摘 要 自动切管机大多数都用在加工各种用途的管件，包括很多材料的金属管件，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。切管机的工用原理是：电动机带传动，减速箱、开式齿轮传动到一对，带动金属管的旋转，切割时的主运动。圆盘刀片向下移动，实现管子的切割工作。这中间还包括确定切管机设计的具体方案的制定、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大多数都用在车间中对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； Abstract Automatic cutting machine mainly being used in processing various functional tube parts ,primarily includes varieties material`s metals tube parts . This time the designed automatic cutting machine and conveying mechanism essentially process the tube parts which diameter between 60~70mm.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 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 自动切管机设计的具体方案的拟定 3 2.1 自动切管设计的具体方案的分析 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 21 6.3 惰轮轴设计计算 24 6.4 棍筒轴设计计算 25 7 键联接的选择及计算 26 7.1 电机与电动机带轮联接采用平键连接 26 7.2 主动轴与减速器机带轮联接采用平键连接 26 7.3 锥齿轮输出轴与小圆柱齿轮联接采用平键连接 26 7.4 锥齿轮输出轴与大锥齿轮联接采用平键连接 27 7.5惰轮轴与惰轮联接采用平键连接 27 7.6 棍筒输出轴与大圆柱齿轮联接采用平键连接 27 8 滚动轴承设计 28 8.1 主动轴的轴承设计计算 28 8.2 输出轴的轴承设计计算 29 9 减速机箱体结构设计 31 10 密封及润滑的设计 33 10.1 密封 33 10.2 润滑 33 11 自动送料机构工作方案设计 34 11.1自动送料装置的总体设计及工作原理 34 11.2主要组成部分的设计计算 34 11.2.1驱动的设计和计算 34 11.2.2轴向运动的传动机构设计和计算 35 11.2.3夹具的设计和计算 35 11.2.4控制管理系统的选择 35 11.2.5 电动机的选择 35 11.2.6机架的设计 36 11.2.7别的部分的设计 36 12 结论与展望 37 12.1结论 37 12.2不足之处及未来展望 37 12.2.1 不足之处 37 12.2.2 未来展望 37 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观尺寸 40 附录二 40 YEJ系列电磁制动三相异步机技术数据 40 附录三 41 常见物理运动的主要特性 41 1 绪论 1.1课题的意义、目的、研究范围 传统的工业生产里，经常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。随机械制造业的快速发展和人民的要求慢慢的升高，产品，工厂，以提高生产效率，生产精度，降低生产所带来的成本，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，大幅度的提升了生产效率，劳动强度已大幅度的降低，产品质量已显着改善，以满足精度要求的产品。尤其是在汽车制造业，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普遍的使用。 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，其中最重要的包含传输的设计和计算;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 机械制造业的加快速度进行发展，传统的手工工作已经不能够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 车床切断金属示意图图. 2 弓锯切割金属意图图.3 砂轮切割1.3本课题应 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。能够达到传统的手工工作，投入批量生产，实现自动化生产，大幅度的提升生产效率，大幅度的降低了劳动强度的目的。 2 自动切管机设计的具体方案2.1 自动切管设计的具体方案的分析 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。在最大限度上，减少抗工人，误差和偏差的工作过程中，使所生产的产品，它应该是可以在一定程度上完成良好的任务，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： 通过切断刀的进给运动来切断金属管； 其原理图如图2.1所示： 图2.1 切断刀切断金属管图 方案二： 通过砂轮的非常快速地旋转来断金属管； 其原理图如图2.2所示：图2.2 砂轮切割金属管图方案三： 通过棍筒旋转碾压的方法来断金属管； 其原理图如下： 图2.3 筒旋转碾压割断金属管图 2.1.2 方案的比较 2.2 切管方案的确定 基于以上的分析和比较，生产的实际的需求和设计的基本要求，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。 3 自动切管机传动装置设计 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电子设备，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 传动装置方案的拟定 根据设计的基本要求现拟定以下几种传动方案： 方案：涡轮蜗杆-圆柱齿轮传动，其示意图如图3.所示： 图3. 涡轮蜗杆-圆柱齿轮传动 方案：二级圆柱齿轮传动，其示意图如图3.所示：图3. 二级圆柱齿轮传动方案三：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 传动装置方案的比较 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，结构相对比较简单，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，进而达到切割金属管的目的。 4 切管机传动装置的计算 4.1 电动机的选择 选择电机，您一定要了解电机，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 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相对比较简单，可靠，价格实惠公道，维修方便等，因此被普遍的使用。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 选择电动机的功率 工作所需电动机功率： ：—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;； —。 工作机所需工作功率，由机器工作阻力和运动参数（线速度转速角速度）计算求得。：F=3500N，棍筒转速：n=70r/min，切管尺寸范围：50～60mm。现初步选取直径为D=80mm，两中心距a=100mm，刀片直径为D刀=80mm进行计算。 根据公式： 其中：F—切割刀片工作机的工作阻力，N； v—，m/s； n—的转速，r/min； r—工作机的半径，mmD滚—工作机的直径，mm。 传动装置的总效率组成传动各装置部分运动副效率之乘积，即 其中：、、...分别为每一传动副（带、齿轮）、每对轴承的效率。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，滚动轴承传动效率，开式圆柱齿轮传动效率，圆锥齿轮传动效率。 故总效率 将以上数值代入公式，得： 4.1. 确定电动机的转速 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，二级圆锥—圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min和3000r/min。 表4-1 传动比方案 方案 电动机型号 额定功率 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 表4-2 YEJ100L-6的主要性能 型号 额定功率 满 载 时 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-所示4.2 计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比电940/7013.432、分配各级传动比根据附录一，合理的V带轮传动比为2~4，二级圆锥—圆柱齿轮传动比为5~6，故取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i1≤3，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，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 外观尺寸 底角安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸 装键部位尺寸 A×B K D×E F×G 100 405×282.5×245 160×140 12 28×60 8×24 4.3 运动参数及动力参数计算 4.3.1 各轴转速 Ⅰ轴 Ⅱ轴 惰轮 棍筒 4.3.2 各轴输入功率 轴Ⅰ 轴 Ⅱ 惰轮轴 棍筒轴 4.3.3 各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 轴 Ⅰ 轴 惰轮轴 棍筒轴 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： 初定该切管机工作寿命10年，两班制工作。 参考文献[1]表8-7查得，工作情况系数， 2选择V带： 根据、，查参考文献[1]图8-11 选用A型V带确 带速合适3、计算大轮的基准直径： ： 根据 初定中心距 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：： 6： 7计算带的根数： 根据 ， 利用插值法，查参考文献[1]表8-4a得 根据 ， 查参考文献[1]表8-4b得 利用插值法，文献[1]表8-5得 考文献[1]表8-2得 故取根8、计算V带的初拉力的最小值： 参考文献[1]表8-3得 A型V带长度 9、计算压轴力： 10V带轮的尺寸计算： 1) 尺寸计算上面计算知，为A型，其直径为 查表，得bd=11.0，hamin=2.75，hfmin=8.7，e=15±0.3，fmin=9，=34° 轮毂宽度 B=(z-1)e+2f≥(2-1)×15+2×9≥33mm，取B=35mm 轮毂外径 da=dd+2ha=106+2×=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) 的尺寸计算由上面计算可知，为A型，其直径为 查参考文献[1]表8-10，得bd=11.0，hamin=2.75，hfmin=8.7，e=15±0.3，fmin=9，=38° 轮毂宽度 B=(z-1)e+2f≥(2-1)×15+2×9≥33mm，取B=35mm 轮毂外径 da=dd+2ha=280+2×=285.5mm 3) 结构选择： ∵2.5 dd≤dd1≤300mm ∴采用腹板式结构。 ： ∵dd2≤300mm，且D1-d1≥100mm ∴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 =齿×z1 =3.9×21= 81.9，取z2 =82。 则齿数比为2、齿面接触强度设计试选载荷系数Kt=1.3 取齿宽系数 由参考文献[1]表10-6查的材料的弹性影响系数 [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 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 由参考文献[1]式10-13应力循环次数 =60×356×1×(2×8×10×365)=1.247×109 =3.194×108 由参考文献[1]图10-19取接触疲劳寿命系数k HN1=0.92，k HN2=0.95 失效概率1%，安全系数S=1 []1==0.92×600=552Mpa []2==0.95×550=522.5MPa 试计算小齿轮分度圆直径d1t 根据 =51.80mm 模数m t=d1t/z1=51.80/21=2.47 计算载荷系数根据，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 由参考文献[1]表10-2查得使用系数 由参考文献[1]表10-9查得 故载荷系数 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数 m =d1/z1=55.22/21=2.63mm3、齿根弯曲强度设计 由参考文献[1]图 10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由参考文献[1]图10-18取弯曲疲劳寿命系数k FN1=0.85，k FN2=0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 []1==0.85×500/1.4=303.57Mpa []2==0.88×380/1.4=238.86Mpa 节圆锥角 当量齿数 根据参考文献[1]表10-5用插值法查得 Y Fa1=2.73，Y Sa1=1.57 Y Fa2=2.06，Y Sa2=1.97 =2.09mm 另外考虑到小圆锥齿轮的尺寸不宜太小，因此取m =3mm4、几何计算： 锥距离计算： R= =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) = 52.6mm d m 2 = d2 (1-0.5) = 205.4mm 齿宽 B=R=0.33×126.98=41.9mm 齿顶圆直径 da1=m(z1+2cosδ1)=68.8mm da2=m(z2+2cosδ2)=247.49mm 齿根圆直径 df1=m(z1-2.4cosδ1)=56.02mm df2=m(z2-2.4cosδ2)=244.21mm 5、受力分析 图5.1 锥齿轮受力分析示意图 Ft1=-Ft2=2T1/dm1=2×35.01/52.6=1.33kN Fa1=-Fr2= Ft tanαsinδ1 =1.33××=0.12kN Fr1=-Fa2= Ft tanαcosδ1 =1.33××=0.469kN 6、结构设计圆锥齿轮： ∵齿根圆到键槽底部的距离e1.6mt时，。 e1.6mt，。 大圆锥齿轮： ∵160mmda2= 247.49mm500mm ∴采用腹板式结构的齿轮。 其腹板宽度C≈(3~4)m=9~12mm， 又∵常用齿轮的C值不应小于10mm， 故取C=12mm。 D0≈da-(10~14)m=205.79~217.39，现取D0=210mm； 圆锥齿轮腹板下缘D3≈1.7 D4；(D4为轴径) 圆锥齿轮轮毂宽度l≈(1~1.2)D4； 圆锥齿轮腹板孔中心圆D1≈ ( D0+D3)/2； 圆锥齿轮腹板孔径D2≈(0.25~0.35)( 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68，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T600-2，硬度为HBS，大齿轮材料为，硬度为HBS。 选小齿轮齿数z1 =17，大齿轮齿数z2 =齿×z1 =1.3×17=22.1，取z2 =22。 则齿数比为2、齿面接触强度设计试选载荷系数Kt=1.1 取齿宽系数 由参考文献[1]表10-6查的材料的弹性影响系数 由参考文献[1]图10-21按齿面硬度查的小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 由参考文献[1]式10-13计算应力循环次数 =60×91.3×1×(2×8×10×365)=3.199×108 =2.472×108 由参考文献[1]图10-19取接触疲劳寿命系数k HN1=0.96，k HN2=0.98 取失效概率为1%，安全系数S=1 []1==0.96×0=672Mpa []2==0.98×700=686MPa 试计算小齿轮分度圆直径d1t 根据 =51.96mm 模数 m t=d1t/z1=51.96/17=3.06mm 齿高 h=2.25mt=2.25×3.06=6.87mm b/h=51.96/6.87=7.57 计算载荷系数 根据，7级精度，由参考文献[1]图10-8查的动系数k v=1.03， 查参考文献[1]表10-3，得齿间载荷分配系数 由参考文献[1]表10-2查得使用系数 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 由b/h=7.57，查参考文献[1]图10-13得 故载荷系数 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 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查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由参考文献[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 []1==0.87×480/1.4=298.29Mpa []2==0.89×480/1.4=305.14Mpa 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 根据 =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=55.48/2.75≈20 大齿轮齿数为 z2=1.294×20=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 齿宽 B=d1=1×55=55mm 中心距 a=( d1+ d2)/2=63.25mm结构设计 ∵齿顶圆直径da1160mm ∴采用实心结构的齿轮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，故取轴材料为，采用调至处理，硬度为HBS~286HBS。 根据 由参考文献[1]表15-3查的A0=126~103，取A0=110 ，有一轴键 轴径增大5%~7% 考虑并圆整，取d=18mm 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，手选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; 图6.2 主动轴力学模型 解得： 解得： 解得： (2) 做出弯矩图如图6.所示 图6. 主动轴弯矩图 (3) 校核轴的强度 根据 得其中 W=d3/32 所以轴的尺寸是安全的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217HBS~255HBS。 根据 由参考文献[1]表15-3查的A0=126~103，取A0=110 ，有一轴键 轴径增大5%~7% 考虑并圆整，取d=28mm 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，手选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 解得： 解得： 解得： 做出弯矩图如图6.所示 图6.输轴弯矩图(2) 校核轴的强度 由弯矩图可知： 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 查参考文献[1]表15-1得， 根据 得， 所以轴的尺寸是安全的6.3 惰轮轴设计计算 1、按为217HBS~255HBS。 根据由参考文献[1]表15-3查的A0=126~103，取A0=110 ，有一轴键 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，险段进行全方位检查。 轴脉动周期，所以他们选择 查参考文献[1]表15-1， 根据 得， 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217HBS~255HBS。 根据 由参考文献[1]表15-3查的A0=126~103，取A0=110 ，有一轴键 轴径增大5%~7% 考虑并圆整，取d=mm 主动轴设计草图如图6.6所示 图6.6 棍筒轴设计图 2、根 查参考文献[1]表15-1得， 根据 得， 所以轴的尺寸是安全的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 轴径 d1=2mm，L1=mm 查参考文献[1]表6-1得， 选用A型平键 ×45 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[]=100~120Mpa，取其平均值，[]=110Mpa，键的工作长度l=L-b=mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3mm，传递的转矩T= 根据 得，7.63Mpa [] (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 ×22 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[]=100~120Mpa，取其平均值，[]=110Mpa，键的工作长度l=L-b=mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3mm，传递的转矩T= 根据 得， Mpa [] (合适) 7.3 锥齿轮输出轴与齿轮联接采用平键连接 1、选择键连接的类型和尺寸轴径 d=28mm，L=52mm 查参考文献[1]表6-1得， 选用A型平键 ×40 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[]=100~120Mpa，取其平均值，[]=110Mpa，键的工作长度l=L-b=mm，键与键槽的接触高度k=0.5h=mm，传递的转矩T=1 根据 得， .09Mpa [] (合适) 7.4 锥齿轮输出轴与大齿轮联接采用平键连接 1、选择键连接的类型和尺寸 轴径 d=45mm，L1=4mm 查参考文献[1]表6-1得， 选用A型平键 1×36 GB/T 1096-2003 2、校核键连接的强度 键、轴和的材料都是钢，由参考文献[1]表6-2查得许用挤压应力[]=100~120Mpa，取其平均值，[]=110Mpa，键的工作长度l=L-b=mm，键与键槽的接触高度k=0.5h=4mm，传递的转矩T=1 根据得， Mpa [] (合适) 7.5惰轮轴与联接采用平键连接 1、选择键连接的类型和尺寸 轴径 d=40mm，=55mm 查参考文献[1]表6-1得， 选用型平键 1×45 GB/T 1096-2003 2、校核键连接的强度 键、轴和的材料都是钢，由参考文献[1]表6-2查得许用挤压应力[]=100~120Mpa，取其平均值，[]=10Mpa，键的工作长度l=mm，键与键槽的接触高度k=0.5h=4mm，传递的转矩T= 根据 得， Mpa [] (合适) 7.6 棍筒输出轴与大轮联接采用平键连接 1、选择键连接的类型和尺寸 轴径 d=30mm，=55mm 选用A型平键 ×45 GB/T 1096-2003 2、校核键连接的强度 键、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[]=100~120Mpa，取其平均值，[]=110Mpa，键的工作长度l=L-b=mm，键与键槽的接触高度k=0.5h=mm，传递的转矩T=1根据 得， Mpa [] (合适)。 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 图8.1 主动轴轴承受力示意图 由受力分析可知： 则 计算轴承当量动载荷 轴承预计寿命Lh=16××365=58400 h 因轴承在工作条件下受到Fr径向作用和轴向力作用，查得，3020轴承的判断系数e=0.，基本额定载荷C=kN，系数Y=1.由参考文献[1]表13-7得， Fd=Fr/(2Y) 对于滚子轴承 Fd1=Fr1/(2Y)=20/(2×1.6)=934.4N Fd2=Fr2/(2Y)=2050/(2×1.6)=640.6N Fd2 Fd1+Fae 轴承压紧，轴承放松 Fa1= Fd =934.4N Fa2= Fd1+ Fae =1054.4N Fa1/ Fr1=934.4/2990=0.313 e Fa2/ Fr2=1054.4/2050=0.514 e 根据参考文献[1]表13-5得，径向动载荷系数X1=，X2=，轴向动载荷系数Y=0，Y= 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×(1×2990+0×815.6)=4485N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.5×(0.4×2050+1.6×1054.4)=3760.56N P1P2 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 图8.2 锥齿轮输出轴轴承受力示意图 由受力分析可知： 则 2、计算轴承当量动载荷轴承预计寿命Lh=16××365=58400 h 因轴承在工作条件下受到Fr径向作用和轴向力作用，查得，3020轴承的判断系数e=0.37，基本额定载荷C=kN，系数Y=1.6 由参考文献[1]表13-7得， Fd=Fr/(2Y) 对于滚子轴承 Fd1=Fr1/(2Y)=0/(2×1.6)=840.6N Fd2=Fr2/(2Y)=5820/(2×1.6)=1818.8N Fd1 Fd2+Fae 轴承1压紧，轴承2放松 Fa1= Fd2+ Fae =1+469=2287.8N Fa2= Fd2=1818.8N Fa1/ Fr1=2287.8/2
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