切管机设计_毕业设计(编辑修改稿)

切管机设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

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 z4=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 39。 2 z，443 z。 将 z4=18 代入 ，则4331 8 1 , 1 8 4 .5 8 14 .5izz    。 并由此可以推 10 2 33 8139。 i  。 从而，可以得到切管机全部齿轮（蜗轮蜗杆）的齿数： z1=1， z2=50， z239。 =54， z3=81， 图 3 切管机齿数 Tube cutter teeth z4=18。 如图 3 结构的总体设计 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。 4 结构设计 各轴的最小直径初算和校核 直径初算 11 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 [5]，调质处理。 根据公式 3 NdAn计算。 因为 Ⅰ 轴为悬臂轴，查表可知：取 A=14， PⅠ =(Kw),n1=,则： 33m i n 1 . 4 41 4 1 4 0 . 0 0 0 1 2 3 1 4 0 . 1 1 1 . 51 1 6 . 7d c m      （ 10） 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 PⅡ =(Kw)， n2=。 则： 33m i n 1 . 0 31 2 1 2 0 . 0 4 4 1 2 0 . 3 5 4 . 22 3 . 3d c m    Ⅱ （ 11） 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： 33m i n 0 . 8 91 2 1 2 0 . 0 1 3 1 2 0 . 2 3 2 . 870d c m    Ⅲ （ 12） 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 各轴最小直径 Table3 the axis minimum diameter 轴 号 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 最小直径（ mm） 20 45 50 30 轴的校核 蜗杆轴的校核。 （ 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 MPab 600 ， 屈服极限 MPas 300 ， 弯曲疲劳极限 MPa2751  （ 2）轴的受力分析 [6] 12 1)求轴传 递的转矩 mNnP  366 0 . 5 5T 1 mN  1 2)蜗杆上圆周力 1tF NdTF t 1 2 0 33111  NFt 12020 蜗杆上径向 1rF NFF ntr 4 511co s 20t an1 2 0 0co st an1     NFr  蜗杆上轴向力 1F NFF t 3 311t a n1 2 0 011t a n11  NF .2331  画出受力图 3)计算支反力 水平面反力 NF r 4 81 4 3 4 3 3541 4 4 01 ， NF r 26571432 ， 垂直面支反力 NFF rr 6 0 021 2 0 021 ” 22 xzxy MMM  轴受转矩 1TT mNT  707245 4)许用应力 Ft1 Fr1 Fa1 13 许用应力值 查表得   MPaob 105   MPab 601  当量转矩 mNT   当量弯矩 蜗轮中间截面处 212 2 2 2( ) 9 1 2 9 6 4 0 3 1 2 9 4 1 3 3 3 7RM M T N m m      右轴颈中间截面处 mmNTMM R  4 1 2 9 1 14 0 3 1 2 98 9 3 4 7)( 222212  14 涡轮轴的校核与计算 （ 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） 170217 强度极限 MPab 600 ， 屈服极限 MPas 300 ， 弯曲疲劳极限 MPa2751  （ 2） 计算支反力 水平面反力 NF r 1 ， NF r 2 4 51 4 2 72 ， 垂直面支反力 NFF rr 21 ” (3) 画轴的弯矩图 水平面弯矩图 mmNM  9 6 8 2 4 56439。 1 mmNM  116422 39。 2 垂直面弯矩图 mmNM  1 2 3 0 4 9 2 26439。 3 合成弯矩图 mmNM  1 4 6 5 9 01 2 3 0 4 9 6 8 6 221 mmNM  1 2 3 5 9 01 2 3 0 4 01 1 6 4 2 222 15 轴受转矩 1TT mNT  341070 (4) 许用应力 许用应力值 查表得   MPaob 105   MPab 601  (5) 画当量弯矩图 当量转矩 mNT  1 9 7 8 2 03 4 1 0 7  当量弯矩 蜗轮中间截面处 mmNTMM R  2 4 6 2 1 41 9 7 8 2 01 4 6 5 9 0)( 222221  mmNM  1235902 16 滚轮轴的校核与计算 （ 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） 170217 强度极限 MPab 600 ,屈服极限 MPas 300 ,弯曲疲劳极限 MPa2751  （ 2） 轴的受力分析 1)求轴传递的转矩 mNnP  2 8 5 0 0 . 5 5T 661 mN  285000T 1 2)蜗杆上圆周力 1tF NdTF t 19003002 8 5 0 0 022 1 11  NFt 19001  蜗杆上径向 1rF NFF ntr 70711co s 20t an1 9 0 0co st an1     NFr 7071  蜗杆上轴向力 1F NFF t 4 0 411t a n1 9 0 011t a n11  NF 4041  3)计算支反力 水平面反力 NFF t 9502190021  垂直面支反力 NLdFLFrF r 7 7 71 4 3 1 5 04 0 0 72221   17 NLLFdFF rr 701 4 3 0 71 5 04 0 42222   4) 弯矩 mmNM  6 7 9 2 5 01 mmNM c  5 5 5 5 mmNM c  5 0 0 39。 1 合成弯矩 mmNM c  8775139。 mmNM c  6 8 10 9 轴受转矩 1TT mNT  707245 5)许用应力 许用应力值。