卧式刚劲切断机的设计

毕业设计（论文）题目卧式钢筋切断机的设计系（院）机电工程系专业机械设计制造及其自动化班级2010级1班学生姓名学号指导教师职称助教二独创声明本人郑重声明：所呈交的毕业设计(论文)，是本人在指导老师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。据我所知，除文中已经注明引用的内容外，本设计（论文）不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体均已在文中以明确方式标明。本声明的法律后果由本人承担。作者签名:年月日毕业设计（论文）使用授权声明本人完全了解滨州学院关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定。本人愿意按照学校要求提交学位论文的印刷本和电子版，同意学校保存学位论文的印刷本和电子版，或采用影印、数字化或其它复制手段保存设计（论文）；同意学校在不以营利为目的的前提下，建立目录检索与阅览服务系统，公布设计（论文）的部分或全部内容，允许他人依法合理使用。（保密论文在解密后遵守此规定）作者签名:年月日滨州学院本科毕业设计（论文）PAGEPAGEiv卧式钢筋切断机的设计摘要文章一开始介绍了我国卧式钢筋切断机的设计背景和研究意义以及国内外发展现状，并将我国市场上现有的机型和国外先进机型相对比，总结出国内机型效率低，结构布置不合理，而且造价高，技术含量低等不足之处。本次设计根据机械原理，机械设计，材料力学以及其他参考资料总结设计出一款效率高，成本低，更加符合人机关系的钢筋切断机，本次设计采用带传动来做为第一级减速，第二级减速和第三级减速由一个二级圆柱齿轮减速器作为减速装置。选用V带是因为带传递的动力是挠性，具有防抱死的功能，而且V带传动具有结构简易，动力传递十分稳定，造价便宜和过载保护的好处。采用二级圆柱齿轮减速器作为第二级和第三级减速装置，是因为和可靠性高，工作寿命长，维护简单方便，传动比大。执行装置采用的是曲滑块机构，是应为它结构简单，价格低廉，而且曲柄滑块机构能够满足设计要求。本次传动的动力由电机输出，三级减速器把动力输送到执行机构上，从而达到曲柄滑块机构的往复运动的目的。然后对所有结构中的零部件进行尺寸计算，达到尺寸合理的目的，再进行校核计算又达到安全标准，最后通过PRO/E对整机进行仿真模拟从而达到设计目的。关键词：卧式钢筋切断机，结构设计，齿轮，减速器TheDesignoftheHorizontalSteelCuttingMachinesAbstractThisarticleintroducesthedesignbackgroundandresearchsignificanceofhorizontalsteelcuttingmachinesandthedevelopmentofitathomeandabroad.Andcomparetheexistingmodelsonthemarketofourcountrywiththeadvancedforeignmodels.Thussummeduptheshortcomingsofdomesticmodels,suchaslowefficiency,irrationalstructures,highcost,small-scaleandlow-tech.Thedesignofthispaperwilldesignakindofhighefficiency,lowcost,moreergonomicrelationshipsteelcuttingmachinebasedonmechanicalprinciples,mechanicaldesign,materialMechanicsandotherreferencedata.Thenachievethepurposeofreachingareasonablesizethroughsizecalculationsofallthespareparts.Thedesignusesabeltdrivetodoasafirst-stagereduction,thesecondandthirdstagereductiongearconsistsofatwo-stagecylindricalgearreducerasdecelerationdevices.Aswellasusingthebeltdrivegearisshouldbeflexiblebeltdrivetransmission.Usingtwocylindricalgearreducerasthesecondandthirdstagesdecelerationdevices,becauseofthehighreliability,longlife,easymaintenance,transmissionratio.Actuatorusesacurvedslidermechanism,itisshouldbesimple,inexpensive,andslider-crankmechanismtomeetthedesignrequirements.Thetransmissionofpowerfromthemotoroutput,threepowertransmissionretarderontotheactuatortoachievereciprocatingslider-crankmechanism.Finally,doanalogsimulationtotheentiremachinethroughpro/einordertoachievethedesigngoal.Keyword：Horizontalboldcuttingmachine，MechanicalDesign，GearReducer目录第一章绪论 11.1概述 11.2国内外研究概况及发展趋势 11.3本章小结 3第二章钢筋切断机的传动方案的设计 42.1传动方案简述 42.2主要设计参数 42.3钢筋切断机的工作原理 52.4剪切力的计算 52.5功率计算以及电机的选择 52.6传动比的分配 62.7传动参数的计算 6第三章带轮与齿轮的设计 83.1带传动的设计 83.1.1电动机计算功率 83.1.2带型的选取 83.1.3带轮基准直径的选取 83.1.4验算带速 83.1.5V带参数的确定 83.1.6确定带的根数z 93.1.7确定带的初拉力 93.1.8计算带传动的压轴力 103.2V带轮结构的设计 103.2.1带轮材料的选择 103.2.2带轮结构的选择 103.3高速级齿轮的设计 113.3.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 113.3.2按齿面接触强度设计 113.3.3按齿根弯曲强度设计 133.3.4几何尺寸计算 143.3.5结构设计及绘制齿轮零件图 153.4低速级齿轮传动设计 153.4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 153.4.2按齿面接触强度计算 163.4.3按齿根弯曲强度计算 173.4.4几何尺寸计算 183.4.5结构设计及绘制齿轮零件图 19第四章轴的设计与校验 204.1高速轴的设计与校核 204.2中间轴的设计与校核 25第五章键与轴承的选择 305.1键的选择 305.2键的校核 305.3轴承的校核 315.3.1计算轴承的轴向力 315.3.2求轴承的当量动载荷和 325.3.3计算轴承的寿命 32第六章钢筋切断机的三维造型 33第七章结论 36参考文献 37谢辞 38PAGE37第一章绪论1.1概述自从1958年从前苏联获得了第一张卧式钢筋切断机的设计图，随着我国对该领域的不断探索改进，以及对其他国家的机型的长处的借鉴，使得我国的钢筋切断机的使用性能和加工精度在很长一段时间里得以提升，也更加符合我国的基本国情。但是，随着我国经济的飞速发展，加之钢筋切断机没有多么高端的技术，仿造简单，获利空间不大，没有创新元素加入，造成我国的钢筋切断机的发展缓慢，停滞不前。国外的钢筋切断机的发展状况又是日新月异，所以，我国在这一领域与国外有着不可和忽视的差距，所以，借助一些制图软件对钢筋切断机进行优化和联合仿真，比如Solidworks、UG等三维制图软件这样有助于钢筋切断机技术的革新和生产成本的降低。1.2国内外研究概况及发展趋势如今我国经济状况的不断提升，建筑、桥梁、道路、水利等大型工程对钢筋切断机的需求量越来越多，所以市面上的钢筋切断机的形式各式各样，所以目前有6种分类方法，分别是按直制方式分类，按切断方式分类，按落料方式分类，按定尺方式分类，按控制方式分类，按上料方式分类。虽然分类方式做种多样，但是却都有不同程度的缺点，而且产品品种少，无法形成系列产品，加之顾客都热衷于买熟悉的机型，使得技术革新缓慢，发展停滞不前。所以依然需要加以改进。相对与国外钢筋切断机领域的先进技术，我国依然处于下风，差距主要体现在以下几个方面：（1）外观质量：由于我国厂家在设备投入较少，且自动化水平不高，生产规模不大，所以质量加工保证体系并不完整导致外观质量粗糙，观赏性差。然而国外对外观质量的要求就比较高，外罩经一次性冲压成型，外观整洁，浑然一体，没有毛刺，焊缝。（2）刀片设计：相对与国外，我国的刀片设计是不合理的，国外刀片相对国内较厚且双螺栓固定，国内则是单螺栓固定，而且国外刀片的综合性能是国内刀片比不上的，加之各个厂家所生产的刀头无论是热处理工艺还是材质的选择各不相同所以刀具的使用寿命差距很大，（3）机型结构：国内的机型结构主要是全开，全闭，半开半闭，国外则采用的是半开式结构。目前，我国的科研人员开发出一种在整体闭式上的改良设计，将机体的一边的1／2～1／3改装为可拆卸的机构，使得机体外壳铸造更加简单，安装更加方便。（4）润滑方式：由于国外机型采用的是半开式的机构，所以采用的润滑方式是在一些重要的部位手工加稀油润滑方式，而国内大多是闭式机构，故而采用的是飞溅润滑和集中稀油润滑两种润滑方式，但是这样会导致一些部位的润滑效果不理想。（5）偏心距：国产切断机偏心距通常为17mm，相比国外来说较小，虽然减小了机体体积，节省了材料，但是不符合人机关系。尤其是在换料的时候，需要人为的改变道具的位置，这样容易导致切断精度降低。（6）工作效率：国外所使用的机型切断次数为43~51次每分钟，国内水平则相对较少，28~31次每分钟，使得工作效率较低。就目前而言我国的钢筋切断机的发展形势依然不容乐观，与国外先进产品比较起来还是十分落后的。形成这类状况的主要因素在于，国内钢筋调直切断机市场尚未完全形成，企业间的竞争不合理。生产企业多而散，且大都处在一种小而全、小而不全的状态，没有规模可言，在这些生产企业中很难形成强大的技术投入。所以，我国对现在存在的钢筋切断机依然要不断地改良。首先就是关于机身的轻量化设计问题，即对机身的构造和传动部分进行优化设计。采用有限元技术对机体进行轻量化：据实际的设计要求及工作情况，在刀刃位置和刀座位置及其底部位置，这些地方的受力是很大的，所以设计的厚度是比较大的，通过建立有限元，对三维模型机型分析。通过电脑对模型进行全方面的受力分析。可以得到机械主体的受力情况，依照所分析的结果对切断机的主体部分进行改造，改善结构的设计参数，选择相应的材料。其次，大多数企业在对刀片加工的时候，都务必做到要都的完整度和锋利程度是最好的，而且形状规整，一般来说，前角的角度为3度，但是，我们在使用的时候，要根据现场的实际情况选择3~5度最适宜。而动刀片与静刀片错开的间隙一般为0.5～1mm，间隔过大，切断口容易发生切头参差不齐现象，切断机阀隙量通常为钢筋直径的5%左右即可达到剪切要求。最后，就是降低成本问题。我们可以通过改变机架，将铜板焊接机结构改为铸件，将钢板连接机架改为逐渐整体结构，将钢铸件改为铁铸件；零件的加工精度等级可适当降低，齿轮精度可降低,齿轮设计精度降低1～2级更趋合理;零件的公差配台等级应降低，原设计精度降低1～2级较合理;放松公差配合精度等级。1.3本章小结鉴于我国的钢筋切断机技术任然需要不断改进，对高性能钢筋切断机的渴望越来越强烈，所以加大创新力度，努力研发一款新能优良的新产品是十分急切的。如今经济全球化，信息技术如此发达，我们需要取长补短，加大科研力度，重视创新，提高生产环节和售后环节的关注度，面对自己的缺点，不断改进，努力与国际先进水平看齐，提高钢筋切断机的性能，拥有自己的核心技术，这才是我国钢筋切断机的生存之道。第二章钢筋切断机的传动方案的设计2.1传动方案简述本次设计采用的传动方案是三级减速.采用带传动来做为第一级减速，第二级减速和第三级减速由一个二级圆柱齿轮减速器作为减速装置。采用V带传动作为减速是因为V带传递的动力是挠性动力，可以防抱死，而且带传动结构简易，缓冲吸振传动平稳，，造价便宜等优点。采用二级圆柱齿轮减速器作为第二级和第三级减速装置，是因为和可靠性高，工作寿命长，维护简单方便，传动比大。执行装置采用的是曲滑块机构，是应为它结构简单，价格低廉，而且曲柄滑块机构能够满足设计要求。本次传动的动力由电机提供，三级减速器把动力输送到曲柄滑块机构上，实现刀头往复运动。如图2-1所示：图2-1传动方案示意图2.2主要设计参数本次设计的主要参数如表2-1所示：表2-1钢筋切断机的主要参数参数项目参数大小切断钢筋直径（mm）40钢筋抗拉强度（MPa）570钢筋屈服强度（MPa）400剪切频率（次/min）54曲轴偏心距（mm）26连杆长度（mm）300刀片最大行程（mm）35刀片最小行程（mm）13电机功率（kW）/电压（V）/转速（r/min）7.5/380/2900总传动比562.3钢筋切断机的工作原理由电机带动V型带开始工作，V型带带动轴，轴Ⅰ带动轴Ⅱ，曲轴转动，曲轴带动刀头在滑道中来回运动达到剪切目的。2.4剪切力的计算我们所选择的钢筋的直径为40mm，屈服强度是400MPa，抗拉强度是570MPa，许用剪切应力=142MP,要保证钢筋的切断，剪应力必须大于钢筋的许用剪应力[τ],查即：（2-1）故钢筋切断机的最小剪切力为2.5功率计算以及电机的选择切断处的功率P：传动效率：带：η=0.96；滚动轴承：η=0.99；齿轮：η=0.97；连杆：η=0.81。故总传动效率为：η=0.96·0.992·0.972·0.81=0.72故电动机的最小功率为根据手册选择Y系列封闭式三相异步电动机，型号为Y132S2-2，额定功率大小是7.5kw，额定转速为2900r/min[2]。2.6传动比的分配选用Y系列封闭式三相异步电机，额定转速大小2900r/min，故总传动比：分配传动装置的传动比0：带传动的传动比；1减速器的传动比为使计算方便，并且能够使大齿轮尺寸适当增大，初步取0=2，那么1===25.9因为钢筋切断机采用的是传统式，故选取i12=6.5，则i34=4。2.7传动参数的计算（1）各轴的转速高速轴：r/min中间轴：r/min低速轴：r/min（2）各轴输入功率高速轴：中间轴：低速轴：（3）各轴输入转矩又于电动机输出转矩为：则：高速轴：中间轴：低速轴：第三章带轮与齿轮的设计3.1带传动的设计所用电机的额定功率大小P0=7.5KW，额定转速大小n0=2900r/min，初定传动比大小i0=2，电机的工作时间为12h/d。3.1.1电动机计算功率通过查课本表8-7得工况系数为，而3.1.2带型的选取根据V带传动的额定功率为7.5kw，小V带轮的额定转速为，大V带轮的转速为，查图8-1选取B型V带[1]。3.1.3带轮基准直径的选取通过查表8-8获得小V带轮的基准直径：，大V带轮的基准直径：3.1.4验算带速已知验算带速的公式：（3-1）所以带速由于带的速度5m/s<v<30m/s，所以带的速度符合要求。3.1.5V带参数的确定因为中心距公式为：所以得中心距的范围为210<<650。初选=500mm，根据V带基准长度公式：（3-2）故V带基准长度为：查表8-2得：[1]由实际中心距公式：（3-3）得实际中心距为：根据中心距变动范围公式：则中心距变动范围为537.25mm<<509.25mm小带轮包角公式为：（3-4）则小带轮包角为3.1.6确定带的根数z带的根数z的计算公式为：（3-5）根据已知条件查表8-4a知=2.96KW[1]，查表8-4b得，查表8-5得[1]，查表8-2得[1]。所以得带的根数z：所以取带的根数z=4.3.1.7确定带的初拉力单根V带最小初拉力公式为：（3-6）所以最小初拉力在实际应用中，最小初拉力应小于实际初拉力，即：。3.1.8计算带传动的压轴力带传动作用在轴上的压轴力的公式为：3.2V带轮结构的设计3.2.1带轮材料的选择本次设计带轮材料选择的是HT150。3.2.2带轮结构的选择根据表4-1所选择的电动机Y132S2-2的伸出轴的直径d=38mm，故小带轮的孔径d=38mm，结构形式选择实心式。表4-1Y系列低级输出轴尺寸机座号轴直径mm键槽宽mm2级电机4.6.8级电机2级电机4.6.8级电机8019690248100288112288132381016042121804814200551622555601618250606518182806575182031565801822大带轮孔径可由公式：（3-7）计算出大带轮的孔径。使用输入轴材质为45钢，处理方法为调质，根据表15-3[1]，取，则减速器输入端轴的最小直径取，即大带轮孔径，因为，所以选择孔板式结构。3.3高速级齿轮的设计已知输入功率KW，小齿轮转动速度为，齿轮齿数比u=6.5，采用电动机为动力装置，工作年限15年（工作300天/年）,两班循环，转向恒定。3.3.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）如图1-1所示传动计划，，采用直齿圆柱齿轮传动。（2）切断机为普通工作机，因此使用7级精度等级（GB10095-88）。（3）由课本表10-1[1]可知，使用调制处理的40Cr作为小齿轮材料，布氏硬度值为280HBS；使用调制处理的45钢为大齿轮材料，布氏硬度值为240HBS。两种材料硬度差为40HBS。（4）选定小齿轮齿数为，则大齿轮齿数。3.3.2按齿面接触强度设计由公式（10-9a）[1]进行试算：（3-8）(1)确定公式内各计算数值1)试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩3）由课本表10-7选取齿宽系数。4）由课本表10-6可知材料的弹性影响。5）由课本图(10-21d)的：小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由课本式6-13计算应力循环次数。7)由课本图10-19取接触疲劳寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力假设齿轮的失效概率取值为1%，相应的安全系数取，由课本10-12得(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小值。2）计算圆周速度v3）计算尺宽b4）计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高故齿宽与齿高之比5）计算载荷系数。由前面的公式得v=3.66m/s，齿轮为7级精度等级，课本上图10-8得；直齿轮，；由课本表10-2查得使用系数；由课本上表10-4获得齿轮精度等级为7级、小齿轮布置为非对称，通过，查课本图10-13得，得到载荷系数6）分度圆直径大小，由课本式（10-10a）得：7）计算模数m。3.3.3按齿根弯曲强度设计由式（10-5）[1]得齿轮齿根的弯曲强度的设计公式为（3-9）（1）确定公式内的各计算数值1）由课本图10-20c得知小齿轮的弯曲疲劳强度极限的大小为；；大齿轮的弯曲强度极限的大小为；2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数,;3)计算弯曲疲劳许用应力。采用弯曲疲劳安全系数大小，通过式4）计算载荷系数K。5）查取齿形系数。由表10-5查得；。6）查取应力校正系数。由表10-5查得；7）计算大小齿轮的并加以比较。（2）设计计算mm根据弯曲强度得齿轮模数选择标准值m=2，按照齿面接触疲劳强度计算出的齿轮的分度圆直径大小为mm，得小齿轮齿数大齿轮齿数3.3.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmm（2）计算中心距mm（3）计算齿轮宽度mm取=52mm,=56mm3.3.5结构设计及绘制齿轮零件图图3-2高速级齿轮传动大齿轮结构图3.4低速级齿轮传动设计已知条件：低速级输入功率大小为KW，小齿轮最大转速为，齿轮齿数比值大小为，动力输出装置为电动机，工作年限15年（工作300天/年），两班循环，转向恒定。3.4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）如图1-1所示，本次毕业设计选择的齿轮形式为直齿圆柱。（2）切断机为普通工作机，精度等级选用7级（）。（3）通过课本表10-1[1]，选择调制处理后的40Cr为小齿轮材质，布氏硬度值大小为280HBS；选择调制处理后的45钢为大齿轮材料，布氏硬度值大小为240HBS。两种材料硬度差大小为40HBS。（4）选定小齿轮齿数为，则大齿轮齿数。3.4.2按齿面接触强度计算由公式，即：（1）确定公式内各计算数值1）试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩。3）由课本表10-7选取齿宽系数。4）由课本表10-6可知材料的弹性影响5）由课本图(10-21d)的：小齿轮的接触疲劳强度极限大小为；大齿轮的接触疲劳强度极限大小为。6）由课本式6-13计算应力循环次数7)由课本图10-19取接触疲劳寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力假设失效概率为1%，相应的安全系数值得大小为S=1，由课本10-12得：(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小值mm2）计算圆周速度v3）计算尺宽b4）计算齿宽与齿高之比b/h。模数齿高5）计算载荷系数。根据v=1.069m/s，齿轮为7级精度等级，更具图10-8取=1.05；直齿轮，；由课本表10-2查得使用系数；由课本表10-4得齿轮为7级精度等级、小齿轮布置形式为非对称，通过，得=1.35，则载荷系数大小为6）按校正后的分度圆直径，由课本（10-10a）7）计算模数m。3.4.3按齿根弯曲强度计算通过（10-5）所得设计公式计算弯曲强度：（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c得到小齿轮的弯曲疲劳强度极限大小为MPa；而大齿轮的弯曲强度极限大小为MPa；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,;3)计算弯曲疲劳许用应力。取齿轮安全系数为，通过公式（10-12）得出4）计算载荷系数K。 5）查取齿形系数。由表10-5查得；。6）查取应力校正系数。由表10-5查得；7）计算大小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。（2）设计计算mm根据弯曲强度得齿轮模数选择标准值m=3，按照齿面接触疲劳强度计算出的齿轮的分度圆直径大小为mm，得小齿轮齿数大齿轮齿数3.4.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmm（2）计算中心距mm（3）计算齿轮宽度mm取=46mm,=42mm3.4.5结构设计及绘制齿轮零件图图3-3低速级齿轮传动大齿轮结构图第四章轴的设计与校验4.1高速轴的设计与校核（1）轴的材料的选择本次设计采用的45钢，调制处理作为造输入轴，根据表15-1，其硬度230HBS，抗拉强度极限=640，屈服强度极限=355，许用弯曲应力大小为=60，剪切疲劳极限大小为=155，弯曲疲劳极限大小为=275。（2）轴的最小直径由带轮的结构的选择那一章节可知，轴的最小直径为30mm。（3）确定周的各段直径和长度1）因为最小轴径需要安装带轮，故其在右端端需要设置一轴肩，故Ⅱ-Ⅲ段直径取dⅡ-Ⅲ=36mm，左边部分用轴端挡圈实现固定，取挡圈的直径大小为D=40，因为端盖只能压在带轮上，所以lⅠ-Ⅱ=103mm。2）初步选择角接触球轴承，因为轴受径向力，所以选择滚动轴承，由于工作要求的限制以及dⅡ-Ⅲ=36mm，选取的轴承为7408B轴承，其尺寸为，故。右端滚动轴承选择轴肩用来轴向定位，由机械设计手册得6408轴承定位轴肩高度h=3mm，故dⅥ-Ⅶ=46mm。3）取轴段Ⅳ-Ⅴ的直径，用套筒对齿轮左端定位，因为齿宽大小,故。用轴肩对齿轮右端定位，轴肩高度，所以取h=3.5，所以轴环得直径大小dⅤ-Ⅵ=53mm，由于轴环的宽度大小为，得lⅤ-Ⅵ=20mm。4）lⅡ-Ⅲ的长度根据箱体的结构以及端盖的结构设定而设计的，故取lⅡ-Ⅲ=33mm。5）取套筒长度为20mm，则lⅢ-Ⅳ=27+20+4=51mm。因为大齿轮宽度为100mm，故lⅥ-Ⅶ=96mm，dⅥ-Ⅶ=46mm轴的结构如图3-4所示：图4-1切断机输入轴图（4）轴上零件的周向定位选用平键对齿轮与带轮进行周向定位，按dⅣ-Ⅴ=46mm由课本上表6-1查得平键尺寸b×h=14×9（mm），长为32mm，轴与带轮相连，按dⅠ-Ⅱ=30mm由课本上表6-1查得平键尺寸b×h=10×8（mm），长度大小为80mm。（5）确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角为2×450,轴肩厨圆角为r=2（6）按弯扭合成应力校核轴的强度1）轴的计算简图如图3-5所示：图4-2输入轴计算简图图4-3支反力计算图图4-4弯矩图图4-5Fp力产生的弯矩图4-6合成弯矩图图4-7转矩图图4-8计算弯矩图2）计算作用在轴上的力N3）计算反支力垂直面（V面）,如图3-6NN水平面(H面)因为选择的齿轮为直齿圆柱齿轮，水平面上没有载荷分布，即N在支点产生的支反力N则N因为方向位置，所以按照最坏情况打算4）作弯矩图垂直面弯矩，如图3-7所示。水平面弯矩由于作用在水平方向的力为0，得水平弯矩为0.Fp力产生的弯矩，如图3-8所示。合成弯矩，如图3-9所示。=69410.736N.mm=69.41N.m5)作转矩图，如图3-10所示。T=46.43N.mm6）作计算弯矩图，如图3-11所示轴进行单项运转时的应力变化为脉动循环变应力，取系数值大小为0.6，故=159.44N.mm=161.86N.mm=74.79N.mm=0.6×46.43=27.858N.mm7）按弯扭合成应力校核轴的强度通过弯矩图上表明，计算弯矩在a处最大，此处的计算应力值为：=10.87MPaⅥ截面的计算应力为=16.54MPaⅤ截面的计算应力为=11.78MPa通过计算结果得一轴安全（7）输入轴的刚度验算当扭角<0.5时，轴的刚度则足够（4-1）=0.12<0.5所以轴的刚度足够。4.2中间轴的设计与校核（1）轴的材料的选择本次设计采用的45钢，调制处理作为造输入轴，根据表15-1，其硬度230HBS，抗拉强度极限=640，屈服强度极限=355，许用弯曲应力，剪切疲劳极限，弯曲疲劳极限。（2）确定轴的各段直径和长度1)初步选择滚动轴承，因为轴受径向力，所以选择滚动轴承，根据高速轴尺寸，选取的轴承为7408B轴承，其尺寸为d×D×T=40mm×110mm×27mm。2)根据高速轴的尺寸和结构，故选择两个轴承轴段长度l轴承=27mm，选用轴承端盖固定，d轴承=40mm;3）已知高速大齿轮的齿宽的大小为B=52mm，故高速大齿轮轴段的数据位l大齿轮=48mm,d大齿轮=46mm。4）低速齿轮齿宽为B=46mm，故低速齿轮轴段的长度l低速齿轮=42mm，d低速齿轮=46mm。5)选择齿轮固定套筒长度l=30mm，内径d=44mm，壁厚为48mm，故l套筒=34mm。6）已知箱体内壁距离为l=219mm，故轴环长度l轴环=219-48-42-60=69mm，直径d轴环=50mm。（3）轴上零件的设计根据低速齿轮轴数据，其轴上键的大小为b×h×L=14×9×36mm高速齿轮轴的数据，其轴上键的大小为b×h×L=14×9×36mm（4）轴的结构设计中间轴的大致结构如图3-12所示图4-9中间轴的结构（5）按弯扭合成应力校核轴的强度1）绘出轴的计算简图，轴的计算简图如图3-13所示图4-10作用在轴上的力图4-11垂直面的支反力图4-12合成弯矩图图4-13弯矩图图4-14计算转矩图2）计算作用在轴上的力作用在大齿轮2上的力N因为大齿轮2是直齿圆柱齿轮，所以N作用在小齿轮3上的受力N3）计算支反力垂直面（V面）=923.96N=3266.599N水平面（H面）=04）作弯矩图垂直面弯矩=923.96×56.5=52203.74N.mm=52.2N.m==52.12N.m==266272.41N.mm=266.27N.m=3266.599×81.5=266227.82N.mm=266.23N.m水平面弯矩由于二轴没有受到水平方向的力，所以二轴在水平方向上的受到的弯矩为0。合成弯矩，如图4-12所示。=52.2N.m=52.12N.m=266.27N.m=266.23N.m5）作转矩图，如图4-13所示。=286.89N.mm6）作计算转矩图，如图4-14所示。该轴在作单项运转时所受的扭转应力为脉动循环变应力，取，得=52.5N.m=179.85N.m=316.84N.m=266.23N.mⅡ截面的计算弯矩=133.93N.m=243.14N.m=243.14N.m7)按弯扭合成应力校核轴的强度由计算弯矩图得，计算弯矩最大的地方在A点，计算应力为：=32.55MPaⅡ截面的计算应力为=20.93MPaⅢ截面的计算应力为=24.05MPaⅣ截面的计算应力为=24.98MPa由于计算应力都没有大于=60MPa，所以二轴合格。（6）二轴的刚度校核当<0.5时，则刚度足够。所以轴的刚度足够。第五章键与轴承的选择5.1键的选择通常来说键长略短于轮毂长度，一般轮毂长度可取[1]。本次设计按照前文要求，采用A型普通平键。因为曲轴上面的齿轮齿宽B=46mm，故该轴段的长度选择为l=42mm，轴径为d=46mm，所以键尺寸为b×h×L=14mm×9mm×36mm。因为曲轴上的受力较大，所以对该轴上键进行校核。5.2键的校核按按平均挤压应力进行挤压强度计算，即：（5-1）式中————传递的转矩————轴的直径————键与轮毂的接触高度(mm)，一般取————键的接触长度(mm).圆头平键———许用挤压应力键的工作长度挤压面高度转矩许用挤压应力，查表，则，挤压应力所以此键是安全的。5.3轴承的校核本次设计均是采用7408B轴承，查机械设计手册，7408B轴承的参数为：，，最大转速5..3.1计算轴承的轴向力由3.5.1节可知，，，。对于7408B型轴承而言，由表13-7查出派生轴向力，即,e的大小由求出，因为未知，故初选e的值为0.4，得按式（13-11）得由课本表13-5所得的，。得：根据计算所得的值出入很小，所以得，，。5.3.2求轴承的当量动载荷和因为通过表13-5所得的轴向载荷系数和径向载荷系数的大小为：对轴承1对轴承2X2=1，Y2=0由于轴承运转时存在中等冲击载荷，查13-6