钢筋拉直机的设计-毕业设计.doc

前 言
随着社会的发展进步，人们的生活水平的提高，人们对住房的要求有了不小的提高，由此带动了中国建筑业的蓬勃发展。钢筋作为建筑业中极为重要的建筑材料必定会大批量的生产和运输。运输中为了方便以及节省运输空间常常会将10mm以下钢筋卷成直径约为1米左右的钢筋圈。但是，作成了盘状的钢筋不能作为建筑工程的材料，所以，我们必须有一样工具能够把弯曲的钢筋拉直以方便施工。由此，可见钢筋拉直机是必不可少的的机械，在建筑业中有很大的作用。
本人设计的钢筋拉直机就是以拉直被弯曲的钢筋为目的的。由于，钢筋的直径不是很大，所以，钢筋的切断用专用的剪子就可以实现。
该种钢筋拉直机主要由电动机，减速器，卷筒,离合器和钢丝绳组成。它结构简单，机身小，可由工作人员单一操作，而且操作简单（但要求操作人员进行一定的安全技术培训），安全性比较高，可以在环境较差的条件下工作，在机构方面本人力求简单普及，力求降低维修的难度从而为广大工作者带来了方便，这也是作为设计者的最为关心的事情。因此,在本设计的夹具设计中本人将钢筋的弯曲工序和装夹工序同时进行,这样可以节约时间,减小工作空间。
本设计主要分为三个部分：第一是总体结构的设想；第二是机体各组成部分的设计；第三是总体的设计。（在设计过程中多以普通卷扬机为参考设备）
一、设计方案分析和拟订
设计方案的选择应首先满足工作机的工作要求，此外，还应具有结构简单，尺寸紧工作质量和可靠性。我的设计方案是工作机采用齿轮传动。齿轮传动承载能力高，速度范围大。瞬时传动，加工方便，成本低廉，传动效率高和使用维护方便等特点，以保证工作机的传动比恒定。外廓尺寸小，工作可靠，效率高，是所有机械传动型式中最常见的一种传动型式。为了达到以上的要求，总体结构设计如图-1：

1——电动机；2——离合器和制动器；3——减速箱；4——联轴器；5——卷筒
图-1
本设计（钢筋拉直机）的工作原理是通过电动机把电能转变为机械能，使电动机的转轴转动，经减速箱变速后带动卷筒旋转，从而使钢丝绳卷入拉直钢筋或放出。因为原动机与卷筒之间是刚性联接的，卷筒的正反转必须依靠电动机的正反转来实现，要求电动机是可逆转的。
二、牵引件的选择
经过本人在数处建筑工地的观察以及对一些书籍的查阅，目前，大多数钢筋拉直机都是以钢丝绳为牵拉件。经过查阅书籍和现场观察钢丝绳具有以下一些优点：有良好的各方向相同的挠性（过卷绕装置时，容易弯曲），承载能力大，经受冲击大和过载能力强，自重轻以及在卷绕过程中平稳、无噪音，并且运动速度不受限制，使用安全可靠，无突然断裂的现象。当然钢丝绳还是有一些缺点的：经过长期使用绳子的安全性会有较大的变化，如果工作人员不够小心的话很容易发生事故。但是，综合以上各点，从安全性能等方面考虑，我选择钢丝绳作为钢筋拉直机的牵拉件。
2.1 钢丝绳的选用.
钢丝绳的选用首先根据用途、承载情况、工作性质和环境等条件选择钢丝绳的类型。然后再根据钢丝绳工作时要承受的最大静拉力Smax，选择钢丝绳的直径。即
∑S丝≧KSmax/a
式中 ∑S丝——钢丝绳中全部钢丝破断拉力总和；
K——安全系数，最小安全系数不小于5.0；
a——钢丝绳折减系数，对于6W（19）绳，a=0.85。
于是有 ∑S丝≧5.5×6000/0.85=38823.5 N
由表Ⅱ-3[15]线接触钢丝绳6W（19）型（GB1102—74）中选取钢丝绳直径d=14.0mm。
备注：（根据国家标准GB5144—85的规定，交捻6×19钢丝绳报废标准如下断丝长度范围6d时为10，30d时为19。）[15]
2.2钢丝绳的连接.
钢丝绳的连接方法有很多，本设计采用的是绳卡固定法。即将钢丝绳绕过套环后用绳卡固定。用绳卡固定时，钢丝绳直径为7～16mm时，绳卡数为三个，间距应等于（5～6）倍钢丝绳直径。用此法联接处可达到自身强度地80～90%。若绳卡装反，则固定外强度会降至75%以下。紧固绳夹时须考虑每个绳夹的合理受力，离套环最近处绳夹不得首先单独坚固，离套环最近的绳夹（第一个绳夹）应尽可能地靠近套环，但仍须保证绳夹的正确拧紧，不得损坏钢丝绳的外层钢丝。
2.3钢丝绳夹的选择
由表12.1-4[17]绳夹的型式和尺寸，查得当钢丝绳公称直径为14时，A=29.0㎜，B=32㎜，C=61㎜，R=7.5㎜，H=72㎜。

三、卷筒的设计以及钢丝绳的固定装置
卷筒是钢筋拉直机用来卷绕钢丝绳的卷绕装置。卷筒将原动机的回转运动改变为物品的直线运动。按钢丝绳在卷筒上的卷绕层数，分为单层绕卷筒和多层绕卷筒。按卷筒的表面结构，分为光面卷筒和带槽卷筒。由钢丝绳的长度，我选择铸铁制成单层绕光面卷筒（如图-2），它与钢丝绳与卷筒的接触面比较随意。由于本机械 没有特殊要求,因此用HT200铸铁铸造即可。

图-2
为了保证钢丝绳的正常，安全的工作以及可以比较容易的更换，本人决定使用以压板固定（如图-3）。此种固定法的特点是：结构简单和钢丝绳具有卷入有导入作用。

图-3
四、电动机的选择
4.1电动机类型和结构
电动机类型和结构型式要根据电源（交流或直流），工作条件（温度﹑空间﹑尺寸等）和载荷特点（性质大小﹑启动性能和过载情况）﹑转速来选择。
由于本设计没有特殊的要求，以及本设计本身的要求，本设计的电动机均由Y系列电动机中选出，Y系列电动机适用于不易燃﹑不易爆﹑无腐蚀性气体的场合，以及要求具有较好启动性能的机械，在经常启动，制动和反转的场合。
最终本人选用了Y系列三相鼠笼式异步电动机。
4.2选择电动机的容量
标准电动机的容量由额定功率表示。所选用电动机的额定功率应稍大于工作要求的功率。若容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，极易损坏；容量过大则增加成本从而造成浪费。
电动机的容量主要由运行时发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，通常不必校验发热和启动力矩。所需功率为：
Pd= KW
式中：Pd——工作机实际需要的电动机输出功率
PW——工作所需输入功率
——电动机至工作机之间传动装置的总效率
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，
Pw= KW 或 Pw= KW
式中：F——工作机的阻力，N；
v——工作机的线速度，m/s；
T——工作机的阻力矩，N.m
nw——工作机的转速，r/min；
w——工作机的效率。
总效率按下式计算：

其中分别为传动装置中的每一传动副，每对轴承，每个联轴器。
由表2-6[15]查得，钢丝绳平均速度为30-36m/min（JJK-2型）。取v=0.6m/min。
工作机的（卷筒）的转速nk功率Pw 为
nk=44.7 r/min
Pw=3.325 KW
由表8-2[4]查得，在传动装置中，两对齿轮传动每对齿轮的效率=0.97，卷筒效率=0.96，四对轴承每对轴承的效率=0.98，两个联轴器每个的效率=0.99。
总效率为: =0.972
电动机输出功率为
Pd==3.58kw
4.3选择电动机型号
对Y系列电动机，通常多选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机，如无特殊需要，不选低于750r/min的电动机。这里我综合电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总的传动比的特点及大小，我选用960r/min的电动机。
由表9-39[4]查得，可选取Y132M1-6型电动机。
Y132M1-6 n=960r/min P=4KW m=71kg
五、减速器的设计
5.1 选择减速器的类型
在本设计中选择的是二级展开式圆柱齿轮减速器，它结构简单，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。高速轴齿轮布置在远离转矩输入端，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生弯曲变形所拉起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象，本产品适用于载荷比较平稳的场合。
5.2 计算总传动比和各级传动比
总传动比为 i=n/ nk =960/44.7=21.8
因为是齿轮传动，由表6-134[17]查得，高速级传动比i1=4.5，低速级传动比i2=4.5，实际总传动比为
i，=i1i2=4.3×5.0=21.5
传动比误差为
Δi==1.42%<5%
传动误差很小，由此可见选用参数合理。
5.3 计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴转速、功率和转矩
各轴的转速
n1=960r/min
n2=n1/i1=223.3 r/min
n3=n2/i2=44.7 r/min
各轴的功率
P1=Pwη4=3.96 KW
P2=P1η1η3=3.76 KW
P3=P2η1η3=3.57KW
各轴的转矩
T1=9550=39000 N.mm
T2=9550=160000 N.mm
T3=9550=763000N.mm
5.4齿轮设计
齿轮传动是应用最广泛的一种机械传动方式。用于平行轴之间的直齿圆柱齿轮传动，传动力矩的齿轮多为渐开线齿轮。
齿轮传动的主要优点是传动功率和速度的范围很广，传动比准确、可靠，传动效率较高，工作可靠，寿命长，结构紧凑。主要缺点是制造成本较高，需用专门的机床、刀具和测量仪器等，不宜用于轴间距很大的传动，精度低时噪音大。
从表6-5，6-6 [3]中选用材料。调质处理，硬度不高，还可以精加工，但强度韧性等方面的综合性能好。耐磨性虽然较差，但适用于低速中等载荷齿轮。为了防止强度不够，发生意外，以及增加安全系数及使用时间小齿轮选用40Gr钢调质处理。硬度241~286HBS，σb=686MPa，σs=490 MPa。大齿轮选用42SiMn，调质处理，硬度217~255HBS，σb=686 MPa，σs=441 MPa（选用八级精度）[3]。
（1）.按齿面接触疲劳强度来设计。
计算公式为：d1=41.6*[KT1*(u+1)/(φd*u)*(ZEZHZε/[σ]H)2]0.5 T1=39000N.mm，T2=160000 N.mm。
由表6-10 [3] 可知软齿轮面在对称安装的时候，齿宽系数φd=1.2。
由表6-7 [3] 可知使用系数KA=1.35。
由图6-6a [3] 取动载系数Kv1=1.13，Kv3=1.10。
由图6-8 [3] 按齿轮在两轴承中间对称布置，取Kβ=1.10
由表6-8 [3] 按齿面未硬化，直齿轮，8级精度，KAKt/b〈100N/m.,Kα=1.2
K1= KA* Kv1*Kβ*Kα=1.35*1.13*1.10*1.2=2.01。
K2= KA Kv3 KβKα=1.35**1.10*1.10*1.2=1.96。
初步确定节点区域系数ZH=2.5,重合度系数Zε=0.9,由表6-9 [3]确定弹性系数ZE=1.0。
齿面接触许用应力的公式： [σ]H=σHlim*ZN*ZW/SH。
由图6-22 [3]，查得接触疲劳极限应力为：σHlim1=850 MPa，σHlim2=600 MPa。
本机械预选使用10年，每天工作10个小时，一年工作250天。
小齿轮1的应力循环次数：N1=60n1γth=1.44*109。
大齿轮2的应力循环次数：N2=60n2γth=3.35*108。
小齿轮3的应力循环次数：N3=60n2γth=3.35*108。
大齿轮4的应力循环次数：N4=60n3γth=0.67*108。
由表6-11求得寿命系数为：
ZN1=(109/N1)0.057=（1/1。44）0.0706=0.975
ZN2=(109/N2)0.057=（1/0.335）0.057=1.06
ZN3=(109/N3)0.057=1.06
ZN4=(109/N4)0.057=1.17
由图6-23 [3] 可知工作硬化系数Zw=1。
由表6-12 [3] 可知安全系数SH=1.25。
[σ]H1=663.0MPa ； [σ]H2=508.8 MPa ；
[σ]H3=720.8 MPa ； [σ]H4=561.6 MPa 。
由以上可知：
d1t=41.6*[2.01*0.039*106*5.3/（1.2*4.3）*（1*2.5*0.9/508.8）2]1/3
=48.4mm
d2t=41.6[(1.96*0.16*106*6/1.2*5)*(1*2.5*0.9/561.6)2]1/3
=71.2mm
所以b=φd*d1t=1.2*48.4=58.08mm
bَ=φd* d2t=1.2*71.2=85.4mm
现在取b1=60mm，b2=58mm，b3=90mm，b4=85mm。
m=b/z，m12=48.4/20=2.42,所以m=3。（强度足够无需变位）
m34=71.2/18=3.95，m`=3.5强度不够所以必需使用正变位以提高强度。
a=m*（Z1+Z2）/2=159，
a`= m`/2（Z3+Z4）=189。
变位后a`=200mm，cosά=（a/ a`）*cos20°=0.9186
ά=23.27° [2*（x1+x2）/（Z3+Z4）]*tgα=0.00901
x1+x2=[（Z3+Z4）/2]*（0.00901/ tg20°）=1.34
xi=0.67，Zi=54mm。
查阅6-21 [3] 可知x1=0.64，x2=0.70
从上面的信息可知齿轮节圆的直径：d`α=（cosα/ cosά）*d，d=mZ ， 由此算得d1=60mm，d2=258mm，d3=64.4mm，d4=322.2mm 。
由此可知齿轮节圆的速度v=πdn/(60*1000)
v1=3.01m/s，v3=0.753 m/s v1* Z1 /100=0.602 m/s，v3* Z3/100=0.136 m/s。
由图6-6 [3] ，查得Kv`=1.08，Kv``=1.04。
对于齿1，2：Ft=2*T1/d1=1300N KA* Ft/b=1.35*1300/58=30.25N.mm〈100N.mm原假设可行。Kα=1.2，ZH=2.5，
由图6-12 [3]，6-13可以推导出εa1/Z1=0.035，εa2/Z2=0.011
Z1=20mm， Z2=86mm。
εa1=0.7，εa2=0.946。εa=1.646，Zε=0.88。
k= KA* Kv`*Kβ*Kα=1.35*1.08*1.1*1.2=1.92
σH=268.4*1*2.5*0.88*[（1.92*0.039*106/602*58）*5.3/4.3]=392.2 MPa〈508.8 MPa。齿轮的接触疲劳强度合格。
由计算可知工作应力小于许用应力为了充分的利用材料b`=b*（σH/[σ]H）2=34mm。
对于圆柱齿轮传动，为了避免安装时轴向错位，不能保证设计要求的轮齿，接触宽度常将小齿轮宽度加大10mm,所以取小齿轮1为50mm,大齿轮2宽度为40mm。
对于齿轮3，4：Ft=2*T2/d3=4970N，
KA* Ft/b=（1.35*4970）/85=78.9N.mm〈100N.mm。原假设合理。
Kα=1.2，x1+x2/Z3+Z4=0.0124。由图6-14 [3]可知ZH=2.19
由图6-12 [3]，6-13 [3]可以推导出εa3/Z3=0.033，εa4/Z4=0.009。
Z3=18， Z4=90。εa3=0.594，εa4=0810。εa=1.404，Zε=0.90。
k= KA* Kv``*Kβ*Kα=1.35*1.04*1.1*1.2=1.85。
σH=268.4*1*2.19*0.90*[（1.85*0.16*106/64.42*85）*6/]=5531.1 MPa〈561.6 MPa。
齿轮完全合乎要求。由计算可知工作应力小于许用应力为了充分的利用材料b`=b*（σH/[σ]H）2=76mm。
对于圆柱齿轮传动，为了避免安装时轴向错位，不能保证设计要求的轮齿，接触宽度常将小齿轮宽度加大10mm,小齿轮3宽度为90mm,大齿轮宽度为80mm
（2）.按齿根弯曲疲劳强度校核
首先我们对齿轮1，2的齿根弯曲强度进行校核。
计算公式：σF=2KT1YFaYSaYε/bd1m≤[σ]F。
由图6-18 [3] 查得小齿轮的齿形系数YFa1=2.8，大齿轮的齿形系数YFa2=2.27。
由图6-19 [3] 可知小齿轮的应力修正系数YSa1=1.55，大齿轮的应力修正系数YSa2=1.78。
由图6-20 [3] 可知重合度系数Yε=0.68。
弯曲疲劳许用应力：[σ]F=σFlimYNYXYsT/SF
从图6-24 [3] 可知σFlim1=300MPa，σFlim2=280 MPa。
从表6-13 [3] 可知寿命系数YN的计算公式
YN1=(3*106/N1)0.02=0.88
YN2=(3*106/N2)0.02=0.91
由图6-25 [3] 查取尺寸系数，YX=1，由公式（6-14）[3]可知YsT=2.0
弯曲疲劳强度的安全系数SF从表6-12 [3] 可知SF=1.60
[σ]F1=300*0.88*1*2/1.60=330MPa
[σ]F2=280*0.91*1*2/1.60=318.5 MPa
YFa1YSa1/[σ]F1=2.8*1.55/330=0.0132
YFa2YSa2/[σ]F2=2.27*1.78/318.5=0.0127
由此我们应选小齿轮来校核弯曲疲劳强度
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=（2*2.01*0.039*106*2.8*1.55*0.68）/（50*60*3）
=51.48 MPa〈[σ]F1
由此可见该设计合理。
下面我们对齿轮3，4的齿根弯曲强度进行校核。
公式为σF=2KT2YFaYSaYε/bd3m≤[σ]F。
由图6-18 [3]，6-9 [3]，6-20 [3]可知
齿形系数YFa3=2.9， YFa4=2.28，应力修正系数YSa3=1.53，YSa4=1.79，重合度系数Yε=0.78。
弯曲疲劳许用应力：[σ]F=σFlimYNYXYsT/SF
从图6-24 [3] 可知σFlim3=300MPa，σFlim4=280 MPa。
YN3=（3*106/3.35*108）0.02=0.91
YN4=（3*106/0.67*108）0.02=0.94
由图6-25 [3] 查取尺寸系数，YX=1，由公式（6-14）[3] 可知YsT=2.0
弯曲疲劳强度的安全系数SF从表6-12 [3] 可知SF=1.60
[σ]F3=300*0.91*1*2/1.60=341.25 MPa
[σ]F4=280*0.94*1*2/1.60=329MPa
YFa1YSa1/[σ]F1=2.9*1.53/341.25=0.013
YFa2YSa2/[σ]F2=2.28*1.79/329=0.012
由此我们应选小齿轮来校核弯曲疲劳强度
σF3=2KT2YFa1YSa1Yε/bd3m=120.35 MPa〈[σ]F3
由此可见该设计合理。
有关四个齿轮的有关数据表-1
基本参数d
齿轮1
齿轮2
齿轮3
齿轮4
分度圆直径d
d1=60mm
d2=258mm
d3=63mm
d4=315mm
不变位齿轮的中心距a
a12=159mm

a34=189mm

啮合角α
α=20°

α`=23.27°

实际中心距

a34=193mm

啮合角α
cos20=0.9397

cos23.27°=0.9187

中心距变动系数y

Y=（a`-a）/m=1.24

齿高变动系数∆y

∆y=x1+x2-y=0.1

齿顶圆直径
da1=m*（Z1+2*ha*）=66mm
da2=264mm
da3=m*（Z1+2*ha*+2*x1-∆y）=74mm
da4=326mm
齿根圆df
df1=m*（Z1-2*ha*-2c*）=52.5mm
df2=250.5mm
df3=58mm
df4=311mm
轴径
30mm
50mm
40mm
60mm
节圆直径d`
d`1=60mm
d`2=258mm
d`3=64.4mm
d`4=322mm
齿宽
b 1=50mm
b 2=40mm
b 3 =90mm
b 4=80mm
（齿顶高系数ha*=1，c*=0.25）
表-1
齿轮的一些额外的系数：
齿轮1：实体圆柱齿轮
n=0.5mn 当n为四时mn=8
δ0=2.5 *mn=20mm
齿轮2：铸造腹板圆柱齿轮
δo=3.5*mn=3.5*8=28mm
D1=df2-2δo=194
d1=1.6d=80
Do=0.5*(D1+d1)=137
c=0.3*B=12
do=0.25*(D1-d1)=28.5mm
n=4
齿轮3 ：实体圆柱齿轮
n=0.5mn 当n为4时mn=8
δ0=2.5 *mn=20mm
齿轮4：铸造腹板圆柱齿轮
δo=3.5*mn=3.5*8=28mm
D1=df2-2δo=255mm
d1=1.6d=96mm
Do=0.5*(D1+d1)=175.5mm
c=0.3*B=24mm
do=0.25*(D1-d1)=40mm。
5.5轴的设计计算
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轴一的设计
（1）轴径的粗选
τT=T/WT=T2/0.2d3≤[τ]T
d≥c*（p/n）1/3=115*（3.96/960）1/3=18.4mm
因此选d=20mm

图-9
安装 圆锥滚子轴承，因为安装处的 为25mm所以选用的型号为7305E的轴承，其中D=62mmB=17mm C=15mma=13mmE=50.6mm（两端安装一样的轴承）
Ft1=2*T2/d2=0.039*106*2/60=1300N
Fr1= Ft2*tgα°=1300*tg20°=473.2N
由此可知轴的总长为：
L=202mm
（2）.轴的受力分析图：

图-10
从水平面受力来看（水平受力图）

图-11

FAH+ FBH= Ft 51* Ft= FBH*202
FAH =971.8N FBH=328.2N
C点弯矩MCH= FAH*51=49561.8N.mm
D点弯矩MDH= FBH*26=25266.8N.mm
从垂直面来看

图-12
FAV+ FBV= Fr. Fr*51= FBV*L
FAV=353.8N FBV=119.4N
C点弯矩MCV= FAV*51=18043.8 N.mm
D点弯矩MDV= FBV*26=9198.8 N.mm
合成弯矩

图-13
C点合成弯矩： Mc=(MCH2+MCV2)0.5=52744.2N.mm
D点合成弯矩： Mc=(MDH2+MDV2)0.5=26889.2N.mm
T2=39000N.mm
由此可知轴的结构中D-D . C-C 受的力比较大最有可能因应力集中而形成危险截面。
当量弯矩
由[3]可知α=0.6。
MC´=[MC2+(aT)2]0.5=57701.9N.mm
MD´=[MD2+(aT)2]0.5=35645.3N.mm
（3）.下面我们对轴的强度进行校核。
由表2-5[3]，当45钢σB=590MPa时
按表2-7[3]，以插值法得[σ-1b]=54MPa
σ`C= MC´/W= MC´/0.1d3=24.2 MPa
σ`D= MD´/W= MD´/0.1d3=19.5 MPa
由此可知本设计十分安全，所有截面都十分合格。
（4），安全系数得校核计算。
因为C，D两点都受到了较大得应力，应力集中。下面来对着两个截面进行安全系数校核。
由表2-5[3]查得45号钢正火，回火处理时。
τ-1=140 MPa σ-1=255 MPa
由表2-2 [3]查得等效系数φτ=0.1， φσ=0.2
由前面可知D ，C两截面得应力合成弯矩，转矩分别为：D点合成弯矩： Md=(MDH2+MDV2)0.5=24983.2N.mm
C点合成弯矩： Mc=(McH2+McV2)0.5=51007.4N.mm
T1=39000N.mm
C处有键槽，所以由附录7[3]可知抗弯截面系数W和抗扭截面系数WT。（下面是计算公式及结果）
WC=πdC3/32-[bt(dC-t)2/2dC]=2290.2mm3
WTC=πdC3/16-[bt(dC-t)2/2dC]=4940.9mm3
选用A型圆头普通键：b×h=8×7，L=40mm
t=4mm，t`=3.3mm
弯曲应力幅：σa=σ= MC/W=22.2MPa
弯曲平均应力：σm=0
扭转切应力：τ=T 2/ WTC=7.9MPa
切应力幅和平均切应力：τa=τm=τ/2=3.95MPa
因为D处没有键槽由表可知：
WD=πdD3/32=1757.6mm3
WTD=πdD3/16=3515.2mm3
弯曲应力幅：σa=σ= MD/W=14.2 MPa
弯曲平均应力：σm=0
扭转切应力：τ=T 2/ WTD=11.1MPa
切应力幅和平均切应力：τa=τm=τ/2=5.55MPa
（6），求综合影响系数。
因（kσ）D=kσ/βεσ和（kτ）D=kτ/βετ，C，D两截面上有键槽和过盈配合两种产生应力集中的因素，故应比较两者的有效应力集中系数，从中取大植计算。
C面 键槽对轴的有效应力集中系数，由附录表1[3]中查出（用插植法），当σB=590MPa,A型键槽时，Kσ=2.50,Kτ=1.80;过盈配合对轴的有效应力系数，当σB=590MPa，配合为H7/r6时，Ka=2.50,Kτ=1.80.因过盈配合的有效应力集中系数均比键槽大，取过盈配合是的有效应力集中系数计算，由附录表4[3]中查出，当材料为碳钢，毛坯直径>30~40mm，尺寸系数εσ=0.88，εr=0.81，由附录表5[3]中查出，当σB=590mpa,Ra=3.2μm时，表面状态系数β=0.94 故
（Kσ）C=kσ/βεσ=2.50
(Kτ）C=kτ/βτ=1.80/（0.94×0.78）=1.80
D处只有过盈配合所以：（Kσ）D=kσ/βεσ=3.02
(Kτ）D=kτ/βτ=2.36
（7），求安全系数。
设按无限寿命（KN=1）计算公式为：
SσC=σ-1/(kσ/βεσ·σac+φdσm)=3.80
SσD=σ-1/(kσ/βεσ·σaD+φdσm)=5.95
SτC=τ-1/(kτ/βετc·τac+φτσmc)= 14.4
SτD=τ-1/(kτ/βετD·τa+φτσmc)= 10.35
复合安全系数：SC=Sσ·Sτ/( Sσ2+Sτ2)0.5=3.7
SD=Sσ·Sτ/( Sσ2+Sτ2)0.5=5.16
两个截面得安全系数均大于许用安全系数，所以轴是合格的。
轴强度安全。

轴三的设计
（1） .轴径的粗选
如同轴一一样，为了工作以及设计维修方便，轴选用了一样的材料
τT=T/WT=T2/0.2d3≤[τ]T
d≥c*（p/n）1/3=115*（3.57/44.7）1/3=49.5mm
因此选d=50mm

图-14
安装 圆锥滚子轴承，因为安装处的 为50mm所以选用的型号为2007511E的轴承，其D=26.75mm B=25mm C=21mm a=22.5mm E=82.8mm（两端安装一样的轴承）
Ft1=2*T3/d2=4736.2N
Fr1= Ft3*tgα°=2037.1N
由此可知轴的总长为：
L=183mm
（2）.轴的受力分析图：
图-15
从水平面受力来看（水平受力图）

图-16
FAH+ FBH= Ft 56.5* Ft= FBH*183
FAH =3273.9N FBH=1462.3N
C点弯矩MCH= FAH*56.5=184975.4N.mm
D点弯矩MDH= FBH*16.5=54019.4N.mm
从垂直面来看

图-17
FAV+ FBV= Fr. Fr*56.5= FBV*L
FAV=1408.2N FBV=628.9N
C点弯矩MCV= FAV*56.5=79563.3 N.mm
D点弯矩MDV= FBV*16.5=23235.3 N.mm
合成弯矩

图-18
C点合成弯矩： Mc=(MCH2+MCV2)0.5=201360.9N.mm
D点合成弯矩： Mc=(MDH2+MDV2)0.5=58804.5N.mm
T3=763000N.mm
由此可知轴的结构中D-D . C-C 受的力比较大最有可能因应力集中而形成危险截面。
当量弯矩

图-19
由[3]可知α=0.6。
MC´=[MC2+(aT)2]0.5=500127.0N.mm
MD´=[MD2+(aT)2]0.5=461561.3N.mm
（4），下面我们对轴的强度进行校核。
由表2-5[3]，当45钢σB=590MPa时
按表2-7[3]，以插值法得[σ-1b]=54MPa
σ`C= MC´/W= MC´/0.1d3=27.03 MPa
σ`D= MD´/W= MD´/0.1d3=27.74 MPa
由此可知本设计十分安全，所有截面都十分合格。
（5），安全系数得校核计算。
因为C，D两点都受到了较大得应力，应力集中。下面来对着两个截面进行安全系数校核。
由表2-5[3]查得45号钢正火，回火处理时。
τ-1=140 MPa σ-1=255 MPa
由表2-2[3] 查得等效系数φτ=0.1， φσ=0.2
由前面可知D ，C两截面得应力合成弯矩，转矩分别为：D点合成弯矩： Md=(MDH2+MDV2)0.5=58804.5N.mm
C点合成弯矩： Mc=(McH2+McV2)0.5=201360.9N.mm
T3=763000N.mm
C处有键槽，所以由附录7可知抗弯截面系数W和抗扭截面系数WT。（下面是计算公式及结果）
WC=πdC3/32-[bt(dC-t)2/2dC]=18256.3mm3
WTC=πdC3/16-[bt(dC-t)2/2dC]=39462.1mm3
选用A型圆头普通键：b×h=18×11，L=70mm
t=7mm，t`=4.4mm
弯曲应力幅：σa=σ= MC/W=11.03MPa
弯曲平均应力：σm=0
扭转切应力：τ=T 2/ WTC=19.34MPa
切应力幅和平均切应力：τa=τm=τ/2=9.67MPa
因为D处没有键槽由表可知：
WD=πdD3/32=16637.5mm3
WTD=πdD3/16=33275.0mm3
弯曲应力幅：σa=σ= MD/W=3.53 MPa
弯曲平均应力：σm=0
扭转切应力：τ=T 2/ WTD=22.93MPa
切应力幅和平均切应力：τa=τm=τ/2=11.47MPa
（6），求综合影响系数。
因（kσ）D=kσ/βεσ和（kτ）D=kτ/βετ，C，D两截面上有键槽和过盈配合两种产生应力集中的因素，故应比较两者的有效应力集中系数，从中取大植计算。
C面 键槽对轴的有效应力集中系数，由附录表1[3]中查出（用插植法），当σB=590MPa,A型键槽时，Kσ=2.50,Kτ=1.80;过盈配合对轴的有效应力系数，当σB=590MPa，配合为H7/r6时，Ka=2.50,Kτ=1.80.因过盈配合的有效应力集中系数均比键槽大，取过盈配合是的有效应力集中系数计算，由附录表4[3]中查出，当材料为碳钢，毛坯直径>50mm，尺寸系数εσ=0.78 εr=0.74，由附录表5[3]中查出，当σB=590mpa,Ra=3.2μm时，表面状态系数β=0.94 故
（Kσ）C=kσ/βεσ=3.41
Kτ）C=kτ/βτ=2.59
D处只有过盈配合所以：（Kσ）D=kσ/βεσ=3.28
Kτ）D=kτ/βτ=2.52
（7），求安全系数。
设按无限寿命（KN=1）计算公式为：
SσC=σ-1/(kσ/βεσ·σac+φdσm)=6.8
SσD=σ-1/(kσ/βεσ·σaD+φdσm)=22
SτC=τ-1/(kτ/βετc·τac+φτσmc)=5.4
SτD=τ-1/(kτ/βετD·τa+φτσmc)= 4.7
复合安全系数：SC=Sσ·Sτ/( Sσ2+Sτ2)0.5=4.2
SD=Sσ·Sτ/( Sσ2+Sτ2)0.5=4.6
两个截面得安全系数均大于许用安全系数，所以轴是合格的。
轴强度安全。
卷筒轴安全性的经验算合格。
5.6箱体的设计
箱盖和箱座是用螺栓联结成一整体。这种箱体结构紧凑、安装方便，因此应用较为广泛。具体尺寸如下。减速器我选用材料是HT200的铸造箱体。
名称
符号
尺 寸 关 系
结果/mm
箱座壁厚
δ
0.025a+3≥8
9
箱盖壁厚

0.8δ≥8
8
箱盖凸缘厚度

12.
箱座凸缘厚度

1.5δ
13.5
箱座底凸缘厚度

22.5
地脚螺钉直径

0.036a+12
25
地脚螺钉数目

a≤250时，n=4
8
轴承旁连接螺栓直径

15
盖与座连接螺栓直径

10
连接螺栓的间距

150-200
120
视孔盖螺钉直径

6
，，至外箱壁距离

查表

30
，至凸缘边缘距离

查表

25
外箱壁至轴承座端面距离

40
大齿轮顶圆与内箱壁距离
Δ1
＞
10
齿轮端面与内箱壁距离
Δ2
＞δ
12
箱盖，箱座肋厚
m1m

m=m1=8
连接螺栓直径
d

10
通孔直径
d΄

11
沉头座直径
D

22
底座底面至轴中心线高度
H

175
表-2

六、联轴器的选择
卷筒轴与减速器的低速轴之间是用联轴器联接的。联轴器是连接轴或轴与其他回转件的一种装置，使它们在传递运动和动力过程中一起回转而不脱开。联轴器主要有机械式、液力式、和电磁式三种。机械式联轴器是应用最广泛的联轴器，它借助于机械构件相互间的机械作用力来传递转矩。联轴器可以根据所联轴径、所传递的转矩和轴的转速，从有关手册中选择合适的型号。由前述可知，低速轴的转矩T3=763000 N.mm，转速n3=44.7 r/min，所联轴径d=50㎜。
本设计选用的是凸缘联轴器，这种联轴器可传递较大转矩，结构简单，工作可靠，容易维护，但要求凸缘端面与轴线有较高的垂直度。
6.1 联轴器的计算转矩
TC=KT
选择工作情况系数K，查表14-1[3]，取K=1.5