鋼筋切斷機設計【切割φ40鋼筋】

鋼筋切斷機設計【切割40鋼筋】,切割40鋼筋,鋼筋切斷機設計【切割40鋼筋】,鋼筋,切斷,割斷,設計,切割,40 鋼筋切斷機設計摘 要：為實現(xiàn)鋼筋切割工作的現(xiàn)代化，國內(nèi)外研制了不少鋼筋切割機。然而在鋼筋切割機系列中，對切割40鋼筋的切割還是處于一個較為薄弱環(huán)節(jié)，為了降低切割40鋼筋的難度，提高工作效率。本設計采用電動機經(jīng)一級V帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉,曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切割鋼筋。關鍵詞：鋼筋切割機；設計；工作效率；齒輪傳動； Design of The Steel Bar Cutting Mac MachineAbstract: To realize the modernization of the steel bar cutting work, at home and abroad people had developed a lot of steel bar cutting machine. In steel bar cutting machine series, however, of cutting 40 reinforced research is still in the weak link, in order to decrease the difficulty of cutting 40 reinforcement to improve work efficiency. This design uses the motor by a V belt transmission and secondary gear transmission to slowdown. Then, it drives the crank rotate, The crank connected to slide block and moving blades in the slippery way make the back and forth straight line sport, makes the moving blades and the fixed blade shear and cut steel.Key words: The steel bar cutting; Design; Work efficiency; Gear transmission 1 前言1.1 概述鋼筋切斷機是鋼筋加工必不可少的設備之一，它主要用于房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切割。用于剪切建筑鋼筋及圓鋼下料。鋼筋切割機與其他切割設備相比，具有重量輕、耗能少、工作可靠、效率高等特點，因此近年來逐步被機械加工和小型軋鋼廠等廣泛采用，在國民經(jīng)濟建設的各個領域發(fā)揮了重要的作用。我國鋼筋切斷機的發(fā)展經(jīng)歷了比較曲折的道路。太原重機學院機器廠是最早生產(chǎn)鋼筋切割機的廠家之一，1958年首先引進蘇聯(lián)的臥式鋼筋切割機圖紙，開始生產(chǎn)了全國第一臺鋼筋切斷機，現(xiàn)生產(chǎn)的GQ4OA型就是其改進型。原機型體積較大，重1000多kg，電機功率7.5kw，是標準的傻大粗產(chǎn)品；經(jīng)改進現(xiàn)重量降為720kg、4kw。1982年設計出GQ40B型鋼筋切割機，在曲軸大齒輪處裝上剛性轉鍵離合器，用腳踏操縱控制切斷。國內(nèi)外切割機的對比：由于切割機技術含量低、易仿造、利潤不高等原因，所以廠家?guī)资陙砘揪S持現(xiàn)狀，發(fā)展不快，與國外同行相比具體有以下幾方面差距。1)國外切割機偏心軸的偏心距較大，如日本立式切割機偏心距24mm，而國內(nèi)一般為17mm看似省料、齒輪結構偏小些，但給用戶帶來麻煩，不易管理因為在由切大料到切小料時，不是換刀墊就是換刀片，有時還需要轉換角度。2)國外切割機的機架都是鋼板焊接結構，零部件加工精度、粗糙度尤其熱處理工藝過硬，使切割機在承受過載荷、疲勞失效、磨損等方面都超過國產(chǎn)機器。3)國內(nèi)切割機刀片設計不合理，單螺栓固定，刀片厚度比較薄，40型和50型刀片厚度均為17mm；而國外都是雙螺栓固定，2527mm厚，因此國外刀片在受力及壽命等綜合性能方面都較國內(nèi)優(yōu)良。4)國內(nèi)切割機每分鐘切割次數(shù)少國內(nèi)一般為2831次，國外要高出1520次，最高高出30次，工作效率較高。5)國外機型一般采用半開式結構，齒輪、軸承用油脂潤滑，曲軸軸徑、連桿瓦、沖切刀座、轉體處用手工加稀油潤滑國內(nèi)機型結構有全開、全閉、半開半閉3種，潤滑方式有集中稀油潤滑和飛濺潤滑2種。6)國內(nèi)切割機外觀質量、整機性能不盡人意；國外廠家一般都是規(guī)模生產(chǎn)，在技術設備上舍得投入，自動化生產(chǎn)水平較高,形成一套完整的質量保證加工體系。尤其對外觀質量更是精益求精，外罩一次性沖壓成型，油漆經(jīng)烤漆噴涂處理，色澤搭配科學合理，外觀看不到哪兒有焊縫、毛刺、尖角，整機光潔美觀。而國內(nèi)一些一些廠家雖然生產(chǎn)歷史較長，但沒有一家形成規(guī)模，加之設備老化，加工過程拼體力、經(jīng)驗，生產(chǎn)工藝幾十年一貫制，所以外觀質量粗糙、觀感較差。12 題目選取本次畢業(yè)設計的任務是鋼筋切斷機的設計。要求切割鋼筋的最大直徑40mm，切割速度為30次/分。13 鋼筋切割機的工作原理工作原理：采用電動機經(jīng)一級V帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉,曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切割鋼筋。2 傳動方案 傳動方案簡述：選擇三級減速，先是一級帶減速，再兩級齒輪減速。首先采用一級帶傳動，因為它具有緩沖、吸振、運行平穩(wěn)、噪聲小、有過載保護等優(yōu)點，并安裝張緊輪。然后采用兩級齒輪減速，因為齒輪傳動可用來傳遞空間任意兩軸間的運動和動力，并具有功率范圍大，傳動效率高，傳動比準確，使用壽命長，工作安全可靠等特點。動力由電動機輸出,通過減速系統(tǒng)傳動,把動力輸入到執(zhí)行機構。由于傳動系統(tǒng)作 的是回轉運動,而鋼筋切割機的執(zhí)行機構需要的直線往復運動,為了實現(xiàn)這種轉換,可以采用曲柄滑塊機構,盤形凸輪移動滾子從動件機構,齒輪齒條機構?？紤]現(xiàn)實條件我決定采用曲柄滑塊機構作為本機械的執(zhí)行機構。2.1 切割鋼筋需用力計算為了保證鋼筋的剪割，剪應力應超過材料的許應剪應力。即切割鋼筋的條件為： （1）查資料可知切割鋼筋的最大剪應力為6 （2）其中為刀刃磨鈍后，由于刀刃間隙增加，切割力增大系數(shù)，取1.3。為鋼筋抗剪與抗拉極限強度比，取0.6。為鋼筋極限抗拉強度，查資料取400Mpa。A為切割面面積。由于本切割機切割的最大鋼筋粗度為：mm。算得：N另外剪切過程實際上是金屬塑性變形過程，金屬在塑性變形中沿晶格滑移，即形成所謂滑移線。為了保證鋼筋能夠被完全剪斷，需要加剪切應力應超過材料本身的許應剪應力t 即切斷鋼筋的條件為：t=F/At （3）查資料可知鋼筋的許用剪應力為：142MPa，取最大值143MPa。又由于本液壓剪鉗切斷的最大剛筋粗度為：d max400=mm 那么這個機器的最小切斷力應該為F/A F-為切斷鋼筋所需最大切割力A- 為鋼筋的橫切面積等于dmax/4 經(jīng)過計算得F=21848N 我們?nèi)∏懈顧C的切斷力為F=361326.08N2.2 電機功率計算計算電機功率由公式8 （4）其中A為一次剪切所需總功。（為剪切功，為空行程耗功，為機構摩擦作用損耗功）；K為電機安全系數(shù)，取1.2；n為動刀行程次數(shù)；為行程利用系數(shù)，。查資料可知經(jīng)驗公式，算得：算得的值為，。n=30，算得為。查表可知在傳動過程中，取帶傳動的效率為=0.94； 二級齒輪減速器的效率為=0.96；滾動軸承的傳動效率為=0.94； 連桿傳動的效率為=0.81。由以上可知總的傳動效率為：= 算得：查手冊并根據(jù)電機的工作環(huán)境、經(jīng)濟要求和重量要求選取電機為：Y系列（IP44）封閉式三相異步電動機，代號為Y132S-6，額定功率為3kw，滿載轉速為960r/min。重量73Kg。3 傳動部分設計3.1 基本傳動數(shù)據(jù)計算3.1.1 分配傳動比電動機型號為Y，滿載轉速為960r/min。a) 總傳動比 b) 分配傳動裝置的傳動比 (5)上式中i0、i1分別為帶傳動與減速器（兩級齒輪減速）的傳動比，為使V帶傳動的外廓尺寸不致過大，同時使減速器的傳動比圓整以便更方便的獲得圓整地齒數(shù)。初步取i0 =2，則減速器的傳動比為 。c) 分配減速器的各級傳動比按展開式布置，查閱有關標準，取 i11=5，則i22=3.2。（注以下有i1代替i11，i2代替i22）3.1.2 計算機構各軸的運動及動力參數(shù)a) 各軸的轉速 軸 軸 軸 b) 各軸的輸入功率 軸 軸 軸c) 各軸的輸入轉矩 電動機輸出轉矩 軸 軸 軸 3.2 帶傳動設計3.2.1 基本數(shù)據(jù)由設計可知，V帶傳動的功率為3kw，小帶輪的轉速為960r/min，大帶輪的轉速為480r/min。查表可知 工作情況系數(shù)取 KA=1.2 ，則計算功率Pca=1.23=3.6kw。根據(jù)以上數(shù)值及小帶輪的轉速查相應得圖表（機械設計教材圖8-11）選取A型V帶。3.2.2 帶輪基準直徑查閱相關手冊選取小帶輪基準直徑為d1=100mm，則大帶輪基準直徑為d2=2100=200mm。3.2.3 帶速的計算 故合適。 （6）3.2.4 中心距、帶長及包角的計算。由式 0.7(d1+d2)a02(d1+d2) 可見： （7） 0.7(100+200)a02(100+200) 得 210a0600 初步確定中心矩為 a0=400 根據(jù)相關公式初步計算帶的基準長度： 查機械設計教材表8-2選取帶的長度為1250mm計算實際中心矩： 取386mm 中心距變動范圍：，算得367.25423.5mm驗算小帶輪包角： (8)3.2.5 確定帶的根數(shù) 查機械設計教材表8-4a及8-4b知 p0=0.96（插值法：）0.12(插值法：)。查機械設計教材表8-5包角修正系數(shù)（插值法同上方式），查表8-2長度系。算得3.7取Z=43.2.6 計算單根V帶的初拉力的最小值 查表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1對于新安裝的V帶，初拉力應為1.5；對于運轉后的V帶，初拉力應為1.3。3.2.7 計算壓軸力壓軸力最小值為： （9）3.2.8 帶輪結構與尺寸的零件圖圖1 帶輪的結構與尺寸圖3.3 齒輪傳動設計3.3.1 第一級齒輪傳動設計(直齒圓柱齒輪傳動，切割機速度不高，選用7級精度)a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr鋼調質，取齒面硬度為280HBS 大齒輪：45鋼調質，取齒面硬度為240HBS2) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為20，則大齒輪的齒數(shù)為205=1003) 齒數(shù)比即為傳動比 3.3.1.1 按齒面接觸強度設計由教材公式（10-9a）試算即 （10）(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2）計算小齒輪傳遞的轉矩。3）由教材表10-7選取齒寬系數(shù)。4）由教材表10-6可知材料的彈性影響。5）由教材圖(10-21d)的：小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6）由教材式6-13計算應力循環(huán)次數(shù)（總工作時間，假設該切割機的壽命為6年，每年工作320天，每天工作8個小時，則：） （11）7)由教材圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由教材公式10-12得(2) 計算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小值（14）2）計算圓周速度v （12）3）計算尺寬b4）計算齒寬與齒高之比b/h。模數(shù) （13）齒高5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=1.433/s，7級精度，由圖10-8得；直齒輪，；由教材表10-2查得使用系數(shù)；由教材表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，由，查教材圖10-13得，故載荷系數(shù) （14）6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由教材式（10-10a）得： （15）7）計算模數(shù)m。 （16）3.3.1.2 按齒根彎曲強度設計由教材式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 （17）（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù),;3)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得4）計算載荷系數(shù)K。 （18）5）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得 ；。6）查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得 ；7）計算大小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于有齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.02078并就近圓整為標準值m=2.5mm，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。3.3.1.3 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑mmmm（2）計算中心距mm（3）計算齒輪寬度mm取=41mm,=45mm3.3.1.4一級齒輪結構與尺寸的零件圖圖2 一級大齒輪結構與尺寸的零件圖 3.3.2 第二級齒輪傳動設計(直齒圓柱齒輪傳動，切割機速度不高，選用7級精度)a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr鋼調質，取齒面硬度為280HBS 大齒輪：45鋼調質，取齒面硬度為240HBS2) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為28，則大齒輪的齒數(shù)為283.2=903) 齒數(shù)比即為傳動比 3.3.2.1 按齒面接觸強度設計由教材公式（10-9a）試算即(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2）計算小齒輪傳遞的轉矩。3）由教材表10-7選取齒寬系數(shù)。4）由教材表10-6可知材料的彈性影響。5）由教材圖(10-21d)的：小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6）由教材式6-13計算應力循環(huán)次數(shù)（總工作時間，假設該切割機的壽命為6年，每年工作320天，每天工作8個小時，則：）7)由教材圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由教材是10-12得(2) 計算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小值mm2）計算圓周速度v3）計算尺寬bmm4）計算齒寬與齒高之比b/h。模數(shù)齒高mm5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=0.438m/s，7級精度，由圖10-8得=1.03；直齒輪，；由教材表10-2查得使用系數(shù)；由教材表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置是，=1.303由，查教材圖10-13得=1.265，故載荷系數(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由教材是（10-10a）7）計算模數(shù)m。3.3.2.2 按齒根彎曲強度設計由教材式（10-5）得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa；大齒輪的彎曲強度極限MPa；2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù),;3)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得4）計算載荷系數(shù)K。5）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得 ；。6）查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得 ；7）計算大小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于有齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.582并就近圓整為標準值m=3.0mm，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑88.1mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。3.3.2.3 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑mmmm（2）計算中心距mm（3）計算齒輪寬度mm取=72mm,=75mm3.3.2.4 二級齒輪結構與尺寸的零件圖圖3 二級大齒輪結構與尺寸的零件圖3.4 軸的校核3.4.1 一軸的校核 軸直徑的設計式 （19）軸的剛度計算a) 按當量彎矩法校核1) 設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。圖4 一軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。求作用在軸上的力如表1，作圖如上圖,由算得（其中F=F帶=1158N）。又由受力平衡得：同理可以算出作用在垂直面上的力如下表1表1 作用在一軸上的力垂直面（） 水平面（）軸承1 齒輪 2 軸承3 帶輪4 3） 求作用在軸上的彎矩如表2，作出彎矩圖如上圖表2 作用在一軸上的彎矩垂直面（） 水平面（）C截面B截面 N.mm合成彎矩 合成彎矩4）作出轉彎矩圖如上圖5）作出當量彎矩圖如上圖，并確定可能的危險截面C、B如上圖。并算出危險截面的彎矩如表3。表3一軸截面的彎矩C截面 B截面 6）確定許用應力已知軸材料為45鋼調質，查表得=650MPa。用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa。7）校核軸徑C截面: B截面:結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的扭轉剛度計算軸受彎矩作用會產(chǎn)生彎曲變形，受轉矩作用會產(chǎn)生扭轉變形。軸的剛度不夠就會影響軸的正常工作。例如電機轉子軸的撓度過大，會改變轉子與定子的間隙而影響電機的性能；機床主軸的剛度不夠，將影響加工精度。因此，為了使軸不致因剛度不夠而失效，設計時必須根據(jù)軸的工作條件限制其變形量，即撓度、轉角、扭角。式中、分別為許用撓度、許用轉角和許用扭角。所以軸的剛度足夠。3.4.2 二軸的校核 軸直徑的設計式 軸的剛度計算a) 按當量彎矩法校核1) 設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。圖5 二軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。求作用在軸上的力如表1，作圖如上圖(以順時針為正),由算得。又由受力平衡得：同理可以算出作用在垂直面上的力如下表5表4 作用在二軸上的力垂直面（） 水平面（）軸承1 齒輪2 齒輪3 軸承4 3） 求作用在軸上的彎矩如表5，作出彎矩圖如上圖表5 作用在二軸上的彎矩垂直面（） 水平面（）C截面D截面 N.mm合成彎矩 合成彎矩4）作出轉彎矩圖如上圖5）作出當量彎矩圖如上圖，并確定可能的危險截面C、D如上圖。并算出危險截面的彎矩如表7。表6 二軸截面的彎矩C截面 D截面 6）確定許用應力已知軸材料為45鋼調質，查表得=650MPa。用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa。7）校核軸徑C截面:D截面:結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的扭轉剛度計算軸受彎矩作用會產(chǎn)生彎曲變形，受轉矩作用會產(chǎn)生扭轉變形。軸的剛度不夠就會影響軸的正常工作。例如電機轉子軸的撓度過大，會改變轉子與定子的間隙而影響電機的性能；機床主軸的剛度不夠，將影響加工精度。因此，為了使軸不致因剛度不夠而失效，設計時必須根據(jù)軸的工作條件限制其變形量，即撓度、轉角、扭角。式中、分別為許用撓度、許用轉角和許用扭角。所以軸的剛度足夠3.4.3 三軸的校核 軸直徑的設計式 軸的剛度計算a) 按當量彎矩法校核1) 設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。圖6 三軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。.求作用在軸上的力如表1，作圖如上圖(以順時針為正),算得。又由受力平衡得：同理可以算出作用在垂直面上的力如下表7表7 作用在三軸上的力 垂直面（） 水平面（）軸承1 齒輪 2 曲軸3 軸承4 3） 求作用在軸上的彎矩如表8，作出彎矩圖如上圖表8 作用在三軸上的彎矩垂直面（） 水平面（）C截面D截面N.mm合成彎矩合成彎矩4）作出轉彎矩圖如上圖5）作出當量彎矩圖如上圖，并確定可能的危險截面C、D如上圖。并算出危險截面的彎矩如表9。表9 三軸截面的彎矩C截面 D截面 結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的扭轉剛度計算軸受彎矩作用會產(chǎn)生彎曲變形，受轉矩作用會產(chǎn)生扭轉變形。軸的剛度不夠就會影響軸的正常工作。例如電機轉子軸的撓度過大，會改變轉子與定子的間隙而影響電機的性能；機床主軸的剛度不夠，將影響加工精度。因此，為了使軸不致因剛度不夠而失效，設計時必須根據(jù)軸的工作條件限制其變形量，即撓度、轉角、扭角。式中、分別為許用撓度、許用轉角和許用扭角。所以軸的剛度足夠3.5 鍵的校核3.5.1 一軸平鍵的強度校核. a) 鍵的選擇 鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結構使用要求和工作狀況來選擇。選擇時應考慮傳遞轉拒的大小，聯(lián)接的對中性要求，是否要求軸向固定，聯(lián)接于軸上的零件是否需要沿軸滑動及滑動距離長短，以及鍵在軸上的位置等。鍵的主要尺寸為其橫截面尺寸(鍵寬b 鍵高h)與長度L。鍵的橫截面尺寸bh 依軸的直徑d由標準中選取。鍵的長度L一般可按輪轂的長度選定，即鍵長略短于輪轂長度，并應符合標準規(guī)定的長度系列。故根據(jù)以上所提出的以及該機工作時的要求，故選用A型普通平鍵。由設計手冊查得：鍵寬 b=8mm 鍵高 h=7mm 鍵長 L=56mmb) 驗算擠壓強度.平鍵聯(lián)接的失效形式有：對普通平鍵聯(lián)接而言，其失效形式為鍵，軸，輪轂三者中較弱的工作表面被壓潰。工程設計中，假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，可按平均擠壓應力進行擠壓強度或耐磨性的條件計算，即：靜聯(lián)接（32） 式中：傳遞的轉矩 軸的直徑 鍵與輪轂的接觸高度(mm)，一般取 鍵的接觸長度(mm).圓頭平鍵 許用擠壓應力) 鍵的工作長度 擠壓面高度 轉矩 許用擠壓應力，查表， 則擠壓應力 所以 此鍵是安全的。鍵的材料：因為壓潰和磨損是鍵聯(lián)接的主要失效形式，所以鍵的材料要求有足夠的硬度。國家標準規(guī)定，鍵用抗拉強度不低于的鋼制造，選用45鋼。3.5.2 二軸平鍵的強度校核. a) 鍵的選擇 選用A型普通平鍵。由設計手冊查得：鍵寬 b=14mm 鍵高 h=9mm 鍵長 L=32mmb) 驗算擠壓強度.平鍵聯(lián)接的失效形式有：對普通平鍵聯(lián)接而言，其失效形式為鍵，軸，輪轂三者中較弱的工作表面被壓潰。工程設計中，假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，可按平均擠壓應力進行擠壓強度或耐磨性的條件計算，即：靜聯(lián)接 式中：傳遞的轉矩 軸的直徑 鍵與輪轂的接觸高度(mm)，一般取 鍵的接觸長度(mm).圓頭平鍵 許用擠壓應力) 鍵的工作長度 擠壓面高度 轉矩 許用擠壓應力，查表， 則 擠壓應力 所以 此鍵是安全的。鍵的材料：因為壓潰和磨損是鍵聯(lián)接的主要失效形式，所以鍵的材料要求有足夠的硬度。國家標準規(guī)定，鍵用抗拉強度不低于的鋼制造，選用45鋼。3.5.3 三軸平鍵的強度校核. a) 鍵的選擇 選用A型普通平鍵。由設計手冊查得：鍵寬 b=20mm 鍵高 h=12mm 鍵長 L=45mmb) 驗算擠壓強度.平鍵聯(lián)接的失效形式有：對普通平鍵聯(lián)接而言，其失效形式為鍵，軸，輪轂三者中較弱的工作表面被壓潰。工程設計中，假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，可按平均擠壓應力進行擠壓強度或耐磨性的條件計算，即：靜聯(lián)接 式中：傳遞的轉矩 軸的直徑 鍵與輪轂的接觸高度(mm)，一般取 鍵的接觸長度(mm).圓頭平鍵 許用擠壓應力) 鍵的工作長度 擠壓面高度 轉矩 許用擠壓應力，查表， 則 擠壓應力 所以 此鍵是安全的。鍵的材料：因為壓潰和磨損是鍵聯(lián)接的主要失效形式，所以鍵的材料要求有足夠的硬度。國家標準規(guī)定，鍵用抗拉強度不低于的鋼制造，選用45鋼。3.6 軸承的校核 滾動軸承是工廠生產(chǎn)的標準件。滾動軸承的類型、尺寸和公差等級均已制訂有國家標準，在機械設計中只需根據(jù)工作條件選擇合適的軸承類型、尺寸和公差等級等，并進行軸承的組合結構設計。3.6.1 一軸軸承3.6.1.1 初選軸承型號：試選深溝球軸承6206，查設計手冊，查得6206軸承的性能參數(shù)為：基本額定動載荷=19.5KN 基本額定靜載荷=11.5KN 極限轉速 (脂潤滑)3.6.1.2壽命計算 a) 計算軸承徑向力（軸向力無從得知，略去） 因為所以驗證第二個軸承 b) 當量動載荷計算 由式 得c) 計算軸承壽命 計算結果表明，選用的6206深溝球軸承能滿足要求。3.6.2 二軸軸承3.6.2.1 初選軸承型號：試選深溝球軸承6207，查設計手冊，查得6207軸承的性能參數(shù)為：基本額定動載荷=25.5KN 基本額定靜載荷=15.2KN 極限轉速 (脂潤滑)3.6.2.2壽命計算 a) 計算軸承徑向力（軸向力無從得知，略去） 因為所以驗證第一個軸承 b) 當量動載荷計算 由式 得c) 計算軸承壽命 計算結果表明，選用的6207深溝球軸承能滿足要求。3.6.3 三軸軸承3.6.3.1 初選軸承型號：試選深溝球軸承6211，查設計手冊，查得6211軸承的性能參數(shù)為：基本額定動載荷=43.2KN 基本額定靜載荷=29.2KN 極限轉速 (脂潤滑)3.6.3.2壽命計算：a) 計算軸承徑向力（軸向力無從得知，略去） 因為所以驗證第二個軸承 b) 當量動載荷計算 由式 得c) 計算軸承壽命 計算結果表明，選用的6211深溝球軸承能滿足要求。3.7 飛輪的設計下面是飛輪的尺寸結構圖：圖7 飛輪結構尺寸圖飛輪是鋼筋切割機主要零件之一，為保證其切斷可靠，并能在額定載荷下實現(xiàn)連續(xù)切斷，應盡可能使飛輪轉速降低多些，這也可以節(jié)約能源，減輕機器重量。考慮工地上的機械需要經(jīng)常變換地方，本設計把切割機的整體尺寸減小，使結構緊湊，所以小齒輪都采用齒輪軸的形式。一般情況下，為使飛輪尺寸不至于過大和速度要求把飛輪安裝在高速軸上，但實際考慮飛輪的剛性和結構上的可能性，并且此處需要飛輪提供的能量不多，我把飛輪安裝在第三根軸上。切斷的能量可以部分由飛輪來提供，這樣可以選用功率較小的電機來拖動，進而達到減少投資及降低能耗的目的，但本設計開始算得的電機基本上能滿足所需功率，故此處飛輪提供的能量足夠。飛輪有很大的轉動慣量，當機械出現(xiàn)盈功時，飛輪軸的角速度只做微小的上升，即可把多余的能量吸收儲存起來，而當機械出現(xiàn)虧功時，機械運轉速度減慢，飛輪又可能將其儲存的能量釋放，以彌補能量的不足，而其角速度只作小幅下降。飛輪轉動慣量計算： 飛輪提供能量：3.8 鋼筋切割機刀片鋼筋切割機刀片(以下簡稱刀片)是該產(chǎn)品的一個主要易損件，其性能好壞與壽命長短直接影響此產(chǎn)品的聲譽。刀片在沖擊載荷及過載情況下工作，很容易發(fā)生早期失效。材料的選用和熱處理工藝是否合理。是提高刀片斷裂韌性，延長使用壽命的關鍵。本設計的鋼筋切斷機刀片選用9SiCr材質制做，9SiCr鋼屬于過共析鋼，含碳量為085 095。3.9 鋼筋切割機易出現(xiàn)的故障1 虎口部位開裂在剪切圓鋼時，由于違反操作規(guī)程造成虎口斷裂的原因是：圓鋼到虎口位置時，應使圓鋼下落到虎口的底端進行剪切，因為兩刀片的剪切力作用在兩刀片的中心線上， 此位置受力較好。由于操作問題，圓鋼來落到虎口的下部而在兩刀片的上端剪切，產(chǎn)生的作用力與兩刀片的中心線的作用力構成了旋轉力矩，在其力矩作用下，約束力急劇增加，固定刀片上部虎口斷裂。因此操作過程中一定要按照正確的操作方法進行。2. 機蓋開裂鋼筋切斷機在長期工作時，由于震動使壓刀體螺釘松動，操作人員不檢查，不維修，使固定刀片在剪切圓鋼時產(chǎn)生橫向移動，兩刀片的側向間隙急劇增加，圓鋼在剪切力的作用下，夾在兩刀片的間隙之中。面導致動刀片擠壓機蓋，使機蓋開裂。因此在使用了一定時間后要定期維修檢查。4 鋼筋切割機的摩擦、磨損和潤滑摩擦是不可避免的自然現(xiàn)象，摩擦得結果造成機器的能量損耗、效率降低、溫度升高、出現(xiàn)噪聲、性能下降的問題。摩擦必然會造成磨損，在實際應用中有許多零件都 因磨損過渡而報廢。潤滑則是改善摩擦、減緩磨損的有效方法。切割機中的摩擦主要是軸承的摩擦，而磨損包括滑動摩擦和滾動摩擦。軸承就是滾動摩擦，其摩擦力較小損耗也較小。摩擦得結果勢必會造成磨損，而影響磨損的因素也有很多，主要有載荷大小、材料匹配、潤滑狀況、工作溫度等。為減少磨損需要從這些方面入手，采取各種有效方法，減少磨損。減少磨損的主要方法有：1.潤滑。2.注意選擇材料，按照基本磨損形式正確選擇材料是提高機械和零件耐磨性的關鍵之一。3.提高加工精度和表面質量也可以減少磨損。4.合理的結構設計，正確合理的結構設計是減少磨損和提高耐磨性的有效途徑。5.正確使用和維護。5 結論本次設計的是一種結構緊湊而實用的鋼筋切割裝置，該裝置的優(yōu)點是價格低廉，節(jié)省空間，維修方便，效率高，能切割大直徑系列的鋼筋。該切割機原理是采用電動機經(jīng)一級帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉,曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切割鋼筋。并用型鋼焊接了鋼架，使其結構盡可能的簡單。在設計中，我盡可能采用通用部件，從而使設計周期縮短，成本降低。設計過程中，我主要考慮了機器的性能，經(jīng)濟性和機器的重量，在保證滿足工作要求的前提下，盡可能的提高該切割機的性價比。這是我第一次做這樣的綜合性的設計，所以設計中難免會出現(xiàn)一些漏洞或不足之處，如一些結構的設計，標準件的選用或一些經(jīng)濟性上的想法可能有欠妥當，敬請各位老師給予批評指正。參考文獻1孟進禮，衛(wèi)青珍.對鋼筋切斷機發(fā)展的幾點看法J.建筑機械化.2000,(2)：14.2章友文.鋼筋切斷機改進設計淺析J.工程機械.1991,(11)：25.3 王良文，陳學文.國產(chǎn)鋼筋切斷機的生產(chǎn)現(xiàn)狀與改良方向J.建設機械技術與管理.2009,(3):113.4 張海柱.淺談鋼筋切斷機的變速機構設計J.企業(yè)技術開發(fā).2010,(11):24.5 章友文.鋼筋切斷機剪切機理分析J. 工程機械.1991，(3):16.6 高蕊.鋼筋切斷機切斷過程分析及最大沖切力的計算J.建筑機械.1995,(11):23.7劉鴻鷹.鋼筋切斷機力功論證J.工程機械.1993,(5):15.8 章友文.鋼筋切斷機設計與分析J.工程機械.1993,11:4.9 章友文.鋼筋切斷機的電機功率與飛輪的計算分析J.建筑機械.2001,(4):9.10 楊志勤.一種新型的鋼筋切斷刀片J.建筑機械.2001,(4):44.11 劉鴻鷹，章友文.鋼筋切斷機設計和使用上存在的問題J.建筑機械化.1990,(3):15.12西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室.機械設計第八版M.高等教育出版社.2002.13吳宗澤，羅圣國.機械設計手冊M.北京：機械工業(yè)出版社.2006.14 西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室.機械原理第七版M.高等教育出版社.2006.15郭克希，王建國.機械制圖M.北京：機械工業(yè)出版社.2009.16徐學林.互換性與測量技術基礎M.湖南大學出版社.2009.17劉鴻文.材料力學第5版M.高等教育出版社.2010.18周振勇.GQ40臥式鋼筋切割機J.建筑機械化.1995,(6)：29.19 陳德洪.鋼筋切斷機強度設計研究J.工程機械.1995，(6):24.20 程鵬.小型鋼筋切斷機的結構改進設計 J.工程機械.1995,(2):9.致 謝 本論文是在高偉老師的悉心指導和熱情關懷下完成的，設計過程初遇到不少棘手的問題，是老師細心的解答讓我堅定了自己自主完成畢業(yè)設計的信心。畢業(yè)設計是我們大學生涯的最后一步，走好這一步對以后的工作和學習至關重要。設計需要細心仔細認真的態(tài)度，這也鍛煉了我們這方面的能力。感謝畢業(yè)答辯老師及其畢業(yè)答辯全體工作人員，感謝母校和老師們四年來都我的教育和關懷，我將努力工作，積極進取。 43