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鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 1 中文摘要 熟悉國內各種鋼筋彎曲機型號及各自的性能與應用，結合各鋼筋彎曲機使用的 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彎曲機。 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。 鋼筋彎曲機滿足 40 鋼筋的彎曲加工，彎曲角度為 90 度的彎曲件做為設計對 象。對鋼筋彎曲機進行應用范圍設計。 關鍵詞 鋼筋彎曲機，始彎矩，終彎矩，主軸扭矩 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 2 第一章 緒 論 我國工程建筑機械行業(yè)近幾年之所以能得到快速發(fā)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(xù)多年實施的積極的財政政 策更是促使行業(yè)增長的根本動因。 受國家連續(xù)多年實施的積極財政政策的刺激，包括西部大開發(fā)、西氣東輸、西電東送、青 藏鐵路、房地產開發(fā)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(yè)的工程建筑機械行業(yè)來說可謂是難得的機遇，因此整個行業(yè)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(yè)運行的基本環(huán)境、建筑機械行業(yè)運行的基本狀況、建筑機械行業(yè)創(chuàng)新、 建筑機械行業(yè)發(fā)展的政策環(huán)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(yè)發(fā)展的前景趨勢進行了深入透徹的分析。 第二章 彎矩計算與電動機選擇 2.1 工作狀態(tài) 1.鋼筋受力情況與計算有關的幾何尺寸標記圖 2-1。設鋼筋所需彎矩：M t= 式中 F 為撥斜柱對鋼筋的作用力；F r為 F 的徑向分力;a 為 F 與鋼筋軸線夾sini0LFr 角。 當 Mt 一定，a 越大則撥斜柱及主軸徑向負荷越??；a=arcos(L 1/Lo)一定，L o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，L 0=169.7 mm，Ls=235，a=43.8 0 a 117.45 圖 2-1 鋼筋受力情況 1-工作盤；2-中心柱套；3-撥料柱 4-擋料柱；5-鋼筋；6-插入座 2.鋼筋彎曲機所需主軸扭矩及功率 按照鋼筋彎曲加工規(guī)范規(guī)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 的額定延伸率，鋼筋應力超過屈服極限產生塑性變形。 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 3 2.1.1 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，M 0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/mm 2）,則得出始彎矩 M0=3977（Nm） 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，K 0為強化系數，K 0=2.1/ p=2.1/0.14=15, p為延伸率，25MnSi 的 p=14%，R x=R/d0,R 為彎心直徑，R=3 d 0， 則得出終彎矩 M=11850（Nm） 3. 鋼筋彎曲所需距 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：M t=8739（Nm）,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=Tn/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）,額定轉速 =1440r/min。eAen 5. 電動機的控制 （如圖 2-2 所知） 制動剎車 電機反轉 電機正轉 圖 2-2 鋼筋彎曲電氣圖 第三章 v 帶傳動設計 3.1 V 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 161nmir2nmir 個小時 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 4 1. 設計功率 根據工作情況由表 8122 查得工況系數 =1.2， = P=1.2 4=4.8KWAKdPA 2. 選定帶型 根據 =4.8KW 和轉速 =1440 ，有圖 812 選定 A 型dP1nmir 3. 計算傳動比 = = =2.821n540 4. 小帶輪基準直徑 1d 由表 8112 和表 8114 取小帶輪基準直徑 =75mm1d 5. 大帶輪的基準直徑 2d 大帶輪的基準直徑 = （1- ）i1d 取彈性滑動率 =0.02 = （1- ）=2.8 =205.8mm2di1 )02.(75 實際傳動比 = =2.85i)(12d 從動輪的實際轉速 = = =505.262ni85.40minr 轉速誤差 =1.7%1652 對于帶式輸送裝置，轉速誤差在 范圍是可以的% 6. 帶速 = =5.6210647501ndsm 7. 初定軸間距 a 0.7（ + ） （ + ）1d201d2 0.7（75+205） （75+205） 196 560a 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 5 取 =400mm0a 8. 所需 v 帶基準長度 0dL =2 +0dLa021214)()(add =2 )75()75(42 =800+439.6+10.56 =1250.16mm 查表 818 選取 mLd1250 9. 實際軸間距 a =400mm200d 10. 小帶輪包角 1 = -1080123.57ad = 006. = 1238 11. 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 =0.68KW1dnmir 1p 12. 額定功率的增量 1 根據 和 由表 8127（c）用內插法得 A 型 v 帶的in401r5.2 =0.17KWp 13. V 帶的根數 Z Z= Ldk)(1 根據 查表 8123 得 =0.9503.6k 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 6 根據 =1250mm 查表得 818 得 =0.93DLLk Z= = =6.38Ldkp)(1 93.05)7.06.(4 取 Z=7 根 14. 單根 V 帶的預緊力 0F =500（ 由表 8124 查得 A 型帶 m=0.100F2)15.2mzpkd mkg 則 =500（ =99.53N0 2).d 15. 壓軸力 QF = =2 =1372N2sin10Z238.16sin75.90 16. 繪制工作圖 3-1： 3.2 7 圖 3-1 V 帶輪 第四章 圓柱齒輪設計 4.1 選擇材料 確定 和 及精度等級limHliF 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 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 7 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limHliF FE1= FE2=700Mpa, Flim1= Flim2=350 MPa 4.2 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 =1C483 K=1.7 mNT1624.0MPaH8 取a17520 2. 確定模數 m (參考表 834 推薦表) m=(0.0070.02)a=1.44, 取 m=3mm 3. 確定齒數 z ,z12 z = = =20.51 取 z =211)(ma)5.(301 z =z =5.5 21=115.5 取 z =1162 2 4. 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 =3 21=63mm1 d =m z =3*116=348mm2 齒頂圓直徑 d = d +2h =63+2 3=69mm1aa d = d +2h =348+2 3=353mm2 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 8 端面壓力角 02 基圓直徑 d = d cos =63 cos20 =59.15mm1b0 d = d cos =348 cos20 =326.77mm2 齒頂圓壓力角 =arccos =31.021at1ab0 = arccos =22.632at 2abd0 端面重合度 = z （tg -tg ）+ z (tg -tg )a11at 22at =1.9 齒寬系數 = = =1.3d1b6380 縱向重合度 =0 4.3 齒輪校核 1. 校核齒面接觸強度 （按表 8315 校核） 強度條件： = H 計算應力： =Z Z Z Z Z 1BE1bdFKktHVA = 2H1BD 式中： 名義切向力 F = = =2005Nt10dT6317.0 使用系數 K =1（由表 8331 查取）A 動載系數 =（ ）V20B 式中 V= smnd7.1654.316 A=83.6 B=0.4 C=6.57 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 9 =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）H34.1 齒間載荷分配系數 （由表 8333 查取）0.1H 節(jié)點區(qū)域系數 = 1.5（由圖 8311 查?。㈱ 重合度的系數 （由圖 8312 查?。?. 螺旋角系數 （由圖 8313 查?。? 彈性系數 （由表 8334 查?。㎝PaZE.189 單對齒嚙合系數 Z =1B = 1H = 143.17MPa2H 806325.1035.180.7.1895. 許用應力： = XWRVLNTHZZSlim 式中：極限應力 =1120MPali 最小安全系數 =1.1（由表 8335 查?。﹍imH 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 ）L sm 速度系數 =0.96（按 由圖 8320 查?。￢,7.1s 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?。￤ 尺寸系數 =1（由圖 8323 查?。 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 10 則： = =826MPaH03.18596.012.10 滿足 H 2. 校核齒根的強度 （按表 8315 校核） 強度條件： = 1F 許用應力： = ； 1 FVASaFnt KYbm1212SFF 式中：齒形系數 =2.61， =2.2（由圖 8315（a）查?。?Y2 應力修正系數 ， （由圖 8316（a）查?。?.Sa7.SaY 重合度系數 =1.9 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）FKNH 齒間載荷分配系數 =1.0（由表 8333 查?。?則 =94.8MPa1F = =88.3MPa26.127 許用應力： = （按 值較小齒輪校核）FXlTrelNTSYYRlimlimF 式中： 極限應力 =350MPali 安全系數 =1.25（按表 8335 查?。﹍imFS 應力修正系數 =2（按表 8330 查?。㏕Y 壽命系數 =0.9（按圖 8318 查?。㏒ 齒根圓角敏感系數 =0.97（按圖 8325 查取）relT 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 11 齒根表面狀況系數 =1（按圖 8326 查?。﹍TYRe 尺寸系數 =1（按圖 8324 查取）X 則 =FMPa497.025.13 滿足， 驗算結果安全1F 4.4 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?。?2.確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值（參考表 8358 查取）第公差組檢驗切 向綜合公差 ， = =0.063+0.009=0.072mm,(按表 8369 計算，由表 8360，1iFifP 表 8359 查取)；第公差組檢驗齒切向綜合公差 ， =0.6（ ）1ifi tptf =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?。?。 3.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 =-12wE sEptf 0.009=-0.108mm，齒厚下偏差 =-16 =-16 0.009=-0.144mm；公法線的平均長度上偏差siEptf = *cos -0.72 sin =-0.108 cos -0.72 =-0.110mm,下偏差WSsTF0202sin36.a = cos +0.72 sin =-0.144 cos +0.72 0.036 sin =-0.126mm；按表 8wiEsi 319 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 810.26.587 f 365 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f3. 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icF 3，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 計算與查取） 。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： 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 12 0.8 0.8 1.6 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 第三級圓柱齒輪的設計 5.1 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. 5.2 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) 21HKT =1C483 K=1.7 mNT1624.0MPaH86 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 13 則 a=325mm 取 a=400mm 2. 確定模數 m (參考表 834 推薦表) m=(0.0070.02)a=2.88, 取 m=4mm 3. 確定齒數 z ,z12 0421 z = = =28 取 z =281)(ma)16(1 z =172 取 z =1722 2 4. 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 =4 28=112mm1 d =m z = =688mm2724 齒頂圓直徑 d = d +2h =112+2 4=120mm1aa d = d +2h =688+2 4=696mm2 齒根圓直徑 mzf 1025.1 f 6782 端面壓力角 0 基圓直徑 d = d cos =112 cos20 =107.16mm1b0 d = d cos =688 cos20 =646.72mm2 齒頂圓壓力角 =arccos =1at1ab07.26 = arccos =2at 2abd0. 端面重合度 = z （tg -tg ）+ z (tg -tg )a11at 22at =1.15 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 14 齒寬系數 = = =1.3 d1b6380 齒寬 ma1604. 縱向重合度 =0 5.3 校核齒輪 1.校核齒面接觸強度 （按表 8330 校核） 強度條件： = H 計算應力： =Z Z Z Z Z 1BE1bdFKktHVA = 2H1BD 式中： 名義切向力 F = = =34107Nt10dT631902 使用系數 K =1（由表 8331 查?。〢 動載系數 =（ ）V20B 式中 V= smnd09.16716 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H K 非對稱支稱公式計算）H34.1 齒間載荷分配系數 （由表 8333 查?。?.1H 節(jié)點區(qū)域系數 = 1.5（由圖 8311 查取）Z 重合度的系數 （由圖 8312 查?。?. 螺旋角系數 （由圖08313 查?。?鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 15 彈性系數 （由表 8334 查?。㎝PaZE8.19 單對齒齒合系數 Z =1B = 1H = 301.42MPa2H 806325.1035.180.7.1895. 許用應力： = XWRVLNTHZZSlim 式中：極限應力 =1120MPali 最小安全系數 =1.1（由表 8335 查取）limH 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 ）L sm 速度系數 =0.96（按 由圖 8320 查?。￢,7.1s 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?。￤ 尺寸系數 =1（由圖 8323 查取）X 則： = =826MPaH0.1596.012.10 滿足 H 2. 校核齒根的強度 （按表 8315 校核） 強度條件： = 1F 許用應力： = ； 1 FVASaFnt KYbm1212SFF 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 16 式中：齒形系數 =2.61， =2.2（由圖 8315（a）查?。?FY2F 應力修正系數 ， （由圖 8316（a）查取）6.Sa7.1SaY 重合度系數 =1.9 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）FKNH 齒間載荷分配系數 =1.0（由表 8333 查取） 則 =94.8MPa1F = =88.3MPa26.127 許用應力： = （按 值較小齒輪校核）FXlTrelNTSYYRlimlimF 式中： 極限應力 =350MPali 安全系數 =1.25（按表 8335 查?。﹍imFS 應力修正系數 =2（按表 8330 查取）TY 壽命系數 =0.9（按圖 8318 查?。㏒ 齒根圓角敏感系數 =0.97（按圖 8325 查?。﹔elT 齒根表面狀況系數 =1（按圖 8326 查?。﹍YR 尺寸系數 =1（按圖 8324 查取）X 則 =FMPa497.025.13 滿足， 驗算結果安全1F 5.4 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?。?2.確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值（參考表 8358 查?。?第公差組檢驗切向綜合公差 ， = =0.063+0.009=0.072mm,(按1iiFfP 表 8369 計算，由表 8360，表 8359 查取)； 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 17 第公差組檢驗齒切向綜合公差 ， =0.6（ ）1ifi tptf =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 查取） 。F 3.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 =-12sptf 0.009=-0.108mm，齒厚下偏差 =-16 =-16 0.009=-0.144mm；公法線的平sit 均長度上偏差 = *cos -0.72 sin =-0.108 cos -0.72 WSEsTF02 =-0.110mm,下偏差 = cos +0.72 sin =-0.144 cos02sin36.0awiEsiTF +0.72 0.036 sin =-0.126mm；按表 8319 及其表注說明求得公法線0 長度 =87.652， 跨齒數 K=10，則公法線長度偏差可表示為：kn 對齒輪傳動，檢驗中心距極限偏差 ，根據中心距 a=200mm，10.26.587 f 由表查得 8365 查得 = ；檢驗接觸斑點，由表 8364 查得接觸f023. 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3icF 59 及表 8360 計算與查?。?；檢驗齒切向綜合公差 =0.0228mm， （根據 8icf 358 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 查取） 。xfyf 4. 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： 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 18 圖 5-1 小齒輪 1.6 1.6 0.8 第六章 軸的設計 6.1 計算作用在軸上的力 大輪的受力： 圓周力 = =1F12dTN8.95.347 徑向力 1rtg726.00 軸向力 a 小輪的受力： 圓周力 = 2FNdT10246372 徑向力 =2rtg3968.02 軸向力 =a 6.2 計算支力和彎矩 1.垂直平面中的支反力： BR NlcFb 62213048.95)(21 lac 805.9.6104)(2 2. 水平面中的支反力： lcbFdcFdRrarfaB )(5.5.0 12211 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 19 = 213143720504968174.95 =2752.3N ldFadFbaR frfarc 11222 .5. = 13748.95076.04.16398 =261N 3. 支點的合力 ， ：BRC = N684027562 RCC 18422 軸向力 Faa .908.5012 應由軸向固定的軸承來承受。aF 4. 垂直彎矩： 截面 1wM1 mNaRB4.751.962 截面 C.36884 5. 水平彎矩： 截面 mNaRBw 27.305.49271 dFMBa 86.1.18.1 截面 mNCRw 2.5026 11 dFbaarBa =2752 74957265. =504N m 6. 合成彎矩： 截面 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 20 mNMww 30.8210956422 aa 75.72 截面 www 9.1368.4.1368 2222 mNMaa 4570 7. 計算軸徑 截面 TdWw 5837.0.16217.0)(13322 截面 mMaw 745.98.323222 52 100 213 174 31.5 Fr2 2 a2 a1 1 r1 圖 6-1 軸的受力和結構尺寸簡圖 6.3 對截面進行校核 1. 截面校核 mNMw8203mNnPT 34725.91015.96633328dW390mT 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 21 （由表 412 得）MPa351 .0 齒輪軸的齒 k472.16.0647.19k （由表 4117 得）3.0 （由表 4117 得）268.k9.178.5492.1.3431 TWKMS8.1 S1.8 則 軸的強度滿足要求 2. 截面校核 mNMw136890mNnPT 34725.105. 6333.97242dW31.5mT （由表 412 得）MPa31 .0 齒輪軸的齒 k472.16.0647.19k 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 22 （由表 4117 得）81.0 （由表 4117 得）760.3k271.1976.52.1343TWKMS8.1 S1.8 則 軸的強度滿足要求 3. 如圖 6-2 6.3 45 3.2 圖 6-2 軸 第七章 主軸設計 7.1 計算作用在軸上的力 1.齒輪的受力： 扭矩 T T= mN9.105379.25 圓周力 = =1F1dT68.24 徑向力 1rtg.053.60 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 23 軸向力 1Fa 2. 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：M t=8739（Nm） 由公式 Mt= 式中 F 為撥斜柱對鋼筋的作用力；F r為 F 的徑向分力;a 為 F 與sini0Lr 鋼筋軸線夾角。 08.43mL71690 則 NFr 工作盤的扭矩 mNLTr 1.270496.1086sin02 所以 T 齒輪能夠帶動工作盤轉動 7.2 計算支力和彎矩 1.垂直平面中的支反力： BR NlcFb 8.53421837.0245.6.2)(21 lac 1.6.1037)(2 2.水平面中的支反力： lcbFdFRrrfaB )(5.0 1211 = 8325.16.075.63468.2 =11198.37N ldFadFbaR frfarc 11222 .0 = 1833468.75.65.1608 =-3217.9N 3.支點的合力 ， ：BRC = N6.124073.98.53422 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 24 NRCC 4.169.327142 軸向力 NFa68.1 應由軸向固定的軸承來承受。a 4.垂直彎矩： 截面 1wM1 mNaRB 58.3247.6085342 截面 C9.1 5.水平彎矩： 截面 mNaRBw 3.68075.3.1981 dFMBa 3.1427.4.221 截面 mNCRw 7.65.0937 2 11 dFbaarBa =11198.37 3468.5.06.5.62 =-66.77N m 6.合成彎矩： 截面 mNMww 38.12.4517.0322 aa 7469 截面 www 5.23.4582.522 mNMaa 64 7.計算軸徑 截面 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 25 mTMdWw 60357.04.119827.0)(13322 截面 aw 85.33222 7.3 對截面進行校核 1.截面校核 mNMw3180mNnPT 1508.2430595.96633312dW340mT （由表 412 得）MPa351 . 齒輪軸的齒 k472.16.06470.19k （由表 4117 得）3. （由表 4117 得）268.k9.147.68.53431 TWKMS8.1 S1.8 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 26 則 軸的強度滿足要求 2. 如圖 7-1 圖 7-1 主軸 第八章 軸承的選擇 8.1 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=9mm 2. 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，IT 6DE 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，046.17 由此選用殼體孔公差帶為 M6，IT 6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。02.58 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 27 第九章 總 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。我的課題是鋼筋彎曲機的設計。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。 常州工學院畢業(yè)設計（論文） 28 致 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！ 鋼筋彎曲機設計及其運動過程虛擬 29 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?；Q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 0.8161.6圖 5 小 齒 輪圖 小 齒 輪