卧式钢筋切断机的设计 机械工程及其自动化专业.docx

摘要本课题研究的卧式钢筋切断机的工作原理是：发动机由一级和二级三角齿轮制动带动曲轴转动后，推动连杆，移动支架上的刀片，使其恢复直线运动，动叶片和定叶片错相切断钢筋，卧式安装，电机保护，三相短路异步电机。先选择三级减速器，再选择一级减速器。每一级的减速器都有他们独特的功能，第一节的减速器的功能之中优点都比较的多有噪音低等优点，二级减速器的功能也是非常的多，并且它有着不能被代替的作用，因为它的齿轮在运转的时候，主要是靠的是动力，所以它的特点也是非常的特别的，而且它的优点也是不可替代的，它主要的优点有：工作效率大，精度高，而且它的工作的时间也是比较的长。通过制动系统的传动，能量被引入在系统之中，因为我们采用的是曲柄滑块的机构，来进行一个直线型的往返运动，这样可以驱动它进行运动。关键词切断；钢筋；齿轮；曲柄滑块ABSTRACTTheworkingprincipleofthehorizontalsteelbarcuttingmachinestudiedinthispaperis:aftertheengineisdrivenbythefirstandsecondtriangulargearbrake,thecrankshaftrotates,theconnectingrodispushed,thebladeonthebracketismovedtomakeitreturntolinearmotion,themovingbladeandthefixedbladearestaggeredtocutthesteelbar,thehorizontalinstallation,themotorprotection,andthethree-phaseshort-circuitasynchronousmotor.Firstselectthethree-stagereducer,andthenselectthefirststagereducer.Theprimarytransmissionhastheadvantagesofbufferzone,vibrationreduction,stableoperation,lownoise,anticommonoverloadandsoon.Thesecondaryreducerandgeartransmissioncanbeusedforspacemovementandpowertransmissionbetweentwoshafts.Atthesametime,ithasthecharacteristicsoflargepowerrange,hightransmissionefficiency,highprecision,longservicelifeandsafework.Throughthetransmissionofthebrakingsystem,energyisintroducedintotheactuator.Theoperatingmechanismofthesteelbarswitchneedslinearreciprocatingmotion,sothecrankslidermechanismcanbeusedtodrivethecampulleydrivemechanismKeywordscuttingarchitecturalgearslider-crank目录摘要1ABSTRACT21 引言41. 1概述41.2我国的发展现状和原因61.3国内外对比61.4题目的选取61.5钢筋切断机的工作原理62电机选择72.1 切断钢筋需用力计算82.2 功率计算83.传动结构设计93.1 基本传动数据计算93.1.1 分配传动比93.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数103.2 带传动设计113.3 齿轮传动设计143.4 轴的校核223. 4.1一轴的校核224. 4.2三轴的校核273.5 键的校核333.5.1. 平键的强度校核333.6 轴承的校核343. 6.1初选轴承型号354. 6.2寿命计算354钢筋切断机的摩擦、磨损和润滑38结论39致谢40参考文献411引言1. 1概述钢筋切断机是生产加工必不可少的设备之一，他主要用于桥梁、隧道、发电站、水利工程以及房屋的建筑等，由于钢筋切断机具有工作效率高、工作可靠等特点，最近几年来在这些场所应用的十分广泛1.2 我国发展现状和原因就目前我国的钢筋切断机发展的形式仍然很不乐观，相对于其他设备还比较落后主要表现在：企业生产规模较小、生产的产品技术含量比较低、生产效率很低，之所以造成这种现象原因是因为我国的建筑用的钢筋切断机所需求的市场还没有真正的形成同时在地域上还因为价格原因存在一定的过渡阶段，还没有真正的进入市场的竞争中，生产企业很多没有聚集到一起，基本上都存在小而全或者小儿不全的现象，没有一定的规模，这在这些生产企业中很难形成强大的技术力量投入，所以我国钢筋切断机存在这样的现象还需要不断的优化和改进。1.3 国内外对比我国的切断机技术和其它的国家的差距非常的大，因为我国的技术发展的不快，基本上都是维持现状，而且我们技术发展的也非常的缓慢，以至于我们的竞争力也不高，而且我们技术的含金量也不高，所有我们与国外发展差距也是非常的大，主要体现在以下的方面。1）切割机偏心距大，如而且我们国家和日本之间的差别也是非常大的，我国的偏心机一般是17mm但是日本的日本的垂直偏心的距离为24mm,虽然说我们的结构非常的简单，也可以做到将我们材料得到一个节省，但是它也有一个致命的缺点，就是它很难控制，这个对于客户来说是非常不方便的，这个会降低工作效率。因为当切割大块材时，不更换车刀垫，有时更换角。2）国外切割机采用钢板焊接结构，零件加工精度好，粗糙度特别高，工艺过于刚性，因此，所以在很多的方面，切割机基本上都超过了国内的很多机器，特别是在对于磨损类的。3）对于我国来说，我国的技术发展的比较的缓慢，如果和外国的技术对比起来我们之间的设备的差距非常的大，我们主要采取的技术是“单螺旋”技术，因为它主要是单螺旋固定的，而且它的刀片非常的薄，刀的厚度大概就17mm,所以我们的技术不是很成熟所以我们在切割机上的经验较少所以我们的结构做的还不是很完整，而且效率也不是很高，但是国外的技术比我们的成熟，因为他们现在主要是采用的双向固定螺栓，比我们的效率要高。厚度25-27mm;因此，国外刀具的使用寿命等一般性能特点在一个国家的特点很好。我国的机器在运行的时候会出现一些问题，比如说我们在运行的时候我们的机器每分钟的连续次数会减少，但是我国国内的精度可以连续切断2831次，国外的机器切断连续次数相比要求一般比之前的高18次左右，但是它也可以得到一个峰值，它最高可以达到30次，这个系统的工作时间较短，完成率较高，相对而言效率就得到了提高。5）我国的柴油机和外国的柴油机也和外国的不一样，外国的机器主要是以才有机为主，虽然我国采用的也是柴油机但是和外国的柴油机的区别也是非常的大，我国的柴油机一共有三种模式，分别是第一：全开式，第二：半开式，第三：完全封闭式，而国外的才有机的工作顺序比较的多，主要采用的有半开式，齿轮等部分主要是使用天然的材料进行润滑，再进行加热的。润滑剂主要是分为了两种操作模式第一种是：有机整体加速使用，和采用空气自动的喷射。6）我们对于切断机的生产上没有太过于的注重外观一般性能也并不出人意料；国外切断机生产厂家一般按国际量产要求生产；技术设备投资需大幅增加，自动化设备生产管理水平较高，建立可靠的产品质量保证和加工管理体系，特别是外观和产品质量，外壳采用一次多层冲压铸造成型，油漆由传统烤漆工艺进行多层喷涂和烤漆处理，色泽上的搭配也很加的科学合理，在外观上看不出来。可见焊缝、毛刺、尖角等易对人体造成伤害，国内一些主要生产厂家，虽然我国生产的产品历史悠久，但找不到大公司，而且随着生产能力的老化，不可能大规模成立大公司，该工艺几十年来一直是工厂的一贯制度，包括潜力、经验和生产工艺，因此整体外观和产品质量比较的差，所以给我们的感觉也不是很好，也不受大众的喜欢。我国的社会现状得到了一个急速的发展，我们也更加的重视经济建设，所以在我们发展经济的时候潜移默化的推动了我国建筑行业的发展，特别是对于我国的机械建筑行业，使它的发展获得了很大的契机i,我国社会的发展也是很具包容性的，它也为我们国家的很多的商家提供了发展的机会，和展示的平台。虽然我国现在的市场发展的非常的好，而且也很有发展的潜力，但是也极具竞争力，所以我们市场中的钢筋建筑行业在发展的时候也要加强自身的管理，对于我们自身方面，我也也应该加强对我们技术的研发，和对质量的监管，我们应该讲自己的资本多多的投入到技术的更新和设计之中，使得我们的技术得到更加的发展，并且使我们产品更加的用有竞争力。我们也应该加强和其它外国公司的合作，通过在合作的时候加强学习，在学习的时候吸取经验，所以我们可以吸取来为自己所有。从钢筋切断机的发展趋势来看，随着建筑设计与建筑施工的国际化发展，建工工程所使用的钢筋一定会进入商品的供应化时代，根据建筑行业的配筋表采购钢筋必须实现钢筋送料，切断，落料等工序。同时国内外产品的充分融合液压技术、机械相关技术、电子相关技术等，形成机电液综合一体化的综合技术，它们能充分的发挥各自所具有的特长和优点。因此钢筋切断机不但能要求高精度，同时还要求钢筋切断机的高效率和高速度的发展，这将是今后钢筋切断机的主要的研究和发展的方向。1.4题目的选取我此次设计的这个项目主要就是为了设计卧式钢筋切断机。在我的设计当中严格的要求选取每一根的钢筋直径为14毫米，其中我么也严格的控制时间，要求时间加快为每15次用时1分钟。本次的设计我主要是运用了我大学四年所学到的知识，而且我通过了所设计的算法和在考虑到实际之后进行的一个设计，我在进行设计的时候主要也考虑到了一个成本的问题，我做到了在尽量减少成本的时候还提高它的效率和加强了它的设计，总的来说它也是我对自己学习任务的一个升华。它也可以是我在走向社会之前的一个经验。1. 5钢筋切断机的工作原理工作的原理主要是采用的发力发电机的运转，因为风力发电机的运转时主要通过一级一级的带动的，也可以直接使用活动滑块。和新的移动滑板刀片在发电机座上的活动滑道中互相做成一条往复或多个垂直线的旋转运动，这样可以使得我们安装的两种刀片进行一个交叉的运动，在运动的时候切断钢筋。原理图如下2电机选择传动的减速方案有很多的选择，不同的选择会有不同的功能，我们主要是可以采用三级传动减速，我们首先是通过一级，然后是二级，他们分贝是绿带传动和齿轮传动因为它们有许多的优势，分别是高速噪音比较的小而且运行也相对的平稳，最主要的是它的工作效率比较的高，而且会对我们的设备起到保护的作用然后可以使用齿轮两级高速减速器，由于这种两级传输不仅允许在某一空间广泛使用各种动力和机械传动装置同时传输在两个轴之间，也有一个大范围的移动间隔小的运动能力，变速器效率高，传输精度高，动力系统是由发动机直接发送到设备上的，通过设备的慢化剂控制系统驱动，整个汽车上安装的动力系统，进入执行汽车。在齿轮传动系统中需要做的是齿轮的旋转运动，而对于大型机床的齿轮传动，切割钢筋时我们需要做一个反向运动，我们唯一准确的进行这个运动，我们主要使用的是曲柄选择的曲柄滑块，在圆盘行使用齿条滚柱，凸轮移动到磁盘两侧的执行机构驱动，齿轮转入齿条传动机构。考虑到这些现实和条件,我们最终决定.这一试验机制的主要执行部分将包括相当多的体制组成部分，我们主要会使用滑块或者是曲柄。2.1切断钢筋需用力计算为了将我们的钢筋能够被准确无误的切断，所以我们首先要让我们的钢筋被固定好,为了能够得到我们的目标，我们的剪刀的剪应力，应该要超过材料的剪应力所以下列的式子就是我们所设定的条件：=3a用我们通过所查阅的资料我们可以知道：钢铁的剪应力为：N=I28142MPa,其中我们使用的是最大的数值为：142MPa。但是由于我们切断机的局限性它能够最大切断钢筋的粗度为：4nax=14mm.下列为本机器最小的切断力：q>142x314x(14)/>21848所以我们取的是切断机的Q=22010N02. 2功率计算由图片我们可以知道，曲轴上面的线性速度大于了刀的一个转速，所以我们设切断点P的功率为P：px15×2ox2oxo.OOl=69O,8w我们通过学习和查阅到的公式我们可以知道，齿轮在做一个高速度运转的时候,它的每个部分的效率为=0.90.97;而二级齿轮在做一个高速度运转的时候，它的功率的系数大概就在n=0.960.99范围内；n=0.940.98这个范围是一个滚动的轴在高速运转时的效率;连杆的大概为:连杆高的为11=0.80.88在高速运作时的效率系数;如果是带有滑动的的话它的公司的范围就是为:r<br>根据我们所学的知识，加上文所述我们可以知道n=0.96×0.94×0.81×0.98=0.73所以我们通过这个领域知道我们选取的电机的最小功率为：尸="史0=L91kw0.73我们在学习了相关的文件和知识了之后，我这系列的产品有了一定程度上的了解,所以我们将我们所选的产品的型号定义为:y是根据性质进行划分的，主要是有全自动或半封闭式三相异步高压电动机,代号大约为y-yll2m-6,输出转矩功率控制范围大约为2.2kw,输出转矩和加速度控制范围大约是每分钟906r.3.传动结构设计3.1 基本传动数据计算3.1.1 分配传动比它的转数在载满的时候为：每分钟760转电动机型号：Y1）传数比970乙152）传动装置的比例i=ioxi上述的式子表示的是两个不同级别的此轮转动时候的一个减速度，是两个级别之间的对比，主要是为了能够使齿轮减速器上的V带齿轮传动的外形轮廓图和对它的要求也不能太高，主要是对于尺寸上而言，不能太大也不能太小，主要是是为了方便我们好进行后期的运算初步设计如果可选取系数i=2,则齿轮减速器的转矩和齿轮传动之差值如公式所示为.i64Si023）减速器每级的减速器中的数字比在我们查阅了相关的文件之后，我们决定取i11=6.4所以i为225。（注：在下面的时子中有illhei22分别是il和i2）3.1.2计算机构各轴的运动及动力参数1）每一个轴的转速I【in第I轴=Zk=空=480rmin2力480.n2=75rmin第11轴“64%=-=15rmin第In轴A52）每一轴分别的功率笫轴Pl=PXnOl=2.2X0.94=2.068kw第11轴Z72=Pix12=2.068×0.97×0.98=1.966kw第11I轴P3=P223=1-966×0.97×0.98=1.869kw3）我们将每一个轴都要进行一个转矩将电动机的输出转为矩22Tti=9550×-=21.89Nm"960第I轴T1=d×io×ol=21.89×2×0.94=41.18Nm第H轴7；=7；×Z1×O12=41.15×6.4×0.97×0.98=250.37Nm第HI轴7；=×z2×23=250.35×5×0.97×0.98=1189.99Nm3.2带传动设计3.2.1传动带的选取：在本次的设计中我们可以知道，V齿轮在运行的时候最高的功率为2.2Kw,大的轮的转速为每分钟480转，小转轮的转速比大转轮的快，为每分钟480min.通过查表我们可以知道我们的系数是KA=L5,Pc=L5×2.2=3.3kwo所以根据上面数据我们可以知道，我么会选在A型V带。3.2.2 带轮基准直径：查在我们认真的查阅了相关的资料之后我么悬着的是直径为100nim的小带轮，并且大轮的直径为200mmo3.14×100×96060x1000= 5.0msJ1nV=3.2.3 2.3带速的确定：60×10003.2.4 中心矩、带长及包角的确定。由我们所学的知识我们可以知道：我们可以确定中心距的数值为a0=400我么可以根据相关的式子来计算长度为：1.i=20+-(J1+t2)+©=2×400+-(100+200)+=1277.25mmd°2124劭24×400在查表之后我们可以知道，我们选择的是125Onlm长度的计算我们在实际运用中的中心距：1.d-L'1250-1277.25Cga=aa+-=400+=387mm022所以我们取387mm验算：=180-k4×57.3°=165.2°a3.2.5确定带的根数：Z>-(p+ApJ3原根据查表我们可以知道kl为0.93Pl为0.97Z注=3.40Pl为0.11ka为0.965所以(0.97+0.11)×0.965×0.93Z为4R=500-(-1)+v23.2.6张紧力uZk经查看数据之后可知q=0.10kgm3325R=500×(-l)+0.1×5.0242=133.2N05.024×40.9653.2.7作用在轴上的载荷：y=2Zsin=2×4×133.2×sin-=1056.1N3.2.8带轮结构与尺寸见零件图图1我们所设计的尺寸图3.3齿轮传动设计3.3.1第一级齿轮传动设计a）我们先选择材料，在选择好材料之后确定参数。1）选择的材料：第一：小齿轮第二：大齿轮小齿轮的硬度为269HBS和大齿轮的一样但是材料不一样，小齿轮是40Cr,大齿轮的是：45钢O最初选择的齿轮的齿数计算如果取一个小型齿轮的直径是20,那么一个大的此轮就是6.4X20=128<br>3）128I=6.43）齿数之间的比数也就是我们所说的传动比204）我们为了能够更加详细的确定选择的数据我们在查阅了相关的资料之后选择的是：d-0.6我们初步确定小齿轮的直径为60mm,尺宽为b=WdXdl=60×0.6=36mm5）齿轮做一个圆周的速度：y="4="6°48°-152ms参照相关资料，最终确定的是9级。60×100060×10006）小齿轮Tl转矩的计算：Tx=9.55X1（）6X旦=9.55×106×空丝=4.1×104Nmm1 %4B0Z£、Ye为一个重合度的系数：根据上述的公式我们可以知道:=1.88-3.2×-+-=1.697【20128）所以我们在对比了手册之后哦可以知道对应的公式为：075Z=O.25+=0.694我们确定的载荷系数为：KH、KF确定使用系数KA：查阅手册选取使用系数为KA=L85确定系数Kv：我们在查阅了相关治疗之后确定动载KV=LlO确定齿间载荷的分布系数：KHa.KFa：KaFi2*Ka*7J2x1.85×4.1×104/IAAz/A'=70.23N/mm<1OON/mmbb*d60×36Kh=-r=-=1.3Kf=-=1.45则HaZ；0.8772FaK0.692载荷系数已经确定，所以我们由公式可以知道：Kh=KAKyKgK.f,=1.85×1.10×l.15x1.3=3.09KF=Kh=3.09×=3.42KHU13b)对于齿面疲劳度的计算：确定它的许用应力oH 因为总工作时间为th,如果我们设我们的工作时间为th,假设我们的机器每天工作8个小时，寿命为10年。工作时间为thO所以我们可以得到：tb=5×300×8=12000h 主要应力的循环次数有Nl和N2(Tth.Nl=NN=60m由WTl<=1Vr=60×l×480×12000×(166X0.2+0.766X0.5+0.466X0.3)=IxlO8M=Nv2=丛=151=1.56xK)72v2u6.4 寿命的系数：Znl和Zn2,在查阅相关资料之后我们选取:nl=l.0和Zn2=l.15 接触疲劳极限取：Ohliml=720MPa、Ohlim2=580MPa安全系数取=LO许用应力ohl、oh21wimZ76()×1.19C0=n-=720MPal,jSh11°IimZQ570×1.34/r、EIoaJ="hm"-=667MPa1.2jS,i1弹性系数：我们在查阅了器械相关的资料之后我们选取的Ze=I90加屈节点区域的系数ZH我们在查阅了器械相关的资料之后我们选择的是：ZH=2.5,所需要的的直径是dl.也.叫毕可%瓦JJ2x3.943ul(/x(6.4+l)(190x2.5x0.877、V1×6.4X1720;=55.37mm与初步估计的相关数。确定好我们的相关数，确定好几何参数和中心距。.=55.34x(6.4+1)=204.76为中心距，中心矩取值为2222m为模数：由中心矩我们可以得知Zl、Z2得：2aZl +z?外=323 + 92分度圆的直径为dl和d2J1=ZHZ1=3×20=60rrmd1=mz2=3×128=384mm我们确定的宽度为：大齿轮的为：36厘米小齿轮的为b2=40厘米大齿轮如下图所示c)齿根抗弯疲劳强度验算求许用弯曲应力求F应力循环次数NFl、NF236。M醇r=l1Jlh=60×l×480×12000×(162×0.2+0.762X0.5+0.462X0.3)=8.8×107 寿命系数Ynl、Yn2 ,查阅相关手册选取YnI = 1、Yn2=l 极限应力取：OFlimI=290MPa、OFlim2=220MPa 尺寸系数Yx：查阅机械设计手册选，取Yx=L 5 安全系数SF：参照表9-13,取SF=L 5 需用应力oFl、oF2由式（9-20）,许用弯曲应力% =七韦5*388MPa% =2%iK>/v2yv = 2 x 220x1x1SF1.5MPa = 294 MPa齿形系数YFal、YFa2由图9-19,取YFa1=2. 56YFa2=2. 15应力修正系数Ysal、Ysa2由图9-20,取Ysal=L 62 Ysa2=l. 82校正的疲劳度的式子为:齿根的弯曲压力为2K"bdlm_ 2×3.42x4.1×104一 60 × 36 × 2.5 = 149MPa<r×2.56×1.62×0.692MPa°F2 =QF%2*=i49215xl822.56x1.62= 140.7MPa <f23.3.2第二级齿轮传动设计：D我们首先选取的是材料，然后设定初步的数量。选取材料小齿轮：40Cr钢调制，大齿轮：45钢调制,两者的平均取齿面硬度为260HBS,3）初步选定的齿数为计算如果取小型齿轮的传动系数是28,最大的系数为5×28=140,140所以它的转化比为一百4）为了准确的选定数据d,和精度条件为参考了相关的学习材料和自己原来所学习的知识之后我们可以选取d=2/3初步估计它的直径dl=84mm,则计算一个小齿轮的直径尺长公式为b二d×cll=2/3X84=56mm<br>计算一个小齿轮的它的加速度公式为：乃Xdl Xn1V =!l60×1000_ ;rx 84 X 75 60×1000=0.055m / s参照手册选精度等级为9级。计算小齿轮的转矩TlT1=9.55XK/XE=9.55×106×=2.5×105Nmm,n175确定一个重合度的系数Z£、Ye1由公式可以知道重合度为 = 1.88-3.2×友+丽= 1.74我们翻越相关的公式我们可以知道:&=后=三=0.869075=0.25+=0.6821）确定具体的系数2）翻阅相关的数据KA=AI.853）翻阅资料可以知道：Ky=I.O确定相关的系数分布：Kha和KFa：=196.6N mm > 1OON mmKAFl2xKax72x1.85x2.5x105bb×dx84x56=-7=-7=133KFa=-=1.47Zt20.8642FaK0.681由相关公式可以知:Kh=KaKvKKHn=1.85×1.0×l.15×1.33=2.83=2.83×-c)对于齿面疲劳强度的计算D要确定一个许用应力。田总的工作时间为th,假设它每天工作8个小时，每年工作300天，使用10年则.6f=5×300×8=12000h应力循的环次数分别为：Nl、N23z6.6M=ML60Mz今tT1=11)lh=60×l×75×l2000×(166X0.2+0.766X0.5+0.466×0.3)=1.35×107=2.7×10查阅相相关资料我们可以知道：寿命系数为Znl=I.33和Zn2=1.48疲劳极限：。hliml=760MPa和hlim2=760MPa对于安全系数的读取：Sh=I应力为：ohl、oh2z,1=760l33=10108MPa1.,jSi,1弹性系数为：Ze=190K通节点区域系数ZH查阅机械设计手册可选取ZH=2.5求所需小齿轮直径为：dlR储瓦J_32x2.5XQXZ83x(5+1)190x2.5X0.868丫V23×51124.8)=70.0mm与我们的估计的大小差不多。首先我们要确定中心距和参数。=700(5+I.中心距a：2252mm为中心距最初选择的齿数为：Zl、Z2得：分度圆的直径分别为dl和d2d=WE1=3×28=84mmJ2=mz2=3×140=420mm确定尺宽:确定最大的宽度为：56mm小齿轮的取：60mmc)抗弯系数D弯度力oF 应力循环次数NFl和NF236TV>2t.NFI=60皿之。=60×l×75×l2000×(162X0.2+0.762X0.5+0.462X0.3)=1.35×107以J*，。=2.7x106 Ynl=1、Yn2=l 极限力：。FlimI=290MPa、。Flim2=230MPa 尺寸系数Yx=L5 安全系数SF=L5需用应力oFl和F2叫卜2。M尸2x290x1x11.5Mpa = 387 MPa% =2。FlimKM 2 匕SF2230ll MPa = 307MPa1.5YFa1=2. 56YFa2=2. 15Ysal=L 62Ysa2=l. 82抗弯和抗疲劳度齿根弯曲应力Fl2K乩bdxtn× 2.56 × 1.62 × 0.68 IMPa2x3.13x2.5x10584×56×3=313MPa<oF1W“2=3132.15×1.82Mpa=297MPa<1.几2.56x1.623.4 轴的校核3.4.1 一轴的校核J9.55×1O6PV 0.2n轴的直径:17.89mm刚度的计算a）按当量的弯矩1）本次的设计中，我们不但确定了系统的结构，我们还画出了它的设计图纸，和计算出来一些相关的数据。图2关于轴的受力矩图2)求作用力表1轴的作用力垂直面(Fv)水平面(Fh)轴承3F1=476NF3=1570N齿轮2Fbv=1367NFAH=498N轴承1F2=12NF4=891N带轮4R=OFbh=1056N3)轴的弯矩表2轴的弯矩垂直面(Mv)水平面(Mh)I截面Mvl=-Ft×109=1308N.nmMHl=-Fc×m=-97119N.mm合成的弯矩M1=J(1308)2+(97H9)2N.mm=97128N.mmII截面Mvll=498×204÷12×313=105348N.mmMh1i=891×313-1367×204=15N.mm合成的弯矩Al11=J(Io5348)2+(15)2N.mm=105363N.mm4)作出转弯矩图如图2-f5)作出当量弯矩图如图2-g,可能的危险截面表3截面的弯矩I截面M,=)M；+(aT)2=105431N.mm11截面Mhi=JM：+Gif=106160N.mm6)确定许用应力我们知道的是，材料加工的是45钢材，所以我们在查表后可以知道a=650mpa用一个新的插入式函数方法进行检查如下表为二102.5mpa,=60mpaoqj=102. 5MPa,z,=60MPao"网=旦0 102.5= 0.597）轴径如表4b）关于轴的刚度计算57.3<7;Z,57.3x27165金刀4二19 2§工及.=-=251200p,321.2=-=520888p2321.=组=834362p332In4=j=1271700p4321.5=卫二1861896p5321.6=-=834362p6321.7=-=251200p732TZZ/41.=%=164812p832OsJ30275340157275995V25120052088883436212717001861896834362251200164812=0.12<0.5所以轴的刚度对设备来说足够3.4.2 三轴的校核三轴的整体结构及尺寸如下图所示轴直径的设计式9.55 × IO6 Pd 3二；=Q- = H03b? = 54.9mm0.2rn15轴的刚度计算a）按当量弯矩法校核我们本次的设计中，我们主要设计了轴承的结构，并且计算了它的承载力，还绘制了相关设计图。下图为3-a受力简图d)平面弯矩图 Mv MbHmf)转矩图"N .图3关于轴的受力的弯矩转矩图1)求作用在轴上的力如表5,并作图如图3-c表5作用在轴上的力垂的直面(Fv)水平的面(Fh)第轴承1F3为1627NFl为8362N齿轮FBV为2381NFah=867N第轴承2F4为754NF3为12619N曲轴Fv=OFBH=21848N3）计算出弯矩为6表6为轴上弯矩垂直的面（Mv）水平的面（Mh）第I截面MVl=-Fp×193.5=-314824.5N.mmMhi=Fc×193.5=1618047N.mm合成的弯矩M1=a(314824.5)2+(1618047)2N.mm=16400N.mn第截面Mvll=189272N.mmMHll=3154675.5N.mmHIl合成的弯矩M11=J(189272)2+(3154675.5)2N.mm=31600N.nm4）绘制出的图表为：3-f5）我们绘制一个曲面，并且还列举出来2中可能发生的情况。如第7个表表7弯矩的危险截面第I截面m«1=Mj+（aT）2=1640000N.m第II截面mhi=Jm；+（or）?=31600N.mn6）确定许用应力我们已经明晰的是，我们使用的是45钢，我们知道,二650MPa.所以%/=102.5MPa,-lJ=60MPa"网=旦=0.590102.57）校核的轴径如下表8可以表8校核轴径第I截面4TMcrTCr+OjII1II1O4II1ITlllb第II截面Mr-1OkAJOlllUKIllllo.kb结论：轴的强度对于我们的设备来说是足够的。b)计算轴的刚度0573WTiLi57.3x27165<7w°=O.(XX)<().5所以是刚刚好的3.5 键的校核3.5.1 平键的强度校核.a)关于键的选择因为键的类型非常的多，所以我们会根据实际的情况，比如说我们会根据按键联接机构来进行选择。而且在选择的时候我们也会主要很多的方面，我么也会被要求考虑到很多的方面，我们要充分的考虑它的关键轴，因为关键轴非常的重要，所以我们还要考虑到它所在的位置是哪儿。又或者说是它的长短，因为不同的设备的需求不一样，而我门也应该重点的考虑好长短的问题，和它的质量，我觉得质量方面是非常重要的，因为质量也在一定程度上决定了它的使用时等等，我们这个设计中的键长为1,这个主要也是根据国家的要求来选择和设定的，一般都是比汽车的长度低一点点。故根据以上论文提出的以及本文在设计中对于该机在实际工作原理过程使用中的基本性能提出要求,故我们建议用户选择一台a型普通柴油电动机的水平是关键。查阅相关的资料我们可以得到：键宽为16mm键高为IOmm键长为30mmb)验算实验中挤压强度.如果我们连接失败了，肯定是存在了很多问题的，比如所它两者这间不能成功的匹配或者是进行连接，又或者它是一个平键，不适合在我们的项目里面，轮毂中最脆弱的部分就是我们的平键，所以如果它不能正常的使用我们的表面就不能感受到它的震动，也是在正常的使用中使其整体表面结构受到了较大压溃。在机械工程设计中,假定平均挤压中的应力沿每个键长及其直接关联点的键高均匀地方向分布,可以根据平均应力挤压的整体应力强度来精确计算材料的受磨性和它的质量。就是：2Tn=-npkidp其中：T传递转矩(Nmm)d是轴的直径(mm)k%a%/圆头平键l=L-blp许用挤压应力(MPa)对于键的工作长度I=L-b=(25-14)mm=1Imm对于挤压面Z=%=l%=5mm转矩为T=9.55×106=9.55×106×