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電動液壓切管機畢業(yè)設計
JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY
本 科 畢 業(yè) 論 文（設 計）
題目： 電動液壓切管機設計
學 院： 工學院
姓 名： 劉庚
學 號： 20103169
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
年 級： 2010級
指導教師：林金龍 職 稱：講師
二0一四 年 五 月
摘要
本次設計的電動液壓切管機主要是針對各種用途金屬管材進行加工。本次設計的任務主要是對切管機中減速箱及有關(guān)零件進行的設計。其中包括傳動裝置的設計和計算?？傮w結(jié)構(gòu)的設計以及對設計計算進行校核。并且通過得到的數(shù)據(jù)，繪制總體裝配圖，減速機裝配圖，減速箱焊接圖，液壓系統(tǒng)傳動圖等。然后又針對各主要基本件，繪制了多張零件圖
本次設計的電動液壓切管機為減輕工人的勞動強度，提高生產(chǎn)效率有著積極的意義。
關(guān)鍵字：切管機；液壓缸；金屬管子
Abstract
Roller machine is a new practical rolling groove of machinery and equipment, in particular for the processing of the tubes connecting the end of the trench roller slot machines .
In the past, the general use of welded pipe connections , threads, flanges and other methods , such methods are generally prone to contamination or pollution of welding slag , or the need for secondary zinc, but also restricted the installation site , resulting in slow installation , Higher costs defect , so now there is also grooved mechanical pipe fittings to connect to overcome the above drawbacks connection , but the attendant was processing problems connecting pipe end of the trench. If a lathe , then not only slow, difficult, and it takes too big . Currently , it seems that no particular effective way .
The purpose of this design is to provide a mechanical connection to the grooved pipe joints to process using the pipe connection terminal groove , good effect of special equipment.
Roll slot machine works is based on the principle of a hydraulic transmission , using two rolling wheels constantly squeezed in the middle of its wall to form a trench ; characterized by the use of large -tonnage hydraulic pressure , adaptable , easy to replace punch and die quickly high production efficiency ; widely used in construction sites pipeline installation , complete with a variety of tubes for pressure pipeline connecting the tank .
Key words: Roller machine；Hydraulic pressure；Tube
目 錄
摘要 1
1. 確定工藝方案 2
2. 傳動裝置的設計與計算 4
2.1 電動機的選擇 4
2.1.1 類型的選擇 4
2.1.2 轉(zhuǎn)速的選擇 4
2.1.3 功率的選擇 4
2.2 擬訂傳動方案 5
2.3 計算各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 8
2.4 進行傳動機構(gòu)的設計與計算 9
2.4.1 帶傳動設計 10
2.4.3 蝸輪蝸桿模數(shù)的確定 11
2.4.4 齒數(shù)的確定 12
2.5 進行總體結(jié)構(gòu)設計，畫出總體方案圖 13
3. 結(jié)構(gòu)設計 15
3.1 初算各軸的最小直徑 15
3.2 計算各主要傳動件的結(jié)構(gòu)尺寸 16
3.3 繪制部件的裝配草圖 20
3.4 繪制設計裝配圖 25
3.5 繪制零件工作圖 28
第4章 液壓部分設計 30
4.1 滾槽機液壓系統(tǒng)的概述 30
4.1.1 滾槽機液壓系統(tǒng)的組成 30
4.1.2 滾槽機的液壓執(zhí)行元件 31
4.2 滾槽機液壓系統(tǒng)的設計 32
4.2.1 液壓缸的設計與計算 33
4.2.2 液壓泵的選取 34
4.2.3輔助元件的確定 35
4.3 液壓系統(tǒng)漏油和噪聲控制 36
4.3.1 液壓系統(tǒng)漏油控制 37
4.3.2 液壓系統(tǒng)噪聲控制 37
5. 結(jié)論 38
6. 致謝 39
7.參考文獻 40
40
1. 確定工藝方案
此次的設計任務為設計一簡單高效的電動液壓切管機，為此，對如下幾種設計方案進行比較：
方案一：用砂輪切斷金屬管：需要砂輪旋轉(zhuǎn)的切削運動和搖臂向下的進給運動。此機構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡單，生產(chǎn)效率高，但是砂輪磨損較快費用很高。
方案二：用切斷刀切斷金屬管：如在車床上切斷，但是一般車床主軸不過幾十毫米，通不過直徑較大的金屬管，并且占有一臺普通機床，不太經(jīng)濟?；蛘哂脤Ｓ玫那泄軝C，其工作原理是工件夾緊不動，裝在旋轉(zhuǎn)刀架上的兩把切斷刀，既有主切削的旋轉(zhuǎn)運動，又有進給運動，工作效率高，但是機床結(jié)構(gòu)比較復雜。
方案三：用鋸弓鋸斷金屬管：需要鋸弓往復的切削運動和滑枕擺動的進給與讓刀運動。機器的結(jié)構(gòu)比較復雜，鋸切運動也不是連續(xù)的。當金屬直徑相差較大時，鋸片還要調(diào)換，生產(chǎn)效率低。
方案四：用液壓缸控制刀具碾壓運動的金屬管的方法來切斷金屬管：其需要金屬管旋轉(zhuǎn)的切削運動和圓盤向下的進給運動。這種方法是連續(xù)切削的，生產(chǎn)效率高，機器的結(jié)構(gòu)也不太復雜。但是會使管子的切口內(nèi)徑縮小，一般用于管子要求不高的場合。
本次設計的要求為滾子轉(zhuǎn)速n=70r/min,圓盤刀片直徑a=80mm,加工管件的直徑為3/8″～4″，電機額定功率i為P=1.5Kw滿載轉(zhuǎn)速為N=1410r/min,每天工作10小時，載荷變動小。根據(jù)畢設要求和結(jié)合生產(chǎn)實際。
在本次設計中選用方案四。
工藝方案確定后，并根據(jù)有關(guān)數(shù)據(jù)，
加上其它一些必要的尺寸，
得出工藝方案的原理圖如圖1-1
圖 圖1-1工藝方案原理圖
方案四管機的工作原理：動力由電動機→帶輪→蝸桿→蝸輪→直齒輪→中間惰輪→滾子軸上小齒輪。由于滾子的旋轉(zhuǎn)運動，從而帶動工件的旋轉(zhuǎn)，實現(xiàn)切削時的主運動。與此同時，通過液壓馬達控制液壓缸的運動，將圓盤刀片向下進給運動，并在不斷增加刀片對管子的壓力過程中，實現(xiàn)管子的切割工作。
2 傳動裝置的設計與計算
2.1 電動機的選擇
要選擇電動機，必須了解電動機，出廠的每臺電動機都有銘牌，上面標有電動機的主要技術(shù)參數(shù)。因此，要合理地選擇電動機，就要比較電動機的這些特性。在進行簡單機械設計時，應選擇好電動機的類型，轉(zhuǎn)速和功率。
2.1.1 類型的選擇
工業(yè)上一般用三相交流電源，所以選用三相交流異步電動機。三相交流異步電機具有結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格便宜，維護方便等優(yōu)點，所以應用廣泛。在選擇電動機的類型時，主要考慮的是：靜載荷或慣性載荷的大小，工作機械長期連續(xù)工作還是重復短時工作，工作環(huán)境是否多灰塵或水土飛濺等方面。在本次設計中由于其載荷變動較小，有灰塵故選擇籠式三相交流異步電機。
2.1.2 轉(zhuǎn)速的選擇
異步電機的轉(zhuǎn)速主要有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min幾種。當工作機械的轉(zhuǎn)速較高時，選用同步轉(zhuǎn)速為3000r/min的電機比較合適。如果工作機械的轉(zhuǎn)速太低（即傳動裝置的總傳動比太大）將導致傳動裝置的結(jié)構(gòu)復雜，價格較高。在本次設計中可選的轉(zhuǎn)速有1500r/min和750r/min。在一般機械中這兩種轉(zhuǎn)速的電機適應性大，應用比較普遍。
2.1.3 功率的選擇
選擇電動機的容量就是合理確定電動機的額定功率，電動機功率的選擇與電動機本身發(fā)熱、載荷大小、工作時間長短有關(guān)，但一般情況下電動機容量主要由運行發(fā)熱條件決定。故根據(jù)電動機的額定功率大于所需功率10%來選擇電動機。
綜上所述，本次設計的切管機電機額定功率為P=1.5Kw滿載轉(zhuǎn)速為N=1410r/min,每天工作10小時，載荷變動小用于多塵場合。選用Y90L-4型電動機，其額定功率P電=1.5Kw，滿載轉(zhuǎn)速n電=1400r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min(4極)，最大轉(zhuǎn)矩為2.3N·m。
電動機確定后，計算出切管機的傳動比為：
i總===20 （2-1）
2.2 擬訂傳動方案
傳動方案的擬定，通常是指傳動機構(gòu)的選擇及其布置。這是彼此相聯(lián)系的兩個方面。其運動形式大致分為；
（1）傳遞回轉(zhuǎn)運動的有：帶傳動，鏈傳動，齒輪傳動，蝸輪傳動等；
（2）實現(xiàn)往復直線運動或擺動的有：螺旋傳動，齒輪齒條傳動，凸輪機構(gòu)，曲柄滑塊機構(gòu)等；
（3）實現(xiàn)間歇運動的有棘輪機構(gòu)和槽輪機構(gòu)等；
（4）實現(xiàn)特定運動規(guī)律的有凸輪機構(gòu)和平面連桿機構(gòu)等。
傳動機構(gòu)的選擇就是根據(jù)機器工作機構(gòu)所要求的運動規(guī)律，載荷的性質(zhì)以及機器的工作循環(huán)進行的。然后在全面分析和比較各種傳動機構(gòu)特性的基礎上確定一種較好的傳動方案。
機器通常由原動機、傳動裝置和工作機等三部分組成。傳動裝置位于原動機和工作機之間，用來傳遞運動和動力，并可以改變轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩的大小或改變運動形式，以適應工作機功能要求。傳動裝置的設計對整臺車的性能、尺寸、重量和成本都有很大影響，因此需要合理的擬定傳動方案。在本次畢業(yè)設計中，已知切管機的i總=20，若用蝸桿，一次降速原本可以達到， 其方案如圖2-1。但是由于切割的管子最大直徑為4″，如圖1-1故兩個滾筒的中心距不能小于108mm，因此帶動兩個滾筒的齒輪外徑不能大于滾筒的直徑（?100mm）。若取蝸桿z1=2，蝸輪z2=40，m=4，則蝸輪分度圓直徑d2=160mm,比同一軸上的齒輪大，按圖2-2-1的布置，蝸輪將要和滾筒相撞，為此，應該加大兩軸之間的中心距。這樣就要加上一個惰輪，才可以解決這個問題，如圖2-2-2。在本次設計中，取蝸輪齒數(shù)為z2=50,模數(shù)m=4。由于帶傳動具有緩沖和過載打滑的特性，故可將最為在電機之后的第一級傳動，此外開式齒輪傳動不宜放在高速級，因為在這種條件下工作容易產(chǎn)生沖擊和噪音，故應將齒輪傳動放在底速級。一個好的傳動方案，除了首先應滿足機器的功能要求外，還應當工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低廉以及使用維護方便。經(jīng)比較各種傳動方案，在本次設計中確定采用帶傳動、蝸桿傳動、齒輪傳動等機構(gòu)組成的傳動方案。并初步畫出其傳動系統(tǒng)圖，如圖2-2-3。
圖2-2-1蝸輪蝸桿傳動方案
圖2-2-2蝸輪蝸桿加中間惰輪傳動方案圖
在傳動方案確定后,根據(jù)i總=i1·i2……的關(guān)系分配傳動比.下面對個機構(gòu)的主要特性進行比較,如表2-2-1:
圖2-2-3帶傳動、蝸輪蝸桿、中間惰輪、齒輪方案圖
圖2-2-4液壓缸傳動原理圖
表2-2-1幾種主要傳動機構(gòu)的特性比較
特 性
類 型
帶傳動
齒輪傳動
蝸桿傳動
主要優(yōu)點
中心距變化范圍較大,結(jié)構(gòu)簡單,傳動平穩(wěn),能緩沖,起過載安全保護作用
外廓尺寸小,傳動比準確,效率高,壽命長,適用的功率和速度范圍大
外廓尺寸小,傳動比大而準確,工作平穩(wěn),可制成自鎖的傳動
單級傳動比,i
開口平型帶:2～4,最大值≤6,三角帶型: 2～4, 最大值≤7有張緊輪平型帶:3～5最大值≤8
開式圓柱齒輪: 4～6,最大值≤15. 開式圓柱正齒輪: 3～4,最大值≤10. 閉式圓柱齒輪: 2～3,最大值≤6
閉式: 10～40,最大值≤100
開式: 15～60,最大值≤100
外廓尺寸
大
中,小
小
成本
低
中
高
效率
平型帶0.92～0.98
三角帶0.9～0.96
開式加工齒0.92～0.96
閉式0.95～0.99
開式0.5～0.7閉式0.7～0.94自鎖0.40～0.45
考慮到傳動裝置的結(jié)構(gòu),尺寸,重量,工作條件和制造安裝等因素,必須對傳動比進行合理的分配.根據(jù)公式T=9550(N·m)可知:當傳動的功率P(Kw)一定時,轉(zhuǎn)速n(r/min)越高,轉(zhuǎn)矩T就越小.為此,在進行傳動比的分配時遵循”降速要先少后多”.V帶傳動的傳動比不能過大，否則會使大帶輪半徑超過減速器的中心高，造成尺寸不協(xié)調(diào)，并給機座設計和安裝帶來困難，又因為齒輪在降速傳動中,如果降速比較大,就會使被動齒輪直徑過大,而增加徑向尺寸,或者因小齒輪的齒數(shù)太少而產(chǎn)生根切現(xiàn)象.而其在升速傳動中,如果升速比過大,則容易引起強烈的震動和噪音,造成傳動不平穩(wěn),影響機器的工作性能.為此,各機構(gòu)的傳動比分配情況如下:
i1=1.2;i2=50;i3=1.5;i4= （2-2）
i總= i1i2 i3i4=1.2501.5=20 （2-3）
注:傳動系統(tǒng)只大齒輪是個惰輪,它不改變傳動比只起加大中心距,改變滾筒旋轉(zhuǎn)方向的作用.
2.3 計算各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩
由表一我們可知，取帶=0.96，蝸=0.72，齒=0.94，滾=0.99（一對滾動軸承的效率），根據(jù)公式：
， （2-5）
可知各軸的轉(zhuǎn)速為：
（2-6）
（2-7）
（2-8）
（2-9）
各軸的功率為：
（2-10）
（2-11）
（2-12）
（2-13）
各軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為：
(Nm) （2-14）
(Nm) （2-15）
（2-16）
第三軸，因為裝的是過渡齒輪（惰輪），所以此軸不承受轉(zhuǎn)矩，只受彎矩，它是一根心軸。
（2-17）
將以上各數(shù)據(jù)制成如表2-3-1所示的表格。
表2-3-1各軸計算結(jié)果
軸號
電機軸
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
傳動比i
1.2
50
1.5
1/4.5
轉(zhuǎn)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
轉(zhuǎn)矩T（N·m）
10.23
11.78
420.02
122.3
在計算傳動比的時候，當帶輪直徑和齒輪模數(shù)確定后，實際傳動比就等于兩帶輪直徑之比，或者兩齒輪齒數(shù)之比，其結(jié)果可能出現(xiàn)與上表數(shù)據(jù)不一致。當i<5時，容許誤差不大于+ -2.5%；當i≥5時，則不容許大于+ -4%。
2.4 進行傳動機構(gòu)的設計與計算
2.4.1 帶傳動設計
帶傳動適用的場合：中心距變化范圍較大，結(jié)構(gòu)簡單，傳動平穩(wěn)，能緩沖，可起過載安全保險的作用。缺點是外廓尺寸大，軸上受力較大，傳動比不能嚴格保證，壽命低（約3000~5000小時）
在本次設計中，，取帶的工作情況系數(shù)KⅠ=1.1，則計算功率為：
P計= KⅠ·P電=1.11.5=1.65(Kw) （2-18）
由P計和n1=1400r/min，可查知，選用A型三角帶。
初步選定小帶輪直徑d1=100mm,大帶輪直徑d2=i1·d1=1.2100=120mm,取其標準直徑d2=125mm
驗算帶輪：
（2-19）
小于25m/s，適合。
初定中心距a0，按公式：0.7（d1+d2）
160mm，可采用輻板式結(jié)構(gòu)的鍛造齒輪。
輪緣內(nèi)徑d緣= d' 頂2-10m=168-30=138mm
輪轂外徑d轂=1.6d軸2=1.645=72mm(d軸2——齒輪的孔徑，由表三可知
d軸2=45mm)
輻板厚度c=0.3B=0.330=9mm
輻板孔圓周定位尺寸：
d0=0.5(d緣+d轂) =0.5(138+72)=105mm （3-5）
輻板孔直徑：
d孔=0.25(d緣- d轂)=0.25(138-72)=16.5mm，取d孔=17mm。
齒輪示意圖如圖3-2-1
圖3-2-1Ⅱ軸齒輪示意圖
2）已知Ⅲ軸上齒輪z3=81，m=3，則：
分度圓直徑d3=mz3=381=243mm
齒頂圓直徑d頂3=m(z3+2)=3(81+2)=249mm
齒根圓直徑d根3=m(z3-2.5)=3(81-2.5)=235.5mm
齒寬B=30mm。
由于d根3>160mm，可采用輻板式結(jié)構(gòu)的鍛造齒輪。
輪緣內(nèi)徑d緣= d頂3-10m=249-30=219mm
輪轂外徑d轂=1.6d軸3=1.650=80mm(d軸3——齒輪的孔徑，由表三可知
d軸3=50mm)
輻板厚度c=0.3B=0.330=9mm
輻板孔圓周定位尺寸：
d0=0.5(d緣+d轂) =0.5(219+80)=149.5mm （3-6）
輻板孔直徑：
d孔=0.25(d緣- d轂)=0.25(219-80)=34.75mm，取d孔=35mm。
Ⅱ、Ⅲ軸的中心距：
（3-7）
Ⅲ軸上齒輪如圖3-2-2
圖3-2-2Ⅲ軸齒輪示意圖
3）已知Ⅳ軸上的齒輪z4=18,m=3則：
分度圓直徑d4=mz4=318=54mm
齒頂圓直徑d頂4=m(z4+2)=3(18+2)=60mm
齒根圓直徑d根4=m(z4-2.5)=3(18-2.5)=46.5mm
齒寬B=30mm。
由于d根3<160mm，故必須采用實心式結(jié)構(gòu)鍛造齒輪。
Ⅲ、Ⅳ軸的中心距：
（3-8）
圖3-2-3Ⅳ軸齒輪示意圖
Ⅳ軸上的齒輪如圖3-2-3所示
3.3 繪制部件的裝配草圖
已知各主要傳動件的基本參數(shù)和總體結(jié)構(gòu)圖如圖3-3-1，確定各零件的位置和箱體的外廓：
圖3-3-1總體裝配圖
圖3-3-2減速箱輪廓圖
1)根據(jù)表中的數(shù)據(jù)和待定尺寸，并根據(jù)總體結(jié)構(gòu)圖。暫定箱殼外型尺寸為：
長=d外+2△+2δ=162+210+28=198mm，取為200mm
寬度估計為165mm
高=64+202.5+△+δ+ d外/2=64+202.5+81+10+8=365.5mm，取為366mm。
表3-3-1減速箱各零件間相互位置尺寸
代號
名 稱
推薦尺寸
說 明
切管機減速箱取值
B1
齒輪寬度
由結(jié)構(gòu)設計定
B1=30
B
帶輪寬度
由結(jié)構(gòu)設計定
B=35
b
軸承寬度
根據(jù)軸頸直徑，按中或輕窄系列決定
查手冊
待定，如蝸桿軸的軸承，暫選為6205，則b=15
δ
箱殼壁厚
，a為蝸輪傳動中心距
取δ=8
△
旋轉(zhuǎn)零件頂圓至箱殼內(nèi)壁的距離
△=1.2δ
取△=10
△1
蝸輪齒頂圓至軸承座邊緣的徑向距離
△1=10～12
取△1=10
L1
蝸桿中心至軸承中心的距離
L1=0.8a,
a為蝸桿傳動中心距
已知a=122
故L1=97.6
L2
軸的支承間跨距
由設計定
L3
箱外旋轉(zhuǎn)零件的中面至支承點的距離
待定，暫取
L4
滾動軸承端面至箱殼內(nèi)壁的距離
當用箱殼內(nèi)的油潤滑軸承時，L4≈5
當用脂潤滑軸承時，并有擋油環(huán)時，L4=10～15
取L4=5
L5
軸承端面至端蓋螺釘頭頂面的距離
由端蓋結(jié)構(gòu)和固緊軸承的方法確定
待定，暫選L5=20
L6
箱外旋轉(zhuǎn)零件端面至端蓋螺釘頭頂面的距離
L6=15～20
取L6=20
2)軸的裝配工藝設計
a）初定軸承跨距、設計軸承組合的結(jié)構(gòu)形式。有經(jīng)驗公式確定L1=0.8a，已知蝸桿傳動中心距a=122mm,則L1=0.8122=97.6mm，從而得到軸承的跨距為150mm（蝸輪分度圓直徑）。
由于蝸桿傳動同時受到徑向力和軸向力，且此處的軸承跨距不大，故采用單列向心推力球軸承6000型。
對于軸承尺寸的選擇，根據(jù)軸頸直徑選擇軸承的內(nèi)徑，再者考慮到負載荷能力和結(jié)構(gòu)上的特點，此處宜采用輕窄系列。
對于軸承組合的結(jié)構(gòu)形式，此處的蝸桿軸較短，傳遞功率小和轉(zhuǎn)速中等，故采用正排列的向心推力球軸承，因軸的直徑為25mm，故選兩個6205型和兩端固定支座的結(jié)構(gòu)形式，并用墊片調(diào)整軸承間隙。
b）軸向零件的周向和軸向固定。
如圖（軸裝配工藝的結(jié)構(gòu)設計d）所示，軸端三角帶輪的周向固定是采用普通平鍵和過渡配合。根據(jù)軸的直徑d1(D)=20選用“鍵632GB1096-79”。三角帶輪的軸向固定是靠套筒和軸端檔圈。套筒的直徑尺寸參照（軸的各段直徑和長度）軸端檔圈的選用根據(jù)《機械設計手冊》選用，其中軸端直徑d=20mm選用“檔圈28GB892-76”，“螺栓M514GB30-76”，“銷2n610GB119-76”，“墊圈5GB93-76”。
軸上其它零件的尺寸和固定方式按照下表的經(jīng)驗公式確定。由于蝸桿蝸輪使用的是機油潤滑，而軸承使用的是油脂，因此，選用檔油歡這種密封結(jié)構(gòu)。為了軸向固定更加可靠，凡是與旋轉(zhuǎn)零件（如帶輪、齒輪、蝸輪、軸承等）配合的軸頭長度在設計時都比旋轉(zhuǎn)零件的輪轂寬度要短一些。
c ) 強度校核及結(jié)構(gòu)設計
軸在載荷作用下，將產(chǎn)出彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。若變形量超過允許的限度，將會影響軸上零件的正常工作，甚至會喪失機器應有的工作性能。例如，安裝齒輪的軸，若彎曲剛度（或扭轉(zhuǎn)剛度）不足而導致?lián)隙龋ɑ蚺まD(zhuǎn)角）過大時，將影響齒輪的正確嚙合，使齒輪沿齒寬和齒高方向接觸不良，造成載荷在齒面上嚴重分布不均。又如采用滑動軸承的軸，若撓度過大而導致軸頸偏斜過大時，將使軸頸和滑動軸承產(chǎn)生邊緣接觸，造成不均勻磨損和過渡發(fā)熱。因此，在設計有剛度要求的軸時，必須進行剛度的校核計算。
1）.軸Ⅲ的結(jié)構(gòu)設計及強度校核：
軸Ⅲ上裝有的主要零件為：軸承、鍵、軸環(huán)、帶輪等。由表三可知其最小直徑為45mm。已知：z' 2齒輪分度圓直徑d' 2＝162mm，z3齒輪分度圓直徑d3＝243mm，z4齒輪分度圓直徑d4＝54mm，Ⅱ、Ⅲ軸中心距αⅡⅢ=202.5mm，Ⅲ、Ⅳ軸中心距αⅢⅣ=148.5mm，兩滾筒中心距108mm，Ⅱ軸轉(zhuǎn)矩＝420.2，Ⅳ軸轉(zhuǎn)矩＝122.3。
驗算過程：
① 畫出受力分析圖3－1a，由于運動是從齒輪z' 2經(jīng)惰輪z3傳給兩個z4齒輪，在惰輪z3的圓周上就同時作用著P1、P2、P3三個切向力；
② 根據(jù)滾筒中心距108mm和αⅢⅣ=148.5mm，我們可以計算出α角。因為在直角三角形Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ 中，所以；
③ 根據(jù)轉(zhuǎn)矩
（3—9）
（3—10）
④ 利用力的平移和四邊形法則，求作用在Ⅲ軸上的合力。如圖3－1b，用作圖法可量得P4≈8360N，P=P1+P4=5185.43+8360=13545.43N
⑤ Ⅲ軸的最大彎矩發(fā)生在B支座、即惰輪z3的中面至滾動軸承中面的距離，現(xiàn)取為l3=70mm的位置，其最大彎矩為：
（3—11）
⑥ 當軸的材料為45號鋼時，轉(zhuǎn)動心軸的B＝0.26，則：
（3—12）
現(xiàn)在設計軸頸的直徑為55mm，所以合適。
⑦結(jié)構(gòu)中所用潤滑為L-CPE/P蝸輪蝸桿油，滾珠軸承脂（SY1514--82），7407號齒輪潤滑脂（SY4036—84）
所用密封方式有氈圈式密封，迷宮式密封槽密封
⑧軸Ⅲ的受力分析如圖3-3-3
圖3-3-3軸Ⅲ的受力分析
3.4 繪制設計裝配圖
繪制設計裝配圖是在已畫草圖的基礎上，按照設計尺寸，比例，
精確地繪制。除了具有一般裝配圖的內(nèi)容以外，還要求對裝配體中主要零件的結(jié)構(gòu)形狀表達清楚。此例附有部件裝配圖和總裝配圖。
①繪制滾筒裝配圖，如圖3-4-1所示
圖3-4-1滾筒裝配圖
②軸的各段直徑和長度的計算方法列于表3-4-1·
③繪制減速箱裝配圖，如圖3-4-2
圖3-4-2減速箱裝配圖
表3-4-1軸的各段直徑和長度
代代號
名 名 稱
推推薦 薦 尺 寸
說說 明
舉舉例：切管機蝸桿軸
d1
軸軸的最小直徑
根據(jù)扭矩或彎矩強度條件初步計算
若此段有鍵槽，應將直徑增加5%
dl1=13取為20mm
d2
安裝密封處的直徑
dd2> d1+2r r—倒圓直徑，查閱手冊中非配合處的過度圓角半徑
用凸肩定位時按此式計算，
用套筒定位時另取
帶輪的定位靠套筒，此處的d2是指套筒外徑
d3
安裝滾動軸承處的直徑
dd3> d2
dd3> d1
無套筒的；
套筒的d3必須符合軸承的標準
由于采用205型軸承，d3=25mm
d4
裝在兩滾動軸承之間齒輪（蝸輪）處的直徑
dd4> d3+2r
r—倒圓角半徑，查閱手冊確定
如如Ⅱ軸
d5
一般軸肩和軸環(huán)的直徑
dd5≈d4+2a a—軸肩或軸環(huán)的高度，a=(0.07~0.1) d4
如如Ⅱ軸，d4=55mm，a=3.85~5.5mm,取a=5mm,則d5=55+2*5=65mm
因此處d4相當于d3=25，a=0.1 d4則d5=25+2*2.5=30mm
d6
滾動軸承定位軸肩直徑
查閱手冊軸承部分的D1值
L7
安裝旋轉(zhuǎn)零件的軸頭長度
LL7=（1.2~1.6）d
dd---軸頭直徑
一般要求L7要比旋轉(zhuǎn)零件的輪轂寬度要短一些
L8
軸環(huán)長度
L8≈1.4a或L8≈（0.1~0.15）d
如Ⅱ軸L8≈1.4*5=7mm
④減速箱焊接圖如圖3-4-3
圖3-4-3減速箱焊接圖
3.5 繪制零件工作圖
機械零件有兩種：一類需要自行設計制作的，叫基本件；基本件必須根據(jù)設計裝配圖，全部拆畫，并對細部結(jié)構(gòu)進行設計。在本次設計中選取其中我滾筒工作圖和蝸桿工作圖作為零件圖拆畫：
① 滾筒零件圖如圖3-5-1
圖3-5-1滾筒零件圖
② 蝸桿零件圖如圖3-5-2
圖3-5-2蝸桿零件圖
第4章 液壓部分設計
4.1 切管機液壓系統(tǒng)的概述
以受壓液體作為工作介質(zhì)進行能量傳遞、轉(zhuǎn)換與控制餓傳動型式稱為液壓傳動。與機械傳動相比，液壓傳動具有功率-質(zhì)量比大、便于無級調(diào)速和過載保護、布局靈活方便等多種技術(shù)優(yōu)勢。作為現(xiàn)代機械設備實現(xiàn)傳動與控制的重要技術(shù)手段，液壓被廣泛的應用于農(nóng)業(yè)、制造業(yè)等等。
4.1.1 切管機液壓系統(tǒng)的組成
切管機的液壓系統(tǒng)由動力部分、執(zhí)行部分、控制部分和輔助部分組成。各部分的功能作用有：
動力部分：由手動液壓泵組成，將人體的機械能轉(zhuǎn)變成液壓的壓力能，輸出高壓油。
執(zhí)行部分：由液壓缸組成，主要是將液體的高壓能轉(zhuǎn)變成機械能，驅(qū)動工作元件，對外做功，實現(xiàn)往復直線運動。
控制部分：由控制閥體組成，控制調(diào)節(jié)液壓系統(tǒng)中從泵到執(zhí)行元件的壓力、流量、方向等，保證各執(zhí)行元件的運動線路與規(guī)律。
輔助部分：包括油箱、管件、過濾器、熱交換器、儲能器及一些儀表等，用于輔助液壓元件的正常工作。
4.1.2 切管機的液壓執(zhí)行元件
一般的機械工程中，液壓系統(tǒng)的動力源采用電機帶動液壓泵來輸出高壓油，從而使各個液壓執(zhí)行元件正常工作。因為結(jié)構(gòu)比較緊湊，需要的壓力也不是很大，這里我們采用機動液壓泵來供油。機動液壓泵作為一種簡單方便的液壓動力源被廣泛應用在船舶工業(yè)、煤礦機械、石化、冶金、電力以及重型機械等多個領域。并以其體積小、重量輕、便于攜帶、安全性強等優(yōu)勢被廣大用戶接受。
考慮到負載要向下直線運動并向上返回，采用單活塞桿雙作用液壓缸，其結(jié)構(gòu)基本上可以分為缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置和排氣裝置五個部分。
在切管機的整體設計方案中，我們采用液壓泵來提供動力。因此，我們需要設計出一個合理、工作可靠、低成本高效率、易操作便維修的液壓系統(tǒng)來為整個切管機各個部分提供動力源，滿足各部件的正常運轉(zhuǎn)。設計出一個比較合理的液壓系統(tǒng)對于整個切管機的工作異常重要。
4.2 切管機液壓系統(tǒng)的設計
4.2.1 液壓缸的設計與計算
1. 液壓缸的內(nèi)徑和活塞桿的直徑計算
（4-2）
式中，
——工作循環(huán)中最大的外負載
——液壓缸工作壓力
——可取為0.5Mpa
——液壓缸內(nèi)徑與活塞桿直徑的關(guān)系，考慮到快進、快退速度相等，取為0.7。
——液壓缸的機械效率，一般取=0.9~0.97。在本設計中取。
在本設計中，
（4-3）
根據(jù)液壓缸內(nèi)徑尺寸系列，將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列[2]直徑D=63mm；活塞桿直徑d按求得d=44mm。
2. 計算在各個工作階段液壓缸所需的流量
L/min （4-4）
L/min （4-5）
L/min （4-6）
3. 液壓缸壁厚和外徑的計算
液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。工程機械的液壓缸，一般是用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu)，其壁厚按薄壁圓筒公式計算
（4-7）
式中，
——液壓缸壁厚(m)；
——液壓缸內(nèi)徑(m)；
——試驗壓力，取最大工作壓力的1.5倍（MPa）；
——缸筒材料的許用應力。無縫鋼管
mm
液壓缸壁厚算出后，可求出缸體的外徑
（4-8）
按照工程機械標準液壓缸外徑尺寸系列[3]，所以取外徑為80mm
4. 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程確定，參照液壓缸活塞行程參數(shù)系列選用工作行程為80mm。
5. 缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋
有空時，
式中， （4-9）
t——缸蓋有效厚度(m)；
——缸蓋止口內(nèi)徑(m)；
——缸蓋孔的直徑(m)。
在本設計中有孔時
6. 最小導向長度的確定
（5-0）
活塞寬度B取，
缸蓋滑動支承面的長度，
隔套的長度， （5-1）
7. 缸體長度的確定
液壓缸剛體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩短端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內(nèi)徑的20~30倍。
因此取缸體長度145mm。
6. 活塞桿穩(wěn)定性的驗算
活塞桿的細長比l/k為
（5-2）
柔性系數(shù)m取85，末端系數(shù)n取2
所以，，采用拉金公式計算[4]
（5-3）
安全系數(shù)取n=2 則
（5-5）
所以，活塞桿穩(wěn)定
7. 液壓缸的結(jié)構(gòu)設計
缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關(guān)，這里選用法蘭連接，如圖所示：
圖 4-1
活塞和活塞桿采用卡鍵連接，如圖所示：
圖 4-2
活塞桿頭部直接與工作機械連接，根據(jù)負載連接的要求選用外螺紋連接結(jié)構(gòu)，如下圖所示：
圖 4-3
選用導向套導向的導向部分結(jié)構(gòu)，密封圈選用O形圈的密封類型。
活塞及活塞桿處的密封圈，根據(jù)密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈，由于液壓缸的工作壓力為3MPa，速度范圍<0.5m/s，因此選用缸體與缸蓋的密封形式選用O形圈的密封形式?；钊麠U與缸蓋，活塞與缸體的密封選用Y形圈的密封形式。
本設計中的液壓缸運動慣性不大、速度也不高，因此選用圓柱形環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置。
4.2.2 液壓泵的選取
柱塞泵是靠柱塞在缸體做往復運動造成密封容積的變化來實現(xiàn)吸油與壓油的液壓泵，與齒輪泵和葉片泵相比，柱塞有許多優(yōu)點：第一,加工方便，可得到較高的配合精度，密封性能好，在高壓下工作仍有較高的容積效率。第二，只需改變柱塞的工作行程就能改變流量，易于實現(xiàn)變量。第三，柱塞泵主要零件均受壓應力，材料強度性能可得以充分利用。由于其結(jié)構(gòu)緊湊，效率高，流量調(diào)節(jié)方便，所以選用柱塞泵，并且選擇直軸式軸向柱塞泵。
該泵的基本參數(shù)為：每轉(zhuǎn)排量，泵的額定壓力，電動機轉(zhuǎn)速，容積效率，總效率。
與液壓泵匹配的電動機的選定
首先分別算出快進與工進兩種不同工況的功率，去兩者較大值座位選擇電動機規(guī)格的依據(jù)。
快進時的外負載為2500N，進油路的壓力損失定位0.3MPa，
快進時所需電動機功率為
工進時所需電動機功率為
查詢電動機產(chǎn)品樣本，選用Y90S-4型電動機，其額定功率為1.1kW，額定轉(zhuǎn)速為1400r/min。
4.2.3輔助元件的確定
工程中常用的液壓系統(tǒng)輔助元件有蓄能器、過濾器及一些液壓儀表等等。
1. 蓄能器
蓄能器在液壓系統(tǒng)中是用來儲存、釋放能量的裝置。其主要用途為：可作為輔助液壓源在短時間里提供一定數(shù)量的壓力油，滿足系統(tǒng)對速度、壓力的要求，如可以實現(xiàn)某支路液壓缸的增速、保壓、緩沖等。在設計液壓裝置中需要用到蓄能器。裝置出的蓄能主要是為了穩(wěn)定壓力，在液壓系統(tǒng)中由于油溫升高而使液體膨脹，產(chǎn)生高壓可使用蓄能器來吸收；當容積的變化而使油量減少時，蓄能器也可以起到補償作用。
2. 冷卻器
當液壓系統(tǒng)工作時，因液壓泵的容積損失和機械損失，控制元件管路的壓力損失和液體摩擦損失等消耗的能量，幾乎全部轉(zhuǎn)化成熱量，這樣會使得油液的粘度下降，造成元件內(nèi)泄漏、密封老化。嚴重時會影響液壓系統(tǒng)的正常工作，因此在設計液壓系統(tǒng)時，為減少熱量的產(chǎn)生，降低液壓系統(tǒng)的溫度，一方面增大油箱的散熱面積，另一方面就是增加冷卻器來冷卻油液。
在液壓系統(tǒng)中，在回油的管路上面設計了一個冷卻器來降低油液的溫度。冷卻方式采用水冷列管式，這種冷卻方式冷卻水從管內(nèi)流過，油從列管間流過，中間折板使油折流，并采用雙程流動方式，強化冷卻效果。散熱效果好，散熱系數(shù)可達350~580W/(m2·C)。
類型參照機械設計手冊采用LQ型列管式冷卻器，型號為2LQFW-A/1.0F。主要參數(shù)有：2為管稱數(shù)為；F為浮動頭結(jié)構(gòu)形式；W為臥式安裝方式；A為壓力等級，
F為法蘭連接。
3. 過濾器
過濾器的使用主要是清除液壓系統(tǒng)工作介質(zhì)中的固體污染物，使工作介質(zhì)保持清潔，延長元器件的使用壽命、保證液壓元件工作性能可靠。
選擇過濾器主要是看其過濾精度和過濾能力，過濾精度是指油液通過過濾器時，能夠穿過過濾芯的球形污染物的最大直徑。過濾能力也叫通油能力，指在一定壓力差下允許通過過濾器的最大流量。
在液壓系統(tǒng)中用到的過濾器主要是在油泵的吸油口、系統(tǒng)的回油口和注油口處。在吸油處的過濾器主要是保護液壓泵，其精度類別采用粗過濾器，即能濾掉100цm以上的顆粒。在回油口處的過濾器主要是用于降低油液污染度，其精度類別采用普通過濾器，能過濾掉10~100цm。注油口出的過濾器一般是防止注油時污染物進入，精度類別也是采用粗過濾器，通常和空氣濾清器一起使用。
4.3 液壓系統(tǒng)漏油和噪聲控制
4.3.1 液壓系統(tǒng)漏油控制
液壓系統(tǒng)泄漏的原因是錯綜復雜的，主要是與振動、壓力差、制造誤差、裝配間隙等有關(guān)。泄漏工程上分為外泄漏和內(nèi)泄漏兩種。外泄漏是指油液從元器件或管道接口內(nèi)部向外泄漏；內(nèi)泄漏是指元器件內(nèi)部由于間隙、磨損等原因有少量油液從高壓腔流到低壓腔。外泄漏會造成油液浪費，污染環(huán)境，嚴重時造成火災危及人生安全。內(nèi)泄漏能引起系統(tǒng)壓力、流量不穩(wěn)定嚴重時會造成停產(chǎn)事故。
為降低滾槽機液壓系統(tǒng)的泄漏，我們采取的