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机械毕业设计全套

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JX04-105@卧式钢筋切断机的设计,机械毕业设计全套

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河 北 科 技 大 学 毕业设计（论文）任务书 学 院： 机械电子工程学院 专 业： 机 械设计制造及其自动化 学生姓名 : 闫立业 学 号 : 020501120 设计 (论文 )题目 ： 卧式钢筋切断机的设计 起 迄 日 期 : 2006 年 3 月 13 日 -6 月 23 日 设计 (论文 ) 地点 : 河北科技大学 指 导 教 师 : 雒运强 （副教授） 专 业 负 责 人 : 郑惠萍（教授） 任务书下达日期 : 2006 年 3 月 6 日 nts毕 业 设 计（论 文）任 务 书 1本毕业设计（论文）课题应达到的目的： 通过本毕业设计课题使学生 基本掌握机械结构设计和计算的基本方法和步骤，掌握建筑钢筋切断机的结构特点和使用方法并了解其现状。培养学生综合运用所学过的基本理论知识和专业知识及专业技能的能力，使学生的专业能力和综合素质进一步得到提高。 2本毕业设计（论文）课题任务的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）： 设计一台卧式钢筋切断机，最大切断钢筋直径 14mm，切断次数 15 次 /分； 1 调研，搜集资料，翻译相关英文科技资料； 2 编写开题报告； 3 设计钢筋切断机的传动方式并绘制其传动原理图； 4 设计钢筋切断机的结构并绘制其装配图； 5 绘制主要零部件的部装图和零件图； 6 编写设计计算说明书一份； 7.答辩。 nts毕 业 设 计（论 文）任 务 书 3对本毕业设计（论文）课题成果的要求包括毕业设计论文、图表、实物样品等： 1 翻译相关英文科技资料 5000 汉字以上； 2 毕业设计中的全部文件资料符合学校规定的格式和要求； 3 绘制的图纸数量合零号图 4 张以上； 4 设计计算说明书要在 1.5 万汉字以上 ； 5. 以上所有资料刻录光盘一张 ； 6. 课题成果属河北科技大学所有。 4主要参考文献： 1 苏翼林主编 .材料力学（第 3版） .天津：天津大学出版社， 2001 2 孙桓 陈作模主编 .机械原理（第 6版） .北京：高等教育出版社， 2001 3 李继庆 陈作模主编 .机械设计基础 .北京：高等教育出版社， 1999 4 梁崇高等著 .平面连杆机构的计算设计 .北京：高等教育出版社， 1993 5 刘政昆编著 .间歇运动机构 .大连：大连理工大学出版社， 1991 6 伏尔默 J等著 .连杆机构 .石则昌等译 .北京：机械工业出版社， 1990 7 王慰椿 .机械基础与建筑机械 .南京：东南大学出版社， 1990 8 高蕊 .钢筋切断机刀片合理侧 隙的保证方法 .建筑机械化， 1997年第 4期 37-38页 9 王平 ， 张强 ， 许世辉 .钢筋调直切断机的顶刀与连切 J.建筑机械 ,1997年第 5期 47-48页 10 宜亚丽 .钢筋矫直切断机剪切机构研究分析 .机械， 2004年第 10期 14-16页 nts毕 业 设 计（论 文）任 务 书 5本毕业设计（论文）课题工作进度计划： 起 迄 日 期 工 作 内 容 2006 年 3 月 13 日 4 月 8 日 4 月 9 日 4 月 15 日 4 月 16 日 5 月 10 日 5 月 11 日 6 月 1 日 6 月 2 日 6 月 10 日 6 月 11 日 6 月 14 日 6 月 15 日 6 月 20 日 6 月 21 日 6 月 23 日 搜集、整理、熟悉分析、翻译相关资料，写出开题报告 ； 设计钢筋切断机的传动方式并绘制传动原理图 ； 设计钢筋切断机的结构并绘制其装配图 ； 绘制钢筋切断机的主要部装图和零件图 ； 编制设计计算说明书 ； 修改完善 ； 论文 答辩 ； 其它。 所在专业审查意见： 负责人： 年 月 日 学院意见： 主管院长： 年 月 日 nts 第 1 页 共 29 页 1 引言 1 1 概述 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。 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)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， 25 27mm 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。 4)国内切断机每分钟切断次数少国内 一般为 28 31次，国外要高出 15 20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。 全球经济建设的快速发展为建筑行业，特别是为建筑机械的发展提供了一个广阔的发展nts 第 2 页 共 29 页 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，使企业的产品不断地满足用户的需求，尽快缩短与国外先进企业的差距，无疑是 我国钢筋切断机生产企业生存与发展的必由之路 。 1 2 题目的选取 本次毕业设计的任务是 卧式钢筋切断机的设计。要求切断 钢筋的 最大 直径 14mm， 切断 速度为 15次 /分。 在设计中通过计算 和考虑实际情况选则 合适的结构 及 参数，从而达到 设计 要求，同时尽 可能的降低 成本，这也是一个综合运用所学 专业 知识的过程。毕业设计是对四年大学所学知识的一个总结，也是走上工作岗位前的一次模拟训练 。 1 3 钢筋切断机的工作原理 工作原理 ： 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。 2 电机选择 传动方案简述： 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，因为齿轮传动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。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 ,盘行凸轮移动滚子从动件机构 ,齿轮齿条机构。考虑现实条件我决定采用曲柄滑块机构作为本机械的执行机构 。 2.1 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 。即切断钢筋的条件为：nts 第 3 页 共 29 页 AQ 查资料可知钢筋的许用剪应力为： 142128 MPa,取最大值 142MPa。由于本切断机切断的最大刚筋粗度为： 14max dmm。 则本机器的最小切断力为： 218484)14(14.31424142422m a x2m a xQQdQdQ取切断机的 Q=22000N。 2.2 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 ：8.6 9 00 0 1.02060215 QP W 查表可知在传动过程中，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 = 0.810.88；滑动轴承 的效率为 99.098.0 由以上可知总的传动效率为 : = 0.94 0.96 0.98 0.81=0.72 由此可知所选电机功率最小应为 94.172.0 269.0 Pkw 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。 3. 传动结构设计 3.1 基本传动数据计算 3.1.1 分配传动比 电动机型号为 Y，满载转速为 960 r/min。 nts 第 4 页 共 29 页 a) 总传动比 6415960 ib) 分配传动装置的传动比 10 iii 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。初步取 i0 =2，则减速器的传动比为 3226401 iiic) 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） 3.1.2 计算机构各轴的运 动及动力参数 a) 各轴的转速 轴 min/r480296001 nnn m 轴 min/r754.6480112 inn 轴 m in/r15575223 innb) 各轴的输入功率 轴 kw068.294.02 . 2011 pp 轴 kw966.198.097.0068.21212 pp 轴 kw8 6 9.198.097.09 6 6.12323 ppc) 各轴的输入转矩 电动机输出转矩 mN89.219 60 2.29 55 0 dT 轴 mN15.4194.0289.210101 iTT d 轴 mN35.25098.097.04.615.4112112 iTT 轴 mN91.118998.097.0535.25023223 iTTnts 第 5 页 共 29 页 3.2 带传动设计 3.2.1 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=1.5 2.2=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。 3.2.2 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=2 100=200mm 3.2.3 带速的确定： s/m0.5100 060 96010014.3100 060 1 ndv 3.2.4 中心矩、带长及包角的确定。由式 0.7(d1+d2)a02(d1+d2) 可知： 0.7(100+200)a02(100+200) 得 210 a0 600 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： mm25.12774004 )100200()200100(240024 )(22 20221210 ）（addddaLd查表选取带的长度为 1250mm 计算实际中心矩： mm3862 25.127712504002 0 dd LLaa取 386mm 验算小带轮包角： 2.1653.57180 12 a dd3.2.5 确定带的根数： lac kkpp pZ 11 查表知 p1=0.97 p1=0.11 ka=0.965 kl=0.93 则 40.393.0965.011.097.0 3.3 Z取 Z=4 nts 第 6 页 共 29 页 3.2.6 张紧力 20 )15.2(500 qvkvZpF c 查表 q=0.10kg/m N1.133024.51.0)1965.0 5.2(4024.5 3.3500 20 F3.2.7 作用在轴上的载荷： N9.10552 2.165s in1.133422s in2 0 FZF q3.2.8 带轮结构与尺寸见零件图 图 1 带轮的结构与尺寸图 3.3 齿轮传动设计 nts 第 7 页 共 29 页 3.3.1 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，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 20 6.4=128 3) 齿数比即为传动比 4.620128 i4) 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=0.6 60=36mm 5) 齿轮圆周速度为： s/m5.1100060 48060100060 11 ndv参照手册选精度等级为 9 级。 6) 计算小齿轮转矩 T1 mmN101.4480068.21055.91055.9 46161 npT7) 确定重合度系数 Z 、 Y ：由公式可知重合度为 695.112812012.388.1 则由手册中相应公式可知： 877.03 695.1434 Z 6 9 2.075.025.0 Y8) 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=1.10 确定齿间载荷分布系数 KHa、 KFa： mm/N100mm/N23.703660 101.485.12* *2 411 db TKb FK AtA nts 第 8 页 共 29 页 则 3.1877.0 11 22 ZK Ha45.16 92.0 11 YK Fa载荷系数 KH、 KF 的确定，由公式可知 09.33.115.110.185.1 HVAH KKKKK 42.33.1 45.109.3 HaFaHF KKKKb) 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： h1 2 0 0 083 0 05 ht 应力循环次数 N1、 N2 86.66.66.66.631 11111013.04.05.07.02.011 2 00 048016060 hhiiihv ttTTtrnNN78122 1056.14.6 101 uNNN v 寿 命系数 Zn1、 Zn2 ，查阅相关手册选取 Zn1=1.0、 Zn2=1.15 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 M P a720119.17602l i m1 hnHh S Z M P a667134.15702l i m2 hnHh S Z2) 弹性系数 ZE 查阅机械设计手册可选取 MPa190EZ 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 nts 第 9 页 共 29 页 mm34.55720877.05.21904.6114.6101.409.3212343211 hhedh ZZZuuuTkd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： 75.2042 14.634.55 a圆整中心矩取 222mm 模数 m：由中心矩 a 及初选齿数 Z1 、 Z2 得： 39223 17322 21 ZZ am分度圆直径 d1,d2 mm6020311 mzd mm38 412 8322 mzd 确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=60 0.6=36mm 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 72.62.62.62.631 111108.83.04.05.07.02.011 2 00 048016060 hhiiihF ttTTtrnN7712 102.24108.8 uNN FF 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 nts 第 10 页 共 29 页 M P a3875.11129022 1l i m1 M P aSYYFxNFF M P a2935.11122022 2l i m2 M P aSYYFxNFF 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 1411111M P a149M P a692.062.156.25.23660101.442.322FsaFaFF YYYmbdTK 211 2212 M P a6.14062.156.282.115.2149FsaFa saFaFF YYYY 3.3.2 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，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 28 5=140 3) 齿数比即为传动比 528140 i4) 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=2/3 84=56mm 齿轮圆周速度为： s/055m.0100060 7584100060 nd 11 参照手册选精度等级为 9 级。 5) 计算小齿轮转矩 T1 nts 第 11 页 共 29 页 mmN105.275966.11055.9n p1055.9T 56161 6) 确定重合度系数 Z 、 Y ：由公式可知重合度为 74.11 4 012812.388.1 则由手册中相应 公式可知： 868.03 74.1434 Z 681.075.025.0 Y7) 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 KHa、 KFa： mm/N100mm/N6.1965684 105.285.122 511 db TKb FK AtA 则 33.18 6 4.0 11 22 ZK Ha47.16 8 1.0 11 YK Fa载荷系数 KH、 KF 的确定，由公式可知 2 .8 333.115.10.185.1 HVAH KKKKK 13.333.1 47.183.2 HaFaHF KKKKc) 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： h1 2 0 0 083 0 05 ht 应力循环次数 N1、 N2 nts 第 12 页 共 29 页 76.66.66.66.631 11111035.13.04.05.07.02.01120007516060 hhiiihv ttTTtrnNN67122 107.25 1035.1 uNNN v 寿命系数 Zn1、 Zn2 ，查阅相关手册选取 Zn1=1.33、 Zn2=1.48 接触疲劳极限取： hlim1=760MPa、 hlim2=760MPa 安全系数取： Sh=1 许用应力 h1、 h2 M P a8.1010133.17602l i m1 hnHh S Z M P a8.1124148.17602l i m2 hnHh S Z2) 弹性系数 ZE 查阅机械设计手册可选取 MPa190EZ 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 mm0.708.1124868.05.219053/21583.2105.22123253211 hhedh ZZZuuTkd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： 2102 150.70 a圆整中心矩取 252mm 模数 m：由中心矩 a 及初选齿数 Z1 、 Z2 得： 314028 25222 21 ZZ am分度圆直径 d1,d2 nts 第 13 页 共 29 页 mm8428311 mzd mm42 014 0322 mzd 确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=84 2/3=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 72.62.62.62.631 1111035.13.04.05.07.02.01120007516060 hhiiihF ttTTtrnN6712 107.251035.1 uNN FF 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 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 M P a3875.11129022 1l i m1 M P aSYYFxNFF M P a3075.11123022 2l i m2 M P aSYYFxNFF 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 nts 第 14 页 共 29 页 1511111M P a313M P a681.062.156.235684105.213.322FsaFaFF YYYmbdTK 211 2212 M P a297M P a62.156.282.115.2313FsaFa saFaFF YYYY 3.4 轴的校核 3.4.1 一轴的校核 轴直径的设计式 8 9 m m.174802 . 0 6 8110nPCn2.0 P1055.9 333 T6 d轴的刚度计算 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。 nts 第 15 页 共 29 页 图 2 轴的受力转矩弯矩图 2) 求作用在轴上的力 如表 1，作图如 图 2-c nts 第 16 页 共 29 页 表 1 作用在轴上的力 垂直面（ Fv） 水平面（ Fh） 轴承 1 F2=12N F4=891N 齿轮 2 BvF=1367 N 498NFAH 轴承 3 F1=476N F3=1570N 带轮 4 0Fv BHF 1056N 3） 求作用在轴上的弯矩如表 2， 作出弯矩图 如 图 2-d、 2-e 表 2 作用在轴上的弯矩 垂直面（ Mv） 水平面（ Mh） 截面 1 3 0 8 N .m m1 0 9- F t1 vM - 9 7 1 1 91091 cH FM N.mm 合成弯矩 9 7 1 2 8 N .m mN .m m971191308 22 M 截面 1 0 5 3 4 8 N . m m31312204498 vM15 N .m m2041367-313891HM 合成弯矩 1 0 5 3 6 3 N .m mN .m m15105348 22 M 4） 作出转弯矩图 如 图 2-f 5） 作出当量弯矩图如 图 2-g，并确定可能的危险截面、如 图 2-a。并算出危险截面的弯矩如表 3。 表 3截面的弯矩 截面 1 0 5 4 3 1 N. m mTM 22 eM 截面 1 0 6 1 6 0 N . m mTM 22 eM 6） 确定许用应力 已知轴材料为 45钢调质，查表得b=650MPa。用插入法查表得nts 第 17 页 共 29 页 b0 =102.5MPa， b1 =60MPa。 59.05.10 26001 7） 校核轴径 如表 4 表 4 验算轴径 截面 mm662 6 m m1.0 M3 1be d截面 mm4826m m1.0 M3 1be d结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。 b) 轴的刚度计算 7 17 1410 2.19101.8 165 273.573.57 ipiiii piiini piii I LTI LTI LTG2 5 12 0 032I 41p1 d 5 2 08 8 832I 42p2 d 8 3 43 6 232I 43p3 d 1 2 7 1 7 0 032I 44p4 d 1 8 6 1 8 9 632I 45p5 d 8 3 43 6 232I 46p6 d 2 5 1 2 0 032I 47p7 d 1 6 48 1 232I 48p8 d nts 第 18 页 共 29 页 5.012.016481295251200598343622718618961571271700408343625352088827251200302.190 所以轴的刚度足够 3.4.2 三轴的校核 轴直径的设计式 5 4 . 9 m m151 . 8 6 9110nPCn2.0 P1055.9 333 T6 d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 3-a nts 第 19 页 共 29 页 nts 第 20 页 共 29 页 图 3 轴的受力弯矩转矩图 2） 求作用在轴上的力 如表 5，并作图如 图 3-c 表 5 作用在轴上的力 垂直面（ Fv） 水平面（ Fh） 轴承 1 F3=1627N F1=8362N 齿轮 BvF=2381N 867NFAH 轴承 2 F4=754N F3=12619N 曲轴 0Fv BHF 21848N 3） 计算出弯矩如表 6，并作图如 图 3-d、 e nts 第 21 页 共 29 页 表 6 轴上的弯矩 垂直面（ Mv） 水平面（ Mh） 截面 . m m- 3 1 4 8 2 4 . 5 N1 9 3 . 5- F p1 vM 16180471 9 3 .51 cH FM N.mm 合成弯矩 m164 000 0N . mN .m m161 804 7314 824 . 5 22 M 截面 1 8 9 2 7 2 N .mmvM N. m m5.3 1 5 4 6 7 5H M 合成弯矩 m3160000N .mN .m m3154675.5189272 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、和 的弯矩 如表 7 表 7危险截面的弯矩 截面 m1640000N . mTM 22 eM 截面 m3 1 6 0 0 0 0 N. mTM 22 eM 6） 确定许用应力 已知轴材料为 45钢调质，查表得b=650MPa。用插入法查表得 b0 =102.5MPa， b1 =60MPa 59.05.10 26001 7） 校核轴径 如表 8 表 8 校核轴径 截面 mm846 4 . 8 9 m m1.0 M3 1be d截面 mm9080.58 m m1.0 M3 1be dnts 第 22 页 共 29 页 结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。 b) 轴的刚度计算 7 17 1410 2.19101.8 165 273.573.57 ipiiii piiini piii I LTI LTI LTG5.0000.00 所以轴的刚度足够 3.5 键的校核 3.5.1. 平键的强度校核 . a) 键的选择 键的类型应根据键联接的结构使用要求和工作状况来选择。选择时应考虑传递转拒的大小，联接的对中性要求，是否要求轴向固定，联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动及滑动距离长短，以及键在轴上的位置等。键的主要尺寸为其横截面尺寸 (键宽 b 键高h)与长度 L。键的横截面尺寸 b h 依轴的直径 d 由标准中选取。键的长度 L 一般可按轮毂的长度选定，即键长略短于轮毂长度，并应符合标准规定的长度系列。 故根据以上所提出的以及该机工作时的要求，故选用 A 型普通平键。 由设计手册查得： 键宽 b=16mm 键高 h=10mm 键长 L=30mm b) 验算挤压强度 . 平键联接的失效形式有：对普通平键联接而言，其失效形式为键，轴，轮毂三者中较弱的工作表面被压溃。 工程设计中，假定压力沿键长和键高均匀分布，可按平均挤压应力进行挤压强度或耐磨性的条件计算，即： 静联接 pp kldT 2 式中 T 传递的转矩 )mmN( d 轴的直径 )mm( k 键与轮毂的接触高度 (mm)，一般取 2hk l 键的接触长度 (mm).圆头平键 bLl nts 第 23 页 共 29 页 p 许用挤压应力 )MPa( ) 键的工作长度 mm11mm)1425( bLl 挤压面高度 mm52102 hk 转矩 npT 61055.9 mN1019.11587.11055.9 66 许用挤压应力，查表， MPa60 p则 挤压应力 M P a60M P a62.4311596 1019.1226 ap MPklT所以 此键是安全的。 附：键的材料：因为压溃和磨损是键联接的主要失效形式，所以键的材料要求有足够的硬度。国家标准规定，键用抗拉强度不低于 MPa600 的钢制造，如 45 钢 Q275 等。 3.6 轴承的校核 滚动轴承是又专业工厂生产的标准件。滚动轴承的类型、尺寸和公差等级均已制订有国家标准，在机械设计中只需根据工作条件选择合适的轴承类型、尺寸和公差等级等，并进行轴承的组合结构设计。 3.6.1 初选轴承型号 试选 10000K 轴承，查 GB281-1994，查得 10000K 轴承的性能参数为： C=14617N Co=162850N 1900min n (脂润滑 ) 3.6.2 寿命计算 a) 计算轴承内部轴向力 . 查表得 10000K 轴承的内部轴向力 )2/( YFFRs 65.0323815co s67.0co s67.0 Y N12247041888115084N1050233592098689222221RRFF 则： nts 第 24 页 共 29 页 N90208)2(N90788)2(1211 YFF YFFRSRS b) 计算外加轴向载荷 0XF c) 计算轴承的轴向载荷 因为 21 SS FF 故 轴承 1 N9020811 SA FF轴承 2 N9020821 SA FFd) 当量动载荷计算 由式 )(aRpP YFXFfF 查表得： RAFF 的界限值 42.05.1 tge 90.01050239020821 RAFF 77.0122 47 09020822 RAFF 查表知 eFFRA 90.0/ 11故 39.0c os4.04.0 11 YX eFF RA 77.011故 39.04.0 22 YX 则： nts 第 25 页 共 29 页 N90 50 0)90 20 839.010 50 2 34.0(2.1)(111 11 ARpP FYFXfF N10 1 00 3)90 2 0839.012 2 47 04.0(2.1)(221 22 ARpP FYFXfF 式中 . 2.1pf(轻度冲击的运转 ) 由于 21 PP FF ，且轴承 1、 2 采用型号、尺寸相同的轴承，谷只对轴承 2 进行寿命计算。 N1 0 1 0 0 32 PP FF e) 计算轴承寿命 h45 00h51 19)10 100314 6170(256010)(60103106610 Ph FCnLf) 极限转速计算 由式 lim21 nffnma s5.1101003146170 PFC 6.3777.0/21 a r c tgFa r c tg F RA查得：载荷系数 65.01 f 载荷分布系数 81.02 f 故 m i nr190081.065.0 m a snnminr1000 计算结果表明，选用的 10000K 型圆柱孔调心轴承能满足要求。 4 钢筋切断机的摩擦、磨损和润滑 nts 第 26 页 共 29 页 摩擦是不可避免的自然现象，摩擦得结果造成机器的能量损耗、效率降低、 温度升高、出现噪声、性能下降的问题。摩擦必然会造成磨损，在实际应用中有许多零件都 因磨损过渡而报废。润滑则是改善摩擦、减缓磨损的有效方法。 切断机中的摩擦主要是轴承的摩擦，而磨损包括滑动摩擦和滚动摩擦。轴承就是滚动摩擦，其摩擦力较小损耗也较小。摩擦得结果势必会造成磨损，而影响磨损的因素也有很多，主要有载荷大小、材料匹配、润滑状况、工作温度等。为减少磨损需要从这些方面入手，采取各种有效方法，