1585-臥式鋼筋切斷機的設(shè)計（二）

1585-臥式鋼筋切斷機的設(shè)計（二）,臥式,鋼筋,切斷,割斷,設(shè)計 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 1 頁 共 30 頁本設(shè)計已經(jīng)通過答辯，如果需要圖紙請聯(lián)系 QQ 251133408 另專業(yè)團(tuán)隊代做畢業(yè)設(shè)計，質(zhì)量速度有保證1 引言11 概述 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 2 頁 共 30 頁鋼筋切斷機是鋼筋加工必不可少的設(shè)備之一，它主要用語房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切斷。鋼筋切斷機與其他切斷設(shè)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(jì)建設(shè)的各個領(lǐng)域發(fā)揮了重要的作用。國內(nèi)外切斷機的對比：由于切斷機技術(shù)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)國外切斷機偏心軸的偏心距較大，如日本立式切斷機偏心距 24mm，而國內(nèi)一般為 17mm看似省料、齒輪結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)換角度。2)國外切斷機的機架都是鋼板焊接結(jié)構(gòu)，零部件加工精度、粗糙度尤其熱處理工藝過硬，使切斷機在承受過載荷、疲勞失效、磨損等方面都超過國產(chǎn)機器3)國內(nèi)切斷機刀片設(shè)計不合理，單螺栓固定，刀片厚度夠薄，40 型和 50 型刀片厚度均為 17mm；而國外都是雙螺栓固定，25 27mm 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)切斷機每分鐘切斷次數(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(jié)構(gòu)，齒輪、軸承用油脂潤滑，曲軸軸徑、連桿瓦、沖切刀座、轉(zhuǎn)體處用手工加稀油潤滑國內(nèi)機型結(jié)構(gòu)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)切斷機外觀質(zhì)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(shù)設(shè)備上舍得投入，自動化生產(chǎn)水平較高，形成一套完整的質(zhì)量保證加工體系。尤其對外觀質(zhì)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(xué)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(shè)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(zhì)量粗糙、觀感較差。 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 3 頁 共 30 頁全球經(jīng)濟(jì)建設(shè)的快速發(fā)展為建筑行業(yè)，特別是為建筑機械的發(fā)展提供了一個廣闊的發(fā)展空間，為廣大生產(chǎn)企業(yè)提供一個展示自己的舞臺。面對競爭日益激烈的我國建筑機械市場，加強企業(yè)的經(jīng)營管理，加大科技投入，重視新技術(shù)、新產(chǎn)品的研究開發(fā)，提高產(chǎn)品質(zhì)量和產(chǎn)品售后服務(wù)水平，積極、主動走向市場，使企業(yè)的產(chǎn)品不斷地滿足用戶的需求，盡快縮短與國外先進(jìn)企業(yè)的差距，無疑是我國鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)生存與發(fā)展的必由之路。12 題目的選取本次畢業(yè)設(shè)計的任務(wù)是臥式鋼筋切斷機的設(shè)計。要求切斷鋼筋的最大直徑 14mm，切斷速度為 15 次/分。在設(shè)計中通過計算和考慮實際情況選則合適的結(jié)構(gòu)及參數(shù)，從而達(dá)到設(shè)計要求，同時盡可能的降低成本，這也是一個綜合運用所學(xué)專業(yè)知識的過程。 。畢業(yè)設(shè)計是對四年大學(xué)所學(xué)知識的一個總結(jié)，也是走上工作崗位前的一次模擬訓(xùn)練。13 鋼筋切斷機的工作原理工作原理：采用電動機經(jīng)一級三角帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉(zhuǎn),曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復(fù)直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋。2 電機選擇傳動方案簡述：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、合過載保護(hù)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(zhǔn)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(gòu)。由于傳動系統(tǒng)作 的是回轉(zhuǎn)運動,而鋼筋切斷機的執(zhí)行機構(gòu)需要的直線往復(fù)運動,為了實現(xiàn)這種轉(zhuǎn)換,可以采用曲柄滑塊機構(gòu),盤行凸輪移動滾子從動件機構(gòu),齒輪齒條機構(gòu)?？紤]現(xiàn)實條件我決定采用曲柄滑塊機構(gòu)作為本機械的執(zhí)行機構(gòu) 。2.1 切斷鋼筋需用力計算為了保證鋼筋的剪斷，剪應(yīng)力應(yīng)超過材料的許應(yīng)剪應(yīng)力 。即切斷鋼筋的條件為： 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 4 頁 共 30 頁AQ查資料可知鋼筋的許用剪應(yīng)力為： MPa,取最大值 142MPa。由于本1428切斷機切斷的最大剛筋粗度為： mm。maxd則本機器的最小切斷力為： 21844)(.32max2QdQ取切斷機的 Q=22000N。2.2 功率計算由圖可知，刀的速度小于曲軸處的線速度。則切斷處的功率 P ：W8.6901.20615QP查表可知在傳動過程中，帶傳動的效率為 = 0.940.97； 二級齒輪減速器的效率為 = 0.960.99； 滾動軸承的傳動效率為 = 0.940.98； 連桿傳動的效率為 = 0.810.88；滑動軸承的效率為 9.08.由以上可知總的傳動效率為:= 0.94 0.960.980.81=0.72由此可知所選電機功率最小應(yīng)為 kw94.172.06P查手冊并根據(jù)電機的工作環(huán)境和性質(zhì)選取電機為：Y 系列封閉式三相異步電動機，代號為 Y112M-6，輸出功率為 2.2kw，輸出速度為 960 r/min。3. 傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計3.1 基本傳動數(shù)據(jù)計算3.1.1 分配傳動比 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 5 頁 共 30 頁電動機型號為 Y，滿載轉(zhuǎn)速為 960 r/min。a) 總傳動比 641590ib) 分配傳動裝置的傳動比 10i上式中 i0、i 1 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 326401ic) 分配減速器的各級傳動比按展開式布置，查閱有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，取 i11=6.4，則 i22=5。 （注以下有 i1 代替 i11，i 2 代替i22）3.1.2 計算機構(gòu)各軸的運動及動力參數(shù)a) 各軸的轉(zhuǎn)速 軸 min/r48029601nm 軸 i/r75.12i 軸 in/r23inb) 各軸的輸入功率 軸 kw068.294.011p 軸 9.1722 軸 .33c) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機輸出轉(zhuǎn)矩 mN89.2160.95dT 軸 N15.4.01 i 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 6 頁 共 30 頁 軸 mN35.2098.704.615212 iT 軸 13333.2 帶傳動設(shè)計3.2.1 由設(shè)計可知：V 帶傳動的功率為 2.2kw，小帶輪的轉(zhuǎn)速為 960r/min，大帶輪的轉(zhuǎn)速為 480r/min。查表可知 工況系數(shù)取 KA=1.5 ，P c=1.52.2=3.3kw。根據(jù)以上數(shù)值及小帶輪的轉(zhuǎn)速查相應(yīng)得圖表選取 A 型 V 帶。3.2.2 帶輪基準(zhǔn)直徑：查閱相關(guān)手冊選取小帶輪基準(zhǔn)直徑為 d1=100mm，則大帶輪基準(zhǔn)直徑為 d2=2100=200mm3.2.3 帶速的確定： s/m0.516094.3160ndv3.2.4 中心矩、帶長及包角的確定。由式0.7(d1+d2)a02(d1+d2) 可知：0.7(100+200)a02(100+200) 得 210a 0600初步確定中心矩為 a0=400根據(jù)相關(guān)公式初步計算帶的基準(zhǔn)長度： m25.1740)2()10(24)(2 2021210 ）（ addaLd查表選取帶的長度為 1250mm計算實際中心矩：取 386mmm38625.170420 dLa驗算小帶輪包角：.1653.718012ad3.2.5 確定帶的根數(shù)：查表知 p1=0.97 p 1=0.11 ka=0.965 kl=0.93 則 lackpZ1 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 7 頁 共 30 頁取 Z=440.39.65.01.97.03Z3.2.6 張緊力 查表 q=0.10kg/m20)1(qvkvZpFcN1.3024.5196.0542.530 3.2.7 作用在軸上的載荷：9.2.sin.sin20FZq3.2.8 帶輪結(jié)構(gòu)與尺寸見零件圖 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 8 頁 共 30 頁圖 1 帶輪的結(jié)構(gòu)與尺寸圖3.3 齒輪傳動設(shè)計3.3.1 第一級齒輪傳動設(shè)計a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr 鋼調(diào)制，平均取齒面硬度為 260HBS大齒輪：45 鋼調(diào)制，平均取齒面硬度為 260HBS2) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為 20，則大齒輪的齒數(shù)為 206.4=1283) 齒數(shù)比即為傳動比 4.62018i4) 選擇尺寬系數(shù) d 和傳動精度等級情況，參照相關(guān)手冊并根據(jù)以前學(xué)過的知識選取 d=0.6初估小齒輪直徑 d1=60mm，則小齒輪的尺寬為 b= d d1=0.660=36mm5) 齒輪圓周速度為：參照手冊選精度等級為 9 級。s/m5.10648106 nv6) 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩 T1 mN10.486.25.95.9161 npT7) 確定重合度系數(shù) Z 、Y ：由公式可知重合度為 695.1280.381則由手冊中相應(yīng)公式可知： 7.3695.4Z2.07.25.0Y8) 確定載荷系數(shù) KH 、K F確定使用系數(shù) KA：查閱手冊選取使用系數(shù)為 KA=1.85確定動載系數(shù) Kv：查閱手冊選取動載系數(shù) Kv=1.10確定齒間載荷分布系數(shù) KHa、K Fa： 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 9 頁 共 30 頁m/N10/23.703601.4852*21 dbTKFAtA則 .7.022ZHa 45.69.YKFa載荷系數(shù) KH、K F 的確定，由公式可知 0.315.08.1VA42.35.093HaFFb) 齒面疲勞強度計算1) 確定許用應(yīng)力 H 總工作時間 th，假設(shè)該切斷機的壽命為 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 個小時，則： h120835 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1、N 28 6.6.6.6.3110 304570046 hiiihv tTtrn7812 15.6uNv 壽命系數(shù) Zn1、Z n2 ，查閱相關(guān)手冊選取 Zn1=1.0、Z n2=1.15 接觸疲勞極限取： hlim1=720MPa、 hlim2=580MPa 安全系數(shù)取：S h=1.0 許用應(yīng)力 h1、 h2MPa72019.62lim1 hnHhSZ 34.52li2hnh2) 彈性系數(shù) ZE 查閱機械設(shè)計手冊可選取 Pa190EZ3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 查閱機械設(shè)計手冊可選取 ZH=2.5 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 10 頁 共 30 頁4) 求所需小齒輪直徑 d1m34.57208.5194.61.09.23 211 hedhZuTk 與初估大小基本相符。5) 確定中心距，模數(shù)等幾何參數(shù)中心距 a： 圓整中心矩取 222mm75.2041.634.5模數(shù) m：由中心矩 a 及初選齒數(shù) Z1 、Z 2 得：3921Z分度圓直徑 d1,d26031mz m384122mzd確定尺寬：取大齒輪尺寬為 b1=600.6=36mm小齒輪尺寬取 b2=40mmc) 齒根抗彎疲勞強度驗算1) 求許用彎曲應(yīng)力 F 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NF1、N F27 2.62.62.62.631108. 30457046 hiiihFtTtrn7712 1.uNF 壽命系數(shù) Yn1、Y n2 ，查閱相關(guān)手冊選取 Yn1=1、Y n2=1 極限應(yīng)力?。?Flim1=290MPa、 Flim2=220MPa 尺寸系數(shù) Yx：查閱機械設(shè)計手冊選，取 Yx=1.5 安全系數(shù) SF：參照表 9-13，取 SF=1.5 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 11 頁 共 30 頁 需用應(yīng)力 F1 、 F2 由式（9-20） ，許用彎曲應(yīng)力 MPa3875.129021lim1 SYFxNF29.2li2FxF2) 齒形系數(shù) YFa1、Y Fa2 由圖 9-19，取YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應(yīng)力修正系數(shù) Ysa1、Y sa2 由圖 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.824) 校核齒根抗彎疲勞強度 由式（9-17） ，齒根彎曲應(yīng)力1411MPa49MPa692.05.2.3602.FsaFFmbdTK 2122 a.1462.5849FsaFY 3.3.2 第二級齒輪傳動設(shè)計：a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr 鋼調(diào)制，平均取齒面硬度為 260HBS大齒輪：45 鋼調(diào)制，平均取齒面硬度為 260HBS2) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為 28，則大齒輪的齒數(shù)為 285=1403) 齒數(shù)比即為傳動比 528140i4) 選擇尺寬系數(shù) d 和傳動精度等級情況，參照相關(guān)手冊并根據(jù)以前學(xué)過的知識選取 d=2/3初估小齒輪直徑 d1=84mm，則小齒輪的尺寬為 b= d d1=2/384=56mm齒輪圓周速度為：參照手冊選精度等級為 9 級。s/05m.160784160n5) 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩 T1 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 12 頁 共 30 頁mN105.2796.105.9np105.9T61 6) 確定重合度系數(shù) Z 、Y ：由公式可知重合度為 4.1028.31則由手冊中相應(yīng)公式可知： 68.374.14Z.05.2.0Y7) 確定載荷系數(shù) KH 、K F確定使用系數(shù) KA：查閱手冊選取使用系數(shù)為 KA=1.85確定動載系數(shù) Kv：查閱手冊選取動載系數(shù) Kv=1.0確定齒間載荷分布系數(shù) KHa、K Fa： m/N10/6.1956840.2121 dbTFAtA則 3.6.022ZKHa 47.8.YFa載荷系數(shù) KH、K F 的確定，由公式可知 2.3.150.81VA3.4732HaFFc) 齒面疲勞強度計算1) 確定許用應(yīng)力 H總工作時間 th，假設(shè)該彎曲機的壽命為 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 個小時，則： h120835應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1、N 2 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 13 頁 共 30 頁7 6.6.6.6.311035. 304570226 hiiihv tTtrnN6712 1.53.uv壽命系數(shù) Zn1、Z n2 ，查閱相關(guān)手冊選取 Zn1=1.33、Z n2=1.48接觸疲勞極限?。?hlim1=760MPa、 hlim2=760MPa安全系數(shù)?。篠 h=1許用應(yīng)力 h1、 h2MPa8.103.762lim1 hnHhSZ .24.2li2hnh2) 彈性系數(shù) ZE 查閱機械設(shè)計手冊可選取 Pa190EZ3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 查閱機械設(shè)計手冊可選取 ZH=2.54) 求所需小齒輪直徑 d1m0.7 8.124605953/28.1.3 23 211 hedhuTk 與初估大小基本相符。5) 確定中心距，模數(shù)等幾何參數(shù)中心距 a： 圓整中心矩取 252mm21050.7模數(shù) m：由中心矩 a 及初選齒數(shù) Z1 、Z 2 得：340281Z分度圓直徑 d1,d2 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 14 頁 共 30 頁m84231zd m420132zd確定尺寬：取大齒輪尺寬為 b1=842/3=56mm小齒輪尺寬取 b2=60mmc) 齒根抗彎疲勞強度驗算1) 求許用彎曲應(yīng)力 F 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NF1、N F27 2.62.62.62.631105. 3045706 hiiihFtTtrn6712 1.53.uNF 壽命系數(shù) Yn1、Yn2 ，查閱相關(guān)手冊選取 Yn1=1、Yn2=1 極限應(yīng)力取： Flim1=290MPa、 Flim2=230MPa 尺寸系數(shù) Yx：查閱機械設(shè)計手冊選，取 Yx=1.5 安全系數(shù) SF：參照表 9-13，取 SF=1.5 需用應(yīng)力 F1 、 F2 由式（9-20） ，許用彎曲應(yīng)力 MPa3875.129021lim1 SYFxNF0.32li2FxF2) 齒形系數(shù) YFa1、Y Fa2 由圖 9-19，取YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應(yīng)力修正系數(shù) Ysa1、Y sa2 由圖 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.824) 校核齒根抗彎疲勞強度 由式（9-17） ，齒根彎曲應(yīng)力 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 15 頁 共 30 頁1511MPa3MPa681.02.6840.2FsaFFYmbdTK 2122 a9762.153FsaFY 3.4 軸的校核3.4.1 一軸的校核軸直徑的設(shè)計式89m.17402.61nPC2.0159333T6 d軸的剛度計算a) 按當(dāng)量彎矩法校核1) 設(shè)計軸系結(jié)構(gòu)，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和當(dāng)量彎矩圖。 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 16 頁 共 30 頁圖 2 軸的受力轉(zhuǎn)矩彎矩圖2) 求作用在軸上的力如表 1，作圖如圖 2-c 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 17 頁 共 30 頁表 1 作用在軸上的力垂直面（Fv） 水平面（Fh）軸承 1 F2=12N F4=891N齒輪 2 = NBvF367498NFAH軸承 3 F1=476N F3=1570N帶輪 4 0v1056NBH3） 求作用在軸上的彎矩如表 2，作出彎矩圖如圖 2-d、2-e表 2 作用在軸上的彎矩垂直面（Mv） 水平面（Mh）1308N.m9-Ft1vMN.mm-97101cHFM合成彎矩截面 97128.m.722 0534N10498v 15N.m204367-389H合成彎矩截面 105.m.5103482M4）作出轉(zhuǎn)彎矩圖如圖 2-f5）作出當(dāng)量彎矩圖如圖 2-g，并確定可能的危險截面、如圖 2-a。并算出危險截面的彎矩如表 3。表 3 截面的彎矩截面 1054N.mTM22e截面 66）確定許用應(yīng)力已知軸材料為 45 鋼調(diào)質(zhì)，查表得 =650MPa。用插入法查表得b 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 18 頁 共 30 頁=102.5MPa， =60MPa。b0b159.012607）校核軸徑如表 4表 4 驗算軸徑截面 m621.0M3bed截面 48.31be結(jié)論：按當(dāng)量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的剛度計算 7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG23I4p1d508I42p36I4p3d1270I4p8693I45pd2I46p5103I47pd682I4p8 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 19 頁 共 30 頁5.012. 1648295208346716952704836520739 所以軸的剛度足夠3.4.2 三軸的校核軸直徑的設(shè)計式54.9m1.860nPC2.0159333T6 d軸的剛度計算a) 按當(dāng)量彎矩法校核設(shè)計軸系結(jié)構(gòu)，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和當(dāng)量彎矩圖。1） 軸的受力簡圖如圖 3-a 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 20 頁 共 30 頁 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 21 頁 共 30 頁圖 3 軸的受力彎矩轉(zhuǎn)矩圖2）求作用在軸上的力如表 5，并作圖如圖 3-c表 5 作用在軸上的力垂直面（Fv） 水平面（Fh）軸承 1 F3=1627N F1=8362N齒輪 =2381NBvF867NFAH軸承 2 F4=754N F3=12619N曲軸 0v21848NBH3）計算出彎矩如表 6，并作圖如圖 3-d、e 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 22 頁 共 30 頁表 6 軸上的彎矩垂直面（Mv） 水平面（Mh）.m-314825N9.-Fp1vMN.mm16804793.51cHFM合成彎矩截面 m640N.607.22 189v .5317H合成彎矩截面 60.315467272M4）作出轉(zhuǎn)彎矩圖如圖 3-f5）作出當(dāng)量彎矩圖如圖 3-g，并確定可能的危險截面、和的彎矩如表 7表 7 危險截面的彎矩截面 m1640N.TM22e截面 36）確定許用應(yīng)力已知軸材料為 45 鋼調(diào)質(zhì)，查表得 =650MPa。用插入法查表得b=102.5MPa， =60MPab0b159.026017）校核軸徑如表 8表 8 校核軸徑截面 m46.91.0M3bed截面 08.5.31be 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 23 頁 共 30 頁結(jié)論：按當(dāng)量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的剛度計算 7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG所以軸的剛度足夠.03.5 鍵的校核3.5.1. 平鍵的強度校核. a) 鍵的選擇 鍵的類型應(yīng)根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)使用要求和工作狀況來選擇。選擇時應(yīng)考慮傳遞轉(zhuǎn)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(biāo)準(zhǔn)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(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)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(shè)計手冊查得：鍵寬 b=16mm 鍵高 h=10mm 鍵長 L=30mmb) 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(shè)計中，假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，可按平均擠壓應(yīng)力進(jìn)行擠壓強度或耐磨性的條件計算，即：靜聯(lián)接 ppkldT2式中 傳遞的轉(zhuǎn)矩 )mN( 軸的直徑 d 鍵與輪轂的接觸高度(mm)，一般取 k 2hk 鍵的接觸長度(mm).圓頭平鍵 l bLl 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 24 頁 共 30 頁 許用擠壓應(yīng)力 )pMPa(鍵的工作長度 m1)425(bLl擠壓面高度 10hk轉(zhuǎn)矩 npT65.9 N09.1587.966 許用擠壓應(yīng)力，查表， MPa0p則 擠壓應(yīng)力Pa602.431596.26apklT所以 此鍵是安全的。附：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(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，鍵用抗拉強度不低于 的鋼制造，如 45 鋼 Q275 MPa60等。3.6 軸承的校核 滾動軸承是又專業(yè)工廠生產(chǎn)的標(biāo)準(zhǔn)件。滾動軸承的類型、尺寸和公差等級均已制訂有國家標(biāo)準(zhǔn)，在機械設(shè)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(jìn)行軸承的組合結(jié)構(gòu)設(shè)計。3.6.1 初選軸承型號 試選 10000K 軸承，查 GB281-1994，查得 10000K 軸承的性能參數(shù)為：C=14617N Co=162850N (脂潤滑)190min3.6.2 壽命計算 a) 計算軸承內(nèi)部軸向力.查表得 10000K 軸承的內(nèi)部軸向力 )2/(YFRs65.032815cos67.0cos. YN12470481503922 RF 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 25 頁 共 30 頁則：N9028)(7121YFRSb) 計算外加軸向載荷 Xc) 計算軸承的軸向載荷 因為 21SF故 軸承 1 N902811SAF軸承 2 21d) 當(dāng)量動載荷計算 由式 )(aRpPYFXfF查表得： 的界限值 A 42.05.1tge90.152382RF7.01248RA查表知 eFRA9./1故 39.0cos4.0YXeRA7.1故 39.04.22Y則： 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 26 頁 共 30 頁N905)90283.124.(2)11ARpPFYXfF13).7.()221 ARpPf式中. (輕度沖擊的運轉(zhuǎn)).pf由于 ，且軸承 1、2 采用型號、尺寸相同的軸承，谷只對軸承 2 進(jìn)行壽21PF命計算。 N032Pe) 計算軸承壽命h45019)367(2)110660PhFCnLf) 極限轉(zhuǎn)速計算 由式 lim21nfmas5.03467PFC6.7./21rctgrctgRA查得：載荷系數(shù) 5.1f載荷分布系數(shù) 802故 minr9.60masnir1計算結(jié)果表明，選用的 10000K 型圓柱孔調(diào)心軸承能滿足要求。4 鋼筋切斷機的摩擦、磨損和潤滑 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 27 頁 共 30 頁摩擦是不可避免的自然現(xiàn)象，摩擦得結(jié)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(yīng)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。切斷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(jié)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(guān)鍵之一。3.提高加工精度和表面質(zhì)量也可以減少磨損。4.合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計，正確合理的結(jié)構(gòu)設(shè)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(hù)。 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 28 頁 共 30 頁結(jié)束語本次設(shè)計的是一種結(jié)構(gòu)比較簡明實用的鋼筋切斷裝置，該裝置的特點是價格低廉，節(jié)省空間，維修方便。該切斷機是采用電動機經(jīng)一級帶傳動和二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸旋轉(zhuǎn),曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復(fù)直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋。并用型鋼焊接了鋼架，使其結(jié)構(gòu)盡可能的簡單。在設(shè)計中，我盡可能的采用通用部件，從而使設(shè)計周期縮短，成本降低。設(shè)計過程中，我主要考慮了機器的性能以及經(jīng)濟(jì)性，在保證其完成工作要求的前提下，盡可能的提高其性價比。這是我第一次搞這樣的綜合性的設(shè)計，所以設(shè)計中難免會出現(xiàn)一些漏洞或不足之處，如一些結(jié)構(gòu)的設(shè)計，標(biāo)準(zhǔn)件的選用或一些經(jīng)濟(jì)性上的構(gòu)思可能有欠妥當(dāng)，造成一些不必要的浪費，敬請各位老師給予批評和指正。通過這次設(shè)計，使我的綜合考慮問題的能力得到了提高，而且通過綜合的運用機械知識，使自己的專業(yè)水平得到了很大的進(jìn)步。夠已經(jīng)能初步的將理論知識運用到實踐中去，為以后的工作打下良好的基礎(chǔ)。 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 29 頁 共 30 頁致謝畢業(yè)設(shè)計是大學(xué)學(xué)習(xí)的最后一站，它與以往的課程設(shè)計不同。課程設(shè)計主要是針對某一門課程或幾門課程進(jìn)行的綜合練習(xí)，而畢業(yè)設(shè)計是綜合性的，它反映了學(xué)生對所學(xué)各門專業(yè)知識運用能力。通過畢業(yè)設(shè)計的鍛煉，使我們運用專業(yè)知識的能力得到了進(jìn)一步提高，知識得到了鞏固，使我們對設(shè)備的整體設(shè)計思想有了更進(jìn)一步的認(rèn)識，通過對臥式鋼筋切斷機的設(shè)計，我們運用了各門專業(yè)課程，再一次夯實了我們的知識。本次畢業(yè)設(shè)計實在雒運強老師的悉心指導(dǎo)下完成的，由付其鳳老師審核，對此我們表示衷心的感謝。由于我們水平有限，設(shè)計中難免有不足，歡迎各位老師指正批評。 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 30 頁 共 30 頁參 考 文 獻(xiàn)1 蘇翼林主編.材料力學(xué)（第3版）.天津：天津大學(xué)出版社，20012 孫桓，陳作模主編.機械原理（第6版）.北京：高等教育出版社，20013 李繼慶，陳作模主編.機械設(shè)計基礎(chǔ).北京：高等教育出版社，19994 梁崇高等著.平面連桿機構(gòu)的計算設(shè)計.北京：高等教育出版社，19935 劉政昆編著.間歇運動機構(gòu).大連：大連理工大學(xué)出版社，19916 伏爾默J等著.連桿機構(gòu).石則昌等譯.北京：機械工業(yè)出版社，19907 田野編寫.我國鋼筋調(diào)直切斷機的現(xiàn)狀及發(fā)展.建筑機械化，2005年第1期23頁8 王慰椿.機械基礎(chǔ)與建筑機械.南京：東南大學(xué)出版社，19909 高蕊.鋼筋切斷機切斷過程分析及最大沖切力的計算.建筑機械，1995第2期24-25頁10 何德譽.曲柄壓力機.北京：清華大學(xué)出版社，198711 車仁煒，陸念力 王樹春.一種新型鋼筋切斷機的設(shè)計研究.機械傳動，2004年第2期48-49頁12 高蕊.鋼筋切斷機刀片合理側(cè)隙的保證方法.建筑機械化，1997年第4期37-38頁 13 王平，張強，許世輝.鋼筋調(diào)直切斷機的頂?shù)杜c連切J.建筑機械,1997年第5期47-48頁14 宜亞麗.鋼筋矯直切斷機剪切機構(gòu)研究分析.機械，2004年第10期14-16頁15 孟進(jìn)禮，衛(wèi)青珍.對鋼筋切斷機發(fā)展的幾點看法.建筑機械化，2000年第2期14-15頁16 Trans.ASME.77(2),1955