JX03-080@卧式管接头14英寸管螺纹套丝机设计
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机械毕业设计全套
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JX03-080@卧式管接头14英寸管螺纹套丝机设计,机械毕业设计全套
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毕业设计 题目名称： 立式管接头 1/4 英寸管螺纹套丝机设计 院系名称 ： 机电学院 班 级： 机 学 号： 学生姓名： 指导教师 ： nts 摘要 管螺纹 套丝机是 目前 加工 管 螺纹简单 且效率 高的螺纹加工设备。 针对管接头 1/4英寸管螺 纹的特点，本设计采用了低速、小体积的卧式套丝机结构，通过主轴 反转退刀， 夹具快速装卸满足 专用机床的要求。套 丝 完成后， 只需用手轻转 进刀手轮即可 进行下次加工 ， 大大的 降低了劳动强度 。 本套丝机通过运用带轮传动来实现过载保护，运用齿轮传动保证传动的平稳性以实现主 轴稳定的转速， 且本设计采用单一转速针对 1/4 英寸管螺纹的加工，省去很多不必要的零件，很大程度上降低了成本，并且减少了机身重量与体积，使生产地点扩大化，同时操作简单 也降低了加工工件的成本。 本设计采用左右活动箱体，组装方便快捷，且利于拆卸维修，解决许 多安装不便的问题，但是拆卸箱体后组装时要注意箱体的密封，否则会导致漏油或者灰尘杂物进入箱体，影响加工精度和使用寿命。 关键词： 管螺纹 套丝机、 卧式 、 1/4 英寸 、 专用、快速装卸、 劳动强度、过载 重量、体积、维修、密封、精度、使用寿命nts summary Pipe thread of silk machine is currently processing pipe thread simple and high efficiency of the threaded processing equipment. In the tube connectors 1/4 inches pipe thread characteristic, this design USES a low speed, small volume of horizontal set of silk machine structure, through the spindle reversal recede cutter, fixture rapid loading and unloading meet special machine tool requirements. After completion of silk, just with handle gently turn feed the handwheel can greatly reduce the next processing, intensity of labor. This set of silk machine using belt drive to achieve overload protection, using gear transmission ensure transmission to achieve stability, and the speed spindle stability for the design USES a single speed 1/4 pipe thread processing, save a lot of unnecessary parts, greatly reducing the costs, and reduce weight and size the fuselage, make the production site enlargement, and simple operation also reduce the cost of machining. This design USES the or so activities box, convenient, and assemble to remove maintenance, solve many problems, but the installation of inconvenience to remove cabinet assembly after the seal, or attention cabinet can cause leakage or dust sundry cabinet, affect machining precision and service life. Keywords: pipe thread of silk machine, horizontal, 1/4 inches, special, fast loading and unloading, and the intensity of labor, overload , Weight, volume, maintenance, seal, precision, service life nts 摘要 . 1 一、 绪论 . 1 1.1 课题研究背景 . 1 1.2.课题研究意义 . 1 1.3.设计的主要内容 . 2 1.4.功能结构简介 . 2 二、总体传动参数计算 . 2 2.1. 分配传动比 . 2 2.1.1 分配原则 . 2 2.1.2.选取电机 . 3 2.1.3.分配传动比 . 4 2.2 确定各轴的功率 P. 4 2.2.1.确定各轴输入功率 . 4 2.2.2 确定各轴输入转矩 . 4 三、 带轮的设计及计算 . 5 3.1 带轮设计及计算 . 5 四、 齿轮强度与几何参数计算 . 7 4.1 第一对齿轮的设计及计算 . 8 4.2 第二对齿轮的设计及计算 . 11 4.3 第三对齿轮的设计及计算 . 14 4.4齿轮参数一览表 . 18 五、轴的校核计算 . 18 5.1.确定各轴输入转矩 . 18 5.2 输入轴的结构设计与校核 . 18 5.3 第二根轴的设计 . 21 5.4 第三根轴的设计与校核 . 24 六、轴承及键的校核 . 27 6.1 输入轴上轴承的校核 . 27 6.2.输入轴上键的校核 . 28 七、润滑与密封 . 28 7.1 传动件的润滑 . 28 7.2 滚动轴承的润滑 . 28 7.3 润滑剂的选择 . 28 结 论 . 29 参考文献 . 30 致谢 . 31 nts 1 一 、 绪论 1.1 课题研究背景 管螺纹 套丝机由 : 机体 ,电动机 ,减速箱，管子卡盘 , 板牙头 ,割刀架 ,进 刀装置 ,冷却系统组成 。 为了节省制造成本 ,近年来 ,市场上出现了重型和轻型两种套丝机 。 管螺纹 套丝机工作时 ,先把要加工 管 螺纹的管子放进管子卡盘 ,旋动 卡紧 ,按下启动开关 ,管子就随卡盘转动起来 ,调节好板牙头上的板牙开口大小 ,设定好丝口长短 。 然后顺时针扳动进刀手轮 ,使板牙头上的板牙刀以恒力贴紧转动的管子的端部 ,板牙刀就自动切削套丝 ,同时冷却系统自动为板牙刀喷油冷却 ,等丝口加工到预先设定的长度时 ,主轴倒转 ,板牙刀推出加工， 丝口加工结束 。 关闭电源 ,旋 开卡盘 ,取出管子 。 套丝机的型号一般有 :2英 寸套丝机 (50型 ),加工范 围为 :1/2-2(英寸 ) 另配板牙可扩大加工范围 :1/4-2(英寸 ) 3英 寸套丝机 (80 型 ) 加工范围为 :1/2-3(英寸 ) 4英 寸套丝机 (100 型 )加工范围为 :1/2-4(英寸 ) 6英 寸套丝机 (150 型 )加工范围为 :5/2-6(英寸 ) 板牙是套丝机最常规的易损件 ,根据螺纹不同 ,有不同规格的板牙 : 按螺距分类有 : 英制板牙 (BSPT)， 美制板牙 (NPT)， 公制板牙 (METRIC) 按尺寸 (英寸 )分类有 : 1/4-3/8 (2分 -3分板牙 ) 1/2-3/4 (4 分 -6分板牙 ) 1-2 (1英 寸 -2英 寸板牙 ) 5/2-3 (2英 寸半 -3英 寸板牙 ) 5/2-4 (2英 寸半 -4英 寸板牙 ) 5-6 (5英 寸 -6英 寸板牙 ) 按板牙材料分类有 : 工具钢板牙 (用于镀锌管 ,无缝钢管 ,圆钢筋 ,铜材 ,铝材等加工丝口用 ) 高速钢板牙 (用于不锈钢管 ,不锈钢圆帮加工丝口用 ) 英制板牙（ BSPT)板牙的牙角度为 55度 美制板牙（ NPT）板牙的牙角度为 60度 目前 市场上的套丝机大部分加工尺寸都大于 1/4英寸，有些机床虽然 能加工到1/4 英寸但需要改进。在各种管路中 1/4 英寸管螺纹接头 却大量应用，因此需要专用 管接头 1/4英寸管螺纹套丝 机来提高生产效率，降低劳动强度。 1.2.课题研究意义 管螺纹虽然有多种加工方法，但套丝是效率最高的，为提高生产效率减少成本， 因此需要专用套丝机，来满足生产需求。 本套丝机为半自动 卧式套丝机， 可以自动退刀，切能够恢复到加工前的位置因此减少了退刀时间， 降低了劳动强度， 从而提高了生产效率。 nts 2 1.3.设计的主要内容 设计的主要内容 包括 设计的目的及意义 、 总传动方案设计（传动原理与机构） 、总传动参数计算 、皮 带轮的设计与计算、 齿轮啮合参数、强度、几何参数计算 、轴的结构设计及强度计算 、 轴承的选型设计 、 其它零部件的结构设计。 1.4.功能结构简介 根据设计任务并且查询书籍资料和上网查询电子资料可建立功能结构图如图 1 保证加工螺纹统一长度 ,防止操作工人因精神不集中而损坏螺纹 ； 其生产率比人 工也提高 2到 3 倍；因为该机能保证棒料垂直丝板端面套入 , 圆心度较好 , 切 削力均匀 , 套丝全过程都得到连续润滑冷却 , 使螺纹表这种管螺纹加工专用设备体积小、质量轻 ,运输、移动、安装和维修都很方便 ， 可面获得较好的粗糙度，其 生产质量也可获得保证。 二 、总体传动参数 计算 2.1. 分配传动比 2.1.1 分配原则 1.高速 级分配较小传动比，由高速级至低速级逐渐增大传动比。由于该机构要求传动比大，空间体积小，如果在高速级分配较大传动比，随着传动比和模数的增大，齿轮的直 径 将变得很大，不宜满足空间体积的要求。 nts 3 2.通过总体初步预算具体分配各级传动比。由于分配传动比时首先要考虑结构的要求，必须在给定的中心矩范围内分配传动比，因而必须先进行总体预算，并经过不断的调整，最后经过指导老师审核后确定。 2.1.2.选取电机 由于套丝机 与 攻丝原理相似， 进给速度不能太快，参考 机床的攻丝速度 套丝机取 n=28 r/min m in/19.1 m in/119328157.1314.3m mmdnv 根据 4 102.6 Td 可算出套螺纹主轴的直径 式中： d 主轴直径 (mm) T 转矩 （ Nm） 工件材料为 45钢则 加工 45钢时 7.187.0569.1 PDT 式中： D 螺纹大径 P 螺距 加工的 管 螺纹大径 D=13.157， P=1.337 计算 T=24.2 MN mmd 5.242.24102.6 4 切削功率 kwkwnTPc 071.09 5 5 0 282.24)(9 5 5 0 T 主轴上的最大转矩 n 主轴上的计算转速cPP n 32199.097.096.0轴承齿轮带轮 所以 842.099.097.096.0 4343 轴承齿轮带轮 kwPP c 084.0842.0 071.0 nts 4 因此 可以 选取 Y 801-2 型号电机，额定功率 0.75kw，同步转速 3000 r/min,满载转速 2825 r/min，中心高 H=80mm，外伸轴段 D E=19mm 40mm。 2.1.3.分配传动比 总传动比 9.100282825 主轴电总 n ni由于空间比较小带轮占用空间比较大， 带轮用 i=3.14传动 降速。由于主轴是空心轴直径要求相对较大，故选用传动比为 i=4，其他两级分别 为 3.3和 2.5 故传动比为 i 带轮 =3.14， i1=2.5 i2=3.3， i3=4 2.2 确定各轴的功率 P 已知：输入转速 min/2825 rn 电。 2.2.1.确定各轴输入功率 nnn P 3211P 99.097.096.0轴承齿轮带轮 kwPP 713.099.096.075.0 轴承带轮电 kwPP 685.099.097.0713.0 轴承齿轮 kwPP 658.099.097.0685.0 轴承齿轮 kwPP 632.099.097.0658.0 轴承齿轮 2.2.2 确定各轴输入转矩 NNN NPT 9550nts 5 式中 转速输入转矩NNNP 带入参数得各轴的输出转矩为： mNT 64.7900713.095501 mNT 3.18900 5.2685.095502 mNT 68.55900 18.35.2658.095502 mNT 6.212900 418.35.2632.095502 三、 带轮 的设计及计算 3.1 带轮设计及计算 1)确定计算功率caP有机械设计 （以下凡是没特别提出的均同 ） 表 8-7查得工作情况系数 1.1AK 故 kwkwPKPaca 825.075.01.1 2)选择 V带的带型 根据caP1n 由图 8-11选用 Z型带 3)确定带轮的基准直径21 dd dd 和并验算带速 v a 带轮的传动比为 3.14由表 8-6和表 8-8取带轮直径 mmdd 501 b 验算带速 v 按式（ 8-13）验算带的速度 smndv d /4.7100060 282550100060 11 因为 smvsm /30/5 故带速合适 c大带轮基准直径 2dd=114.3 dd=3.14 50=157mm 圆整2dd=160 4)确定 V带的中心距 a和基准长度dLnts 6 a .根据式（ 8-20）初定中心距 mma 2100 b .由式（ 8-22），计算带所需的基准长度 mmaddddaL ddddd7644)()(22 02122100 由表 8-2选带的基准长度 mmLd 800 c .按式（ 8-23）计算实际中心距 a 2282 7648002102 00 dd LLaa 中心距的变化范围为 216 250mm 5)验算小带轮上的包角 1 由于两带轮直径相等故 90152228 3.57180a 3.57180 121 ）（ dd dd6)计算带的根数 Z a .计算单根 V 带的 额定功率 rP 由 mmdd 501 和 min/28251 rn 查表 8-4a 得 kwP 26.00 根据 min/28251 rn 14.3i 和 Z带型，查表 8-4b得 00 P .04kw 查表 8-5得 925.0K表 8-2得 1LK 于是 kwKKPPP Lr 2775.0925.0104.026.0)( 00 ）（ b .计算 V带的根数 97.22775.0 825.0 rcaPPZ取 3根 7) 计算单根 V带的初拉力的最小值min0)(F由表 8-3得 Z型带的单位长度质量 mkgq /06.0 ，所以 nts 7 NvZKPKF ca354.706.04.7925.03825.0925.05.2500)5.2(500)(2m i n0）（应使带的实际初拉力min00 )(FF 8)计算压轴力pF压轴力的最小值为 NFZF p 210135322s i n)(2)( 1m i n0m i n 9） 带轮结构设计 带轮结构如图 四、 齿轮 强度与 几何参数计算 由于 本套丝机 传递功率较小，故 齿轮全部选用 直齿 圆柱 齿轮传动。套丝机为一般工作机器， 低速 ，故选用 7 级精度（ GB10095-88）由表 10-1 选择小齿轮材料为 45 钢调质 处理 ，硬度为 217-255HBS，大齿轮材料为 45 钢 常化处理 硬度为 162-217HBS，二者硬度差为 40HBS nts 8 4.1 第一对齿轮的设计及计算 1） .选小齿轮齿数 251 Z ，大齿轮齿数 5.625.2252 Z 取 632 Z 2）按齿面接触强度设计 有设计计算公式进行试算，即 3 211 )(132.2HEdtZuuTKd a .确定公式内的各计算数值 1 .试选载荷系数 3.1tK2 .计算小齿轮传递的转矩 mmNn PT 351151 1064.7900 713.0105.95105.953 .有表 10-7选取齿宽系数 1d4 .有表 10-6查得材料的弹性影响系数 218.189 M PaZ E 5 .有图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 M PaH 5501lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 3902lim 6 .有式 10-13计算应力循环次数 911 1089.3)1530082(19006060 nLjnN 9912 10556.15.2 1089.3 iNN 7 .由图 10-19取接触疲劳寿命系数 90.01 HNK， 95.02 HNK8 .计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 MP aMP aSK HHNH 49555090.01l i m11 MP aMP aSK HHNH 5.37039095.02l i m22 b .计算 1 .试算小齿轮分度圆直 径td1，代入 H 中较小的值 nts 9 7.355.370 8.1895.2 5.31 1064.73.132.2132.2 3233211 HEdtt ZuuTKd2 .计算圆周速度 v smndv t /68.1100060 9007.3514.3100060 11 3 .计算载荷系数 根据 smv /68.1 ， 7级精度，由图 10-8查得动载系数 1vK直齿轮 1 FH KK由表 10-2查得使用系数 1AK 由表 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 417.1HK由 414.1HK查图 10-13得 385.1FK故 载荷系数 417.1417.1111 HHvA KKKKK 4 .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式（ 10-10a）得 mmKKddtt 7.363.1417.17.35 3311 5 .计算模数 m mmZdm 4 6 8.125 7.3611 3）按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 )(2 211 F SaFad YYZKTm a .确定公式内的各计算数值 1 .由图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 4301 ，大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3202 2 .由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 86.01 FNK， 89.02 FNK3 .计算弯曲疲劳许用应力 nts 10 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-12）得 M P aM P aSK FEFNF14.2644.143086.0111 MP aMP aSK FEFNF 43.2034.1 32089.0222 4 .计算载荷系数 K 385.1385.1111F KKKKK FvA 5 .查取齿形系数 和应力校正系数 由表 10-5查得 62.21 FaY， 27.22 FaY由表 10-5查得 59.11 SaY， 73.12 SaY6 .计算大小齿轮的 F SaFa YY 并加以比较 01577.014.264 59.162.21 11 F SaFa YY 019304.043.203 73.127.22 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 b .设计计算 mmm 869.0019304.0251 1064.7385.123 2 3 对比计算结果 取 m=2 85.182 7.3611 mdZ 因为最小不发生根切的条件是 17Z ，取 251 Z 5.625.2252 Z 取 632 Z 4)几何尺寸计算 a .计算分度圆直 径 mmmZd 5022511 mmmZd 12626322 b .计算中心距 nts 11 mmdda 882 126502 21 c .计算齿轮宽度 齿宽系数分别有 6-10，小齿轮取 10，大齿轮取 8 则小齿轮 B=20 大齿轮 B=16 4.2 第二对齿轮的设计及计算 1） .选小齿轮齿数 233 Z，大齿轮齿数 9.75233.34 Z 取 764 Z 2）按齿面接触强度设计 有设 计计算公式进行试算，即 3 223 )(132.2HEdtZuuTKd a .确定公式内的各计算数值 1 .试选载荷系数 3.1tK2 .计算小齿轮传递的转矩 m in/3 5 763259 0 02 rn mmNn PT 452252 1083.1357 685.0105.95105.953 .有表 10-7选取齿宽系数 1d4 .有表 10-6查得材料的弹性影响系数 218.189 M PaZ E 5 .有图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳 强度极限 MPaH 5003lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 M PaH 3904lim 6 .有式 10-13计算应力循环次数 923 1054.1)1530082(13576060 nLjnN 8934 1067.43.3 1054.1 iNN 7 .由图 10-19取接触疲劳寿命系数 90.03 HNK， 95.04 HNKnts 12 8 .计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 MP aMP aSK HHNH 49555090.03l i m33 MP aMP aSK HHNH 5.37039095.04l i m44 b .计算 1 .试算小齿轮分度圆直径td3，代入 H 中较小的值 mmZuuTKdHEdtt 66.215.3708.1893.33.411083.13.132.2132.2 3 243 223 2 .计算圆周速度 v smndv t /405.0100060 35766.2114.3100060 23 3 .计算载荷系数 根据 smv /405.0 ， 7级精度，由图 10-8查得动载系数 1vK直齿轮 1 FH KK由表 10-2查得使用系数 1AK 由表 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 417.1HK由 417.1HK查图 10-13得 385.1FK故 载荷系数 417.1417.1111 HHvA KKKKK 4 .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式（ 10-10a）得 mmKKddtt 3.223.1417.166.21 3333 5 .计算模数 m mmZdm 97.023 3.2233 3）按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 )(2 232 F SaFad YYZKTm nts 13 a .确定公式内的各计算数值 1 .由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 4303 ，大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3204 2 .由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 86.03 FNK， 89.04 FNK3 .计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-12）得 MP aSK FEFNF 14.2644.1 43086.0333 MP aSK FEFNF 43.2034.1 32089.0444 4 .计算载荷系数 K 385.1385.1111F KKKKK FvA 5 .查取齿形系数 和应力校正系数 由表 10-5查得 62.23 FaY， 27.24 FaY由表 10-5查得 59.13 SaY， 73.14 SaY6 .计算大小齿轮的 F SaFa YY 并加以比较 0 1 5 8.014.264 59.162.23 33 F SaFa YY 0 1 9 3.043.203 73.127.24 44 F SaFa YY 大齿轮的数值大 b .设计计算 mmm 36.10193.0231 1083.1385.12 2 4 对比计算结果 取 m=2 15.112 3.2233 mdZ 因为最小不发生根切的条件是 17Z ，取 233 Z9.753.3234 Z 取 762 Z nts 14 4)几何尺寸计算 a .计算分度圆直径 mmmZd 4622333 mmmZd 15227644 b .计算中心距 mmdda 992 152462 43 c .计算齿轮宽度 齿宽系数分别有 6-10，小齿轮取 10，大齿轮取 8 则小齿轮 B=20 大齿轮 B=16 4.3 第三对齿轮的设计及计算 1） .选小齿轮齿数 215 Z，大齿轮齿数 842146 Z6Z取质数 83 2）按齿面接触强度设计 有设计计算公式进行试算，即 3 235 )(132.2HEdtZuuTKd a .确定公式内的各计算数值 1 .试选载荷系数 3.1tK2 .计算小齿轮传递的转矩 m in/1.108762363259003 rn mmNn PT 453353 1081.51.108 658.0105.95105.953 .有表 10-7选取齿宽系数 1d4 .有表 10-6查得材料 的弹性影响系数 218.189 M PaZ E 5 .有图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5503lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 M PaH 3904lim nts 15 6 .有式 10-13计算应力循环次数 835 1067.4)1530082(11.1086060 nLjnN 8856 10167.14 1067.4 iNN 7 .由图 10-19取接触疲劳寿命系数 90.05 HNK， 95.06 HNK8 .计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 MP aMP aSK HHNH 49555090.05l i m55 MP aMP aSK HHNH 5.37039095.06l i m66 b .计算 1 .试算小齿轮分度圆直径td5，代入 H 中较小的值 mmZuuTKdHEdtt 04.535.5338.1894511081.53.132.2132.2 3 243 235 2 .计算圆周速度 v smndv t /3.0100060 1.10804.5314.3100060 35 3 .计算齿宽 mmdb td 04.5304.5313 4 .计算齿宽与齿高之比hb模数 mmZdm tt 53.221 04.5355 齿高 mmmht 69.553.225.225.2 32.969.5 04.53 hb 5 .计算载荷系数 根据 smv /3.0 ， 7 级精度，由图 10-8查得动载系数 1vK直齿轮 1 FH KK由表 10-2查得使用系数 1AK nts 16 由表 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 419.1HK由 419.132.9 HKhb ，查图 10-13得 385.1FK故 载荷系数 419.1419.1111 HHvA KKKKK 6 .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式（ 10-10a）得 mmKKddtt 61.543.1419.104.53 3355 7 .计算模数 m mmZdm 604.221 69.5455 3）按齿根 弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 )(2 253 F SaFad YYZKTm a .确定公式内的各计算数值 1 .由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 4305 ，大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3206 2 .由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 86.05 FNK， 89.06 FNK3 .计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-12）得 MP aSK FEFNF 14.2644.1 43086.0555 MP aSK FEFNF 43.2034.1 32089.0666 4 .计算载荷系数 K 385.1385.1111F KKKKK FvA 5 .查取齿形系数 和应力校正系数 由表 10-5查得 62.23 FaY， 27.24 FaY由表 10-5查得 59.13 SaY， 73.14 SaYnts 17 6 .计算大小齿轮的 F SaFa YY 并加以比较 0 1 5 8.014.264 59.162.23 33 F SaFa YY 0 1 9 3.043.203 73.127.24 44 F SaFa YY 大齿轮的数值大 b .设计计算 mmm 22.20158.0231 1081.5419.12 2 4 对比计算结果 取，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度计算的模数 2.22 并元整为标准值 mmm 3 ，按接触强度计算的分度圆直径 mmd 21.485 ，算出小齿轮齿数 2.183 61.5455 mdZ 取 215 Z大齿轮齿数 84456 ZZ 为了让齿数互质取 836 Z4)几何尺寸计算 a .计算分度圆直径 mmmZd 6332155 mmmZd 24938366 b .计算中心距 mmdda 1562 249632 65 c .计算齿轮宽度 齿宽系 数分别有 6-10，小齿轮取 10，大齿轮取 8，模数为 3 则小齿轮 B=30 大齿轮 B=24 nts 18 4.4 齿轮 参数 一览表 齿轮序号 齿数 模数 齿宽 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 传动比 Z1 25 2 20 50 54 45 2.5 Z2 63 2 18 126 130 121 Z3 23 2 20 46 50 41 3.3 Z4 76 2 18 152 156 147 Z5 21 3 30 63 69 37 3.98 Z6 83 3 24 249 255 161 五、 轴的校核 计 算 5.1.确定各轴输入转矩 mNT 75.7900713.095501 mNT 1.183 6 06 9 5.09 5 5 02 mNT 18.582.113 658.09 5 5 03 mNT 2233.28 632.095504 5.2 输入轴的结构设计与校核 .选材 45 钢调质处理，硬度 230HBS，强度极限 B =630Mpa，屈服极限S=355Mpa，弯曲强度极限 1 =275Mpa，剪切 疲劳极限 1 =155Mpa，对称循环变应力时的许用应力 1 =60Mpa。 b .初步估算轴的最小直径，选择轴承 取 A0=110，则轴的最小直径为： nts 19 dminmmnp 2.10900173.0110110 3311 考虑到键槽的影响，轴径应增加 7%，故去 dmin=12mm c选择轴承 因轴承主要受径向力，轴向力主要是重力，故选用角深沟球轴承。根据工作要求选用 6006深沟球轴承。带轮采用 A型键进行周向定位，键的尺寸为 mmmmhb 730 ，根据带轮宽度取键的长度 mml 40 d .轴的各段长度如图 e .按弯扭合成应力校核轴的强度 a 绘出轴的计算简图，轴的计算简图如下图所示 b 计算作用在轴上的力 作用在小齿轮上的力 L3=42.5 L1=146.5mm L2=100mm nts 20 Nd TF r 54.70422 1075.722 3111 NFF nrt 25620t a n54.704t a n11 c 计算支反力 垂直面（ V面）如图 c NLLLFFLFLLFMrNVrNVv104100146100256)(0)(021211212112NLLLFFLFLLFMrNVrNVv9.1511001465.146256)(0)(021112112121水平面（ H 面）如图 d NLLLFFLFLLFMtNHtNHH2861005.14610054.704)(0)(021211212112NLLLFFLFLLFMtNHtNHH8.4171005.14614654.704)(0)(021112112121PF 力（方向未定）在支点产生的支反力 NLLLLLFFLLLFLLFMPNFPNFF9.2911005.146289249)()(0)()(02132113212112NLLLFFLFLLFMPNFPNFF1011005.146100249)(0)(0213232121带轮压轴力 PF 的作用方向与带轮的布置有关，在具体位置尚未确定前，可按最不利的情况考虑 nts 21 mmNMM VV 32235.1462221 mmNLFM NHH 418995.14628611 mmNLLMM FF 574561891.304)( 211 mNMM FP 3.631 mNMMMM FPHV 5.7518910022 12 作转矩图（ g） mNT 75.7 3 切屑 的 基本 构造 第一章 重点是生产组织和机床的加工过程。通过理解的基础分析掌握本章所介绍的机械、热和摩擦学 (摩擦 ,润滑和磨损 )。 2.1 历史介绍 100 年前 ,Tresca(1878)公布一幅金属切削过程柔性图片 (图 2.1(a)。他表明使用最好的工具和决定最合适的切削深度 (我们现在就不会在板料说晶片厚度 )、每分钟切削下来 切屑 的检查是非常重要的。他很清楚 ,适当的切削比过大削减导致更多的塑性变形并且说这是一个发展的动力更硬更强大机床可以吗使较重的削减。在同一个会议中 ,据记载 ,现在似乎是力学分析 ,很快就会被使用化 学分析 - 就像系统评估形成的质量的情况下 ,金属加工 ,这是过早 !)。 三年后 ,瑞利勋爵提交给伦敦皇家学会 一份论文通过 马洛克 (马洛克 ,1881-82)。 它记录了 通过显微镜 对部分有色金属和蚀刻外观 有色金属 切削 观察大约 5倍的放大（ Figure2.1（ b） 图 2.1 特雷斯卡 (1878)和 (b)马洛克 (1881-82)观察的早期切屑 项）， 马洛克很清楚剪切金属会出现 切屑 构造。他认为切屑及工具之间的摩擦力对于切屑的变形有决定作用。他评论说润滑油起着减少切屑及工具之间的摩擦力并且写道 ,困难的是看看润滑剂 怎样到达了那里。他也写下切屑与刀具之间内部的工作完成量和剪切摩擦方程。令人惊奇的是 ,他似乎没有意识到工作的 Tresca 的可塑性和认为是一种金属的剪切强度直接成正比的正常压力剪切平面上表演。因此 ,他的方程组给了错误的答案。这使他错过了一个想法切屑在最小工作摩擦力可能形成的厚度 ,。事后想来 ,他接近切屑的形成就像接近商人的法律一样，事实上不得不等待另一个六十年 (部分产品配方 2.2.4)。 特雷斯卡的和马洛克的论文 介绍了两个金属切割的基本理论，即可塑性和切屑和工具之间的相互摩擦之间的重要性。 特雷斯卡也非常清楚第 三个元素，塑料加热理论，但 他在这方面的兴趣是由加热炉热锻造，而不是加工。 在他 1878年论文中，他描述了 他的 测试 在一次锻造中高达 94%的工作热量转换并且明确的联系到他的焦耳定律。 机械加工中，刀具在高温下的寿命被冶金学家解决的重要性，一 系列开发从在十九世纪六十年代到 20世纪早期 ,引进新合金钢工具以改良的高温硬度允许切削速度越来越高 ,与之相的生产量大。 经典的报告 (泰勒 ,1907年 )描述了早期工作 ,从 1881年开始 ,他们通过完善刀具材料 (高速钢 )来优化生产力并且做得很好。 因此，在大约 1870到 1905年之间奠定了加工的基础理论和实践理论。 在这一阶段 ,除了没有什么名气的马洛克的作品 ,重点就是观察而不是预测的行为。这样延续了 30年 ,带着巨大的集合 (力切削加工性能、刀具耐用度 )数据 (例如 ,波士顿 ,1926年 ,赫伯特 ,1928年 ),当然引进更耐热加强硬质合金刀具。在 1920年代晚期 ,有这么多的数据 ,需要统一的理论开始被感知。赫伯特援引波士顿 (1926年 )与写作的 :“ 如果可能的话 ,金属切削理论导致所有类型的切nts 割应发展。所有这是一个巨大的问题 ,应该以一个大的方式进行。 第一个预测阶段的金属切削研究从 1930s晚期到 1940年中期。 第二次世界战争的压倒一切的需求可能影响 了时间、 出版 、 事态发展，但也创造了机会 给 关注 实际的金属塑性问题上 的能 人。第一阶段 ,在 1960/65,从某种意义上讲 ,一个向后的一步。即使是最简单明了复杂的 切屑排列 -例如这一事实 ,大多数切屑卷曲（图 2.1)时被忽视在一次试图理解为什么他们需要观察切屑的厚度。这是问题的关键 :一旦切屑流是已知的、力量、应力和温度可能合理简单计算出来。最简单的塑性流动导致形成的假设 ,即切屑片在平坦的剪切平面剪切 (所描述的更多细节在本章后面 )。随之而来的预测切屑厚度、计算 切屑温度和当代有关来理解摩擦学切屑的交互工具的发展是本章主要内容。 第一 阶段在预测切屑的厚度并不成功，它只是在描述后果。 显然，流动的假设过于简单，所以是 切屑 /工具摩擦定律假设 ;再者 是 在加热的金属切削（和高应变率参与）引起的进程改变了金属的塑性剪切阻力不能被忽视。 从 60年代中期到 1980年左右的力学重点 研究是探索更多的可能性和现实的假设的后果。这种预测发展的第二阶段是第 6章的主题。 到 20世纪 80年代，很明显，数值方法需要 分析切屑 形成正 确 。金属切削的有限元方法的发展是第 7章的主题 它的 详细的研究是在第 8章介 绍。 本章的其余部分由三个主要部分：在 力学，加热和摩擦学 的基础上 有关的金属
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