3607 臥式鋼筋切斷機的設計

3607 臥式鋼筋切斷機的設計,臥式,鋼筋,切斷,割斷,設計 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 1 頁 共 29 頁1 引言11 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。國內外切斷機的對比：由于切斷機技術含量低、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)國外切斷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)國內切斷機刀片設計不合理，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，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優(yōu)良。4)國內切斷機每分鐘切斷次數(shù)少國內一般為 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)國內切斷機外觀質量、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。全球經(jīng)濟建設的快速發(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) 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 2 頁 共 29 頁展空間，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、新產(chǎn)品的研究開發(fā)，提高產(chǎn)品質量和產(chǎn)品售后服務水平，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)設計的任務是臥式鋼筋切斷機的設計。要求切斷鋼筋的最大直徑 14mm，切斷速度為 15 次/分。在設計中通過計算和考慮實際情況選則合適的結構及參數(shù)，從而達到設計要求，同時盡可能的降低成本，這也是一個綜合運用所學專業(yè)知識的過程。 。畢業(yè)設計是對四年大學所學知識的一個總結，也是走上工作崗位前的一次模擬訓練。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,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,而鋼筋切斷機的執(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,盤行凸輪移動滾子從動件機構,齒輪齒條機構。考慮現(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 切斷鋼筋需用力計算為了保證鋼筋的剪斷，剪應力應超過材料的許應剪應力 。即切斷鋼筋的條件為： 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 3 頁 共 29 頁AQ查資料可知鋼筋的許用剪應力為： 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為 kw94.172.06P查手冊并根據(jù)電機的工作環(huán)境和性質選取電機為：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. 傳動結構設計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 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 4 頁 共 29 頁電動機型號為 Y，滿載轉速為 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，查閱有關標準，取 i11=6.4，則 i22=5。 （注以下有 i1 代替 i11，i 2 代替i22）3.1.2 計算機構各軸的運動及動力參數(shù)a) 各軸的轉速 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) 各軸的輸入轉矩電動機輸出轉矩 mN89.2160.95dT 軸 N15.4.01 i 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 5 頁 共 29 頁 軸 mN3.25098.704.615212 iT 軸 13333.2 帶傳動設計3.2.1 由設計可知：V 帶傳動的功率為 2.2kw，小帶輪的轉速為 960r/min，大帶輪的轉速為 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)值及小帶輪的轉速查相應得圖表選取 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=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)相關公式初步計算帶的基準長度： 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 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 6 頁 共 29 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 帶輪結構與尺寸見零件圖 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 7 頁 共 29 頁圖 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a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr 鋼調制，平均取齒面硬度為 260HBS大齒輪：45 鋼調制，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，參照相關手冊并根據(jù)以前學過的知識選取 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 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 8 頁 共 29 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) 確定許用應力 H 總工作時間 th，假設該切斷機的壽命為 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 ，查閱相關手冊選取 Zn1=1.0、Z n2=1.15 接觸疲勞極限?。?hlim1=720MPa、 hlim2=580MPa 安全系數(shù)取：S h=1.0 許用應力 h1、 h2MPa72019.62lim1 hnHhSZ 34.52li2hnh2) 彈性系數(shù) ZE 查閱機械設計手冊可選取 Pa190EZ3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 查閱機械設計手冊可選取 ZH=2.5 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 9 頁 共 29 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) 求許用彎曲應力 F 應力循環(huán)次數(shù) NF1、N F27 2.62.62.62.631108. 30457046 hiiihFtTtrn7712 1.uNF 壽命系數(shù) Yn1、Y n2 ，查閱相關手冊選取 Yn1=1、Y n2=1 極限應力?。?Flim1=290MPa、 Flim2=220MPa 尺寸系數(shù) Yx：查閱機械設計手冊選，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 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 10 頁 共 29 頁 需用應力 F1 、 F2 由式（9-20） ，許用彎曲應力 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） ，齒根彎曲應力1411MPa49MPa692.05.2.3602.FsaFFmbdTK 2122 a.1462.5849FsaFY 3.3.2 第二級齒輪傳動設計：a) 選材料、確定初步參數(shù)1) 選材料 小齒輪：40Cr 鋼調制，平均取齒面硬度為 260HBS大齒輪：45 鋼調制，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，參照相關手冊并根據(jù)以前學過的知識選取 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) 計算小齒輪轉矩 T1 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 11 頁 共 29 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) 確定許用應力 H總工作時間 th，假設該彎曲機的壽命為 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 個小時，則： h120835應力循環(huán)次數(shù) N1、N 2 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 12 頁 共 29 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許用應力 h1、 h2MPa8.103.762lim1 hnHhSZ .24.2li2hnh2) 彈性系數(shù) ZE 查閱機械設計手冊可選取 Pa190EZ3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 查閱機械設計手冊可選取 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 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 13 頁 共 29 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) 求許用彎曲應力 F 應力循環(huán)次數(shù) NF1、N F27 2.62.62.62.631105. 3045706 hiiihFtTtrn6712 1.53.uNF 壽命系數(shù) Yn1、Yn2 ，查閱相關手冊選取 Yn1=1、Yn2=1 極限應力取： Flim1=290MPa、 Flim2=230MPa 尺寸系數(shù) Yx：查閱機械設計手冊選，取 Yx=1.5 安全系數(shù) SF：參照表 9-13，取 SF=1.5 需用應力 F1 、 F2 由式（9-20） ，許用彎曲應力 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） ，齒根彎曲應力 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 14 頁 共 29 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計式89m.17402.61nPC2.0159333T6 d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。 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 15 頁 共 29 頁圖 2 軸的受力轉矩彎矩圖2) 求作用在軸上的力如表 1，作圖如圖 2-c 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 16 頁 共 29 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）作出轉彎矩圖如圖 2-f5）作出當量彎矩圖如圖 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）確定許用應力已知軸材料為 45 鋼調質，查表得 =650MPa。用插入法查表得b 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 17 頁 共 29 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結論：按當量彎矩法校核，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 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 18 頁 共 29 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計式54.9m1.860nPC2.0159333T6 d軸的剛度計算a) 按當量彎矩法校核設計軸系結構，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。1） 軸的受力簡圖如圖 3-a 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 19 頁 共 29 頁 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 20 頁 共 29 頁圖 3 軸的受力彎矩轉矩圖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 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 21 頁 共 29 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）作出轉彎矩圖如圖 3-f5）作出當量彎矩圖如圖 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）確定許用應力已知軸材料為 45 鋼調質，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 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 22 頁 共 29 頁結論：按當量彎矩法校核，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=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 ppkldT2式中 傳遞的轉矩 )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 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 23 頁 共 29 頁 許用擠壓應力 )pMPa(鍵的工作長度 m1)425(bLl擠壓面高度 10hk轉矩 npT65.9 N09.1587.966 許用擠壓應力，查表， MPa0p則 擠壓應力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。國家標準規(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 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) 計算軸承內部軸向力.查表得 10000K 軸承的內部軸向力 )2/(YFRs65.032815cos67.0cos. YN12470481503922 RF 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 24 頁 共 29 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 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 25 頁 共 29 頁N905)90283.124.(2)11ARpPFYXfF13).7.()221 ARpPf式中. (輕度沖擊的運轉).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 進行壽21PF命計算。 N032Pe) 計算軸承壽命h45019)367(2)110660PhFCnLf) 極限轉速計算 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計算結果表明，選用的 10000K 型圓柱孔調心軸承能滿足要求。4 鋼筋切斷機的摩擦、磨損和潤滑 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 26 頁 共 29 頁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。 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 27 頁 共 29 頁結束語本次設計的是一種結構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,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斷鋼筋。并用型鋼焊接了鋼架，使其結構盡可能的簡單。在設計中，我盡可能的采用通用部件，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以及經(jīng)濟性，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)濟性上的構思可能有欠妥當，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。 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 28 頁 共 29 頁致謝畢業(yè)設計是大學學習的最后一站，它與以往的課程設計不同。課程設計主要是針對某一門課程或幾門課程進行的綜合練習，而畢業(yè)設計是綜合性的，它反映了學生對所學各門專業(yè)知識運用能力。通過畢業(yè)設計的鍛煉，使我們運用專業(yè)知識的能力得到了進一步提高，知識得到了鞏固，使我們對設備的整體設計思想有了更進一步的認識，通過對臥式鋼筋切斷機的設計，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)設計實在雒運強老師的悉心指導下完成的，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，設計中難免有不足，歡迎各位老師指正批評。 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 （ 論 文 ） 第 29 頁 共 29 頁參 考 文 獻1 蘇翼林主編.材料力學（第3版）.天津：天津大學出版社，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.機械設計基礎.北京：高等教育出版社，19994 梁崇高等著.平面連桿機構的計算設計.北京：高等教育出版社，19935 劉政昆編著.間歇運動機構.大連：大連理工大學出版社，19916 伏爾默J等著.連桿機構.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.機械基礎與建筑機械.南京：東南大學出版社，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：清華大學出版社，198711 車仁煒，陸念力 王樹春.一種新型鋼筋切斷機的設計研究.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研究分析.機械，2004年第10期14-16頁15 孟進禮，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河 北 科 技 大 學畢 業(yè) 設 計 (論 文 )開 題 報 告題 目： 臥式鋼筋切斷機的設計 學生姓名： 閆立業(yè) 學 號： 020501120 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師： 雒運強（副教授） 2006 年 4 月 16 日 畢業(yè)設計（論文）開題報告 1 文獻綜述隨著我國經(jīng)濟建設的迅猛發(fā)展，建筑市場呈現(xiàn)出前所未有的喜人景象。鋼筋在建筑上應用非常廣泛，它可以用作預制構件，鋼筋混凝土和箍筋等。為此，需要鋼筋切斷機按所要求的鋼筋的規(guī)格的長度將其切斷。目前建筑工地使用的鋼筋切斷機雖能完成切斷動作，但其執(zhí)行機構沒有考慮到對切刀運動規(guī)律和動力特性的要求，切刀工作過程中產(chǎn)生的沖擊很大，切斷效率較低。因此，有必要將現(xiàn)存的鋼筋切斷機加以改進，重新設計，以獲得動態(tài)性能較好的鋼筋切斷機。1.1 鋼筋切斷機的種類和特點經(jīng)過幾十年的發(fā)展，我國的建筑用鋼筋切斷機市場現(xiàn)已基本形成。目前，市場上生產(chǎn)和銷售的鋼筋切斷機種類很多，根據(jù)設備組成的各工作機構特點可以按6 種方法進行分類，見表1表鋼筋調直切斷機的分類：形式 特點調直模式 鋼筋調直效果好，比較容易控制。但調直速度低，被加工鋼筋表面有劃傷，工作噪聲較大；適合各種光圓鋼筋。曲線輥式 調直速度較快，鋼筋調直效果好，且易控制。但被加工鋼筋表面劃傷較重，工作噪聲較大；適合各種光圓鋼筋和對鋼筋表面劃傷要求不高的場合。對輥式 調直速度快，被加工鋼筋表面有劃傷輕微，工作噪聲??；鋼筋調直效果一般，控制要求較高。適合各種鋼筋，特別適合冷、熱軋帶肋鋼筋。調直方式調直模式+ 對輥復合式鋼筋調直效果比較好，比較容易控制。調直速度高于曲線輥式，低于對輥式。被加工鋼筋表面有劃傷。工作噪聲比較小；適合各種鋼筋。 畢業(yè)設計（論文）開題報告 錘擊切斷方式適用中、小直徑鋼筋，工作噪聲連續(xù)、較大。易出現(xiàn)連切現(xiàn)象，定尺誤差最小。適用于中、低速度的鋼筋調直機和對定尺精度要求較高的場合。飛剪切斷方式適用大、中直徑鋼筋，工作噪聲較大，不連續(xù)。定尺精度不高，但沒有連切現(xiàn)象。適用于高速鋼筋調直機。切斷方式液壓切斷方式適用大、中直徑鋼筋，工作噪聲小。沒有連切現(xiàn)象。適用于速度不太高的鋼筋調直機。支撐柱式 結構簡單，工作噪聲小。適用于小直徑光圓鋼筋，且鋼筋調直度較高的場合。翻板式 結構較復雜，工作噪聲較大，適用大、中直徑鋼筋。撤板式 結構較復雜，工作噪聲較大，適用大、中直徑鋼筋。落料方式敞口式 結構簡單，工作噪聲較小，適用于大、中直徑鋼筋，且鋼筋調直較好的場合。機械式 定尺誤差小，易控制。噪聲較大，壽命短。適用于對定尺誤差要求較高，速度要求不高的場合。定尺方式機電式 定尺誤差稍大，噪聲較小，壽命長。適用于對定尺誤差要求較低，調直速度要求較高的場合普通電氣控制線路復雜，對維護人員要求較高?？刂凭鹊?，易發(fā)生故障，初期調試麻煩。控制方式控制線路簡單，對維護人員要求不高?？刂凭容^高，運行比較穩(wěn)定，初期調試簡單。開卷式 設備復雜，放線速度快、鋼筋不扭轉，特別適合于高速工作狀態(tài)。上料方式非開卷式 設備單一，適于調直速度不太高的工作場合。放線時鋼筋自然扭轉。 畢業(yè)設計（論文）開題報告 根據(jù)工作環(huán)境及任務要求，我初步選定錘擊式切斷方式、PLC 控制電動機。1.2 我國鋼筋切斷機的發(fā)展方向縱觀我國建筑用鋼筋切斷機的總體水平，與國際上先進產(chǎn)品相比還是比較落后。主要表現(xiàn)在：企業(yè)生產(chǎn)規(guī)模小，產(chǎn)品的技術含量低，生產(chǎn)效率低下。大部分產(chǎn)品調直速度較低，鋼筋的直線度不高，表面劃傷較重。造成這種局面的主要原因在于，我國的建筑用鋼筋切斷機市場還沒有真正形成，還處在地域及價格因素占主導位置的過渡階段，尚未進入真正的市場競爭階段。生產(chǎn)企業(yè)多而零散，且大都處在一種小而全、小而不全的狀態(tài)，在這些生產(chǎn)企業(yè)中很難形成強大的技術投入在這種條件下，企業(yè)之間相互抄襲現(xiàn)象嚴重，很難找到擁有自主知識產(chǎn)權的產(chǎn)品，尚沒有出現(xiàn)可以稱得上領軍式的企業(yè)。建筑用新級鋼筋的推廣使用為鋼筋切斷機的生產(chǎn)企業(yè)提供了廣闊的發(fā)展空間。為此，許多企業(yè)投入大量資金，爭相開發(fā)、研制適合新!級鋼筋要求的高速、大直徑鋼筋切斷機。在傳統(tǒng)的調直模式和曲線輥式調直切斷機中廣泛采用的錘擊式切斷機構，長期以來一直存在連切的問題，被行業(yè)稱之為老大難問題。多少年來，許多生產(chǎn)企業(yè)和使用單位為此傷透了腦筋，想盡了各種辦法，始終沒有徹底解決。隨著專利技術“錘擊式?jīng)_壓及切斷設備的零連切裝置”的開發(fā)與應用，不僅徹底解決了錘擊式切斷機構的連切問題，而且調直度好，長度誤差小，受到了新老戶、特別是廣大鋼筋焊網(wǎng)企業(yè)的熱烈歡迎。僅傳統(tǒng)設備改造一項就為開發(fā)企業(yè)帶來一大片市場。采用剪式切斷機構的新型對輥式鋼筋切斷機的使用，不僅明顯地降低了對冷、熱軋帶肋鋼筋表面的傷，也使得鋼筋的調直速度由過去的m/min， 提高到90-120m/min、150m/min，甚至達到180m/min以上，直線度3mm/m，長度誤差2mm，完全可以和國外產(chǎn)品媲美。復合式（對輥+調直模式）鋼筋切斷機，不僅保持了傳統(tǒng)產(chǎn)品（調直模式）調直度好的特點，同時也使對輥式調直機的優(yōu)勢得到了充分發(fā)揮，調直速度由過去的30-50m/min 提高到80m/min。調直鋼筋的范圍也由5-10mm提高到14mm，直線度4，定尺精度10mm。在電氣控制方面，眾多企業(yè)紛紛淘汰傳統(tǒng)的電氣控制技術，竟相采用先進的PLC 畢業(yè)設計（論文）開題報告 式電腦控制，不僅使控制單元得到了簡化，整機的運行更加穩(wěn)定、可靠，維護更加簡單，更使我國建筑用鋼筋切斷機的整體水平躍上一個新的臺階，極大地縮短了與國際上先進產(chǎn)品的差距。面對空前廣闊的鋼筋切斷機市場，廣大生產(chǎn)企業(yè)也面臨嚴峻的挑戰(zhàn)。多年來，受運輸長度等多種因素影響，大型軋鋼企業(yè)生產(chǎn)的直徑小于14鋼筋都是以盤條形式走向市場。目前已有個別企業(yè)看準后續(xù)加工（即鋼筋的調直與定尺切斷）中的可觀利潤，開始購入單機。一旦這些企業(yè)實現(xiàn)并完成對現(xiàn)有生產(chǎn)線的改進，將以往的盤條改為直條走向市場，勢必對現(xiàn)有的鋼筋切斷機市場，特別是對鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)形成巨大的沖擊。人無遠慮，必有近憂，這是一個應該引起廣大鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)十分重視的大問題。綜上所述，我國經(jīng)濟建設的飛速發(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、新產(chǎn)品的研究開發(fā)，提高產(chǎn)品質量和產(chǎn)品售后服務水平，積極、主動走向市場，使企業(yè)的產(chǎn)品不斷地滿足廣大用戶的需求，盡快縮短與國外先進企業(yè)的差距，無疑是我國廣大鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)生存與發(fā)展的必由之路。 畢業(yè)設計（論文）開題報告 本課題要研究或解決的問題和擬采用的研究手段及途徑2.1 這次我要做地題目是臥式鋼筋切斷機，本次設計的基本要求a用手工將不同規(guī)格的鋼筋按送至刀口，將其切斷；以后再次送入，作下次截斷。b運動要求i）在切斷過程中，要求切斷速度盡可能小，速度盡可能均勻，以保證切削質量，減少沖擊。ii）保證切刀行程 H。iii) 切刀空行程中速度盡可能快，以提高效率。vi) 保證切刀的每分鐘切斷次數(shù)（生產(chǎn)率）。c動力要求：切刀能產(chǎn)生足夠的沖力克服工作阻力，要有較好的傳動性能。2.2 我的設計的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,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斷鋼筋。如圖 1： 畢業(yè)設計（論文）開題報告 圖 1 傳動簡圖2.2.1 電機的選擇根據(jù)電機的工作環(huán)境選擇電動機類型，采用臥式安裝，防護式電機，繞線型三相異步電動機。2.2.2 傳動方式的選擇選擇三級減速，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、合過載保護等優(yōu)點。并安裝張緊輪。然后采用兩級齒輪減速，因為它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。2.2.3 執(zhí)行機構的選擇動力由電動機輸出,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,而鋼筋切斷機的執(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,盤行凸輪移動滾子從動件機構,齒輪齒條機構。三種方案優(yōu)缺點分析：曲柄滑塊機構,實現(xiàn)直線往復運動比較容易,通過改變不同長度比的桿件搭配就可以控制滑塊的行程及速度齒輪齒條機構,傳動平穩(wěn),速度均勻,但是它的輸出運動為單向的,在一個工作周期內只有通過改變齒輪的轉動方向才能實現(xiàn)往復,不適合本題的要求.盤行凸輪移動滾子從動件機構,通過計算出移動滾子從動件的位移 S 和轉動角 R 的關系 S(R),由 S(R)計算出凸輪廓線,然后制造出相應形狀的凸輪,可以比較精確的實現(xiàn)執(zhí)行機構的動力學要求.但是,正如上述分析,凸輪制造比較麻煩,除非特殊需要,否則在一般條件下,不宜使用這種方案.綜合上述分析,考慮現(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 。曲柄的主要結構型式又分為四種：圓盤式，偏心輪式，偏心軸式，曲軸式。通過考慮實際情況，我決定選擇曲軸式。同時，在曲軸處安裝一飛輪，用于儲存慣性能。使切斷過程順利進行。2.2.4 外殼的選擇我采用全開式，原因有兩個方面。一 有利于散熱，同時方便在關鍵部位放潤滑油。二 價格便宜，制造簡單。 畢業(yè)設計（論文）開題報告 2.3 方案的優(yōu)缺點的分析從整體上來說，臥式鋼筋切斷機占地面積較大，但相對的高度較小。從結構上說，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,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斷鋼筋，有較好的急回特性，推程速度平穩(wěn)，急回速度較快。參考文獻1 蘇翼林主編.材料力學（第3版）.天津：天津大學出版社，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.機械設計基礎.北京：高等教育出版社，19994 梁崇高等著.平面連桿機構的計算設計.北京：高等教育出版社，19935 劉政昆編著.間歇運動機構.大連：大連理工大學出版社，19916 伏爾默J等著.連桿機構.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.機械基礎與建筑機械.南京：東南大學出版社，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：清華大學出版社，198711 車仁煒，陸念力 王樹春.一種新型鋼筋切斷機的設計研究.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 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