钢筋拉直机的设计毕业设计文档格式.docx
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即
∑S丝≧KSmax/a
式中∑S丝——钢丝绳中全部钢丝破断拉力总和；
K——安全系数，最小安全系数不小于5.0；
a——钢丝绳折减系数，对于6W（19）绳，a=0.85。
于是有∑S丝≧5.5×
6000/0.85=38823.5N
由表Ⅱ-3[15]线接触钢丝绳6W（19）型（GB1102—74）中选取钢丝绳直径d=14.0mm。
备注：
（根据国家标准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]
2.2钢丝绳的连接.
钢丝绳的连接方法有很多，本设计采用的是绳卡固定法。
即将钢丝绳绕过套环后用绳卡固定。
用绳卡固定时，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%。
若绳卡装反，则固定外强度会降至75%以下。
紧固绳夹时须考虑每个绳夹的合理受力，离套环最近处绳夹不得首先单独坚固，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。
2.3钢丝绳夹的选择
由表12.1-4[17]绳夹的型式和尺寸，查得当钢丝绳公称直径为14时，A=29.0㎜，B=32㎜，C=61㎜，R=7.5㎜，H=72㎜。
三、卷筒的设计以及钢丝绳的固定装置
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为物品的直线运动。
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，安全的工作以及可以比较容易的更换，本人决定使用以压板固定（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
4.1电动机类型和结构
电动机类型和结构型式要根据电源（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﹑启动性能和过载情况）﹑转速来选择。
由于本设计没有特殊的要求，以及本设计本身的要求，本设计的电动机均由Y系列电动机中选出，Y系列电动机适用于不易燃﹑不易爆﹑无腐蚀性气体的场合，以及要求具有较好启动性能的机械，在经常启动，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。
4.2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。
若容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，极易损坏；
容量过大则增加成本从而造成浪费。
电动机的容量主要由运行时发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，通常不必校验发热和启动力矩。
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应由机器工作阻力和运动参数计算求得，
Pw=
KW或Pw=
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，N.m
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
分别为传动装置中的每一传动副，每对轴承，每个联轴器。
由表2-6[15]查得，钢丝绳平均速度为30-36m/min（JJK-2型）。
取v=0.6m/min。
工作机的（卷筒）的转速nk功率Pw为
nk=44.7r/min
Pw=3.325KW
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
=0.97，卷筒效率
=0.96，四对轴承每对轴承的效率
=0.98，两个联轴器每个的效率
=0.99。
总效率为:
=0.972
电动机输出功率为
Pd=
=3.58kw
4.3选择电动机型号
对Y系列电动机，通常多选用同步转速为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。
这里我综合电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及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
5.1选择减速器的类型
在本设计中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，这样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分布不均匀的现象，本产品适用于载荷比较平稳的场合。
5.2计算总传动比和各级传动比
总传动比为i=n/nk=960/44.7=21.8
因为是齿轮传动，由表6-134[17]查得，高速级传动比i1=4.5，低速级传动比i2=4.5，实际总传动比为
i，=i1i2=4.3×
5.0=21.5
传动比误差为
Δi=
=1.42%<
5%
传动误差很小，由此可见选用参数合理。
5.3计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴转速、功率和转矩
各轴的转速
n1=960r/min
n2=n1/i1=223.3r/min
n3=n2/i2=44.7r/min
各轴的功率
P1=Pwη4=3.96KW
P2=P1η1η3=3.76KW
P3=P2η1η3=3.57KW
各轴的转矩
T1=9550
=39000N.mm
T2=9550
=160000N.mm
T3=9550
=763000N.mm
5.4齿轮设计
齿轮传动是应用最广泛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。
齿轮传动的主要优点是传动功率和速度的范围很广，传动比准确、可靠，传动效率较高，工作可靠，寿命长，结构紧凑。
主要缺点是制造成本较高，需用专门的机床、刀具和测量仪器等，不宜用于轴间距很大的传动，精度低时噪音大。
从表6-5，6-6[3]中选用材料。
调质处理，硬度不高，还可以精加工，但强度韧性等方面的综合性能好。
耐磨性虽然较差，但适用于低速中等载荷齿轮。
为了防止强度不够，发生意外，以及增加安全系数及使用时间小齿轮选用40Gr钢调质处理。
硬度241~286HBS，σb=686MPa，σs=490MPa。
大齿轮选用42SiMn，调质处理，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=41.6*[KT1*（u+1）/（φd*u）*（ZEZHZε/[σ]H）2]0.5T1=39000N.mm，T2=160000N.mm。
由表6-10[3]可知软齿轮面在对称安装的时候，齿宽系数φd=1.2。
由表6-7[3]可知使用系数KA=1.35。
由图6-6a[3]取动载系数Kv1=1.13，Kv3=1.10。
由图6-8[3]按齿轮在两轴承中间对称布置，取Kβ=1.10
由表6-8[3]按齿面未硬化，直齿轮，8级精度，KAKt/b〈100N/m.,Kα=1.2
K1=KA*Kv1*Kβ*Kα=1.35*1.13*1.10*1.2=2.01。
K2=KAKv3KβKα=1.35**1.10*1.10*1.2=1.96。
初步确定节点区域系数ZH=2.5,重合度系数Zε=0.9,由表6-9[3]确定弹性系数ZE=1.0。
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。
本机械预选使用10年，每天工作10个小时，一年工作250天。
小齿轮1的应力循环次数：
N1=60n1γth=1.44*109。
大齿轮2的应力循环次数：
N2=60n2γth=3.35*108。
小齿轮3的应力循环次数：
N3=60n2γth=3.35*108。
大齿轮4的应力循环次数：
N4=60n3γth=0.67*108。
由表6-11求得寿命系数为：
ZN1=（109/N1）0.057=（1/1。
44）0.0706=0.975
ZN2=（109/N2）0.057=（1/0.335）0.057=1.06
ZN3=（109/N3）0.057=1.06
ZN4=（109/N4）0.057=1.17
由图6-23[3]可知工作硬化系数Zw=1。
由表6-12[3]可知安全系数SH=1.25。
[σ]H1=663.0MPa；
[σ]H2=508.8MPa；
[σ]H3=720.8MPa；
[σ]H4=561.6MPa。
由以上可知：
d1t=41.6*[2.01*0.039*106*5.3/（1.2*4.3）*（1*2.5*0.9/508.8）2]1/3
=48.4mm
d2t=41.6[（1.96*0.16*106*6/1.2*5）*（1*2.5*0.9/561.6）2]1/3
=71.2mm
所以b=φd*d1t=1.2*48.4=58.08mm
bَ=φd*d2t=1.2*71.2=85.4mm
现在取b1=60mm，b2=58mm，b3=90mm，b4=85mm。
m=b/z，m12=48.4/20=2.42,所以m=3。
（强度足够无需变位）
m34=71.2/18=3.95，m`=3.5强度不够所以必需使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°
=0.9186
ά=23.27°
[2*（x1+x2）/（Z3+Z4）]*tgα=0.00901
x1+x2=[（Z3+Z4）/2]*（0.00901/tg20°
）=1.34
xi=0.67，Zi=54mm。
查阅6-21[3]可知x1=0.64，x2=0.70
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=64.4mm，d4=322.2mm。
由此可知齿轮节圆的速度v=πdn/（60*1000）
v1=3.01m/s，v3=0.753m/sv1*Z1/100=0.602m/s，v3*Z3/100=0.136m/s。
由图6-6[3]，查得Kv`=1.08，Kv``=1.04。
对于齿1，2：
Ft=2*T1/d1=1300NKA*Ft/b=1.35*1300/58=30.25N.mm〈100N.mm原假设可行。
Kα=1.2，ZH=2.5，
由图6-12[3]，6-13可以推导出εa1/Z1=0.035，εa2/Z2=0.011
Z1=20mm，Z2=86mm。
εa1=0.7，εa2=0.946。
εa=1.646，Zε=0.88。
k=KA*Kv`*Kβ*Kα=1.35*1.08*1.1*1.2=1.92
σH=268.4*1*2.5*0.88*[（1.92*0.039*106/602*58）*5.3/4.3]=392.2MPa〈508.8MPa。
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。
对于圆柱齿轮传动，为了避免安装时轴向错位，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,所以取小齿轮1为50mm,大齿轮2宽度为40mm。
对于齿轮3，4：
Ft=2*T2/d3=4970N，
KA*Ft/b=（1.35*4970）/85=78.9N.mm〈100N.mm。
原假设合理。
Kα=1.2，x1+x2/Z3+Z4=0.0124。
由图6-14[3]可知ZH=2.19
由图6-12[3]，6-13[3]可以推导出εa3/Z3=0.033，εa4/Z4=0.009。
Z3=18，Z4=90。
εa3=0.594，εa4=0810。
εa=1.404，Zε=0.90。
k=KA*Kv``*Kβ*Kα=1.35*1.04*1.1*1.2=1.85。
σH=268.4*1*2.19*0.90*[（1.85*0.16*106/64.42*85）*6/]=5531.1MPa〈561.6MPa。
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。
对于圆柱齿轮传动，为了避免安装时轴向错位，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
首先我们对齿轮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=2.8，大齿轮的齿形系数YFa2=2.27。
由图6-19[3]可知小齿轮的应力修正系数YSa1=1.55，大齿轮的应力修正系数YSa2=1.78。
由图6-20[3]可知重合度系数Yε=0.68。
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）0.02=0.88
YN2=（3*106/N2）0.02=0.91
由图6-25[3]查取尺寸系数，YX=1，由公式（6-14）[3]可知YsT=2.0
弯曲疲劳强度的安全系数SF从表6-12[3]可知SF=1.60
[σ]F1=300*0.88*1*2/1.60=330MPa
[σ]F2=280*0.91*1*2/1.60=318.5MPa
YFa1YSa1/[σ]F1=2.8*1.55/330=0.0132
YFa2YSa2/[σ]F2=2.27*1.78/318.5=0.0127
由此我们应选小齿轮来校核弯曲疲劳强度
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=（2*2.01*0.039*106*2.8*1.55*0.68）/（50*60*3）
=51.48MPa〈[σ]F1
由此可见该设计合理。
下面我们对齿轮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=2.9，YFa4=2.28，应力修正系数YSa3=1.53，YSa4=1.79，重合度系数Yε=0.78。
从图6-24[3]可知σFlim3=300MPa，σFlim4=280MPa。
YN3=（3*106/3.35*108）0.02=0.91
YN4=（3*106/0.67*108）0.02=0.94
由图6-25[3]查取尺寸系数，YX=1，由公式（6-14）[3]可知YsT=2.0
[σ]F3=300*0.91*1*2/1.60=341.25MPa
[σ]F4=280*0.94*1*2/1.60=329MPa
YFa1YSa1/[σ]F1=2.9*1.53/341.25=0.013
YFa2YSa2/[σ]F2=2.28*1.79/329=0.012
σF3=2KT2YFa1YSa1Yε/bd3m=120.35MPa〈[σ]F3
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`=23.27°
实际中心距
a34=193mm
cos20=0.9397
cos23.27°
=0.9187
中心距变动系数y
Y=（a`-a）/m=1.24
齿高变动系数∆y
∆y=x1+x2-y=0.1
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*）=52.5mm
df2=250.5mm
df3=58mm
df4=311mm
轴径
30mm
50mm
40mm
60mm
节圆直径d`
d`1=60mm
d`2=258mm
d`3=64.4mm
d`4=322mm
齿宽
b1=50mm
b2=40mm
b3=90mm
b4=80mm
（齿顶高系数ha*=1，c*=0.25）
表-1
齿轮的一些额外的系数：
齿轮1：
实体圆柱齿轮
n=0.5mn当n为四时mn=8
δ0=2.5*mn=20mm
齿轮2：
铸造腹板圆柱齿轮
δo=3.5*mn=3.5*8=28mm
D1=df2-2δo=194
d1=1.6d=80
Do=0.5*（D1+d1）=137
c=0.3*B=12
do=0.25*（D1-d1）=28.5mm
n=4
齿轮3：
n=0.5mn当n为4时mn=8
齿轮4：
D1=df2-2δo=255mm
d1=1.6d=96mm
Do=0.5*（D1+d1）=175.5mm
c=0.3*B=24mm
do=0.25*（D1-d1）=40mm。
5.5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：
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该论文已经通过答辩
轴一的设计
（1）轴径的粗选
τT=T/WT=T2/0.2d3≤[τ]T
d≥c*（p/n）1/3=115*（3.96/960）1/3=18.4mm
因此选d=20mm
图-9
安装圆锥滚子轴承，因为安装处的为25mm所以选用的型号为7305E的轴承，其中D=62mmB=17mmC=15mma=13mmE=50.6mm（两端安装一样的轴承）
Ft1=2*T2/d2=0.039*106*2/60=1300N
Fr1=Ft2*tgα°
=1300*tg20°
=473.2N
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=971.8NFBH=328.2N
C点弯矩MCH=FAH*51=49561.8N.mm
D点弯矩MDH=FBH*26=25266.8N.mm
从垂直面来看
图-12
FAV+FBV=Fr.Fr*51=FBV*L
FAV=353.8NFBV=119.4N
C点弯矩MCV=FAV*51=18043.8N.mm
D点弯矩MDV=FBV*26=9198.8N.mm
合成弯矩
图-13
C点合成弯矩：
Mc=（MCH2+MCV2）0.5=52744.2N.mm
D点合成弯矩：
Mc=（MDH2+MDV2）0.5=26889.2N.mm
T2=39000N.mm
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=0.6。
MC´
=[MC2+（aT）2]0.5=57701.9N.mm
MD´
=[MD2+（aT）2]0.5=35645.3N.mm
（3）.下面我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
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