毕业设计-钢筋弯曲机设计

广州大学机械与电气工程学院毕业论文本科毕业设计论文设计题目钢筋弯曲机设计学院机械与电气工程学院专业机械设计制造及其自动化班级机械103学号1007200095学生姓名陈上富指导教师王一军老师2014年5月15日广州大学机械与电气工程学院毕业论文摘要钢筋弯曲机是现在建筑行业最主要的工程机械之一，主要用于弯曲各种型号钢筋以满足建筑工地施工。现有的钢筋弯曲机主要是采用“带两级齿轮蜗轮蜗杆”的传动方式，其弊端在于蜗轮蜗杆传动效率不高，加工难度大。此次设计的钢筋弯曲机针对直径在30MM以下的钢筋，设计采用了“带三级齿轮”传动方案，可以大大提高钢筋弯曲机的传动效率。本设计还对现有钢筋弯曲机的工作盘进行改良，使满足现有钢筋弯曲机对钢筋弯成不同角度的同时，还可以对钢筋弯成不同直径的弧形，以更大的满足建筑工地对钢筋弯曲成不同形状的要求。关键字钢筋弯曲机；三级齿轮；工作盘；ABSTRACTSTEELBARBENDERISONEOFTHEMOSTSIGNIFICANTENGINEERINGMACHINERIESINARCHITECTURENOWADAYS,WHICHISAPPLIEDTOBENDVARIOUSTYPESOFREBARTOCATERFORTHECONSTRUCTIONINBUILDINGSITESTHEEXISTINGSTEELBARBENDERSMAINLYADOPTTHEDRIVINGMETHODOFTWOSTAGEGEARANDWORM,BUTITSDISADVANTAGELIESINTHELOWDRIVINGEFFICIENCYOFTHEGEARANDWORMASWELLASTHEDIFFICULTPROCESSTHUS,THISDESIGNOFTHESTEELBARBENDERAIMEDATTHEREBARUNDER30MMINDIAMETERUTILIZESTHEDRIVINGAPPROACHOFTHREESTAGEGEARANDWORM,WHICHHELPSIMPROVETHETRANSMISSIONEFFICIENCYAGREATDEALINTHISDESIGN,THEWORKINGPLATEOFSTEELBARBENDERISIMPROVEDSOWELLTHATITCANNOTONLYSATISFYTHEDIFFERENTBENDINGANGLESOFREBARTHATTHEEXISTINGSTEELBARBENDERREQUIRESBUTALSOMAKEREBARBECOMEARCSOFDIFFERENTDIAMETERSTOMEETTHEDEMANDTHATREBARCANBEBENTINTODIFFERENTSHAPESINARCHITECTURESITESKEYWORDSSTEELBARBENDERTHREESTAGEGEARWORKINGPLATE广州大学机械与电气工程学院毕业论文目录1前言12系统工作原理及传动方案选择121钢筋弯曲机的工作框图222钢筋弯曲机的工作原理223钢筋弯曲机传动方案选择4231典型的钢筋弯曲机传动方案4232钢筋弯曲机的传动效率5233传动效率的比较63主参数确定及结构设计计算631钢筋弯曲受力分析632弯矩计算及电机选择7321弯矩计算7322电动机选择833主参数确定834V带轮设计1035齿轮设计12351第一级齿轮传动设计13352第二级齿轮传动设计16353第三级齿轮传动设计2036轴的设计23361轴II的设计23362轴III的设计27363轴IV的设计31364主轴的设计3437滚动轴承选择及校核计算37371轴II轴承计算3738键的校核38381轴II的键校核38382主轴的键校核3939工作台简图设计394结论41参考文献42致谢43广州大学机械与电气工程学院毕业论文0钢筋弯曲机设计1前言随着我国建筑行业这几年的飞速发展，建筑机械类行业也伴随快速发展，钢筋弯曲机、钢筋弯箍机、钢筋弯弧机、钢筋调直机、切断机等等一系列建筑机械应用十分广泛。目前在工程应用上使用的比较广泛的是国产GW40型钢筋弯曲机，它的主要特点是构造简单、适用性比较强，可以把直径在40MM以下的建筑钢筋弯弯曲成不同的角度。现如今我国对钢筋弯曲成形的技术也有了比较高的水平，钢筋弯曲机已经出现了多种型号和弯曲类型，如由中国建筑科学研究院建筑机械化研究所与沈阳市建筑施工机械厂共同研制的GW32型，GW40型钢筋弯曲机，,1986年11月相继在沈阳和合肥通过了部级技术鉴定，这两种新型的钢筋弯曲机都是在参照国外样机的基础上并结合我国的具体国情研制成功的换代新产品，其中GW32弯曲机填补了我国钢筋弯曲机系列产品的空白。但现有的钢筋弯曲机大多数是手动或者半自动，而且功能单一，只能将钢筋弯曲成不同的角度，不能很好的满足建筑需求，而且现有的钢筋弯曲机几乎都是采用典型的“带两级齿轮蜗轮蜗杆”的传动方式，传动效率低下，能源耗损严重。此次设计的钢筋弯曲机主要在传动方式上做了个改进，采用了“带三级齿轮”的传动方式，大大的提高了传动效率，减少能耗，同时也减少了加工难度。除此之外还对现有的钢筋弯曲机的工作盘进行一定的设计改进，变得简单实用并且具有通用性，除了可以把不同直径的钢筋弯曲成所需角度，同时也可以通过工作盘的调节，把钢筋弯成不同直径的弧形，解决了以往钢筋弯曲机功能单一的问题，不用再购置钢筋弯弧机类似机器，造成资源资金的浪费。2系统工作原理及传动方案选择广州大学机械与电气工程学院毕业论文1钢筋弯曲机是建筑行业中使用最为广泛的建筑机械之一，它主要利用电动机传动的扭矩，通过工作盘将钢筋弯曲成不同角度。典型的钢筋弯曲机的传动方式都是二级齿轮蜗轮蜗杆的传递方式，传动效率低下。改变钢筋弯曲机的传动方式，提高传动效率，是本次设计的着重点之一。21钢筋弯曲机的工作框图本设计的钢筋弯曲机主要由控制设备、电动机、带轮、减速箱和工作台几部分组成，其中减速箱由三级齿轮组成。电动机带轮减速箱控制设备工作台图21工作框图22钢筋弯曲机的工作原理钢筋弯曲机的工作机构是一个安装在垂直的主轴上旋转的圆盘，如图22所示，把钢筋放在下图中虚线的位置，挡料支承销轴固定在机床上，中心轴和压弯轴安装在工作圆盘上，主轴转动带动工作圆盘转动，将钢筋弯曲。为了适用于不同直径的钢筋，在工作圆盘上多开几个孔，用来插弯曲轴，也可以换成不同直径的中心轴，以达到弯曲不同直径钢筋的目的。广州大学机械与电气工程学院毕业论文2图22工作原理图1当想把钢筋弯成弧形时，可以在工作盘上插上一个圆盘（如下图23），调节燕尾槽的滑动体，钢筋通过两个套筒，随着圆盘的转动，可以把钢筋弯成弧形，调节滑动体，可以实现弯曲成不同形状的钢筋弧形12。图23改造后工作台原理图圆盘滑动体燕尾槽套筒设两套筒轴心的连线与圆盘切线的距离为L,D为钢筋直径,R为弧形钢筋的曲线半径。可由勾股定理解出。RDR2L/22R一X2,/RX这样,要加工成型任意弧度的弧形钢筋,只需通过调节滑动体调整X距离即可,广州大学机械与电气工程学院毕业论文323钢筋弯曲机传动方案选择231典型的钢筋弯曲机传动方案现行的钢筋弯曲机主要有两种传动方案3，一种为电机通过一级带传动、两级齿轮传动、一级蜗轮蜗杆传动，简称蜗轮蜗杆传动方案，,如图25所示；另一种为电机通过一级带传动、三级齿轮传动，简称全齿轮传动方案，如图26。图25蜗轮蜗杆传动4XLRRD图24公式推算简图广州大学机械与电气工程学院毕业论文4图26全齿轮传动4232钢筋弯曲机的传动效率在计算钢筋弯曲机的传动效率4的两种传动方式时，为了更方便的分析比较，略去带传动及各支承轴承处的效率损失。（1）蜗轮蜗杆传动蜗轮蜗杆传动的效率123式中，1为第1级齿轮传动效率，取098；2为第2级齿轮传动效率，取098；3为蜗杆传动效率，这是本文分析的关键，而3313233式中，31为搅油及溅油效率,它与装油量、回转件转速和浸油深度等有关，取096；32为轴承效率，在此不计功率损失；33为蜗轮螺旋副啮合效率。当蜗杆主动时33TAN/TAN式中,，为分度圆柱导程角，为啮合摩擦角，由啮合摩擦系数确定,即TAN1大多数生产厂家的蜗杆采用45钢，蜗轮采用灰铸铁或球铁，而导程角12左右，蜗杆的分度圆直径D76MM左右，其蜗轮蜗杆表面的滑动速度VSDN/6104。代入相关参数计算得VS0598M/S。广州大学机械与电气工程学院毕业论文5根据机械设计手册表23514有54333TAN12/TAN12543066。故30960660639,即0980980639061。（2）全齿轮传动全齿轮传动的效率123式中,1、2、3分别为第1，2，3级齿轮传动的效率,均取为098，则094233传动效率的比较通过两种传动方案的比较，蜗轮蜗杆的传动主要有以下几点不足51）蜗轮蜗杆传动效率比较低，只是全齿轮传动的65，,；2）由于蜗轮蜗杆啮合面间存在相当大的滑动速度，故齿面容易产生磨损和发热,对润滑条件要求较高；3）蜗轮蜗杆的加工较困难,不适合批量生产；4）因为弯曲机的工作强度和工作时间都比较高，蜗轮比较容易磨损，尤其是在缺少润滑的情况下,蜗轮很快就磨损失效，当更换蜗轮时互换性不好，更换较困难。所以传动方案的话，选择一级带传动、三级齿轮传动。3主参数确定及结构设计计算这一章通过对钢筋的受力分析确定所需的最大扭矩，从而确定钢筋弯曲机的各参数，然后进行钢筋弯曲机的结构设计及计算。31钢筋弯曲受力分析钢筋的受力情况6如下图37，设弯曲钢筋所需弯矩24421SINSINFLFLM式中F为拔料杆对钢筋的作用力，F1为F的径向分力，为F与钢筋轴线夹角广州大学机械与电气工程学院毕业论文6当M一定时，越大则拔料杆及主轴径向负荷越小；ARCOSL3/L4，当L4越大时，就越大；因此，弯曲机的工作盘应加大直径，增大拔料杆中心到主轴中心距离L4图31钢筋受力分析图1挡料杆2钢筋（直接为D）3插入座4工作盘5中心轴6拔料杆32弯矩计算及电机选择321弯矩计算根据钢筋弯曲机弯曲钢筋扭矩计算公式7（1）按30螺纹钢筋公称直径计算M0K1WS式中，M0为始弯矩，W为抗弯截面模数，WD3/32，K1为截面系数，对圆截面K116/317；对于25MNSI螺纹钢筋S335（N/MM2）,则得出始弯矩M015088（NM）（2）钢筋变形硬化后的终弯矩钢筋在塑性变形阶段出现变形硬化（强化），产生变形硬化后的终弯矩M（K1K0/2RX）WS式中，K0为强化系数，K0E/P21/P021/01415,P为延伸率，25MNSI的广州大学机械与电气工程学院毕业论文7P14，RXR/D0,R为弯心直径，R3D0，则得出终弯矩M17311（NM）（3）钢筋弯曲所需弯矩MTM0M/2K1701（NM）式中，K为弯曲时的滚动摩擦系数，K105322电动机选择由功率扭矩关系公式A0TN/95503KW,N168考虑到部分机械效率08，则电动机最大负载功率AA0/3/08375（KW）电动机选用Y系列三相异步电动机，型号为Y112M4，额定功率P4KW，转速N11440R/MIN33主参数确定（1）传动比分配设减速器输入轴转速N1514R/MIN，皮带轮的传动比I01440R/MIN/514R/MIN28三级齿轮传动比的分配，根据文献三级齿轮传动最佳传动比配比的研究8得出各级传动比的最佳分配为I14I1/7I2I12/I3I22/根据输出转速为168R/MIN总传动比I514/168306，所以I14I1/71987I2I12/2792I3I22/5512所以选最后取整I12,I128,I155即可满足精度要求（2）计算各轴转速广州大学机械与电气工程学院毕业论文8NIN电机1440R/MINNIINI/I带151431440/285143R/MINNIIINII/I/225715R/MINNNII/I125715/289184R/MINNNII/I19184/55167R/MIN（3）计算各轴的功率PIP工作375KWPIIPI带37509636KWPIIIPII轴承齿轮36098096339KWPP轴承齿轮339098096319KWPP轴承齿轮2550980963KW（4）计算各轴扭矩TI9550PI/NI9550375/14402487NMTII9550PII/NII955036/51436685NMTIII9550PIII/NIII9550339/257151259NMT9550P/N9550319/91843317NMT9550P/N95503/167171556NM广州大学机械与电气工程学院毕业论文9表31各轴的运动参数轴名功率P（KW）转矩TNM转速NR/MIN传动比II轴（电机轴）37524871440II轴3606685514328III轴3391259257152IV轴3193317918428V轴31715561675534V带轮设计（1）确定计算功率设带轮每天工作大于16小时由机械设计9P156表87得工作情况系数KA12计算功率PCKAP1237545KWP为所需传递的额定功率（2）确定V带带型根据PC、由机械设计P157图811得选用A型V带（3）确定带轮基准直径，并验算带速由机械设计P155表86得，推荐的小带轮基准直径为75100MM。则取DD1100MMDMIN75DD2N1/N2DD11440/51410028015MM由机械设计P157表88，取DD2280MM实际从动轮转速N2N1DD1/DD2（1440100）/2805143R/MIN转速误差为N2N2/N25143514/514000061200（适用）（6）确定带的根数根据机械设计P152表（84A）单根普通V带基本额定功率P0132KW根据机械设计P153表（84B）单根普通V带基本额定功率的增量P0017KW根据机械设计P155表（85）包角修正系数K095根据机械设计P146表（82）长度系数广州大学机械与电气工程学院毕业论文11KL099由机械设计P158式（826）得ZPC/PRPC/P0P0KKL45/132017095099321取根数Z4（7）计算轴上压力由机械设计P149表83查得Q01KG/M，由式（827）单根V带的初拉力F0500（25K）PC/KZVQV2500（25095）39/095321754017542N13714N则作用在轴承的压力FP，由机械设计P159式（828）FP2ZF0SIN1/2232113714SIN1591/286584N（8）带轮设计简图图32带轮设计简图广州大学机械与电气工程学院毕业论文1235齿轮设计351第一级齿轮传动设计选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照设计选用直齿圆柱齿轮传动（2）考虑钢筋弯曲机为一般工作机器，速度不高，参考机械设计P210表108，故选用7级精度。（3）材料选择。由机械设计P191表1401，选择小齿轮材料为40CR调质，齿面硬度为241286HBS，取280HBS。大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度217255HBS,取240HBS。（4）选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数Z222448按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算32112HEDTZUKTD（D1T为设计小齿轮直径；K为计算齿轮强度用的载荷系数；T1为小齿轮传递的转矩；D为齿宽系数；U为齿轮传动比；ZE为材料的弹性影响系数；H为许用接触应力）（1）确定公式内有关参数如下1）试选载荷系数KT132）计算小齿轮传递的转矩T1955106P/N1955106375/5143696335NMM3）由表107，选取齿宽系数D14）由表106查到材料锻钢的弹性影响系数ZE1898MPA1/25）由图1021D由齿面硬度查到小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1600MPA；大齿轮的机床疲劳强度HLIM2550MPA6）由式1013计算应力循环系数N160N1JLH6051431（1630015）222109N1148109/2111109广州大学机械与电气工程学院毕业论文13（J为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；LH为齿轮的工作寿命，单位为H）7由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1092；KHN10968计算接触疲劳许用应力安全系数S1由式（1012）得H1KHN1LIM1/S092600552MPAH2KHN2LIM2/S096550528MPA2计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入H中较小值60286MM3212HEDTZUKTD3258191692）计算圆周速度VVD1TN1/（601000）602865143/（601000）162M/S3）计算齿宽BBDD1T16028660286MM4）计算齿宽与齿高之比H模数MT60286/242512MM1ZT齿高H225MT22525125652MM60286/56521067HB5）计算载荷系数根据V162M/S，7级精度，由图108查到动载系数KV108直齿轮齿间载荷分配系数KHKF1由表102查到使用系数KA1由表104用插值法插得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH1422由1067，KH1422查图1013得KF135，所以载荷系数HBKKAKVKHKH11081142215366）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（1010A）得D1D1T6028663733MM3T31567）计算模数M广州大学机械与电气工程学院毕业论文14M2661ZD24736按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为321FSADYZKTM1确定公式内的各计算数值1）由图1020C查到小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPA；大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPA2）由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN1085，KFN20863）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S13，由式（1012）得F1085500/1332692MPASKFEN1F2086380/1325138MPA24）计算载荷系数KKKAKVKFKF1108113514585查取齿形系数由表105查到YFA1265；YFA223326）查取应力校正系数由表105查到YSA1158；YSA216927）计算大、小齿轮的并加以比较FSA001281AFSY923658001572AFS大齿轮的数值大（2）设计计算MM1773232101574169358MFSADYZKT广州大学机械与电气工程学院毕业论文15对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由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，可取弯曲强度算得的模数177并就近圆整为标准值M2，按接触强度算出的分度圆直径D163733MM，算出小齿轮齿数Z1318632MD2736大齿轮齿数Z223264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D1Z1M32264MMD2Z2M642128MM（2）计算中心距961284A213计算齿轮宽度BDD116464MM取B264MM，B170MM小齿轮简图图33小齿轮简图广州大学机械与电气工程学院毕业论文16352第二级齿轮传动设计选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照设计选用直齿圆柱齿轮传动（2）考虑钢筋弯曲机为一般工作机器，速度不高，参考机械设计P210表108，故选用7级精度。（3）材料选择。由机械设计P191表1401，选择小齿轮材料为40CR调质，齿面硬度为241286HBS，取280HBS。大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度217255HBS,取240HBS。（4）选小齿轮齿数Z120，大齿轮齿数Z2282056按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算32112HEDTZUKTD（D1T为设计小齿轮直径；K为计算齿轮强度用的载荷系数；T1为小齿轮传递的转矩；D为齿宽系数；U为齿轮传动比；ZE为材料的弹性影响系数；H为许用接触应力）（1）确定公式内有关参数如下1）试选载荷系数KT132）计算小齿轮传递的转矩T1955106P/N1955106339/2571512589734NMM4）由表107选取齿宽系数D14）由表106查到材料锻钢的弹性影响系数ZE1898MPA1/25）由图1021D由齿面硬度查到小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1600MPA；大齿轮的机床疲劳强度HLIM2550MPA7）由式1013计算应力循环系数N160N1JLH60257151（1630015）111109N1148109/28396108（J为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；LH为齿轮的工作寿命，单位为H）9由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1096；KHN110510计算接触疲劳许用应力广州大学机械与电气工程学院毕业论文17安全系数S1由式（1012）得H1KHN1LIM1/S096600576MPAH2KHN2LIM2/S1055505775MPA（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入H中较小值6702MM321HEDTZUKTD32576819213458972）计算圆周速度VVD1TN1/（601000）6702925715/（601000）09M/S3）计算齿宽BBDD1T16702967029MM4）计算齿宽与齿高之比H模数MT67029/203351MM1ZT齿高H225MT2253351754MM67029/754889HB5）计算载荷系数根据V09M/S，7级精度，由图108查到动载系数KV105直齿轮齿间载荷分配系数KHKF1由表102查到使用系数KA1由表104用插值法插得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH1423由889，KH1423查图1013得KF13，所以载荷系数HBKKAKVKHKH11051142314946）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（1010A）得D1D1T670297021MM3T31947）计算模数MM351051Z20广州大学机械与电气工程学院毕业论文18按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为321FSADYZKTM（1）确定公式内的各计算数值1）由图1020C查到小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPA；大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPA2）由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN1086，KFN2093）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S13，由式（1012）得F1086500/1333077MPASKFEN1F209380/1326308MPA24）计算载荷系数KKKAKVKFKF110511313655查取齿形系数由表105查到YFA1280；YFA223346）查取应力校正系数由表105查到YSA1155；YSA217187）计算大、小齿轮的并加以比较FSA001311AFSY730582001522AFS614大齿轮的数值大（2）设计计算MM23532321015213458976MFSADYZKT对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由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，广州大学机械与电气工程学院毕业论文19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，可取弯曲强度算得的模数235并就近圆整为标准值M25，按接触强度算出的分度圆直径D17021MM，算出小齿轮齿数Z12808428MD5270大齿轮齿数Z2282878479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D1Z1M282570MMD2Z2M79251975MM（2）计算中心距7513970A213计算齿轮宽度BDD117070MM取B270MM，B175MM353第三级齿轮传动设计选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照设计选用直齿圆柱齿轮传动（2）考虑钢筋弯曲机为一般工作机器，速度不高，参考机械设计P210表108，故选用7级精度。（3）材料选择。由机械设计P191表1401，选择小齿轮材料为40CR调质，齿面硬度为241286HBS，取280HBS。大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度217255HBS,取240HBS。（4）选小齿轮齿数Z118，大齿轮齿数Z25522121，按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算广州大学机械与电气工程学院毕业论文2032112HEDTZUKTD（D1T为设计小齿轮直径；K为计算齿轮强度用的载荷系数；T1为小齿轮传递的转矩；D为齿宽系数；U为齿轮传动比；ZE为材料的弹性影响系数；H为许用接触应力）（1）确定公式内有关参数如下1）试选载荷系数KT132）计算小齿轮传递的转矩T1955106P/N1955106319/918433171276NMM3）由表107选取齿宽系数D14）由表106查到材料锻钢的弹性影响系数ZE1898MPA1/25）由图1021D由齿面硬度查到小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1600MPA；大齿轮的机床疲劳强度HLIM2550MPA6）由式1013计算应力循环系数N160N1JLH6091841（1630015）397108N1397108/55722107（J为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；LH为齿轮的工作寿命，单位为H）7）由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1105；KHN11158）计算接触疲劳许用应力安全系数S1由式（1012）得H1KHN1LIM1/S105600630MPAH2KHN2LIM2/S1155506325MPA（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入H中较小值8328MM321HEDTZUKTD3263081951722）计算圆周速度VVD1TN1/（601000）832819184/（601000）04M/S3）计算齿宽B广州大学机械与电气工程学院毕业论文21BDD1M4）计算齿宽与齿高之比HB模数MT83281/2237855MM1ZT齿高H225MT22539668517MM83281/85179778HB5）计算载荷系数根据V04M/S，7级精度，由图108查到动载系数KV101直齿轮齿间载荷分配系数KHKF1由表102查到使用系数KA1由表104用插值法插得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH1427由9333，KH1427查图1013得KF131，所以载荷系数HBKKAKVKHKH11011142714416）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（1010A）得D1D1T8328186189MM3T3147）计算模数MM39171Z2896按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为321FSADYZKTM（1）确定公式内的各计算数值1）由图1020C查到小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPA；大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPA2）由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN109，KFN20953）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S13，由式（1012）得F109500/1334615MPASKFEN1广州大学机械与电气工程学院毕业论文22F2095380/1327769MPASKFEN24）计算载荷系数KKKAKVKFKF11011131132315查取齿形系数由表105查到YFA1272；YFA2219686）查取应力校正系数由表105查到YSA1157；YSA2180687）计算大、小齿轮的并加以比较FSA001231AFSY534672001432AFS908大齿轮的数值大（2）设计计算MM2963232101431763MFSADYZKT对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由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，可取弯曲强度算得的模数296并就近圆整为标准值M3，按接触强度算出的分度圆直径D186189MM，算出小齿轮齿数Z1287329MD3896大齿轮齿数Z255291595160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D1Z1M29387MM广州大学机械与电气工程学院毕业论文23D2Z2M1603480MM（2）计算中心距5283407A213计算齿轮宽度BDD118787MM取B287MM，B190MM36轴的设计361轴II的设计1输出轴上功率P2、转速N2和转矩T2P236KWN25143R/MINT2696335NMM2求作用在齿轮上的力1已知分度圆直径D164MM2转矩已知T2696335NMM3求圆周力FT根据公式得FT2T2/D12696335/642176047N4求径向力FR根据公式得FRFTTAN2176047TAN200792N3按扭矩初算轴径选用45刚，调质，硬度217255HBS根据机械设计P2371（153）式，并查表153，取A0115D11536/51431/3MM220MM30NPA考虑有键槽，将直径增大5，则D2215MM231MM广州大学机械与电气工程学院毕业论文24选D25MM4轴的结构设计1）轴上零件的定位，固定和装配将齿轮安排在箱体中下方，齿轮下方由轴肩定位，联接以平键作过渡配合固定，两轴承由轴肩定位2）确定轴各段直径和长度I段（轴承段）D125MM轴承选用角接触轴承，型号为7205AC，内径D为25MM，宽度B为15，所以长度取L115MMII段取第二段D229MM，根据设计箱体大小，设定长度L2175MMIII段取第三段D331MM,根据设计齿轮宽度，取L367MMIV段（定位轴肩）取根据轴肩高度H（00701）D，可以取D437MM,长度L412MMV段此段轴承使用轴套定位，轴承选择接触角轴承，型号为7207AC，内径D为35MM，宽度B为17MM，所以直径D535MM，根据箱体间隙和轴承宽度，设定这段长度L555MMVI段这段用于装带轮，取直径D631MM，长度L6135MM3确定键槽长度键选用圆头平键，根据轴的直径为31MM，可以选取键的宽度B10，高H8根据键的标准长度及齿轮轮毂宽度，初选键长度为40MM5求轴上的载荷1）绘制轴受力简图,如图342）绘制垂直面弯矩图轴承支反力FAYFR835/（1756750）176NFBYFR2085/（1756750）616N截面C在垂直面的弯矩为MC1FBY83551436NMM3）绘制水平面弯矩图FAZFT835/（1756750）48356NFBZFT2085/（1756750）169244N广州大学机械与电气工程学院毕业论文25MC2FBZ83514131874NMM4）绘制总弯矩图MC15038832NMM2C1C5）绘制扭矩图TII9550103PII/NII955010336/514366850NMM广州大学机械与电气工程学院毕业论文26T835MMFTFRFAYFAZFBZFBYBA2085MM14131874NMMMC1竖直面弯矩图水平面弯矩图MC251436NMMMC15038832NMM总弯矩图扭矩图图图34轴的载荷分析图6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计P373式155，及上面所计算的数据，以及轴脉动循环变应力，取065334MPA32222CA106850158WTMC因为轴的材料是选用45钢，查机械设计P362表151得160MPA。广州大学机械与电气工程学院毕业论文27因此CA1，所以安全。7轴的工作图图35轴II362轴III的设计1输出轴上功率P2、转速N2和转矩T2P2339KWN225715R/MINT2125900NMM2求作用在齿轮上的力1）已知小齿轮分度圆直径D170MM，大齿轮分度圆直径D2128MM2）转矩已知T1125900NMM3）求圆周力FT根据公式得小齿轮FT12T2/D12125900/70359714N大齿轮FT22T2/D12125900/128196719N4）求径向力FR根据公式得小齿轮FR1FTTAN359714TAN200130925N大齿轮FR2FTTAN196719TAN20071626N广州大学机械与电气工程学院毕业论文283按扭矩初算轴径选用45刚，调质，硬度217255HBS根据机械设计P370（152）式，并查表153，取A0115D115339/257151/3MM2716MM30NPA考虑有键槽，将直径增大5，则D2215MM2852MM选D30MM4轴的结构设计1）轴上零件的定位，固定和装配将两齿轮安排在箱体中间方，齿轮下方由轴肩定位，联接以平键作过渡配合固定，两轴承由轴肩定位2）确定轴各段直径和长度I段（轴承段）D130MM轴承选用角接触轴承，型号为7206AC，内径D为30MM，宽度B为16，所以长度取L116MMII段取第二段D233MM，根据设计箱体大小与齿轮宽度，设定长度L2125MMIII段取第三段D338MM,根据设计齿轮宽度，取L3114MMIV段（定位轴肩）取根据轴肩高度H（00701）D，可以取D444MM,长度L412MMV段此段用于定位轴承，直径选择D540MM,长度L438MMVI段轴承段，轴承选择接触角轴承，型号为7207AC，内径D为35MM，宽度B为17MM，所以直径D535MM，设定这段长度L517MM3）确定键槽长度键选用圆头平键，根据轴的直径为33MM，可以选取键的宽度B10，高H8根据键的标准长度及齿轮轮毂宽度，初选键1长度为63MM,键2长度为56MM5按弯矩复合强度计算1）绘制受力简图，如图362）轴承支反力FAYFR1875/295FR22075/29511551NFBYFR12075/295FR2875/29570839N广州大学机械与电气工程学院毕业论文293）绘制垂直面弯矩图截面1在垂直面的弯矩为MCH1FBY8756198413NMM截面2在垂直面的弯矩为MCH2FAY85981835NMM4）绘制水平面弯矩图FAZFT1875/295FT22075/29531675NFBZFT12075/295FT2875295194670N截面1在水平面的弯矩为MCV1FBZ87517033625NMM截面2在水平面的弯矩为MCV2FAZ852692375NMM5）绘制总弯矩图18126354NMM2CH121CVC12865812NMM26）绘制扭矩图TIII9550103PIII/NIII9550103339/2571512589733NMMFT2875122585MC2FR2FT1FR1广州大学机械与电气工程学院毕业论文30图36轴的载荷分析图合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计P373式155，及上面所计算的数据,取总弯矩最大的MC1，以及轴为脉动循环变应力，取06546MPA32222CA1058976964WTC竖直面弯矩图水平面弯矩图总弯矩图扭矩图MC1MCTMC1广州大学机械与电气工程学院毕业论文31因为轴的材料是选用45钢，查机械设计P362表151得160MPA。因此CA1，所以安全。7轴III工作图图37轴III363轴IV的设计1输出轴上功率P2、转速N2和转矩T2P2319KWN29184R/MINT2331700NMM2求作用在齿轮上的力1）已知小齿轮分度圆直径D187MM，大齿轮分度圆直径D21975MM2）转矩已知T133171276NMM3）求圆周力FT根据公式得小齿轮FT12T2/D1233171276/87762558N大齿轮FT22T2/D1233171276/1975335912N4）求径向力FR根据公式得广州大学机械与电气工程学院毕业论文32小齿轮FR1FTTAN762558TAN20027755N大齿轮FR2FTTAN335912TAN200122262N3按扭矩初算轴径选用40CR，调质，硬度241286HBS根据机械设计P370（152）式，并查表153，取A0100D100319/91841/3MM3263MM30NPA考虑有键槽，将直径增大5，则D326315MM3426MM选D35MM4轴的结构设计1）轴上零件的定位，固定和装配将小齿轮安排在箱体中间，齿轮下方由轴肩定位，联接以平键作过渡配合固定，两轴承由轴肩定位；大齿轮安排在末端，由端盖与卡簧定位2）确定轴各段直径和长度I段（轴承段）D135MM轴承选用角接触轴承，型号为7207AC，内径D为35MM，宽度B为17，所以长度取L117MMII段取第二段D238MM，根据设计箱体大小与齿轮宽度，设定长度L2140MMIII段（定位轴肩）取根据轴肩高度H（00701）D，可以取D344MM,长度L312MMIV段此段用于定位轴承，直径选择D340MM,长度L450MMV段这一段安装轴承，轴承选择接触角轴承，型号为7208AC，内径D为40MM，宽度B为18MM，所以直径D540MM，设定这段长度L518MM段这一段装大齿轮，直径D635MM，设定长度L6119MM3）确定键槽长度键选用圆头平键，根据轴的直径为38MM，可以选取键的宽度B12，高H8根据键的标准长度及齿轮轮毂宽度，初选键1长度为80MM,键2长度为63MM5按弯矩复合强度计算1）轴承支反力根据平行方程总力偶为0得广州大学机械与电气工程学院毕业论文33FAYFR170/140FR2225/14057717NFBYFR170/140FR285/14064545N2）小齿轮处截面1在垂直面的弯矩为MCH1FBY702346869NMM截面2在垂直面的弯矩为MCH2FR2851039227NMM3）计算水平面弯矩FAZFT170/140FT2225/14015858NFBZFT170/140FT285/140177332N小齿轮处截面1在水平面的弯矩为MCV1FBZ701241324NMM截面2在水平面的弯矩为MCV2FT2852588252NMM4）计算总弯矩2654935NMM2CH121CVC127890933NMM25）计算扭矩TIV33171276NMM6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计P373式155，及上面所计算的数据，以及轴脉动循环变应力，取06624MPA32222CA81076789）（WTMC因为轴的材料是选用40CR，查机械设计P362表151得170MPA。因此CA1，所以安全。7轴工作图广州大学机械与电气工程学院毕业论文34图38轴IV364主轴的设计1输出轴上功率P2、转速N2和转矩T2P230KWN2167R/MINT21715560NMM2求作用在齿轮上的力1）已知大齿轮分度圆直径D1480MM，设工作圆盘直径D2400MM，L414142MM2）转矩已知T11715560NMM3）求圆周力FT根据公式得大齿轮FT12T2/D121715560/480714816N工作盘FT22T2/L121715560/19752426191N4）求径向力FR根据公式得广州大学机械与电气工程学院毕业论文35大齿轮FR1FT1TAN714816TAN200260172N工作盘水平径向力FR22FT2COS4522426491COS4503431576N3按扭矩初算轴径选用40CR，调质，硬度241286HBS根据机械设计P370（152）式，并查表153，取A0100D10030/1671/3MM5642MM30NPA考虑有键槽，将直径增大5，则D326315MM5924MM选D60MM4轴的结构设计1）轴上零件的定位，固定和装配将大齿轮安排在箱体中间，齿轮下方由轴肩定位，上方由卡簧定位，联接以平键作过渡配合固定，两轴承由轴肩定位。2）确定轴各段直径和长度I段D160MM长度L1110MMII段（轴承段）轴承选择接触角轴承，型号为7213AC，内径D为65MM，宽度B为23MM，所以直径D265MM，设定这段长度L530MMIII段此段连接大齿轮，取D368MM，根据箱体，设定长度D3140MMIV段根据轴肩高度H（00701）D，可以取D478MM,长度L312MMV段这一段用于定位轴承，可以取D574MM,长度L538MMVI段这一段安装轴承，轴承选择接触角轴承，型号为7214AC，内径D为70MM，宽度B为24MM，所以直径D570MM，设定这段长度L524MM3）确定键槽长度键选用圆头平键，根据轴的直径为68MM，可以选取键的宽度B20，高H12根据键的标准长度及齿轮轮毂宽度，初选键长度为80MM。5按弯矩复合强度计算1）轴承支反力根据平行方程总力偶为0得FAYFR195/190FT2COS45122/190971494N广州大学机械与电气工程学院毕业论文36FBYFR195/190FT2COS45217/1901829282N2）大齿轮处截面1在垂直面的弯矩为MCH1FAY9592291930NMM工作盘截面2在垂直面的弯矩为MCH2FT2COS452746320555NMM3）计算水平面弯矩FAZFT195/190FT2SIN45122/190FR2122/1901231939NFBZFT195/190FT2SIN45217/190FR2217/1905378209N大齿轮处截面1在水平面的弯矩为MCV1FTZ95117034205NMM工作盘截面2在水平面的弯矩为MCV2（FR2FT2）2746331995NMM4）计算总弯矩2654935NMM2CH121CVC1103263712NMM25）计算扭矩TIV1715560NMM6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计P373式155，及上面所计算的数据，以及轴脉动循环变应力，取066750MPA32222CA60175037