卧式钢筋切割机毕业设计.doc

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第一章绪论

1.1课题的来源

钢筋的切断是现代建筑和生产制造行业一直面临的问题，最原始的手工切断十分麻烦，而且效率低下，故人们开发出了钢筋切断机，随着不断的改进，现在的钢筋切断机已经在钢筋切断方面十分完善，完全取代了手工切断成了钢筋加工过程中必不可少的设备之一，

钢筋切断机主要用语房屋建筑、桥梁、隧道、电站、大型水利等工程中对钢筋的定长切断。

钢筋切断机与其他切断设备相比，具有重量轻、耗能少、工作可靠、效率高等特点，因此近年来逐步被机械加工和小型轧钢厂等广泛采用，在国民经济建设的各个领域发挥了重要的作用。

中国是制造业大国，对钢筋切断机的需求日益加大，因此有必要对钢筋进行研究，开发出更适合市场需要的新机型。

为此我在已有的钢筋切断机的基础上，改进出新式机型。

1.2国内外钢筋切断机的发展状况

国内外切断机的对比：

由于切断机技术含量低、易仿造、利润不高等原因，所以厂家几十年来基本维持现状，发展不快，与国外同行相比具体有以下几方面差距。

1）国外切断机偏心轴的偏心距较大，如日本立式切断机偏心距24mm，而国内一般为17mm．看似省料、齿轮结构偏小些，但给用户带来麻烦，不易管理．因为在由切大料到切小料时，不是换刀垫就是换刀片，有时还需要转换角度。

2）国外切断机的机架都是钢板焊接结构，零部件加工精度、粗糙度尤其热处理工艺过硬，使切断机在承受过载荷、疲劳失效、磨损等方面都超过国产机器．

3）国内切断机刀片设计不合理，单螺栓固定，刀片厚度够薄，40型和50型刀片厚度均为17mm；而国外都是双螺栓固定，25～27mm厚，因此国外刀片在受力及寿命等综合性能方面都较国内优良。

4）国内切断机每分钟切断次数少．国内一般为28～31次，国外要高出15～20次，最高高出30次，工作效率较高。

5）国外机型一般采用半开式结构，齿轮、轴承用油脂润滑，曲轴轴径、连瓦冲切刀座、转体处用手工加稀油润滑．国内机型结构有全开、全闭、半开半闭3种，润滑方式有集中稀油润滑和飞溅润滑2种。

6）国内切断机外观质量、整机性能不尽人意；国外厂家一般都是规模生产，在技术设备上舍得投入，自动化生产水平较高，形成一套完整的质量保证加工体系。

尤其对外观质量更是精益求精，外罩一次性冲压成型，油漆经烤漆喷涂处理，色泽搭配科学合理，外观看不到哪儿有焊缝、毛刺、尖角，整机光洁美观。

而国内一些一些厂家虽然生产历史较长，但没有一家形成规模，加之设备老化，加工过程拼体力、经验，生产工艺几十年一贯制，所以外观质量粗糙、观感较差。

全球经济建设的快速发展为建筑行业，特别是为建筑机械的发展提供了一个广阔的发展空间，为广大生产企业提供一个展示自己的舞台。

面对竞争日益激烈的我国建筑机械市场，加强企业的经营管理，加大科技投入，重视新技术、新产品的研究开发，提高产品质量和产品售后服务水平，积极、主动走向市场，使企业的产品不断地满足用户的需求，尽快缩短与国外先进企业的差距，无疑是我国钢筋切断机生产企业生存与发展的必由之路。

1.3设计要求

本次毕业设计的任务是卧式钢筋切断机的设计。

要求切断钢筋的最大直径14mm，切断速度为15次/分。

基本工作要求：

用手工将不同规格的钢筋按所需长度送至刀口，将其切断；以后再次送入，作下次截断。

运动要求：

i）在切断过程中，要求切断速度尽可能小，速度尽可能均匀，以保证切削质量，减少冲击;

ii）保证切刀行程H;

iii）切刀空行程中速度尽可能快，以提高效率；

iv）保证切刀的每分钟切断次数（生产率）。

动力要求:

切刀能产生足够的冲力克服工作阻力，要有较好的传动性能。

1.4主要设计工作

根据已有的钢筋切断机，分析其工艺性及经济性，找出其不足之处及不合理的地方，确定需要改进的部分，提出创新之处。

通过改进设计出一款钢筋切断机，使其结构简单、拆装方便、性能稳定、成本低廉，并完成该产品的结构化设计。

第二章钢筋切断机的方案设计

2.1已有钢筋切断机的工作原理

现在市场上常见的切断机型号有很多，举最常见的JG40型切断机为例，外观如图2.1，其传动系统如图2.1，驱动装置为电机1，与电动机相连的是皮带轮2，动力经由皮带轮实线一级减速传输到机体中。

JG40切断机由一个二级减速装置，该减速器由3、4减速齿轮和相关轴构成，曲柄5、连杆6与滑块7组成的曲柄滑块机构为执行机构，和刀具刀坐8、9组成。

JG40型切断机工作时，通过皮带轮和二级减速机构得到合适的传动比，再利用曲柄滑块机构实现急慢进的切断效果，其工作原理在现有切断机中应用广泛。

该机型不足：

偏心轴的偏心距较小，看似省料、齿轮结构偏小些，但给用户带来麻烦，不易管理．因为在由切大料到切小料时，不是换刀垫就是换刀片，有时还需要转换角度。

切断机刀片设计不合理，单螺栓固定，刀片厚度够薄。

外观较差。

图2-1

图2-2JG40型切断机传动系统

2.2新方案的形成   

在了解已有钢筋切断机结构及其工作原理的基础上，在设计新的切断机时有下面几点值得改进：

（1）加大偏心轴的偏心距

（2）采用双螺栓固定，加大刀片厚度

（3）加装飞轮，存储动能，弥补钢筋切割机大功率运行时功率不足问题

这样，在参考已有钢筋切断机的基础上加以改进，就形成了一个新的设计方案，其传动示意图如图2.3所示。

图2.3新钢筋切断机原理图

改进型钢筋切断机与已有钢筋切断机相比有如下优点：

（1）偏心轴的偏心距加大，使用灵活度大为提高；

（2）整体结构简单，体积小；

（3）加装飞轮后，整机运行更加稳定

第三章电机类型

３.１选择电动机的类型和结构型式

１．根据机械设备的负载性质选择电功类型

一般调速要求不高的生产机械应优先选用交流电动机，长期稳定工作的设备，一般选用笼型三相异步电动机。

起动，制动较频繁及起动转矩要求较大的生产机械设备选用绕线转子异步电动机。

要求调速范围大，调速平滑位置控制准确，功率较大的机械设备多选用他励直流电动机。

２根据电动机的工作环境选择电动机类型

电动机的工作环境不同，应选择不同的防护型式。

开启电动机在定子两侧与端盖上有较大通风口，散热条件好，价格便宜，但水气、尘埃等杂物容易进入，因此只在清洁、干燥的环境下使用。

封闭式电动机又可分为自扇冷式和密封式。

前两种可在潮湿、多尘埃、高温、有腐蚀性气体或易受风雨的环境中，第三种可侵入液体中使用。

防护式电动机使用于较清洁干净的环境中。

防爆式电动机使用于有爆炸危险的环境中。

Ｙ系列三相交流异步电动机，他适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合和要求具有较好起动性能的机械中。

3.2切断钢筋需用力计算

为了保证钢筋的剪断，剪应力应超过材料的许应剪应力。

即切断钢筋的条件为：

查资料可知钢筋的许用剪应力为：

MPa,取最大值142MPa。

由于本切断机切断的最大刚筋粗度为：

mm。

则本机器的最小切断力为：

查资料可知钢筋的许用剪应力为：

MPa,取最大值142MPa。

由于本切断机切断的最大刚筋粗度为：

mm。

则本机器的最小切断力为：

取切断机的Q=22000N。

3.3选择发动机

由图可知，刀的速度小于曲轴处的线速度。

则切断处的功率P：

W

查表可知在传动过程中，带传动的效率为η=0.94~0.97；二级齿轮减速器的效率为η=0.96~0.99；滚动轴承的传动效率为η=0.94~0.98；连杆传动的效率为η=0.81~0.88；滑动轴承的效率为

由以上可知总的传动效率为:

η=0.94×0.96×0.98×0.81=0.72

由此可知所选电机功率最小应为kw

查手册并根据电机的工作环境和性质选取电机为：

Y系列封闭式三相异步电动机，代号为Y112M-6，输出功率为2.2kw，输出速度为960r/min。

第四章传动结构设计

4.1基本传动数据计算

4.1.1分配传动比

电动机型号为Y，满载转速为960r/min。

a）总传动比

b）分配传动装置的传动比

上式中i0、i1分别为带传动与减速器（两级齿轮减速）的传动比，为使V带传动的外廓尺寸不致过大，同时使减速器的传动比圆整以便更方便的获得圆整地齿数。

初步取i0=2，则减速器的传动比为

c）分配减速器的各级传动比

按展开式布置，查阅有关标准，取i11=6.4，则i22=5。

（注以下有i1代替i11，i2代替i22）

4.1.2计算机构各轴的运动及动力参数

a）各轴的转速ⅠⅡⅢ

Ⅰ轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴

b）各轴的输入功率

Ⅰ轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴

c）各轴的输入转矩

电动机输出转矩

Ⅰ轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴

4.2带传动设计

4.2.1由设计可知：

V带传动的功率为2.2kw，小带轮的转速为960r/min，大带轮的转速为480r/min。

查表可知工况系数取KA=1.5，Pc=1.5×2.2=3.3kw。

根据以上数值及小带轮的转速查相应得图表选取A型V带。

4.2.2带轮基准直径：

查阅相关手册选取小带轮基准直径为d1=100mm，则大带轮基准直径为d2=2×100=200mm

4.2.3带速的确定：

4.2.4中心矩、带长及包角的确定。

由式

0.7（d1+d2）

0.7（100+200）

初步确定中心矩为a0=400

根据相关公式初步计算带的基准长度：

查表选取带的长度为1250mm

计算实际中心矩：

取386mm

验算小带轮包角：

4.2.5确定带的根数：

查表知p1=0.97Δp1=0.11ka=0.965kl=0.93则取Z=4

4.2.6张紧力查表q=0.10kg/m

4.2.7作用在轴上的载荷：

4.2.8带轮结构与尺寸见零件图4.28

图4-28带轮的结构与尺寸图

4.3齿轮传动设计

4.3.1第一级齿轮传动设计

a）选材料、确定初步参数

1）选材料小齿轮：

40Cr钢调制，平均取齿面硬度为260HBS

大齿轮：

45钢调制，平均取齿面硬度为260HBS

2）初选齿数取小齿轮的齿数为20，则大齿轮的齿数为20×6.4=128

3）齿数比即为传动比

4）选择尺宽系数ψd和传动精度等级情况，参照相关手册并根据以前学过的知识选取ψd=0.6

初估小齿轮直径d1=60mm，则小齿轮的尺宽为b=ψd×d1=0.6×60=36mm

5）齿轮圆周速度为：

参照手册选精度等级为9级。

6）计算小齿轮转矩T1

7）确定重合度系数Zε、Yε：

由公式可知重合度为

则由手册中相应公式可知：

8）确定载荷系数KH、KF

确定使用系数KA：

查阅手册选取使用系数为KA=1.85

确定动载系数Kv：

查阅手册选取动载系数Kv=1.10

确定齿间载荷分布系数KHa、KFa：

则

载荷系数KH、KF的确定，由公式可知

b）齿面疲劳强度计算

1）确定许用应力[σH]

①总工作时间th，假设该切断机的寿命为10年，每年工作300天，每天工作8个小时，则：

②应力循环次数N1、N2

③寿命系数Zn1、Zn2，查阅相关手册选取Zn1=1.0、Zn2=1.15

④接触疲劳极限取：

σhlim1=720MPa、σhlim2=580MPa

⑤安全系数取：

Sh=1.0

⑥许用应力[σh1]、[σh2]

2）弹性系数ZE查阅机械设计手册可选取

3）节点区域系数ZH查阅机械设计手册可选取ZH=2.5

4）求所需小齿轮直径d1

与初估大小基本相符。

5）确定中心距，模数等几何参数

中心距a：

圆整中心矩取222mm

模数m：

由中心矩a及初选齿数Z1、Z2得：

分度圆直径d1,d2

确定尺宽：

取大齿轮尺宽为b1=60×0.6=36mm

小齿轮尺宽取b2=40mm

c）齿根抗弯疲劳强度验算

1）求许用弯曲应力[σF]

①应力循环次数NF1、NF2

②寿命系数Yn1、Yn2，查阅相关手册选取Yn1=1、Yn2=1

③极限应力取：

σFlim1=290MPa、σFlim2=220MPa

④尺寸系数Yx：

查阅机械设计手册选，取Yx=1.5

⑤安全系数SF：

参照表9-13，取SF=1.5

⑥需用应力[σF1]、[σF2]由式（9-20），许用弯曲应力

2）齿形系数YFa1、YFa2由图9-19，取

YFa1=2.56YFa2=2.15

3）应力修正系数Ysa1、Ysa2由图9-20，取

Ysa1=1.62Ysa2=1.82

4）校核齿根抗弯疲劳强度由式（9-17），齿根弯曲应力

4.3.2第二级齿轮传动设计：

a）选材料、确定初步参数

1）选材料小齿轮：

40Cr钢调制，平均取齿面硬度为260HBS

大齿轮：

45钢调制，平均取齿面硬度为260HBS

2）初选齿数取小齿轮的齿数为28，则大齿轮的齿数为28×5=140

3）齿数比即为传动比

4）选择尺宽系数ψd和传动精度等级情况，参照相关手册并根据以前学过的知识选取ψd=2/3

初估小齿轮直径d1=84mm，则小齿轮的尺宽为b=ψd×d1=2/3×84=56mm

齿轮圆周速度为：

参照手册选精度等级为9级。

5）计算小齿轮转矩T1

6）确定重合度系数Zε、Yε：

由公式可知重合度为

则由手册中相应公式可知：

7）确定载荷系数KH、KF

确定使用系数KA：

查阅手册选取使用系数为KA=1.85

确定动载系数Kv：

查阅手册选取动载系数Kv=1.0

确定齿间载荷分布系数KHa、KFa：

则

载荷系数KH、KF的确定，由公式可知

c）齿面疲劳强度计算

1）确定许用应力[σH]

①总工作时间th，假设该弯曲机的寿命为10年，每年工作300天，每天工作8个小时，则：

②应力循环次数N1、N2

③寿命系数Zn1、Zn2，查阅相关手册选取Zn1=1.33、Zn2=1.48

④接触疲劳极限取：

σhlim1=760MPa、σhlim2=760MPa

⑤安全系数取：

Sh=1

⑥许用应力[σh1]、[σh2]

2）弹性系数ZE查阅机械设计手册可选取

3）节点区域系数ZH查阅机械设计手册可选取ZH=2.5

4）求所需小齿轮直径d1

与初估大小基本相符。

5）确定中心距，模数等几何参数

中心距a：

圆整中心矩取252mm

模数m：

由中心矩a及初选齿数Z1、Z2得：

分度圆直径d1,d2

确定尺宽：

取大齿轮尺宽为b1=84×2/3=56mm

小齿轮尺宽取b2=60mm

c）齿根抗弯疲劳强度验算

1）求许用弯曲应力[σF]

①应力循环次数NF1、NF2

②寿命系数Yn1、Yn2，查阅相关手册选取Yn1=1、Yn2=1

③极限应力取：

σFlim1=290MPa、σFlim2=230MPa

④尺寸系数Yx：

查阅机械设计手册选，取Yx=1.5

⑤安全系数SF：

参照表9-13，取SF=1.5

⑥需用应力[σF1]、[σF2]由式（9-20），许用弯曲应力

2）齿形系数YFa1、YFa2由图9-19，取

YFa1=2.56YFa2=2.15

3）应力修正系数Ysa1、Ysa2由图9-20，取

Ysa1=1.62Ysa2=1.82

4）校核齿根抗弯疲劳强度由式（9-17），齿根弯曲应力

4.4轴的校核

4.4.1一轴的校核

轴直径的设计式

轴的刚度计算

a）按当量弯矩法校核

1）设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图4-41。

图4-41轴的受力转矩弯矩图

2）求作用在轴上的力如表1，作图如图4-41-c

表1作用在轴上的力

垂直面（Fv）

水平面（Fh）

轴承1

F2=12N

F4=891N

齿轮2

=N

轴承3

F1=476N

F3=1570N

带轮4

1056N

3）求作用在轴上的弯矩如表2，作出弯矩图如图4-41-d、4-41-e

表2作用在轴上的弯矩

垂直面（Mv）

水平面（Mh）

Ⅰ截面

N.mm

合成弯矩

Ⅱ截面

合成弯矩

4）作出转弯矩图如图4-41-f

5）作出当量弯矩图如图4-41-g，并确定可能的危险截面Ⅰ、Ⅱ如图4-41-a。

并算出危险截面的弯矩如表3。

表3截面的弯矩

Ⅰ截面

Ⅱ截面

6）确定许用应力

已知轴材料为45钢调质，查表得=650MPa。

用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa。

7）校核轴径如表4

表4验算轴径

Ⅰ截面

Ⅱ截面

结论：

按当量弯矩法校核，轴的强度足够。

b）轴的刚度计算

所以轴的刚度足够

4.4.2二轴的校核

轴直径的设计式

轴的刚度计算

a）按当量弯矩法校核

设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。

图4-42

2）轴的受力简图如图4-42-a

表1作用在轴上的力

垂直面（Fv）

水平面（Fh）

轴承1

F2=16N

F4=1086N

齿轮2

=1459N

轴承3

F1=534N

F3=1647N

齿轮4

1674N

3）求作用在轴上的弯矩如表2，作出弯矩图如图4.42-d、4.42-e

表2作用在轴上的弯矩

垂直面（Mv）

水平面（Mh）

Ⅰ截面

N.mm

合成弯矩

Ⅱ截面

合成弯矩

4）作出转弯矩图如图4.42-f

5）作出当量弯矩图如图4.42-g，并确定可能的危险截面Ⅰ、Ⅱ如图4.42-a。

并算出危险截面的弯矩如表3。

表3截面的弯矩

Ⅰ截面

Ⅱ截面

6）确定许用应力

已知轴材料为45钢调质，查表得=650MPa。

用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa。

7）校核轴径如表4

表4验算轴径

Ⅰ截面

Ⅱ截面

结论：

按当量弯矩法校核，轴的强度足够。

b）轴的刚度计算

所以轴的刚度足够

4.4.3三轴的校核

轴直径的设计式

轴的刚度计算

a）按当量弯矩法校核

设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。

求作用在轴上的力如表1，作图如4.43

图4-43轴的受力弯矩转矩图

1）轴的受力简图如图4-43-a

2）求作用在轴上的力如表5，并作图如图4-43-c

表5作用在轴上的力

垂直面（Fv）

水平面（Fh）

轴承1

F3=1627N

F1=8362N

齿轮

=2381N

轴承2

F4=754N

F3=12619N

曲轴

21848N

3）计算出弯矩如表6，并作图如图4.43-d、e

表6轴上的弯矩

垂直面（Mv）

水平面（Mh）

Ⅰ截面

N.mm

合成弯矩

Ⅱ截面

合成弯矩

4）作出转弯矩图如图4-43-f

5）作出当量弯矩图如图4-43-g，并确定可能的危险截面Ⅰ、Ⅱ和Ⅲ的弯矩

如表7

表7危险截面的弯矩

Ⅰ截面

Ⅱ截面

6）确定许用应力

已知轴材料为45钢调质，查表得=650MPa。

用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa

7）校核轴径如表8

表8校核轴径

Ⅰ截面

Ⅱ截面

结论：

按当量弯矩法校核，轴的强度足够。

b）轴的刚度计算

所以轴的刚度足够

4.5键的校核

4.5.1.平键的强度校核.

a）键的选择

键的类型应根据键联接的结构使用要求和工作状况来选择。

选择时应考虑传递转拒的大小，联接的对中性要求，是否要求轴向固定，联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动及滑动距离长短，以及键在轴上的位置等。

键的主要尺寸为其横截面尺寸（键宽b键高h）与长度L。

键的横截面尺寸b×h依轴的直径d由标准中选取。

键的长度L一般可按轮毂的长度选定，即键长略短于轮毂长度，并应符合标准规定的长度系列。

故根据以上所提出的以及该机工作时的要求，故选用A型普通平键。

由设计手册查得：

键宽b=16mm键高h=10mm键长L=30mm

b）验算挤压强度.

平键联接的失效形式有：

对普通平键联接而言，其失效形式为键，轴，轮毂三者中较弱的工作表面被压溃。

工程设计中，假定压力沿键长和键高均匀分布，可按平均挤压应力进行挤压强度或耐磨性的条件计算，即：

静联接

式中

———— 传递的转矩

————轴的直径

————键与轮毂的接触高度（mm），一般取

————键的接触长度（mm）.圆头平键

————许用挤压应力）

键的工作长度

挤压面高度

转矩

许用挤压应力，查表，

则挤压应力

所以此键是安全的。

附：

键的材料：

因为压溃和磨损是键联接的主要失效形式，所以键的材料要求有足够的硬度。

国家标准规定，键用抗拉强度不低于的钢制造，如45钢Q275等。

4.6轴承的校核

滚动轴承是又专业工厂生产的标准件。

滚动轴承的类型、尺寸和公差等级均已制订有国家标准，在机械设计中只需根据工作条件选择合适的轴承类型、尺寸和公差等级等，并进行轴承的组合结构设计。

5.6.1初选轴承型号

试选10000K轴承，查GB281-1994，查得10000K轴承的性能参数为：

C=14617NCo=162850N（脂润滑）

5.6.2寿命计算

a）计算轴承内部轴向力.

查表得10000K轴承的内部轴向力

则：

b）计算外加轴向载荷