大学毕业设计钢筋弯曲机设计.docx

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大学毕业设计钢筋弯曲机设计

钢筋弯曲机设计

摘要

钢筋弯曲机是建筑工地必不可少的机械，如何更有效提高机械生产效率，减少工人劳动强度，提高钢筋加工角度精度以及有更好的安全措施是钢筋制作中被普遍关注的问题。

通过比较现今各种钢筋弯曲机，设计出一种加工效率高、劳动强度小、加工精度高、打弯钢筋后可以自动归位的钢筋弯曲机。

本文所设计的钢筋弯曲机适用于弯曲①4-①20毫米的钢筋之用。

本机的传动机构采用全封闭式，采用两级变速，使工作转速满足弯曲要求，钢筋的弯曲角度由工作盘侧面的档块与限位开关调节，实现弯曲角度的自动化。

本机工作操作简单，弯曲形状一致，调节简单，操作方便，性能稳定。

关键词：

钢筋弯曲机；弯矩；主轴扭矩

1绪论

1.1钢筋弯曲机的设计的目的和意义

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。

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。

随着我国建筑行业的快速发展，为了响应政府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。

1.2钢筋弯曲机的国内外研究现状

在各种建筑工程中，大量使用钢筋弯曲机。

因此，国内外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[1-2]。

1991年黄立新完整地阐述了国产的GW一40型半自动钢筋弯曲机的工作原理；1993年chwarzhopt和Betonwerk

提出了生产钢筋的自动机床的主要特征及发展前景，同时提出了如何使钢筋生产达到自动化和计算机化；1996年刘鸿鹰对GW40饉的钢筋弯曲机进行了深入地研究；同年，丹麦Sterna公司生产了Unimatic18VS型钢筋自动成型加工机，2000年，又生产了Twinmatic1。

近来国产钢筋弯曲机的生产、使用呈现快速增长的趋势，其传动方案主要有两种，即“带一两级齿轮一蜗轮蜗杆传动”及“带一三级齿轮传动”，其中以“带一两级齿轮一蜗轮蜗杆传动”方案的弯曲机的生产、应用较为普遍，市场占有率高。

随着所需加工弯曲的钢材尺寸逐渐加大，钢材技术性能的不断改良，在使用中发现有弯不动的情况或者电机发热严重的现象。

从理论上讲，可以通过增加驱动电机的功率来解决此类问题，但这会增加产品的生产及使用成本，因此，设计生产性价比优良的钢筋弯曲机一直是生产厂家努力的目标。

国内设计工作者很早就对此问题进行了研究，但相关文献主要探讨钢筋弯曲变形所需功率的大小，而未涉及传动方案不同对其的影响，亦未见国外对此问题的研究报道[3-4]。

现行的钢筋弯曲机主要有两种传动方案，一种为电机通过一级带传动、两级齿轮传动、一级蜗轮蜗杆传动，简称蜗轮蜗杆传动方案。

另一种为电机通过一级带传动、三级齿轮传动，简称全齿轮传动方案。

蜗轮蜗杆传动弯曲机的市场占有率远大于全齿轮传动弯曲机[5-6]。

开发自动控制角度钢筋弯曲机是一个方向，也是钢筋弯曲机走出国门、参与国际竞争的关键，设计制造简单可靠的角度控制系统是关键，在钢筋弯曲机上，开发完善角度控制系统，可以使钢筋弯曲机与钢筋弯箍机的功能相重叠。

为了钢筋弯曲机工作后可以自动归位，可以采用离合器单向传动技术，并通过扭力弹簧使工作盘归位[7]。

也可采用液压传动的钢筋弯曲机，可以设计为既可以弯钢筋，又可以弯圆箍[8]。

但这样的传动已经与常用的钢筋弯曲机不属于一类机型，结构更复杂。

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[9-10]。

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设计主要研究的内容

1.3.1研究内容

设计一种角度可调的半自动钢筋弯曲机，钢筋的上料采用人工完成，角度控制以及钢筋的弯曲由弯曲机自动进行。

该钢筋弯曲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。

1.3.2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。

1.3.3技术路线

调查研究查资料一写出开题报告一确定总体方案一钢筋弯曲机整体方案的设计一动力设备计算选型一动力传动装置、控制系统、操作系统、工作台面设计一绘制钢筋弯曲机的总装配图及零件图一撰写设计说明书。

2•传动方案的确定

2.1钢筋弯曲机的传动精度

现有的钢筋弯曲机多为人工操作，也有半自动及全自动的。

在弯曲过程中，

当达到所需位置时，由人工切断电机电源，或者用行程开关类电器发出指令，控制电机电源。

此时，电机停止工作，由于弯曲机的传动机构受所弯钢筋的反向作用，工作盘所停位置较准确。

但在工作盘返回到原始位置，准备下一次弯曲时，其停顿位置受传动精度的影响较大，因此，需分析传动方案的精度。

为便于比较，均从第1级齿轮传动误差开始计算，不计皮带传动的影响。

2.1.1蜗轮蜗杆传动

蜗轮蜗杆传动的精度

X-.「珀1/（Z4/Z3iw）Cg2几；w

式中，'入“"g2为第1,2级齿轮传动误差；人入蜗轮蜗杆传动误差；iw为蜗轮蜗杆传动比，取30。

代入相关参数有

-Ig1/75「汪2/30••心w

2.1.2全齿轮传动

全齿轮传动的精度

Z4/Z3Z6/Z5）%2/（Z6/Z5）讥3

式中，•“g1,「"g2，入3为第1,2,3级齿轮传动误差。

代入相关参数有

"U-*0/17.85•」g2/4.364•"g3

2.1.3传动精度的比较

为便于比较，设定各级齿轮传动误差相同，均以八入表示,蜗轮蜗杆传动的误差与齿轮传动误差几乎相等，即'入则f=1.46:

"g,厲=1.2586

很显然,采用蜗轮蜗杆传动时，传动精度较高。

2.2钢筋弯曲机的传动效率

随着所需加工弯曲的钢筋的尺寸逐渐加大，对同样的驱动电机，钢筋弯曲机

的传动效率将是设计或选择使用的重要指标之一•为方便分析比较，略去带传动

及各支承轴承处的效率损失C

2.2.1蜗轮蜗杆传动的效率

式中，1为第1级齿轮传动效率取0.98；2为第2级齿轮传动效率，取0.98，

3为蜗杆传动效率，这是分析的关键。

而

二313233

式中，31为搅油及溅油效率，它与装油量、回转件转速和浸油深度等有关，

取0.96；32为轴承效率，在此不计功率损失；33为蜗轮螺旋副啮合效率。

当蜗杆主动时

33二tan/tan（匚）

式中，丫为分度圆柱导程角/°，啮合摩擦角/°，由啮合摩擦系数卩确定,即匚二tanJ

大多数生产厂家的蜗杆采用45钢，蜗轮采用灰铸铁（或球铁），而导程角在12°左右，蜗杆的分度圆直径d=76mm左右，其蜗轮蜗杆表面的滑动速度

Vdn/（6104），代入相关参数计算得vs-0.598m/s。

根据文献［3］表23.5pn

—14有5°43',33=tan12°/tan（12°+5°43'）〜0.66。

故3=0.96X0.66=0.639,即n=0.98X0.98X0.639=0.61。

2.2.2全齿轮传动

全齿轮传动的效率

式中，1，2，3分别为第1,2,3级齿轮传动的效率,均取为0.98，则

n=0.94o

2.2.3.传动效率的比较

由上述计算可知，蜗轮蜗杆传动的效率仅为全齿轮传动的65%实际上，如

果计入带传动、支承轴承的功率损失，蜗轮蜗杆传动的弯曲机效率在0.5以下，处于自锁状态。

2.3最终传动方案的确定

经过对涡轮机构和全齿轮机构的传动精度和穿传动效率的比较，综合考虑钢

筋弯曲机的工作环境及要求，选择全齿轮传动方案。

传动示意图如图1-1O

图1-1

（1）电动机的选择

3.1钢筋受力情况与计算有关的几何尺寸

L°=170mmL3=240mm,a=arcos（L几0）=arcos（120/170）=45

3.2弯曲©20的25MnSi钢筋所需的弯矩

图2-1

初步设计钢筋弯曲机的工作盘尺寸为：

直径400mm,L=120mm

o

321达到屈服极限时的始弯矩

M0=kiWZs

其中k^16=1.7,W=0.1d3=0.1X203=800mm对于25MnS,Zs=373N/mA。

3兀

由此可得出，始弯矩M=（1.7X800X373）N.mm=507.28N.mm

3.2.2变性硬化后的终弯矩

M1=（ki+k/2Rx）Ws

2121

其中，k。

为相对强化系数，由延伸率Sp=0.14可得，k。

-21i=15;Rx为相

dp0.14

R

对直径，R为弯心半径，R=3d,所以Rx=—=3。

do

综上计算得终弯矩M=[（1.7+15/6）X800X373]N.mm=1253.28N.mm

3.2.3钢筋弯曲所需弯矩

M=[（Mo+M）/2]/k

其中k为弯曲时的滚动摩擦系数，k=1.05。

计算

得,Mt=[（507.28+1253.28）/2]/1.05N.mm=838.4N.mm。

3.2.4对圆盘初选工作尺寸的校核

钢筋弯曲力F_,=0.6Kd；「b/R

式中，d为弯曲钢筋直径（mm），d=20mm（取最大直径）;b为材料强度，由手册查得阵=600皿卩©K为安全系数（取1.3）;R为弯曲半径，弯曲直径120mm-210mr取最小R=120/2=60mm则代入数据得

F1=0.6X1.3X20X600/60=156KN

.■2

由M=FLosin2a=156X170X（鼻）2N.mm13235.04»838.4N.mr知,圆盘工作能力

2

满足要求，因此其尺寸也就符合设计要求。

3.3电动机的确定

由上面计算可知M=838.4N.mn，又有已知条件知转速n=30r/min。

由功率一扭矩关系公式：

Po=T•n/9550=838.4X30/9550KW=2.63KW式中，Po为输出功率；n为主轴转速；T为主轴传递的扭矩，T=M=838.4N.mm考虑到传动部分机械效率n宀0.75,则电机最大负载功率P=P/n

=2.63/0.75=3.5KW；电动机选用丫系列三相异步电动机，额定功率Pf4KVy额定转速nm=1440r/min，其电动机的型号为Y112M-4。

（2）确定传动比及运动参数4.1分配传动比4.1.1总传动比

nm1440ia-48

n30

4.1.2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：

48

i12

4

4.1.3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i^1.3~1.5i，取i1=4,贝Ui2=3o

4.2计算传动装置的运动和动力参数

4.2.1各轴转速

I轴nI=血=1440=360r/min

（3）4

U轴nii=二360=90r/min

（4）4

川轴nm=n"=90=30r/min

i23

4.2.2各轴输入功率

I轴P=巳耳0叫=47.96汉0.99KW=3.80kw

U轴P“=巳口0时口2=恥0.962汉0.995.99=3.61kW

川轴P=PmT10Y11驚=恥0.993汇0.962=3.43kW

423各轴输入转矩

p380

I轴Ti=9550」=9550N.mm=100.8N.mm

ni360

p361

II轴Tii=955011=9550'N.mm=383.06N.mm

nil90

P343

IH轴Tlll=9550丄=9550N.mm=1091.88N.mm

niii30

运动和动力参数计算结果整理于下表:

轴名

输入功率P/kW

输入转矩T/Nm

转速n

r/min

传动

比i

I轴

3.80

100.80

360

4

I轴

3.61

383.06

90

4

H轴

3.43

1091.88

30

3

5V带传动的传动设计

5.1V带的设计计算

5.1.1确定计算功率Pca

由设计手册查得工作情况系数Ka=1.3,故

Pca=心巳1.34-4.4kW

5.1.2选择V带带型

根据Pca，nm=1440r/min,由设计手册选用A型。

5.1.3确定带轮基准直径并验算带速

（1）由设计手册，初选小带轮的基准直径dd1=90mm

（2）验算带速v

二dd1nj二901440

vm/s=6.78m/s

601000601000

因为5m/s:

:

:

v:

:

:

30m/s，故带速合适。

（1）计算大带轮基准直径ddi

dd2二i0dd1=490mm=360mm

根据设计手册标准，将大带轮直径圆整为dd2=355mm

5.1.4确定V带的中心距和基准长度

（1）根据公式0.7（dd1+dd2）

初定中心距a0=500mm。

（2）计算带所需的基准长度

dd2-dd1

Ld0>2a°•dd1-dd2-

24a0

兀』、（355—90f

珂250090355]mm

24汇500

1734mm

由设计手册标准选带的基准长度Ld=1800mm。

（3）计算实际中心距a

.Ld_Ld0

=（500型34）mm=533mm

2

amin二a-0.015Ld=（533-0.0151800）mm=506mm

amax=a0.03Ld=（5330.03180O）mm=587mm

所以中心距变动范围为，506mm~587mm

5.1.5验算小带轮上的包角1

ao

„只7Q_R7Q

冷=180-dd2-dd1.=180-355-90.=157°90

a533

5.1.6计算带的根数z

（1）计算单根V带的额定功率

由dd1=90mm和nm=1440r/min，由设计手册查得P0=1.064kW

根据nm=1440r/min，i=4和A带型，查设计手册得=0.17kW

由设计手册查得K-.=0.935,Ki=1.01，于是

R=P0：

F0K-.Kl二1.0640.170.9351.01KW=1.17kW

（2）计算V带的根数z。

z=空4.4=3.76取4根。

Pr1.17

5.1.7计算单根V带的初拉力的最小值F。

由设计手册得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m

所以

（2.5-K外Pea2

（F°）min=500eaqv

K^zv

=[500空0.9350.16.782]N

0.935^4x6.78

=140.4N

所以应使带的实际初拉力F°>（F0）min

5.1.8计算压轴力Fp

（FPkin

=2zF0minsinJ=24140.4si

22

所以应使压轴力Fp>（Fp）min

5.2带轮的结构设计

5.2.1带轮的设计参数要求

（1）V带轮的材料采用铸铁，牌号为HT200

（2）加工要求：

轮槽工作面粗糙度为3.2

（3）结构要求：

基准宽度bd=11.0mm，基准线上槽深hamin=2.75mm,

基准线下槽深hfmin=8.70mm，槽间距e=15—0.3mm,

5.2.2大带轮的结构设计

大带轮根据结构需要采用轮辐式，如图5—1,具体尺寸详见图纸。

5.2.3小带轮的设计

小带轮采用实心式，如图5—2所示，具体尺寸见图纸。

图5砸

图5—2

6圆柱齿轮设计

设计寿命为15年，假设每年工作300天，每天工作8小时

6.1第一级齿轮传动设计

6.1.1选定精度等级、材料及齿数

（1）弯曲机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

（2）材料选择。

由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度相差为40HBS

（3）选用小齿轮齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2=420=80。

6.1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即

心32叩罟

（1）确定公式内的各计算数值

试选载荷系数Kt=1.3。

由设计手册选取齿宽系数①d=1,材料弹性影响系数ZE=189.8MPa;按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ZHiim1=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限ZHiim2=550MPa

（2）计算应力循环次数。

8

N=60njLh=60X360X1X8X300X15=6.48X10

2=6.48X108/4=1.62X108

（3）计算接触疲劳许用应力

由设计手册取接触疲劳寿命系数Khn=0.90，Khn=0.95;取失效概率为1%安全系数S=1，得

tH1=Khn1'-问1=0Q600=540MPa

!

「h2工Khn2、lim2=0.95550=522.5MPaS

6.1.3计算齿轮的尺寸参数

（1）计算小齿轮分度圆直径d1t,代入［Zh］中较小的值

d1ta

=64.625mm

2.32務30竺「5'止打2

\141522.5丿

（2）计算圆周速度v

=1.22m/s

一兀汉64.625汽360

v=

601000601000

（3）计算齿宽b

b=Od•d1t=1X64.625mm=64.625mm

（4）计算齿宽与齿高比

模数

m血二咤

z120

=3.231mm

齿高

h=2.25m=2.25x3.231mm=7.27mm

64.625

7.27

=8.89

（5）计算载荷系数

根据v=1.22m/s,8级精度，并由设计手册查得，动载系数KV=1.10;直齿轮,a=KFa=1；使用系数Ka=1.25;用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称

布置时，Khb=1.463;由b=8.89,Khb=1.463查得&b=1.40;h

故载荷系数

K=KKKh“Khb=1.25x1.10x1x1.463=2.012

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得

=64.62532.012=74.753mm

\1.3

（6）计算模数m

m』

82.889

4.14mm

Z120

6.1.4按齿根弯曲强度设计设计公式为

（1）确定公式内的各计算数值

由设计手册查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限zFE1=500MPa大齿轮的弯曲强度

极限zFE2=380MPa弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.88，Kfn2=0.90;

（2）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得

F

KfN1'-FE1

S

0.88500MPa=314.29MPa

1.4

-F2

KFNFE2

S

090x380

0.90MPa=244.29MPa

1.4

（3）计算载荷系数K

K我K/K^Kfb=1.25x1.10x1X1.4=1.925

（1）齿形系数

由设计手册查得YFa1=2.80;YFa2=2.22。

（2）应力校正系数

设计手册查得Ysa1=1.55;Ysa2=1.77。

（6）计算大、小齿轮的YFaYSy并加以比较

晋二28^^0.01381

314.29

YFa2Ysa222LU7“。

伽

244.29

大齿轮的数值较大。

6.1.5设计计算

21.925100.8103

1202

0.01645mm=2.52mm

对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度

计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而

齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有

关，可取由弯曲强度算得的模数2.52并圆整为标准值m=3.0,按接触强度算得的分度圆直径d1=82.889mm,

算出小齿轮齿数z1二虫二82至89:

-28

m3.0

所以大齿轮齿数z2=28X4=112

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

6.1.6几何尺寸计算

（4）计算分度圆直径

d1=Z1m=2X3mm=84mm

d2=Z2m=11X3mm=336mm

（5）计算中心距

a=d^d2=8^^36=210mm

22

（1）计算齿宽

取B2=85mm,E=90mm

6.1.7齿轮的结构

齿轮I,如图6-1;齿轮

b=Odd1=1X84mm=84mm

图6-1

图6-2

6.2第二级齿轮传动设计

621选定精度等级、材料及齿数

7.1弯曲机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

7.2材料选择。

由表10-1选择小齿轮材料为40C