建筑鋼筋切斷機設計

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Reinforcing steel cutting machine into mechanical transmission and hydraulic transmission of two. Mechanical transmission reinforced cutting machine, working mostly used as a V-belt drive motor and gear drive slow down after two, driven crankshaft rotation, promoting the crankshaft and connecting rod to move the slider blade in the frame of the chute in a reciprocating linear motion So that the activities of the blade and a fixed blade and cut off the wrong steel. GQ40B-steel cutter, cut its movement from one type of linkage to complete the crankshaft. However, due to cut off the small inner cavity of the body, in the assembly when the crankshaft link more difficult. Especially in the use of a fault in need of repair, demolition crank link more difficult to repair a big change, so do not change the function of the equipment under the circumstances, we crank linkage has made some improvement. The improved structure of the cam directly from the body of the aircraft registered in the hole and packed out. Without dismantling the link, greatly simplifies the assembly, reduce labor intensity of workers. But also greatly facilitate the maintenance, has also simplified the process of parts and achieved good economic returns. Keywords Reinforcing steel cutting machine Cam Crankshaft Linkage 目錄 1緒論 1 1.1鋼筋切斷機的作用 1 1.2鋼筋切斷機的機理 1 1.2.1壓入變形階段 1 1.2.2剪切滑移階段 2 1.2.3剪切滑移階段作用力分析 3 1.2.4剪切全過程剪力分析 4 1.2.5綜合分析 4 1.3鋼筋切斷機理分析 7 1.3.1目前鋼筋切斷機存在的問題 9 1.3.2鋼筋切斷機前景 10 2電動機的選擇 11 2.1計算剪切力P 11 2.2切斷機匹配電動機功率理論計算 11 3減速器的設計 13 3.1傳動比的計算與分配 13 3.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 13 3.3帶的選擇 14 3.3.1帶的計算 14 3.3.2帶的根數(shù)確定 15 3.4齒輪的設計及模數(shù)的選擇 15 3.4.1第一級齒輪傳動設計 15 3.4.2第二級齒輪傳動設計方法同第一級設計 17 3.5軸徑的選擇以及軸承的選擇 19 3.5.1軸徑的計算 19 3.5.2軸的校核 20 3.6滾動軸承的選擇計算 23 3.7標準件 24 4連桿的設計 25 5提高強度的幾種方法 27 5.1機體強度提高的設計 27 5.2改變壓刀結構 28 5.3其他部件的改進設計 28 6鋼筋切斷機強度計算參考 30 6.1機體額口的強度計算 30 6.2應力計算 31 6.2.1正應力計算 31 6.2.2計算剪切力P 31 6.3計算剪切力P 32 6.3.1計算正應力 32 6.3.2計算最大應力 32 6.3.3試棒 32 6.4測試方法 32 6.4.1剪切力的測量 32 6.4.2應力測量 33 6.4.3測試結果和理論計算分析情況對比分析 33 7機械式鋼筋切斷機調整及保養(yǎng)的使用 35 7.1鋼筋切斷機的使用調整 35 7.2保養(yǎng) 37 7.3安全一般規(guī)定 37 結論 38 致謝 39 參考文獻 40 附錄 41 附錄1 41 附錄2 46 49 1緒論 1.1鋼筋切斷機的作用 鋼筋切斷機是鋼筋加工必不可少的設備之一，它主要用于建筑的鋼筋剪切及工業(yè)下料,房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切斷。鋼筋切斷機與其它切斷設備相比，具有重量輕、耗能少、工作可靠、效率高等特點，因此近年來逐步被機械加工和小型軋鋼廠等廣泛采用，在國民經(jīng)濟建設的各個領域發(fā)揮了重要的作用。 1.2鋼筋切斷機的機理 為提高剪切截面質量（即消除馬蹄形截面），需對剪切機理進行分析。鋼筋剪切過程，從宏觀分析，當“動刀”切入鋼筋的同時，“定刀”從對面擠壓鋼筋，使其產(chǎn)生彎曲變形，直至斯斷。其剪切截面（馬蹄形截面）如圖1-1所示。剪切過程實質是塑形變形，整個過程視為：由壓入變形與剪切滑移兩個階段組成。 1.2.1壓入變形階段 圖1-1剪切鋼筋斷面 以“動刀”與鋼筋接觸開始，隨刀 影像壓入深度的因素有： 材料強度的影像 不同材質，在剪切過程中，壓入變刃前移，逐漸切入鋼筋，此時“定刀”同時從對面壓鋼筋。當剪切力小于鋼筋抗剪力時，鋼筋產(chǎn)生塑形變形，此階段稱為壓入變形，如圖1-2中AB曲線所示。 圖1-2 力功圖 （1） 當“動刀”切入到一定深度，剪切力增加到最大值，鋼筋的局部壓入變形阻力與剪切力達到平衡時，剪切過程處于壓入變形向剪切滑移階段過渡臨界狀態(tài)，如圖2中的B點。形深度不同，據(jù)實測，剪切A3鋼時，壓入深度約為被剪切直徑的38%；25Mn鋼約為33%。其規(guī)律是：材料越硬，壓入深度與被剪鋼筋直徑之比愈小。 （2） 刀刃角度影像 刀片后角愈大，壓入深度與其直徑比愈大，反之亦然。 （3） 刀刃形狀的影像 刀刃包容面愈大，，壓入深度與其直徑比愈小。圖1-3為圓弧 形刀刃，所剪切下的料茬口較齊。其壓入深度與其鋼筋直徑比值僅為10%。 圖1-3 圓弧刀刃剪切鋼筋斷面示意圖 1.2.2剪切滑移階段 當剪切力大于鋼筋本身的抗剪能力時，剪切面開始產(chǎn)生滑移，如圖1-4中BC曲線所示。在該階段由于剪切面不斷變小，剪切力亦逐漸減小，直至鋼筋整個截面被剪斷為止。若兩力間隙過大時，出現(xiàn)錯位剪切見圖1-4中CD曲線。 從實測得知，被剪切的材質愈硬，刀片后角愈小，刀刃包容面愈大，則下料斷口“馬蹄形”愈小。 切斷力分析 從圖1-4可看出：“動刀”與鋼筋接觸后，兩刀（動刀與定刀）壓力形成力偶。此力偶促使鋼筋轉動，于此同時，刀刃側面又給鋼筋施加推力T，形成力偶（此力偶將阻止鋼筋轉動），隨之刀片繼續(xù)壓入鋼筋角不斷變化。當兩個力偶達到平衡時（即=）鋼筋停止轉動。 圖1-4 剪切過程受力分析 變形階段，作用在刀刃上的力，可用下式計算： 式（1.1） 式中 P——鋼筋作用于刀刃上的力，N p——單位面積上的壓力， F——鋼筋截面積。 ——相對切入深度， 圖1-5剪切力隨剪切深度變化圖 由式（1.1）可看出：在壓入階段，若認為單位壓力P為常數(shù)，則總壓力P隨壓入深度Z值增加而加大。按圖5所示拋物線A曲線增大，直至鋼筋整個剪切面產(chǎn)生滑移時，剪切力達到最大值為止。 由式（1.1）還可以看出：壓入階段總壓力隨被剪鋼筋截面增加而增加（即材料愈硬，P值愈大）。 1.2.3剪切滑移階段作用力分析 剪切滑移階段，剪切力P可按下式計算 式（1.2） 式中 ——切片斷面寬度 ——被剪件單位面積上剪切抗力 ——被剪件斷面高度 ——被剪件轉動角度雜。蘇聯(lián)曾采用 式（1.3） 采用式（1.3）計算結果與實際差距較大，因為圓鋼剪切過程不是純剪切，而含擠壓,彎曲撕掉。 令計算公式為： 式（1.4） 式中為刀刃磨鈍后，由于刀刃間隙增大，切斷力增大系數(shù)，一般取1.3左右；為抗減極限強度與抗拉強度之比，一般取=0.6左右。由于系數(shù)選擇不同；其誤差很大，在有式（1.4）計算出的剪切力應為最大值。但實際剪斷時截面不是最大值(根據(jù)實測，刀片切入鋼筋三分之一時開始斷裂)。因此，將F值（即鋼筋最大截面），帶入式（1.4）求出的P（最大剪切力）與實際不符。 目前，一般采用測試數(shù)據(jù)為依據(jù)。但由于測試方法復雜，傳感器加工精度不高，加之位移不當?shù)纫蛩?，則所測值差異也較大。 Z——刀刃壓入深度 若為常數(shù)剪力P應按5中虛線B變化，但實際是按曲線C變化，從而說明并非是常數(shù)，而是隨刀刃切入深度Z的增加而減小，其原因是由于鋼筋內部存在缺陷及錯位則增大所致。 上述為截切矩形截面剪切力的計算公式，圓形截面剪切力計算公式較復雜。 1.2.4 剪切全過程剪力分析 綜上所述，在剪切全過程中，剪切變化規(guī)律:從動刀接觸鋼筋開始，隨刀刃壓入深度Z的增加，剪切力隨著增大；當壓入深度達到一定值（此值與被剪鋼筋抗拉強度等有關）。剪切力達到最大值（見圖1-5中點B）。鋼筋變形轉為滑移階段，其剪切力變小，見圖（1-5）曲線BC。該曲線傾斜度，隨被剪鋼筋材質不同而變化。鋼筋材料的抗拉強度越大，曲線BC愈陡直，反之亦然。 1.2.5綜合分析 （1）刀片磨鈍系數(shù)對切斷力的影響 從式（1.4）可知，刀片磨鈍后，值增大，切斷力P值增大。 （2）刀片間隙對切掉力的影響 兩刀片（動刀與定刀）間隙增大，側向力加大，所測出的切斷力測小，如圖1-6所示。的間隙分別為0.8，1.6，。從而看出：刀片間隙越大，則切斷力越小。當側向力增大到一定值時，將導致“側板”等零件損壞，因此，側向力應控制在一定范圍。 圖1-6切斷力與刀片側隙關系 表1-1為剪切A3鋼筋，直徑為30mm,側隙不同時所測出的切斷力。 表1-1切斷力 （3） 力與被剪切鋼筋直徑的關系 由式（1.4）可知：切斷力隨被切斷鋼筋截面積增大而增大。故被切鋼筋直徑增加，切斷力增大。圖1-7為GQ40-C型切斷機，分別剪切四種不同直徑A3的力功圖，實測的曲線。 圖1-7切斷力與被剪鋼筋直徑關系 （4） 切鋼筋材質關系 圖1-8為分別切斷25Mn與A3鋼（直徑為32mm所測試的切斷力曲線：與。從被切斷鋼筋材質的強度和硬度增大而加大 圖7-8切斷力與被剪鋼筋材質關系 （5） 切斷力與刀片刃口角度及刃口形狀的關系 圖1-9分別用后角與圓弧刃口刀片剪切，A3鋼筋實測出：曲線。從圖中看出：切斷力隨刀片后角增大而減?。浑S刀刃包容面增大而增加。測試數(shù)據(jù)見表1-2。 圖1-9切斷力出現(xiàn)位置與刀具關系 （6） 最大切斷力出現(xiàn)位置系數(shù)分析 式(1.5) 表1-2測試數(shù)據(jù) 式中 ——最大切斷力位置系數(shù) ——動刀片承受到最大載荷時行程 ——動刀片接觸到被剪切鋼筋行程 S——鋼筋切斷時動刀片的行程（——） 圖1-10為最大切斷力出現(xiàn)位置系數(shù)圖。圖中 圖1-10 切斷力出現(xiàn)位置圖 點，分別為開始切入，最大載荷，切斷結束位置。 最大切斷力出現(xiàn)位置與刀片刃口角度及形狀有關。系數(shù)u隨刀片后角增大而增大（見圖9），隨刀刃包容面增大而減小。 系數(shù)u與鋼筋材質有關，被剪切鋼筋強度，硬度越高，u值越小。 2 切斷功分析 切斷功即為切斷力，在一個切斷周期所做的功，計算公式為： 式（1.6） 式中 A——切斷力 ——剪切開始位置 ——剪切終止位置 用上式計算，需首先確定剪切力曲線方程，方向進行計算。其結果精確，但方程式難以確定。 采用辛浦生公式計算： 式（1.7） 上述計算方法是將函數(shù)用拋物線近似表示。此法簡單，計算結果準確。從而得知： （1） 切斷功與被剪切鋼筋直徑關系：切斷功隨被剪切鋼筋直徑加大，如圖1-7所示。 （2） 切斷功與刀刃角度關系：切斷功隨刀片后角增加而增大，如圖1-9所示。 （3） 切斷功與刀刃形狀關系：切斷功隨刀刃包角面增大而減小，如圖1-9所示。 結束語 綜上所述，鋼筋剪切變形，用第四強度理論（即變形能理論）分析比用第三強度理論（即最大剪切應力理論）分析，更符合實際。但目前對鋼筋剪切機理尚未做出微觀分析，鋼筋斷裂處的變形是復雜的。 單純將切斷力及切斷功的大小，作為評價切斷機質量指標是不合適的，應以強度條件（包括可靠性試驗）及切斷機實際能耗多少來評價質量才是 合理的。不應只滿足強度條件，而不顧能耗多少或只追求小的切斷力；不顧切斷機效率，而片面追求小的切斷功，也不盡合理。 1.3鋼筋切斷機理分析 通過實驗對鋼筋切斷機理進行分析，探討鋼筋在切斷過程中變形，剪切和裂紋擴張的規(guī)律，以及計算所受的最大切應力，校核提供可靠的依據(jù)。 切斷機的動力機構多采用曲柄連桿機構。如圖所示。在曲柄1的驅動下，帶動連桿2運動，從而使滑塊3作往復直線運動。曲柄每旋轉一轉，固定在滑塊3上的動刀片4進行一次沖切鋼筋5的工作行程，定刀片6固定在機體尾座上。 圖1-11曲柄連桿機構 對不同直徑的鋼筋作了切斷力測試驗，選用建筑中常用的A3低碳鋼筋直徑分別為40mm 32mm 25mm,在測試機描繪出力功圖，從中可以清楚看出，隨著鋼筋直徑的增加，其切斷力，功，切段時間及電機功率都增大。 圖1-12鋼筋斷口處形狀及參數(shù)分析 表1-3測試表 切斷鋼筋的斷口示意圖如圖1-12所示，鋼筋的斷口處還可分為三區(qū)域，1區(qū)委剪切區(qū)，在這個區(qū)域，刀片對鋼筋進行純剪切，斷口光亮平滑，他發(fā)生在切刀剛開始切入鋼筋的一段時間范圍。2區(qū)為纖維區(qū)，當塑性鋼筋在整體受到負載荷時，斷口沿剪切區(qū)開始撕裂，發(fā)生韌性斷裂，在此區(qū)域斷裂面呈無光澤的纖維狀斷面凹凸不平，用放大鏡能看到平行于刀片剪切方向的條狀纖維溝紋，這是由于在活動刀片剪切作用下，斷面表面晶粒沿剪切方向撕裂后留下的斷面形狀。3區(qū)為擠壓變形區(qū)，這是由于刀片最初接觸被切鋼筋時，對鋼筋產(chǎn)生擠壓作用，在刀片的擠壓下，首先發(fā)生擠壓變形，當變形至一定的程度，開始切入鋼筋。再仔細觀察斷口側面，可以看到靠近斷口表面處形成彎曲狀，纖維由垂直于斷口的方向逐步趨向于平行于斷口平面方向，并且纖維曲線凸面向著此端被切鋼筋移動的方向。這是由于兩個刀刃擠壓剪切鋼筋時，斷面器體聚合力企圖阻止別切晶粒位錯反向拉扯所造成的纖維彎曲。實驗表明，鋼筋切斷后都有上述三個區(qū)域。圖1-13為直徑40，32，25鋼筋斷面圖。A1，B1分別為上斷面剪切區(qū)和纖維區(qū)深度尺寸；A2，B2分別為斷面剪切區(qū)和纖維區(qū)的深度尺寸。通過對多個式樣進行實測，將所求得平均值（mm）列于表1-4中 圖1-13鋼筋切斷面 表1-4平均值 1.3.1目前鋼筋切斷機存在的問題 （1）全封閉結構鋼筋切斷機均采用減速箱結構用螺栓連接，不僅剛性差而且還增加了結合面的加工，和蓋后常常從該處漏油；而整體式結構鋼筋切斷機活動刀處均采用側開蓋結構，由于切斷機工作時所受側向力很大，故側蓋常常損壞。（20采用曲柄連桿機構并用〈3KW電機驅動的同類產(chǎn)品，其工作主軸偏心均小，這樣在切剪公稱直徑范圍不同直徑的鋼筋時就需要更換刀片或刀片加墊片才能完成或剪切鋼筋的要求，因此每臺鋼筋切斷機都要儲備幾種不同的刀片或刀墊，以備調整使用，這樣就給使用和保管帶來麻煩，同時也增加了機器的成本。而不需更換刀片或刀墊的同類型切斷機其驅動功率均〉3KW，這樣不僅使切斷機的能耗加大，而且增加了體積和重量。（3）國內切斷機刀片側隙的調整是靠選配尺寸固定的刀墊或在刀片的后面加減刀片來實現(xiàn)的，這種調整的方法不僅麻煩，勞動強度大，工作效率低，而且還不能保證間隙的合理，常常由于間隙過大，使有效剪切力減小，剪切能力下降，同時還使機體所受側向力加大，造成機體斷裂，直接影響切斷機的使用壽命。（4）減速箱結構全封閉鋼筋切斷機操作位置低，不符合人機功能設計要求，操作費力，且穩(wěn)定性較差。 1.3.2鋼筋切斷機前景 在比較傳統(tǒng)的鋼筋切斷機的性能特點的基礎上,設計研究了一種新型的減速裝置的鋼筋切斷機,給出了其工作原理及主要性能參數(shù)的確定過程,最后得出了相關結論,證明此種鋼筋切斷機性能優(yōu)良,具有廣闊的應用前景。 2電動機的選擇 2.1計算剪切力P 在剪切鋼筋的過程中，剪切力必須克服鋼筋材料的極限強度，只有這樣才能把鋼筋切斷。在切斷機能力容許的范圍內，切斷鋼筋的直徑越粗，需要的剪切力越大，由鋼材冷切經(jīng)驗公式可知，剪切力P的大小可由公式確定： 總攻A值的理論計算分析：A=A1+A2+A3 式（2.1） 式中 A1——剪切功 A2——曲柄滑塊摩擦損耗功 A3——其他消耗之功（1） 式（2.2） 式中 d—— 被剪切鋼筋的直徑，mm P——剪切力，KN 偏心距e=23mm 連桿長L=300mm J A3=0.2×6008.3=1201.66J A=6008.3+494.9+1201.66=7704.77J 2.2切斷機匹配電動機功率理論計算 按切斷機一次剪切平均能量確定電機功率公式為： KW 式（2.3） 式中 ——平均功率，KW A——一次剪切所需之功，J N——滑塊行程次數(shù)，1/min ——行程利用系數(shù)（手動≤0.5,流水作業(yè)時取1） 考慮電機運轉安全系數(shù)K及效率,則電機功率為： 式（2.4） 式中 N——實際電機功率，KW K——安全系數(shù)（1.1～1.3） ——整機效率，% KW 所以選擇電動機功率為3KW，型號為Y100L2額定轉速1500r/min,滿載轉速1430r/min。 圖2-1 電動機 3減速器的設計 減速器的機體是用于支持和固定軸系的零件，是保證傳動零件的嚙合精度，良好的潤滑和密封的重要零件，其重量約占減速器總重量的50%。因此，機體結構對減速器的工作性能，加工工藝，材料消耗，重量及成本等有很大的影響。 1 第一根齒輪軸 2第二根軸 3第三根軸 4凸輪 5連桿 6定刀片 7動刀片 8第二級大齒輪 9第一級大齒輪 10大帶輪 11電動機 圖3-1鋼筋切斷機示意圖 3.1傳動比的計算與分配 總傳動比 分配傳動裝置傳動比 式（3.1） 式中，分別為帶傳動和減速器的傳動比。選擇=5，則減速器傳動比為： 分配減速器的傳動比 為了使兩級大齒輪直徑相近，查表得，則 3.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 為了進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速和轉矩。如將傳動裝置各軸由高到低依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，Ⅲ軸見圖3-1 ,…為相鄰兩軸間的傳動比 …為各軸的輸入功率（KW） …為各軸的輸入轉距（N.m） …為各軸的轉速（ r/min） 則可按電動機軸至動作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)。 各軸的轉速 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 各軸輸入功率 Ⅰ軸 KW Ⅱ軸 KW Ⅲ軸 KW Ⅰ~Ⅲ軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.98。 各軸的輸入轉矩 電動機的輸入轉矩 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 3.3帶的選擇 3.3.1 帶的計算 工作情況系數(shù)，每天工作時間小于十小時，工作載荷性質為沖擊載荷，根據(jù)工作情況系數(shù) =1.3 計算功率 KW 選出帶的型號 A型查資料得小帶輪直徑為63-100mm 取100mm 大帶輪 大帶輪的轉速 帶長 初取中心距 其中h=8 1190≥a≥335 .25 取a=650mm 帶長 mm 查表實際L=2500mm 小輪包角 中心距 mm 帶速 由表11.8 =1.32 包角系數(shù) =0.89 基準長度Ld=2000 查得 =0.92 傳動功率增量=0.17 3.3.2帶的根數(shù)確定 帶的根數(shù) 所以Z取4 3.4齒輪的設計及模數(shù)的選擇 3.4.1第一級齒輪傳動設計 因傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故小齒輪用45號鋼，調質處理，硬度240HB-280HB，平均用260HB,大齒輪輪用40Cr,調質處理，硬度229HB-280HB。平均取用240HB。計算步驟如下：圖表參考機械設計書 齒面接觸疲勞強度的計算 計算步驟如下： 齒寬系數(shù) =0.6 軟齒面硬度≤350HB 初步計算許用接觸應力=0.9 =0.9×710=639MPa =0.9 =0.9×580=522MPa 由資料取=90 初步計算小齒輪直徑 取100mm 初步計算齒寬 =60mm 初取齒數(shù)20 =3×20=60 中心距 mm 校核計算 圓周速度 精度等級由資料得選八級精度。 使用系數(shù) ，=1.5 動載荷系數(shù)由資料, =1.2 齒間載荷系數(shù)由資料先求 由此得 齒向載荷分布由資料得 載荷系數(shù) 許用接觸應力 驗算 =563MPa＜ 計算結果表明接觸疲勞強度較為適合，齒輪尺寸無需調整 重合度系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 載荷系數(shù) 齒型系數(shù) 應力修正系數(shù) 彎曲疲勞極限由 尺寸系數(shù)由 許用彎曲應力 驗算 =92.2MPa＜ MPa＜ 初步計算 N.m 齒寬系數(shù) =0.6 軟齒面硬度≤350HB 初步計算許用接觸應力=0.9 =0.9×710=639MPa =0.9=0.9×580=522MPa 由表12.16取 =90 初步計算小齒輪直徑 取150mm 初步計算齒寬 =90mm 初取齒數(shù)25 =3×25=75 中心距 mm 校核同上，經(jīng)驗算計算結果表明接觸疲勞強度較為適合，齒輪尺寸無需調整 重合度系數(shù)。 3.4.2第二級齒輪傳動設計方法同第一級設計 齒面接觸疲勞強度計算 因傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故小齒輪用45號鋼，調質處理，硬度240HB-280HB，平均用260HB,大齒輪輪用ZG35SiMn,調質處理，硬度229HB-280HB。平均取用240HB。計算步驟如下：圖表參考機械設計書 初步計算 N.m 齒寬系數(shù) =0.6 軟齒面硬度≤350HB 初步計算許用接觸應力=0.9 =0.9×710=639MPa =0.9=0.9×580=522MPa 由表12.16取 =90 初步計算小齒輪直徑 取150mm 初步計算齒寬 =90mm 初取齒數(shù)25 =3.4×25=85 中心距 mm 校核計算 圓周速度 精度等級由表12.6,選八級精度。 使用系數(shù)由表12.9, =1.5 動載荷系數(shù)由資料得, =1.2 齒間載荷系數(shù)由資料得先求 ＜100N/mm 由此得 齒向載荷分布由資料得 載荷系數(shù) 許用接觸應力 驗算 =563MPa＜ 計算結果表明接觸疲勞強度較為適合，齒輪尺寸無需調整重合度系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 載荷系數(shù) 齒型系數(shù)由資料 應力修正系數(shù)由圖12.22 彎曲疲勞極限由圖12.23 尺寸系數(shù)由圖12.25 許用彎曲應力 驗算 =250MPa＜ MPa＜ 經(jīng)過驗算計算結果表明接觸疲勞強度較為適合，齒輪尺寸無需調整重合度系數(shù)。 3.5軸徑的選擇以及軸承的選擇 3.5.1軸徑的計算 軸的材料選擇45號鋼 設計公式，軸的最小直徑 式（3.2） 式中 P——軸的傳動功率，KW n——軸的轉速，r/min ——許用切應力，MPa C——與軸材料有關的系數(shù)，可由資料得 軸Ⅰ mm 取直徑為40mm 軸Ⅱ mm 取直徑為50mm 軸Ⅲ mm 取直徑為60mm 3.5.2軸的校核 校核第一根軸見圖3-2 輸入功率：2.73KW 帶輪的直徑為505mm 轉速為286 r/min 則已知： 式（3.3） 式中 v——帶速 p——功率為KW 則帶輪的有效拉力為 圖3-1對軸進行水平方向的受力分析 則 ′ 1091=1820+FR1′+FR2′ 軸材料為45號鋼 由表得 則應力校正系數(shù) 校核軸徑連接帶輪處的 連接齒輪處的 其余兩軸的設計方法相同， 3.6滾動軸承的選擇計算 鋼筋切斷機所用的各類減速器大量使用滾動軸承。滾動軸承是一種標準件設計者應按照國家標準規(guī)定的方法，根據(jù)具體情況正確地選用。 選取軸承代號6010深溝球軸承。（中間軸） 基本額定動載荷為22 滾動軸承疲勞壽命的基本計算公式為 式(3.4) 式中 ——為轉速表示的基本額定壽命; ——壽命系數(shù)。球軸承，滾子軸承 ——當量動載荷（N）。對于向心軸承用“徑向當量動負荷”表示，對于推力軸承用“軸向當量動負荷”表示； ——基本額定動負荷（N）。對于向心軸承用“徑向基本額定動負荷“ 表示,對于推力軸承用“軸向基本額定動負荷”表示, =22KN; 由上述可知左端受力, 右端受力； 由 , 式(3.5) 查鋼筋切斷機設計手冊得X=0.56,Y=1 左端, 右端 所以左端軸承疲勞壽命 右端軸承疲勞壽命 3.7標準件 表3-1 標準件 4連桿的設計 鋼筋切斷機剪切運動是由一曲型的曲軸連桿機構完成的。但是由于切斷機機體內腔狹小，在裝配曲軸連桿時比較困難。尤其是在使用中發(fā)生故障需要維修時，拆卸曲軸連桿更加不容易，給維修造成很大的不變，因此在不改變設備功能的情況下，我對曲軸連桿機構做了一些改進。 圖4-1凸輪機構 將曲軸連桿機構改成凸輪結構，其中將曲軸改為凸輪軸形式，有三部分組成，其零件 圖4-1 圖4-2 連桿機構 連桿改成整體形式，從圖4-2可以看出，改進后的零件無論在結構上還是加工工藝，都將比原來的簡單。 改進后的凸輪結構直接從機體航的注冊孔中裝入和取出。而不必拆卸連桿，大大簡化了裝配程序，減輕的工人的勞動強度。同時也極大的方便了維修，還簡化了零件的工藝過程，取得良好的經(jīng)濟效益。 5提高強度的幾種方法 5.1機體強度提高的設計 最初這種GJ型鋼筋切斷機機體采用ZG45。后來一些廠家將機體材質降低為球墨鑄鐵OT45-5，甚至個別制造廠家將材質降為灰口鑄鐵。施工實踐證明，機體采用灰口鑄鐵是不行的。在滿負荷剪切直徑為45mm鋼筋時，機體頜口百分之百地斷裂。而采用球墨鑄鐵OT45-5，也有少部分機體斷裂。從斷裂分析，造成球墨鑄鐵機體斷裂的主要原因，是鑄造缺陷造成的。斷口反映的最主要缺陷是夾 渣；化驗結果表明，這些夾渣主要缺陷是，，，，和硫化物。 其次是縮松和石墨漂浮。這些缺陷嚴重地影響機體強度。 資料實踐證明，鋼筋切斷機體采用球墨鑄鐵鑄造完全可行。不過，采用OT-45-5材料強度偏低。我們推薦采用稀土鎂球墨鑄鐵OT-60-2。實驗表明，這種材料的抗拉強度，疲勞強度以及小能量多次沖擊抗力性能都接近和超過45號鋼的機械性能。 參見表5-1機械性能 機械性能 （Pa） （Pa） （N.m/） (%) （Pa） 無缺口 有缺口 球鐵QT60-2 5884 8826 4119 5884 19.6 39.2 2 8 2452 2942 1599 2040 正火45號鋼 6375 7846 ＞3923 49 88 24 28 2256 2354 1765 為了保證材質純正可靠，在設計選材時，對QT60-2的機械性能，金相組織，化學成份必須提出要求，如表。實踐證明，采用這種材質的機體強度，剛度都很好，是理想的機體材料。 表5-2對QT-60-2金相組織的要求 項目 球化類型 球徑 珠光體 鐵素體 磷共晶 滲碳體 QT60-2 ≤I類 中，小 ≥80% ≤10% ≤1.5% ≤3% 表5-3 對QT60-2機械性能的要求 機械性能 （Pa） （Pa） (%) （N.m/） 硬度HB QT60-2 ≥5884 ≥4119 ≥2 ≥14．7 215-269 表5-4 對QT-60-2化學成份的要求 成份% C Si Mn P S Mg Re 原鐵水 3.4-3.8 1.2-1.5 ≤0.7 ≤0.07 ≤0.08 成品 3.4-3.8 2.2-2.8 ≤0.7 ≤0.07 ≤0.03 0.04-0.06 0.03-0.06 提高鑄造質量，防止鑄造缺陷 首先應降低原鐵水的S，P和球墨鑄鐵中殘Mg量，防止氧化物夾渣產(chǎn)生。此外，提高澆注溫度，隨溫度上升，鐵水表面渣膜會稀釋或減簿。實踐證明，超過1300度，夾渣缺陷基本上可以消除。采用快速澆注法，在球化處理和石墨化處理時加入0.4%~0.5%的冰晶石粉，因為熔融狀態(tài)的冰晶石可降低渣子熔點和表面張力，能潤滑，溶解渣子中的氧化物和硫化物，這種渣子容易扒凈?？傊?，保證機體鑄造的鑄造質量提高機體強度的重要措施之一2合理的進行結構設計 5.2 改變壓刀結構 目前，GJ40型切斷機采用壓刀塊壓刀，螺孔周圍產(chǎn)生應力集中，結構不合理，應該避開在最大應力區(qū)開孔，避免應力集中引起的破壞。改變這種結構有兩種方法，一是加大M20兩個螺孔的中心距k參見圖5-1（a），使螺孔躲開最大應力區(qū)。另一方法是改變壓刀結構，我們在RQ62型貝氏體鋼切斷機設計中總結GJ40記得教訓，有壓刀緊固，改為拉刀片緊固，如圖5-1（b）所示，這種結構避免了應力集中發(fā)生，實踐證明是可靠的。 增大額口的扛剪、抗彎強度 可知，增大額口截面積尺寸b、H，對提高額口強度有利。因為彎曲應力與成反比，隨著H增大H增大，額口部位的應力急劇下降。而剪應力與H成反比，即隨著H增大，剪應力下降。由此可見設計成扁而寬結構的額口，對抗彎、抗剪有利。 圖5—1壓刀結構改進 （a）舊結構 （b）新結構 5.3其他部件的改進設計 在傳動形式上，采用2級減速，增加總速比，降低剪切次數(shù)，提高剪切力，在軸承的裝配上，除曲軸采用滑動軸承提高耐壓力外，其余各軸均采用滾動軸承，減少摩擦損失，提高機械效率 參照國外樣機共同研制出該類型的切斷機參照技術參數(shù) 對如何降低成本，減少加工工時，談幾點改進建議。 （1）機架由鋼板焊接結構改位鑄件 機架為鋼板焊接在剪切時，發(fā)現(xiàn)機架剛度差（即機身擺動），機架的橫梁焊接初開列，軸距變形。鑒于我國鋼板的焊接技術和熱處理技術有限，將鋼板連接機架改為鑄造整體結構，更為適宜。 （2）將鑄剛件改為鑄鐵 以前定刀座，動刀架，大齒輪等；機架，刀座均為鑄鋼（ZG45）。目前，我國生產(chǎn)切斷機的廠家均為中小型廠；大都沒有鑄鋼設備，只有通過外協(xié)加工。故次，延長了生產(chǎn)周期，提高了成本。經(jīng)電測及使用實踐證明，上述鑄鋼均可用（QT50-5）鑄鐵代替 （3）零件的加工精度等級可適當降低 產(chǎn)品的精度，并非愈高愈好，而應該有個適當要求，否則將造成加工與裝配困難，使造價提高。 齒輪精度可降低；其精度要求為八級，實際加工后的齒輪（一般用滾齒機加工）精度可達9級，再經(jīng)過熱處理表面淬火后精度只有10級。切斷機主要用于剪切建筑鋼筋，均在建筑工地工作。根據(jù)工況，該產(chǎn)品精度可視為9級精度。因而，將齒輪設計精度降低1-2級更趨合理。， 零件的公差配合等級應降低· 機架三個軸孔一般采用鏜床加工，其設計精度要求級。根據(jù)實踐，即可滿足要求。因此，將原設計精度降低1-2級較合理。 放松公差配合精度等級配合，設計要求 兩種機型公差配合均要求精度偏高，配合偏緊，從而造成加工困難，裝配費工。如壓配合的軸瓦，其孔與軸配合，設計要求，當軸瓦壓入后，其內孔縮小，加工時，操作者常把孔加工成下偏差，而軸加工成上偏差，改為配合后，即容易裝配，又保證其使用性能 根據(jù)鋼筋切斷機工況，結合我國生產(chǎn)廠家的現(xiàn)狀，對GQ40型及GQ40L型進行改造設計，將會成為性能高·成本低·在市場上具有競爭力的產(chǎn)品。 6鋼筋切斷機強度計算參考 切斷鋼最近幾年，基本建設工程中鋼筋混凝土工程量加大，采用的鋼筋越來越粗，對鋼筋切斷機主要機件的強度提出了更高的要求。筋的過程中，鋼筋切斷機機體承受很大的剪切力，從而要求機體必須具有足夠的機械強度。可是，施工中多次發(fā)現(xiàn)切斷機額口斷裂現(xiàn)象，如圖10-1所示。保證切斷機具有足夠的強度，工作安全可靠，得到設計人員和生產(chǎn)制造廠的高度重視。 圖6-1切斷機機體額口斷裂狀態(tài) 經(jīng)過大量調查研究，結合RQ62型熱切貝氏體鋼切斷機的設計實踐，對鋼筋切斷機的強度計算提出了一些看法。同時針對破壞斷口，進行應力檢測，并和理論計算結果進行一比較分析，從中提出提高切斷機機體強度的設計途徑。 6.1機體額口的強度計算 鋼筋切斷機的異常破壞多發(fā)生在機體額口參見圖6-1. 斷口狀態(tài)：斷口從額口下部表面開始，沿著額口對角線方向延展，先裂至壓刀螺孔M20，從螺孔中穿過，在延伸擴展，直至全部開裂成兩塊。調查發(fā)現(xiàn)，斷裂機體多為恢鑄鐵和球墨鑄鐵鑄造。斷口晶粒粗大，有明顯的鑄造缺陷，如加渣、縮松和石墨漂浮層。斷口給人的印象，是因機體強度不足而引起額口彎曲破壞。 最大應力分析。 切斷機在工作過程中，機體主要承受剪切力的作用，其次還要受曲柄連桿機構將轉動轉變?yōu)榈蹲瑝K的往復運動過程中產(chǎn)生的慣性力作用。由于切斷機轉速低，往復運動機件重量不大，因此慣性力很小，由于引起的動應力很小，約為主應力的1.6%左右，對額口的強度影響很小。故在研究額口強度計算時，不考慮慣性力的影響。由材料力學可知。機體額口部位受力狀態(tài)可看作一端固定，另一頭為自由端的懸臂梁。作構件簡化，其上受集中載荷P，如圖6-2（a） (b)所示，由于剪切力P的作用，梁上將產(chǎn)生剪力和彎距。梁的各部位受剪力相等，而最大彎矩發(fā)生在額口的根部，如圖6-2（a） (b)所示,c-d為危險截面。 懸掛梁的最大彎曲應力發(fā)生在圖2中 c-d截面上，還將產(chǎn)生剪應力。因此在強度計算時，必須對最大應力和最大剪應力分別進行強度校核。 值得注意的是，機體斷口并沒有彎曲應力最大的額口根部d處開始（參見圖6-2（a）），而是從里根部較近的壓刀螺孔M20的額口內表面開始。這種現(xiàn)象說明，額口部位的最大應力并不在根部，而分布在壓刀螺孔周圍。顯然是因為M20螺孔的存在，造成孔周圍應力集中。這個集中應力是額口部位的最大應力，它是引起額口斷裂的破壞應力，以拉應力形式存在，其應力狀態(tài)如圖6-.2（c）所示 圖6-2額口部位受力分析和應力狀態(tài) 6.2 應力計算 6.2.1 正應力計算 根據(jù)材料力學，懸掛梁的橫截面上的正應力為： 式（6.1） 式中 P——剪切力（N） a——力臂（cm） H——截面長（cm） ——截面厚度（cm） 6.2.2 計算剪切力P 在剪斷鋼筋的過程中，剪切力必須克服鋼筋材料的極限強度，只有這樣才能吧鋼筋剪斷。在切斷機能力允許的范圍內，剪斷鋼筋的直徑越粗，需要的剪切力越大。由鋼材冷切斷經(jīng)驗公式可知，剪切力P的大小由下式確定： 式（6.2） 式中 d——鋼筋直徑（cm） ——鋼筋材料的抗拉極限強度（） 3最大剪應力計算 危險截面c_d的最大剪應力為 式（6.3） 式中 P——剪切力（N） F——額口橫截面積 6.3 計算剪切力P 以普通A3的鋼筋，直徑為例。查的A3鋼的抗拉極限強度。將其帶入式（6.2），計算結果如表6-1 6.3.1計算正應力 由結構可知，（參見圖6-2（a）），GJ40型機體額口： H=80mm,b=125mm,a=80mm 將H、b、a、P值帶入式中（6.1），就得到切斷不同直徑鋼筋，機體額口產(chǎn)生的彎曲應力值，計算結果如表1。 6.3.2 計算最大應力 將P、b、H值帶入式（6-3），即得出剪斷不同規(guī)格鋼筋時，機體額口截面上產(chǎn)生的最大剪應力值，計算結果如表1應力測試也分析 為了驗證上述強度計算方法的可靠性，我們對GJ40型鋼筋切斷機進行應力測試。在切斷鋼筋工作狀態(tài)，用Y6D2型動態(tài)應變儀測試最大剪切力和機體額口部位產(chǎn)生的應力值，同時用SC20型光線示波器把應力的大小用圖譜計算下來。 表6-1應力大小 6.3.3 試棒 A3，直徑45號鋼，直徑螺紋鋼，直徑 6.4測試方法 6.4.1 剪切力的測量 采用應變片測試技術，在固定刀片的正面和反面沿對稱軸線各粘貼四片應變片，片間隔相同。正面應變片和反面應變片貼在對應相同的位置上，并分別作為電橋的第二也第四臂，第一和第二臂為補償片，如圖6-3（a）所示。 6.4.2 應力測量 根據(jù)理論分析最大應力產(chǎn)生的位置，并結合實際斷口的破壞