2604130359 1 引言
1．1 概述
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。
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，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。
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．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。
1．2 题目的选取
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。
在设计中通过计算和考虑实际情况选则合适的结构及参数，从而达到设计要求，同时尽可能的降低成本，这也是一个综合运用所学专业知识的过程。。毕业设计是对四年大学所学知识的一个总结，也是走上工作岗位前的一次模拟训练。
1．3 钢筋切断机的工作原理
工作原理：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。
2 电机选择
传动方案简述：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，因为齿轮传动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。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, 盘行凸轮移动滚子从动件机构, 齿轮齿条机构。考虑现实条件我决定采用曲柄滑块机构作为本机械的执行机构 。
2.1切断钢筋需用力计算
τ=Q ≤[τ]
为了保证钢筋的剪断，剪应力应超过材料的许应剪应力[τ]。即切断钢筋的条件为：
查资料可知钢筋的许用剪应力为：[τ]=128~142MPa, 取最大值142MPa 。由于本切断机切断的最大刚筋粗度为：d max =14mm 。
则本机器的最小切断力为：
Q
2d max
>[τ]2πd max
Q >142⨯
2
142⨯3. 14⨯(14) Q >Q >21848
取切断机的Q=22000N。
2.2 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
⨯20⨯0. 001=690. 8W
：
查表可知在传动过程中，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η=0. 98~0. 99
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Y 112M -6，输出功率为2.2kw ，输出速度为960 r/min。
3. 传动结构设计
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 ，满载转速为960 r/min。 a) 总传动比 i =
960
=64 15
b) 分配传动装置的传动比 i =i 0⨯i 1
上式中i 0、i 1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i 0 =2，则减速器的传动比为 i 1=
i 64
==32 i 02
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 i 11=6.4，则i 22=5。（注以下有i 1代替i 11，i 2代替i 22） 3.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数
a) 各轴的转速ⅠⅡⅢ Ⅰ 轴 n 1=
n m 960==480r /min n 02n 1480==75r /min i 16. 4n 275==15r /min i 25
Ⅱ 轴 n 2=
Ⅲ 轴 n 3=
b) 各轴的输入功率
Ⅰ 轴 p 1=p ⨯η01=2.2⨯0. 94=2. 068kw Ⅱ 轴 p 2=p 1⨯η12=2. 068⨯0. 97⨯0. 98=1. 966kw Ⅲ 轴
p 3=p 2⨯η
23
=1. 966⨯0. 97⨯0. 98=1. 869kw
c) 各轴的输入转矩 电动机输出转矩 T d =9550⨯
2. 2
=21. 89N ⋅m 960
Ⅰ 轴 T 1=T d ⨯i 0⨯η01=21. 89⨯2⨯0. 94=41. 15N ⋅m
Ⅱ 轴 T 2=T 1⨯i 1⨯η12=41. 15⨯6. 4⨯0. 97⨯0. 98=250. 35N ⋅m Ⅲ 轴 T 3=T 2⨯i 2⨯η
23
=250. 35⨯5⨯0. 97⨯0. 98=1189. 91N ⋅m
3.2 带传动设计
3.2.1 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 K A =1.5 ，P c =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。
3.2.2 带轮基准直径：查阅相关手册选取小带轮基准直径为d 1=100mm，则大带轮基准直径为d 2=2×100=200mm 3.2.3 带速的确定：v =
π⋅d 1⋅n 3. 14⨯100⨯960
==5. 0m /s
60⨯100060⨯1000
3.2.4 中心矩、带长及包角的确定。由式 0.7(d1+d2)
0.7(100+200)
根据相关公式初步计算带的基准长度：
(d 1-d 2) 2ππ(200-100) 2
L d =2a 0+d 1+d 2）+2⨯400+(100+200) +=1277. 25mm
24a 024⨯400
查表选取带的长度为1250mm 计算实际中心矩： a =a 0+
L d -L d ' 1250-1277. 25
=400+=386mm 取386mm 22
验算小带轮包角： α=180-
d 2-d 1
⨯57. 3 =165. 2 a
3.2.5 确定带的根数： Z ≥
p c
查表知 p 1=0.97 Δp 1=0.11 k a =0.965 k l =0.93 则
p 1+Δp 1⋅k a ⋅k l
Z ≥
3. 3
=3. 40 取Z=4
0. 97+0. 11⨯0. 965⨯0. 93
p c 2. 5(-1) +qv 2 查表 q=0.10kg/m vZ k
3.2.6 张紧力 F 0=500
⨯ F 0=500
3. 32. 52
(-1) +0. 1⨯5. 024=133. 1N
5. 024⨯40. 965
3.2.7 作用在轴上的载荷：
α165. 2
. 1⨯s i =105. 59N F q =2⋅Z ⋅F 0⋅s i =2⨯4⨯133
22
3.2.8 带轮结构与尺寸见零件图
图1 带轮的结构与尺寸图
3.3 齿轮传动设计
3.3.1 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，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 20
4) 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d 1=60mm，则小齿轮的尺宽为b=ψd × d 1=0.6×60=36mm 5) 齿轮圆周速度为： v =
π⨯d 1⨯n 1π⨯60⨯480
==1. 5m /s 参照手册选精度等级为9级。
60⨯100060⨯1000
6) 计算小齿轮转矩T 1
T 1=9. 55⨯106⨯
p 2. 068
=9. 55⨯106⨯=4. 1⨯104N ⋅mm n 1480
7) 确定重合度系数Z ε、Y ε：由公式可知重合度为
1⎫⎛1
ε=1. 88-3. 2⨯ +⎪=1. 695
⎝20128⎭
则由手册中相应公式可知：
Z ε=
4-ε4-1. 695
==0. 877 33
0. 75
=0. 692 ε
Y ε=0. 25+
8) 确定载荷系数 K H 、K F
确定使用系数 K A ：查阅手册选取使用系数为K A =1.85 确定动载系数K v ：查阅手册选取动载系数K v =1.10 确定齿间载荷分布系数K Ha 、K Fa ：
本科毕业设计说明书（论文）
第 8 页 共 29 页
K A F t 2*K A *T 12⨯1. 85⨯4. 1⨯104
===70. 23N /mm
1111
==1. 3K ===1. 45 Fa 22
Y 0. 692Z ε0. 877ε
载荷系数K H 、K F 的确定，由公式可知
K H =K A ⋅K V ⋅K β⋅K H α=1. 85⨯1. 10⨯1. 15⨯1. 3=3. 09 K F =K H
K Fa 1. 45
=3. 09⨯=3. 42 K Ha 1. 3
b) 齿面疲劳强度计算 1) 确定许用应力[σH ]
① 总工作时间t h ，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：t h =5⨯300⨯8=12000h ② 应力循环次数 N 1、N 2
⎛T i ⎫t hi
N 1=N v 1=60rn 1t h ∑ T ⎪⎪t
i =1⎝1⎭h
=60⨯1⨯480⨯12000⨯16. 6⨯0. 2+0. 76. 6⨯0. 5+0. 46. 6⨯0. 3
3
6. 6
()
=1⨯108N 2=N v 2
N 11⨯108===1. 56⨯107
u 6. 4
③ 寿命系数 Z n1、Z n2 ，查阅相关手册选取Z n1=1.0、Z n2=1.15 ④ 接触疲劳极限取：σ⑤ 安全系数取：S h =1.0 ⑥ 许用应力 [σ [σh 1]=
h1]、[σh2]
hlim1=720MPa、σhlim2=580MPa
σH lim Z n 2760⨯1. 19
==72M 0P a
S h 1
=
570⨯1. 34
=667MPa 1
σZ [σh 2]=H lim n 2
S h
2) 弹性系数Z E 查阅机械设计手册可选取Z E =MPa 3) 节点区域系数Z H 查阅机械设计手册可选取Z H =2.5
4) 求所需小齿轮直径d 1
d 1≥=2k h T 1u u +1⎛Z e Z h Z ε
⋅⋅ ψd u σh ⎝⎫
⎪⎪⎭
2
2⨯3. 09⨯4. 1⨯104⨯6. 4+1⎛190⨯2. 5⨯0. 877⎫
⨯ ⎪
1⨯6. 4720⎝⎭
=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)=204. 75 圆整中心矩取222mm
2
模数m ：由中心矩a 及初选齿数Z 1 、Z 2得： m =
2a 2⨯173
==3
Z 1+Z 223+92
分度圆直径d 1,d 2
d 1=mz 1=3⨯20=60mm d 2=mz 2=3⨯128=384mm
确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b 1=60×0.6=36mm 小齿轮尺宽取 b 2=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N F1、N F2
⎛T i ⎫t hi
N F 1=60rn 1t h ∑ T ⎪⎪t
i =1⎝1⎭h
=60⨯1⨯480⨯12000⨯16. 2⨯0. 2+0. 76. 2⨯0. 5+0. 46. 2⨯0. 3
3
6. 2
()
=8. 8⨯107
N F 2
N F 18. 8⨯107===2. 2⨯107
u ' 4
② 寿命系数Y n1、Y n2 ，查阅相关手册选取Y n1=1、Y n2=1 ③ 极限应力取：σ
Flim1=290MPa、σFlim2=220MPa
④ 尺寸系数Y x ：查阅机械设计手册选，取Y x =1.5 ⑤ 安全系数S F ：参照表9-13，取S F =1.5
⑥ 需用应力[σ [σF 1]= [σF 2]=
F1]
、[σF2] 由式（9-20），许用弯曲应力
2σF lim Y N 1Y x 2⨯290⨯1⨯1
=MPa =387M P a
S F 1. 52σF l i Y 2⨯22⨯01⨯1m N 2Y x
=M P a =29M 3P a
S F 1. 5
2) 齿形系数Y Fa1、Y Fa2 由图9-19，取 Y Fa1=2.56 Y Fa2=2.15
3) 应力修正系数Y sa1、Y sa2 由图9-20，取 Y sa1=1.62 Y sa2=1.82
4) 校核齿根抗弯疲劳强度 由式（9-17），齿根弯曲应力
σF 1=
2K F T 1
Y Fa 1Y sa 1Y ε
bd 1m
2⨯3. 42⨯4. 1⨯104=⨯2. 56⨯1. 62⨯0. 692MPa
60⨯36⨯2. 5=149M P a
σF 2=σF 1
Y Fa 2Y sa 22. 15⨯1. 82
=149⨯=14. 06M P a
Y Fa 1Y sa 12. 56⨯1. 62
3.3.2 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，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 28
4) 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d 1=84mm，则小齿轮的尺宽为b=ψd × d 1=2/3×84=56mm 齿轮圆周速度为：
ν=
π⨯d 1⨯n 1
60⨯1000
=
π⨯84⨯75
60⨯1000
=0. 055m /s 参照手册选精度等级为9级。
5) 计算小齿轮转矩T 1
T 1=9. 55⨯106⨯
p 1. 966=9. 55⨯106⨯=2. 5⨯105N ⋅mm n 175
6) 确定重合度系数Z ε、Y ε：由公式可知重合度为
1⎫⎛1
ε=1. 88-3. 2⨯ +⎪=1. 74
28140⎝⎭
则由手册中相应公式可知：
Z ε=
4-ε4-1. 74==0. 868 33
0. 75
=0. 681 ε
Y ε=0. 25+
7) 确定载荷系数 K H 、K F
确定使用系数 K A ：查阅手册选取使用系数为K A =1.85 确定动载系数K v ：查阅手册选取动载系数K v =1.0 确定齿间载荷分布系数K Ha 、K Fa ：
K A F t 2⨯K A ⨯T 12⨯1. 85⨯2. 5⨯105
===196. 6N /mm >100N /mm b b ⨯d 184⨯56则K Ha =
1111
==1. 33K ===1. 47 Fa 22
Y 0. 681Z ε0. 864ε
载荷系数K H 、K F 的确定，由公式可知
K H =K A ⋅K V ⋅K β⋅K H α=1. 85⨯1. 0⨯1. 15⨯1. 33=2.83 K F =K H
K Fa 1. 47
=2. 83⨯=3. 13 K Ha 1. 33
c) 齿面疲劳强度计算 1) 确定许用应力[σH ]
①总工作时间t h ，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：t h =5⨯300⨯8=12000h ②应力循环次数 N 1、N 2
⎛T i ⎫t hi
N 1=N v 1=60rn 1t h ∑ T ⎪⎪t
i =1⎝1⎭h
=60⨯1⨯75⨯12000⨯16. 6⨯0. 2+0. 76. 6⨯0. 5+0. 46. 6⨯0. 3
3
6. 6
()
=1. 35⨯107N 2=N v 2
N 11. 35⨯107===2. 7⨯106
u 5
③寿命系数 Z n1、Z n2 ，查阅相关手册选取Z n1=1.33、Z n2=1.48 ④接触疲劳极限取：σ⑤安全系数取：S h =1 ⑥许用应力 [σ [σh 1]=
h1]、[σh2]
hlim1=760MPa、σhlim2=760MPa
σH lim Z n 2760⨯1. 33
==1010. 8M P a
S h 1
σZ
[σh 2]=H lim n 2
S h
=
760⨯1. 48
=1124. 8MPa 1
2) 弹性系数Z E 查阅机械设计手册可选取Z E =MPa 3) 节点区域系数Z H 查阅机械设计手册可选取Z H =2.5 4) 求所需小齿轮直径d 1
d 1≥=2k h T 1u +1⎛Z e Z h Z ε
⋅⋅ ψd u 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 圆整中心矩取252mm
2
模数m ：由中心矩a 及初选齿数Z 1 、Z 2得： m =
2a 2⨯252
==3
Z 1+Z 228+140
分度圆直径d 1,d 2
d 1=mz 1=3⨯28=84mm d 2=mz 2=3⨯140=420mm
确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b 1=84×2/3=56mm 小齿轮尺宽取 b 2=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N F1、N F2
⎛T i ⎫t hi
N F 1=60rn 1t h ∑ T ⎪⎪t
i =1⎝1⎭h
=60⨯1⨯75⨯12000⨯16. 2⨯0. 2+0. 76. 2⨯0. 5+0. 46. 2⨯0. 3
3
6. 2
()
=1. 35⨯107
N F 2
N F 11. 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
④ 尺寸系数Y x ：查阅机械设计手册选，取Y x =1.5 ⑤ 安全系数S F ：参照表9-13，取S F =1.5 ⑥ 需用应力[σ [σF 1]= [σF 2]=
F1]
、[σF2] 由式（9-20），许用弯曲应力
2σF lim Y N 1Y x 2⨯290⨯1⨯1
=MPa =387M P a
S F 1. 52σF l i Y 2⨯23⨯01⨯1m N 2Y x
=M P a =30M 7P a
S F 1. 5
2) 齿形系数Y Fa1、Y Fa2 由图9-19，取 Y Fa1=2.56 Y Fa2=2.15
3) 应力修正系数Y sa1、Y sa2 由图9-20，取 Y sa1=1.62 Y sa2=1.82
4) 校核齿根抗弯疲劳强度 由式（9-17），齿根弯曲应力
σF 1=
2K F T 1
Y Fa 1Y sa 1Y ε
bd 1m
2⨯3. 13⨯2. 5⨯105
=⨯2. 56⨯1. 62⨯0. 68M 1P a
84⨯56⨯3=31M 3P a
σF 2=σF 1
Y Fa 2Y sa 22. 15⨯1. 82
=313⨯M P a =29M 7P a
Y Fa 1Y sa 12. 56⨯1. 62
3.4 轴的校核
3.4.1 一轴的校核
轴直径的设计式 d ≥9. 55⨯106P P 2.068
=C =110=17. 89mm
0. 2τT n n 480
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。
本科毕业设计说明书（论文）
第 15 页 共 29 页
图2 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2-c
本科毕业设计说明书（论文）
表1 作用在轴上的力
第 16 页 共 29 页
3） 求作用在轴上的弯矩如表2，作出弯矩图如图2-d 、2-e
表2 作用在轴上的弯矩
4）作出转弯矩图如图2-f
5）作出当量弯矩图如图2-g ，并确定可能的危险截面Ⅰ、Ⅱ如图2-a 。并算出
危险截面的弯矩如表3。
表3截面的弯矩
6）确定许用应力
已知轴材料为45钢调质，查表得σb =650MPa。用插入法查表得
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[σ0b ]=102.5MPa，[σ-1b ]=60MPa。α=[σ-1]=60=0. 59
σ0102. 5
7）校核轴径如表4
表4 验算轴径
结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。 b) 轴的刚度计算
7
T i L i 57. 3n T i L i 57. 3⨯27 1657T i L i
φ===19. 2∑∑∑4
G i =1I pi 8. 1⨯10i =1I pi i =1I pi 0
I p1=
πd 14
32
=251200
I p2=
πd 24
32
=520888
I p3=
πd 34
32
=834362
I p4=
πd 44
32
=1271700
I p5=
πd 54
32
=1861896
I p6=
πd 64
32
=834362
I p7=
πd 74
32
=251200
I p8=
πd 84
32
=164812
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ϕ0=19. 2
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[**************]⎫⎛30+++++++⎪
⎝[***********][***********][1**********]812⎭
=0. 12
所以轴的刚度足够 3.4.2 三轴的校核
轴直径的设计式 d ≥9. 55⨯106P P =C =110=54.9mm
0. 2τT n n 15
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3-a
图3 轴的受力弯矩转矩图
2）求作用在轴上的力如表5，并作图如图3-c
表5 作用在轴上的力
3）计算出弯矩如表6，并作图如图3-d 、e
表6 轴上的弯矩
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和Ⅲ的弯矩 如表7
表7危险截面的弯矩
6）确定许用应力
已知轴材料为45钢调质，查表得σb =650MPa。用插入法查表得
[σ0b ]=102.5MPa，[σ-1b ]=60MPa
α=
[σ-1]=60=0. 59 σ0102. 5
表8 校核轴径
7）校核轴径如表8
结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。 b) 轴的刚度计算
7
T i L i 57. 3n T i L i 57. 3⨯27 1657T i L i
φ===19. 2∑∑∑G i =1I pi I 8. 1⨯104i =1I pi i =1pi 0
ϕ0=0. 000
3.5 键的校核
3.5.1. 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 b) 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 δp = 式中
T ————
2T
≤[δ]p k l d
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 ≈
l ———— 键的接触长度(mm).圆头平键 l =L -b
[δ]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 ===5mm
转矩 T =9. 55⨯106p
=9. 55⨯106⨯1. =1. 19⨯106N ⋅m
许用挤压应力，查表， [δ]p =60MPa 则 挤压应力
2T 2⨯1. 19⨯106
=MP a =43. 62MPa
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600MPa 的钢制造，如 45钢 Q275 等。
3.6 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。 3.6.1 初选轴承型号
试选10000K 轴承，查GB281-1994，查得10000K 轴承的性能参数为： C=14617N Co=162850N n min =1900 (脂润滑) 3.6.2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 F s =F R /(2Y ) Y =0. 67cos α=0. 67⨯cos 15︒38' 32' ' =0. 65
22
F R 1=9868+935920=1050N 23
2
F R 2=15028+441888=1224N 70
则：
F S 1=F R 1(2Y ) =90788N F S 2=F R 1(2Y ) =90208N
b) 计算外加轴向载荷 F X =0 c) 计算轴承的轴向载荷 因为 F S 1
轴承1 F A 1==F S 1=90208N 轴承2 F A 1=F S 2=90208N d) 当量动载荷计算
由式 F P =f p (XF R +YF a )
查表得： F A F R 的界限值 e =1. 5tg α=0. 42
查表知 F A 1/F R 1=0. 90>e 故 X 1=0. 4
F A 1
R 1
F A 2F R 2
=
90208
=0. 77
122470F A 1F R 2
=
90208
=0. 90
105023
Y 1=0. 4cos α=0. 39
=0. 77>e
故 X 2=0. 4 则：
Y 2=0. 39
F P 1=f p (X 1F R 1+Y 1F A 1)
=1. 2⨯(0. 4⨯105023+0. 39⨯90208) =90500N F P 1=f p (X 2F R 2+Y 2F A 2)
=1. 2⨯(0. 4⨯122470+0. 39⨯9020) 8=1010N 03
式中. f p =1. 2 (轻度冲击的运转)
由于 F P 1
F P =F P 2=101003N
e) 计算轴承寿命
L h 10
106C ε=() 60n F P
1061461703=⨯() 60⨯25101003=5119h >4500h
10
f) 极限转速计算 由式 n m a s =f 1f 2n l i m P
=1460=1. 5
01003
β=arctgF A 1/F R 2=arctg 0. 77=37. 6︒ 查得：载荷系数 f 1=0. 65 载荷分布系数 f 2=0. 81 故 n mas =0. 65⨯0. 81⨯190
i n =1000>n i n
计算结果表明，选用的10000K 型圆柱孔调心轴承能满足要求。
4 钢筋切断机的摩擦、磨损和润滑
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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
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，敬请各位老师给予批评和指正。
通过这次设计，使我的综合考虑问题的能力得到了提高，而且通过综合的运用机械知识，使自己的专业水平得到了很大的进步。够已经能初步的将理论知识运用到实践中去，为以后的工作打下良好的基础。
致谢
毕业设计是大学学习的最后一站，它与以往的课程设计不同。课程设计主要是针对某一门课程或几门课程进行的综合练习，而毕业设计是综合性的，它反映了学生对所学各门专业知识运用能力。
通过毕业设计的锻炼，使我们运用专业知识的能力得到了进一步提高，知识得到了巩固，使我们对设备的整体设计思想有了更进一步的认识，通过对卧式钢筋切断机的设计，我们运用了各门专业课程，再一次夯实了我们的知识。
本次毕业设计实在雒运强老师的悉心指导下完成的，由付其凤老师审核，对此我们表示衷心的感谢。由于我们水平有限，设计中难免有不足，欢迎各位老师指正批评。
参 考 文 献
1 苏翼林主编. 材料力学（第3版）. 天津：天津大学出版社，2001
2 孙桓，陈作模主编. 机械原理（第6版）. 北京：高等教育出版社，2001 3 李继庆，陈作模主编. 机械设计基础. 北京：高等教育出版社，1999 4 梁崇高等著. 平面连杆机构的计算设计. 北京：高等教育出版社，1993 5 刘政昆编著. 间歇运动机构. 大连：大连理工大学出版社，1991 6 伏尔默J 等著. 连杆机构. 石则昌等译. 北京：机械工业出版社，1990
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10 何德誉. 曲柄压力机. 北京：清华大学出版社，1987
11 车仁炜，陆念力 王树春. 一种新型钢筋切断机的设计研究. 机械传动，2004年第2期48-49页
12 高蕊. 钢筋切断机刀片合理侧隙的保证方法. 建筑机械化，1997年第4期37-38页 13 王平，张强，许世辉. 钢筋调直切断机的顶刀与连切[J].建筑机械,1997年第5期47-48页
14 宜亚丽. 钢筋矫直切断机剪切机构研究分析. 机械，2004年第10期14-16页 15 孟进礼，卫青珍. 对钢筋切断机发展的几点看法. 建筑机械化，2000年第2期14-15页
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