20xx机械专业毕业设计-钢筋弯曲机设计

20xx机械专业毕业设计-钢筋弯曲机设计内容摘要：

x 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 12 5 V带传动的传动设计 V带的设计计算 caP 由设计手册 [14]查得工作情况系数 ,AK 故 kWPKP mAca  V带带型 根据 caP ， nm=1440r/min,由设计手册选用 A型。 （ 1）初选小带轮的基准直径 dd1=90mm。 （ 2）验算带速 v smsmndv d /   因为 smvsm /30/5  ，故带速合适。 （ 3）计算大带轮基准直径 dd1 mmmmdid dd 360904102  根据设计手册标准，将大带轮直径圆整为 dd2=355mm 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， (dd1+dd2)≤a≤2(dd1+dd2) 公式（ 51） 由公式 51计算得， ≤a≤890mm， 初定中心距 mma 5000 。 （ 2）计算带所需的基准长度 xxxx 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 13       mmmmaddddaL ddddd1 7 3 4]5004903553559025002[42220122100 由设计手册标准选带的基准长度 mmLd 1800。 （ 3）计算实际中心距 a mmmmLLaa dd 533)2 17341800500(2 00  mmmmLaa d 5 0 6)1 8 0 00 1 3 3(0 1 i n  mmmmLaa d 587)( a x  所以中心距变动范围为， 506mm— 587mm 1      90157533 0121  add dd z （ 1）计算单根 V带的额定功率 由 mmdd 901  和 min/1440m rn  ，由设计手册查得 kWP  根据 min/1440 rnm  ， i=4和 A带型，查设计手册得 kWP  由设计手册查得 K ， lK ，于是     kWKWKKPPP Lr   （ 2）计算 V带的根数 z。  rcaPPz 取 4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=。 所以 xxxx 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 14   NNqvzvK PKF ca] [)(22m in0  所以应使带的实际初拉力 F0＞（ F0） min Fp     NNFzF op i i n2 1m i n0m i n   所以应使压轴力 Fp＞（ Fp） min （ 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）结构要求： 基准宽度 mmbd  ，基准线上槽深 mmha  ，基准 线下槽深 mmhf  ，槽间距 mme 。 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。 小带轮采用实心式，如图 5— 2所示。 xxxx 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 15 图 5— 1大带轮 图 5— 2小带轮 xxxx 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 16 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 第一级齿轮传动设计 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= 80204 。 由设计计算公式进行试算，即 d1t=  3 21 )(HEdt ZuuTK   公式 （ 61） （ 1）确定公式内的各计算数值 试 选载荷系数 Kt=。 由设计手册选取齿宽系数 Φd=1，材料弹性影响系数ZE=189。 ；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=603601830015=108 N2=108/4=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=， KHN2=；取失效概率为 1%，安全系数S=1，得   MP aSK HNH     MP aSK HNH   xxxx 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 17 （ 1）计算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 [ζH]中较小的值 d1t≥ 323  （ 2）计算圆周速度 v v= smnd t /100060 11    （ 3）计算齿宽 b b=Φdd 1t=1= （ 4）计算齿宽与齿高比 模数 mt= mmzd t  齿高 h=== hb （ 5）计算载荷系数 根据 v=， 8级精度，并由设计手册查得，动载系数 Kv=；直齿轮， KHα=KFα=1；使用系数 KA=；用插值法查得 8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KHΒ=；由 hb ， KHΒ= KFΒ=； 故载荷系数 K=KAKVKHαKHΒ=1= 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式 得 d1= mmKKd tt 331  （ 6）计算模数 m mmzdm  xxxx 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 18 设计公式为  3 211 )(2FSaFadYYzKTm  公式（ 62） （ 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=， KFN2=； （ 2）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=，得   MP aMP aSK FEFNF     MP aMP aSK FEFNF   （ 3）计算载荷系数 K K=KAKVKFαKFβ=1= （ 4）齿形系数 由设计手册查得 YFa1=； YFa2=。 （ 5）应力校正系数 设计手册查得 YSa1=； YSa2=。 （ 6）计算大、小齿轮的  FSaFaYY 并加以比较   01 11 F SaFa YY    22 F SaFa YY  大齿轮的数值较大。 由公式 62得， mmmmm 2 3   xxxx 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 19 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 m=,按接触强度算得的分度圆直径 d1=,得出 小齿轮齿数 z1= md 大齿轮齿数 z2=284=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。 （ 1）计算分度圆直径 d1=z1m=283mm=84mm d2=z2m=1123mm=336mm （ 2）计算中心距 a= mmdd 2102 336842 21  （ 3）计算齿宽 b=Φdd1=184mm=84mm 取 B2=85mm,B1=90mm。 齿轮的结构 齿轮 Ⅰ ，如图 61；齿轮 2，如图 62。 xxxx 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 20 图 61齿轮 Ⅰ 图 62齿轮 Ⅱ 第二级齿轮传动设计 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= 75253 。 xxxx 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 21 （ 1）确定公式内的 各 计算数值 试选载荷系数 Kt=。 由设计手册查得，齿宽系数 Φd=1，材料弹性影响系数 ZE=189。 ；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=108/4=108 N2=108/3=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=。 KHN2=，取失效 概率为 1%，安全系数S=1，得   MP aSK HNH     MP aSK HNH   （ 1）计算小齿轮分度圆直径 d1t,在公式 61代入 [ζH]中较小的值 d1t≥ 323  （ 2）计算圆周速度 v v= smnd t / 21    （ 3）计算齿宽 b b=Φdd 1t=1= （ 4）计算齿宽与齿高比 hb 模数 mt= mmzd t  齿高 xxxx 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 22 h=== hb （ 5）计算载荷系数。 根据 v=， 8 级精度，并有由设计手册查得，动载系数 Kv=；直齿轮，KHα=KFα=1；使用系数 KA=；用插值法查得 8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHΒ=；由 hb ， KHΒ=，查得 KFΒ=。 故载荷系数 K=KAKVKHαKHΒ=1= 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得， d1= mmKKd tt 331  （ 6）计算模数 m mmzdm  （ 1）确定公式 62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=， KFN2=； （ 2）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳 安全系数 S=，得   MP aMP aSK FEFNF     MP aMP aSK FEFNF   （ 3）计算载荷系数 K K=KAKVKFαKFβ=1= （ 4）齿形系数 由设计手册查得 YFa1=； YFa2=。 （ 5）应力校正系数 xxxx 大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 23 由表 105查得 YSa1=。 YSa2=。 （ 6）计算大、小齿轮的  FSaFaYY 并加以比较   01 11 F SaFa YY    22 F SaFa YY  大齿轮的数值较大。 将以上数据代入公式 62得 mmmmm 2 3   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。