4.齿轮结构的设计

　　通过齿轮传动的强度计算，仅仅只能确定出齿轮主要部分的尺寸，比如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等内容，而齿圈、轮辐等等，其具体部分的结构形式以及尺寸大小，通常都由结构设计而定。

　　齿轮的结构设计过程，务必要考虑到齿轮的几何尺寸大小、材料的选择、毛坯的加工成型方式，粗细加工的加工方法、生产使用过程的经济性以及具体的使用要求等因素。因而，进行齿轮结构设计之时，必须要综合考虑上述各因素，仔细权衡。通常先按照所涉及的齿轮的直径大小，来选定合适的结构形式，之后根据经验公式，再行确定各部分具体的结构尺寸。

　　我设计的这台矫直机中大齿轮采用腹板式结构，小齿轮为实心式，其结构如下图所示。

　　图6 大斜齿轮结构示意图

　　图7 小斜齿轮结构示意图

　　齿轮的润滑方式

　　齿轮传动时，其相互啮合的齿轮齿面间要承受很的压力并且有相对滑动，故而必须要进行润滑，以减小摩擦和磨损，并且有利于散热和延长设备的使用寿命。

　　我设计的这台钢筋矫直机齿轮运转速度低，且为开式结构，因而采用的是人工定期加润滑油或者涂抹润滑脂。

　　润滑油和润滑脂的种类依照工作环境的温度及气压等情况，依照使用手册选用推荐的种类牌号。

　　3.3.3.4 V带传动的设计

　　(1)确定计算功率Pc

　　Pc是根据传递的名义功率P，并考虑载荷系数、原动机种类和每天运转的时间等因素而确定的，即

　　Pc=KAP

　　式中：KA是工况系数，此设计中取为KA=1.1，则

　　Pc =1.1×5.5=6.05kw

　　(2)选择V带型号

根据计算出的功率和小带轮转速这两个数据，在机械设计手册中依据相应图表可以初选带型。当在两种型号交界线附近时，可以对两种型号同时进行计算，最后择优选定。此设计中选择的带型为B型普通V带。

　　(3)确定带轮基准直径

初选小轮直径

带轮直径小时，传动尺寸紧凑，但弯曲应力大，使带的疲劳强度降低;传递同样的功率时，所需有效圆周力也大，带的根数相应增多。因此一般取≥，并取标准值。

≥=mm，取为标准值132mm。

　　验算带速v

带速过高则离心力大，使带与带轮间的压力减小，易打滑。因此，必须限制带速v≤。对B型普通V带，=30m/S。带速过低时，所需有效拉力过大，要求带的根数过多。一般应使v=5～25m/S。

本次设计中带速为

　　=7.88m/S

　　带速在合理范围内。

计算大轮直径

　　当不要求传动比i精确时，一般可忽略滑动率，则

=i=132×2.5=330mm

　　取为标准值335mm。

(4)确定中心距a和带长

中心距过小时，结构相应更加紧凑，但是小轮包角减小，带传动的传动能力相应降低，同时带的长度也相应变短，应力循环次数增加，使带的疲劳寿命降低。中心距过大时，有利于增大包角和使带的应力变化减慢，但在载荷变化或高速运转时将引起带的抖动，使带的工作能力降低。

一般初定中心距为

0.7 ≤ ≤2，即308mm≤≤880mm

取=600mm

初算带长，

=

　　=1950.79mm

　　取基准长度Ld=2000mm,长度系数为0.98

实际中心距=

　　=625mm

　　考虑安装、更换V带和调整、补偿初拉力(例如带深长而松弛后的张进)，V带传动通常设计成中心距可调的，中心距变化范围为

(5)验算小轮包角

小轮包角是影响V带传动工作能力的重要因素。

=≥

　　确定V带根数z

根，取z=4根

　　带的根数在推荐用的轮槽数范围内(B型V带推荐轮槽数目为2～8根)

(7)确定初拉力

　　初拉力过小时，带与带轮间的极限摩擦力小，带传动未达到额定载荷时就可能出现打滑;初拉力过大时，带内应力过大，将使带的寿命大大缩短，同时加大了轴和轴承的受力。实际上，由于带不是完全弹性体，对非自动张紧的带传动，过大的初拉力将使带很快松弛。适宜的初拉力为

=

　　=166.61N

(8)计算带对轴的压力

为设计轴和轴承，必须计算V带传动作用在轴上的压力(径向力)。不考虑带松紧边的拉力差和离心拉力的影响，则

=

　　=1315.35N

　　(9)V带轮的轮槽设计

　　V带轮的轮槽应与所选的V带的型号相对应，查《机械设计手册》可得

V带在安装到带轮上以后，带上会发生弹性变形。发生弹性变形后，V带横截面形状大小发生变化，两侧面之间的夹角会变小。为使V带的两侧面与带轮的轮槽间侧面紧密的结合在一起，需要使V带轮轮槽的两侧面的夹角小于。

为保证工作良好，V带轮安装到带轮上以后，V带纵截面的小端面不能出碰到轮槽的底部，V带纵截面的大端面也不能超过带轮外轮廓，因此轮槽基准直径到外圆和到底部的最小高度和应该在一个合适的范围内。

　　为保证良好的接触，轮槽工作表面粗糙度定为为1.6或3.2。

　　表3 带轮参数表

项目	符号	Y	Z	A	B
		SPY	SPZ	SPA	SPB
基准宽度		5.3	8.5	11.0	14.0
基准线上槽深度		1.6	2.0	2.75	3.5
槽间距		80.3	120.3	150.3	190.4
第一槽对称面 至端面的距离		71	81
最小轮缘厚		5	5.5	6	7.5
带轮宽
外径

(10)从动带轮计算：根据，第一槽对称面至端面的距离：，槽间距：190.4，基准线上槽深度：，，最小轮缘厚：，基准宽：。

取，，

　　轮缘宽度：

=

。

　　在总要求范围内。

　　槽宽：

。

　　顶圆直径：

　　=335+2×5

　　=345mm

主动带轮(小带轮)计算：，小带轮的设计也依照上述方法进行。

第一槽对称面至端面距离：，槽间距：，基准线上槽深：，，最小轮缘厚：，基准宽：。

取，，

　　轮缘宽度：

=。

　　在总要求范围内。

　　槽宽：

　　顶圆直径：

　　=132+2×5

　　=142mm

根据电动机轴径：，轴伸长度：。

，

取，取轮缘宽;，采用实心式带轮。

　　(11)V带轮的结构设计

　　根据前述计算，V带轮速度v<9.6m/s，在允许的范围内。

　　大小带轮都选取铸铁HT200作为材料，通过铸造得到毛坯。小带轮基准直径较小，直接做成实心式，而大带轮(从动轮)基准直径在300mm到50mm，选择采用腹板式结构，节省材料，减轻重量，降低成本。

　　大带轮为腹板式结构，其结构如下图所示

　　图8 大带轮结构示意图

　　小带轮(主动轮)为实心式，其结构如下图所示

　　图9 小带轮结构示意图

　　3.4轴承的选择与校核

　　(1)轴承的选择

　　滚动轴承，在现代机器设备中是被广泛应用的零部件之一，它依靠滚动体之间的滚动接触去支承转动零件。与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦力小、效率高的优点，同时滚动轴承启动灵活，互换性好，并且润滑很方便;每个硬币都有两面，滚动轴承也有其缺点，抗干扰能力不强，工作时会有噪声，但是这些并不影响滚动轴承被广泛使用。

　　常用的滚动轴承多已标准化，且有专业生产厂家来大量制造上产以及供应各种常用常见的滚动轴承。按轴所承受的轴上零件对轴的的载荷方向和相对大小，选用向心轴承和推力轴承两大类，前者主要能承受径向载荷，后者主要能承受轴向载荷。

　　我设计的钢筋矫直机中，根据工况，在中间轴上选用深沟球轴承6208其主要承受径向载荷及较小的轴向载荷，极限转速高，主要适用于转速高、刚度大的轴，常常用于中小功率的轴;工作轴以及上矫直辊调整机构中选用圆锥滚子轴承30211，能同时承受比较大的轴向载荷与径向载荷，内外圈可分离装拆方便，一般是成对使用，适用于刚度较大、载荷较大的轴，应用广泛。

　　轴承的校核(即寿命计算)

　　轴承6208的寿命计算

预计轴承6208所受的径向载荷<2000N,轴向载荷<1500N(由前述计算的带对轴的载荷为1315.35N，而小斜齿轮对轴几乎无载荷),此轴承的转速为384r/min，基本无冲击。计算轴承寿命时若均以上述值计算则计算结果偏向安全。

经查得对于轴承6208，基本额定静载荷和基本额定动载荷分别为=18000N和=29500N。则

,

经线性插值，得0.28.

由,

　　取X=0.56，Y=1.55

当量动载荷P=

　　=3445N

有由式,其中=3，即

=6191.09h

　　计算所得寿命在预定寿命4000h到8000h之间，其实际寿命当远大于6191.09h，预计将大于预期寿命，所以选择该轴承是合格的。

　　轴承30211的寿命计算

预计轴承30211所受的径向载荷<2500N,轴向载荷<1800N(由前述计算的带对轴的载荷为1315.35N，而大斜齿轮对轴几乎无载荷)，在工作时由于钢筋的作用，矫直辊会对轴有一定的载荷，其中轴向载荷方向不定，向左向右均有可能，因而计算时以使轴受到的载荷最大时的方向进行计算，计算结果会相应偏向安全,此轴承的转速为384r/min，基本无冲击。于是，计轴向外载荷=1800N,轴承对轴的径向载荷=800N,=500N,轴承的转速为96r/min，预期的轴承寿命是4000h到8000h之间。

查机械设计手册可得，对于轴承30211，其基本额定静载荷和基本额定动载荷分别为=90800N和=115000N,e=0.4,Y=1.5。

在轴承内部，轴向力=266.67N

=166.67N

若使轴所受轴向载荷最大 ，则与同向，则

+=266.67+1800=2066.67N>=166.67N,

即==166.67N,= +=2066.67N

则由对轴承1 ，=2.58>e=0.4，查得X=0.4，Y=0.4，则=(800+2066.67)=1605.34N

对轴承2，=0.33

则=1×500=500N

对于同样尺寸的轴承，,应该用进行轴承的寿命计算。

,其中=，即

=1.21h

　　实际寿命远大于轴承预期的寿命，但考虑到轴径要求，选择该轴承是合适的。

　　轴承的润滑与密封

　　轴承均采用脂润滑，由操作工人定期加入润滑脂。加入润滑脂的量应当适当。

　　轴承密封可以防止润滑剂逐渐流失导致的润滑失效，也可以防止粉尘、水或者其他杂质进入轴承内部。此次设计我选用毡圈密封(属于接触式密封)，结构简单。

　　3.5机架设计

　　我所设计的钢筋校直机主体是个长方体形状，机架能架起钢筋校直机，并且稳定可靠即可。因而主体部分我采用的是钢板焊接的方式，将钢板焊接成为机架。主要选用的是厚度为16mm宽度为100mm的钢板。非主体部分以绘图所得为准。

　　4.使用说明书

　　4.1名称与样式

　　机器名称：钢筋校直机

　　钢筋校直机的样式：开式立式机，电动

　　4.2结构概述

　　图10 钢筋矫直机整体结构示意图

　　1—机架 2—电动机 3—大V带轮 4—中间轴 5—小斜齿轮

　　6—工作轴上的直齿轮 7—上矫直辊调整机构(作为一个滑块在机架组成的滑道中整体运动) 8—调整机构中的轴 9— 上矫直辊

　　10—矫直机构(工作轴)

　　4.3主要技术参数

参数名称	数据
校直钢筋直径（mm）	6～14
钢筋抗拉强度(MPa)	≥650
送料轮转速(r/min)	96
校直轮转速(r/min)	96
送料轮直径 (mm)	150
电动机功率 (kW)	5.5
外形尺寸：长(mm) 宽(mm) 高(mm)	1485,1120,1490

　　4.4使用与维护

　　此钢筋校直机使用前须先开动机器空转，看机器是否有卡住现象，若有则只需停止机器，检查送料轮与压紧轮之间是否有松动，若有松动调整紧固即可。若没有问题，可以开始校直工作。

　　此钢筋矫直机在使用中应定期润滑以保证良好的跑和性，是机器保证良好的状态，以延长循环次数，延长使用寿命。

　　此钢筋校直机日工作时间较长，对它的维护十分重要，每周应对校直机的轴承滴加润滑油。检修送料轮与压紧轮的螺栓是否拧紧，若没有达到紧度要求要及时拧紧。

　　由于设计的矫直机为开式机器，使用完毕当以防水油布封盖严实，放置于干燥通风处。

　　5.结论

　　(1)总体设计

　　钢筋校直机总体结构主要是由机架，传动机构，校直机构组成。机架主要是由钢板连接而成。校直机构采用的是轮辊式机构，主要是由校直辊、轴、齿轮组成。传动系统主要由齿轮机构和V带轮机构构成。

　　(2)校直机构(关键工作部分)的设计

　　钢筋校直机的校直机构，采用的是轮辊式机构，轮辊相互交错分布的上下辊，对需矫直的钢筋反复施加交变应力，使原来的弯曲被抵消，从而达到矫直目的。

　　(3)传动系统的设计

　　传动系统采用V带传动以及齿轮副传动，电机通过一个V带以及齿轮副传递到钢筋校直机的主轴上，主轴转动带动送料轮和出料轮，达到输送钢筋到校直机构的目的。