钢筋校直机的设计【7张CAD图纸+PDF图】
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1 梧州学院 毕业设计(论文) 系 别 : 专 业 : 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名 : 学 号: 设 计 (论 文 )题 目 : 小型盐浴炉快速淬火装置 起 迄 日 期 : 设 计 (论 文 )地 点 : 梧州学院 指 导 教 师 : 专 业 教 研 室 负 责 人 : 日期: 2013 年 月 日 2 摘要 熟悉国内各种钢筋校直机型号及各自的性能与应用,结合各钢筋校直机使用的 情况与现状的市场情况对各自的优缺点进行比较并设计出合适的钢筋校直机。 通过强度计算分析,认为现有钢筋校直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,满足钢筋校直机加工。 对钢筋校直机进行应用范围设计。 关键词 钢筋校直机,始弯矩,终弯矩,主轴扭矩 3 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、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 2004 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 1 钢筋调直机的设计 1.1 1.1 钢筋调直机的分类 钢筋调直机按调直原理的不同分为孔摸式和斜辊式两种;按切断机构的不同分 为下切剪刀式和旋转剪刀式两种;而下切剪刀式按切断控制装置的不同又可分为机 械控制式与光电控制式。本次设计为机械控制式钢筋调直机,切断方式为下切剪刀 式。 1.2 1.2 钢筋调直机调直剪切原理 下切剪刀式钢筋调直机调直剪切原理如图所示: 4 图 1-1 调直剪切原理 Fig.1-1 principle of straightening and sheering 1-盘料架;2-调直筒;3-牵引轮;4-剪刀;5-定长装置; 工作时,绕在旋转架 1 上的钢筋,由连续旋转着的牵引辊 3 拉过调直筒 2,并 在下切剪刀 4 中间通过,进入受料部。当调直钢筋端头顶动定长装置的直杆 5 后, 切断剪刀便对钢筋进行切断动作,然后剪刀有恢复原位或固定不动。如果钢丝的牵 引速度 V=0.6m/s.而剪刀升降时间 t=0.1s,则钢丝在切断瞬间的运动距离 S=Vt=0.60.1=0.06m,为此,剪刀阻碍钢丝的运动,而引起牵引辊产生滑动现象, 磨损加剧,生产率降低,故此种调直机的调直速度不宜太快。 1.3 1.3 钢筋调直机的主要技术性能 表 1-1 钢筋调直机的型号规格及技术要求 Tab.1-1 model standard and technique ability of reinforcement bar straightening machine 参数名称 数值 调直切断钢筋直径(mm) 48 钢筋抗拉强度(MPa) 650 切断长度(mm) 3006000 切断长度误差(mm/m) 3 5 牵引速度(m/min) 40 调直筒转速(r/min) 2800 送料、牵引辊直径(mm) 90 电机型号:调直 牵引 切断 42jO 功率: 调直(kW) 牵引(kW) 切断(kW) 5.5 外形尺寸:长(mm) 宽(mm) 高(mm) 7250 550 1220 整机重量(kg) 1000 1.4 1.4 钢筋调直机工作原理与基本构造 该钢筋调直机为下切剪刀式,工作原理如图所示: 图 1-2 钢筋调直机机构简图 Fig.1-2 mechanism schematic of reinforcement bar straightening machine 1-电动机;2-调直筒;3-减速齿轮; 4-减速齿轮;5-减速齿轮;6-圆锥齿轮;7- 曲柄轴;8-锤头; 6 9-压缩弹簧;10-定长拉杆;11-定长挡板;12- 钢筋;13-滑动刀台; 14-牵引轮;15-皮带传动机构 采用一台电动机作总动力装置,电动机轴端安装两个 V 带轮,分别驱动调直筒、 牵引和切断机构。其牵引、切断机构传动如下:电动机启动后,经 V 带轮带动圆锥 齿轮 6 旋转,通过另一圆锥齿轮使曲柄轴 7 旋转,在通过减速齿轮 3、4、5 带动一 对同速反向回转齿轮,使牵引轮 14 转动,牵引钢筋 12 向前运动。曲柄轮 7 上的连 杆使锤头 8 上、下运动,调直好的钢筋顶住与滑动刀台 13 相连的定长挡板 11 时, 挡板带动定长拉杆 10 将刀台拉到锤头下面,刀台在锤头冲击下将钢筋切断。 切断机构的结构与工作原理如图所示: 7 图 1-3 钢筋调直机的切断机构 Fig.1-3 cut off mechanism of reinforcement bar straightening machine 1-曲柄轮;2- 连杆;3- 锤头;4- 定长拉杆;5-钢筋;6-复位弹簧;7-刀台座;8-下切刀;9- 上切刀; 10-上切刀架; 下切刀 8 固定在刀座台 7 上,调直后的钢筋从切刀中孔中通过。上切刀 9 安装 在刀架 10 上,非工作状态时,上刀架被复位弹簧 6 推至上方,当定长拉杆 4 将刀台 座 7 拉到锤头 3 下面时,上刀架受到锤头的冲击向下运动,钢筋在上、下刀片间被 切断。在切断钢筋时,切刀有一个下降过程,下降时间一般为 0.1s,而钢筋的牵引 速度为 0.6m/s,因此在切断瞬间,钢筋可有 0.60.1=0.06m 的运动距离,而实际上 钢筋在被切断的瞬间是停止运动的,所以造成钢筋在牵引轮中的滑动,使牵引轮受 到磨损。因此,调直机的调直速度不宜太快。 调直机的电气控制系统图为: 8 图 1-4 钢筋调直机的电器线路 Fig.1-4 electrical circuit of reinforcement bar straightening machine RD-熔断器;D- 交流接触器;RJ-热继电器;AN-常开按钮;D-电动机;QK-转换开关; 调直机的传动示意展开图: 图 1-5 钢筋调直机的传动示意展开图: Fig.1-5 transmission opening figure of reinforcement bar straightening machine 1-电动机;2-调直筒;3-皮带轮;4-皮带轮;5- 皮带轮;6-齿轮;7-齿轮;8- 齿轮;9-齿轮;10-齿 轮;11-齿轮;12-锥齿轮;13-锥齿轮;14- 上压辊;15-下压辊;16-框架;17- 双滑块机构;18-双 9 滑块机构;19-锤头;20- 上切刀;21-方刀台;22-拉杆; 电动机经三角胶带驱动调直筒 2 旋转,实现钢筋调直。经电动机上的另一胶带 轮以及一对锥齿轮带动偏心轴,再经二级齿轮减速,驱动上下压辊 14、15 等速反向 旋转,从而实现钢筋牵引运动。又经过偏心轴和双滑块机构 17、18,带动锤头 19 上下运动,当上切刀 20 进入锤头下面时即受到锤头敲击,完成钢筋切断。 上压辊 14 装在框架 16 上,转动偏心手柄可使框架销作转动,以便根据钢筋直径调整 压辊间隙。方刀台 21 和承受架的拉杆 22 相连,当钢筋端部顶到拉杆上的定尺板时, 将方刀台拉到锤头下面,即可切断钢筋。定尺板在承受架上的位置,可以按切断钢 筋所需长度进行调节。 第 2 章 2 主要计算 2.5 2.1 生产率和功率计算 2.5.1 2.1.1 生产率计算 )/(06.0hkgKDnGQ (2-1)式中 D-牵引轮直径(mm) N-牵引轮转速(r/min) -每米钢筋重量(kg)0G K-滑动系数,一般取 K=0.950.98 带入相应数据得: )/(5.2698.035.4901.360)/(06.0 hkghkgKDnQ 2.5.2 2.1.2 功率计算,选择电动机 调直部分: 10 调直筒所需的功率: )(974011KWMnN (2-2) 式中 96.0min/1 取传 动 效 率 , 皮 带 传 动 可)调 直 筒 转 速 (rn 调直筒的扭矩: )()123mNLfebdMs (2-3) 式中 ) 15.02.42mLffdbemNs调 直 块 的 间 距 ( 数 , 一 般 取钢 筋 对 调 直 块 的 摩 擦 系)钢 筋 直 径 (钢 筋 弯 曲 次 数 , 一 般 取)调 直 块 偏 移 量 ( )钢 筋 屈 服 点 ( 带入相应数据,得: ).(368.1).(138680)5.(41235 mNNM4.9.720.1 KWN 牵引部分: 钢筋牵引功率: )(102PN (2-4) 11 式中 8.095.708.9.0 /2 来 计 算传 动 效 率 , 按 综 合 传 动按 性 能 参 数 查 表 取 得)调 直 速 度 ( sm 牵引轮压紧力: )( NfPsin41 (2-5) 式中 01452.轮 槽 角 度 , 一 般 为 数 取钢 筋 对 牵 引 轮 的 摩 擦 系 )牵 引 钢 筋 所 需 的 拉 力 (fP)(84sin.NP39.0128KWN 切断部分: 钢筋剪切功率: )(9740sin213KdRNc (2-6) 式中 89.05.9708./3708. 8.07421 来 计 算传 动 效 率 , 按 综 合 传 动)齿 刀 切 角 (每 分 钟 切 断 次 数 )( 倍抗 拉 强 度 的剪 切 极 限 强 度 , 约 等 于)钢 筋 直 径 ( )曲 柄 偏 心 距 (CmNdRcc 带入相应数据,经计算得: 12 )(73.089.07445sin32014.3 KWN 钢筋切断力 P: )(42NdPc (2-7) 式中 d-钢筋直径,mm -材料抗剪极限强度,c2/m 带入相应数据得: )(148730.481.322 NdPc 钢筋切断机动刀片的冲程数 n: (r/min) iI (2-8) 式中 -电动机转速,r/minIn i-机械总传动比 带入相应数据得: (r/min)6.1289.014inI 作用在偏心轮轴的扭矩 M: )(cos)i(Pr0 mNLrrkbkak (2-9) 式中 -偏心距,mmkr 偏心轮半径与滑块运动方向所成之角 LrKk其 中 :),sinarc( L-连杆长度,mm 13 偏心轮轴径的半径,mm0r -偏心轮半径,mma 滑块销半径,mmbr -滑动摩擦系数, =0.100.15 带入相应数据得: 驱动功率 N: )(36.18971620kWMnN (2-10)式中 -作用在偏心轮轴的扭矩,N mm -钢筋切断次数,1/minn -传动系统总效率 带入相应数据得: =36.18971620MnN )(3.06.189.0725kW 总功率: 2.57434 KN 考虑到摩擦损耗等因素,选电动机型号为 ,功率为 5.5KW,转速为2JO 1440r/min. 第三章 v 带传动设计 3.1 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 )(25180 10521405.21.074.5cos)3in(47 )siPrmLrrMkbkak 14 =1440 ,减速器输入轴转速 =514 ,输送装置工作时有轻微冲击,每天工作 161nmir2nmir 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=1.2 4=4.8KWAKdPA 2. 选定带型 根据 =4.8KW 和转速 =1440 ,有图 812 选定 A 型dP1nmir 3. 计算传动比 = = =2.821n540 4. 小带轮基准直径 1d 由表 8112 和表 8114 取小带轮基准直径 =75mm1d 5. 大带轮的基准直径 2d 大带轮的基准直径 = (1- )i1d 取弹性滑动率 =0.02 = (1- )=2.8 =205.8mm2di1 )02.(75 实际传动比 = =2.85i)(12d 从动轮的实际转速 = = =505.262ni85.40minr 转速误差 =1.7%1652 对于带式输送装置,转速误差在 范围是可以的% 6. 带速 = =5.6210647501ndsm 7. 初定轴间距 a 0.7( + ) ( + )1d201d2 0.7(75+205) (75+205 ) 15 196 560a 取 =400mm0 8. 所需 v 带基准长度 0dL =2 +0dLa021214)()(add =2 )75()75(42 =800+439.6+10.56 =1250.16mm 查表 818 选取 mLd1250 9. 实际轴间距 a =400mm200d 10. 小带轮包角 1 = -1080123.57ad = 006. = 1238 11. 单根 v 带的基本额定功率 1p 根据 =75mm 和 =1440 由表 8127(c)用内插法得 A 型 v 带的 =0.68KW1dnmir 1p 12. 额定功率的增量 1 根据 和 由表 8127(c)用内插法得 A 型 v 带的in401r5.2 =0.17KWp 13. V 带的根数 Z Z= Ldk)(1 16 根据 查表 8123 得 =0.95013.6k 根据 =1250mm 查表得 818 得 =0.93DLL Z= = =6.38Ldkp)(1 93.05)7.06.(4 取 Z=7 根 14. 单根 V 带的预紧力 0F =500( 由表 8124 查得 A 型带 m=0.100F2)15.2mzpkd mkg 则 =500( =99.53N0 2).d 15. 压轴力 QF = =2 =1372N2sin10Z238.16sin75.90 16. 绘制工作图 3-1: 3.2 7 图 3-1 V 带轮 第四章 圆柱齿轮设计 4.1 选择材料 17 确定 和 及精度等级limHliF 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limHliF 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) aCmAa(+1) 321HKT =1C483 K=1.7 mNT1624.0MPaH8 取a17520 2. 确定模数 m (参考表 834 推荐表) m=(0.0070.02)a=1.44, 取 m=3mm 3. 确定齿数 z ,z12 z = = =20.51 取 z =211)(ma)5.(301 z =z =5.5 21=115.5 取 z =1162 2 4. 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 =3 21=63mm1 d =m z =3*116=348mm2 齿顶圆直径 d = d +2h =63+2 3=69mm1aa 18 d = d +2h =348+2 3=353mm2aa 端面压力角 0 基圆直径 d = d cos =63 cos20 =59.15mm1b 0 d = d cos =348 cos20 =326.77mm2 齿顶圆压力角 =arccos =31.021at1ab0 = arccos =22.632at 2abd0 端面重合度 = z (tg -tg )+ z (tg -tg )a11at 22at =1.9 齿宽系数 = = =1.3d1b6380 纵向重合度 =0 4.3 齿轮校核 1. 校核齿面接触强度 (按表 8315 校核) 强度条件: = H 计算应力: =Z Z Z Z Z 1BE1bdFKktHVA = 2H1BD 式中: 名义切向力 F = = =2005Nt10dT6317.0 使用系数 K =1(由表 8331 查取)A 动载系数 =( )V20B 19 式中 V= smnd7.10654.3106 A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.2VK 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H 精度 K 非对称支称公式计算)H34.1 齿间载荷分配系数 (由表 8333 查取)0.1H 节点区域系数 = 1.5(由图 8311 查取)Z 重合度的系数 (由图 8312 查取)7. 螺旋角系数 (由图 8313 查取)0 弹性系数 (由表 8334 查取)MPaZE.189 单对齿啮合系数 Z =1B = 1H = 143.17MPa2H 806325.1035.180.7.1895. 许用应力: = XWRVLNTHZZSlim 式中:极限应力 =1120MPali 最小安全系数 =1.1(由表 8335 查取)limH 寿命系数 =0.92(由图 8317 查取)NTZ 润滑剂系数 =1.05(由图 8319 查取,按油粘度等于 350 )L sm 速度系数 =0.96(按 由图 8320 查取)V,7.1s 粗糙度系数 =0.9(由图 8321 查取)RZ 齿面工作硬化系数 =1.03(按齿面硬度 45HRC,由图 8322 查取)W 20 尺寸系数 =1(由图 8323 查取)XZ 则: = =826MPaH03.18596.012.10 满足 H 2. 校核齿根的强度 (按表 8315 校核) 强度条件: = 1F 许用应力: = ; 1 FVASaFnt KYbm1212SFF 式中:齿形系数 =2.61, =2.2(由图 8315(a)查取)1Y2 应力修正系数 , (由图 8316(a)查取)6.Sa7.SaY 重合度系数 =1.9 螺旋角系数 =1.0(由图 8314 查取)Y 齿向载荷分布系数 = =1.3(其中 N=0.94,按表 8330 计算)FK NH 齿间载荷分配系数 =1.0(由表 8333 查取) 则 =94.8MPa1F = =88.3MPa26.127 许用应力: = (按 值较小齿轮校核)FXlTrelNTSYYRlimlimF 式中: 极限应力 =350MPali 安全系数 =1.25(按表 8335 查取)limFS 应力修正系数 =2(按表 8330 查取)TY 寿命系数 =0.9(按图 8318 查取)S 21 齿根圆角敏感系数 =0.97(按图 8325 查取)relTY 齿根表面状况系数 =1(按图 8326 查取)lR 尺寸系数 =1(按图 8324 查取)X 则 =FMPa497.025.13 满足, 验算结果安全1F 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 8360,1iFifP 表 8359 查取);第公差组检验齿切向综合公差 , =0.6( )1ifi tptf =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 =-12wE sEptf 0.009=-0.108mm,齿厚下偏差 =-16 =-16 0.009=-0.144mm;公法线的平均长度上偏差siEptf = *cos -0.72 sin =-0.108 cos -0.72 =-0.110mm,下偏差WSsTF0202sin36.a = cos +0.72 sin =-0.144 cos +0.72 0.036 sin =-0.126mm;按表 8wiEsi 319 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:knW ,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 810.26.587 f 365 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f3. 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icF 3,由表 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,icf 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xfyf 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 22 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 4-1: 0.8 0.8 1.6 图 4-1 大齿轮 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 第五章 第三级圆柱齿轮的设计 5.1 选择材料 1.确定 Hlim和 Flim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 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. 5.2 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) aCmAa(+1) 21HKT =1C483 K=1.7 mNT1624.0MPaH8 23 6 则 a=325mm 取 a=400mm 2. 确定模数 m (参考表 834 推荐表) m=(0.0070.02)a=2.88, 取 m=4mm 3. 确定齿数 z ,z12 0421 z = = =28 取 z =281)(ma)16(1 z =172 取 z =1722 2 4. 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 =4 28=112mm1 d =m z = =688mm2724 齿顶圆直径 d = d +2h =112+2 4=120mm1aa d = d +2h =688+2 4=696mm2 齿根圆直径 mzf 1025.1 f 6782 端面压力角 0 基圆直径 d = d cos =112 cos20 =107.16mm1b0 d = d cos =688 cos20 =646.72mm2 齿顶圆压力角 =arccos =1at1ab07.26 = arccos =2at 2abd0. 端面重合度 = z (tg -tg )+ z (tg -tg )a11at 22at 24 =1.15 齿宽系数 = = =1.3 d1b6380 齿宽 ma1604. 纵向重合度 =0 5.3 校核齿轮 1.校核齿面接触强度 (按表 8330 校核) 强度条件: = H 计算应力: =Z Z Z Z Z 1BE1bdFKktHVA = 2H1BD 式中: 名义切向力 F = = =34107Nt10dT631902 使用系数 K =1(由表 8331 查取)A 动载系数 =( )V20B 式中 V= smnd09.16716 A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.05VK 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H K 非对称支称公式计算)H34.1 齿间载荷分配系数 (由表 8333 查取)0.1H 节点区域系数 = 1.5(由图 8311 查取)Z 重合度的系数 (由图 8312 查取)9. 25 螺旋角系数 (由图 8313 查取)0.Z 弹性系数 (由表 8334 查取)MPaE.189 单对齿齿合系数 Z =1B = 1H = 301.42MPa2H 806325.1035.180.7.1895. 许用应力: = XWRVLNTHZZSlim 式中:极限应力 =1120MPali 最小安全系数 =1.1(由表 8335 查取)limH 寿命系数 =0.92(由图 8317 查取)NTZ 润滑剂系数 =1.05(由图 8319 查取,按油粘度等于 350 )L sm 速度系数 =0.96(按 由图 8320 查取)V,7.1s 粗糙度系数 =0.9(由图 8321 查取)RZ 齿面工作硬化系数 =1.03(按齿面硬度 45HRC,由图 8322 查取)W 尺寸系数 =1(由图 8323 查取)X 则: = =826MPaH0.1596.012.10 满足 H 2. 校核齿根的强度 (按表 8315 校核) 强度条件: = 1F 许用应力: = ; 1 FVASaFnt KYbm 26 1212SFFY 式中:齿形系数 =2.61, =2.2(由图 8315(a)查取)1Y2 应力修正系数 , (由图 8316(a)查取)6.Sa7.Sa 重合度系数 =1.9 螺旋角系数 =1.0(由图 8314 查取)Y 齿向载荷分布系数 = =1.3(其中 N=0.94,按表 8330 计算)FK NH 齿间载荷分配系数 =1.0(由表 8333 查取) 则 =94.8MPa1F = =88.3MPa26.127 许用应力: = (按 值较小齿轮校核)FXlTrelNTSYYRlimlimF 式中: 极限应力 =350MPali 安全系数 =1.25(按表 8335 查取)limFS 应力修正系数 =2(按表 8330 查取)TY 寿命系数 =0.9(按图 8318 查取)S 齿根圆角敏感系数 =0.97(按图 8325 查取)relT 齿根表面状况系数 =1(按图 8326 查取)lYR 尺寸系数 =1(按图 8324 查取)X 则 =FMPa497.025.13 满足, 验算结果安全1F 5.4 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公差值(参考表 8358 查取) 27 第公差组检验切向综合公差 , = =0.063+0.009=0.072mm,(按1iFifP 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( )1ifi tptf =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) 。F 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 8353wE 的计算式求得齿厚的上偏差 =-12 =-12sptf 0.009=-0.108mm,齿厚下偏差 =-16 =-16 0.009=-0.144mm;公法线的平sit 均长度上偏差 = *cos -0.72 sin =-0.108 cos -0.72 WSEsTF02 =-0.110mm,下偏差 = cos +0.72 sin =-0.144 cos02sin36.0awiEsiTF +0.72 0.036 sin =-0.126mm;按表 8319 及其表注说明求得公法线0 长度 =87.652, 跨齿数 K=10,则公法线长度偏差可表示为:kn 对齿轮传动,检验中心距极限偏差 ,根据中心距 a=200mm,10.26.587 f 由表查得 8365 查得 = ;检验接触斑点,由表 8364 查得接触f023. 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3icF 59 及表 8360 计算与查取) ;检验齿切向综合公差 =0.0228mm, (根据 8icf 358 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) 。xfyf 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 5-1: 28 图 5-1 小齿轮 1.6 1.6 0.8 第六章 轴的设计 6.1 计算作用在轴上的力 大轮的受力: 圆周力 = =1F12dTN8.95.347 径向力 1rtg726.00 轴向力 a 小轮的受力: 圆周力 = 2FNdT10246372 径向力 =2rtg3968.02 轴向力 =a 6.2 计算支力和弯矩 1.垂直平面中的支反力: BR NlcFb 62213048.95)(21 lac 805.9.6104)(2 2. 水平面中的支反力: lcbFdcFdRrarfaB )(5.5.0 12211 29 = 213143720504968174.95 =2752.3N ldFadFbaR frfarc 11222 .5. = 13748.95076.04.16398 =261N 3. 支点的合力 , :BRC = N684027562 RCC 18422 轴向力 Faa .908.5012 应由轴向固定的轴承来承受。aF 4. 垂直弯矩: 截面 1wM1 mNaRB4.751.962 截面 C.36884 5. 水平弯矩: 截面 mNaRBw 27.305.49271 dFMBa 86.1.18.1 截面 mNCRw 2.5026 11 dFbaarBa =2752 74957265. =504N m 5. 合成弯矩: 截面 30 mNMww 30.8210956422 aa 75.72 截面 www 9.1368.4.1368 2222 mNMaa 4570 6. 计算轴径 截面 TdWw 5837.0.16217.0)(13322 截面 mMaw 745.98.323222 52 100 213 174 31.5 Fr2 2 a2 a1 1 r1 图 6-1 轴的受力和结构尺寸简图 6.3 对截面进行校核 1. 截面校核 mNMw8203mNnPT 34725.91015.96633328dW390mT 31 (由表 412 得)MPa351 .0 齿轮轴的齿 k472.16.0647.19k (由表 4117 得)3.0 (由表 4117 得)268.k9.178.5492.1.3431 TWKMS8.1 S1.8 则 轴的强度满足要求 2. 截面校核 mNMw136890mNnPT 34725.105. 6333.97242dW31.5mT (由表 412 得)MPa31 .0 齿轮轴的齿 k472.16.0647.19k 32 (由表 4117 得)81.0 (由表 4117 得)760.3k271.1976.52.1343TWKMS8.1 S1.8 则 轴的强度满足要求 3. 如图 6-2 6.3 45 3.2 图 6-2 轴 第七章 主轴设计 7.1 计算作用在轴上的力 1.齿轮的受力: 扭矩 T T= mN9.105379.25 圆周力 = =1F1dT68.24 径向力 1rtg.053.60 33 轴向力 1Fa 2. 工作盘的合弯矩 Mt=(M0+M)/2/K=8739(Nm)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:M t=8739(Nm) 由公式 Mt= 式中 F 为拨斜柱对钢筋的作用力;F r为 F 的径向分力;a 为 F 与sini0Lr 钢筋轴线夹角。 08.43mL71690 则 NFr 工作盘的扭矩 mNLTr 1.270496.1086sin02 所以 T 齿轮能够带动工作盘转动 7.2 计算支力和弯矩 1.垂直平面中的支反力: BR NlcFb 8.53421837.0245.6.2)(21 lac 1.6.1037)(2 2.水平面中的支反力: lcbFdFRrrfaB )(5.0 1211 = 8325.16.075.63468.2 =11198.37N ldFadFbaR frfarc 11222 .0 = 1833468.75.65.1608 =-3217.9N 3.支点的合力 , :BRC = N6.124073.98.53422 34 NRCC 4.169.327142 轴向力 NFa68.1 应由轴向固定的轴承来承受。a 4.垂直弯矩: 截面 1wM1 mNaRB 58.3247.6085342 截面 C9.1 5.水平弯矩: 截面 mNaRBw 3.68075.3.1981 dFMBa 3.1427.4.221 截面 mNCRw 7.65.0937 2 11 dFbaarBa =11198.37 3468.5.06.5.62 =-66.77N m 6.合成弯矩: 截面 mNMww 38.12.4517.0322 aa 7469 截面 www 5.23.4582.522 mNMaa 64 7.计算轴径 截面 35 mTMdWw 60357.04.119827.0)(13322 截面 aw 85.33222 7.3 对截面进行校核 1.截面校核 mNMw3180mNnPT 1508.2430595.96633312dW340mT (由表 412 得)MPa351 . 齿轮轴的齿 k472.16.06470.19k (由表 4117 得)3. (由表 4117 得)268.k9.147.68.53431 TWKMS8.1 S1.8 36 则 轴的强度满足要求 2. 如图 7-1 图 7-1 主轴 第八章 轴承的选择 8.1 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 B=9mm 2. 16008 轴承的配合的选择: 轴承的精度等级为 D 级,内圈与轴的配合采用过盈配合,轴承内圈与轴的配合采用基孔制, 由此轴的公差带选用 k6,查表得在基本尺寸为 200mm 时,IT 6DE 公差数值为 29um,此时轴得基本 下偏差 ei=+0.017mm,则轴得尺寸为 mm。外圈与壳体孔的配合采用基轴制,过渡配合,046.17 由此选用壳体孔公差带为 M6,IT 6基本尺寸为 68mm 时的公差数值为 0.032mm,孔的基本上偏差 ES=-0.020,则孔的尺寸为 mm。02.58 37 第九章 总 结 近两个月的毕业设计终于结束了,通过这段日子的设计学习,自己的专业知识和独立思考 问题的能力有了很大的提高,对我走向社会从事本专业工作有着深远的影响。现在就此谈谈对 本次毕业设计过程中的认识和体会。 首先,我学会了查阅资料和独立思考。我的课题是钢筋校直机的设计。在设计过程中,真 正体会到了实践的重要性。我曾到建筑工地去参观学习,了解现场环境和设备,真正从实际出 发来考虑自己的设计。同时,广泛深入图书馆,实事求是,认真查阅有关书籍资料,锻炼了自 己的分析问题、解决问题的能力。因是两人合作项目,在设计时,也充分体会到了合作的重要 性,培养了自己的团队精神。不可否认,在这个过程中,也遇到不少困难,所幸的是得到了刘 老师,招老师,陈老师的悉心指导,起到了点石成金的作用,大大启发了我,使我能不断前进。 其次,认识到实践的重要性。这次设计我做了很多重复工作、无用功,但是这些重复工作 和无用功积累了设计经验。同时也认识到设计不能只在脑子里想其结构、原理,必须进行实际 操作。另外,也应从多个角度来思考问题的所在,尝试其它的方法,以求找到最佳方法,因为 即使想的很完美,但到实际的设计时会遇到很多想不到的实际问题。 38 致 谢 在设计中我们得到了李超老师和蔡师傅的大力支持和耐心指导,以及无锡市随意建筑设备 有限公司的帮助,在此设计即将结束之际,我表示衷心的感谢! 在设计的过程中,也出现了一些客观不足的问题,就是支架,减速器的箱盖只能靠想象, 不能根据实际的情况来作合适、客观地修改,难免有些缺点和不足,由于诸多原因,本次设计 存在一些不足和有待改善的地方,希望老师能够看待。 最后,衷心感谢李超老师的细心指导和教导,使我在大学里的最后一段时间里,学到了更 多的知识。 在此,我再次向所有在该设计中,向我们提供帮助的老师,同学和工人师傅致以最衷心的 谢意! 39 参考文献 1. 吴宗泽主编。机械设计实用手册。北京:化学工业出版社。 2. 江耕华,陈启松主编。机械传动手册。北京:煤炭工业出版社。 3. 机械化科学研究院编。实用机械设计手册。北京:中国农业机械出版社。 4. 西北工业大学机械原理及机械零件教研室编。机械设计。北京:高等教育出版社。 5. 陈作模主编。机械原理。北京:高等教育出版社。 6. 王光铨主编。机床电力拖动与控制。北京:机械工业出版社 7. 马晓湘,钟均祥主编。画法几何及机械制图。广州:华南理工大学出版社。 8. 廖念针主编。互换性与测量技术基础。北京:中国计量出版社。 9. 实用机械电气技术手册机械工业出版社 0.8161.6图 5 小 齿 轮图 小 齿 轮
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