自动弯箍机的送料装置设计

1、毕业设计（论文） 题 目 自动弯箍机的送料装置设计 学 院 名 称 专 业 名 称 班 级 学 号 学 生 姓 名 指 导 教 师 二O一二 年 六 月 自动弯箍机的送料装置设计摘要：随着社会需求标准的不断提高，建筑行业对钢筋等建材加工精度的要求也越来越高，以往简单粗糙的把钢筋切断已不能满足现代工程的需要，定尺切断误差的控制、断面是否规整等因素都影响工程的质量。另外，随着建筑设计与建筑施工技术的国际化，建筑工程设计与应用必将进入与国际接轨的时代，这就要求提高钢筋弯箍机的剪切速度和钢筋断口的质量，如果能在保证钢筋弯箍机正常工作要求的情况下，降低生产成本，对于企业来讲具有一定的经济效益。本课题所设

2、计的自动弯箍机送料机构的目的，是为了实现自动送料，消除累积误差，同时减少劳动力成本。在设计过程中，运用了大学四年所学过的机械原理、材料力学、机械设计、理论力学、液压与气压传动等多门课程知识，对设计要求进行功能分析，提出多种方案，并确定了总体方案。对系统进行受力分析进行结构设计，包括伺服电机、减速机构、传动机构、单线送料压紧轮、哈夫掉等；所述的伺服电机固定于机架上，该伺服电机连接减速机构，减速机构的低速轴通过传动机构带动动力轴转动，动力轴通过齿轮传动带动从动轴转动从而实现送料压紧轮送料，通过哈夫掉“一拉、两推”来压紧钢丝和抬升。其中轴上安装有轴承来固定轴的中心位置和降低动力传递过程中的摩擦系数。

3、采用的结构可以单线加工4.0mm的钢筋，送料速度达到0.8m/s，具有自动控制制动装置达到性能最优化、送料精确、送料的步距大、安全可靠的优点。最后运用AutoCAD和solidworks完成系统的装配图和零件图。关键词：弯箍机 送料 动力传递 指导老师签名：The feeding device design for automatic beeding machineAbstract: With the continuous improvement of the needs of the community standards, the requirements of the construct

4、ion industry, steel and other building materials machining accuracy is also getting higher and higher, past simple and rough steel cutting can no longer meet the needs of modern engineering, cut to length to cut off the error control section whether regular and other factors all affect the quality o

5、f the project. In addition, with the internationalization of architectural design and construction technology, design and application of the construction works will enter the era with international standards, which requires to improve the quality of the shear speed and reinforced fracture of reinfor

6、ced hoop bending machine, if you can ensure that reinforced hoop bending machine normal job requirements, reduce production costs, and certain economic benefits for the business enterprise. The hoop bending machine automatically feed mechanism with the purpose of this topic is to realize automatic f

7、eeding and to eliminate the accumulated error, while reducing labor costs. Four years of college, studied mechanical principles in the design process, the use of multi-course knowledge of the mechanics of materials, mechanical design, theoretical mechanics, hydraulic and pneumatic transmission, etc.

8、, functional analysis of design requirements and proposed a variety of programs, and to determine the overall program. Structural design, the force analysis of the system including the servo motor, gear box, transmission, wire feed pinch roller, Huff out; described servo motor fixed on the rack, the

9、 servo motor connected reduction gear the low speed shaft reduction gear transmission mechanism driven power shaft rotating power shaft driven through a gear transmission driven shaft to rotate in order to achieve the feed pinch roller feed, Huff out a pull, two push to compress the wire and uplift.

10、 Which the shaft is installed bearings to the center of the fixed axis and reduce the friction coefficient in the power transmission process. The structure can be used in single and dual processing 4.0mm reinforced, the feeding speed of 0.8m/s, automatically controlled braking device to optimize per

11、formance, precise feeding from the feeding step, the advantages of safe and reliable. Finally, the complete system assembly drawings and part drawings in AutoCAD and solidworks.Key words：Bending machine Feeding Power transmission Signature of the adviser: 目 录第1章 绪 论11.1 课题背景及其意义11.1.1 课题的背景11.1.2 课题

12、的意义21.2 国内外研究状况概况及发展趋势21.2.1 国内钢筋弯箍机历史21.2.2 国内外弯箍机机技术差异31.2.3 国内外弯箍机传送装置差异及研究现状31.2.4 国内外的研究现状41.2.5 国外的研究现况51.2.6 国内研究现状61.2.7 发展趋势61.3现代机械设计方法的发展及应用现状71.4课题设计目的91.5本文主要研究的内容9第2章 电动机减速器设计102.1 选择电动机102.1.1 计算送料压紧轮的转速102.1.2 计算传动比102.1.3 计算动力轴转速102.1.4 确定电动机102.1.5 计算传动装置的运动和动力参数112.2 减速器设计122.2.1齿

13、轮传动设计122.2.2 减速器输入轴的结构设计172.2.3 减速器的输出轴的结构设计与强度校核172.2.4 滚动轴承的选择及其寿命计算222.2.5 键的选择及其校核计算232.2.6减速器附件的选择232.2.7 润滑方式及其密封的选择25第3章 弯箍机送料装置设计263.1 传动装置总体方案设计263.2 圆柱齿轮设计263.2.1 选择材料263.2.2 设计齿轮273.2.3 齿轮较核283.3 动力轴设计303.3.1 选择材料303.3.2 动力轴初始数据计算303.3.3计算作用在轴上的力303.3.4 计算轴的最小直径313.3.5 轴的结构设计313.3.6 轴的校核3

14、33.4 从动轴设计363.4.1 选择材料363.4.2 从动轴初始数据计算363.4.3计算作用在轴上的力363.4.4 计算轴的最小直径363.4.5 轴的结构设计373.4.6 轴的校核393.5 送料压紧轮设计423.5.1 选择材料423.5.2 参数确定423.6 键的选择433.7 强度计算433.8 抬升装置设计433.9 3D实体截图44第4章 总结45致 谢46参考文献47II第1章 绪 论1.1 课题背景及其意义1.1.1 课题的背景钢筋弯箍机是一种建筑机械，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断。相对而言其

15、本身具有重量轻、耗能少、工作可靠、效率高等特点，因此，近年来逐步被建筑工地和小型轧钢厂等单位广泛采用，在国民经济建设中发挥了重要的作用。改革开放三十年，我国的国计民生得到了长足的发展，建筑业和制造业规模都不断地扩大，但在个别方面我们和西方发达国家依然有不小的差距。制造业是国民经济的基础行业，也足高新技术发展的支撑，随着经济全球化的不断推进、机械制造业的飞速发展，新的技术变革悄然兴起。近年来，一些传统的设计、生产方法受到了挑战，传统生产方式仅依靠二维图纸先生产出样品，经反复试验、改进，然后才投入批量生产的方法逐渐被现代设计生产模式取代。随着现代科技的发展，计算机辅助设计已经渗透到机械发展的各个行

16、业中，该项技术的介入，也大大加快了机械行业的发展，而且计算机辅助设计己成为该领域的一个研究热点，与计算机辅助制造、计算机辅助工艺设计在行业中共同发挥着很大的作用。近年来，计算机辅助设计、计算机辅助制造等技术在很多领域得到了深入的发展，但由于钢筋弯箍机生产厂家规模不大，结构简单，技术含量低等原因，三维建模、虚拟样机技术、有限元分析等先进的计算机辅助技术很少用到钢筋弯箍机的设计生产过程中。利用成熟的计算机仿真技术对钢筋弯箍机的箱体、剪切机构及减速机构计算分析，将使钢筋弯箍机的质量、寿命得到提高，并降低成本及提高其可靠性。随着建筑业的发展，混凝土构件中钢筋箍的弯制量大幅度增加，形状各异的钢筋箍筋是楼

17、房建筑工地上用量最大的构件。长期以来，它都是靠建筑工人手工制成，其工艺较为落后，不能满足现代施工进度的需要，且大量浪费钢材，占用较大的空间，用工多，生产率低，箍筋尺寸精度和形状精度差，严重制约了工期进度和楼体整体建筑质量。改变传统的手工弯制和半机械式钢筋箍生产方式，以满足施工需求，是钢筋加工中一个需要解决的课题。目前市面上也有各种用于钢筋弯箍的机械，但这些机械大多结构复杂，成本较高。本课题设计的弯箍机自动送料机构，能实现自动送料，消除积累误差，同时可以减少劳动力成本。目前在生产中还是采用手工模式，即是一人看一台机器，人工送料，这种生产模式生产效率很低，既浪费劳动力也会让工人很疲倦，而且人工送料

18、会产生累积误差。为了解决这些问题，减少生产成本，结合国内外送料机构的特点，采用伺服电机与送料机构为配合的主要装置。设计了具有推广意义的弯箍机自动送料装置。1.1.2 课题的意义该项目的设计综合运用力学、机械原理、机械设计、控制理论、计算机辅助设计及可靠性设计等理论方法进行弯箍机机进料装置的设计。通过该项目，可掌握机械装置设计的基本流程，巩固大学所学的理论知识、提高综合应用知识的能力及解决问题的能力，同时可以提高计算机辅助设计能力及了解如何对系统的安全性问题进行系统性、准确性和预测性的分析方法。1.2 国内外研究状况概况及发展趋势1.2.1 国内钢筋弯箍机历史太原科技人学机器厂是最早尘产钢筋弯箍

19、机的厂家之一，1958年首先引进苏联的卧式钢筋弯箍机图纸，开始生产了全固第一台钢筋弯箍机，现生产的040A型就是其改进型。原机型体积较大，重1000kg，电机功率7.5kW，是标准的傻大粗产品，经改进现降为重720kg、电机功率4kw。1982年太原科技大学机器厂设计出GQ40B II型钢筋弯箍机，在曲轴大齿轮处装上刚性转键离合器，用脚踏操纵机构控制切断，同时装上挡料和送料装置，填补了国内切断机多年来没有离合器的空白。该机型操作安全、下料长度准确、减轻了劳动强度，1983年荣获山西省科技二等奖。1985年前后太原科技大学机器厂经中国建研院建筑机械化研究所引进了日本立式弯箍机和西德卧式弯箍机图纸

20、，并对原图作了重大改进，使其性能和加工工艺符合我国的国情。西德的40型卧式弯箍机是凸轮摆杆式机构，受力合理，增力显著，最后一级传动齿轮的模数仅为2.75，电机功率为2.2kW，但由于自身结构比较复杂，不适合批量生产。而立式弯箍机具有机型独特、结构新颖、坚固耐用等优点，生产至今市场一直看好。1.2.2 国内外弯箍机机技术差异由于钢筋弯箍机技术含量低、易于仿造、利润不高等原因，所以厂家几十年来基本维持现状，发展速度不快，与国外同行相比有以下几个方面差距：(1) 国外弯箍机偏心轴的偏心距较大，如日本立式弯箍机偏心距是24mm，而国内一般为17mm。看似省料、齿轮结构偏小，但给用户带来麻烦，不易管理。

21、因为在由切大料到切小料时，不是需要换刀垫就是需要换刀片，有时还需转换角度。(2) 国外弯箍机的机架都是钢板焊接结构，零部件加工精度高，尤其热处理工艺过硬，使弯箍机在承受过载荷、疲劳失效、磨损失效等方面都超过国产机器。(3) 国内弯箍机刀片设计不合理，刀片厚度过薄，40型和50型刀片厚度均为17mm，而国外都是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) 国内弯箍机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

22、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) 国内弯箍在外观、整机性能等方面都不尽如人意，国外厂家一般都是规模生产，在新技术研究上投入较多，自动化生产水平较高，形成了一套完整的质量保证加工体系。尤其对外观质量更足精益求精，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，外观看不到哪儿有无焊缝、毛刺、尖角等痕迹，整机光洁美观。而国内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、凭经验，生产工艺几十年一成不变，所以外观质量粗糙、观感较差。由于以上原冈，国内切断机产品质量参差不齐，企业技术力量薄弱，缺乏技术创新能力

23、，产品单一，效益普遍不好，与国外相比差距非常明显。我国只有引进竞争机制，重视对人才的引进和培养，依靠科技进步、不断创新，才能增强自身的实力，企业才有希望。1.2.3 国内外弯箍机传送装置差异及研究现状国外发达国家的钢筋加工配送行业已经发展了几十年，自动化的钢筋加工配送基本取代了传统的手工加工及半机械化加工，目前绝大多数是以集群化加工结合物流配送的形式存在，主要分为棒材钢筋加工配送公司、线材钢筋加工配送公司及专用钢筋制品配送公司这三大类。加工好的成品钢筋件直接通过物流公司配送至各建筑施工现场。国内最早的商品钢筋加工配送行业兴起于2002年，经过这几年的发展已略见规模，但是从整个中国的建筑现状来看

24、，还是以现场加工为主导，集成化钢筋加工厂虽已出现但比例极小，且配送范围有限。从以上两点可以看出，在发达国家，钢筋加工行业更大限度地节省了资源，提升了效率。国外钢筋加工厂普遍使用数控全自动钢筋加工设备，这也是为何人均产能比国内高那么多的重要因素。这些全自动设备普遍来自欧洲、美洲等发达国家，例如：EVG公司、MEP公司、KRB公司、SCHNELL公司都是国际知名品牌，而目前我国的全自动钢筋加工装备制造商也在激烈的市场竞争中占有一席之地。无论是技术含量还是性价比，均已达到世界一流水平，遗憾的是国产的全自动设备应用在中国国内的数量还不到国产设备应用在国外的1/3。但我们可以看到，无论是成品钢筋件的需求

25、市场，还是国产钢筋加工的装备的成熟，都给钢筋加工行业创造了有利条件，这也是进一步预示了集成化钢筋加工配送的必然发展趋势。随着自动化、半自动化在经济各行业的普及深入，自动送料装置已成为生产线一个不可缺少的环节，对其结构、噪音、工作原理、输送精度及控制难易程度等方面提出了更高的要求，传统的电磁振动送料装置已不能满足现状要求。因此近十几年利用压电陶瓷作为驱动源的新型振动送料装置正在快速发展起来. 压电振动送料装置是将压点技术应用于振动输送的一种新型振动送料装置，它利用压电片的逆压电效应产生振动，作为驱动源驱动料槽实现物料的输送。1.2.4 国内外的研究现状对于这种新型的振动送料装置，其结构和工作原理

26、都不同于传统的电磁或机械驱动的振动送料装置，因此它具有许多传统振动送料装置所不具备的特点：(1) 结构简单，安装和维护更加方便；(2) 应用压电片作为驱动源，无需电机、电磁激振器等驱动装置，也无需轴、杆、皮带等机械传动部件，结构简单，易于加工制作；(3) 改变驱动信号中的幅值、脉宽及频率中的任意一个，都可以调节输送率，控参数多，可控性好；(4) 无转动惯性，几乎没有加速和减速过程，启动、停止迅速，反应性能快；(5) 不产生干扰电磁场，也不受电磁干扰信号的影响；(6) 在低频率段或超声段工作，噪音小；(7) 在共振或无共振状态下工作，因此能量消耗少；(8) 驱动力略显不足，无法输送过重之料件。因

27、此这类装置大多应用于物料的微量或精量输送。压电振动送料装置是振动送料领域的一个重大的突破，国内外的科技人员都进行了不同程度的研究，取得了一定的成果，其按照物料前进的方式可将其分为直进型和螺旋型两种。1.2.5 国外的研究现况在工业发达国家或地区，日本、美国最具代表性，尤其是日本，对压电振动送料装置的理论、设计与计算的研究比较深入与完整，也推出了多种新型与异型机构的振动送料装置。对于直进型压电驱动振动送料装置，日本现在已开发的装置有三种。第一种结构为压电片采用双压电晶体片。在压电片上加交流电，双压电晶体片产生周期性的弯曲传动，带动料槽斜向传动，进而实现物料的输送。第二种结构为压电片也采用了双压电

28、晶体片。第三种结构，它不是应用双压电晶体片，而是在一对压电片上所加的交流电相位相反。美国螺旋压电振动送料装置国外压电振动送料装置上的研究已经取得了长足的进步，它们除了具有上述压电振动送料装置的共同特点外，它们也有其独特之处：(1) 压电片应用其度度方向上的伸缩振动模式；(2) 采用特殊制造的双压电晶体片，或者在一对压电片上施加相位相反的电压，不但增加了生产成本，而且大大提高对电源的要求；(3) 直进式压电振动送料装置都采用振动元件和料槽支撑元件分开的方式，这使振动元件的受力系统简单化；(4) 多数需要增加振体来扩大振动幅度，使装置结构复杂化；(5) 直进式第二种结构和螺旋压电振动送料装置属燃料

29、槽(料舟)的支撑元件和振动元件分开，但是振动元件仍然承受料槽(料舟)及物料的重量，使振动元件受力复杂，会影响装置的工作稳定性；(6) 直进式第二种结构和螺旋压电振动送料装置的振动元件都采用固定的安装方式，给料槽的传动带来很大约束，而且克服此约束将消耗更多的能量；1.2.6 国内研究现状我国对压电振动送料装置的研究整体水平仍然落后于发达国家和地区，成型产品很少，国内厂家的自动化生产线或设备上的压电振动送料装置大部分来自日本、美国等制造业相对发达的国家和地区。1.2.7 发展趋势为了保持经济增长的持续性和稳定性，国家在“十五”、“十一五”规划中大量投资于基础设施建设，今年为了应对次贷危机造成的金融

30、危机，更是提前启动了部分铁路等基础设施的建设，再加上极速发展的房地产市场，都为建筑机械提供了一个良好的市场和发展契机。展望我国钢筋弯箍机机发展的趋势，机型将以卧式为主，机型结构对40-65型中型切断机来说以半开半闭式为主，65型以上的大型弯箍机将以全开式为主，传动形式仍以齿轮传动为主。随着人们的环保意识不断提高，润滑方式将从油脂润滑加稀油集中润滑过渡到全部油脂润滑；弯箍机的辅助装置日趋完善，挡料装置与切断刀片连动，钢筋断口质量将会进一步提高；送料机构带有动力实现自动化送料，快捷省力；随着技术不断地发展，钢筋将逐渐向成品化、与国际标准接轨等方向发展；钢筋的工厂化生产要求钢筋弯箍机机必须实现自动控

31、制、刚筋自动送料，定长后自动切断、落料、包扎并转到下道工序；为了保证流水线生产的高效率，必须配套大型、重型钢筋弯箍机。另外，各制造厂家将继续提高产品的整体性能和外观质量，把让用户完全满意和提高用户忠诚度作为最高的追求目标。所以，钢筋弯箍机在将来的发展过程中，不但要满足定长剪切的高精度及自动化控制，同时还要求其具有相对较高的可靠性和生产效率。如何更好的高度集成钢筋弯箍机的机电液系统，充分发挥其各自优势，在降低钢筋弯箍机成本的同时，提高钢筋弯箍机的综合性能将是今后研究的主要方向。包括提高生产率为首要目标，同时还需要不断增加功能，扩大工艺范围，提高自动化程度，改善人机界面等。当今国外发达国家数控弯箍

32、机的生产和使用已非常普遍，相关配套技术也比较成熟和完善，国内相对国外起步较晚，但近些年发展较快。由于对数控机床高速、高效、高精度的追求，使数控系统技术性能得到不断提高。数控系统绝大部分都采用工业PC(Personal Computer)机，使其运行处理速度大幅度提高，内存容量加大，人机界面更加友好，充分提高系统的可靠性、易操作性和通用性，便于向智能化数控系统发展。数控钢筋弯箍机的发展可以总结为以下几个方面：A. 高精度化当代工业产品对精度的要求越来越高，很多精密零件的误差范围要求在微米内，与之相适应，在计算机技术发展的推动下，各种加工精度补偿技术得到了应用发展。作为数控自动化的辅助装置，自动送

33、料装置的精度会直接影响产品的精度，自动送料装置的高精度化是永恒的主题，这主要表现在定位和进给量的大小上。B. 高速度化提高生产效率主要表现在提高送料的进给量方面。如日本DIMAC公司生产的NC伺服辊轮送料机，能实现连续高速送料，最高速度可以达100m/min。使机床的加工效率大幅提高。C. 高柔性化市场竞争的日益激烈，利用最少的设备来提高生产，间接的降生产成本成为各个厂家竞相追求的目标之一；同时当代产品的多样化和个性化，对弯箍机提出了更高的柔性加工要求。D. 高自动化自动化是指在全部加工过程中，减少“人”的介入，而能自动地完成规定的任务，特别是现代数控机床与自动送料装置的结合，使其真正的高度自

34、动化成为可能。E. 高可靠性大规模集成电路及计算机的应用，使得数控弯箍机越来越可靠。但是，由于使用场环境的复杂性，往往会受到很多的干扰，所以追求高可靠性是研究的一项重要课。1.3现代机械设计方法的发展及应用现状随着科学技术的迅猛发展以及计算机技术的广泛应用，各种现代机械设计理论不断涌现，设计方法更为科学化系统化完善化和先进化。现代设计方法与传统设计方法相比，在思想方法上发生了三个方面的深刻变化，即设计最优化思想、高速度高精度分析思想与设计参数随机化的思想。机械设计正向着以下几个方向发展：（1）面向机械设计全生命周期的自动化设计（2）创新性（3）集成化（4）高精度 在机械产品的设计过程中，形成了

35、很多对实践设计具有指导意义的理论和方法，称为设计方法，较有代表性的方法有全生命周期优化设计、虚拟设计、并行设计、面向产品质量的功能化设计、智能设计、计算机辅助设计、有限元分析方法、系统分析设计法、创新设计、动态设计、优化设计方法、机械可靠性设计等。本文主要运用了以下现代设计方法：（1）机械设计据使用要求对机械的工作原理、结构、运动方式、力和能量的传递方式、各个零件的材料和形状尺寸、润滑方法等进行构思、分析和计算并将其转化为具体的描述以作为制造依据的工作过程。机械设计是机械工程的重要组成部分，是决定机械性能的最主要因素。机械设计大体可分为 ：新型设计（开发性设计）。应用成熟的科学技术或经过实验证

36、明可行的新技术，设计未曾有过的新型机械，主要包括功能设计和结构设计。继承设计。根据使用经验和技术发展对已有的机械设计更新，以提高性能、降低制造成本或减少运行费用。变型设计。为适应新的需要对已有的机械作部分的修改或增删，从而发展出不同于标准型的变型产品。（2）计算机辅助设计随着CAD技术的发展，三维CAD系统逐渐取代了二维CAD系统，与二维系统相比，它具有(一)零件设计更加方便(二)装配零件更加直观(三)缩短了机械设计周期(四)提高机械产品的技术含量和质量。同时三维系统更强调(一)更强调创新机械设计(二)设计过程的并行化和智能化(三)设计和生产的一体化。（3） 机械可靠性设计（4） 在现代设计中

37、，产品的可靠性越来越受到人们的关注。可靠性设计分为定性和定量化两种方法。定量化的方法要从故障（失效）的概率分布讲起，如何能定量地设计、试验、控制和管理产品的可靠性。定性方法则是经验为主，也就是要把过去积累处理失效的经验设计到产品中，使它具有免故障的能力。定性和定量方法是相辅相成的。可靠性设计和试验分析技术，其目的是在设计阶段预测和预防所有可能发生的故障和隐患，消除于未然，把可靠性设计到产品中去。事中分析指产品在运行中的故障诊断、检测，和寿命预测技术，以保持运行的可靠性。事后分析指产品发生故障或失效后的分析，找出产品故障模式的原因，研究预防故障的技术。尤其是事前分析，这便是可靠性研究重点的重点。

38、1.4课题设计目的现在希望设计一个新的送料机构，以可以满足双线生产的要求，并且可以克服如今使用机构的缺点。最终通过四个送料压紧轮进行压紧送料，通过哈夫吊进行抬升操作，装置克服了如今使用机构的缺点，还可以降低工人的劳动强度、减少生产辅助时间、提高生产精度。1.5本文主要研究的内容通过对已有的弯箍机送料装置参观、考察，了解了装置所需完成的基本动作和基本载荷情况。并根据这些基本情况对整个系统进行功能分析，总结出整个系统需要完成两个基本装置的设计，再由这两个基本装置所需达成的功能，提出几种可行的方案，并从中选出最合适的方案。接着根据所选方案以及生产的实际需要，完成抬升装置的结构设计、进给装置的结构设计

39、这两个部分的设计。主要分为：（1） 对装置进行功能分析，而后提出方案进行设计；（2） 对进给装置所需的进给力进行计算，并根据此负载的大小及结构尺寸选用电机和减速器。根据设计出的基本尺寸和结构，绘制装置的布置图、装配图和部分零件图。48第2章 电动机减速器设计2.1 选择电动机根据初始数据钢筋直径为4.0mm送料速度为0.8m/s，送料轮圆周力2000N。2.1.1 计算送料压紧轮的转速(为送料压紧轮直径，为送料压紧轮转速)可得：取。2.1.2 计算传动比（其中为动力轴齿轮的齿数，为从动轴齿轮齿数）可得：。2.1.3 计算动力轴转速由，可得。一般常选用同步转速为1000r/min 或1500r/

40、min 的电动机作为原动机，因此，传动装置总传动比约为8或11。2.1.4 确定电动机（1） 电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（ZP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。（2） 电动机功率 送料轮的输出功率=KW= 电动机输出功率 =/ 0.84故=/=1.9KW。 动机额定功率由文献四表20-1选取电动机额定功率=4KW。（3） 电动机的转速及其型号：为了方便选择电动机转速，先推算电动机额定转速的可选范围，由文献四表2-1查得V带传动常用传动比范围=2-4，单级圆柱齿轮传动比范围=3-6，则电动机转速可选范围：=××=768r/min到3

41、072r/min由文献四表17-1，17-2进行对比，这里选同步转速1500r/min确定电动机的型号为Y112M-4，满载转速=1440r/min电动机的型号和主要数据如表1所示（同步转速符合）。表1 电动机的型号和主要参数电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速nm(r/min)堵载转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量(Kg)Y112M-64128014402.02.273（4） 传动装置总传动比及其分配 总传动比i=/=10 分配各级传动比：取V带传动的传动比=2，则单级圆柱齿轮减速器的传动比=i/=5，所得符合单级圆柱齿轮减速器传动比的范围。2.1.5 计算传动装置的运动和

42、动力参数（1） 各轴转速：电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴为轴，各轴转速为：=1280r/min=/=1280/2=640r/min=/=640/5=128r/min（2） 各轴的输入功率为：=4KW=4×0.96=3.84KW=3.84×0.98×0.97=3.65 KW（3） 各轴转矩：=9550×4/1280=29.84N.m=9550×3.84/640=57.3N.m=9550×3.65/128=272.32N.m2.2 减速器设计2.2.1齿轮传动设计 查文献一表10-1，小齿轮用40，调质，齿面硬度为280HBS

43、，大齿轮用45号钢，调质，齿面硬度240HBS，硬度差为40HBS，合适。 查文献一表10-21（d）得=600Mpa,=550Mpa。选取齿轮为8级的精度(GB10095-1988)。 初选螺旋角为12度计算应力循环系数,工作寿命10年, ,(设每年工作300天) 工作班次3班,一班8小时,则=3×8×300×10=72000h=60j=60×960×1×72000=4.1472×109=0.8294×109由文献一图10-19取接触疲劳寿命系数= 0.90 =0.95取失效概率为1%安全系数S=1，得：=540

44、MPa=522.5MPa得=（）/2=531.25MPa查文献一表10-20（c）得= 495MPa，=380MPa查文献一表10-18得= 0.85 ，=0.88。取弯曲疲劳系数S=1.4，得弯曲疲劳许用应力：= =(0.85×495)/1.4=300.54MPa=(o.88×380)/1.4=238.86MPa 运输机为一般工作机器速度不高，故选用8级精度。 初选小齿轮齿数Z1=23，则大齿轮齿数Z2。Z2= Z1= 23×5= 115 ， 取=115。（1） 按齿面接触强度计算： 取=1.6 查文献一表10-7取圆柱齿轮的齿宽系数=1.0。表10-6取弹性影

45、响系数=189.8MPa-1 取法面压力角=，螺旋角。 小齿轮上的转矩=0.57N.m。查文献一表10-26得= 0.765 ， =0.87。则=0.765+0.87=1.635。 试算小齿轮分度圆直径取=64mm。 计算圆周速度V V= 计算齿宽b及其模数，齿高h：b=×=1×=64mmmnt =h=2.25 mnt=2.25×2.70=6.01b/h=64/6.01=10.65 计算载荷系数K查文献一表10-2取使用系数=1。根据V=3.21,8级精度,由文献一图10-8查得动载系数=1.15，查文献一表10-4查得=1.456，查文献一图10-13得=1.3

46、5，查文献一表10-3查得=1.2，得载荷系数K=2.3441。（2）按齿根弯曲强度设计 计算载荷系数KK=1×1.15×1.2×1.35=1.863 纵向重合度 =0.318 =1.8235查文献一图10-28得螺旋角影响系数 =0.92 计算当量齿数 =23/0.91=25.27 =115/0.91=126.37 查文献一表10-15查得齿形系数=2.617，=2.172，表10-5查得应力校正系数=1.591，=1.795。 计算大、小齿轮的值，并且加以比较 小齿轮 大齿轮由于大齿轮的数值大,故选用大齿轮的计算值计算。 设计计算 对此结果，取=2，足以满足弯

47、曲强度，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度计算的分度圆直径=64mm来计算应有的齿数，故=，取z1=31。（3）齿轮几何尺寸的计算 计算中心距a a= 按修改后中心距修正螺旋角=因为值改变不多，所以参数、等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度bb=1×74.40=64.40mm圆整后取=65，则=70。（4） 齿轮结构设计 表2 齿轮结构设计表名称符号计算公式及其结果端面模数2.06螺旋角一般去8，此为=端面压力角=26分度圆直径=64mm =348mm齿顶高=2mm齿根高=1.25=2.5mm全齿高hh=+=4.5mm顶隙cC=-=0.5mm齿顶圆直径

48、=+2=68mm=+2=352mm中心距aa=206mm齿根圆直径=-2=59mm=-2=343mm 大齿轮有关尺寸计算如下：轴孔直径d=82mm 轮毂直径D1=1.6d=1.6×82=131.2mm轮毂长度L=B2=70mm 轮缘厚度(34)m=68(mm)轮缘内径D2=da-2h-2der=357-2×4.5-2×18=312 取D2=312mm腹板厚度c=0.3B2=0.3×70=21(mm)腹板中心孔直径D0=0.5(D2+D1)=0.5×(332+131.2)=231.6(mm)腹板孔直径d0=0.25(D2-D1)=0.25

49、5;(332-131.2)=50.2(mm) 取d0=50齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1mm2.2.2 减速器输入轴的结构设计（1）减速器输入轴的材料设计由文献一表4.10选择Q235号钢. 调质处理，硬度210-230HBS。（2）按扭转强度初估轴的直径由文献一表6.2查得Q235号钢，由于输入轴转速较快,故为了安全取较大的A0=160。由文献一上式可得 代入数据 圆整取d=28mm。2.2.3 减速器的输出轴的结构设计与强度校核（1）减速器输出轴的材料选择由文献一表4.10选用Q235号钢，调质处理，硬度210-230HBS。(2) 按扭转弯曲强度初估轴的直径由文献一表6.

50、2 Q235号钢的A0=160由公式= =48mm。结构设计如下页图所示：图1 减速器输出轴结构设计示意图（3）输出轴的结构设计1）拟控轴上零件的装备方案根据传动简图，减速起输出轴上装有半联轴器，轴承端盖，轴承透盖。大齿轮和滚动轴承等，本方案采用：齿轮挡油环右端轴承，轴承透盖。半联轴器依次从轴的右端向左端安装。挡油环左轴承从左向右装入。2）根据轴上零件的轴向定位要求，确定各轴段的长度和直径：本轴的运动和动力参数是：P2=3.65kw， T2=272.32N.m， n2=128。a. 轴段本轴段装有联轴器有可靠的定位要求 及d1min=48mm要求。由于有凸缘联轴器联轴器,所以初步取轴的直径标准

51、值D=70mm弹性柱销联轴器。由文献一表6.13查得：KA=1.3。由文献一式6.18得，转矩Tca=kT2=1.3×272.32=354Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查文献四表17-4，选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩1000 Nm许用最大转速3200r/min，轴径在60mm70mm之间，选用J型，其轴孔长度L=70mm。联轴器的右端用轴端挡圈定位，为可靠定位，使挡圈压紧联轴器，则轴段长度的轴径和长度: d6=70mm,L6=70-2=68mm。联轴器的周向定位，采用C型普通平键，其尺寸根据d6,L6，由文献四表14-1选择b×h=20mm&#

52、215;12mm,L=65mm<L6=68mm,键的标记为：键20×65 GB1095-79。b. 轴段本轴段装有轴承透盖，轴段左端有定位轴肩，右端为非定位轴肩。轴肩高度：a=(0.07-0.1)d6=(0.070.1)×70=4.97,取a=5mm，故d5 =d6+2a=76mm,L5的大小由固定透盖的螺钉头厚度h1=k=6（文献四表13-11M8），透盖的宽度h2=e+m=1.2×8+3.75=9.35mm(其中m=T-C，文献四表9-9)，以及拆装联轴器的空间h3=0.6L=46mm,径结构设计确定L5=h1+h2+h3=57.35mm 取整得L5=6

53、0mm。c. 轴段和轴段：本轴段有脂润滑的滚动轴承及挡油环。因轴承只能受径向力，故选用可承受一定轴向载荷且价格便宜的圆锥滚子轴承。参照要求并根据d5=76mm，次轴段左侧为非定位轴肩，由文献四表15-7，初步选用轴承30208（GB276-89），其尺寸为d×D×B=40mm×80mm×18mm，额定动载荷Cr=59.8KN，安装尺寸D2=80mm,故d4=d1=80mm。L1的大小由轴承宽度和挡油环的宽度决定。轴承宽度为18mm，挡油环的宽度则需综合考虑传动的可靠性来确定：考虑左轴承的右端面要离箱体内壁线12mm，箱体的内壁线距大齿轮的左端面保持16m

54、m距离，同时考虑大齿轮定位轴环的宽度为6mm，所以，挡油环的宽度L=12+16-6=22mm 故L1=30+12=48mm。d. 轴段 本轴段装有大齿轮。由前设计的大齿轮的宽度b2=65mm，齿轮左端采用轴环定位，右端采用挡油环定位，本轴段为非定位轴肩。因此，d3=82mm,为使齿轮的定位可靠，并与前述设计协调，取L3=b2-2=74mm。齿轮的周向定位，采用A型普通平键，其尺寸根据d3与L3由课程表14-1查得b×h=22mm×14mm，L=50mm，键的标记为：键22×70 GB1096-79。e. 轴段本轴段为起作用的定位轴环，根据d3=82mm，轴肩高度a

55、=(0.070.1)d3=5.748.2，取a=6mm,则d2=82+2×6=94mm，其轴段宽度L22.2a=2.2×6=13.2mm，取L2=14mm。（4）输出轴的强度校核1）求作用在齿轮上的力已知：T1=152.8Nm，n1=240r/min, ,大齿轮分度圆直径d2=348mm，小齿轮分度圆直径d1=64mm。 2）求支撑反力的作用位置建立力学模型：齿轮上的载荷作用于齿轮宽度中点的分度圆处，圆周力沿切线方向，径向力沿径向，轴承上的载荷作用于轴承宽度中点的位置，作用在联轴器上的转矩从轮的中点计算。由轴的结构设计知两支撑间跨距： D=(36-18/2)+6+(100-2)+(45-18/2)=158mm齿轮宽度中点距右轴承支撑点的距离为：（98-30）+（45-18/2）=104mm而离左支撑点的距离为：158-104=54mm3)按弯扭合成强度条件校核轴的强度a)求支反力由于受力对称，且外力仅为齿轮上的载荷，故将Ft2与Fr2合成后向轴心简化可得：转矩T=T2=57.3