碾压式切管机设计

摘 要
碾压式切管机的设计是一项技术革新项目。

切管机主要用于车辆，工业或建材生产中的批量下料工作，用于切割4~8/3''''的金属管。

它的特点是工作平稳、连续、效率高、劳动强度低、能保证尺寸精确度的要求，适应于在各种环境下的连续工作。

碾压式切管机的工用原理是：由电动机经V 带传动，蜗轮减速箱、开式齿轮传动到一对滚子，从而带动（金属管）的旋转，实现切割时的主运动。

与此同时，操纵手轮，通过螺旋传动，将圆盘刀片向下移动进给，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。

原始数据：滚子的转速为1n =70转/分，驱动电动机的型号选择JO2-22-4,其额定功率为电N =1.5千瓦,满载转速电n =1410转/分，切管直径D 为3/8〞～ 4〞
本次设计，主要是针对车辆用金属管材进行加工的切割机,完成的工作主要是切管机中的滚子,机体和减速箱部分的设计.包括传动装置的设计和计算,其中有电动机的选择,传动方案的拟定,各轴的转速,功率和转矩的计算.总体结构的设计,其中有各轴尺寸的设计,各主要传动件的结构尺寸的设计.并且针对以上的设计计算进行了详细的校核.最后通过得到的数据,绘制了总体装配图,减速机和滚子部分的装配图.然后又针对各主要基本件,绘制了多张零件图。

为了确定最佳方案,采取了多种方案进行了认真分析、研究和比较。

关键词： 切管机；设计计算；结构设计；批量下料；方案
ABSTRACT
Rolling type pipe cutters design, is a technical innovation projects. Pipe cutters is mainly used for vehicles, industrial or building materials production batch of material work, suitable for cutting metal pipe. Its characteristic is, smooth, continuous, high efficiency, low labor strength, ensuring the dimension accuracy requirement, adapted to various environment in the work continuously Rolling type pipe cutters work by motor with principle is: by v-belts transmission, worm gear reducer, gear to open a roller, thus promote (tube) rotation, realize the main movement during cutting. Meanwhile, manipulate the handwheel, through screw transmission, will move down the disc blade feeding, and increasing the pressure on the pipe blades, realize the pipe in the process of cutting jobs.
Raw data: roller speed for = 70 R.P.M., motor model selection JO2-22-4, its rated
power for = 1.5 kw, carrying speed = 1410 R.P.M., cut tube diameter D for 3/8 "~ 4"
This design is mainly for vehicles with metal pipes carry on the processing of cutting machine, completed work, mainly is the pipe cutters, the body and the roller gear box part of the design. Includes transmission device, the design and calculating, including motor driving scheme worked, the choice of the shaft, speed, torque and power calculation. Overall structure design, including the design of each shaft dimension, the main transmission parts. And the design of structure size for above a detailed design calculation of dynamicrigidity. Finally, through the data from the general assembly, mapped the speed reducer and roller part, the assembly drawing. Then in each major basic pieces, painted a detail drawings. In order to determine the optimal scheme took various schemes, carried on the earnest analysis, research and comparison.
Key words：Pipe cutters; Design calculation; Structure design; Batch next
makings; scheme
目录
第一章方案的选择与论证 (4)
1.1 电动机的选择 (4)
1.2 拟定传动方案 (6)
1.3 总体结构设计 (9)
第二章传动装置的设计与计算 (11)
2.1 传动比分配 (10)
2.2 计算各轴的转速，功率和转矩 (11)
2.2.1 各轴的转速 (11)
2.2.2 各轴的功率 (11)
2.2.3 各轴传递的转矩 (12)
第三章进行传动机构的设计与计算 (14)
3.1 带传动设计 (14)
3.2 齿轮传动设计 (14)
第四章结构设计 (17)
4.1 初算各轴的最小直径 (17)
4.2 计算各主要传动件的结构尺寸 (18)
4.3 初定轴承跨距 (21)
第五章设计总结 (26)
参考文献 (27)
致谢 (28)
附录 (29)
第一章方案的选择与论证
几种方案优缺点的比较如下表：
经过方案的比较和实际的调查，了解它们之间各自的优、缺点后，经过认真研究分析，
认为第四种方案为最佳方案，最后确定采用第四种方案来进行设计。

1.1 电动机的选择
1.1.1 功率的选择
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，有着密切的关系。

在这里采用的是实际测量满载电流法和经验数据估算法（2.5安约等1千瓦）来进行选择的。

（实测量电动机满载电流数（A ））÷（经验数据（2.5安约等于1千瓦）=所需功率。

下面是从一台设备的JO2-32-4型电动机的 三相电源线上用钳型电流表实际测量的满载
电 流为3.5安。

这台电动机的额定功率N 电
为3千瓦，额定转速n 电为1430转/分。

则实际所需功率是：
）（A 千瓦安约经验数据实测满载电流实际功率15.2)
(=
即：
千瓦实
4.1
5.25
.3==
p
经上述估算后，得出设备所需实际功率为5.1=N 电千瓦，满载转速1410=n 电转/分。

故而选择JO2-22-4型电动机为该设备的原动机。

碾压式切管机总传动比的计算：
2070
1410
≈=
=
n
n
i 工
电总
20
≈i
总
1.1.2 类型的选择
我国三相交流异步电动机的品种规格较多，（特别是鼠笼式感应电动机）具有结构简 单、工作可靠、价钱便宜、易购和维护方便等特点，在各行各业中得到了更广泛的应用。

特别是在中小型的设备，工作机速度无特殊要求，而又长期带动稳定或变动载荷的设备中应得更多。

因此本设备工作机的状况是；要求适用各种环境中的连续工作。

故而选择JO2系列小型异步电动机为宜。

1.1.3 转速的选择
我国三相交流异步电动机中，在同一功率的基础上，根据极数的不同各种参数都存在着差异。

特别在转速每分钟转速有3000、1500、1000、750等几种。

（由原始数据得知，设备满载转速在1410转/分，工作机滚子的转速为70转/分）。

因此选择电动机的满载
转速是在1500转/分以下。

在这种转速范围内的电动机不仅结构简单，供应普遍，而且制造成本低，故而初选电动机转速在1500转/分为最佳。

表1-2 三相异步电动机的主要技术参数
型号JO2-22-4 额定连续
功率 1.5千瓦接法△/Y
温度65℃重量30公斤
转速1410转/分频率50HZ
效率80.5％电流 6.05/3.49安
电压220/380伏功率因数0.81
起动电流7.0 绝缘等级 E
起动转矩 1.8 最大转矩2．0
转子飞轮矩0.0216
1.2 拟定传动方案
传动方案的拟定，是传动机构的选择及布置间彼此联系的两个方面。

为了有较利用较佳传动方案，查得了几种传动机构如下进行比较。

表1-3 几种主要传动机构的特性比较
特性
类型
带传动链传动齿轮传动蜗轮传动
主要优点中心距变化范围较大，
结构简单，传动平稳，
能缓冲，可起过载安全
保险作用。

中心距变化范围较
大，平均传动比准
确，比带传动过载能
力大。

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
大并且准确，工作平
稳，可制作成自锁的
传动。

续表1-3
主要缺点外廓尺寸大，轴上受力
较大，传动比不能严格
保证，寿命低。

（约
3000～5000小时）
瞬时传动比不准确，
不能用于精密分度
机构，在冲击振动负
荷下寿命低。

要求制造精度高，不
有缓冲，高速传动精
度不够时有噪声。

效率低，中、高速传
动装置需用价贵的青
铜材料制造精度高，
加工比较麻烦
效率平型带0.92～0.98,三
角带
0.9～0.96
开式0.90～0.93;
闭式0.95～0.97
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，单头
0.70～0.75,双头
0.75～0.82,自锁
0.40～0.45
功率千瓦平型带常在30以下；v
带常在40～75之间
常在100以下常在30以下常在50以下
单级传动比，i
开口平型带：推荐值
2～4；最大值≤6；有张
紧轮平型带；推荐值
3～5；最大值≤8；三角
带；推荐值2～4；最大
值≤7
推荐值2～4
开式圆柱齿轮；推荐
值4～6；最大值
≤15；闭式圆柱正齿
轮；推荐值2～3；
最大值≤6
闭式；推荐值10～40；
最大值≤100；
开式；推荐值15～60；
最大值≤100
外廓尺寸大大中、小小成本低中中高
速度v,米
/秒平型带≤30（常用5～
25）
≤40（常用12～15）
最低速<0.5；低速
0.5～3;中速3～15；
15～50
高速≥15
表1-4 几种实用往复移动机构的特性比较
机构类型 主 要 性 能 特 点
平面连杆机构
结构单间，制造方便，行程距离较大，连接处为面接触，能承受较大载荷；设
计时往往只能近似满足所需的运动规律。

凸轮机构
可满足工作所需的任意运动规律，适用于各种自动机械。

但一般行程较短，凸
轮制造较复杂，凸轮和从动杆接触表面易磨损，高速运转时冲击较大。

螺旋机构
运动精度较高，工作平稳，故多用于机床的进给机构及机械的调整装置。

可传
递较大的轴向力，并且容易实现反行自锁，故常用于起重，升降装置中。

但机械效率很低，螺纹容易磨损，若采用滚珠螺旋，情况大为改善。

齿轮齿条机构
结构单间，制造方便，适用于行程较大的地方，但运动精度及平稳性不及螺旋
机构。

已知碾压式切管机的20=i 总，若用蜗杆传动，一次降速原是可以达到的，其方案如图1-2-1a. 但是由于切割的管子直径是3/8〞～ 4〞,如图3-2-1所示，两个滚筒的中心距离不能小于108毫米，因此带动两个滚筒的齿轮外径不能大于滚筒的直径（Ф100）。

若取蜗杆z 1=2,蜗轮z 2=50，m=3,则蜗轮分度圆直径d 2=120，比同一轴上的齿轮大，按图1-2-1c 的布置，蜗轮就要和滚筒相撞，为此，就要加大两轴之间的中心距离。

这样就要加上一个惰轮，如图1-2-1b 所示，才能解决这个问题。

经过研究和分外，最后确定为带传动、蜗杆传动、齿轮传动等机构综合组成的传动方案。

并得出传动系统方案图，如图1-2-1c 所示。

此方案利用了带传动具有缓冲和过载打滑的特性，把它放在电动机之后作为第一级传动是很合适的。

此外，齿轮传动，特别是开式齿轮传动，也不宜放在高速级，因为在这种条件下工作时容易产生冲击和噪音，所以放在低速级也是合理的。

但单头蜗杆传动，效率不高，功损较大，如： 效率72.0=η蜗。

图1-2-1 传动方案对比
图1-2-1是几种传动机构和传动路线方案进行比较。

经过认真研究、分析和比较后，考虑到“降速要先少后多”的原则。

因为在n
N
M 97500
扭（公斤.厘米）公式中，传递功率N （千瓦）一定时，转速n(转/分)越高，转扭M 扭就越小，那么零件尺寸就可小一些，由此可见，重量亦可相应的减轻一些。

综上所述，最后选择了图1-2-1C3第三方案的传动机构和传动路线进行设计。

1.3 总体结构设计
从原动机、传动装置到工作机构的总布局，操作方式，机器的形式和大致的轮廓尺寸。

动力经减速箱传给滚筒，使二个滚筒同向旋转。

滚筒背后装一单臂式支架，支架上装一组活动螺杆套筒（即螺旋传动进给机构），套筒下端装有一个圆盘刀片。

当旋转手轮，螺杆推动套筒和刀片向下接触被切工件，直至切断钢管。

1-2-2总体结构设计图第二章传动装置的设计与计算
2.1传动比分配
根据i i i 21⨯=总……的关系公式进行分配传动比。

合理地分配传动比，是设计传动装
置的重要环节。

它将影响到传动装置的结构、尺寸、重量、工作条件、制造成本及安装等。

在齿轮降速传动中，如果降速比较大，就会使被动齿轮直径增大，从而增加了径向尺寸，或者是因小齿轮的齿数太少，齿轮产生根切和在轴的结构设计上造成困难。

在升速传动中，如果升速比过大，就会容易引起振动和噪音，造成传动不平稳，影响机器的性能和使用寿命。

为了被免这些弊端按表1-3的推荐值选择单级传动比设计。

即根据具体情况传动比可分配为：
2.11=i 502=i 5.13=i 5
.41
4=
i 205
.41
5.1502.14321=⨯
⨯⨯=⨯⨯⨯=i i i i i 总 2.2计算各轴的转速，功率和转矩
根据课本功率计算及传动比计算方法，由公式：
i
n
n 1
2=
η⨯=N N 12 n
N M 97500
=扭 η⨯⨯=i M M
12
扭扭等公式计算。

已知碾压式切管机选择了JO2-22-4型电动机，其千瓦电5.1=N ，分转电1410=n ；
又知道2.11=i ,502=i
5.13=i ,5
.41
4=
i ；查表2-2，取96.0=i 带，72.0=η蜗 ，
940。

=η
齿
，99.0⊗
=η滚
2.2.1 则各轴的转速为：
分转电11752
.11410
1
==
=
i n n I 分转电5.23502.11410
.212=⨯===i i n i n n I II
分转电7.155
.1502.11410..3213=⨯⨯===
i i i n i n n II III
分转电5.705
.4/15.1502.11410...43214=⨯⨯⨯===
i i i i n I n n III IV 2.2.2 各轴的功率为：
千瓦带电44.196.05.1.=⨯==ηN N I
千瓦
滚蜗带电滚蜗03.199.072.096.05.1.....1=⨯⨯⨯===ηηηηηN n N II
千瓦
滚
齿蜗带电滚齿96.099.094.072.096.05.1 (2)
2
≈⨯⨯⨯⨯===ηηηηηηN N N II III
千瓦滚
齿蜗带电滚齿89.099.094.072.096.05.1 (3)
23
2=⨯⨯⨯⨯===ηηηηηηN N N III IV
2.2.3 各轴传递的转矩为：
厘米公斤电
电扭电。

n N M 72.1031410
5
.19750097500
≈⨯
== 厘米公斤带扭电扭。

i M M I 49.11996.02.172.103..1=⨯⨯==η
厘米
公斤滚
蜗带扭电滚蜗扭扭。

i i M i M M I II 60.425899.072.096.0502.172.103.......212=⨯⨯⨯⨯⨯===ηηηηη
第三轴，因为装的是过渡齿轮（惰轮Z 3），所以此轴不承受转矩，只受弯矩，它是一个心轴。

厘米
公斤滚
齿蜗带扭电扭。

i i i i M M IV 30.122999.094.072.096.05
.41
5.1502.172.103.....32224321=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==ηηηη 将以上所计算的各项数据值列表如下（表2-1），以备后面计算使用。

表2-1 各轴转速、功率和扭矩
轴 号 电机轴 I
II III IV 传动比 i 1.2 50
1.5
1/4.5
转速n,转/分 1410 1175 23.5 15.7 70.5 功率N ，千瓦 1.5 1.44 1.03 0.96 0.89 转矩M 扭公斤。

厘米 103.72
119.49
4258.60
1229.30
需要指出的是，在计算传动比时，当带轮直径，齿轮齿数确定以后，实际传动比就等于
两轮直径之比，或两齿轮齿数之比，其结果可能与上表中的数值不一致。

当i＜5时，一般容许误差不大于±2.5﹪；当i≥5时，则容许不大于±4﹪。

第三章进行传动机构的设计与计算
3.1带传动设计
参照课本机械设计基础带传动计算方法进行。

=1.1,则计算功率为：
由表9-5选取工作情况系数K
I
N 计=K I ·N 电=1·1×1·5=1·65千瓦
由N 计和n 1=1410转/分，从图9-7查得，选用A 型v 带。

参照表9-2和表9-4选定小带轮直径d 1=100毫米，大带轮直径d 2=i 1d 1=1.2×100=120毫米。

按表9-4选取标准直径d 2=125毫米。

验算带速：
=
υ秒米/36.71000
601410
1001000
601
1≈⨯⨯⨯=
⨯ππn d
小于25米/秒，合适。

初定中心距a 0,按公式(9-13) 0.7(d 1＋d 2)≤a 0≤2(d 1＋d 2)和结构要求,选取a 0=350毫米. 计算v 型带长度,按公式(9-14) 求得:
L 0=2a ＋()0
212214)(2a d d d d -++π
=毫米7.1053350
4)100125()125100(235022
=⨯-+
++⨯π
由计算的L 0=1053.7毫米,从表9-3查,选取A 型带相近的计算长度L 0=1033毫米,其内周长度L 内=1000毫米. 实际中心距a 应为:
毫米3402
1054
1033350200≈-+=-+
=d L d αα 验算小带轮包角1α, 按公式(9-16)应为:。

，，d d 合适大于000
001
2011201763.57340
100
1251803.57180≈⨯--
≈⨯--
≈α
α 确定v 型带的根数.当带速，秒米/36.7=υA 型,小带轮d 1=100毫米时,由表9-7查得
99.0=包角k ；由表9-3查得890。

K =带长，得：根带长
包计95.189
.099.096.065
.10=⨯⨯=
=K K N N z
取Z=2根。

3.2 齿轮传动设计
3.2.1 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。

可采用类比法及课本机械设计基础的《第6章齿轮传动》，第60页至第96页齿轮传动推荐的方法来确定： 引用课本《第6章齿轮传动》第75页公式（6-19）计算模数。

已知Ⅱ轴上的齿轮，,2z =54，n Ⅱ=23.5转/分，千瓦03.1=II N ，选定齿轮材料为45
号钢，调质处理。

查表得Z=54，齿形系数y =0.298,从图6-19求得许用弯曲应力[弯σ]=19.6公斤/毫米2，考虑开式齿轮传动齿面磨损，许用弯曲力降低20%，则实际许用弯曲应力为:
[弯σ]'=19.6×80%=15.68公斤/毫米2。

对于开式齿轮传动，齿宽系数为15~8=ψm ，因齿轮制造精度较低，且为悬挂臂支承，故选较少的m ψ值，取m ψ=10。

载荷系数K=1.3～1.5,由于悬臂支承，K=1.3. 代入公式6-19得：
毫米
弯52.3028.0125650000225944.01255
.2367.4105403.13.1125]'[12533
3'2≈⨯==⨯⨯⨯⨯=ψ≥II
M II n y Z KN m σ 取标准值为m=3毫米，强度稍弱点。

3.2.2蜗轮、蜗杆模数的确定
选择材料：蜗杆选用45号钢，调质处理；蜗轮选用ZQA19-4无锡青铜。

引用课本《机械设计基础》（第6章齿轮传动）第96页（蜗杆传动）的公式等内容计算模数。

已知 千瓦44.11=N ，710.。

≈=滚蜗ηηη
分转/11751=n ，11=z ，2/40厘米公斤=k ，取10=ψm
则： 。

n z k N m m 毫米8.300217531.06.291175
1104071.044.129629633
3
1
1≈=⨯⨯⨯⨯=ψ=η 由表6-15查 取标准模数 m=4, q=11.
3.2.3齿数的确定
齿数主要是根据传动比的要求确定。

在综合考虑传动比、效率、自锁、根切、制造、精度等因素。

传动比是根据机器工作条件确定的，现取184=z 。

已知：5.1'
2
33==
z z i 5.41
344==z z i ，将184=z 代入， 则：5.411834=
=
z i ， 815.4183=⨯=z 。

并由此推得5.181'2
3==z i ， 545.181'
2==z 。

从而，得到碾压式
切管机的全部齿轮（包括蜗杆，蜗轮）的齿数为：11=z ，,502=z 54'
2
=z ， 813=z ， 184=z 。

图 3-2-3 传动系统图
第四章 结构设计
4.1 初算各轴的最小直经
按转矩强度计算，引用公式（13-2），计算3
n
N
C d ≥。

轴常用材料查表13-2，
（公式13-2，和轴常用材料表13-2引用课本机械计算基础第13章205页）。

Ⅰ轴: 因Ⅰ轴为悬臂轴，材料选用45号钢，所以取C=126，由表2-4查得：Ⅰ轴的N=1.44, n=1175转/分. 则: 毫米141175
44
.11263
≈≥d 但考虑到键槽的削弱等因素,故而取标准直径为20毫米.
Ⅱ轴: 材料选用45号钢,调质处理,取C=126,由表2-4查得: Ⅱ轴的千瓦03.12=N ,
分转/5.232=n .
则: 毫米445
.2303
.11263
≈≥d 取标准直径45毫米. Ⅲ轴: Ⅲ轴选取用材料45号钢，调质处理。

96.03=N 千瓦， 分转/7.153=n ，取C=120， 则： 毫米4796
.07
.151203
≈≥d , 取标准直径50毫米. Ⅳ轴： Ⅳ轴选用材料45号钢，调质处理，取C=120，千瓦89.04=N ，分转/5.704=n 。

则： 毫米285
.7089
.01203
≈≥d ， 取标准直径30毫米。

表4-1 各轴最小直径数值
轴 号 I II III IV 最小直径，毫米 20
45
50
30
4.2计算各主要传动件的结构尺寸
4.2.1 V 带轮
按课本（机械设计算基础）第9章（带传动与链传动）第127～140页相关内容计算。

已选用A 型V 带。

小三角带轮计算直径毫米小100=d ；
毫米顶5.3=h 毫米6=δ毫米
12=H 毫米3.015±=e ，
毫米10=f ，0034=ϕ，毫米1.130=b ；
毫米轮宽3510215)12(2)1(=⨯+⨯-=+-=f e Z B
外径毫米顶小顶小1325.321002=⨯+=+=h d d ；
孔径d 等于电动机输出轴直径，查JO2型电动机表得毫米轴22=d ，结构型式由课本（机械设计基础）第137页图9-8查得为实心轮。

大三角带轮计算直径毫米大125=d ；
顶d 、δ、H 、f 、B 等的尺寸和小三角带轮一样；
0038=ϕ、毫米4.130=b ；
外径毫米顶顶大1325.321252=⨯+=+=h d d ；
孔径查得由图等于和其相配合的轴径89-，d Ⅰ轴的毫米轴20=d ；结构型式由图9-8查得为腹板式；
轮缘直径毫米顶大缘96)612(2132)(2=+-=+-=δH d d ； 轮毂直径=毂d （1.8～2）毫米取毂轴4040~36==d ，d ； 轮毂宽度L=（1.5～1.8）毫米取轴3536~30==L ，d ； 腹板厚度由图9-8得：S=10毫米； 腹板孔圆周定位尺寸： 毫米毂
缘5.672
40
952
0=+=
+=
d d d ；
毫米
孔直径因此毫米毂
缘孔1822
5105.05.011=--=
=⨯=≥S d d d ，，S S
4.2.2 蜗杆、蜗轮计算 已知，，q ，m ，z
z 1235012
1====引用课本（机械设计基础）第6章，齿轮传动，第100
页表6-18得到：
蜗杆分度圆直径毫米363121=⨯==qm d ； 蜗轮分度圆直径毫米15035022=⨯==m z d ； 蜗杆齿顶圆直径毫米顶42)212(3)2(1=+=+=q m d ； 蜗轮齿顶圆直径毫米顶156)250(3)2(22=+=+=z m d ； 蜗杆齿根圆直径毫米根8.28)4.212(3)4.2(1=-=-=q m d ； 蜗轮齿根圆直径毫米根8.142)4.250(3)4.2(22=-=-=z m d ； 蜗杆分度圆柱上螺旋升角q
z d m z d p z a 1
11111tan ===
πλ，公式引用（机械设计基础）第6章，第99页，公式（6-47），图6-49得：当11=z ，q=12时，得"'049454=λ； 蜗杆切制螺纹部分的长度:
L ≥（11+0.062z ）m=(11+0.06x50)x3=42毫米； 蜗轮外圆直径毫米顶外1623215622=⨯+=+=m d d ； 蜗轮宽度毫米顶5.314275.075.01=⨯=≥d B ； ⅠⅡ轴中心距毫米93)5012(32
1
)(212=+⨯=+=
z q m a III ； 轮缘厚度毫米1.537.17.1=⨯==m f ，实际为10=f 毫米； 蜗轮孔径d 取决于轴的结构设计。

选用孔径d=55毫米； 轮毂外径毫米毂99~8855)8.1~6.1()8.1~6.1(=⨯==d d ， 实际毫米毂95=d ；
轮毂宽度毫米99~6655)8.1~2.1()8.1~2.1(=⨯==d L ；
实际L=65毫米；
腹板厚度c ≥1.5m=1.5×3=4.5毫米；实际采用c=10毫米； 蜗轮包角2r=900～1000；实际上选用2r=900。

4.2.3 齿轮
齿轮的主要尺寸计算公式引用课本（机械设计基础）第6章（齿轮传动）第65页，表6-2。

已知Ⅱ轴上齿轮,3,54'
2
==m z 则： 分度圆直径毫米162543'2'2
=⨯==mz d ； 齿顶圆直径毫米顶168)254(3)2('
2'2=+=+=z m d ； 齿根圆直径毫米根5.154)5.254(3)5.2('2'2=-=-=z m d ；
齿宽毫米30=⋅=m B m ψ；
由于160'2>顶d ，故采用腹板式结构锻造齿轮； 轮缘内径毫米顶缘138********'2=⨯-=-=m d d ；
轮毂外径毫米轴毂72456.16.12=⨯==d d ； 腹板厚度c=0.3×30=9毫米 腹板孔圆周定位尺寸：
毫米毂缘1052105.0)72138(5.0)(5.00=⨯=+=+=d d d ；
腹板孔直径：
5.166625.0)72138(25.0)(25.0=⨯=-=-=毂缘孔d d d 毫米；实际选取17=孔d 毫米；
已知Ⅲ轴上的齿轮,3,813==m z 则： 分度圆直径毫米24381333=⨯==mz d ； 齿顶圆直径毫米顶249)281(3)2(3=+=+=z m d ； 齿根圆直径毫米根5.235)5.281(3)5.2(33=-=-=z m d ； 齿宽B=30毫米；
由于1603>顶d ，故采用腹板式结构锻造齿轮； 轮缘内径毫米顶缘219310249103=⨯-=-=m d d ；
轮毂外径毫米轴毂80506.16.13=⨯==d d ；
，d 齿轮的孔径轴——3 查表2-5，毫米轴503=d ；
腹板厚度c=0.3×30=9毫米； 腹板孔圆周定位尺寸：
毫米毂缘5.149)80219(5.0(5.00=+=+=）d d d ；
腹板孔直径75.34)80219(25.0(25.0=-=-=）d d d 毂缘孔毫米 取毫米孔35=d ；
Ⅱ、Ⅲ轴的中心距：
毫米5.202135321)8154(321)(213/
2,=⨯⨯=+⨯=+=z z m a III II 。

已知Ⅳ轴上的齿轮3,184==m z 则： 分度圆直径毫米5418344=⨯==mz d ；
齿顶圆直径毫米顶60)218(3)2(44=+=+=z m d ； 齿根圆直径毫米根5.46)5.218(3)5.2(44=-=-=z m d ； 齿宽B=30毫米；
由于4顶d ＞160毫米，故采用实心式结构锻造齿轮。

Ⅲ、Ⅳ轴的中心距： 毫米5.1489932
1
)1881(21)(2143,=⨯⨯=+⨯=+=z z m a IV III 。

4.3初定轴承跨距
由表4-1得知Ⅰ轴最小直径d=20毫米。

由于蜗杆的毫米根8.281=d ，从结构上考虑只能和轴做成一体为最佳，叫做蜗轮轴。

4.3.1设计轴承组合的结构型式
由经验公式确定a L 8.01=，已知蜗杆传动中心距a=93毫米，则L 1=0.8×93=74.4毫米，从而得到轴承的跨距为148.8毫米。

（相当于蜗轮分度圆直径）。

由于蜗杆传动同时承受径向和轴向力、且此处的轴承跨距不大，通常采用单列向心推力球轴承6000型。

轴承的尺寸选择，首先根据轴颈直径选择轴承的内径，其次考虑负荷能力和结构上的特点，此处宜采用轻窄系列。

由于L 2＞8d 的经验数值，故采用正排列的向心推力球轴承。

因轴的直径为25毫米，故选用6205型轴承及两端固定支座的型式。

4.3.2轴向零件的周向和轴向固定：
轴端三角带轮的周向固定是采用普通平键和过渡配合φ20
7
8
K H 。

普通平键联接，根据d 1(D)=20,选取用6×32的普通平键。

三角带轮的轴向固定是靠套筒和轴端挡圈。

4.3.3轴上其它零件的尺寸和固定；
由于蜗杆、蜗轮使用的是机油润滑，而轴承用的是油脂，因此，采用了挡环的密封结构。

为了轴向固定更可靠，凡是与旋转零件（如带轮、齿轮、蜗轮、轴承等）配合的轴头长度，要求比旋转零件的轮毂宽度稍短一些。

4.3.4校核第Ⅲ轴的弯曲强度；
已知：毫米齿轮分度圆直径162/2/2
=d z ，z 3齿轮分度圆直径d 3=243毫米，4z 齿轮分度圆直径d 4=54毫米，Ⅱ、Ⅲ轴中心距a Ⅱ、Ⅲ=202.5毫米，Ⅲ、Ⅳ轴中心距IV III a ,=148.5毫米，两滚筒中心距108毫米，由表2-4查得Ⅱ轴转矩M 扭2=4258.6公斤·厘米，Ⅳ轴转矩M 扭Ⅳ=1229.30公斤·厘米。

（1） 由于运动是从齿轮/
2z 经惰轮z 3传给两个z 4齿轮，
在惰轮z 3的圆周上同时作用着P 1、P 3三个切向力；
（2） 根据滚筒中心距108毫米和a Ⅲ、Ⅳ=148.5毫米，计 算a 角。

因为在直角三角形Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ中=a sin 3636.05
.14854
==IIIIV IVV 错误！未找到引用源。

错误！未指定书签。

，所以a=21019/； （3） 根据转矩2
d
P M ⨯
=扭 公斤扭75.5252
.166
.425822/2
1=⨯=
=
d M P II
；
公斤扭30.4554
.530
.1229224
32=⨯=
=
=d M P P IV
；
（4） 利用力的平移程平行四边形法则，求作用在Ⅲ轴上
的合力。

如图3-3-4图b ，用作图法可量得P 4≈836公斤， P=P 1+P 4=526+836=1362公斤。

（5） Ⅲ轴的受力情况（如图3-3-4c ）最大弯矩发生B 支座、即惰轮Z 3的中面至滚动轴承的距离，现取为703=l 毫米的位置，其最大弯矩为：
9534713623=⨯==P 。

M 弯最大公斤·厘米
图4-3-4Ⅲ轴弯曲强度校核
（6）当轴的材料选用45号钢时，转动的心轴B=0.26 则：51.520.2126.0953426.033≈⨯==≥弯M B d 厘米； 现在设计轴颈的直径为55毫米，乎合要求。

轴的各段直径和长度列于表4-2。

表3-2 轴的各段直径和长度
代号
名 称
推 荐 尺 寸 说 明
1d
轴的最小直径
根据扭转或弯矩强度条件初步算出
若此段有键槽，应将直径增加5%（一个键槽）。

1d =13取为20毫米
2d 安装密封处的直径 d 2＞d 1+2r ，r--倒圆半径,按设计定. 用凸肩定位，按此式计算d 2。

带轮的定位靠套筒，此处的d 2是指套筒外径。

3d
安装滚动轴承的直
径 d 3>d 2，d 3>d 1。

无套筒的；有套筒的，必须符合轴承的标准
由于采用6205轴承，d 3=25毫米。

4d
装在两滚动轴承之间齿轮（蜗轮）处
的直径 d 4>d 3+2r,r —倒圆半径,按设计定. Ⅱ轴,7
7
55
r H Φ 5d
一秀般轴肩和轴环
的直径 d 5≈d 4+2a,a ≈ (0.07～0.1)d 4. a —轴肩或轴环高
度.
Ⅱ轴d 4=55毫米,a=
3.85～5.5毫米,取a=5,则d 5=55+2×5=65毫米. 因此处d 4相当于d 3=25,a=0.1d 3则d 5=25+2×2.5=30
毫米.
6d 滚动轴承定位轴肩
直径
查阅手册资料轴承部分的D 1值. 7d
安装旋转零件的轴
头长度
L 7=(1.2～1.6)d d —轴头直径. L 7要比旋转零件轮毂宽度要短一些.
8d 轴环长度
L 8≈1.4a 或L 8≈ (0.1～0.15)d
Ⅱ轴L 8≈1.4×5=7毫米。

表3-3 减速箱各零件间相互位置尺寸
代号
名 称
推 荐 尺 寸
说 明
B 1 齿轮宽度 由结构设设计决定，B=30
B 带轮宽度
由结构设计决定， B=35 b 轴承宽度
根据轴颈直径，按中或轻窄
系列决定
查手册确定b 值，蜗杆轴承选6205
则b=15。

，
δ
箱壳壁厚
δ≈0.04a+(2～3)≥8，a 为
蜗轮传动中心距。

取δ=8
续表3-3
△
旋转零件顶圆至箱壳内
壁距离。

△=1.2δ
△=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=93,故L1=74。

4
L2轴的支承间跨距。

由设计决定
L3箱外旋转零件的中面至
支承点的距离。

L3=+
+
5
2
L
b
L6
+
2
1
B
b或
暂取L3=
60
2
35
15
120
2
15
=
+
+
+
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，L1≈5，
当用脂润滑轴承，并有挡油
环时L1≈
10～15。

取L4=5
L5轴承端面至端盖螺钉头
顶面的距离。

----
根据端盖的结构和固紧轴承的方
法确定。

暂取L5=20。

L6箱外旋转零件端面至端
盖螺钉头顶面的距离。

L6=15～20。

取L6=15。

第五章设计心得
这次毕业设计，是在老师的的帮助和指导下完成的。

本次设计主要是针对用金属管材进行切割加工的切管机。

工作的对象主要为各种型号、各种材料管材的下料。

完成的工作主要是切管机中滚子，机体，减速箱的设计。

包括传动装置的设计和计算，其中有电动机的选择，传动方案的拟定，各轴的转速，功率和转矩的计算。

总体结构设计，其中有各轴尺寸的设计，各主要传动件结构尺寸的设计。

并且针对以上的设计计算进行了详细的校核。

最后通过得到的数据，绘制了总体装配图，减速机，滚子等部分的装配图等。

然后又针对各主要基本件，绘制多张零件图。

在整个设计过程中碰到了不小的困难，经查阅一些相关资料和老师的指导，同时也得到了同学的支持，从而获得了很大的帮助和启发，解决了自己平时一下难以理解的问题。

经过本次毕业设计深深体会到理论知识和实践工作是有一定的差异，并不是一学就会的那种天真幼稚的想法。

但是，通过这次毕业设计，能够使自己把所学的理论知识与实践动手能力有机的结合起来应用，我感觉到自己开始慢慢成熟起来，从中获益非浅，使自己的动手能力和系统的理论知识得到了一个提升。

这为我毕业后，走上社会参加社会工作实践打下了一个坚实的基础。

经过本次毕业设计使自己深刻认识到，先进的机械设计制造技术，是有能力加速社会进步，提升技术竟争力的重要环节之一。

同时也是提高社会生产力和工作效率，改善工作环境，减轻劳动强度，降低成本，提升产品质量，增加经济效益，提高竟争力的重要途径。

也是建设一个和谐、进步、人性化社会的基础之一。

经过本次毕业设计，使自己深深感觉到知识的重要和知识的欠缺，体会到独立完成工作的艰辛。

毕业后，我会在实践工作中，不断继续加强理论知识的学习和实践动手能力的培养。

从中不断提升自己的理论知识和实践工作能力，力争在最短的时间内把自己锻炼成为能出色独立完成工作的有用人材。

.。