钢筋弯曲机毕业设计说明书

1、目录目录 1中英文摘要 2绪论 3第1章 弯矩计算与电动机选择 41.1 工作状态 42.1 材料达到屈服极限时的始弯矩 4第2章 v带传动设计 52.1 V带轮的设计计算 5第3章 第一级圆柱齿轮设计 83.1 选择材料 83.2 接触强度进行初步设计 83.3 齿轮校核 103.4 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算 12第4章 第三级圆柱齿轮设计 14 4.1 选择材料 144.2 接触强度进行初步设计 144.3 齿轮校核 154.4 4 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算 18第5章 中间轴设计 205.1 计算作用在轴上的力 205.2 计算支力和弯矩 205.3 截面校核 22第6章 主

2、轴设计 246.1 计算作用在轴上的力 246.2 计算支力和弯矩 256.3 截面校核 26第7章 轴承的选择 287.1滚动轴承选择 28中英文 28总结 32参考文献 33摘 要 通过强度计算分析，认为现有GW-40弯曲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40钢筋的弯曲加工。还可以升级为GW-50钢筋弯曲机。关键词 钢筋弯曲机 始弯矩 终弯矩 主轴扭矩 【Abstract】Adopt analyze and count of the intensity ,we believe that the components of the St

3、eel reinforcing bar- curved equipment have the huge design foreground . we can Improve the ability of machining, only change very few components and the electric Motors efficiency. It can be contented to the machining of the 40 screw thread steel and go up to the 50 steel reinforcing bar curved equi

4、pment.Key words: steel reinforcing bar-curved equipment first curved last curved Main shaft curved.钢筋弯曲机设计及其运动过程虚拟专业:机械设计制造及其自动化, 学号:201001070039,姓名:丁立指导教师: 段 非绪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、

5、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2012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1章 弯矩计算与电动机选择1.1工作状态1.钢筋受力情况与计算有关的几何尺寸标记图1。设钢筋所需弯矩：Mt=式中 F为拨斜柱对钢筋

6、的作用力；Fr为F的径向分力;a为F与钢筋轴线夹角。 当Mt一定，a越大则拨斜柱及主轴径向负荷越小；a=arcos(L1/Lo)一定，Lo越大。因此，弯曲机的工作盘应加大直径，增大拨斜柱中心到主轴中心距离L0 GW-50钢筋弯曲机的工作盘设计：直径400mm，空间距120mm，L0=169.7 mm，Ls=235，a=43.802.钢筋弯曲机所需主轴扭矩及功率按照钢筋弯曲加工规范规定的弯曲半径弯曲钢筋，其弯曲部分的变形量均接近或过材的额定延伸率，钢筋应力超过屈服极限产生塑性变形。2.1材料达到屈服极限时的始弯矩 1.按40螺纹钢筋公称直径计算M0=K1Ws式中，M0为始弯矩，W为抗弯截面模数，

7、K 1为截面系数，对圆截面K 1=1.7；对于25MnSi螺纹钢筋M0=373（N/mm2）,则得出始弯矩M0=3977（N·m）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=（K 1+K0/2Rx）Ws式中，K0为强化系数，K0=2.1/p=2.1/0.14=15, p为延伸率，25MnSi的p=14%，Rx=R/d0,R为弯心直径，R=3 d0，则得出终弯矩 M=11850（N·m） 3. 钢筋弯曲所需距Mt=(M0+M)/2/K=8739（N·m）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

8、样可以得出50I级钢筋（b=450 N/mm2）弯矩所需弯矩：Mt=8739（N·m）,取较大者作为以下计算依据。4. 电动机功率由功率扭矩关系公式 A0=T·n/9550=2.9KW,考虑到部分机械效率=0.75，则电动机最大负载功率 A= A0/=2.9/0.75=3.9（KW），电动机选用Y系列三相异步电动机，额定功率为=4（KW）,额定转速=1440r/min。6. 电动机的控制 （如图2所知） 第2章 v带传动设计2.1 V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=1440，减速器输入轴转速=514，输送

9、装置工作时有轻微冲击，每天工作16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=4.8KW2. 选定带型根据=4.8KW和转速=1440，有图812选定A型3. 计算传动比Ì=2.84. 小带轮基准直径由表8112和表8114取小带轮基准直径=75mm5. 大带轮的基准直径大带轮的基准直径=（1-）取弹性滑动率=0.02= （1-）=2.8=205.8mm实际传动比=2.85 从动轮的实际转速=505.26 转速误差=1.7% 对于带式输送装置，转速误差在范围是可以的6. 带速 =5.627. 初定轴间距0.7（+）（+）0.7（75+205）（7

10、5+205）196取=400mm8. 所需v带基准长度 =2+ =2 =800+439.6+10.56 =1250.16mm 查表818选取9. 实际轴间距a=400mm10. 小带轮包角 =- = =11. 单根v带的基本额定功率根据=75mm和=1440由表8127（c）用内插法得A型v带的=0.68KW12. 额定功率的增量根据和由表8127（c）用内插法得A型v带的=0.17KW13. V带的根数ZZ=根据查表8123得=0.95根据=1250mm查表得818得=0.93Z=6.38取Z=7根14. 单根V带的预紧力 =500（ 由表8124查得A型带m=0.10则=500（=99.5

11、3N15. 压轴力=2=1372N16. 绘制工作图 第3章 圆柱齿轮设计3.1 选择材料确定和及精度等级参考表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FE1=FE2=700Mpa, Flim1=Flim2=350 3.2 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) a>CmAa(+1)=1K=1.7 取2. 确定模数m(参考表834推荐表) m=(0.0070.02)a

12、=1.44, 取m=3mm3. 确定齿数z,zz=20.51 取z=21z=z=5.521=115.5 取z=1164. 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=63mm d=m z=3*116=348mm齿顶圆直径 d= d+2h=63+23=69mm d= d+2h=348+23=353mm端面压力角 基圆直径 d= dcos=63cos20=59.15mm d= dcos=348cos20=326.77mm齿顶圆压力角 =arccos=31.02 = arccos=22.63端面重合度 = z（tg-tg）+ z(tg-tg) =1.9齿宽系数 =1.3

13、纵向重合度 =03.3 齿轮校核1. 校核齿面接触强度（按表8315校核） 强度条件：= 计算应力：=ZZZZZ = 式中： 名义切向力F=2005N 使用系数 K=1（由表8331查取） 动载系数 =（） 式中 V= A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.2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级精度K非对称支称公式计算）齿间载荷分配系数 （由表8333查取）节点区域系数 =1.5（由图8311查取） 重合度的系数 （由图8312查取） 螺旋角系数 （由图8313查取） 弹性系数 （由表8334查取） 单对齿啮合系数 Z=1 = =143.17M

14、Pa许用应力：= 式中：极限应力=1120MPa 最小安全系数=1.1（由表8335查取） 寿命系数=0.92（由图8317查取） 润滑剂系数=1.05（由图8319查取，按油粘度等于350） 速度系数=0.96（按由图8320查取） 粗糙度系数=0.9（由图8321查取） 齿面工作硬化系数=1.03（按齿面硬度45HRC，由图8322查取） 尺寸系数=1（由图8323查取）则： =826MPa 满足2. 校核齿根的强度（按表8315校核） 强度条件：= 许用应力： =； 式中：齿形系数=2.61， =2.2（由图8315（a）查取） 应力修正系数，（由图8316（a）查取） 重合度系数 =1

15、.9 螺旋角系数=1.0（由图8314查取） 齿向载荷分布系数=1.3（其中N=0.94，按表8330计算） 齿间载荷分配系数=1.0（由表8333查取） 则 =94.8MPa=88.3MPa许用应力：= （按值较小齿轮校核） 式中： 极限应力=350MPa 安全系数=1.25（按表8335查取） 应力修正系数=2（按表8330查取） 寿命系数=0.9（按图8318查取） 齿根圆角敏感系数=0.97（按图8325查取） 齿根表面状况系数=1（按图8326查取） 尺寸系数=1（按图8324查取）则 = 满足， 验算结果安全3.4 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 GB

16、1009588（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，表8359查取)；第公差组检验齿切向综合公差，=0.6（）=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）。3.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=-120.009=-0.108mm，齿

17、厚下偏差=-16=-160.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差=*cos-0.72sin=-0.108cos-0.72 =-0.110mm,下偏差=cos+0.72sin=-0.144cos+0.720.036sin=-0.126mm；按表8319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：,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8365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

18、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，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。3. 齿轮工作图 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4章 第三级圆柱齿轮的设计 4.1 选择材料1.确定Hlim和Flim及精度等级。参

19、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.4.2 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) a>CmAa(+1)=1K=1.7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,z z=2

20、8 取z=28 z=172 取z=1724. 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=112mm d=m z=688mm齿顶圆直径 d= d+2h=112+24=120mm d= d+2h=688+24=696mm齿根圆直径 端面压力角 基圆直径 d= dcos=112cos20=107.16mm d= dcos=688cos20=646.72mm齿顶圆压力角 =arccos= = arccos=端面重合度 = z（tg-tg）+ z(tg-tg) =1.15齿宽系数 =1.3 齿宽 纵向重合度 =04.3 校核齿轮1.校核齿面接触强度（按表8330校核） 强

21、度条件：= 计算应力：=ZZZZZ = 式中： 名义切向力F=34107N 使用系数 K=1（由表8331查取） 动载系数 =（） 式中 V= A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.05 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K非对称支称公式计算） 齿间载荷分配系数 （由表8333查取） 节点区域系数 =1.5（由图8311查取） 重合度的系数 （由图8312查取） 螺旋角系数 （由图8313查取） 弹性系数 （由表8334查取） 单对齿齿合系数 Z=1 = =301.42MPa许用应力：= 式中：极限应力=1120MPa 最小安全系数=1.1（

22、由表8335查取） 寿命系数=0.92（由图8317查取） 润滑剂系数=1.05（由图8319查取，按油粘度等于350） 速度系数=0.96（按由图8320查取） 粗糙度系数=0.9（由图8321查取） 齿面工作硬化系数=1.03（按齿面硬度45HRC，由图8322查取） 尺寸系数=1（由图8323查取）则： =826MPa 满足2. 校核齿根的强度（按表8315校核） 强度条件：= 许用应力： =； 式中：齿形系数=2.61， =2.2（由图8315（a）查取） 应力修正系数，（由图8316（a）查取） 重合度系数 =1.9 螺旋角系数=1.0（由图8314查取） 齿向载荷分布系数=1.3（

23、其中N=0.94，按表8330计算） 齿间载荷分配系数=1.0（由表8333查取） 则 =94.8MPa=88.3MPa许用应力：= （按值较小齿轮校核） 式中： 极限应力=350MPa 安全系数=1.25（按表8335查取） 应力修正系数=2（按表8330查取） 寿命系数=0.9（按图8318查取） 齿根圆角敏感系数=0.97（按图8325查取） 齿根表面状况系数=1（按图8326查取） 尺寸系数=1（按图8324查取）则 = 满足， 验算结果安全4.4 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

24、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，表8359查取)；第公差组检验齿切向综合公差，=0.6（）=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）。3.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8353的计算式求得齿厚的上偏差=-12=-120.009=-0.108mm，齿厚下偏差=-16=-160.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏

25、差=*cos-0.72sin=-0.108cos-0.72 =-0.110mm,下偏差=cos+0.72sin=-0.144cos+0.720.036sin=-0.126mm；按表8319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：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8365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359及表8360计算与查取）；检验齿切向综合公差=0.0228

26、mm，（根据8358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）。4. 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. 齿轮工作图如下 第5章 轴的设计6.1 计算作用在轴上的力大轮的受力：圆周力 =径向力 轴向力 小轮的受力：圆周力 = 径向力 =轴向力 =5.2 计算支力和弯矩1.垂直平面中的支反力：2. 水平面中的支反力： = =2752.3N = =261N3. 支点

27、的合力 ，： = 轴向力 应由轴向固定的轴承来承受。4. 垂直弯矩：截面 截面 5. 水平弯矩：截面截面 =2752 =504N7. 合成弯矩：截面截面8. 计算轴径截面 截面5.3 对截面进行校核1. 截面校核 （由表412得） 齿轮轴的齿 （由表4117得） （由表4117得）S>1.8则 轴的强度满足要求2. 截面校核 （由表412得） 齿轮轴的齿 （由表4117得） （由表4117得）S>1.8则 轴的强度满足要求3. 如下图 第6章 主轴设计6.1 计算作用在轴上的力1.齿轮的受力：扭矩 T T=圆周力 =径向力 轴向力 2. 工作盘的合弯矩Mt=(M0+M)/2/K=8

28、739（N·m）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（N·m）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与钢筋轴线夹角。 则 工作盘的扭矩 所以T>齿轮能够带动工作盘转动6.2 计算支力和弯矩1.垂直平面中的支反力：2.水平面中的支反力： = =11198.37N = =-3217.9N 3.支点的合力 ，： = 轴向力 应由轴向固定的轴承来承受。4.垂直弯矩：截面 截面 5.水平弯矩：截面截面 =11198.37 =-66.77N6.合成弯矩：截面截面7.计算轴径截面 截面6.3 对截面进行校核1.截面校核 （由表412得） 齿轮轴的齿 （由表4117得） （由表4117得）S>1.8则 轴的强度满足要求2. 如下图第7章 轴承的选择7.1滚动轴承选择.1. 根据拨盘的轴端直径选取轴承，轴承承受的力主要为径向力，因而采用深沟球轴承，选定为型号为16008的轴承,其中16008的技术参数为：d=40mm D=68mm