切管机毕业设计

切管机毕业设计
目录
引言 0
1. 确定工艺方案 (1)
2. 传动装置的设计与计算 (3)
2.1 电动机的选择 (3)
2.1.1 类型的选择 (3)
2.1.2 转速的选择 (3)
2.1.3 功率的选择 (3)
2.2 拟订传动方案 (4)
2.3 计算各轴的转速、功率和转矩 (7)
2.4 进行传动机构的设计与计算 (8)
2.4.1 带传动设计 (8)
2.4.2 齿轮模数的确定 (10)
2.4.3 蜗轮蜗杆模数的确定 (10)
2.4.4 齿数的确定 (11)
2.5 进行总体结构设计，画出总体方案图 (12)
3. 结构设计 0
3.1 初算各轴的最小直径 0
3.2 计算各主要传动件的结构尺寸 (1)
3.3 绘制部件的装配草图 (5)
3.4 绘制设计装配图 (11)
3.5 绘制零件工作图 (15)
4. 结论 (18)
5. 致谢 (30)
6. 参考文献 (31)
引言
中国是一个上下有五千年历史的文明古国，从原始的石器时代到金属时代，我们伟大的祖先就进行了简单的机械加工，但是在当时的生产条件下，其生产的效率和精度都是非常的低下。

随着时代的发展，人们在想方设法改善自己的生存条件和生活水平，正是由于这点，促进了机械制造生产的飞速发展，人们在超着一个精度更高、效率更高、成本更低、更加人性化的方向发展。

中国虽然是一个文明古国，其拥有几千年的历史背景和文化积淀，但是其在工业制造方面和发达国家还是存在较大的差异，其机械制造技术却远远比不上西方等发达国家，众所周知，机械制造技术的先进与否直接与加工的精度，生产的效率，以及生产的成本产生直接关系。

随着机械化生产的速度发展，人们对机械产品的要求也越来越高，其主要表现在实用和经济等方面。

本次设计的目的和要求就是设计一个简单实有的切管机，其目的在于能够高效而廉价的加工出生产所需要的产品，并且要求其生产效率较高，适合大多数不是批量加工管件或者对管件加工要求不高的工厂使用。

在当今这个各项技术飞速发展的时代，尤其的随着计算机技术的高速发展，机械制造行业也得到了飞速的发展，其主要表现在数控加工等方面，生产效率也随着其得到了飞速的发展。

数控技术加工的精度高，得到了无数人的喜爱，但是对于一些小型的工厂和对管件加工并不频繁的企业来说，应用数控等方法来加工这些管件就有点大材小用，而且严重浪费了资源。

为此，在本次设计中，特根据工厂生产加工的实际情况，对现有的切管技术进行改进。

使本次设计的切管机具备了操作简单、生产成本低、维护简单、生产效率高等优点。

本次设计的切管机主要是针对各种用途金属管材进行加工。

本次设计的任务主要是对切管机中减速箱及有关零件进行的设计。

其中包括传动装置的设计和计算。

总体结构的设计以及对设计计算进行校核。

并且通过得到的数据，绘制总体装配图，减速机装配图，减速箱焊接图等。

然后又针对各主要基本件，绘制了多张零件图
本次设计的切管机为减轻工人的劳动强度，提高生产效率有着积极的意义。

1. 确定工艺方案
此次的设计任务为设计一简单高效的切管机，为此，对如下几种设计方案进行比较：
方案一：
用锯弓锯断金属管：需要锯弓往复的切削运动和滑枕摆动的进给与让刀运动。

机器的结构比较复杂，锯切运动也不是连续的。

当金属直径相差较大时，锯片还要调换，生产效率低。

方案二：
用切断刀切断金属管：如在车床上切断，但是一般车床主轴不过几十毫米，通不过直径较大的金属管，并且占有一台普通机床，不太经济。

或者用专用的切管机，其工作原理是工件夹紧不动，装在旋转刀架上的两把切断刀，既有主切削的旋转运动，又有进给运动，工作效率高，但是机床结构比较复杂。

方案三：
用砂轮切断金属管：需要砂轮旋转的切削运动和摇臂向下的进给运动。

此机构的结构简单，生产效率高，但是砂轮磨损较快费用很高。

方案四：
用碾压的方法切断金属管：其需要金属管旋转的切削运动和圆盘向下的进给运动。

这种方法是连续切削的，生产效率高，机器的结构也不太复杂。

但是会使管子的切口内径缩小，一般用于管子要求不高的场合。

本次设计的要求为滚子转速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满载转速为N=1410r/min,每天工
作10小时，载荷变动小。

根据毕设要求和
结合生产实际。

在本次设计中选用方案四。

工艺方案确定后，并根据有关数据，
加上其它一些必要的尺寸，
得出工艺方案的原理图如图1-1
图1-1工艺方案原理
图
方案四管机的工作原理：动力由电动机→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，从而带动工件的旋转，实现切削时的主运动。

与此同时，操作手轮，通过螺旋传动，将圆盘刀片向下进给移动，并在不断增加刀片对管子的压力过程中，实现管子的切割工作。

2. 传动装置的设计与计算
2.1 电动机的选择
要选择电动机，必须了解电动机，出厂的每台电动机都有铭牌，上面标有电动机的主要技术参数。

因此，要合理地选择电动机，就要比较电动机的这些特性。

在进行简单机械设计时，应选择好电动机的类型，转速和功率。

2.1.1 类型的选择
工业上一般用三相交流电源，所以选用三相交流异步电动机。

三相交流异步电机具有结构简单，工作可靠，价格便宜，维护方便等优点，所以应用广泛。

在选择电动机的类型时，主要考虑的是：静载荷或惯性载荷的大小，工作机械长期连续工作还是重复短时工作，工作环境是否多灰尘或水土飞溅等方面。

在本次设计中由于其载荷变动较小，有灰尘故选择笼式三相交流异步电机。

2.1.2 转速的选择
异步电机的转速主要有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min几种。

当工作机械的转速较高时，选用同步转速为3000r/min的电机比较合适。

如果工作机械的转速太低（即传动装置的总传动比太大）将导致传动装置的结构复杂，价格较高。

在本次设计中可选的转速有1500r/min和750r/min。

在一般机械中这两种转速的电机适应性大，应用比较普遍。

2.1.3 功率的选择
选择电动机的容量就是合理确定电动机的额定功率，电动机功率的选择与电动机本身发热、载荷大小、工作时间长短有关，但一般情况下电动机容量主要由运行发热条件决定。

故根据电动机的额定功率大于所需功率10%来选择电动机。

综上所述，本次设计的切管机电机额定功率为P=1.5Kw满载转速为N=1410r/min,每天工作10小时，载荷变动小用于多尘场合。

选用Y90L-4型电动
机，其额定功率P
电=1.5Kw，满载转速n
电
=1400r/min，同步转速1500r/min(4极)，
最大转矩为2.3N·m。

电动机确定后，计算出切管机的传动比为：
i总=n
n
电
工
=1400
70
=20 （2-1）
2.2 拟订传动方案
传动方案的拟定，通常是指传动机构的选择及其布置。

这是彼此相联系的两个方面。

其运动形式大致分为；
（1）传递回转运动的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗轮传动等；
（2）实现往复直线运动或摆动的有：螺旋传动，齿轮齿条传动，凸轮机构，曲柄滑块机构等；
（3）实现间歇运动的有棘轮机构和槽轮机构等；
（4）实现特定运动规律的有凸轮机构和平面连杆机构等。

传动机构的选择就是根据机器工作机构所要求的运动规律，载荷的性质以及机器的工作循环进行的。

然后在全面分析和比较各种传动机构特性的基础上确定一种较好的传动方案。

机器通常由原动机、传动装置和工作机等三部分组成。

传动装置位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力，并可以改变转速、转矩的大小或改变运动形式，以适应工作机功能要求。

传动装置的设计对整台车的性能、尺寸、重量和成本都有很大影响，因此需要合理的拟定传动方案。

在本次毕业设计中，已知切管机的i
总
=20，若用蜗杆，一次降速原本可以达到，其方案如图2-1。

但是由于切割的管子最大直径为4″，如图1-1故两个滚筒的中心距不能小于108mm，因此带动两个滚筒的齿轮外径不能大于滚筒的直径（Ø100mm）。

若取蜗杆z1=2，蜗轮z2=40，m=4，则蜗轮分度圆直径d2=160mm,比同一轴上的齿轮大，按图2-2-1的布置，蜗轮将要和滚筒相撞，为此，应该加大两轴之间的中心距。

这样就要加上一个惰轮，才可以解决这个问题，如图2-2-2。

在本次设计中，取蜗轮齿数为z2=50,模数m=4。

由于带传动具有缓冲和过载打滑的特性，故可将最为在电机之后的第一级传动，此外开式齿轮传动不宜放在高速级，因为在这种条件下工作容易产生冲击和噪音，故应将齿轮传动放在底速级。

一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、成本低廉以
及使用维护方便。

经比较各种传动方案，在本次设计中确定采用带传动、蜗杆传动、齿轮传动等机构组成的传动方案。

并初步画出其传动系统图，如图2-2-3。

图2-2-1蜗轮蜗杆传动方案图
图2-2-2蜗轮蜗杆加中间惰轮传动方案图
在传动方案确定后,根据i
总
=i1·i2……的关系分配传动比.下面对个机构的主要特性进行比较,如表2-2-1:
图2-2-3带传动、蜗轮蜗杆、中间惰轮、齿轮方
案图
表2-2-1几种主要传动机构的特性比较
特性
类型带传动齿轮传动蜗杆传动
主要优点中心距变化范围
较大,结构简单,传
动平稳,能缓冲,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
外廓尺寸小,传动
比大而准确,工作
平稳,可制成自锁
的传动
单级传动比,i 开口平型带:2～4,
最大值≤6,三角带
型: 2～4, 最大值
≤7有张紧轮平型
开式圆柱齿轮:
4～6,最大值≤15.
开式圆柱正齿轮:
3～4,最大值≤10.
闭式: 10～40,最大
值≤100
开式: 15～60,最大
值≤100
带:3～5最大值≤8闭式圆柱齿轮:
2～3,最大值≤6
外廓尺寸大中,小小成本低中高
效率η平型带0.92～0.98
三角带0.9～0.96
开式加工齿0.92～
0.96
闭式0.95～0.99
开式0.5～0.7闭式
0.7～0.94自锁
0.40～0.45
考虑到传动装置的结构,尺寸,重量,工作条件和制造安装等因素,必须对传动
比进行合理的分配.根据公式T=9550P
n
(N·m)可知:当传动的功率P(Kw)一定时,转
速n(r/min)越高,转矩T就越小.为此,在进行传动比的分配时遵循”降速要先少后多”.V带传动的传动比不能过大，否则会使大带轮半径超过减速器的中心高，造成尺寸不协调，并给机座设计和安装带来困难，又因为齿轮在降速传动中,如果降速比较大,就会使被动齿轮直径过大,而增加径向尺寸,或者因小齿轮的齿数太少而产生根切现象.而其在升速传动中,如果升速比过大,则容易引起强烈的震动和噪音,造成传动不平稳,影响机器的工作性能.为此,各机构的传动比分配情况如下:
i1=1.2;i2=50;i3=1.5;i4=
1
4.5
（2-2）
i总= i1i2 i3i4=1.2⨯50⨯1.5⨯
1
4.5
=20 （2-3）
注:传动系统只大齿轮是个惰轮,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.
2.3 计算各轴的转速、功率和转矩
此处省略NNNNNNNNNNNN字。

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第三轴，因为装的是过渡齿轮（惰轮），所以此轴不承受转矩，只受弯矩，它是一根心轴。

123423
23·······10.231.250 1.50.960.720.940.9931/4·T T i i i i ηηηη=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯Ⅳ电带蜗滚齿
= =122.30（N m ）
（2-17）
将以上各数据制成如表2-3-1所示的表格：
表2-3-1各轴计算结果
轴号 电机轴
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ 传动比i 1.2 50
1.5
1/4.5
转速n(r/min) 1410 116.7 23.3 15.5 70 功率P(Kw) 1.5 1.44 1.03 0.96 0.89 转矩T （N·m ） 10.23
11.78 420.02 122.3
在计算传动比的时候，当带轮直径和齿轮模数确定后，实际传动比就等于两
带轮直径之比，或者两齿轮齿数之比，其结果可能出现与上表数据不一致。

当i<5时，容许误差不大于+ -2.5%；当i≥5时，则不容许大于+ -4%。

2.4 进行传动机构的设计与计算
2.4.1 带传动设计
带传动适用的场合：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。

缺点是外廓尺寸大，轴上受力较大，传动比不能严格保证，寿命低（约3000~5000小时）
在本次设计中，，取带的工作情况系数K Ⅰ=1.1，则计算功率为： P 计= K Ⅰ·P 电=1.1⨯1.5=1.65(Kw)
（2-18）
由P 计和n 1=1400r/min ，可查知，选用A 型三角带。

初步选定小带轮直径d 1=100mm,大带轮直径d 2=i 1·d 1=1.2⨯100=120mm,取其标准直径d 2=125mm 验算带轮：
1110014007.36/601000601000
d n v m s ππ⨯⨯==⨯⨯≈ （2-19）
小于25m/s ，适合。

初定中心距a 0，按公式：0.7（d 1+d 2）<a 0<2(d 1+d 2)和结构要求，选取a 0=350mm.
三角带长度计算，按下述公式计算：
210012022
()2()24(125100)2350(100125)24350
1053.7d d L a d d a mm
π
π-=+++
-=⨯+++⨯=计 （2-20）
取标准长度为L 计=1033mm ，其内圆周长度L 内=1000mm 。

所以实际中心距
为：
0010331054
35034022
L L a a mm --=+
=+=计计 （2-21） 验算小带轮上包角α1，按下述公式计算：
o
211d -d 180-
57.357.3a o o
⨯⨯o o
125-100
α≈≈180-340
≈176 （2-22） 176120,o o >∴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 1=100mm 时，由表查得N 0≈0.96，K 包角=0.99，K 带长=0.89，所以：
0N 1.65
1.95N K K •0.960.990.89
z =
==⨯⨯计包带长（根）
（2-23） 取z=2根。

2.4.2 齿轮模数的确定
齿轮模数的大小主要决定于齿轮的材料，热处理方式和受力的大小等因素。

此次齿轮模数的确定可以采用公式法进行设计。

查表可知：齿形系数y=0.298，许用弯曲应力[σ弯]=19.6kg/mm 2,考虑到开式齿轮传动齿面磨损，许用弯曲应力降低20%则实际许用弯曲应力为： [σ弯]‘ =19.6·80%=15.68kg/mm 2
对于开式齿轮传动，齿宽系数为ψm =8～15，现因齿轮制造精度较低，并且为
悬臂支承，故选较小的ψm 值，取ψm =10。

载荷系数K=1.3～1.5，由于悬臂支承，取K=1.3，根据公式：
3
'23
3125[]'1.3 1.03
1255410 4.6723.5
1250.00002261250.0283.52
m KN m z y n ψσ≥⨯=⨯⨯⨯==⨯≈Ⅱ
Ⅱ弯 （2-24）
取标准值m=3mm ，强度稍微弱些。

在一个传动系统中各齿轮的模数不完全
相同，转速较高，传递转距较小，模数也就较小。

但是为了加工个测量方便，齿轮模数的种类应越少越好，故此切管机的齿轮模数都取为m=3mm 。

2.4.3 蜗轮蜗杆模数的确定
首先选择材料：蜗杆选用４５号钢，调质处理；蜗轮采用无锡青铜ZQA19-4。

根据公式：
3
11
3
3296 1.440.71296401011175
29.60.00223.8m N m k z n mm
η
ψ=⨯=⨯⨯⨯=≈ （2-25） 取标准模数m=4，q=11。

2.4.4 齿数的确定
齿数主要是根据传动比的要求确定的，所以根据各个传动比有：
1） １）.确定蜗杆头数和蜗轮齿数：在选择蜗杆头数时，在考虑传动比的要求外还应该考虑到效率、自锁和制造等因素。

而蜗轮齿数的选择则主要是考虑是否会产生根切和蜗轮的直径（也即体积问题）。

如从提高效率的观点看，头数越多，效率越高。

从自锁的观点看，就只能选择单头的。

从制造的观点看，头数越多，制造越困难。

因此在选择蜗杆头数时，要全面分析上述因素。

一般来说，在动力传动中，当主要问题是提高效率时，采用多头；当提高精度（分度蜗杆），自锁性好或要求降速比较大是主要矛盾时，采用单头。

综合上述原因，查阅冶金工业出版社的《机械零件设计手册》第二版上册可知：蜗杆头数z 1=1，蜗轮齿数z 2=50。

2）.确定齿轮齿数：齿轮齿数的选择，应该综合考虑传动比和最小齿数的要求，最小齿数的限制与齿轮的加工方法有关，如用齿轮滚刀或插齿刀加工直齿轮准齿轮，为避免根切，齿数不得小于17，所以在本次设计中初步选取最小齿轮齿数为z 4=18。

这个齿轮装在切管机滚筒的轴上。

由根据工作条件确定的传动比可知：
33'2 1.5z i z =
=，44314.5
z i z ==。

将z 4=18代入
，则4
33181,18 4.5814.5
i
z z =
==⨯=。

并由此可以推得：23381
'541.5
z z i =
==。

从而，可以得到切管机全部齿轮（蜗轮蜗杆）的齿数：z 1=1，z 2=50，z 2'=54，
z 3=81
，
z 4=18。

如图2-4-1
图2-4-1切管机齿轮（蜗轮蜗杆）的齿数
2.5 进行总体结构设计，画出总体方案图
总体结构设计要考虑这台机器从原动机，传动装置到工作机构的总布局，操纵方式，机器的形式和大致的轮廓尺寸。

如切管机设计了一柜式工作台，台面下柜内吊装电动机和减速箱，台面上安装一对滚筒。

当按下开关，动力经减速箱传给滚筒，使二滚筒同向旋转。

滚筒背后装一单臂式支架，支架上装着一组活动螺杆套筒（即螺旋传动机构），套筒下端装一个圆盘刀片。

当旋动手轮，螺母就把套筒和刀片压下，直至切断钢管。

切管机总体结构如图2-5-1
]
图2-5-1总体结构图
3. 结构设计
3.1 初算各轴的最小直径
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：初步选取材料为45钢，调质处理。

根据公式3
N
d A n
≥。

因为Ⅰ轴
为悬臂轴，查表可知：取A=14，P Ⅰ=1.44(Kw),n 1=116.7r/min,则：
33
min 1.44
140.000123140.11 1.5116.7
d cm
I ≥==⨯≈ （3-1） 考虑到键槽的削弱等因素，取标准直径20mm 。

Ⅱ轴：初步选取材料为45钢，调质处理。

取A=12，已知P Ⅱ=1.03(Kw)，n 2=23.3r/min 。

则：
33
min 1.03
120.044120.35 4.223.3
d cm ≥==⨯≈Ⅱ （3-2） 取标准直径为45mm 。

Ⅲ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。

Ⅳ轴：初步选取材料为45钢，调质处理。

则：
33
min 0.89
0.013120.23 2.870
d cm ≥==⨯≈Ⅲ （3-3） 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3-1-1各轴最小直径
轴 号 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 最小直径（mm ） 20
45
50
30
3.2 计算各主要传动件的结构尺寸
（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7-10可知：
h 顶=3.5mm 、δ=6mm ，H=12mm 、e=15+ -0.3mm 、f=10mm 、ϕ0=34o 、b 0=13.1mm 。

轮宽B=(z-1)e+2f=(2-1)⨯15+2⨯10=35mm ； 外径d 顶小
=d 小
+2 h 顶=100 +2⨯3.5=107mm ；
孔径d 等于电动机输出轴直径，查电动机JO2得d 轴=22mm ； 其结构形式由表7-11可知为实心轮。

大三角带轮计算直径d 大=125mm ；
h 顶、δ、H 、e 、f 、B 等尺寸和小三角带轮一样。

ϕ0=38o ,b 0=13.4mm 。

外径d 顶大=d+2h 顶=125+2⨯3.5=132mm ；
孔径d 等于与其配合的轴Ⅰ的轴径，查表三可知Ⅰ轴的d 轴=20mm ； 结构形式由表7-11可知为辐板式： 轮缘直径d 缘=d 顶大-2（
H+δ）=132-2（12+6）=96mm ；
轮毂直径d 毂=（1.8～2）d 轴=36～40mm ，取d 毂=40mm ； 轮毂宽度L=(1.5～1.8) d 轴=30～36mm ，取L=35mm ； 辐板厚度由表7-11查得为S=10mm ； 辐板孔圆周定位尺寸：
09540
67.522
d d d mm ++=
=缘毂 （3-4） 10.50.5105S S mm ≥=⨯=，因此，孔直径为1d -d d =
2182
S mm -=缘毂
孔 （2）.蜗轮、蜗杆 已知z 1=1、z 2=50，m=4，q=11，根据表10-2得到： 蜗杆分度圆直径d 1=qm=11⨯4=44mm ；
蜗轮分度圆直径d 2=z 2m=50⨯4=200mm ；
蜗杆齿顶圆直径d 顶1=m(q+2)=4(11+2)=52mm ； 蜗轮齿顶圆直径d 顶2=m(z 2+2)=4(50+2)=208mm ； 蜗杆齿根圆直径d 根1=m(q-2.4)=4(11-2.4)=34.4mm ； 蜗轮齿根圆直径d 根2=m(z 2-2.4)=4(50-2.4)=190.4mm ；
蜗杆分度圆圆柱上螺旋升角1arctan z
q
λ=，当z 1
=1、q=11时，查
得
511'40"
o λ=；
蜗杆切制螺纹部分的长度L≥（11+0.06z 2）m=(11+0.06⨯50)⨯4=56mm ； 蜗轮外圆直径d 外=d 顶2+2m=208+2⨯4=216mm ； 蜗轮宽度B≤0.75 d 顶1=0.75⨯52=39mm ；
Ⅰ、Ⅱ轴中心距
：211a
=()4(1150)12222
m q z mm I +=⨯+=Ⅱ 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d 毂=（1.6～1.8）d=（1.6～1.8）⨯55=88～99mm 取d 毂=90mm
轮毂宽度L=（1.2～1.8）d=（1.2～1.8）⨯55=66～99mm 取L=70mm
辐板厚度c≥1.5m=1.5⨯4=6，一般采用c=10mm
蜗轮包角2γ=90o ～100o ,一般采用2γ=90o
（3）齿轮
1）已知Ⅱ轴上齿轮z' 2=54，m=3，则：
分度圆直径d' 2=m z' 2=3⨯54=162mm
齿顶圆直径d' 顶2=m(z' 2+2)=3⨯（54+2）=168mm 齿根圆直径d' 根2=m(z' 2-2.5)=3⨯ (54-2.5)=154.5mm
此次齿轮制造精度教低，且是悬臂布置，故齿宽系数宜选小值，现取Ψm=10 所以齿宽B=Ψm ·m=30mm.
由于
d' 顶2>160mm ，可采用辐板式结构的锻造齿轮。

轮缘内径d 缘
= d' 顶2-10m=168-30=138mm
轮毂外径d毂=1.6d轴2=1.6⨯45=72mm(d轴2——齿轮的孔径，由表三可知
d轴2=45mm)
辐板厚度c=0.3B=0.3⨯30=9mm
辐板孔圆周定位尺寸：
d 0=0.5(d缘+d毂) =0.5(138+72)=105mm （3-5）
辐板孔直径：
d孔=0.25(d缘- d毂)=0.25(138-72)=16.5mm，取d孔=17mm。

齿轮示意图如图3-2-1
图3-2-1Ⅱ轴齿轮示意图
2）已知Ⅲ轴上齿轮z3=81，m=3，则：
分度圆直径d3=mz3=3⨯81=243mm
齿顶圆直径d顶3=m(z3+2)=3(81+2)=249mm
=m(z3-2.5)=3(81-2.5)=235.5mm
齿根圆直径d
根3
齿宽B=30mm。

>160mm，可采用辐板式结构的锻造齿轮。

由于d
根3
轮缘内径d缘= d顶3-10m=249-30=219mm
轮毂外径d毂=1.6d轴3=1.6⨯50=80mm(d轴3——齿轮的孔径，由表三可知
d轴3=50mm)
辐板厚度c=0.3B=0.3⨯30=9mm
辐板孔圆周定位尺寸：
d0=0.5(d缘+d毂) =0.5(219+80)=149.5mm （3-6）
辐板孔直径：
d 孔=0.25(d 缘- d 毂)=0.25(219-80)=34.75mm ，取d 孔=35mm 。

Ⅱ、Ⅲ轴的中心距：
'
231()3(5481)202.52
a m z z mm +=⨯+=Ⅱ、Ⅲ1=2 （3-7）
Ⅲ轴上齿轮如图3-2-2
图3-2-2Ⅲ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
d 4=mz 4=3⨯18=54mm
齿顶圆直径d 顶4=m(z 4+2)=3(18+2)=60mm
齿根圆直径d 根4=m(z 4-2.5)=3(18-2.5)=46.5mm 齿宽B=30mm 。

由于d 根3
<160mm ，故必须采用实心式结构锻造齿轮。

Ⅲ、Ⅳ轴的中心距：
341
()3(1881)148.52
a m z z mm +=⨯+=Ⅲ、Ⅳ1=2 （3-8）
Ⅳ轴上的齿轮如图3-2-3所示
图3-2-3Ⅳ轴齿轮示意图
3.3 绘制部件的装配草图
已知各主要传动件的基本参数和总体结构图如图3-3-1，确定各零件的
位置和箱体的外廓：
图3-3-1总体装
配图
图3-3-2减速箱轮廓图
1)根据表中的数据和待定尺寸，并根据总体结构图。

暂定箱壳外型尺寸为：长=d
外
+2△+2δ=162+2⨯10+2⨯8=198mm，取为200mm
宽度估计为165mm
高=64+202.5+△+δ+ d
外
/2=64+202.5+81+10+8=365.5mm，取为366mm。

表3-3-1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
B1齿轮
宽度
由
结
构
设
计
定
B1=30
B 带轮
宽度
由
结
构
设
B=35
计定
b 轴承
宽度
根据轴颈直
径，按中或轻
窄系列决定
查
手
册
待定，如蜗杆轴
的轴承，暂选为
6205，则b=15
δ箱壳
壁厚
0.04a+(23)8
δ≈≥，
a为蜗轮传动
中心距
取δ=8
△旋转
零件
顶圆
至箱
壳内
壁的
距离
△=1.2δ取△=10
△1蜗轮
齿顶
圆至
轴承
座边
缘的
径向
距离
△1=10～12 取△1=10
L1蜗杆
中心
至轴
承中
心的
距离
L1=0.8a,
a为蜗杆传动
中心距
已知a=122
故L1=97.6
L2
轴
的支
由
设
承间跨距计定
L3
箱
外旋
转零
件的
中面
至支
承点
的距
离
1
356
22
b B
b
L L L
=+++
或
待定，暂取
3
1535
1201560
22
L=+++=
L4
滚
动轴
承端
面至
箱壳
内壁
的距
离
当用箱壳内的
油润滑轴承
时，L4≈5
当用脂润滑轴
承时，并有挡
油环时，
L4=10～15
取L4=5
L5
轴
承端
面至
端盖
螺钉
头顶
面的
距离
由
端
盖
结
构
和
固
紧
轴
承
的
方
待定，暂选
L5=20
法确定
L 6 箱外旋转零件端面至端盖螺钉头顶面的距离
L 6=15～20 取L 6=20
2)轴的装配工艺设计
a ）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 1=0.8a ，已知蜗杆传动中心距a=122mm,则L 1=0.8⨯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。

b ）轴向零件的周向和轴向固定。

如图（轴装配工艺的结构设计d ）所示，轴端三角带轮的周向固定是采用普通平键和过渡配
合8
207
H k Φ。

根据轴的直径d 1(D)=20选用“键6⨯32GB1096-79”。

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《机械设计手册》选用，其中轴端直径d=20mm 选用“档圈28GB892-76”，“螺栓M5⨯14GB30-76”，“销2n6⨯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。

c ) 强度校核及结构设计
轴在载荷作用下，将产出弯曲或扭转变形。

若变形量超过允许的限度，将会影响
轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。

例如，安装齿轮的轴，若弯曲刚度（或扭转刚度）不足而导致挠度（或扭转角）过大时，将影响齿轮的正确啮合，使齿轮沿齿宽和齿高方向接触不良，造成载荷在齿面上严重分布不均。

又如采用滑动轴承的轴，若挠度过大而导致轴颈偏斜过大时，将使轴颈和滑动轴承产生边缘接触，造成不均匀磨损和过渡发热。

因此，在设计有刚度要求的轴时，必须进行刚度的校核计算。

1）.轴Ⅲ的结构设计及强度校核：
轴Ⅲ上装有的主要零件为：轴承、键、轴环、带轮等。

由表三可知其最小直径为
45mm 。

已知：
z' 2齿轮分度圆直径d' 2＝162mm ，z 3齿轮分度圆直径d 3＝243mm ，z 4齿轮分度圆直径d 4＝54mm ，Ⅱ、Ⅲ轴中心距αⅡⅢ=202.5mm ，Ⅲ、Ⅳ轴中心距αⅢⅣ=148.5mm ，两滚筒中心距108mm ，Ⅱ轴转矩T Ⅱ
＝420.2·N m ，Ⅳ轴转矩T Ⅳ
＝122.3·N m 。

验算过程：
① 画出受力分析图3－1a ，由于运动是从齿轮z' 2经惰轮z 3传给两个z 4齿轮，在惰轮z 3的圆周上就同时作用着P 1、P 2、P 3三个切向力；
② 根据滚筒中心距108mm 和αⅢⅣ=148.5mm ，我们可以计算出α角。

因为在直角三角形Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ 中54
sin 0.3636148.5
α=
==ⅣⅤⅢⅣ，所以=2119α'︒； ③ 根据转矩d
=P 2
T ⨯
1
22420.025185.430.162P N d ⨯==='
Ⅱ2T （3-9） 23422122.3
4529.630.054
T P P N d ⨯==
==Ⅳ （3-10）
④ 利用力的平移和四边形法则，求作用在Ⅲ轴上的合力。

如图3－1b ，用作图法可量得P 4≈8360N ，P=P 1+P 4=5185.43+8360=13545.43N
⑤ Ⅲ轴的最大弯矩发生在B 支座、即惰轮z 3的中面至滚动轴承中面的距离，现取为l 3=70mm 的位置，其最大弯矩为：
313545.430.07948.18M P l N m ==⨯=弯最大 （3-11）
⑥ 当轴的材料为45号钢时，转动心轴的B ＝0.26，则：
330.2695340.2621.2 5.51d B M cm ≥==⨯≈弯 （3-12）
现在设计轴颈的直径为55mm ，所以合适。

⑦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（SY4036—84）
所用密封方式有毡圈式密封，迷宫式密封槽密封 ⑧轴Ⅲ的受力分析如图3-3-3
图3-3-3轴Ⅲ的受力分析
3.4 绘制设计装配图
绘制设计装配图是在已画草图的基础上，按照设计尺寸，比例，
精确地绘制。

除了具有一般装配图的内容以外，还要求对装配体中主要零件的结构形状表达清楚。

此例附有部件装配图和总装配图。