2013初改机械专业毕业设计钢筋弯曲机设计

机械工程大学

毕 业 论 文（设计）

题 目：姓 名：学 院：专 业：班 级：学 号：指导教师： 钢筋弯曲机的设计 王西西

机电工程学院 机械设计制造及其自动化 2008.02 0009999991111 吴露露

2013年06月18日

目 录

摘 要................................................................................................................................................................................................1 Abstract .................................................................................................................................................错误！未定义书签。 1绪 论....................................................................................................................................................错误！未定义书签。 1.1钢筋弯曲机的设计的目的和意义..............................................................................错误！未定义书签。 1.2钢筋弯曲机的国内外研究现状 ...................................................................................错误！未定义书签。 1.3设计主要研究的内容 ................................................................................................................................................2 2 总体方案的确定...................................................................................................................................................................4 2.1传动方案的确定 ...........................................................................................................................................................4 2.2工作台面的弯曲方案及弯曲的控制 ................................................................................................................5 3电动机的选择 .........................................................................................................................................................................8 3.1钢筋受力情况与计算有关的几何尺寸 ...........................................................................................................8 3.2弯曲Φ20的钢筋所需的弯矩 ................................................................................................................................8 3.3电动机的确定 ................................................................................................................................................................9 4确定传动比及运动参数..................................................................................................................................................11 4.1分配传动比....................................................................................................................................................................11 4.2计算传动装置的运动和动力参数....................................................................................................................11 5 V带传动的传动设计 ...................................................................................................................................................... 13 5.1 V带的设计计算 ........................................................................................................................................................ 13 5.2带轮的结构设计 ........................................................................................................................................................ 15 6圆柱齿轮设计 ...................................................................................................................................................................... 17 6.1 第一级齿轮传动设计 ............................................................................................................................................ 17 6.2 第二级齿轮传动设计 ............................................................................................................................................ 21 7 轴的设计及校核................................................................................................................................................................ 26

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7.1 Ⅰ轴的设计 .................................................................................................................................................................... 26 7.2 Ⅱ轴的设计 .................................................................................................................................................................... 28 7.3 Ⅲ轴的设计 .................................................................................................................................................................... 30 7.4 Ⅰ轴的校核 .................................................................................................................................................................... 31 7.5 Ⅱ轴的校核 .................................................................................................................................................................... 37 7.6 Ⅲ轴的校核 .................................................................................................................................................................... 40 8 轴承和键的校核................................................................................................................................................................ 43 8.1轴承校核 ........................................................................................................................................................................ 43 8.2键的校核 ........................................................................................................................................................................ 44 9 结论 .......................................................................................................................................................................................... 46 参考文献..................................................................................................................................................................................... 47 致 谢............................................................................................................................................................................................. 48

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钢筋弯曲机设计

摘 要

钢筋弯曲机是建筑工地必不可少的机械，能有效的提高生产效率，减少工人劳动强度，提高钢筋弯曲精度。本文所设计的钢筋弯曲机适用于弯曲Φ4-Φ20毫米的钢筋，其传动机构为全封闭式，采用两级变速，工作转速满足弯曲要求，使加工效率高、加工精度高、劳动强度小。钢筋的弯曲角度由工作盘侧面的触杆与限位开关调节，打弯钢筋后可以自动归位，能实现弯曲角度的自动化。与目前实际应用的各种钢筋弯曲机相比，本机操作简单，弯曲形状一致，调节方便，性能稳定。本文对V带轮和圆柱传动齿轮进行了设计计算，并对轴、键和轴承等关键部件进行了力学分析计算和强度校核，表明该钢筋弯曲机完全符合设计要求。

关键词：钢筋弯曲机；弯曲角度；弯矩；主轴扭矩

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1.3.2研究方法

在充分了解现在国内外钢筋弯曲机的基础上，分析各种弯曲机的优缺点，利用已有的样品及技术，通过借鉴改进，设计出一种更加高效的钢筋弯曲机。设计过程中主要用到、机械制造、机械设计、材料力学、动力传动装置设计等课程方面的知识。 1.3.3技术路线

调查研究查资料→写出开题报告→确定总体方案→钢筋弯曲机整体方案的设计→动力设备计算选型→动力传动装置、工作台面设计→绘制钢筋弯曲机的总装配图及零件图→撰写设计说明书。

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2 总体方案的确定

2.1 传动方案的确定

下面以二级变速对各方案的精度和效率进行计算比较。 2.1.1钢筋弯曲机的传动精度 （1）蜗轮蜗杆传动

蜗轮蜗杆传动的精度 由机械原理教材[11-12]查得，

??1???g/iw???w 公式(2-1) 式中，??g为第1级齿轮传动误差；??w蜗轮蜗杆传动误差；iw为蜗轮蜗杆传动比，由于涡轮蜗杆的传动比较大，所以取iw=30。

代入式2-1相关参数有

??1???g/30???w

（2）全齿轮传动

全齿轮传动的精度

??????g1/(Z4/Z3)???g2 公式（2-2） 式中, ??g1,??g2为第1,2级齿轮传动误差。取第二级齿轮的传动比为Z4/Z3?5。 代入式2-2相关参数有

??????g1/5???g3

（3）传动精度的比较

为便于比较,设定各级齿轮传动误差相同，均以??g表示,蜗轮蜗杆传动的误差与齿轮传动误差几乎相等，即??g???w。则????1.033??g，????1.200??g。

由此可得出，采用蜗轮蜗杆传动时,传动精度较高。 2.1.2钢筋弯曲机的传动效率 （1） 蜗轮蜗杆传动的效率

???1?2 公式（2-3）

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式中，?1为第1级齿轮传动效率取0.98； ?3为蜗杆传动效率，这是分析的关键。而 ?2??21?22?23 公式（2-4） 式中，?21为搅油及溅油效率，取0.96；?22为轴承效率，在此不计功率损失；?23为蜗轮螺旋副啮合效率。

当蜗杆主动时，

?23?tan?/tan?(???) 公式(2-5) 式中,γ为分度圆柱导程角，??啮合摩擦角，由啮合摩擦系数μ确定，即 ???tan设计手册查得??≈5°43′。

?1?，由

大多数生产厂家的蜗杆采用45钢，蜗轮采用灰铸铁(或球铁)，而导程角在12°左右，蜗杆的分度圆直径d=76 mm左右，其蜗轮蜗杆表面的滑动速度 ?s???d?n/(6?104)，代入相关参数计算得Vs≈0.598 m/s。 将以上数据代入公式2-5得，

?23=tan12°/tan(12°+5°43′)≈0.66

又由公式2-4得

0.66=0.639 ?2=0.96×

将 ?2代入公式2-3得涡轮蜗杆传动效率

η=0.98×0.639=0.626。

（2）全齿轮传动

全齿轮传动的效率

???1?2 公式（2-6） 式中,?1，?2，分别为第1，2级齿轮传动的效率,均取为0.98， 代入公式2-6得，

η=0.96。

（3）传动效率的比较

由上述计算可知，蜗轮蜗杆传动的效率仅为全齿轮传动的62.6%。实际上,如果计入带传动、支承轴承的功率损失,蜗轮蜗杆传动的弯曲机效率在0.5以下，处于自锁状态；而全齿轮传动的效率高达96%,几乎没有能量的损失，可以很大程度上节能，减少这一部分的资金投入。

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2.1.3最终传动方案的确定

经过对涡轮机构和全齿轮机构的传动精度和传动效率的比较发现，涡轮蜗杆虽然传动精度较高，但是能量损失太大，况且本文所设计的钢筋弯曲机对钢筋弯曲的精度控制与传动方案的精度关系很小，本文所采用的是另一种由行程开关、分度盘等组成的自动化装置，更好的控制弯曲精度，从这方面考虑，全齿轮传动方案，比较适合应用于钢筋弯曲机。另外，目前钢筋弯曲机的工作负荷较大，需要消耗大量的能量，所以应该选择效率高的方案，因此从此角度考虑仍优先选择全齿轮传动。

由于传动级数越多，能量损失越大，因此为了减少能量损失，尽量减少变速等级，所以初步选择三级变速，包括带传动和二级齿轮变速；同时综合考虑钢筋弯曲机的工作环境及要求，选择全齿轮传动方案。传动示意图如图1-1。

图1-1 传动原理示意图

1压弯销轴 2中心销轴 3工作圆盘 4齿轮 5电机 6带轮 7V带

2.2工作台面的弯曲方案及弯曲的控制

2.2.1 工作台面弯曲方案

传动系统将动力传至工作圆盘，在工作圆盘中心位置安装有中心销轴，并在圆盘上安装压弯销轴。当工作圆盘旋转时，带动压弯销轴绕着工作,同时中心销轴相对静。将钢筋放于中心销轴与压弯销轴之间，开动机器，即可实现对钢筋的弯曲。 2.2.2弯曲角度的控制

在工作圆盘外侧安装一分度盘，并在分度盘上安装一行程开关。首次弯曲时，现将行程开关移动到一个角度，并且试弯一根钢筋，然后将弯好的钢筋取下用钢筋角度测量器量取试弯角度，将该角度与所要弯曲的角度经行比较，移动形成开关，减去试弯角度与实际

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需要角度之间的差值，从而可以获得精确的弯曲角度。此时该方法至多试弯一次即可确定弯曲角度，方法简单而且精确。

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3电动机的选择

3.1钢筋受力情况与计算有关的几何尺寸

图2-1 弯曲工作部分示意图

1压弯销轴 2钢筋 3中心销轴 4工作圆盘 5支承挡销

初步设计钢筋弯曲机的工作盘尺寸为：直径400mm,L1=120mm，L0=170mm,L3?240mm,α=arcos(L1/L0)= arcos(120/170)=45o。

3.2弯曲θ20的钢筋所需的弯矩

3.2.1达到屈服极限时的始弯矩 由材料力学教材[13]得，

M0=k1Wζs

公式（3-1）

其中k1?163??1.7,W=0.1d3=0.1×203=800mm3。对于25MnSi，ζs=373N/mm2。

由公式3-1可得出，始弯矩

M0=(1.7×800×373)N.mm=507.28N.mm。

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3.2.2变性硬化后的终弯矩

M1=（k1+k0/2Rx）Wζs 公

式（3-2）

其中，k0为相对强化系数，由延伸率δp=0.14可得，k0?为弯心半径，R=3d0，所以Rx?Rd0?3。

2.1?p?2.10.14?15;Rx为相对直径，R

将以上计算数值代入公式3-2得，

M1=[(1.7+15/6)×800×373]N.mm=1253.28N.mm。

3.2.3钢筋弯曲所需弯矩

Mt=[(M0+M1)/2]/k 公式（3-3） 其中k为弯曲时的滚动摩擦系数，k=1.05，由公式3-3得

Mt=[(507.28+1253.28)/2]/1.05N.mm=838.4N.mm。

3.2.4对圆盘初选工作尺寸的校核

钢筋弯曲力

F1?0.6Kd?b/R 公式（3-4） 式中，d为弯曲钢筋直径(mm) ，d =20mm（取最大直径）；?b为材料强度，由手册查得?b=600MPa；K为安全系数(取1. 3)；R为弯曲半径，弯曲直径120mm-210mm,取最小R=120/2=60mm。则代入公式3-4数据得

F1=0.6×1.3×20×600/60=156KN

由M=F1L0sin2α=156×170×(

22

)N.mm13235.04>>838.4N.mm知，圆盘工作能力满足要求，2因此其尺寸也就符合设计要求。

3.3电动机的确定

由上面计算可知Mt=838.4N.mm，又有已知条件知转速n=30r/min。 由功率一扭矩关系公式：

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P0=T·n/9550=838.4×30/9550KW=2.63KW

式中，P0为输出功率；n为主轴转速；T为主轴传递的扭矩，T=Mt=838.4N.mm。

考虑到传动部分机械效率η≈0.75，则电机最大负载功率P=P0/η=2.63/0.75=3.5KW；电动机选用Y系列三相异步电动机，额定功率Pm=4KW；额定转速nm?1440r/min，其电动机的型号为Y112M—4。

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4确定传动比及运动参数

4.1分配传动比

4.1.1总传动比

nmn144030ia???48

4.1.2分配装置传动比

由ia?i0.i，式中i0,i分别为带传动和减速器传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=4，则减速器传动比为：

i?484?12

4.1.3分配减速器各级传动比

i=i1·i2，其中i1为高速级齿轮传动的传动比，i2为低速级齿轮传动的传动比 因为i1??1.3~1.5?i，取i1=4，则i2=3。

4.2计算传动装置的运动和动力参数

4.2.1各轴转速

Ⅰ轴 nI?Ⅱ轴 nII?Ⅲ轴 nIII?nmi0nIi1nIIi2144043604903?360r/min

???90r/min

??30r/min

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4.2.2各轴输入功率

Ⅰ轴 PI?Pm?0?1?4?0.96?0.99KW?3.80kw Ⅱ轴 PII?Pm?0?12?2?4?0.962?0.99?0.99?3.61kW Ⅲ轴 PIII?Pm?0?13?22?4?0.993?0.962?3.43kW 4.2.3各轴输入转矩 Ⅰ轴 TI?9550Ⅱ轴 TII?9550Ⅲ轴 TIII?9550PInIPIInIIPIIInIII3.80360?9550?N.mm?100.8N.mm

?9550?3.6190N.mm?383.06N.mm?9550?3.4330N.mm?1091.88N.mm运动和动力参数计算结果整理于下表4-1

表4-1

轴名

输入功率P/kW

输入转矩T/Nm

转速n r/min

Ⅰ轴

3.80

100.80

360

4

Ⅱ轴

3.61

383.06

90

3

Ⅲ轴

3.43

1091.88

30

传动比i

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5 V带传动的传动设计

5.1 V带的设计计算

5.1.1确定计算功率Pca

由设计手册[14]查得工作情况系数KA?1.3,故

Pca?KAPm?1.3?4?4.4kW

5.1.2选择V带带型

根据Pca，nm=1440r/min,由设计手册选用A型。 5.1.3确定带轮基准直径并验算带速

（1）初选小带轮的基准直径dd1=90mm。 （2）验算带速v

v??dd1n1?90?144060?1000??60?1000m/s?6.78m/s因为5m/s?v?30m/s，故带速合适。

（3）计算大带轮基准直径dd1

dd2?i0dd1?4?90mm?360mm 根据设计手册标准，将大带轮直径圆整为dd2=355mm 5.1.4确定V带的中心距和基准长度

（1）初选中心距 由机械设计教材[15]查得，

0.7(dd1+dd2)≤a≤2(dd1+dd2) 由公式5-1计算得，311.5mm≤a≤890mm， 初定中心距a0?500mm。

（2）计算带所需的基准长度

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5-1）

公式（

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Ld0?2a0??[2?500??1734mm?2?dd1?dd2???dd2?dd1??90?24a0?2??90?355???3554?500]mm由设计手册标准选带的基准长度Ld?1800mm。

（3）计算实际中心距a

a?a0?Ld?Ld02?(500?1800?17342

)mm?533mm

amin?a?0.015Ld?(533?0.015?1800)mm?506mmamax?a?0.03Ld?(533?0.03?1800)mm?587mm

所以中心距变动范围为，506mm—587mm 5.1.5验算小带轮上的包角?1

57.3a??1?180??dd2?dd1???180??355?90??57.3533??1570?90?

5.1.6计算带的根数z

（1）计算单根V带的额定功率

由dd1?90mm和nm?1440r/min，由设计手册查得P0?1.064kW 根据nm?1440r/min，i=4和A带型，查设计手册得?P0?0.17kW 由设计手册查得K??0.935，Kl?1.01，于是

Pr??P0??P0?K?KL??1.064?0.17??0.935?1.01KW?1.17kW

（2）计算V带的根数z。

z?PcaPr?4.41.17?3.76 取4根。

5.1.7计算单根V带的初拉力的最小值F0

由设计手册得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m。 所以

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(F0)min?500?[500??2.5?K??PcaK?zv?qv2?2.5?0.935??4.40.935?4?6.78?0.1?6.78]N2?140.4N

所以应使带的实际初拉力F0＞（F0）min 5.1.8计算压轴力Fp

?F?pmin?2z?F0?minsin?12?2?4?140.4?sin1572oN?1100.7N

所以应使压轴力Fp＞（Fp）min

5.2带轮的结构设计

5.2.1带轮的设计参数要求

（1）V带轮的材料采用铸铁，牌号为HT200 （2）加工要求：轮槽工作面粗糙度为3.2 （3）结构要求：

基准宽度bd?11.0mm，基准线上槽深hamin?2.75mm，基准线下槽深hfmin?8.70mm，槽间距 e?15?0.3mm。 5.2.2大带轮的结构设计

大带轮根据结构需要采用轮辐式，如图5—1，具体尺寸详见图纸。 5.2.3小带轮的设计

小带轮采用实心式，如图5—2所示。

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图5—1大带轮

图5—2小带轮

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6圆柱齿轮设计

设计寿命为15年，假设每年工作300天，每天工作8小时

6.1 第一级齿轮传动设计

6.1.1 选定精度等级、材料及齿数

（1）弯曲机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

（2）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差为40HBS。 （3）选用小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=4?20?80。 6.1.2按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算，即 d1t=2.32?3（1）确定公式内的各计算数值

试选载荷系数Kt=1.3。由设计手册选取齿宽系数Φd=1，材料弹性影响系数ZE=189.8MPa?；按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ζHlim 1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限ζHlim 2=550MPa。 （2）计算应力循环次数。

N1=60n1jLh=60×360×1×8×300×15=6.48×108

N2=6.48×108/4=1.62×108

（3）计算接触疲劳许用应力

由设计手册取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95；取失效概率为1%，安全系数S=1，得

KtT1?u?1u(ZE?d??H?) 公式（6-1）

2??H?1???H?26.1.3计算齿轮的尺寸参数

KHN1?lim1S?0.9?600?540MPa

?KHN2?lim2S?0.95?550?522.5MPa16

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（1）计算小齿轮分度圆直径d1t,代入[ζH]中较小的值

d1t≥2.32?3（2）计算圆周速度v

v=

（3）计算齿宽b

b=Φd·d1t=1×64.625mm=64.625mm

（4）计算齿宽与齿高比 模数

mt=

齿高

h=2.25mt=2.25×3.231mm=7.27mm

bh?64.6257.27?8.891.3?100.8?10135?189.8?????64.625mm 4?522.5?2?d1tn160?1000???64.625?36060?1000?1.22m/s

d1tz1?64.62520?3.231mm

（5）计算载荷系数

根据v=1.22m/s，8级精度，并由设计手册查得，动载系数Kv=1.10；直齿轮，KHα=KFα=1；使用系数KA=1.25；用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHΒ=1.463；由

bh?8.89，KHΒ=1.463查得KFΒ=1.40；

故载荷系数

K=KAKVKHαKHΒ=1.25×1.10×1×1.463=2.012

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得

d1=d1t3（6）计算模数m

m?d1z1?82.88920?4.14mmKKt?64.625?32.0121.3?74.753mm

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6.1.4按齿根弯曲强度设计

设计公式为

m?3（1）确定公式内的各计算数值

由设计手册查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限ζFE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限ζFE2=380MPa；弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.90；

（2）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得

2KT1YFaYSa（6-2） () 公式2?dz1??F???F?1???F?2（3）计算载荷系数K

?KFN1?FE1SKFN2?FE2S?0.88?5001.40.90?3801.4MPa?314.29MPa

?MPa?244.29MPaK=KAKVKFαKFβ=1.25×1.10×1×1.4=1.925

（4）齿形系数

由设计手册查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。 （5）应力校正系数

设计手册查得 YSa1=1.55；YSa2=1.77。 （6）计算大、小齿轮的

YFaYSa??F?并加以比较

YFa1YSa12.80?1.55314.292.22?1.77244.29??F?1YFa2YSa2??0.01381

??F?2大齿轮的数值较大。 6.1.5设计计算

由公式6-2得，

m?

3??0.016452?1.925?100.8?101?2023?0.01645mm?2.52mm

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对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.52并圆整为标准值m=3.0,按接触强度算得的分度圆直径d1=82.889mm,得出 小齿轮齿数

z1=

大齿轮齿数

z2=28×4=112

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 6.1.6几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径

d1=z1m=28×3mm=84mm d2=z2m=112×3mm=336mm

（2）计算中心距

a=

（3）计算齿宽

b=Φdd1=1×84mm=84mm

取B2=85mm,B1=90mm。 6.1.7 齿轮的结构

齿轮Ⅰ，如图6-1；齿轮2，如图6-2。

d1?d22?84?3362?210mmd1m?82.8893.0?28

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图6-1齿轮Ⅰ

图6-2齿轮Ⅱ

6.2 第二级齿轮传动设计

6.2.1 选定精度等级、材料及齿数

（1）弯曲机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

（2）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差为40HBS。 （3）选用小齿轮齿数z1=25,大齿轮齿数z2=3?25?75。

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6.2.2按齿面接触强度设计 （1）确定公式内的各计算数值

试选载荷系数Kt=1.3。由设计手册查得，齿宽系数Φd=1，材料弹性影响系数ZE=189.8MPa?；按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ζHlim 1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限ζHlim 2=550MPa。

（2）计算应力循环次数。

N1=6.48×108/4=1.62×108 N2=1.62×108/3=5.4×107

（3）计算接触疲劳许用应力

由设计手册查接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.97，取失效概率为1%，安全系数S=1，得

??H?1??H?26.2.3计算齿轮的尺寸参数

??KHN1?lim1S?0.95?600?570MPa

KHN2?lim2S?0.97?550?533.5MPa（1）计算小齿轮分度圆直径d1t,在公式6-1代入[ζH]中较小的值

d1t≥2.32?3（2）计算圆周速度v

v=

（3）计算齿宽b

b=Φd·d1t=1×101.620mm=101.620mm

（4）计算齿宽与齿高比

hb1.3?383.06?10134?189.8????3?533.5?2?101.620mm

?d1tn260?1000???101.620?9060?1000?0.479m/s

模数

mt=

齿高

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d1tz1?101.62025?4.065mm

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h=2.25mt=2.25×4.065mm=9.146mm

bh?101.6209.146?11.11

（5）计算载荷系数。

根据v=0.479m/s，8级精度，并有由设计手册查得，动载系数Kv=1.05；直齿轮，KHα=KFα=1；使用系数KA=1.25；用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHΒ=1.463；由?11.11，KHΒ=1.463，查得KFΒ=1.45;

hb故载荷系数

K=KAKVKHαKHΒ=1.25×1.05×1×1.463=1.920

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得，

d1=d1t3（6）计算模数m

m?d1z1?115.72625?4.63mmKKt?101.620?31.9201.3?115.726mm

6.2.4按齿根弯曲强度设计

（1）确定公式6-2内的各计算数值

由设计手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限ζFE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限ζFE2=380MPa；弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.94；

（2）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得

??F?1??F?2?KFN1?FE1SKFN2?FE2S?0.9?5001.40.94?3801.4MPa?321.43MPa

??MPa?255.14MPa（3）计算载荷系数K

K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.05×1×1.45=1.903

（4）齿形系数

由设计手册查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。 （5）应力校正系数

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由表10-5查得 YSa1=1.55;YSa2=1.77。 （6）计算大、小齿轮的

YFaYSa??F?并加以比较

2.80?1.55321.432.22?1.77255.14YFa1YSa1??F?1YFa2YSa2??0.01350

??F?2大齿轮的数值较大。 6.2.5设计计算

将以上数据代入公式6-2得

m?3??0.015402?1.903?383.06?101?2523?0.01540mm?3.30mm

对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.30并圆整为标准值m=4,按接触强度算得的分度圆直径d1=115.726mm,得出 小齿轮齿数

z1=

大齿轮齿数

z2=29×3=87

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 6.2.6几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1=z1m=29×4mm=116mm d2=z2m=87×4mm=348mm

（2）计算中心距

a=

d1m?115.7264?29

d1?d22?116?348223

?232mm

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（3）计算齿宽

b=Φdd1=1×116mm=116mm

取B2=110mm,B1=115mm。 6.2.7 齿轮的结构

齿轮3，如图6-3；齿轮4，如图6-4

图6-3齿轮Ⅲ

图6-4齿轮Ⅳ

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7 轴的设计及校核

7.1 Ⅰ轴的设计

7.1.1 I轴上的功率P、转速n和转矩T

P=3.8KW，n=360r/min，T=100800N.mm 7.1.2求作用在齿轮上的力

因为d1?84mm 切向力

Ft?2T1d1?2?10080084?2380.97N

径向力

Fr?Fttan?n?2380.97?tan20??866.60N

7.1.3初步确定轴的最小直径

先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据设计手册，取A0=112,于是得

dmin?A03P3n3?112?33.8360?24.6mm

取最小直径的dmin=25mm。 最小直径显然安在大带轮上。 7.1.4轴的结构设计

（1）根据轴上零件的装配方案，确定I轴的大体形状,如图7-1所示。

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图7-1Ⅰ轴的结构示意图

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足大带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一定位轴肩，轴肩高度h=(0.07～0.1)d，故取2-3段的直径d2-3=29mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。带轮与轴配合的毂孔长度L1=70mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮轮上而不压在轴的断面上，故1—2段的长度应比L1略短一些，现取l1-2=68mm。

2）初步选择滚动轴承。因轴承受径向力和轴向力，所以选圆锥滚子轴承，参照要求并根据d2-3=29mm，选择圆锥滚子轴承30207。其尺寸d×D×T=35mm×72mm×18.25mm，故取d3-4=d7-8=35mm；而L7-8=18.25mm。

右端轴承采用轴肩定位，查手册30207的定位轴肩高度h=4mm。故取d6-7=43mm。

3）取安装齿轮处的4-5轴段的直径为d4-5=41mm；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮1轮毂的宽度为90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取L4-5=88mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07～0.1)d，故取h=3mm，则轴环处的直径d5-6=47mm。轴环宽度b?1.4h,取L5-6=10mm。

4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮之间的距离为30mm，故取L2-3=50mm。

5）取齿轮距箱体内壁之距离a=21.75，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一些距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=18.25mm，则

L3-4=T+s+a+(90-88)=(18.25+8+21.75+2)mm=50mm

至此，1轴除6-7段长度外，其余各段长度及直径均已确定，6-7长度可在计算设计2轴时一并定出。

（3）轴上零件的轴向定位

齿轮与大带轮的与轴的轴向定位均采用平键连接。按d4-5由资料查得平键截面b×h=12×8,

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键槽用键槽铣刀加工，由于键槽长度L=轮毂长度-（5～10）mm，取键长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故由几何量公差与检测教材[16]知，选择齿轮轮毂与轴的配合为的配合为

H7k6H7n6；同样大带轮与轴的链接，选用平键为8mm×7mm×60mm，大带轮与轴

。圆锥滚子轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径公

差为m6。

（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸

由手册查得，轴左端倒角为1×45o,右端倒角为1.2×45o，各轴肩处的圆角半径均取R1.6。

7.2 Ⅱ轴的设计

7.2.1Ⅱ轴上的功率P、转速n和转矩T

P=3.61KW，n=90r/min，T=383060N.mm 7.2.2求作用在齿轮上的力

因为d2?336mm，d3?116mm 对于齿轮2

Ft2?2T2d2?2?383060336?2280.97N?

Fr2?Ft2tan?n?2280.12?tan20?866.60N对于齿轮3

Ft3?2T2d3?2?383060116?6604.48N?

Fr3?Ft3tan?n?6604.48?tan20?2404.83N7.2.3初步确定轴的最小直径

初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据 设计手册取A0?112于是得，

dmin?A03P3n3?112?33.6190?38.3mm

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