机械毕业设计(论文)钢筋自动折弯机的结构设计

本科毕业设计(论文)

题目：钢筋自动折弯机的结构设计

系 别： 机电信息系 专 业：机械设计制造及其自动化 班 级： 学 生： 学 号： 指导教师：

2013年05月

钢筋自动折弯机的结构设计

摘要

钢筋弯曲机是建筑工地必不可少的机械，能有效的提高生产效率，减少工人劳动强度，提高钢筋弯曲精度。

本文所设计的钢筋弯曲机适用于弯曲Φ4-Φ20毫米的钢筋，其传动机构为全封闭式，采用两级变速，工作转速满足弯曲要求，使加工效率高、加工精度高、劳动强度小。钢筋的弯曲角度由工作盘侧面的触杆与限位开关调节，打弯钢筋后可以自动归位，能实现弯曲角度的自动化。

本文对V带轮和圆柱传动齿轮进行了设计计算，并对轴、键和轴承等关键部件进行了力学分析计算和强度校核，表明该钢筋弯曲机完全符合设计要求。与目前实际应用的各种钢筋弯曲机相比，本机操作简单，弯曲形状一致，调节方便，性能稳定。

关键词：钢筋弯曲机；弯曲角度；弯矩；主轴扭矩

全套图纸，加1533706

I

Structure design of reinforced automatic bending machine

Abstract

Bending machine for steel bars is essential to building industry, which can effectively improve the production efficiency, reduce labor intensity and improve the accuracy of bending for the steel bars.

The bending machine designed is suitable for the steel bars with various diameters from 4 to 20 millimeters, which is enclosed entirely. With two speed transmission, the bending machine has the characteristic of high efficiency, high precision and low labor intensity. The bending angle is adjusted by the bar along the working disc and the limit switch, with which the bar having been bent can return to the original position to realize the automation of bending process.

Compared to the bending machines applied presently, the machine designed has some obvious advantages, such as easy operating, uniformity of bending angle, convenient adjustment and high stability. The design and calculation for the V pulley and cylindrical gear is completed, in addition, some key parts of the machine are verified, which suggests that the bending machine designed satisfy the demand of the plan.

Key words: bending machine for rebar; bending angle; bending moment; twisting moment of spindle

Ⅱ

目 录

1 绪论 ......................................................................................................................... 1

1.1综述 ..................................................................................................................... 6 1.2折弯机的发展和研究情况.................................................................................. 2 1.2.1折弯机的国内外发展状况........................................................................... 2 1.2.2折弯机发展趋势........................................................................................... 6 1.3课题背景.............................................................................................................. 7 1.4新型钢筋折弯机的特点及组成部分.................................................................. 7 1.5本文主要研究工作.............................................................................................. 8

2 弯矩计算及电动机选择 .................................................................................. 12

2.1折弯方案............................................................................................................ 12 2.1.1钢筋受力情况............................................................................................. 12 2.1.2钢筋弯曲机所需主轴扭矩及功率............................................................. 12 2.2材料达到屈服极限的始弯矩............................................................................ 13 2.2.1按Ф20螺纹钢筋公称直径计算 ............................................................... 13 2.2.2钢筋变形硬化后的终弯矩......................................................................... 13 2.2.3钢筋弯曲所需距......................................................................................... 13 2.2.4电动机功率................................................................................................. 13

3 确定传动比及运动参数 ................................................................................ 14

3.1 分配传动比....................................................................................................... 14 3.2 计算传动装置的运动和动力参数................................................................... 14

4 V带传动设计................................................................................................... 16 4.1 V带轮的设计计算 ............................................................................................ 16 5 圆柱齿轮设计 .................................................................................................. 24

5.1选择材料.......................................................................................................... 249 5.2按接触强度进行初步设计................................................................................ 24 5.3齿轮校核............................................................................................................ 20 5.3.1 校核齿面接触强度.................................................................................. 20 5.3.2 校核齿根的强度........................................................................................ 22

6 第三级圆柱齿轮的设计 .................................................................................. 24

6.1选择材料............................................................................................................ 24 6.2按接触强度进行初步设计................................................................................ 22

Ⅲ

6.3校核齿轮............................................................................................................ 30

7 轴的设计 ............................................................................ 错误！未定义书签。9

7.1计算作用在轴上的力........................................................................................ 34 7.2计算支力和弯矩.............................................................................................. 349 7.3对截面进行校核................................................................................................ 31

8 主轴的设计 ......................................................................................................... 34

8.1计算作用在轴上的力........................................................................................ 34 8.2计算支力和弯矩................................................................................................ 32 8.3对截面进行校核.............................................................................................. 416

9 轴承和键的校核 ................................................................................................ 38

9.1轴承校核............................................................................ 错误！未定义书签。 9.2 键的校核........................................................................................................... 39

10 结论 ..................................................................................................................... 40 参考文献 ................................................................................................................... 41 致谢 ............................................................................................................................ 42 毕业设计（论文）知识产权声明 .................................... 错误！未定义书签。 毕业设计（论文）独创性声明 ......................................... 错误！未定义书签。

IV

1 绪论

1 绪论

1.1综述

自上大学以来，设计就是必不可少的一部分，特别是对于我们这些学机械专业的学生来说。其目的就在于使学生通过实习设计获得基本生产的感性认识，理论联系实践，扩大我们的知识面，锻炼和培养学生业务能力，同时也是学生接触社会，了解产业情况，了解国情的一个重要途径，逐步实现由学校到社会的转变。毕业设计则是大学里面最重要的一次设计，是对大学四年来所学知识的一个总结，也是我们走上工作岗位之前的最后一次设计，它能非常及时的巩固我们大学所学的知识。

钢筋弯曲机是建筑业常用的工程机械之一，主要是将钢筋加工成各种形状以满足生产需要，随着工业生产的发展，各种钢筋制品广泛地应用在现代工程领域的各个方面，如建筑、船舶、航天等行业，尤其在建筑上应用非常广泛，常常是各种不同形状的钢筋成品的同时应用，可以说，没有钢筋就没有现代工业。因此，有很多技术人员正在研究钢筋弯曲机，以实现高效率的生产。

当前我国正在大力发展基础建设及城市化建设,各种建筑耗费了大量的钢筋，其中钢箍加工的效率和质量是最难解决的问题之一，钢箍不仅使用量非常大,而且形状和尺寸变化复杂,尺寸精度要求高，钢箍的制作在原钢筋加工中是劳动强度大，人力物力消耗大，低效率，低质量保证的环节。

钢筋加工过程中，钢筋加工成型始终被认为是最消耗时间的部分。在传统的手工操作过程中，大量时间花费在各种型号钢筋的更换，线路的调节，以及更换不同直径的钢筋上，这种加工方式不仅浪费了大量的人力、物力，而且还成为钢筋加工工业中的瓶颈，大大降低了钢筋制品的生产效率。

随着我国建筑行业的快速发展，为了响应及各建筑单位对钢筋制做自动化技术的迫切要求，急需一种适用范围广，效率高，消耗低，质量高的钢筋弯曲机。通过对比现今各种钢筋弯曲机的性能，不难发现仍有很多的不足之处，各零部件仍有很大设计余量，还有很大的发展改进潜力。

因此，需要在原有各种钢筋弯曲机的基础上，对原有的传动能力和承载性能进行改进，设计一种满足高水准工程建设的需要，并且尽可能的扩大对钢筋的适用范围。

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

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续多年实施的积极的财政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2001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。

这种机器一出现，就得到了迅猛的发展，在各行业都得到了广泛的应用，很大程度上提高了工业生产的效率。这种机型具有以下几个明显的特点:

首先，机电一体化程度很高，加工效率高。 其次，维护管理比较简单。

再次，由于采用计算机控制，不同直径钢筋的切换及加工角度改变一可由软件实现，自动化程度得了很大的提高。

最后，虽然具有上述的几个优点，但它也有一个很大的缺点，就是价格非常 昂贵，单机售价达到了二二百万，这也在某种程度上阻碍了它的广一泛使用。 目前，我国在这方面的研究还是一片空白，绝大多数使用钢筋产品的企业仍 采用手工操作进行加丁，这就导致他们生产的产品成本很高，缺乏竞争力。 而这些企业又无力从国外引进，因此，自行研制钢筋自动成型加工机势在必行。现在工程机械发展迅速，工程建设对各种机械的精度、效率要求也越来越高。工程建筑方面对钢筋的形状要求也越来越复杂，这就要求要有性能可靠，能够满足钢筋弯曲生产的弯曲机。但是钢筋弯曲机的发展却跟不上发展步伐，很大程度上阻碍了生产建设进度，浪费大量人力，增加建设成本。

1.2折弯机的发展和研究情况

1.2.1折弯机的国内外发展状况

装备制造业的发展水平是一个国家综合国力的集中体现，关系着国家的经济命脉，而数控技术又是当今装备制造业中最核心的技术，大力发展以数控技术为核心的先进装备制造技术已经成为世界各国加速经济发展、提高综合国力和国际地位的重要途径。

数控折弯机在国外相当普遍，如瑞典的Pulhnax公司的Ursviken分部每年大约生产200台折弯机，其中90%以上装有数控系统。该公司开发的一种折弯机

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具有伺服控制(带有偏心折弯功能);“双工作基准面”可以补偿折弯过程中机身的变形，重复精度达0.01mm:高性能的多轴控制可使折弯机实现有效控制;悬浮结构和液压模具夹紧装置可实现模具自动快速换模，并装有板料测厚装置，用以检查折弯工件的厚度变化是否在折弯工艺允许范围之内。

Amada公司自60年代中期引进法国Promecam公司下动式折弯机生产技术以来，一直致力于下动式折弯机的生产和改进，80年代中期开发了FINE&BENDER系列精密下动式折弯机。它采用平行加压技术，在不同载荷和不同折弯长度时能使上横梁和下滑块产生同样的均匀变形，并采用2组或3组滚轮导向，提高了抗偏载能力。此系列中又分为FBDII和FBD两类，前者为小规格，折弯力从350kN至1250kN，工作台最大长度3100mm，共8种规格。后者折弯力从1500kN至4000kN，工作台最大长度6100mm.共9种规格。在FBD的基础上，FBDII又做了以下的改进:能补偿油温变化对折弯角度的影响，保持恒定的折弯角度;数控系统能自动调节最佳卸压时间，使每个循环的时间缩短is;脚踏板具有最佳角度并减少了踏板力，操作者不易疲劳并便于操作。

LVD公司是国外规模最大的折弯机制造厂商之一。其MMC8500和MNC9000的数控系统采用CAD/CAM技术，开发了一套三维软件，使折弯加工完全实现了自动化。将折弯工件参数输入系统，系统便能自动计算出折弯工序所需所有数据，确定控制程序，操纵计算机系统实施折弯加工。该三维软件有如下功能:（1）在CAD系统中，折弯工件以三维模式或展开模式显示在屏幕上，并在工件图上标注出折弯角度及弯曲半径，该工件图的尺寸数据、文字图形都能清楚的显示出来。展开模式由LVD公司的Cadman-B软件制成，三维工件可依三个方向回转，可从不同角度观察其形状，并通过消除隐色及表面涂色的方式显示其形状。折弯程序也可手工输入，以不同的方式显示在屏幕上。(3)数控程序通过工控机与机床间的连接线路直接输进机床进行操纵加工。LVD的PPEB型CNC板料折弯机采用MNC9200系统，32位高速微处理器及能控制22轴的MC680303芯片，能显示模具、机械附件及工艺过程。

Hammerle公司在70年代中期开发了结构独特的三点式折弯机，在折弯工艺和结构上都有不少创新和突破。现今，该公司生产的折弯机除了仍然具有三点式折弯模具、滑块液压垫等特点之外，两个油缸各自采用比例阀和光栅尺构成闭环控制系统，实现对滑块位置、速度和压力的精确控制，同步精度为0.005mm。工作台前后都装备了跟踪式气动托持装置，可以编程控制。后挡料为双座式，可以’在空气悬浮导轨上非常轻快的左右移动。采用BRUGG公司的INF1-NFfRIOM4轴数控系统，实现两个油缸Y1和Y2轴、下模深度调整Y轴、后挡料前后移动X轴的控制。这种数控系统不但用于三点式折弯机，也可用于其它折弯机，控制

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轴数可多达16轴。

FASTI公司开发的904--125130型折弯机，折弯力为1230kN，工作台长度 3050mm。两个油缸各自用比例阀和光栅尺构成闭环控制系统，实现对滑块位置、 同步、速度和压力的精确控制。两个油缸活塞位置可以倾斜±10mm，用来补偿板厚偏差或进行锥形件折弯。采用Delem公司数控系统，实现6轴数控(YI, Y2} X, R. Z1, Z2)。上下模都装有快速液压夹紧装置。不过该型号的折弯机，滑块 和工作台都没有挠度补偿装置。904系列折弯机折弯力可从500kN至6300kN，工作台最大长度为6000mm，共69种规格。

小松产机株式会社的PHS系列折弯机折弯力可从500kN至2000kN。工作台最大长度为4000mm，共有I3种规格。该系列折弯机采用伸长抵消机构，依靠独自的构造抵消负荷及油温变化引起的机架开口变形量，使深度位置保持一定:配有角度控制器，可简单的调整全长角度:配有3D CAD/CAM系统，自动计算折弯工序并可在屏幕上同时显示8道工序的折弯形状。另外该公司开发的PAS系列折弯机，由AC伺服电机直接驱动，并装备了折弯角度检测传感器，可实现高精度的折弯加工。

村田公司开发的HPB - 8525A型折弯机，折弯力850kN，工作台长度为 2500mm。该型号折弯机采用传统的扭轴实现滑块同步，涡轮蜗杆装在油缸的下盖中，转动螺母套，使螺杆套上下移动，控制活塞的下死点位置。上模的微调装置不同于一般的斜模式，而是每组有两个偏心轴，用旋钮转动进行调节。采用TNC一TXR3轴数控系统，控制Y, X和R轴。但由于采用扭轴和机械档块，该型号折弯机结构复杂笨重。HPB系列折弯机的折弯力从400kN至6000kN，工作台最大长度达6000mm。

丹麦Stema公司的研制的Unimatic18VS,Unimatic18 XV和Twinmatic16 XV这三种钢筋自动成型折弯机一经问世，就得到了迅猛的发展，在各行业都得到了广泛应用；意大利MEP公司的生产的钢筋自动成型加工机自动化程度高，但其价格也是同类产品中最贵的，因此其通用性不是很强；意大利SCHNELL公司研制的数控钢筋折弯机，更加注重实用，设备配件在选型上较为单一，其价格相对便宜，目前在国内使用较为广泛；美国道尔公司和日本阿姆达公司生产的先进全自动智能数控旋转式折弯机功能丰富、性能稳定可靠，在国际市场占有一定的份额。

近二十年来在国内折弯机数控技术发展迅速。从1986年10月第一台W67Y-160KI3200数控折弯机由天水锻压机厂研制成功以来，国内出现了一批从事折弯机数控技术研究开发的单位，其中较有代表性的有华中科技大学、黄石锻 压机床股份有限公司、济南铸造锻压机械研究所和上海冲剪机床厂等。

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黄石锻压机床股份有限公司和济南铸造锻压机械研究所联合先后完成了W67K-100/3000, W67K-100/3100S和W67K-100/3200型数控三点板料折弯机。其中W67K-100/3200型折弯机采用LVD公司的机械伺服阀控制油缸同步、机械档块控制油缸行程的结构，工作台上装有机械式挠度补偿装置;采用美国Autobend20数控系统，可实现2轴数控(X和Y)。

上海冲剪机床厂从1986年以来先后成功开发了具有国际水平的QC12K与WC67K两大系列数控折弯机和具有先进水平的高精度数控三点式折弯机。其中WSb7K-16013200型折弯机，两个油缸各自采用电液伺服闭环控制:采用Cybelec公司Press Cad900数控系统，实现7轴数控(Y1. Y2. X1, X2. R. }1. Z2);滑块上有长孔，布置液压挠度补偿装置;上模有液压快速夹紧装置，工作合前有气动前托料架。

国内对数控弯箍机的研究起步晚，技术力量薄弱，与国外的发展水平相比还有不小的差距。目前国内生产的钢筋弯曲加工设备主要定位于中低端机型，大部分钢筋弯曲机仍采用机械式或液压式控制，设备的自动化水平低，工人的劳动 强度大，所弯制出的钢筋制品形状简单，精度较差，不符合国内一些重大工程的使用要求。高端的弯曲机几乎全部从国外进口，价格昂贵，单机售价可达数百万人民币，而且由于个别西方发达国家对我国高新技术的出口，一些高性能的钢筋弯曲机甚至无法进口，严重制约了我国社会主义现代化建设的步伐。

近年来，随着我国对数控钢筋弯箍机的研究发展日益重视，国内数控弯箍机的水平也取得了长足的发展。如：中国建筑科学研究院建筑机械化研 究分院与意大利SCHNELL公司联合开发的“PRIMA12”数控钢筋弯箍机，采用计算机控制，设备自动化程度高，安全性能好，可以实现箍筋生产全自动化淮南钢力冷轧设备厂生产的“GJJ12-2”型数控弯箍机拥有多项专利技术，设备生产效率高、经济效益好；烟台鸿图数控设备有限公司生产的“SW-12”型数控钢筋弯箍机拥有四项国家专利，设备运行可靠、弯箍尺寸精准；深圳康振机械科技有限公司生产的“坚盾2B”全自动数控弯箍机，采用德国PLC控制技术和伺服系统，可实现全自动、不间断的弯曲成型加工流程。

华中科技大学塑性成形研究所长期从事新型塑性成形设备及其计算机控制的研究和开发工作。“七五”、“八五”，期间又承担了国家科技攻关项目“RD-W67K一125/3000板材折弯加工单元，和“锻压机床通用数控系统”。针对国外90年始发展的基于伺服直接驱动的折弯机数控技术这一新动向，及时开展了研究工作。目前，在多年研究、开发和生产重型塑性成型数控设备的基础上，正致力于开发一种结构简单、成本低廉、特色显著，基于伺服电机直接驱动的新一代折弯机数控系统。

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1.2.2折弯机发展趋势

折弯机使用最简单的通用模具，通过滑块最简单的上下往复直线运动，能折出各种各样的复杂零件。但是，折弯过程是金属板料加工中最复杂的过程之一，在普通折弯机上只有高度熟练的操作人员才能生产出良好的零件。即使如此，也需要相当长的调整时间。用先进的液压系统和数控系统装备的折弯机不但可以大大缩短调整时间，而且不熟练的操作人员也不需要多次试折就能生产出良好的零件。这次展出的折弯机非常明显地表现出这一趋势。

国外的折弯机早已实现液压化，现在已普遍采用电液比例(或伺服)控制技术对两个油缸的同步、位置、速度和压力进行精确控制。与机械液压伺服阀的液压系统相比，不仅调整方便，控制精度高，容易实现双机联动，而且机械结构简单。液压系统集成化，与数控系统连接简单方便，从而使折弯机的制造、装配、调试和维修的工作量都相应减少。

折弯机的数控系统经过多年发展，目前功能越来越齐全，操作越来越方便。普通的数控系统通常都有以下功能:实现4轴数控(Y1.Y2,X,R);折弯角度直接编程;存贮若干个程序;模具数据库;双机联动;工作台挠度补偿;对折弯力、速度、保压时间、卸压距离、Y1与Y2倾斜等参数进行编程。先进的数控系统不但数控轴数多，还具有二维或三维图形显示，进行每道折弯工序的仿真和折弯顺序的优化，判断零件与模具是否发生干涉，根据零件图尺寸画出毛坯展开图。

国外著名的液压件公司如Rexroth . Bosch等都可全套提供折弯机的比例控制液压系统，其控制阀块(包括充液阀)直接装在油缸顶部，使液压管路减少到最低程度。著名的Cybelec , Delem , Autobend等公司可以提供折弯机专用的各种档次的数控系统。上述液压系统和数控系统全都可以匹配，为折弯机制造厂提供了极大的方便。

为了进一步提高折弯精度，国外有些折弯机公司已开发了多种板料厚度自动测量装置、折弯角度自动测量装置、折弯角度回弹量自动测量及补偿装置，并已经在折弯机上得到实际应用。

为了减轻换模的劳动强度和缩短换模时间。除了普遍使用上模液压快速夹紧装置以外，国外很多折弯机上采用了单模槽凹模，并在工作台上配置下模液压快速夹紧装置，不但便于更换下模，而且保证上下模的轴线自动对中，不需调整。有的折弯机已装备了自动换模装置，在折弯机一侧设置模具库，实现自动换模。

为了减轻折弯操作的劳动强度，实现无人操作，已有几家折弯机公司开发了多轴数控的专用机器人与折弯机组成“折弯机——机器人”系统，在生产尺寸较小、形状不很复杂的典型折弯件时实现无人操作。

本文拟对钢筋弯曲机传动方案从传动效率、传动精度方面进行分析比较，提

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出一种传动方案的改良思路，以便广大用户更好地选择所需的机型，也有利于生产厂家设计生产满足市场需要的产品，促进国产钢筋弯曲机设计、生产、使用水平的进一步提高，解决目前钢筋弯曲机的局限性。

1.3课题背景

目前，在桥路、楼宇、地铁等建筑过程中，需大量使用具有一定几何形状及尺寸的折弯钢筋。但是目前大多数钢筋折弯工作仍然依靠工人手工完成。为了提高生产效率，降低生产成本，提高折弯钢筋的加工质量。本课题拟研究和设计出能够自动完成钢筋折弯工作的折弯机，以满足社会生产需求。课题要求在系统分析市场现有各类钢筋折弯设备的基础上，通过系统的功能分析，研究折弯机的各个功能组成部分及相互关系，使其能够实现根据折弯后的不同形状手动调整折弯模具、自动折弯、自卸料功能。随着现代经济的快速发展，建筑行业也发展迅速，越来越多的建筑材料被需求，钢筋就是建筑工程中大量使用的一种材料，它在建筑行业中起着至关重要的作用。因此，钢筋加工是钢筋混泥土施工中的一个重要组成部分。为了适应建筑工程中的不同的需求，把已切断的钢筋弯曲成所需要的尺寸形状是钢筋加工中一道很重要的工序。钢筋弯曲速度快，弯曲精度高，效率高对工程质量的提高起着至关重要的作用。目前，建筑工地上常用的弯曲钢筋成型的方法主要有两种：手工弯曲。机械弯曲。两中相比较，前者设备简单，操作容易，但工作效率低，而且是手动弯曲，这样弯曲精度不高。不适合大批量生产。后者弯曲容易，而且减轻了工人的劳动强度，提高了工作效率，适合于大批量生产。现在已经逐步代替了手工弯曲。这次设计采用的是机械弯曲形式，而且取双工位，两个工人可以在同一时间，同一机器上完成不同的工作，而且互不干涉。这样提高了工作效率，节省了个人的劳动时间。

1.4新型钢筋折弯机的特点及组成部分

一般有全自动钢筋折弯机，和半自动钢筋折弯机之分 。全自动的也叫数控钢筋折弯机是电能通过马达转化为动能控制切刀切口来达到折弯钢筋效果的。而 半自动的是人工控制的，从而进行折弯钢筋的操作。 主要有以下的特点：

a. 可加工钢筋的种类多，直径从6mm到20mm不等，因此应用范围较广。 b. 具有很高的精度，钢筋加工长度公差控制在±1mm之内，同时加工角度 误差也不超过±10，这种加工精度大大超过了手工操作。

c. 确保钢筋的有改利用率。由十它采用计一算机控制，进给多少就加工多少，使钢筋得到了最大限度的利用。

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利用计算机对钢筋加工过程进行控制。改变钢筋加工的形状，只需在控制屏上选择所需加工类型。需增加或删除某种加工形状，对软件进行修改即可完成。除了上述的几个优点之外，它还具有一个显著的特点，就是成本较低，与国外同类产品比较，价格仅为它们的四分之一，有利于产品的推广与销售。

1.5本文主要研究工作

1.5.1主要内容：

设计一种新型的钢筋自动弯曲机，钢筋的上料，角度控制以及钢筋的弯曲由折弯机自动进行。该钢筋折弯机主要有机械控制系统、操作系统、回转系统、工作台面、动力驱动装置等部分组成。

本题在当前钢筋弯曲机的基础上，设计一种操作简单、效率高的钢筋弯曲机，并且提高弯曲角度的控制精度，同时使之适应当今工程建设方面中的各种型号的钢筋的弯曲，最大限度的提高所设计弯曲机的适用范围。

本课题研究的钢筋自动折弯机拟采用电气驱动方式，能够自动实现钢筋的矩形、三角形。

设计内容包括：折弯模具的手动调整、自动折弯工序的设计与实现、自动卸料装置的设计及辅助系统的设计。

技术要求：能加工单根钢筋的长度范围为：0.6—2.2m；加工效率不少于：150根/h;最大折弯力矩为：2.5KN; 1.5.2研究方法

在充分了解现在国内外钢筋弯曲机的基础上，分析各种弯曲机的优缺点，利用已有的样品及技术，通过借鉴改进，设计出一种更加高效的钢筋弯曲机。设计过程中主要用到、机械制造、机械设计、材料力学、动力传动装置设计等课程方面的知识。 1.5.3技术路线:

调查研究查资料→写出开题报告→确定总体方案→钢筋弯曲机整体方案的设计→动力设备计算选型→动力传动装置、工作台面设计→绘制钢筋弯曲机的总装配图及零件图→撰写设计说明书。 1.5.4研究方案： 折弯工艺过程

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送料 折弯90° 回转 送料 折弯90° 送料 回转 折弯90° 送料 回转 转弯90° 回转 送料（顶出前料） 图1.1折弯工艺

表1.1 钢筋自动折弯机形态学矩阵

A折弯驱动

交流伺服机

B送料驱动

C折弯传动

伺服电机 齿轮传动

1

2 直流伺服机 气动机 齿形带传动

D送料传动

齿轮传动

齿形带传动

E紧固方式

摩擦紧固

刚性连接紧固

螺纹连接紧固

杆

组合

蜗轮传动

丝杠传动

步进电机 蜗轮传动

直线电机 丝杠传动

液动机 齿轮齿条传动 齿轮齿条传动

3 步进电机

4 直线电机

5 液动机

6 气动机

可能组合出方案数为：N=6x5x5x5x4=3000

选择方案为：折弯驱动（伺服电机）+送料驱动（步进电机）+折弯传动（齿轮传动）+送料传动（齿轮齿条传动）+紧固方式（组合杆）

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1.5.5方案选择理由 a. 送料部分：

图1.2送料原理

采用步进电机是为了便于钢筋送料的控制，脉冲控制转角，并且采用齿轮是由于传动准确。通过控制脉冲数来控制电机转角，从而控制钢筋的进给量。钢筋通常由圆盘的形式存放。在钢筋自动成型加工机中。我们设计了两组动轮将钢筋由外部带入并同时进行水平校直。其中第二组动轮由伺服电动机经过中间传动机构直接带动，第一组动轮与第二组动轮之间由链轮进行连接，第二组动轮转动时同时用链轮带动第一组轮转动，这样就可以实现将钢筋进给的任务。这部分设计主要由进口设计，两组动轮的设计以链轮的设计组成。 b. 折弯部分：

交流伺服电机它的功率范围大，可以做到很大的功率。大惯量，最高转动速度低，且随着功率增大而快速降低。因而适合做低速平稳运行的应用。满足本系统需要平稳运行且转矩大的需求，采用齿轮齿条传动同样是由于传动平稳准确，并且将回转运动转化为水平移动。 c. 钢筋自动折弯机的弯曲部分工作的原理

弯曲部分工作原理： 钢筋弯曲机属于一种对钢筋弯曲机结构的改 ，本实用新型包括减速机、带轮、弯曲盘面 。弯曲机的工作机构是一个在垂直轴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 。其原理如下图

图1.3折弯原理图

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毕业设计（论文）

d. 紧固方式：

采用组合杆为夹紧方式是由于根据钢筋的尺寸便于调整，并且折弯完成后直接顶料来达到卸料的目的（卸料方便）。

折弯部分详细方案：Y系列三相异步电动机+V带传动+二级齿轮减速器+第三级齿轮副——带动工作台进行正反转回转运动。

11

2 弯矩计算及其电动机选择

2 弯矩计算及电动机选择

2.1折弯方案

2.1.1钢筋受力情况

钢筋受力情况与计算有关的几何尺寸标记图1。

当Mt一定，α越大则拨斜柱及主轴径向负荷越小；

L

a=arcos(1)

L0一定，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Lo。

钢筋折弯机的工作盘设计：直径Ф40mm， a=43.8°

1压弯销轴 2钢筋 3中心销轴 4工作圆盘 5支承挡销

图2.1 弯曲工作部分示意图

2.1.2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的额定延伸率，钢筋应力超过屈服极限产生塑性变形。

12

毕业设计（论文）

2.2材料达到屈服极限的始弯矩

2.2.1按Ф20螺纹钢筋公称直径计算

M0=K1Wσs （2.1）

式中，M0为始弯矩，W为抗弯截面模数，K 1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M0=3977（N·m） 2.2.2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：

K

M=(K1+0) （2.2）

2Rx式中，k0为强化系数，k0=2.1/δp=2.1/0.14=15, δp为延伸率，25MnSi的δp=14%，Rx=R/d0,R为弯心直径，R=3 ，则得出终弯矩 M=11850（N•m）。 2.2.3钢筋弯曲所需距

Mt=[(M0+M)/2]/K=8739（Nm）

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Ф20钢筋（σb=450 N/mm2）弯矩所需弯矩：Mt=8739（N•m）,取较大者作为以下计算依据。

Mt=8739（N•m）﹤﹤2.5（KNm） 2.2.4电动机功率

由功率扭矩关系公式 A0=Tn/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= A0/η=2.9/0.75=3.9（KW），电动机选用Y系列三相异步电动机Y112M-4型，额定功率为 =4（KW）,额定转速 =1440r/min。

13

3 确定传动比及运动参数

3确定传动比及运动参数

3.1分配传动比

3.1.1总传动比

ia=

nm1440

==48

n30 (3.1)

3.1.2分配装置传动比

由ia=i0.i，式中i0,i分别为带传动和减速器传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=4，则减速器传动比为： i=

48

=12 (3.2) 4

3.1.3分配减速器各级传动比

i=i1·i2，其中i1为高速级齿轮传动的传动比，i2为低速级齿轮传动的传动比 因为i1=(1.3~1.5)i，取i1=4，则i2=3。

3.2计算传动装置的运动和动力参数

3.2.1各轴转速

Ⅰ轴 nI=

nm1440

==360r/min(3.3) i04 nI360==90r/mini14nII90

==30r/mini23

(3.4)

(3.5)

Ⅱ轴 nII=

Ⅲ轴 nIII=

14

毕业设计（论文）

3.2.2各轴输入功率

Ⅰ轴 PI=Pmh0h1=4´0.96´0.99KW=3.80kw (3.6)

22Ⅱ轴 PII=Pmh0h1h2=4´0.96´0.99´0.99=3.61kW (3.7) 3232Ⅲ轴 PIII=Pmh0h1h2=4´0.99´0.96=3.43kW (3.8)

3.2.3各轴输入转矩

Ⅰ轴 TI=9550

PI3.80

N.mm=100.8N.mm=9550´(3.9)

nI360PII3.61

N.mm=383.06N.mm=9550´

(3.10) nII90PIII3.43

=9550´N.mm=1091.88N.mm (3.11) nIII30

Ⅱ轴 TII=9550

Ⅲ轴 TIII=9550

运动和动力参数计算结果整理于下表3.1

表3.1运动和动力参数

输入转矩

轴名

输入功率P/kW

T/Nm

r/min 转速n

传动比i

Ⅰ轴 3.80 100.80 360

4

Ⅱ轴 3.61 383.06 90

3

Ⅲ轴 3.43 1091.88 30

15

4 V带传动设计

4 V带传动设计

4.1 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n1=1440r/min，减速器输入轴转速n2=514r/min，输送装置工作时有轻微冲击，每天工作16个小时。 4.1.1设计功率

P=1.2´4=4.8KW 根据工作情况由查得工况系数KA=1.2，Pd=KA×4.1.2 选定带型

根据Pd=4.8KW和转速n1=1440r/min，查的选定A型 4.1.3计算传动比

n11440

i===2.8 =（1-） （4.1） n2514

4.1.4小带轮基准直径dd1

由表查的取小带轮基准直径dd1=75mm 4.1.5 大带轮的基准直径dd2

大带轮的基准直径

dd2=idd1（1-e） （4.2） 取弹性滑动率e=0.02

dd2= idd（）=2.8´75(1-0.02)=205.8mm （4.3） 11-e实际传动比

i= 从动轮的实际转速 n2= 转速误差

Dn2=

514-505.26

=1.7% （4.6）

514n11440==505.26r/min （4.5） i2.85

dd2

=2.85 （4.4）

dd1(1-e)

16

毕业设计（论文）

对于带式输送装置，转速误差在±5%范围是可以的。 4.1.6 带速n n=4.1.7初定轴间距a0

0.7（dd1+dd2）£a0£2（dd1+dd2） （4.8） 0.7（75+205）£a0£2（75+205）

取a0=400mm 4.1.8 所需v带基准长度Ld0

(dd2-dd1)2p

Ld0=2a0+(dd1+dd2)+ （4.10）

4a02p(205-75)2

=2´400+(75+205)+24´400 =800+439.6+10.56 =1250.16mm 查得选取Ld=1250mm 4.1.9 实际轴间距a

L-Ld0

a=a0+d=400mm （4.11）

2

4.1.10 小带轮包角a1

0 a=180-1

pd1n1p75´1440

==5.652m/s (4.7)

60´100060´1000

196£a0£560 （4.9）

dd2-dd1

´57.30 (4.12) a

=1800-18.620 =161.380>1200 4.1.11单根v带的基本额定功率p1

根据dd1=75mm和n1=1440r/min由查表得用内插法得A型v带的p1=0.68KW

17

毕业设计（论文）

4.1.12 额定功率的增量Dp1

根据n1=1440r/min和i=2.85由表查的用内插法得A型v带的Dp1=0.17KW

4.1.13 V带的根数Z

Z=

pd

（4.13）

(p1+Dp1)ka·kL

根据a0

1=161.38查表得ka=0.95

根据LD=1250mm查表得得kL=0.93

Z=pd4.8(pp=0.68+0.17)´0.95´0.93

=3.88 1+D1)ka·kL(取Z=4根

4.1.14 单根V带的预紧力F0 F2.50=500（k-1)p

dzn

+mn2 a由表查得A型带m=0.10kg/m

则F2.50=500（-1)p

dk+mn2=99.53N azn

4.1.15 压轴力FQ

Fa161.38

0

Q=2F0Zsin12=2´99.53´7sin2

=1372N 18

4.14）

4.15） 4.16） 4.17）

（ （ （ （ 5 圆柱齿轮设计

5 圆柱齿轮设计

5.1选择材料

查的选择两齿轮材料为：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MQ质量指标查得sHlim=sFlim=1120Mpa；由MQ级质量指标查得σFE1=σFE2=700Mpa, σFlim1=σFlim2=350Mpa

5.2按接触强度进行初步设计

5.2.1 确定中心距a

a>CmAa(μ+1)3试中 Cm=1 Aa=483 K=1.7 T2=16N×m F

a

KT1

（5.1） 2

[Fa·msH]=0.4

sH=1008MPa

a=175mm 取a=200mm

5.2.2 确定模数m

m=(0.007～0.02)a=1.4～4, 取m=3mm （5.2） 5.2.3 确定齿数z1,z2

z1=

2a2´200

==20.51 取z1=21 （5.3）

m(m+1)3´(5.5+1)

z2=μz1=5.5´21=115.5 取z2=116 （5.4） 5.2.4 计算主要的几何尺寸 分度圆的直径

d1=m z1=3´21=63mm （5.5）

19

毕业设计（论文）

d2=m z2=3´116=348mm （5.6）齿顶圆直径

da1= d1+2ha=63+2´3=69mm （5.7） da2= d2+2ha=348+2´3=3mm （5.8）端面压力角 a=200 基圆直径

db1= d1cosa=63´cos200=59.15mm d0b2= d2cosa=348´cos20=326.77mm 齿顶圆压力角

ab1

at1=arccos

dd=31.020 a1

adb2

at2= arccosd=22.630 a2

端面重合度 ea=

1

2p

[ z1（tgaat1-tga）+ z2(tgaat2-tga)] =1.9 齿宽系数 Fbd=

d=80

63

=1.3 1纵向重合度 eb=0

5.3齿轮校核

5.3.1 校核齿面接触强度 强度条件：sH≤[sH] 计算应力：

sFtm+1

H1=ZHZBZEZeZbkAKVKHbKHa

d 1bm

sZDH2=sH1

Z

B

20

（5.9）

5.10） 5.11） 5.12） 5.13） 5.14） 5.15） 5.16）

（ （（（ （（ （毕业设计（论文）

式中： 定义切向力Ft= 使用系数 KA=1 动载系数

=（

AA+200V

）-B （5.18） 2000´T12000´63.17

==2005N d163

（5.17）

KV

pd1n1p´63.17´514

==1.7m

s60´100060´1000

A=83.6 B=0.4

式中 V=

KV

=1.08 （5.19）

齿向载荷分布系数 KHb=1.35（查的按硬齿面齿轮，装配时检修调整，6级精度KHb£1.34非对称支称公式计算）

齿间载荷分配系数 KHa=1.0 节点区域系数 ZH=1.5 重合度的系数 Ze=0.77 螺旋角系数 Zb=0.80 弹性系数 ZE=1.8MPa

单对齿啮合系数 ZB=1 sH1=sH2=1´1.5´1.8´0.77´0.801´1.05´1.35´1.0许用应力：[sH]=

5.5+12005

=143.17MP

5.563´80

sHlim

ZNTZLZVZRZWZX （5.20） SHlim

式中：极限应力sHlim=1120MPa 最小安全系数SHlim=1.1 寿命系数ZNT=0.92 润滑剂系数ZL=1.05 速度系数ZV=0.96 粗糙度系数ZR=0.9 齿面工作硬化系数ZW=1.03 尺寸系数ZX=1

21

毕业设计（论文）

1120

´0.92´1.05´0.96´0.85´1.03=875.29MPa （5.21） 则： [sH]=1.1

满足sH£[sH]

5.3.2 校核齿根的强度 强度条件：sF1≤[sF1] 许用应力：sF1 =

Ft

YFaYSaYeYbKAKVKFbKFa； （5.22） bmn

YFa2YSa2

YFa1YSa1

sF2=sF1·

式中：齿形系数YFa1=2.61， YFa2=2.2 应力修正系数YSa1=1.6，YSa2=1.77 重合度系数 Ye=1.9 螺旋角系数Yb=1.0

齿向载荷分布系数KFb=KHb=1.3（其中N=0.94） 齿间载荷分配系数KFa=1.0 则 sF1=94.8MPa

1.77´2.2

sF2=sF1´=88.3MPa

2.61´1.6

许用应力：[sF]=

sFlim

YSTYNTYd relTYRelTYX （按sFlim值较小齿轮核）SFlim

N

式中： 极限应力sFlim=350MPa

安全系数SFlim=1.25 应力修正系数YST=2 寿命系数YST=0.9

齿根圆角敏感系数YdrelT=0.97 齿根表面状况系数YRelT=1 尺寸系数YX=1 则 [sF]=

满足，sF2〈sF1〈[sF] 验算结果安全

5.4齿轮及齿轮副精度的检验项目计算

5.4.1.确定齿厚偏差代号为：6KL GB10095—88

22

毕业设计（论文）

5.4.2.确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值 第Ⅰ公差组检验切向综合公差

Fi，Fi=FP+Ff=0.063+0.009=0.072mm （5.23） 第Ⅱ公差组检验齿切向综合公差

fi，fi=0.6（fpt+ft）=0.6（0.009+0.011）=0.012mm （5.24） 第Ⅲ公差组检验齿向公差

Fb=0.012 （5.25） 5.4.3.确定齿轮副的检验项目与公差值对齿轮：

检验公法线长度的偏差Ew。按齿厚偏差的代号KL，根据表查的计算式求 齿厚的上偏差 Ess=-12fpt=-12´0.009=-0.108mm; （5.26） 齿厚下偏差 Esi=-16fpt=-16´0.009=-0.144mm； （5.27） 公法线的平均长度上偏差

EWS=Ess*cosa-0.72FTsina=-0.108´cos200-0.72 ´0.36´sina200=-0.110mm,

下偏差

Ewi=Esicosa+0.72FTsina=-0.144´cos200+0.72´0.036´sin200=-0.126mm；

按表8—3—19及其表注说明求得公法线长度Wkn=87.652，跨齿数K=10，则公法线长度偏差可表示为：87.652-0.126

-0.110

1

1

1

1

,对齿轮传动，检验中心距极限偏差

fa，根据中心距a=200mm，由表查得8—3—65查得fa=±0.023；检验接触斑点，由表查得接触斑点沿齿高不小于40%，沿齿长不小于70%；检验齿轮副的切向综合公差Fic=0.05+0.072=0.125mm；检验齿切向综合公差fic=0.0228mm，。对箱体，检验轴线的平行度公差，fx=0.012mm，fy=0.006mm（由表8—3—63查取）。根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为50mm，其尺寸和形状公差均为6级，即0.016mm，齿轮的径向和端面跳动公差为0.014mm。

由于第一级齿轮传动比与第二级传动比相等，则对齿轮的选择，计算以及校核都与第一级一样 。

23

6 第三级圆柱齿轮的设计

6 第三级圆柱齿轮的设计

6.1选择材料

参考表选择两齿轮材料为：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，MQ级质量指标查得σHlim=σHlim=1120Mpa；MQ级质量指标查得σFE1=σFE2=700Mpa, σFlim1=σFlim2=350 Mpa.

6.2按接触强度进行初步设计

6.2.1 确定中心距a

a>CmAa(μ+1)3式中：Cm=1 Aa=483 K=1.7 T2=16N×m F

a

F

a

[·msH]KT1

2

（6.1）

=0.4

sH=1008MPa m=6

则 a=325mm 取a=400mm

6.2.2 确定模数m

m=(0.007～0.02)a=2.8～8, 取m=4mm 6.2.3 确定齿数z1,z2

z1+z2= z1=

取z1=28 取z2=172

24

2´400

=200 （6.2） 4

2a2´400

==28 （6.3）

m(m+1)4´(6+1)

毕业设计（论文）

6.2.4 计算主要的几何尺寸

分度圆的直径

d1=m z1=4´28=112mm （6.4） d2=m z2=4´172=688mm （6.5） 齿顶圆直径

da1= d1+2ha=112+2´4=120mm da2= d2+2ha=688+2´4=696mm 齿根圆直径

df1=mz1-2.5m=102mm df2=mz2-2.5m=678mm

端面压力角 a=200 基圆直径

db1= d1cosa=112´cos200=107.16mm db2= d2cosa=688´cos200=6.72mm 齿顶圆压力角

adb1

at1=arccos

d=26.70 a1

adb2

at2= arccosd=21.60 a2

端面重合度 ea=

1

2p

[ z1（tgaat1-tga）+ z2(tgaat2-tga)] =1.15 齿宽系数 Fbd=d=80

=1.3 163

齿宽 b=F

a

·a=0.4´400=160mm 纵向重合度 eb=0

6.3校核齿轮

25

（6.6） （6.7） （6.8） （6.9）

6.10） 6.11） 6.12） 6.13） 6.14） 6.15） 6.16）

（ （ （ （ （ （ （毕业设计（论文）

6.3.1校核齿面接触强度

强度条件：sH≤[sH]

计算应力：

sH1=ZHZBZEZeZbkAKVKHbKHa

ZDZB

Ftm+1

（6.17）

d1bm

sH2=sH1

式中： 名义切向力Ft=

2000´T12000´1910

=34107N （6.18） =

d163

使用系数 KA=1 动载系数

=（

AA+200V

）-B

KV

式中 V=

d1n1pp´112´17==0.09m （6.19）

s60´100060´1000

A=83.6 B=0.4 C=6.57

KV

=1.05

齿向载荷分布系数 KHb=1.35（按硬齿面齿轮，装配时检修调6级精度

KHb£1.34非对称支称公式计算） 齿间载荷分配系数 KHa=1.0 节点区域系数 ZH=1.5 重合度的系数 Ze=0.93 螺旋角系数 Zb=0.80 弹性系数 ZE=1.8MPa 单对齿齿合系数 ZB=1

sH2=1´1.5´1.8´0.77´0.801´1.05´1.35´1.0 许用应力：[sH]=

sHlim

ZNTZLZVZRZWZX SHlim

5.5+12005

=301.42MPa

5.563´80

式中：极限应力sHlim=1120MPa

26

毕业设计（论文）

最小安全系数SHlim=1.1 寿命系数ZNT=0.92 润滑剂系数ZL=1.05 速度系数ZV=0.96

粗糙度系数ZR=0.9

齿面工作硬化系数ZW=1.03

尺寸系数ZX=1

1120

´0.92´1.05´0.96´0.85´1.03=826MPa （6.20） 则： [sH]=1.1 满足sH£[sH] 6.3.2校核齿根的强度 强度条件：sF1≤[sF1] 许用应力：sF1 =

Ft

YFaYSaYeYbKAKVKFbKFa； （6.21） bmn

YFa2YSa2

YFa1YSa1

sF2=sF1·

式中：齿形系数YFa1=2.61， YFa2=2.2

应力修正系数YSa1=1.6，YSa2=1.77 重合度系数 Ye=1.9 螺旋角系数Yb=1.0

齿向载荷分布系数KFb=KHb=1.3

齿间载荷分配系数KFa=1.0

则 sF1=94.8MPa

1.77´2.2

sF2=sF1´=88.3MPa （6.22）

2.61´1.6许用应力：[sF]=

sFlim

YSTYNTYdrelTYRelTYX （按sFlim值较小齿轮校核） SFlim

N

式中： 极限应力sFlim=350MPa

安全系数SFlim=1.25 应力修正系数YST=2 寿命系数YST=0.9

27

毕业设计（论文）

齿根圆角敏感系数YdrelT=0.97 齿根表面状况系数YRelT=1

尺寸系数YX=1

350

´2´0.9´0.97=4MPa （6.23） 则 [sF]=1.25 满足，sF2〈sF1〈[sF] 验算结果安全

6.4齿轮及齿轮副精度的检验项目计算

6.4.1确定齿厚偏差代号为：6KL GB10095—88 6.4.2确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值：

第Ⅰ公差组检验切向综合公差Fi，Fi=FP+Ff=0.063+0.009=0.072mm,

1

第Ⅱ公差组检验齿切向综合公差fi， 1

fi=0.6（fpt+ft）=0.6（0.009+0.011）=0.012mm； 第Ⅲ公差组检验齿向公差Fb=0.012

6.4.3确定齿轮副的检验项目与公差值对齿轮：

检验公法线长度的偏差Ew。按齿厚偏差的代号KL， 根据表8—3—53的计算式求得齿厚的上偏差Ess=-12

fpt=-12x0.009=-0.108mm，齿厚下偏差Esi=-16fpt=-16´0.009=-0.144mm； 公法线的平均长度上偏差

EWS=Ess*cosa-0.72FTsina=-0.108´cos200-0.72´0.36´sina200=-0.110mm 下偏差

Ewi=Esicosa+0.72FTsina=-0.144´cos200+0.72´0.036´sin200=-0.126mm；

按表及其表注说明求得公法线长度Wkn=87.652，跨齿数K=10，则公法线长度偏差可表示为：87.652-0.126

-0.110

1

1

对齿轮传动，检验中心距极限偏差fa，根据

中心距a=200mm，由表查得查得fa=±0.023；检验接触斑点，由表8—3—查得接触斑点沿齿高不小于40%，沿齿长不小于70%；检验齿轮副的切向综合公差Fic=0.05+0.072=0.125mm；检验齿切向综合公差fic=0.0228mm，。对箱体，检验轴线的平行度公差，fx=0.012mm，6.4.4 确定齿坯的精度要求按表查取：

根据大齿轮的功率,确定大轮的孔径为50mm，其尺寸和形状公差均为6级，即 0.016mm，齿轮的径向和端面跳动公差为0.014mm。

fy=0.006mm。

28

7 轴的设计

7

轴的设计

7.1计算作用在轴上的力

大轮的受力： 圆周力 F1

F2T1=d=2´347

=1995.8N 1

93.5 径向力 Fr1

Fr1=F1tga0=1995.8´0.36=726N 轴向力 Fa1=F1 小轮的受力： 圆周力 F2

F2T2 =

d=2´347

=11024N 263

径向力 Fr2

Fr2=F2tga0=11024´0.36=3968N 轴向力 Fa2 Fa2=F2

7.2计算支力和弯矩

7.2.1垂直平面中的支反力：

R''+B=

F1(bc)+F2·cl=1995.8´143+11024´26

213

=6262N

R''c=

F2(a+b)+F1a11024´116.5+1995.8l=´49.5

213

=68420N7.2.2 水平面中的支反力：

R'Fa1·0.5df1+Fr2·c+Fa2·0.5d2-Fr1(b+c)

B=l

=

1995.8´174+3968´200+11024´315-720´143

213

=2752.3N 29

7.1）7.2）7.3）7.4）7.5）7.6）7.7） （ （ （

（ （

（

（

毕业设计（论文）

Rc= =

'

Fr2+(a+b)-Fa2·0.5df2-Fr1a-Fa1·0.5df1

l

3968´166.5-11024´31.5-726´350-1995.8´174

213

=261N （7.8） 7.2.3 支点的合力RB ，RC： R2

'2B=R''B+RB

2=62622+2752=6840N R'22

2C=R'C+R'C=68242+261=6828N 轴向力 Fa=Fa2-Fa1=11024-1995.8=9028.2N

Fa应由轴向固定的轴承来承受。

7.2.4 垂直弯矩：

截面Ⅰ—ⅠM''w1 M''w1=R''B·a=6262´49.5=751.4N×m 截面Ⅱ—Ⅱ M''wP M''wP=R''C·C=6842´26=1368.4N×m 7.2.5 水平弯矩：

截面Ⅰ—Ⅰ

M'w1=R'B·a=2752.3´49.5=330.27N×m M'wIa=Fa1

·d 1-R'

B·a=1995.8´174-330.27=16.86N 截面Ⅱ—Ⅱ

2

M'wP=R'C·C=261´200=52.2N×m M'wPa=R'B(a+b)+Fr1·b-Fd1

a1

2

=2752´166.5+726´117-1995´174

=504N×m 7.2.6合成弯矩：

截面Ⅰ—Ⅰ MwI=

(M''

)2wI

+(M')2wI

=

5001+1000=820.30N×m M''

2

2

wIa=

(MwI

)+(M'

wIa

)=

751.42+16.822=752N×m

截面Ⅱ—Ⅱ M2

wP=

(M''wP)2+(M'wP)=1368.42+52.22=1368.9N×m 30

（7.9）

7.10） 7.11） 7.12） 7.13）

7.14） 7.15） 7.16） 7.17） 7.18）

7.19）

（ （ （ （ （ （ （ （ （ （毕业设计（论文）

MwPa=7.2.7 计算轴径

截面Ⅰ—Ⅰ

d1=3

10(MwI)2+(aT)2

(M''wP)2+(M'wPa)2

=1368.42+5042=1457.8N×m （7.20）

=3

10672400+10505.58

=58mm （7.21）

0.7[s]W

0.7´355

截面Ⅱ—Ⅱ

2

d)2

+(aT)2

2=310

(MwPa0.7[s]=3101368.9+10505.58W

0.7´355

=74mm

7.3对截面进行校核

7.3.1截面Ⅰ—Ⅰ校核

MwI=82030N×mm T=

95.5´106P

=95.5´106´3.4

n

93.5

=347272N×mm W=pd3p´583

32=32=19145mm3 WT=2W=38290mm3 s-1=355MPa Y=0.1

齿轮轴的齿 ks=1

k1.49-1.46

t=700-600´(0-600)+1.46=1.472 es=0.73 et=0.72 kks

s=

be=1.268 s

kkt

t=

be=1.9 t

31

7.22）

（7.23） （7.24）

（7.25）

（7.26）

（7.27）

（ 毕业设计（论文）

s-1355

==.78 （7.28） S=

æç

èKMö3é

sW÷ø+4êë(KTù29.12+12.92t+yt)WT [S]=1.8 S>1.8

则 轴的强度满足要求 7.3.2 截面Ⅱ—Ⅱ校核

MwP=1360N×mm T=

95.5´106P

=95.5´106´3.4

n

93.5

=347272N×mm W=pd3p´743

32=32

=39762.6mm3 WT=2W=79525.21mm3 s-1=355MPa Y=0.1

齿轮轴的齿 ks=1

k1.49-1.46

t=700-600

´(0-600)+1.46=1.472 es=0.81 et=0.76 kks

s=

be=3.110 s kkt

t=be=2.271 t

S=

s-1

=

355æ1.152+7.76

=119 ç

TùèKMö3é

sW÷ø+4êë

(Kt+yt)WT [S]=1.8 S>1.8 则 轴的强度满足要求 则轴的受力如下图

32

7.29） 7.30）

7.31） 7.32） 7.33）

7.34） （ （ （ （ （ （

毕业设计（论文）

图7.1 轴的受力和结构尺寸简图

33

8 主轴设计

8 主轴设计

8.1计算作用在轴上的力

8.1.1齿轮的受力：

扭矩 T T=圆周力 F1 F1=

9550´3.2

=10537.9N×m （8.1）

2.92T2´10537.9

=6126.68N （8.2） =

d1344

径向力 Fr1 Fr1=F1tga0=6126.68´0.36=2205.6N 轴向力 Fa1=F1 8.1.2工作盘的合弯矩

Mt=[(M0+M)/2]/K=8739（N·m） （8.3） 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 钢筋（σb=450 N/mm2）弯矩所需弯矩：Mt=8739（N·m）

由公式Mt=FrsinaL0sina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与钢与钢筋轴线夹角。

a=43.80 L0=169.7mm 则 Fr=10816N

工作盘的扭矩 T2=Fr´L0sina=10816´169.7´0.96=12704.1N×m （8.4） 所以T>T2齿轮能够带动工作盘转动

8.2计算支力和弯矩

8.2.1垂直平面中的支反力：

R''B=

F1(b+c)+F2·c6126.68´122.25+11024´20.75==5342.8N （8.5）

l183F2(a+b)+F1a10372´162.5+6126.68´60.75

==11243N （8.6）

l183

R''c=

8.2.2水平面中的支反力：

34

毕业设计（论文）

R'B= =

Fa1·0.5df1+Fr2·c-Fr1(b+c)

l

6126.68´344+10186´20.75-2205.6´122.25

183Fr2+(a+b)-Fa2·0.5df2-Fr1a-Fa1·0.5df1

=11198.37N （8.7） R'c=

l

=

10186´162.25-2205.6´60.75-6126.68´344

183

=-3217.9N 8.2.3支点的合力RB ，RC： R2

'2B=R''B+RB

2=5342.8+11198.372=12407.6N R22

C=R''C+R'C=112432+3217.92=11694.4N 轴向力 Fa=Fa1=6126.68N Fa应由轴向固定的轴承来承受。 8.2.4垂直弯矩：

截面Ⅰ—ⅠM''w1 M''w1=R''B·a=5342.8´60.75=324.58N×m 截面Ⅱ—Ⅱ M''wP M''wP=R''C·C=11243´20.75=233.29N×m 8.2.5水平弯矩：

截面Ⅰ—Ⅰ

M'w1=R'B·a=11198.37´60.75=680.3N×m M'dwIa=F1

a1·2

-R'B·a=6126.68´344-680.3=1427.3N 截面Ⅱ—Ⅱ

M'wP=R'C·C=-3217.9´20.75=66.77N×m M''wPa=RB(a+b)+F1

r1·b-Fda1

2

=11198.37´162.25+2205.6´101.5-6126.68´344

=-66.77N×m

35

（8.8） （8.9）

8.10） 8.11） 8.12） 8.13） 8.14） 8.15） 8.16） （ （ （ （ （ （ （毕业设计（论文）

8.2.6合成弯矩：

截面Ⅰ—Ⅰ MwI=MwIa=MwP=(M)+(M')(M)+(M)''

2wI

wI

''

2wI

'wIa

22

=105352.17+4458.23=331.38N×m （8.17） =105352.17+2037185.29=1463.74N×m（8.18）

截面Ⅱ—Ⅱ

(M''wP)2+(M'wP)2=424.22+4458.23=242.65N×m （8.19）

MwPa=

(M''wP)2+(M'wPa)2=424.22+4458.23=242.65N×m 8.2.7计算轴径

截面Ⅰ—Ⅰ 2

dI)2+(aT)1=310(Mw310109812.70+6111.46

0.7[s]=W

0.7´355

=60mm 截面Ⅱ—Ⅱ 2

dT)2

2=310(MwPa)+(a0.7[s]=31058879.02+6111.46

0.7´355

=85mm W

8.3对截面进行校核

8.3.1截面Ⅰ—Ⅰ校核

MwI=331380N×mm T=

95.5´106P

=95.5´106´3.4

n

2.8

=115000000N×mm W=pd3=p´603

=21600mm33232 WT=2W=43200mm3 s-1=355MPa Y=0.1

36

8.20）

8.21）

8.22）

8.23） 8.24）

8.25）

（ （ （（ （ （ 毕业设计（论文）

齿轮轴的齿 ks=1

1.49-1.46

kt=´(0-600)+1.46=1.472 （8.26）

700-600

es=0.73 et=0.72 ks=

ks

be=1.268 s kkt

t=be=1.9 t

S=

s-1

=

355

æ.86

=6.47 ç

èKMö3é

sW÷ø+4êë

(KyTùt+t)WT [S]=1.8 S>1.8

则 轴的强度满足要求 8.3.2主轴的工作图如下

图8.1 主轴

37

8.27）

（

9 轴承和键的校核

9 轴承和键的校核

9.1轴承校核

9.1.1Ⅰ轴的轴承校核

深沟球轴承61920，其尺寸d×D×T=35mm×72mm×18.25mm，额定动载荷C=51.5KN，

F1=FNV1+FNH1=602.62+1726.82=1828.9NF2=FNV2+FNH2=234.92+673.22=713N

6

10

3

10

22

（9.1）

22

（9.2）

10æC

çLh=

60nçP1è

3ö10662.2öæ（9.3） ÷=´=515508h>>36000hç÷÷60´360è3.8øø

轴承满足寿命要求。 9.1.2Ⅱ轴的轴承校核

深沟球轴承61809，其尺寸d×D×T=45mm×80mm×19.75mm额定动载荷

C=59.8KN，

F1=FNV1+FNH1=492+304.22=308.1N

2

22

2

（9.4）

（9.5）

F2=FNV2+FNH2=1281.32+3900.32=4105.4N

10æCö10

ç÷=÷60´90´60nçPè2ø

6

10

3

6

103

Lh=

轴承满足寿命要求。 9.1.3 Ⅲ轴的轴承校核

59.8öæ

（9.6） 36000hç÷=2145784h>>

3.61èø

深沟球轴承，其尺寸d×D×T=75mm×130mm×27.25mm，额定动载荷C=130KN，

F1=FNV1+FNH1=679.72+1948.72=2063.8N

2

2

2

2

（9.7）

（9.8）

F2=FNV2+FNH2=1624.12+4655.82=4930.9N

Lh=

1060n

6

æCççP1è

ö10130000öæ（9.9） ÷=´36000hç÷>>÷60´30è3.43øø

10

3

6

103

38

毕业设计（论文）

轴承满足寿命要求。

9.2 键的校核

9.2.1各键的尺寸及受力

不同位置键的尺寸如表9.1所示。

表8.1 不同位置键的尺寸

b(

键的位置

mm)

轴Ⅰ大带轮 轴Ⅰ高速小齿轮 轴Ⅱ高速大齿轮 轴Ⅱ低速小齿轮 轴Ⅲ低速大齿轮

8 12 14 14 22

14 mm) 7 8 9 9

mm) 60 80 75 105 100

100.80 100.80 383.06 383.06 1091.88

H(

L(

T(N.m)

9.2.2 Ⅰ轴大带轮的平键 由手册查得，[σp]=110MPa，故

2T1´1032´100.8´103

sp===38.4MPa<110MPa（9.10）

kld0.5´7´60´25 所以键符合要求。 9.2.3 Ⅰ轴高速小齿轮的平键

由手册查得，[σp]=110MPa，故

2T1´1032´100.8´103

sp===15.4MPa<110MPa（9.11）

kld0.5´8´80´41 所以键符合要求。 9.2.4 Ⅱ轴高速大齿轮的平键

39

毕业设计（论文）

由手册查得，[σp]=110MPa，故

2T2´1032´383.06´103

sp===51.6MPa<110MPa（9.12）

kld0.5´9´75´44 所以键符合要求。 9.2.5 Ⅱ轴低速小齿轮的平键

由手册查得，[σp]=110MPa，故

s2T2´1032´383.06´103

p=kld=0.5´9´105´44=36.9MPa<110MPa 所以键符合要求。 9.2.6 Ⅲ轴低速大齿轮的平键

由手册查得，[σp]=110MPa，故

2T3´1032´1091.88´103

sp=kld=0.5´14´100´79=39.5MPa<110MPa 所以键符合要求。 9.2.7 Ⅲ轴的平键

由手册查得，[σp]=110MPa

2T3´1032´1091.88´103

sp=kld=0.5´11´130´60=50.9MPa<110MPa 所以键符合要求。

40

（9.13）

（9.14）

（9.15）

10 结论

10 结论

在查阅相关文献和资料的基础上，对课题深入了解,钢筋自动折弯机基本运用于工程领域。随着中国社会的发展，全面发展基础建设，具有广泛的运用前景。本项钢筋自动折弯机能够自动实现钢筋的矩形，三角形的折弯。能加工单根钢筋的长度范围在：0.6—2.2m 。在结合一些专利及已经成型的折弯机的基础上，优化了自己的方案，工作台结构由原来的4根拨斜柱修订为一根拨斜柱。虽然加工效率降低很多，但是新修订的方案可以加工要求的0.6—2.2m的多有尺寸，并且尺寸变动方便，而且新的方案在折弯成型后卸料更加方便。加工过程中电机会频繁的正反转，虽然现已有成熟的专利正反转超越离合器解决了不必要的磨损，寿命短，加工工艺性差，自适应性差，应用受到的技术问题。但是在这项设计中没必要运用，V带传动已经足已解决频繁正反转的问题，而且带式输送装置转速误差在允许的5%以内，也保证了传动的准确性。

二级齿轮减速器采用相同的传动比是为了简化设计过程，齿轮与轴的设计只用设计一个即可。而且齿轮传动在低速情况下传动平稳，精确。二级减速箱采用支架支撑的方式固定于机箱的底座与内壁。工作台转动平稳缓慢，折弯过程中振动，噪音几乎没有影响，优化了工作环境。

并且设计裕度还很大，只需提高换部分零件的强度即可加工更大直径尺寸的钢筋，对于小直径尺寸的钢筋，一次加工的数目即可增多。箱体的设计过程还很简便，内部结构的支撑方式还不成熟，还有待提高与完善。

但由于作者的水平有限，设计中难免有不足和错误之处，敬请批评指正。

41

参考文献

参考文献

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42

致 谢

致 谢

本文是在导师的精心指导、细致安排和全力支持下完成的。从本论文的选题、定方案、方案的论证及论文的书写，作者自始至终都得到导师无私的关怀和帮助。论文的字里行间凝聚着导师的心血。在此，衷心感谢导师老师给予的精心的指导与支持。

在毕业设计期间，感谢老师，在百忙中抽出时间给我们耐心指导，给我们查找错误，在此表示诚挚的谢意。其次，需要感谢的还有其他相近课题组的同学，他们在设计过程给予我很多的帮助和关心，正是有了这样一群设计伙伴，设计工作才会进行得如此顺利，才完成任务。

在整个设计过程中，复习了相关大量学过的科目，对我的整个四年的大学的学习进行了一系列总结，使我受益匪浅。在此向在这四年大学生活、学习中给予我指导和帮助的各位老师，同学表示衷心的感谢和诚挚的敬意。

在这次毕业设计过程中遇见了许多的问题，对于以前的课程设计来说，这次的任务更全面，更复杂。指导教师会先要求我们自己先查找资料进行了解，对于难以解决的问题都会不厌其烦的进行讲解。并询问是否理解，模模糊糊情况下，指导教师会不断的指导，直到问题弄得清楚明白。对于指导教师的敬业精神表示敬仰。

感谢我的学友和朋友们对我的关心和帮助。

43

毕业设计（论文）独创性声明

毕业设计（论文）独创性声明

秉承学校严谨的学风与优良的科学道德，本人声明所呈交的毕业设计（论文）是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，毕业设计（论文）中不包含其他人已经发表或撰写过的成果，不包含他人已申请学位或其他用途使用过的成果。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示了致谢。

毕业设计（论文）与资料若有不实之处，本人承担一切相关责任。

毕业设计（论文）作者签名：

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