机械毕业设计1015可调速钢筋弯曲机的设计GW40型钢筋弯曲机

第一章引言我国工程建筑机械行业近几年之所以能得到快速发展，一方面通过引进国外先进技术提升自身产品档次和国内劳动力成本低廉是一个原因，另一方面国家连续多年实施的积极的财政政策更是促使行业增长的根本动因。

受国家连续多年实施的积极财政政策的刺激，包括西部大开发、西气东输、西电东送、青藏铁路、房地产开发以及公路（道路）、城市基础设施建设等一大批依托工程项目的实施，这对于重大建设项目装备行业的工程建筑机械行业来说可谓是难得的机遇，因此整个行业的内需势头旺盛。

同时受我国加入WTO和国家鼓励出口政策的激励，工程建筑机械产品的出口形势也明显好转。

我国建筑机械行业运行的基本环境、建筑机械行业运行的基本状况、建筑机械行业创新、建筑机械行业发展的政策环境、国内建筑机械公司与国外建筑机械公司的竞争力比较以及2004年我国建筑机械行业发展的前景趋势进行了深入透彻的分析。

第二章系统性能与参数GW40型钢筋弯曲机适用于建筑行业弯曲Φ6—Φ40钢筋之用。

本机工作程序简单，弯曲形状一致，调整简单，操作方便，性能稳定，它能将Q235Φ40圆钢或Φ8—Φ32螺纹钢筋弯曲成工程中所需要的各种形状。

第三章 系统工作原理及框图3.1 GW-40弯曲机的工作框图（见图3.1）：图3.1 工作框图其中减 速 箱由轴 轴承和齿轮组成3.2 GW-40弯曲机的工作原理图（见图3.2）3.3 工作原理GW-40弯曲机的工作机构是一个在垂直轴上旋转的水平工作圆盘，如图所示，把钢筋置于图中虚线位置，支承销轴固定在机床上，中心销轴和压弯销轴装在工作圆盘上，圆盘回转时便将钢筋弯曲。

为了弯曲各种直径的钢筋， 在工作盘上有几个孔，用以插压弯销轴，也可相应地更换不同直径的中心销轴。

电动机 带 轮 减 速 箱 控制设备工作台第四章弯矩计算与电动机选择4.1工作状态1.钢筋受力情况与计算有关的几何尺寸标记图1。

设钢筋所需弯矩：Mt =ααsinsinLFr式中 F为拨斜柱对钢筋的作用力；Fr为F的径向分力;a为F与钢筋轴线夹角。

当Mt一定，a越大则拨斜柱及主轴径向负荷越小；a=arcos(L1/Lo)一定，Lo越大。

因此，弯曲机的工作盘应加大直径，增大拨斜柱中心到主轴中心距离L0 GW-50钢筋弯曲机的工作盘设计：直径Ф400mm，空间距120mm，L=169.7 mm，Ls=235，a=43.80工作盘；2-中心柱套；3-拨料柱4-挡料柱；5-钢筋；6-插入座图1 钢筋受力情况2.钢筋弯曲机所需主轴扭矩及功率按照钢筋弯曲加工规范规定的弯曲半径弯曲钢筋，其弯曲部分的变形量均接近或过材料的额定延伸率，钢筋应力超过屈服极限产生塑性变形。

4.2材料达到屈服极限时的始弯矩1.按Ф40螺纹钢筋公称直径计算M 0=K1Wσs式中，M为始弯矩，W为抗弯截面模数，K1为截面系数，对圆截面K1=1.7；对于25MnSi螺纹钢筋M0=373（N/mm2）,则得出始弯矩M=3977（N·m）2. 钢筋变形硬化后的终弯矩钢筋在塑性变形阶段出现变形硬化（强化），产生变形硬化后的终弯矩：M=（K1+K/2Rx）Wσs 式中，K为强化系数，K=2.1/δp=2.1/0.14=15, δp为延伸率，25MnSi的δp =14%，R x =R/d 0,R 为弯心直径，R=3 d 0，则得出终弯矩 M=11850（N ·m ）3. 钢筋弯曲所需距M t =[(M 0+M)/2]/K=8739（N ·m ）式中，K 为弯曲时的滚动摩擦系数，K=1.05 按上述计算方法同样可以得出Ф50I 级钢筋（σb =450 N/mm 2）弯矩所需弯矩：M t =8739（N ·m ）,取较大者作为以下计算依据。

4. 电动机功率由功率扭矩关系公式 A 0=T ·n/9550=2.9KW,考虑到部分机械效率η=0.75，则电动机最大负载功率A= A 0/η=2.9/0.75=3.9（KW ），电动机选用Y 系列三相异步电动机，额定功率为e A =4（KW ）,额定转速e n =1440r/min 。

5. 电动机的控制 （如图2所知）图2 钢筋弯曲电气图制动刹车电机反转电机正转第五章 v 带传动设计5.1 V 带轮的设计计算电动机与齿轮减速器之间用普通v 带传动，电动机为Y112M-4，额定功率P=4KW ，转速1n =1440minr，减速器输入轴转速2n =514minr，输送装置工作时有轻微冲击，每天工作16个小时 1. 设计功率根据工作情况由表8—1—22查得工况系数A K =1.2，d P =A K •P=1.2⨯4=4.8KW 2. 选定带型根据d P =4.8KW 和转速1n =1440minr，有图8—1—2选定A 型3. 计算传动比Ì=21n n =5141440=2.8 4. 小带轮基准直径1d d由表8—1—12和表8—1—14取小带轮基准直径1d d =75mm 5. 大带轮的基准直径2d d大带轮的基准直径2d d =i 1d d （1-ε） 取弹性滑动率ε=0.022d d = i 1d d （1-ε）=2.8)02.01(75-⨯=205.8mm实际传动比i =)1(12ε-d d d d =2.85从动轮的实际转速2n =i n 1=85.21440=505.26min r转速误差51426.5055142-=∆n =1.7%对于带式输送装置，转速误差在%5±范围是可以的 6. 带速νν=10006014407510006011⨯⨯=⨯ππn d =5.62s m7. 初定轴间距0a0.7（1d d +2d d ）20≤≤a （1d d +2d d ） 0.7（75+205）20≤≤a （75+205） 1965600≤≤a 取0a =400mm 8. 所需v 带基准长度0d L0d L =20a +0212214)()(2a d d d d d d d d -++π=24004)75205()20575(24002⨯-+++⨯π=800+439.6+10.56=1250.16mm查表8—1—8选取mm L d 1250= 9. 实际轴间距a20d d L L a a -+==400mm 10. 小带轮包角1α 1α=0180-0123.57⨯-ad d d d =0062.18180- =0012038.161> 11. 单根v 带的基本额定功率1p根据1d d =75mm 和1n =1440minr由表8—1—27（c ）用内插法得A 型v 带的1p =0.68KW12. 额定功率的增量1p ∆根据min14401rn =和85.2=i 由表8—1—27（c ）用内插法得A 型v 带的1p ∆=0.17KW13. V 带的根数ZZ=Ldk k p p p •∆+α)(11根据0138.161=α查表8—1—23得αk =0.95 根据D L =1250mm 查表得8—1—8得L k =0.93 Z=L d k k p p p •∆+α)(11=93.095.0)17.068.0(8.4⨯⨯+=6.38取Z=7根14. 单根V 带的预紧力0F 0F =500（2)15.2νναm z p k d +- 由表8—1—24查得A 型带m=0.10m kg则0F =500（2)15.2νναm z p k d +-=99.53N 15. 压轴力Q FQ F =2sin 210αZ F =2238.161sin 753.990⨯⨯=1372N16. 绘制工作图图3 带轮第六章 圆柱齿轮设计6.1 选择材料确定lim H σ和lim F σ及精度等级参考表8—3—24和表8—3—25选择两齿轮材料为：大，小齿轮均为40Cr ，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-50HRc ，精度等级为6级。

按硬度下限值，由图8—3—8（d ）中的MQ 级质量指标查得lim H σ=lim F σ=1120Mpa ；由图8—3—9（d ）中的MQ 级质量指标查得σFE1=σFE2=700Mpa, σFlim1=σFlim2=350 MPa6.2 按接触强度进行初步设计1. 确定中心距a(按表8—3—28公式进行设计)a>C m A a (μ+1)[]321H KT σμα•Φm C =1 483=αAK=1.7m N T ⋅=16462 4.0=ΦαMPa H 1008=σmm a 175= 取mm a 200=2. 确定模数m (参考表8—3—4推荐表) m=(0.007~0.02)a=1.4~4, 取m=3mm3. 确定齿数z 1,z 2z 1=)1(2+μm a =)15.5(32002+⨯⨯=20.51 取z 1=21z 2=μz 1=5.5⨯21=115.5 取z 2=116 4. 计算主要的几何尺寸（按表8—3—5进行计算）分度圆的直径 d 1=m z 1=3⨯21=63mmd 2=m z 2=3*116=348mm 齿顶圆直径 d 1a = d 1+2h a =63+2⨯3=69mm d 2a = d 2+2h a =348+2⨯3=353mm 端面压力角 020=αα基圆直径 d 1b = d 1cos α=63⨯cos200=59.15mm d 2b = d 2cos α=348⨯cos200=326.77mm 齿顶圆压力角 α1at =arccos11a b d d =31.020 α2at = arccos22a b d d =22.630 端面重合度 a ε=π21[ z 1（tg α1at -tg α）+ z 2(tg α2at -tg α)]=1.9 齿宽系数 d Φ=1d b =6380=1.3 纵向重合度 βε=06.3 齿轮校核1. 校核齿面接触强度（按表8—3—15校核） 强度条件：H σ=[H σ] 计算应力：1H σ=Z H Z B Z E Z εZ βμμαβ11+b d F K K K k t H H V A2H σ=1H σBD Z Z式中： 名义切向力F t =112000d T ⨯=6317.632000⨯=2005N 使用系数 K A =1（由表8—3—31查取）动载系数 V K =（VA A 200+）B -式中 V=s m n d 7.110006051417.6310006011=⨯⨯⨯=⨯ππA=83.6 B=0.4 C=6.57V K =1.2齿向载荷分布系数 K βH =1.35（由表8—3—32按硬齿面齿轮，装配时检修调整，6级精度K βH 34.1≤非对称支称公式计算）齿间载荷分配系数 0.1=αH K （由表8—3—33查取） 节点区域系数 H Z = 1.5（由图8—3—11查取） 重合度的系数 77.0=εZ （由图8—3—12查取） 螺旋角系数 80.0=βZ （由图8—3—13查取） 弹性系数 MPa Z E 8.189=（由表8—3—34查取） 单对齿啮合系数 Z B =11H σ= 2H σ==⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯806320055.515.50.135.105.1180.077.08.1895.11143.17MPa许用应力：[H σ]=X W R V L NT H H Z Z Z Z Z Z S limlimσ式中：极限应力lim H σ=1120MPa最小安全系数lim H S =1.1（由表8—3—35查取） 寿命系数NT Z =0.92（由图8—3—17查取）润滑剂系数L Z =1.05（由图8—3—19查取，按油粘度等于350s m ）速度系数V Z =0.96（按,7.1s m =ν由图8—3—20查取）粗糙度系数R Z =0.9（由图8—3—21查取）齿面工作硬化系数W Z =1.03（按齿面硬度45HRC ，由图8—3—22查取）尺寸系数X Z =1（由图8—3—23查取） 则： [H σ]=03.185.096.005.192.01.11120⨯⨯⨯⨯⨯=826MPa 满足≤H σ[H σ] 2. 校核齿根的强度（按表8—3—15校核） 强度条件：1F σ=[1F σ] 许用应力：1F σ =αββεF F V A Sa Fa ntK K K K Y Y Y Y bm F ； 112212αααασσS F S F F F Y Y Y Y •=式中：齿形系数1αF Y =2.61， 2αF Y =2.2（由图8—3—15（a ）查取） 应力修正系数6.11=Sa Y ，77.12=Sa Y （由图8—3—16（a ）查取） 重合度系数 εY =1.9螺旋角系数βY =1.0（由图8—3—14查取）齿向载荷分布系数βF K =NH K β=1.3（其中N=0.94，按表8—3—30计算） 齿间载荷分配系数αF K =1.0（由表8—3—33查取） 则 1F σ=94.8MPa2F σ=1F σ6.161.22.277.1⨯⨯⨯=88.3MPa许用应力：[F σ]=X lT relT NT ST F F Y Y Y Y Y S Re limlimδσ （按lim F σ值较小齿轮校核）式中： 极限应力lim F σ=350MPa安全系数lim F S =1.25（按表8—3—35查取） 应力修正系数ST Y =2（按表8—3—30查取） 寿命系数ST Y =0.9（按图8—3—18查取）齿根圆角敏感系数relT Y δ=0.97（按图8—3—25查取）齿根表面状况系数lT Y Re =1（按图8—3—26查取） 尺寸系数X Y =1（按图8—3—24查取） 则 [F σ]=MPa 48997.09.0225.1350=⨯⨯⨯ 满足，2F σ〈1F σ〈[F σ] 验算结果安全6.4 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算1.确定齿厚偏差代号为：6KL GB10095—88（参考表8—3—54查取）2.确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值（参考表8—3—58查取）第Ⅰ公差组检验切向综合公差1i F ，1i F =f P F F +=0.063+0.009=0.072mm,(按表8—3—69计算，由表8—3—60，表8—3—59查取)；第Ⅱ公差组检验齿切向综合公差1i f ，1i f =0.6（t pt f f +）=0.6（0.009+0.011）=0.012mm ，（按表8—3—69计算，由表8—3—59查取）；第Ⅲ公差组检验齿向公差βF =0.012（由表8—3—61查取）。