武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 1 武漢生物工程學院武漢生物工程學院 畢畢業業論論文文 設設計計 題題 目 目 建筑用鋼筋彎曲機 學學 生 生 操念波 系系 別 別 機電工程系 專業班級 專業班級 0909 機械設計制造本 1 指導教師 指導教師 嚴小黑 輔導教師 輔導教師 嚴小黑 時時 間 間 2012 年 4 月 10 日 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 I 目 錄 摘 要 II 關鍵詞 II ABSTRACT II KEYWORDS II 第一章引言 1 第二章 系統性能與參數及工作原理 2 第三章 彎矩計算與電動機選擇 3 第四章 V 帶傳動設計 4 4 1 V 帶輪的設計計算 4 第五章 齒輪的設計 7 5 1 圓柱齒輪的設計 7 5 1 1 選擇材料 7 5 1 2 按接觸強度進行初步設計 9 5 1 3 齒輪校核 10 5 2 第三級圓柱齒輪的設計 13 5 2 1 選擇材料 13 5 2 2 按接觸強度進行初步設計 13 5 2 3 校核齒輪 14 5 2 4 齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算 17 第六章 軸的設計 19 6 1 中間軸的設計 19 6 1 1 計算作用在軸上的力 19 6 1 2 計算支力和彎矩 19 6 1 3 對截面進行校核 21 6 2 主軸設計 23 6 2 1 計算作用在軸上的力 23 6 2 2 計算支力和彎矩 24 6 2 3 對截面進行校核 25 第七章 軸承的選擇 27 7 1 滾動軸承選擇 27 總 結 28 參考文獻 29 致謝 30 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 II 摘摘 要要 通過強度計算分析 認為現有 GW 40 彎曲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 40 鋼筋的彎曲加工 還可以升級為 GW 50 鋼筋彎曲機 GW40 型半自動鋼筋彎曲機適用于彎曲 6 40 毫米鋼筋之用 本機的傳動機構采用 全封閉式 變速桿換擋 可使工作盤得到兩種轉速 鋼筋的彎曲角度由工作盤側面的擋塊調節 機 械部分通過電器控制實現半自動 關鍵詞關鍵詞 鋼筋彎曲機 始彎矩 終彎矩 主軸扭矩 控制設備 Abstract Through the strength calculation and analysis that most of the parts of the existing GW 40 bending machine design margin larger volume need to change the individual parts and motor power can greatly improve the processing ability meet the bending Phi 40 steel Can also be upgraded to GW 50 reinforced bar bending machine GW40 semi automatic bending machine for bending 6 40 mm steel use transmission mechanism of this machine adopts a totally enclosed shift lever shift can make the work plate by two kinds of speed the bending angle of reinforced by the work plate side of the block adjustment the mechanical part of the electric control to achieve semi automati Key words Reinforcing steel bending machine bending moment at end of spindle torque control equipment 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 1 第一章第一章引言引言 我國工程建筑機械行業近幾年之所以能得到快速發展 一方面通過引進國外先進技術提升自身 產品檔次和國內勞動力成本低廉是一個原因 另一方面國家連續多年實施的積極的財政政策更是促 使行業增長的根本動因 受國家連續多年實施的積極財政政策的刺激 包括西部大開發 西氣東輸 西電東送 青藏鐵 路 房地產開發以及公路 道路 城市基礎設施建設等一大批依托工程項目的實施 這對于重大 建設項目裝備行業的工程建筑機械行業來說可謂是難得的機遇 因此整個行業的內需勢頭旺盛 同 時受我國加入 WTO 和國家鼓勵出口政策的激勵 工程建筑機械產品的出口形勢也明顯好轉 我國 建筑機械行業運行的基本環境 建筑機械行業運行的基本狀況 建筑機械行業創新 建筑機械行業 發展的政策環境 國內建筑機械公司與國外建筑機械公司的競爭力比較以及 2004 年我國建筑機械 行業發展的前景趨勢進行了深入透徹的分析 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 2 第二章 系統性能與參數及工作原理 GW40 型鋼筋彎曲機適用于建筑行業彎曲 6 40 鋼筋之用 本機工作程序簡單 彎曲形狀一致 調整簡單 操作方便 性能穩定 它能將 Q235 40 圓鋼 或 8 32 螺紋鋼筋彎曲成工程中所需要的各種形狀 彎曲鋼筋直徑 6 40mm 工作盤直徑 350mm 工作盤轉數7 轉 分 電動機 Y100L 4 3KW 外型尺寸 760 760 685 整機重量 4000kg 2 12 1 GW 40 彎曲機的工作框圖 見圖 2 1 圖 2 1 工作框圖 其中減 速 箱由軸 軸承和齒輪組成 2 22 2 GW 40 彎曲機的工作原理圖 見圖 2 2 電動機 帶 輪減 速 箱 控制設備 工作臺 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 3 圖圖 2 22 2 2 32 3 工作原理工作原理 GW 40 彎曲機的工作機構是一個在垂直軸上旋轉的水平工作圓盤 如圖所示 把鋼筋置于圖 中虛線位置 支承銷軸固定在機床上 中心銷軸和壓彎銷軸裝在工作圓盤上 圓盤回轉時便將鋼筋 彎曲 為了彎曲各種直徑的鋼筋 在工作盤上有幾個孔 用以插壓彎銷軸 也可相應地更換不同 直徑的中心銷軸 第三章第三章 彎矩計算與電動機選擇彎矩計算與電動機選擇 3 13 1 工作狀態工作狀態 1 鋼筋受力情況與計算有關的幾何尺寸標記圖 1 設鋼筋所需彎矩 Mt 式中 sinsin 0 LFr F 為撥斜柱對鋼筋的作用力 Fr為 F 的徑向分力 a 為 F 與鋼筋軸線夾角 當 Mt 一定 a 越大則撥斜柱及主軸徑向負荷越小 a arcos L1 Lo 一定 Lo越大 因此 彎 曲機的工作盤應加大直徑 增大撥斜柱中心到主軸中心距離 L0 GW 50 鋼筋彎曲機的工作盤設計 直徑 400mm 空間距 120mm L0 169 7 mm Ls 235 a 43 80 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 4 a 工作盤 2 中心柱套 3 撥料柱 4 擋料柱 5 鋼筋 6 插入座 117 45 圖 3 1 鋼筋受力情況 2 鋼筋彎曲機所需主軸扭矩及功率 按照鋼筋彎曲加工規范規定的彎曲半徑彎曲鋼筋 其彎曲部分的變形量均接近或過材料的額定 延伸率 鋼筋應力超過屈服極限產生塑性變形 3 23 2 材料達到屈服極限時的始彎矩材料達到屈服極限時的始彎矩 1 按 40 螺紋鋼筋公稱直徑計算 M0 K1W s式中 M0為始彎矩 W 為抗彎截面模數 K 1為截面系數 對圓截面 K 1 1 7 對于 25MnSi 螺紋鋼筋 M0 373 N mm2 則得出始彎矩 M0 3977 N m 2 鋼筋變形硬化后的終彎矩 鋼筋在塑性變形階段出現變形硬化 強化 產生變形硬化后的終彎矩 M K 1 K0 2Rx W s式中 K0為強化系數 K0 2 1 p 2 1 0 14 15 p為延伸率 25MnSi 的 p 14 Rx R d0 R 為彎心直徑 R 3 d0 則得出終彎矩 M 11850 N m 3 鋼筋彎曲所需距 Mt M0 M 2 K 8739 N m 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 N m 取較大者作為以下計 算依據 4 電動機功率 由功率扭矩關系公式 A0 T n 9550 2 9KW 考慮到部分機械效率 0 75 則電動機最大負 載功率 A A0 2 9 0 75 3 9 KW 電動機選用 Y 系列三相異步電動機 額定功率為 4 KW e A 額定轉速 1440r min e n 5 電動機的選擇 綜合以上等因素 最后覺定選用 Y112M 4 型電機 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 5 第四章第四章 v v 帶傳動設計帶傳動設計 4 14 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 1 n 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 16 個小時 min r 2 n min r 1 設計功率 根據工作情況由表 8 1 22 查得工況系數 1 2 P 1 24 4 8KW A K d P A K 2 選定帶型 根據 4 8KW 和轉速 1440 有圖 8 1 2 選定 A 型 d P 1 n min r 3 計算傳動比 2 8 2 1 n n 514 1440 4 小帶輪基準直徑 1d d 由表 8 1 12 和表 8 1 14 取小帶輪基準直徑 75mm 1d d 5 大帶輪的基準直徑 2d d 大帶輪的基準直徑 1 2d di 1d d 取彈性滑動率 0 02 1 2 8 205 8mm 2d di 1d d 02 0 1 75 實際傳動比 2 85i 1 1 2 d d d d 從動輪的實際轉速 505 26 2 n i n1 85 2 1440 min r 轉速誤差 1 7 514 26 505514 2 n 對于帶式輸送裝置 轉速誤差在范圍是可以的 5 6 帶速 5 62 100060 144075 100060 11 nd s m 7 初定軸間距 0 a 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 6 0 7 1d d 2d d2 0 a 1d d 2d d 0 7 75 205 75 205 2 0 a 196560 0 a 取 400mm 0 a 8 所需 v 帶基準長度 0d L 2 0d L 0 a 0 2 12 21 4 2a dd dd dd dd 2 4004 75205 20575 2 400 2 800 439 6 10 56 1250 16mm 查表 8 1 8 選取mmLd1250 9 實際軸間距 a 400mm 2 0 0 dd LL aa 10 小帶輪包角 1 1 0 180 012 3 57 a dd dd 00 62 18180 00 12038 161 11 單根 v 帶的基本額定功率 1 p 根據 75mm 和 1440由表 8 1 27 c 用內插法得 A 型 v 帶的 0 68KW 1d d 1 n min r 1 p 12 額定功率的增量 1 p 根據和由表 8 1 27 c 用內插法得 A 型 v 帶的 0 17KW min 1440 1 r n 85 2 i 1 p 13 V 帶的根數 Z Z L d kkpp p 11 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 7 根據查表 8 1 23 得 0 95 0 1 38 161 k 根據 1250mm 查表得 8 1 8 得 0 93 D L L k Z 6 38 L d kkpp p 11 93 0 95 0 17 0 68 0 8 4 取 Z 7 根 14 單根 V 帶的預緊力 0 F 500 由表 8 1 24 查得 A 型帶 m 0 10 0 F 2 1 5 2 m z p k d m kg 則 500 99 53N 0 F 2 1 5 2 m z p k d 15 壓軸力 Q F 2 1372N Q F 2 sin2 1 0 ZF 2 38 161 sin753 99 0 第五章第五章 齒輪的設計齒輪的設計 5 15 1 圓柱齒輪的設計圓柱齒輪的設計 5 1 15 1 1 選擇材料選擇材料 確定和及精度等級 limH limF 參考表 8 3 24 和表 8 3 25 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 8 3 8 d 中的 MQ 級 質量指標查得 1120Mpa 由圖 8 3 9 d 中的 MQ 級質量指標查得 limH limF FE1 FE2 700Mpa Flim1 Flim2 350 MPa 5 1 25 1 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 8 3 28 公式進行設計 a CmAa 1 3 2 1 H KT 1 m C 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 8 483 A K 1 7 mNT 1646 2 4 0 MPa H 1008 取mma175 mma200 2 確定模數 m 參考表 8 3 4 推薦表 m 0 007 0 02 a 1 4 4 取 m 3mm 3 確定齒數 z z 12 z 20 51 取 z 21 1 1 2 m a 15 5 3 2002 1 z z 5 521 115 5 取 z 116 21 2 4 計算主要的幾何尺寸 按表 8 3 5 進行計算 分度圓的直徑 d m z 321 63mm 11 d m z 3 116 348mm 22 齒頂圓直徑 d d 2h 63 23 69mm 1a1a d d 2h 348 23 353mm 2a2a 端面壓力角 0 20 基圓直徑 d dcos 63cos20 59 15mm 1b1 0 d d cos 348cos20 326 77mm 2b2 0 齒頂圓壓力角 arccos 31 02 1at 1 1 a b d d 0 arccos 22 63 2at 2 2 a b d d 0 端面重合度 z tg tg z tg tg a 2 1 1 1at 2 2at 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 9 1 9 齒寬系數 1 3 d 1 d b 63 80 縱向重合度 0 5 1 35 1 3 齒輪校核齒輪校核 1 校核齒面接觸強度 按表 8 3 15 校核 強度條件 H H 計算應力 ZZZZ Z 1H HBE 1 1 bd F KKKk t HHVA 2H 1H B D Z Z 式中 名義切向力 F 2005N t 1 1 2000 d T 63 17 632000 使用系數 K 1 由表 8 3 31 查取 A 動載系數 V K VA A 200 B 式中 V s m nd 7 1 100060 51417 63 100060 11 A 83 6 B 0 4 C 6 57 1 2 V K 齒向載荷分布系數 K 1 35 由表 8 3 32 按硬齒面齒輪 裝配時檢修調整 6 級精度 H K非對稱支稱公式計算 H 34 1 齒間載荷分配系數 由表 8 3 33 查取 0 1 H K 節點區域系數 1 5 由圖 8 3 11 查取 H Z 重合度的系數 由圖 8 3 12 查取 77 0 Z 螺旋角系數 由圖 8 3 13 查取 80 0 Z 彈性系數 由表 8 3 34 查取 MPaZE 8 189 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 10 單對齒嚙合系數 Z 1 B 2H 143 17MPa 8063 2005 5 5 15 5 0 135 1 05 1 180 0 77 0 8 1895 11 許用應力 H XWRVLNT H H ZZZZZZ S lim lim 式中 極限應力 1120MPa limH 最小安全系數 1 1 由表 8 3 35 查取 limH S 壽命系數 0 92 由圖 8 3 17 查取 NT Z 潤滑劑系數 1 05 由圖 8 3 19 查取 按油粘度等于 350 L Z s m 速度系數 0 96 按由圖 8 3 20 查取 V Z 7 1 s m 粗糙度系數 0 9 由圖 8 3 21 查取 R Z 齒面工作硬化系數 1 03 按齒面硬度 45HRC 由圖 8 3 22 查取 W Z 尺寸系數 1 由圖 8 3 23 查取 X Z 則 826MPa H 03 1 85 0 96 0 05 1 92 0 1 1 1120 滿足 H H 2 校核齒根的強度 按表 8 3 15 校核 強度條件 1F 1F 許用應力 1F FFVASaFa n t KKKKYYYY bm F 11 22 12 SF SF FF YY YY 式中 齒形系數 2 61 2 2 由圖 8 3 15 a 查取 1 F Y 2 F Y 應力修正系數 由圖 8 3 16 a 查取 6 1 1 Sa Y77 1 2 Sa Y 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 11 重合度系數 1 9 Y 螺旋角系數 1 0 由圖 8 3 14 查取 Y 齒向載荷分布系數 1 3 其中 N 0 94 按表 8 3 30 計算 F K N H K 齒間載荷分配系數 1 0 由表 8 3 33 查取 F K 則 94 8MPa 1F 88 3MPa 2F 1F 6 161 2 2 277 1 許用應力 按值較小齒輪校核 F XlTrelTNTST F F YYYYY S Re lim lim limF 式中 極限應力 350MPa limF 安全系數 1 25 按表 8 3 35 查取 limF S 應力修正系數 2 按表 8 3 30 查取 ST Y 壽命系數 0 9 按圖 8 3 18 查取 ST Y 齒根圓角敏感系數 0 97 按圖 8 3 25 查取 relT Y 齒根表面狀況系數 1 按圖 8 3 26 查取 lT YRe 尺寸系數 1 按圖 8 3 24 查取 X Y 則 F MPa48997 0 9 02 25 1 350 滿足 驗算結果安全 2F 1F F 5 1 45 1 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 GB10095 88 參考表 8 3 54 查取 2 確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值 參考表 8 3 58 查取 第 公差組檢驗切向 綜合公差 0 063 0 009 0 072mm 按表 8 3 69 計算 由表 8 3 60 表 8 1 i F 1 i F fP FF 3 59 查取 第 公差組檢驗齒切向綜合公差 0 6 0 6 0 009 0 011 1 i f 1 i f tpt ff 0 012mm 按表 8 3 69 計算 由表 8 3 59 查取 第 公差組檢驗齒向公差 0 012 由 F 表 8 3 61 查取 3 確定齒輪副的檢驗項目與公差值 參考表 8 3 58 選擇 對齒輪 檢驗公法線長度的偏差 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 12 按齒厚偏差的代號 KL 根據表 8 3 53m 的計算式求得齒厚的上偏差 12 w E ss E pt f 120 009 0 108mm 齒厚下偏差 16 160 009 0 144mm 公法線的平均長度上偏差 si E pt f cos 0 72sin 0 108cos 0 72 0 110mm 下偏差 WS E ss E T F 0 20 0 20sin36 0 a wi E cos 0 72sin 0 144cos 0 720 036sin 0 126mm 按表 8 3 19 及其 si E T F 0 20 0 20 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 kn W 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 8 3 110 0 126 0 652 87 f 65 查得 檢驗接觸斑點 由表 8 3 64 查得接觸斑點沿齒高不小于 40 沿齒長不小 f023 0 于 70 檢驗齒輪副的切向綜合公差 0 05 0 072 0 125mm 根據表 8 3 58 的表注 3 由表 ic F 8 3 69 表 8 3 59 及表 8 3 60 計算與查取 檢驗齒切向綜合公差 0 0228mm 根據 ic f 8 3 58 的表注 3 由表 8 3 69 表 8 3 59 計算與查取 對箱體 檢驗軸線的平行度公差 0 012mm 0 006mm 由表 8 3 63 查取 確定齒坯的精度要求按表 8 3 66 和 8 x f y f 3 67 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 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 5 25 2 第三級圓柱齒輪的設計第三級圓柱齒輪的設計 5 2 15 2 1 選擇材料選擇材料 1 確定 Hlim和 Flim及精度等級 參考表 8 3 24 和表 8 3 25 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 8 3 8 d 中的 MQ 級 質量指標查得 Hlim Hlim 1120Mpa 由圖 8 3 9 d 中的 MQ 級質量指標查得 FE1 FE2 700Mpa Flim1 Flim2 350 Mpa 5 2 25 2 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 8 3 28 公式進行設計 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 13 a CmAa 1 3 2 1 H KT 1 m C 483 A K 1 7 mNT 1646 2 4 0 MPa H 1008 6 則 a 325mm 取 a 400mm 2 確定模數 m 參考表 8 3 4 推薦表 m 0 007 0 02 a 2 8 8 取 m 4mm 3 確定齒數 z z 12 200 4 4002 21 zz z 28 取 z 28 1 1 2 m a 16 4 4002 1 z 172 取 z 172 22 4 計算主要的幾何尺寸 按表 8 3 5 進行計算 分度圓的直徑 d m z 428 112mm 11 d m z 688mm 22 1724 齒頂圓直徑 d d 2h 112 24 120mm 1a1a d d 2h 688 24 696mm 2a2a 齒根圓直徑 mmmmzd f 1025 2 11 mmmmzd f 6785 2 22 端面壓力角 0 20 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 14 基圓直徑 d dcos 112cos20 107 16mm 1b1 0 d d cos 688cos20 646 72mm 2b2 0 齒頂圓壓力角 arccos 1at 1 1 a b d d 0 7 26 arccos 2at 2 2 a b d d 0 6 21 端面重合度 z tg tg z tg tg a 2 1 1 1at 2 2at 1 15 齒寬系數 1 3 d 1 d b 63 80 齒寬 mmab1604004 0 縱向重合度 0 5 2 35 2 3 校核齒輪校核齒輪 1 校核齒面接觸強度 按表 8 3 30 校核 強度條件 H H 計算應力 ZZZZ Z 1H HBE 1 1 bd F KKKk t HHVA 2H 1H B D Z Z 式中 名義切向力 F 34107N t 1 1 2000 d T 63 19102000 使用系數 K 1 由表 8 3 31 查取 A 動載系數 V K VA A 200 B 式中 V s m nd 09 0 100060 17112 100060 11 A 83 6 B 0 4 C 6 57 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 15 1 05 V K 齒向載荷分布系數 K 1 35 由表 8 3 32 按硬齒面齒輪 裝配時檢修調 6 級精度 K H 非對稱支稱公式計算 H 34 1 齒間載荷分配系數 由表 8 3 33 查取 0 1 H K 節點區域系數 1 5 由圖 8 3 11 查取 H Z 重合度的系數 由圖 8 3 12 查取 93 0 Z 螺旋角系數 由圖 8 3 13 查取 80 0 Z 彈性系數 由表 8 3 34 查取 MPaZE 8 189 單對齒齒合系數 Z 1 B 1H 2H 301 42MPa 8063 2005 5 5 15 5 0 135 1 05 1 180 0 77 0 8 1895 11 許用應力 H XWRVLNT H H ZZZZZZ S lim lim 式中 極限應力 1120MPa limH 最小安全系數 1 1 由表 8 3 35 查取 limH S 壽命系數 0 92 由圖 8 3 17 查取 NT Z 潤滑劑系數 1 05 由圖 8 3 19 查取 按油粘度等于 350 L Z s m 速度系數 0 96 按由圖 8 3 20 查取 V Z 7 1 s m 粗糙度系數 0 9 由圖 8 3 21 查取 R Z 齒面工作硬化系數 1 03 按齒面硬度 45HRC 由圖 8 3 22 查取 W Z 尺寸系數 1 由圖 8 3 23 查取 X Z 則 826MPa H 03 1 85 0 96 0 05 1 92 0 1 1 1120 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 16 滿足 H H 2 校核齒根的強度 按表 8 3 15 校核 強度條件 1F 1F 許用應力 1F FFVASaFa n t KKKKYYYY bm F 11 22 12 SF SF FF YY YY 式中 齒形系數 2 61 2 2 由圖 8 3 15 a 查取 1 F Y 2 F Y 應力修正系數 由圖 8 3 16 a 查取 6 1 1 Sa Y77 1 2 Sa Y 重合度系數 1 9 Y 螺旋角系數 1 0 由圖 8 3 14 查取 Y 齒向載荷分布系數 1 3 其中 N 0 94 按表 8 3 30 計算 F K N H K 齒間載荷分配系數 1 0 由表 8 3 33 查取 F K 則 94 8MPa 1F 88 3MPa 2F 1F 6 161 2 2 277 1 許用應力 按值較小齒輪校核 F XlTrelTNTST F F YYYYY S Re lim lim limF 式中 極限應力 350MPa limF 安全系數 1 25 按表 8 3 35 查取 limF S 應力修正系數 2 按表 8 3 30 查取 ST Y 壽命系數 0 9 按圖 8 3 18 查取 ST Y 齒根圓角敏感系數 0 97 按圖 8 3 25 查取 relT Y 齒根表面狀況系數 1 按圖 8 3 26 查取 lT YRe 尺寸系數 1 按圖 8 3 24 查取 X Y 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 17 則 F MPa48997 0 9 02 25 1 350 滿足 驗算結果安全 2F 1F F 5 2 45 2 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 GB10095 88 參考表 8 3 54 查取 2 確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值 參考表 8 3 58 查取 第 公差組檢驗切向綜合公差 0 063 0 009 0 072mm 按表 1 i F 1 i F fP FF 8 3 69 計算 由表 8 3 60 表 8 3 59 查取 第 公差組檢驗齒切向綜合公差 0 6 0 6 0 009 0 011 1 i f 1 i f tpt ff 0 012mm 按表 8 3 69 計算 由表 8 3 59 查取 第 公差組檢驗齒向公差 0 012 由表 8 3 61 查取 F 3 確定齒輪副的檢驗項目與公差值 參考表 8 3 58 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 8 3 53 的 w E 計算式求得齒厚的上偏差 12 12 ss E pt f 0 009 0 108mm 齒厚下偏差 16 160 009 0 144mm 公法線的平均 si E pt f 長度上偏差 cos 0 72sin 0 108cos 0 72 WS E ss E T F 0 20 0 110mm 下偏差 cos 0 72sin 0 20sin36 0 a wi E si E T F 0 144cos 0 720 036sin 0 126mm 按表 8 3 19 及其表注說明求得 0 20 0 20 公法線長度 87 652 跨齒數 K 10 則公法線長度偏差可表示為 kn W 對齒輪傳動 檢驗中心距極限偏差 根據中心距 a 200mm 由表 110 0 126 0 652 87 f 查得 8 3 65 查得 檢驗接觸斑點 由表 8 3 64 查得接觸斑點沿齒 f023 0 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 8 3 58 的表注 3 由表 8 3 69 表 3 59 ic F 及表 8 3 60 計算與查取 檢驗齒切向綜合公差 0 0228mm 根據 8 3 58 ic f 的表注 3 由表 8 3 69 表 8 3 59 計算與查取 對箱體 檢驗軸線的平行度 公差 0 012mm 0 006mm 由表 8 3 63 查取 x f y f 4 確定齒坯的精度要求按表 8 3 66 和 8 3 67 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 齒輪工作圖如下 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 18 圖 5 1 第六章第六章 軸的設計軸的設計 6 16 1 中間軸的設計中間軸的設計 6 1 16 1 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 1 F 1 F 1 2 d T N 8 1995 5 93 3472 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 19 徑向力 1r F 1r FNtgF72636 0 8 1995 01 軸向力 11 FFa 小輪的受力 圓周力 2 F 2 FN d T 11024 63 34722 2 徑向力 2r F 2r FNtgF396836 0 11024 02 軸向力 2a F 2a F 2 F 6 1 26 1 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 N l cFcbF 6262 213 2611024143 8 1995 21 N l aFbaF Rc68420 213 5 49 8 1995 5 11611024 12 2 水平面中的支反力 l cbFdFcFdF R rarfa B 5 05 0 122211 213 143720315110242003968174 8 1995 2752 3N l dFaFdFbaF R farfar c 111222 5 05 0 213 174 8 1995350726 5 3111024 5 1663968 261N 3 支點的合力 B R C R B RNRRB B 684027526262 22 2 2 NRRRCC C 68282616824 22 2 2 軸向力 NFFF aaa 2 90288 199511024 12 應由軸向固定的軸承來承受 a F 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 20 4 垂直彎矩 截面 1 w M 1 w MmNaR B 4 751 5 496262 截面 wM wM mNCRC 4 1368266842 5 水平彎矩 截面 mNaRMBw 27 330 5 49 3 2752 1 NaR d FMB a aw86 1627 330174 8 1995 2 1 1 截面 mNCRMCw 2 52200261 2 1 11 d FbFbaRM ar B aw 27521741995117726 5 166 504Nm 5 合成彎矩 截面 mNMMM w w w 30 820108900564001 2 2 mNMMMaww aw 75282 16 4 751 22 2 2 截面 mNMMMw ww 9 1368 2 52 4 1368 22 2 2 mNMMMaw waw 8 1457504 4 1368 22 2 2 6 計算軸徑 截面 mm TM d W w 58 3557 0 58 1050567240010 7 0 10 3 3 2 2 1 截面 mm TM d W aw 74 3557 0 58 10505 9 136810 7 0 10 3 2 3 22 2 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 21 52 100 213 174 31 5 Fr2 2 a2 a1 1 r1 軸的受力和結構尺寸簡圖 圖 6 1 6 1 36 1 3 對截面進行校核對截面進行校核 1 截面 校核 mmNMw 82030 mmN n P T 347272 5 93 4 310 5 95 10 5 95 6 6 3 33 19145 32 58 32 mm d W 3 382902mmWWT 由表 4 1 2 得 MPa355 1 1 0 齒輪軸的齒 1 k 472 1 46 1 600640 600700 46 1 49 1 k 由表 4 1 17 得 73 0 由表 4 1 17 得 72 0 268 1 k k 9 1 k k 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 22 78 54 92 1212 29 355 4 3 1 T W T K W M K S 8 1 S S 1 8 則 軸的強度滿足要求 2 截面 校核 mmNMw 136890 mmN n P T 347272 5 93 4 310 5 95 10 5 95 6 6 3 33 6 39762 32 74 32 mm d W 3 21 795252mmWWT 由表 4 1 2 得 MPa355 1 1 0 齒輪軸的齒 1 k 472 1 46 1 600640 600700 46 1 49 1 k 由表 4 1 17 得 81 0 由表 4 1 17 得 76 0 110 3 k k 271 2 k k 119 76 7 152 1 355 4 3 1 T W T K W M K S 8 1 S S 1 8 則 軸的強度滿足要求 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 23 3 如下圖 圖 6 2 6 26 2 主軸設計主軸設計 6 2 16 2 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 10537 9 2 2 39550 圓周力 1 F 1 F 1 2 d T N68 6126 344 9 105372 徑向力 1r F 1r FNtgF 6 220536 0 68 6126 01 軸向力 11 FFa 2 工作盤的合彎矩 Mt M0 M 2 K 8739 N m 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 N m 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 與鋼筋 sinsin 0 LFr 軸線夾角 0 8 43 mmL 7 169 0 則 NFr10816 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 24 工作盤的扭矩 mNLFT r 1 1270496 0 7 16910816sin 02 所以 T 齒輪能夠帶動工作盤轉動 2 T 6 2 26 2 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 N l cFcbF 8 5342 183 75 201102425 12268 6126 21 N l aFbaF Rc11243 183 75 6068 6126 5 16210372 12 2 水平面中的支反力 l cbFcFdF R rrfa B 5 0 1211 183 25 122 6 220575 201018634468 6126 11198 37N l dFaFdFbaF R farfar c 111222 5 05 0 183 34468 612675 60 6 220525 16210186 3217 9N 3 支點的合力 B R C R B RNRRB B 6 1240737 11198 8 5342 22 2 2 NRRRCC C 4 11694 9 321711243 22 2 2 軸向力 NFF aa 68 6126 1 應由軸向固定的軸承來承受 a F 4 垂直彎矩 截面 1 w M 1 w MmNaR B 58 32475 60 8 5342 截面 wM wM mNCRC 29 23375 2011243 5 水平彎矩 截面 mNaRMBw 3 68075 6037 11198 1 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 25 NaR d FMB a aw 3 1427 3 68034468 6126 2 1 1 截面 mNCRMCw 77 6675 20 9 3217 2 1 11 d FbFbaRM ar B aw 11198 3734468 61265 101 6 220525 162 66 77Nm 6 合成彎矩 截面 mNMMM w w w 38 33123 445817 105352 2 2 mNMMMaww aw 74 146329 203718517 105352 2 2 截面 mNMMMw ww 65 24223 445822 54424 2 2 mNMMMaw waw 65 24223 445822 54424 2 2 7 計算軸徑 截面 mm TM d W w 60 3557 0 46 611170 10981210 7 0 10 3 3 2 2 1 截面 mm TM d W aw 85 3557 0 46 611102 5887910 7 0 10 33 22 2 6 2 36 2 3 對截面進行校核對截面進行校核 1 截面 校核 mmNMw 331380 mmN n P T 115000000 8 2 4 310 5 95 10 5 95 6 6 3 33 21600 32 60 32 mm d W 3 432002mmWWT 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 26 由表 4 1 2 得 MPa355 1 1 0 齒輪軸的齒 1 k 472 1 46 1 600640 600700 46 1 49 1 k 由表 4 1 17 得 73 0 由表 4 1 17 得 72 0 268 1 k k 9 1 k k 47 6 86 54 355 4 3 1 T W T K W M K S 8 1 S S 1 8 則 軸的強度滿足要求 2 如下圖 圖圖 6 3 武漢生物工程學院本科畢業論文 設計 27 第七章第七章 軸承的選擇軸承的選擇 7 17 1 滾動軸承選擇滾動軸承