《畢業(yè)設(shè)計(jì)鋼筋彎曲機(jī)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設(shè)計(jì)鋼筋彎曲機(jī)設(shè)計(jì)（47頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 廣州大學(xué)機(jī)械與電氣工程學(xué)院畢業(yè)論文 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 設(shè)計(jì)題目 鋼筋彎曲機(jī)設(shè)計(jì) 學(xué) 院 機(jī)械與電氣工程學(xué)院 專(zhuān) 業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班 級(jí) 機(jī)械103 學(xué) 號(hào) 1007200095 學(xué)生姓名 陳上富 指導(dǎo)教師 王一軍老師 201

2、4年 5 月 15 日 摘要 鋼筋彎曲機(jī)是現(xiàn)在建筑行業(yè)最主要的工程機(jī)械之一，主要用于彎曲各種型號(hào)鋼筋以滿足建筑工地施工?，F(xiàn)有的鋼筋彎曲機(jī)主要是采用“帶-兩級(jí)齒輪-蝸輪蝸桿” 的傳動(dòng)方式，其弊端在于蝸輪蝸桿傳動(dòng)效率不高，加工難度大。此次設(shè)計(jì)的鋼筋彎曲機(jī)針對(duì)直徑在30mm以下的鋼筋，設(shè)計(jì)采用了“帶-三級(jí)齒輪”傳動(dòng)方案，可以大大提高鋼筋彎曲機(jī)的傳動(dòng)效率。本設(shè)計(jì)還對(duì)現(xiàn)有鋼筋彎曲機(jī)的工作盤(pán)進(jìn)行改良，使?jié)M足現(xiàn)有鋼筋彎曲機(jī)對(duì)鋼筋彎成不同角度的同時(shí)，還可以對(duì)鋼筋彎成不同直徑的弧形，以更大的滿足建筑工地對(duì)鋼筋彎曲成不同形狀的要求。 關(guān)鍵字 鋼筋彎曲機(jī)；三級(jí)齒輪；工作盤(pán)； ABSTRAC

3、T Steel bar bender is one of the most significant engineering machineries in architecture nowadays, which is applied to bend various types of rebar to cater for the construction in building sites. The existing steel bar benders mainly adopt the driving method of two-stage gear and worm, but its dis

4、advantage lies in the low driving efficiency of the gear and worm as well as the difficult process. Thus, this design of the steel bar bender aimed at the rebar under 30mm in diameter utilizes the driving approach of three-stage gear and worm, which helps improve the transmission efficiency a great

5、deal. In this design, the working plate of steel bar bender is improved so well that it can not only satisfy the different bending angles of rebar that the existing steel bar bender requires but also make rebar become arcs of different diameters to meet the demand that rebar can be bent into differe

6、nt shapes in architecture sites. KEY WORDS steel bar bender; three-stage gear; working plate 目 錄 1.前 言 1 2.系統(tǒng)工作原理及傳動(dòng)方案選擇 1 2.1 鋼筋彎曲機(jī)的工作框圖 2 2.2鋼筋彎曲機(jī)的工作原理 2 2.3鋼筋彎曲機(jī)傳動(dòng)方案選擇 4 2.3.1典型的鋼筋彎曲機(jī)傳動(dòng)方案 4 2.3.2鋼筋彎曲機(jī)的傳動(dòng)效率 5 2.3.3傳動(dòng)效率的比較 6 3.主參數(shù)確定及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 6 3.1鋼筋彎曲受力分析 6 3.2彎矩計(jì)算及電機(jī)選擇 7

7、 3.2.1彎矩計(jì)算 7 3.2.2電動(dòng)機(jī)選擇 8 3.3主參數(shù)確定 8 3.4V帶輪設(shè)計(jì) 10 3.5齒輪設(shè)計(jì) 12 3.5.1第一級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 13 3.5.2第二級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 16 3.5.3第三級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 20 3.6軸的設(shè)計(jì) 23 3.6.1軸II的設(shè)計(jì) 23 3.6.2軸III的設(shè)計(jì) 27 3.6.3軸IV的設(shè)計(jì) 31 3.6.4主軸的設(shè)計(jì) 34 3.7滾動(dòng)軸承選擇及校核計(jì)算 37 3.7.1軸II軸承計(jì)算 37 3.8鍵的校核 38 3.8.1軸II的鍵校核 38 3.8.2主軸的鍵校核 39 3.9工作臺(tái)簡(jiǎn)圖設(shè)計(jì) 39 4.結(jié)論

8、41 參考文獻(xiàn) 42 致謝 43 鋼筋彎曲機(jī)設(shè)計(jì) 1.前 言 隨著我國(guó)建筑行業(yè)這幾年的飛速發(fā)展，建筑機(jī)械類(lèi)行業(yè)也伴隨快速發(fā)展，鋼筋彎曲機(jī)、鋼筋彎箍機(jī)、鋼筋彎弧機(jī)、鋼筋調(diào)直機(jī)、切斷機(jī)等等一系列建筑機(jī)械應(yīng)用十分廣泛。目前在工程應(yīng)用上使用的比較廣泛的是國(guó)產(chǎn)GW40型鋼筋彎曲機(jī)，它的主要特點(diǎn)是構(gòu)造簡(jiǎn)單、適用性比較強(qiáng)，可以把直徑在40mm以下的建筑鋼筋彎彎曲成不同的角度?，F(xiàn)如今我國(guó)對(duì)鋼筋彎曲成形的技術(shù)也有了比較高的水平，鋼筋彎曲機(jī)已經(jīng)出現(xiàn)了多種型號(hào)和彎曲類(lèi)型，如由中國(guó)建筑科學(xué)研究院建筑機(jī)械化研究所與沈陽(yáng)市建筑施工機(jī)械廠共同研制的GW32型，GW40型鋼筋彎曲機(jī)，,1986年11月相

9、繼在沈陽(yáng)和合肥通過(guò)了部級(jí)技術(shù)鑒定，這兩種新型的鋼筋彎曲機(jī)都是在參照國(guó)外樣機(jī)的基礎(chǔ)上并結(jié)合我國(guó)的具體國(guó)情研制成功的換代新產(chǎn)品，其中GW32彎曲機(jī)填補(bǔ)了我國(guó)鋼筋彎曲機(jī)系列產(chǎn)品的空白。 但現(xiàn)有的鋼筋彎曲機(jī)大多數(shù)是手動(dòng)或者半自動(dòng)，而且功能單一，只能將鋼筋彎曲成不同的角度，不能很好的滿足建筑需求，而且現(xiàn)有的鋼筋彎曲機(jī)幾乎都是采用典型的“帶-兩級(jí)齒輪-蝸輪蝸桿”的傳動(dòng)方式，傳動(dòng)效率低下，能源耗損嚴(yán)重。此次設(shè)計(jì)的鋼筋彎曲機(jī)主要在傳動(dòng)方式上做了個(gè)改進(jìn)，采用了“帶-三級(jí)齒輪”的傳動(dòng)方式，大大的提高了傳動(dòng)效率，減少能耗，同時(shí)也減少了加工難度。除此之外還對(duì)現(xiàn)有的鋼筋彎曲機(jī)的工作盤(pán)進(jìn)行一定的設(shè)計(jì)改進(jìn)，變得簡(jiǎn)單實(shí)用并

10、且具有通用性，除了可以把不同直徑的鋼筋彎曲成所需角度，同時(shí)也可以通過(guò)工作盤(pán)的調(diào)節(jié)，把鋼筋彎成不同直徑的弧形，解決了以往鋼筋彎曲機(jī)功能單一的問(wèn)題，不用再購(gòu)置鋼筋彎弧機(jī)類(lèi)似機(jī)器，造成資源資金的浪費(fèi)。 2.系統(tǒng)工作原理及傳動(dòng)方案選擇 鋼筋彎曲機(jī)是建筑行業(yè)中使用最為廣泛的建筑機(jī)械之一，它主要利用電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)的扭矩，通過(guò)工作盤(pán)將鋼筋彎曲成不同角度。典型的鋼筋彎曲機(jī)的傳動(dòng)方式都是二級(jí)齒輪+蝸輪蝸桿的傳遞方式，傳動(dòng)效率低下。改變鋼筋彎曲機(jī)的傳動(dòng)方式，提高傳動(dòng)效率，是本次設(shè)計(jì)的著重點(diǎn)之一。 2.1 鋼筋彎曲機(jī)的工作框圖 本設(shè)計(jì)的鋼筋彎曲機(jī)主要由控制設(shè)備、電動(dòng)機(jī)、帶輪、減速箱和

11、工作臺(tái)幾部分組成，其中減速箱由三級(jí)齒輪組成。 電動(dòng)機(jī) 帶 輪 減 速 箱 控制設(shè)備 工作臺(tái) 圖2-1 工作框圖 2.2鋼筋彎曲機(jī)的工作原理 鋼筋彎曲機(jī)的工作機(jī)構(gòu)是一個(gè)安裝在垂直的主軸上旋轉(zhuǎn)的圓盤(pán)，如圖2-2所示，把鋼筋放在下圖中虛線的位置，擋料支承銷(xiāo)軸固定在機(jī)床上，中心軸和壓彎軸安裝在工作圓盤(pán)上，主軸轉(zhuǎn)動(dòng)帶動(dòng)工作圓盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)，將鋼筋彎曲。為了適用于不同直徑的鋼筋， 在工作圓盤(pán)上多開(kāi)幾個(gè)孔，用來(lái)插彎曲軸，也可以換成不同直徑的中心軸，以達(dá)到彎曲不同直徑鋼筋的目的。 圖2-2 工作原理圖[1] 當(dāng)想把鋼筋彎成弧形時(shí)，可以在工作盤(pán)上插上一個(gè)

12、圓盤(pán)（如下圖2-3），調(diào)節(jié)燕尾槽的滑動(dòng)體，鋼筋通過(guò)兩個(gè)套筒，隨著圓盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)，可以把鋼筋彎成弧形，調(diào)節(jié)滑動(dòng)體，可以實(shí)現(xiàn)彎曲成不同形狀的鋼筋弧形[1][2]。‘’ 圖2-3 改造后工作臺(tái)原理圖 圓盤(pán) 滑動(dòng)體 燕尾槽 套筒 設(shè)兩套筒軸心的連線與圓盤(pán)切線的距離為L(zhǎng),d為鋼筋直徑,R為弧形鋼筋的曲線半徑。可由勾股定理解出。 (R+d+r)2=(L/2)2+(R一x)2 , 這樣,要加工成型任意弧度的弧形鋼筋,只需通過(guò)調(diào)節(jié)滑動(dòng)體調(diào)整x距離即可, x L R r d 圖2-4 公式推算簡(jiǎn)圖 2.3鋼筋彎曲機(jī)傳

13、動(dòng)方案選擇 2.3.1典型的鋼筋彎曲機(jī)傳動(dòng)方案 現(xiàn)行的鋼筋彎曲機(jī)主要有兩種傳動(dòng)方案[3]，一種為電機(jī)通過(guò)一級(jí)帶傳動(dòng)、兩級(jí)齒輪傳動(dòng)、一級(jí)蝸輪蝸桿傳動(dòng)，簡(jiǎn)稱(chēng)蝸輪蝸桿傳動(dòng)方案，,如圖2-5所示；另一種為電機(jī)通過(guò)一級(jí)帶傳動(dòng)、三級(jí)齒輪傳動(dòng)，簡(jiǎn)稱(chēng)全齒輪傳動(dòng)方案，如圖2-6。 圖2-5 蝸輪蝸桿傳動(dòng)[4] 圖2-6 全齒輪傳動(dòng)[4] 2.3.2鋼筋彎曲機(jī)的傳動(dòng)效率 在計(jì)算鋼筋彎曲機(jī)的傳動(dòng)效率[4]的兩種傳動(dòng)方式時(shí)，為了更方便的分析比較，略去帶傳動(dòng)及各支承軸承處的效率損失。 （1）蝸輪蝸桿傳動(dòng) 蝸輪蝸桿傳動(dòng)的效率

14、η=η1η2η3 式中， η1為第1級(jí)齒輪傳動(dòng)效率，取0.98； η2為第2級(jí)齒輪傳動(dòng)效率，取0.98；η3為蝸桿傳動(dòng)效率，這是本文分析的關(guān)鍵，而 η3=η31η32η33 式中，η31為攪油及濺油效率,它與裝油量、回轉(zhuǎn)件轉(zhuǎn)速和浸油深度等有關(guān)，取0.96；η32為軸承效率，在此不計(jì)功率損失；η33為蝸輪螺旋副嚙合效率。 當(dāng)蝸桿主動(dòng)時(shí) η33=tanγ/tan(γ+ρν) 式中,，γ為分度圓柱導(dǎo)程角，ρν為嚙合摩擦角，由嚙合摩擦系數(shù)μ確定,即ρν=tan-1μ 大多數(shù)生產(chǎn)廠家的蝸桿采用45#鋼，蝸輪采用灰鑄鐵(或球鐵)，而導(dǎo)程角12左右，蝸桿的分度圓直徑d=76 mm左右，其蝸輪

15、蝸桿表面的滑動(dòng)速度 Vs=πdn /(6104)。代入相關(guān)參數(shù)計(jì)算得Vs≈0.598 m/s。 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表23.5—14有ρν≈543′ η33=tan12/tan(12+543′)≈0.66。故η3=0.960.66=0.639, 即η=0.980.980.639=0.61。 （2）全齒輪傳動(dòng) 全齒輪傳動(dòng)的效率 η=η1η2η3 式中, η1、η2、η3分別為第1，2，3級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率,均取為0.98，則 η=0.94. 2.3.3傳動(dòng)效率的比較 通過(guò)兩種傳動(dòng)方案的比較，蝸輪蝸桿的傳動(dòng)主要有以下幾點(diǎn)不足[5]：1）蝸輪蝸桿傳動(dòng)效率比較低，只是全齒輪傳動(dòng)的

16、65%，,；2）由于蝸輪蝸桿嚙合面間存在相當(dāng)大的滑動(dòng)速度，故齒面容易產(chǎn)生磨損和發(fā)熱,對(duì)潤(rùn)滑條件要求較高；3）蝸輪蝸桿的加工較困難,不適合批量生產(chǎn)；4）因?yàn)閺澢鷻C(jī)的工作強(qiáng)度和工作時(shí)間都比較高，蝸輪比較容易磨損，尤其是在缺少潤(rùn)滑的情況下,蝸輪很快就磨損失效，當(dāng)更換蝸輪時(shí)互換性不好，更換較困難。 所以傳動(dòng)方案的話，選擇一級(jí)帶傳動(dòng)、三級(jí)齒輪傳動(dòng)。 3.主參數(shù)確定及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 這一章通過(guò)對(duì)鋼筋的受力分析確定所需的最大扭矩，從而確定鋼筋彎曲機(jī)的各參數(shù)，然后進(jìn)行鋼筋彎曲機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算。 3.1鋼筋彎曲受力分析 鋼筋的受力情況[6]如下圖3-7，設(shè)彎曲鋼筋所需彎矩：

17、式中：F為拔料桿對(duì)鋼筋的作用力，F(xiàn)1為F的徑向分力，α為F與鋼筋軸線夾角 當(dāng)M一定時(shí)，α越大則拔料桿及主軸徑向負(fù)荷越?。沪?arcos(L3/L4)，當(dāng)L4 越大時(shí)，α就越大； 因此，彎曲機(jī)的工作盤(pán)應(yīng)加大直徑，增大拔料桿中心到主軸中心距離L4 圖3-1 鋼筋受力分析圖 1. 擋料桿 2.鋼筋（直接為D） 3.插入座 4.工作盤(pán) 5.中心軸 6.拔料桿 3.2彎矩計(jì)算及電機(jī)選擇 3.2.1彎矩計(jì)算 根據(jù)鋼筋彎曲機(jī)彎曲鋼筋扭矩計(jì)算公式[7] （1）按Ф30螺紋鋼筋公稱(chēng)直徑計(jì)算 M0=K1Wσs 式中，M0為始彎矩，W為抗彎截面模數(shù)，W=πd3/32，

18、K1為截面系數(shù)，對(duì)圓截面K 1=16/3π=1.7；對(duì)于25MnSi螺紋鋼筋σs=335（N/mm2）,則得出始彎矩M0=1508.8（Nm） （2）鋼筋變形硬化后的終彎矩 鋼筋在塑性變形階段出現(xiàn)變形硬化（強(qiáng)化），產(chǎn)生變形硬化后的終彎矩： M=（K1+K0/2Rx）Wσs 式中，K0為強(qiáng)化系數(shù)，K0=E/δp =2.1/δp=0.21/0.14=1.5, δp為延伸率，25MnSi的δp=14%，Rx=R/d0,R為彎心直徑，R=3 d0，則得出終彎矩 M=1731.1（Nm） （3）鋼筋彎曲所需彎矩 Mt=[(M0+M)/2] K=1701（Nm） 式中，K為彎曲時(shí)的滾動(dòng)摩

19、擦系數(shù)，K=1.05 3.2.2電動(dòng)機(jī)選擇 由功率扭矩關(guān)系公式 A0=Tn/9550=3KW, n=16.8 考慮到部分機(jī)械效率η=0.8，則電動(dòng)機(jī)最大負(fù)載功率 A= A0/η=3/0.8=3.75（KW） 電動(dòng)機(jī)選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，型號(hào)為Y112M-4，額定功率P=4KW，轉(zhuǎn)速n1=1440r/min 3.3主參數(shù)確定 （1）傳動(dòng)比分配 設(shè)減速器輸入軸轉(zhuǎn)速n1=514r/min，皮帶輪的傳動(dòng)比 i0=1440r/min/514r/min=2.8 三級(jí)齒輪傳動(dòng)比的分配，根據(jù)文獻(xiàn)《三級(jí)齒輪傳動(dòng)最佳傳動(dòng)比配比的研究》[8]得出各級(jí)傳動(dòng)比的最佳

20、分配為： i1=(4i)1/7 i2= i12 / i3 = i22 / 根據(jù)輸出轉(zhuǎn)速為16.8r/min 總傳動(dòng)比i=514/16.8=30.6，所以 i1=(4i)1/7=1.987 i2= i12 /=2.792 i3 = i22 /=5.512 所以選最后取整i1=2, i1=2.8, i1=5.5即可滿足精度要求. （2）計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 nI=n電機(jī)=1440r/min nII=nI/i帶1=514.3=1440/2.8=514.3(r/min) nIII=nII/i/2=257.15(r/min)

21、 nⅣ=nII/i1=257.15/2.8=91.84(r/min) nⅤ=nII/i1=91.84/5.5=16.7(r/min) （3）計(jì)算各軸的功率 PI=P工作=3.75KW PII=PIη帶=3.750.96=3.6KW PIII=PIIη軸承η齒輪=3.60.980.96 =3.39KW PⅣ=PⅢη軸承η齒輪=3.390.980.96 =3.19KW PⅤ=PⅣη軸承η齒輪=2.550.980.96 =3KW （4）計(jì)算各軸扭矩 TI

22、=9550PI/nI=95503.75/1440 =24.87Nm TII=9550PII/nII =95503.6/514.3 =66.85Nm TIII=9550PIII/nIII=95503.39/257.15 =125.9Nm TⅣ=9550PⅣ/nⅣ=95503.19/91.84 =331.7Nm TⅤ=9550PⅤ/nⅤ=95503/16.7 =1715.56Nm 表3-1 各軸的運(yùn)動(dòng)參數(shù) 軸名 功率P（kw） 轉(zhuǎn)矩T () 轉(zhuǎn)速n(r/min) 傳動(dòng)比i I軸（電機(jī)軸） 3.75 24.87 1440

23、 II軸 3.60 66.85 514.3 2.8 III軸 3.39 125.9 257.15 2 IV軸 3.19 331.7 91.84 2.8 V軸 3 1715.56 16.7 5.5 3.4V帶輪設(shè)計(jì) （1）確定計(jì)算功率 設(shè)帶輪每天工作大于16小時(shí) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》[9]P156表8-7得：工作情況系數(shù)kA=1.2 計(jì)算功率PC=KAP=1.23.75=4.5KW P為所需傳遞的額定功率 （2）確定V帶帶型 根據(jù)PC 、由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P157圖8-11得：選用A型V帶

24、 （3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》p155表8-6得，推薦的小帶輪基準(zhǔn)直徑為75~100mm。 則取dd1=100mm>dmin=75 dd2=n1/n2dd1=1440/514100=280.15mm 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P157表8-8，取dd2=280mm 實(shí)際從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n2’=n1dd1/dd2=（1440100）/280 =514.3r/min 轉(zhuǎn)速誤差為：n2-n2’/n2=514.3-514/514 =-0.0006<0.05(允許) 帶

25、速V：V=πdd1n1/601000 =π1001440/601000 =7.536m/s 在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 （4）確定帶長(zhǎng)和中心矩 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P152式（5-14）得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+280)≤a0≤2(100+280) 所以有：266mm≤a0≤760mm 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P158式（8-22）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2500+1.57(100+280)+(280-100)

26、2/（4500） =1612.8mm 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P146表（8-2）取Ld=1600mm 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P158式（8-23）得： a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1600-1612.8）/2 =500-6.4 =493.6mm （5）驗(yàn)算小帶輪包角 α1=1800-（dd2-dd1）/a57.30 =1800-(280-100)/493.657.30 =1800-20.90 =159.10>1200（適用） （6）確定帶的根數(shù) 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》

27、P152表（8-4a）單根普通v帶基本額定功率 P0=1.32KW 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P153表（8-4b）單根普通v帶基本額定功率的增量 △P0=0.17KW 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P155表（8-5）包角修正系數(shù) Kα=0.95 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P146表（8-2）長(zhǎng)度系數(shù) KL=0.99 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P158式（8-26）得 Z=PC/Pr=PC/(P0+△P0)KαKL =4.5/(1.32+0.17) 0.950.99 =3.21 取根數(shù)Z=4 （7）計(jì)算軸上壓力 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P149表8-3查得q=0.1kg/m，由式（8

28、-27）單根V帶的初拉力： F0=500（2.5- Kα）PC/ KαZV+qV2 =[500（2.5-0.95）3.9/(0.953.217.54)+0.17.542]N =137.14N 則作用在軸承的壓力Fp，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P159式（8-28） Fp=2ZF0sinα1/2=23.21137.14sin159.1/2 =865.84N （8）帶輪設(shè)計(jì)簡(jiǎn)圖 圖 3-2 帶輪設(shè)計(jì)簡(jiǎn)圖 3.5齒輪設(shè)計(jì) 3.5.1第一級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) u 選擇齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）按照設(shè)計(jì)選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) （2）考慮鋼筋彎曲機(jī)為一般工

29、作機(jī)器，速度不高，參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》p210表10-8，故選用7級(jí)精度。 （3）材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》p191表140-1，選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為241~286HBS，取280HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度217~255HBS,取240HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=224=48 u 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算 （d1t 為設(shè)計(jì)小齒輪直徑；K為計(jì)算齒輪強(qiáng)度用的載荷系數(shù)；T1為小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩；φd 為齒寬系數(shù)；u為齒輪傳動(dòng)比；ZE為材料的彈性影響系數(shù)；[σH]為許用接觸應(yīng)力） （1）確定公式內(nèi)有關(guān)參

30、數(shù)如下 1）試選載荷系數(shù)kt=1.3 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55106P/n1=9.551063.75/514.3 =69633.5Nmm 3） 由表10-7，選取齒寬系數(shù)φd=1 4）由表10-6查到材料鍛鋼的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 5）由圖10-21d由齒面硬度查到小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σHlim1 =600MPa；大齒輪的機(jī)床疲勞強(qiáng)度σHlim2 =550MPa 6） 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) N1=60n1jLh=60514.31（1630015）=2.22109 N1=1.48109 /2=1.11109

31、 （j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時(shí)，同一齒面嚙合的次數(shù)；Lh 為齒輪的工作壽命，單位為h） 7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92；KHN1 =0.96 8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 安全系數(shù)s=1由式（10-12）得 [σH]1=KHN1σlim1 /s=0.92600=552MPa [σH]2=KHN2σlim2 /s=0.96550=528MPa (2)計(jì)算 1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入[σH]中較小值 ==60.286mm 2） 計(jì)算圓周速度v V=πd1tn1/（601000）=π60.286514.3/（601000）=1.62m/s 3） 計(jì)

32、算齒寬b b=φdd1t=160.286=60.286mm 4） 計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) mt==60.286/24=2.512mm 齒高 h=2.25mt=2.252.512=5.652mm =60.286/5.652=10.67 5） 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) V=1.62m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查到動(dòng)載系數(shù)Kv=1.08 直齒輪齒間載荷分配系數(shù)KHα=KFα=1 由表10-2查到使用系數(shù)KA =1 由表10-4用插值法插得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，KHβ=1.422 由=10.67，KHβ=1.422查圖10-13得KF

33、β=1.35，所以載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ =11.0811.422= 1.536 6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得 d1 =d1t =60.286=63.733mm 7） 計(jì)算模數(shù)m m===2.66 u 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 (1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1） 由圖10-20c查到小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1 =500MPa ；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE2 =380MPa 2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2

34、=0.86 3） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，由式（10-12）得 [σF]1==0.85500/1.3=326.92MPa [σF]2==0.86380/1.3=251.38MPa 4） 計(jì)算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ =11.0811.35=1.458 5)查取齒形系數(shù) 由表10-5查到 YFa1=2.65 ； YFa2=2.332 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查到 YSa1=1.58 ； YSa2=1.692 7） 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 ==0.0128 ==0.0157 大齒輪的數(shù)值大 （2） 設(shè)計(jì)

35、計(jì)算 mm=1.77 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.77并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2，按接觸強(qiáng)度算出的分度圓直徑d1 =63.733mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1===31.86≈32 大齒輪齒數(shù) Z2=232=64 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 u 幾何尺寸計(jì)算 （1）

36、 計(jì)算分度圓直徑 d1=Z1m=322=64mm d2=Z2m=642=128mm （2）計(jì)算中心距 (3)計(jì)算齒輪寬度 b=Φdd1=164=64mm 取B2=64mm，B1=70mm u 小齒輪簡(jiǎn)圖 圖3-3 小齒輪簡(jiǎn)圖 3.5.2第二級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) u 選擇齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）按照設(shè)計(jì)選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) （2）考慮鋼筋彎曲機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》p210表10-8，故選用7級(jí)精度。 （3）材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》p191表140-1，選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為241~286HBS，取280HBS

37、。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度217~255HBS,取240HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=2.820=56 u 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算 （d1t 為設(shè)計(jì)小齒輪直徑；K為計(jì)算齒輪強(qiáng)度用的載荷系數(shù)；T1為小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩；φd 為齒寬系數(shù)；u為齒輪傳動(dòng)比；ZE為材料的彈性影響系數(shù)；[σH]為許用接觸應(yīng)力） （1）確定公式內(nèi)有關(guān)參數(shù)如下 1）試選載荷系數(shù)kt=1.3 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55106P/n1=9.551063.39/257.15 =125897.34Nmm 4） 由表10-7選取齒寬系

38、數(shù)φd=1 4）由表10-6查到材料鍛鋼的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 5）由圖10-21d由齒面硬度查到小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σHlim1 =600MPa；大齒輪的機(jī)床疲勞強(qiáng)度σHlim2 =550MPa 7） 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) N1=60n1jLh=60257.151（1630015）=1.11109 N1=1.48109 /2.8=3.96108 （j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時(shí)，同一齒面嚙合的次數(shù)；Lh 為齒輪的工作壽命，單位為h） 9) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96；KHN1 =1.05 10) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)

39、力 安全系數(shù)s=1由式（10-12）得 [σH]1=KHN1σlim1 /s=0.96600=576MPa [σH]2=KHN2σlim2 /s=1.05550=577.5MPa （2）計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入[σH]中較小值 ==67.02mm 2）計(jì)算圓周速度v V=πd1tn1/（601000）=π67.029257.15/（601000）=0.9m/s 3）計(jì)算齒寬b b=φdd1t=167.029=67.029mm 4）計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) mt==67.029/20=3.351mm 齒高 h=2.25mt=2.253.3

40、51=7.54mm =67.029/7.54=8.89 5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) V=0.9m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查到動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05 直齒輪齒間載荷分配系數(shù)KHα=KFα=1 由表10-2查到使用系數(shù)KA =1 由表10-4用插值法插得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，KHβ=1.423由=8.89，KHβ=1.423查圖10-13得KFβ=1.3，所以載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ =11.0511.423= 1.494 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得 d1 =d1t =67

41、.029=70.21mm 7）計(jì)算模數(shù)m m===3.5105 u 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由圖10-20c查到小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1 =500MPa ；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE2 =380MPa 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.86，KFN2=0.9 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，由式（10-12）得 [σF]1==0.86500/1.3=330.77MPa [σF]2==0.9380/1.3=263.08MPa 4）計(jì)算載荷

42、系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ =11.0511.3=1.365 5)查取齒形系數(shù) 由表10-5查到 YFa1=2.80 ； YFa2=2.334 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查到 YSa1=1.55 ； YSa2=1.718 7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 ==0.0131 ==0.0152 大齒輪的數(shù)值大 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 mm=2.35 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，

43、可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.35并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5，按接觸強(qiáng)度算出的分度圓直徑d1 =70.21mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1===28.084≈28 大齒輪齒數(shù) Z2=2.828=78.4≈79 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 u 幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 d1=Z1m=282.5=70mm d2=Z2m=792.5=197.5mm （2）計(jì)算中心距 (3)計(jì)算齒輪寬度 b=Φdd1=170=70mm 取B2=70mm，B1=75mm

44、 3.5.3第三級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) u 選擇齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）按照設(shè)計(jì)選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) （2）考慮鋼筋彎曲機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》p210表10-8，故選用7級(jí)精度。 （3）材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》p191表140-1，選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為241~286HBS，取280HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度217~255HBS,取240HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)z1=18，大齒輪齒數(shù)z2=5.522=121， u 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算 （d1t 為設(shè)計(jì)小齒輪直徑；K為計(jì)算齒輪

45、強(qiáng)度用的載荷系數(shù)；T1為小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩；φd 為齒寬系數(shù)；u為齒輪傳動(dòng)比；ZE為材料的彈性影響系數(shù)；[σH]為許用接觸應(yīng)力） （1）確定公式內(nèi)有關(guān)參數(shù)如下 1）試選載荷系數(shù)kt=1.3 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55106P/n1=9.551063.19/91.84 =331712.76Nmm 3）由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1 4）由表10-6查到材料鍛鋼的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 5）由圖10-21d由齒面硬度查到小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σHlim1 =600MPa；大齒輪的機(jī)床疲勞強(qiáng)度σHlim2 =550MPa 6）由式10-13

46、計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) N1=60n1jLh=6091.841（1630015）=3.97108 N1=3.97108 /5.5=7.22107 （j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時(shí)，同一齒面嚙合的次數(shù)；Lh 為齒輪的工作壽命，單位為h） 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.05；KHN1 =1.15 8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 安全系數(shù)s=1由式（10-12）得 [σH]1=KHN1σlim1 /s=1.05600=630MPa [σH]2=KHN2σlim2 /s=1.15550=632.5MPa （2）計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入[σH]中較小值 ==83

47、.28mm 2）計(jì)算圓周速度v V=πd1tn1/（601000）=π83.28191.84/（601000）=0.4m/s 3）計(jì)算齒寬b b=φdd1t=183.281=83.281mm 4）計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) mt==83.281/22=3.7855mm 齒高 h=2.25mt=2.253.966=8.517mm =83.281/8.517=9.778 5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) V=0.4m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查到動(dòng)載系數(shù)Kv=1.01 直齒輪齒間載荷分配系數(shù)KHα=KFα=1 由表10-2查到使用系數(shù)KA =1

48、由表10-4用插值法插得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，KHβ=1.427 由=9.333，KHβ=1.427查圖10-13得KFβ=1.31，所以載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ =11.0111.427= 1.441 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得 d1 =d1t =83.281=86.189mm 7）計(jì)算模數(shù)m m===3.917 u 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由圖10-20c查到小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1 =

49、500MPa ；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE2 =380MPa 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.9，KFN2=0.95 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，由式（10-12）得 [σF]1==0.9500/1.3=346.15MPa [σF]2==0.95380/1.3=277.69MPa 4）計(jì)算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ =11.0111.31=1.3231 5)查取齒形系數(shù) 由表10-5查到 YFa1=2.72 ； YFa2=2.1968 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查到 YSa1=1.57 ； YSa

50、2=1.8068 7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 ==0.0123 ==0.0143 大齒輪的數(shù)值大 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 mm=2.96 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.96并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3，按接觸強(qiáng)度算出的分度圓直徑d1 =86.189mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1===28.73≈29 大齒輪齒數(shù) Z2=5.529=159.5≈

51、160 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 u 幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 d1=Z1m=293=87mm d2=Z2m=1603=480mm （2）計(jì)算中心距 (3)計(jì)算齒輪寬度 b=Φdd1=187=87mm 取B2=87mm，B1=90mm 3.6軸的設(shè)計(jì) 3.6.1軸II的設(shè)計(jì) (1)輸出軸上功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2=3.6kw n2=514.3r/min T2=69633.5Nmm (2)求作用在齒輪上的力 1)已知分度圓直徑：d1=6

52、4mm 2)轉(zhuǎn)矩：已知T2=69633.5Nmm 3)求圓周力：Ft 根據(jù)公式得 Ft=2T2/d1=269633.5/64=2176.047N 4)求徑向力Fr 根據(jù)公式得 Fr=Fttanα=2176.047tan200=792N (3)按扭矩初算軸徑 選用45剛，調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P2371（15-3）式，并查表15-3，取A0=115 d≥=115 (3.6/514.3)1/3mm=22.0mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=22(1+5%)mm=23.1mm ∴選d=25mm (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）軸上零件的定

53、位，固定和裝配 將齒輪安排在箱體中下方，齒輪下方由軸肩定位，聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承由軸肩定位 2）確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 I段（軸承段）：d1=25mm 軸承選用角接觸軸承，型號(hào)為7205AC，內(nèi)徑d為25mm，寬度B為15，所以長(zhǎng)度取L1=15mm II段:取第二段d2=29mm，根據(jù)設(shè)計(jì)箱體大小，設(shè)定長(zhǎng)度L2=175mm III段：取第三段d3=31mm,根據(jù)設(shè)計(jì)齒輪寬度，取L3=67mm IV段（定位軸肩）：取根據(jù)軸肩高度h=（0.070.1）d，可以取d4=37mm,長(zhǎng)度L4=12mm V段：此段軸承使用軸套定位，軸承選擇接觸角軸承，型號(hào)為7207AC

54、，內(nèi)徑d為35mm，寬度B為17mm，所以直徑d5=35mm，根據(jù)箱體間隙和軸承寬度，設(shè)定這段長(zhǎng)度L5=55mm VI段：這段用于裝帶輪，取直徑d6=31mm，長(zhǎng)度L6=135mm 3)確定鍵槽長(zhǎng)度 鍵選用圓頭平鍵，根據(jù)軸的直徑為31mm，可以選取鍵的寬度b=10，高h(yuǎn)=8 根據(jù)鍵的標(biāo)準(zhǔn)長(zhǎng)度及齒輪輪轂寬度，初選鍵長(zhǎng)度為40mm (5)求軸上的載荷 1） 繪制軸受力簡(jiǎn)圖,如圖3-4 2） 繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力： FAY=Fr83.5/（175+67+50）=176N FBY=Fr208.5/（175+67+50）=616N 截面C在垂直面的彎矩為 MC1=FBy8

55、3.5=51436Nmm 3） 繪制水平面彎矩圖 FAz=Ft83.5/（175+67+50）=483.56N FBz=Ft208.5/（175+67+50）=1692.44N MC2=FBz83.5=141318.74Nmm 4） 繪制總彎矩圖 MC==150388.32Nmm 5）繪制扭矩圖 TII=9550103PII/nII =95501033.6/514.3 =66850Nmm T 83.5mm Ft Fr FAy FAz FBz FBy B A 208.5mm 141318.74Nmm Mc1 豎直面彎矩圖 水平面彎

56、矩圖 Mc2 51436Nmm Mc 150388.32Nmm 總彎矩圖 扭矩圖圖 圖3-4 軸的載荷分析圖 (6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》p373式15-5，及上面所計(jì)算的數(shù)據(jù)，以及軸脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α=0.6 =53.34MPa 因?yàn)檩S的材料是選用45鋼，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》p362表15-1得[σ-1]=60MPa。 因此σca＜[σ-1]，所以安全。 (7)軸的工作圖 圖3-5 軸II 3.6.2軸III的設(shè)計(jì) (1)輸出軸上功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2=

57、3.39kw n2=257.15r/min T2=125900Nmm (2)求作用在齒輪上的力 1）已知小齒輪分度圓直徑：d1=70mm，大齒輪分度圓直徑：d2=128mm 2）轉(zhuǎn)矩：已知T1=125900Nmm 3）求圓周力：Ft 根據(jù)公式得 小齒輪：Ft1=2T2/d1=2125900/70=3597.14N 大齒輪：Ft2=2T2/d1=2125900/128=1967.19N 4）求徑向力Fr 根據(jù)公式得 小齒輪：Fr1=Fttanα=3597.14tan200=1309.25N 大齒輪：Fr2=Fttanα=1967.19tan200=716.

58、26N (3)按扭矩初算軸徑 選用45剛，調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 d≥=115 (3.39/257.15)1/3mm=27.16mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=22(1+5%)mm=28.52mm ∴選d=30mm (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）軸上零件的定位，固定和裝配 將兩齒輪安排在箱體中間方，齒輪下方由軸肩定位，聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承由軸肩定位 2）確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 I段（軸承段）：d1=30mm 軸承選用角接觸軸承，型號(hào)為7206AC，內(nèi)徑d為30mm，寬度B

59、為16，所以長(zhǎng)度取L1=16mm II段:取第二段d2=33mm，根據(jù)設(shè)計(jì)箱體大小與齒輪寬度，設(shè)定長(zhǎng)度L2=125mm III段：取第三段d3=38mm,根據(jù)設(shè)計(jì)齒輪寬度，取L3=114mm IV段（定位軸肩）：取根據(jù)軸肩高度h=（0.070.1）d，可以取d4=44mm,長(zhǎng)度L4=12mm V段：此段用于定位軸承，直徑選擇d5=40mm,長(zhǎng)度L4=38mm VI段：軸承段，軸承選擇接觸角軸承，型號(hào)為7207AC，內(nèi)徑d為35mm，寬度B為17mm，所以直徑d5=35mm，設(shè)定這段長(zhǎng)度L5=17mm 3）確定鍵槽長(zhǎng)度 鍵選用圓頭平鍵，根據(jù)軸的直徑為33mm，可以選取鍵的寬度b=1

60、0，高h(yuǎn)=8 根據(jù)鍵的標(biāo)準(zhǔn)長(zhǎng)度及齒輪輪轂寬度，初選鍵1長(zhǎng)度為63mm,鍵2長(zhǎng)度為56mm (5)按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算 1）繪制受力簡(jiǎn)圖，如圖3-6 2）軸承支反力： FAY=-Fr187.5/295+Fr2207.5/295=115.51N FBY=-Fr1207.5/295+Fr287.5/295=-708.39N 3）繪制垂直面彎矩圖 截面1在垂直面的彎矩為 MCH1=FBy87.5=-61984.13Nmm 截面2在垂直面的彎矩為 MCH2=FAy85=9818.35Nmm 4）繪制水平面彎矩圖

61、 FAz=Ft187.5/295-Ft2207.5/295=-316.75N FBz=Ft1207.5/295-Ft287.5295=1946.70N 截面1在水平面的彎矩為 MCV1=FBZ87.5=170336.25Nmm 截面2在水平面的彎矩為 MCV2=FAZ85=-26923.75Nmm 5） 繪制總彎矩圖 =181263.54Nmm =28658.12Nmm 6）繪制

62、扭矩圖 TIII=9550103PIII/nIII =95501033.39/257.15 =125897.33Nmm Ft2 Fr2 MC2 Fr1 Ft1 85 122.5 87.5 MC1 MC1 豎直面彎矩圖 水平面彎矩圖 MC 總彎矩圖 T 扭矩圖 作圖7