1、 1 引言11 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。全套图纸加153893706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，
2、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 2831 次，国外要高出 1520 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
3、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
4、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。12 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
5、个总结，也是走上工作岗位前的一次模拟训练。13 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。
6、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 。即切断钢筋的条件为：AQ查资料可知钢筋的许用剪应力为： MPa,取最大值 142MPa。由于本1428切断机切断的最大刚筋粗度为： mm。maxd则本机器的最小切断力为： 21844)(.32max2QdQ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
7、：W8.6901.20615QP查表可知在传动过程中，带传动的效率为 = 0.940.97； 二级齿轮减速器的效率为 = 0.960.99； 滚动轴承的传动效率为 = 0.940.98； 连杆传动的效率为 = 0.810.88；滑动轴承的效率为 9.08.由以上可知总的传动效率为:= 0.94 0.960.980.81=0.72由此可知所选电机功率最小应为 kw94.172.06P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 Y112M-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
8、比电动机型号为 Y，满载转速为 960 r/min。a) 总传动比 641590ib) 分配传动装置的传动比 10i上式中 i0、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i0 =2，则减速器的传动比为 326401ic) 分配减速器的各级传动比按展开式布置，查阅有关标准，取 i11=6.4，则 i22=5。 （注以下有 i1 代替 i11，i 2 代替i22）3.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数a) 各轴的转速 轴 min/r48029601nm 轴 min/r754.68012in
9、 轴 i/r23ib) 各轴的输入功率 轴 kw068.294.011p 轴 9.1722 轴 33c) 各轴的输入转矩电动机输出转矩 mN89.2160.95dT 轴 N15.4.01 i 轴 m3.2098765.4122 轴 .333iT3.2 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 KA=1.5 ，P c=1.52.2=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 d1=100mm，则大
10、带轮基准直径为 d2=2100=200mm3.2.3 带速的确定： s/m0.516094.3160ndv3.2.4 中心矩、带长及包角的确定。由式0.7(d1+d2)a02(d1+d2) 可知：0.7(100+200)a02(100+200) 得 210a 0600初步确定中心矩为 a0=400根据相关公式初步计算带的基准长度： m25.1740)2()10(24)(2 2021210 ）（ addaLd查表选取带的长度为 1250mm计算实际中心矩：取 386mmm38625.170420 dLa验算小带轮包角：.1653.718012ad3.2.5 确定带的根数：查表知 p1=0.97
11、p 1=0.11 ka=0.965 kl=0.93 则 lackpZ1取 Z=440.39.65.0.97.033.2.6 张紧力 查表 q=0.10kg/m20)1(qvkvZpFcN1.3024.5196.0542.530 3.2.7 作用在轴上的载荷：9.2.sin.sin20FZq3.2.8 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 260HBS2) 初选齿数 取小齿轮的齿数为 20，则大齿轮的齿
12、数为 206.4=1283) 齿数比即为传动比 4.62018i4) 选择尺宽系数 d 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 d=0.6初估小齿轮直径 d1=60mm，则小齿轮的尺宽为 b= d d1=0.660=36mm5) 齿轮圆周速度为：参照手册选精度等级为 9 级。s/m5.10648106 nv6) 计算小齿轮转矩 T1 mN10.486.25.95.9161 npT7) 确定重合度系数 Z 、Y ：由公式可知重合度为 695.1280.381则由手册中相应公式可知： 7.3695.4Z2.07.25.0Y8) 确定载荷系数 KH 、K F确定使用系数 KA：查阅
13、手册选取使用系数为 KA=1.85确定动载系数 Kv：查阅手册选取动载系数 Kv=1.10确定齿间载荷分布系数 KHa、K Fa： m/N10/23.703601.4852*21 dbTFAtA则 .7.022ZKHa 45.69.YFa载荷系数 KH、K F 的确定，由公式可知 0.315.08.1VA42.35.093HaFFb) 齿面疲劳强度计算1) 确定许用应力 H 总工作时间 th，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： h120835 应力循环次数 N1、N 28 6.6.6.6.3110 304570046 hiiihv tTtrn781
14、2 156uNv 寿命系数 Zn1、Z n2 ，查阅相关手册选取 Zn1=1.0、Z n2=1.15 接触疲劳极限取： hlim1=720MPa、 hlim2=580MPa 安全系数取：S h=1.0 许用应力 h1、 h2MPa72019.62lim1 hnHhSZ 34.52li2hnh2) 弹性系数 ZE 查阅机械设计手册可选取 Pa190EZ3) 节点区域系数 ZH 查阅机械设计手册可选取 ZH=2.54) 求所需小齿轮直径 d1m34.57208.5194.61.09.23 211 hedhuTk 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： 圆整中心矩取 222
15、mm75.2041.634.5模数 m：由中心矩 a 及初选齿数 Z1 、Z 2 得：3921Z分度圆直径 d1,d26031mz m384122mzd确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=600.6=36mm小齿轮尺宽取 b2=40mmc) 齿根抗弯疲劳强度验算1) 求许用弯曲应力 F 应力循环次数 NF1、N F27 2.62.62.62.631108. 30457046 hiiihFtTtrn7712 1uNF 寿命系数 Yn1、Y n2 ，查阅相关手册选取 Yn1=1、Y n2=1 极限应力取： Flim1=290MPa、 Flim2=220MPa 尺寸系数 Yx：查阅机械设计手册选，取 Y
16、x=1.5 安全系数 SF：参照表 9-13，取 SF=1.5 需用应力 F1 、 F2 由式（9-20） ，许用弯曲应力 MPa3875.129021lim1 SYFxNF29.2li2FxF2) 齿形系数 YFa1、Y Fa2 由图 9-19，取YFa1=2.56 YFa2=2.153) 应力修正系数 Ysa1、Y sa2 由图 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.824) 校核齿根抗弯疲劳强度 由式（9-17） ，齿根弯曲应力1411MPa49MPa692.05.2.3602.FsaFFmbdTK 2122 a.1462.5849FsaFY 3.3.2 第二级齿轮传动设计：a)
17、 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 260HBS2) 初选齿数 取小齿轮的齿数为 28，则大齿轮的齿数为 285=1403) 齿数比即为传动比 528140i4) 选择尺宽系数 d 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 d=2/3初估小齿轮直径 d1=84mm，则小齿轮的尺宽为 b= d d1=2/384=56mm齿轮圆周速度为：参照手册选精度等级为 9 级。s/05m.160784160n5) 计算小齿轮转矩 T1 mN105.2796.15.9np5.9T161 6) 确定重
18、合度系数 Z 、Y ：由公式可知重合度为 4.1028.31则由手册中相应公式可知： 68.374.4Z681.075.2.0Y7) 确定载荷系数 KH 、K F确定使用系数 KA：查阅手册选取使用系数为 KA=1.85确定动载系数 Kv：查阅手册选取动载系数 Kv=1.0确定齿间载荷分布系数 KHa、K Fa： m/N10/6.1956840.2121 dbTFAtA则 3.6.022ZKHa 47.8.YFa载荷系数 KH、K F 的确定，由公式可知 2.3.150.81VA34732HaFFc) 齿面疲劳强度计算1) 确定许用应力 H总工作时间 th，假设该弯曲机的寿命为 10 年，每年
19、工作 300 天，每天工作 8 个小时，则： h120835应力循环次数 N1、N 27 6.6.6.6.311035. 3045706 hiiihv tTtrn6712 1.253.uNv寿命系数 Zn1、Z n2 ，查阅相关手册选取 Zn1=1.33、Z n2=1.48接触疲劳极限取： hlim1=760MPa、 hlim2=760MPa安全系数取：S h=1许用应力 h1、 h2MPa8.103.762lim1 hnHhSZ .24.2li2hnh2) 弹性系数 ZE 查阅机械设计手册可选取 Pa190EZ3) 节点区域系数 ZH 查阅机械设计手册可选取 ZH=2.54) 求所需小齿轮直
20、径 d1m0.7 8.124605953/28.1.3 23 211 hedhuTk 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： 圆整中心矩取 252mm21050.7模数 m：由中心矩 a 及初选齿数 Z1 、Z 2 得：340281Z分度圆直径 d1,d231mz m420132mzd确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=842/3=56mm小齿轮尺宽取 b2=60mmc) 齿根抗弯疲劳强度验算1) 求许用弯曲应力 F 应力循环次数 NF1、N F27 2.62.62.62.631105. 3045706 hiiihFtTtrn6712 10.253. uNF 寿命系数 Y
21、n1、Yn2 ，查阅相关手册选取 Yn1=1、Yn2=1 极限应力取： Flim1=290MPa、 Flim2=230MPa 尺寸系数 Yx：查阅机械设计手册选，取 Yx=1.5 安全系数 SF：参照表 9-13，取 SF=1.5 需用应力 F1 、 F2 由式（9-20） ，许用弯曲应力 MPa3875.129021lim1 SYFxNF0.32li2FxF2) 齿形系数 YFa1、Y Fa2 由图 9-19，取YFa1=2.56 YFa2=2.153) 应力修正系数 Ysa1、Y sa2 由图 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.824) 校核齿根抗弯疲劳强度 由式（9-17）
22、，齿根弯曲应力1511MPa3MPa681.02.6840.2FsaFFmbdTK 2122 a9762.153FsaFY 3.4 轴的校核3.4.1 一轴的校核轴直径的设计式89m.17402.61nPC2.0159333T6 d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。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表 1 作用在轴上的力垂直面（Fv） 水平面（Fh）轴承 1 F2=12N F4=891N齿轮 2 = NBvF367498NFAH轴承 3 F1=476N F3=1570N带轮 4
23、 0v1056NBH3） 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 作用在轴上的弯矩垂直面（Mv） 水平面（Mh）1308N.m9-Ft1vMN.mm-97101cHFM合成弯矩截面 9728.m.722 10534N0498v 15N.m20467-389H合成弯矩截面 1053m5103482M4）作出转弯矩图如图 2-f5）作出当量弯矩图如图 2-g，并确定可能的危险截面、如图 2-a。并算出危险截面的弯矩如表 3。表 3 截面的弯矩截面 1054N.mTM22e截面 66）确定许用应力已知轴材料为 45 钢调质，查表得 =650MPa。用插入法查表得b=102.
24、5MPa， =60MPa。b0b159.012607）校核轴径如表 4表 4 验算轴径截面 m621.0M3bed截面 48.31be结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。b) 轴的刚度计算7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG23I4p1d508I42p36I4p3d1270I4p8693I45pd2I46p5103I47pd682I4p85.012. 164829520834671695270483650739 所以轴的刚度足够3.4.2 三轴的校核轴直径的设计式54.9m1.860nPC2.0159333T6 d轴的刚度计算a) 按当量弯矩
25、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 作用在轴上的力垂直面（Fv） 水平面（Fh）轴承 1 F3=1627N F1=8362N齿轮 =2381NBvF867NFAH轴承 2 F4=754N F3=12619N曲轴 0v21848NBH3）计算出弯矩如表 6，并作图如图 3-d、e表 6 轴上的弯矩垂直面（Mv） 水平面（Mh）.m-314825N9.-Fp1vMN.mm16804793.51cHFM合成弯矩截面 m640N607.22 189v
26、 .5317H合成弯矩截面 60315467272M4）作出转弯矩图如图 3-f5）作出当量弯矩图如图 3-g，并确定可能的危险截面、和的弯矩如表 7表 7 危险截面的弯矩截面 m1640N.TM22e截面 36）确定许用应力已知轴材料为 45 钢调质，查表得 =650MPa。用插入法查表得b=102.5MPa， =60MPab0b159.026017）校核轴径如表 8表 8 校核轴径截面 m46.91.0M3bed截面 08.5.31be结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。b) 轴的刚度计算 7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG所以轴的刚度
27、足够03.5 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 bh 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=30mmb)
28、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 ppkldT2式中 传递的转矩 )mN( 轴的直径 d 键与轮毂的接触高度(mm)，一般取 k 2hk 键的接触长度(mm).圆头平键 l bLl 许用挤压应力 )pMPa(键的工作长度 m1)425(bLl挤压面高度 10hk转矩 npT65.9 N09.1587966 许用挤压应力，查表， MPa0p则 挤压应力Pa602.431596.26apklT所以 此键是安全的。附：键的材料
29、：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 的钢制造，如 45 钢 Q275 MPa60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 (脂润滑)190min3.6.2 寿命计算 a) 计算轴承内部轴向力.查表得 10000K 轴承
30、的内部轴向力 )2/(YFRs65.032815cos67.0cos. YN12470481503922 RF则：9028)(121YRSb) 计算外加轴向载荷 XFc) 计算轴承的轴向载荷 因为 21S故 轴承 1 N902811SAF轴承 2 21d) 当量动载荷计算 由式 )(aRpPYFXfF查表得： 的界限值 A 42.05.1tge90.152382RF7.012498RAF查表知 eRA9./1故 39.0cos40YXeFRA7.1故 39.04.22Y则：N905)90283.124.(2)11ARpPFXfF13).7.()221 ARpPYf式中. (轻度冲击的运转).p
31、f由于 ，且轴承 1、2 采用型号、尺寸相同的轴承，谷只对轴承 2 进行寿21PF命计算。 N032Pe) 计算轴承寿命h45019)367(2)110660PhFCnLf) 极限转速计算 由式 lim21nfmas5.1031467PFC6.7./21arctgarctgRA查得：载荷系数 5.1f载荷分布系数 802故 minr9.60masnir1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
32、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
33、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
34、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，20012 孙桓，陈作模主编.机械原理（第6版）.北京：高等教育出版社，20013 李继庆，陈作模主编.机械设计基础.北京：高等教育出版社，19994 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，19935 刘政昆编著.间歇运动机构.大连：大连理工大学出版社，19916 伏尔默J等著.连杆机构.石则昌等译.北京：
35、机械工业出版社，19907 田野编写.我国钢筋调直切断机的现状及发展.建筑机械化，2005年第1期23页8 王慰椿.机械基础与建筑机械.南京：东南大学出版社，19909 高蕊.钢筋切断机切断过程分析及最大冲切力的计算.建筑机械，1995第2期24-25页10 何德誉.曲柄压力机.北京：清华大学出版社，198711 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16 Trans.ASME.77(2),1955
