钢筋拉直机的设计毕业设计.docx

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钢筋拉直机的设计毕业设计

前言

随着社会的进展进步，人们的生活水平的提高，人们对住房的要求有了不小的提高，由此带动了中国建筑业的蓬勃进展。

钢筋作为建筑业中极为重要的建筑材料必然会大量量的生产和运输。

运输中为了方便和节省运输空间常常会将10mm以下钢筋卷成直径约为1米左右的钢筋圈。

可是，作成了盘状的钢筋不能作为建筑工程的材料，因此，咱们必需有一样工具能够把弯曲的钢筋拉直以方便施工。

由此，可见钢筋拉直机是必不可少的的机械，在建筑业中有专门大的作用。

本人设计的钢筋拉直机确实是以拉直被弯曲的钢筋为目的的。

由于，钢筋的直径不是专门大，因此，钢筋的切断用专用的剪子就能够够实现。

该种钢筋拉直机要紧由电动机，减速器，卷筒,聚散器和钢丝绳组成。

它结构简单，机身小，可由工作人员单一操作，而且操作简单（但要求操作人员进行必然的平安技术培训），平安性比较高，能够在环境较差的条件下工作，在机构方面本人力求简单普及，力求降低维修的难度从而为广大工作者带来了方便，这也是作为设计者的最为关切的情形。

因此,在本设计的夹具设计中本人将钢筋的弯曲工序和装夹工序同时进行,如此能够节约时刻,减小工作空间。

本设计要紧分为三个部份：

第一是整体结构的假想；第二是机体各组成部份的设计；第三是整体的设计。

（在设计进程中多以一般卷扬机为参考设备）

一、设计方案分析和拟订

设计方案的选择应第一知足工作机的工作要求，另外，还应具有结构简单，尺寸紧工作质量和靠得住性。

我的设计方案是工作机采纳齿轮传动。

齿轮传动承载能力高，速度范围大。

瞬时传动，加工方便，本钱低廉，传动效率高和利用保护方便等特点，以保证工作机的传动比恒定。

外廓尺寸小，工作靠得住，效率高，是所有机械传动型式中最多见的一种传动型式。

为了达到以上的要求，整体结构设计如图-1：

1——电动机；2——聚散器和制动器；3——减速箱；4——联轴器；5——卷筒

图-1

本设计（钢筋拉直机）的工作原理是通过电动机把电能转变成机械能，使电动机的转轴转动，经减速箱变速后带动卷筒旋转，从而使钢丝绳卷入拉直钢筋或放出。

因为原动机与卷筒之间是刚性联接的，卷筒的正反转必需依托电动机的正反转来实现，要求电动机是可逆转的。

二、牵引件的选择

通过本人在数处建筑工地的观看和对一些书籍的查阅，目前，大多数钢筋拉直机都是以钢丝绳为牵拉件。

通过查阅书籍和现场观看钢丝绳具有以下一些优势：

有良好的各方向相同的挠性（过卷绕装置时，容易弯曲），承载能力大，经受冲击大和过载能力强，自重轻和在卷绕进程中平稳、无噪音，而且运动速度不受限制，利用平安靠得住，无突然断裂的现象。

固然钢丝绳仍是有一些缺点的：

经太长期利用绳索的平安性会有较大的转变，若是工作人员不够警惕的话很容易发生事故。

可是，综合以上各点，从平安性能等方面考虑，我选择钢丝绳作为钢筋拉直机的牵拉件。

钢丝绳的选用.

钢丝绳的选用第一依照用途、承载情形、工作性质和环境等条件选择钢丝绳的类型。

然后再依照钢丝绳工作时要经受的最大静拉力Smax，选择钢丝绳的直径。

即

∑S丝≧KSmax/a

式中∑S丝——钢丝绳中全数钢丝破断拉力总和；

K——平安系数，最小平安系数不小于；

a——钢丝绳折减系数，关于6W（19）绳，a=。

于是有∑S丝≧×6000/=N

由表Ⅱ-3[15]线接触钢丝绳6W（19）型（GB1102—74）当选取钢丝绳直径d=。

备注：

（依照国家标准GB5144—85的规定，交捻6×19钢丝绳报废标准如下断丝长度范围6d时为10，30d时为19。

）[15]

钢丝绳的连接.

钢丝绳的连接方式有很多，本设计采纳的是绳卡固定法。

即将钢丝绳绕过套环后用绳卡固定。

用绳卡固按时，钢丝绳直径为7～16mm时，绳卡数为三个，间距应等于（5～6）倍钢丝绳直径。

用此法联接处可达到自身强度地80～90%。

假设绳卡装反，那么固定外强度会降至75%以下。

紧固绳夹时须考虑每一个绳夹的合理受力，离套环最近处绳夹不得第一单独牢固，离套环最近的绳夹（第一个绳夹）应尽可能地靠近套环，但仍须保证绳夹的正确拧紧，不得损坏钢丝绳的外层钢丝。

钢丝绳夹的选择

由表[17]绳夹的型式和尺寸，查适当钢丝绳公称直径为14时，A=㎜，B=32㎜，C=61㎜，R=㎜，H=72㎜。

三、卷筒的设计和钢丝绳的固定装置

卷筒是钢筋拉直机用来卷绕钢丝绳的卷绕装置。

卷筒将原动机的回转运动改变成物品的直线运动。

按钢丝绳在卷筒上的卷绕层数，分为单层绕卷筒和多层绕卷筒。

按卷筒的表面结构，分为光面卷筒和带槽卷筒。

由钢丝绳的长度，我选择铸铁制成单层绕光面卷筒（如图-2），它与钢丝绳与卷筒的接触面比较随意。

由于本机械没有特殊要求,因此用HT200铸铁铸造即可。

图-2

为了保证钢丝绳的正常，平安的工作和能够比较容易的改换，本人决定利用以压板固定（如图-3）。

此种固定法的特点是：

结构简单和钢丝绳具有卷入有导入作用。

图-3

四、电动机的选择

电动机类型和结构

电动机类型和结构型式要依照电源（交流或直流），工作条件（温度﹑空间﹑尺寸等）和载荷特点（性质大小﹑启动性能和过载情形）﹑转速来选择。

由于本设计没有特殊的要求，和本设计本身的要求，本设计的电动机均由Y系列电动机当选出，Y系列电动机适用于不易燃﹑不易爆﹑无侵蚀性气体的场合，和要求具有较好启动性能的机械，在常常启动，制动和反转的场合。

最终本人选用了Y系列三相鼠笼式异步电动机。

选择电动机的容量

标准电动机的容量由额定功率表示。

所选用电动机的额定功率应稍大于工作要求的功率。

假设容量小于工作要求，那么不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，极易损坏；容量过大那么增加本钱从而造成浪费。

电动机的容量要紧由运行时发烧条件限定，在不变或转变很小的载荷下长期持续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，通常没必要校验发烧和启动力矩。

所需功率为：

Pd=

KW

式中：

Pd——工作机实际需要的电动机输出功率

PW——工作所需输入功率

——电动机至工作机之间传动装置的总效率

工作机所需功率Pw应由机械工作阻力和运动参数计算求得，

Pw=

KW或Pw=

KW

式中：

F——工作机的阻力，N；

v——工作机的线速度，m/s；

T——工作机的阻力矩，

nw——工作机的转速，r/min；

w——工作机的效率。

总效率

按下式计算：

其中

别离为传动装置中的每一传动副，每对轴承，每一个联轴器。

由表2-6[15]查得，钢丝绳平均速度为30-36m/min（JJK-2型）。

取v=min。

工作机的（卷筒）的转速nk功率Pw为

nk=r/min

Pw=KW

由表8-2[4]查得，在传动装置中，两对齿轮传动每对齿轮的效率

=，卷筒效率

=，四对轴承每对轴承的效率

=，两个联轴器每一个的效率

=。

总效率为:

=

电动机输出功率为

Pd=

=

选择电动机型号

对Y系列电动机，通常多项选择用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机，如无特殊需要，不选低于750r/min的电动机。

那个地址我综合电动机和传动装置的尺寸、重量、价钱和总的传动比的特点及大小，我选用960r/min的电动机。

由表9-39[4]查得，可选取Y132M1-6型电动机。

Y132M1-6n=960r/minP=4KWm=71kg

五、减速器的设计

选择减速器的类型

在本设计当选择的是二级展开式圆柱齿轮减速器，它结构简单，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。

高速轴齿轮布置在远离转矩输入端，如此轴在转矩作用下产生的扭转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生弯曲变形所拉起的载荷沿齿宽散布不均匀的现象，本产品适用于载荷比较平稳的场合。

计算总传动比和各级传动比

总传动比为i=n/nk=960/=

因为是齿轮传动，由表6-134[17]查得，高速级传动比i1=，低速级传动比i2=，实际总传动比为

i，=i1i2=×=

传动比误差为

Δi=

=%<5%

传动误差很小，由此可见选用参数合理。

计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴转速、功率和转矩

各轴的转速

n1=960r/min

n2=n1/i1=r/min

n3=n2/i2=r/min

各轴的功率

P1=Pwη4=KW

P2=P1η1η3=KW

P3=P2η1η3=

各轴的转矩

T1=9550

=39000

T2=9550

=160000

T3=9550

=

齿轮设计

齿轮传动是应用最普遍的一种机械传动方式。

用于平行轴之间的直齿圆柱齿轮传动，传动力矩的齿轮多为渐开线齿轮。

齿轮传动的要紧优势是传动功率和速度的范围很广，传动比准确、靠得住，传动效率较高，工作靠得住，寿命长，结构紧凑。

要紧缺点是制造本钱较高，需用专门的机床、刀具和测量仪器等，不宜用于轴间距专门大的传动，精度低时噪音大。

从表6-5，6-6[3]当选用材料。

调质处置，硬度不高，还能够精加工，但强度韧性等方面的综合性能好。

耐磨性尽管较差，但适用于低速中等载荷齿轮。

为了避免强度不够，发生意外，和增加平安系数及利历时刻小齿轮选用40Gr钢调质处置。

硬度241~286HBS，σb=686MPa，σs=490MPa。

大齿轮选用42SiMn，调质处置，硬度217~255HBS，σb=686MPa，σs=441MPa（选用八级精度）[3]。

（1）.按齿面接触疲劳强度来设计。

计算公式为：

d1=*[KT1*（u+1）/（φd*u）*（ZEZHZε/[σ]H）2]T1=，T2=160000。

由表6-10[3]可知软齿轮面在对称安装的时候，齿宽系数φd=。

由表6-7[3]可知利用系数KA=。

由图6-6a[3]取动载系数Kv1=，Kv3=。

由图6-8[3]按齿轮在两轴承中间对称布置，取Kβ=

由表6-8[3]按齿面未硬化，直齿轮，8级精度，KAKt/b〈100N/m.,Kα=

K1=KA*Kv1*Kβ*Kα=***=。

K2=KAKv3KβKα=****=。

初步确信节点区域系数ZH=,重合度系数Zε=,由表6-9[3]确信弹性系数ZE=。

齿面接触许用应力的公式：

[σ]H=σHlim*ZN*ZW/SH。

由图6-22[3]，查得接触疲劳极限应力为：

σHlim1=850MPa，σHlim2=600MPa。

本机械预选利用10年，天天工作10个小时，一年工作250天。

小齿轮1的应力循环次数：

N1=60n1γth=*109。

大齿轮2的应力循环次数：

N2=60n2γth=*108。

小齿轮3的应力循环次数：

N3=60n2γth=*108。

大齿轮4的应力循环次数：

N4=60n3γth=*108。

由表6-11求得寿命系数为：

ZN1=（109/N1）=（1/1。

44）=

ZN2=（109/N2）=（1/）=

ZN3=（109/N3）=

ZN4=（109/N4）=

由图6-23[3]可知工作硬化系数Zw=1。

由表6-12[3]可知平安系数SH=。

[σ]H1=；[σ]H2=MPa；

[σ]H3=MPa；[σ]H4=MPa。

由以上可知：

d1t=*[**106*（*）*（1**）2]1/3

=

d2t=[**106*6/*5）*（1**2]1/3

=

因此b=φd*d1t=*=

bَ=φd*d2t=*=

此刻取b1=60mm，b2=58mm，b3=90mm，b4=85mm。

m=b/z，m12=20=,因此m=3。

（强度足够无需变位）

m34=18=，m`=强度不够因此必需利用正变位以提高强度。

a=m*（Z1+Z2）/2=159，

a`=m`/2（Z3+Z4）=189。

变位后a`=200mm，cosά=（a/a`）*cos20°=

ά=°[2*（x1+x2）/（Z3+Z4）]*tgα=

x1+x2=[（Z3+Z4）/2]*（tg20°）=

xi=，Zi=54mm。

查阅6-21[3]可知x1=，x2=

从上面的信息可知齿轮节圆的直径：

d`α=（cosα/cosά）*d，d=mZ，由此算得d1=60mm，d2=258mm，d3=，d4=。

由此可知齿轮节圆的速度v=πdn/（60*1000）

v1=s，v3=m/sv1*Z1/100=m/s，v3*Z3/100=m/s。

由图6-6[3]，查得Kv`=，Kv``=。

关于齿1，2：

Ft=2*T1/d1=1300NKA*Ft/b=*1300/58=原假设可行。

Kα=，ZH=，

由图6-12[3]，6-13能够推导出εa1/Z1=，εa2/Z2=

Z1=20mm，Z2=86mm。

εa1=，εa2=。

εa=，Zε=。

k=KA*Kv`*Kβ*Kα=***=

σH=*1***[（**106/602*58）*]=MPa〈MPa。

齿轮的接触疲劳强度合格。

由计算可知工作应力小于许用应力为了充分的利用材料b`=b*（σH/[σ]H）2=34mm。

关于圆柱齿轮传动，为了幸免安装时轴向错位，不能保证设计要求的轮齿，接触宽度常将小齿轮宽度加大10mm,因此取小齿轮1为50mm,大齿轮2宽度为40mm。

关于齿轮3，4：

Ft=2*T2/d3=4970N，

KA*Ft/b=（*4970）/85=。

原假设合理。

Kα=，x1+x2/Z3+Z4=。

由图6-14[3]可知ZH=

由图6-12[3]，6-13[3]能够推导出εa3/Z3=，εa4/Z4=。

Z3=18，Z4=90。

εa3=，εa4=0810。

εa=，Zε=。

k=KA*Kv``*Kβ*Kα=***=。

σH=*1***[（**106/*85）*6/]=MPa〈MPa。

齿轮完全合乎要求。

由计算可知工作应力小于许用应力为了充分的利用材料b`=b*（σH/[σ]H）2=76mm。

关于圆柱齿轮传动，为了幸免安装时轴向错位，不能保证设计要求的轮齿，接触宽度常将小齿轮宽度加大10mm,小齿轮3宽度为90mm,大齿轮宽度为80mm

（2）.按齿根弯曲疲劳强度校核

第一咱们对齿轮1，2的齿根弯曲强度进行校核。

计算公式：

σF=2KT1YFaYSaYε/bd1m≤[σ]F。

由图6-18[3]查得小齿轮的齿形系数YFa1=，大齿轮的齿形系数YFa2=。

由图6-19[3]可知小齿轮的应力修正系数YSa1=，大齿轮的应力修正系数YSa2=。

由图6-20[3]可知重合度系数Yε=。

弯曲疲劳许用应力：

[σ]F=σFlimYNYXYsT/SF

从图6-24[3]可知σFlim1=300MPa，σFlim2=280MPa。

从表6-13[3]可知寿命系数YN的计算公式

YN1=（3*106/N1）=

YN2=（3*106/N2）=

由图6-25[3]查取尺寸系数，YX=1，由公式（6-14）[3]可知YsT=

弯曲疲劳强度的平安系数SF从表6-12[3]可知SF=

[σ]F1=300**1*2/=330MPa

[σ]F2=280**1*2/=MPa

YFa1YSa1/[σ]F1=*330=

YFa2YSa2/[σ]F2=*=

由此咱们应选小齿轮来校核弯曲疲劳强度

σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=（2***106***）/（50*60*3）

=MPa〈[σ]F1

由此可见该设计合理。

下面咱们对齿轮3，4的齿根弯曲强度进行校核。

公式为σF=2KT2YFaYSaYε/bd3m≤[σ]F。

由图6-18[3]，6-9[3]，6-20[3]可知

齿形系数YFa3=，YFa4=，应力修正系数YSa3=，YSa4=，重合度系数Yε=。

弯曲疲劳许用应力：

[σ]F=σFlimYNYXYsT/SF

从图6-24[3]可知σFlim3=300MPa，σFlim4=280MPa。

YN3=（3*106/*108）=

YN4=（3*106/*108）=

由图6-25[3]查取尺寸系数，YX=1，由公式（6-14）[3]可知YsT=

弯曲疲劳强度的平安系数SF从表6-12[3]可知SF=

[σ]F3=300**1*2/=MPa

[σ]F4=280**1*2/=329MPa

YFa1YSa1/[σ]F1=*=

YFa2YSa2/[σ]F2=*329=

由此咱们应选小齿轮来校核弯曲疲劳强度

σF3=2KT2YFa1YSa1Yε/bd3m=MPa〈[σ]F3

由此可见该设计合理。

有关四个齿轮的有关数据表-1

基本参数d

齿轮1

齿轮2

齿轮3

齿轮4

分度圆直径d

d1=60mm

d2=258mm

d3=63mm

d4=315mm

不变位齿轮的中心距a

a12=159mm

a34=189mm

啮合角α

α=20°

α`=°

实际中心距

a34=193mm

啮合角α

cos20=

°=

中心距变动系数y

Y=（a`-a）/m=

齿高变动系数∆y

∆y=x1+x2-y=

齿顶圆直径

da1=m*（Z1+2*ha*）=66mm

da2=264mm

da3=m*（Z1+2*ha*+2*x1-∆y）=74mm

da4=326mm

齿根圆df

df1=m*（Z1-2*ha*-2c*）=

df2=

df3=58mm

df4=311mm

轴径

30mm

50mm

40mm

60mm

节圆直径d`

d`1=60mm

d`2=258mm

d`3=

d`4=322mm

齿宽

b1=50mm

b2=40mm

b3=90mm

b4=80mm

（齿顶高系数ha*=1，c*=）

表-1

齿轮的一些额外的系数：

齿轮1：

实体圆柱齿轮

n=当n为四时mn=8

δ0=*mn=20mm

齿轮2：

铸造腹板圆柱齿轮

δo=*mn=*8=28mm

D1=df2-2δo=194

d1==80

Do=*（D1+d1）=137

c=*B=12

do=*（D1-d1）=

n=4

齿轮3：

实体圆柱齿轮

n=当n为4时mn=8

δ0=*mn=20mm

齿轮4：

铸造腹板圆柱齿轮

δo=*mn=*8=28mm

D1=df2-2δo=255mm

d1==96mm

Do=*（D1+d1）=

c=*B=24mm

do=*（D1-d1）=40mm。

轴的设计计算

此处省略 NNNNNNNNNNNN字。

如需要完整说明书和设计图纸等.请联系 扣扣：

九七一九二零八零零另提供全套机械毕业设计下载！

该论文已经通过答辩

轴一的设计

（1）轴径的粗选

τT=T/WT=T2/≤[τ]T

d≥c*（p/n）1/3=115*（960）1/3=

因此选d=20mm

图-9

安装圆锥滚子轴承，因为安装处的为25mm因此选用的型号为7305E的轴承，其中D=62mmB=17mmC=15mma=13mmE=（两头安装一样的轴承）

Ft1=2*T2/d2=*106*2/60=1300N

Fr1=Ft2*tgα°=1300*tg20°=

由此可知轴的总长为：

L=202mm

（2）.轴的受力分析图：

图-10

从水平面受力来看（水平受力图）

图-11

FAH+FBH=Ft51*Ft=FBH*202

FAH=FBH=

C点弯矩MCH=FAH*51=点弯矩MDH=FBH*26=从垂直面来看

图-12

FAV+FBV=Fr.Fr*51=FBV*L

FAV=FBV=

C点弯矩MCV=FAV*51=

D点弯矩MDV=FBV*26=

合成弯矩

图-13

C点合成弯矩：

Mc=（MCH2+MCV2）=点合成弯矩：

Mc=（MDH2+MDV2）=由此可知轴的结构中D-D.C-C受的力比较大最有可能因应力集中而形成危险截面。

当量弯矩

由[3]可知α=。

MC´=[MC2+（aT）2]=（3）.下面咱们对轴的强度进行校核。

由表2-5[3]，当45钢σB=590MPa时

按表2-7[3]，以插值法得[σ-1b]=54MPa

σ`C=MC´/W=MC´/=MPa

σ`D=MD´/W=MD´/=MPa

由此可知本设计十分平安，所有截面都十分合格。

（4），平安系数得校核计算。

因为C，D两点都受到了较大得应力，应力集中。

下面来对着两个截面进行平安系数校核。

由表2-5[3]查得45号钢正火，回火处置时。

τ-1=140MPaσ-1=255MPa

由表2-2[3]查得等效系数φτ=，φσ=

由前面可知D，C两截面得应力合成弯矩，转矩别离为：

D点合成弯矩：

Md=（MDH2+MDV2）=点合成弯矩：

Mc=（McH2+McV2）=处有键槽，因此由附录7[3]可知抗弯截面系数W和抗扭截面系数WT。

（下面是计算公式及结果）

WC=πdC3/32-[bt（dC-t）2/2dC]=

WTC=πdC3/16-[bt（dC-t）2/2dC]=

选用A型圆头一般键：

b×h=8×7，L=40mm

t=4mm，t`=

弯曲应力幅：

σa=σ=MC/W=

弯曲平均应力：

σm=0

扭转切应力：

τ=T2/WTC=

切应力幅和平均切应力：

τa=τm=τ/2=

因为D处没有键槽由表可知：

WD=πdD3/32=

WTD=πdD3/16=

弯曲应力幅：

σa=σ=MD/W=MPa

弯曲平均应力：

σm=0

扭转切应力：

τ=T2/WTD=

切应力幅和平均切应力：

τa=τm=τ/2=

（6），求综合阻碍系数。

因（kσ）D=kσ/βεσ和（kτ）D=kτ/βετ，C，D两截面上有键槽和过盈配合两种产生应力集中的因素，故应比较二者的有效应力集中系数，从中取大植计算。

C面键槽对轴的有效应力集中系数，由附录表1[3]中查出（用插植法），当σB=590MPa,A型键槽时，Kσ=,Kτ=;过盈配合对轴的有效应力系数，当σB=590MPa，配合为H7/r6时，Ka=,Kτ=.因过盈配合的有效应力集中系数均比键槽大，取过盈配合是的有效应力集中系数计算，由附录表4[3]中查出，当材料为碳钢，毛坯直径>30~40mm，尺寸系数εσ=，εr=，由附录表5[3]中查出，当σB=590mpa,Ra=μm时，表面状态系数β=故

（Kσ）C=kσ/βεσ=

（Kτ）C=kτ/βτ=（×）=

D处只有过盈配合因此：

（Kσ）D=kσ/βεσ=

（Kτ）D=kτ/βτ=

（7），求平安系数。

设按无穷寿命（KN=1）计算公式为：

SσC=σ-1/（kσ/βεσ·σac+φdσm）=

SσD=σ-1/（kσ/βεσ·σaD+φdσm）=

SτC=τ-1/（kτ/βετc·τac+φτσmc）=

SτD=τ-1/（kτ/βετD·τa+φτσmc）=

复合平安系数：

SC=Sσ·Sτ/（Sσ2+Sτ2）=

SD=Sσ·Sτ/（Sσ2+Sτ2）=

两个截面得平安系数均大于许用平安系数，因此轴是合格的。

轴强度平安。

轴三的设计

1..轴径的粗选

犹如轴一一样，为了工作和设计维修方便，轴选用了一样的材料

τT=T/WT=T2/≤[τ]T

d≥c*（p/n）1/3=115*（）1/3=

因此选d=50mm

图-14

安装圆锥滚子轴承