钢筋校直机的设计【7张CAD图纸和文档完整资料】
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目 录摘要 1第一章 钢筋调直机的设计 21.1 钢筋调直机的分类21.2 钢筋调直机调直剪切原理21.3 钢筋调直机的主要技术性能31.4 钢筋调直机工作原理与基本构造3第二章 主要计算 82.1 生产率和功率计算82.1.1 生产率计算82.1.2 功率计算，选择电动机 8第三章 V带传动设计3第四章 圆柱齿轮设计 64.1 选择材料64.2 接触强度进行初步设计 74.3 齿轮校核 84.4 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算 11第五章 第三级圆柱齿轮设计12 5.1 选择材料 125.2 接触强度进行初步设计 125.3 齿轮校核 145.4 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算 16第六章 轴设计186.1 计算作用在轴上的力186.2 计算支力和弯矩186.3 截面校核20第七章 主轴设计227.1 计算作用在轴上的力257.2 计算支力和弯矩337.3 截面校核35第八章 轴承的选择 368.1滚动轴承选择 36第九章 总结 37致 谢 38参考文献39论文最少35页 图纸有零件图和装配图 图纸量足够 悟州学院标准 你知道的 就行具体确定事项再通知他给的参考 似乎是个 数控型控制的 校直机只做 机械机构 CAD图纸1 梧州学院梧州学院毕业设计（论文）系系 别别 ：专专 业业：机械设计制造及其自动化学学 生生 姓姓 名名：学学 号：号：设设计计( (论论文文) )题题目目：小型盐浴炉快速淬火装置起起 迄迄 日日 期期: : 设设计计( (论论文文) )地地点点: : 梧州学院指指 导导 教教 师师: :专专业业教教研研室室负负责责人人 : :日期: 2013 年 月 日2摘要熟悉国内各种钢筋校直机型号及各自的性能与应用，结合各钢筋校直机使用的情况与现状的市场情况对各自的优缺点进行比较并设计出合适的钢筋校直机。通过强度计算分析，认为现有钢筋校直机的大部分零件有较大的设计裕量，需要改变个别零部件及电动机功率即可大幅度提高加工能力，满足钢筋校直机加工。对钢筋校直机进行应用范围设计。关键词关键词 钢筋校直机，始弯矩，终弯矩，主轴扭矩 3 绪绪 论论我国工程建筑机械行业近几年之所以能得到快速发展，一方面通过引进国外先进技术提升自身产品档次和国内劳动力成本低廉是一个原因，另一方面国家连续多年实施的积极的财政政策更是促使行业增长的根本动因。受国家连续多年实施的积极财政政策的刺激，包括西部大开发、西气东输、西电东送、青藏铁路、房地产开发以及公路（道路） 、城市基础设施建设等一大批依托工程项目的实施，这对于重大建设项目装备行业的工程建筑机械行业来说可谓是难得的机遇，因此整个行业的内需势头旺盛。同时受我国加入 WTO 和国家鼓励出口政策的激励，工程建筑机械产品的出口形势也明显好转。我国建筑机械行业运行的基本环境、建筑机械行业运行的基本状况、建筑机械行业创新、建筑机械行业发展的政策环境、国内建筑机械公司与国外建筑机械公司的竞争力比较以及 2004年我国建筑机械行业发展的前景趋势进行了深入透彻的分析。第第 1 1 章章1 1 钢筋调直机的设计钢筋调直机的设计 钢筋调直机的分类钢筋调直机的分类钢筋调直机按调直原理的不同分为孔摸式和斜辊式两种；按切断机构的不同分为下切剪刀式和旋转剪刀式两种；而下切剪刀式按切断控制装置的不同又可分为机械控制式与光电控制式。本次设计为机械控制式钢筋调直机，切断方式为下切剪刀式。 钢筋调直机调直剪切原理钢筋调直机调直剪切原理下切剪刀式钢筋调直机调直剪切原理如图所示：4图 1-1 调直剪切原理Fig.1-1 principle of straightening and sheering1-盘料架；2-调直筒；3-牵引轮；4-剪刀；5-定长装置；工作时，绕在旋转架 1 上的钢筋，由连续旋转着的牵引辊 3 拉过调直筒 2，并在下切剪刀 4 中间通过，进入受料部。当调直钢筋端头顶动定长装置的直杆 5 后，切断剪刀便对钢筋进行切断动作，然后剪刀有恢复原位或固定不动。如果钢丝的牵引速度 V=0.6m/s.而剪刀升降时间 t=0.1s，则钢丝在切断瞬间的运动距离S=Vt=0.60.1=0.06m，为此，剪刀阻碍钢丝的运动，而引起牵引辊产生滑动现象，磨损加剧，生产率降低，故此种调直机的调直速度不宜太快。 钢筋调直机的主要技术性能钢筋调直机的主要技术性能表 1-1 钢筋调直机的型号规格及技术要求Tab.1-1 model standard and technique ability of reinforcement bar straightening machine参数名称数值调直切断钢筋直径（mm）48钢筋抗拉强度(MPa)650切断长度(mm)3006000切断长度误差(mm/m)35牵引速度(m/min)40调直筒转速(r/min)2800送料、牵引辊直径(mm)90电机型号：调直 牵引 切断 4422jO功率： 调直(kW) 牵引(kW) 切断(kW)5.5外形尺寸：长(mm) 宽(mm) 高(mm)72505501220整机重量(kg)1000 钢筋调直机工作原理与基本构造钢筋调直机工作原理与基本构造该钢筋调直机为下切剪刀式，工作原理如图所示：图 1-2 钢筋调直机机构简图Fig.1-2 mechanism schematic of reinforcement bar straightening machine1-电动机；2-调直筒；3-减速齿轮；4-减速齿轮；5-减速齿轮；6-圆锥齿轮；7-曲柄轴；8-锤头；69-压缩弹簧；10-定长拉杆；11-定长挡板；12-钢筋；13-滑动刀台；14-牵引轮；15-皮带传动机构采用一台电动机作总动力装置，电动机轴端安装两个 V 带轮，分别驱动调直筒、牵引和切断机构。其牵引、切断机构传动如下：电动机启动后，经 V 带轮带动圆锥齿轮 6 旋转，通过另一圆锥齿轮使曲柄轴 7 旋转，在通过减速齿轮 3、4、5 带动一对同速反向回转齿轮，使牵引轮 14 转动，牵引钢筋 12 向前运动。曲柄轮 7 上的连杆使锤头 8 上、下运动，调直好的钢筋顶住与滑动刀台 13 相连的定长挡板 11 时，挡板带动定长拉杆 10 将刀台拉到锤头下面，刀台在锤头冲击下将钢筋切断。切断机构的结构与工作原理如图所示：7图 1-3 钢筋调直机的切断机构Fig.1-3 cut off mechanism of reinforcement bar straightening machine1-曲柄轮；2-连杆；3-锤头；4-定长拉杆；5-钢筋；6-复位弹簧；7-刀台座；8-下切刀；9-上切刀；10-上切刀架；下切刀 8 固定在刀座台 7 上，调直后的钢筋从切刀中孔中通过。上切刀 9 安装在刀架 10 上，非工作状态时，上刀架被复位弹簧 6 推至上方，当定长拉杆 4 将刀台座 7 拉到锤头 3 下面时，上刀架受到锤头的冲击向下运动，钢筋在上、下刀片间被切断。在切断钢筋时，切刀有一个下降过程，下降时间一般为 0.1s，而钢筋的牵引速度为 0.6m/s,因此在切断瞬间，钢筋可有 0.60.1=0.06m 的运动距离，而实际上钢筋在被切断的瞬间是停止运动的，所以造成钢筋在牵引轮中的滑动，使牵引轮受到磨损。因此，调直机的调直速度不宜太快。调直机的电气控制系统图为：8图 1-4 钢筋调直机的电器线路Fig.1-4 electrical circuit of reinforcement bar straightening machineRD-熔断器；D-交流接触器；RJ-热继电器；AN-常开按钮；D-电动机；QK-转换开关；调直机的传动示意展开图：图 1-5 钢筋调直机的传动示意展开图：Fig.1-5 transmission opening figure of reinforcement bar straightening machine1-电动机；2-调直筒；3-皮带轮；4-皮带轮；5-皮带轮；6-齿轮；7-齿轮；8-齿轮；9-齿轮；10-齿轮；11-齿轮；12-锥齿轮；13-锥齿轮；14-上压辊；15-下压辊；16-框架；17-双滑块机构；18-双9滑块机构；19-锤头；20-上切刀；21-方刀台；22-拉杆；电动机经三角胶带驱动调直筒 2 旋转，实现钢筋调直。经电动机上的另一胶带轮以及一对锥齿轮带动偏心轴，再经二级齿轮减速，驱动上下压辊 14、15 等速反向旋转，从而实现钢筋牵引运动。又经过偏心轴和双滑块机构 17、18，带动锤头 19上下运动，当上切刀 20 进入锤头下面时即受到锤头敲击，完成钢筋切断。上压辊 14 装在框架 16 上，转动偏心手柄可使框架销作转动，以便根据钢筋直径调整压辊间隙。方刀台 21 和承受架的拉杆 22 相连，当钢筋端部顶到拉杆上的定尺板时，将方刀台拉到锤头下面，即可切断钢筋。定尺板在承受架上的位置，可以按切断钢筋所需长度进行调节。第第 2 2 章章2 2 主要计算主要计算 生产率和功率计算生产率和功率计算 .12.1.1 生产率计算生产率计算 )/(06. 00hkgKDnGQ（2-1）式中 D-牵引轮直径（mm）N-牵引轮转速（r/min）-每米钢筋重量（kg）0GK-滑动系数，一般取 K=0.950.98带入相应数据得：)/(5 .26298. 0395. 0409014. 306. 0)/(06. 00hkghkgKDnGQ.22.1.2 功率计算，选择电动机功率计算，选择电动机调直部分：10调直筒所需的功率： )(97400111KWMnN（2-2）式中 96. 0min/11取传动效率，皮带传动可）调直筒转速（rn调直筒的扭矩： )()1 (23mmNLfebdMs（2-3）式中 )15. 012. 042mmLffmmdbmmemmNs调直块的间距（数，一般取钢筋对调直块的摩擦系）钢筋直径（钢筋弯曲次数，一般取）调直块偏移量（）钢筋屈服点（带入相应数据，得：).(368.138).(13836880)15. 01 (410235823mNmmNM)(14. 496. 0974002800368.1381KWN牵引部分：钢筋牵引功率： )(10222KWPN（2-4）11式中 88. 095. 097. 098. 098. 098. 0/22来计算传动效率，按综合传动按性能参数查表取得）调直速度（sm牵引轮压紧力： ）（NfPPsin41（2-5）式中 01452 . 0轮槽角度，一般为数取钢筋对牵引轮的摩擦系）牵引钢筋所需的拉力（fNP)(88445sin2 . 04500NP)(39. 088. 0102408842KWN切断部分：钢筋剪切功率： )(97404sin4213KWdRNcc（2-6）式中 89. 095. 097. 098. 098. 0/3708 . 08 . 07 . 04421来计算传动效率，按综合传动）齿刀切角（每分钟切断次数）（倍抗拉强度的剪切极限强度，约等于）钢筋直径（）曲柄偏心距（CmmNmmdmmRccc带入相应数据，经计算得：12)(73. 089. 09740445sin303708 . 082014. 323KWN钢筋切断力 P： )(42NdPc（2-7）式中 d-钢筋直径，mm-材料抗剪极限强度，c2/mmN带入相应数据得：)(14873708 . 04814. 3422NdPc钢筋切断机动刀片的冲程数 n： (r/min) innI（2-8）式中 -电动机转速，r/minIni-机械总传动比带入相应数据得： (r/min)6 .128189. 01440innI作用在偏心轮轴的扭矩 M： )(1 cos)sin(Pr0mmNLrrLrrrMkbkak（2-9）式中 -偏心距，mmkr偏心轮半径与滑块运动方向所成之角LrKKk其中：),sinarcsin(L-连杆长度，mm13偏心轮轴径的半径，mm0r-偏心轮半径，mmar滑块销半径，mmbr-滑动摩擦系数，=0.100.15带入相应数据得：驱动功率 N： )(36. 118 . 91716200kWMnN（2-10）式中 -作用在偏心轮轴的扭矩，N mmM-钢筋切断次数，1/minn-传动系统总效率带入相应数据得：=36. 118 . 91716200MnN)(3 . 036. 118 . 9189. 0716200125180kW总功率： )(26. 573. 039. 014. 43214KWNNNN考虑到摩擦损耗等因素，选电动机型号为，功率为 5.5KW，转速为4422JO1440r/min.第三章第三章 v v 带传动设计带传动设计3.13.1 V V 带轮的设计计算带轮的设计计算电动机与齿轮减速器之间用普通 v 带传动，电动机为 Y112M-4，额定功率 P=4KW，转速)(251801005100201 405 .1215. 074. 5cos)74. 530sin(2014871 cos)sin(Pr0mmNLrrLrrrMkbkak14=1440，减速器输入轴转速=514，输送装置工作时有轻微冲击，每天工作 161nminr2nminr个小时1. 设计功率根据工作情况由表 8122 查得工况系数=1.2，=P=1.24=4.8KWAKdPAK2. 选定带型根据=4.8KW 和转速=1440，有图 812 选定 A 型dP1nminr3. 计算传动比=2.821nn51414404. 小带轮基准直径1dd由表 8112 和表 8114 取小带轮基准直径=75mm1dd5. 大带轮的基准直径2dd大带轮的基准直径=（1-）2ddi1dd取弹性滑动率=0.02= （1-）=2.8=205.8mm2ddi1dd)02. 01 (75实际传动比 =2.85i)1 (12dddd 从动轮的实际转速=505.262nin185. 21440minr 转速误差=1.7%51426.5055142n 对于带式输送装置，转速误差在范围是可以的%56. 带速 =5.6210006014407510006011ndsm7. 初定轴间距0a0.7（+）（+）1dd2dd20 a1dd2dd0.7（75+205）（75+205）20 a151965600 a取=400mm0a8. 所需 v 带基准长度0dL =2+0dL0a0212214)()(2adddddddd =24004)75205()20575(24002 =800+439.6+10.56 =1250.16mm 查表 818 选取mmLd12509. 实际轴间距 a=400mm200ddLLaa10. 小带轮包角1 =-101800123 .57adddd =0062.18180 =0012038.16111. 单根 v 带的基本额定功率1p根据=75mm 和=1440由表 8127（c）用内插法得 A 型 v 带的=0.68KW1dd1nminr1p12. 额定功率的增量1p根据和由表 8127（c）用内插法得 A 型 v 带的min14401rn 85. 2i=0.17KW1p13. V 带的根数 ZZ=Ldkkppp)(1116根据查表 8123 得=0.950138.161k根据=1250mm 查表得 818 得=0.93DLLkZ=6.38Ldkkppp)(1193. 095. 0)17. 068. 0(8 . 4取 Z=7 根14. 单根 V 带的预紧力0F =500（ 由表 8124 查得 A 型带 m=0.100F2) 15 . 2mzpkdmkg则=500（=99.53N0F2) 15 . 2mzpkd15. 压轴力QF=2=1372NQF2sin210ZF238.161sin753.99016. 绘制工作图 3-1：3.27 图 3-1 V 带轮 第四章第四章 圆柱齿轮设计圆柱齿轮设计4.14.1 选择材料选择材料17确定和及精度等级limHlimF参考表 8324 和表 8325 选择两齿轮材料为：大，小齿轮均为 40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为 48-50HRc，精度等级为 6 级。按硬度下限值，由图 838（d）中的MQ 级质量指标查得=1120Mpa；由图 839（d）中的 MQ 级质量指标查得limHlimFFE1=FE2=700Mpa, Flim1=Flim2=350 MPa4.24.2 按接触强度进行初步设计按接触强度进行初步设计1. 确定中心距 a(按表 8328 公式进行设计) aCmAa(+1)321HKT=1mC483AK=1.7mNT164624 . 0MPaH1008 取mma175mma2002. 确定模数 m (参考表 834 推荐表) m=(0.0070.02)a=1.44, 取 m=3mm3. 确定齿数 z ,z12z =20.51 取 z =211) 1(2ma) 15 . 5(320021z =z =5.521=115.5 取 z =1162124. 计算主要的几何尺寸（按表 835 进行计算）分度圆的直径 d =m z =321=63mm11 d =m z =3*116=348mm22齿顶圆直径 d= d +2h =63+23=69mm1a1a18 d= d +2h =348+23=353mm2a2a端面压力角 020基圆直径 d= dcos=63cos20 =59.15mm1b10 d= d cos=348cos20 =326.77mm2b20齿顶圆压力角 =arccos=31.021at11abdd0 = arccos=22.632at22abdd0端面重合度 = z （tg-tg）+ z (tg-tg)a2111at22at =1.9齿宽系数 =1.3d1db6380纵向重合度 =04.34.3 齿轮校核齿轮校核1. 校核齿面接触强度（按表 8315 校核） 强度条件：=HH 计算应力：=ZZZZ Z 1HHBE11bdFKKKktHHVA = 2H1HBDZZ式中： 名义切向力 F =2005Nt112000dT6317.632000 使用系数 K=1（由表 8331 查取）A 动载系数 =（）VKVAA200B19 式中 V=smnd7 . 110006051417.6310006011 A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.2VK齿向载荷分布系数 K=1.35（由表 8332 按硬齿面齿轮，装配时检修调整，6 级H精度 K非对称支称公式计算）H34. 1齿间载荷分配系数 （由表 8333 查取）0 . 1HK节点区域系数 =1.5（由图 8311 查取）HZ 重合度的系数 （由图 8312 查取）77. 0Z 螺旋角系数 （由图 8313 查取）80. 0Z 弹性系数 （由表 8334 查取）MPaZE8 .189 单对齿啮合系数 Z=1B = 1H=143.17MPa2H806320055 . 515 . 50 . 135. 105. 1180. 077. 08 .1895 . 11许用应力：=HXWRVLNTHHZZZZZZSlimlim 式中：极限应力=1120MPalimH 最小安全系数=1.1（由表 8335 查取）limHS 寿命系数=0.92（由图 8317 查取）NTZ 润滑剂系数=1.05（由图 8319 查取，按油粘度等于 350）LZsm 速度系数=0.96（按由图 8320 查取）VZ,7 . 1sm 粗糙度系数=0.9（由图 8321 查取）RZ 齿面工作硬化系数=1.03（按齿面硬度 45HRC，由图 8322 查取）WZ20 尺寸系数=1（由图 8323 查取）XZ则： =826MPaH03. 185. 096. 005. 192. 01 . 11120 满足HH2. 校核齿根的强度（按表 8315 校核） 强度条件：=1F1F 许用应力： =； 1FFFVASaFantKKKKYYYYbmF112212SFSFFFYYYY式中：齿形系数=2.61， =2.2（由图 8315（a）查取）1FY2FY 应力修正系数，（由图 8316（a）查取）6 . 11SaY77. 12SaY 重合度系数 =1.9Y 螺旋角系数=1.0（由图 8314 查取）Y 齿向载荷分布系数=1.3（其中 N=0.94，按表 8330 计算）FKNHK 齿间载荷分配系数=1.0（由表 8333 查取）FK 则 =94.8MPa1F=88.3MPa2F1F6 . 161. 22 . 277. 1许用应力：= （按值较小齿轮校核）FXlTrelTNTSTFFYYYYYSRelimlimlimF 式中： 极限应力=350MPalimF 安全系数=1.25（按表 8335 查取）limFS 应力修正系数=2（按表 8330 查取）STY 寿命系数=0.9（按图 8318 查取）STY21 齿根圆角敏感系数=0.97（按图 8325 查取）relTY 齿根表面状况系数=1（按图 8326 查取）lTYRe 尺寸系数=1（按图 8324 查取）XY则 =FMPa48997. 09 . 0225. 1350 满足， 验算结果安全2F1FF4.44.4 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算齿轮及齿轮副精度的检验项目计算1.确定齿厚偏差代号为：6KL GB1009588（参考表 8354 查取）2.确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值（参考表 8358 查取）第公差组检验切向综合公差，=0.063+0.009=0.072mm,(按表 8369 计算，由表 8360，1iF1iFfPFF 表 8359 查取)；第公差组检验齿切向综合公差，=0.6（）1if1iftptff=0.6（0.009+0.011）=0.012mm， （按表 8369 计算，由表 8359 查取） ；第公差组检验齿向公差=0.012（由表 8361 查取） 。F3.确定齿轮副的检验项目与公差值（参考表 8358 选择）对齿轮，检验公法线长度的偏差。按齿厚偏差的代号 KL，根据表 8353m 的计算式求得齿厚的上偏差=-12=-12wEssEptf0.009=-0.108mm，齿厚下偏差=-16=-160.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差siEptf=*cos-0.72sin=-0.108cos-0.72 =-0.110mm,下偏差WSEssETF020020sin36. 0a=cos+0.72sin=-0.144cos+0.720.036sin=-0.126mm；按表 8wiEsiETF020020319 及其表注说明求得公法线长度=87.652，跨齿数 K=10，则公法线长度偏差可表示为：knW,对齿轮传动，检验中心距极限偏差，根据中心距 a=200mm，由表查得 8110. 0126. 0652.87f365 查得=；检验接触斑点，由表 8364 查得接触斑点沿齿高不小于 40%，沿齿f023. 0长不小于 70%；检验齿轮副的切向综合公差=0.05+0.072=0.125mm（根据表 8358 的表注icF3，由表 8369，表 8359 及表 8360 计算与查取） ；检验齿切向综合公差=0.0228mm， （根据 8358 的表注 3，由表 8369，表 8359 计算与查取） 。对箱体，icf检验轴线的平行度公差，=0.012mm，=0.006mm（由表 8363 查取） 。确定齿坯的精度xfyf要求按表 8366 和 8367 查取。根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为 50mm，其尺寸和22形状公差均为 6 级，即 0.016mm，齿轮的径向和端面跳动公差为 0.014mm。3. 齿轮工作图 4-1：图 4-1 大齿轮二 由于第一级齿轮传动比与第二级传动比相等，则对齿轮的选择，计算以及校核都与第一级一样 第五章第五章 第三级圆柱齿轮的设计第三级圆柱齿轮的设计 5.15.1 选择材料选择材料1.确定 Hlim和 Flim及精度等级。参考表 8324 和表 8325 选择两齿轮材料为：大，小齿轮均为 40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为 4850HRc，精度等级为 6 级。按硬度下限值，由图 838（d）中的MQ 级质量指标查得 Hlim=Hlim=1120Mpa；由图 839（d）中的 MQ 级质量指标查得FE1=FE2=700Mpa, Flim1=Flim2=350 Mpa.5.25.2 按接触强度进行初步设计按接触强度进行初步设计1. 确定中心距 a(按表 8328 公式进行设计) aCmAa(+1)321HKT=1mC483AK=1.7mNT164624 . 0MPaH1008236则 a=325mm 取 a=400mm2. 确定模数 m (参考表 834 推荐表)m=(0.0070.02)a=2.88, 取 m=4mm3. 确定齿数 z ,z12 2004400221 zzz =28 取 z =281) 1(2ma) 16(440021 z =172 取 z =172224. 计算主要的几何尺寸（按表 835 进行计算）分度圆的直径 d =m z =428=112mm11 d =m z =688mm221724齿顶圆直径 d= d +2h =112+24=120mm1a1a d= d +2h =688+24=696mm2a2a齿根圆直径 mmmmzdf1025 . 211 mmmmzdf6785 . 222端面压力角 020基圆直径 d= dcos=112cos20 =107.16mm1b10 d= d cos=688cos20 =646.72mm2b20齿顶圆压力角 =arccos=1at11abdd07 .26 = arccos=2at22abdd06 .21端面重合度 = z （tg-tg）+ z (tg-tg)a2111at22at24 =1.15齿宽系数 =1.3 d1db6380齿宽 mmab1604004 . 0纵向重合度 =05.35.3 校核齿轮校核齿轮1.校核齿面接触强度（按表 8330 校核） 强度条件：=HH 计算应力：=ZZZZ Z 1HHBE11bdFKKKktHHVA = 2H1HBDZZ式中： 名义切向力 F =34107Nt112000dT6319102000 使用系数 K=1（由表 8331 查取）A 动载系数 =（）VKVAA200B 式中 V=smnd09. 01000601711210006011 A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.05VK 齿向载荷分布系数 K=1.35（由表 8332 按硬齿面齿轮，装配时检修调 6 级精度HK非对称支称公式计算）H34. 1 齿间载荷分配系数 （由表 8333 查取）0 . 1HK 节点区域系数 =1.5（由图 8311 查取）HZ 重合度的系数 （由图 8312 查取）93. 0Z25 螺旋角系数 （由图 8313 查取）80. 0Z 弹性系数 （由表 8334 查取）MPaZE8 .189 单对齿齿合系数 Z=1B = 1H=301.42MPa2H806320055 . 515 . 50 . 135. 105. 1180. 077. 08 .1895 . 11许用应力：=HXWRVLNTHHZZZZZZSlimlim 式中：极限应力=1120MPalimH 最小安全系数=1.1（由表 8335 查取）limHS 寿命系数=0.92（由图 8317 查取）NTZ 润滑剂系数=1.05（由图 8319 查取，按油粘度等于 350）LZsm 速度系数=0.96（按由图 8320 查取）VZ,7 . 1sm 粗糙度系数=0.9（由图 8321 查取）RZ 齿面工作硬化系数=1.03（按齿面硬度 45HRC，由图 8322 查取）WZ 尺寸系数=1（由图 8323 查取）XZ则： =826MPaH03. 185. 096. 005. 192. 01 . 11120 满足HH2. 校核齿根的强度（按表 8315 校核） 强度条件：=1F1F 许用应力： =； 1FFFVASaFantKKKKYYYYbmF26112212SFSFFFYYYY式中：齿形系数=2.61， =2.2（由图 8315（a）查取）1FY2FY 应力修正系数，（由图 8316（a）查取）6 . 11SaY77. 12SaY 重合度系数 =1.9Y 螺旋角系数=1.0（由图 8314 查取）Y 齿向载荷分布系数=1.3（其中 N=0.94，按表 8330 计算）FKNHK 齿间载荷分配系数=1.0（由表 8333 查取）FK 则 =94.8MPa1F=88.3MPa2F1F6 . 161. 22 . 277. 1许用应力：= （按值较小齿轮校核）FXlTrelTNTSTFFYYYYYSRelimlimlimF 式中： 极限应力=350MPalimF 安全系数=1.25（按表 8335 查取）limFS 应力修正系数=2（按表 8330 查取）STY 寿命系数=0.9（按图 8318 查取）STY 齿根圆角敏感系数=0.97（按图 8325 查取）relTY 齿根表面状况系数=1（按图 8326 查取）lTYRe 尺寸系数=1（按图 8324 查取）XY则 =FMPa48997. 09 . 0225. 1350 满足， 验算结果安全2F1FF5.45.4 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算齿轮及齿轮副精度的检验项目计算1.确定齿厚偏差代号为：6KL GB1009588（参考表 8354 查取）2.确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值（参考表 8358 查取）27第公差组检验切向综合公差，=0.063+0.009=0.072mm,(按1iF1iFfPFF 表 8369 计算，由表 8360，表 8359 查取)；第公差组检验齿切向综合公差，=0.6（）1if1iftptff=0.6（0.009+0.011）=0.012mm， （按表 8369 计算，由表 8359 查取） ；第公差组检验齿向公差=0.012（由表 8361 查取） 。F3.确定齿轮副的检验项目与公差值（参考表 8358 选择）对齿轮，检验公法线长度的偏差。按齿厚偏差的代号 KL，根据表 8353wE的计算式求得齿厚的上偏差=-12=-12ssEptf0.009=-0.108mm，齿厚下偏差=-16=-160.009=-0.144mm；公法线的平siEptf均长度上偏差=*cos-0.72sin=-0.108cos-0.72 WSEssETF020=-0.110mm,下偏差=cos+0.72sin=-0.144cos020sin36. 0awiEsiETF+0.720.036sin=-0.126mm；按表 8319 及其表注说明求得公法线020020长度=87.652，跨齿数 K=10，则公法线长度偏差可表示为：knW对齿轮传动，检验中心距极限偏差，根据中心距 a=200mm，110. 0126. 0652.87f由表查得 8365 查得=；检验接触斑点，由表 8364 查得接触f023. 0斑点沿齿高不小于 40%，沿齿长不小于 70%；检验齿轮副的切向综合公差=0.05+0.072=0.125mm（根据表 8358 的表注 3，由表 8369，表3icF59 及表 8360 计算与查取） ；检验齿切向综合公差=0.0228mm， （根据 8icf358 的表注 3，由表 8369，表 8359 计算与查取） 。对箱体，检验轴线的平行度公差，=0.012mm，=0.006mm（由表 8363 查取） 。xfyf4. 确定齿坯的精度要求按表 8366 和 8367 查取。根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为 50mm，其尺寸和形状公差均为 6 级，即 0.016mm，齿轮的径向和端面跳动公差为0.014mm。5.齿轮工作图 5-1：28图 5-1 小齿轮第六章第六章 轴的设计轴的设计6.16.1 计算作用在轴上的力计算作用在轴上的力大轮的受力：圆周力 =1F1F12dTN8 .19955 .933472径向力 1rF1rFNtgF72636. 08 .199501轴向力 11FFa小轮的受力：圆周力 = 2F2FNdT1102463347222径向力 =2rF2rFNtgF396836. 01102402轴向力 =2aF2aF2F6.26.2 计算支力和弯矩计算支力和弯矩1.垂直平面中的支反力：BR NlcFcbF626221326110241438 .1995)(21NlaFbaFRc684202135 .498 .19955 .11611024)(12 2. 水平面中的支反力：lcbFdFcFdFRrarfaB)(5 . 05 . 012221129 =2131437203151102420039681748 .1995 =2752.3N ldFaFdFbaFRfarfarc1112225 . 05 . 0 =2131748 .19953507265 .31110245 .1663968 =261N3. 支点的合力 ，：BRCR =BRNRRBB684027526262 2222 NRRRCCC682826168242222 轴向力 NFFFaaa2 .90288 .19951102412应由轴向固定的轴承来承受。aF4. 垂直弯矩：截面 1 wM1 wMmNaRB4 .7515 .496262 截面 wM wM mNCRC4 .1368266842 5. 水平弯矩：截面mNaRMBw27.3305 .493 .27521NaRdFMBaaw86.1627.3301748 .1995211截面mNCRMCw2 .522002612111dFbFbaRMarBaw =275217419951177265 .166 =504Nm5. 合成弯矩：截面30mNMMMwww30.82010890056400122 mNMMMawwaw75282.164 .7512222 截面mNMMMwww9 .13682 .524 .1368 2222mNMMMawwaw8 .14575044 .1368 22226. 计算轴径截面 mmTMdWw583557 . 058.10505672400107 . 0)(1033221截面 mmTMdWaw743557 . 058.105059 .1368107 . 0103232225210021317431.5Fr22a2a11r1图 6-1 轴的受力和结构尺寸简图6.36.3 对截面进行校核对截面进行校核1. 截面校核mmNMw82030mmNnPT3472725 .934 . 3105 .95105 .956633319145325832mmdW3382902mmWWT31 （由表 412 得）MPa3551 1 . 0齿轮轴的齿 1k472. 146. 160064060070046. 149. 1k （由表 4117 得）73. 0 （由表 4117 得）72. 0268. 1kk9 . 1kk78.5492.1212.29355431TWTKWMKS 8 . 1SS1.8则 轴的强度满足要求2. 截面校核mmNMw136890mmNnPT3472725 .934 . 3105 .95105 .95663336 .39762327432mmdW321.795252mmWWT （由表 412 得）MPa3551 1 . 0齿轮轴的齿 1k472. 146. 160064060070046. 149. 1k32 （由表 4117 得）81. 0 （由表 4117 得）76. 0110. 3kk271. 2kk11976. 7152. 1355431TWTKWMKS 8 . 1SS1.8则 轴的强度满足要求3. 如图 6-26.3453.2图 6-2 轴 第七章第七章 主轴设计主轴设计7.17.1 计算作用在轴上的力计算作用在轴上的力1.齿轮的受力：扭矩 T T=mN 9 .105379 . 22 . 39550圆周力 =1F1F12dTN68.61263449 .105372径向力 1rF1rFNtgF6 .220536. 068.61260133轴向力 11FFa2. 工作盘的合弯矩Mt=(M0+M)/2/K=8739（Nm）式中，K 为弯曲时的滚动摩擦系数，K=1.05 按上述计算方法同样可以得出 50I 级钢筋（b=450 N/mm2）弯矩所需弯矩：Mt=8739（Nm）由公式 Mt=式中 F 为拨斜柱对钢筋的作用力；Fr为 F 的径向分力;a 为 F 与sinsin0LFr钢筋轴线夹角。 08 .43mmL7 .1690则 NFr10816工作盘的扭矩 mNLFTr1 .1270496. 07 .16910816sin02所以 T齿轮能够带动工作盘转动2T7.27.2 计算支力和弯矩计算支力和弯矩1.垂直平面中的支反力：BR NlcFcbF8 .534218375.201102425.12268.6126)(21NlaFbaFRc1124318375.6068.61265 .16210372)(12 2.水平面中的支反力：lcbFcFdFRrrfaB)(5 . 01211 =18325.1226 .220575.201018634468.6126 =11198.37N ldFaFdFbaFRfarfarc1112225 . 05 . 0 =18334468.612675.606 .220525.16210186 =-3217.9N 3.支点的合力 ，：BRCR =BRNRRBB6 .1240737.111988 .5342 222234 NRRRCCC4 .116949 .3217112432222 轴向力 NFFaa68.61261应由轴向固定的轴承来承受。aF4.垂直弯矩：截面 1 wM1 wMmNaRB58.32475.608 .5342 截面 wM wM mNCRC29.23375.2011243 5.水平弯矩：截面mNaRMBw3 .68075.6037.111981NaRdFMBaaw3 .14273 .68034468.6126211截面mNCRMCw77.6675.209 .32172111dFbFbaRMarBaw =11198.3734468.61265 .1016 .220525.162 =-66.77Nm6.合成弯矩：截面mNMMMwww38.33123.445817.10535222 mNMMMawwaw74.146329.203718517.10535222 截面mNMMMwww65.24223.445822.54424 22mNMMMawwaw65.24223.445822.54424 227.计算轴径截面35 mmTMdWw603557 . 046.611170.109812107 . 0)(103
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