卧式钢筋切断机的设计.doc

湖南农业大学东方科技学院湖南农业大学东方科技学院 全日制普通本科生毕业论文全日制普通本科生毕业论文 卧式钢筋切断机的设计卧式钢筋切断机的设计 THE DESIGN OF HORIZONTAL REINFORCING STEEL CUTTING MACHINE 学生姓名学生姓名：邝 云 翔 学学 号：号：200841914527 年级专业及班级：年级专业及班级：2008 级机械设计制造及其自动 化（5）班 指导老师及职称：指导老师及职称：向 阳 副教授 学学 部：部：理工学部 湖南长沙 2012 年 5 月 湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生 毕业论文（设计）诚信声明 本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下， 进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注 明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的 作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确 的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东 方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由 本人承担。 毕业论文（设计）作者签名： 年 月 日 目 录 摘要1 关键词1 1 前言1 2 整体设计思路及方案4 2.1 设计思路4 2.2 整体方案确定4 3 电机选择5 3.1 切断钢筋需用力计算5 3.2 功率计算5 4 传动机构设计6 4.1 基本传动数据计算6 4.1.1 分配传动比6 4.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数6 4.2 带传动设计7 4.2.1 带型的确定7 4.2.2 带轮基准直径7 4.2.3 带速的确定7 4.2.4 中心矩、带长及包角的确定7 4.2.5 确定带的根数8 4.2.6 张紧力8 4.2.7 作用在轴上的载荷8 4.2.8 带轮结构与尺寸见零件图8 4.3 齿轮设计9 4.3.1 第一级齿轮传动设计9 4.3.2 第二级齿轮传动设计 13 4.4 轴的校核16 4.4.1 一轴的校核16 4.4.2 三轴的校核20 4.5 键的校核24 4.5.1 键的选择24 4.5.2 验算挤压强度25 4.6 轴承的校核25 4.6.1 初选轴承型号26 4.6.2 寿命的计算26 5 钢筋切断机的摩擦、磨损和润滑28 结束语28 参考文献29 致谢29 1 卧式钢筋切断机的设计 作 者：邝云翔 指导老师：向 阳 （湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128） 摘摘 要：要：钢筋切断机是钢筋加工必不可少的设备之一，它主要用语房屋建筑、桥梁、隧道、 电站、大型水利等工程中对钢筋的定长切断。本设计为建筑上的卧式钢筋切断机，工作原理是： 采用电动机经一级三角带传动和二级齿轮传动减速后,带动曲轴旋转,曲轴推动连杆使滑块和动刀 片在机座的滑道中作往复直线运动,使活动刀片和固定刀片相错而切断钢筋。 关键词：关键词：切断，建筑，钢筋，齿轮 The Design of Horizontal Reinforcing Steel Cutting Machine Author:Kuang Yunxiang Tutor:Xiang Yang (Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128，china) Abstract:The steel cutting machine is one of the indispensable equipment for steel processing, it is the main term housing construction, bridges, tunnels, power plants, large-scale water conservancy project on the steel fixed-length cut off. The design for the building on a horizontal steel bar cutting machine, how it works: using the deceleration of the motor through a V-belt drive and two-gear drive, driven by the crankshaft rotation, crankshaft push rod so that the slider and moving blades in the base slide for reciprocating linear movement, with the wrong cut reinforced the activities blades and fixed blades. Keywords：Cut, construction, steel, gears 1 1 前言前言 钢筋切断机是钢筋加工必不可少的设备之一，它主要用语房屋建筑、桥梁、隧道、 电站、大型水利等工程中对钢筋的定长切断。钢筋切断机与其他切断设备相比，具有 重量轻、耗能少、工作可靠、效率高等特点，因此近年来逐步被机械加工和小型轧钢 厂等广泛采用，在国民经济建设的各个领域发挥了重要的作用1。 2 国内外切断机的对比：由于切断机技术含量低、易仿造、利润不高等原因，所以 厂家几十年来基本维持现状，发展不快，与国外同行相比具体有以下几方面差距。 1)国外切断机偏心轴的偏心距较大，如日本立式切断机偏心距24mm，而国内一般 为17mm看似省料、齿轮结构偏小些，但给用户带来麻烦，不易管理因为在由切大 料到切小料时，不是换刀垫就是换刀片，有时还需要转换角度2。 2)国外切断机的机架都是钢板焊接结构，零部件加工精度、粗糙度尤其热处理工 艺过硬，使切断机在承受过载荷、疲劳失效、磨损等方面都超过国产机器 3)国内切断机刀片设计不合理，单螺栓固定，刀片厚度够薄，40型和50型刀片厚 度均为17mm；而国外都是双螺栓固定，2527mm厚，因此国外刀片在受力及寿命等综 合性能方面都较国内优良3。 4)国内切断机每分钟切断次数少国内一般为2831次，国外要高出1520次， 最高高出30次，工作效率较高。 5)国外机型一般采用半开式结构，齿轮、轴承用油脂润滑，曲轴轴径、连杆瓦、 冲切刀座、转体处用手工加稀油润滑4国内机型结构有全开、全闭、半开半闭3种， 润滑方式有集中稀油润滑和飞溅润滑2种。 6)国内切断机外观质量、整机性能不尽人意；国外厂家一般都是规模生产，在技 术设备上舍得投入，自动化生产水平较高，形成一套完整的质量保证加工体系。尤其 对外观质量更是精益求精，外罩一次性冲压成型，油漆经烤漆喷涂处理，色泽搭配科 学合理，外观看不到哪儿有焊缝、毛刺、尖角，整机光洁美观。而国内一些一些厂家 虽然生产历史较长，但没有一家形成规模，加之设备老化，加工过程拼体力、经验， 生产工艺几十年一贯制，所以外观质量粗糙、观感较差。 纵观我国建筑用钢筋切断机的总体水平，与国际上先进产品相比还是比较落后。 主要表现在：企业生产规模小，产品的技术含量低，生产效率低下。大部分产品调直 速度较低，钢筋的直线度不高，表面划伤较重。 造成这种局面的主要原因在于，我国的建筑用钢筋切断机市场还没有真正形成， 还处在地域及价格因素占主导位置的过渡阶段，尚未进入真正的市场竞争阶段。生产 企业多而零散，且大都处在一种小而全、小而不全的状态，在这些生产企业中很难形 成强大的技术投入在这种条件下，企业之间相互抄袭现象严重，很难找到拥有自主知 识产权的产品，尚没有出现可以称得上领军式的企业5。 建筑用新级钢筋的推广使用为钢筋切断机的生产企业提供了广阔的发展空间。 为此，许多企业投入大量资金，争相开发、研制适合新!级钢筋要求的高速、大直径 3 钢筋切断机。 在传统的调直模式和曲线辊式调直切断机中广泛采用的锤击式切断机构，长期以 来一直存在连切的问题，被行业称之为老大难问题。 多少年来，许多生产企业和使用单位为此伤透了脑筋，想尽了各种办法，始终没 有彻底解决。随着专利技术“锤击式冲压及切断设备的零连切装置”的开发与应用， 不仅彻底解决了锤击式切断机构的连切问题，而且调直度好，长度误差小，受到了新 老户、特别是广大钢筋焊网企业的热烈欢迎。仅传统设备改造一项就为开发企业带来 一大片市场。 采用剪式切断机构的新型对辊式钢筋切断机的使用，不仅明显地降低了对冷、热 轧带肋钢筋表面的伤，也使得钢筋的调直速度由过去的m/min， 提高到 90-120m/min、150m/min，甚至达到180m/min以上，直线度3mm/m，长度误差 2mm，完全可以和国外产品媲美。 复合式（对辊+调直模式）钢筋切断机，不仅保持了传统产品（调直模式）调直 度好的特点，同时也使对辊式调直机的优势得到了充分发挥，调直速度由过去的30- 50m/min 提高到80m/min。调直钢筋的范围也由5-10mm提高到14mm，直线度 4，定尺精度10mm。 在电气控制方面，众多企业纷纷淘汰传统的电气控制技术，竟相采用先进的PLC 式电脑控制，不仅使控制单元得到了简化，整机的运行更加稳定、可靠，维护更加简 单，更使我国建筑用钢筋切断机的整体水平跃上一个新的台阶，极大地缩短了与国际 上先进产品的差距。 面对空前广阔的钢筋切断机市场，广大生产企业也面临严峻的挑战。多年来，受 运输长度等多种因素影响，大型轧钢企业生产的直径小于14钢筋都是以盘条形式走 向市场。目前已有个别企业看准后续加工（即钢筋的调直与定尺切断）中的可观利润， 开始购入单机。一旦这些企业实现并完成对现有生产线的改进，将以往的盘条改为直 条走向市场，势必对现有的钢筋切断机市场，特别是对钢筋切断机生产企业形成巨大 的冲击。人无远虑，必有近忧，这是一个应该引起广大钢筋切断机生产企业十分重视 的大问题。 综上所述，我国经济建设的飞速发展为建筑行业，特别是为建筑机械的发展提供 了一个广阔的发展空间，为广大生产企业提供一个展示自己的舞台。面对竞争日益激 烈的我国建筑机械市场，加强企业的经营管理，加大科技投入，重视新技术、新产品 的研究开发，提高产品质量和产品售后服务水平，积极、主动走向市场，使企业的产 4 品不断地满足广大用户的需求，尽快缩短与国外先进企业的差距，无疑是我国广大钢 筋切断机生产企业生存与发展的必由之路6。 2 2 整体设计思路及方案整体设计思路及方案 2.12.1 设计思路设计思路 本设计中的卧式钢筋切断机，由电动机经一级三角带传动和二级齿轮传动减速后,带 动曲轴旋转7,曲轴推动连杆使滑块和动刀片在机座的滑道中作往复直线运动,使活动 刀片和固定刀片相错而切断钢筋。如图1： 1- 电机 2-小带轮 3-大带轮 4-一轴连轴齿轮 5-二轴大齿轮 6-二轴连轴齿轮 7-曲轴大齿轮 8-曲轴 9-连杆 10-活动刀座 11-固定刀座 12-飞轮 13-二轴 14-一轴 图 1 整体方案示意图 Fig.1 The overall program diagram 2.22.2 整体方案确定整体方案确定 选择三级减速，先是一级带减速，再两级齿轮减速。首先采用一级带传动，因为 它具有缓冲、吸振、运行平稳、噪声小、合过载保护等优点。并安装张紧轮。然后采 用两级齿轮减速，因为它可用来传递空间任意两轴间的运动和动力，并具有功率范围 大，传动效率高，传动比准确，使用寿命长，工作安全可靠等特点8。 动力由电动机输出,通过减速系统传动,把动力输入到执行机构。由于传动系统作 的是回转运动,而钢筋切断机的执行机构需要的直线往复运动,为了实现这种转换,可 以采用曲柄滑块机构。 曲柄滑块机构的曲柄的主要结构型式又分为四种：圆盘式，偏心轮式，偏心轴式， 5 曲轴式。通过考虑实际情况，我决定选择曲轴式。同时，在曲轴处安装一飞轮，用于 储存惯性能，使切断过程顺利进行。 外壳的选择，我采用全开式，原因有两个方面。一 有利于散热，同时方便在关 键部位放润滑油。二 价格便宜，制造简单。 从整体上来说，卧式钢筋切断机占地面积较大，但相对的高度较小。从结构上说， 用电动机经一级三角带传动和二级齿轮传动减速后,带动曲轴旋转,曲轴推动连杆使滑 块和动刀片在机座的滑道中作往复直线运动,使活动刀片和固定刀片相错而切断钢筋， 有较好的急回特性，推程速度平稳，急回速度较快。 3 3 电机选择电机选择 根据电机的工作环境选择电动机类型，采用卧式安装，防护式电机，绕线型三相 异步电动机9。 3.13.1 切断钢筋需用力计算切断钢筋需用力计算 为了保证钢筋的剪断，剪应力应超过材料的许应剪应力 10。即切断钢筋的条 件为： A Q （1） 查资料可知钢筋的许用剪应力为：MPa,取最大值 142MPa。由于本 142128 切断机切断的最大刚筋粗度为：mm。14 max d 则本机器的最小切断力为： 21848 4 )14(14 . 3 142 4 142 4 2 2 max 2 max Q Q d Q d Q 取切断机的 Q=22000N。 3.23.2 功率计算功率计算 由图可知，刀的速度小于曲轴处的线速度。则切断处的功率 P ： W （2） 8 . 690001 . 0 20 60 215 QP 查表可知在传动过程中11，带传动的效率为 = 0.940.97； 二级齿轮减速器的 效率为 = 0.960.99； 滚动轴承的传动效率为 = 0.940.98； 连杆传动的效率为 6 = 0.810.88；滑动轴承的效率为99 . 0 98 . 0 由以上可知总的传动效率为: = 0.940.960.980.81=0.72 由此可知所选电机功率最小应为 kw94 . 1 72 . 0 269 . 0 P 查手册并根据电机的工作环境和性质选取电机为：Y 系列封闭式三相异步电动机， 代号为 Y112M-6，输出功率为 2.2kw，输出速度为 960 r/min。 4 4 传动机构设计传动机构设计 4.14.1 基本传动数据计算基本传动数据计算 4.1.1 分配传动比 电动机型号为 Y，满载转速为 960 r/min。 a) 总传动比 64 15 960 i b) 分配传动装置的传动比 10 iii （3） 上式中 i0、i1分别为带传动与减速器（两级齿轮减速）的传动比，为使 V 带传动的外 廓尺寸不致过大，同时使减速器的传动比圆整以便更方便的获得圆整地齿数12。初步 取 i0 =2，则减速器的传动比为 32 2 64 0 1 i i i c) 分配减速器的各级传动比 按展开式布置，查阅有关标准，取 i11=6.4，则 i22=5。 （注以下有 i1代替 i11，i2代替 i22） 4.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数 a) 各轴的转速 轴 min/ r480 2 960 0 1 n n n m （4） 轴 （5）min/ r75 4 . 6 480 1 1 2 i n n 轴 min/ r15 5 75 2 2 3 i n n （6） 7 b) 各轴的输入功率 轴 kw068 . 2 94 . 0 2.2 011 pp （7） 轴 kw966 . 1 98 . 0 97 . 0 068 . 2 1212 pp （8） 轴 kw869 . 1 98 . 0 97. 0966 . 1 2323 pp （9） c) 各轴的输入转矩 电动机输出转矩 mN89.21 960 2 . 2 9550 d T 轴 mN15.4194 . 0 289.21 0101 iTT d （10） 轴 mN35.25098. 097. 04 . 615.41 12112 iTT （11） 轴 mN91.118998 . 0 97 . 0 535.250 23223 iTT （12） 4.24.2 带传动设计带传动设计 4.2.1 带型的确定 由设计可知：V 带传动的功率为 2.2kw，小带轮的转速为 960r/min，大带轮的转 速为 480r/min。 查表可知 工况系数取 KA=1.5 ，Pc=1.52.2=3.3kw。根据以上数值及小带 轮的转速查相应得图表选取 A 型 V 带。 4.2.2 带轮基准直径 查阅相关手册选取小带轮基准直径为 d1=100mm，则大带轮基准直径为 d2=2100=200mm 8 4.2.3 带速的确定 s/m0 . 5 100060 96010014 . 3 100060 1 nd v （13） 4.2.4 中心矩、带长及包角的确定 由式： 0.7(d1+d2)a02(d1+d2) （14） 可知： 0.7(100+200)a02(100+200) 得 210a0600 初步确定中心矩为 a0=400 根据相关公式初步计算带的基准长度： mm25.1277 4004 )100200( )200100( 2 4002 4 )( 2 2 2 0 2 21 210 ）（ a dd ddaLd 查表选取带的长度为 1250mm 计算实际中心矩： mm386 2 25.12771250 400 2 0 dd LL aa （15） 取 386mm 验算小带轮包角： 2 . 165 3 . 57180 12 a dd 4.2.5 确定带的根数 la c kkpp p Z 11 （16） 查表知 p1=0.97 9 p1=0.11 ka=0.965 kl=0.93 则 40 . 3 93. 0965 . 0 11 . 0 97 . 0 3 . 3 Z 取 Z=4 4.2.6 张紧力 2 0 ) 1 5 . 2 (500qv kvZ p F c （17） 查表 q=0.10kg/m N 1 . 133024 . 5 1 . 0) 1 965 . 0 5 . 2 ( 4024 . 5 3 . 3 500 2 0 F 4.2.7 作用在轴上的载荷 N 9 . 1055 2 2 . 165 sin 1 . 13342 2 sin2 0 FZFq （18） 4.2.8 带轮结构与尺寸见零件图 10 图 2 带轮的结构与尺寸图 Fig.2 The structure and size of the pulley Figure 4.34.3 齿轮传动设计齿轮传动设计 4.3.1 第一级齿轮传动设计 a) 选材料、确定初步参数 1) 选材料 小齿轮：40Cr 钢调制13，平均取齿面硬度为 260HBS 大齿轮：45 钢调制，平均取齿面硬度为 260HBS 2) 初选齿数 取小齿轮的齿数为 20，则大齿轮的齿数为 206.4=128 3) 齿数比即为传动比 4 . 6 20 128 i 4) 选择尺宽系数 d和传动精度等级情况，参照相关手册并根据以前学过的知 识选取 d=0.6 初估小齿轮直径 d1=60mm，则小齿轮的尺宽为 b=d d1=0.660=36mm 5) 齿轮圆周速度为： 参照手册选精度等级为 9 级。s/m5 . 1 100060 48060 100060 11 nd v 6) 计算小齿轮转矩 T1 mmN101 . 4 480 068 . 2 1055 . 9 1055 . 9 46 1 6 1 n p T （19） 7) 确定重合度系数 Z、Y：由公式可知重合度为 695 . 1 128 1 20 1 2 . 388 . 1 则由手册中相应公式可知： （20877 . 0 3 695 . 1 4 3 4 Z 692 . 0 75 . 0 25 . 0 Y （21） 8) 确定载荷系数 KH 、KF 确定使用系数 KA：查阅手册选取使用系数为 KA=1.85 11 确定动载系数 Kv：查阅手册选取动载系数 Kv=1.10 确定齿间载荷分布系数 KHa、KFa： mm/N100mm/N23.70 3660 101 . 485 . 1 2 * *2 4 1 1 db TK b FK AtA （22） 则 3 . 1 877 . 0 11 22 Z KHa （23） 45. 1 692 . 0 11 Y KFa （24） 载荷系数 KH、KF 的确定，由公式可知 09 . 3 3 . 115 . 1 10 . 1 85 . 1 HVAH KKKKK （25） 42 . 3 3 . 1 45 . 1 09 . 3 Ha Fa HF K K KK （26） b) 齿面疲劳强度计算 1) 确定许用应力H 总工作时间 th，假设该切断机的寿命为 10 年，每年工作 300 天，每天 工作 8 个小时，则： h1200083005 h t 应力循环次数 N1、N2 8 6 . 66 . 66 . 6 6 . 6 3 1 1 111 101 3 . 04 . 05 . 07 . 02 . 0112000480160 60 h hi i i hv t t T T trnNN 7 8 1 22 1056 . 1 4 . 6 101 u N NN v 寿命系数14 Zn1、Zn2 ，查阅相关手册选取 Zn1=1.0、Zn2=1.15 12 接触疲劳极限取：hlim1=720MPa、hlim2=580MPa 安全系数取：Sh=1.0 许用应力 h1、h2 MPa720 1 19 . 1 760 2lim 1 h nH h S Z （27） MPa667 1 34 . 1 570 2lim 2 h nH h S Z 2) 弹性系数 ZE 查阅机械设计手册可选取MPa190 E Z 3) 节点区域系数 ZH查阅机械设计手册可选取 ZH=2.5 4) 求所需小齿轮直径 d1 mm34.55 720 877 . 0 5 . 2190 4 . 61 14 . 6101 . 409 . 3 2 12 3 4 3 2 1 1 h he d h ZZZ u uuTk d 与初估大小基本相符。 5) 确定中心距，模数等几何参数 中心距 a： 圆整中心矩取 222mm 75.204 2 14 . 634.55 a 模数 m：由中心矩 a 及初选齿数 Z1 、Z2得： 3 9223 17322 21 ZZ a m （28） 分度圆直径 d1,d2 mm60203 11 mzd （29） mm3841283 22 mzd 确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=600.6=36mm 13 小齿轮尺宽取 b2=40mm c) 齿根抗弯疲劳强度验算 1) 求许用弯曲应力 F 应力循环次数 NF1、NF2 7 2 . 62 . 62 . 6 2 . 6 3 1 1 11 108 . 8 3 . 04 . 05 . 07 . 02 . 0112000480160 60 h hi i i hF t t T T trnN 7 7 1 2 102 . 2 4 108 . 8 u N N F F 寿命系数 Yn1、Yn2 ，查阅相关手册选取 Yn1=1、Yn2=1 极限应力取：Flim1=290MPa、Flim2=220MPa 尺寸系数 Yx：查阅机械设计手册选，取 Yx=1.5 安全系数 SF：参照表 9-13，取 SF=1.5 需用应力F1 、F2 由式（9-20） ，许用弯曲应力 MPa387 5 . 1 1129022 1lim 1 MPa S YY F xNF F （30） MPa293 5 . 1 1122022 2lim 2 MPa S YY F xNF F 2) 齿形系数 YFa1、YFa2 由图 9-19，取 YFa1=2.56 YFa2=2.15 3) 应力修正系数 Ysa1、Ysa2 由图 9-20，取 Ysa1=1.62 Ysa2=1.82 4) 校核齿根抗弯疲劳强度 由式（9-17） ，齿根弯曲应力 1 4 11 1 1 1 MPa149 MPa692 . 0 62 . 1 56 . 2 5 . 23660 101 . 442 . 3 2 2 F saFa F F YYY mbd TK 14 2 11 22 12 MPa 6 . 140 62 . 1 56 . 2 82 . 1 15 . 2 149 F saFa saFa FF YY YY （31） 4.3.2 第二级齿轮传动设计 a) 选材料、确定初步参数 1) 选材料 小齿轮：40Cr 钢调制15，平均取齿面硬度为 260HBS 大齿轮：45 钢调制，平均取齿面硬度为 260HBS 2) 初选齿数 取小齿轮的齿数为 28，则大齿轮的齿数为 285=140 3) 齿数比即为传动比 5 28 140 i 4) 选择尺宽系数 d和传动精度等级情况，参照相关手册并根据以前学过的知 识选取 d=2/3 初估小齿轮直径 d1=84mm，则小齿轮的尺宽为 b=d d1=2/384=56mm 齿轮圆周速度为： 参照手册选精度等级为 9 级。s/055m . 0 100060 7584 100060 nd 11 5) 计算小齿轮转矩 T116 mmN105 . 2 75 966 . 1 1055 . 9 n p 1055 . 9 T 56 1 6 1 6) 确定重合度系数 Z、Y：由公式可知重合度为17 74 . 1 140 1 28 1 2 . 388 . 1 则由手册中相应公式可知： 868 . 0 3 74 . 1 4 3 4 Z 681 . 0 75 . 0 25 . 0 Y 7) 确定载荷系数 KH 、KF 确定使用系数 KA：查阅手册选取使用系数为 KA=1.85 确定动载系数 Kv：查阅手册选取动载系数 Kv=1.0 确定齿间载荷分布系数18KHa、KFa： 15 mm/N100mm/N 6 . 196 5684 105 . 285 . 1 22 5 1 1 db TK b FK AtA 则 33. 1 864 . 0 11 22 Z KHa47 . 1 681 . 0 11 Y KFa 载荷系数 KH、KF 的确定，由公式可知 2.8333 . 1 15 . 1 0 . 185 . 1 HVAH KKKKK 13 . 3 33 . 1 47 . 1 83 . 2 Ha Fa HF K K KK c) 齿面疲劳强度计算 1) 确定许用应力H 总工作时间 th，假设该弯曲机的寿命为 10 年，每年工作 300 天，每天工 作 8 个小时，则： h1200083005 h t 应力循环次数 N1、N2 7 6 . 66 . 66 . 6 6 . 6 3 1 1 111 1035 . 1 3 . 04 . 05 . 07 . 02 . 011200075160 60 h hi i i hv t t T T trnNN 6 7 1 22 107 . 2 5 1035 . 1 u N NN v 寿命系数 Zn1、Zn2 ，查阅相关手册选取 Zn1=1.33、Zn2=1.48 接触疲劳极限19取：hlim1=760MPa、hlim2=760MPa 安全系数取：Sh=1 许用应力 h1、h2 MPa 8 . 1010 1 33 . 1 760 2lim 1 h nH h S Z MPa 8 . 1124 1 48 . 1 760 2lim 2 h nH h S Z 2) 弹性系数 ZE 查阅机械设计手册可选取MPa190 E Z 3) 节点区域系数 ZH查阅机械设计手册可选取 ZH=2.5 16 4) 求所需小齿轮直径 d1 mm 0 . 70 8 . 1124 868 . 0 5 . 2190 53/2 1583 . 2 105 . 22 12 3 2 5 3 2 1 1 h he d h ZZZ u uTk d 与初估大小基本相符。 5) 确定中心距，模数等几何参数 中心距 a： 210 2 15 0 . 70 a 圆整中心矩取 252mm 模数 m：由中心矩 a 及初选齿数 Z1 、Z2得： 3 14028 25222 21 ZZ a m 分度圆直径 d1,d2 mm84283 11 mzd mm4201403 22 mzd 确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=842/3=56mm 小齿轮尺宽取 b2=60mm c) 齿根抗弯疲劳强度验算 1) 求许用弯曲应力 F 应力循环次数 NF1、NF2 7 2 . 62 . 62 . 6 2 . 6 3 1 1 11 1035 . 1 3 . 04 . 05 . 07 . 02 . 011200075160 60 h hi i i hF t t T T trnN 6 7 1 2 107 . 2 5 1035 . 1 u N N F F 寿命系数 Yn1、Yn2 ，查阅相关手册选取 Yn1=1、Yn2=1 极限应力取：Flim1=290MPa、Flim2=230MPa 17 尺寸系数 Yx：查阅机械设计手册选，取 Yx=1.5 安全系数 SF：参照表 9-13，取 SF=1.5 需用应力F1 、F2 由式（9-20） ，许用弯曲应力 MPa387 5 . 1 1129022 1lim 1 MPa S YY F xNF F MPa307 5 . 1 1123022 2lim 2 MPa S YY F xNF F 2) 齿形系数 YFa1、YFa2 由图 9-19，取 YFa1=2.56 YFa2=2.15 3) 应力修正系数 Ysa1、Ysa2 由图 9-20，取 Ysa1=1.62 Ysa2=1.82 4) 校核齿根抗弯疲劳强度 由式（9-17） ，齿根弯曲应力 1 5 11 1 1 1 MPa313 MPa681 . 0 62 . 1 56 . 2 35684 105 . 213 . 3 2 2 F saFa F F YYY mbd TK 2 11 22 12 MPa297MPa 62 . 1 56 . 2 82 . 1 15 . 2 313 F saFa saFa FF YY YY 4.44.4 轴的校核轴的校核 4.4.1 一轴的校核 轴直径的设计式 89mm.17 480 2.068 110 n P C n2 . 0 P1055 . 9 33 3 T 6 d （32） 轴的刚度计算20 a) 按当量弯矩法校核 1) 设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量 弯矩图。 19 20 图 3 轴的受力转矩弯矩图 Fig.3 Axis force-torque moment diagram 2) 求作用在轴上的力21如表 1，作图如图 3-c 表 1 作用在轴上的力 Table 1 The role of force in the axis 垂直面（Fv）水平面（Fh） 轴承 1 F2=12NF4=891N 齿轮 2 =N Bv F1367498NFAH 轴承 3 F1=476NF3=1570N 带轮 4 0Fv 1056N BH F 3） 求作用在轴上的弯矩如表 2，作出弯矩图如图 3-d、3-e 21 表 2 作用在轴上的弯矩 Table 2 The role of the shaft of the moment 垂直面（Mv）水平面（Mh） 1308N.mm109-Ft 1 v MN.mm-97119109 1 cH FM 合成弯矩 截面 97128N.mmN.mm971191308 22 M 105348N.mm31312204498 v M 15N.mm2041367- 313891 H M 合成弯矩 截面 105363N.mmN.mm15105348 22 M 4）作出转弯矩图如图 3-f 5）作出当量弯矩图如图 3-g，并确定可能的危险截面、如图 3-a。并算 出危险截面的弯矩如表 3。 表 3 截面的弯矩 Table 3 Cross-section of the moment 截面 105431N.mmTM 2 2 e M 截面 106160N.mmTM 2 2 e M 6）确定许用应力 已知轴材料为 45 钢调质，查表得=650MPa。用插入法查表得 b =102.5MPa，=60MPa。 b0 b1 59 . 0 5 . 102 60 0 1 7）校核轴径如表 4 表 4 验算轴径 Table 4 Checking shaft diameter 截面 mm6626mm 1 . 0 M 3 1b e d 截面 mm4826mm 1 . 0 M 3 1b e d 22 结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。 b) 轴的刚度计算 7 1 7 1 4 1 0 2 . 19 101 . 8 165 27 3 . 57 3 . 57 i pi ii i pi ii n i pi ii I LT I LT I LT G （33） 251200 32 I 4 1 p1 d （34） 520888 32 I 4 2 p2 d 834362 32 I 4 3 p3 d 1271700 32 I 4 4 p4 d 1861896 32 I 4 5 p5 d 834362 32 I 4 6 p6 d 251200 32 I 4 7 p7 d 164812 32 I 4 8 p8 d 5 . 012. 0 164812 95 251200 59 834362 27 1861896 157 1271700 40 834362 53 520888 27 251200 30 2 .19 0 所以轴的刚度足够 4.4.2 三轴的校核 轴直径的设计式 54.9mm 15 1.869 110 n P C n2 . 0 P1055 . 9 33 3 T 6 d 23 轴的刚度计算 a) 按当量弯矩法校核 设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。 1） 轴的受力简图如图 4-a 24 图 4 轴的受力弯矩转矩图 Fig.4 Axis force-moment torque diagram 2）求作用在轴上的力如表 5，并作图如图 4-c 表 5 作用在轴上的力 Table 5 The role of force in the axis 垂直面（Fv）水平面（Fh） 轴承 1 F3=1627NF1=8362N 齿轮 =2381N Bv F867NFAH 轴承 2 F4=754NF3=12619N 曲轴 0Fv 21848N BH F 3）计算出弯矩如表 6，并作图如图 4-d、e 表 6 轴上的弯矩 25 Table 6 Axis bending moment 垂直面（Mv）水平面（Mh） .mm-314824.5N193.5-Fp 1 v MN.mm1618047193.5 1 cH FM 合成弯矩 截面 m1640000N.mN.mm1618047314824.5 22 M 189272N.mm v MN.mm 5 . 3154675 H M 合成弯矩 截面 m3160000N.mN.mm3154675.5189272 22 M 4）作出转弯矩图如图 4-f 5）作出当量弯矩图如图 4-g，并确定可能的危险截面、和的弯矩 如表 7 表 7 危险截面的弯矩 Table 7 The moment of the dangerous section 截面 m1640000N.mTM 2 2 e M 截面 m3160000N.mTM 2 2 e M 6）确定许用应力 已知轴材料为 45 钢调质，查表得=650MPa。用插入法查表得 b =102.5MPa，=60MPa b0 b1 59 . 0 5 . 102 60 0 1 7）校核轴径如表 8 表 8 校核轴径 Table 8 Check shaft diameter 截面 mm8464.89mm 1 . 0 M 3 1b e d 截面 mm9080.58mm 1 . 0 M 3 1b e d 26 结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。 8) 轴的刚度计算 7 1 7 1 4 1 0 2 . 19 101 . 8 165 27 3 . 57 3 . 57 i pi ii i pi ii n i pi ii I LT I LT I LT G （35） 所以轴的刚度足够5 .