畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）鋼筋切斷機(jī)的設(shè)計(jì)

本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書（論文） 第 46 頁 共 46 頁1 引言鋼筋切斷機(jī)是建筑機(jī)械的一種，主要用于鋼筋加工上。與其他切斷機(jī)設(shè)備相比，具有重量輕、耗能少、上作可靠、效率高等特點(diǎn)，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(jīng)濟(jì)建設(shè)中發(fā)揮了重要的作用。實(shí)現(xiàn)鋼筋切斷機(jī)的自動(dòng)化控制對(duì)確保上程質(zhì)量、提高施上效率、加快工程進(jìn)度，降低工人勞動(dòng)強(qiáng)度等具有重要意義。本課題主要研究鋼筋切斷機(jī)的設(shè)計(jì)，使其具有一定的實(shí)用性。目前，國內(nèi)混凝土結(jié)構(gòu)建筑工程廣泛采用各種型號(hào)的鋼筋切斷機(jī)對(duì)鋼筋進(jìn)行定尺切斷。根據(jù)鋼筋切斷機(jī)傳動(dòng)方式的不同將其分為機(jī)械式和液壓式兩種，其中機(jī)械式鋼筋切斷機(jī)是以電機(jī)帶動(dòng)機(jī)械裝置產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)力，驅(qū)動(dòng)凸輪往復(fù)運(yùn)動(dòng)從而剪切鋼筋:而液壓式鋼筋切斷機(jī)是由液壓系統(tǒng)提供動(dòng)力，帶動(dòng)車刀往復(fù)運(yùn)動(dòng)從而剪切鋼筋 新中國成立初期，建筑工程中鋼筋加上技術(shù)非常落后，主要依靠手上或簡(jiǎn)單上具，勞動(dòng)強(qiáng)度大、生產(chǎn)效率低、工程質(zhì)量很難保證。太原重型機(jī)械學(xué)院機(jī)器)一是國內(nèi)最早生產(chǎn)鋼筋切斷機(jī)的)一家之一。他們于1958年首先引進(jìn)蘇聯(lián)的臥式鋼筋切斷機(jī)圖紙，生產(chǎn)了國內(nèi)第一臺(tái)鋼筋切斷機(jī)。隨后又于約1985年引進(jìn)了日本立式切斷機(jī)和德國臥式切斷機(jī)，并在此基礎(chǔ)上研制開發(fā)了GQ40, GQ50, GQ65等一系列開式、封閉式及半封閉式切斷機(jī)。該系列的鋼筋切斷機(jī)均是采用機(jī)械輪剪進(jìn)行切斷的。此外沈陽建筑上程學(xué)院工廠、陜西渭南農(nóng)業(yè)科技股份有限公司、黑虎建筑機(jī)械公司等企業(yè)也生產(chǎn)過不同類型的機(jī)械式鋼筋切斷機(jī)。 目前國內(nèi)的鋼筋加上多以機(jī)械輪剪式切斷為主。其工作過程基本為:電動(dòng)機(jī)輸出動(dòng)力經(jīng)帶傳動(dòng)和二級(jí)齒輪傳動(dòng)減速后，帶動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)，曲軸推動(dòng)連桿使滑塊和動(dòng)刀片在機(jī)座的滑道中作往復(fù)自線運(yùn)動(dòng)，使動(dòng)刀片和定刀片相錯(cuò)而切斷鋼筋。近年來，我國在鋼筋加上技術(shù)裝備方面有了長足的進(jìn)步，但產(chǎn)品的技術(shù)水平與國外先進(jìn)水平相比，尚有以下幾個(gè)方面的差距 (1)切斷頻率低 國內(nèi)鋼筋切斷機(jī)每分鐘切斷次數(shù)一般28-31次，而國外的鋼筋切斷機(jī)每分鐘切斷次數(shù)為43 -51次，最高切斷次數(shù)甚至可以達(dá)到每分鐘61次。 (2)設(shè)計(jì)合理性較差 國內(nèi)鋼筋切斷機(jī)的刀片采用單螺栓固定，且厚度較薄，而國外切斷機(jī)刀片采用雙螺栓固定，因此導(dǎo)致刀片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(jī)在細(xì)節(jié)上設(shè)計(jì)更為合理。例如日本立式切斷機(jī)的偏心距較國內(nèi)的大，但是更利于用戶更換刀片，調(diào)整剪切角度。 (3)自動(dòng)化水平不高 國內(nèi)鋼筋切斷機(jī)的控制精度較低，不適合上工一化加工作業(yè)。而國外鋼筋切斷機(jī)的操作控制技術(shù)和計(jì)算機(jī)、電子技術(shù)的應(yīng)用都處于較高水平，機(jī)電液一體化程度較高，可以工廠化生產(chǎn)建筑用各種形式的鋼筋。如奧地利的EVG公司的產(chǎn)品通過觸摸顯示屏.IJ以自接編輯數(shù)據(jù)，山程序控制所需箍筋的形狀和數(shù)量，能滿足建設(shè)工程用各種形式鋼筋。 (4)外觀質(zhì)量粗糙國內(nèi)鋼筋切斷機(jī)的觀感較差、整機(jī)性能不盡如人意。而國外切斷機(jī)的外罩采用一次性沖壓成型，油漆經(jīng)烤漆處理，色澤搭配美觀大方。 從鋼筋切斷機(jī)械的發(fā)展趨勢(shì)看，隨著建筑設(shè)計(jì)與建筑施上技術(shù)的國際化，建筑工程設(shè)計(jì)與應(yīng)用鋼筋必將進(jìn)入商品化供應(yīng)時(shí)代，即根據(jù)建筑配筋表采購鋼筋，鋼筋加上山現(xiàn)場(chǎng)加上轉(zhuǎn)成上)一化生產(chǎn)，商品化供應(yīng)鋼筋。而鋼筋的上)一化生產(chǎn)就要求鋼筋切斷機(jī)必須實(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制一一鋼筋自動(dòng)送料，定尺后自動(dòng)切斷、落料。 同時(shí)國外的產(chǎn)品充分融合液壓技術(shù)、機(jī)械技術(shù)、電子技術(shù)等，形成以機(jī)械為筋哥、液壓為肌肉、電氣為神經(jīng)的機(jī)電液一體化綜合控制技術(shù)，充分發(fā)揮各自的優(yōu)勢(shì)，體現(xiàn)綜合最優(yōu)驅(qū)動(dòng)及控制能力。因此，鋼筋切斷機(jī)不但要求實(shí)現(xiàn)定長剪切的高精度控制，同時(shí)要求其具有相對(duì)高的生產(chǎn)效率。所以，如何使鋼筋切斷機(jī)的機(jī)電液系統(tǒng)有機(jī)地高度集成，充分發(fā)揮各自優(yōu)勢(shì)，將是今后研究的主要方向。2立式鋼筋切斷機(jī)的總體設(shè)計(jì)2.1 題目的選取本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的任務(wù)是臥式鋼筋切斷機(jī)的設(shè)計(jì)。要求切斷鋼筋的最大直徑14mm，切斷速度為30次/分。在設(shè)計(jì)中通過計(jì)算和考慮實(shí)際情況選則合適的結(jié)構(gòu)及參數(shù)，從而達(dá)到設(shè)計(jì)要求，同時(shí)盡可能的降低成本，這也是一個(gè)綜合運(yùn)用所學(xué)專業(yè)知識(shí)的過程。畢業(yè)設(shè)計(jì)是對(duì)四年大學(xué)所學(xué)知識(shí)的一個(gè)總結(jié)，也是走上工作崗位前的一次模擬訓(xùn)練。2.2 鋼筋切斷機(jī)的基本結(jié)構(gòu)傳動(dòng)方案簡(jiǎn)述：選擇三級(jí)減速，先是一級(jí)帶減速，再兩級(jí)齒輪減速。首先采用一級(jí)帶傳動(dòng)，因?yàn)樗哂芯彌_、吸振、運(yùn)行平穩(wěn)、噪聲小、合過載保護(hù)等優(yōu)點(diǎn)，并安裝張緊輪。然后采用兩級(jí)齒輪減速，因?yàn)辇X輪傳動(dòng)可用來傳遞空間任意兩軸間的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力，并具有功率范圍大，傳動(dòng)效率高，傳動(dòng)比準(zhǔn)確，使用壽命長，工作安全可靠等特點(diǎn)。動(dòng)力由電動(dòng)機(jī)輸出,通過減速系統(tǒng)傳動(dòng),把動(dòng)力輸入到執(zhí)行機(jī)構(gòu)。由于傳動(dòng)系統(tǒng)作 的是回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),而鋼筋切斷機(jī)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)需要的直線往復(fù)運(yùn)動(dòng),為了實(shí)現(xiàn)這種轉(zhuǎn)換,可以采用曲柄滑塊機(jī)構(gòu),盤行凸輪移動(dòng)滾子從動(dòng)件機(jī)構(gòu),齒輪齒條機(jī)構(gòu)?？紤]現(xiàn)實(shí)條件我決定采用曲柄滑塊機(jī)構(gòu)作為本機(jī)械的執(zhí)行機(jī)構(gòu)。考慮到工地上的機(jī)械需要經(jīng)常變換地方，則本設(shè)計(jì)把切斷機(jī)的整體尺寸減小，使結(jié)構(gòu)緊湊，所以小齒輪都采用齒輪軸的形式。為了節(jié)能和減震，本設(shè)計(jì)運(yùn)用了飛輪的優(yōu)點(diǎn)。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(shí)際設(shè)計(jì)中還要考慮安裝飛輪軸的剛性和結(jié)構(gòu)上的可能性等，本設(shè)計(jì)把飛輪安裝在第二根軸上。其基本結(jié)構(gòu)如圖2.1 圖2.1 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖3 電機(jī)選擇3.1 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)是鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)的演化形式之一，它可將主動(dòng)件的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化成從動(dòng)的往返運(yùn)動(dòng)。為方便運(yùn)算，本設(shè)計(jì)過程把曲柄滑塊機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化成圖3.1 圖3.1 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖設(shè)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(zhuǎn)矩過大，現(xiàn)假設(shè)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(jù)四桿機(jī)構(gòu)存在曲柄的條件a+e<b則 b>40mm當(dāng)在AB位置時(shí)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b>70mm為保證機(jī)構(gòu)的傳力效果，應(yīng)限制機(jī)構(gòu)的壓力角的傳動(dòng)角在某一范圍內(nèi)。且應(yīng)使在最小傳動(dòng)角位置時(shí)，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(shí)針旋轉(zhuǎn)，才滿足滑塊具有急回特性和最小傳動(dòng)角在空回行程的要求。3.2切斷鋼筋需用力計(jì)算為了保證鋼筋的剪斷，剪應(yīng)力應(yīng)超過材料的許應(yīng)剪應(yīng)力。即切斷鋼筋的條件為： 查資料可知45號(hào)鋼筋的許用應(yīng)力為：b=300 MPa,。又= b/n，對(duì)于塑性材料n=1.22.5.于是=300/1.8=167 MPa 由于本切斷機(jī)切斷的最大鋼筋粗度為：mm。對(duì)于鋼材，工程上常取=（0.750.8）。則=134 MPa則本機(jī)器的最小切斷力為：取切斷機(jī)的Q=21000N。3.3 功率計(jì)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(dòng)過程中，帶傳動(dòng)的效率為= 0.940.97； 二級(jí)齒輪減速器的效率為= 0.960.99； 滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率為= 0.940.98； 連桿傳動(dòng)的效率為= 0.810.88；滑動(dòng)軸承的效率為由以上可知總的傳動(dòng)效率為:= 0.980.810.9630.9720.95=0.6277由此可知所選電機(jī)功率最小應(yīng)為 w鋼筋切斷時(shí)，當(dāng)?shù)肚械戒摻钪睆降?0%-65%時(shí)，鋼筋就會(huì)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(dòng)機(jī)來拖動(dòng)，進(jìn)而達(dá)到減少投資及降低能耗的目的。這是因?yàn)轱w輪有很大的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，要使其轉(zhuǎn)速發(fā)生變化，就要較大的能量，當(dāng)機(jī)械出現(xiàn)盈功時(shí)，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(chǔ)存起來；而當(dāng)機(jī)械出現(xiàn)虧功時(shí)，機(jī)械運(yùn)轉(zhuǎn)速度減慢，飛輪又可將其儲(chǔ)存的能量釋放，以彌補(bǔ)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(nèi)徑和平均直徑。則慣性輪可以儲(chǔ)存的能量為帶輪和大齒輪同樣可以儲(chǔ)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(chǔ)存的能量為飛輪和帶輪儲(chǔ)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(jī)。查手冊(cè)并根據(jù)電機(jī)的工作環(huán)境和性質(zhì)選取電機(jī)為：Y系列封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)，代號(hào)為Y100L1-4，輸出功率為2.2kw，同步速度為1500r/min，滿載轉(zhuǎn)速為1430 r/min4. 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)4.1 基本傳動(dòng)數(shù)據(jù)計(jì)算4.1.1 分配傳動(dòng)比電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y，額定轉(zhuǎn)速為1500 r/min。a) 總傳動(dòng)比 b) 分配傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比 上式中i0、i1分別為帶傳動(dòng)與減速器（兩級(jí)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(dòng)比。則初步取i0 =4，則減速器的傳動(dòng)比為 c) 分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比對(duì)于減速的多級(jí)傳動(dòng),按照前小后大的原則分配傳動(dòng)比有利于減輕減速部分的重量。則按展開式布置，取 i11=3，則i22=4.16。初取齒輪傳動(dòng)的齒數(shù)Z1=17，Z2=51，Z1=17，Z1=71則實(shí)際傳動(dòng)比 實(shí)際總傳動(dòng)比傳動(dòng)比誤差傳動(dòng)比誤差很小，可以選用所選參數(shù)。（注以下用i1代替i11，i2代替i22）4.1.2 計(jì)算機(jī)構(gòu)各軸的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)1) 各軸的轉(zhuǎn)速 軸 軸 軸 2) 各軸的輸入功率電動(dòng)機(jī)軸功率Pr和轉(zhuǎn)矩Tr Pr=2.103kw 軸輸入功率P1和轉(zhuǎn)矩T1 軸輸入功率P2和轉(zhuǎn)矩T2軸輸入功率P3和轉(zhuǎn)矩T34.2 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 帶傳動(dòng)是一種常見的機(jī)械傳動(dòng)形式，它由主、從動(dòng)帶輪和傳動(dòng)帶組成。帶傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)為：能緩沖、吸振、且運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、噪聲小，并可通過增減帶長適應(yīng)不同的中心距要求。最主要的是可以起過載保護(hù)的作用。在本設(shè)計(jì)中選擇V帶作為一級(jí)傳動(dòng)。(1) 由設(shè)計(jì)可知：V帶傳動(dòng)的功率為2.2kw，小帶輪的轉(zhuǎn)速為1500/min，大帶輪的轉(zhuǎn)速為375r/min。查表可知 工況系數(shù)取 KA=1.3 ，Pc=1.32.2=2.86kw。根據(jù)以上數(shù)值及小帶輪的轉(zhuǎn)速查相應(yīng)圖表選取A型V帶。(2) 帶輪基準(zhǔn)直徑：查閱相關(guān)手冊(cè)選取小帶輪基準(zhǔn)直徑為d1=75mm，則大帶輪基準(zhǔn)直徑為d2=475=300mm(3) 驗(yàn)算帶速vV在2-25m/s之間，滿足帶速要求(4)計(jì)算從動(dòng)帶輪基準(zhǔn)直徑d2i=4,取=0.02則d2=(1-)id2=(1-0.02)475=294mm按帶輪基準(zhǔn)直徑系列取d2=300mm實(shí)際傳動(dòng)比傳動(dòng)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(zhǔn)長度的確定。由式 0.55(d1+d2)<a0<2(d1+d2) 可知： 0.55(75+300)<a0<2(75+300) 得 206.25a0750初步確定中心矩為 a0=380mm根據(jù)相關(guān)公式初步計(jì)算帶的基準(zhǔn)長度： 查表選取帶的長度為1400mm驗(yàn)算小帶輪包角： (6) 確定帶的根數(shù)： 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(jié)構(gòu)與尺寸見圖4.1圖4.1 帶輪的結(jié)構(gòu)與尺寸圖4.3 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)4.3.1 第一級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1)選材料、確定初步參數(shù)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(jí)該對(duì)齒輪為硬齒面齒輪，先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核。2) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 小齒輪轉(zhuǎn)矩T=5.1104Nmm取小齒輪的齒數(shù)為17，則大齒輪的齒數(shù)為173=51由于是硬齒面齒輪，非對(duì)稱安裝，則取齒寬系數(shù) d=0.5查相關(guān)手冊(cè)可以得到下面數(shù)據(jù)使用系數(shù) KA=1.35動(dòng)載系數(shù) Kv=1.025齒向載荷分布系數(shù) K =1.46齒間載荷分布系數(shù) K=1.2載荷系數(shù)K= KA Kv KK=1.351.0251.461.2=2.424查相關(guān)手冊(cè)可以得到下面數(shù)據(jù)小齒輪齒形系數(shù) YFa1=4.53大齒輪齒形系數(shù) YFa2=3.99小齒輪應(yīng)力校正系數(shù) Ysa1=1.52大齒輪應(yīng)力校正系數(shù) Ysa2=1.715重合度系數(shù)Y=0.708按公式計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力F按應(yīng)力圖查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力=457.1Mp計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)YN小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1rth=6037530000=6.75108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2=60n2rth=6012530000=2.25108查相關(guān)手冊(cè)，查的尺寸系數(shù)YX=1，YST=2彎曲強(qiáng)度用安全系數(shù) SF=1.40比較，應(yīng)按小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算則取標(biāo)準(zhǔn)摸數(shù)mn=3中心距為大小齒輪分度圓直徑，校核原假設(shè)的系數(shù)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(qiáng)度校核查表的，彈性系數(shù)ZE=1，節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Zh=2.49，重合度系數(shù) Z=0.8876接觸疲勞許用應(yīng)力齒輪1接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 Hlim1=1150.0MP查表的接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)ZN（允許有點(diǎn)蝕）查表得，工作硬化系數(shù)Zw=1.00接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)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(qiáng)度安全4)第一對(duì)齒輪的主要數(shù)據(jù)如下傳遞功率 P=2.00000 (kW)傳遞轉(zhuǎn)矩 T=5.1104 (N.mm)齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=375 (r/min)齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=125.00000 (r/min)傳動(dòng)比 i=3.00000原動(dòng)機(jī)載荷特性 SF=輕微振動(dòng)工作機(jī)載荷特性 WF=輕微振動(dòng)預(yù)定壽命 H=30000 (小時(shí))布置與結(jié)構(gòu)齒輪1布置形式 ConS1=對(duì)稱布置齒輪2布置形式 ConS2=中間軸上兩齒輪（異側(cè)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<表面淬火>齒輪1硬度 HRC=48齒輪2材料及熱處理 Met2=45<表面淬火>齒輪2硬度 HRC2=48齒輪基本參數(shù)模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=3端面模數(shù) Mt=3.00000齒輪1齒數(shù) Z1=17齒輪1變位系數(shù) X1=0.00齒輪1齒寬 B1=30 (mm)齒輪1齒寬系數(shù) d1=1.17647齒輪2齒數(shù) Z2=51齒輪2變位系數(shù) X2=0.00齒輪2齒寬 B2=25 (mm)齒輪2齒寬系數(shù) d2=0.32680檢查項(xiàng)目參數(shù)齒輪1齒距累積公差 Fp1=0.02868齒輪1齒圈徑向跳動(dòng)公差 Fr1=0.02500齒輪1公法線長度變動(dòng)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徑向綜合公差 Fi1=0.03500齒輪1基節(jié)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(dòng)公差 Fr2=0.03232齒輪2公法線長度變動(dòng)公差 Fw2=0.02476齒輪2齒距極限偏差 fpt()2=0.01184齒輪2齒形公差 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(jié)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=-0.18941中心距極限偏差 fa()=0.016384.3.2 第二級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1) 選材料、確定初步參數(shù) 小齒輪：45鋼表面淬火，平均取齒面硬度為260HRC大齒輪：45鋼調(diào)制，平均取齒面硬度為260HBS初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為17，則大齒輪的齒數(shù)為71齒數(shù)比即為傳動(dòng)比 2) 選擇尺寬系數(shù)d和傳動(dòng)精度等級(jí)情況參照相關(guān)手冊(cè)并根據(jù)以前學(xué)過的知識(shí)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(cè)選精度等級(jí)為7級(jí)。3) 計(jì)算小齒輪轉(zhuǎn)矩T14) 確定重合度系數(shù)Z、Y：由公式可知重合度為則由手冊(cè)中相應(yīng)公式可知：5) 確定載荷系數(shù) KH 、KF確定使用系數(shù) KA：查閱手冊(cè)選取使用系數(shù)為KA=1.35確定動(dòng)載系數(shù)Kv：查閱手冊(cè)選取動(dòng)載系數(shù)Kv=1.0155確定齒間載荷分布系數(shù)KHa、KFa：則 載荷系數(shù)KH、KF 的確定，由公式可知6) 齒面疲勞強(qiáng)度計(jì)算 確定許用應(yīng)力H 總工作時(shí)間th，假設(shè)該彎曲機(jī)的壽命為10年，每年工作250天，每天工作12個(gè)小時(shí)，則： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1、N2壽命系數(shù) Zn1、Zn2 接觸疲勞極限?。篽lim1=1150MPa、hlim2=560MPa安全系數(shù)取：Sh=1許用應(yīng)力 h1、h2 彈性系數(shù)ZE 查閱機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可選取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH查閱機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(shù)等幾何參數(shù)中心距a： 根據(jù)實(shí)際情況取a=176mm 模數(shù)m：由中心矩a及初選齒數(shù)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(qiáng)度驗(yàn)算求許用彎曲應(yīng)力 F 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF1、NF2 壽命系數(shù)Yn1、Yn2 ，查閱相關(guān)手冊(cè)選取Yn1=1、Yn2=1 極限應(yīng)力?。篎lim1=342.75MPa、Flim2=235.5MPa 尺寸系數(shù)Yx：查閱機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選，取Yx=1.5 安全系數(shù)SF：參照表9-13，取SF=1.5 需用應(yīng)力F1 、F2 由式（9-20），許用彎曲應(yīng)力 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 由圖9-19，取 YFa1=2.83 YFa2=2.28應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1、Ysa2 由圖9-20，取 Ysa1=1.51 Ysa2=1.76校核齒根抗彎疲勞強(qiáng)度 由式（9-17），齒根彎曲應(yīng)力 9) 齒輪計(jì)算的基本數(shù)據(jù)如下設(shè)計(jì)參數(shù)傳遞功率 P=1.84300 (kW)傳遞轉(zhuǎn)矩 T=140.79046 (N.m)齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=125 (r/min)齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=30 (r/min)傳動(dòng)比 i=4.16667原動(dòng)機(jī)載荷特性 SF=輕微振動(dòng)工作機(jī)載荷特性 WF=輕微振動(dòng)預(yù)定壽命 H=30000 (小時(shí))布置與結(jié)構(gòu)齒輪1布置形式 ConS1=中間軸上兩齒輪（異側(cè)嚙合）齒輪2布置形式 ConS2=非對(duì)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<表面淬火>齒輪1硬度 HRC1=48齒輪2材料及熱處理 Met2=45<調(diào)質(zhì)>齒輪2硬度 HBS2=236齒輪基本參數(shù)模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=4端面模數(shù) Mt=4.00000齒輪1齒數(shù) Z1=17齒輪1變位系數(shù) X1=0.00齒輪1齒寬 B1=45 (mm)齒輪1齒寬系數(shù) d1=1.32353齒輪2齒數(shù) Z2=71齒輪2變位系數(shù) X2=0.00齒輪2齒寬 B2=40 (mm)齒輪2齒寬系數(shù) d2=0.28169總變位系數(shù) Xsum=0.00000標(biāo)準(zhǔn)中心距 A0=176.00000 (mm)實(shí)際中心距 A=176.00000 (mm)齒數(shù)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(shù) 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=4.03475 (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(shù) K2=8齒輪2公法線長度 Wk2=92.54151 (mm)檢查項(xiàng)目參數(shù)齒輪1齒距累積公差 Fp1=0.04569齒輪1齒圈徑向跳動(dòng)公差 Fr1=0.03876齒輪1公法線長度變動(dòng)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=0.05854齒輪1徑向綜合公差 Fi1=0.05427齒輪1基節(jié)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(dòng)公差 Fr2=0.05563齒輪2公法線長度變動(dòng)公差 Fw2=0.03996齒輪2齒距極限偏差 fpt()2=0.01859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(jié)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 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(shè)計(jì)式 設(shè)計(jì)的軸的最小直徑為20mm軸的強(qiáng)度計(jì)算1) 按當(dāng)量彎矩法校核設(shè)計(jì)軸系結(jié)構(gòu)，確定軸的受力簡(jiǎn)圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和當(dāng)量彎矩圖。如圖4.2圖 4.2 軸的受力轉(zhuǎn)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?qū)S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（Mh）C截面N.mm合成彎矩B截面合成彎矩 確定可能的危險(xiǎn)截面C、B如圖4.2。并算出危險(xiǎn)截面的當(dāng)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(yīng)力已知軸材料為45鋼調(diào)質(zhì)，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(yàn)算軸徑C截面B截面結(jié)論：按當(dāng)量彎矩法校核，軸的強(qiáng)度足夠。2) 軸扭轉(zhuǎn)剛度的計(jì)算所以扭轉(zhuǎn)剛度足夠4.4.2 二軸的校核軸直徑的設(shè)計(jì)式 設(shè)計(jì)的軸的最小直徑為25mm軸的強(qiáng)度計(jì)算1) 按當(dāng)量彎矩法校核 設(shè)計(jì)軸系結(jié)構(gòu)，確定軸的受力簡(jiǎn)圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和當(dāng)量彎矩圖4.3。圖4.3 軸的受力轉(zhuǎn)矩彎矩圖 求作用在軸上的力如表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(dāng)量彎矩圖如圖4.3，并確定可能的危險(xiǎn)截面、如圖2-a。并算出危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩如表4.7。表4.7截面的彎矩截面截面確定許用應(yīng)力已知軸材料為45鋼調(diào)質(zhì)，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(yàn)算軸徑截面截面結(jié)論：按當(dāng)量彎矩法校核，軸的強(qiáng)度足夠。4.4.3 三軸的校核軸直徑的設(shè)計(jì)公式 軸的剛度計(jì)算1) 按當(dāng)量彎矩法校核設(shè)計(jì)軸系結(jié)構(gòu)，確定軸的受力簡(jiǎn)圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和當(dāng)量彎矩圖4.4圖4.4 軸的受力彎矩轉(zhuǎn)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(jì)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(dāng)量彎矩圖如圖4.4，并確定可能的危險(xiǎn)截面C、D的彎矩如表4.11表4.11危險(xiǎn)截面的彎矩C截面D截面確定許用應(yīng)力已知軸材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查表得=650MPa。用插入法查表得=102.5MPa，=60MPa校核軸徑如表4.12表4.12 校核軸徑C截面D截面結(jié)論：按當(dāng)量彎矩法校核，軸的強(qiáng)度足夠。2) 軸的剛度計(jì)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(yīng)根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)使用要求和工作狀況來選擇。選擇時(shí)應(yīng)考慮傳遞轉(zhuǎn)拒的大小，聯(lián)接的對(duì)中性要求，是否要求軸向固定，聯(lián)接于軸上的零件是否需要沿軸滑動(dòng)及滑動(dòng)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(yuǎn))與長度L。鍵的橫截面尺寸bh 依軸的直徑d由標(biāo)準(zhǔn)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(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的長度系列。故根據(jù)以上所提出的以及該機(jī)工作時(shí)的要求，故齒輪的傳動(dòng)應(yīng)用B型普通平鍵。由于最后的大齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩最大，則只對(duì)其上的鍵進(jìn)行校核由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得：鍵寬 b=16mm 鍵高 h=10mm 鍵長 L=30mm2) 驗(yàn)算擠壓強(qiáng)度.平鍵聯(lián)接的失效形式有：對(duì)普通平鍵聯(lián)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(shè)計(jì)中，假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，可按平均擠壓應(yīng)力進(jìn)行擠壓強(qiáng)度或耐磨性的條件計(jì)算，即：靜聯(lián)接 式中 傳遞的轉(zhuǎn)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(yīng)力) 鍵的工作長度 擠壓面高度 轉(zhuǎn)矩 許用擠壓應(yīng)力，查表， 則 擠壓應(yīng)力 所以 此鍵是安全的。附：鍵的材料：因?yàn)閴簼⒑湍p是鍵聯(lián)接的主要失效形式，所以鍵的材料要求有足夠的硬度。國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，鍵用抗拉強(qiáng)度不低于的鋼制造，如 45鋼 Q275 等。4.6 軸承的校核 滾動(dòng)軸承是又專業(yè)工廠生產(chǎn)的標(biāo)準(zhǔn)件。滾動(dòng)軸承的類型、尺寸和公差等級(jí)均已制訂有國家標(biāo)準(zhǔn)，在機(jī)械設(shè)計(jì)中只需根據(jù)工作條件選擇合適的軸承類型、尺寸和公差等級(jí)等，并進(jìn)行軸承的組合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。4.6.1第一對(duì)軸承的校核1) 初選軸承型號(hào) 試選6206軸承，查GB281-1994，查得6206軸承的性能參數(shù)為： C=19500N Co=11500N (脂潤滑)2) 壽命計(jì)算 由于<則計(jì)算后一個(gè)軸承的壽命 3) 當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算 由式 式中. (輕度沖擊的運(yùn)轉(zhuǎn))4) 計(jì)算軸承壽命 軸承代號(hào)：6206 軸承參數(shù)： 軸承內(nèi)徑：30 軸承外徑：62 軸承寬度：16額定動(dòng)載荷：15000額定靜載荷：10000 極限轉(zhuǎn)速：13000 潤滑方式：脂潤滑工作參數(shù)：徑向載荷：1843軸向載荷：0使用壽命：12000工作轉(zhuǎn)速：375接 觸 角：0載荷系數(shù)：1.5計(jì)算結(jié)果：當(dāng)量動(dòng)載荷：2027.30當(dāng)量靜載荷：2027.30 計(jì)算壽命：180034.6.2 第二對(duì)軸承的校核1) 初選軸承型號(hào)試選6207軸承，查GB281-1994，查得6207軸承的性能參數(shù)為： C=25500N Co=15200N (脂潤滑)2)壽命計(jì)算 由于>則計(jì)算后一個(gè)軸承的壽命 3) 當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算 由式 式中. (輕度沖擊的運(yùn)轉(zhuǎn))4) 計(jì)算軸承壽命 軸承代號(hào)：6207 軸承參數(shù)： 軸承內(nèi)徑：35 軸承外徑：72 軸承寬度：17額定動(dòng)載荷：19800額定靜載荷：13500 極限轉(zhuǎn)速：11000 潤滑方式：脂潤滑工作參數(shù)：徑向載荷：1843軸向載荷：0使用壽命：12000工作轉(zhuǎn)速：125接 觸 角：0載荷系數(shù)：1.5計(jì)算結(jié)果：當(dāng)量動(dòng)載荷：2764.50當(dāng)量靜載荷：2764.50 計(jì)算壽命：489884.6.3 第三對(duì)軸承校核1) 初選軸承型號(hào)試選N210E軸承，查GB281-1994，查得N210E軸承的性能參數(shù)為： C=60800N Co=41800N (脂潤滑)2)壽命計(jì)算 由于>則計(jì)算后一個(gè)軸承的壽命 3) 當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算 由式 式中. (輕度沖擊的運(yùn)轉(zhuǎn))4) 計(jì)算軸承壽命 軸承代號(hào)：N210E 軸承參數(shù)： 軸承內(nèi)徑：50 軸承外徑：90 軸承寬度：20額定動(dòng)載荷：60800額定靜載荷：41800 極限轉(zhuǎn)速：7500 潤滑方式：脂潤滑工作參數(shù)：徑向載荷：12823軸向載荷：0使用壽命：12000工作轉(zhuǎn)速：30接 觸 角：0載荷系數(shù)：1.5計(jì)算結(jié)果：當(dāng)量動(dòng)載荷：19234.50當(dāng)量靜載荷：19234.50計(jì)算壽命：175475 張緊輪部件設(shè)計(jì) 5.1安裝張緊輪的原因帶傳動(dòng)需在一定的初拉力下才能工作，因而帶初始安裝時(shí)必須張緊。由于帶工作一段時(shí)間后會(huì)發(fā)生松弛現(xiàn)象，造成初拉力減小，傳動(dòng)能力降低，此時(shí)需重新張緊。帶的張緊裝置分為定期張緊裝置和自動(dòng)張緊裝置兩類。由傳動(dòng)關(guān)系及實(shí)際情況，中心距不可調(diào)，采用定期張緊輪裝置。定期張緊結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(dòng)是靠皮帶與帶輪之間的摩擦力來傳遞動(dòng)力的。由實(shí)際傳動(dòng)可知在整個(gè)帶包角范圍內(nèi)，由松邊到緊邊的摩擦力數(shù)值不同，呈線性變化；且不一定在整個(gè)弧段內(nèi)存在。而且除緊邊和松邊拉力外，包角中的動(dòng)弧角是決定帶輪驅(qū)動(dòng)能力的一個(gè)重要參數(shù)。同時(shí)適當(dāng)?shù)膹埦o力是保證帶傳動(dòng)正常工作的重要因素。張緊力過小，帶傳動(dòng)的工作能力得不到充分發(fā)揮，傳遞載荷的能力降低，效率低，從而使三角帶磨損嚴(yán)重；張緊力過大，因發(fā)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，軸承發(fā)熱和磨損，使機(jī)構(gòu)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(dòng)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(dòng)包角的大小。反而包角過大會(huì)使帶的彎曲應(yīng)力過大，縮短帶的壽命。其次，在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，皮帶的速度是變化的，因而皮帶也會(huì)發(fā)生拉伸變化，因此應(yīng)使張緊輪處于三角帶的松邊側(cè)，通過調(diào)整張緊輪的上下位置，從而對(duì)皮帶輪形成靜態(tài)張緊力，使三角皮帶正常工作。另外，帶傳動(dòng)中，預(yù)緊力是通過在三角帶與帶輪的切邊中點(diǎn)處加一垂直與帶邊的載荷G（由張緊力提供），使其產(chǎn)生規(guī)定的拱度來控制的。綜上所述，張緊輪應(yīng)該布置在V帶的內(nèi)側(cè)，并盡量遠(yuǎn)離主動(dòng)帶輪。6 安裝、調(diào)試和使用6.1 安裝調(diào)試(1) 齒輪的安裝：以保證兩齒輪正確嚙合為原則 ,嚙合線應(yīng)為齒長的60%以上,齒側(cè)間隙達(dá)到1.5-2.5毫米,然后,將齒輪和螺母鎖緊。若鎖緊后齒側(cè)間隙不符合要求,則增減軸承座上的調(diào)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(diào)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(diào)整皮帶張緊輪,調(diào)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(hù)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(zhuǎn)動(dòng)曲軸,動(dòng)刀座能來回滑動(dòng),無卡滯和碰撞現(xiàn)象。6.2使用技術(shù) (1) 作業(yè)前要仔細(xì)檢查各連接部件是否可靠,各緊固件有無松動(dòng),轉(zhuǎn)動(dòng)部位是否靈活,若有松動(dòng)或轉(zhuǎn)動(dòng)困難,要及時(shí)排除,潤滑部位要按說明書要求加注潤滑油。 (2) 逐個(gè)檢查刀片、連桿等質(zhì)量及安裝是否正確,發(fā)現(xiàn)曲柄變形和刀片損壞,應(yīng)及時(shí)修理或更換。 (3) 啟動(dòng)電機(jī),檢查動(dòng)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(wěn)，有無大的震動(dòng)和噪音。 (4) 待機(jī)具空運(yùn)轉(zhuǎn)正常后,使其達(dá)到額定轉(zhuǎn)速,低速試驗(yàn)作業(yè),若發(fā)現(xiàn)問題,要及時(shí)停機(jī)排除。待機(jī)具運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn),作業(yè)質(zhì)量符合要求后,方可正式投入作業(yè)。 (5) 作業(yè)中要及時(shí)清除鐵屑,不準(zhǔn)拆除傳動(dòng)帶防護(hù)罩。清除鐵屑或排除故障,必須停機(jī)進(jìn)行。 (6) 機(jī)具作業(yè)時(shí),嚴(yán)禁帶負(fù)荷轉(zhuǎn)彎或倒退,機(jī)具運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),嚴(yán)禁人員靠近刀具,以防拋出的鐵屑傷人。 (7) 經(jīng)常檢查作業(yè)質(zhì)量及皮帶張緊度,以免刀片損壞或曲軸轉(zhuǎn)速降低而影響切斷的質(zhì)量。 (8) 作業(yè)時(shí)若有異常響聲,應(yīng)立即停車檢查,排除故障后,方可繼續(xù)作業(yè)。7 鋼筋切斷機(jī)的摩擦與保養(yǎng)摩擦是不可避免的自然現(xiàn)象，摩擦得結(jié)果造成機(jī)器的能量損耗、效率降低、溫度升高、出現(xiàn)噪聲、性能下降的問題。摩擦必然會(huì)造成磨損，在實(shí)際應(yīng)用中有許多零件都 因磨損過渡而報(bào)廢。潤滑則是改善摩擦、減緩磨損的有效方法。切斷機(jī)中的摩擦主要是軸承的摩擦，而磨損包括滑動(dòng)摩擦和滾動(dòng)摩擦。軸承就是滾動(dòng)摩擦，其摩擦力較小損耗也較小。摩擦得結(jié)果勢(shì)必會(huì)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(jī)械和零件耐磨性的關(guān)鍵之一。3.提高加工精度和表面質(zhì)量也可以減少磨損。4.合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，正確合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是減少磨損和提高耐磨性的有效途徑。5.正確使用和維護(hù)。正確的保養(yǎng)方法如下1.使用前要檢查機(jī)具連接、緊固情況,以及工作部件的技術(shù)狀況。2.各運(yùn)轉(zhuǎn)部位要按規(guī)定要求加注潤滑油。3.每兩班檢查一次刀的狀況，必要時(shí)換刀。4.作業(yè)后及時(shí)清除刀片護(hù)罩內(nèi)壁和側(cè)板內(nèi)壁上的鐵屑,以防加大負(fù)荷和加劇刀片磨損。5.整個(gè)作業(yè)結(jié)束后,清理、檢修整機(jī),各軸承內(nèi)要注滿黃油;各部件做好防銹處理;機(jī)具不要懸掛放置,應(yīng)將其放在事先墊好的物體上,停放干燥處,并放松皮帶。結(jié)束語本次設(shè)計(jì)的是一種結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)明實(shí)用的鋼筋切斷裝置，該裝置的特點(diǎn)是價(jià)格低廉，節(jié)省空間，維修方便。該切斷機(jī)是采用電動(dòng)機(jī)經(jīng)一級(jí)帶傳動(dòng)和二級(jí)齒輪傳動(dòng)減速后,帶動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn),曲軸推動(dòng)連桿使滑塊和動(dòng)刀片在機(jī)座的滑道中作往復(fù)直線運(yùn)動(dòng),使活動(dòng)刀片和固定刀片相錯(cuò)而切斷鋼筋。并用型鋼焊接了鋼架，使其結(jié)構(gòu)盡可能的簡(jiǎn)單。在設(shè)計(jì)中，我盡可能的采用通用部件，從而使設(shè)計(jì)周期縮短，成本降低。設(shè)計(jì)過程中，我主要考慮了機(jī)器的性能以及經(jīng)濟(jì)性，在保證其完成工作要求的前提下，盡可能的提高其性價(jià)比。這是我第一次搞這樣的綜合性的設(shè)計(jì)，所以設(shè)計(jì)中難免會(huì)出現(xiàn)一些漏洞或不足之處，如一些結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)，標(biāo)準(zhǔn)件的選用或一些經(jīng)濟(jì)性上的構(gòu)思可能有欠妥當(dāng)，造成一些不必要的浪費(fèi)，敬請(qǐng)各位老師給予批評(píng)和指正。通過這次設(shè)計(jì)，使我的綜合考慮問題的能力得到了提高，而且通過綜合的運(yùn)用機(jī)械知識(shí)，使自己的專業(yè)水平得到了很大的進(jìn)步。夠已經(jīng)能初步的將理論知識(shí)運(yùn)用到實(shí)踐中去，為以后的工作打下良好的基礎(chǔ)。致謝白駒過隙之間，已經(jīng)是畢業(yè)在望了。回首這一段時(shí)間的設(shè)計(jì)，心中頗多感慨和感激。在設(shè)計(jì)過程中的迷茫與清晰，空虛與充實(shí)使得這三個(gè)月成為了我大學(xué)生活中值得回味與驕傲的一段人生過程。在此我要特別感謝雒運(yùn)強(qiáng)老師和付其風(fēng)老師，是他們?cè)谘谉岬南奶炫阄易哌^了這段時(shí)光，是他們的指導(dǎo)讓我的設(shè)計(jì)過程變的得心應(yīng)手。他們的傳道，受業(yè)，解惑，讓我的大學(xué)生活畫上了圓滿的句號(hào)。同時(shí)，我還要感謝我的同學(xué)。我們?cè)谝黄鸬奶接?，一起的?zhēng)論，一起的快樂把枯燥的設(shè)計(jì)過程點(diǎn)綴的斑斕多姿。他們的建議和批評(píng)也使我的設(shè)計(jì)更加的完善了。由于我參加的社會(huì)實(shí)踐少，經(jīng)驗(yàn)不足，在設(shè)計(jì)過程中肯定有一些不足，一些理論與實(shí)際脫鉤的現(xiàn)象。也許我的設(shè)計(jì)在各位老師看來還不夠完美；也許我繪的圖還存在著或多或少的錯(cuò)誤；但我在整個(gè)過程中投入了我的激情和精力?；赝?，心中充滿喜悅。因?yàn)樵诓皇鞘斋@的季節(jié)，我卻滿載而歸。參 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