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钢筋拉直机的设计
钢筋
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173 钢筋拉直机的设计,173,钢筋拉直机的设计,钢筋,拉直,设计
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前 言随着社会的发展进步，人们的生活水平的提高，人们对住房的要求有了不小的提高，由此带动了中国建筑业的蓬勃发展。钢筋作为建筑业中极为重要的建筑材料必定会大批量的生产和运输。运输中为了方便以及节省运输空间常常会将10mm以下钢筋卷成直径约为1米左右的钢筋圈。但是，作成了盘状的钢筋不能作为建筑工程的材料，所以，我们必须有一样工具能够把弯曲的钢筋拉直以方便施工。由此，可见钢筋拉直机是必不可少的的机械，在建筑业中有很大的作用。本人设计的钢筋拉直机就是以拉直被弯曲的钢筋为目的的。由于，钢筋的直径不是很大，所以，钢筋的切断用专用的剪子就可以实现。该种钢筋拉直机主要由电动机，减速器，卷筒,离合器和钢丝绳组成。它结构简单，机身小，可由工作人员单一操作，而且操作简单（但要求操作人员进行一定的安全技术培训），安全性比较高，可以在环境较差的条件下工作，在机构方面本人力求简单普及，力求降低维修的难度从而为广大工作者带来了方便，这也是作为设计者的最为关心的事情。因此,在本设计的夹具设计中本人将钢筋的弯曲工序和装夹工序同时进行,这样可以节约时间,减小工作空间。本设计主要分为三个部分：第一是总体结构的设想；第二是机体各组成部分的设计；第三是总体的设计。（在设计过程中多以普通卷扬机为参考设备）一、设计方案分析和拟订设计方案的选择应首先满足工作机的工作要求，此外，还应具有结构简单，尺寸紧工作质量和可靠性。我的设计方案是工作机采用齿轮传动。齿轮传动承载能力高，速度范围大。瞬时传动，加工方便，成本低廉，传动效率高和使用维护方便等特点，以保证工作机的传动比恒定。外廓尺寸小，工作可靠，效率高，是所有机械传动型式中最常见的一种传动型式。为了达到以上的要求，总体结构设计如图-1：1电动机；2离合器和制动器；3减速箱；4联轴器；5卷筒图-1本设计（钢筋拉直机）的工作原理是通过电动机把电能转变为机械能，使电动机的转轴转动，经减速箱变速后带动卷筒旋转，从而使钢丝绳卷入拉直钢筋或放出。因为原动机与卷筒之间是刚性联接的，卷筒的正反转必须依靠电动机的正反转来实现，要求电动机是可逆转的。二、牵引件的选择经过本人在数处建筑工地的观察以及对一些书籍的查阅，目前，大多数钢筋拉直机都是以钢丝绳为牵拉件。经过查阅书籍和现场观察钢丝绳具有以下一些优点：有良好的各方向相同的挠性（过卷绕装置时，容易弯曲），承载能力大，经受冲击大和过载能力强，自重轻以及在卷绕过程中平稳、无噪音，并且运动速度不受限制，使用安全可靠，无突然断裂的现象。当然钢丝绳还是有一些缺点的：经过长期使用绳子的安全性会有较大的变化，如果工作人员不够小心的话很容易发生事故。但是，综合以上各点，从安全性能等方面考虑，我选择钢丝绳作为钢筋拉直机的牵拉件。2.1 钢丝绳的选用.钢丝绳的选用首先根据用途、承载情况、工作性质和环境等条件选择钢丝绳的类型。然后再根据钢丝绳工作时要承受的最大静拉力Smax，选择钢丝绳的直径。即S丝KSmax/a式中 S丝钢丝绳中全部钢丝破断拉力总和；K安全系数，最小安全系数不小于5.0；a钢丝绳折减系数，对于6W（19）绳，a=0.85。于是有 S丝5.56000/0.85=38823.5 N由表-315线接触钢丝绳6W（19）型（GB110274）中选取钢丝绳直径d=14.0mm。备注：（根据国家标准GB514485的规定，交捻619钢丝绳报废标准如下断丝长度范围6d时为10，30d时为19。）152.2钢丝绳的连接.钢丝绳的连接方法有很多，本设计采用的是绳卡固定法。即将钢丝绳绕过套环后用绳卡固定。用绳卡固定时，钢丝绳直径为716mm时，绳卡数为三个，间距应等于（56）倍钢丝绳直径。用此法联接处可达到自身强度地8090%。若绳卡装反，则固定外强度会降至75%以下。紧固绳夹时须考虑每个绳夹的合理受力，离套环最近处绳夹不得首先单独坚固，离套环最近的绳夹（第一个绳夹）应尽可能地靠近套环，但仍须保证绳夹的正确拧紧，不得损坏钢丝绳的外层钢丝。2.3钢丝绳夹的选择由表12.1-417绳夹的型式和尺寸，查得当钢丝绳公称直径为14时，A=29.0，B=32，C=61，R=7.5，H=72。三、卷筒的设计以及钢丝绳的固定装置卷筒是钢筋拉直机用来卷绕钢丝绳的卷绕装置。卷筒将原动机的回转运动改变为物品的直线运动。按钢丝绳在卷筒上的卷绕层数，分为单层绕卷筒和多层绕卷筒。按卷筒的表面结构，分为光面卷筒和带槽卷筒。由钢丝绳的长度，我选择铸铁制成单层绕光面卷筒（如图-2），它与钢丝绳与卷筒的接触面比较随意。由于本机械 没有特殊要求,因此用HT200铸铁铸造即可。图-2为了保证钢丝绳的正常，安全的工作以及可以比较容易的更换，本人决定使用以压板固定（如图-3）。此种固定法的特点是：结构简单和钢丝绳具有卷入有导入作用。图-3四、电动机的选择4.1电动机类型和结构电动机类型和结构型式要根据电源（交流或直流），工作条件（温度空间尺寸等）和载荷特点（性质大小启动性能和过载情况）转速来选择。由于本设计没有特殊的要求，以及本设计本身的要求，本设计的电动机均由Y系列电动机中选出，Y系列电动机适用于不易燃不易爆无腐蚀性气体的场合，以及要求具有较好启动性能的机械，在经常启动，制动和反转的场合。最终本人选用了Y系列三相鼠笼式异步电动机。4.2选择电动机的容量标准电动机的容量由额定功率表示。所选用电动机的额定功率应稍大于工作要求的功率。若容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，极易损坏；容量过大则增加成本从而造成浪费。电动机的容量主要由运行时发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，通常不必校验发热和启动力矩。所需功率为： Pd= KW 式中：Pd工作机实际需要的电动机输出功率 PW工作所需输入功率 电动机至工作机之间传动装置的总效率 工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，Pw= KW 或 Pw= KW 式中：F工作机的阻力，N；v工作机的线速度，m/s；T工作机的阻力矩，N.mnw工作机的转速，r/min；w工作机的效率。总效率按下式计算：其中分别为传动装置中的每一传动副，每对轴承，每个联轴器。由表2-615查得，钢丝绳平均速度为30-36m/min（JJK-2型）。取v=0.6m/min。 工作机的（卷筒）的转速nk功率Pw 为nk=44.7 r/minPw=3.325 KW 由表8-24查得，在传动装置中，两对齿轮传动每对齿轮的效率=0.97，卷筒效率=0.96，四对轴承每对轴承的效率=0.98，两个联轴器每个的效率=0.99。总效率为: =0.972 电动机输出功率为 Pd=3.58kw4.3选择电动机型号对Y系列电动机，通常多选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机，如无特殊需要，不选低于750r/min的电动机。这里我综合电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总的传动比的特点及大小，我选用960r/min的电动机。由表9-394查得，可选取Y132M1-6型电动机。 Y132M1-6 n=960r/min P=4KW m=71kg 五、减速器的设计5.1 选择减速器的类型在本设计中选择的是二级展开式圆柱齿轮减速器，它结构简单，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。高速轴齿轮布置在远离转矩输入端，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生弯曲变形所拉起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象，本产品适用于载荷比较平稳的场合。5.2 计算总传动比和各级传动比总传动比为 i=n/ nk =960/44.7=21.8因为是齿轮传动，由表6-13417查得，高速级传动比i1=4.5，低速级传动比i2=4.5，实际总传动比为i，=i1i2=4.35.0=21.5传动比误差为i=1.42%4050mm，尺寸系数=0.84，r=0.78，由附录表5中查出，当B=590mpa,Ra=3.2m时，表面状态系数=0.94 故（K）D=k/=2.50/（0.940.84）=3.17K）D=k/=1.80/（0.940.78）=2.45D处只有过盈配合所以：（K）I=k/=2.50/（0.940.84）=3.17K）I=k/=1.80/（0.940.78）=2.45八，求安全系数。设按无限寿命（KN=1）计算公式为：SI=-1/(k/ac+dm)=1.71SD=-1/(k/aD+dm)=1.78SI=-1/(k/cac+mc)=8.78SD=-1/(k/Da+mc)= 140/（2.456.7+0.16.7）=8.19复合安全系数：SI=SS/( S2+S2)0.5=1.74 SD=SS/( S2+S2)0.5=1.69两个截面得安全系数均大于许用安全系数，轴强度安全，所以轴是合格的。轴一的设计（1）轴径的粗选T=T/WT=T2/0.2d3Tdc*（p/n）1/3=115*（3.96/960）1/3=18.4mm因此选d=20mm图-9安装 圆锥滚子轴承，因为安装处的 为25mm所以选用的型号为7305E的轴承，其中D=62mmB=17mm C=15mma=13mmE=50.6mm（两端安装一样的轴承）Ft1=2*T2/d2=0.039*106*2/60=1300NFr1= Ft2*tg=1300*tg20=473.2N由此可知轴的总长为：L=202mm（2）.轴的受力分析图：图-10从水平面受力来看（水平受力图） 图-11FAH+ FBH= Ft 51* Ft= FBH*202FAH =971.8N FBH=328.2NC点弯矩MCH= FAH*51=49561.8N.mmD点弯矩MDH= FBH*26=25266.8N.mm从垂直面来看 图-12FAV+ FBV= Fr. Fr*51= FBV*LFAV=353.8N FBV=119.4NC点弯矩MCV= FAV*51=18043.8 N.mmD点弯矩MDV= FBV*26=9198.8 N.mm合成弯矩图-13C点合成弯矩： Mc=(MCH2+MCV2)0.5=52744.2N.mmD点合成弯矩： Mc=(MDH2+MDV2)0.5=26889.2N.mmT2=39000N.mm由此可知轴的结构中D-D . C-C 受的力比较大最有可能因应力集中而形成危险截面。当量弯矩由3可知=0.6。 MC=MC2+(aT)20.5=57701.9N.mmMD=MD2+(aT)20.5=35645.3N.mm（3）.下面我们对轴的强度进行校核。由表2-53，当45钢B=590MPa时按表2-73，以插值法得-1b=54MPaC= MC/W= MC/0.1d3=24.2 MPaD= MD/W= MD/0.1d3=19.5 MPa由此可知本设计十分安全，所有截面都十分合格。（4），安全系数得校核计算。因为C，D两点都受到了较大得应力，应力集中。下面来对着两个截面进行安全系数校核。由表2-53查得45号钢正火，回火处理时。-1=140 MPa -1=255 MPa由表2-2 3查得等效系数=0.1， =0.2 由前面可知D ，C两截面得应力合成弯矩，转矩分别为：D点合成弯矩： Md=(MDH2+MDV2)0.5=24983.2N.mmC点合成弯矩： Mc=(McH2+McV2)0.5=51007.4N.mmT1=39000N.mmC处有键槽，所以由附录73可知抗弯截面系数W和抗扭截面系数WT。（下面是计算公式及结果）WC=dC3/32-bt(dC-t)2/2dC=2290.2mm3WTC=dC3/16-bt(dC-t)2/2dC=4940.9mm3选用A型圆头普通键：bh=87，L=40mmt=4mm，t=3.3mm弯曲应力幅：a= MC/W=22.2MPa弯曲平均应力：m=0扭转切应力：=T 2/ WTC=7.9MPa切应力幅和平均切应力：a=m=/2=3.95MPa因为D处没有键槽由表可知：WD=dD3/32=1757.6mm3WTD=dD3/16=3515.2mm3弯曲应力幅：a= MD/W=14.2 MPa弯曲平均应力：m=0扭转切应力：=T 2/ WTD=11.1MPa切应力幅和平均切应力：a=m=/2=5.55MPa（6），求综合影响系数。因（k）D=k/和（k）D=k/，C，D两截面上有键槽和过盈配合两种产生应力集中的因素，故应比较两者的有效应力集中系数，从中取大植计算。 C面 键槽对轴的有效应力集中系数，由附录表13中查出（用插植法），当B=590MPa,A型键槽时，K=2.50,K=1.80;过盈配合对轴的有效应力系数，当B=590MPa，配合为H7/r6时，Ka=2.50,K=1.80.因过盈配合的有效应力集中系数均比键槽大，取过盈配合是的有效应力集中系数计算，由附录表43中查出，当材料为碳钢，毛坯直径3040mm，尺寸系数=0.88，r=0.81，由附录表53中查出，当B=590mpa,Ra=3.2m时，表面状态系数=0.94 故（K）C=k/=2.50(K）C=k/=1.80/（0.940.78）=1.80D处只有过盈配合所以：（K）D=k/=3.02(K）D=k/=2.36（7），求安全系数。设按无限寿命（KN=1）计算公式为：SC=-1/(k/ac+dm)=3.80SD=-1/(k/aD+dm)=5.95SC=-1/(k/cac+mc)= 14.4SD=-1/(k/Da+mc)= 10.35复合安全系数：SC=SS/( S2+S2)0.5=3.7 SD=SS/( S2+S2)0.5=5.16两个截面得安全系数均大于许用安全系数，所以轴是合格的。轴强度安全。轴三的设计（1） .轴径的粗选如同轴一一样，为了工作以及设计维修方便，轴选用了一样的材料T=T/WT=T2/0.2d3Tdc*（p/n）1/3=115*（3.57/44.7）1/3=49.5mm因此选d=50mm图-14安装 圆锥滚子轴承，因为安装处的 为50mm所以选用的型号为2007511E的轴承，其D=26.75mm B=25mm C=21mm a=22.5mm E=82.8mm（两端安装一样的轴承）Ft1=2*T3/d2=4736.2NFr1= Ft3*tg=2037.1N由此可知轴的总长为：L=183mm（2）.轴的受力分析图：图-15从水平面受力来看（水平受力图） 图-16FAH+ FBH= Ft 56.5* Ft= FBH*183FAH =3273.9N FBH=1462.3NC点弯矩MCH= FAH*56.5=184975.4N.mmD点弯矩MDH= FBH*16.5=54019.4N.mm从垂直面来看 图-17FAV+ FBV= Fr. Fr*56.5= FBV*LFAV=1408.2N FBV=628.9NC点弯矩MCV= FAV*56.5=79563.3 N.mmD点弯矩MDV= FBV*16.5=23235.3 N.mm合成弯矩图-18C点合成弯矩： Mc=(MCH2+MCV2)0.5=201360.9N.mmD点合成弯矩： Mc=(MDH2+MDV2)0.5=58804.5N.mmT3=763000N.mm由此可知轴的结构中D-D . C-C 受的力比较大最有可能因应力集中而形成危险截面。当量弯矩图-19由3可知=0.6。 MC=MC2+(aT)20.5=500127.0N.mmMD=MD2+(aT)20.5=461561.3N.mm（4），下面我们对轴的强度进行校核。由表2-53，当45钢B=590MPa时按表2-73，以插值法得-1b=54MPaC= MC/W= MC/0.1d3=27.03 MPaD= MD/W= MD/0.1d3=27.74 MPa由此可知本设计十分安全，所有截面都十分合格。（5），安全系数得校核计算。因为C，D两点都受到了较大得应力，应力集中。下面来对着两个截面进行安全系数校核。由表2-53查得45号钢正火，回火处理时。-1=140 MPa -1=255 MPa由表2-23 查得等效系数=0.1， =0.2 由前面可知D ，C两截面得应力合成弯矩，转矩分别为：D点合成弯矩： Md=(MDH2+MDV2)0.5=58804.5N.mmC点合成弯矩： Mc=(McH2+McV2)0.5=201360.9N.mmT3=763000N.mmC处有键槽，所以由附录7可知抗弯截面系数W和抗扭截面系数WT。（下面是计算公式及结果）WC=dC3/32-bt(dC-t)2/2dC=18256.3mm3WTC=dC3/16-bt(dC-t)2/2dC=39462.1mm3选用A型圆头普通键：bh=1811，L=70mmt=7mm，t=4.4mm弯曲应力幅：a= MC/W=11.03MPa弯曲平均应力：m=0扭转切应力：=T 2/ WTC=19.34MPa切应力幅和平均切应力：a=m=/2=9.67MPa因为D处没有键槽由表可知：WD=dD3/32=16637.5mm3WTD=dD3/16=33275.0mm3弯曲应力幅：a= MD/W=3.53 MPa弯曲平均应力：m=0扭转切应力：=T 2/ WTD=22.93MPa切应力幅和平均切应力：a=m=/2=11.47MPa（6），求综合影响系数。因（k）D=k/和（k）D=k/，C，D两截面上有键槽和过盈配合两种产生应力集中的因素，故应比较两者的有效应力集中系数，从中取大植计算。 C面 键槽对轴的有效应力集中系数，由附录表13中查出（用插植法），当B=590MPa,A型键槽时，K=2.50,K=1.80;过盈配合对轴的有效应力系数，当B=590MPa，配合为H7/r6时，Ka=2.50,K=1.80.因过盈配合的有效应力集中系数均比键槽大，取过盈配合是的有效应力集中系数计算，由附录表43中查出，当材料为碳钢，毛坯直径50mm，尺寸系数=0.78 r=0.74，由附录表53中查出，当B=590mpa,Ra=3.2m时，表面状态系数=0.94 故（K）C=k/=3.41K）C=k/=2.59D处只有过盈配合所以：（K）D=k/=3.28K）D=k/=2.52（7），求安全系数。设按无限寿命（KN=1）计算公式为：SC=-1/(k/ac+dm)=6.8SD=-1/(k/aD+dm)=22SC=-1/(k/cac+mc)=5.4SD=-1/(k/Da+mc)= 4.7复合安全系数：SC=SS/( S2+S2)0.5=4.2 SD=SS/( S2+S2)0.5=4.6两个截面得安全系数均大于许用安全系数，所以轴是合格的。轴强度安全。卷筒轴安全性的经验算合格。5.6箱体的设计箱盖和箱座是用螺栓联结成一整体。这种箱体结构紧凑、安装方便，因此应用较为广泛。具体尺寸如下。减速器我选用材料是HT200的铸造箱体。名称符号尺 寸 关 系结果/mm箱座壁厚0.025a+389箱盖壁厚0.888箱盖凸缘厚度12.箱座凸缘厚度 1.513.5箱座底凸缘厚度22.5地脚螺钉直径0.036a+1225地脚螺钉数目a250时，n=48轴承旁连接螺栓直径15盖与座连接螺栓直径10连接螺栓的间距150-200120视孔盖螺钉直径6，至外箱壁距离查表30，至凸缘边缘距离查表25外箱壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与内箱壁距离110齿轮端面与内箱壁距离212箱盖，箱座肋厚m1mm=m1=8连接螺栓直径d10通孔直径d11沉头座直径D22底座底面至轴中心线高度H175表-2六、联轴器的选择卷筒轴与减速器的低速轴之间是用联轴器联接的。联轴器是连接轴或轴与其他回转件的一种装置，使它们在传递运动和动力过程中一起回转而不脱开。联轴器主要有机械式、液力式、和电磁式三种。机械式联轴器是应用最广泛的联轴器，它借助于机械构件相互间的机械作用力来传递转矩。联轴器可以根据所联轴径、所传递的转矩和轴的转速，从有关手册中选择合适的型号。由前述可知，低速轴的转矩T3=763000 N.mm，转速n3=44.7 r/min，所联轴径d=50。 本设计选用的是凸缘联轴器，这种联轴器可传递较大转矩，结构简单，工作可靠，容易维护，但要求凸缘端面与轴线有较高的垂直度。6.1 联轴器的计算转矩TC=KT选择工作情况系数K，查表14-13，取K=1.5，则计算转矩TC=KT=1.5763000=1144500 N.mm 6.2 选择联轴器的型号 查17，根据轴径和计算转矩，最后选用凸缘联轴器的型号为YLD11。七、离合器的确定电动机轴与减速器的高速轴之间是用离合器联接的。离合器在机械运转时,把原动机的回转运动和动力传给工作机,并可随时分离或接合工作机.因为离合器在机器运转过程中可随时接合或分离，由相关材料可知离合器的要求为：1工作可靠，接合平稳，分离迅速；2操作和维修方便；3外廓尺寸小，重量轻；4抗磨性和散热性能好。本设计选用的是矩形齿牙嵌式离合器（如图20），其特点为：制造容易，接合，脱开较困难,停车时可不关机，开机时启动平稳适于频繁开机。为了便于接合，常采用较大的牙间间隙。此离合器适用于重载可传递双向载荷。一般用于不经常离合的传动中。应在静止或转差在10r/min以下接合。材料为20Cr，渗碳（0.5-1.0mm）表面硬度HRC=5662，多应用于中等尺寸的高转速合中等单位压力的离合器。根据所联轴径d=20mm，由 17查得D=50，D1=35，d=20，h0.3=4.3，h1=5，=36。，=5。，K（-0.1）=15.04，K1（-0.1）=15.45，齿数z=5，同时接触齿数z=3。 图-20离合器的校核 牙面上的压强 P=2KT/zD0A 牙根弯曲应力 b=KTh/zD0W 式中：A每个牙的接触面积，mm2；D0牙所在圆环的平均直径，mm；h牙的高度，mm；z牙的数目；W牙根部的抗弯截面系数，mm3，W=a2b/6。因此，A=h（D-D1）/2=4.3（50-35）/2=32.25 mm2 D0=（D+D1）/2=（50+35）/2=42.5 mma=D0/2z+htg=42.5/254.3*tg5。=13.7mmb=（D-D1）/2=（50-35）/2=7.5 mmW=13.727.5/6=234.6 mm3将以上数据代入式、中，得P=21.539103/（542.532.25）=17 MPab=1.5391034/（542.5234.6）=4.35 MPa在运转时接合，取P=40MPa，b= S/3.5=400/3.5=114MPa，按牙面比压和牙根弯曲强度均小于许用值，离合器强度合格。牙齿啮合的摩擦角合格。八、选择滑动轴承卷筒的速度v=0.6m/s和pmax=6200N/mm2，属于低速中载，查表10-11，故选用代号为ZHSi80-3-3黄铜，其使用性能为：pmax=12N/mm2，vmax=2m/s,pv=10Nm/(smm2),最高工作温度为200,C轴颈硬度为200HB.8.1 轴承宽度的确定 轴承宽度B可以根据宽径比B/d=0.6-1.5来确定。B/d值过小，则润滑油易从轴承两端流失，致使润滑不良，磨损加剧；B/d过大，则润滑油流失的路程长，摩擦热不能很快扩散降温，使轴承温度升高，而且当轴挠曲或偏斜时势必造成轴瓦两端严重磨损。故选B/d=1.2。8.2 检验轴颈的圆周速度设轴颈的圆周速度为v，轴承摩擦系数为f，则fpv就是轴承单位时间面积是的摩擦功，摩擦功转变为热量。通常摩擦系数与轴承局部接触，此时即使平均比压p较小，p和pv值都小于许用值，但也可能由于轴颈圆周速度过高而使轴承局部过度磨损或胶合。因此，当安装精度较差，轴的弹性变形较大和轴承宽径比较大时，还需检验轴颈圆周速度v值。V=0.60.025=0.015m/svmax 此数值远小于规定值，十分安全8.3 选择轴承的配合 滑动轴承根据不同的使用要求，为了保证一定的旋转精度，必须合理地选择轴承的配合，以保证有一定的间隙。轴颈与轴承孔间的间隙x，是按以下原则来选择的：转速愈高，轴承中的间隙应该愈大；在相同的情况下，载荷越大，轴承间隙应当小一些。由本轴的特点以及数据可知 x=（0.00070.0012）d=0.0350.06mm8.4 滑动轴承润滑剂的选择滑动轴承必须要润滑剂用来降低摩擦和磨损，以提高轴承的效率；润滑剂是工作介质，同时对轴承起冷却作用。润滑油是滑动轴承中应用最广泛的润滑剂，因此选润滑油作为润滑剂。润滑剂的使用原则为：当转速高、比压p小时，可选粘度较低的油；反之，当转速低，比压大时，应选粘度较高的油。由于轴颈速度：v=0.60.025=0.015m/s，表10-71，选70号机械油作为润滑剂。九、夹具的设计夹具是钢筋拉直机不可或缺的部分。夹具的好坏对拉直机的效率以及安全由十分大的影响。夹具的夹紧方法主要有：利用螺旋的夹紧方法、利用凸轮的夹紧方法、利用连杆的夹紧方法、利用握力的夹紧方法、利用弹簧的夹紧方法、利用液压的夹紧方法以及利用电磁力夹紧的方法等等。这些方法各有各的长处，在此设计中，夹具是由三个部分组成：1.有一个将钢筋卡死的铸铁棒，在铁棒的某处有一通孔可将钢筋装入。2.一个球体为主体，其中有两个通孔一大一小，小的为装入钢筋的进口，大的则是铁棒的装入处。3.还有一小铁棒是钢筋装夹好了之后用于固定打铁棒。（本夹具的具体工作原理和元件可参考夹具图）其中夹紧铁棒的进出可用锤子解决。本夹具的材料为：KTZ60-3图-21(球体和铁棒之间有一定间隙)这套夹具的特点是：装夹原理比较简单，其零部件可以通过铸造生产，而且对工作表面没有什么要求,另外本夹具将零件的装夹及弯曲有机的结合起来了本产品，可降低成本,节省了时间是适合我国国情和我省现状的。十、机座的设计本设计中，钢筋拉直机的机座是铸造而成的，其铸造材料为：珠光体可锻铸铁其牌号为KTZ60-3，本材料韧性较低，但强度大，硬度高，耐磨性好，且加工性良好，可用来代替中，低碳钢等是机械工业中极具发展前途的结构材料。现把底座设计成一个整体，在放置钢筋拉直机的地方浇一块带有镙孔的水泥平地，然后用锣钉直接把底座固定在水泥地上，其结构尺寸可根据电动机的机座尺寸、减速器的箱体尺寸、联轴器的尺寸、离合器的尺寸、滑动轴承的尺寸、制动器的尺寸以及卷筒的尺寸来确定。还要考虑到各个部件间的间隙和结构紧凑性等因素。底座上各个镙纹孔的位置由各部件的尺寸来确定。底座结构和尺寸如图22：图-22总结在这次毕业设计的进行过程中，我学到了许多的新知识，并且对以前的老知识也有了很好的回忆及总结，更体会到了设计过程中的艰辛与。大一大二学习的东西，由于挺长时间没用了，第一次用的时候觉得挺陌生的，经过一段时间的复习后，仍然遇到了许多问题，非常感谢指导老师对自己的悉心指教。经过这段时间的锻炼与实践，自己对大学里所学知识又有了新的理解，并且感觉在使用AUTOCAD 等制图软件的水平方面有一定的提高。但是同时自己也看到了自己更多的不足之处， 我想这正是进行毕业设计的目的吧！由于时间的仓促以及本人知识能力的有限，在这份毕业设计中，难免会有不少欠缺的地方，请老师不吝指正。参考文献1 机械零件设计问题解析编著：汪琪，中国致公出版社出版。19972 画法几何及工程制图编著：中国纺织大学工程图学教研室等，上海科学技术出版社出版。19973 机械设计主编：清华大学精密仪器与机械学系设计工程研究室，吴宗泽 主编，王序云 高志 副主编，高等教育出版社出版。20014 机械设计课程设计主编：席伟光 扬光 李波，高等教育出版社出版。20025 材料力学主编：刘鸿文，高等教育出版社出版。（第四版，上下册）20016钢筋工程编著：傅钟鹏，中国建筑工业出版社出版。19877钢筋工中国建筑工业出版社出版。19858理论力学编著：哈尔滨工业大学理论理论力学教研组，高等教育出版社出版。（第五版上下册）20019 机床夹具设计主编：王启平，哈尔滨工业大学出版社出版。200310. 实用机械设计手册编写：实用机械设计手册编写组，机械工业出版社出版。（第二版上下册）199111 机械设计常用元件手册编写：刘仁家等，机械工业出版社出版。1991 12 机械设计图册主编：成大先，北京化学工业出版社出版。199713 建筑机械主编：王慰椿，河海大学出版社出版，1989 14机械设计手册，燃料化学工业出版社出版，1970 15公差与配合手册（修订本），北京出版社出版，1995 16 铸件结构设计主编：王金华，机械工业出版社出版，1983 17机械工程手册（第二版），编写：机械工程手册编委会，机械工业出版社出版，1995 18 简明机械零件设计手册，编写：东北工学院机械零件设计手册编写组，冶金工业出版社出版，1984 机械传动设计手册 19机械传动手册主编：江耕华 胡来瑢 陈启松，煤炭工业出版社出版，198330- 学校代码：10410 序 号： 050451本 科 毕 业 设 计题目： 钢筋拉直机的设计 学 院： 工 学 院 姓 名： 肖 钬 鑫 学 号： 20050451 专 业： 机械设计制造及其自动化 年 级： 05 级 指导教师： 吴 瑞 梅 二OO九年 五 月摘 要本人设计的钢筋拉直机就是以拉直被弯曲的钢筋为目的的。由于，钢筋的直径不是很大，所以，钢筋的切断用专用的剪子就可以实现。该种钢筋拉直机主要由电动机，减速器，卷筒,离合器和钢丝绳组成。本设计（钢筋拉直机）的工作原理是通过电动机把电能转变为机械能，使电动机的转轴转动，经减速箱变速后带动卷筒旋转，从而使钢丝绳卷入拉直钢筋或放出。关键词：钢筋拉直 电动机 减数器 卷筒 离合器 钢丝绳Abstract I designed steel straightening machine is to straighten the bars were bent for the purpose. As a result, the diameter of steel bars is not very big, therefore, reinforced by the exclusive use of the scissors to cut off can be achieved. Steel straightening machine of the main motor, reducer, drum, clutch components and wire rope. This design (steel straightening machine) is the working principle of electric motors to power into mechanical energy, so that the spindle motor rotation speed by the deceleration after me driven rotating drum, so that involved straightening steel wire rope or release. Key words: steel straightening device subtrahend motor clutch wire rope reel目 录前 言一、设计方案分析和拟订二、牵引件的选择2.1 钢丝绳的选用.2.2钢丝绳的连接.2.3钢丝绳夹的选择三、卷筒的设计以及钢丝绳的固定装置四、电动机的选择4.1电动机类型和结构4.2选择电动机的容量4.3选择电动机型号五、减速器的设计5.1 选择减速器的类型5.2 计算总传动比和各级传动比5.3 计算、轴转速、功率和转矩5.4齿轮设计5.5轴的设计计算5.6箱体的设计六、联轴器的选择七、离合器的确定八、选择滑动轴承8.1 轴承宽度的确定8.2 检验
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