卧式钢筋切断机的结构设计

第1章引言

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[]3。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。

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。

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[]2。

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14m m，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。毕业设计是对三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。

图1-1钢筋切断机原理图

第2章电机选择

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、和过载保护等优点，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

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

切断筋的条件为：[]ττ≤=A Q 本切断机针对切断钢筋为牌号H R B 400的普通热轧钢筋，其屈

服强度σb =400M P a 。

剪切过程实际上是金属塑性变形过程，金属在塑性变形中沿晶格滑移，即形成所谓滑移线[]3。东北重型机械学院连家创教授，利

用滑移线理论在考虑了剪刃侧间隙及接触摩擦的基础上，推导出剪切机剪切力计算公式，并进行了实验验证，其计算公式如下

[]3：

冷剪时m ax τ=K ·K u ( 1+s σ)σb

式中s δ——试件断裂时的平均延伸率

b σ——被剪钢件的强度极限

则由上式可得 m ax τ=（0.56~0.62）·1·（1+16%）·400=259.84～287.68M p a 取最大值m ax τ=287.68M p a

由于切断钢筋的最大直径为14m m ，则切断机所需的切断力为 F 切=m a x ·πd 2/4=287.68·π·142/4=44284.90N

2.2 剪刃行程

行程太小，翘头的工件通不过，行程太大，对于曲柄式剪切机会使曲柄增大，从而使剪切机的工作扭矩和驱动功率增大，相应的结构尺寸也将增大[]3。

根据生产经验，剪刃形成可取20m m 。则曲轴的偏心距为20m m 。

2.3 功率计算

由于切断刀的速度与曲轴处的线速度不尽相同，因此使用曲轴处的线速度进行计算可是计算结果偏于安全

[]4。

则切断处的功率P ：

39.1001.02060215Q P =????<πK W 查表可知在传动过程中，带传动的效率为η= 0.96；齿轮传动的效率为η= 0.97；滚动轴承的传动效率为η= 0.99；连杆传动的效率为η= 0.81。

由以上可知总的传动效率为:

η= 0.96·0.992·0.972·0.81=0.703

由此可知所选电机功率最小应为98.1703

.039.1==='ηP P K W 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 100L 1-4，输出功率为 2.2k w ，满载转速为1420 r /m i n 。

第3章传动结构设计

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1420 r /m i n 。

(1) 总传动比67.9415

1420==i (2) 分配传动装置的传动比 10i i i ?=

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，在分配传动比时，为使齿轮的传动比圆整以获得圆整齿数，同时使大带轮的尺寸适当增大以起到类似于飞轮的作用

[]5。因此，初

步取i 0=3.78，则i 1=0i i =94.67/3.78=25。 (3) 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 12=5，则i 34=5。

3.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数

⑴ 各轴的转速ⅠⅡⅢ

Ⅰ 轴37578

.31420001===i n n r /mi n Ⅱ 轴7553751212===

i n n r /mi n Ⅲ 轴255

753423===i n n r /mi n ⑵ 各轴的输入功率

Ⅰ 轴P 1=P ·η0=2.2×0.96=2.112K W

Ⅱ 轴P 2=P 1·η12=2.112×0.99×0.97=2.208K W

Ⅲ 轴P 3=P 2·η23=2.208×0.97×0.99=1.947K W

⑶ 各轴的输入转矩

电动机输出转矩

m 796.141420

2.295500?=?=N T Ⅰ轴m N i T T ?=??=??=692.5396.078.3796.140001η

Ⅱ轴m N i T T ?=???=??=802.25797.099.05692.53121212η

Ⅲ轴m N i T T ?=???=??=836.123797.099.05802.257232323η

3.2 带传动设计

已知条件：电动机功率P 0=2.2K W ，满载转速n 0=1420r /m i n ，初

定传动比i 0=3.78，电动机每天工作16小时。

3.2.1 确定计算功率

查表8-7可知工况系数取 K A =1.3 ，P c =1.3×2.2=2.86k w 。

3.2.2 带型的确定

由设计可知：V 带传动的功率为 2.2k w ，小带轮的转速为1420r /m i n ，大带轮的转速为375r /m i n 。

根据以上数值及小带轮的转速查图8-11选取A 型V 带

[]6。 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d 0=95m m ，则大带轮基准

直径为d 1=3.78×95=359.1m m ，选定d 1=355m m 。

3.2.4 验算带速

s m n d v /06.71000601420

95100600

0=???=???=ππ

因为5m /s

3.2.5 计算实际传动比

794.3)

015.01(95355)1(010=-=-=εd d i 则大带轮实际转速

min /375min /3.374794

.31420001r r i n n ≈===，误差可不予考虑。 3.2.6 确定V 带基准长度和中心距由0.7（0d +1d ）<0a <2(0d +1d )则315<0a <900，初选0a =400mm

由式8-22得V 带基准长度

()()()()mm

a d d d d a L d 11.15494004953553559524002422202

01100=?-+++?=-+++='ππ查表8-2得：mm L d 1400=

由教材式8-23得实际中心距

mm L L a a d d 45.3252

11.1549140040020=-+='-+≈ 中心距变化范围为：304.45mm ～367.45mm 。

3.2.7 验算小带轮包角

验算小带轮包角：

()?>?=??--?=?--?=90223.1343.5745

.325953551803.57d 18001a d α 3.2.8 确定V 带的根数

根数的计算公式为()L

ca K K P P P Z ??+≥α00 由min /14200r n =，mm d 950=查表8-4a 得知p 0=1.07K W []7 由min /14200r n =，794.30=i 查表8-4b 得Δp 0=0.17K W 查表8-5得88.0=αK ，查表8-2得96.0=L K

则()()73.296

.088.017.007.186.200=??+=??+≥L ca K K P P P Z α取Z =3 3.2.9 确定V 带张紧力

由教材表8-3得：A 型V 带单位长度质量