卧式钢筋切断机的设计

目录TOC\o"1-5"\h\z摘要 1关键词 1\o"CurrentDocument"1 前言 12整体设计思路及方案 41设计思路 4\o"CurrentDocument"2.2整体方案确定 4电机选择 5\o"CurrentDocument"1切断钢筋需用力计算 5\o"CurrentDocument"2功率计算 5传动机构设计 6\o"CurrentDocument"1基本传动数据计算 6分配传动比 64.1.2计算机构各轴的运动及动力参数 6\o"CurrentDocument"带传动设计 7带型的确定 7带轮基准直径 7带速的确定 7中心矩、带长及包角的确定 7确定带的根数 84.2.6张紧力 8作用在轴上的载荷 8带轮结构与尺寸见零件图 83齿轮设计 9第一级齿轮传动设计 9第二级齿轮传动设计 134.4轴的校核 164.4.1 一轴的校核 16204.4.2三轴的校核20TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"键的校核 24\o"CurrentDocument"1 键的选择 24验算挤压强度 25\o"CurrentDocument"轴承的校核 251 初选轴承型号 26\o"CurrentDocument"寿命的计算 265钢筋切断机的摩擦、磨损和润滑 28结束语 28\o"CurrentDocument"参考文献 29致谢 29#4）求所需小齿轮直径d1'2kTu+1Z3h_1•Id.2x2.5x.2x2.5x105x2/3x52.83x(5+1)(190x2.5x0.868) x I11248丿=70.0mm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 7°.0xG+1）=70.0mm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 7°.0xG+1）210中心距a：a= =2102圆整中心矩取252mm模数m：由中心矩a及初选齿数Z1、Z2得:2a 2x252nm= = =3Z+Z 28+1401 2分度圆直径40d=mz=3x28=84mmiid=mz=3x140=420mm2 2确定尺宽：取大齿轮尺宽为］=84X2/3=56mm小齿轮尺宽取b2=60mmc）齿根抗弯疲劳强度验算1）求许用弯曲应力［。」①应力循环次数nf1、nF2亍6.2N=60rnt厶七F1 1h ti=1 ,h )=60x1x75x12000x16.2x0.2+0.76.2x0.5+0.46.2x0.3丿=1.35x107N=N=丄=技软107F2U5=2.7x106寿命系数Yn1、Yn2，查阅相关手册选取Yn1=1、Yn2=1极限应力取：。Fiimi=290MPa、。Fiim2=230MPa

尺寸系数Yx：查阅机械设计手册选，取Yx=1.5安全系数SF：参照表9-13，取Sf=1.5需用应力［oFi］、［。曷由式（9-20）,许用弯曲应力「]2。YY 2x290x1x1s wfe。」,——fiimN1-, MPa,387MPa1.5F1S1.5F「」2。YY 2x230x1x1睥.。J=__fiimn2-, MPa,307MPa1.5F2S1.5F2)齿形系数2)齿形系数YFa］、YFa2由图9-19，取YFal=256 YFa2=Z153)应力修正系数Ysai、Ysa2由图9-20，取Ysa1=L62 Ysa2=L824)校核齿根抗弯疲劳强度由式（9-17）,齿根弯曲应力2KT。,—YYYF1 bdmFa1sa1…12x3.13x2.5x105- 4 x2.56x1.62x0.681MPa84x56x3,313MPaV。」F1YY ,2.15x1.820 ,。—Fa2_sa2,313X f2 F1yY 2.56x1.62Fa1sa1MPa,297MPaV。」F24.4轴的校核4.4.1-轴的校核轴直径的设计式, 9.55X106P 八IP2.068d>3—— ,C%一，11。3 0.2b_li Vn\480VT17.89mm(32)轴的刚度计算［20］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。d）平而弯矩囹也,Wh/N,mniL=12N]tJii498NF.l=1■F勺=1n"=891N4F3=476Nr !t=157DN6N心執的平面费力卽们Fb/N[10^48图3轴的受力转矩弯矩图Fig.3Axisforce-torquemomentdiagram2）求作用在轴上的力⑵如表1,作图如图3-c表1作用在轴上的力Table1Theroleofforceintheaxis垂直面（Fv）水平面（Fh）轴承1F2=12NF4=891N齿轮2F=1367NBvF€498NAH轴承3F1=476NF3=1570N带轮4F€0vF€1056NBH3）求作用在轴上的弯矩如表2,作出弯矩图如图3-d、3-e

表2作用在轴上的弯矩Table2TheroleoftheshaftofthemomentI截面II截面垂直面（Mv）水平面（Mh）M=-Ftx109=1308N.mm MI截面II截面垂直面（Mv）水平面（Mh）M=-Ftx109=1308N.mm M--Fx109=-97119N.mmv1 H1 c合成弯矩M=凶308„+&/119„N.mm=97128N.mmM=498x204+12x313=105348N.mmM=891x313vll HII-1367x204=15N.mm 合成弯矩Mii=((105348„…(15„N.mm=105363N.mm4）作出转弯矩图如图3-f5）作出当量弯矩图如图3-g,并确定可能的危险截面I、II如图3-a。并算出危险截面的弯矩如表3。表3截面的弯矩Table3Cross-sectionofthemoment1截面 M=「M2+(aT*=105431N.mm1截面 m=%M2+(aT*=106160N.mmell'II6)确定许用应力已知轴材料为45钢调质，查表德疽650MP&用插入法查表得卜]=102.5MPat]=60MPaoa=-4^-14=-6^=0.590b -1b t」102.507）校核轴径如表4表4验算轴径Table4Checkingshaftdiameter结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。b)轴的刚度计算57.3€TL57.3x27165€TL€TL ―i——」= ―i——」=19.2^^―结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。b)轴的刚度计算57.3€TL57.3x27165€TL€TL ―i——」= ―i——」=19.2^^―i——iGI 8.1x104i=1pii=1 pii=1 piIP1„d4一^=25120032(33)(34)IP2nd4—2=52088832IP3„d4—=83436232IP4„d4―=127170032IP5„d4一=186189632IP6„d4—6=83436232IP7nd4=25120032IP8nd4—8=16481232=19.2275340157 27 59 95) + + + + + + + I25120052088883436212717001861896834362251200164812J=0.12<0.5所以轴的刚度足够4.4.2三轴的校核轴直径的设计式f'9.55x106P八’Pe1869夜八d>3 =C3 =1103 =54.9mmV0.2‘ntn、151 T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。1)轴的受力简图如图4-a面平方的屋轴力/H土平面-专矩图NvMh/Niuif)转矩图TjH.a[l图4轴的受力弯矩转矩图Fig.4Axisforce-momenttorquediagram2）求作用在轴上的力如表5,并作图如图4-c表5作用在轴上的力Table5Theroleofforceintheaxis垂直面（Fv）水平面（Fh）轴承1F3=1627NF1=8362N齿轮F=2381NBvF=867NAH轴承2F4=754NF3=12619N曲轴F=0vF=21848NBH3）计算出弯矩如表6,并作图如图4-d、e表6轴上的弯矩Table6Axisbendingmoment垂直面（Mv）水平面（Mh）M=-Fpx193.5=-314824.5NmmM=Fxl93.5=1618047N.mmvl H1cI截面合成弯矩M=丁'(314824.5)2+(1618047》N.mm=1640000N.mmII截面M=189272N.mm M=31546755N.mmvII HI合成弯矩M=、(189272)2+6154675.52N.mm=3160000N.mmII V4）作出转弯矩图如图4-f5）作出当量弯矩图如图4-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Table7ThemomentofthedangeroussectionI截面 M=\：M2+(aT*=1640000N.mnel'III截面 m=、M2+(aT*=3160000N.mnell1II6)确定许用应力已知轴材料为45钢调质，查表術=650MPa用插入法查表得b

,]=102.5MPa，,]=60MPa0b -1b,]60…=4^4= =0.59Fl102507)校核轴径如表8表8校核轴径Table8CheckshaftdiameterI截面I截面:M=3 ]„64.89mm<84mmII截面dii'MII截面dii=°1,i]=80.58mm<90mm-1b结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。, 57.3$TL, 57.3$TL57.3x271655TL歹TL巾0=厶ii= 厶ii=19.2厶iiGI 8.1x104 I Ii=1pi i=1pi(35)i=1pi甲0=0.000<0.5所以轴的刚度足够4.5键的校核4.5.1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bXh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=30mm4.5.2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 €,当＜[8]pkldp式中T 传递的转矩(N-mm)d 轴的直径 (mm)k 键与轮毂的接触高度mm),一般取k„h2l 键的接触长度mm)圆头平键l,L-b[€] 许用挤压应力(MPa))p键的工作长度l,L一b,(25一14)mm,11mm挤压面高度k,々2,102,5mm转矩T,9.55x106pn,9.55x106乂技，%,1.19x106N-m许用挤压应力，查表，[€],60MPap则挤压应力8,攵,2x1.19x106Mp,43.62MPa<60MPa （36）pakl 96x5x11 a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si。国家标准规定，键用抗拉强度不低于600MPa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。4.6.1初选轴承型号试选10000K轴承，查GB/T281-1994，查得10000K轴承的性能参数为：C=14617N Co=162850Nn,1900(脂润滑)min4.6.2寿命计算

计算轴承内部轴向力.查表得10000K轴承的内部轴向力F=F/(2Y)sRY=0.67cosa=0.67xcos15。3832''=0.65 F=%9868殳+35920=105023NR1 F=(115084+41884=122470NR2则：(37)F=F..(2Y)=(37)S1 R「F=F..(2Y)=90208N52 R" b）计算外加轴向载荷 c）计算轴承的轴向载荷因为f…f5152轴承1fA1==fS1=90208N轴承2fA1=fS2=90208Nd）当量动载荷计算由式fP=fP(XFr+YF)a(38)查表得：F]Fr的界限值e=1.5lga=0.42冬=0.9010502390208122470=0.77R2 查表知f/fA1=0.90>eR1故X=0.41Y=0.4cosa=0.391Lf'R1=0.77>e故X=0.4Y=0.392 2则：F=f(XF,YF)

Pp1R1A=1.2x(0.4x105023,0.39x90208)=90500NF=f(XF,YF)TOC\o"1-5"\h\zPP2R2 2A2=1.2x(0.4x122470,0.39x90208)=101003N式中.f=1.2 （轻度冲击的运转由于F<F，且轴承1、2采用型号、尺寸相同的轴承，谷只对轴承2进行寿P P2命计算。F=F=101003NP P2Lh10Lh1060nFP106146170^0 x( 0360x25101003=51191>450Chf）极限转速计算(39)由式n=ffn(39)mas 12=146170101003=1.5-P-PP=arctgF/FR2=arctg0.77=37.6°查得：载荷系数L查得：载荷系数L65载荷分布系数f=0.812〃呃=0.65x0.81x1900r'min=1000rmin>n计算结果表明，选用的10000K型调心球轴承能满足要求。5钢筋切断机的摩擦、磨损和润滑摩擦是不可避免的自然现象，摩擦得结果造成机器的能量损耗、效率降低、温度升高、出现噪声、性能下降的问题。摩擦必然会造成磨损，在实际应用中有许多零件都因磨损过渡而报废。润滑则是改善摩擦、减缓磨损的有效方法。切断机中的摩擦主要是轴承的摩擦，而磨损包括滑动摩擦和滚动摩擦。轴承就是滚动摩擦，其摩擦力较小损耗也较小。摩擦得结果势必会造成磨损，而影响磨损的因素也有很多，主要有载荷大小、材料匹配、润滑状况、工作温度等。为减少磨损需要从这些方面入手，采取各种有效方法，减少磨损。减少磨损的主要方法有：1.润滑。2.注意选择材料，按照基本磨损形式正确选择材料是提高机械和零件耐磨性的关键之一。3.提高加工精度和表面质量也可以减少磨损。4.合理的结构设计，正确合理的结构设计是减少磨损和提高耐磨性的有效途径。5.正确使用和维护。结束语设计终于接近了尾声，通过这次设计，我对所学知识进行了一次回顾，学习和设计能力都有了一定的提高，同时，在设计中碰到了种种问题，也让我有了深层次的回顾，使我对以前所学的知识有了一个更深的感悟，同时也对自己的不足有了新的认识。本次设计的是一种结构比较简明实用的钢筋切断装置，该装置的特点是价格低廉,节省空间，维修方便。该切断机是采用电动机经一级带传动和二级齿轮传动减速后，带动曲轴旋转，曲轴推动连杆使滑块和动刀片在机座的滑道中作往复直线运动，使活动刀片和固定刀片相错而切断钢筋。并用型钢焊接了钢架，使其结构尽可能的简单。在设计中，我尽可能的采用通用部件，从而使设计周期缩短，成本降低。设计过程中，我主要考虑了机器的性能以及经济性，在保证其完成工作要求的前提下，尽可能的提高其性价比。这是我第一次搞这样的综合性的设计，所以设计中难免会出现一些漏洞或不足之处，如一些结构的设计，标准件的选用或一些经济性上的构思可能有欠妥当，造成一些不必要的浪费，由于经验的缺乏，对实际工作过程的控制不够，机构仅仅限于设计阶段，未考虑实际工作时会出现的各种问题，从而本设计还有很大的改善空间，加上其它方面的原因，使得本次设计还有很大的改善空间。另外，本设计机构的市场价值还没有通过实际的考验。参考文献车仁炜等.一种新型钢筋切断机的设计研究[J].机械传动，2004,5（4）：48-49.⑵王平等.钢筋调直切断机的顶刀与连切[J].建筑机械，1997,4（5）：47-48.高蕊.钢筋切断机刀片合理侧隙的保证方法[J].建筑机械化，1997,1（4）：37-38.宜亚丽.钢筋矫直切断机剪切机构研究分析[J].机械，2004,6（10）：14-16.田野.我国钢筋调直切断机的现状及发展[J].建筑机械化，2005，3（1）：23.孟进礼，卫青珍.对钢筋切断机发展的几点看法[J].建筑机械化，2000,4（2）：14-15.孙桓等.机械原理第七版[M].北京高等教育出版社，2006：150-152.濮良贵，纪名刚.机械设计第八版[M].北京高等教育出版社，2006：190-193.方大千.电动机速查速算手册[M].中国水利水电出版社，2004：99-101.刘鸿文.材料力学第四版[M].北京高