卧式钢筋切割机_毕业设计

第一章绪论11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。12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，2527MM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2831次，国外要高出1520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。13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HIII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。14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21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21，其传动系统如图21，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21图22JG40型切断机传动系统22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23所示。图23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选择电动机的类型和结构型式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。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。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。32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AQ查资料可知钢筋的许用剪应力为MPA,取最大值142MPA。由于本1428切断机切断的最大刚筋粗度为MM。MAXD则本机器的最小切断力为AQ查资料可知钢筋的许用剪应力为MPA,取最大值142MPA。由于本1428切断机切断的最大刚筋粗度为MM。MAXD则本机器的最小切断力为2184432MAX2QDQ取切断机的Q22000N。33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PW8690120615QP查表可知在传动过程中，带传动的效率为094097；二级齿轮减速器的效率为096099；滚动轴承的传动效率为094098；连杆传动的效率为081088；滑动轴承的效率为908由以上可知总的传动效率为094096098081072由此可知所选电机功率最小应为KW9417206P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Y112M6，输出功率为22KW，输出速度为960R/MIN。第四章传动结构设计41基本传动数据计算411分配传动比电动机型号为Y，满载转速为960R/MIN。A总传动比641590IB分配传动装置的传动比10I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I02，则减速器的传动比为326401IC分配减速器的各级传动比按展开式布置，查阅有关标准，取I1164，则I225。（注以下有I1代替I11，I2代替I22）412计算机构各轴的运动及动力参数A各轴的转速轴MIN/R48029601NM轴I/R7512I轴IN/R23INB各轴的输入功率轴KW068294011P轴91722轴33C各轴的输入转矩电动机输出转矩MN89216095DT轴N15401I轴M320987654122轴333IT42带传动设计421由设计可知V带传动的功率为22KW，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KA15，PC152233KW。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。422带轮基准直径查阅相关手册选取小带轮基准直径为D1100MM，则大带轮基准直径为D22100200MM423带速的确定S/M05160943160NDV424中心矩、带长及包角的确定。由式07D1D2A02D1D2可知07100200A02100200得210A0600初步确定中心矩为A0400根据相关公式初步计算带的基准长度M2517402102422021210）（ADDALD查表选取带的长度为1250MM计算实际中心矩取386MMM38625170420DLA验算小带轮包角1653718012AD425确定带的根数查表知P1097P1011KA0965KL093则LACKPZ1取Z440396509703426张紧力查表Q010KG/M201QVKVZPFCN1302451960542530427作用在轴上的载荷92SINSIN20FZQ428带轮结构与尺寸见零件图428图428带轮的结构与尺寸图43齿轮传动设计431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260HBS2初选齿数取小齿轮的齿数为20，则大齿轮的齿数为20641283齿数比即为传动比462018I4选择尺宽系数D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D06初估小齿轮直径D160MM，则小齿轮的尺宽为BDD1066036MM5齿轮圆周速度为参照手册选精度等级为9级。S/M510648106NV6计算小齿轮转矩T1MN1048625959161NPT7确定重合度系数Z、Y由公式可知重合度为6951280381则由手册中相应公式可知736954Z207250Y8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KA185确定动载系数KV查阅手册选取动载系数KV110确定齿间载荷分布系数KHA、KFAM/N10/23703601485221DBTFATA则31870122ZKHA4516920YKFA载荷系数KH、KF的确定，由公式可知351VA42315093HAFFB齿面疲劳强度计算1确定许用应力H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H120835应力循环次数N1、N2866663110304570046HIIIHVTTTRN7812156UNV寿命系数ZN1、ZN2，查阅相关手册选取ZN110、ZN2115接触疲劳极限取HLIM1720MPA、HLIM2580MPA安全系数取SH10许用应力H1、H2MPA7201962LIM1HNHHSZ3452LI2HNH2弹性系数ZE查阅机械设计手册可选取PA190EZ3节点区域系数ZH查阅机械设计手册可选取ZH254求所需小齿轮直径D1M34572085194610923211HEDHZUTK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222MM7520416345模数M由中心矩A及初选齿数Z1、Z2得3921Z分度圆直径D1,D26031MZM384122MZD确定尺宽取大齿轮尺宽为B1600636MM小齿轮尺宽取B240MMC齿根抗弯疲劳强度验算1求许用弯曲应力F应力循环次数NF1、NF27262626263110830457046HIIIHFTTTRN77121UNF寿命系数YN1、YN2，查阅相关手册选取YN11、YN21极限应力取FLIM1290MPA、FLIM2220MPA尺寸系数YX查阅机械设计手册选，取YX15安全系数SF参照表913，取SF15需用应力F1、F2由式（920），许用弯曲应力MPA3875129021LIM1SYFXNF292LI2FXF2齿形系数YFA1、YFA2由图919，取YFA1256YFA22153应力修正系数YSA1、YSA2由图920，取YSA1162YSA21824校核齿根抗弯疲劳强度由式（917），齿根弯曲应力1411MPA49MPA6920523602FSAFFMBDTK2122A14625849FSAFY432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260HBS2初选齿数取小齿轮的齿数为28，则大齿轮的齿数为2851403齿数比即为传动比528140I4选择尺宽系数D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D2/3初估小齿轮直径D184MM，则小齿轮的尺宽为BDD12/38456MM齿轮圆周速度为参照手册选精度等级为9级。S/05M160784160N5计算小齿轮转矩T1MN10527961059NP1059T616确定重合度系数Z、Y由公式可知重合度为4102831则由手册中相应公式可知6837414Z0520Y7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KA185确定动载系数KV查阅手册选取动载系数KV10确定齿间载荷分布系数KHA、KFAM/N10/619568402121DBTFATA则36022ZKHA478YFA载荷系数KH、KF的确定，由公式可知2315081VA34732HAFFC齿面疲劳强度计算1确定许用应力H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H120835应力循环次数N1、N276666311035304570226HIIIHVTTTRNN6712153UV寿命系数ZN1、ZN2，查阅相关手册选取ZN1133、ZN2148接触疲劳极限取HLIM1760MPA、HLIM2760MPA安全系数取SH1许用应力H1、H2MPA8103762LIM1HNHHSZ242LI2HNH2弹性系数ZE查阅机械设计手册可选取PA190EZ3节点区域系数ZH查阅机械设计手册可选取ZH254求所需小齿轮直径D1M078124605953/281323211HEDHUTK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252MM210507模数M由中心矩A及初选齿数Z1、Z2得340281Z分度圆直径D1,D231MZM420132MZD确定尺宽取大齿轮尺宽为B1842/356MM小齿轮尺宽取B260MMC齿根抗弯疲劳强度验算1求许用弯曲应力F应力循环次数NF1、NF2726262626311053045706HIIIHFTTTRN6712153UNF寿命系数YN1、YN2，查阅相关手册选取YN11、YN21极限应力取FLIM1290MPA、FLIM2230MPA尺寸系数YX查阅机械设计手册选，取YX15安全系数SF参照表913，取SF15需用应力F1、F2由式（920），许用弯曲应力MPA3875129021LIM1SYFXNF032LI2FXF2齿形系数YFA1、YFA2由图919，取YFA1256YFA22153应力修正系数YSA1、YSA2由图920，取YSA1162YSA21824校核齿根抗弯疲劳强度由式（917），齿根弯曲应力1511MPA3MPA6810268402FSAFFMBDTK21212MPA29761583FSAFFY44轴的校核441一轴的校核轴直径的设计式89M1740261NPC20159333T6D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441。图441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441C表1作用在轴上的力垂直面（FV）水平面（FH）轴承1F212NF4891N齿轮2NBVF367498NFAH轴承3F1476NF31570N带轮40V1056NBH3）求作用在轴上的弯矩如表2，作出弯矩图如图441D、441E表2作用在轴上的弯矩垂直面（MV）水平面（MH）1308NM9FT1VMNMM97101CHFM合成弯矩截面97128M7220534N10498V15NM204367389H合成弯矩截面105M5103482M4）作出转弯矩图如图441F5）作出当量弯矩图如图441G，并确定可能的危险截面、如图441A。并算出危险截面的弯矩如表3。表3截面的弯矩截面1054NMTM22E截面66）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B1025MPA，60MPA。B0B159012607）校核轴径如表4表4验算轴径截面M6210M3BED截面4831BE结论按当量弯矩法校核，轴的强度足够。B轴的刚度计算717141029086523357IPIIPINIPIILTIILTG23I4P1D508I42P36I4P3D1270I4P8693I45PD2I46P5103I47PD682I4P85012164829520834671695270483650739所以轴的刚度足够442二轴的校核轴直径的设计式89M4375160NPC20159333T6D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4422）轴的受力简图如图442A表1作用在轴上的力垂直面（FV）水平面（FH）轴承1F216NF41086N齿轮21459NBVF576NFAH轴承3F1534NF31647N齿轮45V1674NBH3）求作用在轴上的弯矩如表2，作出弯矩图如图442D、442E表2作用在轴上的弯矩垂直面（MV）水平面（MH）1436NM2FT1VMNM10897621CHFMM合成弯矩截面N10235410897643228765VM15NM204367389HM合成弯矩截面10536NM51034824）作出转弯矩图如图442F5）作出当量弯矩图如图442G，并确定可能的危险截面、如图442A。并算出危险截面的弯矩如表3。表3截面的弯矩截面1054NMTM22E截面66）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B1025MPA，60MPA。B0B159012607）校核轴径如表4表4验算轴径截面M6210M3BED截面4831BE结论按当量弯矩法校核，轴的强度足够。B轴的刚度计算717141029086523357IPIIPINIPIILTIILTG2463IP1D89I2P7435I3PD120I4P8693I45PD2I46P5103I47PD682I4P850121648295208346716952704836520739所以轴的刚度足够443三轴的校核轴直径的设计式549M1860NPC20159333T6D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443图443轴的受力弯矩转矩图1）轴的受力简图如图443A2）求作用在轴上的力如表5，并作图如图443C表5作用在轴上的力垂直面（FV）水平面（FH）轴承1F31627NF18362N齿轮2381NBVF867NFAH轴承2F4754NF312619N曲轴0V21848NBH3）计算出弯矩如表6，并作图如图443D、E表6轴上的弯矩垂直面（MV）水平面（MH）M314825N9FP1VMNMM1680479351CHFM合成弯矩截面M640N60722189V5317H合成弯矩截面60315467272M4）作出转弯矩图如图443F5）作出当量弯矩图如图443G，并确定可能的危险截面、和的弯矩如表7表7危险截面的弯矩截面M1640NTM22E截面36）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B1025MPA，60MPAB0B159026017）校核轴径如表8表8校核轴径截面M46910M3BED截面08531BE结论按当量弯矩法校核，轴的强度足够。B轴的刚度计算717141029086523357IPIIPINIPIILTIILTG所以轴的刚度足够045键的校核451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BH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B16MM键高H10MM键长L30MMB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PPKLDT2式中传递的转矩MN轴的直径D键与轮毂的接触高度MM，一般取K2HK键的接触长度MM圆头平键LBLL许用挤压应力PMPA键的工作长度M1425BLL挤压面高度10HK转矩NPT659N091587966许用挤压应力，查表，MPA0P则挤压应力PA60243159626APKLT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Q275MPA60等。46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。561初选轴承型号试选10000K轴承，查GB2811994，查得10000K轴承的性能参数为C14617NCO162850N脂润滑190MIN562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2/YFRS65032815COS670COSYN12470481505339622RF则9028121YRSB计算外加轴向载荷XFC计算轴承的轴向载荷因为21S故轴承1N902811SAF轴承221D当量动载荷计算由式ARPPYFXFF查表得的界限值A42051TGE90152382RF701248RA查表知EFRA9/1故390COS40YXERA71故390422Y则N90590283124211ARPPFYXFF137221ARPPF式中轻度冲击的运转PF由于，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21PF命计算。N032PE计算轴承寿命H450193672110660PHFCNLF极限转速计算由式LIM21NFMAS503467PFC67/21RCTGRCTGRA查得载荷系数51F载荷分布系数802故MINR960MASNIR1计算结果表明，选用的10000K型圆柱孔调心轴承能满足要求。第五章钢筋切断机的摩擦、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。本切断机采用脂润滑，轴承需特别注意润滑保养，喷漆防锈。第六章设计总结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