nff tr 60.86620tan12.2280tan n22 对于齿轮 3 n t ft48.6604 116 3830602 d 2 3 2 3 nff tr 83.240420tan48.6604tan n33 7.2.3 初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据 设计手册取于是得，112 0 a 29 mm n p ad 3 . 38 90 61 . 3 112 3 3 3 3 0min 取最小直径的 dmin=40mm。 最小直径显然安在轴承上。 7.2.4 轴的结构设计 （1）根据轴上零件的装配方案，确定 ii 轴的大体形状，如图 7-2 所示。 图 7-2 轴的结构示意图 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，所以选择圆锥滚子轴承， 参照要求并根据最小直径 dmin=32mm，选择圆锥滚子轴承 30208。其尺寸 ddt=40mm80mm19.75mm，故取 d1-2=d5-6=40mm。 2）右端圆锥滚子轴承右端采用轴承端盖定位，左端与小齿轮的右端之间采用套筒定 位；左端圆锥滚子轴承左端采用轴承端盖定位，右端与做大齿轮的左端采用套筒定位。 3）2 轴上大齿轮的轮毂的宽度为 85mm，为了是套筒端面可靠地压紧齿轮，l2-3应略 短于轮毂宽度，故取 l2-3=83mm；同理，由于 2 轴上小齿轮的轮毂宽度为 115mm，所以 取 l4-5=113mm。 由于左侧轴承右侧轴肩和右侧轴承左侧轴肩为非配合轴肩，h=12mm，取 d2-3=d4- 5=44mm。 4）大齿轮右侧与小齿轮左侧采用轴肩定位，轴肩高度 h=(0.070.1)dmm，故取 h=4mm，则轴环处的直径 d3-4=52mm。轴环宽度 b1.4h，故取 l3-4=12mm。 5）为了确保 1、2 齿轮正确啮合，故由此可计算出 l1-2=88+50-2.5-83=52.5mm。 6）取齿轮 3 距箱体内壁为 a=16.25mm，右侧轴承距箱体 s=8mm，已知圆锥滚子轴承 宽度 t=19.75mm,则 l5-6=s+a+t+2=（8+16.25+19.75+2）mm=46mm。 30 7）现在已完全确定出 2 轴各段长度，得出 2 轴总长度为 l=l1-2+l2-3+l3-4+l4-5+l5- 6=(52.5+83+12+113+46)mm=306.5mm。所以由此可以确定出 1 轴中 l6-7的值，l6-7=(306.5- 50-88-10-18.25)mm=140.25mm。 （3）轴上零件的周向定位 两个齿轮与轴的链接均采用平键连接。根据大齿轮 2 处 d2-3的值，有材料查得平键截 面 bh=14mm9mm，键槽用键铣刀加工，由于键长度 l=轮毂长度-（510）mm，l2- 3=83mm，取键长 l=75mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮 轮毂与轴的配合；同理，小齿轮 3 与轴连接选用平键为 14mm9mm105mm，齿轮与 6 7 n h 轴的配合为。圆锥滚子轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径 6 7 n h 尺寸公差为 m6。 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 由手册查得，取轴段倒角为 1.245o，各轴肩的圆角半径取 r1.6。 7.3 轴的设计 7.3.1 轴上的功率 p、转速 n 和转矩 t p=3.43kw，n=30r/min，t=1091880n.mm。 7.3.2 求作用在齿轮上的力 由于 mmd348 4 切向力 n t ft17.6275 348 10918802 d 2 4 3 径向力 nff tr 98.228320tan17.6275tan n 7.3.3 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据手册，取 a0=112,于 是得 31 mm n p ad 4 . 54 30 43 . 3 112 3 3 3 3 0min 取最小直径的 dmin=55mm。 最小直径显然在与工作部分相连的联轴器安装轴段上。 7.3.4 轴的结构设计 （1）根据轴上零件的装配方案，确定 iii 轴的大体形状，如图 7-3 所示。 图 7-3 轴的结构示意图 （2）联轴器的选择 联轴器的计算转矩 tca=kat3，有手册查得，取 ka=1.3，则， tca=kat3=1.31091880nmm=141944.4 nmm 按照计算转矩 tca应小于联轴器工程转矩的条件，查手册，选用 yl12 型联轴器，其公称 转矩为 1600000 nmm。半联轴器的孔径 d=60mm，故取 d7-8=60mm，半联轴器与轴配合 的毂孔长度 l=142mm。 （3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，78 段需制出一轴肩，故取 67 段的直径 d6-7=70mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴段挡圈直径 d=63mm。半联轴器与轴 配合的毂孔长度 l=142mm，为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上， 故 78 段的长度应略比 l 短一些，现取 l7-8=140mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选择单列圆锥滚子 轴承。参照工作要求并根据 d6-7=70mm,初步选取圆锥滚子轴承 30215，其尺寸为 ddt=75mm130mm27.25mm，故取 d5-6=d1-2=75mm；而 l1-2=27.25mm。 3）左端滚动轴承右侧采用轴肩进行定位。由设计手册查得 30215 型轴承的定位轴肩 高度 h=5mm,因此，取 d2-3=85mm。右端滚动轴承与齿轮之间采用套筒定位。 4）取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=79mm；齿轮右端与右轴承之间采用套筒定 32 位。已知齿轮轮毂的宽度为 110mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此段轴应略短于 轮毂宽度，故取 l4-5=108mm。齿轮左侧采用轴肩定位，轴肩高度 h=(0.070.1)dmm，故 取 h=6mm，则轴环处的直径 d3-4=91mm。轴环宽度 b1.4h，取 l3-4=12mm。 5）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的 要求，取轴承端盖的外端面与半联轴器左端的面间的距离 l=30mm，故取 l6-7=50mm。 6）为了保证 3、4 赤齿轮的正确啮合，计算 56 段长度为，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，已初步确定了轴的各段直径和长度。 (4)轴上零件的轴向定位 齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按 d4-5由手册查得平键截面 bh=22mm14mm，键槽用键槽铣刀加工；由于键长度 l=轮毂长度-（510）mm，所以 取键槽长度为 100mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与 轴的配合为；同样，半联轴器与轴的链接，选用平键 18mm11mm130mm，半联轴 6 7 n h 器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺 6 7 k h 寸公差为 m6。 (5)确定轴上的圆角和倒角 由手册查得，取轴段倒角为 2.045o,各轴肩处的圆角半径为 r1.6。 7.4 轴的校核 图 7-4 i 轴 7.4.1 齿轮 1 受力 切向力 33 n d t ft87.2380 2 1 1 径向力 nff o tr 60.86620tan 34 7.4.2 根据轴的结构图做出轴的计算简图 对于 30207 圆锥滚子轴承，由手册查得 a=16mm。简支梁额轴的支承跨距为 77+197.5=274.5mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如图 7-5 至 7-8。 图 7-5 轴水平面内弯矩图 图 7-6 轴垂直面内弯矩图 图 7-7 轴总弯矩图 35 图 7-8 轴扭矩图 从轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出截面 c 是轴的危险截面。现将计算的截面 c 处 的 mh、mv及 m 的值列于表 7-1。 表 7-1 i 轴不同位置的弯扭矩 载荷水平面 h垂直面 v 支反力 f fnh1=1726.8n，fnh2=673. 2n fnv1=602.6n，fnv2=234.9 n 弯矩mh=132957n.mmmv=46400n.mm 总弯矩m=140821n.mm 扭矩 t1t1=100800n.mm 7.4.3 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 c）的强度。 根据手册及上表的数据，以及轴的双向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，则取 =1， 轴的计算应力为 mpa w tm ca 1 .