鋼筋調直機設計-機械畢業(yè)論文【答辯優(yōu)秀】

遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 1 目錄 前言 . 1 1 鋼筋調直機的設計 . 2 1.1 鋼筋調直機的分類 . 2 1.2 鋼筋調直機調直剪切原理 . 2 1.3 鋼筋調直機的主要 技術性能 . 3 1.4 鋼筋調直機工作原理與基本構造 . 3 2 主要計算 . 8 2.1 生產(chǎn)率和功率計算 . 8 2.1.1 生產(chǎn)率計算 . 8 2.1.2 功率計算，選擇電動機 . 8 2.2 第一組皮帶傳動機構的設計 .12 2.2.1 確定設計功率cP .12 2.2.2 初選帶的型號 .12 2.2.3 確定帶輪的基準直徑3dd和4dd .12 2.2.4 確定中心距 a和帶的基準長度dL .13 2.2.5 驗算小輪包角 1 .13 2.2.6 計算帶的根數(shù) .13 2.2.7 計算帶作用在 軸上的載荷 Q .14 2.3 第二組皮帶傳動機構的設計 .14 2.3.1 確定設計功率 cP .14 紀可： 鋼筋調直機設計 2 2.3.2 初選帶的型號 .14 2.3.3 確定帶輪的基準直徑3dd和4dd .15 2.3.4 確定中心距 a和帶的基準長度dL .15 2.3.5 驗算小輪包角1 .15 2.3.6 計算帶的根數(shù) .15 2.3.7 計算帶作用在軸上的載荷 Q .16 2.3.8 主動帶輪設計 .16 3 直齒輪設計 .18 3.1 確定齒輪傳動精度等級 .18 3.1.1 計算許用應力 .19 3.1.2 按齒面接觸疲勞強度確定中心距 .19 3.1.3 驗算齒面接觸疲勞強度 .20 3.1.4 驗算齒根彎曲疲勞強度 .21 3.1.5 齒輪主要參數(shù)和幾何尺寸 .21 4 錐齒輪的設計 .24 5 軸的設計與強度校核 .29 5.1 軸的設計與強度校核 .29 5.1.1 軸的結構設計 .29 5.1.2 求出齒輪受力 .29 5.2 軸的設計與強度校核 .31 5.2.1 軸的結構設計 .31 5.2.2 求出齒輪受力 .32 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 3 6 主要零件的規(guī)格及加工要求 .36 6.1 調直筒及調直塊 .36 6.2.齒輪 .36 6.3.調直機的各傳動軸均安裝滾動軸承 .36 6.4 傳送壓輥的選用和調整 .37 6.5 定長機構的選擇與調整 .37 7 結論 .38 致謝 .39 參考文獻 .40 附錄 A 譯文 .41 附錄 B 外文文獻 .47 紀可： 鋼筋調直機設計 4 摘要 伴隨著建筑業(yè)的發(fā)展，建筑機械成為現(xiàn)代工業(yè)與民用建筑施工與生產(chǎn)過程中不可缺少的設備。建筑生產(chǎn)與施工過程實現(xiàn)機械化、自動化、降低施工現(xiàn)場人員的勞動強度、提高勞動生產(chǎn)率以及降低生產(chǎn)施工成本，為建筑業(yè)的發(fā)展奠定了堅實的基礎。由于建筑機械能夠為建筑業(yè)提供必要的技術設備，因此成為衡量建筑業(yè)生產(chǎn)力水平的一個重要標志，并且為確保工程質量、降低工程造價、提高經(jīng)濟效益、社會效益與加快 工程建設速度提供了重要的手段。因此，對建筑機械的設計和研究具有十分重要的意義。 本文對鋼筋調直機的設計進行了比較系統(tǒng)的研究，對鋼筋調直機進行了分類和綜合的介紹；對鋼筋調直機的控制系統(tǒng)進行了概述；對鋼筋調直機的工作原理進行了系統(tǒng)的分析；對鋼筋調直機的功率計算與分配、受力分析、結構設計、主要零部件設計與選擇等進行了詳細的介紹。結合實際生產(chǎn)的需要，對產(chǎn)品總體結構和工作性能進行了優(yōu)化設計，達到了比較完善的設計要求，最后對鋼筋調直機進行了總體調試。 本次設計的鋼筋調直機為電機驅動下切剪刀式鋼筋調直機，用于調直直徑為 14mm 以下的盤圓鋼筋或冷拔鋼筋。并且根據(jù)需要長度進行自動調直和切斷，調直過程中將鋼筋表面氧化皮、鐵銹和污物除掉。充分發(fā)揮了其良好的機動性，體積小，操作簡單，效率高等特點，在提高施工速度，保證施工質量的同時，降低了人工與材料的成本，減輕了勞動強度，提高了勞動生產(chǎn)率。 關鍵詞：鋼筋調直機；建筑；機械；施工 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 5 紀可： 鋼筋調直機設計 6 前言 21世紀是一個技術創(chuàng)新的時代，隨著我國經(jīng)濟建設的高速發(fā)展，鋼筋混凝土結構與設計概念得到不斷創(chuàng)新，高性能材料的開發(fā)應用使預應力混凝土技術獲得高速而廣泛的發(fā)展，在鋼筋混凝土中，鋼筋是不可缺少的構架材料 ，而鋼筋的加工和成型直接影響到鋼筋混凝土結構的強度、造價、工程質量以及施工進度。所以，鋼筋加工機械是建筑施工中不可缺少的機械設備。 在土木工程中，鋼筋混凝土與預應力鋼筋混凝土是主要的建筑構件，擔當著極其重要的承載作用，其中混凝土承受壓力，鋼筋承擔壓力。鋼筋混凝土構件的形狀千差萬別，從鋼材生產(chǎn)廠家購置的各種類型鋼筋，根據(jù)生產(chǎn)工藝與運輸需要，送達施工現(xiàn)場時，其形狀也是各異。為了滿足工程的需要，必須先使用各種鋼筋機械對鋼筋進行預處理及加工。為了保證鋼筋與混凝土的結合良好，必須對銹蝕的鋼筋進行表面除銹、對不規(guī)則彎曲 的鋼筋進行拉伸于調直；為了節(jié)約鋼材，降低成本，減少不必要的鋼材浪費，可以采用鋼筋的冷拔工藝處理，以提高鋼筋的抗拉強度。在施工過程中，根據(jù)設計要求進行鋼筋配制時，由遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 7 于鋼筋配制的部位不同，鋼筋的形狀、大小與粗細存在著極大差異，必須對鋼筋進行彎曲、切斷等等。 隨著社會與經(jīng)濟的高速發(fā)展，在土木工程與建筑施工中，不同類型的鋼筋機械與設備的廣泛應用，對提高工程質量、確保工程進度，發(fā)揮著重要作用。鋼筋調直機械作為鋼筋及預應力機械的一種類型，在土木與建筑工程建設中有重要應用，鋼筋調直也是鋼筋加工中的一項重要工序。通常鋼筋調 直機用于調直 14mm 以下的盤圓鋼筋和冷拔鋼筋，并且根據(jù)需要的長度進行自動調直和切斷，在調直過程中將鋼筋表面的氧化皮、鐵銹和污物除掉。 1 鋼筋調直機的設計 1.1 鋼筋調直機的分類 鋼筋調直機按調直原理的不同分為孔摸式和斜輥式兩種；按切斷機構的不同分為下切剪刀式和旋轉剪刀式兩種；而下切剪刀式按切斷控制裝置的不同又可分為機械控制式與光電控制式。本次設計為機械控制式鋼筋調直機，切斷方式為下切剪刀式。 1.2 鋼筋調直機調直剪切原理 下切剪刀式鋼筋調直機調直剪切原理如圖所示： 紀可： 鋼筋調直機設計 8 圖 1-1 調直剪切原理 Fig.1-1 principle of straightening and sheering 1-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(chǎn)生滑動現(xiàn)象，磨損加劇，生產(chǎn)率降低，故此種調直機的調直速度不宜太快。 1.3 鋼筋調直機的主要技術性能 表 1-1 鋼筋調直機的型號規(guī)格及技術要求 Tab.1-1 model standard and technique ability of reinforcement bar straightening machine 參數(shù)名稱 數(shù)值 調直切斷鋼筋直徑 （ mm） 4 8 鋼筋抗拉強度 (MPa) 650 切斷長度 (mm) 300 6000 切斷長度誤差 (mm/m) 3 牽引速度 (m/min) 40 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 9 調直筒轉速 (r/min) 2800 送料、牽引輥直徑 (mm) 90 電機型號：調直 牽引 切斷 4422 jO 功率： 調直 (kW) 牽引 (kW) 切斷 (kW) 5.5 外形尺寸：長 (mm) 寬 (mm) 高 (mm) 7250 550 1220 整機重量 (kg) 1000 1.4 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 machine 1-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 采用一臺電動機作總動力裝置，電動機軸端安裝兩個 V帶輪，分 別驅動調直筒、牽引 紀可： 鋼筋調直機設計 10 和切斷機構。其牽引、切斷機構傳動如下：電動機啟動后，經(jīng) V 帶輪帶動圓錐齒輪 6旋轉，通過另一圓錐齒輪使曲柄軸 7旋轉，在通過減速齒輪 3、 4、 5帶動一對同速反向回轉齒輪，使牽引輪 14 轉動，牽引鋼筋 12 向前運動。曲柄輪 7上的連桿使錘頭 8 上、下運動，調直好的鋼筋頂住與滑動刀臺 13 相連的定長擋板 11 時，擋板帶動定長拉桿 10 將刀臺拉到錘頭下面，刀臺在錘頭沖擊下將鋼筋切斷。 切斷機構的結構與工作原理如圖所示： 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 11 圖 1-3 鋼筋調直機的切斷機構 Fig.1-3 cut off mechanism of reinforcement bar straightening machine 1-曲柄輪； 2-連桿； 3-錘頭； 4-定長拉桿； 5-鋼筋； 6-復位彈簧； 7-刀臺座； 8-下切刀； 9-上切刀； 10-上切刀架； 下切刀 8固定在刀座臺 7上，調直后的鋼筋從切刀中孔中通過。上切刀 9 安裝在刀架10上，非工作狀態(tài)時，上刀架被復位彈簧 6 推至上方，當定長拉桿 4將刀臺座 7拉到錘頭3下面時，上刀架受到錘頭的沖擊向下運動，鋼筋在上、下刀片間被切斷。在切斷鋼筋時，切刀有一個下降過程，下降時間一般為 0.1s，而鋼筋的牽引速度為 0.6m/s,因此在切斷瞬間，鋼筋可有 0.60.1=0.06m 的運動距離，而實際上鋼筋在被切斷的瞬間是停止運動的，所以造成鋼筋在牽引輪中的滑動，使牽引輪受到磨損。因此，調直機的調直速度不宜太快。 調直機的電氣控制系統(tǒng)圖為： 紀可： 鋼筋調直機設計 12 圖 1-4 鋼筋調直機的電器線路 Fig.1-4 electrical circuit of reinforcement bar straightening machine RD-熔斷器； D-交流接觸器； RJ-熱繼電器； AN-常開按鈕； D-電動機； QK-轉換開關； 調直機的傳動示意展開圖： 圖 1-5 鋼筋調直機的傳動示意展開圖： Fig.1-5 transmission opening figure of reinforcement bar straightening machine 1-電動機； 2-調直筒； 3-皮帶輪； 4-皮帶輪； 5-皮帶輪； 6-齒輪； 7-齒輪； 8-齒輪； 9-齒輪； 10-齒輪； 11-齒輪； 12-錐齒輪； 13-錐齒輪； 14-上壓輥； 15-下壓輥； 16-框架； 17-雙滑塊機構； 18-雙滑塊機構； 19-錘頭； 20-上切刀； 21-方刀臺； 22-拉桿； 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 13 電動機經(jīng)三角膠帶驅動調直筒 2旋轉 ，實現(xiàn)鋼筋調直。經(jīng)電動機上的另一膠帶輪以及一對錐齒輪帶動偏心軸，再經(jīng)二級齒輪減速，驅動上下壓輥 14、 15 等速反向旋轉，從而實現(xiàn)鋼筋牽引運動。又經(jīng)過偏心軸和雙滑塊機構 17、 18，帶動錘頭 19 上下運動，當上切刀 20 進入錘頭下面時即受到錘頭敲擊，完成鋼筋切斷。 上壓輥 14裝在框架 16 上，轉動偏心手柄可使框架銷作轉動，以便根據(jù)鋼筋直徑調整 壓輥間隙。方刀臺 21 和承受架的拉桿 22 相連，當鋼筋端部頂?shù)嚼瓧U上的定尺板時，將方 刀臺拉到錘頭下面，即可切斷鋼筋。定尺板在承受架上的位置，可以按切斷鋼筋所需長度 進行調節(jié)。 2 主要計算 2.1 生產(chǎn)率和功率計算 2.1.1 生產(chǎn)率計算 )/(06.0 0 hkgKD nGQ （ 2-1）式中 D-牽引輪直徑（ mm） N-牽引輪轉速（ r/min） 0G-每米鋼筋重量（ kg） K-滑動系數(shù)，一般取 K=0.95 0.98 帶入相應數(shù)據(jù)得： )/(5.26298.0395.0409014.306.0)/(06.0 0 hkghkgKD n GQ 2.1.2 功率計算，選擇電動機 調直部分： 調直筒 所需的功率： 紀可： 鋼筋調直機設計 14 )(97400111 KWMnN （ 2-2） 式中 96.0m in/11取傳動效率，皮帶傳動可）調直筒轉速（rn 調直筒的扭矩： )()1(2 3 mmNL febdM s （ 2-3） 式中 )15.012.042mmLffmmdbmmemmNs調直塊的間距（數(shù)，一般取鋼筋對調直塊的摩擦系）鋼筋直徑（鋼筋彎曲次數(shù)，一般?。┱{直塊偏移量（）鋼筋屈服點（ 帶入相應數(shù)據(jù)，得： ).(368.138).(13836880 )15.01(41023582 3 mNmmNM )(14.496.09 7 4 0 0 2 8 0 0368.1381 KWN 牽引部分： 鋼筋牽引功率： )(102 22 KWPN （ 2-4） 式中 88.095.097.098.098.098.0/22來計算傳動效率，按綜合傳動按性能參數(shù)查表取得）調直速度（ sm 牽引輪壓緊力： 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 15 ）（ Nf PP sin4 1 （ 2-5） 式中 01452.0輪槽角度，一般為數(shù)取鋼筋對牽引輪的摩擦系）牽引鋼筋所需的拉力（fNP )(88445s in2.04 500 NP )(39.088.0102 408842 KWN 切斷部分： 鋼筋剪切功率： )(9 7 4 04 s in4213 KWdRN cc （ 2-6） 式中 89.095.097.098.098.0/3708.08.07.04421來計算傳動效率，按綜合傳動）齒刀切角（每分鐘切斷次數(shù)）（倍抗拉強度的剪切極限強度，約等于）鋼筋直徑（）曲柄偏心距（CmmNmmdmmRccc 帶入相應數(shù)據(jù)，經(jīng)計算得： )(73.089.097404 45s i n303708.082014.3 23 KWN 鋼筋切斷力 P： )(4 2 NdP c （ 2-7） 式中 d-鋼筋直徑， mm c -材料抗剪極限強度， 2/mmN 帶入相應數(shù)據(jù)得： 紀可： 鋼筋調直機設計 16 )(14873708.04 814.34 22 NdP c 鋼筋切斷機動刀片的沖程數(shù) n： inn I (r/min) （ 2-8） 式中 In-電動機轉速， r/min i-機械總傳動比 帶入相應數(shù)據(jù)得： 6.1 2 8 189.01 4 4 0 inn I (r/min) 作用在偏心輪軸的扭矩 M： ) (1c o s )s i n (Pr 0 mmNLrrLrrrM kbkak （ 2-9） 式中 kr-偏心距， mm 偏心輪半徑與滑塊運動方向所成之角 LrKK k其中：),s ina r c s in ( L-連桿長度， mm 0r偏心輪軸徑的半徑， mm ar-偏心輪半徑， mm br滑塊銷半徑， mm -滑動摩擦系數(shù)， =0.10 0.15 帶入相應數(shù)據(jù)得： )(251801005100201405.1215.074.5c o s)74.530s i n (2014871c o s)s i n (Pr 0mmNLrrLrrrM kbkak遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 17 驅動功率 N： )(36.1 18.9 17 1 6 2 0 0 kWMnN （ 2-10）式中 M -作用在偏心輪軸的扭矩， N mm n -鋼筋切斷次數(shù)， 1/min -傳動系統(tǒng)總效率 帶入相應數(shù)據(jù)得： 36.1 18.9 1716200 MnN= )(3.036.1 18.9 189.07 1 6 2 0 0 12 5 1 8 0 kW 總功率： )(26.573.039.014.43214 KWNNNN 考慮到摩擦損耗等因素，選電動機型號為 4422 JO ，功率為 5.5KW，轉速為1440r/min. 2.2 第一組皮帶傳動機構的設計 設計的原始條件為：傳動的工作條件，傳遞的功率 P，主、從動輪的轉速 1n 、 2n （傳動比 i），傳動對外廓尺寸的要求。 設計內容：確定帶的型號、長度、根數(shù)； 傳動中心距； 帶輪基準直徑及結構尺寸； 計算初拉力0F， 帶對軸的壓力0Q 設計的步驟和方法 2.2.1 確定設計功率cp 考慮載荷性質和每天運轉的時間等因素，設計功率要求要比傳遞的功率略大，即： )(kWPKP AC （ 2-11） 式中 P-傳遞的額定功率， 14.4CP （ KW） AK -工作情況系數(shù)， AK =1.2 CP 4.14 1.2=4.97(KW) 紀可： 鋼筋調直機設計 18 2.2.2 初選帶的型號 根據(jù)設計功率cP和主動輪轉速1n=1440r/mim。選定帶的型號為 A型。 2.2.3 確定帶輪的基準直徑1dd和2dd （ 1）選擇1dd，由min1 dd dd ，查表得 1dd=280（ mm） （ 2）驗算帶速 V，帶速太高則離心力大，減小帶與帶輪間的壓力易打滑，帶速太低，要求傳遞的圓周力大，使帶根速過多，故 V應在 5 25mm/s 之內。 )/(84.18)1 0 0 060( 1 4 4 028014.3)1 0 0 060( 11 smndV d （ 2-12） （ 3）計算從動輪基準直徑2dd： 2dd=i 1dd=121 ddnn 28028001440 =138.57（ mm） （ 2-13） 取標準值2dd=140（ mm） 2.2.4 確定中心距 a 和帶的基準長度dL 一般取 )(2)(7.021021 dddd ddadd （ 2-14） 計算相應于0a的帶基準長度0dL： )(702.16065004 )140280()280140(214.350024 )()(22 202211200 mmaddddaL ddddd 根據(jù)初定的0dL查表，選取接近0dL值的基準長度dL=1600（ mm） 實際中心距： )(649.4962 702.1 6 0 61 6 0 05002 00 mmLLaa dd （ 2-15） 2.2.5 驗算小輪包角 2 2 1201662a r c s in2180 21 a dd dd （ 2-16） 2.2.6 計算帶的根數(shù) 7.199.096.0)15.05.3( 97.4)(00LC KKPP PZ 取 Z=2 （ 2-17） 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 19 式中 K-包角系數(shù)，考慮包角與實驗條件不符（2 180）時對傳動能力的影響 LK-長度系數(shù)，考慮帶長與實驗條件不符時對傳動能力的影響 0P-實驗條件下，單根 V 帶所能傳遞的功率 0P-單根 V 帶傳遞功率的增量 考慮傳動比 1i 時，帶在大輪上的彎曲應力小，故在壽命相同的條件下，可增大傳遞的功率，其計算式為： )(15.0)11(10 kWKnKP iB （ 2-18） 式中 BK -彎曲影響系數(shù)， BK 31003.1 iK-傳動比系數(shù) iK=1.12 2.2.7 計算帶作用在軸上的載荷 Q 為設計軸和軸承，應計算出 V 帶對軸的壓力 Q： )(2s in2 10 NZFQ （ 2-19） 式中 Z-帶的根數(shù) 0F-單根 V 帶的初拉力 N )(28.14184.181.0)196.0 5.2(284.18 97.4500)196.0 5.2(500 220 NqvzPF C （ 2-20） )(9.5602166s in228.1412 NQ （ 2-21） 2.3 第二組皮帶傳動機構的設計 設計的原始條件為：傳動的工作條件，傳遞的功率 P，主、從動輪的轉速3n、 4n （傳動比 i），傳動對外廓尺寸的要求。 設計內容：確定帶的型號、長度、根數(shù)； 傳動中心距； 帶輪基準直徑及結構尺寸； 計算初拉力 0F ， 帶對軸的壓力 0Q 紀可： 鋼筋調直機設計 20 2.3.1 確定設計功率cP 考慮載荷性質和每天運轉的時間等因素，設計功率要求要比傳遞的功率略大，即： )(kWPKP AC （ 2-22） 式中 P-傳遞的額定功率， 36.1CPKW AK-工作情況系數(shù)，AK=1.2 CP 1.36 1.2=1.632(KW) 2.3.2 初選帶的型號 根據(jù)設計功率cP和主動輪轉速3n=1440r/mim。選定帶的型號為 A型。 2.3.3 確定帶輪的基準直徑3dd和4dd （ 1）選擇3dd，由min3 dd dd ，查表得 3dd=140mm （ 2）驗算帶速 V，帶速太高則離心力大，減小帶與帶輪間的壓力易打滑，帶速太低，要求傳遞的圓周力大，使帶根速過多，故 V應在 5 25mm/s 之內。 )/(55.10)100060( 144014014.3)100060( 33 smndV d （ 2-23） （ 3）計算從動輪基準直徑4dd： 4dd=i 3dd=343 ddnn 1407201440 =280（ mm） （ 2-24） 取標準值4dd=280mm 2.3.4 確定中心距 a 和帶的基準長度dL 一般取 )(2)(7.043043 dddd ddadd （ 2-25） 計算相應于 0a 的帶基準長度 0dL ： )(73.12755004 )140280()140280(214.330024 )()(22 202433400 mmaddddaL ddddd 根據(jù)初定的 0dL 查表，選取接近 0dL 值的基準長度 dL =1400（ mm） 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 21 實際中心距： )(3622 73.1 2 7 51 4 0 03002 00 mmLLaa dd （ 2-26） 2.3.5 驗算小輪包角1 1 12070.1572a r c s in2180 43 a dd dd （ 2-27） 2.3.6 計算帶的根數(shù) 5.196.093.0)16.09.1( 36.1)(00LC KKPP PZ 取 Z=2 （ 2-28） 式中 K-包角系數(shù)，考慮包角與實驗條件不符（ 2 180 ）時對傳動能力的影響 LK -長度系數(shù)，考慮帶長與實驗條件不符時對傳動能力的影響 0P-實驗條件下，單根 V帶所能傳遞的功率 0P-單根 V帶傳遞功率的增量 考慮傳動比 1i 時，帶在大輪上的彎曲應力小，故在壽命相同的 條件下，可增大傳遞的功率，其計算式為： )(16.0)11(30 kWKnKP iB （ 2-29） 式中 BK -彎曲影響系數(shù)， BK 31003.1 iK-傳動比系數(shù) iK=1.12 2.3.7 計算帶作用在軸上的載荷 Q 為設計軸和軸承，應計算出 V帶對軸的壓力 Q： )(2s in2 10 NZFQ （ 2-30） 式中 Z-帶的根數(shù) 0F -單根 V帶的初拉力 N )(5.655 5 0 4.101.0)193.0 5.2(25 5 0 4.10 36.15 0 0)193.0 5.2(5 0 0 220 NqvzPF C 紀可： 鋼筋調直機設計 22 )(2572 70.157s in25.652 NQ 2.3.8 主動帶輪設計 軸伸直徑 d=38mm, 長度 L=80mm，故主動帶輪軸孔直徑應取 mmd 380 ，轂長應小于80mm.大主動帶輪結構為輻板式帶輪，小主動帶輪結構為實心式帶輪，輪槽尺寸及輪寬等按表計算得： 小帶輪： 基準寬度 db10mm，頂寬 b=13mm； 基準線上槽深 ah5mm； 基準線下槽深 fh12mm； 槽間距 3.015 e mm； 第一槽對稱面 至端面的距離 2110f mm； 最小輪緣厚 mm6min ； 帶輪寬 mmfezB 3510215)12(2)1( z 輪槽數(shù)；外徑 mmhddada 1502 ； 輪槽角 38 ； 極限偏差 1 mm；當 B 1.5sd時，L=B=35mm，sd為 軸的直徑； 大帶輪： 基準寬度 db10mm，頂寬 b=13mm； 基準線上槽深 ah5mm； 基準線下槽深 fh12mm； 槽間距 3.015 e mm； 第一槽對稱面至端面的距離 2110f mm； 最小輪緣厚 mm6min ； 帶輪寬 mmfezB 3510215)12(2)1( z 輪槽數(shù) ； 外 徑 mmhddada 2902 ： 輪 槽 角 38 ； 極 限 偏 差 1 mm ；為軸的直徑ss dmmdd ,7638221 ； mmdDD 146)76216(5.0)(5.0 110 mmdDd 28)76216(2.0)(3.02.0( 110 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 23 3 直齒輪設計 在閉式傳動中，輪齒折斷和點蝕均可能發(fā)生，設計時先按齒面接觸 疲勞強度確定傳動主要參數(shù)，再驗算齒根彎曲疲勞強度。 小齒輪齒數(shù) 1Z 應大于 17 齒，以避免根切現(xiàn)象而影響齒根彎曲強度，一般取 1Z =18 40，2Z =i 1Z 。為防止輪齒早期損壞， 1Z ， 2Z 應盡量互為質數(shù)。當分度圓直徑確定時，在滿足齒根彎曲強度的前提下，適當減少模數(shù)以 增加齒數(shù)，有利于提高重合度。對傳遞動力的齒輪傳動，模數(shù)應大于 2mm（至少 1.5mm） ,齒數(shù)比 (傳動比 )i 不宜過大 ,以小于 5 為佳 ,以防止兩齒輪直徑相差過大及輪齒工作負擔相差過大。 增大齒寬 b 時，輪齒的工作應力 F 和 H 都將減少，有利于提高輪齒承載能力，但 b 過大易造成載荷沿齒寬分布不均勻。對于制造安裝精度要求高，軸和支承剛度大，齒輪相對于軸承是對稱布置時，可取稍大些， d0.8 1.4。 非對稱布置時 d0.6 1.2；懸臂布置及開式傳動中 d0.3 0.4。在硬度 HB 350 的硬齒面?zhèn)鲃又?，d還應下降 50%。 一級減數(shù)直齒輪設計 已知一級傳遞功率 )(31.197.099.036.10101 KWPP ，小齒輪轉速 1n =720r/min,傳動比 i12 =2.7,每天 1 班，預期壽命 10年。 紀可： 鋼筋調直機設計 24 3.1 確定齒輪傳動精度等級 根據(jù)使用情況和估計速度 6v m/s,則選用 8 級精度的齒輪。選擇材料：小齒輪選用45 號鋼，調質處理，1 2 1 7 2 5 5H B S H B S ；大齒輪選用 45 號鋼 ，正火處理，2 1 6 2 2 1 7H B S H B S；按國家標準，分度圓上的壓力角 =20o ；對于正常齒，齒頂高系數(shù) =1ah，頂隙系數(shù) = 0.25c 3.1.1 計算許用應力 9119912126 0 6 0 7 2 0 1 1 0 3 0 0 8 1 . 0 3 6 8 1 01 . 0 3 6 8 1 00 . 3 8 4 1 02 . 7hN n j LNNi （ 3-1） 主 動 輪 和 從 動 輪 齒 面 硬 度 為 230HBS 和 170HBS ， 并 查 圖 得 ，lim1H=570Mpa,lim2H=520Mpa,查圖得，1NZ=1.0，2NZ=1.14, 1XZ=1.0, 2XZ=1.0,WZ=1.0,LVRZ=0.92,HS=1.0。 l i m 11 1 1 570 1 . 0 1 . 0 1 . 0 0 . 9 2 5 2 4 . 4 ( )1 . 0HH N X W L V RHZ Z Z Z M P aS （ 3-2） l i m 22 2 2 520 1 . 1 4 1 . 0 1 . 0 0 . 9 2 5 4 5 . 3 7 6 ( )1 . 0HH N X W L V RHZ Z Z Z M P aS （ 3-3） 3.1.2 按齒面接觸疲勞強度確 定中心距 小齒輪轉距： )(694.1 7 3 7 5720 31.11055.9 61 mmNT （ 3-4） 初取 2 1.1ttKZ，取 1 2 .7 10 .3 5, 0 .3 5 0 .6 4 7 522a d a u ，查表得 1 8 8 .9EZ M P a，22 2 . 5c o s s i n c o s 2 0 s i n 2 0HZ （ 3-5） 確定中心距： 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 25 )(34.150)4.524 5.29.188(7.235.02 694.1 7 3 7 51.1)17.2()(2)1( 3 23 21 mmZZZuKTuaHHEat （ 3-6） 取 a=155mm 估計模數(shù) ： m=(0.007 0.02)a=(0.007 0.02)155=1.085 3.1mm,取 m=3mm. 各輪齒數(shù)： 12 1 1 22 2 1 5 5 2 7 . 9 3( 1 ) 3 ( 2 . 7 1 )2 7 . 9 3 2 . 7 7 5 . 4 1aZmuZ Z i （ 3-7） 取122 8 , 7 5ZZ 實際傳動比2175 2 . 6 828Zi Z 實 （ 3-8） 傳動比誤差 2 . 7 2 . 6 81 0 0 % 1 0 0 % 0 . 7 % 5 %2 . 7iiii 理 實理 許用 分度圓直徑： 11223 2 8 8 4 ( )3 7 5 2 2 5 ( )d m Z m md m Z m m （ 3-9） 驗算圓周速度 11 3 . 1 4 8 4 7 2 0 3 . 1 7 / 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s m s ,選擇 8 級精度的齒輪合適。 3.1.3 驗算齒面接觸疲勞強度 因電機驅動，載荷平穩(wěn)，查表， 1.0AK ，由于速度 v=3.17m/s,8 級精度齒輪 ，查圖得 1.12vK ，軸上軸承不對 稱分布，且 0.6475d ，查圖得 1.04K ，齒寬b=1 0 . 6 4 7 5 8 4 5 4 . 3 9d d 。取 b=54mm, 0 。 查表得 1.0K 載荷系數(shù) 1 . 0 1 . 1 2 1 . 0 4 1 . 0 1 . 1 6AvK K K K K （ 3-10） 計算端面和縱向重合度： 12111 . 8 8 3 . 2 c o sZZ 111 . 8 8 3 . 2 13 8 7 5 1.84 （ 3-11） 紀可： 鋼筋調直機設計 26 10 . 3 1 8 t a n 0d Z （ 3-12） 由和查圖得， 0.88Z ，取 u=2.7 1212 1H E HKT uZ Z Zb d u （ 3-13） 22 1 . 1 6 1 7 3 7 5 . 6 9 4 2 . 7 11 8 8 . 9 2 . 5 0 . 8 85 4 . 3 9 8 4 2 . 7 =158MP H 安全。 3.1.4 驗算齒根彎曲疲勞強度 根 據(jù) 材 料 熱 處 理 ， 查 圖 ，l i m 1 l i m 24 3 5 , 4 1 5 , 1 . 2 5F F FM P a M P a S 取 。查圖 1 2 1 21 . 0 , 1 . 0 2 . 0N N X X S TY Y Y Y Y 。 取，則計算出許用應力 l i m 11 1 1 435 1 . 0 1 . 0 2 . 0 6 9 6 ( )1 . 2 5FF N X S TFY Y Y M P aS （ 3-14） l i m 22 2 2 415 1 . 0 1 . 0 2 . 0 6 6 4 ( )1 . 2 5FF N X S TFY Y Y M P aS （ 3-15） 由圖得，1 2 1 22 . 8 6 , 2 . 2 2 1 . 5 4 , 1 . 7 9 , 0 . 7 1F a F a S a S aY Y Y Y Y 和 驗算彎曲疲勞強度 11 1 112F F a S aKT Y Y Yb d m （ 3-16） 2 1 . 1 6 1 7 3 7 5 . 6 9 4 2 . 8 6 1 . 5 4 0 . 7 15 4 8 4 3 )(14.38 MPa1F 12 2 212F F a S aKT Y Y Yb d m （ 3-17） 2 1 . 1 6 1 7 3 7 5 . 6 9 4 2 . 2 2 1 . 7 9 0 . 7 15 4 8 4 3 23 2 . 6 2 ( ) FM P a 安全。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 27 3.1.5 齒輪主要參數(shù)和幾何尺寸 122 8 , 7 5 , 2 . 7 , 3 , 1 . 0 , 0 . 2 5aZ Z u m m m h c 11 3 2 8 8 4d m Z m m 22 3 7 5 2 2 5d m Z mm 11 2 8 4 2 3 1 . 0 9 0aad d m h mm 22 2 2 2 5 2 3 1 . 0 2 3 1aad d m h mm 11 2 ( ) 8 4 2 3 ( 1 . 0 0 . 2 5 ) 7 6 . 5fad d m h c mm 22 2 ( ) 2 2 5 2 3 ( 1 . 0 0 . 2 5 ) 2 1 7 . 5fad d m h c mm 1211( ) ( 8 4 2 2 5 ) 1 5 4 . 522a d d mm 1 2 1 25 4 , 5 1 0 , 6 0b b m m b b m m b m m 取 同理 當 3軸 4軸間傳動比34i=2.5 時，齒 輪主要參數(shù)和幾何尺寸 343 0 , 7 5 , 2 . 5 , 3 , 1 . 0 , 0 . 2 5aZ Z u m m m h c 33 3 3 0 9 0d m Z mm 44 3 7 5 2 2 5d m Z mm 33 2 9 0 2 3 1 . 0 9 6aad d m h mm 44 2 2 2 5 2 3 1 . 0 2 3 1aad d m h mm 33 2 ( ) 9 0 2 3 ( 1 . 0 0 . 2 5 ) 8 2 . 5fad d m h c mm 44 2 ( ) 2 2 5 2 3 ( 1 . 0 0 . 2 5 ) 2 1 7 . 5fad d m h c mm 3411( ) ( 9 0 2 2 5 ) 1 5 7 . 522a d d mm 3 4 3 46 0 , 5 1 0 , 6 7b b m m b b m m b m m 取 軸 4 和軸 5 間的傳動比 45i =1，齒輪主要參數(shù)和幾何尺寸 紀可： 鋼筋調直機設計 28 562 0 , 2 0 , 1 , 5 , 1 . 0 , 0 . 2 5aZ Z u m m m h c 55 5 2 0 1 0 0d m Z mm 66 5 2 0 1 0 0d m Z mm 55 2 1 0 0 2 5 1 . 0 1 1 0aad d m h mm 66 2 1 0 0 2 5 1 . 0 1 1 0aad d m h mm 55 2 ( ) 1 0 0 2 5 ( 1 . 0 0 . 2 5 ) 8 7 . 5fad d m h c mm 66 2 ( ) 1 0 0 2 5 ( 1 . 0 0 . 2 5 ) 8 7 . 5fad d m h c mm 3411( ) (1 0 0 1 0 0 ) 1 0 022a d d mm 5670bbmm 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 29 4 錐齒輪的設計 初定齒數(shù)比 u=1.計算兩錐齒輪，參照 GT4-8型調直機的傳動示意展開圖 錐齒輪材料采用 45 號鋼加工制造，采用大圓角留磨滾刀加工，齒面滲碳淬火磨齒，并采用齒面強化噴丸工藝，以提高接觸與彎曲強度。錐齒輪 58HRC 63，精度 6Cgb11365-89。（ 噴丸強化工藝 ,此技術提供一種通過利用噴丸強化工藝在齒輪表面形成壓縮殘余應力來提高齒輪的疲勞強度的方法。此技術的方法是在利用高壓空氣向齒輪表面投射大量的噴丸時向與連接作為噴射對象的齒輪齒的齒根圓與漸開線的交點及與上述噴射對象的齒輪齒相鄰的齒輪齒的齒頂圓與漸開線的交點的直線平行的方向，更具體地講，是向與該直線成 0 至 15 角的方向投射。） 軸交角 90 。由電動機驅動，工作載荷略有輕微沖擊，錐齒輪 1 懸臂支承，錐齒輪2兩端支承，傳遞轉矩： mKNnPT 018.072036.155.955.9211，轉速 720r/min。 （ 4-1） 1基本參數(shù)： 。頂隙系數(shù)齒頂高系數(shù)齒數(shù)壓力角模數(shù) 20.0；1；25；20；4 chzm a 2初步設計： )(1 9 5 13 2 11 mmuKTdHPe （ 4-2）式中 K-載荷系數(shù)，取 1.5 u-齒數(shù)比，取 1 HP -齒輪的許用接觸應力 )/(11821.11300 2 l i m mmNS HHHP HS -估計時的安全系數(shù)，取 1.1 limH -試驗齒輪的接觸疲勞極限 )/(1 3 0 0 2lim mmNH 紀可： 鋼筋調直機設計 30 估算的結果： 3 2 11 1951HPe uKTd= )(8211821185.11951 32 mm 幾何尺寸： 齒數(shù)比： 1252521 zzu 齒數(shù) 1z=25；2z=25 （ 4-3） em=4 m 模數(shù) 大端分度圓直徑： mmmzd ee 10042511 mmzmd ee 10042522 （ 4-4） 分錐角： 45arc tan212 zz （ 4-5） 4590 21 （ 4-6） 外錐距：mmdR ee 71222100s in2 11 （ 4-7） 齒寬： mmRb eR 3.21713.0 R =0.25 0.33 取 R =0.3 （ 4-8） （重載荷 3.0 Rb 3.5） 平均分度圓直徑： mmdmmddmRem 85 85)3.05.01(100)5.01(211 （ 4-9） 中錐距： mmRRRem 35.60)3.05.01(71)5.01( （ 4-10） 平均模數(shù)： mmmmRem 4.3)3.05.01(4)5.01( （ 4-11） 齒距： P=m =3.14 4=12.56mm （ 4-12） 齒寬系數(shù)： R =0.3 節(jié)錐角： 451 452 高度變位系數(shù)： 0)111(39.0 21 X （ 4-13） 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 31 02 X 齒頂高： mmmXhheaa 441)( 11 （ 4-14） mmhh aa 412 齒根高： mmxcmhef 8.4)2.01(4)1( 11 mmhf 8.42 （ 4-15） 頂隙： 80.0420.0 mcc （ 4-16） 齒頂角：211 225.3)714a r c t a n ()a r c t a n (aeaa Rh （ 4-17） 齒根角：211 868.3)718.4a r c t a n ()a r c t a n (feff Rh （ 4-18） 齒寬中點分度圓直徑： 211 85100)3.05.01()5.01( mRm dmmdd （ 4-19） 齒寬中點螺旋角： 35m 大端齒頂圓直徑： 21111 10645c o s42100c o s2 aaea dhdd （ 4-20） 大端齒根圓直徑： 2111 9345c os8.42100c os2 ffef dhdd （ 4-21） 頂錐角：2111 225.48225.345 aaa （ 4-22） 根錐角：2111 775.41225.345 faf （ 4-23） 安裝距： A，根據(jù)結構而定。 冠頂距： 軸線交角 90454521 （ 4-24） 當21121 172.4745s i n42100s i n290 KaeK AhdA 時， （ 4-25） 輪冠距： 111 KAAH （ 4-26） 錐齒輪強度校核計算： 紀可： 鋼筋調直機設計 32 接觸強度校核 HPKHEmHHVAtH ZZZZubduKKKKF 1285.01 （ 4-27） 式中 分度圓的切向力 3 6 01 0 0 182 0 0 02 0 0 0 1 1 mt d TF N 使用系數(shù) 25.1AK 動載荷系數(shù) 041.1VK 載荷分布系數(shù) 9.1HK 載荷分配系數(shù) 1HK 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 5.2HZ 彈性系數(shù) 2/8.189 mmNZ E 重合度、螺旋角系數(shù) 867.0Z 錐齒輪系數(shù) 1KZ 計算結果： 2212/3431867.05.28.18911003.2185.01119.1041.125.136085.01mmNZZZZubduKKKKFHPKHEmHHVAtH 許用接觸應力 ZZvZZSXRLNHHHP limlim （ 4-28） 式中 試驗齒輪接觸疲勞極限 6501lim H 2/mmN 壽命系數(shù) 1NZ 潤滑油膜影響系數(shù) 985.0LvRZ 最小安全系數(shù) 1.1min HS 尺寸系數(shù) 1XZ 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 33 工作硬化系數(shù) 1Z 計算結果2l i ml i m /581985.011.1650 mmNZZvZZS XRLNHHHP HPH 通過 彎曲強度校核 YYbmKKKKFFSm FFvAtF 11 85.0 （ 4-29） 式中 復合齒形系數(shù) 79.41 FSY 重合度和螺旋角系數(shù) 68.0Y 其余項同前，并且 HFHF KKKK , 計算結果： 211/4768.0185.019.1041.125.136085.0mmNYYbmKKKKFFSmFFvAtF 許用彎曲應力： XR relTrelTNF FBFP YYYYS m in （ 4-30） 式中 齒根基本強度 2/250 mmNFB 壽命系數(shù) 1NY 相對齒根圓角敏感系數(shù) 1relTY 相對齒根表面狀況系數(shù) 1RrelTY 尺寸系數(shù) 1XY 最小安全系數(shù) 4.1min FS 計算結果 1781114.1250 FP2/mmN FPF 1 通過 紀可： 鋼筋調直機設計 34 5 軸的設計與強度校核 5.1 軸的設計與強度校核 5.1.1 軸的結構設計 圖 5-1 軸的結構圖 Fig.5-1 construction figure of shaft one 5.1.2 求出齒輪受力 輸出軸轉矩： NnPT 1803972036.11055.91055.9 61161 （ 5-1） 齒輪圓周力： mmmzddNd TFRRmmt85)3.05.01(254)5.01()1(494851803922111111（ 5-2） 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 35 齒輪軸向力： NFFta 12745c o s20t a n494s i nt a n 111 （ 5-3） 齒輪徑向力： NFFtr 127co sta n 111 （ 5-4） 支反力： XOY 面 （垂直面） NRNRBYAY19826928512746212771269285127193127 （ 5-5） XOZ 面（水平面） NRNRBZAZ64269161257462127319269430257193127 （ 5-6） XOY 面上的彎矩： mmNMmmNMmmNMmmNMBYBYAYAY5.1911319312728512719099269715.164621272851272691980右左右左 （ 5-7） XOZ 面上的彎矩： mmNMmmNMmmNMmmNMBZBZAZAZ953421934942469926931943025722822846249441377161257右左右左 （ 5-8） 合成彎矩： mmNMMMmmNMMMmmNMMMmmNMMMBZBYBBZBYBAZAYAAZAYA97237953405.191132542724699190992282282282285.16413774137702222222222222222）（）（）（）（）（右右右左左左右右右左左左 （ 5-9） 當量彎矩： 紀可： 鋼筋調直機設計 36 mmNTMmmNTMMmmNTMMmmNTMMmmNTMMMP aMP aTMMvDBvBBvBAvAAvAbbBbbv104621803958.0977981803958.097237274951803958.0254272 2 8 4 6 81803958.02 2 8 2 2 8104621803958.04137795,5560045.58.09555)(2222222222222222010122）（）（）（）（）（）（）（）（查表，鋼取轉矩為一般性質，故右右左左右右左左 （ 5-10） 取危險截面按當量彎矩驗算直徑。危 險截面取左軸承處（載荷最大）及安裝帶輪處（軸徑最小且載荷較大、有鍵槽）。 右軸承部位驗算 mmMdbvA 35551.02287071.03 31 （ 5-11） d=45mm 35mm,合格。 安裝帶輪部位驗算 mmMdbvD 20551.0104621.03 31 （ 5-12） d=30mm 20mm,合格。 該軸段有鍵槽，計算軸徑加大 4%， d=30 201.04=20.8 ，合格 綜上計算結果，該軸強度足夠。 5.2 軸的設計與強度校核 5.2.1 軸的結 構設計 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 37 圖 5-2 軸的結構圖 Fig.5-2 construction figure of shaft two 5.2.2 求出齒輪受力 輸出軸轉矩： NnPT 1737672031.11055.91055.9 62262 （ 5-13） 圓柱齒輪 齒輪圓周： NdTFt 414841 7 3 7 622111 （ 5-14） 齒輪徑向力： NFFtr 150tan11 （ 5-15） 標準直齒圓錐齒輪 齒輪圓周力： mmmzddNd TFRRmmt85)3.05.01(254)5.01()1(408851 7 3 7 622222222 （ 5-15） 齒輪軸向力： NFFta 10445c o s20t a n408s i nt a n 222 （ 5-16） 齒輪徑向力： NFF tr 104co sta n 222 （ 5-17） 支反力 XOY 面 （垂直面） 紀可： 鋼筋調直機設計 38 NRNRBYAY973545410428510430210415535428510452104300150 （ 5-18） XOZ 面（水平面） NRNRBZAZ44735451420302408544143923542123052408300414 （ 5-19） XOY 面上的彎矩： mmNMmmNMmmNMmmNMmmNMmmNMBYBYDYDYCYCY042285104521043001503541555044529796102481503021555 0 4 7 230097285104248104837054155右左右左右左 （ 5-20） XOZ 面上的彎矩： mmNMmmNMmmNMmmNMmmNMmmNMBZBZDZDZCZCZ63602123014541652408300414636021230102672248414114984460302484080右左右左右左 （ 5-21） 合成彎矩： mmNMMMmmNMMMmmNMMMmmNMMMmmNMMMmmNMMMBZBYBBZBYBDZDYDDZDYDCZCYCCZCYC63606360014541614541642811763605044961510267296101255741149845047283700837022222222222222222222222）（）（）（）（）（）（）（）（右右右左左左右右右左左左右右右左左左 （ 5-22） 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 39 當量彎矩： mmNTMmmNTMMmmNTMMmmNTMMmmNTMMmmNTMMmmNTMMmmNTMMM P aM P aTMMvDPvPBvBBvBDvDDvDCvCCvCbbBbbv100781737658.0271221737658.025180119171737658.063601457651737658.0145416129401737658.08117139291737658.096151259781737658.0125574131011737658.0837095,5560045.58.09555)(2222222222222222222222222222010122）（）（）（）（）（）（）（）（）（）（）（）（）（）（查表，鋼取轉矩為一般性質，故右右左左右右左左右右左左 （ 5-23） 取危險截面按當量彎矩 驗算直徑。危險截面取右軸承處（載荷最大）、安裝圓柱齒輪處、安裝錐齒輪處及安裝偏心輪處。 右軸承處驗算 mmMdbvB 8.29551.01462511.03 31 （ 5-24） d=35mm 29.8mm,合格。 安裝圓柱齒輪處驗算 mmMdbvC 4.28551.01266571.03 31 （ 5-25） d=40mm 28.4mm,合格。 該軸段有鍵槽，計算軸徑加大 4%， d=40 28.41.04=29.5mm, 合格。 安裝錐齒輪處驗算 mmMdbvC 18551.0190121.03 31 （ 5-26） d=35mm 18mm,合格。 該軸段有鍵槽，計算軸徑加大 4%， d=35 181.04=18.72mm, 合格。 紀可： 鋼筋調直機設計 40 安裝偏心輪處 mmMdbvP 17551.0271221.03 31 （ 5-27） d=25mm 17mm,合格。 該軸段有鍵槽，計算軸徑加大 4%， d=25 171.04=17.68mm ，合格。 綜上計算結果，該軸強度足夠。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 41 6 主要 零件的規(guī)格及加工要求 6.1 調直筒及調直塊 調直筒及調直塊的尺寸要求見零件圖，調直筒可用一般結構鋼或碳鋼制造，調直塊須用廠具鋼制造，并進行熱處理，塊的內孔要具有一定的光潔度。 GT4-8 型調直機的調直筒，有兩套調直模，每套有五個，其中一套內徑為 10mm，可以調直 6 8mm 直徑的鋼筋，另一套內徑為 6mm，可調直 5mm 直徑以下的鋼筋。調直模用工具鋼制成，并經(jīng)熱處理。安裝時，調直模的喇叭口應全部向調直筒進口方向。調直模在調直筒中的安裝位置如圖所示， 圖 6-1 調直模的安裝方法 Fig.6-1 installation method of straightening model 調直模偏移量的大小，要根據(jù)調直模的磨損程度和鋼筋的性質通過試驗確定，一般為7 10mm，但不論采用哪種方法，調直筒最外兩端的兩個調直模，必須在調直筒導孔的軸線上，如果發(fā)現(xiàn)鋼筋調的不直，應及時調整調直模的偏移量。 6.2.齒輪 調直機上的所有齒輪均采用 45 號鋼加工制造，并須經(jīng)過表面淬火等熱處理。 6.3.調直機的各傳動軸均安裝滾動軸承 表 1-1 鋼筋調直機的 軸承 型號及 用量 Tab.1-1 bearing size and number of reinforcement bar straightening machine 紀可： 鋼筋調直機設計 42 軸承名稱 型號 數(shù)量 安裝部位 軸承名稱 型號 數(shù)量 安裝部位 單列圓錐滾子軸承 7206 1 錐齒輪軸左端 單列圓錐滾子軸承 7512 1 偏心軸下端 雙列向心球軸承 1307 1 錐齒輪軸右端 單列向心球軸承 306 2 下壓輥軸兩端 單列圓錐滾子軸承 7308 1 偏心軸上端 單列向心球軸承 306 2 上壓輥軸兩端 6.4 傳送壓輥的選用和調整 調直機有 兩對鋼筋傳送壓輥供選用，每對壓輥上又有兩種深度的環(huán)槽，因此應根據(jù)鋼筋直徑選擇適當?shù)膲狠伈?。一般在夾緊鋼筋后，應保證上下壓輥之間有 3mm 左右的間隙為合適。 傳送鋼筋的牽引力，決定于壓輥間的壓緊程度，壓緊度要保證鋼筋能順利的被牽引前進，不應有明顯的轉動現(xiàn)象，而且在被切斷的一瞬間，應能允許鋼筋與壓輥之間發(fā)生打滑現(xiàn)象。 6.5 定長機構的選擇與調整 鋼筋切斷長度，由定長機構自動調整，為了保證切斷質量，首先要按滑動刀臺的活動上切刀位置，調整其固定切刀，使上下兩切刀的刃口間有 1mm 以內的間隙，并經(jīng)常檢查下切刀的鎖緊螺母 有無松動現(xiàn)象，以及上切刀的抬刀彈簧的彈性。 滑動刀臺的回位是靠壓縮彈簧的張力，在定尺拉桿上裝有三個壓縮彈簧，在調直粗鋼筋時，三個彈簧同時起作用。當調直細鋼筋時，只需 1 2 彈簧。彈簧的預緊力是以保證能可靠的回位為準。如果彈簧預緊力不足，會造成滑動刀臺停留在錘頭下發(fā)生連切鋼筋的故障，若彈簧預緊力過大，則鋼筋不易頂動頂尺板，而發(fā)生鋼筋頂彎或切斷尺寸不準，并造成壓輥過度損傷鋼筋的現(xiàn)象。 鋼筋發(fā)生連切現(xiàn)象，除由于彈簧的預緊力不足外，還可能是傳送壓輥壓力過大，或者是料槽的鋼筋下落阻力過大所造成的。所以，發(fā)生不正?，F(xiàn)象時 ，應立即停車檢查，進行調整。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 43 7 結論 伴隨著建筑業(yè)的發(fā)展，建筑機械成為現(xiàn)代工業(yè)與民用建筑施工與生產(chǎn)過程中不可缺少的設備。建筑生產(chǎn)與施工過程實現(xiàn)機械化、自動化、降低施工現(xiàn)場人員的勞動強度、提高勞動生產(chǎn)率以及降低生產(chǎn)施工成本，為建筑業(yè)的發(fā)展奠定了堅實的基礎。由于建筑機械能夠為建筑業(yè)提供必要的技術設備，因此成為衡量建筑業(yè)生產(chǎn)力水平的一個重要標志，并且為確保工程質量、降低工程造價、提高經(jīng)濟效益、社會效益與加快工程建設速度提供了重要的手段。所以，提高建筑機械的管理、使用、維護與維修能力，對加快建筑生產(chǎn)與施工速度 ，具有十分重要的意義。 本文根據(jù)鋼筋調直機的設計原則和具體要求，結合工地的實際需要進行設計，該鋼筋調直機具備良好的機動性，它體積小，重量輕，能快速的在不同場地之間轉移，它能量大，結構簡單，操作方便，最大限度的發(fā)揮設備的利用率和生產(chǎn)率。本次設計借助于 AUTOCAD進行繪圖，基本上達到了設計要求。 本次設計還存在不足之處，一是由于鋼筋的牽引速度 V=0.6m/s,而剪刀升降時間t=0.1s,則鋼筋在切斷的瞬間的運動距離 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(chǎn)生滑動現(xiàn)象，磨損加 劇，生產(chǎn)率降低，故此種調直機的調直速度不宜太快。二是由于機械設計的復雜性和整體性，本人掌握不夠全面。三是由于經(jīng)驗方面的欠缺，故需要進一步的研究和實踐。 紀可： 鋼筋調直機設計 44 致謝 本設計在導師康文龍教授的悉心指導和嚴格要求下業(yè)已完成，從課題選擇、方案論證到具體設計和調試，無不凝聚著康文龍導師的心血和汗水，在四年的本科學習和生活期間，也始終感受著導師的精心指導和無私的關懷，我受益匪淺。在此向導師表示深深的感謝和崇高的敬意，祝愿導師身體健康。 在論文的完成過程當中，同時得到了季璐瑤、璀璨的熱情幫助，一并 表示深深地感謝 ! 最后，誠摯的感謝所有參加本論文評審和答辯的各位老師，感謝你們在百忙之中抽出時間參加我的答辯。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 45 參考文獻 1 田奇，童占榮，王進，馬志奇。鋼筋及預應力機械應用技術 M。中國建材工業(yè)出版社。 2004。 5 2 孟憲源現(xiàn)代機構手冊 M第 1 版北京：機械工業(yè)出版社 1994， 6 3 田奇 建筑機械使用與維護 中國建材工業(yè)出版社 2003.8。 4 李鳳平，張士慶，蘇猛。機械圖學 M。東北大學出版社 2003.9 5 紀世斌建 筑機械基礎北京清華大學出版社 2002。 6 徐灝機械設計手冊（ 1） M 第 2 版北京：機械工業(yè)出版社 2000。 7 徐灝機械設計手冊（ 2） M 第 2 版北京：機械工業(yè)出版社 2000。 8 徐灝機械設計手 冊（ 3） M 第 2 版北京：機械工業(yè)出版社 2000。 9 機械設計手冊化學工業(yè)出版社 2004 10 現(xiàn)代施工機械實用手冊華南理工大學出版社 1999 11高文安建筑施工機械武漢武漢工業(yè)大學出版社 2000。 12 Sunage T,et al.Differental reducers using internal gears with small tooth number difference(The first report,fundamentals of design)J.Bulletin of JSME,1994,(108).。 13 Shu Xiaolong.Determination of load sharing factor for plametary gearing with small tooth number differenceJ.Mechanism and Machine Throry,1995,30(2).。 紀可： 鋼筋調直機設計 46 附錄 A 譯文 降低商用飛機的直接維護費用的方法 Haiqiao Wu Yi Liu Yunliang Ding 和 Jia Liu 作者 Haiqiao Wu， Yi Liu， Yunliang Ding 和 Jia Liu 都是在中華人民共和國南京大學航空宇航工程學院從事航空學和行于學的學者。 關鍵詞 直接費用，商用飛機， 維護費用，專家，鑒定測試 摘要 商用飛機的直接維護費用（ DMC）對飛機費用的所有權起一個重要作用。我們的研究目標是發(fā)現(xiàn)一些減少 DMC 的方法。本論文首先指出設計和果實診斷是影響 DMC 的主要因素，對于特定的航空公司這一因素，可忽略不計。一項 R&M 設計的新觀念 為了要減少 DMC，本論文討論了自由操作時期和過失診斷專家系統(tǒng)的維護。 電子的通路路徑 本文的翡翠研究寄存器可以從以下網(wǎng)站得到： /researchregister 現(xiàn)在的議題和本文的完整文件可以從以下網(wǎng)站 /0002-2667.htm 降低商用飛機的直接維護費用的方法 介紹 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 47 商用飛機的維護活動是飛機耐飛性能的一個必要組成部分。飛機維護是令飛機回復到可使用狀態(tài)下的一個上木。它包括維護、修理、徹底檢查、檢驗和狀態(tài)測定。 它可以分為兩種類型。 修正的維護。這些活動，即由提供對于某一已知的或疑似的故障及（或）缺陷的方案，來是失敗的結果回復到一種令人滿意的情況。修正的維護大體上可分為過失確認、過失隔離、拆卸、替換、重新裝配、對準或者調整，以及測試。這一種維護的類型即是不預定的維護，而且受益于診斷的使用以減輕在維護資源方面的負擔。 預防的維護。這些活動，即由系統(tǒng)檢驗、探測、疲勞項目的替換、調整、口徑測定，以及清潔等，來使之保持在可使用狀態(tài)。在飛機和儀器的整個壽命中，它以一種規(guī)定的形式實行。因此，它也被成做預定的維護。 維護通常的目 標是，在一家航空公司需要維修飛機時，能夠以最低的費用提供一套完整的維護服務?，F(xiàn)在商用飛機的維護費用對飛機費用的所有權起一個重要作用。維護費用一般占與飛機操作相關費用的 10%-20%（ Maple,2001）。 直接的維護費用（ DMC）被定義為，用于維護一個飛機或相關儀器所需的勞動力費用和材料費用（ ATA，國際航空運輸協(xié)會和 ICCAIA， 1992）。 DMC 不包括勞動和物質的開支，如行政、監(jiān)督、使用工具工作、測試儀器、設備、記錄及保存等活動的費用（ Knotts,1999）。航空公司通常會尋求維護費用的保證，如果 DMC 超過約定的指定水平，飛機制造者將招致財政上的處罰。 我們的研究目標是找出一些為商用飛機減少 DMC 的方法。本論文首先分析了影響 DMC的主要因素，然后討論了可以減少 DMC 的一些方法。 DMC的主要影響因素 依照定義， DMC 的公式是： DMC=（onMMH+offMMH） LR+MC, 其中，onMMH是指飛機維護人員在飛機上的工作時間；offMMH是指飛機維護人員不在 飛機上的凌夷部分工作時間； LR 是指勞動費用； MC 是指材料的費用。影響 DMC 的因素可以依下列各項分類。 設計因素 可靠性和可維護性（ R&M）是飛機的固有價值。它只能由設計決定。雖然像經(jīng)過高度 紀可： 鋼筋調直機設計 48 訓練的人和一個應答的補給系統(tǒng)這樣的其他因素，也能使時間限定在一個絕對的最小量中，但是只有國有的 R&M 才能決定這一最小量。即使改良訓練或技術支持也不能夠有效的彌補因一架拙劣設計（根據(jù) R&M）的商用飛機在可用性方面所造成的損失。將支持飛機飛行的費用減少到最小，最大限度的提高籍由最好設計所生產(chǎn)出的產(chǎn)品的可用性，使之可靠并且可 維護。對于商用飛機整個壽命期所花費用來說，大概有 70%-80%的費用是由設計階段來決定的。 過失診斷效率 系統(tǒng)和技術的復雜性逐漸增加加大了即使、有效的過失診斷的困難。由此成為系統(tǒng)可維護性的問題因素。而且，從減少時間周期和費用方面來看，無效的過失診斷可能會很貴。因為 “ 沒有發(fā)現(xiàn)錯誤（ NFF） ” 的情形會對維護費用產(chǎn)生很大的影響?，F(xiàn)代系統(tǒng)的設計經(jīng)歷了 40%或者更高的儀器錯誤消除率。這些錯誤是有歧義的、勞動密集型的測試程序所造成的。航空電子學和電氣科學方面的不可預定維護費用占民用飛機 DMC 的 18%， 40%與儀器錯 誤消除相關的被歸類為 NFF。在 1992 年，一項對部件轉移的審計突出了英國空中航線的機群每平均有 8000 項被轉移走?？v觀所有的工作室，其所有部件中的 14%，被發(fā)現(xiàn)有 NFF。一臺航空電子學儀器平均會產(chǎn)生出 30%的 NFF。在財政上來看，若是考慮到直接和間接費用，那么 這就等于是每年在 NFF 上的開支總共就需要兩千萬英鎊（ Knotts,1999）