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1、 本科毕业设计说明书（论文） 第 47 页 共 47 页1 引言钢筋切断机是建筑机械的一种，主要用于钢筋加工上。与其他切断机设备相比，具有重量轻、耗能少、上作可靠、效率高等特点，因此近年来逐步被建筑上地和小型轧钢)一般单位广泛采用，在国民经济建设中发挥了重要的作用。实现钢筋切断机的自动化控制对确保上程质量、提高施上效率、加快工程进度，降低工人劳动强度等具有重要意义。本课题主要研究钢筋切断机的设计，使其具有一定的实用性。目前，国内混凝土结构建筑工程广泛采用各种型号的钢筋切断机对钢筋进行定尺切断。根据钢筋切断机传动方式的不同将其分为机械式和液压式两种，其中机械式钢筋切断机是以电机带动机械装置产生驱
2、动力，驱动凸轮往复运动从而剪切钢筋:而液压式钢筋切断机是由液压系统提供动力，带动车刀往复运动从而剪切钢筋 新中国成立初期，建筑工程中钢筋加上技术非常落后，主要依靠手上或简单上具，劳动强度大、生产效率低、工程质量很难保证。太原重型机械学院机器)一是国内最早生产钢筋切断机的)一家之一。他们于1958年首先引进苏联的卧式钢筋切断机图纸，生产了国内第一台钢筋切断机。随后又于约1985年引进了日本立式切断机和德国卧式切断机，并在此基础上研制开发了GQ40, GQ50, GQ65等一系列开式、封闭式及半封闭式切断机。该系列的钢筋切断机均是采用机械轮剪进行切断的。此外沈阳建筑上程学院工厂、陕西渭南农业科技股
3、份有限公司、黑虎建筑机械公司等企业也生产过不同类型的机械式钢筋切断机。 目前国内的钢筋加上多以机械轮剪式切断为主。其工作过程基本为:电动机输出动力经带传动和二级齿轮传动减速后，带动曲轴旋转，曲轴推动连杆使滑块和动刀片在机座的滑道中作往复自线运动，使动刀片和定刀片相错而切断钢筋。近年来，我国在钢筋加上技术装备方面有了长足的进步，但产品的技术水平与国外先进水平相比，尚有以下几个方面的差距 (1)切断频率低 国内钢筋切断机每分钟切断次数一般28-31次，而国外的钢筋切断机每分钟切断次数为43 -51次，最高切断次数甚至可以达到每分钟61次。 (2)设计合理性较差 国内钢筋切断机的刀片采用单螺栓固定，
4、且厚度较薄，而国外切断机刀片采用双螺栓固定，因此导致刀片的受力和寿命等综合性能都较国外有一定差距。国外的钢筋切断机在细节上设计更为合理。例如日本立式切断机的偏心距较国内的大，但是更利于用户更换刀片，调整剪切角度。 (3)自动化水平不高 国内钢筋切断机的控制精度较低，不适合上工一化加工作业。而国外钢筋切断机的操作控制技术和计算机、电子技术的应用都处于较高水平，机电液一体化程度较高，可以工厂化生产建筑用各种形式的钢筋。如奥地利的EVG公司的产品通过触摸显示屏.IJ以自接编辑数据，山程序控制所需箍筋的形状和数量，能满足建设工程用各种形式钢筋。 (4)外观质量粗糙国内钢筋切断机的观感较差、整机性能不尽
5、如人意。而国外切断机的外罩采用一次性冲压成型，油漆经烤漆处理，色泽搭配美观大方。 从钢筋切断机械的发展趋势看，随着建筑设计与建筑施上技术的国际化，建筑工程设计与应用钢筋必将进入商品化供应时代，即根据建筑配筋表采购钢筋，钢筋加上山现场加上转成上)一化生产，商品化供应钢筋。而钢筋的上)一化生产就要求钢筋切断机必须实现自动控制一一钢筋自动送料，定尺后自动切断、落料。 同时国外的产品充分融合液压技术、机械技术、电子技术等，形成以机械为筋哥、液压为肌肉、电气为神经的机电液一体化综合控制技术，充分发挥各自的优势，体现综合最优驱动及控制能力。因此，钢筋切断机不但要求实现定长剪切的高精度控制，同时要求其具有相
6、对高的生产效率。所以，如何使钢筋切断机的机电液系统有机地高度集成，充分发挥各自优势，将是今后研究的主要方向。2立式钢筋切断机的总体设计2.1 题目的选取本次毕业设计的任务是卧式钢筋切断机的设计。要求切断钢筋的最大直径14mm，切断速度为30次/分。在设计中通过计算和考虑实际情况选则合适的结构及参数，从而达到设计要求，同时尽可能的降低成本，这也是一个综合运用所学专业知识的过程。毕业设计是对四年大学所学知识的一个总结，也是走上工作岗位前的一次模拟训练。2.2 钢筋切断机的基本结构传动方案简述：选择三级减速，先是一级带减速，再两级齿轮减速。首先采用一级带传动，因为它具有缓冲、吸振、运行平稳、噪声小、
7、合过载保护等优点，并安装张紧轮。然后采用两级齿轮减速，因为齿轮传动可用来传递空间任意两轴间的运动和动力，并具有功率范围大，传动效率高，传动比准确，使用寿命长，工作安全可靠等特点。动力由电动机输出,通过减速系统传动,把动力输入到执行机构。由于传动系统作 的是回转运动,而钢筋切断机的执行机构需要的直线往复运动,为了实现这种转换,可以采用曲柄滑块机构,盘行凸轮移动滚子从动件机构,齿轮齿条机构。考虑现实条件我决定采用曲柄滑块机构作为本机械的执行机构。考虑到工地上的机械需要经常变换地方，则本设计把切断机的整体尺寸减小，使结构紧凑，所以小齿轮都采用齿轮轴的形式。为了节能和减震，本设计运用了飞轮的优点。为使
8、飞轮的尺寸不致过大，需要把飞轮安装在高速轴上，但在实际设计中还要考虑安装飞轮轴的刚性和结构上的可能性等，本设计把飞轮安装在第二根轴上。其基本结构如图2.1 图2.1 结构简图3 电机选择3.1 曲柄滑块机构的设计曲柄滑块机构是铰链四杆机构的演化形式之一，它可将主动件的回转运动转化成从动的往返运动。为方便运算，本设计过程把曲柄滑块机构简化成图3.1 图3.1 曲柄滑块机构简图设曲柄长为a，连杆长为b，偏心距为e。由于切断的钢筋的最大直径为14，又不能使转矩过大，现假设a=20。为使在切断过程中的力最大，则使偏心距等于曲柄长。即e=20。根据四杆机构存在曲柄的条件a+e40mm当在AB位置时为切断
9、过程，OA,OB竖直夹角为20度。通过画图法可求出连杆长b70mm为保证机构的传力效果，应限制机构的压力角的传动角在某一范围内。且应使在最小传动角位置时，刚好处于工作阻力较小的空回行程中。由图3-1得曲柄要顺时针旋转，才满足滑块具有急回特性和最小传动角在空回行程的要求。3.2切断钢筋需用力计算为了保证钢筋的剪断，剪应力应超过材料的许应剪应力。即切断钢筋的条件为： 查资料可知45号钢筋的许用应力为：b=300 MPa,。又= b/n，对于塑性材料n=1.22.5.于是=300/1.8=167 MPa 由于本切断机切断的最大钢筋粗度为：mm。对于钢材，工程上常取=（0.750.8）。则=134 M
10、Pa则本机器的最小切断力为：取切断机的Q=21000N。3.3 功率计算由图可知，刀的速度小于曲轴处的线速度。则切断处的功率P：W 查表可知在传动过程中，带传动的效率为= 0.940.97； 二级齿轮减速器的效率为= 0.960.99； 滚动轴承的传动效率为= 0.940.98； 连杆传动的效率为= 0.810.88；滑动轴承的效率为由以上可知总的传动效率为:= 0.980.810.9630.9720.95=0.6277由此可知所选电机功率最小应为 w钢筋切断时，当刀切到钢筋直径的50%-65%时，钢筋就会断。则切断过程中需要的能量为W由于本方案在第二轴上装了飞轮，则切断的能量可以部分由飞轮和
11、带轮来提供。这样可以选用较小功率的原动机来拖动，进而达到减少投资及降低能耗的目的。这是因为飞轮有很大的转动惯量，要使其转速发生变化，就要较大的能量，当机械出现盈功时，飞轮轴的角速度只作微小的上升，即可将多余的能量吸收储存起来；而当机械出现亏功时，机械运转速度减慢，飞轮又可将其储存的能量释放，以弥补能量的不足，而其角速度只作小幅度的下降。选择的飞轮如图3.2图3.2 飞轮的尺寸 GA为轮缘的重量，D1，D2，和D分别为轮缘的外径，内径和平均直径。则惯性轮可以储存的能量为带轮和大齿轮同样可以储存能量，大带轮和齿轮如图 3.3 图3.3 带轮尺寸 大带轮可以储存的能量为飞轮和带轮储存的能量可以提供切
12、断所需要的能量所以我们可以选择小功率的电机。查手册并根据电机的工作环境和性质选取电机为：Y系列封闭式三相异步电动机，代号为Y100L1-4，输出功率为2.2kw，同步速度为1500r/min，满载转速为1430 r/min4. 传动结构设计4.1 基本传动数据计算4.1.1 分配传动比电动机型号为Y，额定转速为1500 r/min。a) 总传动比 b) 分配传动装置的传动比 上式中i0、i1分别为带传动与减速器（两级齿轮减速）,为了使减速部分的尺寸不致过大,可以选择大的带传动比。则初步取i0 =4，则减速器的传动比为 c) 分配减速器的各级传动比对于减速的多级传动,按照前小后大的原则分配传动比
13、有利于减轻减速部分的重量。则按展开式布置，取 i11=3，则i22=4.16。初取齿轮传动的齿数Z1=17，Z2=51，Z1=17，Z1=71则实际传动比 实际总传动比传动比误差传动比误差很小，可以选用所选参数。（注以下用i1代替i11，i2代替i22）4.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数1) 各轴的转速 轴 轴 轴 2) 各轴的输入功率电动机轴功率Pr和转矩Tr Pr=2.103kw 轴输入功率P1和转矩T1 轴输入功率P2和转矩T2轴输入功率P3和转矩T34.2 带传动设计 带传动是一种常见的机械传动形式，它由主、从动带轮和传动带组成。带传动的优点为：能缓冲、吸振、且运动平稳、噪声小，
14、并可通过增减带长适应不同的中心距要求。最主要的是可以起过载保护的作用。在本设计中选择V带作为一级传动。(1) 由设计可知：V带传动的功率为2.2kw，小带轮的转速为1500/min，大带轮的转速为375r/min。查表可知 工况系数取 KA=1.3 ，Pc=1.32.2=2.86kw。根据以上数值及小带轮的转速查相应图表选取A型V带。(2) 带轮基准直径：查阅相关手册选取小带轮基准直径为d1=75mm，则大带轮基准直径为d2=475=300mm(3) 验算带速vV在2-25m/s之间，满足带速要求(4)计算从动带轮基准直径d2i=4,取=0.02则d2=(1-)id2=(1-0.02)475=
15、294mm按带轮基准直径系列取d2=300mm实际传动比传动比误差一般允许误差5%，所选大带轮直径可用。(5) 中心矩、带的基准长度的确定。由式 0.55(d1+d2)a02(d1+d2) 可知： 0.55(75+300)a02(75+300) 得 206.25a0750初步确定中心矩为 a0=380mm根据相关公式初步计算带的基准长度： 查表选取带的长度为1400mm验算小带轮包角： (6) 确定带的根数： 查表知 p0=0.68 p1=0.17 ka=0.82 kl=0.96 则 取Z=5(7) 张紧力 查表 q=0.10kg/m (8) 作用在轴上的载荷： (9) 带轮结构与尺寸见图4.
16、1图4.1 带轮的结构与尺寸图4.3 齿轮传动设计4.3.1 第一级齿轮传动设计1)选材料、确定初步参数小齿轮：45钢淬火，平均取齿面硬度为48HRC大齿轮：45钢淬火，平均取齿面硬度为46HRC齿轮精度选为6级该对齿轮为硬齿面齿轮，先按齿根弯曲疲劳强度设计，再按齿面接触疲劳强度校核。2) 齿根弯曲疲劳强度设计 小齿轮转矩T=5.1104Nmm取小齿轮的齿数为17，则大齿轮的齿数为173=51由于是硬齿面齿轮，非对称安装，则取齿宽系数 d=0.5查相关手册可以得到下面数据使用系数 KA=1.35动载系数 Kv=1.025齿向载荷分布系数 K =1.46齿间载荷分布系数 K=1.2载荷系数K=
17、KA Kv KK=1.351.0251.461.2=2.424查相关手册可以得到下面数据小齿轮齿形系数 YFa1=4.53大齿轮齿形系数 YFa2=3.99小齿轮应力校正系数 Ysa1=1.52大齿轮应力校正系数 Ysa2=1.715重合度系数Y=0.708按公式计算弯曲疲劳许用应力F按应力图查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=457.1Mp计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数YN小齿轮应力循环次数N1=60n1rth=6037530000=6.75108大齿轮应力循环次数N2=60n2rth=6012530000=2.25108查相关手册，查的尺寸系数YX=1，YST=2弯曲强度用安全系数 SF=1.4
18、0比较，应按小齿轮的弯曲疲劳强度进行计算则取标准摸数mn=3中心距为大小齿轮分度圆直径，校核原假设的系数Kv齿轮的速度,查表得Kv=1.025，与原取值相同。齿宽,则取大齿轮宽25mm,小齿轮宽30mm3) 齿面接触疲劳强度校核查表的，弹性系数ZE=1，节点区域系数 Zh=2.49，重合度系数 Z=0.8876接触疲劳许用应力齿轮1接触强度极限应力 Hlim1=1150.0MP查表的接触疲劳强度计算的寿命系数ZN（允许有点蚀）查表得，工作硬化系数Zw=1.00接触疲劳强度安全系数SHmin=1.00将以上各值代入齿轮接触疲劳校核公式则接触疲劳强度安全4)第一对齿轮的主要数据如下传递功率 P=2
19、.00000 (kW)传递转矩 T=5.1104 (N.mm)齿轮1转速 n1=375 (r/min)齿轮2转速 n2=125.00000 (r/min)传动比 i=3.00000原动机载荷特性 SF=轻微振动工作机载荷特性 WF=轻微振动预定寿命 H=30000 (小时)布置与结构齿轮1布置形式 ConS1=对称布置齿轮2布置形式 ConS2=中间轴上两齿轮（异侧啮合）材料及热处理齿面啮合类型 GFace=硬齿面齿轮1材料及热处理 Met1=45齿轮1硬度 HRC=48齿轮2材料及热处理 Met2=45齿轮2硬度 HRC2=48齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=3端面模数 Mt=3.000
20、00齿轮1齿数 Z1=17齿轮1变位系数 X1=0.00齿轮1齿宽 B1=30 (mm)齿轮1齿宽系数 d1=1.17647齿轮2齿数 Z2=51齿轮2变位系数 X2=0.00齿轮2齿宽 B2=25 (mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.32680检查项目参数齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.02868齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.02500齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.02021齿轮1齿距极限偏差 fpt()1=0.01101齿轮1齿形公差 ff1=0.00859齿轮1一齿切向综合公差 fi1=0.01176齿轮1一齿径向综合公差 fi1=0.01551齿轮1齿向公差 F1=0.01
21、048齿轮1切向综合公差 Fi1=0.03727齿轮1径向综合公差 Fi1=0.03500齿轮1基节极限偏差 fpb()1=0.01035齿轮1螺旋线波度公差 ff1=0.01176齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx()1=0.01048齿轮1齿向公差 Fb1=0.01048齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01048齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00524齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.04406齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.17624齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.04506齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.03232齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.02476齿轮
22、2齿距极限偏差 fpt()2=0.01184齿轮2齿形公差 ff2=0.00939齿轮2一齿切向综合公差 fi2=0.01274齿轮2一齿径向综合公差 fi2=0.01668齿轮2齿向公差 F2=0.00500齿轮2切向综合公差 Fi2=0.05445齿轮2径向综合公差 Fi2=0.04524齿轮2基节极限偏差 fpb()2=0.01112齿轮2螺旋线波度公差 ff2=0.01274齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx()2=0.00500齿轮2齿向公差 Fb2=0.00500齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00500齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00250齿轮2齿厚上偏差 Eup
23、2=-0.04735齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.18941中心距极限偏差 fa()=0.016384.3.2 第二级齿轮传动设计1) 选材料、确定初步参数 小齿轮：45钢表面淬火，平均取齿面硬度为260HRC大齿轮：45钢调制，平均取齿面硬度为260HBS初选齿数 取小齿轮的齿数为17，则大齿轮的齿数为71齿数比即为传动比 2) 选择尺宽系数d和传动精度等级情况参照相关手册并根据以前学过的知识选取 d=0.5初估小齿轮直径d1=68mm齿轮圆周速度为： 参照手册选精度等级为7级。3) 计算小齿轮转矩T14) 确定重合度系数Z、Y：由公式可知重合度为则由手册中相应公式可知：5) 确定载荷系
24、数 KH 、KF确定使用系数 KA：查阅手册选取使用系数为KA=1.35确定动载系数Kv：查阅手册选取动载系数Kv=1.0155确定齿间载荷分布系数KHa、KFa：则 载荷系数KH、KF 的确定，由公式可知6) 齿面疲劳强度计算 确定许用应力H 总工作时间th，假设该弯曲机的寿命为10年，每年工作250天，每天工作12个小时，则： 应力循环次数 N1、N2寿命系数 Zn1、Zn2 接触疲劳极限取：hlim1=1150MPa、hlim2=560MPa安全系数取：Sh=1许用应力 h1、h2 弹性系数ZE 查阅机械设计手册可选取节点区域系数ZH查阅机械设计手册可选取ZH=2.49求所需小齿轮直径d
25、1 与初估大小基本相符。7) 确定中心距，模数等几何参数中心距a： 根据实际情况取a=176mm 模数m：由中心矩a及初选齿数Z1 、Z2得： 分度圆直径d1,d2 确定尺宽b取大齿轮尺宽为 b1=680.5=34mm取大齿轮齿宽为40小齿轮尺宽取 b2=45mm8) 齿根抗弯疲劳强度验算求许用弯曲应力 F 应力循环次数NF1、NF2 寿命系数Yn1、Yn2 ，查阅相关手册选取Yn1=1、Yn2=1 极限应力取：Flim1=342.75MPa、Flim2=235.5MPa 尺寸系数Yx：查阅机械设计手册选，取Yx=1.5 安全系数SF：参照表9-13，取SF=1.5 需用应力F1 、F2 由式
26、（9-20），许用弯曲应力 齿形系数YFa1、YFa2 由图9-19，取 YFa1=2.83 YFa2=2.28应力修正系数Ysa1、Ysa2 由图9-20，取 Ysa1=1.51 Ysa2=1.76校核齿根抗弯疲劳强度 由式（9-17），齿根弯曲应力 9) 齿轮计算的基本数据如下设计参数传递功率 P=1.84300 (kW)传递转矩 T=140.79046 (N.m)齿轮1转速 n1=125 (r/min)齿轮2转速 n2=30 (r/min)传动比 i=4.16667原动机载荷特性 SF=轻微振动工作机载荷特性 WF=轻微振动预定寿命 H=30000 (小时)布置与结构齿轮1布置形式 Co
27、nS1=中间轴上两齿轮（异侧啮合）齿轮2布置形式 ConS2=非对称布置（轴刚性较大）材料及热处理齿面啮合类型 GFace=软硬齿面齿轮1材料及热处理 Met1=45齿轮1硬度 HRC1=48齿轮2材料及热处理 Met2=45齿轮2硬度 HBS2=236齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=4端面模数 Mt=4.00000齿轮1齿数 Z1=17齿轮1变位系数 X1=0.00齿轮1齿宽 B1=45 (mm)齿轮1齿宽系数 d1=1.32353齿轮2齿数 Z2=71齿轮2变位系数 X2=0.00齿轮2齿宽 B2=40 (mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.28169总变位系数 Xsum=0.00000标
28、准中心距 A0=176.00000 (mm)实际中心距 A=176.00000 (mm)齿数比 U=4.17647端面重合度 =1.66222纵向重合度 =0.00000总重合度 =1.66222齿轮1分度圆直径 d1=68.00000 (mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=76.00000 (mm)齿轮1齿根圆直径 df1=58.00000 (mm)齿轮1齿顶高 ha1=4.00000 (mm)齿轮1齿根高 hf1=5.00000 (mm)齿轮1全齿高 h1=9.00000 (mm)齿轮1齿顶压力角 at1=32.777676 (度)齿轮2分度圆直径 d2=284.00000 (mm)齿轮2齿顶
29、圆直径 da2=292.00000 (mm)齿轮2齿根圆直径 df2=274.00000 (mm)齿轮2齿顶高 ha2=4.00000 (mm)齿轮2齿根高 hf2=5.00000 (mm)齿轮2全齿高 h2=9.00000 (mm)齿轮2齿顶压力角 at2=23.943286 (度)齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=6.27425 (mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=4.14504 (mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=5.54819 (mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=2.99023 (mm)齿轮1公法线跨齿数 K1=2齿轮1公法线长度 Wk1=18.66516 (mm)齿轮2分度圆弦齿厚 sh2
30、=6.28267 (mm)齿轮2分度圆弦齿高 hh2=4.03475 (mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=5.54819 (mm)齿轮2固定弦齿高 hch2=2.99023 (mm)齿轮2公法线跨齿数 K2=8齿轮2公法线长度 Wk2=92.54151 (mm)检查项目参数齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.04569齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.03876齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.02946齿轮1齿距极限偏差 fpt()1=0.01666齿轮1齿形公差 ff1=0.01285齿轮1一齿切向综合公差 fi1=0.01770齿轮1一齿径向综合公差 fi1=0.02358齿轮1齿向公
31、差 F1=0.01469齿轮1切向综合公差 Fi1=0.05854齿轮1径向综合公差 Fi1=0.05427齿轮1基节极限偏差 fpb()1=0.01565齿轮1螺旋线波度公差 ff1=0.01770齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx()1=0.01469齿轮1齿向公差 Fb1=0.01469齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01469齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00734齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.06662齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.26649齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.08398齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.05563齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=
32、0.03996齿轮2齿距极限偏差 fpt()2=0.01859齿轮2齿形公差 ff2=0.01555齿轮2一齿切向综合公差 fi2=0.02049齿轮2一齿径向综合公差 fi2=0.02627齿轮2齿向公差 F2=0.00630齿轮2切向综合公差 Fi2=0.09953齿轮2径向综合公差 Fi2=0.07788齿轮2基节极限偏差 fpb()2=0.01747齿轮2螺旋线波度公差 ff2=0.02049齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx()2=0.00630齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315齿轮2
33、齿厚上偏差 Eup2=-0.07437齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.29747中心距极限偏差 fa()=0.031204.4 轴的校核4.4.1 一轴的校核 轴直径的设计式 设计的轴的最小直径为20mm轴的强度计算1) 按当量弯矩法校核设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。如图4.2图 4.2 轴的受力转矩弯矩图 求作用在轴上的力由受力分析求轴承在水平方向对轴的力同理可求出垂直面的力 如表4.1表4.1 作用在轴上的力垂直面（Fv）水平面（Fh）轴承1=456N=1003N齿轮 2=728N轴承3=272N=1800N带轮4803N 求作用在轴上的弯矩如表
34、4.2表4.2 作用在轴上的弯矩垂直面（Mv）水平面（Mh）C截面N.mm合成弯矩B截面合成弯矩 确定可能的危险截面C、B如图4.2。并算出危险截面的当量弯矩如表4.3。表4.3截面的弯矩C截面B截面确定许用应力已知轴材料为45钢调质，查表得=650MPa。用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa。校核轴径如表4.4表4.4 验算轴径C截面B截面结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。2) 轴扭转刚度的计算所以扭转刚度足够4.4.2 二轴的校核轴直径的设计式 设计的轴的最小直径为25mm轴的强度计算1) 按当量弯矩法校核 设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩
35、图4.3。图4.3 轴的受力转矩弯矩图 求作用在轴上的力如表4.5表4.5 作用在轴上的力垂直面（Fv）水平面（Fh）轴承1=630N=1732N齿轮 1=728N齿轮2=1509N轴承3=151N=415N 求作用在轴上的弯矩如表4.6表4.6 作用在轴上的弯矩垂直面（Mv）水平面（Mh）C截面N.mm合成弯矩D截面合成弯矩作出当量弯矩图如图4.3，并确定可能的危险截面、如图2-a。并算出危险截面的当量弯矩如表4.7。表4.7截面的弯矩截面截面确定许用应力已知轴材料为45钢调质，查表得=650MPa。用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa。校核轴径如表4.8表4.8 验算轴径截面截面
36、结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。4.4.3 三轴的校核轴直径的设计公式 轴的刚度计算1) 按当量弯矩法校核设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图4.4图4.4 轴的受力弯矩转矩图 求作用在轴上的力如表4.9表4.9 作用在轴上的力垂直面（Fv）水平面（Fh）轴承1齿轮 =1233N轴承2曲轴21000N计算出弯矩如表4.10表4.10 轴上的弯矩垂直面（Mv）水平面（Mh）C截面N.mm合成弯矩D截面合成弯矩作出当量弯矩图如图4.4，并确定可能的危险截面C、D的弯矩如表4.11表4.11危险截面的弯矩C截面D截面确定许用应力已知轴材料为45钢调质，查表得=
37、650MPa。用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa校核轴径如表4.12表4.12 校核轴径C截面D截面结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。2) 轴的刚度计算所以轴的刚度足够4.5 键的校核1) 键的选择 键的类型应根据键联接的结构使用要求和工作状况来选择。选择时应考虑传递转拒的大小，联接的对中性要求，是否要求轴向固定，联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动及滑动距离长短，以及键在轴上的位置等。键的主要尺寸为其横截面尺寸(键宽b 键高h)与长度L。键的横截面尺寸bh 依轴的直径d由标准中选取。键的长度L一般可按轮毂的长度选定，即键长略短于轮毂长度，并应符合标准规定的长度系列。故根据以上所提
38、出的以及该机工作时的要求，故齿轮的传动应用B型普通平键。由于最后的大齿轮传递的转矩最大，则只对其上的键进行校核由设计手册查得：键宽 b=16mm 键高 h=10mm 键长 L=30mm2) 验算挤压强度.平键联接的失效形式有：对普通平键联接而言，其失效形式为键，轴，轮毂三者中较弱的工作表面被压溃。工程设计中，假定压力沿键长和键高均匀分布，可按平均挤压应力进行挤压强度或耐磨性的条件计算，即：静联接 式中 传递的转矩 轴的直径 键与轮毂的接触高度(mm)，一般取 键的接触长度(mm).圆头平键 许用挤压应力) 键的工作长度 挤压面高度 转矩 许用挤压应力，查表， 则 挤压应力 所以 此键是安全的。
39、附：键的材料：因为压溃和磨损是键联接的主要失效形式，所以键的材料要求有足够的硬度。国家标准规定，键用抗拉强度不低于的钢制造，如 45钢 Q275 等。4.6 轴承的校核 滚动轴承是又专业工厂生产的标准件。滚动轴承的类型、尺寸和公差等级均已制订有国家标准，在机械设计中只需根据工作条件选择合适的轴承类型、尺寸和公差等级等，并进行轴承的组合结构设计。4.6.1第一对轴承的校核1) 初选轴承型号 试选6206轴承，查GB281-1994，查得6206轴承的性能参数为： C=19500N Co=11500N (脂润滑)2) 寿命计算 由于则计算后一个轴承的寿命 3) 当量动载荷计算 由式 式中. (轻度冲击的运转)4) 计算轴承寿命 轴承代号：6207 轴承参数： 轴承内径：35 轴承外径：72 轴承宽度：17额定动载荷：19800额定静载荷：13500 极限转速：11000 润滑方式：脂润滑工作参数：径向载荷：1843轴向载荷：0使用寿命：12000工作转速：125接 触 角：0载荷系数：1.5计算结果：当量动载荷：2764.50当量静载荷：2764.50 计算寿命：489884.6.3 第三对轴承校核1) 初选轴承型号试选N210E轴承，查GB281-1994，查得N210E轴承的性能参数为： C=60800N