GQ65型鋼筋切斷機（閉式）的設計

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GQ65型鋼筋切斷機（閉式）的設計 前 言 本文是關于鋼筋切斷機的設計。鋼筋切斷機是鋼筋加工必不可少的設備之一，它主要用于房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切斷。鋼筋切斷機與其他切斷設備相比，具有重量輕、能耗少、工作可靠、效率高等特點，因此近年來來逐步被機械加工和小型軋鋼廠等廣泛采用，在國民經濟建設的各個領域發(fā)揮了重要的作用。 太原重機學院機器廠是最早生產鋼筋切斷機的廠家之一，1958年首先引進蘇聯(lián)的臥式鋼筋切斷機圖紙，開始生產了全國第一臺鋼筋切斷機，現(xiàn)生產的GQ40A型就是其改進行。原機型體積較大，重1000多kg，電機功率7.5kW,是標準的傻大粗產品；經改進現(xiàn)降為720kg、4kW。 1982年設計出GQ40BⅡ型鋼筋切斷機，在曲軸大齒輪處裝上剛性轉鍵離合器，用腳踏操縱機構控制切斷，同時裝上擋料和送料裝置，填補了國內切斷機多年來沒有離合器的空白。 1988年陸續(xù)推出了全封閉系列GQ32A，GQ40D，GQ50A鋼筋切斷機，它們的共同特點：三軸三級齒輪減速傳動，帶有離合器機構，結構新穎，體積小，全封閉飛濺潤滑，潤滑簡單，可靠省事。全封閉機型的相繼面世將切斷機的發(fā)展向前推進了一步，由于全國很多廠家仿效，測繪，生產，從而市場上出現(xiàn)開式和閉式并舉的局面。封閉式切斷機在實際使用中，逐漸暴露出一些問題和弱點：①工位較低，不符合人機工程學；②上下開蓋式箱體結構，箱體受力不合理，加工密封較困難；③維修保養(yǎng)較困難。因此到1999年9月相繼推出GQ40F，GQ50B，GQ65A半開半封閉系列切斷機，其特點：①機身加高，便于作業(yè)，符合人機工程；②離合器及其操縱機構均在箱體外，維修拆裝省時方便；③曲軸支承跨距縮短，受力好，變形小，一些廠家也開始獨立生產，在幾年時間內由20幾家猛增到三四百家，全年高了齒輪和軸承的使用壽命；④刀片加厚雙螺栓固定，刀片的壽命顯著提高。與全開式，全封閉式機型比較，其綜合性能提高了，用戶反映良好，我們認為這種機型是今后一段時間內發(fā)展的趨勢。 1選題背景 1.1題目來源及類型 題目名稱：GQ65型鋼筋切斷機（閉式）設計 題目來源：生產實際 題目類別：專題研究 1.2研究目的和意義 隨著我國經濟建設的迅猛發(fā)展，建筑市場呈現(xiàn)出前所未有的喜人景象。作為建筑工程中重要材料的鋼筋需求量猛增，有力的拉動了鋼筋切斷機的市場需求。由于我國還是一個發(fā)展中國家，與先進的國家還錯在這一定的差距，因此大部分鋼筋廠還是依靠手工操作，勞動強度大，材料消耗量多，現(xiàn)場運輸工作量大。 改革開放以來，我國大型建筑越來越多，所使用的鋼筋材質逐步由低強度向高強度過渡，螺紋鋼筋大量使用。特別是由于大中型城市交通擁擠，車輛堵塞，平面交叉路面向立體交叉模式過渡。則需要大量φ50以上高強度螺紋鋼投入使用。因此，80年代以前按A3鋼，直徑是40mm的鋼筋為參數(shù)設計和制造的鋼筋切斷機已不能滿足現(xiàn)在的需求。 鋼筋切斷機是鋼筋加工必不可少的設備之一，它主要用于房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切斷。鋼筋切斷機與其他切斷設備相比，具有重量輕、能耗少、工作可靠、效率高等特點，因此近年來來逐步被機械加工和小型軋鋼廠等廣泛采用，在國民經濟建設的各個領域發(fā)揮了重要的作用。 目前，我國建筑業(yè)施工現(xiàn)場及專業(yè)鋼筋加工車間，越來越需要一種體積小、重量輕、方便、節(jié)能、安裝簡捷、自動化程度高、同步性能好、安全可靠、操作維修簡單的鋼筋切斷機。 2總體設計方案的確定 2.1總體構思 剪切材料的材質強度高，直徑越大，需剪切力越大，這是設計GQ65切斷機的關鍵，在滿足零件強度的情況下，應重點考慮飛輪的轉速降，因為飛輪轉速的高低直接影響剪切力。按標準要求，飛輪的轉速降不易大于20％，才能減少電機的啟動負荷，而不使電機發(fā)熱和燒壞，飛輪的轉速降經過測試及理論分析證明，如果高于20％，剪切力就明顯下降。 采用雙邊飛輪，同時提高飛輪的慣性矩，這樣可以提高整機的平衡性，和動能的儲存能力，還可以增大切斷機的剪切能力。 在傳動形式上，我們采用傳統(tǒng)的齒輪減速，采用3級減速，增加總速比，降低剪切次數(shù)，充分發(fā)揮飛輪動能，提高剪切力。在軸承裝配形式上，除了曲軸采用滑動軸承提高耐壓力外，其余各軸承采用滾動軸承，減少摩擦，從而減少功耗，提高機械效率。 2.1.1性能參數(shù) 切斷鋼筋直徑（mm） 60 鋼筋抗拉強度（Mpa） 450 兩刀刃的最大開口距（mm） 70 剪切次數(shù)（次/分） 28 傳動比 104 電機功率（kw） 7.5 電機轉速（r/min） 2900 曲柄偏心距（mm） 26 飛輪轉速（r/min） 1136 飛輪轉動慣量 7 2.1.2基本結構 該機由電機1，機體2，剪切系統(tǒng)3，變速傳動系統(tǒng)4等組成。 (1) 機體 機體為箱式球鑄結構，比鋼板焊接結構內應力小，工藝性好，裝配簡單方便，成本低，整機密封性能好，不漏油等優(yōu)點。 (2) 剪切系統(tǒng) 剪切機構由曲柄1，連桿2，刀座3，動刀片，等組成。未工作時。曲柄停止在后始點位置，保證固定刀片和活動刀片之間的最大開口度，在剪切后位。連桿的另一端孔裝配在曲軸的曲柄上，當曲柄轉動時，連桿上下擺動，推動動刀片往復運動。 (3) 變速傳動系統(tǒng) 傳動系統(tǒng)如圖1示，該傳動機構位置少，結構緊湊，相應的箱體尺寸也減小。特別時在輸入軸的兩端裝著大皮帶輪和飛輪，重心低，整機穩(wěn)定性好。其中齒輪還能甩油作用，使得箱內潤滑油飛濺各部，使軸承及齒輪得到充分潤滑，延長軸承使用壽命和提高齒面的接觸強度。最后一級齒輪（曲軸齒輪），模數(shù)大，齒數(shù)多，主要時增加齒輪力矩和承載能力，保證在剪切鋼筋時，不會使齒部斷裂。為了檢修方便，機體上的偏心軸孔大于曲軸的最大直徑，這樣裝配時才能順利穿越機體、連桿及大齒輪中心孔。機體上的潤滑軸承最后裝配上蓋，這樣裝配檢修特別方便，減輕工人的勞動強度。 圖1 1.電機 5.連桿 2.皮帶輪 6.動刀 3.傳動齒輪 7.定刀 4.偏心軸 3 電動機的選擇 根據(jù)所給的原始數(shù)據(jù)中得額定功率為7.5kw，轉速2900轉/分，選用型號為Y132S2-2。效率高，耗電少，性能好，噪聲低，震動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便。為B級絕緣。結構為全封閉，自扇冷式，能防止灰塵、鐵屑、雜物侵入電動機內部。冷卻方式是IC411。適用于灰塵多、土揚水濺的場合，為一般用途電動機。 型號及含義：Y132S2-2 Y—異步電動機 132—中心高（mm） S2—機座長（短機座，2號鐵心長） 2—極數(shù) 表1 電動機的型號 額定功率（/kw） 電動機型號 同步轉速（r/min） 額定電壓（V） 效率 功率因數(shù) 7.5 Y132S2-2 2900 380 86.2% 0.88 4 機械傳動系統(tǒng)的設計計算 4.1鋼筋切斷過程受力分析 如圖2所示，切斷機所受負荷屬于沖擊負荷，即在一個切斷周期內，鋼筋變形阻力很大，而作用時間很短。（1）當滑切位移時，無鋼筋變形阻力，此時，電機只需克服很小的摩擦阻力。故出現(xiàn)盈功，使飛輪轉數(shù)上升，動能增加。（2）當滑切位移電機能量大于鋼筋變形阻力。因此，剪切鋼筋的沖切力僅靠電機提供，飛輪不需要作用。這樣迫使鋼筋沿受剪切面發(fā)生相對錯動。（3）當時，電機提供的沖切力等于鋼筋變形阻力，在沖切力的作用下，迫使鋼筋沿受力面繼續(xù)發(fā)生錯動，直到形成圖2中的剪切區(qū)。（4）當時，電機能量小于鋼筋變形阻力，因此，出現(xiàn)虧功，飛輪速度下降，釋放能量，從而幫助電機克服鋼筋的變形阻力。這樣迫使鋼筋面產生塑性變形，形成圖2中的塑變區(qū)。（5）當時，鋼筋變形阻力達到峰值，此時鋼筋受剪面的塑性變形達到極限狀態(tài)，最后發(fā)生塑性斷裂，從而，完成鋼筋的切斷。 擬定鋼筋剪切到一半時斷裂，所以剪切面積S 已知鋼筋的極限剪切應力為： 故，鋼筋的最大剪切力為： 圖2 4.2 曲柄連桿機構的受力分析 如圖3所示，鋼筋的最大剪切力為F＝2.339105N，可以計算出凸輪軸上的扭矩M0： 圖3 已知：鋼筋[τs]＝141Mpa，取連桿系數(shù)λ＝0.1，即 故，，其中，L時連桿長度。 所以， 故，α＝39.6147。 所以β＝3.6558 它的受力圖，如圖4所示： 圖4 凸輪軸上的扭矩 4.3第三級齒輪傳動 由于鋼精切斷機的鋼筋切斷機的齒輪承受的載荷較重，為了提高齒輪的承載能力，縮小機器的傳動部分的外形尺寸，采用了ξc＞0的角變位齒輪傳動，并按耐磨損性能最有利的條件來選用變位系數(shù)（資料【1】參考表3-27）。 4.3.1選擇齒數(shù)和確定變位系數(shù) 按表3-27，選用變位系數(shù)，需要知道大、小齒輪的齒數(shù)，預選取Z1＝20，Z2＝i Z1＝2.6820＝53.6 取Z2＝54 參考表3-27選用變位系數(shù)為： ξ1＝+0.73 ξ2＝+1.15 4.3.2.按彎曲強度計算模數(shù) （1）初步擬定，齒面硬度HB＜350，查圖3-56得 Kj＝1.25； （2）初步擬定齒輪圓周速度在1～2m/s之間，采用直齒圓柱齒輪，7級精度，HB＜350。查表3-22得Kd＝1.2； （3）M2＝3.981106Nmm＝4.062104Kgcm； （4）,初步?。?5； （5）查齒形系數(shù)Y：小齒輪為主動，查圖3-52得：Y1=0.554;大齒輪為從動，查圖3-53得Y2=0.54； （6）選用材料，選取[σw]。小齒輪采用40Cr，調質處理；大齒輪用ZG45，調質處理。查表3-23，選取[σw]1=2750公斤/厘米2， [σw]2=2200公斤/厘米2； （7）從Y[σw]判斷按那一個齒輪計算模數(shù)： Y1[σw]1=0.5542750=1523.5 Y2[σw]2=0.542200=1188 由于Y2[σw]2＜Y1[σw]1，所以應按大齒輪計算； （8）將有關數(shù)據(jù)代入公式（厘米）得： m=(厘米)； （9）取標準值m=6毫米； （10）校核初步擬定的數(shù)據(jù)： B=m=156=90毫米，實際取100毫米 d1= mZ1=206=120毫米 ，與原擬定符合。 米/秒，與原擬定符合。 4.3.3.校核超載時的表面接觸應力 （1）M2=4.062104公斤厘米； （2）i=2.68； （3）Kj=1.25； （4) Kd=1.2； （5) Kc=1.25； （6）B=100毫米； （7）m=6毫米； （8）Z2=54； （9）α： 查表3-4得α=2552′； （10）[σjmax]＝17600公斤/厘米2 4.3.4.校核滾刀切刃長度 只校核大齒輪： 由ξ0＝0.0508，查表3－4得σ0=0.00649，故 ； De2=6（54+21+21.15-20.24013）≈346.92毫米； df2=654=324毫米； 要求滾刀切刃長度大于64毫米 4.3.5.確定齒寬 B2按前面得計算取100，B1取110毫米 4.3.6.工作圖上要標注的尺寸計算 （1）分度圓直徑 df1＝mZ1＝620＝120毫米 df2＝mZ2＝654＝324毫米 （2）齒頂圓直徑 4.3.7.工作圖上標注精度符號 查表3-7，采用9-Dc 4.3.8.標注檢查項目 （1）公法線長度核跨齒數(shù)n： 小齒輪： 查圖3-43，得n1＝4 查表3-9，K1＝10.3325 查表3-10，K3＝0.2801 查表3-11，因為ξ1m=0.736=4.38，從ξm=4.38查出2ξ1msinα0＝2.9755所以L＝6（10.3325＋0.2801）+2.9755≈66.65 查表3-16，ΔmL=0.14毫米,δL=0.07毫米； 圖上標注為： 大齒輪： 查圖3-43，得n1＝9 查表3-9，K1＝25.0931 查表3-10，K3＝0.7563 查表3-11，因為ξ1m=1.156=6.9，從ξm=6.9查出2ξ1msinα0＝4.7198所以L＝6（25.0931＋0.7563）+4.7198≈159.82 查表3-16，ΔmL=0.23毫米,δL=0.09毫米； 圖上標注為： （2）公法線長度變動公差δLg： 查表3-14，得，小齒輪：δLg＝0.030毫米 大齒輪：δLg＝0.060毫米 （3）齒圈徑向跳動公差δej： 查表3-14，得，小齒輪：δej＝0.050毫米 大齒輪：δej＝0.080毫米 4.4第二級齒輪傳動 4.4.1.選擇齒數(shù)和確定變位系數(shù) 按表3-27，選用變位系數(shù)，需要知道大、小齒輪的齒數(shù)，預選取Z1＝20，Z2＝i Z1＝3.820＝76 參考表3-27選用變位系數(shù)為： ξ1＝+0.72 ξ2＝+1.72 4.4.2.按彎曲強度計算模數(shù) （1）初步擬定，齒面硬度HB＜350，查圖3-56得Kj＝1.06； （2）初步擬定齒輪圓周速度在1～3m/s之間，采用直齒圓柱齒輪，7級精度，HB＜350。查表3-22得Kd＝1.2； （3）M1＝120/324M2＝（120/324）3.981106Nmm＝1.503104Kgcm； （4）,初步?。?5； （5）查齒形系數(shù)Y：小齒輪為主動，查圖3-52得：Y1=0.554;大齒輪為從動，查圖3-53得Y2=0.54； （6）選用材料，選取[σw]。小齒輪采用40Cr，調質處理；大齒輪用ZG45，調質處理。查表3-23，選取[σw]1=2750公斤/厘米2， [σw]2=2200公斤/厘米2； （7）從Y[σw]判斷按那一個齒輪計算模數(shù)： Y1[σw]1=0.5542750=1523.5 Y2[σw]2=0.542200=1188 由于Y2[σw]2＜Y1[σw]1，所以應按大齒輪計算； （8）將有關數(shù)據(jù)代入公式（厘米）得： m=(厘米)； （9）取標準值m=4毫米； （10）校核初步擬定的數(shù)據(jù)： B=m=154=60毫米，實際取70毫米 d1= mZ1=204=80毫米 ，與原擬定符合。 米/秒，與原擬定符合。 4.4.3.校核超載時的表面接觸應力 （1）M2=1.503104公斤厘米； （2）i=3.8； （3）Kj=1.06； （4) Kd=1.2； （5) Kc=1.25； （6）B=70毫米； （7）m=4毫米； （8）Z2=76； （9）α： 查表3-4得α=2552′； （10）[σjmax]＝17600公斤/厘米2 4.4.4.校核滾刀切刃長度 只校核大齒輪： 由ξ0＝0.0508，查表3－4得σ0=0.00649， ； De2=4（76+21+21.72-20.31152）≈323.27毫米； df2=476=304毫米； 要求滾刀切刃長度大于51毫米 4.4.5.確定齒寬 B2按前面得計算取70，B1取80毫米 4.4.6.工作圖上要標注的尺寸計算 （1）分度圓直徑 df1＝mZ1＝420＝80毫米 df2＝mZ2＝476＝304毫米 （2）齒頂圓直徑 4.4.7.工作圖上標注精度符號 查表3-7，采用9-Dc 4.4.8.標注檢查項目 （1）公法線長度核跨齒數(shù)n： 小齒輪： 查圖3-43，得n1＝4 查表3-9，K1＝10.3325 查表3-10，K3＝0.2801 查表3-11，因為ξ1m=0.726=4.32，從ξm=4.32查出2ξ1msinα0＝2.9413所以L＝4（10.3325＋0.2801）+2.9413≈45.39 查表3-16，ΔmL=0.14毫米,δL=0.07毫米； 圖上標注為： 大齒輪： 查圖3-43，得n1＝12 查表3-9，K1＝33.9495 查表3-10，K3＝1.0644 查表3-11，因為ξ1m=1.726=10.32，從ξm=6.9查出2ξ1msinα0＝7.0456所以L＝4（33.9495＋1.0644）+7.0456≈147.10 查表3-16，ΔmL=0.20毫米,δL=0.09毫米； 圖上標注為： （2）公法線長度變動公差δLg： 查表3-14，得，小齒輪：δLg＝0.024毫米 大齒輪：δLg＝0.048毫米 （3）齒圈徑向跳動公差δej： 查表3-14，得，小齒輪：δej＝0.042毫米 大齒輪：δej＝0.070毫米 4.5第一級齒輪傳動 4.5.1.選擇齒數(shù)和確定變位系數(shù) 按表3-27，選用變位系數(shù)，需要知道大、小齒輪的齒數(shù)，預選取Z1＝20，Z2＝i Z1＝420＝80； 參考表3-27選用變位系數(shù)為： ξ1＝+0.72 ξ2＝+1.72 4.5.2.按彎曲強度計算模數(shù) （1）初步擬定，齒面硬度HB＜350，查圖3-56得Kj＝1.15； （2）初步擬定齒輪圓周速度在1～3m/s之間，采用直齒圓柱齒輪，7級精度，HB＜350。查表3-22得Kd＝1.3； （3）M3＝120/324M1＝（80/304）1.503106Nmm＝0.3955104Kgcm； （4）,初步?。?5； （5）查齒形系數(shù)Y：小齒輪為主動，查圖3-52得：Y1=0.554;大齒輪為從動，查圖3-53得Y2=0.54； （6）選用材料，選取[σw]。小齒輪采用40Cr，調質處理；大齒輪用ZG45，調質處理。查表3-23，選取[σw]1=2750公斤/厘米2， [σw]2=2200公斤/厘米2； （7）從Y[σw]判斷按那一個齒輪計算模數(shù)： Y1[σw]1=0.5542750=1523.5 Y2[σw]2=0.542200=1188 由于Y2[σw]2＜Y1[σw]1，所以應按大齒輪計算； （8）將有關數(shù)據(jù)代入公式（厘米）得： m=(厘米)； （9）取標準值m=2.5毫米； （10）校核初步擬定的數(shù)據(jù)： B=m=152.5=37.5毫米，實際取50毫米 d1= mZ1=202.5=50毫米 ，與原擬定符合。 米/秒，與原擬定符合。 4.5.3.校核超載時的表面接觸應力 （1）M2=0.3955104公斤厘米； （2）i=4； （3）Kj=1.15； （4) Kd=1.3； （5) Kc=1.25； （6）B=50毫米； （7）m=2.5毫米； （8）Z2=80； （9）α： 查表3-4得α=2541′； （10）[σjmax]＝17600公斤/厘米2 4.5.4.校核滾刀切刃長度 只校核大齒輪： 由ξ0＝0.0488，查表3－4得σ0=0.00605， ； De2=2.5（80+21+21.72-20.3025）≈212.08毫米； df2=2.580=200毫米； 要求滾刀切刃長度大于31毫米 4.5.5.確定齒寬 B2按前面得計算取50，B1取60毫米 4.5.6.工作圖上要標注的尺寸計算 （1）分度圓直徑 df1＝mZ1＝2.520＝50毫米 df2＝mZ2＝2.580＝200毫米 （2）齒頂圓直徑 4.5.7.工作圖上標注精度符號 查表3-7，采用9-Dc 4.5.8.標注檢查項目 （1）公法線長度核跨齒數(shù)n： 小齒輪： 查圖3-43，得n1＝4 查表3-9，K1＝10.3325 查表3-10，K3＝0.2801 查表3-11，因為ξ1m=0.722.5=1.8，從ξm=1.8查出2ξ1msinα0＝1.2312所以L＝2.5（10.3325＋0.2801）+1.2312≈27.76 查表3-16，ΔmL=0.11毫米,δL=0.07毫米； 圖上標注為： 大齒輪： 查圖3-43，得n1＝12 查表3-9，K1＝33.9495 查表3-10，K3＝1.1204 查表3-11，因為ξ1m=1.722.5=4.3，從ξm=4.3查出2ξ1msinα0＝2.9413所以L＝2.5（33.9495＋1.1204）+2.9413≈90.62 查表3-16，ΔmL=0.09毫米,δL=0.048毫米； 圖上標注為： 2）公法線長度變動公差δLg： 查表3-14，得，小齒輪：δLg＝0.017毫米 大齒輪：δLg＝0.036毫米 3）齒圈徑向跳動公差δej： 查表3-14，得，小齒輪：δej＝0.032毫米 大齒輪：δej＝0.058毫米 5 主要零部件的設計計算 5.1.軸的設計 5.1.1凸輪軸的設計計算 曲軸的公稱壓力： 由《曲柄壓力機》可查得以下經驗公式： 凸輪軸支承頸直徑 ，取60mm 凸輪頸長度 考慮到連桿軸瓦強度，la要增大20mm，取100mm， 圓角半徑 在階梯軸設計中，其軸肩a與相鄰軸直徑之間的關系為,取a=0.08d，軸承部分軸的直徑為, 圓整為50mm. 由軸的直徑，選軸承為圓錐滾子軸承，其型號為：7210型，其尺寸分別為，， ，滾動軸承內孔與軸的配合為k6,此段軸的長度取為20mm。 如圖5所示，校核危險截面如下： ； 面積： 許用剪應力 故可承受的 故尺寸合適 圖5 5.1.2低速軸的設計計算 已知條件：輸出轉矩，輸出功率，轉速。 ① 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr，調質處理。其機械性能分別為：，，，，硬度為241～286HBS，等效系數(shù)，，此時取，則 ② 確定軸最小直徑以及選擇合適的軸承 由于軸的兩端均裝有鍵槽，故將最小直徑增大到55mm。 在階梯軸設計中，其軸肩a與相鄰軸直徑之間的關系為,取a=0.08d，軸承部分軸的直徑為, 圓整為65mm. 由軸的直徑，選軸承為圓柱滾子軸承，其型號為：滾動軸213GB276-82型，其尺寸分別為，， ，滾動軸承內孔與軸的配合為k6,此段軸的長度取為20mm。 ③ 低速軸尺寸結構的確定 ⑴ 由于齒輪分度圓的直徑為d=304mm，所以軸的受力如圖9： ⑶ 作出彎矩圖（如圖6） 水平面內： 垂直面內： ∴ 合成彎矩為 圖6 ⑷ 作出扭矩圖 因為軸所受的扭轉切應力為對稱循環(huán)應力，所以取。 ⑸ 作出計算彎矩圖 根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖，其的計算公式為 ∴ ⑹ 校核軸的強度 ⑺ 精確校核軸的疲勞強度 這里只對強度較差的截面進行校核，由于在漸開線兩側截面受力比其它任何截面受力大，所以只對漸開線兩側的截面進行分析校核。又由于低速軸具有對稱性，因此只需對一側進行校核即可。 對左側的截面校核如下： 抗彎截面模量 抗扭截面模量 截面處的彎矩 截面處的扭矩 截面上的彎曲應力 又由于查40Cr鋼的特性， 故可知此軸安全，達到要求的標準。 5.1.2中間軸的設計計算 已知條件：輸出轉矩，輸出功率，轉速。 ① 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr ，調質處理。其機械性能為，，，，硬度為241～286HBS，等效系數(shù)，，此時取，則 由于在軸一端裝有鍵槽，故將最小直徑擴大至35mm。 由軸的直徑，選軸承為向心球軸承，其型號為：207GB276-82型，其尺寸分別為，， ，滾動軸承內孔與軸的配合為k6,此段軸的長度取為15mm。 5.1.3高速軸的設計計算 已知條件：輸出轉矩，輸出功率，轉速。 ① 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr ，調質處理。其機械性能為，，，，硬度為241～286HBS，等效系數(shù)，，此時取，則 由于在軸一端裝有鍵槽，故將最小直徑擴大至25mm。 在階梯軸設計中，其軸肩a與相鄰軸直徑之間的關系為,軸承部分軸的直徑為, 圓整為35mm. 由軸的直徑，選軸承為向心球軸承，其型號為：217GB276-82型，其尺寸分別為，， ，滾動軸承內孔與軸的配合為k6,此段軸的長度取為15mm。 5.1.4軸承的選擇 軸承的選擇按如下公式： ， 式中：C——基本額定動載荷，單位為； P——當量動載荷，單位為； ——徑向基本額定動載荷，單位為； ——壽命因數(shù)； ——速度因數(shù)； ——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時=1.5，力矩載荷較大時=2； ——徑向載荷； ——軸向載荷； X——徑向動載荷系數(shù)； Y——軸向動載荷系數(shù)； ——沖擊載荷因數(shù)； ——溫度因數(shù)； 由上兩個式子可選擇軸承如表9： 表2 軸承代號及基本參數(shù) 序號 代號 對數(shù) 基本參數(shù) d D B 1 213GB276-82 2 65 120 23 41.80 34.70 2 207GB276-82 4 35 72 17 20.10 13.90 5.1.5 軸承壽命的校核 軸承的壽命按如下公式校核 式中：——壽命因數(shù)； ——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，，較大時，； ——沖擊載荷因數(shù)； ——速度因數(shù)； ——溫度系數(shù)，鋼筋切斷機工作溫度較高，故?。? ，對于球軸承，；對于滾子軸承，。 1. 軸承1：軸承代號213GB276-82型，，查得，，，，，則 2. 軸承2：軸承代號217GB276-82型，，查，，，，，則 經過校核，所選擇軸承均符合要求，故可以選用。 5.1.6 鍵的校核 設計中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結，但有沖擊，故用以下公式校核 式中：——傳遞的轉矩，單位為； ——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處為鍵的高度； ——鍵的工作長度，單位為，圓頭平鍵，平頭平鍵，這里為鍵的公稱長度，單位為；為鍵的寬度，單位為； d——為軸的直徑，單位為； ——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的擠壓應力，單位為。 查得 ，則校核過程如下： （1）高速軸上的鍵： 由機械手冊GB1095-79可查的A型鍵A,單鍵。 ，, ， ，故安全。 （2）中間軸上的鍵： 由機械手冊GB1095-79可查的 A型鍵A,單鍵。，, ， ，故安全。 （3）低速軸上的鍵： A型鍵A,單鍵。，, ， ，故安全。 （4）偏心軸上的鍵： A型鍵A,雙鍵。，, ， ，故安全。 同理可得，軸上其它鍵的強度均在允許值范圍內，因此各鍵安全。 5.1.7三角膠帶傳動設計計算 （1） 確定計算功率 = 由于切斷機工作情況是沖擊性重載荷，故工作情況系數(shù)選用； ==1.37.5=9.75KW （2） 確定膠帶型別 主動輪的轉數(shù)即為電動機的轉數(shù)，有； 根據(jù)計算功率和主動輪的轉數(shù)，選定膠帶型別為窄V帶A截型； （3）選取小帶輪直徑為，得從動輪直徑； 查表圓整得； （4） 驗算帶的速度 帶的速度合適。 （5） 確定中心矩和帶的基準長度 如果確定中心矩，取 ，??； 根據(jù)帶傳動的幾何關系，帶的基準長度： ； 圓整取基準長度； 則實際中心矩a=； 中心矩的變化范圍： （6） 驗算主動輪包角 應保證 符合要求； （7） 確定帶的根數(shù) 根據(jù)公式 查得； 故帶的根數(shù)； 取帶的根數(shù)=3 （8) 確定帶的預緊力 單根V帶所需的預緊力： ， （9) 計算帶傳動作用在軸上的力 1)0 V帶輪尺寸設計 圖7 基準寬度 基準線上槽深 基準線下槽深 ，取 槽間距 第一槽對稱面至端面的距離 最小輪緣 帶輪寬 小帶輪外徑 輪槽角 表3 V帶的基準長度系列及長度系數(shù) 基準長度 普通V帶 Y Z A B C D E 450 1.00 0.89 500 1.02 0.91 560 0.94 630 0.96 0.81 710 0.99 0.82 800 1.00 0.85 900 1.03 0.87 0.81 1000 1.06 0.89 0.84 1120 1.08 0.91 0.86 1250 1.11 0.93 0.88 1400 1.14 0.96 0.90 1600 1.16 0.99 0.93 0.84 1800 1.18 1.01 0.95 0.85 2000 1.03 0.98 0.88 2240 1.06 1.00 0.91 2500 1.09 1.03 0.93 表4 單根普通V帶的基本額定功率 帶型 小帶輪節(jié)圓直徑 小帶輪轉數(shù) 400 730 800 980 1200 1460 2800 A型 75 0.27 0.42 0.45 0.52 0.60 0.68 1.00 90 0.39 0.63 0.68 0.79 0.93 1.07 1.64 100 0.47 0.77 0.83 0.97 1.14 1.32 2.05 112 0.56 0.93 1.00 1.18 1.39 1.62 2.51 125 0.67 1.11 1.19 1.40 1.66 1.93 2.98 表5 單根普通V帶額定功率的增量 帶型 小帶輪轉數(shù) 傳 動 比 i 1.00 - 1.01 1.02 - 1.04 1.05 - 1.08 1.09 - 1.12 1.13 - 1.18 1.19 - 1.24 1.25 - 1.34 1.35 - 1.51 1.52 - 1.99 A 型 400 0.00 0.01 0.01 0.02 0.02 0.03 0.03 0.04 0.04 0.05 730 0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 800 0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06 0.08 0.09 0.10 980 0.00 0.01 0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.10 0.11 1200 0.00 0.02 0.03 0.05 0.07 0.08 0.10 0.11 0.13 0.15 1460 0.00 0.02 0.04 0.06 0.08 0.09 0.11 0.13 0.15 0.17 2800 0.00 0.04 0.08 0.11 0.15 0.19 0.23 0.26 0.30 0.34 6 潤滑方式 由于大齒輪的圓周速度v＝0.47477m/s<12m/s,故，采用大輪齒浸油潤滑，在齒輪傳動中，就可以使?jié)櫥蛶У絿Ш系凝X面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。 1.油量的確定：7.50.35L＝2.625L。 2.潤滑劑的選擇：齒輪傳動潤滑劑的運動粘度為500/vcSt； 根據(jù)GB/T 5903-86 可選，牌號為460的潤滑劑 7 結束語 畢業(yè)設計是本科知識的綜合檢驗，同時也是我們以后工作的一次全面演練。在這四年里，我們先后學習了《機械制圖》、《機械設計》、《機械制造工藝學》、《工程材料》、《機械原理》等課程。具備了基本的機械制造及其工藝方面的知識，但是缺乏實際經驗，不能很好的融會貫通，為了在不久的將來能在工作崗位上更好的將這些知識運用到實際中去，畢業(yè)設計為我們提供了實踐的機會。 此次畢業(yè)設計歷時三個多月，在查閱了大量的資料后，設想出一個可行的方案，并按此方案完成了設計任務。設計期間，計算量較大，考慮的方方面面比較多，遇到的問題和困難也較多，但是通過自己的努力和老師的指導，還是將這些問題一一解決了，最終基本上完成了規(guī)定的任務。但是本設計中還是存在一些不足之處，比如一些小零件雖然在圖上畫出來了，但是沒有標明實際尺寸（標準件除外），這將會給制造商帶來一些小麻煩；另外，雖然考慮到減速器在運轉時，曲柄不能碰地和與高速軸相撞，但沒有進行具體分析，不知在實際操作中是否符合所想象的標準；第三，由于設計者的能力有限，只設計了機械部分，若能將抽油機和電控部分一起設計，將更具完整性，同時更能培養(yǎng)設計者的能力。另外通過本次設計，我堅定了成為一名合格的機械工作者信心。 此次畢業(yè)設計的順利完成，將為下次設計奠定基礎！ 32