1、1 引言鋼筋切斷機是建筑機械的一種，主要用于鋼筋加工上。與其他切斷機設備相比，具有重量輕、耗能少、上作可靠、效率高等特點，因此近年來逐步被建筑上地和小型軋鋼)一般單位廣泛采用，在國民經濟建設中發揮了重要的作用。實現鋼筋切斷機的自動化控制對確保上程質量、提高施上效率、加快工程進度，降低工人勞動強度等具有重要意義。本課題主要研究鋼筋切斷機的設計，使其具有一定的實用性。目前，國內混凝土結構建筑工程廣泛采用各種型號的鋼筋切斷機對鋼筋進行定尺切斷。根據鋼筋切斷機傳動方式的不同將其分為機械式和液壓式兩種，其中機械式鋼筋切斷機是以電機帶動機械裝置產生驅動力，驅動凸輪往復運動從而剪切鋼筋:而液壓式鋼筋切斷機是

2、由液壓系統提供動力，帶動車刀往復運動從而剪切鋼筋 新中國成立初期，建筑工程中鋼筋加上技術非常落后，主要依靠手上或簡單上具，勞動強度大、生產效率低、工程質量很難保證。太原重型機械學院機器)一是國內最早生產鋼筋切斷機的)一家之一。他們于1958年首先引進蘇聯的臥式鋼筋切斷機圖紙，生產了國內第一臺鋼筋切斷機。隨后又于約1985年引進了日本立式切斷機和德國臥式切斷機，并在此基礎上研制開發了gq40, gq50, gq65等一系列開式、封閉式及半封閉式切斷機。該系列的鋼筋切斷機均是采用機械輪剪進行切斷的。此外沈陽建筑上程學院工廠、陜西渭南農業科技股份有限公司、黑虎建筑機械公司等企業也生產過不同類型的機械

3、式鋼筋切斷機。 目前國內的鋼筋加上多以機械輪剪式切斷為主。其工作過程基本為:電動機輸出動力經帶傳動和二級齒輪傳動減速后，帶動曲軸旋轉，曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復自線運動，使動刀片和定刀片相錯而切斷鋼筋。近年來，我國在鋼筋加上技術裝備方面有了長足的進步，但產品的技術水平與國外先進水平相比，尚有以下幾個方面的差距 (1)切斷頻率低 國內鋼筋切斷機每分鐘切斷次數一般28-31次，而國外的鋼筋切斷機每分鐘切斷次數為43 -51次，最高切斷次數甚至可以達到每分鐘61次。 (2)設計合理性較差 國內鋼筋切斷機的刀片采用單螺栓固定，且厚度較薄，而國外切斷機刀片采用雙螺栓固定，因此導致刀片

4、的受力和壽命等綜合性能都較國外有一定差距。國外的鋼筋切斷機在細節上設計更為合理。例如日本立式切斷機的偏心距較國內的大，但是更利于用戶更換刀片，調整剪切角度。 (3)自動化水平不高 國內鋼筋切斷機的控制精度較低，不適合上工一化加工作業。而國外鋼筋切斷機的操作控制技術和計算機、電子技術的應用都處于較高水平，機電液一體化程度較高，可以工廠化生產建筑用各種形式的鋼筋。如奧地利的evg公司的產品通過觸摸顯示屏.ij以自接編輯數據，山程序控制所需箍筋的形狀和數量，能滿足建設工程用各種形式鋼筋。 (4)外觀質量粗糙國內鋼筋切斷機的觀感較差、整機性能不盡如人意。而國外切斷機的外罩采用一次性沖壓成型，油漆經烤漆

5、處理，色澤搭配美觀大方。 從鋼筋切斷機械的發展趨勢看，隨著建筑設計與建筑施上技術的國際化，建筑工程設計與應用鋼筋必將進入商品化供應時代，即根據建筑配筋表采購鋼筋，鋼筋加上山現場加上轉成上)一化生產，商品化供應鋼筋。而鋼筋的上)一化生產就要求鋼筋切斷機必須實現自動控制一一鋼筋自動送料，定尺后自動切斷、落料。 同時國外的產品充分融合液壓技術、機械技術、電子技術等，形成以機械為筋哥、液壓為肌肉、電氣為神經的機電液一體化綜合控制技術，充分發揮各自的優勢，體現綜合最優驅動及控制能力。因此，鋼筋切斷機不但要求實現定長剪切的高精度控制，同時要求其具有相對高的生產效率。所以，如何使鋼筋切斷機的機電液系統有機地

6、高度集成，充分發揮各自優勢，將是今后研究的主要方向。2立式鋼筋切斷機的總體設計2.1 題目的選取本次畢業設計的任務是臥式鋼筋切斷機的設計。要求切斷鋼筋的最大直徑14mm，切斷速度為30次/分。在設計中通過計算和考慮實際情況選則合適的結構及參數，從而達到設計要求，同時盡可能的降低成本，這也是一個綜合運用所學專業知識的過程。畢業設計是對四年大學所學知識的一個總結，也是走上工作崗位前的一次模擬訓練。2.2 鋼筋切斷機的基本結構傳動方案簡述：選擇三級減速，先是一級帶減速，再兩級齒輪減速。首先采用一級帶傳動，因為它具有緩沖、吸振、運行平穩、噪聲小、合過載保護等優點，并安裝張緊輪。然后采用兩級齒輪減速，因

7、為齒輪傳動可用來傳遞空間任意兩軸間的運動和動力，并具有功率范圍大，傳動效率高，傳動比準確，使用壽命長，工作安全可靠等特點。動力由電動機輸出,通過減速系統傳動,把動力輸入到執行機構。由于傳動系統作 的是回轉運動,而鋼筋切斷機的執行機構需要的直線往復運動,為了實現這種轉換,可以采用曲柄滑塊機構,盤行凸輪移動滾子從動件機構,齒輪齒條機構。考慮現實條件我決定采用曲柄滑塊機構作為本機械的執行機構。考慮到工地上的機械需要經常變換地方，則本設計把切斷機的整體尺寸減小，使結構緊湊，所以小齒輪都采用齒輪軸的形式。為了節能和減震，本設計運用了飛輪的優點。為使飛輪的尺寸不致過大，需要把飛輪安裝在高速軸上，但在實際設

8、計中還要考慮安裝飛輪軸的剛性和結構上的可能性等，本設計把飛輪安裝在第二根軸上。其基本結構如圖2.1 圖2.1 結構簡圖3 電機選擇3.1 曲柄滑塊機構的設計曲柄滑塊機構是鉸鏈四桿機構的演化形式之一，它可將主動件的回轉運動轉化成從動的往返運動。為方便運算，本設計過程把曲柄滑塊機構簡化成圖3.1 圖3.1 曲柄滑塊機構簡圖設曲柄長為a，連桿長為b，偏心距為e。由于切斷的鋼筋的最大直徑為14，又不能使轉矩過大，現假設a=20。為使在切斷過程中的力最大，則使偏心距等于曲柄長。即e=20。根據四桿機構存在曲柄的條件a+e40mm當在ab位置時為切斷過程，oa,ob豎直夾角為20度。通過畫圖法可求出連桿長

9、b70mm為保證機構的傳力效果，應限制機構的壓力角的傳動角在某一范圍內。且應使在最小傳動角位置時，剛好處于工作阻力較小的空回行程中。由圖3-1得曲柄要順時針旋轉，才滿足滑塊具有急回特性和最小傳動角在空回行程的要求。3.2切斷鋼筋需用力計算為了保證鋼筋的剪斷，剪應力應超過材料的許應剪應力。即切斷鋼筋的條件為： 查資料可知45號鋼筋的許用應力為：b=300 mpa,。又= b/n，對于塑性材料n=1.22.5.于是=300/1.8=167 mpa 由于本切斷機切斷的最大鋼筋粗度為：mm。對于鋼材，工程上常取=（0.750.8）。則=134 mpa則本機器的最小切斷力為：取切斷機的q=21000n。

10、3.3 功率計算由圖可知，刀的速度小于曲軸處的線速度。則切斷處的功率p：w 查表可知在傳動過程中，帶傳動的效率為= 0.940.97； 二級齒輪減速器的效率為= 0.960.99； 滾動軸承的傳動效率為= 0.940.98； 連桿傳動的效率為= 0.810.88；滑動軸承的效率為由以上可知總的傳動效率為:= 0.980.810.9630.9720.95=0.6277由此可知所選電機功率最小應為 w鋼筋切斷時，當刀切到鋼筋直徑的50%-65%時，鋼筋就會斷。則切斷過程中需要的能量為w由于本方案在第二軸上裝了飛輪，則切斷的能量可以部分由飛輪和帶輪來提供。這樣可以選用較小功率的原動機來拖動，進而達到

11、減少投資及降低能耗的目的。這是因為飛輪有很大的轉動慣量，要使其轉速發生變化，就要較大的能量，當機械出現盈功時，飛輪軸的角速度只作微小的上升，即可將多余的能量吸收儲存起來；而當機械出現虧功時，機械運轉速度減慢，飛輪又可將其儲存的能量釋放，以彌補能量的不足，而其角速度只作小幅度的下降。選擇的飛輪如圖3.2圖3.2 飛輪的尺寸 ga為輪緣的重量，d1，d2，和d分別為輪緣的外徑，內徑和平均直徑。則慣性輪可以儲存的能量為帶輪和大齒輪同樣可以儲存能量，大帶輪和齒輪如圖 3.3 圖3.3 帶輪尺寸 大帶輪可以儲存的能量為飛輪和帶輪儲存的能量可以提供切斷所需要的能量所以我們可以選擇小功率的電機。查手冊并根據

12、電機的工作環境和性質選取電機為：y系列封閉式三相異步電動機，代號為y100l1-4，輸出功率為2.2kw，同步速度為1500r/min，滿載轉速為1430 r/min4. 傳動結構設計4.1 基本傳動數據計算4.1.1 分配傳動比電動機型號為y，額定轉速為1500 r/min。a) 總傳動比 b) 分配傳動裝置的傳動比 上式中i0、i1分別為帶傳動與減速器（兩級齒輪減速）,為了使減速部分的尺寸不致過大,可以選擇大的帶傳動比。則初步取i0 =4，則減速器的傳動比為 c) 分配減速器的各級傳動比對于減速的多級傳動,按照前小后大的原則分配傳動比有利于減輕減速部分的重量。則按展開式布置，取 i11=3

13、，則i22=4.16。初取齒輪傳動的齒數z1=17，z2=51，z1=17，z1=71則實際傳動比 實際總傳動比傳動比誤差傳動比誤差很小，可以選用所選參數。（注以下用i1代替i11，i2代替i22）4.1.2 計算機構各軸的運動及動力參數1) 各軸的轉速 軸 軸 軸 2) 各軸的輸入功率電動機軸功率pr和轉矩tr pr=2.103kw 軸輸入功率p1和轉矩t1 軸輸入功率p2和轉矩t2軸輸入功率p3和轉矩t34.2 帶傳動設計 帶傳動是一種常見的機械傳動形式，它由主、從動帶輪和傳動帶組成。帶傳動的優點為：能緩沖、吸振、且運動平穩、噪聲小，并可通過增減帶長適應不同的中心距要求。最主要的是可以起過

14、載保護的作用。在本設計中選擇v帶作為一級傳動。(1) 由設計可知：v帶傳動的功率為2.2kw，小帶輪的轉速為1500/min，大帶輪的轉速為375r/min。查表可知 工況系數取 ka=1.3 ，pc=1.32.2=2.86kw。根據以上數值及小帶輪的轉速查相應圖表選取a型v帶。(2) 帶輪基準直徑：查閱相關手冊選取小帶輪基準直徑為d1=75mm，則大帶輪基準直徑為d2=475=300mm(3) 驗算帶速vv在2-25m/s之間，滿足帶速要求(4)計算從動帶輪基準直徑d2i=4,取=0.02則d2=(1-)id2=(1-0.02)475=294mm按帶輪基準直徑系列取d2=300mm實際傳動比

15、傳動比誤差一般允許誤差5%，所選大帶輪直徑可用。(5) 中心矩、帶的基準長度的確定。由式 0.55(d1+d2)a02(d1+d2) 可知： 0.55(75+300)a02(75+300) 得 206.25a0750初步確定中心矩為 a0=380mm根據相關公式初步計算帶的基準長度： 查表選取帶的長度為1400mm驗算小帶輪包角： (6) 確定帶的根數： 查表知 p0=0.68 p1=0.17 ka=0.82 kl=0.96 則 取z=5(7) 張緊力 查表 q=0.10kg/m (8) 作用在軸上的載荷： (9) 帶輪結構與尺寸見圖4.1圖4.1 帶輪的結構與尺寸圖4.3 齒輪傳動設計4.3

16、.1 第一級齒輪傳動設計1)選材料、確定初步參數小齒輪：45鋼淬火，平均取齒面硬度為48hrc大齒輪：45鋼淬火，平均取齒面硬度為46hrc齒輪精度選為6級該對齒輪為硬齒面齒輪，先按齒根彎曲疲勞強度設計，再按齒面接觸疲勞強度校核。2) 齒根彎曲疲勞強度設計 小齒輪轉矩t=5.1104nmm取小齒輪的齒數為17，則大齒輪的齒數為173=51由于是硬齒面齒輪，非對稱安裝，則取齒寬系數 d=0.5查相關手冊可以得到下面數據使用系數 ka=1.35動載系數 kv=1.025齒向載荷分布系數 k =1.46齒間載荷分布系數 k=1.2載荷系數k= ka kv kk=1.351.0251.461.2=2.

17、424查相關手冊可以得到下面數據小齒輪齒形系數 yfa1=4.53大齒輪齒形系數 yfa2=3.99小齒輪應力校正系數 ysa1=1.52大齒輪應力校正系數 ysa2=1.715重合度系數y=0.708按公式計算彎曲疲勞許用應力f按應力圖查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力=457.1mp計算彎曲疲勞強度計算的壽命系數yn小齒輪應力循環次數n1=60n1rth=6037530000=6.75108大齒輪應力循環次數n2=60n2rth=6012530000=2.25108查相關手冊，查的尺寸系數yx=1，yst=2彎曲強度用安全系數 sf=1.40比較，應按小齒輪的彎曲疲勞強度進行計算則取標準摸數mn

18、=3中心距為大小齒輪分度圓直徑，校核原假設的系數kv齒輪的速度,查表得kv=1.025，與原取值相同。齒寬,則取大齒輪寬25mm,小齒輪寬30mm3) 齒面接觸疲勞強度校核查表的，彈性系數ze=1，節點區域系數 zh=2.49，重合度系數 z=0.8876接觸疲勞許用應力齒輪1接觸強度極限應力 hlim1=1150.0mp查表的接觸疲勞強度計算的壽命系數zn（允許有點蝕）查表得，工作硬化系數zw=1.00接觸疲勞強度安全系數shmin=1.00將以上各值代入齒輪接觸疲勞校核公式則接觸疲勞強度安全4)第一對齒輪的主要數據如下傳遞功率 p=2.00000 (kw)傳遞轉矩 t=5.1104 (n.

19、mm)齒輪1轉速 n1=375 (r/min)齒輪2轉速 n2=125.00000 (r/min)傳動比 i=3.00000原動機載荷特性 sf=輕微振動工作機載荷特性 wf=輕微振動預定壽命 h=30000 (小時)布置與結構齒輪1布置形式 cons1=對稱布置齒輪2布置形式 cons2=中間軸上兩齒輪（異側嚙合）材料及熱處理齒面嚙合類型 gface=硬齒面齒輪1材料及熱處理 met1=45齒輪1硬度 hrc=48齒輪2材料及熱處理 met2=45齒輪2硬度 hrc2=48齒輪基本參數模數(法面模數) mn=3端面模數 mt=3.00000齒輪1齒數 z1=17齒輪1變位系數 x1=0.00

20、齒輪1齒寬 b1=30 (mm)齒輪1齒寬系數 d1=1.17647齒輪2齒數 z2=51齒輪2變位系數 x2=0.00齒輪2齒寬 b2=25 (mm)齒輪2齒寬系數 d2=0.32680檢查項目參數齒輪1齒距累積公差 fp1=0.02868齒輪1齒圈徑向跳動公差 fr1=0.02500齒輪1公法線長度變動公差 fw1=0.02021齒輪1齒距極限偏差 fpt()1=0.01101齒輪1齒形公差 ff1=0.00859齒輪1一齒切向綜合公差 fi1=0.01176齒輪1一齒徑向綜合公差 fi1=0.01551齒輪1齒向公差 f1=0.01048齒輪1切向綜合公差 fi1=0.03727齒輪1徑

21、向綜合公差 fi1=0.03500齒輪1基節極限偏差 fpb()1=0.01035齒輪1螺旋線波度公差 ff1=0.01176齒輪1軸向齒距極限偏差 fpx()1=0.01048齒輪1齒向公差 fb1=0.01048齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=0.01048齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=0.00524齒輪1齒厚上偏差 eup1=-0.04406齒輪1齒厚下偏差 edn1=-0.17624齒輪2齒距累積公差 fp2=0.04506齒輪2齒圈徑向跳動公差 fr2=0.03232齒輪2公法線長度變動公差 fw2=0.02476齒輪2齒距極限偏差 fpt()2=0.01184齒輪2齒形公

22、差 ff2=0.00939齒輪2一齒切向綜合公差 fi2=0.01274齒輪2一齒徑向綜合公差 fi2=0.01668齒輪2齒向公差 f2=0.00500齒輪2切向綜合公差 fi2=0.05445齒輪2徑向綜合公差 fi2=0.04524齒輪2基節極限偏差 fpb()2=0.01112齒輪2螺旋線波度公差 ff2=0.01274齒輪2軸向齒距極限偏差 fpx()2=0.00500齒輪2齒向公差 fb2=0.00500齒輪2x方向軸向平行度公差 fx2=0.00500齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=0.00250齒輪2齒厚上偏差 eup2=-0.04735齒輪2齒厚下偏差 edn2=-0.1

23、8941中心距極限偏差 fa()=0.016384.3.2 第二級齒輪傳動設計1) 選材料、確定初步參數 小齒輪：45鋼表面淬火，平均取齒面硬度為260hrc大齒輪：45鋼調制，平均取齒面硬度為260hbs初選齒數 取小齒輪的齒數為17，則大齒輪的齒數為71齒數比即為傳動比 2) 選擇尺寬系數d和傳動精度等級情況參照相關手冊并根據以前學過的知識選取 d=0.5初估小齒輪直徑d1=68mm齒輪圓周速度為： 參照手冊選精度等級為7級。3) 計算小齒輪轉矩t14) 確定重合度系數z、y：由公式可知重合度為則由手冊中相應公式可知：5) 確定載荷系數 kh 、kf確定使用系數 ka：查閱手冊選取使用系數

24、為ka=1.35確定動載系數kv：查閱手冊選取動載系數kv=1.0155確定齒間載荷分布系數kha、kfa：則 載荷系數kh、kf 的確定，由公式可知6) 齒面疲勞強度計算 確定許用應力h 總工作時間th，假設該彎曲機的壽命為10年，每年工作250天，每天工作12個小時，則： 應力循環次數 n1、n2壽命系數 zn1、zn2 接觸疲勞極限取：hlim1=1150mpa、hlim2=560mpa安全系數取：sh=1許用應力 h1、h2 彈性系數ze 查閱機械設計手冊可選取節點區域系數zh查閱機械設計手冊可選取zh=2.49求所需小齒輪直徑d1 與初估大小基本相符。7) 確定中心距，模數等幾何參數

25、中心距a： 根據實際情況取a=176mm 模數m：由中心矩a及初選齒數z1 、z2得： 分度圓直徑d1,d2 確定尺寬b取大齒輪尺寬為 b1=680.5=34mm取大齒輪齒寬為40小齒輪尺寬取 b2=45mm8) 齒根抗彎疲勞強度驗算求許用彎曲應力 f 應力循環次數nf1、nf2 壽命系數yn1、yn2 ，查閱相關手冊選取yn1=1、yn2=1 極限應力取：flim1=342.75mpa、flim2=235.5mpa 尺寸系數yx：查閱機械設計手冊選，取yx=1.5 安全系數sf：參照表9-13，取sf=1.5 需用應力f1 、f2 由式（9-20），許用彎曲應力 齒形系數yfa1、yfa2

26、由圖9-19，取 yfa1=2.83 yfa2=2.28應力修正系數ysa1、ysa2 由圖9-20，取 ysa1=1.51 ysa2=1.76校核齒根抗彎疲勞強度 由式（9-17），齒根彎曲應力 9) 齒輪計算的基本數據如下設計參數傳遞功率 p=1.84300 (kw)傳遞轉矩 t=140.79046 (n.m)齒輪1轉速 n1=125 (r/min)齒輪2轉速 n2=30 (r/min)傳動比 i=4.16667原動機載荷特性 sf=輕微振動工作機載荷特性 wf=輕微振動預定壽命 h=30000 (小時)布置與結構齒輪1布置形式 cons1=中間軸上兩齒輪（異側嚙合）齒輪2布置形式 con

27、s2=非對稱布置（軸剛性較大）材料及熱處理齒面嚙合類型 gface=軟硬齒面齒輪1材料及熱處理 met1=45齒輪1硬度 hrc1=48齒輪2材料及熱處理 met2=45齒輪2硬度 hbs2=236齒輪基本參數模數(法面模數) mn=4端面模數 mt=4.00000齒輪1齒數 z1=17齒輪1變位系數 x1=0.00齒輪1齒寬 b1=45 (mm)齒輪1齒寬系數 d1=1.32353齒輪2齒數 z2=71齒輪2變位系數 x2=0.00齒輪2齒寬 b2=40 (mm)齒輪2齒寬系數 d2=0.28169總變位系數 xsum=0.00000標準中心距 a0=176.00000 (mm)實際中心距

28、a=176.00000 (mm)齒數比 u=4.17647端面重合度 =1.66222縱向重合度 =0.00000總重合度 =1.66222齒輪1分度圓直徑 d1=68.00000 (mm)齒輪1齒頂圓直徑 da1=76.00000 (mm)齒輪1齒根圓直徑 df1=58.00000 (mm)齒輪1齒頂高 ha1=4.00000 (mm)齒輪1齒根高 hf1=5.00000 (mm)齒輪1全齒高 h1=9.00000 (mm)齒輪1齒頂壓力角 at1=32.777676 (度)齒輪2分度圓直徑 d2=284.00000 (mm)齒輪2齒頂圓直徑 da2=292.00000 (mm)齒輪2齒根圓

29、直徑 df2=274.00000 (mm)齒輪2齒頂高 ha2=4.00000 (mm)齒輪2齒根高 hf2=5.00000 (mm)齒輪2全齒高 h2=9.00000 (mm)齒輪2齒頂壓力角 at2=23.943286 (度)齒輪1分度圓弦齒厚 sh1=6.27425 (mm)齒輪1分度圓弦齒高 hh1=4.14504 (mm)齒輪1固定弦齒厚 sch1=5.54819 (mm)齒輪1固定弦齒高 hch1=2.99023 (mm)齒輪1公法線跨齒數 k1=2齒輪1公法線長度 wk1=18.66516 (mm)齒輪2分度圓弦齒厚 sh2=6.28267 (mm)齒輪2分度圓弦齒高 hh2=4

30、.03475 (mm)齒輪2固定弦齒厚 sch2=5.54819 (mm)齒輪2固定弦齒高 hch2=2.99023 (mm)齒輪2公法線跨齒數 k2=8齒輪2公法線長度 wk2=92.54151 (mm)檢查項目參數齒輪1齒距累積公差 fp1=0.04569齒輪1齒圈徑向跳動公差 fr1=0.03876齒輪1公法線長度變動公差 fw1=0.02946齒輪1齒距極限偏差 fpt()1=0.01666齒輪1齒形公差 ff1=0.01285齒輪1一齒切向綜合公差 fi1=0.01770齒輪1一齒徑向綜合公差 fi1=0.02358齒輪1齒向公差 f1=0.01469齒輪1切向綜合公差 fi1=0.

31、05854齒輪1徑向綜合公差 fi1=0.05427齒輪1基節極限偏差 fpb()1=0.01565齒輪1螺旋線波度公差 ff1=0.01770齒輪1軸向齒距極限偏差 fpx()1=0.01469齒輪1齒向公差 fb1=0.01469齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=0.01469齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=0.00734齒輪1齒厚上偏差 eup1=-0.06662齒輪1齒厚下偏差 edn1=-0.26649齒輪2齒距累積公差 fp2=0.08398齒輪2齒圈徑向跳動公差 fr2=0.05563齒輪2公法線長度變動公差 fw2=0.03996齒輪2齒距極限偏差 fpt()2=0.01

32、859齒輪2齒形公差 ff2=0.01555齒輪2一齒切向綜合公差 fi2=0.02049齒輪2一齒徑向綜合公差 fi2=0.02627齒輪2齒向公差 f2=0.00630齒輪2切向綜合公差 fi2=0.09953齒輪2徑向綜合公差 fi2=0.07788齒輪2基節極限偏差 fpb()2=0.01747齒輪2螺旋線波度公差 ff2=0.02049齒輪2軸向齒距極限偏差 fpx()2=0.00630齒輪2齒向公差 fb2=0.00630齒輪2x方向軸向平行度公差 fx2=0.00630齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=0.00315齒輪2齒厚上偏差 eup2=-0.07437齒輪2齒厚下偏差

33、edn2=-0.29747中心距極限偏差 fa()=0.031204.4 軸的校核4.4.1 一軸的校核 軸直徑的設計式 設計的軸的最小直徑為20mm軸的強度計算1) 按當量彎矩法校核設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。如圖4.2圖 4.2 軸的受力轉矩彎矩圖 求作用在軸上的力由受力分析求軸承在水平方向對軸的力同理可求出垂直面的力 如表4.1表4.1 作用在軸上的力垂直面（fv）水平面（fh）軸承1=456n=1003n齒輪 2=728n軸承3=272n=1800n帶輪4803n 求作用在軸上的彎矩如表4.2表4.2 作用在軸上的彎矩垂直面（mv）水平面（m

34、h）c截面n.mm合成彎矩b截面合成彎矩 確定可能的危險截面c、b如圖4.2。并算出危險截面的當量彎矩如表4.3。表4.3截面的彎矩c截面b截面確定許用應力已知軸材料為45鋼調質，查表得=650mpa。用插入法查表得=102.5mpa，=60mpa。校核軸徑如表4.4表4.4 驗算軸徑c截面b截面結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。2) 軸扭轉剛度的計算所以扭轉剛度足夠4.4.2 二軸的校核軸直徑的設計式 設計的軸的最小直徑為25mm軸的強度計算1) 按當量彎矩法校核 設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖4.3。圖4.3 軸的受力轉矩彎矩圖 求作用在軸上的力

35、如表4.5表4.5 作用在軸上的力垂直面（fv）水平面（fh）軸承1=630n=1732n齒輪 1=728n齒輪2=1509n軸承3=151n=415n 求作用在軸上的彎矩如表4.6表4.6 作用在軸上的彎矩垂直面（mv）水平面（mh）c截面n.mm合成彎矩d截面合成彎矩作出當量彎矩圖如圖4.3，并確定可能的危險截面、如圖2-a。并算出危險截面的當量彎矩如表4.7。表4.7截面的彎矩截面截面確定許用應力已知軸材料為45鋼調質，查表得=650mpa。用插入法查表得=102.5mpa，=60mpa。校核軸徑如表4.8表4.8 驗算軸徑截面截面結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。4.4.3 三軸的

36、校核軸直徑的設計公式 軸的剛度計算1) 按當量彎矩法校核設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖4.4圖4.4 軸的受力彎矩轉矩圖 求作用在軸上的力如表4.9表4.9 作用在軸上的力垂直面（fv）水平面（fh）軸承1齒輪 =1233n軸承2曲軸21000n計算出彎矩如表4.10表4.10 軸上的彎矩垂直面（mv）水平面（mh）c截面n.mm合成彎矩d截面合成彎矩作出當量彎矩圖如圖4.4，并確定可能的危險截面c、d的彎矩如表4.11表4.11危險截面的彎矩c截面d截面確定許用應力已知軸材料為45鋼調質，查表得=650mpa。用插入法查表得=102.5mpa，=60m

37、pa校核軸徑如表4.12表4.12 校核軸徑c截面d截面結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。2) 軸的剛度計算所以軸的剛度足夠4.5 鍵的校核1) 鍵的選擇 鍵的類型應根據鍵聯接的結構使用要求和工作狀況來選擇。選擇時應考慮傳遞轉拒的大小，聯接的對中性要求，是否要求軸向固定，聯接于軸上的零件是否需要沿軸滑動及滑動距離長短，以及鍵在軸上的位置等。鍵的主要尺寸為其橫截面尺寸(鍵寬b 鍵高h)與長度l。鍵的橫截面尺寸bh 依軸的直徑d由標準中選取。鍵的長度l一般可按輪轂的長度選定，即鍵長略短于輪轂長度，并應符合標準規定的長度系列。故根據以上所提出的以及該機工作時的要求，故齒輪的傳動應用b型普通平鍵。

38、由于最后的大齒輪傳遞的轉矩最大，則只對其上的鍵進行校核由設計手冊查得：鍵寬 b=16mm 鍵高 h=10mm 鍵長 l=30mm2) 驗算擠壓強度.平鍵聯接的失效形式有：對普通平鍵聯接而言，其失效形式為鍵，軸，輪轂三者中較弱的工作表面被壓潰。工程設計中，假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，可按平均擠壓應力進行擠壓強度或耐磨性的條件計算，即：靜聯接 式中 傳遞的轉矩 軸的直徑 鍵與輪轂的接觸高度(mm)，一般取 鍵的接觸長度(mm).圓頭平鍵 許用擠壓應力) 鍵的工作長度 擠壓面高度 轉矩 許用擠壓應力，查表， 則 擠壓應力 所以 此鍵是安全的。附：鍵的材料：因為壓潰和磨損是鍵聯接的主要失效形式，所以

39、鍵的材料要求有足夠的硬度。國家標準規定，鍵用抗拉強度不低于的鋼制造，如 45鋼 q275 等。4.6 軸承的校核 滾動軸承是又專業工廠生產的標準件。滾動軸承的類型、尺寸和公差等級均已制訂有國家標準，在機械設計中只需根據工作條件選擇合適的軸承類型、尺寸和公差等級等，并進行軸承的組合結構設計。4.6.1第一對軸承的校核1) 初選軸承型號 試選6206軸承，查gb281-1994，查得6206軸承的性能參數為： c=19500n co=11500n (脂潤滑)2) 壽命計算 由于則計算后一個軸承的壽命 3) 當量動載荷計算 由式 式中. (輕度沖擊的運轉)4) 計算軸承壽命 軸承代號：6207 軸承

40、參數： 軸承內徑：35 軸承外徑：72 軸承寬度：17額定動載荷：19800額定靜載荷：13500 極限轉速：11000 潤滑方式：脂潤滑工作參數：徑向載荷：1843軸向載荷：0使用壽命：12000工作轉速：125接 觸 角：0載荷系數：1.5計算結果：當量動載荷：2764.50當量靜載荷：2764.50 計算壽命：489884.6.3 第三對軸承校核1) 初選軸承型號試選n210e軸承，查gb281-1994，查得n210e軸承的性能參數為： c=60800n co=41800n (脂潤滑)2)壽命計算 由于則計算后一個軸承的壽命 3) 當量動載荷計算 由式 式中. (輕度沖擊的運轉)4)

41、計算軸承壽命 軸承代號：n210e 軸承參數： 軸承內徑：50 軸承外徑：90 軸承寬度：20額定動載荷：60800額定靜載荷：41800 極限轉速：7500 潤滑方式：脂潤滑工作參數：徑向載荷：12823軸向載荷：0使用壽命：12000工作轉速：30接 觸 角：0載荷系數：1.5計算結果：當量動載荷：19234.50當量靜載荷：19234.50計算壽命：175475 張緊輪部件設計 5.1安裝張緊輪的原因帶傳動需在一定的初拉力下才能工作，因而帶初始安裝時必須張緊。由于帶工作一段時間后會發生松弛現象，造成初拉力減小，傳動能力降低，此時需重新張緊。帶的張緊裝置分為定期張緊裝置和自動張緊裝置兩類。

42、由傳動關系及實際情況，中心距不可調，采用定期張緊輪裝置。定期張緊結構簡單，成本低，但需要定期張緊，且張緊力不易控制。5.2安裝張緊輪的必要性由于皮帶傳動是靠皮帶與帶輪之間的摩擦力來傳遞動力的。由實際傳動可知在整個帶包角范圍內，由松邊到緊邊的摩擦力數值不同，呈線性變化；且不一定在整個弧段內存在。而且除緊邊和松邊拉力外，包角中的動弧角是決定帶輪驅動能力的一個重要參數。同時適當的張緊力是保證帶傳動正常工作的重要因素。張緊力過小，帶傳動的工作能力得不到充分發揮，傳遞載荷的能力降低，效率低，從而使三角帶磨損嚴重；張緊力過大，因發熱和磨損加劇而縮短皮帶的使用壽命，并且使皮帶輪中的軸和軸承上的載荷增大，軸承

43、發熱和磨損，使機構不能工作。5.3 張緊輪位置的布置張緊輪的位置首先要保證帶輪具有足夠大的傳動包角，從而增大三角帶與帶輪的接觸面積，獲得最大摩擦力。由于v帶的摩擦力比平帶大，則張緊輪的安裝不需要考慮傳動包角的大小。反而包角過大會使帶的彎曲應力過大，縮短帶的壽命。其次，在運轉過程中，皮帶的速度是變化的，因而皮帶也會發生拉伸變化，因此應使張緊輪處于三角帶的松邊側，通過調整張緊輪的上下位置，從而對皮帶輪形成靜態張緊力，使三角皮帶正常工作。另外，帶傳動中，預緊力是通過在三角帶與帶輪的切邊中點處加一垂直與帶邊的載荷g（由張緊力提供），使其產生規定的拱度來控制的。綜上所述，張緊輪應該布置在v帶的內側，并盡

44、量遠離主動帶輪。6 安裝、調試和使用6.1 安裝調試(1) 齒輪的安裝：以保證兩齒輪正確嚙合為原則 ,嚙合線應為齒長的60%以上,齒側間隙達到1.5-2.5毫米,然后,將齒輪和螺母鎖緊。若鎖緊后齒側間隙不符合要求,則增減軸承座上的調整墊片,直到間隙符合為止。 (2) 皮帶輪的安裝：裝上皮帶輪和止退墊片,用鎖緊螺母鎖定皮帶輪,安上三角皮帶。調整皮帶張緊度,用拇指按下皮帶,其下垂度在1.5厘米左右,說明皮帶張緊度符合要求。否則需調整皮帶張緊輪,調整好后用鎖緊螺母鎖定張緊皮帶輪。最后,安裝上皮帶輪安全護罩。 (3) 工作部件的安裝：將刀片安裝在刀座上,用開螺釘固定好。安裝后轉動曲軸,動刀座能來回滑動

45、,無卡滯和碰撞現象。6.2使用技術 (1) 作業前要仔細檢查各連接部件是否可靠,各緊固件有無松動,轉動部位是否靈活,若有松動或轉動困難,要及時排除,潤滑部位要按說明書要求加注潤滑油。 (2) 逐個檢查刀片、連桿等質量及安裝是否正確,發現曲柄變形和刀片損壞,應及時修理或更換。 (3) 啟動電機,檢查動刀座是否靈活可靠,然后試著切斷要求的最大直徑的鋼筋，看是否工作平穩，有無大的震動和噪音。 (4) 待機具空運轉正常后,使其達到額定轉速,低速試驗作業,若發現問題,要及時停機排除。待機具運轉平穩,作業質量符合要求后,方可正式投入作業。 (5) 作業中要及時清除鐵屑,不準拆除傳動帶防護罩。清除鐵屑或排除

46、故障,必須停機進行。 (6) 機具作業時,嚴禁帶負荷轉彎或倒退,機具運轉時,嚴禁人員靠近刀具,以防拋出的鐵屑傷人。 (7) 經常檢查作業質量及皮帶張緊度,以免刀片損壞或曲軸轉速降低而影響切斷的質量。 (8) 作業時若有異常響聲,應立即停車檢查,排除故障后,方可繼續作業。7 鋼筋切斷機的摩擦與保養摩擦是不可避免的自然現象，摩擦得結果造成機器的能量損耗、效率降低、溫度升高、出現噪聲、性能下降的問題。摩擦必然會造成磨損，在實際應用中有許多零件都 因磨損過渡而報廢。潤滑則是改善摩擦、減緩磨損的有效方法。切斷機中的摩擦主要是軸承的摩擦，而磨損包括滑動摩擦和滾動摩擦。軸承就是滾動摩擦，其摩擦力較小損耗也較

47、小。摩擦得結果勢必會造成磨損，而影響磨損的因素也有很多，主要有載荷大小、材料匹配、潤滑狀況、工作溫度等。為減少磨損需要從這些方面入手，采取各種有效方法，減少磨損。減少磨損的主要方法有：1.潤滑。2.注意選擇材料，按照基本磨損形式正確選擇材料是提高機械和零件耐磨性的關鍵之一。3.提高加工精度和表面質量也可以減少磨損。4.合理的結構設計，正確合理的結構設計是減少磨損和提高耐磨性的有效途徑。5.正確使用和維護。正確的保養方法如下1.使用前要檢查機具連接、緊固情況,以及工作部件的技術狀況。2.各運轉部位要按規定要求加注潤滑油。3.每兩班檢查一次刀的狀況，必要時換刀。4.作業后及時清除刀片護罩內壁和側板內