鋼筋切斷機設計

1、分類號 TG68 單位代碼 密 級 公開 學 號 XXX學校學生畢業(yè)設計（論文）題 目鋼筋切斷機設計作 者XXX院 (系)能源工程學院專 業(yè)機械設計制造及其自動化指導教師XX答辯日期年 5 月 27 日畢業(yè)設計（論文）誠信責任書本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果。畢業(yè)設計（論文）中凡引用他人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的成果、數(shù)據(jù)、觀點等，均已明確注明出處。盡我所知，除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經(jīng)公開發(fā)表或撰寫過的研究成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。本人畢業(yè)設計（論文）與資料若有不實，愿

2、意承擔一切相關的法律責任。 論文作者簽名: 年 月 日摘 要本次設計的臥式鋼筋切斷機，其工作原理為：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直線運動,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋。依據(jù)電機工作環(huán)境選擇電機類型，采用臥式安裝，防護式電機，鼠籠式三相異步電動機。傳動方案的簡述：選擇三級減速，首先是一級帶減速，其次兩級齒輪減速。期初選用一級帶傳動，由于它具備緩沖、吸振、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲小、和過載保護等益處。繼而選用兩級齒輪減速，由于齒輪傳動可以用來傳遞空間任意兩軸之間的運動及動力，并且具備功率范圍較大，傳動效率較高，傳動比精確，

3、使用的壽命長，工作安全性可靠等優(yōu)點。動能由電動機輸出,經(jīng)過減速系統(tǒng)的傳動,把動能輸入到執(zhí)行機構。因為傳動系統(tǒng)做的是回轉(zhuǎn)運動,可是鋼筋切斷機的執(zhí)行機構做的是直線往復運動,為了實現(xiàn)這種改變,本設計選用曲柄滑塊機構作為執(zhí)行機構。關鍵詞：切斷，鋼筋，齒輪AbstractThe design of the horizontal steel cutting machine, its working principle is : the use of V-belt drive motor after primary and secondary gear reducer , drive crankshaft

4、rotation , the crankshaft push rod and move the slider in the base of the blade slide Road for reciprocating linear motion , so that the activities with the wrong blade and a fixed blade and cut rebar.Select the motor according to the type of motor work environment , the use of horizontal installati

5、on , protection motor, three-phase squirrel cage induction motor . Brief transmission scheme: Choose three deceleration , the first level with a deceleration , followed by a two-stage gear . Beginning -level belt drive selection , etc. because it has a buffer , absorbing vibration , smooth operation

6、 , low noise, and overload protection benefits. Then choose two-stage gear , because gear can be used to pass any motion of space and power between two shafts , and have a larger power range , high transmission efficiency, precise gear ratio , long life to use, reliable and job security and so on. K

7、inetic energy output by the motor through reduction gear system , the kinetic energy input to the actuator . Because the transmission is done rotary motion , but implementing agencies steel cutting machine to do is linear reciprocating motion , in order to achieve this change , the design selection

8、slider-crank mechanism as the executing agency Keywords: Cutting Architectural Reinforcing steel Gear目錄第1章 引言81.1 概述81.2 題目的選取81.3 鋼筋切斷機的工作原理8第2章 電機選擇102.1 切斷鋼筋需用力計算102.2 曲柄滑塊機構設計及剪刃行程102.2.1 去柄滑塊機構設計102.2.2 剪刃行程112.3 功率計算12第3章 傳動結(jié)構及飛輪設計133.1 基本傳動數(shù)據(jù)計算133.1.1 分配傳動比133.1.2 計算機構各軸的運動及動力參數(shù)133.2 帶傳動設計143

9、.2.1 確定計算功率143.2.2 帶型的確定143.2.3 帶輪基準直徑143.2.4 驗算帶速143.2.5 確定V帶基準長度和中心距143.2.6 驗算小帶輪包角153.2.7 確定V帶的根數(shù)153.2.8 確定V帶張緊力153.2.9 確定軸上的載荷（壓軸力）153.2.10 主要設計結(jié)果163.3 高速級齒輪傳動設計173.3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)173.3.2 按齒面接觸強度設計173.3.3 按齒根彎曲強度設計203.3.4 齒輪幾何尺寸213.3.5 結(jié)構設計及繪制齒輪零件圖213.4 低速級齒輪傳動設計223.4.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)22

10、3.4.2 按齒面接觸強度設計223.4.3 按齒根彎曲強度設計243.4.4齒輪幾何尺寸253.4.5結(jié)構設計及繪制齒輪零件圖263.5飛輪的設計273.6 軸的設計與校核283.6.1 一軸的設計與校核283.6.2 二軸的設計與校核323.6.3 三軸的設計與校核353.7 鍵的強度校核383.7.1 鍵的選擇383.7.2 校核鍵連接強度.393.8 軸承的校核403.8.1 求兩軸承的軸向力403.8.2 計算當量動載荷403.8.3 驗算軸承壽命40第4章 定長切斷機構的設計與選擇424.1 滾珠絲杠的工作原理424.2 滾珠絲杠特點424.3 滾珠絲杠副的安裝方式42第5章 潤滑

11、與密封445.1 傳動件的潤滑445.2 滾動軸承的潤滑44第6章 結(jié)論45參考文獻46致 謝47 第1章 引言1.1 概述鋼筋加工不可缺少的設備之一是鋼筋切斷機，主要用于房屋建設、橋梁、地道、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裝備比較，具備重量輕、耗能少、工作可靠、效率高等特點，所以近年來漸漸被機械加工和小型軋鋼廠等普遍選用，在經(jīng)濟建設的各個領域發(fā)揮了重要的作用。國內(nèi)外鋼筋切斷機的比較：因為切斷機技術含量低、易仿造、利潤不高等緣故，于是廠家?guī)资陙韼缀蹙S持現(xiàn)狀，成長不快，與國外同業(yè)比較具體有如下幾方面差異。世界經(jīng)濟建設的急劇發(fā)展為建筑行業(yè)，尤其是為建筑機械的發(fā)展供給

12、了一個開闊的發(fā)展空間，為很多生產(chǎn)企業(yè)提供一個展示自己的舞臺。面臨競爭越來越激烈的我國建筑機械市場，增強企業(yè)的經(jīng)營管理，加強科技投入，注重新技術、產(chǎn)品的研究開發(fā)，提高產(chǎn)品質(zhì)量和產(chǎn)品售后服務水準，積極地、主動地走向市場，讓企業(yè)的產(chǎn)品盡量滿足用戶的需求，盡快縮小與國外先進企業(yè)的差距，這是我國鋼筋切斷機生產(chǎn)企業(yè)生存與發(fā)展的必經(jīng)之路。1.2 題目的選取這次畢業(yè)設計的題目是臥式鋼筋切斷機設計。要求鋼筋切斷機切斷鋼筋的最大直徑為14mm，切斷速度為15次/min。在本次設計中經(jīng)過計算和思考實際情況選擇適合的機構及設計參數(shù)，從而達到本次設計要求。1.3 鋼筋切斷機的工作原理切斷機的工作原理：電動機經(jīng)一級三角帶

13、傳動以及二級齒輪傳動減速后,帶動曲軸進行旋轉(zhuǎn),曲軸推動連桿讓滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復的直線運動,使活動刀片及固定刀片相錯從而切斷鋼筋。圖1-1 鋼筋切斷機原理圖第2章 電機選擇傳動方案的簡述：選擇三級減速，首先是一級帶減速，其次兩級齒輪減速。期初選用一級帶傳動，由于它具備緩沖、吸振、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲小、和過載保護等益處。繼而選用兩級齒輪減速，由于齒輪傳動可以用來傳遞空間任意兩軸之間的運動及動力，并且具備功率范圍較大，傳動效率較高，傳動比精確，使用的壽命長，工作安全性可靠等優(yōu)點。動能由電動機輸出,經(jīng)過減速系統(tǒng)的傳動,把動能輸入到執(zhí)行機構。因為傳動系統(tǒng)做的是回轉(zhuǎn)運動,可是鋼筋切斷機的執(zhí)行機構

14、做的是直線往復運動,為了實現(xiàn)這種改變,不妨選用曲柄滑塊機構。2.1 切斷鋼筋需用力計算為了確保鋼筋的剪斷，剪應力必須超過所選材料的許應剪應力。所以切斷筋的條件是： 本切斷機針對切斷鋼筋為常用45鋼，其屈服強度b=300MPa。剪切過程實際上是金屬塑性變形過程，對于塑性材料：n=1.22.5 ，取n=2.0則許用應力:=bn=300/2.0=150MPa關于鋼材，常取=（0.750.8）=120MPa因為切斷鋼筋最大的直徑是14mm，橫截面積A=(d2)/4，于是切斷機需要的切斷力為Q>A=120×153.86=18463.2N取切斷機的剪斷力Q=19000N2.2 曲柄滑塊機構

15、設計及剪刃行程2.2.1 去柄滑塊機構設計 鉸鏈四桿機構的演變方式之一為曲柄滑塊機構，它可以讓主動件的回輪運動轉(zhuǎn)變成從動的往返運動。本設計曲柄滑塊機構簡化如下圖。 曲柄滑塊機構簡圖假設曲柄長度為A，連桿長度為B，偏心距的距離為E。因切斷鋼筋最大直徑為14mm，不能使轉(zhuǎn)矩過大，故設A=20，為使切斷過程中力最大，則使E=A=20，根據(jù)四桿機構的曲柄構成條件A+E<B，則B>40mm。當在AB位置時為切斷過程，通過計算求出連桿長度B>70mm。2.2.2 剪刃行程由于行程過小，翹頭的工件通過不了，行程過大，曲柄式剪切機會使曲柄也相應增大，使切斷機的工作扭矩及驅(qū)動功率也增大，對應的

16、結(jié)構尺寸也將增大。剪刃機構簡圖如上依據(jù)生產(chǎn)的經(jīng)驗，剪刃行程取H=20mm。于是曲軸的偏心距是20mm。2.3 功率計算因為切斷刀速率與曲軸處的線速度不一定相同，于是用曲軸處的線速度進行計算，然則計算的結(jié)果偏于安全。則切斷處的功率P：P<Q×15×260×20×0.001=596.6w 查表可得在傳動過程當中，帶傳動效率是= 0.96；齒輪傳動效率是= 0.97； 滾動軸承傳動效率是= 0.99； 連桿傳動效率是= 0.81。由以上可算得總傳動效率為:=0.96×0.992×0.972×0.81=0.703因此可選電動機

17、功率最小應為P'=1.657KW查閱手冊并且按照電機的工作環(huán)境及性質(zhì)選擇電機為：Y系列封閉式三相異步電動機，電動機代號是Y112M-6，輸出的功率是2.2KW，滿載轉(zhuǎn)速是960轉(zhuǎn)/分鐘。第3章 傳動結(jié)構及飛輪設計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系列，滿載轉(zhuǎn)速為960轉(zhuǎn)/分鐘。(1) 總傳動比i=96015 =64(2) 分配傳動裝置的傳動比 上式中i0、i1分別是帶傳動與減速器的傳動比，在分配傳動比時，讓齒輪的傳動比圓整從而獲取圓整齒數(shù)。初步取i0=2，則i1=64/2=32。(3) 分配減速器的各級傳動比按照展開式布置，查尋有關資料，取 i12=6.4，則

18、i34=5(以下有i1取代 i12，i2取代i34)3.1.2 計算機構各軸的運動及動力參數(shù) 各軸的轉(zhuǎn)速 軸n1=nmn0=9602=480r/min 軸n2=n1i1=4806,4=75r/min 軸n3=n2i2=755=15r/min 各軸的輸入功率 軸P1=P01=2.2×0.94=2.068KW 軸P2=P1011=2.068×0.99×0.98=1.966KW 軸P3=P223=1.966×0.97×0.99=1.869KW 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機輸出轉(zhuǎn)矩 Td=9550P0nm=9550×2.2/960=21.89N.m軸

19、 T1=9550p1n1=9550×2.068/480=41.14Nm軸 T2=9550P2n2=9550×1,966/75=250.35 Nm軸 T3=9550P3n3=9550×1.869/15=1189.93 Nm3.2 帶傳動設計已知條件：電動機功率P0=2.2KW，小帶輪的轉(zhuǎn)速為960r/min，大帶輪的轉(zhuǎn)速為480 r/min。3.2.1 確定計算功率查表8-6可知 工況系數(shù)取 KA=1.5 ，Pc=1.5×2.2=3.3kw。3.2.2 帶型的確定由設計可知：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

20、/min。由以上數(shù)據(jù)及小帶輪的轉(zhuǎn)速查圖選A型V帶。3.2.3 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=2×100=200mm，選定d2=200mm。3.2.4 驗算帶速v=d1n60×1000=3.14×100×960/60×1000=5.0 m/s因為速度在2m/s<v<30m/s之間，所以帶速合適，滿足帶速要求。3.2.5 確定V帶基準長度和中心距由0.7（d1+ d2）<<2(d1+ d2)則210<<600，初選=400mm由相關公式計算得V帶基準長度Ld

21、=2a0+2d1+ d2+d1d224a0=2×400+2×100+200+200-10024×400=1277.25mm查表得：Ld =1250mm由教材式8-23得實際中心距a=a0+Ld-Ld、2=400+（1250-1277,25）/2=386mm3.2.6 驗算小帶輪包角驗算小帶輪包角：=180°-d2-d1a×57.3°=165.2°3.2.7 確定V帶的根數(shù)根數(shù)的計算公式為 由資料中表查得P0=0.97 P0=0.11KW，KL=0.93K=0.965則Z3.30,97+0.11×0.965×

22、;0.93=3.40取Z=43.2.8 確定V帶張緊力 查表得：A型V帶單位長度質(zhì)量是：q=0.1Kg/mF0=500Pczv2.5k-1+qv2=500×3.35.0×4×2.50.965-1+0.1×52=133.1N3.2.9 確定軸上的載荷（壓軸力）壓軸力最小值為：Fi=2ZF0sin2=2×4×133.1×sin165.2°2=105.9N3.2.10 主要設計結(jié)果（1)小帶輪結(jié)構設計采用實心式，由表查得電動機軸徑D0=28e=15±0.3mm f=10-1+2mm輪轂寬：L帶輪=1.52D0=

23、4256mm最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定。輪緣寬B帶輪=Z-1e+2f=65mm（2)大帶輪結(jié)構設計：結(jié)構形式選用孔板式，輪緣寬與小帶輪輪緣寬度一樣。初算大帶輪的孔徑為：根據(jù)公式。初選輸入軸的材料為調(diào)質(zhì)處理的45鋼，取，于是輸入端軸的最小直徑為dmin1103P1n1=17.90mm取，即大帶輪孔徑帶輪結(jié)構圖如下：圖3-1帶輪的結(jié)構與尺寸圖3.3 高速級齒輪傳動設計3.3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 按傳動原理圖，選用直齒圓柱齒輪傳動。(2) 切斷機是日常工作機械，轉(zhuǎn)速不高，故采用8級精度。(3) 由課本表10-1可得，選取小齒輪的材料為調(diào)質(zhì)45鋼，硬度為236HBW；大齒

24、輪材料是調(diào)質(zhì)正火45鋼，硬度為190HBW。二種材料硬度差是46HBW。(4) 選定小齒輪齒數(shù)為Z1=20，由齒數(shù)比即為傳動比i1=6.4大齒輪齒數(shù)為Z2=Z1×i1=20×6.4=128。3.3.2 按齒面接觸強度設計由課本公式算即(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1) 試選螺旋角=12°，載荷系數(shù)2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=41000Nmm。3）由教材表10-7選取齒寬系數(shù)d=1.1。4）由教材表10-6可知材料的彈性影響ZE=190MPa。5）由資料得：小齒輪接觸疲勞強度極限為Hlim1=580MPa；大齒輪接觸疲勞強度極限為Hlim2=390MPa。6）由教材式6

25、-13計算應力循環(huán)次數(shù)總工作時間Lh，設切斷機工作壽命為10年，每年工作300天，每天工作8小時，Lh=10×300×8=24000h。則小齒輪，大齒輪應力循環(huán)次數(shù)分別為：N1=60n1jLh=60×480×1×24000=6.91×108N2=N1i1=6.19×1086.4=1.08×1087)由教材圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，Zn1=1.0 ，Zn2=1.15， 8）計算接觸疲勞許用應力失效幾率為1%，安全系數(shù)為SH=1.0，由資料得H1=Zn1Hlim1SH=1.0×5801=580MPa H

26、2=Zn2Hlim2SH=1.15×3901=445MPa(2) 計算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小值=2.32×31.3×410001.1×6.4±16.4×1904452=46.47mm2）計算模數(shù)mn=d1cosZ1=2.3圓整mn=2.53）計算中心距a1=mnZ1+Z22cos=189.1mm圓整中心距a1=190mm4）計算齒寬與齒高之比b/h。b=d1d=46.47×1.1=51.117mm齒高 h=2.25×mn=2.25×2.5=5.625mmbh=51.1175.625=9.08

27、75）計算載荷系數(shù)。根據(jù)速率，v=d1n160×1000=1.5m/s8級精度，由圖10-8得；直齒輪，；由課本表10-2查得使用系數(shù)；由課本查得8級精度、小齒輪的相對支承非對稱布置KH=1.11 由bh=9.087，KH=1.11查資料得，所以載荷系數(shù)K=KAKVKHaKH=1×1.13×1.11×1.2=1.505136）按照實際載荷系數(shù)校正得到的分度圓直徑，由課本查得：d1=d1t3KKt=47.6mm對d1t進行修正，即d147.6mm，d1=mnZ1cos=51.12 d2=mnZ2cos=327.15mm圓整分度圓直徑d1=60mm，d2=3

28、28mm。確定齒寬：取大齒輪齒寬為b2=d1d=60×1.1=66mm；小齒輪齒寬為b1=b2+510=75mm3.3.3 按齒根彎曲強度設計由齒根彎曲疲勞強度條件求F=2KT1bmnd1YFYSYYF（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）齒寬b=b2=66mm2）齒形系數(shù)YF和應力修正系數(shù)YS。當量齒數(shù)為 ZV1=Z1/(cos )3 =21.4 ZV2=Z2/(cos )3=136.75通過圖查的YF1=2.75, YF2=2.22,YS1=1.59, YS2=1.81;重合度系數(shù)為Y=0.71，螺旋角系數(shù)為Y=0.873)計算彎曲疲勞許用應力。取材料彎曲疲勞安全系數(shù)為SF=1.25，

29、由公式得F=YNFlimSF根據(jù)資料查得：大，小齒輪彎曲疲勞極限應力Flim1=215MPa，F(xiàn)lim2=170MPa，工作壽命系數(shù)YN1=YN2=1，故F1=YN1Flim1SF=172MPaF2=YN2Flim2SF=136MPa4）計算載荷系數(shù)K。F1=2KT1bmnd1YF1YS1YY=2×1.512×4114066×60×3×2.61×1.5×0.71×0.87=25.32MPa<F1F2=F1YF2YS2YF1YS1=24.52MPa<F2所以滿足齒根彎曲疲勞強度。3.3.4 齒輪幾何尺寸高

30、速級齒輪傳動各數(shù)據(jù)表小齒輪大齒輪齒數(shù)ZZ1=20Z1=128傳動比i1=6.4中心距a1=190mm模數(shù)mn=2.5分度圓直徑d1=60mmd2=328mm齒寬b1=75mmb2=66mm齒頂圓直徑da1=66mmda2=334mm齒根圓直徑df1=52.5mmdf2=320.5mm3.3.5 結(jié)構設計及繪制齒輪零件圖齒輪的結(jié)構形式圖如下圖3-2：圖3-2 高速級齒輪傳動大齒輪結(jié)構圖3.4 低速級齒輪傳動設計3.4.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 由傳動原理圖可知，傳動采用直齒圓柱齒輪傳動。(2) 切斷機為日常工作機械，轉(zhuǎn)速不高，所以采用8級精度。(3)查閱資料可知，小齒輪材料選

31、用調(diào)質(zhì)45鋼，硬度是236HBS；大齒輪材料選用正火45鋼，硬度是190HBS。兩種材料硬度差是46HBS。(4) 選定小齒輪齒數(shù)為Z3=28，則大齒輪齒數(shù)Z4=Z3i2=28×5=1403.4.2 按齒面接觸強度設計由課本公式計算得 (1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=250.35Nm3）由教材表10-7選取齒寬系數(shù)。4）由教材表10-6可知材料的彈性影響。初選螺旋角=11°。5）由資料查得：小齒輪接觸疲勞強度極限為Hlim3=580MPa；大齒輪接觸疲勞強度極限為Hlim4=390MPa。6）由教材式6-13計算應力循環(huán)次數(shù) N3

32、=60n2jLh=60×75×1×24000=1.08×108 N4=N3i2=1.08×1085=2.16×1077)由教材圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，Zn3=1.14 ，Zn4=1.28）計算接觸疲勞許用應力失效概率1%，安全系數(shù)為SH=1，由課本公式得：H3=Zn3Hlim3SH=1.14×5801=661.2MPaH4=Zn4Hlim4SH=1.2×3901=480MPa(2) 計算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小值=2.32×31.3×250001.1×5±

33、15×189.94802=82.04mm2）計算圓周速度vv=d3tn260×1000=0.322m/s3）計算模數(shù)mn=d3cosZ3=2.8圓整模數(shù)mn=34）計算中心距。a2=mnZ3+Z42cos=257.63mm圓整中心距a2=260mm5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)V=0.322m/s，8級精度，查閱資料得=1.05；直齒輪，；由教材表10-2查得使用系數(shù)；由課本用查得8級精度，小齒輪的相對支承非對稱布置取=1.426查得=1.35，故載荷系數(shù)6）按照實際載荷系數(shù)校正得到分度圓直徑，由公式得d3=d3t3KKt=84.2mm對d3t進行修正，即d384.2mm，d3=m

34、nZ3cos=85.88mm d4=mnZ4cos=429.38mm圓整分度圓直徑d3=89mm，d4=430mm。確定齒寬：取大齒輪齒寬為b4=d3d=60×1.1=98mm；小齒輪齒寬為b3=b4+510=105mm3.4.3 按齒根彎曲強度設計查閱資料得彎曲強度的設計公式為F=2KT2bmnd3YFYSYY由齒根彎曲疲勞強度條件求F=2KT2bmnd3YFYSYYF（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）齒寬b=b4=98mm2）齒形系數(shù)YF和應力修正系數(shù)YS。當量齒數(shù)為 ZV3=Z3/(cos )3 =29.6 ZV4=Z4/(cos )3=147.99通過圖查的YF3=2.65,

35、YF4=2.25,YS3=1.59, YS4=1.79;重合度系數(shù)Y=0.701，螺旋角系數(shù)Y=0.923)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)為SF=1.25，由公式得F=YNFlimSF資料查得大，小齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為Flim3=215MPa，F(xiàn)lim4=170MPa，工作壽命系數(shù)YN3=YN4=1，故F3=YN3Flim3SF=172MPaF4=YN4Flim4SF=136MPa4）計算載荷系數(shù)K。F3=2KT2bmnd3YF1YS1YY=2×1.512×2500056×3×89×2.61×1.59×0.

36、701×0.92=133MPa<F3F4=F3YF4YS4YF3YS3=131.6MPa<F4所以滿足齒根彎曲疲勞強度。3.4.4齒輪幾何尺寸低速級齒輪傳動各數(shù)據(jù)表小齒輪大齒輪齒數(shù)ZZ3=20Z4=128傳動比i2=5中心距a2=260mm模數(shù)mn=3分度圓直徑d3=89mmd4=430mm齒寬b3=105mmb2=98mm齒頂圓直徑da3=95mmda4=426mm齒根圓直徑df3=81.5mmdf4=422.5mm3.4.5結(jié)構設計及繪制齒輪零件圖低速級齒輪傳動的小齒輪及大齒輪的結(jié)構形式圖如圖3-3和圖3-4所示圖3-3 低速級齒輪傳動小齒輪結(jié)構圖圖3-4 低速級齒輪

37、傳動大齒輪結(jié)構圖3.5飛輪的設計本方案切斷處能量由飛輪提供，由于飛輪具有有很大的轉(zhuǎn)動慣量，要讓轉(zhuǎn)速產(chǎn)生變化，就要有較大的能量，當機械出現(xiàn)剩余功率時，飛輪軸的角速度做輕微的上升，便可使過剩的能量吸收及儲存起來；而當機械幾乎失去動力時，機械運行速度放慢，飛輪將儲存的能量釋放出來，以補充能量的虧欠，角速度做小幅度的下降。這是當工作時電動機帶動飛輪轉(zhuǎn)動，進行能量儲備，在切斷鋼筋瞬間，靠飛輪進行降速，釋放出其儲存的能量。在本次設計中飛輪安裝在第三軸上。根據(jù)安裝空間選定飛輪平均直徑D=300mm，查資料可知45鋼密度為7.85g/cm*3，則由以下公式：設輪緣質(zhì)量為m，則J=mD12+D2228當輪緣厚度

38、H不大時，轉(zhuǎn)動慣量J=mD24飛輪質(zhì)量m=BHD則飛輪輪緣寬度B=60mm，輪緣厚度H=90mm。 飛輪結(jié)構簡圖3.6 軸的設計與校核軸是組成機械的主要零件之一。所有作回轉(zhuǎn)運動的傳動機構，其運動及動力的傳遞都必須通過軸才能進行，同時通過軸承及機架聯(lián)接，所有組成一個基準為軸的組合體軸系部件。3.6.1 一軸的設計與校核（1）選擇軸的材料軸大都要轉(zhuǎn)動，于是其應力一般為對稱循環(huán)。軸的失效形式主要有：疲勞斷裂，過載斷裂，彈性變形過大等。軸上一般要安裝帶輪轂零件，于是很多數(shù)軸作成階梯軸，因此切削加工量很大。由上述可知，要求軸材料的綜合機械性能良好，一般選用中碳鋼，中碳合金鋼。35，45，50等

39、優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構鋼的綜合力學性能較高，其應用比較廣泛，尤其以45鋼為主。為了改進其力學性能，對材料進行正火或調(diào)質(zhì)處理。輸入軸選用45鋼調(diào)質(zhì)在本次設計中，其硬度為230HBS。（2）軸的結(jié)構設計軸結(jié)構設計要求是使軸具有適合的形狀及尺寸。主要要求有，軸應便于加工，軸上零件符合制造安裝要求；軸上選用的零件要有精確的工作定位及固定；受力合理，減小應力集中。為了軸類零件的裝配和拆裝方便，軸常作成階梯形。軸在滿足使用要求的條件下，它的形狀及尺寸應盡量簡易，使精度要求合理，從而減少加工的成本。 軸直徑的設計式dmin=C3P1n1取C=130，d1>dmin=21.15mm。一軸的結(jié)構設計如圖3

40、-5所示。圖3-5 切斷機輸入軸裝配草圖圖3-6b 輸入軸計算簡圖圖3-6c 水平面彎矩圖圖3-6d 垂直面彎矩圖圖3-6e 合成彎矩圖圖3-6f 轉(zhuǎn)矩圖（3）按彎扭合成應力校核軸的強度1）繪出軸的計算簡圖，軸的計算簡圖如圖3-6b所示。2）作用在軸上的力如下表3-1，作圖如圖3-6c表3-1水平面（FH） 垂直面（Fv）軸承1FH1=896.38NFv1=477.8N齒輪1Fr1=1225.8NFt1=1832.4N軸承2FH2=-1164.04NFv2=1354.6N3）求作用在軸上的彎矩如表3-2，作出彎矩圖如圖3-6d、3-6e，3-6f。表3-2水平面MH(Nmm)垂直面M

41、V(Nmm)A-A截面MAH=-70887.4MAV=-81942.7MAH,=-56961.4MAV,=0合成彎矩MA=108349.6MA,=99795.8B-B截面MBH=89645.3MBV=0合成彎矩MB=109592.34）作出轉(zhuǎn)彎矩圖如圖3-6gT1=41140Nmm（4）校核軸的強度受到彎矩作用的軸會發(fā)生彎曲變形，而且受到轉(zhuǎn)矩作用時就會發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形。因此軸的強度是否滿足要求就會影響它能否正常工作?？箯澖孛嫦禂?shù)：W=d3332=6280mm3；抗扭截面系數(shù)WT=d3316=12560mm3彎曲應力為：b=MBW=1.75MPa扭剪應力為：=T1WT=3.28MPa根據(jù)彎扭合成強度

42、校核計算，取折合系數(shù)為=0.6，則當量應力為e=b2+42=17.9MPa查資料得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉輕度極限B=650MPa，軸的許用彎曲應力-1b=60MPa,e<-1b所以軸的強度足夠。3.6.2 二軸的設計與校核（1）選擇軸的材料軸大都要轉(zhuǎn)動，于是其應力一般為對稱循環(huán)。軸的失效形式主要有：疲勞斷裂，過載斷裂，彈性變形過大等。軸上一般要安裝帶輪轂零件，于是很多數(shù)軸作成階梯軸，因此切削加工量很大。由上述可知，要求軸材料的綜合機械性能良好。 故二軸選用45鋼調(diào)質(zhì)在本次設計中，其硬度為230HBS。（2）軸的結(jié)構設計二軸的結(jié)構設計如圖3-7所示：圖3-7 二軸結(jié)構形式圖（3）按彎扭合成應力

43、校核軸的強度1）繪出軸的計算簡圖軸的計算簡圖如圖3-8b所示圖3-8b 作用在軸上的力圖3-8c 水平面彎矩圖圖3-8d 垂直面彎矩圖 圖3-8e合成轉(zhuǎn)矩圖 圖3-8f 轉(zhuǎn)矩圖2）作用在軸上的力如下表3-3，作圖如圖3-8c 表3-3水平面（FH） 垂直面（Fv）軸承1FH1=-1547.4NFv1=3971.6N齒輪3Fr3=1911.9NFt3=5176.8N齒輪2Fr2=688.4NFt2=1832.4N軸承2FH2=323.9NFv2=3037.4 N3）求作用在軸上的彎矩如表3-4，作出彎矩圖如圖3-8d、3-8e，3-8f。表3-4水平面MH(Nmm)垂直面MV(Nmm)

44、A-A截面MAH=-116209.7MAV=2982672MAH,=-76678.2MAV,=0合成彎矩MA=320106.3MA,=307965.7B-B截面MBH=89645.3MBV=182559.8MBH=19466.4合成彎矩MB=109592.3MB=183594.74）作出轉(zhuǎn)彎矩圖如圖3-6gT2=250350Nmm7)校核軸的強度通過計算彎矩可知，計算彎矩最大處為A截面，A處的計算應力：軸受彎矩作用會產(chǎn)生彎曲變形，受轉(zhuǎn)矩作用會產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。軸的強度不夠就會影響軸的正常工作?？箯澖孛嫦禂?shù)：W=d3332-btd2-t22d211843.80mm3；抗扭截面系數(shù)WT=d3316-b

45、td2-t22d2=25641.1mm3彎曲應力為：a=MAW=27.0MPa扭剪應力為：=T2WT=9.0MPa按彎扭合成強度進行校核計算，取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為e=（a2+42）=28.2MPa查資料得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉輕度極限B=650MPa，軸的許用彎曲應力-1b=60MPa,e<-1b所以軸的強度足夠。，故切斷機二軸是安全的。3.6.3 三軸的設計與校核（1）選擇軸的材料軸大都要轉(zhuǎn)動，于是其應力一般為對稱循環(huán)。軸的失效形式主要有：疲勞斷裂，過載斷裂，彈性變形過大等。軸上一般要安裝帶輪轂零件，于是很多數(shù)軸作成階梯軸，因此切削加工量很大。由上述可知，要求軸材料的綜合機械性

46、能良好。 故三軸選用45鋼調(diào)質(zhì)在本次設計中，其硬度為230HBS。（2）軸的結(jié)構設計三軸的結(jié)構設計如圖3-9所示：圖3-9 三軸結(jié)構形式圖（3）按彎扭合成應力校核軸的強度1）繪出軸的計算簡圖軸的計算簡圖如圖3-9b所示圖3-9a 三軸的計算簡圖圖3-9b 作用在軸上的力圖3-9c 水平面彎矩圖圖3-9d 垂直面彎矩圖圖3-9e 合成彎矩圖圖3-9f 計算轉(zhuǎn)矩圖2）作用在軸上的力如下表3-5，作圖如圖3-9c 表3-5水平面（FH） 垂直面（Fv）軸承1FH1=933.96NFv1=2923.4N齒輪4Fr4=1911.9NFt4=5176.8N曲軸FH=21000NFv=0N軸承2F

47、H2=977.9NFv2=2553.4 N3）求作用在軸上的彎矩如表3-6，作出彎矩圖如圖3-9d、3-9e，3-9f。表3-6水平面MH(Nmm)垂直面MV(Nmm)MAH=68365.9MAV=213963.6MAH,=92900.5MAV,=0合成彎矩MA=224620.3MA,=233211.54）作出轉(zhuǎn)彎矩圖如圖3-9gT3=118993Nmm（4）校核軸的強度受到彎矩作用的軸會發(fā)生彎曲變形，而且受到轉(zhuǎn)矩作用時就會發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形。因此軸的強度是否滿足要求就會影響它能否正常工作?？箯澖孛嫦禂?shù)：W=d5332-btd5-t22d2=32928mm3；抗扭截面系數(shù)WT=d5316-btd5-

48、t22d2=69553mm3彎曲應力為：b=MA,W=7.1MPa扭剪應力為：=T3WT=1.7MPa通過彎扭合成強度校核計算，取折合系數(shù)為=0.6，則當量應力為e=（b2+42）=7.4MPa查資料得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉輕度極限B=650MPa，軸的許用彎曲應力-1b=60MPa,e<-1b所以軸的強度足夠。，故切斷機三軸是安全的。3.7 鍵的強度校核3.7.1 鍵的選擇 根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構使用要求及工作狀況來選擇鍵的類型。選取時考慮傳遞轉(zhuǎn)拒大小、聯(lián)接中性要求、是否要求軸向固定等。鍵的主要尺寸鍵寬b、 鍵高h與長度L。鍵的橫截面尺寸根據(jù)軸的直徑從標準中選取。鍵的長度按照輪轂的長度來選定，因

49、此鍵長應略少于輪轂的長度，而且符合標準規(guī)定。按照以上提出的本機的工作要求，所以選取A型普通平鍵。I軸上安裝帶輪處采用鍵8×45 GB/T 1096-1990。II軸上齒輪3，齒輪2選擇鍵16×100 GB/T 1096-199及鍵16×63 GB/T 1096-1990。III軸上安裝飛輪處及齒輪4處的鍵分別為鍵16×70 GB/T 1096-1990 ，鍵20×90 GB/T 1096-1990。3.7.2 校核鍵連接強度.普通平鍵聯(lián)接失效形式有：鍵、軸、輪轂中工作表面較弱處被壓潰。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

50、)，一般取鍵的接觸長度(mm)，圓頭平鍵長度 許用擠壓應力1) I軸上的鍵連接強度校核；帶輪處鍵連接的擠壓應力為2) P= (4T1)/d1hl =4×4114030×7×45-8=21.19MPa選用鍵、軸和齒輪材料都是45鋼，由資料可知P=125150MPaP<P 連接強度足夠3) II軸上的鍵連接強度校核:齒輪2處鍵連接的擠壓應力為P= (4T2)/d4hl =4×25035052×10×63-16=40.97MPa選用鍵、軸和齒輪材料都是45鋼，由資料可知P=125150MPaP<P 連接強度足夠因為齒輪3鍵大于齒

51、輪2的鍵長度，因此齒輪3強度也足夠。4) III軸上鍵的連接強度校核：飛輪處鍵連接的擠壓應力為P1= (4T3)/d1hl =4×11899355×10×70=12.36MPa齒輪4處鍵連接的擠壓應力為P2= (4T3)/d5hl =4×11899372×12×90=6.12MPa選用鍵、軸和齒輪材料都是45鋼，由資料可知P=125150MPaP1<P 故連接強度足夠3.8 軸承的校核滾動軸承的類型，尺寸及公差等級已制定了國家標準，在設計機械中按照工作的條件選用符合標準的軸承類型，尺寸及公差等級等，以及軸承組合結(jié)構的設計。本節(jié)校

52、核一軸的7028C軸承。查GB/T292-94，查得7207C軸承的性能參數(shù)為：C=36800N,C0=25800N3.8.1 求兩軸承的軸向力軸承1,2內(nèi)部軸向力FS1=0.4R1=526.3NFS2=0.4R2=659.8N外部軸向力FA=496.2N FS2+FA=1129.0N則兩軸承軸向力分別為 FA1=FS2+FA=1129.0 NFA2=FS2=659.8N3.8.2 計算當量動載荷有關于70000C型軸承，有資料查得，派生軸向力為。 E是判斷系數(shù)，它的值由的大小來確定。由FA1C0=1129.025800=0.044，查表得e=0.42，因FA1R1=0.86>e，故X=

53、0.44，Y=1.35，則軸承1的當量動載荷為：P1=XR1+YRA1=2103.1N由FA2C0=0.026，查表得e=0.4，因FA2R2=0.4=e，故X=1，Y =0，則軸承2當量動載荷為：P2=XR2+YRA2=1649.6N3.8.3 驗算軸承壽命由上計算結(jié)果知P1>P2。fT=1，fP=1.2故按照軸承1驗算受力大小，其壽命為：Lh1=（10660n1）fTCfPP13=107653h>Lh故所選軸承滿足壽命要求。第4章 定長切斷機構的設計與選擇根據(jù)設計要求，鋼筋切斷機要完成對鋼筋的定長切斷。本設計選擇滾珠絲杠作為定長切斷機構。4.1 滾珠絲杠的工作原理1) 滾珠絲杠是用來將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為直線運動；或?qū)⒅本€運動轉(zhuǎn)化為旋轉(zhuǎn)運動的執(zhí)行元件，并具有傳動效率高，定位準確等2) 當滾珠絲杠作為主動體時，螺母就會隨絲桿的轉(zhuǎn)動角度按照對應規(guī)格的導程轉(zhuǎn)化成直線運動，被動工件可以通過螺母座和螺母連接，從而實現(xiàn)對應的直線運動。4.2 滾珠絲杠特點滾珠絲杠由螺桿、螺母和滾珠組成。它的主要功能是將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換成線性運動，或?qū)⑴ぞ剞D(zhuǎn)換成軸向反覆作用力，同時兼具高精度、可逆性和高效率的特點。4.3 滾珠絲杠副的安裝方式滾珠絲杠副作為關鍵的滾動傳動元件，被廣泛應用于各種需要定位或傳動的機構中，對機構的性能舉足輕重。在實際應用中，滾珠絲杠副的安裝方式 的