《鋼筋切斷機報告》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《鋼筋切斷機報告（41頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、鋼筋切斷機 設計計算說明書 姓名： 學號：20060885 班級：06機械2班 指導老師：何朝明 2009年6月 第1章問題的提出3 第2章設計要求與設計數(shù)據(jù)4 2.1 設計要求4 2.2 性能數(shù)據(jù)4 2.3 關鍵問題及創(chuàng)新點5 2.4 預期成果5 第3章機構選型設計6 3.1 驅(qū)動裝置方案選擇6 3.2 傳動方案選擇7 3.3 執(zhí)行機構方案選擇9 3.4 系統(tǒng)控制方案選擇10 第4章機構尺度綜合10 4.1 電機功率理論計算1.1. 4.2 齒輪系參數(shù)設計12 4.3 執(zhí)行機構參數(shù)設計12 第5章機構運動分析13 5.1 各機構運動方程1

2、3 5.2 運動仿真分析14 5.2.1 電機運動14 5.2.2 飛輪運動15 5.2.3 曲柄運動15 5.2.4 滑塊運動16 5.2.5 動刀運動17 第6章機構動力分析18 6.1 電機受力分析19 6.2 第一級齒輪分析19 6.3 曲柄受力分析20 6.4 動刀受力分析21 第7章飛輪設計22 7.1 飛輪慣量計算分析22 7.2 飛輪慣量計算22 7.3 飛輪設計23 7.4 飛輪啟動時間分析設計23 第8章結論24 第9章收獲與體會25 第10章致謝25 參考文獻26 附錄1建模過程27 附錄2文獻綜述30 附錄3機構運動簡圖34

3、 第1章問題的提出 目前國內(nèi)建筑工地使用的鋼筋切斷機雖能完成切斷動作，但其執(zhí)行機構沒有 考慮到對切刀運動規(guī)律和動力特性的要求，切刀工作過程中產(chǎn)生的沖擊很大，切斷效率較低。因此，有必要將現(xiàn)存的鋼筋切斷機加以改進，重新設計，以獲得動 態(tài)性能較好的鋼筋切斷機，使其實現(xiàn)操作簡便、調(diào)節(jié)方便、落料簡單、生產(chǎn)效率 高等特點。 和國外鋼筋切斷機對比同樣可以發(fā)現(xiàn)國內(nèi)鋼筋切斷機的問題所在。 國內(nèi)外切斷機的對比：由于切斷機技術含量低、易仿造、利潤不高等原因， 所以廠家?guī)资陙砘揪S持現(xiàn)狀，發(fā)展不快，與國外同行相比具體有以下幾方面差距。 1) 國外切斷機偏心軸的偏心距較大，如日本立式切斷機偏心距24

4、mm而 國內(nèi)一般為17mm看似省料、齒輪結構偏小些，但給用戶帶來麻煩，不易管理．因為在由切大料到切小料時，不是換刀墊就是換刀片，有時還 需要轉(zhuǎn)換角度。 2) 國內(nèi)切斷機刀片設計不合理，單螺栓固定，刀片厚度夠薄，40型和50型刀片厚度均為17mm而國外都是雙螺栓固定，25?27mnB,因此國外刀片在受力及壽命等綜合性能方面都較國內(nèi)優(yōu)良。 3)國內(nèi)切斷機每分鐘切斷次數(shù)少.國內(nèi)一般為28?31次，國外要高出15?20次，最高高出30次，工作效率較高。 4)國外機型一般采用半開式結構，齒輪、軸承用油脂潤滑，曲軸軸徑、 連桿瓦、沖切刀座、轉(zhuǎn)體處用手工加稀油潤滑．國內(nèi)機型結構有全開、 全閉、

5、半開半閉3種，潤滑方式有集中稀油潤滑和飛濺潤滑2種。 以往的機械傳動式鋼筋切斷機，工作時大都采用電動機經(jīng)一級二角帶傳動和 一級齒輪傳動減速后，帶動曲軸旋轉(zhuǎn)，曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑 道中作往復直線運動，使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋。這種形式的鋼筋 切斷機卞要有GJS-40和QJ40-1型兩種類型，除傳動機件有所不同外，其他構 造基本上一致，都可以切斷直徑40mmz下的鋼筋，每分鐘切斷12次。這類鋼筋切斷機由于采用了一級帶傳動及一級齒輪傳動，運動和動力傳到曲柄滑塊機構 時，有一個效率降低的過程，另外，結構不緊讀，重量大，安裝、調(diào)試復雜，目 由于要求齒輪傳動具有一定

6、的精度，制造成本也較高。 所以有必要對鋼筋切斷機進行重新設計，以提高其性能。 第2章設計要求與設計數(shù)據(jù) 2.1設計要求 1）基本工作要求：用手工將不同規(guī)格的鋼筋按所需長度送至刀口，將其切斷；以后再次送入，作下次截斷。 2）運動要求（參照圖1-1）: i）在切斷過程中，要求切斷速度盡可能小，速度盡可能均勻，以保證切削質(zhì)量，減少沖擊； ii）保證切刀行程H; iii）切刀空行程中速度盡可能快，以提高效率； iv）保證切刀的每分鐘切斷次數(shù)（生產(chǎn)率）。 3）動力要求:切刀能產(chǎn)生足夠的沖力克服工作阻力，要有較好的傳動性能。 2.2 性能數(shù)據(jù) 擬采用三相異步電機作動力源，初定電機轉(zhuǎn)

7、速nd=2880rpm；所切鋼筋的 最大直徑dma440mm動刀通過的距離H=44mm其生產(chǎn)率分型號為38次/分刀在切斷過程中所受工作阻力P=400kN其它行程無阻力。整個機器的尺寸范圍為：長X寬X高01600X500X750mm 圖1-1 圖1-1 電機功率可以根據(jù)產(chǎn)品設計要求自選，但功率不能大于7kW此產(chǎn)品將在灰 塵濃度大，工況環(huán)境惡劣的工地工作，所以盡量不選用液壓驅(qū)動。 2.3 關鍵問題及創(chuàng)新點 1 .在保證機器尺寸范圍的基礎上，要達到切斷鋼筋的最大直徑為40mm 要求是個不小的挑戰(zhàn)； 2 .本設計要實現(xiàn)較高的切削動態(tài)性能，以減少沖擊，即對執(zhí)行機構的 函數(shù)發(fā)

8、生線設計要求較高； 3 .需要實現(xiàn)多種生產(chǎn)效率，即要求實現(xiàn)動刀在切削不同型號鋼材是可 選擇相應的生產(chǎn)效率； 4 .改進傳動方案并采用回歸式傳動方案。這種回歸式傳動方式較展開式傳動方式結構更為緊湊。改變后的曲軸為空心偏心曲軸，而空心軸具有承受較高彎扭載荷的能力和重量輕的特點。因而，采用回歸式傳動方式使傳動方案更趨合理。 改進傳動結構，采用角變位齒輪。取小齒輪變位且不發(fā)生根切時的最少齒數(shù)進行設計。與之相嚙合的大齒輪可以不變位，因為一般大齒輪較小齒輪的強度高。采用變位齒輪傳動減小了齒輪傳動中心距，同時兩級齒輪中心距要求相等時，可以更好地湊中心即，也減輕了齒輪的磨損，齒輪彎曲強度和接觸強度都相

9、對地有所提高。 2.4 預期成果 圖1-2和圖1-3,為最初的執(zhí)行機構設想。 其中圖1-2采用了比較常用的對心曲柄連桿機構，設計簡單，工作可靠，但效率相對也較低。 圖1-3采用兩級連桿機構，可得到較為理想的運動曲線，相應的效率會有所提高，設計參數(shù)增加?？梢钥闯龃藱C構在牛頭刨床中采用的比較多，切斷力大，但加工制造會增加，體積也會增大。 第3章機構選型設計 3.1 驅(qū)動裝置方案選擇 3.1.1 液壓驅(qū)動 (1)液壓驅(qū)動有作用通過幾乎不可壓縮的油液的壓強來實現(xiàn)，而壓力的大小又取決于負載的大??；液壓傳動可以很容易地實現(xiàn)無級變速；液壓輸入功率等于油液壓強與油液流量的乘積。主要有齒輪

10、泵，葉片泵，柱塞泵。前兩種輸出為旋轉(zhuǎn)運動，后者輸出為直線運動。 皿 -IS (-1-1- E! by Fi.rn/I EmH-EiuriHin (凡牛；加 i -Kb MT ■ rilfa-FV ( I a Ml 2- H.llb-1 1 卬= 11.I 隸 i1 | 軸或 I (2)基于鋼筋切斷機的工作狀態(tài)，環(huán)境及成本，最宜選擇齒輪泵。齒輪泵有結構簡單、體積小、重量輕、工作可靠、自吸性能好、抗油污能力強，但效率低，噪音大，流量脈動大，不能用做變量泵等特點。構圖如右圖。采用液壓系統(tǒng)配合液壓控制裝置，可很容易實現(xiàn)機械系統(tǒng)的控制。其簡易控制液壓回路圖如圖3-1 L充油閥2.順序閥3.電磁閥

11、4.副物 刀5,主切刀6小液壓缸7*大液壓缸 圖3-1 3.1.2 手動驅(qū)動 當設計要求為便攜式鋼筋切斷機時可考慮此方案。使用手動驅(qū)動一般會用到 液壓和壓力倍增機構，設計相對復雜，要求較高。在這里暫不予以考慮。 3.1.3 電機驅(qū)動 電機驅(qū)動是較為常用和傳統(tǒng)的驅(qū)動方式，特別是三相交流異步電機應用更為 廣泛。三相異步電機的輸出功率比較大，完全可以滿足本設計的驅(qū)動要求。 綜合考慮本設計的使用功能性能要求以及工況設計成本，本設計采用三相異 步電機作為驅(qū)動原機。 3.2 傳動裝置方案選擇 3.2.1 液壓傳動方式 若采用液壓泵作為驅(qū)動裝置，則應選擇液壓的傳動方式，本設計已經(jīng)不

12、予 以考慮。 3.2.2 帶傳動方式 帶傳動為撓性傳動，具有防抱死工況的發(fā)生，所以在以內(nèi)燃機或工況較惡劣 工作下的電機為原機時常被采用，特別常在第一級傳動中出現(xiàn)；但由于是靠摩擦 來傳遞動力，導致部分能量轉(zhuǎn)化為熱，效率下降。盡管如此該傳動方式符合本設 計要求，予以考慮。 3.2.3 齒輪傳動 在機械傳動中應用最廣泛的傳動方式，其傳動準確可靠，效率很高，噪聲小， 可以滿足不同工況要求，但其加工成本比較高，可實現(xiàn)傳動比不是很大，需要多 級傳動才能達到大傳動比的要求。 3.2.4 組合傳動 由于機械運動形式、運動規(guī)律和機械性能等方面要求的多樣性和復雜性，而 以上傳動機構的局限

13、性，因此常常需要將幾種機構配合起來，形成組合傳動機構。 綜合以上基本傳動方式，可有以下幾種傳動方案： （1）日前使用的小型鋼筋切斷機的傳動方式，多采用展開式，如圖3-2所示，其三根傳動軸軸線呈三角形空間平行分布。 圖$2展開式傳動系統(tǒng)運動匐圖 L定刀2動刀3滑道4滑塊5廉二夔大齒" 輪6第二級齒輪軸工飛輪也三猜皮帶* 皮帶輪10電動機11第一皴齒輪軸12第一額F 大齒輪13.曲軸14.連桿= 圖3-3回心式傳動系統(tǒng)送動藺圖? 1定刀2動刀3一滑道4.滑塊5飛輪6. 第一短大齒輪了三角皮帶”卜皮帶輪釉9 .電1 動機10.第三級齒輪鼬11.第一級大齒輪12.空， 心脩心曲軸1工

14、第一級齒輪軸14速桿? (2)從傳動方式上進行改進，采用回歸式傳動方案，如圖3-3所示。其三根傳動軸軸線呈平面分布，其中有兩條軸線重合。這種回歸式傳動方式較展開式傳動方式結構更為緊湊。改變后的曲軸為空心偏心曲軸，而空心軸具有承受較高彎扭載荷的能力和重量輕的特點。因而，采用回歸式傳動方式使傳動方案更趨合理。 (3)將傳動式傳動增加一級齒輪傳動，適當增大傳動比，改善受力情況。上述(2)傳動方案對多級傳動結構改善并不明顯，所以依舊采用傳統(tǒng)式。運動簡圖，如圖3-3所示。 i-電機,2-小帶輪. 3—大帶粒工4-I軸連軸齒輪,5-1軸大齒輪】 6-皿軸連軸雷輪. 7-游動大的輪r8-離

15、合器? 9一固定刀片.1Q-活動刀片」】】一活動刀座112一連桿113-曲柄(軸)’14一皿軸，15—in軸大齒輪+16-口軸17-II軸隹軸齒輪￡18—［軸I19-機體 圖3-3傳統(tǒng)三級傳動運動結構簡圖 3.3執(zhí)行裝置方案選擇 執(zhí)行機構選擇的關鍵是將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為直線運動，同時保證好的運動和動力特性。有以下三種方案： (1)采用曲柄滑塊機構，如圖3-4所示，優(yōu)點是結構簡單，制造成本低，缺點是運動軌跡設計很難達到設計要求，從而導致動力特性不是很好。 圖3-4曲柄滑塊機構 (2)采用齒輪齒條機構，如圖3-5所示，優(yōu)點傳動比精確，但在本方案中，亦沒有這方面的要求，且動刀運動需

16、要較好的急回特性，明顯該機構不滿足，故舍棄。 圖3-5齒輪齒條機構 (3)采用凸輪機構，如圖3-6所示，該方案優(yōu)點是設計靈活，可以達到高精度的運動曲線和運動特性要求，但設計也相對復雜。 (i 一 圖3-5凸輪機構 本設計采用方案1,性能可以達到設計要求。 3.4系統(tǒng)控制方案選擇 如圖3-3所示，開啟制動通過操縱桿離合器控制，在這里不做詳細介紹，有意者可以查閱相關書籍資料。 第4章機構尺度綜合 4.1 匹配電機功率理論計算 按切斷機一次剪切平均能量確定電機功率公式為： 式(4-1) N上A—— 1000t1000*60/(n*Cn) 一式中N——平均功率，kW

17、 A——一次剪切所需之總功，J n滑塊行程次數(shù)，1/min Cn——行程利用系數(shù)(手動取0.5,流水線作業(yè)時取1) 考慮電機運轉(zhuǎn)安全系數(shù)K及效率，則電機功率為: 式(4-2) n-^A- 1000坨nCn N——實際電機功率，kW K——安全系數(shù)(1.1~1.3) 整機效率，% 總功A值的理論計算分析: Ai——剪切功，J AAiA2A3式（4-3） A2——曲柄滑塊摩擦損耗功，J A3一離合器所消耗之功(A3-0.2A) 具體計算公式可參考相關文獻，這里不再放述算得電機功率4KW轉(zhuǎn)速2880r/min。 4.2 齒輪傳動機構參數(shù)

18、設計選擇 如圖3-3所示, 小帶輪 di=25mm 大帶輪 d2=75mm I軸齒輪 Z1=17 m=3 40 II軸齒輪 Z2=63 m=3 28 Z3=12 m=5 57 田軸齒輪 Z4=22 m=5 44 Z5=13 m=7 77 IV軸齒輪 Z6=48 m=7 內(nèi)兒66 總傳動比 i支 Z2Z4Z6 73.75（取 0.98） di 乙Z3Z5 4.3 執(zhí)行機構參數(shù)設計選擇 4.3.1 切斷過程中的等效阻力矩Mr,執(zhí)行機構的運動模型.見圖3-6

19、 L曲柄2連桿3.活動力座4.活動力片 5.固定刀片&殷切鋼筋 圖3-6執(zhí)行機構運動模型 R為曲軸的偏心距； 。點為刀片運動的前死點 Si為活動刀片開始切入時的行程， Sm為最大剪切力出現(xiàn)時的行程； S2為切斷時的行程。 4.3.2 V 活動刀座的受力分析.活動刀座在工作過圖3-7刀座受力簡圖 程中，受到連桿作用力F,切割阻力F（S）,導軌摩擦阻力f,導軌的支承力N等作用，記活動刀座質(zhì)量為mc,運動加速度為a二其受力情況見圖3-7所示。 根據(jù)受力平衡得： Fcos2F(S)fmcac 式（4-4） Fsi

20、n2mcgN fN 根據(jù)(4-4)、(4-5)、(4-6)式得: mcgmatan2F(S)tan2 1tan2 u 式（4-5） 式（4-6） 式（4-7） 4.3.3 執(zhí)行機構的運動參數(shù)，由圖3-6得: Rej(2)l2ej5[(I2R)S]ej0 可推出 5 sin 2.2 sin R l2 cos 55 cos5 SR(1cos)l2(cos51) 式（4-8） 式（4-9） 式（4-10） 式（4-11） 式（4-12） Rsin l2sin5.5 式(4-13)

21、 tan iRsinlsin Rcoslcos5 式（4-14） 1d.d「1dcosdR.sinl.5sin5]/sind式（4-15） 式（4-16） 5...”（1d.d）2 式中，5,5為連桿的繞質(zhì)心的角速度及質(zhì)心點的速度，1d,d為連桿的質(zhì)心參數(shù)，c為活動刀座的速度，R為曲柄的長度，12為連桿的長度，S為活動刀座從上死點開始的行程。 經(jīng)計算得綜合后執(zhí)行

22、機構尺寸如下： 連桿長度179mm 曲軸偏心距22mm 選曲軸直徑70mm 第5章機構運動分析 5.1 各機構運動方程 5.1.1 齒輪系傳動比方程 i曳豆亙273.75 d〔Z1Z3Z5 5.1.2 曲柄滑塊位移方程 VbyAesin XbXaecos ycVa xcxB..12（esin）2 5.1.3 曲柄滑塊速度方程 ’‘‘ VbyAecos ’‘’. xBxAesin 式（5-1） 式（5-2） 式（5-3） 式（5-4）

23、 ycyA ’'cos(esin)/式(5-5) XcXb22 J(esin)'w式(5-6) 5.1.4 曲柄滑塊加速度方程 ''''/'''2、 式(5-7 ) yByAe(cossin) ''''''.'2、 XbXae(sincos) '' '' Vc yA '' '' Xc Xb '2 cos (e sin ) sin (e sin ) x l2 (e sin )2 '2 2 cos 式(5-8) cos(esin) 312(esin)2 5.1.5 曲柄運動方程 式(5-9) 5.2運動仿真分析 5.2.1 電機運

24、動 施加的電機驅(qū)動轉(zhuǎn)速n=17280/360r/s=2880r/min。 U3|】酒id|-Kna-gaFIa|izsa|irzaio[ltzhoi|4ui Tmt端sc) 〔-HNrtLPJi.口■'u-lEFDLn; 5.2.2飛輪運動 飛輪角速度 EP21西0 雙二 口.Fir*] 411 Y-IXNM4 57上1：E43I-：■S=2l第4三 圖5-2飛輪角速度 實測飛輪轉(zhuǎn)速 n=5721.9

25、rad/s=953.65r/min, 即為第一級傳動 帶傳動。 在Adams仿真中用連接副模擬實現(xiàn)帶傳動，設傳動滑動率為 2% 飛輪角加速度速 ￥T IDE DDOad 一Shr E ME E I Mm- 3 4fi2jE g 即m34MEAooi-*■ 口皿0030niD7口網(wǎng)DOH口四0.003皿皿0.001 Q0O.B1D.DZIJ30JD+J.Q印』 TifflB(tK) 圖5-3飛輪角加速度 從上面的仿真圖中可以看出，切斷機在啟動時加速度很大，隨時間推移而變小穩(wěn)定。穩(wěn)定時間大約為十秒。飛輪角加速度對后面飛輪的設計有重要參考數(shù)據(jù)，應予以

26、重視。 5.2.3 曲柄運動 曲柄角速度 X; | | 口隼* I 1HH I I ?啰 I RMS 1 AdR&rti | 刊. | 13155E-DSR | 2探MOI | 砥Nd || 看b 冏小 | ZS74U1 | 4FI PWT 15 0 4 22g n . . . 227.5- 227.0- 223.5- 22S0- 二 um： MlllgJtgE UE山 I」EM￡ 2255 0,0IQ,OI2Q,Q3D040.Q50.0如.口 Tmt(mc|i 圖5-4曲柄角速度 上圖為飛輪級經(jīng)三級齒輪傳動減速后獲得的轉(zhuǎn)速。仿真值為226.74rad/s

27、 即37.8r/min,可以滿足切斷速度38r/min的要求。 Mi< I I 矗（ I RMS a&P0力 ■ □ ZETEX-m* I l.ZSE im I 31m￡皿 4UI I 15.ME%E q F出5右由巴 匚口身一卻一言看*一n@會. 曲柄角加速度 圖5-5曲柄角加速度 上圖和飛輪角加速度速仿真圖很相似，主要差別是經(jīng)過齒輪減速機角加速度相應按傳動比減少。 5.2.4 滑塊切割頻率 下圖是為了測得準確切割頻率所做的測試，測試點在動刀滑塊上，測試時間為1min。由圖計算分析很容易測得切斷頻率近似為38次/min,符合設計要求 -Mfl ：0 )0.0 30

28、.D 30.0' liirntf (sec) C：J0 ED.D 圖5-6滑塊頻率 5.2.5 動刀運動 動刀位移 inn | imzm | ar ID 圖5-7動刀位移 上圖為對動刀滑塊的位移所做的測試，測試點為滑塊，測試時間為2s。分析圖形數(shù)據(jù)可知，滑塊的行程為43mm,滿足設計要求44mm勺行程，但誤差較大還需對曲柄偏心距離進一步微調(diào)優(yōu)化。 動刀速度 122|史蜘丁|ansa|筆圈4|通醉it|-iziasn|的函|苴n 圖5-8動刀速度 上圖為動刀速度仿真圖，可以看出速度曲線接近正弦函數(shù)，這在設計預想之內(nèi)，因為曲柄滑塊機構簡單，且對心。同是結

29、構的簡單使用導致了切斷刀無急回特性，切斷效率降低。 動刀加速度 圖5-9動刀加速度 上圖為動刀加速度的仿真圖，在空載情況下，可以看出由于速度接近正弦， 所以加速度相對平穩(wěn)，最大加速度在回程中，為377mm/s由此可以看出系統(tǒng)震動較小，達到設計要求。 第6章機構動力分析 本章中將對切斷機分別在空載和切鋼筋工況下分別仿真分析。為了模擬鋼筋切斷機剪切鋼 筋的過程需要給切斷動刀一模擬剪切力。此剪切力在ADAMS仿真軟件中用一固定力實現(xiàn)， 將此力施加在動刀上，反作用力作用在大地上，再輸入剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)并用STEP函數(shù) 配合實現(xiàn)剪切進刀退刀兩個過程。 本設計將側(cè)重點分析電機力矩

30、，齒輪系力矩，曲柄連桿受力及動刀受力情況，這些將為后 面系統(tǒng)的修正改進提供重要根據(jù)。 6.1 電機受力分析 由圖6-1可知電機在空載的工況下轉(zhuǎn)矩很小可以忽略。這在預想設計之中，但電機在切鋼筋的過程中，由圖6-1可知，電機將要承受很大的沖擊載荷，最大沖擊力矩為30N/m。由此很容易得到電機瞬時功率需達到近400kW,對電機 沖擊太大，這要求后面通過設計飛輪來緩沖這類沖擊。 6.2 第一級齒輪軸受力分析 1D- 印T 圖6-3第一級齒輪軸空載力矩圖 I工|號 XWA**-* 門 |1 | 二. [ M [ *i n* I ?*** I I jipr v Ihh

31、 i 由圖6-3及圖6-4分析可得齒輪第一級傳動軸受力情況，因為第一級齒輪轉(zhuǎn)速較高，轉(zhuǎn)矩為周期性動載荷。這種受力狀況對機器工作，壽命都很不利，而且再加上慣性力很大的飛輪后，這種震動更加突出。 圖6-5第四級齒輪軸空載力矩圖 圖6-6第四級齒輪軸切鋼筋力矩圖 輪系最后一級，受力狀況很重要，因為它的受力更復雜，收到來自切斷鋼筋過程中產(chǎn)生的沖擊也很大?？蛰d情況下滿足動力要求，但由圖6-6可分析知，第四級軸受到很大的沖擊載荷。這種脈動載荷將加重整機的震動。 6.3 曲軸受力分析 經(jīng)驗告訴我們，在鋼筋切斷機的所有零件中，曲軸是易損壞零件之一。因為它既要受到轉(zhuǎn)矩又要受力，而且還直接

32、承受來自切鋼筋時所帶來的強大沖擊。正因為此曲柄連桿要設計成易拆裝的結構。 由圖6-7,圖6-8可知曲軸受沖擊力矩確實很大，曲軸設計時結構應考慮到此種情況。 而圖6-9,圖6-10可知曲軸在空載情況下完全滿足要求，但在剪切時同樣會 受到很大的沖擊力。 ：I-I;I=]IIII 圖6-7曲軸空載力矩圖 ，■ ■■中 圖6-8曲軸切鋼筋力矩圖 I 廠* T —[■1* 1 ■ Iuim?rT '? '0 I ：UL T | /跟 J I I 圖6-9曲軸空載受傷力圖 圖6-10曲軸切鋼筋受力圖 6.4 動刀受力分析 鋼筋切斷機的動刀刀片直接剪切鋼筋, 鋼

33、筋切斷的機理較為復雜。ADAMAS 仿真軟件不能仿真出切斷實體的過程，所以切斷力只能依據(jù)其他設備刀具切斷鋼筋的受理情況，擬出鋼筋切斷過程受力曲線，再在ADAMS中擬合出來施加在動刀刀片上。在此動刀刀片上的受力亦即剪切受力，如圖6-11所示。 1 & Mb： 33 I Mh .甘汨 I I [I 心/ I HM5 816] '5? | 煙 第7章飛輪設計 7.1 飛輪慣量計算分析 切斷機為正確選擇電機功率，在傳動系統(tǒng)均設計了飛輪裝置。在沖切刀座不 白0出4>.HJOJJ02以招 切斷時代W 圖7-1 工作時電動機帶動飛輪轉(zhuǎn)動，儲備能量，而在切斷鋼筋瞬時，靠

34、飛輪降速，釋放出所儲存的能量。圖7-1中的曲線a為沒有飛輪裝置時所需功率變化曲線。a曲線所包容面積A為剪切一次鋼筋所需能量。若按直線b選擇功率，則剪切所需不足之能量由飛輪供給（即An）。從而看出，按一次剪切所需平均能量的1.1-1.3倍計算電機功率后，即可進行飛輪設計。 7.2 飛輪慣量計算 ,n、2 (30T) 式中J—飛輪轉(zhuǎn)動慣量，kgm2 A——一次剪切功，J N電機額定轉(zhuǎn)速，r/min i——電機軸至飛輪軸速比 S不均勻系數(shù)，％ ①飛輪尺寸隨電機額定轉(zhuǎn)速的增大而減小，從設計看，要保證一定的行程次 數(shù)，飛輪轉(zhuǎn)速高，將使傳速比增大，使整機尺寸增大。再有高轉(zhuǎn)速飛輪，對鑄造

35、質(zhì)量及靜平衡要求高，否則會造成飛輪破損與整機振動。 ②電機軸至飛輪軸速比i增大，對剪切有利。當i值增大時，電機可在較長時間補充給飛輪能量。 ③轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)增大，飛輪慣量減小。據(jù)資料介紹，當飛輪速度降低 10%寸，供給的能量為其總能量的19%降低20%寸，為36%降低30%寸，為51%由此可見，飛輪速度每降低10%釋放出的能量減少近50% 不均勻系數(shù)的計算 2(sSp) 式中 6120N 電機系數(shù) CnnA S—電機額定轉(zhuǎn)差率（取0.04-0.08） Sp—電機軸與飛輪軸三角皮帶傳動的當量滑動系數(shù)（取0.04）一修正系數(shù)，見表7-2 修正系費￡ K7 …1 11

36、2 110 1,6 E 0.35 090 ■ 0.02 0.95 皮帶正常打滑，可保護電機及減小飛輪尺寸。 7.3 飛輪設計 根據(jù)計算的飛輪轉(zhuǎn)動慣量I,確定飛輪輪緣、輪輻、輪毅幾何尺寸。飛輪設計計算時輪緣、輪輻、輪毅部分的傳動慣量都應作考慮。 7.4 飛輪啟動時間t 飛輪啟動時間長短，取決于從動慣量的大?。粏訒r間應控制在一定范圍內(nèi)。 若時間過長，電機電流過大，從實踐得知，啟動電流若大于電機額定電流的7 倍，將導致電機燒毀或發(fā)生跳閘事故。 第8章結論 8.1 方案特點 首先，綜合本設計的運動學和動力學分析可知，此鋼筋切斷機各項性能均能 達到所要求指

37、標，即切斷速度38次/分鐘，動刀行程44cm,電機功率在3kW左 右，整個機器的尺寸范圍為：長X寬X高=1000X350X600mm。 其次，本設計結構簡單，成本低廉，很適合在工況很惡劣的情況下使用，而 制造生產(chǎn)易于批量化，進一步降低成本。該鋼筋切斷機和工業(yè)上的GQ40牌鋼筋 切斷機較為相似，但剪切速度要快些。本設計擁有GQ40牌鋼筋切斷的優(yōu)點，即 設計合理，結構緊湊，適用性廣。切斷直徑：①6①40毫米，切斷次數(shù)：38次/ 分；電動機：3kW；可用于大小建筑待業(yè)，尤其是任務重，工期短的建筑項目， 也可用于各種大小規(guī)模的軋鋼廠，以及金屬結構廠、鋼筋加工廠。使用該機，可 以減少手工

38、操作，減少勞動力，提高勞動效率。 8.2 方案設計特點 本方案設計思路清晰明了，以使用可靠為準則，簡化了繁瑣的設計過程。電 機通過V型帶傳給飛輪即齒輪系第一級。齒輪系中齒輪模數(shù)均采用國家標準模 數(shù)，為增加沖擊折斷強度，可進行適當?shù)恼兾弧ＧS連桿設計也很常規(guī)化，只 要強度足夠高就可。 設計整體先分析設計要求，在進行產(chǎn)品初期設計，建模。為減少成本，先用 繪圖軟件建模，在進行運動學和動力學分析，與設計原始要求對比，進而進行優(yōu)化設計，知道達到設計要求為止。 8.3 方案設計結果的特點 8.3.1 結果優(yōu)點 設計出的機構剪切速度，動刀行程，電機功率等運動學性能都達標，切斷力 足夠

39、大，可以滿足常用鋼筋的切斷工作。 8.3.2 結果不足 由于設計以低成本為出發(fā)點，所以本設計壽命可靠性都不是很高，噪聲較大。 采用了對心曲柄連桿機構，剪切過程中有個效率就降低的過程，所以整機效率較 低，這也是本設計最需改進的地方。設計為對齒輪軸靜力分析，齒輪系可能有偏 載現(xiàn)象，這將加快機器的磨損，降低壽命。 第9章收獲與體會 通過完成這次課程設計，本人掌握了簡單機構的設計過程，培養(yǎng)了獨立設計 能力。這個過程中，本人學會了綜合運用機械原理和機械設計及其他先修課程的 理論和生產(chǎn)實際知識，并使這些知識進一步得到鞏固和加深擴展。在課程設計實 踐中不斷學習，掌握常用零部件，機械傳動機

40、構及一般機械原理基本方法和步驟， 培養(yǎng)了自己的設計能力，分析問題，解決問題的能力及創(chuàng)新能力。期間學到的所 有知識，在工作中我想會對自己有很大的幫助。 鑒于課程設計的要求，本人期間還學會ADAM魴真軟件的開發(fā)流程及簡單產(chǎn) 品的建模仿真。從中本人感覺到產(chǎn)品設計中應用的軟件決定了設計過程的進展速 度，所以在力所能及的范圍內(nèi)應該多接觸專業(yè)軟件并且達到能夠充分了解，觸類旁通。 第10章致謝 在這次課程設計中，本人得到了西南交通大學何朝明老師和鄭浩同學的大 力支持和幫助，對此我表示由衷的感謝！ [1] 王良文，李長詩，等.基于VB的鋼筋切斷機通用動力學計算模型[J].鄭州輕工業(yè)學

41、院學 報,2005(8):71-80. [2] 車仁煒,陸念力,王樹春.一種新型鋼筋切斷機的設計研究[J].機械傳動,2004. [3] 劉正華,爾聯(lián)潔,徐春梅.三軸飛行仿真轉(zhuǎn)臺結構有限元分析[J].機械設計與制造,2002(5):7-9. [4] 章友文.鋼筋切斷機剪切機理分析[J].工程機械,1991(3):16-19. [5] 胡恩球,張新訪.有限元網(wǎng)格生成方法發(fā)展綜述[J].計算機輔助設計與圖形學學 報,1997,9(4):378-383. [6] 胡恩球,張新訪.有限元網(wǎng)格生成方法發(fā)展綜述[J].計算機輔助設計與圖形學學 報,1997,9(4):378-383 [7

42、] 賀生華.普通鋼筋切斷機技術改造[J].廣東建材,2008(01):41-43. [8] 陶浩,段紅杰.鋼筋切斷機的動力學性能[J].煤礦機械,2008,(05):81-83. [9] 高蕊.鋼筋切斷機切斷過程分析及最大沖切力的計算[J]建筑機械,1995,(11):23-26 [10] 孟進禮,衛(wèi)青珍.對鋼筋切斷機發(fā)展的幾點看法[J].建筑機械化,2000,(02). [11] 田野.我國鋼筋調(diào)直切斷機的現(xiàn)狀及發(fā)展[J].建筑機械化,2005,(01) [12] HEZhan-wu.V-stylegroovyrollerwheelloadingplantframeofreinfo

43、rcingsteelcutters.ConstructionMechanization:2009(01)：44-45. [13] 王伯平.鋼筋切斷機剪切力功模擬函數(shù)曲線的建立及分析[J].太原重型機械學院 學報,1988,(04). [14] 程鵬.小型鋼筋切斷機的結構改進設計[J].工程機械,1995,(02) [15] C.H.柯熱夫尼柯夫.《機構參考手冊》[M].(蘇) [16] R.C.維翰遜.《機構設計綜合——創(chuàng)造性設計與最優(yōu)化》[M].〔美〕 [17] 洪允楣.《機構設計的組合與變異方法》[M]. [18] 《FORTRA篥法語言》,清華大學出版社. [19] 《平

44、面連桿機構運動分析(C語言版)》，機械原理課程設計指導書。 [20] SiemensAutomationGroup.SIMATICS7STEP-MICRO編程參考手冊.北京:SiemensAutomationGroup,1996(8). [21] Kamm.DesignCost-EfficientMechanisms.Mcgrow-HillInc,1990. [22] Eckhardt.KinnematicDesignofMachinesandMechanisms.McGraw-HillCompaniesInc,1998. 附錄1建模過程 建模用ADAMS,過程如下: 新建文件，設

45、置環(huán)境 齒輪系建模 uajed^^■ /.03二.0 i1Mlalau戛X 1 曲柄連桿機構建模 fi0r ?JjL ?迎?l 3|:&0| 動刀建模 QI▲倒HMIJ-，g.lLI一?，F(xiàn) 電機建模 [iiii：i羌音：二衣.遮 實體建?？倛D 設置電機驅(qū)動

46、 添加帶傳動 添加齒輪副 BWI V. ?7 添加移動副 添加剪切力 輪廓線總圖 y  附錄2文獻綜述 鋼筋在建筑上應用非常廣泛，它可以用作預制構件，鋼筋混凝土

47、和箍筋等。 為此，需要鋼筋切斷機按所要求的鋼筋的規(guī)格的長度將其切斷。鋼筋切斷機是鋼筋加工必不可少的設備之一，它主要用語房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定長切斷，一般都是用于剪切建筑用的I級鋼，剪切鋼筋直徑為6—40毫米。鋼筋切斷機與其他切斷設備相比，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。 鋼筋切斷機有機械傳動和液壓傳動兩種。機械傳動構造簡單，工作可靠，維修方便，液壓傳動無噪音，體積小，重量輕，移動方便。但液壓傳動結構復雜，一且出現(xiàn)故障難以排除，故目前較多使用的仍然是機械傳

48、動的鋼筋切斷機。 （一）機械傳動鋼筋切斷機 圖1-1為連桿驅(qū)動式鋼筋切斷機的外形， 其傳動系統(tǒng)如圖1-2所示。工作時，電動機 帶動大皮帶輪旋轉(zhuǎn)，再通過兩對齒輪組減速，帶動偏心軸推動連桿，連桿端裝有沖切刀片，沖切刀片在與固定刀片相錯的往復水平運動中切斷鋼筋。 DYT-32型液壓鋼筋切機 4-r . 留/5 GJ 40型切?機傳動條幌 1-電動機大皮特珀打斗聯(lián)速而輪邑偏小軸 7-利坳心福動力片莖兇量刀杵 Gr- 40型鋼筋切斷機 （二）液壓傳動鋼筋切斷機 圖1-3是DYT—32型液壓鋼筋切斷機的外形、具結構和工作原理如圖5—9所示，工作時，電動機帶動偏心軸旋轉(zhuǎn)，偏心抽旋轉(zhuǎn)時使

49、高壓油泵中的柱塞作往復運動，將油箱中的液壓油不斷油缸中。從而推動活塞，使活動刀片前進,當活動刀片和固定刀片相錯時，鋼筋即被切斷。 國內(nèi)外切斷機的對比：由于切斷機技術含量低、易仿造、利潤不高等原因，所以廠家?guī)资陙砘揪S持現(xiàn)狀，發(fā)展不快，與國外同行相比具體有以下幾方面差距。 1) 國外切斷機偏心軸的偏心距較大，如日本立式切斷機偏心距24mm而國內(nèi) 一般為17mm看似省料、齒輪結構偏小些，但給用戶帶來麻煩，不易管理.因為在由切大料到切小料時，不是換刀墊就是換刀片，有時還需要轉(zhuǎn)換角度。 國外鋼筋切斷機 2) 國內(nèi)切斷機刀片設計不合理，單螺栓固定，刀片厚度夠薄，40型和50型 刀片厚

50、度均為17mm而國外都是雙螺栓固定，25?27mnB,因此國外刀片在受力及壽命等綜合性能方面都較國內(nèi)優(yōu)良。 3) 國內(nèi)切斷機每分鐘切斷次數(shù)少.國內(nèi)一般為28?31次，國外要高出15? 20次，最高高出30次，工作效率較高。 4) 國外機型一般采用半開式結構，齒輪、軸承用油脂潤滑，曲軸軸徑、連桿瓦、沖切刀座、轉(zhuǎn)體處用手工加稀油潤滑.國內(nèi)機型結構有全開、全閉、半開半閉3種，潤滑方式有集中稀油潤滑和飛濺潤滑2種。 目前國內(nèi)建筑工地使用的鋼筋切斷機雖能完成切斷動作，但其執(zhí)行機構沒有 考慮到對切刀運動規(guī)律和動力特性的要求，切刀工作過程中產(chǎn)生的沖擊很大，切 第茴切事機主要技舉承威 機配

51、 GQ40A GQ4口耳 GQ40* 單位假酒系政K：'J/hN> 27 15 1Q 8 7，5 單位切西方忖料南庭后敗 K士chg/Khl)' 1.51 MSCblO 1.34 也用蜀或舊式 人工承肥 入H年配 人工選配 人H選配 胃就機榭 電付黎定也倡在科他 探萬整 換N性 不用 案刀片 不用 生產(chǎn)率? 患 a? 40 邪 40 樸眼尺寸(mm! 15^X610X410 ISI0XI14X01Q ]140X54^X740 整帆電■:純仙 670 7O0 450 390 詛滑方式 手的滯愉握看 手班曲而洞看 何*脂詞滑 飛就灌腦 飛款潮增 杞型焙為 開式 丹式 半封阻 全熱閑 斷效率較低。因此，有必要將現(xiàn)存的鋼筋切斷機加以改進，重新設計，以獲得動態(tài)性能較好的鋼筋切斷機，使其實現(xiàn)操作簡便、調(diào)節(jié)方便、落料簡單、生產(chǎn)效率高等特點。