卧式钢筋切断机的设计

湖南农业大学东方科技学院 全日制普通本科生毕业论文

卧式钢筋切断机的设计

THE DESIGN OF HORIZONTAL REINFORCING STEEL CUTTING

MACHINE

学生姓名：邝 云 翔 学 号：200841914527

年级专业及班级：2008级机械设计制造及其自动化

（5）班

指导老师及职称：向 阳 副教授 学 部：理工学部

湖南·长沙 2012年5月

湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生

毕业论文（设计）诚信声明

本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。

毕业论文（设计）作者签名：

年 月 日

目 录

摘要??????????????????????????????????1 关键词?????????????????????????????????1 1 前言?????????????????????????????????1 2 整体设计思路及方案??????????????????????????4

2.1 设计思路????????????????????????????4 2.2 整体方案确定??????????????????????????4 3 电机选择???????????????????????????????5

3.1 切断钢筋需用力计算???????????????????????5 3.2 功率计算????????????????????????????5 4 传动机构设计?????????????????????????????6

4.1 基本传动数据计算????????????????????????6 4.1.1 分配传动比????????????????????????6 4.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数???????????????6

4.2 带传动设计???????????????????????????7 4.2.1 带型的确定????????????????????????7 4.2.2 带轮基准直径???????????????????????7 4.2.3 带速的确定????????????????????????7 4.2.4 中心矩、带长及包角的确定?????????????????7 4.2.5 确定带的根数???????????????????????8 4.2.6 张紧力??????????????????????????8 4.2.7 作用在轴上的载荷?????????????????????8 4.2.8 带轮结构与尺寸见零件图??????????????????8

4.3 齿轮设计????????????????????????????9 4.3.1 第一级齿轮传动设计????????????????????9 4.3.2 第二级齿轮传动设计??????????? ????????13

4.4 轴的校核???????????????????????????16 4.4.1 一轴的校核???????????????????????16 4.4.2 三轴的校核???????????????????????20 4.5 键的校核???????????????????????????24 4.5.1 键的选择????????????????????????24 4.5.2 验算挤压强度??????????????????????25 4.6 轴承的校核??????????????????????????25 4.6.1 初选轴承型号??????????????????????26 4.6.2 寿命的计算???????????????????????26 5 钢筋切断机的摩擦、磨损和润滑????????????????????28 结束语????????????????????????????????28 参考文献????????????????????????????????29 致谢??????????????????????????????????29

卧式钢筋切断机的设计

作 者：邝云翔 指导老师：向 阳

（湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128）

摘 要：钢筋切断机是钢筋加工必不可少的设备之一，它主要用语房屋建筑、桥梁、隧道、

电站、大型水利等工程中对钢筋的定长切断。本设计为建筑上的卧式钢筋切断机，工作原理是：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。

关键词：切断，建筑，钢筋，齿轮

The Design of Horizontal Reinforcing Steel Cutting Machine

Author:Kuang Yunxiang Tutor:Xiang Yang

(Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128，china)

Abstract:The steel cutting machine is one of the indispensable equipment for steel processing, it is

the main term housing construction, bridges, tunnels, power plants, large-scale water conservancy project on the steel fixed-length cut off. The design for the building on a horizontal steel bar cutting machine, how it works: using the deceleration of the motor through a V-belt drive and two-gear drive, driven by the crankshaft rotation, crankshaft push rod so that the slider and moving blades in the base slide for reciprocating linear movement, with the wrong cut reinforced the activities blades and fixed blades.

Keywords：Cut, construction, steel, gears

1 前言

钢筋切断机是钢筋加工必不可少的设备之一，它主要用语房屋建筑、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[1]。

1

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]。

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，25～27mm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[3]。

4)国内切断机每分钟切断次数少．国内一般为28～31次，国外要高出15～20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、连杆瓦、冲切刀座、转体处用手工加稀油润滑[4]．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。

纵观我国建筑用钢筋切断机的总体水平，与国际上先进产品相比还是比较落后。主要表现在：企业生产规模小，产品的技术含量低，生产效率低下。大部分产品调直速度较低，钢筋的直线度不高，表面划伤较重。

造成这种局面的主要原因在于，我国的建筑用钢筋切断机市场还没有真正形成，还处在地域及价格因素占主导位置的过渡阶段，尚未进入真正的市场竞争阶段。生产企业多而零散，且大都处在一种小而全、小而不全的状态，在这些生产企业中很难形成强大的技术投入在这种条件下，企业之间相互抄袭现象严重，很难找到拥有自主知识产权的产品，尚没有出现可以称得上领军式的企业[5]。

建筑用新Ⅲ级钢筋的推广使用为钢筋切断机的生产企业提供了广阔的发展空间。为此，许多企业投入大量资金，争相开发、研制适合新!级钢筋要求的高速、大直径钢

2

筋切断机。

在传统的调直模式和曲线辊式调直切断机中广泛采用的锤击式切断机构，长期以来一直存在连切的问题，被行业称之为老大难问题。

多少年来，许多生产企业和使用单位为此伤透了脑筋，想尽了各种办法，始终没有彻底解决。随着专利技术“锤击式冲压及切断设备的零连切装置”的开发与应用，不仅彻底解决了锤击式切断机构的连切问题，而且调直度好，长度误差小，受到了新老户、特别是广大钢筋焊网企业的热烈欢迎。仅传统设备改造一项就为开发企业带来一大片市场。

采用剪式切断机构的新型对辊式钢筋切断机的使用，不仅明显地降低了对冷、热轧带肋钢筋表面的伤，也使得钢筋的调直速度由过去的４０－６０m/min， 提高到90-120m/min、150m/min，甚至达到180m/min以上，直线度≤3mm/m，长度误差±2mm，完全可以和国外产品媲美。

复合式（对辊+调直模式）钢筋切断机，不仅保持了传统产品（调直模式）调直度好的特点，同时也使对辊式调直机的优势得到了充分发挥，调直速度由过去的30-50m/min 提高到80m/min。调直钢筋的范围也由φ5-10mm提高到φ14mm，直线度≤4?，定尺精度≤10mm。

在电气控制方面，众多企业纷纷淘汰传统的电气控制技术，竟相采用先进的PLC 式电脑控制，不仅使控制单元得到了简化，整机的运行更加稳定、可靠，维护更加简单，更使我国建筑用钢筋切断机的整体水平跃上一个新的台阶，极大地缩短了与国际上先进产品的差距。

面对空前广阔的钢筋切断机市场，广大生产企业也面临严峻的挑战。多年来，受运输长度等多种因素影响，大型轧钢企业生产的直径小于φ14钢筋都是以盘条形式走向市场。目前已有个别企业看准后续加工（即钢筋的调直与定尺切断）中的可观利润，开始购入单机。一旦这些企业实现并完成对现有生产线的改进，将以往的盘条改为直条走向市场，势必对现有的钢筋切断机市场，特别是对钢筋切断机生产企业形成巨大的冲击。人无远虑，必有近忧，这是一个应该引起广大钢筋切断机生产企业十分重视的大问题。

综上所述，我国经济建设的飞速发展为建筑行业，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

3

品不断地满足广大用户的需求，尽快缩短与国外先进企业的差距，无疑是我国广大钢筋切断机生产企业生存与发展的必由之路[6]。

2 整体设计思路及方案

2.1 设计思路

本设计中的卧式钢筋切断机，由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[7],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。如图1：

1- 电机 2-小带轮 3-大带轮 4-一轴连轴齿轮 5-二轴大齿轮 6-二轴连轴齿轮 7-曲轴大齿轮 8-曲轴 9-连杆 10-活动刀座 11-固定刀座 12-飞轮 13-二轴 14-一轴

图1整体方案示意图

Fig.1 The overall program diagram

2.2 整体方案确定

选择三级减速，先是一级带减速，再两级齿轮减速。首先采用一级带传动，因为它具有缓冲、吸振、运行平稳、噪声小、合过载保护等优点。并安装张紧轮。然后采用两级齿轮减速，因为它可用来传递空间任意两轴间的运动和动力，并具有功率范围大，传动效率高，传动比准确，使用寿命长，工作安全可靠等特点[8]。

动力由电动机输出,通过减速系统传动,把动力输入到执行机构。由于传动系统作 的是回转运动,而钢筋切断机的执行机构需要的直线往复运动,为了实现这种转换,可以采用曲柄滑块机构。

曲柄滑块机构的曲柄的主要结构型式又分为四种：圆盘式，偏心轮式，偏心轴式，

4

曲轴式。通过考虑实际情况，我决定选择曲轴式。同时，在曲轴处安装一飞轮，用于储存惯性能，使切断过程顺利进行。

外壳的选择，我采用全开式，原因有两个方面。一 有利于散热，同时方便在关键部位放润滑油。二 价格便宜，制造简单。

从整体上来说，卧式钢筋切断机占地面积较大，但相对的高度较小。从结构上说，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，有较好的急回特性，推程速度平稳，急回速度较快。

3 电机选择

根据电机的工作环境选择电动机类型，采用卧式安装，防护式电机，绕线型三相异步电动机[9]。

3.1 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???[10]。即切断钢筋的条件为：??Q???? （1）

A查资料可知钢筋的许用剪应力为：????128~142MPa,取最大值142MPa。由于本切断机切断的最大刚筋粗度为：dmax?14mm。

则本机器的最小切断力为：

Q2?dmax????42?dmaxQ?142?42142?3.14?(14)Q?Q?21848

4 取切断机的Q=22000N。

3.2 功率计算

由图可知，刀的速度小于曲轴处的线速度。则切断处的功率P

P?Q?15?2?60：

?20?0.001?690.8W （2）

查表可知在传动过程中[11]，带传动的效率为η= 0.94~0.97； 二级齿轮减速器的效率为η= 0.96~0.99； 滚动轴承的传动效率为η= 0.94~0.98； 连杆传动的效率为η= 0.81~0.88；滑动轴承的效率为??0.98~0.99

5

由以上可知总的传动效率为:

η= 0.94×0.96×0.98×0.81=0.72 由此可知所选电机功率最小应为 P?0.69?2?1.94kw 0.72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Y112M-6，输出功率为2.2kw，输出速度为960 r/min。

4 传动机构设计

4.1 基本传动数据计算

4.1.1 分配传动比

电动机型号为Y，满载转速为960 r/min。

960?64 a) 总传动比 i?15b) 分配传动装置的传动比 i?i0?i1 （3） 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[12]。初步取i0 =2，则减速器的传动比为 i1?c) 分配减速器的各级传动比

按展开式布置，查阅有关标准，取 i11=6.4，则i22=5。（注以下有i1代替i11，i2代替i22） 4.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数

a) 各轴的转速ⅠⅡⅢ Ⅰ 轴 n1?i64??32 i02nm960??480r/min （4） n02n1480??75r/min （5） i16.4n275??15r/min （6） i25 Ⅱ 轴 n2?

Ⅲ 轴 n3?b) 各轴的输入功率

Ⅰ 轴 p1?p?η01?2.2?0.94?2.068kw （7） Ⅱ 轴 p2?p1?η12?2.068?0.97?0.98?1.966kw （8）

6

Ⅲ 轴

p3?p2?η23 ?1.966?0.97?0.98?1.869kw （9）

c) 各轴的输入转矩 电动机输出转矩 Td?9550?2.2?21.89N?m 960 Ⅰ 轴 T1?Td?i0?η01?21.89?2?0.94?41.15N?m （10）

Ⅱ 轴 T2?T1?i1?η12?41.15?6.4?0.97?0.98?250.35N?m （11） Ⅲ 轴 T3?T2?i2?η23 ?250.35?5?0.97?0.98?1189.91N?m （12）

4.2 带传动设计

4.2.1 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。

查表可知 工况系数取 KA=1.5 ，Pc=1.5×2.2=3.3kw。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。 4.2.2 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=2×100=200mm 4.2.3 带速的确定

v?π?d1?n3.14?100?960??5.0m/s （13）

60?100060?10004.2.4 中心矩、带长及包角的确定

由式：

0.7(d1+d2)

0.7(100+200)

初步确定中心矩为 a0=400

根据相关公式初步计算带的基准长度：

7

(d1?d2)2ππ(200?100)2Ld?2a0?（d1?d2）??2?400?(100?200)??1277.25mm24a024?400 查表选取带的长度为1250mm 计算实际中心矩： a?a0?Ld?Ld'1250?1277.25?400??386mm （15） 22取386mm 验算小带轮包角： α?180?d2?d1a?57.3??165.2? 4.2.5 确定带的根数 Z?p?cpΔpk 1?1??a?kl 查表知 p1=0.97

Δp1=0.11 ka=0.965 kl=0.93 则 Z?3.3?0.97?0.11??0.965?0.93?3.40

取Z=4 4.2.6 张紧力

F0?500pcvZ(2.5k?1)?qv2 查表 q=0.10kg/m

F.30?500?35.024?4(2.50.965?1)?0.1?5.0242?133.1N

4.2.7 作用在轴上的载荷

Fαq?2?Z?F0?sin2?2?4?13.31?sin165.22?105.59N 4.2.8 带轮结构与尺寸见零件图

8

（16）

（17） （18）

图2 带轮的结构与尺寸图

Fig.2 The structure and size of the pulley Figure

4.3 齿轮传动设计

4.3.1 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[13]，平均取齿面硬度为260HBS 大齿轮：45钢调制，平均取齿面硬度为260HBS 2) 初选齿数 取小齿轮的齿数为20，则大齿轮的齿数为20×6.4=128 3) 齿数比即为传动比 i?128?6.4 204) 选择尺宽系数ψd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 ψd=0.6

初估小齿轮直径d1=60mm，则小齿轮的尺宽为b=ψd× d1=0.6×60=36mm 5) 齿轮圆周速度为： v?π?d1?n1π?60?480??1.5m/s 参照手册选精度等级为9级。

60?100060?10006) 计算小齿轮转矩T1

9

T1?9.55?106?p2.068 ?9.55?106??4.1?104N?mm （19）

n14807) 确定重合度系数Zε、Yε：由公式可知重合度为

1??1ε?1.88?3.2?????1.695

20128??则由手册中相应公式可知：

Zε?

4?ε4?1.695??0.877 （20 330.75?0.692 （21） εYε?0.25?8) 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KA=1.85 确定动载系数Kv：查阅手册选取动载系数Kv=1.10 确定齿间载荷分布系数KHa、KFa：

KAFt2*KA*T12?1.85?4.1?104 ???70.23N/mm?100N/mm （22）

bb*d160?36则KHa?11 ??1.3 （23）

Zε20.877211 ??1.45 （24）

Y0.692ε KFa?载荷系数KH、KF 的确定，由公式可知

KH?KA?KV?Kβ?KHα?1.85?1.10?1.15?1.3?3.09 （25）

KF?KHKFa1.45（26） ?3.09??3.42 KHa1.3b) 齿面疲劳强度计算 1) 确定许用应力[σH]

① 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：th?5?300?8?12000h ② 应力循环次数 N1、N2

10

?Ti?thiN1?Nv1?60rn1th???T??ti?1?1?h?60?1?480?12000?16.6?0.2?0.76.6?0.5?0.46.6?0.3

36.6???1?108N2?Nv2N11?108???1.56?107 u6.4③ 寿命系数[14] Zn1、Zn2 ，查阅相关手册选取Zn1=1.0、Zn2=1.15 ④ 接触疲劳极限取：σhlim1=720MPa、σhlim2=580MPa

⑤ 安全系数取：Sh=1.0 ⑥ 许用应力 [σh1]、[σh2]

?σσHlimZn2760?1.19h1??S?1?72M0P a h?σ??σHlimZn2h2S?570?1.34?667MPa h1 2) 弹性系数ZE 查阅机械设计手册可选取ZE?190MPa 3) 节点区域系数ZH查阅机械设计手册可选取ZH=2.5 4) 求所需小齿轮直径d1

d2khT1u?21?3ψ?u?1???ZeZhZεdu??σ??h???

?32?3.09?4.1?104??6.4?1??190?2.5?0.1?6.4??877??720??

?55.34mm 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：a?55.34??6.4?1?2?204.75 圆整中心矩取222mm

模数m：由中心矩a及初选齿数Z1 、Z2得： m?2aZ?2?173?3 1?Z223?92分度圆直径d1,d2

d1?mz1?3?20?60mm 11

27） 28）29）

（

（

（

d2?mz2?3?128?384mm

确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=60×0.6=36mm 小齿轮尺宽取 b2=40mm c) 齿根抗弯疲劳强度验算 1) 求许用弯曲应力 [σF] ① 应力循环次数NF1、NF2

36.2N?Ti?thiF1?60rn1th???1??T?i1??t?h

?60?1?480?12000?16.2?0.2?0.76.2?0.5?0.46.2?0.3??8.8?107

NNF18.8?107F2?u'?4?2.2?107

② 寿命系数Yn1、Yn2 ，查阅相关手册选取Yn1=1、Yn2=1 ③ 极限应力取：σ

Flim1=290MPa、σFlim2=220MPa

④ 尺寸系数Yx：查阅机械设计手册选，取Yx=1.5 ⑤ 安全系数SF：参照表9-13，取SF=1.5 ⑥ 需用应力[σF1]

、[σF2] 由式（9-20），许用弯曲应力

?σ2σFlimYN1YxF1??S?2?290?1?11.5MPa?387MP a F ?σ2σFliYmN2YxF2??S?2?22?01?11.5MPa?29M3P a

F2) 齿形系数YFa1、YFa2 由图9-19，取 YFa1=2.56 YFa2=2.15

3) 应力修正系数Ysa1、Ysa2 由图9-20，取 Ysa1=1.62 Ysa2=1.82

4) 校核齿根抗弯疲劳强度 由式（9-17），齿根弯曲应力

σ2KFT1F1?bdYFa1Ysa1Y?1m

?2?3.42?4.1?10460?36?2.5?2.56?1.62?0.692MPa

?149MPa??σF1?12

30）

（

σF2?σF1YFa2Ysa22.15?1.82 ?149??14.06MPa??σF2? （31）

YFa1Ysa12.56?1.624.3.2 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[15]，平均取齿面硬度为260HBS 大齿轮：45钢调制，平均取齿面硬度为260HBS 2) 初选齿数 取小齿轮的齿数为28，则大齿轮的齿数为28×5=140 3) 齿数比即为传动比 i?140?5 284) 选择尺宽系数ψd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 ψd=2/3

初估小齿轮直径d1=84mm，则小齿轮的尺宽为b=ψd× d1=2/3×84=56mm 齿轮圆周速度为：

????d1?n160?1000???84?7560?1000?0.055m/s 参照手册选精度等级为9级。

5) 计算小齿轮转矩T1[16]

T1?9.55?106?p1.966?9.55?106??2.5?105N?mm n1756) 确定重合度系数Zε、Yε：由公式可知重合度为[17]

1??1ε?1.88?3.2?????1.74

?28140?则由手册中相应公式可知：

Zε?

4?ε?34?1.74?0.868 3Yε?0.25?0.75?0.681 ε7) 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KA=1.85 确定动载系数Kv：查阅手册选取动载系数Kv=1.0 确定齿间载荷分布系数[18]KHa、KFa：

13

KAFt2?KA?T12?1.85?2.5?105???196.6N/mm?100N/mm bb?d184?56则KHa?1111 ??1.33K???1.47 FaY0.681Zε20.8642ε载荷系数KH、KF 的确定，由公式可知

KH?KA?KV?K??KHα?1.85?1.0?1.15?1.33?2.83 KF?KHKFa1.47?2.83??3.13 KHa1.33c) 齿面疲劳强度计算 1) 确定许用应力[σH]

①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：th?5?300?8?12000h ②应力循环次数 N1、N2

?Ti?thiN1?Nv1?60rn1th???T??ti?1?1?h?60?1?75?12000?16.6?0.2?0.76.6?0.5?0.46.6?0.3

36.6???1.35?107N2?Nv2N11.35?107???2.7?106

u5③寿命系数 Zn1、Zn2 ，查阅相关手册选取Zn1=1.33、Zn2=1.48 ④接触疲劳极限[19]取：σ⑤安全系数取：Sh=1 ⑥许用应力 [σ ?σh1??h1]、[σh2]

hlim1=760MPa、σhlim2=760MPa

σHlimZn2760?1.33 ??1010.8MPaSh1?760?1.48?1124.8MPa 1

σZ?σh2??Hlimn2Sh2) 弹性系数ZE 查阅机械设计手册可选取ZE?190MPa 3) 节点区域系数ZH查阅机械设计手册可选取ZH=2.5

14

4) 求所需小齿轮直径d1

d1?3?32khT1u?1?ZeZhZε???ψdu?σh???????2

2?2.5?105?2.83??5?1??190?2.5?0.868????2/3?51124.8??2

?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a：a?70.0??5?1??210

2 圆整中心矩取252mm

模数m：由中心矩a及初选齿数Z1 、Z2得： m?2a2?252??3

Z1?Z228?140分度圆直径d1,d2

d1?mz1?3?28?84mm d2?mz2?3?140?420mm

确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=84×2/3=56mm 小齿轮尺宽取 b2=60mm c) 齿根抗弯疲劳强度验算

1) 求许用弯曲应力 [σF] ① 应力循环次数NF1、NF2

?Ti?thiNF1?60rn1th???T??ti?1?1?h?60?1?75?12000?16.2?0.2?0.76.2?0.5?0.46.2?0.336.2??

?1.35?107

NF2NF11.35?107???2.7?106

u'5 ② 寿命系数Yn1、Yn2 ，查阅相关手册选取Yn1=1、Yn2=1 ③ 极限应力取：σ

Flim1=290MPa、σFlim2=230MPa

15

④ 尺寸系数Yx：查阅机械设计手册选，取Yx=1.5 ⑤ 安全系数SF：参照表9-13，取SF=1.5 ⑥ 需用应力[σ ?σF1?? ?σF2??F1]

、[σF2] 由式（9-20），许用弯曲应力

2σFlimYN1Yx2?290?1?1 ?MPa?387MPaSF1.52σFliY2?23?01?1mN2Yx ?MPa?30M7PaSF1.52) 齿形系数YFa1、YFa2 由图9-19，取 YFa1=2.56 YFa2=2.15

3) 应力修正系数Ysa1、Ysa2 由图9-20，取 Ysa1=1.62 Ysa2=1.82

4) 校核齿根抗弯疲劳强度 由式（9-17），齿根弯曲应力

σF1?

2KFT1YFa1Ysa1Y?bd1m2?3.13?2.5?105??2.56?1.62?0.681MPa

84?56?3?313MPa??σF1? σF2?σF1YFa2Ysa22.15?1.82?313?MPa?29M7Pa??σF2?

YFa1Ysa12.56?1.624.4 轴的校核

4.4.1 一轴的校核

轴直径的设计式 d?39.55?106PP2.068?C3?1103?17.89mm （32）

0.2??T?nn480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。

16

17

图3 轴的受力转矩弯矩图

Fig.3 Axis force-torque moment diagram

2) 求作用在轴上的力[21]如表1，作图如图3-c

表1 作用在轴上的力

Table 1 The role of force in the axis

轴承1 齿轮 2 轴承3 带轮4

垂直面（Fv） 水平面（Fh）

F2=12N F4=891N

FBv=1367N F1=476N

FAH?498N F3=1570N

Fv?0 FBH?1056N

3） 求作用在轴上的弯矩如表2，作出弯矩图如图3-d、3-e

18

表2 作用在轴上的弯矩

Table 2 The role of the shaft of the moment

Ⅰ截面

垂直面（Mv） 水平面（Mh）

Mv1?-Ft?109?1308N.mmN.mm MH1??Fc?109?-97119合成弯矩

MⅠ??1308?2??97119?2N.mm?97128N.mm

MHⅡ?891?313MvⅡ?498?204?12?313?105348N.mm

-1367?204?15N.mmⅡ截面

MⅡ?合成弯矩

?105348?2??15?2N.mm?105363N.mm

4）作出转弯矩图如图3-f

5）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

Table 3 Cross-section of the moment

Ⅰ截面 Ⅱ截面

2MeⅠ?MⅠ???T??105431N.mm

22MeⅡ?MⅡ???T??106160N.mm

26）确定许用应力

已知轴材料为45钢调质，查表得?b=650MPa。用插入法查表得

??0b?=102.5MPa，???1b?=60MPa。?????1??60?0.59

??0?102.57）校核轴径如表4

表4 验算轴径

Table 4 Checking shaft diameter

Ⅰ截面

dⅠ?30.1???1b?MeⅠ?26mm?66mm

Ⅱ截面

dⅡ?3MeⅡ?26mm?48mm

0.1???1b?19

结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。 b) 轴的刚度计算

7TiLi57.3nTiLi57.3?27 1657TiLi （33） ????19.2???Gi?1IpiI8.1?104i?1Ipii?1pi0Ip1??d1432?251200 （34）

Ip2??d2432?520888

Ip3??d3432?834362

Ip4??d4432?1271700

Ip5??d5432?1861896

Ip6??d6432?834362

Ip7??d7432?251200

Ip8??d8432?164812

?0?19.2?275340157275995??30?????????25120052088883436212717001861896834362251200164812??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 d?39.55?106PP1.869?C3?1103?54.9mm

0.2??T?nn15轴的刚度计算

a) 按当量弯矩法校核

20

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

21

图4 轴的受力弯矩转矩图

Fig.4 Axis force-moment torque diagram

22

2）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 Table 5 The role of force in the axis

轴承1 齿轮 轴承2 曲轴

垂直面（Fv） 水平面（Fh）

F3=1627N F1=8362N

FBv=2381N F4=754N

FAH?867N F3=12619N

Fv?0 FBH?21848N

3）计算出弯矩如表6，并作图如图4-d、e

表6 轴上的弯矩 Table 6 Axis bending moment

Ⅰ截面

垂直面（Mv） 水平面（Mh）

Mv1?-Fp?193.5?-314824.5N.mm MH1?Fc?193.5?1618047N.mm

合成弯矩

MⅠ??314824.5?2??1618047?2N.mm?1640000N.mm

MHⅡ?3154675.5N.mm

合成弯矩

Ⅱ截面

MvⅡ?189272N.mmMⅡ??189272?2??3154675.5?2N.mm?3160000N.mm

4）作出转弯矩图如图4-f

5）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

Table 7 The moment of the dangerous section

Ⅰ截面 Ⅱ截面

2MeⅠ?MⅠ???T??1640000N.mm

22MeⅡ?MⅡ???T??3160000N.mm

26）确定许用应力

已知轴材料为45钢调质，查表得?b=650MPa。用插入法查表得

23

??0b?=102.5MPa，???1b?=60MPa

?????1??60?0.59 ??0?102.5表8 校核轴径

Table 8 Check shaft diameter

7）校核轴径如表8

Ⅰ截面

dⅠ?Ⅱ截面

30.1???1b?MeⅠ?64.89mm?84mm

dⅡ?3MeⅡ?80.58mm?90mm

0.1???1b?

结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。 8) 轴的刚度计算

7TiLi57.3nTiLi57.3?27 1657TiLi （35） ????19.2???4Gi?1Ipi8.1?10i?1Ipii?1Ipi0?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b×h 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=30mm 4.5.2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

24

或耐磨性的条件计算，即：

静联接 ?p? 式中

T————

2T?[?]p kld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?h

2 l———— 键的接触长度(mm).圆头平键 l?L?b [?]p———— 许用挤压应力(MPa))

键的工作长度 l?L?b?(25?14)mm?11mm

挤压面高度 k?h?10?5mm

22转矩 T?9.55?106p?9.55?106?1.87?1.19?106N?m

15n许用挤压应力，查表， [?]p?60MPa 则 挤压应力

2T2?1.19?106?MPa?43.62MPa?60MPa ?p? （36） ?kl96?5?11 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[22]。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=162850N nmin?1900 (脂润滑) 4.6.2寿命计算

25

a) 计算轴承内部轴向力.

查表得10000K轴承的内部轴向力 Fs?FR/(2Y) Y?0.67cos??0.67?cos15?38'32''?0.65

F2935922R1?9868?0?1050N23F2?441882

R2?115088?1224N70则：

FS1?FR1(2Y)?90788NF S2?FR1(2Y)?90208N b) 计算外加轴向载荷 FX?0 c) 计算轴承的轴向载荷 因为 FS1?FS2 故

轴承1 FA1??FS1?90208N 轴承2 FA1?FS2?90208N d) 当量动载荷计算

由式 FP?fp(XFR?YFa) 查表得： FAFR的界限值 e?1.5tg??0.42

FA1F?90208R105023?0.90

2 FA2?90208FR2122470?0.77

查表知 FA1/FR1?0.90?e 故 X1?0.4Y1?0.4cos??0.39

FA1F?0.77?e

R1 26

37）38） （

（

故 X2?0.4 则：

Y2?0.39

FP1?fp(X1FR1?Y1FA1)

?1.2?(0.4?105023?0.39?90208) ?90500NFP1?fp(X2FR2?Y2FA2)?1.2?(0.4?122470?0.39?9020) 8?1010N03

式中. fp?1.2 (轻度冲击的运转)

由于 FP1?FP2，且轴承1、2采用型号、尺寸相同的轴承，谷只对轴承2进行寿命计算。

FP?FP2?101003N

e) 计算轴承寿命

Lh10106C??()60nFP1061461703??() 60?25101003?5119h?4500h10

f) 极限转速计算

由式 nmas?f1f2nlim （39） CFP?146170?1.5

101003 ??arctgFA1/FR2?arctg0.77?37.6? 查得：载荷系数 f1?0.65 载荷分布系数 f2?0.81 故 nmas?0.65?0.81?1900rmin

?n ?1000rmin 计算结果表明，选用的10000K型调心球轴承能满足要求。

27

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。

28

参考文献

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致 谢

本次毕业设计能顺利完成，首先要感谢向阳老师的耐心指导，他多次询问研究进程，并为我指点迷津，帮助我开拓研究思路，精心点拨、热忱鼓励，这些都是我能顺利完成设计任务重要保证。 通过这次设计，我认识到，无论在学习中还是工作上碰到问题时不要轻易否决自己的想法，不轻言放弃，多动脑筋，往往能柳暗花明。通过设计中问题的出现并很好的解决，能促使自己感受到在以后的工作中考虑问题时要更全面。在以后的学习和生活中，我将会抓住每一个机会，努力提高

29

自己。

最后，对关心、帮助过我的老师和同学表示衷心的感谢，他们严谨细致、一丝不苟的作风一直是我学习的榜样，他们循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪，在这里请接受我诚挚的谢意!

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/qf13.html