自动切管机及送料机构设计【2013年最新整理毕业论文】

编号 无锡 太湖学院 毕业设计（论文） 题目： 自动切管机及送料机构设计 信机 系 机械工程及自动化 专业 学 号： 0923267 学生姓名： 刘 赞 指导教师： 高汉华 （职称： 副教授 ） （职称： ） 2013 年 5 月 25 日 无锡 太湖学院本科毕业设计（论文） 诚 信 承 诺 书 本人郑重声明 ：所呈交的毕业设计（论文） 自动切管机及送料机构设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级： 机械 96 学 号： 0923267 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 I 无锡 太湖学院 信 机 系 机械工程及自动化 专业 毕 业 设 计论 文 任 务 书 一、题目及专题： 1、 题目 自动切管机及送料机构设计 2、专题 二、课题来源及选题依据 课题来源于生产实际。 切管机在许多制造行业中占有举足轻重的地位 ， 他可以 将 传统的手工作业转变成批量生产，其生产效率可以大幅度提高，工人劳动强度 显著 降低，更为重要的是产品质量有了显著的提高 。 因此在许多制造行业 中 切管机得到了广泛的应用。 某机车车辆厂，每天都要切割大量 50 60 mm 材料为 Q235的金属管，现需设计制造一台切管机。 1.切管尺寸范围： 50 60 mm。 2.切管力： F=3500N。 3.切管时滚筒转速： 70r/min。 三、本设计（论文或其他）应达到的要求： 1.通过该设计使学生熟悉机械设计的一般思路。 2.使学生掌握机械设计的方法和技巧。 II 3. 通过设计巩固机械制图、金属材料、机械设计基础等课程的知识。 4.完成自动切管机方案设计、主要部件的参数计算。 5.完成标准件的选用。 6.完成零、部件图 8 张以上。 7.完成自动切管机总装图 1 张。 8.撰写毕业说明书一份。 计算正确完整，文字简洁通顺，书写整齐清晰。 论文中所引用的公式和数据应注明出处。 论文字数不少于 1.5 万字。 四、接受任务学生： 机械 96 班 姓名 刘 赞 五、开始及完成日期： 自 2012 年 11 月 12 日 至 2013 年 5 月 25 日 六、设计（论文）指导（或顾问）： 指导教师 签名 签名 签名 III 教 研 室 主 任 学科组组长研究所所长 签名 系主任 签名 2012 年 11 月 12 日 IV 摘 要 自动切管机主要用于加工各种用途的管件，包括各种材料的金属管件，本次设计的自动切管机及送料机构所加工的管件主要是直径在 60 70mm之间。本论文设计的自动切管机及送料机构，能自 动切管和送料达到自动加工金属管件的目的 。 完成的工作主要是自动切管机中圆锥齿轮减速器、切管机棍筒、机架及自动送料机构工作方案的设计。 其中， 切管机的工用原理是：电动机 通过 V带传动， 圆锥齿轮 减速箱、开式齿轮传动到一对 棍筒 ，然后 带动金属管的旋转， 获得 切割时的主运动。 同时， 圆盘刀片向下移动，实现管子的切割工作。 其中包括确定切管机设计方案的制定、传动装置的设计和计算（包括电动机的选择、拟定传动方案、各轴转速、功率和转矩的计算、传动机构的设计与计算等）。根据已有的经验公式，对上述各项进行了详细的计算和强度校核之后，确定了 各个零件之间的尺寸位置。最后绘制切管机装配图、部件图以及部分零件图。 本设计所完成的切管机主要用于车间中对 60 70mm管件的切管加工，对提高生产效率，减轻工人的劳动强度有着积极的意义。 关键词： 切管机； 减速器；棍筒 V Abstract Automatic cutting machine mainly being used in processing various functional tube parts ,primarily includes varieties materials metals tube parts . This time the designed automatic cutting machine and conveying mechanism essentially process the tube parts which diameter between 6070mm.The task of this time designed automatic cutting machine and conveying mechanism , automatic pipe cutting and feeding mechanism to achieve automatic processing of metal pipe fitting objective. The main work is the automatic pipe cutting bevel gear machine reducer, pipe cutting machine roller, frame and the automatic feeding programme of work organization design. Among them, pipe cutting machine working principle is: the motor through driving V, bevel gear reducer, gear transmission to a pair of roller, and then drive the metal tube rotary, obtain the main movement during cutting. At the same time, move down the disc blade, cutting the pipe. Including the determination of design and calculation formulation, transmission pipe cutting machine design scheme (including the choice of motor, the proposed transmission scheme, the shaft speed, power and torque calculation of the transmission mechanism, design and calculation.).According to the already experienced-formula,the mutual dimension among each components being fixed .Finally ,draw the assemble chart； components chart as well as portion spare parts chart. The designed of pipe cutting machine is mainly used for pipe processing of 60 70mm pipe cutting workshop, to improve production efficiency, is of positive significance to reduce the labor intensity of workers. Key words: pipe cutting machine； reducer； drum sticks VI VII VIII VI 目 录 摘 要 . IV Abstract .V 目 录 . VI 1 绪论 . 1 1.1 课题的意义、目的、研究范围 . 1 1.2 国内外的发展概况 . 1 1.3 本课题应达到的要求 . 2 2 自动切管机设计方案的拟定 . 3 2.1 自动切管设计方案的分析 . 3 2.1.1 切管方案的拟定 . 3 2.1.2 切管方案的比较 . 4 2.2 切管方案的确定 . 4 3 自动切 管机传动装置的设计 . 5 3.1 传动装置的分析 . 5 3.1.1 棍筒传动装置方案的初步拟定 . 5 3.1.2 各传动装置方案的比较 . 6 3.2 棍筒传动装置方案的确定 . 6 4 切管机传动装置的计算 . 7 4.1 电动机的选择 . 7 4.1.1 电动机的类型和结构分析 . 7 4.1.2 选择切管机电动机的功率 . 7 4.1.3 确定切管机电动机的转速 . 8 4.2 计算总传动比及分配各级的传动比 . 8 4.3 运动参数及动力参数计算 . 9 4.3.1 各轴转速计算 . 9 4.3.2 各轴输入功率计算 . 9 4.3.3 各轴输入转矩计算 . 9 5 切管机传动零件的设计计算 .11 5.1 V 带轮传 动的设计计算 .11 5.2 圆锥齿轮传动的设计计算 . 13 5.3 圆柱齿轮传动的设计计算 . 16 6 自动切管机轴的设计计算 . 19 6.1 主动轴设计计算 . 19 6.2 锥齿轮输出轴设计计算 . 22 6.3 惰轮轴设计计算 . 25 6.4 棍筒轴设计计算 . 26 7 键联接的选择及计算 . 27 VII 7.1 电机与电动机带轮联接采用平键连接 . 27 7.2 主动轴与减速器机带轮联接采用平键连接 . 27 7.3 锥齿轮输出轴与小圆柱齿轮联接采用平键连接 . 27 7.4 锥齿轮输出轴与大锥齿轮联接采用平键连接 . 28 7.5 惰轮轴与惰轮联接采用平键连接 . 28 7.6 棍筒输出轴与大圆柱齿轮联接采用平键连接 . 28 8 滚动轴承设计 . 29 8.1 主动轴的轴承设计计算 . 29 8.2 输出轴的轴承设计计算 . 30 9 减速机箱体结构设计 . 32 10 密封及润滑的设计 . 34 10.1 密封 . 34 10.2 润滑 . 34 11 自动送料机构工作方案设计 . 35 11.1 自动送料装置的总体设计及工作原理 . 35 11.2 主要组成部分的设计计算 . 35 11.2.1 驱动的设计和计算 . 35 11.2.2 轴向运动的传动机构设计和计算 . 36 11.2.3 夹具的设计和计算 . 36 11.2.4 控制系统的选择 . 36 11.2.5 电动机的选择 . 36 11.2.6 机架的设计 . 37 11.2.7 其他部分的设计 . 37 12 结论与展望 . 37 12.1 结论 . 37 12.2 不足之处及未来展望 . 38 12.2.1 不足之处 . 38 12.2.2 未来展望 . 38 致 谢 . 38 参考文献 . 39 附 录 . 40 YEJ 系列电磁制动三相异步电动机安装及外形尺寸 . 40 附录二 . 41 YEJ 系列电磁制 动三相异步机技术数据 . 41 附录三 . 42 常见机械传动的主要特性 . 42 自动切管机及送料机构设计 1 1 绪论 机械制造业在国民经济中起着重要的作用的基础产业。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，正是因为这 一点，并推动机械制造业生产的快速发展，人们在超前进到一个更高的精度，效率更高，成本更低，更人性化的方向发展。数控技能床，加工中心，柔性制造系统，集成制造系统，虚拟制造，敏捷制造，和其他不断出现的先进制造技术和在新的先进生产模式的新提高企业的生产能力和市场适应能力，产品性能大幅提高，机械制造行业呈现激烈的国际竞争中高速发展的势头。 1.1 课题的意义、目的、研究范围 传统的工业生产中，长期使用相对落后的手工切割金属管操作，进行批量生产，不仅是劳动密集，生产效率不高，质量差的产品，合格率，导致成本高。随着机械制造 业的快速发展和人民的要求越来越高，产品，工厂，以提高生产效率，生产精度，降低生产成本，因此自动切管机的需求已是迫在眉睫。 自动切管机在制造业中占有举足轻重的地位，因为自动切管机可以被转换成传统的手工生产，自动化生产，大大提高了生产效率，劳动强度已大大降低，产品质量已显着改善，以满足精度要求的产品。特别是在汽车制造业，石油，冶金和许多其他制造业，管道切割机具有自动送料机构已被广泛使用。 自动切管机切割机和送料机构的设计主要是设计用于金属管道切割。其主要内容是在切管机，切割机构和齿轮箱和其相关联的部分的进给机构 ，其中主要包括传输的设计和计算 ；整体结构的设计，检查设计计算的研究设计和设计，并通过获得的数据，系统的总装配图，然后绘制相关零件图 ；最后切管机，自动送料机构组合，实现自动化生产的目的。 1.2 国内外的发展概况 机械制造业的快速发展，传统的手工工作已经不能满足今天的产品精度高，效率高，成本低，发展，自动化在许多领域取得了很好的效果，自动化已经深入人心。所以自动切管机诞生了。有许多切管机，车床主要管道切割机，锯床型管道切割机，大型通风管道切割机，微型切割机，切管机微电脑，微电脑切带机，微管切割机，微电脑切片机， 微电脑带机，微电脑切带机，微剪彩机，微电脑松紧带切割机，微电脑切膜机，粘扣带圆角切割机，微型切割机， FFC软电缆切割机，切片自动化配套设备。 图 1.1 车床 切断金属示意图 无锡太湖学院学士学位论文 2 图 1. 2 弓锯 切割金属 示 意图 图 1.3 砂轮 片 切割 机 车床切割机操作工件旋转，翻不动，切割表面质量，可以取得非常理想的状态，但效率较低，多芯片，不易折断，特别是大型加工噪声的切割材料，把寿命不长，切有限由床料的长度。高温，在组织切口的变化。锯切割机类工作工件不旋转，噪音，大口径管材切割，锯片刀的直径增大，面对中心切料歪斜， 平行度低，加工表面质量好，加工材料时，会丢失，尤其是在粗切，将有一小片的一侧的前板坯料，影响下道工序的定位，以及从头开始的手可能。轮切管机工作产生较大的火花，有很大的噪音，切割表面质量差，加工时，材料丢失。 1.3 本课题应 达到的要求 通过自动切管机，送料机构设计，使钢 60-70mm的自动切管机，自动处理。喂奶后自动切管机，自动切管材料，切割完成上下料，自动送料，继续切割循环工作。可以达到传统的手工工作，投入批量生产，实现自动化生产，大大提高生产效率，大大降低了劳动强度的目的。 自动切管机及送料机构设计 3 2 自动 切管机 设计方案 的拟 定 2.1 自动切管 设计方案的分析 设计是一个项目，旨在校准的繁琐，复杂的工作，可以组织的大方向，有序，高效的执行。在最大程度上，减少抗工人，误差和偏差的工作过程中，使所生产的产品，它应该是能够实现良好的任务，它应该达到实现的功能。 2.1.1 切管 方案的拟定 根据传统切割金属管的方法和改进方法现拟定以下几种方案： 方案一： 使用车床， 通过切断刀的进给运动来切断金属管； 其 工作 原理图如图 2.1 所示： 图 2.1 车床 切断刀切断金属管 原理 图 方案二： 使用砂轮切割机， 通过砂轮 片 的高速旋转来 切 断金属管； 其 工作 原理图如图 2.2 所示： 图 2.2 砂轮切割金属管 原理 图 无锡太湖学院学士学位论文 4 方案三： 使用切管机， 通过棍筒旋转碾压的方法来 切 断金属管； 其 工作 原理图如下： 图 2.3 棍 筒旋转碾压割断金属管 原理 图 2.1.2 切管 方案的比较 方案一 程序需要切断的金属管的机器上，只占用一个共同的工具，同时夹紧需要一定的时间，则处理效率不高，夹紧过程中很容易变形，该金属管的夹紧。低生产率和容易顺坏管，但可用于直接输送机的送料。 方案二轮需要同时通过摇臂旋转饲料切割金属管，其结构简单，使用方便，生产效率高，而且切割时砂轮磨损大，容易损 坏。因此，这种解决方案是只适用于小批量的间歇生产，大规模生产不能满足。 方案三的金属管，同时旋转圆盘刀片不断地向下移动，为了达到目的切割管道，机器结构简单，工作可靠，能满足大量切管的目的。其结构简单，也不需要加强，以方便自动处理管。 2.2 切管 方案的确定 基于以上的分析和比较，生产的实际需求和设计要求，设计选择方案三的设计。 切割原理是由一电动机的输入运动和力，通过减速齿轮机构驱动旋转滚筒棒，用棒之间的缸和管道，管旋转驱动的切削工具的主运动，并通过刀片的摩擦切割机制进给运动，达到切割金属管。 自动切管机及送料机构设计 5 3 自 动 切管机 传动装置 的 设计 3.1 传动装置的分析 发送装置 是 运动和功率之间的数据传输远程兼实现其他效果的移动设备，其功能如下： 如图 1所示，能量分布 ； 2，速度的变化 ； 3，运动形式的改变。 该驱动装置是机器的主要组成部分。 。 3.1.1 棍筒 传动装置方案的 初步 拟定 根据设计要求现拟定以下几种传动方案： 方案 一 ：涡轮蜗杆 -圆柱齿轮传动，其示意图如图 3.1所示： 图 3.1 涡轮蜗杆 -圆柱齿轮传动 方案 二 ：二级圆柱齿轮传动，其示意图如图 3.2所示： 图 3.2 二级圆柱齿轮传动 无锡太湖学院学士学位论文 6 方案三：圆锥齿轮 -圆柱 齿轮传动，其示意图如图 3.3所示： 图 3.3 圆锥齿轮 -圆柱齿轮传动 3.1.2 各 传动装置方案的比较 方案一：该蠕虫 - 圆柱齿轮，其结构紧凑，传动比大，传动平稳，噪音低，但在长期连续运行的条件下，由于效率低蜗轮，功率损耗，适用于负载较小，间歇工作的情况下，往往需要更昂贵的耐磨材料，具有良好的耐磨性和良好的润滑装置，因而成本较高。 方案二：采用两个圆柱齿轮传动，其承载能力和调速范围大，传动比恒定，可靠，效率高，寿命长。但其制造和安装精度高，吵闹，和更高的成本，而设计宽度尺寸较大。 方案三：使用锥齿轮 - 圆柱齿轮传动，其承载能力和调速范围大，传动比恒定，可靠，效率高，寿命长。同时设计宽度更小的尺寸也是适合于长期连续运行。但是，其处理成本也较高。 3.2 棍筒 传动装置方案的确定 工作机，以满足性能要求的传输方案，传动机构可以是不同的类型，在不同的组合和排列顺序的组合物。合理的解决方案，应确保运行可靠，结构简单，体积小，易加工，成本低，传动效率高，使用维修设施。当使用计划往往是难以满足这些要求，因此，确保重点的要求。 上述比较分析传输方案的基础上，考虑合理的传输方案，所以这种设计选择方案三，用于传输的要 求。 是通过滑轮由电机带动，然后通过锥齿轮的锥齿轮和惰轮驱动杆管进行传输，从而达到切割金属管的目的。 自动切管机及送料机构设计 7 4 切管机 传动装置的计算 4.1 电动机的选择 选择电机，您必须了解电机，每个电机的出厂铭牌，标用电机的主要技术参数。因此，合理选择电动机，电动机将比较这些特点，在设计中应选择电机类型，结构，动力和速度，并在目录中找到它的类型和大小。 4.1.1 电动机的类型和结构 分析 电动机交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要直流电源的结构较复杂，价格较高，维护相对不便，因此不应该使用没有特殊的要 求。 一般工业用三相交流电源，所以没有特殊的要求，通常选择三相交流电机。三相交流异步电动机具有结构简单，可靠，价格便宜，维修方便等，因此被广泛使用。交流电机的异步和同步电机的类别。异步电动机鼠笼伤口两个，其中一个普通的鼠笼式感应电机应用最。设计荷载的变化，由于其规模较小，所以使用三相笼型异步电动机，封闭结构，电压为 380V，因为有时需要快速停止，频繁启动，所以使用 YEJ系列。 4.1.2 选择 切管机 电动机的功率 工作所需 的 电动机功率： wdaPP kW 计算公式 ： wP 工作机工作所需的电源，是指主动侧杆管工作机所需要的功率， kW； a 电机工作机的主动侧杆缸效率 。 工作机所需工作功率 wP ，由机器 的 工作阻力和 机器的 运动参数（ 如： 线速度 、 转速 和角速度）计算求得。 在本设计中，设计任务给定的管道切割机的工作参数，切削力 ： F=3500N，棍筒转速：n=70r/min，切管尺寸范围： 50 60mm。现初步选取 棍筒 直径为 D滚 =80mm，两 棍筒 中心距 a=100mm，刀片直径为 D刀 =80mm进行计算。 根据公式： 34 2 1 01 0 0 0 6 0 1 0 0 0 6 1 0w n D FF v n r FP 滚 其中： F 切割刀片工作机的工作阻力 ， N； v 工作机刀片的速度 ， m/s； n 棍筒 的转速， r/min； r 工作机 棍筒 的半径， mm； D滚 工作机 棍筒 的直径， mm。 传动装置的总效率 a 表示 组成传动 的 各 个 装置部分运动副效率之乘积，即 1 2 3= . . . . .a n 其中： 1 、 2 、 3 . n 分别为每一传动副（带、齿轮）、每对轴承的效率。 无锡太湖学院学士学位论文 8 传动副的效率数值可按附录一选取 。 查附录一，取带传动效率 1 0.96 ，滚动轴承传动效率 2 0.98 ，开式圆柱齿轮传动效率 3 0.95 ，圆锥 齿轮传动效率 4 0.95 。 故总效率 42 421 2 3 4 0 . 9 8 0 . 9 5 0 . 9 5 = 0 . 7 5 80 . 9 6a 76 1 0wad apn D FP 滚 将以上数值代入公式，得： 77 1 . 3 60 . 7 5 87 0 8 0 3 5 0 06 1 0 6 1 0d a kWn D FP 滚 4.1.3 确定 切管机 电动机的转速 棍筒的工作转速为 n=70r/min； 按附录一推荐的传动比合理范围，取 V带传动的传动比 1 2 4i ，二级圆锥 圆柱齿轮减速器传动比 2 5 16i ，则总传动比合理范围为 10 64ai ，故电动机转速的可选范围为 ： 1 0 6 4 ) 7 0 7 0 0 4 4 8 0 / m i n(da rnni 符合这一范围的同步转速有 750r/min， 1000r/min， 1500r/min和 3000r/min。 据的力量和速度，有三个附录 II适用电机型号，所以有 4个齿轮传动比的方案，如表4-1中所示 。 表 4-1 传动比方案 方案 电动机型号 额定功率 KW 电动机转速 v(r/min) 传动装置的传动比 同步转速 满载转速 总 传动比 V 带传动比 减速器 1 YEJ90S-2 1.5 3000 2840 40.57 3.5 11.59 2 YEJ90L-4 1.5 1500 1400 20 2.9 6.9 3 YEJ100L-6 1.5 1000 940 13.43 2.6 5.16 考虑到电机和传动装置的尺寸，重量，价格，和皮带传动，齿轮减速比，同时考虑到锥齿轮的大小，所以选择方案三。因此，所选的电机模型 YEJ100L-6，其主要性能如表 4-1所示 。 表 4-2 YEJ100L-6 的主要性能 型号 额定功率 kW 满 载 时 启 动 电 流额 定 电 流 启 动 转 矩额 定 转 矩 最 大 转 矩额 定 转 矩 转速r/min 电流 A 效率 % 功率因素 YEJ100L-6 1.5 940 4.0 77.5 0.74 6.0 2.0 2.0 主要外形和安装尺寸如表 4-2 所示 。 4.2 计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比 ai n 电 /n 940/70 13.43； 2、分配各级传动比 ： 根据附录一，合理的 V 带轮传动比为 24，二级圆锥 圆柱齿轮传动比为 56，故取自动切管机及送料机构设计 9 V 带轮传动比为 2.64，则二级圆锥 圆柱齿轮传动比为 u 齿轮 =ia/i=13.43/2.64=5.09(符合 )。 对于圆锥 圆柱齿轮减速器，可取圆锥齿轮传动比为 i1=0.25i，并尽量使 i13，最大允许到 4，以使圆锥齿 轮直径最小。但同时考虑到圆柱齿轮的尺寸，综合考虑两种因素，决定取 i1=3.9，则 i2 总 =5.09/3.9=1.3，现拟定 i2=3， i3=1/2.3。 表 4-3 YEJ100L-6 的外形和安装尺寸 中心高 H 外形尺寸 底角安装 尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸 装键部位尺寸 ( / 2 )L A C A D H D AB K DE FG 100 405282.5245 160140 12 2860 824 4.3 运动参数及动力参数计算 4.3.1 各轴转速 计算 轴 1 0 940 3 5 6 / m i n2 . 6 4m rnn i 轴 12 1 356 9 1 . 3 / m i n3 . 9 rnn i 惰轮 2239 1 . 3 3 0 . 4 / m i n3 rnn i 棍筒 3343 0 . 4 7 0 / m i n1 / 2 . 3 rnn i 4.3.2 各轴输入功率 计算 轴 011 1 . 3 6 0 . 9 6 1 . 3d kWPP 轴 2 1 1 2 1 . 3 0 . 9 8 0 . 9 5 1 . 2 1kWPP 惰轮 的 轴 3 2 2 3 1 . 2 1 0 . 9 8 0 . 9 5 1 . 1 5kWPP 棍筒 的 轴 4 3 3 4 1 . 1 5 0 . 9 8 0 . 9 5 1 . 0 7kWPP 4.3.3 各轴输入转矩 计算 电动机 需要的 轴输出转矩 ： 1 . 3 69 5 5 0 9 5 5 0 1 3 . 8 2940ddmNmPT n 轴 1 0 0 1 1 3 . 8 2 2 . 6 4 0 . 9 6 3 5 . 0 1d NmT T i 轴 2 1 1 1 2 3 5 . 0 1 3 . 9 0 . 9 8 0 . 9 5 1 2 7 . 1 5 mNT T i 无锡太湖学院学士学位论文 10 惰轮轴 为 3 2 2 2 3 1 2 7 . 1 5 3 0 . 9 8 0 . 9 5 3 5 5 . 1 3mNT T i 棍筒轴 为 3 4 3 3 4 3 5 5 . 1 3 1 / 2 . 3 0 . 9 8 0 . 9 5 1 4 3 . 7 5 mNT T i 自动切管机及送料机构设计 11 5 切管机 传动零件的设计计算 5.1 V带轮传动的设计计算 1、 确定计算功率 需要为 ： 初 步拟 定该切管机工作寿命 是 10年，两班制 的 工作 制度 。 根据 参考文献 1表 8-7可 查得， 其 工作情况系数 1.3Ak ， 1 . 3 1 . 5 1 . 9 5c a A kWP k P 2、 选择 V带： 根据 caP 、 n ，查参考文献 1图 8-11 选用 A型 V带 。 确 固定皮带轮速度参考直径和验证： 从参考文献 1表 8-6和 8-8，以基准的马达皮带轮直径 1 106d mmd 11 1 0 6 9 4 0 5 . 2 26 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 /d ndv m s 5 2 5/m s v m s 带速合适 。 3、 计算大轮的基准直径： 12 1 122 7 9 . 8d d d mmnd i d dn 根据文献 1表 8-8，圆润。 4，确定 V形皮带的中心距为基准长度 ： 根据 01 2 1 20 . 7 2( ) ( )d d d dd d a d d 初定中心距 0 450mma 00210 1 224()2 ( )2ddd d daddL a d d 0215234 4 5 0( 2 8 0 1 0 6 )2 4 5 0 ( 1 0 6 2 8 0 )2d mmL 从参考文献 1表 8-2与参考长度选举 。 5，计算实际中心距离： ： 00 4 8 8 . 42dd mmLLaa 6、 电机滑轮包角 ： 1 211 8 0 1 5 9 . 6 1 2 05 7 . 3()ddadd 7、 计算带的根数： 根据 1 106d mmd ， 1 9 4 0 / m i nrn 无锡太湖学院学士学位论文 12 利用插值法，查参考文献 1表 8-4a得 0 0 .9 9kWP 根据 1 9 4 0 / m i nrn ， 2.64i 查参考文献 1表 8-4b得 0 0 .1 1 kWP 利用插值法， 根据 文献 1表 8-5得 0 .9 4 8k 使用 考文献 1表 8-2得 0.99lk 00( ) 1 . 0 3r l kWP P P k k 1 . 9 51 . 0 3 1 . 8 9caPrzP 故取 2z 根 。 8、 计算 V带的初拉力的最小值： 从 参 考文献 1表 8-3可以查 得 A型 V带长度 是质量 0 .1 0 /q kg m 0 m i n2( 2 . 5 )500 cakP qvk z vF 0 m i n 2( 2 . 5 0 . 9 4 8 ) 1 . 9 55 0 0 0 . 1 5 . 2 20 . 9 4 8 2 5 . 2 2F 0 m i n 1 5 5 . 6 NF 9、 计算压轴力： 10 m i n221 5 9 . 62 2 1 5 5 . 6 s i n 6 1 2 . 62 s i n =p NzFF 。 10、 V带轮的尺寸计算： 1) 电动机带轮 需要的 尺寸 的 计算 ： 从 上面计算 可以听 知， 电动机带轮 为 A型，其直径为 1 106d mmd 查表，得 ： bd=11.0， hamin=2.75， hfmin=8.7， e=150.3， fmin=9， =34 轮毂宽度 B=(z-1)e+2f(2-1)15+2933mm，取 B=35mm 轮毂外径 da=dd+2ha=106+22.75=111.5mm 轮毂孔径 由电动机输出轴尺寸决定，由表 4-3，得 d孔 =28mm，键槽宽 b=8mm。 2) 减速器机带轮 的尺寸计算 ： 由上面计算可知， 减速器机带轮 为 A型，其直径为 2 280d mmd 查参考文献 1表 8-10，得 ： bd=11.0， hamin=2.75， hfmin=8.7， e=150.3， fmin=9， =38 轮毂宽度 B=(z-1)e+2f(2-1)15+2933mm，取 B=35mm 轮毂外径 da=dd+2ha=280+22.75=285.5mm 3) 结构选择 ： 电动机带轮 ： 2.5 dddd1300mm 自动切管机及送料机构设计 13 采用腹板式结构。 减速器 机带轮 ： dd2300mm，且 D1-d1100mm 采用孔板式结构。 5.2 圆锥齿轮传动的设计计算 1、 选择齿轮类型，精度等级，材料和牙齿 ； 从参考文献 1表 10-8理查德，通用减速机的精度水平是 68，减速机的精度等级为 7。 从参考文献 1表 10-1选择小齿轮材料 40Cr钢（淬火），硬度 280HBS，大齿轮材料为45钢（淬火和回火），硬度 240HBS。 选小齿轮齿数 z1 =21,大齿轮齿数 z2 =i 齿 z1 =3.921= 81.9，取 z2 =82。 则齿数比为 21/ 8 2 / 2 1 3 . 9 0 5u z z 。 2、 齿面接触强度设计 ； 试选载荷系数 Kt=1.3 取齿宽系数 0.33R 由参考文献 1表 10-6查的材料的弹性影响系数 1 / 21 8 9 .8E M p aZ 从文献 1图 10-21d的齿的表面硬度的小齿轮接触疲劳强度极限调查 m i n 1 600H M P a ， 大齿轮的接触 面的 疲劳强度极限 m i n 2 550H M P a 由参考文献 1式 10-13可得 应力 的 循环次数 为： 1160 hN n jL =603561(2810365)=1.247109 912 1 . 2 4 7 1 03 . 9 0 5NN u =3.194108 由参考文献 1图 10-19取接触 面的 疲劳寿命系数 为： k HN1=0.92， k HN2=0.95 可计算 失效概率 是 1%，安全系数 S=1 H 1=1 lim1HNK s =0.92600=552Mpa H 2=2 lim 2HNK s =0.95550=522.5MPa 试计算小齿轮 的 分度圆直径 d1t 根据 12332322112 . 9 2 ( ) ( 1 0 . 5 )1 8 9 . 8 1 . 3 3 5 . 0 1 1 02 . 9 2 ( )5 2 2 . 5 0 . 3 3 ( 1 0 . 5 0 . 3 3 ) 3 . 9 0 5E tH RRKTZddttu =51.80mm 11 45 1 . 8 3 5 6 0 . 9 7 /6 0 1 0 0 0 6 1 0tdnv m s 模数 m t=d1t/z1=51.80/21=2.47 计算 其 载荷系数 ： 无锡太湖学院学士学位论文 14 根据 0.97 /v m s ， 7级精度，由参考文献 1图 10-8查的动载系数 k v=1.05， 查参考文献 1表 10-3，得齿间载荷分配系数 1HFKK 由参考文献 1表 10-2查得使用系数 1AK 由参考文献 1表 10-9查得 1H beK 1 . 5 1 . 5H F H b eK K K 故载荷系数 1 1 . 0 5 1 1 . 5 1 . 5 7 5A V H HK K K K K 按实际载荷系数校正所算得的分度圆 的 直径 为： 331 1 1 . 5 7 55 1 . 8 0 5 5 . 2 21 . 3t tKd d m mK 计算模数 m =d1/z1=55.22/21=2.63mm。 3、 齿根弯曲强度 的 设计 由参考文献 1图 10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度 的 极限 值 1 500FE M P a ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 380FE M P a 由参考文献 1图 10-18取弯曲疲 的 劳寿命系数 k FN1=0.85， k FN2=0.88 取 其设计 弯曲疲劳安全系数 为 S=1.4 F 1=11FN FEK s =0.85500/1.4=303.57Mpa F 2=22FN FEK s =0.88380/1.4=238.86Mpa 1 1 . 0 5 1 1 . 5 1 . 5 7 5A V F FK K K K K 节圆锥角 ： 1 a r c t a n ( 1 / ) 1 4 . 3 6u 219 0 7 5 . 6 4 当量齿数 ： 11 1 2 1 . 6 7 7c o sv zz 222 3 3 0 . 6 3c o sv zz 根据 参考文献 1表 10-5用插值法 可以 查得 Y Fa1=2.73， Y Sa1=1.57 Y Fa2=2.06， Y Sa2=1.97 1112222 . 7 3 1 . 5 7 0 . 0 1 4 1 2 3 0 3 . 5 72 . 0 6 1 . 9 7 0 . 0 1 6 9 8 2 3 8 . 8 6F a S aFF a S aFYYYY 可得 13 22133 22224( 1 0 . 5 ) 14 1 . 5 7 5 3 5 . 0 1 1 0 0 . 0 1 6 9 80 . 3 3 ( 1 0 . 5 0 . 3 3 ) 2 1 3 . 9 0 5 1F a S aFRRK T Y YmZum =2.09mm 另外考虑 到小圆锥齿轮的尺寸不宜太小，因此取 m =3mm。 自动切管机及送料机构设计 15 4、 几何计算 ： 锥距离计算 ： R= 21 211 ( )2mz zz=126.98mm 节圆直径 ： d1 = mz1 = 63 mm d2 = mz2 = 246 mm 平均节圆直径 ： d m1 = d1(1-0.5 R ) = 52.6mm d m 2 = d2 (1-0.5 R ) = 205.4mm 齿宽 ： B= R R=0.33126.98=41.9mm 齿顶圆直径 ： da1=m(z1+2cos1)=68.8mm da2=m(z2+2cos2)=247.49mm 齿根圆直径 ： df1=m(z1-2.4cos1)=56.02mm df2=m(z2-2.4cos2)=244.21mm 5、 受力分析 如图 5.1所示： 图 5.1 锥齿轮受力 分析示意图 Ft1=-Ft2=2T1/dm1=235.01/52.6=1.33kN Fa1=-Fr2= Ft tansin1 =1.33tan20 sin14.36 =0.12kN Fr1=-Fa2= Ft tancos1 =1.33tan20 cos14.36 =0.469kN 6、 结构设计 ： 小 圆锥 减速器 齿轮： 齿根圆到键槽底部的 距离 e1.6mt时， 齿轮与轴形成为一体 。 初步估计 e1.6mt， 所以 把 齿轮和轴 做在一起 。 大圆锥齿轮： 160mmda2= 247.49mm500mm 采用腹板式结构的齿轮。 其腹板宽度 C(34)m=912mm， 又 常用齿轮的 C值不应小于 10mm， 故取 C=12mm。 锥齿轮的边缘上的腹板 D0da-(1014)m=205.79217.39，现取 D0=210mm； 圆锥齿轮腹板下缘 D31.7 D4； (D4为轴径 ) 无锡太湖学院学士学位论文 16 圆锥齿轮轮毂宽度 l(11.2)D4； 圆锥齿轮腹板孔中心圆 D1 ( D0+D3)/2； 圆锥齿轮腹板孔径 D2(0.250.35)( D0-D3)。 5.3 圆柱齿轮传动的设计计算 1、 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ： 由参考文献 1表 10-8查得，通用减速器精度等级为 6 8，取减速器精度等级为 7。 由参考文献 1表 10-1选择小齿轮材料为 QT600-2，硬度为 300HBS，大齿轮材料为QT600-2，硬度为 300HBS。 选小齿轮齿数 z1 =17，大齿轮齿数 z2 =i 齿 z1 =1.317=22.1，取 z2 =22。 则齿数比为 21/ 2 2 / 1 7 1 . 2 9 4u z z 。 2、 齿面接触强度设计 ： 试选载荷系数 Kt=1.1 取齿宽系数 1d 由参考文献 1表 10-6查的材料的弹性影响系数 1 / 21 4 3 .7E M p aZ 由参考文献 1图 10-21(a)按齿面硬度查的小齿轮接触疲劳强度 的 极限m i n 1 700H M P a ，大齿轮的接触疲劳强度极限 m i n 2 700H M P a 由参考文献 1式 10-13计算 其 应力循环 的 次数 1160 hN n jL =6091.31(2810365)=3.199108 812 3 . 1 9 9 1 01 . 2 9 4NN u =2.472108 由参考文献 1图 10-19取接触疲劳寿命 的 系数 k HN1=0.96， k HN2=0.98 取 其 失效 的 概率为 1%，安全系数 S=1 H 1=1 lim1HNK s =0.96700=672Mpa H 2=2 lim 2HNK s =0.98700=686MPa 试计算小齿轮分度圆直径 d1t 根据 ： 1 233 231112 . 3 2 ( )1 . 1 1 2 7 . 1 5 1 0 1 . 2 9 4 1 1 4 3 . 72 . 3 2 ( )1 1 . 2 9 4 6 7 2EtdHKT uZdudtt =51.96mm 11 46 2 . 9 6 9 1 . 3 0 . 3 0 /6 0 1 0 0 0 6 1 0tdnv m s 模数 ： m t=d1t/z1=51.96/17=3.06mm 齿高 ： h=2.25mt=2.253.06=6.87mm b/h=51.96/6.87=7.57 计算 其 载荷系数 自动切管机及送料机构设计 17 根据 0.30 /v m s ， 7级精度，由参考文献 1图 10-8查的动 载荷 系数 k v=1.03， 查参考文献 1表 10-3，得齿间载荷分配系数 1HFKK 由参考文献 1表 10-2查得使用系数 1AK 由参考文献 1表 10-4用插值法查得 7级精 度、小齿轮为非对称布置时 1.425HK 由 b/h=7.57， 1.425HK 查参考文献 1图 10-13得 1.30FK 故载荷系数 1 1 . 0 3 1 1 . 3 0 1 . 3 3 9A V H HK K K K K 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 331 1 1 . 3 3 95 1 . 9 6 5 5 . 4 81 . 1t tKd d m mK 计算模数 m =d1/z1=55.48/17=3.26mm 3、 齿根弯曲强度设计 由参考文献 1图 10-20(a)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 480FE M P a ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 480FE M P a 。 由参考文献 1图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 k FN1=0.87， k FN2=0.89 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F 1=11FN FEK s =0.87480/1.4=298.29Mpa F 2=22FN FEK s =0.89480/1.4=305.14Mpa 1 1 . 0 5 1 1 . 3 1 . 3 3 9A V F FK K K K K 由参考文献 1表 10-5查得 Y Fa1=2.97， Y Sa1=1.52 Y Fa2=2.72， Y Sa2=1.57 1112222 . 9 7 1 . 5 2 0 . 0 1 5 1 3 2 9 8 . 2 92 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 3 9 9 3 0 5 . 1 4F a S aFF a S aFYYYY 根据 13 2133222 1 . 3 3 9 1 2 7 . 1 5 1 0 0 . 0 1 5 1 31 1 7F a S aFdK T Y YmZm =2.61mm 考虑到小圆锥齿轮的尺寸不宜太小，因此取 m =2.75mm 则小齿轮齿数为 z1=d1/m=55.48/2.7520 大齿轮齿数为 z2=1.29420=25.88，取 z2=26 4、 几何尺寸计算 分度圆直径 d1 = mz1 = 55 mm d2 = mz2 = 71.5 mm 无锡太湖学院学士学位论文 18 齿宽 B= d d1=155=55mm 中心距 a=( d1+ d2)/2=63.25mm 5、 结构设计 齿顶圆直径 da1160mm 采用实心结构的齿轮 。 自动切管机及送料机构设计 19 6 自动 切管机 轴的设计计算 6.1 主动 轴设计计算 1、 按扭矩强度条件计算 由于 小圆锥齿轮采用 40Cr并调质处理 ，故取轴材料为 40Cr，采用调至处理，硬度为241HBS286HBS。 根据30 PdAn 由参考文献 1表 15-3查的 A0=126103，取 A0=110 3 1 . 31 1 0 1 6 . 9 4356d m m 100d mm ，有一轴键 轴径增大 5%7% 综合考虑并圆整，取 d=18mm 主动轴设计草图如图 6.1所示 图 6.1 主动轴设计图 根据布局轴显示： 从第一部分的最小直径 d1=20mm时，根据的轮毂 L=（ 1.5 2） =30 40毫米，使用 L= B=35毫米，取 L1=32毫米 ； 从有权采取第二直径 d2=25mm时，可根据轴承端盖的装配和拆卸，以及机柜厚度要求，轴承端盖 的左端和滑轮表面的距离为 30mm，长度 L2=第二左 40毫米的 从有权采取第三直径 D3 =30mm时，手动选择 30,206根据轴承的类型轴承， B =16毫米，取 L3=14毫米 从圆锥滚子定位轴肩的第四段，轴的直径应不小于或等于安装哒 =36毫米，为便于拆卸，并小于它的最大直径为 46mm的内直径，所以他们选择 = d4上 36毫米， L4=40毫米 根据轴承从左边对称第五段直径 D5=30MM的原则，再考虑齿轮定位套筒长度 L0=10mm时， L5=24毫米 2，根据计算的弯曲和扭转强度条件合成 （ A）轴计算简图（即力学模型 ），如图 6.2所示 ； 无锡太湖学院学士学位论文 20 图 6.2 主动轴力学模型 121 0 . 1 2 6 3 3 . 7 824 5 . 5 9 9 . 5 1 6 2 . 5 0aN V a N VN V N VPPrM N mF M F FF F F F 121 0 . 1 2 6 3 3 . 7 824 5 . 5 3 . 7 8 9 9 . 5 0 . 6 1 2 6 1 6 2 . 5 00 . 6 1 2 6 0 . 4 6 9aN V N VN V N VM N mFF 解得： 121 .5 81 .7 2 NVNVF kNF kN 124 5 . 5 9 9 . 5 0N H N HN H N H tFFF F F 123 5 8 9 01 . 3 3N H N HN H N HFF 解得： 122 .4 51 .1 2 NHNHF kNF kN 1NV aFF 解得： 1 0 .1 2NVF kN (2) 做出弯矩图如图 6.3 所示 自动切管机及送料机构设计 21 图 6.3 主动轴 弯矩图 (3) 校核轴的强度 由弯矩图所示： 左部分第五段是危险的，所以要检查。 轴脉动周期，所以他们选择 查参考文献 1表 15-1太多， 1 7 0 M p a 根据 22()ca MTW 得 ： 其中 W= d3/32 11 9 . 4 8 ca M p a 所以轴的尺寸是安全的 。 无锡太湖学院学士学位论文 22 6.2 锥齿轮输出轴设计计算 1、 按扭矩强度条件计算 ： 由于碳钢制造轴较广泛，取材料为 45钢，采用调至处理，硬度为 217HBS255HBS。 根据30 PdAn 由参考文献 1表 15-3查的 A0=126103，取 A0=110 3 1 . 2 11 1 0 2 6 . 0 39 1 . 3d m m 100d mm ，有一轴键 轴径增大 5%7% 综合考虑并圆整，取 d=28mm。 主动轴设计 草图如图 6.4 所示 图 6.4 锥齿轮输出轴设计图 根据布局轴显示： 从第一段的最小直径 d1 = 28 毫米，根据圆柱齿轮的宽度 B = 55 毫米， L1 = 52 毫米。 右起第二直径 d2 = 34 毫米，根据轴承端盖组装和拆卸，以及箱体厚度要求，采取的内轴承盖的端部和左端面的距离为 35mm的圆柱齿轮，右起第二个长度 L2 =40 毫米。 从有权采取 D3 =第三直径为 40mm，手动选择 30,208 根据轴承的类型轴承， B = 18 毫米， L3 = 15MM 圆锥滚子定位轴肩的第 四段，轴的直径应不小于或等于安装哒 =47 毫米，为便于拆卸，并小于它的最大直径为 60mm的内直径，并考虑到对称情况，所以采取 D4 =48 毫米，采取 L4 =92.5 毫米。 径的第五段从右侧直径 d5 的 = 45 毫米，伞齿轮 L =（ 1 1.2） = 45 54 毫米，以 L5 = 48毫米 根据轴承对称，第六段的原则，采取正确的直径 D6 = 40 毫米，再考虑齿轮定位套管长度 L = 25 毫米，所以他们选择 L6 =39.5 毫米。 2，根据条件的弯曲和扭转强度合成计算为如下： （ A）轴计算简图（即力学模型），如图 6.5 所 示 ； 图 6.5 锥齿轮输出轴力学模型 自动切管机及送料机构设计 23 2 1 12221222F t 2 T / d 2 3 5 5 . 1 3 / 1 6 5 4 . 3 1 k NF r F t t a n 1.5 5 1 851 5 072N5kr a N vN v N vttF M F FF F F F r 解得： 12 1 . 3 65 . 7 9NvNvF k NF k N 21 2 211( 1 / 2 )5 5 1 8 1 2 5 5 05 7 . 6 8 7t N H rN H N H tara mF F FF F F FM F d N 解得： 12 2 . 3 30 . 5 7NHNHF k NF k N 1NV aFF 解得： 1 0 . 4 6 9NVF k N 做出弯矩图如图 6.6 所示 无锡太湖学院学士学位论文 24 图 6.6 锥齿轮 输 出 轴弯矩图 (2) 校核轴的 强度 由弯矩图可知： 自动切管机及送料机构设计 25 左起第五段为危险截面，故对其进行校核。 因轴受脉动循环，故取 0.6 查参考文献 1表 15-1 得， 1 6 0 M pa 根据 22()ca MTW 得， 15 5 . 6 3 ca M p a 所以轴的尺寸是安全的 6.3 惰 轮轴设计计算 1、 按 轴增加 5至 7 根据条件计算扭矩强度 由于碳钢轴更宽，材料为 45 钢，使用调整后的处理，硬度 为 217HBS255HBS。 根据30 PdAn。 由参考文献 1表 15-3 查的 A0=126103，取 A0=110 3 1 . 1 51 1 0 3 6 . 9 33 0 . 4d m m 100d mm ，有一轴键 轴增加 5至 7 考虑和圆形，取 D=40 毫米。 传动轴的设计草图，如图 6.5 所示 图 6.5 惰轮轴设计图 2、 轴的布局 从左至右第一款的最小直径 d1=40 毫米，宽度根据惰 B =55 毫米 ，考虑到套和轴承安装， L1=115 毫米。 左起第二直径 D2 =50 毫米，根据轴承间距为 120mm，第二从右边的长度 L2=105。 从左至右采取第三直径 D3 =40 毫米，根据轴承的类型轴承 6008 手动选择， B =15 毫米，取 L3=13 毫米。 惰仅由转矩的效果，没有弯矩 M=0 从左侧的第一款，险段进行检查。 轴脉动周期，所以他们选择 查参考文献 1表 15-1， 无锡太湖学院学士学位论文 26 1 6 0 M pa 根据 22()ca MTW 得， 13 3 . 2 9 ca M p a 所以轴的尺寸是安全的 。 6.4 棍筒 轴设计计算 1、 按扭矩强度条件计算 由于碳钢制造轴较广泛，取材料为 45 钢，采用调至处理，硬度为 217HBS255HBS。 根据30 PdAn 由参考文献 1表 15-3 查的 A0=126103，取 A0=110 3 1 . 0 71 1 0 2 7 . 2 9 970d m m 100d mm ，有一轴键 轴径增大 5%7% 综合考虑并圆整，取 d=30mm 主动轴设计草图如图 6.6 所示 图 6.6 棍筒轴设计图 2、 根 布局显示了轴 从第一款的直径取 D1=30MM 的，根据一个大型圆柱齿轮的宽度 B =42 毫米，考虑到安装套管，取 L =40 毫米的。 从左至右第一款最小直径 d2= 35 毫米，手动选择根据轴承的类型轴承 207， B=18MM，服用左旋 = 16MM。 从左侧的第一款，险段进行检查。 轴脉动周期，所以他们选择 0.6 查参考文献 1表 15-1 得， 1 6 0 M pa 根据 22()ca MTW 得， 15 5 . 2 ca M p a 所以轴的尺寸是安全的 。 自动切管机及送料机构设计 27 7 键联接的选择及计算 7.1 电机 与 电动机带轮 联接采用平键连接 1、 选择键连接的类型和尺寸 电机 轴径 d1=28mm， L1=60mm 查参考文献 1表 6-1 得， 选用 A 型平键 845 GB/T 1096-2003 2、 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考文献 1表 6-2 查得许用挤压应 p=100120Mpa，取其平均值， wP =110Mpa，键的工作长度 l=L-b=37mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm，传递的转矩 T=13.82Nm 根据 32 1 0pTkld 得， p 7.63Mpa a (合适 )。 7.2 主动轴 与 减速器机带轮 联接采用平键连接 1、 选择键连接的类型和尺寸 ： 轴径 d1=20mm， L1=32mm 查参考文献 1表 6-1 得， 选用 A 型平键 622 GB/T 1096-2003。 2、 校核键连接的强度 ： 键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考文献 1表 6-2查得许用挤压应力 p=100120Mpa，取其平均值， p=110Mpa，键 的工作长度 l=L-b=16mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3mm，传递的转矩 T=31.05Nm 根据 32 1 0pTkld 得， p64.69Mpa p (合适 ) 7.3 锥齿轮 输出轴与 小圆柱 齿轮联接采用平键连接 1、 选择键连接的类型和尺寸 ： 轴 径 d1=28mm， L1=52mm 查参考文献 1表 6-1 得， 选用 A 型平键 840 GB/T 1096-2003 2、检查粘结强度的连接： 键，轴与齿轮材料为钢，参考 文 献 1表 6-2 查得许用挤压应力 p =100120Mpa，取其平均值， p=110Mpa，键的工作长度 l=L-b=32mm，键与 齿轮 键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm，传递的转矩 T=127.15Nm 根据 32 1 0pTkld 得， 无锡太湖学院学士学位论文 28 p81.09Mpa p (合适 ) 7.4 锥齿轮 输出轴与大 锥 齿轮联接采用平键连接 1、 选择键连接的类型和尺寸 轴径 d5=45mm， L1=48mm 查参考文献 1表 6-1 得， 选用 A 型平键 143 6 GB/T 1096-2003 2、 校核键连接的强度 键、轴和 齿轮 的材料都 是钢，由参考文献 1表 6-2 查得许用挤压应力 p =100120Mpa，取其平均值， p=110Mpa，键的工作长度 l=L-b=34mm，键与 齿轮 键槽的接触高度k=0.5h=4.5mm，传递的转矩 T=127.15Nm 根据 32 1 0pTkld 得， p36.94Mpa p (合适 ) 7.5 惰轮 轴与 惰轮 联接采用平键连接 1、 选择键连接的类型和尺寸 轴径 d1=40mm， B=55mm 查参考文献 1表 6-1 得， 选用 B 型平键 1245 GB/T 1096-2003 2、 校核键连接的强度 键、轴和 齿轮 的材料都是钢，由参考文献 1表 6-2 查得许用挤压应力 p=100120Mpa，取其平均值， p=110Mpa，键的工作长度 l=45mm，键与 齿轮 键槽的接触高度 k=0.5h=4mm，传递的转矩 T=355.13 Nm 根据 n 得， p98.65Mpa p (合适 ) 7.6 棍筒 输出轴与大 圆柱齿 轮联接采用平键连接 1、 选择键连接的类型和尺寸 轴径 d2=30mm， B=55mm 选 用 A 型平键 845 GB/T 1096-2003 2、 校核键连接的强度 键 齿轮 、和轴的材料都是钢，由参考文献 1表 6-2 查得许用挤压应力 p=100120Mpa，取其平均值， p=110Mpa，键的工作长度 l=L-b=37mm，键与 齿轮 键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm，传递的转矩 T=143.75N.m 根据 ( / 2 )L A C A D H D 得， p74.01Mpa p (合适 )。 自动切管机及送料机构设计 29 8 滚动轴承设计 8.1 主动轴 的轴承设计计算 1、 求两轴承受的径向载荷 ，如图 8.1 所示： 图 8.1 主动轴轴承受力示意图 由受力分析可知： 122 .4 51 .1 2 NHNHF kNF kN 121 . 5 81 . 7 2 NVNVF kNF kN 0 .1 2ae kNF 则 221 1 1 2 . 9 9r r V r HF F F k N 222 2 2 2 . 0 5r r V r HF F F k N 2、 计算轴承当量动载荷 轴承预计寿命 Lh=1610365=58400 h 因轴承在工作条件下受到 Fr径向作用和轴向力作用，查 参考文献 2得， 30206轴承的判断系数 e=0.37，基本额定载荷 C=43.2kN，系数 Y=1.6。 由参考文献 1表 13-7得， Fd=Fr/(2Y) 对于滚子轴承 10/3 Fd1=Fr1/(2Y)=2990/(21.6)=934.4N Fd2=Fr2/(2Y)=2050/(21.6)=640.6N Fd2 Fd1+Fae 轴承 2压紧，轴承 1放松 Fa1= Fd1 =934.4N Fa2= Fd1+ Fae =1054.4N Fa1/ Fr1=934.4/2990=0.313 e 根据参考文献 1表 13-5得，径向动载荷系数 X1=1， X2=0.4，轴向动载荷系数 Y1=0， Y2= Y=1.6 查参考文献 1表 13-6得， 取中等冲击或中等惯性冲击， fp=1.5 查参考文献 1表 13-4得， 取 ft=1 则 ： P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5(12990+0815.6)=4485N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.5(0.42050+1.61054.4)=3760.56N P1P2 无锡太湖学院学士学位论文 30 12hhLL 6 10 ()60 th fCL nP 89082h hL 58400h 故所选轴承满足寿命要求。 8.2 输出轴的轴承设计计算 1、 求两轴承受的径向载荷 ，如图 8.2所示： 图 8.2 锥齿轮输出轴轴承受力示意图 由受力分析可知： 122 .3 30 .5 7NHNHF kNF kN 121 . 3 65 . 7 9NvNvF kNF kN 0 . 4 6 9aeF kN 则 ： 221 1 1 2 . 6 9r r V r HF F F k N 222 2 2 5 . 8 2r r V r HF F F k N 2、 计算轴承当量动载荷 ： 轴承预计寿命 Lh=1610365=58400 h 因轴承在工作条件下受到 Fr径向作用和轴向力作用，查 参考文献 2表 12.21得， 30208轴承的判断系数 e=0.37，基本额定载荷 C=63kN，系数 Y=1.6 由参考文献 1表 13-7得， Fd=Fr/(2Y) 对于滚子轴承 10/3 Fd1=Fr1/(2Y)=2690/(21.6)=840.6N Fd2=Fr2/(2Y)=5820/(21.6)=1818.8N Fd1 Fd2+Fae 轴承 1压紧，轴承 2放松 Fa1= Fd2+ Fae =1818.8+469=2287.8N Fa2= Fd2=1818.8N Fa1/ Fr1=2287.8/2690=0.8505 e Fa2/ Fr2=1818.8/5820=0.3125 e 根据参考文献 1表 13-5得，径向动载荷系数 X1=1， X2=1，轴向动载荷系数 Y1 =0， Y2=0 查参考文献 1表 13-6得， 取中等冲击或中等惯性冲击， fp=1.5 查参考文献 1表 13-4得， 取 ft=1 自动切管机及送料机构设计 31 则 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5(12690+02287.8)=4035N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.5(15820+01818.8)=8730N P1 58400 h 故所选轴承满足寿命要求。 无锡太湖学院学士学位论文 32 9 减速机 箱体 结构设计 1、 窥视孔窥视孔盖 可以看到在上部的驱动齿轮减速在窥视孔打开，以检查齿面接触模式和间隙，了解齿轮啮合。因此，润滑油被注射进入体内。窥孔上的盖，以防止污染物进入体内和润滑 油飞溅。 2，调整垫片 从多芯片薄软金属垫片，用于调整轴承的游隙。部分焊盘也调整传动部件的轴向位置的作用。 3，放油螺塞 减速机底部有排水孔排放废油，油脂在使用前插头插入。 4，呼吸 档位操作，由于摩擦生热，从而使人体的温度，压力的增加，导致油从该间隙向外泄漏。因此，翻盖的顶部或窥视孔安装通气帽，让身体热起来气体逸 出自 由达到身体内外压力相等，提高机体缝隙的密封性能。 5，油标准 油标用来检查油位，以确保正常量的油。 6，启盖螺丝 经常涂盖和底座结合紧密，不易分离后，与地表水联合玻璃或密封的组合。为了便于服用盖，法兰盖往往从一到两盖的螺钉，启盖，该螺钉可以从最上方的可动盖拧开。也可以被安装在轴承盖盖螺丝启，为了消除端盖。环轴向调节的需要，例如启把两个盖螺丝，便于调节。 如图 7所示，定位销 为了确保精密轴承孔安装定位销孔的位置之前，远远无聊安装后盖子和底座采用高强度螺栓。如果车身结构是对称的，在销孔的位置 不应被对称地布置。 8，第一环头螺钉，吊环和挂钩封面上第一环头螺钉或铸铁环或钩盖处理或删除。 如图 9所示，密封装置 在延伸必须安装在轴与盖之间的间隙的密封件，以防止漏油和污染物进入体内。 减速箱结构尺寸选择，如表 9-1所示 ： 表 9-1 减速机箱体结构尺寸 名称 符号及尺寸 名称 符号及尺寸 机座壁厚 8 df、 d1、 d2 至外机壁距离 1 22C 机盖壁厚 1 8 df、 d2 至凸缘边缘距离 2 20C 机座凸缘厚度 1.5 12b 轴承旁凸台半径 1 20R 机盖凸缘厚度 111 .5 1 2b 凸台高度 h 根据低速级轴承外径确定，以便于扳手操作为准 机座底凸缘厚度 2 2 .5 2 0b 续表 9-1 自动切管机及送料机构设计 33 地脚螺钉直径 16fd 外机壁至轴承座端面距离 1 50l 地脚螺钉数目 4n 齿轮端面与内机壁距离 2 12 轴承旁联接螺栓直径 1 12d 机盖、机座肋厚 1 7m ， 7m 机盖与机座联接螺栓直径 2 10d 轴承端盖外径 2 125D ， 2 112D 联接螺栓 d2 的间距 150l 轴承端盖凸缘厚度 9t 轴承端盖螺钉直径 3 8d 轴承旁联接螺栓距离 2sD 窥视孔盖螺钉直径 4 5d 定位销直径 8d 无锡太湖学院学士学位论文 34 10 密封及润滑的设计 10.1 密封 由于使用低速电动机，在室温下，电动马达可用于常用毛毡密封。毛毡密封圈，毛毡环与套管内填充堵塞泄漏间隙达到密封的目的。毛毡具有天然的弹性，是松孔海绵，储存润滑油和挡尘。轴旋转时，毯子和可反复刮了自己的无油自润滑。 10.2 润滑 1，齿轮，由于驱动构件的圆周速度 V 12 米 /秒，使用浸油润滑，所以身体需要 有足够的油润滑和冷却。同时，为了避免沉淀物抛出搅拌油，油的顶部的底表面上的齿不小于30 50mm的距离 H。对于单级变速箱，浸油 齿全高的深度，你可以设置所需的石油量。对于单级传动，每 1kW 的油需要 V0=0.35 0.7dm3。 2，滚动轴承，由于传动部件的速度是不高，而且往往难以供给，所以使用润滑脂润滑。不仅密封简单，容易流失，并且可以形成完全独立的膜的滑动面。 自动切管机及送料机构设计 35 11 自动送料机构工作方案设计 11.1自动切管机 送料装置的总体设计及工作原理 如图 11.1所示，该装置主要由步进电机、机架、 可 移动 的 气动夹具、 PLC控制系统 、滚珠丝杠传动副、固定气动夹具等 装置 组成。 在 管件切割前，先依靠定位板将 该 管件放 入夹具 上进行加紧 。 在 确 定 管件 固定好 后， 用 控制按钮启动 机器 进行 全部的切割管件工作 。切管 中，先启 动气动夹具将管件夹 好 ， 再由 步进电 动 机 启动 联轴器 使得 丝杆 进行 转动， 达到 固定 的在 螺母上的移动夹具 的 轴向 进行的 运动。并且由控制系统控制步进电机 进行 转动，实现管的 精确 切割，误差精度为 0.1mm。 然后，把 管件放置 在 夹具后， 由 该 切管机 自动送料装置的工作原理如图 11.2所示。 先用 PLC控制系统对夹具的夹紧、步进电机转反转和放松进行控制。 然后 自动送料装置 的 工作过程中每 一个 环节，都要相应的输入、输出信号， 最后 完成整个工作 的 过程。其中 S1表示管件 的 切割长度。 11.2主要 的 组成部分的设计计算 11.2.1驱动 装置 的设计和计算 驱动方 法的 多样，可选择直线电动机驱动、用往复磁铁驱动、电动机的机械 放 式驱动、气动、液压驱动等。 切管机的 自动送料装置驱动有两部分： 一是夹具 的 夹紧和放松运动驱动；二是管件送料轴向运动的驱动。 因为 夹具的夹紧、放松驱动 则 采用气动方式 ， 管件轴 的 向运动需要停靠多