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下载论文就送你全套 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763下载论文就送你全套 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763题目名称：立式管接头 1/4 英寸管螺纹套丝机设计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、使用寿命下载论文就送你全套 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763下载论文就送你全套 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763summaryPipe 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下载论文就送你全套 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763摘要 .1一、 绪论 .11.1 课题研究背景 .11.2.课题研究意义 .11.3.设计的主要内容 .21.4.功能结构简介 .2二、总体传动参数计算 .22.1. 分配传动比 .22.1.1 分配原则 .22.1.2.选取电机 .32.1.3.分配传动比 .42.2 确定各轴的功率 P.42.2.1.确定各轴输入功率 .42.2.2 确定各轴输入转矩 .4三、 带轮的设计及计算 .53.1 带轮设计及计算 .5四、 齿轮强度与几何参数计算 .74.1 第一对齿轮的设计及计算 .84.2 第二对齿轮的设计及计算 .114.3 第三对齿轮的设计及计算 .144.4齿轮参数一览表 .18五、轴的校核计算 .185.1.确定各轴输入转矩 .185.2 输入轴的结构设计与校核 .185.3 第二根轴的设计 .215.4 第三根轴的设计与校核 .24六、轴承及键的校核 .276.1 输入轴上轴承的校核 .276.2.输入轴上键的校核 .28七、润滑与密封 .287.1 传动件的润滑 .287.2 滚动轴承的润滑 .287.3 润滑剂的选择 .28结 论 .29参考文献 .30致谢 .31买文档送全套图纸 扣扣 4149516051一、 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。21.3.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。32.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/minmin/19. min/1932857.34.dv根据 可算出套螺纹主轴的直径402.6T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 7.18.0569.PD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 MNmd5.24.102.64切削功率 kwkwnTPc 071.98)(9T主轴上的最大转矩n主轴上的计算转速 cPn3219.076.轴 承齿 轮带 轮所以 842.09.7.096343 轴 承齿 轮带 轮 kwPc08.2.714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 DE=19mm40mm。2.1.3.分配传动比总传动比 9.10285主 轴电总 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，i 1=2.5 i2=3.3，i 3=42.2 确定各轴的功率 P已知：输入转速 。min/285rn电2.2.1.确定各轴输入功率 nnP3219.076.轴 承齿 轮带 轮kwP713.09.6.075. 轴 承带 轮电 85913轴 承齿 轮 k.68.轴 承齿 轮 wP6320705轴 承齿 轮 2.2.2 确定各轴输入转矩 NNT9505式中 转 速输 入 转 矩NP带入参数得各轴的输出转矩为： mNT64.79013.51 8522 . mNT62190436952三、 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.AK故 kwkKac 825.07.12)选择 V 带的带型根据 由图 8-11 选用 Z 型带caP1n3)确定带轮的基准直径 并验算带速21d和 va 带轮的传动比为 3.14 由表 8-6 和表 8-8 取带轮直径 md501b 验算带速 按式（8-13）验算带的速度vsmndv /4.7106285106因为 故带速合适ssm/3/5c 大带轮基准直径= =3.14 50=157mm2d14.d圆整 =1604)确定 V 带的中心距 a 和基准长度 dL6a.根据式（8-20）初定中心距 ma210b.由式（8-22） ，计算带所需的基准长度mddaLd7644)()(2021210由表 8-2 选带的基准长度 mLd8c.按式（8-23）计算实际中心距 a276402100 dLa中心距的变化范围为 216250mm5)验算小带轮上的包角 1由于两带轮直径相等故 9015283.710a3.578012）（ d6)计算带的根数 Za.计算单根 V 带的额定功率 rP由 和 查表 8-4a 得md501in/2851nkwP26.0根据 和 Z 带型，查表 8-4b 得i/1rn4.3.04kw0查表 8-5 得 表 8-2 得 于是925.0K1LKkwPLr 275.09.04.6)(0 ）（b.计算 V 带的根数 97.25.8rcaZ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 ，所以kgq/6.7NvZKPFca354.7064.7925.08).()( 2min0）（ 应使带的实际初拉力 min0)(F8)计算压轴力 p压轴力的最小值为 NZFp 210352sin)(2)( 1m0min 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 40HBS84.1 第一对齿轮的设计及计算1）.选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数251Z5.62.2Z取 632Z2）按齿面接触强度设计有设计计算公式进行试算，即 3211 )(. HEdt ZuTKda.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数 3.t2.计算小齿轮传递的转矩 mNnPT 35151 1064.790.1.0.93.有表 10-7 选取齿宽系数 d4.有表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE5.有图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大MPaH501lim齿轮的接触疲劳强度极限 aH3902lim6.有式 10-13 计算应力循环次数 91 108.3)58(19060 nLjN925.83i7.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ，90.1HNK95.2HN8.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 MPaSKHNH 45509.1lim1.372li2 b.计算1.试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值td1H97.35.08195.23164.732.132. 21 HEdtt ZuTKd2.计算圆周速度 vsmnvt /8.10697.354.0613.计算载荷系数根据 ，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数smv/8.1 1vK直齿轮 FHK由表 10-2 查得使用系数 1A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.HK由 查图 10-13 得41.HK385.FK故 载荷系数 417.1HvA4.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a）得 mKdtt 7.36.147.3515.计算模数 mZ48.25613）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 )(21FSadYZKTma.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 ，大齿轮的弯曲MPaFE4301强度极限 MPaFE3202.由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ，86.01FNK89.2FN3.计算弯曲疲劳许用应力10取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得MPaPaSKFENF14.264.13086MaFENF 43.2.924.计算载荷系数 K 85.13.1FKvA5.查取齿形系数和应力校正系数由表 10-5 查得 ，62.1FaY7.Fa由表 10-5 查得 ，59S31S6.计算大小齿轮的 并加以比较Fa0157.4.2691FSaY34.372FSa大齿轮的数值大b.设计计算 mm869.0134.251064.738.3对比计算结果取 m=2.1dZ因为最小不发生根切的条件是 ，取17Z251取5.62.26324)几何尺寸计算a.计算分度圆直径 mZd0112632b.计算中心距11mda8216501c.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=164.2 第二对齿轮的设计及计算1）.选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数23Z9.7523.4Z取 764Z2）按齿面接触强度设计有设计计算公式进行试算，即 3223 )(1. HEdt ZuTKda.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数 3.t2.计算小齿轮传递的转矩 min/57632902rn mNPT 4522 1083.36.01.91.3.有表 10-7 选取齿宽系数 d4.有表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE5.有图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大MPaH503lim齿轮的接触疲劳强度极限 aH3904lim6.有式 10-13 计算应力循环次数 923 1054.)82(1576060 nLjN94.43.1i7.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ，90.3HNK95.4HN128.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 MPaSKHNH 495509.3lim3 .374li4b.计算1.试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值td3HmZuTKdEdtt 6.215.37089.4183.2.132. 32 2.计算圆周速度 vsmnvt /405.1067.4.106233.计算载荷系数根据 ，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数sm/5. 1vK直齿轮 1FHK由表 10-2 查得使用系数 A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.HK由 查图 10-13 得41.HK385.1FK故 载荷系数 47.HvA4.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a）得 mKdtt 3.2.1476.2335.计算模数 mZ97.0233）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 )(23FSadYZKTm13a.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 ，大齿轮的弯曲强MPaFE430度极限 MPaFE32042.由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ，86.03FNK89.4FN3.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 MPaSKFENF 14.26.130833 9444.计算载荷系数 K 385.1.1FvA5.查取齿形系数和应力校正系数由表 10-5 查得 ，62.3FaY7.4Fa由表 10-5 查得 ，591S31S6.计算大小齿轮的 并加以比较Fa0158.4.2693FSaY3.74FSa大齿轮的数值大b.设计计算 mm36.109.2318.5.4对比计算结果取 m=2.3dZ因为最小不发生根切的条件是 ，取17Z23取9.753.2462144)几何尺寸计算a.计算分度圆直径 mZd462331574b.计算中心距 da92643c.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=164.3 第三对齿轮的设计及计算1）.选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数215Z84216Z取质数 836Z2）按齿面接触强度设计有设计计算公式进行试算，即 325 )(1. HEdt ZuTKda.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数 3.t2.计算小齿轮传递的转矩 min/1.0876235903 rn mNPT 4533 108.691.3.有表 10-7 选取齿宽系数 d4.有表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE5.有图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大MPaH503lim齿轮的接触疲劳强度极限 aH3904lim156.有式 10-13 计算应力循环次数 835 1067.4)53082(1.0660 nLjN86 7.47.i7.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ，90.5HNK95.6HN8.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 MPaSKHNH 4509.5lim55.376li6 b.计算1.试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值td5HmZuTKdEdtt 04.53.81945108.32.132. 235 2.计算圆周速度 vsmnvt /.016084.5.160353.计算齿宽 dbt .3.34.计算齿宽与齿高之比 hb模数 mZmtt 53.2104.5齿高 ht 69.2.396.504b5.计算载荷系数根据 ，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数smv/. 1vK直齿轮 1FHK由表 10-2 查得使用系数 A16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.HK由 查图 10-13 得419.32.9HKhb， 385.1FK故 载荷系数 49.vA6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a）得 mKdtt 61.543.904.535 7.计算模数 mZ6.219.53）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 )(253FSadYZKTma.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 ，大齿轮的弯曲强MPaFE4305度极限 MPaFE32062.由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ，86.05FNK89.6FN3.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 MPaSKFENF 14.26.130855 9664.计算载荷系数 K 385.1.1FvA5.查取齿形系数和应力校正系数由表 10-5 查得 ，62.3FaY7.4Fa由表 10-5 查得 ，591S31S176.计算大小齿轮的 并加以比较FSaY0158.4.2693FSaY3.74FSa大齿轮的数值大b.设计计算 mm2.0158.2318.59.4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 ，按接触强度计算的分度3圆直径 ，算出小齿轮齿数d21.48536mZ取 5大齿轮齿数 8456Z为了让齿数互质取 36Z4)几何尺寸计算a.计算分度圆直径 mZd21549386b.计算中心距 da156265c.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=24184.4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 45Z2 63 2 18 126 130 1212.5Z3 23 2 20 46 50 41Z4 76 2 18 152 156 1473.3Z5 21 3 30 63 69 37Z6 83 3 24 249 255 1613.98五、轴的校核计算5.1.确定各轴输入转矩 mNT75.9013.51862 1.2.33 mNT809545.2 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 =630Mpa，屈服极限 =355Mpa，弯BS曲强度极限 =275Mpa，剪切疲劳极限 =155Mpa，对称循环变应力时的许用应11力 =60Mpa。1b.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：19dmin mnp2.10973.103考虑到键槽的影响，轴径应增加 7%，故去 dmin=12mmc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，根据带轮宽度取键的长度mhb730 ml40d.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L3=42.5 L1=146.5mmL2=100mm20b计算作用在轴上的力作用在小齿轮上的力 NdTFr 54.70215.31nrt 26tan.ta c计算支反力垂直面（V 面）如图 c NLFMrNVrv 1044625)(0112LFrNVrv 9.15046.25)(01212水平面（H 面）如图 d NLFMtNHt 286105.467)(02112 LFtNHt 8.41705.1467)(0212 21力（方向未定）在支点产生的支反力PFNLMPNF 9.2105.14689)()02131 32 LPNF 105.1469)(02132 带轮压轴力 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P不利的情况考虑 mNMV325.14621LFNH 18985746.0)(21mFP3.61 mNMFPHV .189212作转矩图（g） NT75.d单向运动扭转应力按脉动循环变应力取系数为 0.6 则mNCa 65.47.01 mMTM 47.63)5.70(3.)( 222212Ca.53由计算弯矩图可见 1 截面受力最大1 截面的计算应力为 MPaWMCa2.45.07633222小于许用应力 ，故安全MPa6015.3 第二根轴的设计.选材45 钢调质处理，硬度 230HBS，强度极限 =630Mpa，屈服极限 =355Mpa，弯BS曲强度极限 =275Mpa，剪切疲劳极限 =155Mpa，对称循环变应力时的许用应11力 =60Mpa。1b.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：dmin m7.13695.3dmin=17mmc.轴的各段长度如图d.按弯扭合成应力校核轴的强度23L1=142 L2=58 L3=55a. 绘出轴的计算简图，轴的计算简图如上图所示b. 计算作用在轴上的支反力作用在大齿轮上的力 NFr54.7012tt6作用在小齿轮上的力 NdTFr 150824.823nrt 4.26tan.7ta3 c. 计算支反力垂直面（V 面）如图 c NLFFLLMrrNV rv 40.58256134.6)( 0)(032131 32 LLLrrNV rv 58250614.6)()(03212132 3水平面（H 面）如图 d24NLFFLLMttNHt 82025134.70)()()(0321321 33 NHtt 981.132d.mLFMNNV 3190476221H27958.47321合成弯矩 mNMHV 9.229758434310622211e. mNT.8f. 单向运动扭转应力按脉动循环变应力取系数为 0.6 则Ca2.431 mNT54.)1.860(2.43)( 22MCa 39223mN9.24g. 按弯扭合成应力校核轴的强度由计算弯矩图可见 2 截面受力最大2 截面的计算应力为 MPaWMCa.341.052小于许用应力 ，故安全6255.4 第三根轴的设计与校核1).选材45 钢调质处理，硬度 230HBS，强度极限 =630Mpa，屈服极限 =355Mpa，弯BS曲强度极限 =275Mpa，剪切疲劳极限 =155Mpa，对称循环变应力时的许用应11力 =60Mpa。12).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：dmin m8.192.365dmin=22mm3).轴的各段长度如图4).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26L1=75 L2=126 L3=52b. 计算作用在轴上的支反力力作用在大齿轮上的力 NFr150834tt .26作用在小齿轮上的力 NdTFr 38701.58435 27NFnrt 1420ta1568ta5 c. 计算支反力垂直面（V 面）如图(c) NLFFLLMrrNV rv 160253148.6)( 0)(0321541 42 LLLrrNV rv 1045253147.6)(0)(032121542 4负号表示方向与假设相反水平面（H 面）如图（d） NLFFLLMttNHt 926253184.687)(0)()(03214351 452 NHtt 901542d. mNNLFMmNV 34.554302101276321H 9.21194669321e.合成弯矩 mNMHV 3.179.234.5022 211f. mNT8.53g. 单向运动扭转应力按脉动循环变应力取系数为 0.6 则Ca4.701 mNT6.78)1.560(4.7)( 22232228mNTMCa 139)8.560(3.27)( 2323mN.1724h. 按弯扭合成应力校核轴的强度由计算弯矩图可见小齿轮截面受力最大该截面的计算应力为 MPaWMCa5130.93小于许用应力 ，故安全61六、轴承及键的校核6.1 输入轴上轴承的校核已知输入轴上的轴承型号为 6006，静载荷 NC8301).求比值比值很小，远远小于 eraf2).计算当量动载荷 p，根据式（13-8a）P= )(arpYFXf按照表 13-6， 2.1,.01ppff取按照表 13-5，X=1，查表 Y=0，则45.8.72.P3).根据式 13-6，求轴承的基本额定动载荷值 3.62010526.1066NnLCh029则满足要求4).验算轴承寿命 hLhPCnLh 507435.8620916012 因此满足要求6.2.输入轴上键的校核对于普通平键连接的强度条件为 PPkldT3102式中：T传递的转矩 mNK键与轮毂键槽的接触强度。k=0.5h,此处 h 为键的高度，单位 mml键的工作长度，mm,圆头平键 l=L-bd轴的直径键轴轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，见表 6-2P对于输入轴上的键， ， ，mNT64.7mhK365.0. mbLl3460d19MPaPaP 108.7193.2故合用七、润滑与密封7.1 传动件的润滑本设计采用用油浴润滑，由于总体上齿轮线速度较小，故可以不考虑回油槽。307.2 滚动轴承的润滑本设计采用润滑脂润滑，并在轴承内侧设置挡油环，以免油池中的稀油进入轴承内而使润滑脂稀释。7.3 润滑剂的选择润滑剂的选择与传动类型、载荷性质、工作条件、转动速度等多种因素有关。由于轴承负荷较小、温度低、转速不高，可选用粘度较小的润滑油，减速可采用HT-40,HT-50 号机械油，也可采用 HL-20,HL-30 齿轮油。当采用润滑脂润滑时，轴承中润滑脂装入量可占轴承室空间的 1/31/2。结 论光阴似梭，大学四年的学习一晃而过，为具体的检验这四年来的学习效果，综合检测理论在实际应用中的能力，除了平时的考试、实验测试外，更重要的是理论联系实际，提高了实际动手能力和独立设计能力。通过十五周的不断努力，在指导老师的认真辅导下完成了对立式套丝机的设计，该设计主要分为以下几个部分，现对各个部分的计算过程和计算结果进行分析和总结。总体设计部分，通过对总体设计进行多次分析改进后，经过指导老师审核，31总体设计符合设计要求，主轴箱总体设计通过。齿轮传动部分，通过对齿面接触疲劳强度进行验算，对齿根弯曲疲劳强度进行核算，齿面接触强度和齿根弯曲强度均满足要求，因而齿轮强度校核通过，齿轮部分安全。轴的设计部分，通过对轴的弯曲强度进行校核，校核结果表明：强度校核通过，因而传动轴安全，轴的设计部分满足要求。轴承的校核部分，通过对轴承的寿命进行校核，校核结果表明：寿命通过，因此轴承安全，因而所选轴承满足设计要求。因此，通过对各个部分的校核结果进行分析，管螺纹卧式套丝机的设计达到设计标准。在整个设计过程中，通过具体的设计研究，学到了很多机械行业的基本知识和宝贵的实践经验，使我的综合设计能力有了很大的提高，受益匪浅。可以说通过此次毕业设计，自己领悟了许多，进步了许多，收获了许多。 经过几个月的毕业实习和毕业设计，提高了自己的画图能力，动手能力，独立思考能力，发现并解决技术问题的能力，不但为以后走进工作岗位奠定一个良好的基础，对走好以后的人生之路也不无裨益。参考文献1 濮良贵，纪名刚. 机械设计. 北京：高等教育出版社， 20062 申永胜. 机械原理教程. 北京：清华大学出版社，19993 吴宗泽. 机械设计师手册上册.北京：机械工业出版社， 2002324 吴宗泽. 机械设计师手册下册.北京：机械工业出版社， 20025 吴宗泽,罗胜国. 机械设计课程设计手册第二版. 北京：高等教育出版社， 19926 吴宗泽. 机械设计实用手册第二版.北京：机械工业出版社， 20037 束德林.金属材料性能.北京:机械工业出版社,19998 李宜民，王慕龄，宫能平. 理论力学. 徐州：中国矿业大学出版社， 1996。9 马先贵.润滑与密封.北京:机械工业出版社10 韩进宏.互换性与技术测量.北京.机械工业出版社11 单辉祖. 材料力学. 北京：高等教育出版社，200412 甘永立. 几何量公差与检测.上海：上海科学技术出版社， 200113 何新铭. 机械制图. 北京：高等教育出版社，1997
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