GQ65型钢筋切断机（闭式）的设计

GQ65型钢筋切断机（闭式）的设计前 言本文是关于钢筋切断机的设计。钢筋切断机是钢筋加工必不可少的设备之一，它主要用于房屋建筑、桥梁、隧道、电站、大型水利等工程中对钢筋的定长切断。钢筋切断机与其他切断设备相比，具有重量轻、能耗少、工作可靠、效率高等特点，因此近年来来逐步被机械加工和小型轧钢厂等广泛采用，在国民经济建设的各个领域发挥了重要的作用。太原重机学院机器厂是最早生产钢筋切断机的厂家之一，1958年首先引进苏联的卧式钢筋切断机图纸，开始生产了全国第一台钢筋切断机，现生产的GQ40A型就是其改进行。原机型体积较大，重1000多kg，电机功率7.5kW,是标准的傻大粗产品；经改进现降为720kg、4kW。1982年设计出GQ40B型钢筋切断机，在曲轴大齿轮处装上刚性转键离合器，用脚踏操纵机构控制切断，同时装上挡料和送料装置，填补了国内切断机多年来没有离合器的空白。1988年陆续推出了全封闭系列GQ32A，GQ40D，GQ50A钢筋切断机，它们的共同特点：三轴三级齿轮减速传动，带有离合器机构，结构新颖，体积小，全封闭飞溅润滑，润滑简单，可靠省事。全封闭机型的相继面世将切断机的发展向前推进了一步，由于全国很多厂家仿效，测绘，生产，从而市场上出现开式和闭式并举的局面。封闭式切断机在实际使用中，逐渐暴露出一些问题和弱点：工位较低，不符合人机工程学；上下开盖式箱体结构，箱体受力不合理，加工密封较困难；维修保养较困难。因此到1999年9月相继推出GQ40F，GQ50B，GQ65A半开半封闭系列切断机，其特点：机身加高，便于作业，符合人机工程；离合器及其操纵机构均在箱体外，维修拆装省时方便；曲轴支承跨距缩短，受力好，变形小，一些厂家也开始独立生产，在几年时间内由20几家猛增到三四百家，全年高了齿轮和轴承的使用寿命；刀片加厚双螺栓固定，刀片的寿命显著提高。与全开式，全封闭式机型比较，其综合性能提高了，用户反映良好，我们认为这种机型是今后一段时间内发展的趋势。1选题背景1.1题目来源及类型题目名称：GQ65型钢筋切断机（闭式）设计题目来源：生产实际题目类别：专题研究1.2研究目的和意义随着我国经济建设的迅猛发展，建筑市场呈现出前所未有的喜人景象。作为建筑工程中重要材料的钢筋需求量猛增，有力的拉动了钢筋切断机的市场需求。由于我国还是一个发展中国家，与先进的国家还错在这一定的差距，因此大部分钢筋厂还是依靠手工操作，劳动强度大，材料消耗量多，现场运输工作量大。改革开放以来，我国大型建筑越来越多，所使用的钢筋材质逐步由低强度向高强度过渡，螺纹钢筋大量使用。特别是由于大中型城市交通拥挤，车辆堵塞，平面交叉路面向立体交叉模式过渡。则需要大量50以上高强度螺纹钢投入使用。因此，80年代以前按A3钢，直径是40mm的钢筋为参数设计和制造的钢筋切断机已不能满足现在的需求。钢筋切断机是钢筋加工必不可少的设备之一，它主要用于房屋建筑、桥梁、隧道、电站、大型水利等工程中对钢筋的定长切断。钢筋切断机与其他切断设备相比，具有重量轻、能耗少、工作可靠、效率高等特点，因此近年来来逐步被机械加工和小型轧钢厂等广泛采用，在国民经济建设的各个领域发挥了重要的作用。目前，我国建筑业施工现场及专业钢筋加工车间，越来越需要一种体积小、重量轻、方便、节能、安装简捷、自动化程度高、同步性能好、安全可靠、操作维修简单的钢筋切断机。2总体设计方案的确定2.1总体构思剪切材料的材质强度高，直径越大，需剪切力越大，这是设计GQ65切断机的关键，在满足零件强度的情况下，应重点考虑飞轮的转速降，因为飞轮转速的高低直接影响剪切力。按标准要求，飞轮的转速降不易大于20，才能减少电机的启动负荷，而不使电机发热和烧坏，飞轮的转速降经过测试及理论分析证明，如果高于20，剪切力就明显下降。采用双边飞轮，同时提高飞轮的惯性矩，这样可以提高整机的平衡性，和动能的储存能力，还可以增大切断机的剪切能力。在传动形式上，我们采用传统的齿轮减速，采用3级减速，增加总速比，降低剪切次数，充分发挥飞轮动能，提高剪切力。在轴承装配形式上，除了曲轴采用滑动轴承提高耐压力外，其余各轴承采用滚动轴承，减少摩擦，从而减少功耗，提高机械效率。2.1.1性能参数 切断钢筋直径（mm） 60钢筋抗拉强度（Mpa） 450两刀刃的最大开口距（mm） 70剪切次数（次/分） 28传动比 104电机功率（kw） 7.5电机转速（r/min） 2900曲柄偏心距（mm） 26飞轮转速（r/min） 1136飞轮转动惯量 72.1.2基本结构该机由电机1，机体2，剪切系统3，变速传动系统4等组成。(1) 机体机体为箱式球铸结构，比钢板焊接结构内应力小，工艺性好，装配简单方便，成本低，整机密封性能好，不漏油等优点。(2) 剪切系统剪切机构由曲柄1，连杆2，刀座3，动刀片，等组成。未工作时。曲柄停止在后始点位置，保证固定刀片和活动刀片之间的最大开口度，在剪切后位。连杆的另一端孔装配在曲轴的曲柄上，当曲柄转动时，连杆上下摆动，推动动刀片往复运动。(3) 变速传动系统传动系统如图1示，该传动机构位置少，结构紧凑，相应的箱体尺寸也减小。特别时在输入轴的两端装着大皮带轮和飞轮，重心低，整机稳定性好。其中齿轮还能甩油作用，使得箱内润滑油飞溅各部，使轴承及齿轮得到充分润滑，延长轴承使用寿命和提高齿面的接触强度。最后一级齿轮（曲轴齿轮），模数大，齿数多，主要时增加齿轮力矩和承载能力，保证在剪切钢筋时，不会使齿部断裂。为了检修方便，机体上的偏心轴孔大于曲轴的最大直径，这样装配时才能顺利穿越机体、连杆及大齿轮中心孔。机体上的润滑轴承最后装配上盖，这样装配检修特别方便，减轻工人的劳动强度。 图11.电机 5.连杆2.皮带轮 6.动刀3.传动齿轮 7.定刀4.偏心轴3 电动机的选择根据所给的原始数据中得额定功率为7.5kw，转速2900转/分，选用型号为Y132S2-2。效率高，耗电少，性能好，噪声低，震动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为B级绝缘。结构为全封闭，自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电动机内部。冷却方式是IC411。适用于灰尘多、土扬水溅的场合，为一般用途电动机。型号及含义：Y132S2-2 Y异步电动机 132中心高（mm） S2机座长（短机座，2号铁心长） 2极数表1 电动机的型号额定功率（/kw）电动机型号同步转速（r/min）额定电压（V）效率功率因数7.5Y132S2-2290038086.2%0.884 机械传动系统的设计计算4.1钢筋切断过程受力分析如图2所示，切断机所受负荷属于冲击负荷，即在一个切断周期内，钢筋变形阻力很大，而作用时间很短。（1）当滑切位移时，无钢筋变形阻力，此时，电机只需克服很小的摩擦阻力。故出现盈功，使飞轮转数上升，动能增加。（2）当滑切位移电机能量大于钢筋变形阻力。因此，剪切钢筋的冲切力仅靠电机提供，飞轮不需要作用。这样迫使钢筋沿受剪切面发生相对错动。（3）当时，电机提供的冲切力等于钢筋变形阻力，在冲切力的作用下，迫使钢筋沿受力面继续发生错动，直到形成图2中的剪切区。（4）当时，电机能量小于钢筋变形阻力，因此，出现亏功，飞轮速度下降，释放能量，从而帮助电机克服钢筋的变形阻力。这样迫使钢筋面产生塑性变形，形成图2中的塑变区。（5）当时，钢筋变形阻力达到峰值，此时钢筋受剪面的塑性变形达到极限状态，最后发生塑性断裂，从而，完成钢筋的切断。 拟定钢筋剪切到一半时断裂，所以剪切面积S已知钢筋的极限剪切应力为：故，钢筋的最大剪切力为： 图24.2 曲柄连杆机构的受力分析如图3所示，钢筋的最大剪切力为F2.339105N，可以计算出凸轮轴上的扭矩M0： 图3已知：钢筋s141Mpa，取连杆系数0.1，即故，其中，L时连杆长度。所以，故，39.6147。所以3.6558 它的受力图，如图4所示： 图4凸轮轴上的扭矩 4.3第三级齿轮传动由于钢精切断机的钢筋切断机的齿轮承受的载荷较重，为了提高齿轮的承载能力，缩小机器的传动部分的外形尺寸，采用了c0的角变位齿轮传动，并按耐磨损性能最有利的条件来选用变位系数（资料【1】参考表3-27）。4.3.1选择齿数和确定变位系数按表3-27，选用变位系数，需要知道大、小齿轮的齿数，预选取Z120，Z2i Z12.682053.6 取Z254参考表3-27选用变位系数为：1+0.73 2+1.154.3.2.按弯曲强度计算模数（1）初步拟定，齿面硬度HB350，查图3-56得 Kj1.25；（2）初步拟定齿轮圆周速度在12m/s之间，采用直齿圆柱齿轮，7级精度，HB350。查表3-22得Kd1.2；（3）M23.981106Nmm4.062104Kgcm；（4）,初步取15；（5）查齿形系数Y：小齿轮为主动，查图3-52得：Y1=0.554;大齿轮为从动，查图3-53得Y2=0.54；（6）选用材料，选取w。小齿轮采用40Cr，调质处理；大齿轮用ZG45，调质处理。查表3-23，选取w1=2750公斤/厘米2， w2=2200公斤/厘米2；（7）从Yw判断按那一个齿轮计算模数： Y1w1=0.5542750=1523.5 Y2w2=0.542200=1188由于Y2w2Y1w1，所以应按大齿轮计算；（8）将有关数据代入公式（厘米）得：m=(厘米)；（9）取标准值m=6毫米；（10）校核初步拟定的数据： B=m=156=90毫米，实际取100毫米 d1= mZ1=206=120毫米 ，与原拟定符合。 米/秒，与原拟定符合。4.3.3.校核超载时的表面接触应力（1）M2=4.062104公斤厘米；（2）i=2.68；（3）Kj=1.25；（4) Kd=1.2；（5) Kc=1.25；（6）B=100毫米；（7）m=6毫米；（8）Z2=54；（9）： 查表3-4得=2552；（10）jmax17600公斤/厘米2 4.3.4.校核滚刀切刃长度只校核大齿轮：由00.0508，查表34得0=0.00649，故；De2=6（54+21+21.15-20.24013）346.92毫米；df2=654=324毫米；要求滚刀切刃长度大于64毫米4.3.5.确定齿宽 B2按前面得计算取100，B1取110毫米4.3.6.工作图上要标注的尺寸计算 （1）分度圆直径 df1mZ1620120毫米df2mZ2654324毫米 （2）齿顶圆直径 4.3.7.工作图上标注精度符号 查表3-7，采用9-Dc4.3.8.标注检查项目（1）公法线长度核跨齿数n： 小齿轮：查图3-43，得n14查表3-9，K110.3325查表3-10，K30.2801查表3-11，因为1m=0.736=4.38，从m=4.38查出21msin02.9755所以L6（10.33250.2801）+2.975566.65查表3-16，mL=0.14毫米,L=0.07毫米；图上标注为：大齿轮：查图3-43，得n19查表3-9，K125.0931查表3-10，K30.7563查表3-11，因为1m=1.156=6.9，从m=6.9查出21msin04.7198所以L6（25.09310.7563）+4.7198159.82查表3-16，mL=0.23毫米,L=0.09毫米；图上标注为：（2）公法线长度变动公差Lg：查表3-14，得，小齿轮：Lg0.030毫米 大齿轮：Lg0.060毫米（3）齿圈径向跳动公差ej：查表3-14，得，小齿轮：ej0.050毫米 大齿轮：ej0.080毫米4.4第二级齿轮传动4.4.1.选择齿数和确定变位系数按表3-27，选用变位系数，需要知道大、小齿轮的齿数，预选取Z120，Z2i Z13.82076参考表3-27选用变位系数为：1+0.72 2+1.724.4.2.按弯曲强度计算模数（1）初步拟定，齿面硬度HB350，查图3-56得Kj1.06；（2）初步拟定齿轮圆周速度在13m/s之间，采用直齿圆柱齿轮，7级精度，HB350。查表3-22得Kd1.2；（3）M1120/324M2（120/324）3.981106Nmm1.503104Kgcm；（4）,初步取15；（5）查齿形系数Y：小齿轮为主动，查图3-52得：Y1=0.554;大齿轮为从动，查图3-53得Y2=0.54；（6）选用材料，选取w。小齿轮采用40Cr，调质处理；大齿轮用ZG45，调质处理。查表3-23，选取w1=2750公斤/厘米2， w2=2200公斤/厘米2；（7）从Yw判断按那一个齿轮计算模数： Y1w1=0.5542750=1523.5 Y2w2=0.542200=1188 由于Y2w2Y1w1，所以应按大齿轮计算；（8）将有关数据代入公式（厘米）得：m=(厘米)；（9）取标准值m=4毫米；（10）校核初步拟定的数据： B=m=154=60毫米，实际取70毫米 d1= mZ1=204=80毫米 ，与原拟定符合。 米/秒，与原拟定符合。4.4.3.校核超载时的表面接触应力（1）M2=1.503104公斤厘米；（2）i=3.8；（3）Kj=1.06；（4) Kd=1.2；（5) Kc=1.25；（6）B=70毫米；（7）m=4毫米；（8）Z2=76；（9）： 查表3-4得=2552；（10）jmax17600公斤/厘米2 4.4.4.校核滚刀切刃长度只校核大齿轮：由00.0508，查表34得0=0.00649，；De2=4（76+21+21.72-20.31152）323.27毫米；df2=476=304毫米；要求滚刀切刃长度大于51毫米4.4.5.确定齿宽 B2按前面得计算取70，B1取80毫米4.4.6.工作图上要标注的尺寸计算（1）分度圆直径 df1mZ142080毫米df2mZ2476304毫米（2）齿顶圆直径 4.4.7.工作图上标注精度符号 查表3-7，采用9-Dc4.4.8.标注检查项目（1）公法线长度核跨齿数n： 小齿轮：查图3-43，得n14查表3-9，K110.3325查表3-10，K30.2801查表3-11，因为1m=0.726=4.32，从m=4.32查出21msin02.9413所以L4（10.33250.2801）+2.941345.39查表3-16，mL=0.14毫米,L=0.07毫米；图上标注为：大齿轮：查图3-43，得n112查表3-9，K133.9495查表3-10，K31.0644查表3-11，因为1m=1.726=10.32，从m=6.9查出21msin07.0456所以L4（33.94951.0644）+7.0456147.10查表3-16，mL=0.20毫米,L=0.09毫米；图上标注为：（2）公法线长度变动公差Lg：查表3-14，得，小齿轮：Lg0.024毫米 大齿轮：Lg0.048毫米（3）齿圈径向跳动公差ej：查表3-14，得，小齿轮：ej0.042毫米 大齿轮：ej0.070毫米4.5第一级齿轮传动4.5.1.选择齿数和确定变位系数按表3-27，选用变位系数，需要知道大、小齿轮的齿数，预选取Z120，Z2i Z142080；参考表3-27选用变位系数为：1+0.72 2+1.724.5.2.按弯曲强度计算模数（1）初步拟定，齿面硬度HB350，查图3-56得Kj1.15；（2）初步拟定齿轮圆周速度在13m/s之间，采用直齿圆柱齿轮，7级精度，HB350。查表3-22得Kd1.3；（3）M3120/324M1（80/304）1.503106Nmm0.3955104Kgcm；（4）,初步取15；（5）查齿形系数Y：小齿轮为主动，查图3-52得：Y1=0.554;大齿轮为从动，查图3-53得Y2=0.54；（6）选用材料，选取w。小齿轮采用40Cr，调质处理；大齿轮用ZG45，调质处理。查表3-23，选取w1=2750公斤/厘米2， w2=2200公斤/厘米2；（7）从Yw判断按那一个齿轮计算模数： Y1w1=0.5542750=1523.5 Y2w2=0.542200=1188由于Y2w2Y1w1，所以应按大齿轮计算；（8）将有关数据代入公式（厘米）得：m=(厘米)；（9）取标准值m=2.5毫米；（10）校核初步拟定的数据： B=m=152.5=37.5毫米，实际取50毫米 d1= mZ1=202.5=50毫米 ，与原拟定符合。 米/秒，与原拟定符合。4.5.3.校核超载时的表面接触应力（1）M2=0.3955104公斤厘米；（2）i=4；（3）Kj=1.15；（4) Kd=1.3；（5) Kc=1.25；（6）B=50毫米；（7）m=2.5毫米；（8）Z2=80；（9）： 查表3-4得=2541；（10）jmax17600公斤/厘米2 4.5.4.校核滚刀切刃长度只校核大齿轮：由00.0488，查表34得0=0.00605，；De2=2.5（80+21+21.72-20.3025）212.08毫米；df2=2.580=200毫米；要求滚刀切刃长度大于31毫米4.5.5.确定齿宽 B2按前面得计算取50，B1取60毫米4.5.6.工作图上要标注的尺寸计算（1）分度圆直径 df1mZ12.52050毫米df2mZ22.580200毫米（2）齿顶圆直径 4.5.7.工作图上标注精度符号 查表3-7，采用9-Dc4.5.8.标注检查项目 （1）公法线长度核跨齿数n： 小齿轮：查图3-43，得n14查表3-9，K110.3325查表3-10，K30.2801查表3-11，因为1m=0.722.5=1.8，从m=1.8查出21msin01.2312所以L2.5（10.33250.2801）+1.231227.76查表3-16，mL=0.11毫米,L=0.07毫米；图上标注为：大齿轮：查图3-43，得n112查表3-9，K133.9495查表3-10，K31.1204查表3-11，因为1m=1.722.5=4.3，从m=4.3查出21msin02.9413所以L2.5（33.94951.1204）+2.941390.62查表3-16，mL=0.09毫米,L=0.048毫米；图上标注为：2）公法线长度变动公差Lg：查表3-14，得，小齿轮：Lg0.017毫米 大齿轮：Lg0.036毫米3）齿圈径向跳动公差ej：查表3-14，得，小齿轮：ej0.032毫米 大齿轮：ej0.058毫米5 主要零部件的设计计算5.1.轴的设计5.1.1凸轮轴的设计计算曲轴的公称压力： 由曲柄压力机可查得以下经验公式： 凸轮轴支承颈直径，取60mm凸轮颈长度 考虑到连杆轴瓦强度，la要增大20mm，取100mm， 圆角半径在阶梯轴设计中，其轴肩a与相邻轴直径之间的关系为,取a=0.08d，轴承部分轴的直径为, 圆整为50mm.由轴的直径，选轴承为圆锥滚子轴承，其型号为：7210型，其尺寸分别为， ，滚动轴承内孔与轴的配合为k6,此段轴的长度取为20mm。如图5所示，校核危险截面如下：；面积：许用剪应力故可承受的 故尺寸合适 图55.1.2低速轴的设计计算已知条件：输出转矩，输出功率，转速。 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr，调质处理。其机械性能分别为：，硬度为241286HBS，等效系数，此时取，则 确定轴最小直径以及选择合适的轴承由于轴的两端均装有键槽，故将最小直径增大到55mm。在阶梯轴设计中，其轴肩a与相邻轴直径之间的关系为,取a=0.08d，轴承部分轴的直径为, 圆整为65mm.由轴的直径，选轴承为圆柱滚子轴承，其型号为：滚动轴213GB276-82型，其尺寸分别为， ，滚动轴承内孔与轴的配合为k6,此段轴的长度取为20mm。 低速轴尺寸结构的确定 由于齿轮分度圆的直径为d=304mm，所以轴的受力如图9： 作出弯矩图（如图6）水平面内： 垂直面内： 合成弯矩为 图6 作出扭矩图 因为轴所受的扭转切应力为对称循环应力，所以取。 作出计算弯矩图 根据已作出的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图，其的计算公式为 校核轴的强度 精确校核轴的疲劳强度这里只对强度较差的截面进行校核，由于在渐开线两侧截面受力比其它任何截面受力大，所以只对渐开线两侧的截面进行分析校核。又由于低速轴具有对称性，因此只需对一侧进行校核即可。 对左侧的截面校核如下： 抗弯截面模量 抗扭截面模量 截面处的弯矩 截面处的扭矩 截面上的弯曲应力 又由于查40Cr钢的特性，故可知此轴安全，达到要求的标准。5.1.2中间轴的设计计算已知条件：输出转矩，输出功率，转速。 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr ，调质处理。其机械性能为，硬度为241286HBS，等效系数，此时取，则 由于在轴一端装有键槽，故将最小直径扩大至35mm。由轴的直径，选轴承为向心球轴承，其型号为：207GB276-82型，其尺寸分别为， ，滚动轴承内孔与轴的配合为k6,此段轴的长度取为15mm。5.1.3高速轴的设计计算已知条件：输出转矩，输出功率，转速。 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr ，调质处理。其机械性能为，硬度为241286HBS，等效系数，此时取，则 由于在轴一端装有键槽，故将最小直径扩大至25mm。在阶梯轴设计中，其轴肩a与相邻轴直径之间的关系为,轴承部分轴的直径为, 圆整为35mm.由轴的直径，选轴承为向心球轴承，其型号为：217GB276-82型，其尺寸分别为， ，滚动轴承内孔与轴的配合为k6,此段轴的长度取为15mm。5.1.4轴承的选择轴承的选择按如下公式： ， 式中：C基本额定动载荷，单位为； P当量动载荷，单位为；径向基本额定动载荷，单位为； 寿命因数； 速度因数； 力矩载荷因数，力矩载荷较小时=1.5，力矩载荷较大时=2； 径向载荷； 轴向载荷；X径向动载荷系数； Y轴向动载荷系数；冲击载荷因数； 温度因数； 由上两个式子可选择轴承如表9：表2 轴承代号及基本参数序号代号对数基本参数dDB1213GB276-822651202341.8034.702207GB276-82435721720.1013.905.1.5 轴承寿命的校核 轴承的寿命按如下公式校核 式中：寿命因数；力矩载荷因数，力矩载荷较小时，较大时，；冲击载荷因数；速度因数；温度系数，钢筋切断机工作温度较高，故取；，对于球轴承，；对于滚子轴承，。1. 轴承1：轴承代号213GB276-82型，查得，则 2. 轴承2：轴承代号217GB276-82型，查，则 经过校核，所选择轴承均符合要求，故可以选用。5.1.6 键的校核设计中所涉及的键均为静联结，但有冲击，故用以下公式校核 式中：传递的转矩，单位为；键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度；键的工作长度，单位为，圆头平键，平头平键，这里为键的公称长度，单位为；为键的宽度，单位为；d为轴的直径，单位为；键、轴、轮毂三者中最弱材料的挤压应力，单位为。查得 ，则校核过程如下：（1）高速轴上的键：由机械手册GB1095-79可查的A型键A,单键。，, ，故安全。（2）中间轴上的键：由机械手册GB1095-79可查的A型键A,单键。，, ，故安全。（3）低速轴上的键：A型键A,单键。，, ，故安全。（4）偏心轴上的键：A型键A,双键。，, ，故安全。同理可得，轴上其它键的强度均在允许值范围内，因此各键安全。5.1.7三角胶带传动设计计算（1） 确定计算功率=由于切断机工作情况是冲击性重载荷，故工作情况系数选用；=1.37.5=9.75KW（2） 确定胶带型别 主动轮的转数即为电动机的转数，有； 根据计算功率和主动轮的转数，选定胶带型别为窄V带A截型；（3）选取小带轮直径为，得从动轮直径；查表圆整得；（4） 验算带的速度 带的速度合适。（5） 确定中心矩和带的基准长度如果确定中心矩，取，取；根据带传动的几何关系，带的基准长度：； 圆整取基准长度；则实际中心矩a=；中心矩的变化范围： （6） 验算主动轮包角应保证符合要求；（7） 确定带的根数根据公式查得；故带的根数；取带的根数=3（8) 确定带的预紧力单根V带所需的预紧力： ， （9) 计算带传动作用在轴上的力 1)0 V带轮尺寸设计 图7基准宽度 基准线上槽深 基准线下槽深 ，取槽间距 第一槽对称面至端面的距离 最小轮缘 带轮宽 小带轮外径 轮槽角 表3 V带的基准长度系列及长度系数基准长度普通V带YZABCDE4501.000.895001.020.915600.946300.960.817100.990.828001.000.859001.030.870.8110001.060.890.8411201.080.910.8612501.110.930.8814001.140.960.9016001.160.990.930.8418001.181.010.950.8520001.030.980.8822401.061.000.9125001.091.030.93 表4 单根普通V带的基本额定功率带型小带轮节圆直径小带轮转数400730800980120014602800A型750.270.420.450.520.600.681.00900.390.630.680.790.931.071.641000.470.770.830.971.141.322.051120.560.931.001.181.391.622.511250.671.111.191.401.661.932.98表5 单根普通V带额定功率的增量带型小带轮转数传 动 比 i1.00-1.011.02-1.041.05-1.081.09-1.121.13-1.181.19-1.241.25-1.341.35-1.511.52-1.99A型4000.000.010.010.020.020.030.030.040.040.057300.000.010.020.030.040.050.060.070.080.098000.000.010.020.030.040.050.060.080.090.109800.000.010.030.040.050.060.070.080.100.1112000.000.020.030.050.070.080.100.110.130.1514600.000.020.040.060.080.090.110.130.150.1728000.000.040.080.110.150.190.230.260.300.346 润滑方式 由于大齿轮的圆周速度v0.47477m/s12m/s,故，采用大轮齿浸油润滑，在齿轮传动中，就可以使润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。1.油量的确定：7.50.35L2.625L。2.润滑剂的选择：齿轮传动润滑剂的运动粘度为500/vcSt；根据GB/T 5903-86 可选，牌号为460的润滑剂7 结束语毕业设计是本科知识的综合检验，同时也是我们以后工作的一次全面演练。在这四年里，我们先后学习了机械制图、机械设计、机械制造工艺学、工程材料、机械原理等课程。具备了基本的机械制造及其工艺方面的知识，但是缺乏实际经验，不能很好的融会贯通，为了在不久的将来能在工作岗位上更好的将这些知识运用到实际中去，毕业设计为我们提供了实践的机会。此次毕业设计历时三个多月，在查阅了大量的资料后，设想出一个可行的方案，并按此方案完成了设计任务。设计期间，计算量较大，考虑的方方面面比较多，遇到的问题和困难也较多，但是通过自己的努力和老师的指导，还是将这些问题一一解决了，最终基本上完成了规定的任务。但是本设计中还是存在一些不足之处，比如一些小零件虽然在图上画出来了，但是没有标明实际尺寸（标准件除外），这将会给制造商带来一些小麻烦；另外，虽然考虑到减速器在运转时，曲柄不能碰地和与高速轴相撞，但没有进行具体分析，不知在实际操作中是否符合所想象的标准；第三，由于设计者的能力有限，只设计了机械部分，若能将抽油机和电控部分一起设计，将更具完整性，同时更能培养设计者的能力。另外通过本次设计，我坚定了成为一名合格的机械工作者信心。此次毕业设计的顺利完成，将为下次设计奠定基础！32