鋼筋調直機的設計【含CAD圖紙】

資源目錄里展示的全都有預覽可以查看的噢，，下載就有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985 可咨詢交流】====================喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：197216396 可咨詢交流】==================== 1 畢業(yè)設計（論文）系系 別別 ：專專 業(yè)業(yè)：機械設計制造及其自動化學學 生生 姓姓 名名：學學 號：號：設設計計( (論論文文) )題題目目：起起 迄迄 日日 期期: : 設設計計( (論論文文) )地地點點: : 梧州學院指指 導導 教教 師師: :專專業(yè)業(yè)教教研研室室負負責責人人 : :日期: 年 月 日2摘要熟悉國內各種鋼筋校直機型號及各自的性能與應用，結合各鋼筋校直機使用的情況與現狀的市場情況對各自的優(yōu)缺點進行比較并設計出合適的鋼筋校直機。通過強度計算分析，認為現有鋼筋校直機的大部分零件有較大的設計裕量，需要改變個別零部件及電動機功率即可大幅度提高加工能力，滿足鋼筋校直機加工。對鋼筋校直機進行應用范圍設計。關鍵詞關鍵詞 鋼筋校直機，始彎矩，終彎矩，主軸扭矩 第一章第一章3第二章第二章緒緒 論論本課題國內外研究動態(tài)及意義：1）國外行業(yè)整體現狀及發(fā)展趨勢在發(fā)達國家己經普遍采用工廠化生產建筑用鋼筋加工產品，如意大利 OSCAM 公司、奧地利 EVG 公司、德國 PEDAX 公司和美國 KRB 公司 等，他們采用鋼筋數控彎箍機、切斷機、彎曲機、調直彎曲切斷于一體的加工機械，可建成鋼筋加工中心，為施工企業(yè)生產建筑用鋼筋加工產品，或者提供鋼筋加工企業(yè)的成套設備。具體的說，OSCAM 公司的彎曲機可以將鋼筋彎曲成螺旋狀，大直徑鋼筋自切斷的端頭非常整齊、加工效率高； EVG 公司生產的鋼筋自動彎箍機采用程序控制， 按照所需箍筋的尺寸、形狀和數量生產，自動化程度高、加工速度快、操作方便、形狀尺寸一致性好，可生產標準化的鋼筋加工產品。2)國內行業(yè)的整體現狀及發(fā)展趨勢我國鋼筋加工機械的技術水平總體上比較落后，所生產的鋼筋切斷機、彎曲機、調直機、調直切斷機，冷軋帶肋鋼筋及冷軋扭鋼筋加工機械，鋼筋鐓頭機、冷拔機、彎箍機、鋼筋籠自動滾焊機等產品，主要是電動機作為動力源、品種規(guī)格少、結構形式比較傳統(tǒng)、自動化程度差、制造精度較低、創(chuàng)新力不強，參與國際競爭能力弱。 近年來由中國建筑科學研究院機械化分院開發(fā)成功的鋼筋網自動成型機、鋼筋剝肋滾壓直螺紋加工機械和鋼筋數控彎箍機在技術上占據很大優(yōu)勢，具備國際品質，有很強的競爭力。要提高鋼筋機械技術水平、為鋼筋加工企業(yè)提供先進生產設備、滿足市場需求，需要不斷創(chuàng)新、不斷研發(fā)出新產品。 學習國外先進技術經驗，加速研發(fā)數字化控制、功能集成化的鋼筋加工機械是今后發(fā)展的目標。要實現鋼筋加工機械的升級換代，為發(fā)展鋼筋加工產品商品化創(chuàng)造條件，為建筑施工企業(yè)生產各種鋼筋加工產品，推動鋼筋加工產品的商品化進程，使我國鋼筋加工機械產品躋身于世界先進行列。 目前國產的設備大多是對國外進口產品的簡單仿制，因此針對機械關鍵部件的深入研究，對原理、結構、運動、功能等分析，提供結構簡單可靠、操作方便、機械化程度高、使用范圍廣的建筑機械是很有必要的。在國內，鋼筋加工機械開展較慢，當前只要少量走在市場的前沿，領先開拓出4契合中國國情的鋼筋加工配送成套設備。特殊是造焊網機不單接收了國外局部進步前輩 的技能和思維，更主要的是汲取了國內多家用戶企業(yè)珍貴反應定見和 10 多年的出產治理經歷，是專門為中國用戶量身定做的，具有最強的順應性，由此，國外設備難以進入中國市場。2 2鋼筋調直機調直剪切原理2.1 下切剪刀式鋼筋調直機調直剪切原理如圖所示：圖 1-1 調直剪切原理Fig.1-1 principle of straightening and sheering1-盤料架；2-調直筒；3-牽引輪；4-剪刀；5-定長裝置；工作時，繞在旋轉架 1 上的鋼筋，由連續(xù)旋轉著的牽引輥 3 拉過調直筒 2，并在下切剪刀 4 中間通過，進入受料部。當調直鋼筋端頭頂動定長裝置的直桿 5 后，切斷剪刀便對鋼筋進行切斷動作，然后剪刀有恢復原位或固定不動。如果鋼絲的牽引速度 V=0.6m/s.而剪刀升降時間 t=0.1s，則鋼絲在切斷瞬間的運動距離S=Vt=0.60.1=0.06m，為此，剪刀阻礙鋼絲的運動，而引起牽引輥產生滑動現象，磨損加劇，生產率降低，故此種調直機的調直速度不宜太快。52.2鋼筋調直機工作原理與基本構造該鋼筋調直機為下切剪刀式，工作原理如圖所示：圖 1-2 鋼筋調直機機構簡圖Fig.1-2 mechanism schematic of reinforcement bar straightening machine1-電動機；2-調直筒；3-減速齒輪；4-減速齒輪；5-減速齒輪；6-圓錐齒輪；7-曲柄軸；8-錘頭；9-壓縮彈簧；10-定長拉桿；11-定長擋板；12-鋼筋；13-滑動刀臺；14-牽引輪；15-皮帶傳動機構第三章第三章 v v 帶傳動設計帶傳動設計3.13.1 V V 帶輪的設計計算帶輪的設計計算電動機與齒輪減速器之間用普通 v 帶傳動，電動機為 Y112M-4，額定功率 P=4KW，轉速=1440，減速器輸入軸轉速=514，輸送裝置工作時有輕微沖擊，每天工作 161nminr2nminr個小時1. 設計功率根據工作情況由表 8122 查得工況系數=1.2，=P=1.24=4.8KWAKdPAK2. 選定帶型根據=4.8KW 和轉速=1440，有圖 812 選定 A 型dP1nminr3. 計算傳動比6=2.821nn51414404. 小帶輪基準直徑1dd由表 8112 和表 8114 取小帶輪基準直徑=75mm1dd5. 大帶輪的基準直徑2dd大帶輪的基準直徑=（1-）2ddi1dd取彈性滑動率=0.02= （1-）=2.8=205.8mm2ddi1dd)02. 01 (75實際傳動比 =2.85i)1 (12dddd 從動輪的實際轉速=505.262nin185. 21440minr 轉速誤差=1.7%51426.5055142n 對于帶式輸送裝置，轉速誤差在范圍是可以的%56. 帶速 =5.6210006014407510006011ndsm7. 初定軸間距0a0.7（+）（+）1dd2dd20 a1dd2dd0.7（75+205）（75+205）20 a1965600 a取=400mm0a8. 所需 v 帶基準長度0dL =2+0dL0a0212214)()(2adddddddd7 =24004)75205()20575(24002 =800+439.6+10.56 =1250.16mm 查表 818 選取mmLd12509. 實際軸間距 a=400mm200ddLLaa10. 小帶輪包角1 =-101800123 .57adddd =0062.18180 =0012038.16111. 單根 v 帶的基本額定功率1p根據=75mm 和=1440由表 8127（c）用內插法得 A 型 v 帶的=0.68KW1dd1nminr1p12. 額定功率的增量1p根據和由表 8127（c）用內插法得 A 型 v 帶的min14401rn 85. 2i=0.17KW1p13. V 帶的根數 ZZ=Ldkkppp)(11根據查表 8123 得=0.950138.161k根據=1250mm 查表得 818 得=0.93DLLkZ=6.38Ldkkppp)(1193. 095. 0)17. 068. 0(8 . 4取 Z=7 根814. 單根 V 帶的預緊力0F =500（ 由表 8124 查得 A 型帶 m=0.100F2) 15 . 2mzpkdmkg則=500（=99.53N0F2) 15 . 2mzpkd15. 壓軸力QF=2=1372NQF2sin210ZF238.161sin753.99016. 繪制工作圖 3-1：3.27 圖 3-1 V 帶輪 第四章第四章 圓柱齒輪設計圓柱齒輪設計4.14.1 選擇材料選擇材料確定和及精度等級limHlimF參考表 8324 和表 8325 選擇兩齒輪材料為：大，小齒輪均為 40Cr，并經調質及表面淬火，齒面硬度為 48-50HRc，精度等級為 6 級。按硬度下限值，由圖 838（d）中的MQ 級質量指標查得=1120Mpa；由圖 839（d）中的 MQ 級質量指標查得limHlimFFE1=FE2=700Mpa, Flim1=Flim2=350 MPa4.24.2 按接觸強度進行初步設計按接觸強度進行初步設計91. 確定中心距 a(按表 8328 公式進行設計) aCmAa(+1)321HKT=1mC483AK=1.7mNT164624 . 0MPaH1008 取mma175mma2002. 確定模數 m (參考表 834 推薦表) m=(0.0070.02)a=1.44, 取 m=3mm3. 確定齒數 z ,z12z =20.51 取 z =211) 1(2ma) 15 . 5(320021z =z =5.521=115.5 取 z =1162124. 計算主要的幾何尺寸（按表 835 進行計算）分度圓的直徑 d =m z =321=63mm11 d =m z =3*116=348mm22齒頂圓直徑 d= d +2h =63+23=69mm1a1a d= d +2h =348+23=353mm2a2a端面壓力角 020基圓直徑 d= dcos=63cos20 =59.15mm1b10 d= d cos=348cos20 =326.77mm2b2010齒頂圓壓力角 =arccos=31.021at11abdd0 = arccos=22.632at22abdd0端面重合度 = z （tg-tg）+ z (tg-tg)a2111at22at =1.9齒寬系數 =1.3d1db6380縱向重合度 =04.34.3 齒輪校核齒輪校核1. 校核齒面接觸強度（按表 8315 校核） 強度條件：=HH 計算應力：=ZZZZ Z 1HHBE11bdFKKKktHHVA = 2H1HBDZZ式中： 名義切向力 F =2005Nt112000dT6317.632000 使用系數 K=1（由表 8331 查?。〢 動載系數 =（）VKVAA200B 式中 V=smnd7 . 110006051417.6310006011 A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.2VK齒向載荷分布系數 K=1.35（由表 8332 按硬齒面齒輪，裝配時檢修調整，6 級H精度 K非對稱支稱公式計算）H34. 111齒間載荷分配系數 （由表 8333 查?。? . 1HK節(jié)點區(qū)域系數 =1.5（由圖 8311 查?。〩Z 重合度的系數 （由圖 8312 查?。?7. 0Z 螺旋角系數 （由圖 8313 查?。?0. 0Z 彈性系數 （由表 8334 查取）MPaZE8 .189 單對齒嚙合系數 Z=1B = 1H=143.17MPa2H806320055 . 515 . 50 . 135. 105. 1180. 077. 08 .1895 . 11許用應力：=HXWRVLNTHHZZZZZZSlimlim 式中：極限應力=1120MPalimH 最小安全系數=1.1（由表 8335 查?。﹍imHS 壽命系數=0.92（由圖 8317 查?。㎞TZ 潤滑劑系數=1.05（由圖 8319 查取，按油粘度等于 350）LZsm 速度系數=0.96（按由圖 8320 查?。￢Z,7 . 1sm 粗糙度系數=0.9（由圖 8321 查?。㏑Z 齒面工作硬化系數=1.03（按齒面硬度 45HRC，由圖 8322 查?。￤Z 尺寸系數=1（由圖 8323 查?。Z則： =826MPaH03. 185. 096. 005. 192. 01 . 11120 滿足HH2. 校核齒根的強度（按表 8315 校核）12 強度條件：=1F1F 許用應力： =； 1FFFVASaFantKKKKYYYYbmF112212SFSFFFYYYY式中：齒形系數=2.61， =2.2（由圖 8315（a）查?。?FY2FY 應力修正系數，（由圖 8316（a）查?。? . 11SaY77. 12SaY 重合度系數 =1.9Y 螺旋角系數=1.0（由圖 8314 查取）Y 齒向載荷分布系數=1.3（其中 N=0.94，按表 8330 計算）FKNHK 齒間載荷分配系數=1.0（由表 8333 查?。〧K 則 =94.8MPa1F=88.3MPa2F1F6 . 161. 22 . 277. 1許用應力：= （按值較小齒輪校核）FXlTrelTNTSTFFYYYYYSRelimlimlimF 式中： 極限應力=350MPalimF 安全系數=1.25（按表 8335 查?。﹍imFS 應力修正系數=2（按表 8330 查?。㏒TY 壽命系數=0.9（按圖 8318 查?。㏒TY 齒根圓角敏感系數=0.97（按圖 8325 查?。﹔elTY 齒根表面狀況系數=1（按圖 8326 查?。﹍TYRe 尺寸系數=1（按圖 8324 查?。Y則 =FMPa48997. 09 . 0225. 135013 滿足， 驗算結果安全2F1FF4.44.4 齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算1.確定齒厚偏差代號為：6KL GB1009588（參考表 8354 查?。?.確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值（參考表 8358 查?。┑诠罱M檢驗切向綜合公差，=0.063+0.009=0.072mm,(按表 8369 計算，由表 8360，1iF1iFfPFF 表 8359 查取)；第公差組檢驗齒切向綜合公差，=0.6（）1if1iftptff=0.6（0.009+0.011）=0.012mm， （按表 8369 計算，由表 8359 查?。?；第公差組檢驗齒向公差=0.012（由表 8361 查?。?。F3.確定齒輪副的檢驗項目與公差值（參考表 8358 選擇）對齒輪，檢驗公法線長度的偏差。按齒厚偏差的代號 KL，根據表 8353m 的計算式求得齒厚的上偏差=-12=-12wEssEptf0.009=-0.108mm，齒厚下偏差=-16=-160.009=-0.144mm；公法線的平均長度上偏差siEptf=*cos-0.72sin=-0.108cos-0.72 =-0.110mm,下偏差WSEssETF020020sin36. 0a=cos+0.72sin=-0.144cos+0.720.036sin=-0.126mm；按表 8wiEsiETF020020319 及其表注說明求得公法線長度=87.652，跨齒數 K=10，則公法線長度偏差可表示為：knW,對齒輪傳動，檢驗中心距極限偏差，根據中心距 a=200mm，由表查得 8110. 0126. 0652.87f365 查得=；檢驗接觸斑點，由表 8364 查得接觸斑點沿齒高不小于 40%，沿齒f023. 0長不小于 70%；檢驗齒輪副的切向綜合公差=0.05+0.072=0.125mm（根據表 8358 的表注icF3，由表 8369，表 8359 及表 8360 計算與查?。?；檢驗齒切向綜合公差=0.0228mm， （根據 8358 的表注 3，由表 8369，表 8359 計算與查?。?。對箱體，icf檢驗軸線的平行度公差，=0.012mm，=0.006mm（由表 8363 查?。?。確定齒坯的精度xfyf要求按表 8366 和 8367 查取。根據大齒輪的功率，確定大輪的孔徑為 50mm，其尺寸和形狀公差均為 6 級，即 0.016mm，齒輪的徑向和端面跳動公差為 0.014mm。3. 齒輪工作圖 4-1：140.80.81.6圖 4-1 大齒輪二 由于第一級齒輪傳動比與第二級傳動比相等，則對齒輪的選擇，計算以及校核都與第一級一樣 第五章第五章 第三級圓柱齒輪的設計第三級圓柱齒輪的設計 5.15.1 選擇材料選擇材料1.確定 Hlim和 Flim及精度等級。參考表 8324 和表 8325 選擇兩齒輪材料為：大，小齒輪均為 40Cr，并經調質及表面淬火，齒面硬度為 4850HRc，精度等級為 6 級。按硬度下限值，由圖 838（d）中的MQ 級質量指標查得 Hlim=Hlim=1120Mpa；由圖 839（d）中的 MQ 級質量指標查得FE1=FE2=700Mpa, Flim1=Flim2=350 Mpa.5.25.2 按接觸強度進行初步設計按接觸強度進行初步設計1. 確定中心距 a(按表 8328 公式進行設計) aCmAa(+1)321HKT=1mC483AK=1.7mNT164624 . 0MPaH1008615則 a=325mm 取 a=400mm2. 確定模數 m (參考表 834 推薦表)m=(0.0070.02)a=2.88, 取 m=4mm3. 確定齒數 z ,z12 2004400221 zzz =28 取 z =281) 1(2ma) 16(440021 z =172 取 z =172224. 計算主要的幾何尺寸（按表 835 進行計算）分度圓的直徑 d =m z =428=112mm11 d =m z =688mm221724齒頂圓直徑 d= d +2h =112+24=120mm1a1a d= d +2h =688+24=696mm2a2a齒根圓直徑 mmmmzdf1025 . 211 mmmmzdf6785 . 222端面壓力角 020基圓直徑 d= dcos=112cos20 =107.16mm1b10 d= d cos=688cos20 =646.72mm2b20齒頂圓壓力角 =arccos=1at11abdd07 .26 = arccos=2at22abdd06 .21端面重合度 = z （tg-tg）+ z (tg-tg)a2111at22at =1.1516齒寬系數 =1.3 d1db6380齒寬 mmab1604004 . 0縱向重合度 =05.35.3 校核齒輪校核齒輪1.校核齒面接觸強度（按表 8330 校核） 強度條件：=HH 計算應力：=ZZZZ Z 1HHBE11bdFKKKktHHVA = 2H1HBDZZ式中： 名義切向力 F =34107Nt112000dT6319102000 使用系數 K=1（由表 8331 查?。〢 動載系數 =（）VKVAA200B 式中 V=smnd09. 01000601711210006011 A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.05VK 齒向載荷分布系數 K=1.35（由表 8332 按硬齒面齒輪，裝配時檢修調 6 級精度HK非對稱支稱公式計算）H34. 1 齒間載荷分配系數 （由表 8333 查?。? . 1HK 節(jié)點區(qū)域系數 =1.5（由圖 8311 查?。〩Z 重合度的系數 （由圖 8312 查?。?3. 0Z17 螺旋角系數 （由圖 8313 查?。?0. 0Z 彈性系數 （由表 8334 查?。㎝PaZE8 .189 單對齒齒合系數 Z=1B = 1H=301.42MPa2H806320055 . 515 . 50 . 135. 105. 1180. 077. 08 .1895 . 11許用應力：=HXWRVLNTHHZZZZZZSlimlim 式中：極限應力=1120MPalimH 最小安全系數=1.1（由表 8335 查?。﹍imHS 壽命系數=0.92（由圖 8317 查?。㎞TZ 潤滑劑系數=1.05（由圖 8319 查取，按油粘度等于 350）LZsm 速度系數=0.96（按由圖 8320 查?。￢Z,7 . 1sm 粗糙度系數=0.9（由圖 8321 查?。㏑Z 齒面工作硬化系數=1.03（按齒面硬度 45HRC，由圖 8322 查?。￤Z 尺寸系數=1（由圖 8323 查?。Z則： =826MPaH03. 185. 096. 005. 192. 01 . 11120 滿足HH2. 校核齒根的強度（按表 8315 校核） 強度條件：=1F1F 許用應力： =； 1FFFVASaFantKKKKYYYYbmF18112212SFSFFFYYYY式中：齒形系數=2.61， =2.2（由圖 8315（a）查?。?FY2FY 應力修正系數，（由圖 8316（a）查?。? . 11SaY77. 12SaY 重合度系數 =1.9Y 螺旋角系數=1.0（由圖 8314 查?。℡ 齒向載荷分布系數=1.3（其中 N=0.94，按表 8330 計算）FKNHK 齒間載荷分配系數=1.0（由表 8333 查?。〧K 則 =94.8MPa1F=88.3MPa2F1F6 . 161. 22 . 277. 1許用應力：= （按值較小齒輪校核）FXlTrelTNTSTFFYYYYYSRelimlimlimF 式中： 極限應力=350MPalimF 安全系數=1.25（按表 8335 查取）limFS 應力修正系數=2（按表 8330 查?。㏒TY 壽命系數=0.9（按圖 8318 查?。㏒TY 齒根圓角敏感系數=0.97（按圖 8325 查?。﹔elTY 齒根表面狀況系數=1（按圖 8326 查?。﹍TYRe 尺寸系數=1（按圖 8324 查?。Y則 =FMPa48997. 09 . 0225. 1350 滿足， 驗算結果安全2F1FF5.45.4 齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算1.確定齒厚偏差代號為：6KL GB1009588（參考表 8354 查?。?.確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值（參考表 8358 查?。?9第公差組檢驗切向綜合公差，=0.063+0.009=0.072mm,(按1iF1iFfPFF 表 8369 計算，由表 8360，表 8359 查取)；第公差組檢驗齒切向綜合公差，=0.6（）1if1iftptff=0.6（0.009+0.011）=0.012mm， （按表 8369 計算，由表 8359 查?。?；第公差組檢驗齒向公差=0.012（由表 8361 查?。?。F3.確定齒輪副的檢驗項目與公差值（參考表 8358 選擇）對齒輪，檢驗公法線長度的偏差。按齒厚偏差的代號 KL，根據表 8353wE的計算式求得齒厚的上偏差=-12=-12ssEptf0.009=-0.108mm，齒厚下偏差=-16=-160.009=-0.144mm；公法線的平siEptf均長度上偏差=*cos-0.72sin=-0.108cos-0.72 WSEssETF020=-0.110mm,下偏差=cos+0.72sin=-0.144cos020sin36. 0awiEsiETF+0.720.036sin=-0.126mm；按表 8319 及其表注說明求得公法線020020長度=87.652，跨齒數 K=10，則公法線長度偏差可表示為：knW對齒輪傳動，檢驗中心距極限偏差，根據中心距 a=200mm，110. 0126. 0652.87f由表查得 8365 查得=；檢驗接觸斑點，由表 8364 查得接觸f023. 0斑點沿齒高不小于 40%，沿齒長不小于 70%；檢驗齒輪副的切向綜合公差=0.05+0.072=0.125mm（根據表 8358 的表注 3，由表 8369，表3icF59 及表 8360 計算與查?。?；檢驗齒切向綜合公差=0.0228mm， （根據 8icf358 的表注 3，由表 8369，表 8359 計算與查取） 。對箱體，檢驗軸線的平行度公差，=0.012mm，=0.006mm（由表 8363 查?。?。xfyf4. 確定齒坯的精度要求按表 8366 和 8367 查取。根據大齒輪的功率，確定大輪的孔徑為 50mm，其尺寸和形狀公差均為 6 級，即 0.016mm，齒輪的徑向和端面跳動公差為0.014mm。5.齒輪工作圖 5-1：20圖 5-1 小齒輪1.61.60.8第六章第六章 軸的設計軸的設計6.16.1 計算作用在軸上的力計算作用在軸上的力大輪的受力：圓周力 =1F1F12dTN8 .19955 .933472徑向力 1rF1rFNtgF72636. 08 .199501軸向力 11FFa小輪的受力：圓周力 = 2F2FNdT1102463347222徑向力 =2rF2rFNtgF396836. 01102402軸向力 =2aF2aF2F6.26.2 計算支力和彎矩計算支力和彎矩1.垂直平面中的支反力：BR NlcFcbF626221326110241438 .1995)(21NlaFbaFRc684202135 .498 .19955 .11611024)(12 2. 水平面中的支反力：lcbFdFcFdFRrarfaB)(5 . 05 . 012221121 =2131437203151102420039681748 .1995 =2752.3N ldFaFdFbaFRfarfarc1112225 . 05 . 0 =2131748 .19953507265 .31110245 .1663968 =261N3. 支點的合力 ，：BRCR =BRNRRBB684027526262 2222 NRRRCCC682826168242222 軸向力 NFFFaaa2 .90288 .19951102412應由軸向固定的軸承來承受。aF4. 垂直彎矩：截面 1 wM1 wMmNaRB4 .7515 .496262 截面 wM wM mNCRC4 .1368266842 5. 水平彎矩：截面mNaRMBw27.3305 .493 .27521NaRdFMBaaw86.1627.3301748 .1995211截面mNCRMCw2 .522002612111dFbFbaRMarBaw =275217419951177265 .166 =504Nm5. 合成彎矩：截面22mNMMMwww30.82010890056400122 mNMMMawwaw75282.164 .7512222 截面mNMMMwww9 .13682 .524 .1368 2222mNMMMawwaw8 .14575044 .1368 22226. 計算軸徑截面 mmTMdWw583557 . 058.10505672400107 . 0)(1033221截面 mmTMdWaw743557 . 058.105059 .1368107 . 0103232225210021317431.5Fr22a2a11r1圖 6-1 軸的受力和結構尺寸簡圖6.36.3 對截面進行校核對截面進行校核1. 截面校核mmNMw82030mmNnPT3472725 .934 . 3105 .95105 .956633319145325832mmdW3382902mmWWT23 （由表 412 得）MPa3551 1 . 0齒輪軸的齒 1k472. 146. 160064060070046. 149. 1k （由表 4117 得）73. 0 （由表 4117 得）72. 0268. 1kk9 . 1kk78.5492.1212.29355431TWTKWMKS 8 . 1SS1.8則 軸的強度滿足要求2. 截面校核mmNMw136890mmNnPT3472725 .934 . 3105 .95105 .95663336 .39762327432mmdW321.795252mmWWT （由表 412 得）MPa3551 1 . 0齒輪軸的齒 1k472. 146. 160064060070046. 149. 1k24 （由表 4117 得）81. 0 （由表 4117 得）76. 0110. 3kk271. 2kk11976. 7152. 1355431TWTKWMKS 8 . 1SS1.8則 軸的強度滿足要求3. 如圖 6-26.3453.2圖 6-2 軸 第七章第七章 主軸設計主軸設計7.17.1 計算作用在軸上的力計算作用在軸上的力1.齒輪的受力：扭矩 T T=mN 9 .105379 . 22 . 39550圓周力 =1F1F12dTN68.61263449 .105372徑向力 1rF1rFNtgF6 .220536. 068.61260125軸向力 11FFa2. 工作盤的合彎矩Mt=(M0+M)/2/K=8739（Nm）式中，K 為彎曲時的滾動摩擦系數，K=1.05 按上述計算方法同樣可以得出 50I 級鋼筋（b=450 N/mm2）彎矩所需彎矩：Mt=8739（Nm）由公式 Mt=式中 F 為撥斜柱對鋼筋的作用力；Fr為 F 的徑向分力;a 為 F 與sinsin0LFr鋼筋軸線夾角。 08 .43mmL7 .1690則 NFr10816工作盤的扭矩 mNLFTr1 .1270496. 07 .16910816sin02所以 T齒輪能夠帶動工作盤轉動2T7.27.2 計算支力和彎矩計算支力和彎矩1.垂直平面中的支反力：BR NlcFcbF8 .534218375.201102425.12268.6126)(21NlaFbaFRc1124318375.6068.61265 .16210372)(12 2.水平面中的支反力：lcbFcFdFRrrfaB)(5 . 01211 =18325.1226 .220575.201018634468.6126 =11198.37N ldFaFdFbaFRfarfarc1112225 . 05 . 0 =18334468.612675.606 .220525.16210186 =-3217.9N 3.支點的合力 ，：BRCR =BRNRRBB6 .1240737.111988 .5342 222226 NRRRCCC4 .116949 .3217112432222 軸向力 NFFaa68.61261應由軸向固定的軸承來承受。aF4.垂直彎矩：截面 1 wM1 wMmNaRB58.32475.608 .5342 截面 wM wM mNCRC29.23375.2011243 5.水平彎矩：截面mNaRMBw3 .68075.6037.111981NaRdFMBaaw3 .14273 .68034468.6126211截面mNCRMCw77.6675.209 .32172111dFbFbaRMarBaw =11198.3734468.61265 .1016 .220525.162 =-66.77Nm6.合成彎矩：截面mNMMMwww38.33123.445817.10535222 mNMMMawwaw74.146329.203718517.10535222 截面mNMMMwww65.24223.445822.54424 22mNMMMawwaw65.24223.445822.54424 227.計算軸徑截面27 mmTMdWw603557 . 046.611170.109812107 . 0)(1033221截面 mmTMdWaw853557 . 046.611102.58879107 . 010332227.37.3 對截面進行校核對截面進行校核1.截面校核mmNMw331380mmNnPT1150000008 . 24 . 3105 .95105 .956633321600326032mmdW3432002mmWWT （由表 412 得）MPa3551 1 . 0齒輪軸的齒 1k472. 146. 160064060070046. 149. 1k （由表 4117 得）73. 0 （由表 4117 得）72. 0268. 1kk9 . 1kk47. 686.54355431TWTKWMKS 8 . 1SS1.828則 軸的強度滿足要求2. 如圖 7-1圖 7-1 主軸第八章第八章 軸承的選擇軸承的選擇8.18.1 滾動軸承選擇滾動軸承選擇. .1.根據撥盤的軸端直徑選取軸承，軸承承受的力主要為徑向力，因而采用深溝球軸承，選定為型號為 16008 的軸承,其中 16008 的技術參數為：d=40mm D=68mm B=9mm2. 16008 軸承的配合的選擇：軸承的精度等級為 D 級，內圈與軸的配合采用過盈配合,軸承內圈與軸的配合采用基孔制，由此軸的公差帶選用 k6,查表得在基本尺寸為 200mm 時，IT6DE 公差數值為 29um，此時軸得基本下偏差 ei=+0.017mm，則軸得尺寸為mm。外圈與殼體孔的配合采用基軸制，過渡配合，046. 0017. 040由此選用殼體孔公差帶為 M6，IT6基本尺寸為 68mm 時的公差數值為 0.032mm，孔的基本上偏差ES=-0.020，則孔的尺寸為mm。020. 0052. 068 29第九章第九章 總總 結結近兩個月的畢業(yè)設計終于結束了，通過這段日子的設計學習，自己的專業(yè)知識和獨立思考問題的能力有了很大的提高，對我走向社會從事本專業(yè)工作有著深遠的影響?，F在就此談談對本次畢業(yè)設計過程中的認識和體會。首先，我學會了查閱資料和獨立思考。我的課題是鋼筋校直機的設計。在設計過程中，真正體會到了實踐的重要性。我曾到建筑工地去參觀學習，了解現場環(huán)境和設備，真正從實際出發(fā)來考慮自己的設計。同時，廣泛深入圖書館，實事求是，認真查閱有關書籍資料，鍛煉了自己的分析問題、解決問題的能力。因是兩人合作項目，在設計時，也充分體會到了合作的重要性，培養(yǎng)了自己的團隊精神。不可否認，在這個過程中，也遇到不少困難，所幸的是得到了劉老師，招老師，陳老師的悉心指導，起到了點石成金的作用，大大啟發(fā)了我，使我能不斷前進。其次，認識到實踐的重要性。這次設計我做了很多重復工作、無用功，但是這些重復工作和無用功積累了設計經驗。同時也認識到設計不能只在腦子里想其結構、原理，必須進行實際操作。另外，也應從多個角度來思考問題的所在，嘗試其它的方法，以求找到最佳方法，因為即使想的很完美，但到實際的設計時會遇到很多想不到的實際問題。30致致 謝謝在設計中我們得到了李超老師和蔡師傅的大力支持和耐心指導，以及無錫市隨意建筑設備有限公司的幫助，在此設計即將結束之際，我表示衷心的感謝！在設計的過程中，也出現了一些客觀不足的問題，就是支架，減速器的箱蓋只能靠想象，不能根據實際的情況來作合適、客觀地修改，難免有些缺點和不足，由于諸多原因，本次設計存在一些不足和有待改善的地方，希望老師能夠看待。最后，衷心感謝李超老師的細心指導和教導，使我在大學里的最后一段時間里，學到了更多的知識。在此，我再次向所有在該設計中，向我們提供幫助的老師，同學和工人師傅致以最衷心的謝意！31參考文獻參考文獻1.吳宗澤主編。機械設計實用手冊。北京：化學工業(yè)出版社。2.江耕華，陳啟松主編。機械傳動手冊。北京：煤炭工業(yè)出版社。3. 機械化科學研究院編。實用機械設計手冊。北京：中國農業(yè)機械出版社。4.西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編。機械設計。北京：高等教育出版社。5.陳作模主編。機械原理。北京：高等教育出版社。6.王光銓主編。機床電力拖動與控制。北京：機械工業(yè)出版社7.馬曉湘，鐘均祥主編。畫法幾何及機械制圖。廣州：華南理工大學出版社。8.廖念針主編。互換性與測量技術基礎。北京：中國計量出版社。9. 實用機械電氣技術手冊機械工業(yè)出版社0.81.61.6圖5 小齒輪0.81.61.6圖5 小齒輪