0-臥式鋼筋切斷機的設(shè)計

0-臥式鋼筋切斷機的設(shè)計,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 29 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(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，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。全球經(jīng)濟建設(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(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： 查資料可知鋼筋的許用剪應(yīng)力為：MPa,取最大值142MPa。由于本切斷機切斷的最大剛筋粗度為：mm。則本機器的最小切斷力為： 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：W 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；滑動軸承的效率為由以上可知總的傳動效率為:= 0.940.960.980.81=0.72由此可知所選電機功率最小應(yīng)為 kw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 分配傳動比電動機型號為Y，滿載轉(zhuǎn)速為960 r/min。a) 總傳動比 b) 分配傳動裝置的傳動比 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(guān)標準，取 i11=6.4，則i22=5。（注以下有i1代替i11，i2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 軸 軸 b) 各軸的輸入功率 軸 軸 軸c) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機輸出轉(zhuǎn)矩 軸 軸 軸 3.2 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 ，Pc=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 帶輪基準直徑：查閱相關(guān)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：3.2.4 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 210a0600 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長度： 查表選取帶的長度為1250mm計算實際中心矩： 取386mm驗算小帶輪包角： 3.2.5 確定帶的根數(shù)： 查表知 p1=0.97 p1=0.11 ka=0.965 kl=0.93 則 取Z=43.2.6 張緊力 查表 q=0.10kg/m 3.2.7 作用在軸上的載荷： 3.2.8 帶輪結(jié)構(gòu)與尺寸見零件圖圖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) 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。6) 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩T17) 確定重合度系數(shù)Z、Y：由公式可知重合度為則由手冊中相應(yīng)公式可知：8) 確定載荷系數(shù) KH 、KF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、KFa：則 載荷系數(shù)KH、KF 的確定，由公式可知b) 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： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1、N2 壽命系數(shù) Zn1、Zn2 ，查閱相關(guān)手冊選取Zn1=1.0、Zn2=1.15 接觸疲勞極限?。篽lim1=720MPa、hlim2=580MPa 安全系數(shù)取：Sh=1.0 許用應(yīng)力 h1、h2 2) 彈性系數(shù)ZE 查閱機械設(shè)計手冊可選取3) 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d1 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222mm 模數(shù)m：由中心矩a及初選齒數(shù)Z1 、Z2得： 分度圓直徑d1,d2 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、NF2 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?。篎lim1=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 需用應(yīng)力F1 、F2 由式（9-20），許用彎曲應(yīng)力 2) 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 由圖9-19，取 YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1、Ysa2 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 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 4) 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。5) 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩T16) 確定重合度系數(shù)Z、Y：由公式可知重合度為則由手冊中相應(yīng)公式可知：7) 確定載荷系數(shù) KH 、KF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、KFa：則 載荷系數(shù)KH、KF 的確定，由公式可知c) 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： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1、N2壽命系數(shù) Zn1、Zn2 ，查閱相關(guān)手冊選取Zn1=1.33、Zn2=1.48接觸疲勞極限?。篽lim1=760MPa、hlim2=760MPa安全系數(shù)取：Sh=1許用應(yīng)力 h1、h2 2) 彈性系數(shù)ZE 查閱機械設(shè)計手冊可選取3) 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d1 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252mm 模數(shù)m：由中心矩a及初選齒數(shù)Z1 、Z2得： 分度圓直徑d1,d2 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、NF2 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?。篎lim1=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 2) 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 由圖9-19，取 YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1、Ysa2 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 3.4 軸的校核3.4.1 一軸的校核 軸直徑的設(shè)計式 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。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表1 作用在軸上的力垂直面（Fv）水平面（Fh）軸承1F2=12NF4=891N齒輪 2=N軸承3F1=476NF3=1570N帶輪41056N3） 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）截面N.mm合成彎矩截面合成彎矩4）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截面的彎矩截面截面6）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=102.5MPa，=60MPa。7）校核軸徑如表4表4 驗算軸徑截面截面結(jié)論：按當(dāng)量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的剛度計算所以軸的剛度足夠3.4.2 三軸的校核 軸直徑的設(shè)計式 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1F3=1627NF1=8362N齒輪 =2381N軸承2F4=754NF3=12619N曲軸21848N3）計算出彎矩如表6，并作圖如圖3-d、e表6 軸上的彎矩垂直面（Mv）水平面（Mh）截面N.mm合成彎矩截面合成彎矩4）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截面6）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=102.5MPa，=60MPa7）校核軸徑如表8表8 校核軸徑截面截面結(jié)論：按當(dāng)量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的剛度計算所以軸的剛度足夠3.5 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(yīng)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(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(zhuǎn)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(yīng)力) 鍵的工作長度 擠壓面高度 轉(zhuǎn)矩 許用擠壓應(yīng)力，查表， 則 擠壓應(yīng)力 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 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(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)3.6.2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 則： b) 計算外加軸向載荷 c) 計算軸承的軸向載荷 因為 故 軸承1 軸承2 d) 當(dāng)量動載荷計算 由式 查表得： 的界限值 查表知 故 故 則： 式中. (輕度沖擊的運轉(zhuǎn))由于 ，且軸承1、2采用型號、尺寸相同的軸承，谷只對軸承2進行壽命計算。e) 計算軸承壽命 f) 極限轉(zhuǎn)速計算 由式 查得：載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù) 故 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。 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，標準件的選用或一些經(jīng)濟性上的構(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)。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)計思想有了更進一步的認識，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。參 考 文 獻 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