钢筋切割机的设计

1钢筋切割机的设计摘 要：为实现钢筋切割工作的现代化，国内外研制了不少钢筋切割机。然而在钢筋切割机系列中，对切割 40 钢筋的研究尚处于薄弱环节，为了降低切割 40 钢筋的难度，提高工作效率，研究能切割大直径系列钢筋切割机具有重要的意义。本设计采用电动机经一级 V 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割钢筋。关键词：钢筋切割机；设计；工作效率；齿轮传动； 2Design of The Steel Bar Cutting MachineAbstract: To realize the modernization of the steel bar cutting work, at home and abroad people had developed a lot of steel bar cutting machine. In steel bar cutting machine series, however, of cutting 40 reinforced research is still in the weak link, in order to decrease the difficulty of cutting 40 reinforcement to improve work efficiency, study can cut big diameter steel bar cutting machine series has the vital significance. This design uses the motor by a V belt transmission and secondary gear transmission to slowdown. Then, it drives the crank rotate, The crank connected to slide block and moving blades in the slippery way make the back and forth straight line sport, makes the moving blades and the fixed blade shear and cut steel.Key words: The steel bar cutting; Design; Work efficiency; Gear transmission 31 前言1.1 概述钢筋切割机是钢筋加工必不可少的设备之一，它主要用于房屋建筑、桥梁、隧道、电站、大型水利等工程中对钢筋的定长切割。用于剪切建筑钢筋及圆钢下料。钢筋切割机与其他切割设备相比，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。我国钢筋切割机的发展经历了比较曲折的道路。太原重机学院机器厂是最早生产钢筋切割机的厂家之一，1958年首先引进苏联的卧式钢筋切割机图纸，开始生产了全国第一台钢筋切断机，现生产的GQ4OA型就是其改进型。原机型体积较大，重1000多kg，电机功率7.5kw，是标准的傻大粗产品；经改进现重量降为 720kg、4kw 。1982年设计出GQ40B型钢筋切割机，在曲轴大齿轮处装上刚性转键离合器，用脚踏操纵控制切断。国内外切割机的对比：由于切割机技术含量低、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)国外切割机偏心轴的偏心距较大，如日本立式切割机偏心距 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)国外切割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，使切割机在承受过载荷、疲劳失效、磨损等方面都超过国产机器。3)国内切割机刀片设计不合理，单螺栓固定，刀片厚度比较薄，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。4)国内切割机每分钟切割次数少国内一般为 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)国内切割机外观质量、整机性能不尽人意；国外厂家一般都是规模生产，在技4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 1。对国内钢筋切割机参考文献后提出如下改进意见：1)机架由钢板焊接结构改为铸件。2)将铸钢件改为铸铁件。3)结构应简化（如离合器部分） 。4)零件加工精度等级可适当降低 2。钢筋切断机属于生产量巨大，技术较为成熟的产品。对其进一步进行改良才可以提高产品的性价比，增强产品的市场竞争力。本文所谈的改良方向：结构与造型问题、轻量化设计问题、发展新的品种、提高涂装质量等对提高同类产品，如钢筋弯曲机、钢筋调直机、钢筋弯箍机等有一定的启发意义 3。12 题目选取本次毕业设计的任务是卧式钢筋切割机的设计。要求切割钢筋的最大直径40mm，切割速度为 30 次/分。13 钢筋切割机的工作原理工作原理：采用电动机经一级 V 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割钢筋 4。2 传动方案传动方案简述：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、有过载保护等优点，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,而钢筋切割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,盘形凸轮移动滚子从动件机构,齿轮齿条机构。考虑现实条件我5决定采用曲柄滑块机构作为本机械的执行机构 5。2.1 切割钢筋需用力计算为了保证钢筋的剪割，剪应力应超过材料的许应剪应力 。即切割钢筋的条件为：AQ（1）查资料可知切割钢筋的最大剪应力为 6 AKQb21max（2）其中 为刀刃磨钝后，由于刀刃间隙增加，切割力增大系数，取 1.3。 为钢筋1K 2K抗剪与抗拉极限强度比，取 0.6。 为钢筋极限抗拉强度，查资料取 400Mpa。A 为切b割面面积。由于本切割机切割的最大钢筋粗度为： mm。算得：40maxdN 另外剪切过程实际上是AKQb21max 3918724106.32金属塑性变形过程，金属在塑性变形中沿晶格滑移，即形成所谓滑移线 7。东北重型机械学院连家创教授，利用滑移线理论在考虑了剪刃侧间隙及接触摩擦的基础上，推导出剪切机剪切力计算公式，并进行了实验验证，其计算公式如下 ：冷剪时 bsUK)1(max（3）式中 试件割裂时的平均延伸率s被剪钢件的强度极限b则由上式可得=（0.560.62） 1 （1+16% ） 400=259.84287.68Mpamax取最大值 =287.68Mpa由于切割钢筋的最大直径为 40mm，则切割机所需的最小剪应力为N08.361240168.272maxmin AQ对比最大与最小剪应力可以取切割机的 Q=361400N。2.2 电机功率计算6计算电机功率由公式 8 nCKAN601（4）其中 A 为一次剪切所需总功。 （ 为剪切功， 为空行程耗功，321AA12A为机构摩擦作用损耗功） ；K 为电机安全系数，取 1.2；n 为动刀行程次数； 为行3 nC程利用系数， 。查资料可知经验公式，算得：nC10算得 的值为 ，,72804.365.01 JQdA 12.0A2J8.7。n=30， 算得为 。查表可知在传动197280413 nC3过程中，取带传动的效率为 =0.94； 二级齿轮减速器的效率为 =0.96；滚动轴承的传动效率为 =0.94； 连杆传动的效率为 =0.81。由以上可知总的传动效率为：= 算得：62.08194.0694.022 KWCnKAN 7383091查手册并根据电机的工作环境、经济要求和重量要求选取电机为：Y 系列（IP44 ）封闭式三相异步电动机，代号为 Y132S-6，额定功率为 3kw，满载转速为960r/min。重量 73Kg。3 传动部分设计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 960r/min。a) 总传动比 32096ib) 分配传动装置的传动比 (5)10i7上式中 i0、i 1 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 。162301ic) 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=5，则 i22=3.2。 （注以下有 i1 代替 i11，i 2 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/r48029601inm 轴 512 轴 min/r302.9623inb) 各轴的输入功率 轴 kw82.94 011p 轴 540622 轴 kw9.5 33c) 各轴的输入转矩电动机输出转矩 mN84.2960395dT 轴 mN10.569402 011 id 轴 235.6 22 T 轴 973 333.2 带传动设计83.2.1 基本数据由设计可知，V 带传动的功率为 3kw，小带轮的转速为 960r/min，大带轮的转速为 480r/min。查表可知 工作情况系数取 KA=1.2 ，则计算功率 Pca= 1.23=3.6kw。KA根据以上数值及小带轮的转速查相应得图表（机械设计教材图 8-11）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=2100=200mm。3.2.3 带速的计算故合适。 s/m0.516094.3160nv smvsm/30/5（6）3.2.4 中心距、带长及包角的计算。由式0.7(d1+d2)a02(d1+d2) 可见： （7）0.7(100+200)a02(100+200) 得 210a 0600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： m25.1740)2()01(2404)(）（2 2021210 addaLd查机械设计教材表 8-2 选取带的长度为 1250mm计算实际中心矩：取 386mm 中心m38625.170420 dLa距变动范围： ，算得 367.25423.5mmddLa,15.0mxmin验算小带轮包角：9(8)902.16537180 12 ad3.2.5 确定带的根数查机械设计教材表 8-4a 及 8-4b 知 LaAcakpPKPZ0rp0=0.96（插值法： ） 0.12(插值法： )。查机0965.P0p0961.5p械设计教材表 8-5 包角修正系数 （插值法同上方式） ，查表 8-2 长1.ak度系 。算得93Lk3.7 取 93.061)2.096(3P0r LaAcakpPKZZ=43.2.6 计算单根 V 带的初拉力的最小值 min0F查表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/ NqvzKPFac 1465.054961.03)52()5.2(0)( 22min0 对于新安装的 V 带，初拉力应为 1.5 ；对于运转后的 V 带，初拉力应为min0F1.3 。min0)(F3.2.7 计算压轴力 pF压轴力最小值为：NzFp 1582.6sin142sin)(2)1m0min （9）3.2.8 带轮结构与尺寸的零件图10图 1 带轮的结构与尺寸图Fig. l The structure and size of the pulley3.3 齿轮传动设计3.3.1 第一级齿轮传动设计(直齿圆柱齿轮传动，切割机速度不高，选用 7 级精度)a) 选材料、确定初步参数1) 选材料 小齿轮：40Cr 钢调质，取齿面硬度为 280HBS大齿轮：45 钢调质，取齿面硬度为 240HBS2) 初选齿数 取小齿轮的齿数为 20，则大齿轮的齿数为 205=1001z2z3) 齿数比即为传动比 520i 按齿面接触强度设计11由教材公式（10-9a）试算即 32112.HEdt ZuKTd（10）(1) 确定公式内各计算数值1) 试选载荷系数 3.1tK2）计算小齿轮传递的转矩。mNmNnPT 45151 106.5480290.93）由教材表 10-7 选取齿宽系数 。7.d4）由教材表 10-6 可知材料的弹性影响 。2189MPaZE5）由教材图(10-21d)的：小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿MPaH601lim轮的接触疲劳强度极限 。MPaH502lim6）由教材式 6-13 计算应力循环次数（总工作时间 ，假设该切割机的寿命为hL6 年，每年工作 320 天，每天工作 8 个小时，则：）h153608320hL811 104.4hjnN（11） 882 10.504.7)由教材图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ，95.01HNK12HNK8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由教材公式 10-12 得MPaSKHNH 570695.01lim1 12MPaSKHNH 5012lim2 (2) 计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，带入 中较小值td1H32112. HEdt ZuKTd（14） m04.57508.1967.053 242）计算圆周速度 vsmsmndvt /43.1/10648106（12）3）计算尺宽 b mmdbt 928.30457.14）计算齿宽与齿高之比 b/h。模数mzdmt852.204571（13）齿高 mmht 417.6852.256417983b5）计算载荷系数。根据 v=1.433/s，7 级精度，由图 10-8 得 ；05.1vK直齿轮， ；1FHK由教材表 10-2 查得使用系数 ；A13由教材表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，2485.1HK由 ， 查教材图 10-13 得 ，故载26793hb2485.1HK 23.1FK荷系数3095.10HVAK（14）6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由教材式（10-10a）得：mKdt 2.573109.45731 （15）7）计算模数 m。mZdm86.20571（16） 按齿根弯曲强度设计由教材式（10-5）得弯曲强度的设计公式为321FSadYZKTm（17）（1）确定公式内的各计算数值1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯a501MPFE曲强度极限 ；a3802MPFE2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 , ;8.01FNK9.2FNK3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得 MPaaSKFENF 29.314MP4.150811 14 MPaaSKFENF 29.4MP4.1380922 4）计算载荷系数 K。15305KFVA（18）5）查取齿形系数。由表 10-5 查得 ； 。80.2Y1Fa 18.2YFa6）查取应力校正系数。由表 10-5 查得 ；51Sa792Sa7）计算大小齿轮的 并加以比较。FY01389.29314580.Y1FaS7672FaS大齿轮的数值大。（2）设计计算mm0278.0159736.207.65913 4m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于有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 2.02078 并就近圆整为标准值 m=2.5mm，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径 mm，算出小齿轮齿数75.91d235.71mdZ大齿轮齿数 1215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。 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mm5.723mzdmm8152（2）计算中心距mm5.1722.721 da（3）计算齿轮宽度mm45.70b1d取 =41mm, =45mm2B 一级齿轮结构与尺寸的零件图图 2 一级大齿轮结构与尺寸的零件图 Fig. 2 The structure and size of the first gear163.3.2 第二级齿轮传动设计(直齿圆柱齿轮传动，切割机速度不高，选用 7 级精度)a) 选材料、确定初步参数1) 选材料 小齿轮：40Cr 钢调质，取齿面硬度为 280HBS大齿轮：45 钢调质，取齿面硬度为 240HBS2) 初选齿数 取小齿轮的齿数为 28，则大齿轮的齿数为 283.2=903z4z3) 齿数比即为传动比 2.890i 按齿面接触强度设计由教材公式（10-9a）试算即 32312.HEdt ZuKTd(1) 确定公式内各计算数值1) 试选载荷系数 .1tK2）计算小齿轮传递的转矩。mNmNnPT 55253 1027.964.200.93）由教材表 10-7 选取齿宽系数 。8d4）由教材表 10-6 可知材料的弹性影响 。21.9MPaZE5）由教材图(10-21d)的：小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿MPaH603lim轮的接触疲劳强度极限 。MPaH504lim6）由教材式 6-13 计算应力循环次数（总工作时间 ，假设该切割机的寿命为hL6 年，每年工作 320 天，每天工作 8 个小时，则：）h153608320hL 813 10.9hjnN884 10275.177)由教材图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ，05.13HNK10.4HNK8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由教材是 10-12 得MPaSKHNH 63005.13lim3 HNH 54lim4(2) 计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，带入 中较小值td3H32312.HEdt ZuKTdmm17.8605.8923480571325 m2）计算圆周速度 v smsmndvt /.438/10697.106233）计算尺宽 bmm769.783dbt4）计算齿宽与齿高之比 b/h。模数 mzdmt13.2873齿高mm042575.ht96.0427369b5）计算载荷系数。根据 v=0.438m/s，7 级精度，由图 10-8 得 =1.03；vK18直齿轮， ；1FHK由教材表 10-2 查得使用系数 ；A由教材表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置是，=1.303HK由 ， 查教材图 10-13 得 =1.265，故载荷956.0427369hb30.1HKFK系数 1.34209HVAKK6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由教材是（10-10a） mKdt 83.142097833 7）计算模数 m。 mzm462.2 按齿根弯曲强度设计由教材式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 32FSadYZKTm（1）确定公式内的各计算数值1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa；大齿轮的弯501FE曲强度极限 MPa；3802FE2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 , ;8.03FNK8.4FNK3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得 MPaaSKFENF 57.30MP4.158033 19 MPaaSKFENF 86.23MP4.138044 4）计算载荷系数 K。 109503KFVA5）查取齿形系数。由表 10-5 查得 ； 。5.2Y3Fa 2.Y4Fa6）查取应力校正系数。由表 10-5 查得 ；163Sa1784Sa7）计算大小齿轮的 并加以比较。FY013524.57306.2Y3FaS984FaS大齿轮的数值大。（2）设计计算mm2.5801639.28.0579313 5m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于有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 2.582 并就近圆整为标准值 m=3.0mm，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径 88.1mm，算出小齿轮齿数3d07.293183 mdz大齿轮齿数 60.4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20强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mm9033mzdmm2864（2）计算中心距mm1929043da（3）计算齿轮宽度mm7908.b3d取 =72mm, =75mm4B 二级齿轮结构与尺寸的零件图图 3 二级大齿轮结构与尺寸的零件图Fig. 3 The structure and size of the second gear3.4 轴的校核3.4.1 一轴的校核21轴直径的设计式 20m85.194021nPA2.01593303T6 d（19）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。2223图 4 一轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。Fig. 4 The first shaft of force diagram and bending moment diagram ,synthetic bending moment diagram ,torque diagram and equivalent bending moment diagram.求作用在轴上的力如表 1，作图如上图（以顺时针为正）,NNdTFt 31955.706241 NFtr 2.710n由 59.8.78得 ，0 tAHBH FFM算得 （其中 F=F 带=1158N） 。NFA2又由受力平衡得： 同理可以算出作用在NBHtBHA 320垂直面上的力如下表 1表 1 作用在一轴上的力Table 1 The force on the first shaft垂直面（ ） 水平面（ ）VF HF轴承 1 NA6.492 NAH102齿轮 2 r70t3.95轴承 3 FBV8FBH8带轮 4 N1243） 求作用在轴上的弯矩如表 2，作出弯矩图如上图表 2 作用在一轴上的弯矩Table 2 The bending moment of the first shaft垂直面（ ） 水平面（ ）VM HMN.mm064N.35.87FACV 5.89375AHCFMC 截面B 截面合成弯矩4Nm0.917m9422CM0BV .m37958FMBH合成弯矩N.m4379BM4）作出转弯矩图如上图5）作出当量弯矩图如上图，并确定可能的危险截面 C、B 如上图。并算出危险截面的弯矩如表 3。表 3 一轴截面的弯矩Table 3 The bending moment of the first shafts cross sectionC 截面 N.520471M22 CCB 截面 89BB6）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。b0b159.01260 故 安 全 。,9.4562.04732 MPaWTMCca 7）校核轴径25C 截面: m5.6225941.0M3bCCdB 截面: 3031bBB结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。b) 轴的扭转刚度计算轴受弯矩作用会产生弯曲变形，受转矩作用会产生扭转变形。轴的刚度不够就会影响轴的正常工作。例如电机转子轴的挠度过大，会改变转子与定子的间隙而影响电机的性能；机床主轴的刚度不够，将影响加工精度。因此，为了使轴不致因刚度不够而失效，设计时必须根据轴的工作条件限制其变形量，即挠度 、转角 、扭角 。式中 、 、 分别为许用挠度、许用转角和许用扭角。 81814414 5.922910.865735073.5 pipizpi IlIlLGIlTLG2.52I41p1d79834p232.16I4p3d97824p46.13I45p5d9278246p63.103I47p7d2625.7948132I8p8d5.03896.0 25.7948132.164092.367801472685941 所以轴的刚度足够。3.4.2 二轴的校核轴直径的设计式m7.32965410nPA2.01593303T6 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。2728图 5 二轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。Fig. 5 The second shaft of force diagram and bending moment diagram ,synthetic bending moment diagram ,torque diagram and equivalent bending moment diagram.求作用在轴上的力如表 1，作图如上图(以顺时针为正) NNdTFt 85624902.53231 tr470an1,NF3.952 NFr2.12由 078786得 ， 1 ttAHBH FFM算得 。A768又由受力平衡得： 同理可以算出作用在NFBHtBHtAH 5.9012垂直面上的力如下表 5表 4 作用在二轴上的力Table 4 The force on the second shaft垂直面（ ） 水平面（ ）VF HF29轴承 1 NFAV4.07 NFAH2768齿轮 2 r2t.541齿轮 3 392轴承 4 NFBV6.9 NFBH03） 求作用在轴上的弯矩如表 5，作出弯矩图如上图表 5 作用在二轴上的弯矩Table 5 The bending moment of the second shaft垂直面（ ） 水平面（ ）VM HMN.mmN.4168FAVCM 321086AHCFM合成弯矩N.m95413m3205.CNFMBVDV 79 N.m569723BHDHFMC 截面D 截面 合成弯矩N.m854195.623.253792D4）作出转弯矩图如上图5）作出当量弯矩图如上图，并确定可能的危险截面 C、D 如上图。并算出危险截面的弯矩如表 7。表 6 二轴截面的弯矩Table 6 The bending moment of the second shafts cross sectionC 截面 N.m13792TM22 CCD 截面 608DD6）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。b0b159.0126030 故 安 全 。,602.4961.03732 MPaWTMCca 7）校核轴径C 截面: m531.0M3bCCdD 截面: 482.131bBD结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。b) 轴的扭转刚度计算轴受弯矩作用会产生弯曲变形，受转矩作用会产生扭转变形。轴的刚度不够就会影响轴的正常工作。例如电机转子轴的挠度过大，会改变转子与定子的间隙而影响电机的性能；机床主轴的刚度不够，将影响加工精度。因此，为了使轴不致因刚度不够而失效，设计时必须根据轴的工作条件限制其变形量，即挠度 、转角 、扭角 。式中 、 、 分别为许用挠度、许用转角和许用扭角。 81814314 56.9201.85735073.5 pipizpi IlIlLGIlTLG82.4732I1p1d105p232.83I4pd7624p412.83I45p5d3137.84623I6p6d507p7821.432I8p8d5.043 821.14732.50837.8462012.8347 36091569 所以轴的刚度足够3.4.3 三轴的校核轴直径的设计式m6.430291nPC2.015933T6 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。3233图 6 三轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。34Fig. 6 The third shaft of force diagram and bending moment diagram ,synthetic bending moment diagram ,torque diagram and equivalent bending moment diagram.求作用在轴上的力如表 1，作图如上图(以顺时针为正),NFt8.5624NFr2.0470235.1983598得 ，0 FFM tAHBH算得 。NFAH5.129又由受力平衡得： 同理可以算出作用NFFBHBHtAH 7.269在垂直面上的力如下表 7表 7 作用在三轴上的力Table 7 The force on the third shaft垂直面（ ） 水平面（ ）VF HF轴承 1 NAV6.1428 NFAH5.1290齿轮 2 r07t864曲轴 3 3轴承 4 NFBV6.18 NFBH7.293） 求作用在轴上的弯矩如表 8，作出弯矩图如上图表 8 作用在三轴上的弯矩Table 8 The bending moment of the third shaft垂直面（ ） 水平面（ ）VM HMN.mmN.52607195.1FAVCVM 75.23645.18AHCFMC 截面D 截面合成弯矩Nm72369m342607922C NFMBVDV 8.17 N.m150483BHDHFM35合成弯矩N.m65048311.50483.137922DM4）作出转弯矩图如上图5）作出当量弯矩图如上图，并确定可能的危险截面 C、D 如上图。并算出危险截面的弯矩如表 9。表 9 三轴截面的弯矩Table 11 The bending moment of the second shafts cross sectionC 截面 N.m9236405M2 CCD 截面 7DD结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。b) 轴的扭转刚度计算轴受弯矩作用会产生弯曲变形，受转矩作用会产生扭转变形。轴的刚度不够就会影响轴的正常工作。例如电机转子轴的挠度过大，会改变转子与定子的间隙而影响电机的性能；机床主轴的刚度不够，将影响加工精度。因此，为了使轴不致因刚度不够而失效，设计时必须根据轴的工作条件限制其变形量，即挠度 、转角 、扭角 。式中 、 、 分别为许用挠度、许用转角和许用扭角。 81814314 4.635.8120.09735073.5 pipizpi IlIlLGIlTLG32.50832I41p1d64p20781.953I4pd2624p436401923I5p5d.67p691423I7p7d078.58p85.0349 0781.89527.149202.263978193 63158651246 所以轴的刚度足够3.5 键的校核3.5.1 一轴平键的强度校核. 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 bh 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=8mm 键高 h=7mm 键长 L=56mmb) 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37或耐磨性的条件计算，即：静联接 （32）ppkldT2式中： 传递的转矩 )mN( 轴的直径 d 键与轮毂的接触高度(mm)，一般取 k 2hk 键的接触长度(mm).圆头平键 l bLl 许用挤压应力 )pMPa(键的工作长度 m48)56(bL挤压面高度 m28hk转矩 npT6105.9 mN1056.48021.956 许用挤压应力，查表， MPa0p则挤压应力MPa1203.2448156.025apkldT所以 此键是安全的。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 的钢制造，选用 45 钢。Pa603.5.2 二轴平键的强度校核. a) 键的选择 选用 A 型普通平键。由设计手册查得：键宽 b=14mm 键高 h=9mm 键长 L=32mmb) 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。38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 ppkldT2式中： 传递的转矩 )mN( 轴的直径 d 键与轮毂的接触高度(mm)，一般取 k 2hk 键的接触长度(mm).圆头平键 l bLl 许用挤压应力 )pMPa(键的工作长度 m18)432(bL挤压面高度 5.9hk转矩 mNdFyT 2.468312312许用挤压应力，查表， MPa0p则 挤压应力MPa120.24815.4632apkldT所以 此键是安全的。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 的钢制造，选用 45 钢。Pa603.5.3 三轴平键的强度校核. a) 键的选择 选用 A 型普通平键。由设计手册查得：键宽 b=20mm 键高 h=12mm 键长 L=45mmb) 验算挤压强度.39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 ppkldT2式中： 传递的转矩 )mN( 轴的直径 d 键与轮毂的接触高度(mm)，一般取 k 2hk 键的接触长度(mm).圆头平键 l bLl 许用挤压应力 )pMPa(键的工作长度 m25)045(bL挤压面高度 m621hk转矩 mNdFyT 8.204978.54许用挤压应力，查表， MPa120p则 挤压应力MPa1205.372568.492apkldT所以 此键是安全的。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 的钢制造，选用 45 钢。Pa603.6 轴承的校核 滚动轴承是工厂生产的标准件。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。403.6.1 一轴轴承 初选轴承型号：试选深沟球轴承 6206，查设计手册，查得 6206 轴承的性能参数为：基本额定动载荷 =19.5KN 基本额定静载荷 =11.5KN 极限转速rCrC0(脂润滑)min/950rn 寿命计算 a) 计算轴承径向力（轴向力无从得知，略去）N6.2093804.21416221 RF因为 所以验证第二个轴承Rb) 当量动载荷计算 由式 得RpPFfNFRpP 52.19620.1c) 计算轴承寿命h1536048.16097)29()6PhFCnL计算结果表明，选用的 6206 深沟球轴承能满足要求。3.6.2 二轴轴承 初选轴承型号：试选深沟球轴承 6207，查设计手册，查得 6207 轴承的性能参数为：基本额定动载荷 =25.5KN 基本额定静载荷 =15.2KN 极限转速rCrC0(脂润滑)min/850rn 寿命计算 a) 计算轴承径向力（轴向力无从得知，略去）N6.93506.32924784121 RF因为 所以验证第一个轴承1Rb) 当量动载荷计算 由式 得RpPFf41NFfRpP 42.3062945.1c) 计算轴承寿命h1536098.104)42(6)06PhFCnL计算结果表明，选用的 6207 深沟球轴承能满足要求。3.6.3 三轴轴承 初选轴承型号：试选深沟球轴承 6211，查设计手册，查得 6211 轴承的性能参数为：基本额定动载荷 =43.2KN 基本额定静载荷 =29.2KN 极限转速rCrC0(脂润滑)min/60rn 寿命计算：a) 计算轴承径向力（轴向力无从得知，略去）N5.2670.269.1841350421 RF因为 所以验证第二个轴承2Rb) 当量动载荷计算 由式 得RpPFfNFRpP 6.27154.2601c) 计算轴承寿命h15360).274(60)36PhFCnL计算结果表明，选用的 6211 深沟球轴承能满足要求。3.7 飞轮的设计下面是飞轮的尺寸结构图：42图 7