钢筋切断机设计

1、分类号 TG68 单位代码 密 级 公开 学 号 XXX学校学生毕业设计（论文）题 目钢筋切断机设计作 者XXX院 (系)能源工程学院专 业机械设计制造及其自动化指导教师XX答辩日期年 5 月 27 日毕业设计（论文）诚信责任书本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文），是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果。毕业设计（论文）中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经公开发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人毕业设计（论文）与资料若有不实，愿

2、意承担一切相关的法律责任。 论文作者签名: 年 月 日摘 要本次设计的卧式钢筋切断机，其工作原理为：采用电动机经一级三角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。依据电机工作环境选择电机类型，采用卧式安装，防护式电机，鼠笼式三相异步电动机。传动方案的简述：选择三级减速，首先是一级带减速，其次两级齿轮减速。期初选用一级带传动，由于它具备缓冲、吸振、运转平稳、噪声小、和过载保护等益处。继而选用两级齿轮减速，由于齿轮传动可以用来传递空间任意两轴之间的运动及动力，并且具备功率范围较大，传动效率较高，传动比精确，

3、使用的寿命长，工作安全性可靠等优点。动能由电动机输出,经过减速系统的传动,把动能输入到执行机构。因为传动系统做的是回转运动,可是钢筋切断机的执行机构做的是直线往复运动,为了实现这种改变,本设计选用曲柄滑块机构作为执行机构。关键词：切断，钢筋，齿轮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目录第1章 引言81.1 概述81.2 题目的选取81.3 钢筋切断机的工作原理8第2章 电机选择102.1 切断钢筋需用力计算102.2 曲柄滑块机构设计及剪刃行程102.2.1 去柄滑块机构设计102.2.2 剪刃行程112.3 功率计算12第3章 传动结构及飞轮设计133.1 基本传动数据计算133.1.1 分配传动比133.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数133.2 带传动设计143

9、.2.1 确定计算功率143.2.2 带型的确定143.2.3 带轮基准直径143.2.4 验算带速143.2.5 确定V带基准长度和中心距143.2.6 验算小带轮包角153.2.7 确定V带的根数153.2.8 确定V带张紧力153.2.9 确定轴上的载荷（压轴力）153.2.10 主要设计结果163.3 高速级齿轮传动设计173.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数173.3.2 按齿面接触强度设计173.3.3 按齿根弯曲强度设计203.3.4 齿轮几何尺寸213.3.5 结构设计及绘制齿轮零件图213.4 低速级齿轮传动设计223.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数22

10、3.4.2 按齿面接触强度设计223.4.3 按齿根弯曲强度设计243.4.4齿轮几何尺寸253.4.5结构设计及绘制齿轮零件图263.5飞轮的设计273.6 轴的设计与校核283.6.1 一轴的设计与校核283.6.2 二轴的设计与校核323.6.3 三轴的设计与校核353.7 键的强度校核383.7.1 键的选择383.7.2 校核键连接强度.393.8 轴承的校核403.8.1 求两轴承的轴向力403.8.2 计算当量动载荷403.8.3 验算轴承寿命40第4章 定长切断机构的设计与选择424.1 滚珠丝杠的工作原理424.2 滚珠丝杠特点424.3 滚珠丝杠副的安装方式42第5章 润滑

11、与密封445.1 传动件的润滑445.2 滚动轴承的润滑44第6章 结论45参考文献46致 谢47 第1章 引言1.1 概述钢筋加工不可缺少的设备之一是钢筋切断机，主要用于房屋建设、桥梁、地道、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装备比较，具备重量轻、耗能少、工作可靠、效率高等特点，所以近年来渐渐被机械加工和小型轧钢厂等普遍选用，在经济建设的各个领域发挥了重要的作用。国内外钢筋切断机的比较：因为切断机技术含量低、易仿造、利润不高等缘故，于是厂家几十年来几乎维持现状，成长不快，与国外同业比较具体有如下几方面差异。世界经济建设的急剧发展为建筑行业，尤其是为建筑机械的发展供给

12、了一个开阔的发展空间，为很多生产企业提供一个展示自己的舞台。面临竞争越来越激烈的我国建筑机械市场，增强企业的经营管理，加强科技投入，注重新技术、产品的研究开发，提高产品质量和产品售后服务水准，积极地、主动地走向市场，让企业的产品尽量满足用户的需求，尽快缩小与国外先进企业的差距，这是我国钢筋切断机生产企业生存与发展的必经之路。1.2 题目的选取这次毕业设计的题目是卧式钢筋切断机设计。要求钢筋切断机切断钢筋的最大直径为14mm，切断速度为15次/min。在本次设计中经过计算和思考实际情况选择适合的机构及设计参数，从而达到本次设计要求。1.3 钢筋切断机的工作原理切断机的工作原理：电动机经一级三角带

13、传动以及二级齿轮传动减速后,带动曲轴进行旋转,曲轴推动连杆让滑块和动刀片在机座的滑道中作往复的直线运动,使活动刀片及固定刀片相错从而切断钢筋。图1-1 钢筋切断机原理图第2章 电机选择传动方案的简述：选择三级减速，首先是一级带减速，其次两级齿轮减速。期初选用一级带传动，由于它具备缓冲、吸振、运转平稳、噪声小、和过载保护等益处。继而选用两级齿轮减速，由于齿轮传动可以用来传递空间任意两轴之间的运动及动力，并且具备功率范围较大，传动效率较高，传动比精确，使用的寿命长，工作安全性可靠等优点。动能由电动机输出,经过减速系统的传动,把动能输入到执行机构。因为传动系统做的是回转运动,可是钢筋切断机的执行机构

14、做的是直线往复运动,为了实现这种改变,不妨选用曲柄滑块机构。2.1 切断钢筋需用力计算为了确保钢筋的剪断，剪应力必须超过所选材料的许应剪应力。所以切断筋的条件是： 本切断机针对切断钢筋为常用45钢，其屈服强度b=300MPa。剪切过程实际上是金属塑性变形过程，对于塑性材料：n=1.22.5 ，取n=2.0则许用应力:=bn=300/2.0=150MPa关于钢材，常取=（0.750.8）=120MPa因为切断钢筋最大的直径是14mm，横截面积A=(d2)/4，于是切断机需要的切断力为QA=120153.86=18463.2N取切断机的剪断力Q=19000N2.2 曲柄滑块机构设计及剪刃行程2.2

15、.1 去柄滑块机构设计 铰链四杆机构的演变方式之一为曲柄滑块机构，它可以让主动件的回轮运动转变成从动的往返运动。本设计曲柄滑块机构简化如下图。 曲柄滑块机构简图假设曲柄长度为A，连杆长度为B，偏心距的距离为E。因切断钢筋最大直径为14mm，不能使转矩过大，故设A=20，为使切断过程中力最大，则使E=A=20，根据四杆机构的曲柄构成条件A+E40mm。当在AB位置时为切断过程，通过计算求出连杆长度B70mm。2.2.2 剪刃行程由于行程过小，翘头的工件通过不了，行程过大，曲柄式剪切机会使曲柄也相应增大，使切断机的工作扭矩及驱动功率也增大，对应的结构尺寸也将增大。剪刃机构简图如上依据生产的经验，剪

16、刃行程取H=20mm。于是曲轴的偏心距是20mm。2.3 功率计算因为切断刀速率与曲轴处的线速度不一定相同，于是用曲轴处的线速度进行计算，然则计算的结果偏于安全。则切断处的功率P：PQ15260200.001=596.6w 查表可得在传动过程当中，带传动效率是= 0.96；齿轮传动效率是= 0.97； 滚动轴承传动效率是= 0.99； 连杆传动效率是= 0.81。由以上可算得总传动效率为:=0.960.9920.9720.81=0.703因此可选电动机功率最小应为P=1.657KW查阅手册并且按照电机的工作环境及性质选择电机为：Y系列封闭式三相异步电动机，电动机代号是Y112M-6，输出的功率

17、是2.2KW，满载转速是960转/分钟。第3章 传动结构及飞轮设计3.1 基本传动数据计算3.1.1 分配传动比电动机型号为Y系列，满载转速为960转/分钟。(1) 总传动比i=96015 =64(2) 分配传动装置的传动比 上式中i0、i1分别是带传动与减速器的传动比，在分配传动比时，让齿轮的传动比圆整从而获取圆整齿数。初步取i0=2，则i1=64/2=32。(3) 分配减速器的各级传动比按照展开式布置，查寻有关资料，取 i12=6.4，则i34=5(以下有i1取代 i12，i2取代i34)3.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数 各轴的转速 轴n1=nmn0=9602=480r/min 轴

18、n2=n1i1=4806,4=75r/min 轴n3=n2i2=755=15r/min 各轴的输入功率 轴P1=P01=2.20.94=2.068KW 轴P2=P1011=2.0680.990.98=1.966KW 轴P3=P223=1.9660.970.99=1.869KW 各轴的输入转矩电动机输出转矩 Td=9550P0nm=95502.2/960=21.89N.m轴 T1=9550p1n1=95502.068/480=41.14Nm轴 T2=9550P2n2=95501,966/75=250.35 Nm轴 T3=9550P3n3=95501.869/15=1189.93 Nm3.2 带传

19、动设计已知条件：电动机功率P0=2.2KW，小带轮的转速为960r/min，大带轮的转速为480 r/min。3.2.1 确定计算功率查表8-6可知 工况系数取 KA=1.5 ，Pc=1.52.2=3.3kw。3.2.2 带型的确定由设计可知：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。由以上数据及小带轮的转速查图选A型V带。3.2.3 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=2100=200mm，选定d2=200mm。3.2.4 验算带速v=d1n601000=3.14100960/601000=5

20、.0 m/s因为速度在2m/sv30m/s之间，所以带速合适，满足带速要求。3.2.5 确定V带基准长度和中心距由0.7（d1+ d2）2(d1+ d2)则210600，初选=400mm由相关公式计算得V带基准长度Ld=2a0+2d1+ d2+d1d224a0=2400+2100+200+200-10024400=1277.25mm查表得：Ld =1250mm由教材式8-23得实际中心距a=a0+Ld-Ld、2=400+（1250-1277,25）/2=386mm3.2.6 验算小带轮包角验算小带轮包角：=180-d2-d1a57.3=165.23.2.7 确定V带的根数根数的计算公式为 由资

21、料中表查得P0=0.97 P0=0.11KW，KL=0.93K=0.965则Z3.30,97+0.110.9650.93=3.40取Z=43.2.8 确定V带张紧力 查表得：A型V带单位长度质量是：q=0.1Kg/mF0=500Pczv2.5k-1+qv2=5003.35.042.50.965-1+0.152=133.1N3.2.9 确定轴上的载荷（压轴力）压轴力最小值为：Fi=2ZF0sin2=24133.1sin165.22=105.9N3.2.10 主要设计结果（1)小带轮结构设计采用实心式，由表查得电动机轴径D0=28e=150.3mm f=10-1+2mm轮毂宽：L带轮=1.52D0

22、=4256mm最终宽度结合安装带轮的轴段确定。轮缘宽B带轮=Z-1e+2f=65mm（2)大带轮结构设计：结构形式选用孔板式，轮缘宽与小带轮轮缘宽度一样。初算大带轮的孔径为：根据公式。初选输入轴的材料为调质处理的45钢，取，于是输入端轴的最小直径为dmin1103P1n1=17.90mm取，即大带轮孔径带轮结构图如下：图3-1带轮的结构与尺寸图3.3 高速级齿轮传动设计3.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 按传动原理图，选用直齿圆柱齿轮传动。(2) 切断机是日常工作机械，转速不高，故采用8级精度。(3) 由课本表10-1可得，选取小齿轮的材料为调质45钢，硬度为236HBW；大

23、齿轮材料是调质正火45钢，硬度为190HBW。二种材料硬度差是46HBW。(4) 选定小齿轮齿数为Z1=20，由齿数比即为传动比i1=6.4大齿轮齿数为Z2=Z1i1=206.4=128。3.3.2 按齿面接触强度设计由课本公式算即(1) 确定公式内各计算数值1) 试选螺旋角=12，载荷系数2）小齿轮传递的转矩T1=41000Nmm。3）由教材表10-7选取齿宽系数d=1.1。4）由教材表10-6可知材料的弹性影响ZE=190MPa。5）由资料得：小齿轮接触疲劳强度极限为Hlim1=580MPa；大齿轮接触疲劳强度极限为Hlim2=390MPa。6）由教材式6-13计算应力循环次数总工作时间L

24、h，设切断机工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作8小时，Lh=103008=24000h。则小齿轮，大齿轮应力循环次数分别为：N1=60n1jLh=60480124000=6.91108N2=N1i1=6.191086.4=1.081087)由教材图10-19取接触疲劳寿命系数，Zn1=1.0 ，Zn2=1.15， 8）计算接触疲劳许用应力失效几率为1%，安全系数为SH=1.0，由资料得H1=Zn1Hlim1SH=1.05801=580MPa H2=Zn2Hlim2SH=1.153901=445MPa(2) 计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小值=2.3231.3.16.416.4

25、=46.47mm2）计算模数mn=d1cosZ1=2.3圆整mn=2.53）计算中心距a1=mnZ1+Z22cos=189.1mm圆整中心距a1=190mm4）计算齿宽与齿高之比b/h。b=d1d=46.471.1=51.117mm齿高 h=2.25mn=2.252.5=5.625mmbh=51.1175.625=9.0875）计算载荷系数。根据速率，v=d1n1601000=1.5m/s8级精度，由图10-8得；直齿轮，；由课本表10-2查得使用系数；由课本查得8级精度、小齿轮的相对支承非对称布置KH=1.11 由bh=9.087，KH=1.11查资料得，所以载荷系数K=KAKVKHaKH=

26、11.131.111.2=1.505136）按照实际载荷系数校正得到的分度圆直径，由课本查得：d1=d1t3KKt=47.6mm对d1t进行修正，即d147.6mm，d1=mnZ1cos=51.12 d2=mnZ2cos=327.15mm圆整分度圆直径d1=60mm，d2=328mm。确定齿宽：取大齿轮齿宽为b2=d1d=601.1=66mm；小齿轮齿宽为b1=b2+510=75mm3.3.3 按齿根弯曲强度设计由齿根弯曲疲劳强度条件求F=2KT1bmnd1YFYSYYF（1）确定公式内的各计算数值1）齿宽b=b2=66mm2）齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 ZV1=Z1/(cos

27、 )3 =21.4 ZV2=Z2/(cos )3=136.75通过图查的YF1=2.75, YF2=2.22,YS1=1.59, YS2=1.81;重合度系数为Y=0.71，螺旋角系数为Y=0.873)计算弯曲疲劳许用应力。取材料弯曲疲劳安全系数为SF=1.25，由公式得F=YNFlimSF根据资料查得：大，小齿轮弯曲疲劳极限应力Flim1=215MPa，Flim2=170MPa，工作寿命系数YN1=YN2=1，故F1=YN1Flim1SF=172MPaF2=YN2Flim2SF=136MPa4）计算载荷系数K。F1=2KT1bmnd1YF1YS1YY=21.5126032.611.50.71

28、0.87=25.32MPaF1F2=F1YF2YS2YF1YS1=24.52MPaF2所以满足齿根弯曲疲劳强度。3.3.4 齿轮几何尺寸高速级齿轮传动各数据表小齿轮大齿轮齿数ZZ1=20Z1=128传动比i1=6.4中心距a1=190mm模数mn=2.5分度圆直径d1=60mmd2=328mm齿宽b1=75mmb2=66mm齿顶圆直径da1=66mmda2=334mm齿根圆直径df1=52.5mmdf2=320.5mm3.3.5 结构设计及绘制齿轮零件图齿轮的结构形式图如下图3-2：图3-2 高速级齿轮传动大齿轮结构图3.4 低速级齿轮传动设计3.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1

29、) 由传动原理图可知，传动采用直齿圆柱齿轮传动。(2) 切断机为日常工作机械，转速不高，所以采用8级精度。(3)查阅资料可知，小齿轮材料选用调质45钢，硬度是236HBS；大齿轮材料选用正火45钢，硬度是190HBS。两种材料硬度差是46HBS。(4) 选定小齿轮齿数为Z3=28，则大齿轮齿数Z4=Z3i2=285=1403.4.2 按齿面接触强度设计由课本公式计算得 (1) 确定公式内各计算数值1) 试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩T2=250.35Nm3）由教材表10-7选取齿宽系数。4）由教材表10-6可知材料的弹性影响。初选螺旋角=11。5）由资料查得：小齿轮接触疲劳强度极限为Hl

30、im3=580MPa；大齿轮接触疲劳强度极限为Hlim4=390MPa。6）由教材式6-13计算应力循环次数 N3=60n2jLh=6075124000=1.08108 N4=N3i2=1.081085=2.161077)由教材图10-19取接触疲劳寿命系数，Zn3=1.14 ，Zn4=1.28）计算接触疲劳许用应力失效概率1%，安全系数为SH=1，由课本公式得：H3=Zn3Hlim3SH=1.145801=661.2MPaH4=Zn4Hlim4SH=1.23901=480MPa(2) 计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小值=2.3231.3.1515189.94802=82.04mm2）

31、计算圆周速度vv=d3tn2601000=0.322m/s3）计算模数mn=d3cosZ3=2.8圆整模数mn=34）计算中心距。a2=mnZ3+Z42cos=257.63mm圆整中心距a2=260mm5）计算载荷系数。根据V=0.322m/s，8级精度，查阅资料得=1.05；直齿轮，；由教材表10-2查得使用系数；由课本用查得8级精度，小齿轮的相对支承非对称布置取=1.426查得=1.35，故载荷系数6）按照实际载荷系数校正得到分度圆直径，由公式得d3=d3t3KKt=84.2mm对d3t进行修正，即d384.2mm，d3=mnZ3cos=85.88mm d4=mnZ4cos=429.38m

32、m圆整分度圆直径d3=89mm，d4=430mm。确定齿宽：取大齿轮齿宽为b4=d3d=601.1=98mm；小齿轮齿宽为b3=b4+510=105mm3.4.3 按齿根弯曲强度设计查阅资料得弯曲强度的设计公式为F=2KT2bmnd3YFYSYY由齿根弯曲疲劳强度条件求F=2KT2bmnd3YFYSYYF（1）确定公式内的各计算数值1）齿宽b=b4=98mm2）齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 ZV3=Z3/(cos )3 =29.6 ZV4=Z4/(cos )3=147.99通过图查的YF3=2.65, YF4=2.25,YS3=1.59, YS4=1.79;重合度系数Y=0.70

33、1，螺旋角系数Y=0.923)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数为SF=1.25，由公式得F=YNFlimSF资料查得大，小齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为Flim3=215MPa，Flim4=170MPa，工作寿命系数YN3=YN4=1，故F3=YN3Flim3SF=172MPaF4=YN4Flim4SF=136MPa4）计算载荷系数K。F3=2KT2bmnd3YF1YS1YY=21.5123892.611.590.7010.92=133MPaF3F4=F3YF4YS4YF3YS3=131.6MPadmin=21.15mm。一轴的结构设计如图3-5所示。图3-5 切断机输入轴装配草图图3-

34、6b 输入轴计算简图图3-6c 水平面弯矩图图3-6d 垂直面弯矩图图3-6e 合成弯矩图图3-6f 转矩图（3）按弯扭合成应力校核轴的强度1）绘出轴的计算简图，轴的计算简图如图3-6b所示。2）作用在轴上的力如下表3-1，作图如图3-6c表3-1水平面（FH）垂直面（Fv）轴承1FH1=896.38NFv1=477.8N齿轮1Fr1=1225.8NFt1=1832.4N轴承2FH2=-1164.04NFv2=1354.6N3）求作用在轴上的弯矩如表3-2，作出弯矩图如图3-6d、3-6e，3-6f。表3-2水平面MH(Nmm)垂直面MV(Nmm)A-A截面MAH=-70887.4MAV=-8

35、1942.7MAH,=-56961.4MAV,=0合成弯矩MA=.6MA,=99795.8B-B截面MBH=89645.3MBV=0合成弯矩MB=.34）作出转弯矩图如图3-6gT1=41140Nmm（4）校核轴的强度受到弯矩作用的轴会发生弯曲变形，而且受到转矩作用时就会发生扭转变形。因此轴的强度是否满足要求就会影响它能否正常工作。抗弯截面系数：W=d3332=6280mm3；抗扭截面系数WT=d3316=12560mm3弯曲应力为：b=MBW=1.75MPa扭剪应力为：=T1WT=3.28MPa根据弯扭合成强度校核计算，取折合系数为=0.6，则当量应力为e=b2+42=17.9MPa查资料得

36、45钢调质处理抗拉轻度极限B=650MPa，轴的许用弯曲应力-1b=60MPa,e-1b所以轴的强度足够。3.6.2 二轴的设计与校核（1）选择轴的材料轴大都要转动，于是其应力一般为对称循环。轴的失效形式主要有：疲劳断裂，过载断裂，弹性变形过大等。轴上一般要安装带轮毂零件，于是很多数轴作成阶梯轴，因此切削加工量很大。由上述可知，要求轴材料的综合机械性能良好。 故二轴选用45钢调质在本次设计中，其硬度为230HBS。（2）轴的结构设计二轴的结构设计如图3-7所示：图3-7 二轴结构形式图（3）按弯扭合成应力校核轴的强度1）绘出轴的计算简图轴的计算简图如图3-8b所示图3-8b 作用在轴上的力图3

37、-8c 水平面弯矩图图3-8d 垂直面弯矩图 图3-8e合成转矩图 图3-8f 转矩图2）作用在轴上的力如下表3-3，作图如图3-8c 表3-3水平面（FH）垂直面（Fv）轴承1FH1=-1547.4NFv1=3971.6N齿轮3Fr3=1911.9NFt3=5176.8N齿轮2Fr2=688.4NFt2=1832.4N轴承2FH2=323.9NFv2=3037.4 N3）求作用在轴上的弯矩如表3-4，作出弯矩图如图3-8d、3-8e，3-8f。表3-4水平面MH(Nmm)垂直面MV(Nmm)A-A截面MAH=-.7MAV=MAH,=-76678.2MAV,=0合成弯矩MA=.3MA,=.7B

38、-B截面MBH=89645.3MBV=.8MBH=19466.4合成弯矩MB=.3MB=.74）作出转弯矩图如图3-6gT2=Nmm7)校核轴的强度通过计算弯矩可知，计算弯矩最大处为A截面，A处的计算应力：轴受弯矩作用会产生弯曲变形，受转矩作用会产生扭转变形。轴的强度不够就会影响轴的正常工作。抗弯截面系数：W=d3332-btd2-t22d.80mm3；抗扭截面系数WT=d3316-btd2-t22d2=25641.1mm3弯曲应力为：a=MAW=27.0MPa扭剪应力为：=T2WT=9.0MPa按弯扭合成强度进行校核计算，取折合系数=0.6，则当量应力为e=（a2+42）=28.2MPa查资

39、料得45钢调质处理抗拉轻度极限B=650MPa，轴的许用弯曲应力-1b=60MPa,e-1b所以轴的强度足够。，故切断机二轴是安全的。3.6.3 三轴的设计与校核（1）选择轴的材料轴大都要转动，于是其应力一般为对称循环。轴的失效形式主要有：疲劳断裂，过载断裂，弹性变形过大等。轴上一般要安装带轮毂零件，于是很多数轴作成阶梯轴，因此切削加工量很大。由上述可知，要求轴材料的综合机械性能良好。 故三轴选用45钢调质在本次设计中，其硬度为230HBS。（2）轴的结构设计三轴的结构设计如图3-9所示：图3-9 三轴结构形式图（3）按弯扭合成应力校核轴的强度1）绘出轴的计算简图轴的计算简图如图3-9b所示图

40、3-9a 三轴的计算简图图3-9b 作用在轴上的力图3-9c 水平面弯矩图图3-9d 垂直面弯矩图图3-9e 合成弯矩图图3-9f 计算转矩图2）作用在轴上的力如下表3-5，作图如图3-9c 表3-5水平面（FH）垂直面（Fv）轴承1FH1=933.96NFv1=2923.4N齿轮4Fr4=1911.9NFt4=5176.8N曲轴FH=21000NFv=0N轴承2FH2=977.9NFv2=2553.4 N3）求作用在轴上的弯矩如表3-6，作出弯矩图如图3-9d、3-9e，3-9f。表3-6水平面MH(Nmm)垂直面MV(Nmm)MAH=68365.9MAV=.6MAH,=92900.5MAV

41、,=0合成弯矩MA=.3MA,=.54）作出转弯矩图如图3-9gT3=Nmm（4）校核轴的强度受到弯矩作用的轴会发生弯曲变形，而且受到转矩作用时就会发生扭转变形。因此轴的强度是否满足要求就会影响它能否正常工作。抗弯截面系数：W=d5332-btd5-t22d2=32928mm3；抗扭截面系数WT=d5316-btd5-t22d2=69553mm3弯曲应力为：b=MA,W=7.1MPa扭剪应力为：=T3WT=1.7MPa通过弯扭合成强度校核计算，取折合系数为=0.6，则当量应力为e=（b2+42）=7.4MPa查资料得45钢调质处理抗拉轻度极限B=650MPa，轴的许用弯曲应力-1b=60MPa

42、,e-1b所以轴的强度足够。，故切断机三轴是安全的。3.7 键的强度校核3.7.1 键的选择 根据键联接的结构使用要求及工作状况来选择键的类型。选取时考虑传递转拒大小、联接中性要求、是否要求轴向固定等。键的主要尺寸键宽b、 键高h与长度L。键的横截面尺寸根据轴的直径从标准中选取。键的长度按照轮毂的长度来选定，因此键长应略少于轮毂的长度，而且符合标准规定。按照以上提出的本机的工作要求，所以选取A型普通平键。I轴上安装带轮处采用键845 GB/T 1096-1990。II轴上齿轮3，齿轮2选择键16100 GB/T 1096-199及键1663 GB/T 1096-1990。III轴上安装飞轮处及

43、齿轮4处的键分别为键1670 GB/T 1096-1990 ，键2090 GB/T 1096-1990。3.7.2 校核键连接强度.普通平键联接失效形式有：键、轴、轮毂中工作表面较弱处被压溃。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)，圆头平键长度 许用挤压应力1) I轴上的键连接强度校核；带轮处键连接的挤压应力为2) P= (4T1)/d1hl =4745-8=21.19MPa选用键、轴和齿轮材料都是45钢，由资料可知P=125150MPaPP 连接强度足够3) II轴上的键连接强度校核:齿轮2处键连接的挤压应力为P= (4T2)/d4hl =

44、41063-16=40.97MPa选用键、轴和齿轮材料都是45钢，由资料可知P=125150MPaPP 连接强度足够因为齿轮3键大于齿轮2的键长度，因此齿轮3强度也足够。4) III轴上键的连接强度校核：飞轮处键连接的挤压应力为P1= (4T3)/d1hl =41070=12.36MPa齿轮4处键连接的挤压应力为P2= (4T3)/d5hl =41290=6.12MPa选用键、轴和齿轮材料都是45钢，由资料可知P=125150MPaP1e，故X=0.44，Y=1.35，则轴承1的当量动载荷为：P1=XR1+YRA1=2103.1N由FA2C0=0.026，查表得e=0.4，因FA2R2=0.4

45、=e，故X=1，Y =0，则轴承2当量动载荷为：P2=XR2+YRA2=1649.6N3.8.3 验算轴承寿命由上计算结果知P1P2。fT=1，fP=1.2故按照轴承1验算受力大小，其寿命为：Lh1=（10660n1）fTCfPP13=hLh故所选轴承满足寿命要求。第4章 定长切断机构的设计与选择根据设计要求，钢筋切断机要完成对钢筋的定长切断。本设计选择滚珠丝杠作为定长切断机构。4.1 滚珠丝杠的工作原理1) 滚珠丝杠是用来将旋转运动转化为直线运动；或将直线运动转化为旋转运动的执行元件，并具有传动效率高，定位准确等2) 当滚珠丝杠作为主动体时，螺母就会随丝杆的转动角度按照对应规格的导程转化成直

46、线运动，被动工件可以通过螺母座和螺母连接，从而实现对应的直线运动。4.2 滚珠丝杠特点滚珠丝杠由螺杆、螺母和滚珠组成。它的主要功能是将旋转运动转换成线性运动，或将扭矩转换成轴向反覆作用力，同时兼具高精度、可逆性和高效率的特点。4.3 滚珠丝杠副的安装方式滚珠丝杠副作为关键的滚动传动元件，被广泛应用于各种需要定位或传动的机构中，对机构的性能举足轻重。在实际应用中，滚珠丝杠副的安装方式 的选择，同样会影响整个机构的工作效果，根据具体应用情况的不同，滚珠丝杠副的安装可以有多种不同的方式。本设计选择“固定游动”型：稳定性系数K2=2的安装方式。“固定游动”型适用于中转速、高精度的场合。该形式一端由一对轴承约束轴向和径向自由度，另一端由单个轴承约束径向自由度，负荷由一对轴承副承担，游动的 单个轴承能防止悬臂挠度，并消化由热变形产生的应力。“固定游动”型有时也被片面地叫做“双推支承”。此形式结构较简单，效果良好，应用广泛。安装图如下：（5）选择滚珠丝杠副得规格代号型号：FFZD（注：FFZ表示循环模式和预紧方式，D是双螺母。）公称直径：40，导程：5螺纹长度600，丝杠长度1040P类3级精度所选规格型号：FFZD4005-3-P3/9401040。第5章 润滑与密封5.1 传动件的润滑钢