臥式鋼筋彎曲機的設計-半自動可調速【三維SW建?！?/h1>
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鋼筋彎曲機設計說明書
摘 要
鋼筋彎曲機是建筑業(yè)常用的工程機械之一，主要用于各種型號的鋼筋的彎曲，以用于工程施工工地上。通過強度計算分析，認為現有彎曲機的大部分零件有較大的設計裕量，需要改變個別零部件及電動機功率即可大幅度提高加工能力，滿足ф40鋼筋的彎曲加工。.本文所設計的半自動可調速鋼筋彎曲機適用于彎曲Φ6-Φ40毫米鋼筋之用，本機的傳動機構采用全封閉式，變速桿換擋，可使工作盤得到兩種轉速，鋼筋的彎曲角度由工作盤側面的擋塊調節(jié)，機械部分通過電器控制實現半自動。鋼筋彎曲機適用于建筑行業(yè)彎曲Φ6—Φ40鋼筋之用。 本機工作程序簡單，彎曲形狀一致，調整簡單，操作方便，性能穩(wěn)定，它能將Q235Φ40圓鋼或Φ8—Φ32螺紋鋼筋彎曲成工程中所需要的各種形狀。
關鍵詞 鋼筋彎曲機 ；彎矩 ；主軸扭矩
Abstract
Steel bending machine is commonly used in the construction industry, one ofconstructionmachinery, mainly for various types of bending steel bars for construction site. Strengthcalculation through analysis, that the existing bending machine are larger parts of most of the design margin, need to change the individual parts and components and electrical power can significantly increase the processing capacity to meet the needs of the bending of reinforced ф40. Can also be upgraded to steel bending machine. This article is designed to speed steel semi-automatic bending machine for bending Φ6-Φ40 mm steel used, the machine-wide closed-end transmission, gear shift, work can be two types of disk rotational speed, angle of bending steel plate by the side of the block adjustment, the mechanical parts of electrical control through the realization of semi-automatic. -type steel bending machine bending applied to the construction industry reinforced Φ6-Φ40 purposes. Working procedures of this machine is simple, curved shape of the same adjustment is simple, easy to operate, stable performance, it will be round or Q235Φ40 thread Φ8-Φ32 bending steel into works of various forms required for.
Keywords Steel bending machine ；Moment before ；End moment ；Spindle torque
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒 論 2
第2章 彎矩計算與電動機選擇 3
2.1 彎矩計算與電動機選擇 3
2.2 材料達到屈服極限時的始彎矩 3
第3章 v帶傳動設計 5
3.1 V帶輪的設計計算 5
第4章 圓柱齒輪設計 8
4.1 選擇材料 8
4.2 按接觸強度進行初步設計 8
4.3 齒輪校核 9
4.4 齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算 12
第5章 蝸輪蝸桿設計 14
5.1 選擇蝸輪蝸桿傳動類型 14
5.2 選擇材料 14
5.4 校核計算 19
第6章 軸的設計 21
6.1 計算作用在軸上的力 21
6.2 計算支力和彎矩 21
6.3 對截面進行校核 24
第7章 主軸設計 27
7.1 計算作用在軸上的力 27
7.2 計算支力和彎矩 27
7.3 對截面進行校核 29
第8章 軸承的選擇 31
總 結 32
參考文獻 33
致 謝 34
第1章 緒 論
我國工程建筑機械行業(yè)近幾年之所以能得到快速發(fā)展，一方面通過引進國外先進技術提升自身產品檔次和國內勞動力成本低廉是一個原因，另一方面國 家連續(xù)多年實施的積極的財政政策更是促使行業(yè)增長的根本動因。
本機用于彎曲各種A3鋼和II級螺紋鋼，工作程式簡單，彎曲形狀一致，調整簡單，操作方便，使用可靠，性能穩(wěn)定。它能將材料完成工作中所需要的各種形狀。?本機使用一段時間后應將工作盤換180度方位使用，這樣內部機件也改變了180度位置，使機械零件達到均勻磨損，延長機械使用壽命。?
受國家連續(xù)多年實施的積極財政政策的刺激，包括西部大開發(fā)、西氣東輸、西電東送、青藏鐵路、房地產開發(fā)以及公路（道路）、城市基礎設施建設等一大批依托工程項目的實施，這對于重大建設項目裝備行業(yè)的工程建筑機械行業(yè)來說可謂是難得的機遇，因此整個行業(yè)的內需勢頭旺盛。同時受我國加入WTO和國家鼓勵出口政策的激勵，工程建筑機械產品的出口形勢也明顯好轉。我國建筑機械行業(yè)運行的基本環(huán)境、建筑機械行業(yè)運行的基本狀況、建筑機械行業(yè)創(chuàng)新、建筑機械行業(yè)發(fā)展的政策環(huán)境、國內建筑機械公司與國外建筑機械公司的競爭力比較以及2004年我國建筑機械行業(yè)發(fā)展的前景趨勢進行了深入透徹的分析。
第2章 彎矩計算與電動機選擇
2.1 彎矩計算與電動機選擇
1. 鋼筋受力情況與計算有關的幾何尺寸見圖2-1。
設鋼筋所需彎矩：Mt=
式中 F為撥斜柱對鋼筋的作用力；Fr為F的徑向分力;a為F與鋼筋軸線夾角。
當Mt一定，a越大則撥斜柱及主軸徑向負荷越??；a=arcos(L1/Lo)一定，Lo越大。因此，彎曲機的工作盤應加大直徑，增大撥斜柱中心到主軸中心距離L0
GW-50鋼筋彎曲機的工作盤設計：
直徑Ф400mm，空間距120mm，L0=169.7 mm，Ls=235，a=43.80
圖2-1 鋼筋受力情況
1-工作盤2-中心柱套3-撥斜柱 4-撥斜柱 5-鋼筋6-插入座
2.鋼筋彎曲機所需主軸扭矩及功率按照鋼筋彎曲加工規(guī)范規(guī)定的彎曲半徑彎曲鋼筋，其彎曲部分的變形量均接近或過材的額定延伸率，鋼筋應力超過屈服極限產生塑性變形。
2.2 材料達到屈服極限時的始彎矩
1.按Ф40螺紋鋼筋公稱直徑計算
M0=K1Wσs式中，M0為始彎矩，W為抗彎截面模數，K 1為截面系數，對圓截面K 1=1.7；對于25MnSi螺紋鋼筋M0=373（N/mm2）,則得出始彎矩M0=3977（N·m）
2. 鋼筋變形硬化后的終彎矩
鋼筋在塑性變形階段出現變形硬化（強化），產生變形硬化后的終彎矩：M=（K 1+K0/2Rx）Wσs式中，K0為強化系數，K0=2.1/δp=2.1/0.14=15, δp為延伸率，25MnSi的 δp=14%，Rx=R/d0,R為彎心直徑，R=3 d0，則得出終彎矩 M=11850（N·m）
3. 鋼筋彎曲所需矩
Mt=[(M0+M)/2]/K=8739（N·m）式中，K為彎曲時的滾動摩擦系數，K=1.05 按上述計算方法同樣可以得出Ф50I級鋼筋（σb=450 N/mm2）彎矩所需彎矩：Mt=8739（N·m）,取較大者作為以下計算依據。
4. 電動機功率
由功率扭矩關系公式 A0=T·n/9550=4.7KW,考慮到部分機械效率η=0.75，則電動機最大負載功率
A= A0/η=4.7/0.75=6.26（KW），電動機選用Y系列三相異步電動機，額定功率為=7.5（KW）,額定轉速=1440r/min。
第3章 v帶傳動設計
3.1 V帶輪的設計計算
電動機與齒輪減速器之間用普通v帶傳動，電動機為Y132M-4，額定功率P=7.5KW，轉速=1440，減速器輸入軸轉速=576，輸送裝置工作時有輕微沖擊，每天工作16個小時
1. 設計功率
根據工作情況由表8—1—22查得工況系數=1.2，=P=1.24.7=5.64KW
2. 選定帶型
根據=5.64KW和轉速=1440，有圖8—1—2選定A型
3. 計算傳動比
ì===2.5
4. 小帶輪基準直徑
由表8—1—12和表8—1—14取小帶輪基準直徑=90mm
5. 大帶輪的基準直徑
大帶輪的基準直徑=（1-）
取彈性滑動率=0.02
= （1-）=2.5=2224.8mm
實際傳動比==2.5
從動輪的實際轉速===576
轉速誤差=1.7%
對于帶式輸送裝置，轉速誤差在范圍是可以的
6. 帶速
==5.62
7. 初定軸間距
0.7（+）（+）
0.7（75+205）（75+205）
196
取=400mm
8. 所需v帶基準長度
=2+
=2
=800+439.6+10.56
=1250.16mm
查表8—1—8選取
9. 實際軸間距a
=400mm
10. 小帶輪包角
=-
=
=
11. 單根v帶的基本額定功率
根據=75mm和=1440由表8—1—27（c）用內插法得A型v帶的=0.68KW
12. 額定功率的增量
根據和由表8—1—27（c）用內插法得A型v帶的=0.17KW
13. V帶的根數Z
Z=
根據查表8—1—23得=0.95
根據=1250mm查表得8—1—8得=0.93
Z===6.38
取Z=7根
14. 單根V帶的預緊力
=500（ 由表8—1—24查得A型帶m=0.10
則=500（=99.53N
15. 壓軸力
==2=1372N
第4章 圓柱齒輪設計
4.1 選擇材料
確定和及精度等級
參考表8—3—24和表8—3—25選擇兩齒輪材料為：大，小齒輪均為40Cr，并經調質及表面淬火，齒面硬度為48-50HRc，精度等級為6級。按硬度下限值，由圖8—3—8（d）中的MQ級質量指標查得==1120Mpa；由圖8—3—9（d）中的MQ級質量指標查得σFE1=σFE2=700Mpa, σFlim1=σFlim2=350
4.2 按接觸強度進行初步設計
1. 確定中心距a(按表8—3—28公式進行設計)
a>CmAa(μ+1)
=1
K=1.7
取
2. 確定模數m(參考表8—3—4推薦表)
m=(0.007~0.02)a=2.5~4, 取m=3mm
3. 確定齒數z,z
z===22.51 取z=24
z=μz=224=48 取z=48
4. 計算主要的幾何尺寸（按表8—3—5進行計算）
分度圓的直徑 d=m z=324=72mm
d=m z=3*48=144mm
齒頂圓直徑 d= d+2h=63+23=69mm
d= d+2h=348+23=353mm
端面壓力角
基圓直徑 d= dcos=63cos20=59.15mm
d= dcos=348cos20=326.77mm
齒頂圓壓力角 =arccos=31.02
= arccos=22.63
端面重合度 =[ z（tg-tg）+ z(tg-tg)]
=1.9
齒寬系數 ===1.3
縱向重合度 =0
4.3 齒輪校核
1. 校核齒面接觸強度
（按表8—3—15校核）
強度條件：=[]
計算應力：=ZZZZZ
=
式中： 名義切向力F===2005N
使用系數 K=1（由表8—3—31查?。?
動載系數Kv=（）
式中 V=
A=83.6 B=0.4 C=6.57
=1.2
齒向載荷分布系數 K=1.35（由表8—3—32按硬齒面齒輪，裝配時檢修調整，6級精度K非對稱支稱公式計算）
齒間載荷分配系數 （由表8—3—33查?。?
節(jié)點區(qū)域系數 =1.5（由圖8—3—11查取）
重合度的系數 （由圖8—3—12查?。?
螺旋角系數 （由圖8—3—13查?。?
彈性系數 （由表8—3—34查?。?
單對齒嚙合系數 Z=1
= =143.17MPa
許用應力：[]=
式中：極限應力=1120MPa
最小安全系數=1.1（由表8—3—35查?。?
壽命系數=0.92（由圖8—3—17查?。?
潤滑劑系數=1.05（由圖8—3—19查取，按油粘度等于350）
速度系數=0.96（按由圖8—3—20查取）
粗糙度系數=0.9（由圖8—3—21查?。?
齒面工作硬化系數=1.03（按齒面硬度45HRC，由圖8—3—22查取）
尺寸系數=1（由圖8—3—23查?。?
則： []==826MPa
滿足[]
2. 校核齒根的強度
（按表8—3—15校核）
強度條件：=[]
許用應力： =；
式中：齒形系數=2.61， =2.2（由圖8—3—15（a）查?。?
應力修正系數，（由圖8—3—16（a）查?。?
重合度系數 =1.9
螺旋角系數=1.0（由圖8—3—14查取）
齒向載荷分布系數==1.3（其中N=0.94，按表8—3—30計算）
齒間載荷分配系數=1.0（由表8—3—33查取）
則 =94.8MPa
==88.3MPa
許用應力：[]= （按值較小齒輪校核）
式中： 極限應力=350MPa
安全系數=1.25（按表8—3—35查?。?
應力修正系數=2（按表8—3—30查?。?
壽命系數=0.9（按圖8—3—18查?。?
齒根圓角敏感系數=0.97（按圖8—3—25查?。?
齒根表面狀況系數=1（按圖8—3—26查?。?
尺寸系數=1（按圖8—3—24查取）
則 []=
滿足，〈〈[] 驗算結果安全
4.4 齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算
1. 確定齒厚偏差代號為：6KL GB10095—88（參考表8—3—54查?。?
2. 確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值（參考表8—3—58查?。┑冖窆罱M檢驗切向綜合公差，==0.063+0.009=0.072mm,(按表8—3—69計算，由表8—3—60，表8—3—59查取)；第Ⅱ公差組檢驗齒切向綜合公差，=0.6（）=0.6（0.009+0.011）=0.012mm，（按表8—3—69計算，由表8—3—59查?。坏冖蠊罱M檢驗齒向公差=0.012（由表8—3—61查?。?。
3.確定齒輪副的檢驗項目與公差值（參考表8—3—58選擇）對齒輪，檢驗公法線長度的偏差。按齒厚偏差的代號KL，根據表8—3—53m的計算式求得齒厚的上偏差=-12=-120.009=-0.108mm，齒厚下偏差=-16=-160.009=-0.144mm；公法線的平均長度上偏差=*cos-0.72sin=-0.108cos-0.72 =-0.110mm,下偏差=cos+0.72sin=-0.144cos+0.720.036sin=-0.126mm；按表8—3—19及其表注說明求得公法線長度=87.652，跨齒數K=10，則公法線長度偏差可表示為：,對齒輪傳動，檢驗中心距極限偏差，根據中心距a=200mm，由表查得8—3—65查得=；檢驗接觸斑點，由表8—3—64查得接觸斑點沿齒高不小于40%，沿齒長不小于70%；檢驗齒輪副的切向綜合公差=0.05+0.072=0.125mm（根據表8—3—58的表注3，由表8—3—69，表8—3—59及表8—3—60計算與查?。?；檢驗齒切向綜合公差=0.0228mm，（根據8—3—58的表注3，由表8—3—69，表8—3—59計算與查?。?。對箱體，檢驗軸線的平行度公差，=0.012mm，=0.006mm（由表8—3—63查?。?。確定齒坯的精度要求按表8—3—66和8—3—67查取。根據大齒輪的功率，確定大輪的孔徑為50mm，其尺寸和形狀公差均為6級，即0.016mm，齒輪的徑向和端面跳動公差為0.014mm。
3. 齒輪工作圖（見圖4-1）
圖4-1 大齒輪
二 由于第一級齒輪傳動比與第二級傳動比相等，則對齒輪的選擇，計算以及校核都與第一級一樣 。第二級小齒輪齒數為25，大齒輪齒數為50，模數選取4。
第5章 蝸輪蝸桿的設計
5.1 蝸輪蝸桿設計計算
5.1.選擇蝸桿傳動類型
根據GB/T 10085——1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。
5.2.選擇材料
根據庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45——55HRC。蝸桿用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。
5.3.按齒面接觸疲勞強度進行設計
根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由式（11-12），傳動中心距
1）確定作用在蝸輪上的轉矩
2）確定載荷系數K
因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數由表11—5選取使用系數.15，由于轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數則：
3）確定彈影響系數，因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，故。
4）確定接觸系數
先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a比值從《機械設計》圖11-18中可得。
5）確定許用接觸應力
根據蝸桿材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應力=268MPa。
應力循環(huán)次數
壽命系數
所以，。
6）計算中心距
取中心距a=73.75mm,因i=10故從表11-2取模數m=2.5，蝸桿分度圓直徑d1=,45mmmm,這時d1/a=0.39,因為因此以上計算可用。
4.蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸計算
1）蝸桿
軸向齒距Pa=,直徑系數?q= 17.5;
齒頂圓直徑 50mm，齒根圓直徑；分度圓導程角
蝸桿軸向齒厚。
2）蝸輪
蝸輪齒數Z2=41,變位系數;
驗算傳動比,是允許的。
蝸輪的分度圓直徑：
蝸輪喉圓直徑：
蝸輪齒根圓直徑：
外圓直徑：
蝸輪寬度B:
5.校核齒根彎曲疲勞強度
當量齒數 根據x2=0,,從圖11-19中可查得齒形系數。
螺旋系數
許用彎曲應力
從表11-8中查得由鑄錫磷青銅ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力
壽命系數
；所以彎曲強度是滿足的。
6.精度等級公差和表面粗糙度的確定
考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿、蝸桿精度等級中選7級精度、側隙種類為f,表注為8f GB/T100然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。
圖5-2 蝸輪
第6章 蝸桿軸的設計
6.1 計算作用在軸上的力
大輪的受力：
圓周力 ==
徑向力
軸向力
小輪的受力：
圓周力 =
徑向力 =
軸向力 =
6.2 計算支力和彎矩
1.垂直平面中的支反力：
2. 水平面中的支反力：
=
=2752.3N
=
=261N
3. 支點的合力 ，：
=
軸向力
應由軸向固定的軸承來承受。
4. 垂直彎矩：
截面Ⅰ—Ⅰ
截面Ⅱ—Ⅱ
5. 水平彎矩：
截面Ⅰ—Ⅰ
截面Ⅱ—Ⅱ
=2752
=504N
5. 合成彎矩：
截面Ⅰ—Ⅰ
截面Ⅱ—Ⅱ
6. 計算軸徑
截面Ⅰ—Ⅰ
截面Ⅱ—Ⅱ
8. 軸的受力及結構尺寸見圖6-1所示。
圖6-1 軸的受力及結構尺寸簡圖
6.3 對截面進行校核
1. 截面Ⅰ—Ⅰ校核
（由表4—1—2得）
齒輪軸的齒
（由表4—1—17得）
（由表4—1—17得）
S>1.8
則 軸的強度滿足要求
2. 截面Ⅱ—Ⅱ校核
（由表4—1—2得）
齒輪軸的齒
（由表4—1—17得）
（由表4—1—17得）
S>1.8
則 軸的強度滿足要求
3. 軸的結構簡圖見圖紙。
第7章 主軸設計
6.1 計算作用在軸上的力
1.齒輪的受力：
扭矩 T T=
圓周力 ==
徑向力
軸向力
2. 工作盤的合彎矩
Mt=[(M0+M)/2]/K=8739（N·m）式中，K為彎曲時的滾動摩擦系數，K=1.05 按上述計算方法同樣可以得出Ф50I級鋼筋（σb=450 N/mm2）彎矩所需彎矩：Mt=8739（N·m）
由公式Mt=式中 F為撥斜柱對鋼筋的作用力；Fr為F的徑向分力;a為F與鋼筋軸線夾角。
則
工作盤的扭矩
所以T>齒輪能夠帶動工作盤轉動
6.2 計算支力和彎矩
1.垂直平面中的支反力：
2.水平面中的支反力：
=
=11198.37N
=
=-3217.9N
3.支點的合力 ，：
=
軸向力
應由軸向固定的軸承來承受。
4.垂直彎矩：
截面Ⅰ—Ⅰ
截面Ⅱ—Ⅱ
5.水平彎矩：
截面Ⅰ—Ⅰ
截面Ⅱ—Ⅱ
=11198.37
=-66.77N
6.合成彎矩：
截面Ⅰ—Ⅰ
截面Ⅱ—Ⅱ
7.計算軸徑
截面Ⅰ—Ⅰ
截面Ⅱ—Ⅱ
7.3 對截面進行校核
1.截面Ⅰ—Ⅰ校核
（由表4—1—2得）
齒輪軸的齒
（由表4—1—17得）
（由表4—1—17得）
S>1.8
則 軸的強度滿足要求。主軸的結構簡圖見圖 7-1所示。
圖7-1 主軸
第8章 軸承的選擇
1. 根據撥盤的軸端直徑選取軸承，軸承承受的力主要為徑向力，因而采用深溝球軸承， 選定為型號為16008的軸承,其中16008的技術參數為
d=40mm D=68mm B=9mm
2. 16008軸承的配合的選擇：
軸承的精度等級為D級，內圈與軸的配合采用過盈配合,軸承內圈與軸的配合采用基孔制，由此軸的公差帶選用k6,查表得在基本尺寸為200mm時，IT6DE 公差數值為29um，此時軸得基本下偏差ei=+0.017mm，則軸得尺寸為mm。外圈與殼體孔的配合采用基軸制，過渡配合，由此選用殼體孔公差帶為M6，IT6基本尺寸為68mm時的公差數值為0.032mm，孔的基本上偏差ES=-0.020，則孔的尺寸為mm。
總 結
在最近的一段時間的畢業(yè)設計，使我們充分把握的設計方法和步驟，不僅復習所學的知識，而且還獲得新的經驗與啟示，在各種軟件的使用找到的資料或圖紙設計，會遇到不清楚的作業(yè)，老師和學生都能給予及時的指導，確保設計進度，本文所設計的是鋼筋彎曲機的設計，通過初期的定稿，查資料和開始正式做畢設，讓我系統(tǒng)地了解到了所學知識的重要性，從而讓我更加深刻地體會到做一門學問不易，需要不斷鉆研，不斷進取才可要做的好，總之，本設計完成了老師和同學的幫助下，在大學研究的最感謝幫助過我的老師和同學，是大家的幫助才使我的論文得以通過。
參考文獻
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致 謝
至此在論文完成之際，向我的導師表示由衷的感謝！真心的感謝我的導師這幾年來對我的諄諄教導，感謝我敬愛的老師，您不僅在學習學業(yè)上給我以精心的指導，同時還在思想給我以無微不至的關懷支持和理解，給予我人生的啟迪，使我在順利地完成大學階段的學業(yè)同時，也學到了很多有用的做人的道理，明確了人生目標。知道自己想要什么了，不再是從前那個愛貪玩的我了。導師嚴謹求實的治學態(tài)度，銳意創(chuàng)新的學術作風，認真加負責，公而忘私的敬業(yè)精神，豁達開朗的寬廣胸懷，平易近人。經過近半年努力的設計與計算，查找了各類的模具設計資料，論文終于可以完成了，我的心里無比的激動和開心。雖然它不是最完美的，也不是最好的，但是在我心里，它是我最珍惜的，因為我自己已經盡力的做了，它是我用心、用汗水成就的，也是我在大學四年來對所學知識的應用和體現。四年的學習和生活，不僅豐富了我的知識，而且鍛煉了我的個人能力，更重要的是從周圍的老師和同學們身上潛移默化的學到了許多有用的知識，在此對所有關心我?guī)椭业谋磉_我由衷敬意，謝謝各位同學老師。