自动切管机结构设计

1、第1章绪论（具体的cad图和计算公式和完整的设计说明书和中英文翻译加q q聊八零七零六一五七九）1.1 课题背景中国是一个拥有上下五千年的历史文明的国家。我们伟大的祖先从原始的石器时代到金属时代,就能够进行机械加工的简单操作的流程，但是其生产的效率和精度在当时的生产条件下都是非常的 低下。追随着时代不断进步的脚步，人们在变换着方法来提高自己的生活水平和生存条件，就是基 于这一点上面，机械制造自动化的快速发展速度越来越快速，一个精度更加高、效率更加高、成本 更加低、更加人性化的时代正在向着人们不断靠近。中国虽然是一个丰厚底蕴的文明古国，但是和 西方这些发达的国家比较起来，它在工业制造工艺的方面和

2、发达国家比较起来还是存在较大的差 距，机械制造的技术是也有很大的差距的，从事机械行业的人都晓得，机械制造技术的先进程度与 加工的精确度，生产的效率，以及生产的成本多少有着直接的关系。随着我国工业及民用建筑的迅 速增长，国民经济的发展速度也越来越快，金属管材在机械制造、压力容器、民用家电等行业被大 量使用，因此切管机在国内很多行业中都被广泛应用，为了满足机械行业的发展需求，我们必须进 一步提高切管机的制造技术1。1.2 课题研究意义当今这个时代的各项技术的发展速度是很迅速的，尤其是计算机的应用技术的发展速度也是非 常快速的，机械制造业的发展速度也随之得到了很大的进步和提高，它主要体现出来的方面有

3、生产 效率跟随数控制造这些方面的迅速进步中也得到了快速的提高。数控加工的高精度对于大多数人来 说都是第一个选择，但是使用数控加工等方法来对金属管材进行加工制造对于一些规模不大的工厂 和企业来说就有点不太适合，并且对资源的浪费程度也到了一个很高的地步，实在是入不敷出。因 此，本次毕业设计对根据工厂平时的实际情况，对原有的切管技术进行更进一步的改进。使得本次 毕业设计的切管机能够拥有操作不复杂、维护不复杂、生产的成本少、生产效率高，并且能够符合 产家要求等优点。1.3 研究课题选择本次毕业设计的切管机要求达到的目标主要是能够对各种各样用途的金属管材进行切削。本次 毕业设计主要是把切管机中的减速箱、

4、滚筒及相关的零件作为设计内容。其中有对于传动机构的计 算和设计，总体结构的计算进行校核以及设计。然后再通过计算取得的精确数据，绘画出总体的装 配图，减速机的装配图，滚筒的装配图等，接着又对各主要基本的零件，绘画出了多张的零件图。本次毕业设计的切管机能够使缓解工人的劳动强度，提高生产的效率这些方面体现出来。1.4 现状以及发展的道路世界不是一层不变的，它总是在无时无刻的变化着，每天都拥有新的景象。切管机这个行业在 国内业也不会排除，很多需要切管机的厂商们都对这个行业的发展趋势产生普遍的关注。现如今，日本能够在这个领域靠切管机技术获取了大量的利润，就是因为卷筒纸分切机、纸管 机设备、切管机的更新发

5、展速度能够遥遥领先，追随者日本的脚步，东南亚四小龙也迅速发展了起 来，在生产线的制造和包装机械设备的方面有能够有符合社会需求的新技术，在欧共体中，意大利 的生产线更新换代和包装机械设备的步伐远远比其它的国家来得快速。从上面的种种现象看出来更 新就是关键！更新换代的方式是采取更换局部零部件或关键性部件和关键性技术，从而达到更换一台机组设 备的目标，那么更新原包装机械装备或生产线的生产能力也能也能迅速提高。这样的做法就能够使 得大部分零部件、机组的零件获得循环的使用，既能够把设备的原有价值大幅度提高，而且又大幅 度减少了成本的需求，使得原材料和所需要的劳动力达到了节省这个目标。这种发展的劲头能够体

6、现出切管机设备越来越向标准化、组装化、系列化、联机化、综合化的 标准进步。整个包装机械设备的领域也慢慢地融入了民用、军用的高技术。切管机设备也能够在越 来越激烈的市场竞争中加快更新换代和技术改进的步伐 2。1.5 本章小结随着我国工业及民用建筑迅速增长，国民经济的发展速度日益增快，管材在机械制造、压力容 器、民用家电等行业被大量使用，因此切管机在国内很多行业中都被广泛得应用，为了满足机械行 业元越来越快的发展需求，我们必须要进一步提高切管机的制造技术，积极创新，跟上时代发展的 脚步。本章重点阐述了关于我国现有切管机的真实情况以及本次毕业设计的研究方向和设计意义， 而且从多种的相同角度说明了本次

7、毕业设计的新颖独到之处，从目前实际生产运用的情况中可以看 到，切管机良莠不齐，而且都存在着不少问题，比如：1.结构比较复杂；2.可以切割管材直径范围比较小；3.振动比较大、定位不准确、精度比较低；4.刀具耐用度低、自动化程度低；5价格比较高。 本次毕业设计的切管机主要是能够对各种各样的用途的金属管材进行切割。本次毕业设计的内容主 要是对切管机中的减速箱、滚筒及相关的零件进行的设计。其中有对于传动机构的计算和设计，总 体结构的计算进行校核以及设计。然后再通过计算过取得的精确数据，绘画出总体的装配图，减速 机的装配图，滚筒的装配图等，接着又对各主要基本的零件，绘画出了多张的零件图。使得本次毕 业设

8、计的切管机能够拥有操作不复杂、维护不复杂、生产的成本少、生产效率和能够符合产家要求 等优点。第2章确定设计方案2.1 设计要求设计过程中的要求：1、切管机结构要符合实际；2、载荷变动小3、操作时要确保安全；4、优化设计要用合理的方法。2.2 切管机的工作参数滚子转速：n=70r/min圆盘刀片直径：a=80mm加工管件的直径为：3/8 -4电机额定功率：i为p=1.5kw满载的转速为：n=1410r/min每天工作：10小时2.3 切管机的设计方案的确定本次毕业设计的任务是设计一款操作简单以及生产高效的切管机，因此针对以下的几种提出的设计方案进行比较：万案一：锯弓锯断金属管：锯弓往复的切削运动

9、和滑枕的摆动进给与让刀的运动来进行实现。机器的构 造会比较复杂和锯切运动不是连续不断是缺点。如果在加工过程中金属管的直径有较大的相差时， 还得更换锯片，由此可见生产效率不是很高。万案一:切断刀切割金属管：比如在车床上对管子进行切割，但是车床主轴一般不超过几十毫米，直径 较大的金属管通不过去，并且一台普通机床对费用有点耗费。要是使用专门的切管机；它的工作原 理是夹紧工件不动，安装在转换的刀架上的两把切割刀，既有进给运动，又有主切割的旋转运动, 工作效率高，但是机床的构造会比较繁杂。方案二:砂轮切割金属管：砂轮旋转的切削运动和摇臂向下的进给运动来实现切割金属管。这种机构的 构造不复杂，生产效率高，

10、可是砂轮的磨损对费用要求有点高。方案四：碾压的方法切割金属管：金属管旋转的切削运动和圆盘向下的进给运动来进行实现。这种方法 实现了连续切割，生产效率高，机器的构造也不是很复杂。可是切割时会使管子的切口内径缩短， 一般使用的场合是用于管子要求不高的。根据工作参数和结合生产实际，最终确定在本次设计中选用方案四。本次确定的方案的工作原理：切管机有相应的一个柜式工作台，台面下柜内吊装电动机和减速 箱，台面上安装一对滚筒。按下开关后，动力的传动是由电动机-带轮-蜗杆-蜗轮-直齿轮-中 间惰轮-滚子轴上小齿轮。由于滚子的旋转运动，动力传给滚筒，使二滚筒同向旋转，从而带动钢 管的旋转，实现切削时的主运动。单

11、臂式的支架装在滚筒的背后，有一组活动的螺杆套筒（即螺旋 传动机构）装在支架上，切割用的圆盘刀片就装在套筒的下方。当转动手轮，螺母就会把刀片和套 筒往下压，直到切断钢管。1 -机柜2-开关3-减速箱4-电动机5-带轮6-蜗杆7-涡轮8-滚子轴9-滚筒10-管子11-刀片12-刀架13-手轮图2-1切管机机构示意图31第3章传动机构的设计与计算3.1 电动机的选择对电动机了解清楚才能选择电动机。出厂的电动机上面都会有铭牌，电动机的主要技术参数都 在铭牌上。所以，选择电动机需要比较电动机的这些特性，在这次的毕业设计中必须要选择好电动 机的类型，转速和功率 。3.1.1 选择类型选用结构简单，工作可靠

12、，价格便宜，维护方便等优点的三相交流异步电动机是工业上普遍的选择。静载荷或惯性载荷的大在电动机的类型的选择时是主要考虑的方面，切管机不论是连续工作，还是重复短时的工作，工作所在的环境都会有很多灰尘等方面。因此在本次毕业设计中选用笼式三相交流异步电机。3.1.2 选择转速异步电机的转速主要有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min几种。选择同步转速为3000r/min的电机比较适合工作时的转速较高的场合。当工作机械的转速太低（即传动结构的总传动比较大）会导致传动装置的机构比较复杂，价格偏高。在本次毕业设计的切管机可选择1500r/min和750r/min这两种

13、转速。在一般工业中这两种转速的电动机的适应性比较大，应用性比较普遍3。3.1.3 选择功率合理确定电动机的额定功率必须要选择电动机的容量，电动机功率的选择与电动机的本身发热量、工作时间长短、载荷大小等因素有关，可是一般情况下运行发热条件决定电动机的容量。所以根据电动机的额定功率要大于所需要的功率10%来选用电动机。本次毕业设计的切管机的电动机的额定功率为p= 1.5kw ,满载转速为n= 1410r/min,每天工作的时间为10小时，载荷变动小适合用在灰尘多的环境。所以选用y90l-4型的电动机，它的额定功率p电=1.5kw ,同步转速1500r/min （4极），满载转速 n电=1400r/

14、min ,最大转矩是 2.3n m。计算切管机的传动比为：1400703.2 确定传动方案传动方案的确定，通常是指传动机构的选择及其布置。这是紧密关联的两个方面。它的运动方 式基本可以分为；1 .回转运动的传递的方式有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗轮传动等；2 .实现摆动或直线往复运动的有：齿轮齿条传动，螺旋传动，曲柄滑块机构，凸轮机构等；3 .实现间歇运动的有：槽轮机构和棘轮机构等；4 .实现特定运动规律的有：凸轮机构和平面连杆机构等。根据设备工作机构所需要的运动形式，载荷的性质以及设备的工作重复进行来选用传动机构。确定一种较好的传动方案是要在进行全方面分析和对比各种传动机构特性的基础上。原

15、动机、传动机构和工作机等三部分组成了设备的传动系统。传动机构位于工作机和原动机之 间，用来传递动力和运动的，也可以变换转速、转矩的大小或变换运动的方式，从而适应工作机所 需功能要达到的要求。整各设备的性能、尺寸、重量和成本都会受到传动机构的设计的影响，所以 拟定合理的传动方案是很需要的。在本次的毕业设计中，已算出切管机的i总=20,如果用蜗杆，只需要一次降速就可以达到，其方案如图3-1。但是由于加工的管子最大的直径为4，如图2-1,所以两个滚筒的中心距离不能够小于108mm ,因此带动两个滚筒的齿轮外径不能大于滚筒的直径(? 100mm)。如果取蜗杆 zi=2,蜗轮z2=40, m=4,则蜗轮

16、分度圆直径 d2=160mm,比同一轴上的 齿轮大，按照图 3-1的装配，蜗轮将会和滚筒相撞，因此加大两轴之间的中心距是很需要的。这样就需要加上一个惰轮，才能够解决这个问题，如图 3-2。在本次毕业设计中，取蜗轮齿数为z2=50,模数m=4o由于带传动具有缓冲和过载打滑的特性，所以可以将其作为在电机之后的第一级传动， 由于在这种条件下齿轮工作容易产生冲击和噪音，所以开式齿轮传动不宜放在高速级，故低速级是 齿轮传动的选择。满足设备的功能需求和尺寸紧凑、工作可靠、结构简单、成本低廉以及使用维护方便这些方面才能使传动方案能够达到要求。经过比较想到的传动方案，在本次毕业设计中确定采 用带传动、蜗杆传动

17、、齿轮传动等机构组成的传动方案。图3-1蜗轮蜗杆传动方案图蜗杆传动主要的优点传动平稳，结构简单，中心距变化范围较大，能缓冲并起过载安全保护作用外廓尺寸小，传动比准确，效率高，寿命长，适用的功率和速度范围大单级传动比,i开口平型带：24,最大值06,三角带型：24,最大值0 7有张紧轮平型带:35最值0 8外廓尺寸成本n效率低平型带0.920.98三角带0.90.96外廓尺寸小，传动比大而准确，工作平稳，可制成自锁的传动开式圆柱齿轮：46,最日古一闭式：1040,最大值0大值0 15.开式圆柱正100齿轮：34,最大值0 10.开式：1560,最大值0闭式圆柱齿轮：23,最100大值 6中，小开

18、式力口工齿0.920.96闭式0.950.99开式0.50.7闭式0.70.94 自锁 0.40 0.45图3-2蜗轮蜗杆加中间惰轮传动方案图在确定传动方案后，根据=i1，i2的关系进行传动比的分配。下面对这个机构的主要特性进行比较，如表3-1:表3-1主要的几种传动机构的特性比较带传动齿轮传动14.51 i二20传动装置的结构，尺寸,重量，工作条件和制造安装等因素是传动比进行合理的分配.的时候必须考虑到的方面。根据公式t=9550pn m(3-1)n可知，当传动的功率 p一定时，转速n越高，转矩t就越小.因此,对传动比的分配要谨遵”降速要先 少后多”v带传动的传动比不能过大，不然大带轮半径超

19、过减速器的中心会过高，造成尺寸不一致，还给机座的设计和安装带来问题，又由于齿轮在降速传动的过程中，如果降速比过大，就会使被动齿轮直径过大，而增大径向的尺寸， 还会由于小齿轮的齿数太少而产生根切的情况，然而其在升速传动的过程中，如果提速比较过大，就会容易引发剧烈的噪音和震动，造成传动不稳定从而，影响 设备的工作性能，因此，各个机构的传动比分配情况如下i1 =1.2 i2 =50 i3 =1.5 i4注:传动系统中的大齿轮是个惰轮 ，它不改变传动比只起加大中心距，改变滚筒旋转方向的作用.3.3 各轴转速、功率和转矩的计算查表得：取“带=096 , “涡=0.72 ,啮=0.94 ,“滚=0 （一对

20、滚动轴承的效率），根据公式:（3-2）可知各轴的转速为：各轴的功率为：各轴传递的转矩为：第三轴，由于过渡齿轮（惰轮）的关系此轴不承受转矩，只受弯矩，而且它是一根心轴。将以上各数据制成如表 3-2所示的表格：表3-2各轴的计算结果轴号电机轴inmiv传动比i1.2501.51/4.5转速 n(r/min)1410116.723.315.570功率p(kw)1.51.441.030.960.89转矩t (n m)10.2311.78420.02122.3当带轮直径和齿轮模数确定下来后，两带轮直径之比就等于实际的传动比也可以是两齿轮齿数之比，计算的结果可能与上述表格计算的数值出现不一致的状况。当i对

21、，则不容许超过 4%。3.4 进行传动机构的设计与计算3.4.1 设计带传动带传动适用的场合6:中心距变化范围较大，结构简单，传动平稳，能缓冲，可起过载安全保 险的作用。不足之轴上受力较大，处是外廓尺寸大，传动比不能严格保证，寿命低（约30005000小时）取带的工作情况系数为k1=1.1,则功率为：7p计=k i .睢=1.11.5 = 1.65 kw由p十计和n =1400r/min ,可查知，选用 a型三角带。初步选定小带轮直径 d1 =100mm，大带轮直径，d2 =i d =1.2父100 = 120mm取其标准 直径d2 =125mm验算带轮：二 de1 二 1001400v =

22、= 7.36m/s601000601000因为v小于25m/s,适合。初定中心距ao,按结构要求和公式：(3-3) 选取三角带长度按下述公式计算：取标准长度为l计=1033 mm，其内圆周长度 l内= 1000 mm。所以实际中心距为：验算小带轮上包角 ai,按下述公式计算：v 1 7 6 1 2;0 合适计算三角带轮根数。当带轮速度v=7.36m/s, a型，小带轮直径 d =100 mm时，由表查得no 之0.96 , k包角=0.99, k带长=0.89 ,所以：取z=2根。3.4.2 蜗杆蜗轮传动的设计与计算蜗杆采用45钢、表面硬度45hrc6。蜗轮的材料为 zcusn10p1,为砂型

23、铸造(1)初选d1/a的值当量摩擦系数设 由查表取最大值(2)中心距的计算蜗轮转矩使用系数查表得转速系数弹性系数根据蜗轮副材料查表可知寿命系数 接触系数由查表得接触疲劳极限由查表得接触疲劳最小安全系数查表得 中心距(3)传动基本尺寸蜗杆头数由查表得蜗轮齿数模数蜗杆分度圆直径蜗轮分度圆直径tanz1 m/d 1 = 2 父 3/ 34 = 10蜗杆导程角蜗轮宽度蜗杆圆周速度相对滑动速度当量摩擦系数经查表得(4)计算齿面接触疲劳强度许用接触应力最大接触应力105mpa173mpa.合格(5)验算齿轮弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度极限由查表得弯曲疲劳最小安全系数查表得许用弯曲疲劳应力齿轮最大弯曲应力;

24、二合格(6)验算蜗杆轴挠度轴的惯性距允许蜗杆挠度蜗杆轴挠度3.4.3 设计与计算齿轮传动1 .第一对齿轮(1)齿轮材料选择小齿轮材料：40gr、采用调制处理，硬度 241hb-086hb、取平均260hb大齿轮材料：45钢、采用调制处理，硬度 229hb-286hb、取平均240hb(2)计算齿面接触疲劳强度初步计算转矩t1齿宽系数甲d由查表得甲d =0.4接触疲劳极限 th lim 由查表得hiim 1=710 mpa er h lim 2 =580 mpaad =85许用接触应力cth初步计算a d值由查表得初步计算小齿轮直径d1取 d1 =187.3mm初步齿宽b 取b = 75mm校核

25、计算圆周速度精度等级由查表得选取八级精度齿数z与模数m初取齿数z1 = 54zi =dm=187/3=62取m -3使用系数ka由查表得动载系数k v由查表得齿间载荷分配系数 k h .先求zi =62k a =1.5kv =1.12z2 = 93由此得齿向载荷分布系数 k h b由查表得载荷系数k弹系数由查表得节点区域系数z h由查表得接触最小安全系数sh min查表得总工作时间接触寿命系数zn由查表得许用接触应力二h1验算sh min =1.05二 h ； 690mpa .合格因此表明了接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸不用调整。(2)确定传动主要尺寸实际分度圆直径dd1 = mz1 = 3

26、62 =186d2 =mz2 =3 93=279中心距a齿宽b(3)验算齿根弯曲疲劳强度重合度系数y齿间载荷分配系数kf .齿间载荷分布系数kf载荷系数k齿形系数yfq由查表得应力修正系数工由查表得弯曲疲劳极限ctfim由查表得弯曲最小安全系数sflim由查表得应力循环次数nl由查表得弯曲寿命系数yx由查表得许用弯曲应力弯曲寿命yn由查表得验算kf 一 二1.47 y . =1/0.68fh = 1.38yf-1 =2.5yf .2 =2.2二 fliml =6000 flim2 =450sf lim -1.3nl2=1.92 107yx -1yni =0.95yn2 =0.97f 1 : -

27、, f 1 f2 : - f 2 2 .计算第二对齿轮齿轮2为惰轮，即此处的大齿轮。材料为 45钢，调制处理，硬度为229hb-286hb.平均取240hb (主动)。齿轮3是小齿轮，材料选择 40gr,调制处理，硬度值为 241hb 286hb,平均取260hb.(1)计算齿面接触疲劳强度1.初步计算转矩t1齿宽系数中d由查表得中d =0.4接触疲劳极限仃hlim由查表得ohlim1 =710mpa。h lim 2 = 580mpa初步齿宽b取2 .校核计算 圆周速度精度等级由查得选取八级精度 齿数z与模数m已知使用系数ka由查表得 动载系数k v由查表得齿间载荷分配系数kh-.先求由此得齿

28、向载荷分布系数k h p由查表得载荷系数k弹性系数ze由查得 节点区域系数zh由查表得接触最小安全系数shmin由查表得 总工作时间接触寿命系数zn由查表得 许用接触应力二h1验算以此表明了接触疲劳强度较为合适，3 .传动主要尺寸的确定 实际分度圆直径db =112 mmm=3zi =93i =1/7.5z2 =iz1 =1/7.5 93 =12.4ka =1.5kv =1.2k h ； =1.3ze =189.8、mpaz h - 2sh min = 1.05zni =1.7 zn2 =1.6h h di+2r r一倒圆直径，查阅手册中非配合处的过度圆角半径用凸肩定位时按此式计算，用套筒定位

29、时另取带轮的定位靠套筒，此处的d2是指套筒外径d3安装滚动轴承处的直径d3 d2d3 di无套筒的；套筒的d3必须符合轴承的标准由于采用205型轴承，d3=25mm装在两滚动轴承d4 d3+2rd4之间齿轮(蜗轮)r倒圆角半径，查阅手如口轴处的直径册确定如口轴，d5一般轴肩和轴环的直径d5= d4+2a a一轴肩或轴环的高度，a=(0.070.1) d4d4=55mm,a=3.855.5mm,取a=5mm,贝 ud 5=55+2*5=65mm因此处d4相当于da=25, a=0.1 d4 贝1jd5=25+2*2.5=30mmd6滚动轴承定位轴肩直径查阅手册轴承部分的d1值l7安装旋转零件的轴

30、头长度l7= (1.21.6) dd-轴头直径一般要求l7要比旋转零件的轮毂宽度要短一些l 8k 1.4a 或 l 8y如 口 轴 l8 yl 8轴环长度(0.10.15) d1.4*5=7mm由于轴上弯曲应力的分布和轴的结构尚属未知，只知道轴所传递的转矩（转速），所以按照转矩（转速）初算轴的直径。i轴：选取材料为 45钢，调质处理。根据公式（4-1） 计算。因为i轴为悬臂轴，查表可知：取a =14pi =1.44kwn1=116.7r/mi n则：由于键槽的削弱等因素，取标准直径为20mm。n轴：选取材料为 45钢，调质处理。取 a =12,已知pn=1.03kw , n2 =23.3r/m

31、in则：标准直径取45mm。出轴：此轴为传动心轴，暂选材料为45钢，调质处理，由于其受力情况未知，初选其最小轴径为50mm,待后进行检验。w轴：选取材料为 45钢，调质处理。则：取标准直径为30mm。将所得结果制成下表，供设计计算时应用：表4-2各轴的最小直径轴 号i口miv最小直径（mm）204550304.2 计算各主要传动件的结构尺寸4.2.1 三角带轮已知选用a型三角胶带，小三角带轮计算直径为d小=100mm ;查表可知: hg =3.5mm、b=6mm , h =12mm、e =150.3mm、f = 10 mm、 =34 二、b0 = 13.1mm。轮宽外径孔径d等于电动机输出轴直

32、径，查电动机 jo2得d轴=22 mm其结构形式查表可知为实心轮。大三角带轮计算直径 d大=125mmh、8、h、e 、f、b等尺寸和小三角带轮一样。0 =38bo =13 4mm外径孔径d等于与其配合的轴i的轴径，查表可知i轴的 d轴=20 mm结构形式由查表可知为辐板式：轮缘直径轮毂直径，取d毂=40 mm轮毂宽度一取l = 35 mm辐板厚度查表得为 s=10mm； 辐板孔圆周定位尺寸：因此，孔直径为4.2.2 蜗轮和蜗杆已知 z1 =1、z2 =50 , m=4 , q =11 ,查表得：蜗杆分度圆直径蜗轮分度圆直径蜗杆齿顶圆直径蜗轮齿顶圆直径蜗杆齿根圆直径蜗轮齿根圆直径蜗杆分度圆圆柱

33、上螺旋升角？=arctan2,当z, =1、q=11时，查得 九=51140q蜗杆切制螺纹部分的长度蜗轮外圆直径蜗轮宽度1、 n轴中心距:可知：轮缘厚度f =1.7m =1.7 4 = 6.8mm蜗轮的孔径d取决于轴的结构设计，因蜗轮轴的最小直径为42mm,取孔径d = 55mm轮毂外径取毂=90 mm轮毂宽度取l = 70 mm辐板厚度c1.5m=1.5x4=6 , 一般采用c=10mm蜗轮包角2 =90100,一般采用2尸=904.2.3 齿轮(1)已知n轴上齿轮 z2=54, m = 3,贝u:分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径因为齿轮制造的精度比较低，而且是悬臂布置，所以齿宽的系数宜选择小

34、值，取wm=10齿宽由于d顶2 16cmm ,可选用辐板式结构的锻造齿轮。轮缘内径轮毂外径d毂=1.6d蟀一一齿轮的孔径，查表可知 d轴2 =45mm辐板厚度辐板孔圆周的定位尺寸：辐板孔直径：取电=17mm齿轮示意图如图4-1图4-1 口轴齿轮示意图(2)已知出轴上齿轮 z3=81, m=3,则:分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽b = 30 mm因为d根3 a 160 mm ,可选用辐板式结构的锻造齿轮。轮缘内径轮毂外径d毂=16 d轴3 =1.6父50 =80mm （d燧齿轮的孔径，查表可知 d根3 = 50 mm ）辐板厚度辐板孔圆周定位尺寸：辐板孔直径：d孔=35 mmn、in轴的中心

35、距:图4-2 w轴齿轮示意图（3）已知iv轴上的齿轮z4 =18, m =3则:分度圆直径d4 = mz4 =3 18 = 54mm齿顶圆直径d顶 4 =m(z4+2)=3(18 + 2) = 60mm齿根圆直径根4 =m(4 -2.5) =3(182.5) = 16.5mm齿宽b = 30 mm因为根3 160mm ,所以必选用实心式结构锻造齿轮。出、iv轴的中心距:a限 iy=2m(z3 +z4)= ；m3(18+81) = 148.5mm图4- 31v轴齿轮示意图4.3 轴的装配工艺设计1 .初定轴承跨距、设计轴承组合的结构形式有经验公式确定 l =0.8a ,已知蜗杆传动中心距 a =

36、122mm ,则l =08父122 = 97.6mm ,从而得 到轴承的跨距为150mm （蜗轮分度圆直径）。由于蜗杆传动同时受到径向力和轴向力，且此处的轴承跨距不大，故采用单列向心推力球轴承6000 型。对于轴承尺寸的选择，根据轴颈直径选择轴承的内径，再者考虑到负载荷能力和结构上的特点，此处宜采用轻窄系列。对于轴承组合的结构形式，此处的蜗杆轴较短，传递功率小和转速中等，故采用正排列的向心推力 球轴承，因轴的直径为 25mm,故选两个6205型和两端固定支座的结构形式，并用垫片调整轴承间 隙。2 .固定轴向零件的周向和轴向轴段三角带轮的周向固定是采用普通平键和过渡配合920 h8。根据轴的直径

37、di=20k7选用“键6 m 32gb1 096-79。三角带轮的轴向固定是靠套筒和轴端档圈。套筒的直径尺寸参照（轴 的各段直径和长度）轴端档圈的选用根据10,其中轴端直径d=20mm选用“档圈28gb892-76螺栓 m5 m 14gb30-76”，“销 2n6 m 10gb119-76 ”，“垫圈 5gb93-76”。轴上其它零件的尺寸和固定方式按照下表的经验公式确定。由于蜗杆蜗轮使用的是机油润滑， 而轴承使用的是油脂，因此，选用档油欢这种密封结构。为了轴向固定更加可靠，凡是与旋转零件 （如带轮、齿轮、蜗轮、轴承等）配合的轴头长度在设计时都比旋转零件的轮毂宽度要短一些。4.4 各传动轴尺寸

38、的计算与校核4.4.1 刚度的校对和申核的重要性载荷的作用应用到轴上，平面上的形状发生变化或形状变形将会发生。若形状大声变化的量超过最高限度，那么轴上的零件的正常运作将会受到影响，甚至机器原有的工作质量都会丢失。比如，齿轮轴在安装的过程中，若扭转的刚度（或弯曲的刚度）不够而促使扭转的角度（或挠的角度）过 于太大时，那么齿轮的正确的啮合的程度将会受到影响，使齿轮在齿高和齿宽的位置接触的面积不 完全，从而使载荷在齿的平面上分布不均匀的情况比较严重。又比如使用滑动的轴承上面的轴，如 果挠度过于太大而致使轴的颈部倾斜过于太大的时候，会使轴的颈与滑动的轴承发生边缘的触碰， 形成不平均的摩擦损坏和发热的过

39、度。所以，对于轴的刚度要求给出的时候，在设计的过程中，一 定要对刚度进行仔细的的校对和申核的相关计算10。4.4.2 蜗杆轴的尺寸计算与校核（1）估计轴的基本直径。材料选用45钢、正火处理。 查表得：硬度（hbs） 17.217强度极限ab =600 mpa ,屈服极限。$ =300mpa ,弯曲疲劳极限o=275mpa查表取c =118（2）初估直径因为最小处有键所以直径增大3%（3）轴的受力分析1 .求轴传递的转矩2 .蜗杆上圆周力ft1蜗杆上径向fri蜗杆上轴向力f 43 .计算支反力 水平面反力 垂直面支反力4 .轴受转矩5 .许用应力许用应力值 查表得卜b=60m p a6 .当量弯

40、矩的计算 当量转矩 当量弯矩蜗轮中间截面处的当量弯矩蜗右轴颈中间截面处的当量弯矩蜗7 .4.3蜗轮轴的尺寸计算与校核(1)估计轴的基本直径。材料选用45钢、正火处理.o查表得：硬度 (hbs) 170-217强度极限6 =600 mpa ,屈服极限5 =300 mpa ,弯曲疲劳极限cr= 275mpa查表取c =118(2)初估直径d -38mm应为最小处开有键所以直径增大3%d之39mm(3)轴的受力分析1 .求轴传递的转矩2 .蜗杆上圆周力ft1蜗杆上径向fr1蜗杆上轴向力f -1.3 .计算支反力水平面反力垂直面支反力轴受转矩t =tit =341070n m4 0b l 105 mp

41、a4 .许用应力许用应力值查表得jb l-60mpa当量转矩当量弯矩蜗轮中间截面处5 .4.4惰轮轴的尺寸计算与校核轴出上装有的主要零件为：轴承、键、轴环、带轮等。由表 4-2可知其最小直径为 45mm 0已 知：z 2齿轮分度圆直径 d 2=162mm,z3齿轮分度圆直径 d3 = 243mm ,z4齿轮分度圆直径 d4= 54mm , n、出轴中心距 如202.5mm,出、iv轴中心距 沏x148.5mm ,两滚筒中心距 108mm, n轴转矩 tpj = 420.2n m , n轴转矩 tn = 122.3 n m。 验算过程：由于运动是从齿轮 z 2经惰轮z3传给两个z4齿轮，在惰轮z

42、3的圆周上就同时作用着 r、p2、 p3三个切向力；根据滚筒中心距108mm和 如iv=148.5mm ,我们可以计算出 a角。因为在直角三 角形出、 iv、v 中所以：=2 1 19根据转矩t =p -2(2)利用力的平移和四边形法则，求作用在出轴上的合力。用作图法可量得(3)出轴的最大弯矩都集中在b支座，也就是惰轮 z3的中面到滚动轴承中面的长度。取l3=70mm的位置，则最大弯矩为 ：1 .当轴的材料为45号钢时，转动心轴的 b=0.26,则：现在设计轴颈的直径为55mm,所以合适。2 .结构中所用润滑为l-cpe/p蜗轮蜗杆油，滚珠轴承脂(sy1514-82 ), 7407号齿轮润滑脂

43、(sy4036 84)所用密封方式有毡圈式密封，迷宫式密封槽密封图4-4轴w的受力分析4.4.5滚轮轴的尺寸计算与校核(1)估计轴的基本直径。材料选用45钢，正火处理查表得：硬度( hbs) 170-217弯曲疲劳极限二-二275 mpa强度极限g =600 mpa ,屈服极限 工=300 mpa ,d _ 15mmd - 35mm查表取c =118(2)初估直径因为最小处有键所以直径增大3%(3)轴的受力分析1 .求轴传递的转矩2 .蜗杆上圆周力fti蜗杆上径向f r1蜗杆上轴向力f ：!3 .计算支反力水平面反力垂直面支反力4 .轴的弯矩水平面弯矩合成弯矩5 .轴的转矩轴受转矩t =t1t =70 72 n5m6 .许用应力许用应力值查表得卜上】二60m p a当量转矩当量弯矩7 .5确定减速箱的尺寸根据表4-2的数数据和尺寸，并根据切管机机构示意图。确定箱壳外型尺寸为:长：宽度为165mm高:表4-2减速箱各零件间相互位置尺寸代号名称推荐尺寸说明切管机减速箱取值bi齿轮宽度由结构设计定bi=30b