10、切斷鋼筋需用力計算 為了保證鋼筋的剪斷，剪應(yīng)力應(yīng)超過材料的許應(yīng)剪應(yīng)力。即切斷鋼筋的條件為： 查資料可知45號鋼筋的許用應(yīng)力為：σb=300 MPa,。又[σ]= σb/n，對于塑性材料n=1.2—2.5.于是[σ]=300/1.8=167 MPa 由于本切斷機切斷的最大鋼筋粗度為：mm。對于鋼材，工程上常取[τ]=（0.75—0.8）[σ]。則[τ]=134 MPa 則本機器的最小切斷力為： 取切斷機的Q=21000N。 3.3 功率計算 由圖可知，刀的速度小于曲軸處的線速度。則切斷處的功率P：W 查表可知在傳動過程中，帶傳動的效率為η= 0.94~0.97；

11、二級齒輪減速器的效率為η= 0.96~0.99； 滾動軸承的傳動效率為η= 0.94~0.98； 連桿傳動的效率為η= 0.81~0.88；滑動軸承的效率為 由以上可知總的傳動效率為: η= 0.980.810.9630.9720.95=0.6277 由此可知所選電機功率最小應(yīng)為 w 鋼筋切斷時，當(dāng)?shù)肚械戒摻钪睆降?0%---65%時，鋼筋就會斷。 則切斷過程中需要的能量為W 由于本方案在第二軸上裝了飛輪，則切斷的能量可以部分由飛輪和帶輪來提供。這樣可以選用較小功率的原動機來拖動，進而達到減少投資及降低能耗的目的。這是因為飛輪有很大的轉(zhuǎn)動慣量，要使其轉(zhuǎn)速發(fā)生變化，就要較大的能量

12、，當(dāng)機械出現(xiàn)盈功時，飛輪軸的角速度只作微小的上升，即可將多余的能量吸收儲存起來；而當(dāng)機械出現(xiàn)虧功時，機械運轉(zhuǎn)速度減慢，飛輪又可將其儲存的能量釋放，以彌補能量的不足，而其角速度只作小幅度的下降。 選擇的飛輪如圖3.2 圖3.2 飛輪的尺寸 GA為輪緣的重量，D1，D2，和D分別為輪緣的外徑，內(nèi)徑和平均直徑。則 慣性輪可以儲存的能量為 帶輪和大齒輪同樣可以儲存能量，大帶輪和齒輪如圖 3.3 圖3.3 帶輪尺寸 大帶輪可以儲存的能量為 飛輪和帶輪儲存的能量可以提供切斷所需要的能量 所以

13、我們可以選擇小功率的電機。 查手冊并根據(jù)電機的工作環(huán)境和性質(zhì)選取電機為：Y系列封閉式三相異步電動機，代號為Y100L1-4，輸出功率為2.2kw，同步速度為1500r/min，滿載轉(zhuǎn)速為1430 r/min 4. 傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.1 基本傳動數(shù)據(jù)計算 4.1.1 分配傳動比 電動機型號為Y，額定轉(zhuǎn)速為1500 r/min。 a) 總傳動比 b) 分配傳動裝置的傳動比 上式中i0、i1分別為帶傳動與減速器（兩級齒輪減速）,為了使減速部分的尺寸不致過大,可以選擇大的帶傳動比。則初步取i0 =4，則減速器的傳動比為 c) 分配減速器的各級傳動比 對于減速的多級傳動

14、,按照前小后大的原則分配傳動比有利于減輕減速部分的重量。 則按展開式布置，取 i11=3，則i22=4.16。 初取齒輪傳動的齒數(shù)Z1=17，Z2=51，Z1=17，Z1=71 則實際傳動比 實際總傳動比 傳動比誤差 傳動比誤差很小，可以選用所選參數(shù)。（注以下用i1代替i11，i2代替i22） 4.1.2 計算機構(gòu)各軸的運動及動力參數(shù) 1) 各軸的轉(zhuǎn)速ⅠⅡⅢ Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 2) 各軸的輸入功率 電動機軸功率Pr和轉(zhuǎn)矩Tr Pr=2.103kw Ⅰ軸輸入功率P1和轉(zhuǎn)矩T1 Ⅱ

15、軸輸入功率P2和轉(zhuǎn)矩T2 Ⅲ軸輸入功率P3和轉(zhuǎn)矩T3 4.2 帶傳動設(shè)計 帶傳動是一種常見的機械傳動形式，它由主、從動帶輪和傳動帶組成。帶傳動的優(yōu)點為：能緩沖、吸振、且運動平穩(wěn)、噪聲小，并可通過增減帶長適應(yīng)不同的中心距要求。最主要的是可以起過載保護的作用。在本設(shè)計中選擇V帶作為一級傳動。 (1) 由設(shè)計可知：V帶傳動的功率為2.2kw，小帶輪的轉(zhuǎn)速為1500/min，大帶輪的轉(zhuǎn)速為375r/min。 查表可知 工況系數(shù)取 KA=1.3 ，Pc=1.32.2=2.86kw。 根據(jù)以上數(shù)值及小帶輪的轉(zhuǎn)速查相應(yīng)圖表選取A型V帶。 (2) 帶輪基準(zhǔn)直徑：查閱相關(guān)手冊

16、選取小帶輪基準(zhǔn)直徑為d1=75mm，則大帶輪基準(zhǔn)直徑為d2=475=300mm (3) 驗算帶速v V在2-25m/s之間，滿足帶速要求 (4)計算從動帶輪基準(zhǔn)直徑d2 i=4,取ε=0.02 則d2=(1-ε)id2=(1-0.02)475=294mm 按帶輪基準(zhǔn)直徑系列取d2=300mm 實際傳動比 傳動比誤差 一般允許誤差5%，所選大帶輪直徑可用。 (5) 中心矩、帶的基準(zhǔn)長度的確定。由式 0.55(d1+d2)

17、步確定中心矩為 a0=380mm 根據(jù)相關(guān)公式初步計算帶的基準(zhǔn)長度： 查表選取帶的長度為1400mm 驗算小帶輪包角： (6) 確定帶的根數(shù)： 查表知 p0=0.68 Δp1=0.17 ka=0.82 kl=0.96 則 取Z=5 (7) 張緊力 查表 q=0.10kg/m (8) 作用在軸上的載荷： (9) 帶輪結(jié)構(gòu)與尺寸見圖4.1 圖4.1 帶輪的結(jié)構(gòu)與尺寸圖 4.3 齒輪傳動設(shè)計 4.3.1 第一級齒輪傳動設(shè)計 1)選材料、確定初步參數(shù) 小齒輪：45鋼淬火

18、，平均取齒面硬度為48HRC 大齒輪：45鋼淬火，平均取齒面硬度為46HRC 齒輪精度選為6級 該對齒輪為硬齒面齒輪，先按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計，再按齒面接觸疲勞強度校核。 2) 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 小齒輪轉(zhuǎn)矩T=5.1104Nmm 取小齒輪的齒數(shù)為17，則大齒輪的齒數(shù)為173=51 由于是硬齒面齒輪，非對稱安裝，則取齒寬系數(shù) ψd=0.5 查相關(guān)手冊可以得到下面數(shù)據(jù) 使用系數(shù) KA=1.35 　　動載系數(shù) Kv=1.025 　　齒向載荷分布系數(shù) Kβ =1.46 　　齒間載荷分布系數(shù) Kα=1.2 載荷系數(shù)K= KA Kv KβKα=1.351.0251.

19、461.2=2.424 查相關(guān)手冊可以得到下面數(shù)據(jù) 小齒輪齒形系數(shù) YFa1=4.53 大齒輪齒形系數(shù) YFa2=3.99 小齒輪應(yīng)力校正系數(shù) Ysa1=1.52 大齒輪應(yīng)力校正系數(shù) Ysa2=1.715 重合度系數(shù)Yε=0.708 按公式計算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σ]F 按應(yīng)力圖查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力==457.1Mp 計算彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)YN 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1rth=6037530000=6.75108 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2=60n2rth=6012530000=2.25108 查相關(guān)手冊，查的尺寸系數(shù)YX=1，YST=2

20、 彎曲強度用安全系數(shù) SF=1.40 比較， ，應(yīng)按小齒輪的彎曲疲勞強度進行計算 則取標(biāo)準(zhǔn)摸數(shù)mn=3 中心距為 大小齒輪分度圓直徑 ， 校核原假設(shè)的系數(shù)Kv 齒輪的速度 ,查表得Kv=1.025，與原取值相同。 齒寬, 則取大齒輪寬25mm,小齒輪寬30mm 3) 齒面接觸疲勞強度校核 查表的，彈性系數(shù)ZE=1，節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=2.49，重合度系數(shù) Zε=0.8876 接觸疲勞許用應(yīng)力 齒輪1接觸強度極限應(yīng)力 σHlim1=1150.0MP 查表的接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)ZN（允許有點蝕） 查表得，工作硬化系數(shù)Zw=1.00

21、 接觸疲勞強度安全系數(shù)SHmin=1.00 將以上各值代入齒輪接觸疲勞校核公式 則接觸疲勞強度安全 4)第一對齒輪的主要數(shù)據(jù)如下 傳遞功率 P=2.00000 (kW) 　　傳遞轉(zhuǎn)矩 T=5.1104 (N.mm) 　　齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=375 (r/min) 　　齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=125.00000 (r/min) 　　傳動比 i=3.00000 　　原動機載荷特性 SF=輕微振動 　　工作機載荷特性 WF=輕微振動 　　預(yù)定壽命 H=30000 (小時) 布置與結(jié)構(gòu) 　　齒輪1布置形式 ConS1=對稱布置 　　齒輪2布置形式 ConS2=

22、中間軸上兩齒輪（異側(cè)嚙合） 材料及熱處理 　　齒面嚙合類型 GFace=硬齒面 　　齒輪1材料及熱處理 Met1=45<表面淬火> 　　齒輪1硬度 HRC=48 　　齒輪2材料及熱處理 Met2=45<表面淬火> 　　齒輪2硬度 HRC2=48 齒輪基本參數(shù) 　　模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=3 　　端面模數(shù) Mt=3.00000 　　齒輪1齒數(shù) Z1=17 　　齒輪1變位系數(shù) X1=0.00 　　齒輪1齒寬 B1=30 (mm) 　　齒輪1齒寬系數(shù) Φd1=1.17647 　　齒輪2齒數(shù) Z2=51 　　齒輪2變位系數(shù) X2=0.00 　　齒輪2齒寬 B2=25

23、 (mm) 　　齒輪2齒寬系數(shù) Φd2=0.32680 檢查項目參數(shù) 　　齒輪1齒距累積公差 Fp1=0.02868 　　齒輪1齒圈徑向跳動公差 Fr1=0.02500 　　齒輪1公法線長度變動公差 Fw1=0.02021 　　齒輪1齒距極限偏差 fpt()1=0.01101 　　齒輪1齒形公差 ff1=0.00859 　　齒輪1一齒切向綜合公差 fi1=0.01176 　　齒輪1一齒徑向綜合公差 fi1=0.01551 　　齒輪1齒向公差 Fβ1=0.01048 　　齒輪1切向綜合公差 Fi1=0.03727 　　齒輪1徑向綜合公差 Fi1=0.03500 　　齒輪

24、1基節(jié)極限偏差 fpb()1=0.01035 　　齒輪1螺旋線波度公差 ffβ1=0.01176 　　齒輪1軸向齒距極限偏差 Fpx()1=0.01048 　　齒輪1齒向公差 Fb1=0.01048 　　齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=0.01048 　　齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=0.00524 　　齒輪1齒厚上偏差 Eup1=-0.04406 　　齒輪1齒厚下偏差 Edn1=-0.17624 　　齒輪2齒距累積公差 Fp2=0.04506 　　齒輪2齒圈徑向跳動公差 Fr2=0.03232 　　齒輪2公法線長度變動公差 Fw2=0.02476 　　齒輪

25、2齒距極限偏差 fpt()2=0.01184 　　齒輪2齒形公差 ff2=0.00939 　　齒輪2一齒切向綜合公差 fi2=0.01274 　　齒輪2一齒徑向綜合公差 fi2=0.01668 　　齒輪2齒向公差 Fβ2=0.00500 　　齒輪2切向綜合公差 Fi2=0.05445 　　齒輪2徑向綜合公差 Fi2=0.04524 　　齒輪2基節(jié)極限偏差 fpb()2=0.01112 　　齒輪2螺旋線波度公差 ffβ2=0.01274 　　齒輪2軸向齒距極限偏差 Fpx()2=0.00500 　　齒輪2齒向公差 Fb2=0.00500 　　齒輪2x方向軸向平行度公差 fx

26、2=0.00500 　　齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=0.00250 　　齒輪2齒厚上偏差 Eup2=-0.04735 　　齒輪2齒厚下偏差 Edn2=-0.18941 　　中心距極限偏差 fa()=0.01638 4.3.2 第二級齒輪傳動設(shè)計 1) 選材料、確定初步參數(shù) 小齒輪：45鋼表面淬火，平均取齒面硬度為260HRC 大齒輪：45鋼調(diào)制，平均取齒面硬度為260HBS 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為17，則大齒輪的齒數(shù)為71 齒數(shù)比即為傳動比 2) 選擇尺寬系數(shù)ψd和傳動精度等級情況 參照相關(guān)手冊并根據(jù)以前學(xué)過的知識選取 ψd=0.5 初估小齒輪直徑d1

27、=68mm 齒輪圓周速度為： 參照手冊選精度等級為7級。 3) 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩T1 4) 確定重合度系數(shù)Zε、Yε：由公式可知重合度為 則由手冊中相應(yīng)公式可知： 5) 確定載荷系數(shù) KH 、KF 確定使用系數(shù) KA：查閱手冊選取使用系數(shù)為KA=1.35 確定動載系數(shù)Kv：查閱手冊選取動載系數(shù)Kv=1.0155 確定齒間載荷分布系數(shù)KHa、KFa： 則 載荷系數(shù)KH、KF 的確定，由公式可知 6) 齒面疲勞強度計算 確定許用應(yīng)力[σH] ①總工作時間th，假設(shè)該彎曲機的壽命為10年，每年工作250天，每天工作1

28、2個小時，則： ②應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1、N2 ③壽命系數(shù) Zn1、Zn2 ④接觸疲勞極限取：σhlim1=1150MPa、σhlim2=560MPa ⑤安全系數(shù)取：Sh=1 ⑥許用應(yīng)力 [σh1]、[σh2] 彈性系數(shù)ZE 查閱機械設(shè)計手冊可選取 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH查閱機械設(shè)計手冊可選取ZH=2.49 求所需小齒輪直徑d1 與初估大小基本相符。 7) 確定中心距，模數(shù)等幾何參數(shù) 中心距a： 根據(jù)實際情況取a=176mm 模數(shù)m：由中心矩a及初選齒數(shù)Z1 、Z2得： 分度圓直徑d1,d

29、2 確定尺寬b 取大齒輪尺寬為 b1=680.5=34mm 取大齒輪齒寬為40 小齒輪尺寬取 b2=45mm 8) 齒根抗彎疲勞強度驗算 求許用彎曲應(yīng)力 [σF] ① 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF1、NF2 ② 壽命系數(shù)Yn1、Yn2 ，查閱相關(guān)手冊選取Yn1=1、Yn2=1 ③ 極限應(yīng)力取：σFlim1=342.75MPa、σFlim2=235.5MPa ④ 尺寸系數(shù)Yx：查閱機械設(shè)計手冊選，取Yx=1.5 ⑤ 安全系數(shù)SF：參照表9-13，取SF=1.5 ⑥ 需用應(yīng)力[σF1] 、[σF2

30、] 由式（9-20），許用彎曲應(yīng)力 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 由圖9-19，取 YFa1=2.83 YFa2=2.28 應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1、Ysa2 由圖9-20，取 Ysa1=1.51 Ysa2=1.76 校核齒根抗彎疲勞強度 由式（9-17），齒根彎曲應(yīng)力 9) 齒輪計算的基本數(shù)據(jù)如下 設(shè)計參數(shù) 　　傳遞功率 P=1.84300 (kW) 　　傳遞轉(zhuǎn)矩 T=140.79046 (N.m) 　　齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=125 (r/min) 　　齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=30

31、(r/min) 　　傳動比 i=4.16667 　　原動機載荷特性 SF=輕微振動 　　工作機載荷特性 WF=輕微振動 　　預(yù)定壽命 H=30000 (小時) 布置與結(jié)構(gòu) 　　　齒輪1布置形式 ConS1=中間軸上兩齒輪（異側(cè)嚙合） 　　齒輪2布置形式 ConS2=非對稱布置（軸剛性較大） 材料及熱處理 　　齒面嚙合類型 GFace=軟硬齒面 　　齒輪1材料及熱處理 Met1=45<表面淬火> 　　齒輪1硬度 HRC1=48 　　齒輪2材料及熱處理 Met2=45<調(diào)質(zhì)> 　　齒輪2硬度 HBS2=236 齒輪基本參數(shù) 　　模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=4 　　端面

32、模數(shù) Mt=4.00000 　　齒輪1齒數(shù) Z1=17 　　齒輪1變位系數(shù) X1=0.00 　　齒輪1齒寬 B1=45 (mm) 　　齒輪1齒寬系數(shù) Φd1=1.32353 　　齒輪2齒數(shù) Z2=71 　　齒輪2變位系數(shù) X2=0.00 　　齒輪2齒寬 B2=40 (mm) 　　齒輪2齒寬系數(shù) Φd2=0.28169 　　總變位系數(shù) Xsum=0.00000 　　標(biāo)準(zhǔn)中心距 A0=176.00000 (mm) 　　實際中心距 A=176.00000 (mm) 　　齒數(shù)比 U=4.17647 　　端面重合度 εα=1.66222 　　縱向重合度 εβ=0.

33、00000 　　總重合度 ε=1.66222 　　齒輪1分度圓直徑 d1=68.00000 (mm) 　　齒輪1齒頂圓直徑 da1=76.00000 (mm) 　　齒輪1齒根圓直徑 df1=58.00000 (mm) 　　齒輪1齒頂高 ha1=4.00000 (mm) 　　齒輪1齒根高 hf1=5.00000 (mm) 　　齒輪1全齒高 h1=9.00000 (mm) 　　齒輪1齒頂壓力角 αat1=32.777676 (度) 　　齒輪2分度圓直徑 d2=284.00000 (mm) 　　齒輪2齒頂圓直徑 da2=292.00000 (mm) 　　齒

34、輪2齒根圓直徑 df2=274.00000 (mm) 　　齒輪2齒頂高 ha2=4.00000 (mm) 　　齒輪2齒根高 hf2=5.00000 (mm) 　　齒輪2全齒高 h2=9.00000 (mm) 　　齒輪2齒頂壓力角 αat2=23.943286 (度) 　　齒輪1分度圓弦齒厚 sh1=6.27425 (mm) 　　齒輪1分度圓弦齒高 hh1=4.14504 (mm) 　　齒輪1固定弦齒厚 sch1=5.54819 (mm) 　　齒輪1固定弦齒高 hch1=2.99023 (mm) 　　齒輪1公法線跨齒數(shù) K1=2 　　齒輪1公法線長度 W

35、k1=18.66516 (mm) 　　齒輪2分度圓弦齒厚 sh2=6.28267 (mm) 　　齒輪2分度圓弦齒高 hh2=4.03475 (mm) 　　齒輪2固定弦齒厚 sch2=5.54819 (mm) 　　齒輪2固定弦齒高 hch2=2.99023 (mm) 　　齒輪2公法線跨齒數(shù) K2=8 　　齒輪2公法線長度 Wk2=92.54151 (mm) 檢查項目參數(shù) 　　齒輪1齒距累積公差 Fp1=0.04569 　　齒輪1齒圈徑向跳動公差 Fr1=0.03876 　　齒輪1公法線長度變動公差 Fw1=0.02946 　　齒輪1齒距極限偏差 fpt()1=0

36、.01666 　　齒輪1齒形公差 ff1=0.01285 　　齒輪1一齒切向綜合公差 fi1=0.01770 　　齒輪1一齒徑向綜合公差 fi1=0.02358 　　齒輪1齒向公差 Fβ1=0.01469 　　齒輪1切向綜合公差 Fi1=0.05854 　　齒輪1徑向綜合公差 Fi1=0.05427 　　齒輪1基節(jié)極限偏差 fpb()1=0.01565 　　齒輪1螺旋線波度公差 ffβ1=0.01770 　　齒輪1軸向齒距極限偏差 Fpx()1=0.01469 　　齒輪1齒向公差 Fb1=0.01469 　　齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=0.01469 　　齒輪1

37、y方向軸向平行度公差 fy1=0.00734 　　齒輪1齒厚上偏差 Eup1=-0.06662 　　齒輪1齒厚下偏差 Edn1=-0.26649 　　齒輪2齒距累積公差 Fp2=0.08398 　　齒輪2齒圈徑向跳動公差 Fr2=0.05563 　　齒輪2公法線長度變動公差 Fw2=0.03996 　　齒輪2齒距極限偏差 fpt()2=0.01859 　　齒輪2齒形公差 ff2=0.01555 　　齒輪2一齒切向綜合公差 fi2=0.02049 　　齒輪2一齒徑向綜合公差 fi2=0.02627 　　齒輪2齒向公差 Fβ2=0.00630 　　齒輪2切向綜合公差 Fi

38、2=0.09953 　　齒輪2徑向綜合公差 Fi2=0.07788 　　齒輪2基節(jié)極限偏差 fpb()2=0.01747 　　齒輪2螺旋線波度公差 ffβ2=0.02049 　　齒輪2軸向齒距極限偏差 Fpx()2=0.00630 　　齒輪2齒向公差 Fb2=0.00630 　　齒輪2x方向軸向平行度公差 fx2=0.00630 　　齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=0.00315 　　齒輪2齒厚上偏差 Eup2=-0.07437 　　齒輪2齒厚下偏差 Edn2=-0.29747 　　中心距極限偏差 fa()=0.03120 4.4 軸的校核 4.4.1 一軸的校核

39、 軸直徑的設(shè)計式 設(shè)計的軸的最小直徑為20mm 軸的強度計算 1) 按當(dāng)量彎矩法校核 ①設(shè)計軸系結(jié)構(gòu)，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和當(dāng)量彎矩圖。如圖4.2 圖 4.2 軸的受力轉(zhuǎn)矩彎矩圖 ② 求作用在軸上的力 由受力分析求軸承在水平方向?qū)S的力 同理可求出垂直面的力 如表4.1 表4.1 作用在軸上的力 垂直面（Fv） 水平面（Fh） 軸承1 =456N =1003N 齒輪 2 =728N 軸承3 =272N =1800N 帶輪4 803N ③ 求作用在軸上的彎矩如表4.2 表4

40、.2 作用在軸上的彎矩 垂直面（Mv） 水平面（Mh） C截面 N.mm 合成彎矩 B截面 合成彎矩 ④ 確定可能的危險截面C、B如圖4.2。并算出危險截面的當(dāng)量彎矩如表4.3。 表4.3截面的彎矩 C截面 B截面 ⑤確定許用應(yīng)力 已知軸材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查表得=650MPa。用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa。 ⑥校核軸徑如表4.4 表4.4 驗算軸徑 C截面 B截面 結(jié)論：按當(dāng)量彎矩法校核，軸的強度足夠。 2) 軸扭轉(zhuǎn)剛度的計算 所以扭轉(zhuǎn)剛度足夠 4.4.

41、2 二軸的校核 軸直徑的設(shè)計式 設(shè)計的軸的最小直徑為25mm 軸的強度計算 1) 按當(dāng)量彎矩法校核 ① 設(shè)計軸系結(jié)構(gòu)，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和當(dāng)量彎矩圖4.3。 圖4.3 軸的受力轉(zhuǎn)矩彎矩圖 ② 求作用在軸上的力如表4.5 表4.5 作用在軸上的力 垂直面（Fv） 水平面（Fh） 軸承1 =630N =1732N 齒輪 1 =728N 齒輪2 =1509N 軸承3 =151N =415N ③ 求作用在軸上的彎矩如表4.6 表4.6 作用在軸上的彎矩 垂直面（Mv） 水平面（Mh）

42、 C截面 N.mm 合成彎矩 D截面 合成彎矩 ④作出當(dāng)量彎矩圖如圖4.3，并確定可能的危險截面Ⅰ、Ⅱ如圖2-a。并算出危險截面的當(dāng)量彎矩如表4.7。 表4.7截面的彎矩 Ⅰ截面 Ⅱ截面 ⑤確定許用應(yīng)力 已知軸材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查表得=650MPa。用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa。 ⑥校核軸徑如表4.8 表4.8 驗算軸徑 Ⅰ截面 Ⅱ截面 結(jié)論：按當(dāng)量彎矩法校核，軸的強度足夠。 4.4.3 三軸的校核 軸直徑的設(shè)計公式 軸的剛度計算 1) 按當(dāng)量彎矩法校核 ①設(shè)計軸系結(jié)構(gòu)，

43、確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和當(dāng)量彎矩圖4.4 ` 圖4.4 軸的受力彎矩轉(zhuǎn)矩圖 ② 求作用在軸上的力如表4.9 表4.9 作用在軸上的力 垂直面（Fv） 水平面（Fh） 軸承1 齒輪 =1233N 軸承2 曲軸 21000N ③計算出彎矩如表4.10 表4.10 軸上的彎矩 垂直面（Mv） 水平面（Mh） C截面 N.mm 合成彎矩 D截面 合成彎矩 ④作出當(dāng)量彎矩圖如圖4.4，并確定可能的危險截面C、D的彎矩 如表4.11 表4.11

44、危險截面的彎矩 C截面 D截面 ⑤確定許用應(yīng)力 已知軸材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查表得=650MPa。用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa ⑥校核軸徑如表4.12 表4.12 校核軸徑 C截面 D截面 結(jié)論：按當(dāng)量彎矩法校核，軸的強度足夠。 2) 軸的剛度計算 所以軸的剛度足夠 4.5 鍵的校核 1) 鍵的選擇 鍵的類型應(yīng)根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)使用要求和工作狀況來選擇。選擇時應(yīng)考慮傳遞轉(zhuǎn)拒的大小，聯(lián)接的對中性要求，是否要求軸向固定，聯(lián)接于軸上的零件是否需要沿軸滑動及滑動距離長短，以及鍵在軸上的位置等。鍵的主要尺寸為其橫截

45、面尺寸(鍵寬b 鍵高h)與長度L。鍵的橫截面尺寸bh 依軸的直徑d由標(biāo)準(zhǔn)中選取。鍵的長度L一般可按輪轂的長度選定，即鍵長略短于輪轂長度，并應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的長度系列。 故根據(jù)以上所提出的以及該機工作時的要求，故齒輪的傳動應(yīng)用B型普通平鍵。 由于最后的大齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩最大，則只對其上的鍵進行校核 由設(shè)計手冊查得： 鍵寬 b=16mm 鍵高 h=10mm 鍵長 L=30mm 2) 驗算擠壓強度. 平鍵聯(lián)接的失效形式有：對普通平鍵聯(lián)接而言，其失效形式為鍵，軸，輪轂三者中較弱的工作表面被壓潰。 工程設(shè)計中，假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，可按平均擠壓應(yīng)力進行擠壓強度或耐磨性的條件計算

46、，即： 靜聯(lián)接 式中 ———— 傳遞的轉(zhuǎn)矩 ———— 軸的直徑 ———— 鍵與輪轂的接觸高度(mm)，一般取 ———— 鍵的接觸長度(mm).圓頭平鍵 ———— 許用擠壓應(yīng)力) 鍵的工作長度 擠壓面高度 轉(zhuǎn)矩 許用擠壓應(yīng)力，查表， 則 擠壓應(yīng)力 所以 此鍵是安全的。 附：鍵的材料：因為壓潰和磨損是鍵聯(lián)接的主要失效形式，所以鍵的材料要求有足夠的硬度。國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，鍵用抗拉強度不低于的鋼制造，如 45鋼 Q275 等。 4.6 軸承的校核 滾動軸承

47、是又專業(yè)工廠生產(chǎn)的標(biāo)準(zhǔn)件。滾動軸承的類型、尺寸和公差等級均已制訂有國家標(biāo)準(zhǔn)，在機械設(shè)計中只需根據(jù)工作條件選擇合適的軸承類型、尺寸和公差等級等，并進行軸承的組合結(jié)構(gòu)設(shè)計。 4.6.1第一對軸承的校核 1) 初選軸承型號 試選6206軸承，查GB281-1994，查得6206軸承的性能參數(shù)為： C=19500N Co=11500N (脂潤滑) 2) 壽命計算 由于<則計算后一個軸承的壽命 3) 當(dāng)量動載荷計算 由式 式中. (輕度沖擊的運轉(zhuǎn)) 4) 計算軸承壽命

48、 軸承代號：6206 軸承參數(shù)： 軸承內(nèi)徑：30 軸承外徑：62 軸承寬度：16 額定動載荷：15000 額定靜載荷：10000 極限轉(zhuǎn)速：13000 潤滑方式：脂潤滑 工作參數(shù)： 徑向載荷：1843 軸向載荷：0 使用壽命：12000 工作轉(zhuǎn)速：375 接 觸 角：0 載荷系數(shù)：1.5 計算結(jié)果： 當(dāng)量動載荷：2027.30 當(dāng)量靜載荷：2027.30 計算壽命：18003 4.6.2 第二對軸承的校核 1) 初選軸承型號 試選6207軸承，查G

49、B281-1994，查得6207軸承的性能參數(shù)為： C=25500N Co=15200N (脂潤滑) 2)壽命計算 由于>則計算后一個軸承的壽命 3) 當(dāng)量動載荷計算 由式 式中. (輕度沖擊的運轉(zhuǎn)) 4) 計算軸承壽命 軸承代號：6207 軸承參數(shù)： 軸承內(nèi)徑：35 軸承外徑：72 軸承寬度：17 額定動載荷：19800 額定靜載荷：13500

50、 極限轉(zhuǎn)速：11000 潤滑方式：脂潤滑 工作參數(shù)： 徑向載荷：1843 軸向載荷：0 使用壽命：12000 工作轉(zhuǎn)速：125 接 觸 角：0 載荷系數(shù)：1.5 計算結(jié)果： 當(dāng)量動載荷：2764.50 當(dāng)量靜載荷：2764.50 計算壽命：48988 4.6.3 第三對軸承校核 1) 初選軸承型號 試選N210E軸承，查GB281-1994，查得N210E軸承的性能參數(shù)為： C=60800N Co=41800N (脂潤滑) 2)壽命計算 由于>則計算后一個軸承的壽命

51、3) 當(dāng)量動載荷計算 由式 式中. (輕度沖擊的運轉(zhuǎn)) 4) 計算軸承壽命 軸承代號：N210E 軸承參數(shù)： 軸承內(nèi)徑：50 軸承外徑：90 軸承寬度：20 額定動載荷：60800 額定靜載荷：41800 極限轉(zhuǎn)速：7500 潤滑方式：脂潤滑 工作參數(shù)： 徑向載荷：12823 軸向載荷：0 使用壽命：12000 工作轉(zhuǎn)速：30 接 觸 角：0

52、 載荷系數(shù)：1.5 計算結(jié)果： 當(dāng)量動載荷：19234.50 當(dāng)量靜載荷：19234.50 計算壽命：17547 5 張緊輪部件設(shè)計 5.1安裝張緊輪的原因 帶傳動需在一定的初拉力下才能工作，因而帶初始安裝時必須張緊。由于帶工作一段時間后會發(fā)生松弛現(xiàn)象，造成初拉力減小，傳動能力降低，此時需重新張緊。帶的張緊裝置分為定期張緊裝置和自動張緊裝置兩類。由傳動關(guān)系及實際情況，中心距不可調(diào)，采用定期張緊輪裝置。定期張緊結(jié)構(gòu)簡單，成本低，但需要定期張緊，且張緊力不易控制。 5.2安裝張緊輪的必要性 由于皮帶傳動是靠皮帶與帶輪之間的摩擦力來傳遞動力的。由實際傳動可知在整個帶包角范圍內(nèi)，

53、由松邊到緊邊的摩擦力數(shù)值不同，呈線性變化；且不一定在整個弧段內(nèi)存在。而且除緊邊和松邊拉力外，包角中的動弧角是決定帶輪驅(qū)動能力的一個重要參數(shù)。 同時適當(dāng)?shù)膹埦o力是保證帶傳動正常工作的重要因素。張緊力過小，帶傳動的工作能力得不到充分發(fā)揮，傳遞載荷的能力降低，效率低，從而使三角帶磨損嚴(yán)重；張緊力過大，因發(fā)熱和磨損加劇而縮短皮帶的使用壽命，并且使皮帶輪中的軸和軸承上的載荷增大，軸承發(fā)熱和磨損，使機構(gòu)不能工作。 5.3 張緊輪位置的布置 張緊輪的位置首先要保證帶輪具有足夠大的傳動包角，從而增大三角帶與帶輪的接觸面積，獲得最大摩擦力。由于V帶的摩擦力比平帶大，則張緊輪的安裝不需要考慮傳動包角的大小。

54、反而包角過大會使帶的彎曲應(yīng)力過大，縮短帶的壽命。 其次，在運轉(zhuǎn)過程中，皮帶的速度是變化的，因而皮帶也會發(fā)生拉伸變化，因此應(yīng)使張緊輪處于三角帶的松邊側(cè)，通過調(diào)整張緊輪的上下位置，從而對皮帶輪形成靜態(tài)張緊力，使三角皮帶正常工作。 另外，帶傳動中，預(yù)緊力是通過在三角帶與帶輪的切邊中點處加一垂直與帶邊的載荷G（由張緊力提供），使其產(chǎn)生規(guī)定的拱度來控制的。 綜上所述，張緊輪應(yīng)該布置在V帶的內(nèi)側(cè)，并盡量遠離主動帶輪。 6 安裝、調(diào)試和使用 6.1 安裝調(diào)試 (1) 齒輪的安裝：以保證兩齒輪正確嚙合為原則 ,嚙合線應(yīng)為齒長的60%以上,齒側(cè)間隙達到1.5-2.5毫米,然后,將齒輪和螺母鎖緊。若鎖

55、緊后齒側(cè)間隙不符合要求,則增減軸承座上的調(diào)整墊片,直到間隙符合為止。 (2) 皮帶輪的安裝：裝上皮帶輪和止退墊片,用鎖緊螺母鎖定皮帶輪,安上三角皮帶。調(diào)整皮帶張緊度,用拇指按下皮帶,其下垂度在1.5厘米左右,說明皮帶張緊度符合要求。否則需調(diào)整皮帶張緊輪,調(diào)整好后用鎖緊螺母鎖定張緊皮帶輪。最后,安裝上皮帶輪安全護罩。 (3) 工作部件的安裝：將刀片安裝在刀座上,用開螺釘固定好。安裝后轉(zhuǎn)動曲軸,動刀座能來回滑動,無卡滯和碰撞現(xiàn)象。 6.2使用技術(shù) (1) 作業(yè)前要仔細(xì)檢查各連接部件是否可靠,各緊固件有無松動,轉(zhuǎn)動部位是否靈活,若有松動或轉(zhuǎn)動困難,要及時排除,潤滑部位

56、要按說明書要求加注潤滑油。 (2) 逐個檢查刀片、連桿等質(zhì)量及安裝是否正確,發(fā)現(xiàn)曲柄變形和刀片損壞,應(yīng)及時修理或更換。 (3) 啟動電機,檢查動刀座是否靈活可靠,然后試著切斷要求的最大直徑的鋼筋，看是否工作平穩(wěn)，有無大的震動和噪音。 (4) 待機具空運轉(zhuǎn)正常后,使其達到額定轉(zhuǎn)速,低速試驗作業(yè),若發(fā)現(xiàn)問題,要及時停機排除。待機具運轉(zhuǎn)平穩(wěn),作業(yè)質(zhì)量符合要求后,方可正式投入作業(yè)。 (5) 作業(yè)中要及時清除鐵屑,不準(zhǔn)拆除傳動帶防護罩。清除鐵屑或排除故障,必須停機進行。 (6) 機具作業(yè)時,嚴(yán)禁帶負(fù)荷轉(zhuǎn)彎或倒退,機具運轉(zhuǎn)時,嚴(yán)禁人員靠近刀具,以防拋出的鐵

57、屑傷人。 (7) 經(jīng)常檢查作業(yè)質(zhì)量及皮帶張緊度,以免刀片損壞或曲軸轉(zhuǎn)速降低而影響切斷的質(zhì)量。 (8) 作業(yè)時若有異常響聲,應(yīng)立即停車檢查,排除故障后,方可繼續(xù)作業(yè)。 7 鋼筋切斷機的摩擦與保養(yǎng) 摩擦是不可避免的自然現(xiàn)象，摩擦得結(jié)果造成機器的能量損耗、效率降低、溫度升高、出現(xiàn)噪聲、性能下降的問題。摩擦必然會造成磨損，在實際應(yīng)用中有許多零件都 因磨損過渡而報廢。潤滑則是改善摩擦、減緩磨損的有效方法。 切斷機中的摩擦主要是軸承的摩擦，而磨損包括滑動摩擦和滾動摩擦。軸承就是滾動摩擦，其摩擦力較小損耗也較小。摩擦得結(jié)果勢必會造成磨損，而影響磨損的因素也有很多，主要有載荷大小、材

58、料匹配、潤滑狀況、工作溫度等。為減少磨損需要從這些方面入手，采取各種有效方法，減少磨損。 減少磨損的主要方法有：1.潤滑。2.注意選擇材料，按照基本磨損形式正確選擇材料是提高機械和零件耐磨性的關(guān)鍵之一。3.提高加工精度和表面質(zhì)量也可以減少磨損。4.合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計，正確合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計是減少磨損和提高耐磨性的有效途徑。5.正確使用和維護。 正確的保養(yǎng)方法如下 1.使用前要檢查機具連接、緊固情況,以及工作部件的技術(shù)狀況。 2.各運轉(zhuǎn)部位要按規(guī)定要求加注潤滑油。 3.每兩班檢查一次刀的狀況，必要時換刀。 4.作業(yè)后及時清除刀片護罩內(nèi)壁和側(cè)板內(nèi)壁上的鐵屑,以防加大負(fù)荷和加劇刀片磨損。 5.

59、整個作業(yè)結(jié)束后,清理、檢修整機,各軸承內(nèi)要注滿黃油;各部件做好防銹處理;機具不要懸掛放置,應(yīng)將其放在事先墊好的物體上,停放干燥處,并放松皮帶。  結(jié)束語 本次設(shè)計的是一種結(jié)構(gòu)比較簡明實用的鋼筋切斷裝置，該裝置的特點是價格低廉，節(jié)省空間，維修方便。 該切斷機是采用電動機經(jīng)一級帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉(zhuǎn),曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復(fù)直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋。并用型鋼焊接了鋼架，使其結(jié)構(gòu)盡可能的簡單。 在設(shè)計中，我盡可能的采用通用部件，從而使設(shè)計周期縮短，成本降低。設(shè)計過程中，我主要考慮了機器的性能以及經(jīng)濟性，在保證其完成工

60、作要求的前提下，盡可能的提高其性價比。 這是我第一次搞這樣的綜合性的設(shè)計，所以設(shè)計中難免會出現(xiàn)一些漏洞或不足之處，如一些結(jié)構(gòu)的設(shè)計，標(biāo)準(zhǔn)件的選用或一些經(jīng)濟性上的構(gòu)思可能有欠妥當(dāng)，造成一些不必要的浪費，敬請各位老師給予批評和指正。 通過這次設(shè)計，使我的綜合考慮問題的能力得到了提高，而且通過綜合的運用機械知識，使自己的專業(yè)水平得到了很大的進步。夠已經(jīng)能初步的將理論知識運用到實踐中去，為以后的工作打下良好的基礎(chǔ)。  致謝 白駒過隙之間，已經(jīng)是畢業(yè)在望了?；厥走@一段時間的設(shè)計，心中頗多感慨和感激。在設(shè)計過程中的迷茫與清晰，空虛與充實使得這三個月成為了我大學(xué)生活中值得回味與驕傲的

61、一段人生過程。在此我要特別感謝雒運強老師和付其風(fēng)老師，是他們在炎熱的夏天陪我走過了這段時光，是他們的指導(dǎo)讓我的設(shè)計過程變的得心應(yīng)手。他們的傳道，受業(yè)，解惑，讓我的大學(xué)生活畫上了圓滿的句號。 同時，我還要感謝我的同學(xué)。我們在一起的探討，一起的爭論，一起的快樂把枯燥的設(shè)計過程點綴的斑斕多姿。他們的建議和批評也使我的設(shè)計更加的完善了。 由于我參加的社會實踐少，經(jīng)驗不足，在設(shè)計過程中肯定有一些不足，一些理論與實際脫鉤的現(xiàn)象。也許我的設(shè)計在各位老師看來還不夠完美；也許我繪的圖還存在著或多或少的錯誤；但我在整個過程中投入了我的激情和精力。 回望，心中充滿喜悅。因為在不是收獲的季節(jié)，我卻滿載而歸。

62、  參 考 文 獻 1 蘇翼林主編.材料力學(xué)（第3版）.天津：天津大學(xué)出版社，2001 2 孫桓，陳作模主編.機械原理（第6版）.北京：高等教育出版社，2001 3 李繼慶，陳作模主編.機械設(shè)計基礎(chǔ).北京：高等教育出版社，1999 4 梁崇高等著.平面連桿機構(gòu)的計算設(shè)計.北京：高等教育出版社，1993 5 劉政昆編著.間歇運動機構(gòu).大連：大連理工大學(xué)出版社，1991 6 伏爾默J等著.連桿機構(gòu).石則昌等譯.北京：機械工業(yè)出版社，1990 7 田野編寫.我國鋼筋調(diào)直切斷機的現(xiàn)狀及發(fā)展.建筑機械化，2005年第1期23頁 8 王慰椿.機械基礎(chǔ)與建筑機械.南京：

63、東南大學(xué)出版社，1990 9 高蕊.鋼筋切斷機切斷過程分析及最大沖切力的計算.建筑機械，1995第2期24-25頁 10 何德譽.曲柄壓力機.北京：清華大學(xué)出版社，1987 11 高蕊.鋼筋切斷機刀片合理側(cè)隙的保證方法.建筑機械化，1997年第4期37-38頁 12 王平，張強，許世輝.鋼筋調(diào)直切斷機的頂?shù)杜c連切[J].建筑機械,1997年第5期47-48頁 13 宜亞麗.鋼筋矯直切斷機剪切機構(gòu)研究分析.機械，2004年第10期14-16頁 14 孟進禮，衛(wèi)青珍.對鋼筋切斷機發(fā)展的幾點看法.建筑機械化，2000年第2期14-15頁 15 趙明生.機械工程手冊.專用機械卷(一).機械工業(yè)出版社,1995 16 沈鴻.機械工程手冊.機械產(chǎn)品(一).機械工業(yè)出版社,1982 17 吳字澤.機械設(shè)計師手冊(上、下冊).機械工業(yè)出版社,2002 18 湯百智,崔振勇.機械制圖.機械工業(yè)出版社,2000 19 Trans.ASME.77(2),1955