臥式鋼筋切割機

1、第一章 緒論1.1 課題的來源鋼筋的切斷是現(xiàn)代建筑和生產制造行業(yè)一直面臨的問題，最原始的手工切斷十分麻煩，而且效率低下，故人們開發(fā)出了鋼筋切斷機，隨著不斷的改進，現(xiàn)在的鋼筋切斷機已經(jīng)在鋼筋切斷方面十分完善，完全取代了手工切斷成了鋼筋加工過程中必不可少的設備之一，鋼筋切斷機主要用語房屋建筑、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。中國是制造業(yè)大國，對鋼筋切斷機的需求日益加大，因此有必要對鋼筋進行研究，開發(fā)出更適合市場需要的

2、新機型。為此我在已有的鋼筋切斷機的基礎上，改進出新式機型。1.2 國內外鋼筋切斷機的發(fā)展狀況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機器3)國內切斷機刀片設計不

3、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，在技術設備上舍得投入，自動化生產水平較高，形成一套完整的質量保證加工體系。尤其對外觀質量更是

4、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)展空間，為廣大生產企業(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、新產品的研究開發(fā)，提高產品質量和產品售后服務水平，積極、主動走向市場，使企業(yè)的產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

5、我國鋼筋切斷機生產企業(yè)生存與發(fā)展的必由之路。1.3 設計要求本次畢業(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?；竟ぷ饕螅河檬止⒉煌?guī)格的鋼筋按所需長度送至刀口，將其切斷；以后再次送入，作下次截斷。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；iv) 保證切刀的每分鐘切斷次數(shù)（生產率）。動力要求:切刀能產生足夠的沖力克服工作阻力，要有較好的傳動性能。1.4 主要設計工作 根據(jù)已有的鋼筋切斷機，分析其工藝性及經(jīng)濟性，找出其不足之

6、處及不合理的地方，確定需要改進的部分，提出創(chuàng)新之處。通過改進設計出一款鋼筋切斷機，使其結構簡單、拆裝方便、性能穩(wěn)定、成本低廉，并完成該產品的結構化設計。第二章 鋼筋切斷機的方案設計2.1 已有鋼筋切斷機的工作原理 現(xiàn)在市場上常見的切斷機型號有很多，舉最常見的JG40型切斷機為例，外觀如圖2.1，其傳動系統(tǒng)如圖2.1，驅動裝置為電機1，與電動機相連的是皮帶輪2，動力經(jīng)由皮帶輪實線一級減速傳輸?shù)綑C體中。JG40切斷機由一個二級減速裝置，該減速器由3、4減速齒輪和相關軸構成，曲柄5、連桿6與滑塊7組成的曲柄滑塊機構為執(zhí)行機構，和刀具刀坐8、9組成。JG40型切斷機工作時，通過皮帶輪和二級減速機構得到

7、合適的傳動比，再利用曲柄滑塊機構實現(xiàn)急慢進的切斷效果，其工作原理在現(xiàn)有切斷機中應用廣泛。該機型不足：偏心軸的偏心距較小，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。切斷機刀片設計不合理，單螺栓固定，刀片厚度夠薄。外觀較差。圖2-1圖2-2 JG40型切斷機傳動系統(tǒng) 2.2 新方案的形成 在了解已有鋼筋切斷機結構及其工作原理的基礎上，在設計新的切斷機時有下面幾點值得改進： （1）加大偏心軸的偏心距（2）采用雙螺栓固定，加大刀片厚度 （3）加裝飛輪，存儲動能，彌補鋼筋切割機大功率運行時功率不足問題這樣，在參考已有鋼筋切斷機

8、的基礎上加以改進，就形成了一個新的設計方案，其傳動示意圖如圖2.3所示。圖2.3新鋼筋切斷機原理圖改進型鋼筋切斷機與已有鋼筋切斷機相比有如下優(yōu)點：（1） 偏心軸的偏心距加大，使用靈活度大為提高；（2） 整體結構簡單，體積小；（3） 加裝飛輪后，整機運行更加穩(wěn)定 第三章 電機類型.選擇電動機的類型和結構型式根據(jù)機械設備的負載性質選擇電功類型一般調速要求不高的生產機械應優(yōu)先選用交流電動機，長期穩(wěn)定工作的設備，一般選用籠型三相異步電動機。起動，制動較頻繁及起動轉矩要求較大的生產機械設備選用繞線轉子異步電動機。要求調速范圍大，調速平滑位置控制準確，功率較大的機械設備多選用他勵直流電動機。根據(jù)電動機的工

9、作環(huán)境選擇電動機類型電動機的工作環(huán)境不同，應選擇不同的防護型式。開啟電動機在定子兩側與端蓋上有較大通風口，散熱條件好，價格便宜，但水氣、塵埃等雜物容易進入，因此只在清潔、干燥的環(huán)境下使用。封閉式電動機又可分為自扇冷式和密封式。前兩種可在潮濕、多塵埃、高溫、有腐蝕性氣體或易受風雨的環(huán)境中，第三種可侵入液體中使用。防護式電動機使用于較清潔干凈的環(huán)境中。防爆式電動機使用于有爆炸危險的環(huán)境中。系列三相交流異步電動機，他適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體的場合和要求具有較好起動性能的機械中。3.2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： 查資料可知鋼筋的許

10、用剪應力為：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： 查資料可知鋼筋的許用剪應力為：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。3.3 選擇發(fā)動機由圖可知，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

11、.81=0.72由此可知所選電機功率最小應為 kw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。第四章 傳動結構設計4.1 基本傳動數(shù)據(jù)計算4.1.1 分配傳動比電動機型號為Y，滿載轉速為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，查閱有關標準，取 i1

12、1=6.4，則i22=5。（注以下有i1代替i11，i2代替i22）4.1.2 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 4.2 帶傳動設計4.2.1 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 ，Pc=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。4.2.2 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=200mm4.

13、2.3 帶速的確定：4.2.4 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： 4.2.5 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=44.2.6 張緊力 查表 q=0.10kg/m 4.2.7 作用在軸上的載荷： 4.2.8 帶輪結構與尺寸見零件圖4.28圖4-28 帶輪的結構與尺寸圖4

14、.3 齒輪傳動設計4.3.1 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) 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。6) 計算小齒輪轉矩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公式可知：8

15、) 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： 應力循環(huán)次數(shù) N1、N2 壽命系數(shù) Zn1、Zn2 ，查閱相關手冊選取Zn1=1.0、Zn2=1.15 接觸疲勞極限?。篽lim1=720MPa、hlim2=580MPa 安全系數(shù)?。篠h=1.0 許用應力 h1、h2 2) 彈性系數(shù)ZE 查閱機械設計手

16、冊可選取3) 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) 求許用彎曲應力 F 應力循環(huán)次數(shù)NF1、NF2 壽命系數(shù)Yn1、Yn2 ，查閱相關手冊選取Yn1=1、Yn2=1 極限應力?。篎lim1=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)

17、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 2) 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 由圖9-19，取 YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應力修正系數(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），齒根彎曲應力 4.3.2 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

18、 4) 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。5) 計算小齒輪轉矩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) 確定許用應力H 總工作時間th，假設該彎曲機的壽

19、命為10年，每年工作300天，每天工作8個小時，則： 應力循環(huán)次數(shù) N1、N2壽命系數(shù) Zn1、Zn2 ，查閱相關手冊選取Zn1=1.33、Zn2=1.48接觸疲勞極限?。篽lim1=760MPa、hlim2=760MPa安全系數(shù)?。篠h=1許用應力 h1、h2 2) 彈性系數(shù)ZE 查閱機械設計手冊可選取3) 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

20、 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、NF2 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 2) 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 由圖9-19，取 YFa1=2.56 YFa2=2.153) 應力修正系數(shù)Ysa1、Ysa2 由圖9-20，取 Ysa1=1.62 Ysa2=1.824) 校核齒根抗彎疲勞強度

21、 由式（9-17），齒根彎曲應力 4.4 軸的校核4.4.1 一軸的校核 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4-41。圖4-41 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4-41-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4-41-d、4-41-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）作出轉彎

22、矩圖如圖4-41-f5）作出當量彎矩圖如圖4-41-g，并確定可能的危險截面、如圖4-41-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）校核軸徑如表4表4 驗算軸徑截面截面結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的剛度計算所以軸的剛度足夠4.4.2 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4-422）軸的受力簡圖如圖4-42-a表1 作用在軸上的力垂直面（Fv）水平面（F

23、h）軸承1F2=16NF4=1086N齒輪 2=1459N軸承3F1=534NF3=1647N齒輪41674N3） 求作用在軸上的彎矩如表2，作出彎矩圖如圖4.42-d、4.42-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）作出轉彎矩圖如圖4.42-f5）作出當量彎矩圖如圖4.42-g，并確定可能的危險截面、如圖4.42-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）校核軸徑如表4表4 驗算軸徑截面截面結論：按當量彎矩法校核，軸的

24、強度足夠。b) 軸的剛度計算所以軸的剛度足夠4.4.3 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。求作用在軸上的力如表1，作圖如4.43圖4-43 軸的受力彎矩轉矩圖1） 軸的受力簡圖如圖4-43-a2） 求作用在軸上的力如表5，并作圖如圖4-43-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4.43-d、e表6 軸上的彎矩垂直面（Mv）水平面（Mh）截面N

25、.mm合成彎矩截面合成彎矩4）作出轉彎矩圖如圖4-43-f5）作出當量彎矩圖如圖4-43-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）確定許用應力已知軸材料為45鋼調質，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論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。b) 軸的剛度計算所以軸的剛度足夠4.5 鍵的校核4.5.1. 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

26、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 式中 傳遞的轉矩 軸的直徑 鍵與輪轂的接

27、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。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。4.6 軸承的校核 滾動軸承是又專業(yè)工廠生產的標準件。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。5.6.1 初選軸承型號 試選10000K軸承，查GB281-1994，查得10000K軸承的

28、性能參數(shù)為： C=14617N Co=N (脂潤滑)5.6.2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 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)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) 極限轉速計算 由式 查得：載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù) 故 計算結果表明，選用的10000K型圓柱孔調心軸承能滿足要求。第五章 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，摩擦得結果造

29、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

30、，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。本切斷機采用脂潤滑，軸承需特別注意潤滑保養(yǎng)，噴漆防銹。 第六章 設計總結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

31、。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

32、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 成大先編著、機械設計手冊、北京：北京工業(yè)出版社 2010-1-17 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 編著：吳宗澤、機械零件設計手冊、北京：機械工業(yè)出版社 2008-039 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

33、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 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，使我對設

34、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)設計是在何哲明老師的悉心指導下完成的，在此我表示衷心的感謝。由于我水平有限，設計中難免有不足，歡迎各位老師指正批評。內部資料僅供參考9JWKffwvG#tYM*Jg&6a*CZ7H$dq8KqqfHVZFedswSyXTy#&QA9wkxFyeQ!djs#XuyUP2kNXpRWXmA&UE9aQGn8xp$R#͑GxGjqv$UE9wEwZ#QcUE%&qYpEh5pDx2zVkum&gTXRm6X4NGpP$vSTT#&ksv*3tnGK8!z89AmYWpazad

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