斜交孔多轴专用钻床的操纵机构及夹具设计说明书

1 前 言1.1 机床在国民经济的地位及其发展简史工业设计是人类社会发展和科学技术进步的产物，从英国莫里斯的“工艺美术运动” ，到德国的包豪斯设计革命以及美国的广泛传播与推广，工业设计经过了酝酿,，探索，形成，发展百余年的历史沧桑.时至今日，工业设计已成为一门独立的专业学科，并且有一套完整的研究体系。1980 年国际工业设计协会理事会(ICSID)给工业作了明确定义：“就批量生产的工业产品而言，凭借训练，技术知识，经验及视觉感受，而预示材料，结构，构造，形态，色彩，表面加工,装饰以新的品质和规格，叫做工业设计，根据当时的具体情况，工业设计师应在上述工业产品全部侧面或其中几个方面进行工作，而且需要工业设计师对包装，宣传，展示，市场开发等问题的解决付出自己的技术知识和经验以及视觉评价能力时，这也属于工业设计的范畴” 。材料，结构，工艺是产品设计的物质技术基础，一方面，技术制约着设计；另一 方面，技术也推动着设计。从设计美学的观点看，技术不仅仅是物质基础还具有其本身的“功能”作用，只要善于应用材料的特性，予以相应的结构形式和适当的加工工艺，就能够创造出实用，美观，经济的产品，即在产品中发挥技术潜在的“功能” 。任何设计都是时代的产物，它的不同的面貌，不同的特征反映着不同历史时期的科学技术水平。技术是产品形态发展的先导，新材料，新工艺的出现，必然给产品带来新的结构，新的形态和新的造型风格。材料，加工工艺，结构，产品形象是有机地联系在一起的，某个环节的变革，便会引起整个机体的变化。 1.2 多轴钻床发展现状由于我国现处于社会主义初级阶段，经济水平相对而言比较落后，普通钻床占据着国内绝大多数的市场，而普通钻床有着很大的弊端，如适用性较差，工作效率比较低。因此，许多普通钻床不易加工或无法加工的工件需要专用钻床来进行批量生产。在钻床钻孔工作中，斜交孔多轴专用钻床的操纵机构及夹具设计是专为某种工件量身制作的，一般情况下，钻孔动作都是单轴工作，加工完一个孔，才能进行下一步的加工,并且工件工作面为平面，加工受到较多限制。这样以来，多孔加工的话生产效率就较低了。而且，工件为弧形截面，每次加工完一组孔，就得重新调整工件与钻头的相对位置，并进行重新定位。普通钻床显然不适合这种加工操作，所以专用钻床应运而生了。毕业设计- 1 -1.3 多轴钻床的分类 多轴钻床大体分为两种类型：可调式和固定式。 1 可调式：本体结构得用齿轮箱配合万向节头所组成，由于万向节是可活动轴件，故在限定范围内可左右移动。在调整加工孔距时不受齿轮所限制，适合加工多样不定性孔件，使用范围较广。缺点是精度方面控制有所欠缺，长期使用跑位率相比略高。适合单件加工量不大，长年更换加工件的企业。 2 固定式：根据单件加工件量身定制多轴器，即依照零件的间距、排布，定死动轴。从而达到单品单轴，一件一台的多轴器标准方案。这是使用多轴器最终的模式，是提高生产效率最快的钻床设备。固定式加导孔板多轴器准确耐用，在更换式件时，有很多空间取付方便，不会受到治具之妨碍。所加工出来的产品更精确，多轴钻床也更耐用。多轴钻床按其加工件的硬度来划分，可分为中切削型、重切削型和强力超重切削型三类。中切削适用于铝、镁、铜等 HB150 以下的工件。重切削适用于孔数大于 10 个的软质件或 7 孔以下的钢、铁等 HB265 以下的工件。强力超重切削型试用于 265HB330 钢、铁等强硬度工件。1.4 多轴钻床发展前景进入二十一世纪以来，随着我国国民经济的高速发展，我国钻床行业保持了多年高速增长，并随着我国加入 WTO, 近年来，钻床行业的出口也形势喜人， 2008 年，全球金融危机爆发，我国钻床行业发展也遇到了一些困难，如国内需求下降，出口减少等，钻床行业普遍出现了经营不景气和利润下降的局面，2009 年，随着我国经济刺激计划出台和全球经济走出低谷，我国钻床行业也逐渐从金融危机的打击中恢复，重新进入良性发展轨道，进入 2010 年，全球经济复苏的前景面临波折，国内经济结构调整的呼声逐渐升温，贸易保护主义的抬头，钻床行业中技术含量低的人力密集型企业，缺乏品牌的出口导向型企业面临发展危机，而注重培养品牌和技术创新能力较强的企业将占得先机，钻床行业企业如何面对新的经济环境和政策环境，制定适合当前形势和自身特点的发展策略与竞争策略，是钻床行业企业在未来两年我国经济结构调整大潮中立于不败之地的关键专用夹具是为了适应某一工件的某一工序加工的要求而专门设计制造的，其功用主要有下列几个方面：1、保证工件被加工表面的位置精度，例如与其他表面间的距离：精度，平行度，同轴度等。对于外行比较复杂，位置精度要求比较高的工件，使用通用夹具进行加工往往难以达到精度要求。2、缩短了工序时间，从而提高了劳毕业设计- 2 -动生产率。进行某一工序所需要的时间，其中主要包括加工工件所需要的机动时间和装卸工件等所需要的辅助时间两部分。采用专用夹具后，安装工件和转换工位的工作都可以大为简化，不再需要画线和找正，缩短了工序的辅助时间并且节省了画线这个工序，从而提高了劳动生产率。在生产中由于采用了多工件平行加工的夹具，使同时加工的几个工件的机动时间将与加工一个工件的机动时间相同。采用回转式多工位连续加工夹具，可 以在进行切削加工某个工件的同时，进行其它工件的装卸工作，从而使辅助时间与机动时间相重合。总之，随着专用夹具的采用和进一步改善，可以有效地缩短工序时间，满足生产不断发展的需要。3、采用专用夹具还能扩大机床的工艺范围。例如在普通车床上附加镗模夹具后，便可以代替镗床工作；装上专用夹具后可以车削成型表面等，以充分发挥通用机床的作用。4、减轻劳动强度，保障安全生产，根据生产需要，采用一些气动，液压或其它机械化，自动化程度较高的专用夹具，对于减轻工人的劳动强度，保障生产安全和产品的稳质高产都有很大作用。在斜交孔多轴专用钻床的操纵机构及夹具设计中，夹具的设计对整个生产操作至关重要。为了提高加工效率，解决单轴加工对整个生产效率的限制，多轴控制应运而生。毕业设计- 3 -2 多轴钻床操纵机构及夹具总体设计2.1 多轴钻床夹具设计2.1.1 确定定位方案和定位元件按工件的工艺基准选择原则，在定位设计时应遵循“基准重合”和“基准统一”等原则，以减少定位误差对加工精度的影响。初步定位方案为，特制一与工件形状、尺寸相匹配的槽来限制工件的自由度，通过控制槽的位置来控制钻孔的位置。槽的定位由与之搭配的弧形支架上的挡板及槽对应的定位孔通过定位锥定位。如图 2.1所示。图 2.1 定位锥2.1.2 确定夹紧方式常用的夹紧机构有螺旋夹紧、斜楔夹紧、偏心夹紧等。由于所钻斜孔孔径小，钻削时的切削扭矩和轴向力较小，而工件质量较大，为便于操作和提高效率，利用工件上已工好的端面 T，用三个夹紧螺母，通过将工件压紧在分度套上。2.1.3 定位误差分析工件在夹具中的定位，是以定位元件代替支撑点，而定位元件及工件的定位基准在制造时有都有误差，这些都会影响工件定位的准确。为此一批工件在夹具中的实际位置，将在一定范围内变动，即工件在夹具中加工时所产生的定位误差。工件在夹具中定位是，产生定位误差的原因有两方面：一是定位基准与设计基准毕业设计- 4 -不重合，必然产生基准不重合引起的定位误差；二是由于定位副制造部准确，定位基准相对夹具上定位元件的起始基准发生位移，产生定位误差。图 2.2 斜交孔多轴专用钻床夹具主视图图 2.3 斜交孔多轴专用钻床夹具左视图上图 2.3 及图 2.4 为斜交孔多轴专用钻床夹具的主视图左视图，从图中我们可以清楚地了解到斜交孔多轴专用钻床夹具夹紧的方式、定位方法及挡板定位情况2.1.4 夹紧力分析夹紧力的大小对于保证定位稳定，夹紧可靠，确定夹紧装置的结构尺寸都有很毕业设计- 5 -大的关系。夹紧力过小，在加工过程中将发生工件位移而破坏定位。夹紧力过大，将使工件变形，增大夹紧装置的结构尺寸。由于该工件钻孔孔径较小，钻削扭矩和轴向力较小，且夹紧力方向与切削力方向一致，所需夹紧力较小，并考虑工件形状、重量、夹具结构等因素，选用 M8 夹紧螺母，完全能够满足该工件的夹紧要求。图 2.4 斜交孔多轴专用钻床夹具俯视图上图 2.4 为斜交孔多轴专用钻床夹具的俯视图，通过此图可以让我们更好的了解此种夹具的结构及夹紧方式2.2 多轴钻床操纵机构的选择2.2.1 操纵方式的确定单独操纵机构是一个操纵件控制一个被操纵件，其结构简单，制造容易，但被操纵件较多时，会使操纵件增多，不易布置。单独操纵机构的结构形式很多，按执毕业设计- 6 -行件拨动被操纵件的方式，可分为摆动式和移动式两种。1、摆动式操纵机构 摆动式操纵机构结构简单，在机床上应用很普遍。由手柄经转轴摆杆滑块使齿轮沿花键轴移动。当操纵力较大或被操纵件距离较远时，应设置中间传动装置。机械传动装置可以是杠杆、齿轮、链轮等。如果因操纵力太大而设置传动装置时，传动比应小于 1；因距离较远设置传动装置时，传动比常取为 1。2.、移动式操纵机构 当移动件移动距离 L 较长时，用摆动式操纵机构会使偏移量 a 太大或摆杆长度太长，这时采用移动式操纵机构较适宜。为了使操纵机构尽量集中在一起，有时还可以使用两个转轴套装，把两个操纵手柄安装在同一个轴线上。手柄通过套、摆杆和滑块控制齿轮；捏和滑块控制齿轮；手通过转轴、摆杆和滑通过转轴摆杆块控制齿轮。有一种直接装在滑移齿轮上的钢球定位机构，定位锥坑只能在装配前加工，这就很难保证定位准确，因此，在有准确定位需要的机构中这种机构不适合使用。集中操纵机构是用一个操纵件控制多个被操纵件，因而其结构紧凑，使用方便省时，有利于提高生产效率，但结构较复杂。图 2.5 斜交孔多轴专用钻床总装配图主视图毕业设计- 7 -图 2.6 斜交孔多轴专用钻床总装配图左视图图 2.7 斜交孔多轴专用钻床总装配图俯视图上图 2.6 及图 2.7 为斜交孔多轴专用钻床总装配图的左视图及俯视图，通过这两个图我们可以大致了解一下此操纵机构的结构及操纵方式以及夹具的固定情况，还能够了解一下钻轴的动力传递情况。毕业设计- 8 -根据斜交孔多轴专用钻床的工作环境及其自身的特点，结合现在制造技术的提高，并考虑实用性及经济性要求，选用移动式操纵机构方案。2.3 传动方式的选择首先满足机器的功能要求，如所传递功率大小、转速和运动形式等，这里还应满足工作可靠、传动效率高、结构简单、尺寸紧凑、工艺性好、使用维护方便。常用传动方案有三种：（1）传动带传动：传动特点是带在高速转动时会打滑，传动的精确性不太高，但整体尺寸不大，制造成本也较低；（2）齿轮传动：传动特点是工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性强，但总体尺寸较大；（3）链轮传动：特点是工作可靠、传动效率高、环境适应性强，传动精确，便于控制，但制造成本较高。根据斜交孔多轴专用钻床的工作环境及其自身的特点，结合现在制造技术的提高，并考虑经济性要求，我选用 V 型带轮传动的传动方案。毕业设计- 9 -3 轴类零部件设计3.1 操纵轴设计轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构主要取决于以下因素；轴在机械中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴连接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素较多，且其结构形式又要随着具体情况的不同而异，所以，轴没有标准的结构形式。设计时，针对不同情况应进行具体分析。但是不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺等。本着以上对轴的设计原则，接下来对操纵轴进行结构设计。(1) 初步确定轴的最小直径此操纵轴可见图 2.6，通过此图我们可以大致了解一下此操纵机构的结构及操纵方式。由于操纵轴是通过操作手柄来操控所需钻头的，所以其工作强度并不大。故可选取轴的材料为 45 钢，调质处理。经查表，取 Ao =112 则有dmin =22 (mm) (3.1)为便于轴上零部件的安装及满足工作原理的要求，该轴设计为阶梯轴，处于两端的齿轴处轴的直径是最小直径。为了满足轴的中间部分能够配合刀具的孔径尺寸又加上齿轮都不是标准件，试选靠近手柄处齿轮所在轴的直径为 25mm。(2)拟订轴上零件的装配方案轴上零件的装配方案的拟定应遵循便于轴的加工和轴上零件的装配，保证生产率高，成本低的原则。并且在满足使用要求的前提下，应力求简化。为了便与装配零件并去掉毛刺，轴端应制出 045的倒角，对于需要磨削加工的轴段，应留有砂轮越程槽。为此，根据设计要求，现拟定轴上的零件有：套筒、齿轮、轴承、轴套等，为使定位确保准确，两组轴套和带轮对称分布，其中一轴套用轴肩定位，另一轴套通过套筒用圆锥滚子轴承项紧。为便于装置的安装拆卸维修，齿轮安装于箱体的外面，为使轴上零部件的的布局合理，安排带轮和齿轮同端，齿轮通过轴肩定位，并且齿毕业设计- 10 -轮是通过套筒被通过用紧定螺钉固定的带轮项紧。(3)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度首先，我们设定手柄所在的轴端为 I，然后沿着轴的方向向另一端升序排号,规律是每遇轴肩数值加一直至到达轴的另一端为止。见图 2.6。为了便于齿轮的定位及工作时精准的啮合，设计齿轮和带轮之间的轴段为通轴即直径相同即 d= 25mm。因带轮要通过带来输入系统动力，设计带轮在齿轮的外侧，此处，齿轮通过轴肩定位，并通过套筒和轴端挡圈定位带轮，按轴端直径取挡圈直径为 D= 32mm。经对带轮和齿轮的设计计算知带轮厚 30mm，齿轮厚 20mm，再加上为了留有足够的安装尺寸，设计套筒长 15mm，并且为了保证轴端挡圈只压在带轮的轮毂上而不压在轴的端面上，该轴段 I-II 的长度应比三零件的长度和略小一些，现取 l= 64mm。初步选择滚动轴承。因 II 号位轴承同时受有径向力和轴向力的作用，选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d=30mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的型号为 30206 单列圆锥滚子轴承，其尺寸为 dDT= 30mm62mm x17.25mm。该滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查的 30206型轴承的定位轴肩高度为 h= 2.5mm，因此取 Vd=35mm。根据钻孔的孔径知 V-VI 轴段的直径为 -I= 35mm。为了更好的得到定位，采用了定位轮，限制滚刀的轴向移动。定位轮的外侧是轴套，其中一个用轴肩定位，为了得到好的可靠性，此处轴肩略大，为 h= 5mm；为了能够安装，另一端为开式的，该处的轴套通过套筒被轴承顶紧。III-IV 和 IV-V 轴段为非安装段，这两处的主要作用是为零件提供定位轴肩仅此而已，其长度分别是 I-Vl=16mm， IV-l = 5mm。该轴上的另一支撑件是同种型号的轴承，并且用轴端挡圈进行轴向压紧，再经轴肩设计降级后取此处轴段的直径为 Vd= 25mm，按轴端直径取挡圈直径为 D= 32mm，加上设计的齿轮厚 32mm，为了保证轴端挡圈不压在轴的端面上，该轴段的长度应比齿轮的厚度略小一些现取 Vl= 31mm。毕业设计- 11 -轴承端盖厚 6mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与齿轮的内侧端面的距离为 l=5mm。对轴段 V-VI 而言，设计的轴套长 35mm，定位轮厚 20mm，刀具组的总厚度为56mm，还有套筒的长度为 15mm 等，可以确定该轴段的长度为2(350)61582()Vl m(4)轴上零件的周向定位该轴上的零件中刀具、带轮、齿轮的周向定位均采用平键连接。按 II 号位轴的直径 d= 25mm 经查表得平键截面为 bh =8mm 7mm，键槽用铣刀加工，长为20mm，同时为了保证带轮与轴配合具有良好的对中性，故选带轮轮毂与轴的配合为76Hjs。同样同轴段的齿轮与轴的连接，选用平键也为 bh =8mm 7mm，键槽长度为12mm，选用的齿轮轮毂与轴的配合为76Hjs。按 V-Id=35mm 查表得刀具组与轴的连接选用的平键是 bh=10mm9mm，为了保证刀具组与轴配合具有良好的对中性，其与轴的配合为76Hjs。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k7。3.2 齿轮的设计(1)按 III 号位齿面接触强度进行设计计算，即 2132.()t EtdHKTZU(3.2)确定公式内的计算数值试选载荷系数 tK=1.3齿轮传递的转矩为55119.02.910()PTNmn(3.3)经查表选取圆柱齿轮的齿宽系数 d=0.6毕业设计- 12 -经查表选取材料的弹性影响系数1289.EZMPa由图查得齿轮的接触疲劳强度 lim50H应力循环次数 8160231(81)9.6310(nNjl次) (3.4)由图查得取接触疲劳寿命系数 HNK=0.96计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=l，得lim0.965 28()1HNMPaS(3.5)由此试算齿轮分度圆直径 td，由式 2.17 得2132.()tEtdHKTZU=96.62(mm) (3.6)计算圆周速度 v 96.231.82(/)6010tnms(3.7)计算齿宽 b .96.57.9()dt(3.8)计算齿宽与齿高之比 bh模数：96.23.()0ttdmmZ(3.9)齿高： 2.5.27.465()th(3.10)则齿宽与齿高之比b为h=57.92846(3.11)计算载荷系数毕业设计- 13 -根据 v= 1.1282 m/s、7 级精度，查图得其动载系数为 KV=1.05又因选用的为直齿轮，则 1HFK由表查得使用系数 A=1由表用差值法查得 7 级精度、齿轮相对支承悬臂布置时， 1.359H由bh=8， 1.359HK，查图得 1.3FK故载荷系数.05.91.427AVH (3.12)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 331.42796.6()ttKdm(3.13)计算模数 m .3.()0Z(3.14)(2)按齿根弯曲强度设计弯曲强度公式为 132()FaSdYKTmZ(3.15)确定公式内的各计算值查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 80FEMP查得弯曲疲劳寿命系数 .9NK计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S= 1.4，得0.83 241.57()FNEPaS(3.16)计算载荷系数 K .0.3AVFK(3.17)查取齿形系数 FaY毕业设计- 14 -由表查得： FaY=2.52查取应力校正系数 S由表查得： a=1.625计算齿轮的 FSYFaSY= 2.5160.74(3.18)设计计算 53221.7.910.72.4()06mm(3.19)对比计算结果，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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.24mm，就近圆整为标准值 m= 2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径 d=99.669mm，算得齿轮齿数 9.64025dZm(3.20)这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。(3)几何尺寸计算计算分度圆直径 402.51()dZmm(3.21)计算中心距 ()2a(3.22)计算齿轮宽度 0()dbm(3.23)在已知齿项高系数*1ah顶隙系数 *.25c的情况下，可确定以下几项毕业设计- 15 -齿顶高： *12.5()ahm(3.24)齿根高： *()3.()fac(3.25)齿全高： *(2)5.62()ahm(3.26)齿顶圆直径： 10()ad(3.27)齿根圆直径： 293.75()ffhm(3.28)至此，齿轮的结构设计结束。毕业设计- 16 -4 轴类零件校核4.1 轴的校核(1)求轴上载荷在确定轴承的支点位置时，应从手册上查取 a 值。对于 30206 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=13.8mm。因此，作为简支粱的轴的支撑跨度为 212mm。经画图计算分析得刀具组所在的轴的截面是危险截面，现将计算出的危险截面处的 HM、VM及 M 的值列于表 2.3 中。轴承的支点位置另见图 2.5 及图 2.6。表 2.3载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F/(N)12849NF25H 1302NF2567V弯矩M/(Nmm)290.5HM 134NM265V总弯矩/(Nmm)扭矩T/(Nmm)2215686T128500(2)按弯扭合成应力校核轴的强度毕业设计- 17 -进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。依据表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取 = 0.6，轴的计算应力dmin =22 (mm) (4.1)22221 3()3107(.61850)6.9()caMTMPaW(4.2)前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表得 1MPa。因此 ca 1，故安全。操纵轴参考下图 4.1：图 4.1(3)精确校核轴的疲劳强度判断危险截面虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以键槽、轴肩、和过渡配合部分均无需校核。知键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只校最近轴肩中直径最小的截面左右两侧即可。截面 VI 右侧3330.1.027()Wdm (4.3)抗扭截面系数3330.2.054()Td(4.4)截面 VI 右侧的弯矩 M 为102.5983740.()MNm(4.5)毕业设计- 18 -截面 VI 上的扭矩丁为 T=128500 Nm截面上的弯曲应力 14095.82()7bMPaW(4.6)截面上的扭转切应力 128503.()4TPa(4.7)轴的材料为 45 钢，调质处理，查表得 6()BM， 1275()Pa，15()MPa。截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数 及 有表可查。因2.0673rd，351.70Dd，经插值后可查得 =1.31， =2.0 又由图可得轴的材料的敏感系数为 .82q， 0.5故有效集中系数为 1()10.82(.1).82kq(4.8).5.3.6(4.9)由图可得尺寸系数 0.67，并且由图也可得扭转尺寸系数 0.82轴按磨削加工，可查得表面质量系数为 0.92轴未经表面强化处理，得 1q，则综合系数为 .8212.80067.9kK(4.10)毕业设计- 19 -4.2 键的校核在轴的结构设计过程中，由键所处轴直径的大小，经查表初选键的类型齿轮处 bh l=8 7 12(mm)带轮处 b h l =8 7 20(mm)键与轮毂键槽的接触高度分别为齿轮处 k= 0.5h=0.5 7=3.5(mm)带轮处 k= 0.5h=0.57=3.5(mm)操纵轴的受力位置另见图 2.5 及图 2.6。键、轴和轮毂的材料都是钢，经查表的许用挤压应力 p=100120MPa，取其平均值， p=110MPa。比较以上几处的kld 的值，得齿轮处的是最小的，故只校核齿轮处键的强度，只要其在许用挤压应力之内，就可保证其他几处键的强度也符合要求。在轴的结构设计中得知 T=128500Nmm。可得齿轮处键的挤压强度 32109.8()10p pTMPaPakld(4.11)由此得该知轴上所用的所有键的强度均能达到要求。4.3 轴承的选择与校核在操纵轴的结构设计过程中，初选的轴承型号为：30206，查表可确定其外径D= 62mm，宽度 B=17.25mm，基本额定动载荷为 C=43.2kN，基本额定静载荷为 C0= 50.5kN，极限转速为 6000 r/min。根据条件，该轴承的预计寿命为1036480()hL小 时。在轴的结构设计过程中，已知轴承的径向支反力为 22 221 2759319(),3596783.()r rFNFN对于 30206 型轴承，查表知轴承派生轴向力 Fd 啦，其中，e 为判断系数，其值由善的大小来确定，但现在轴承的轴向力 Fa 未知，故先初步选 e=0.37，因此可估算 110.37.391476.()drFN(4.12)228.20r(4.13)由该轴承的工作情况知 Fa1=1476.7N，F a2=Fd2=2473.0N，则得毕业设计- 20 -1200.9,.4aaFC(4.14)进行插值计算，得 e1=0.300，e 2=0.380，再计算1 20.37.3(),.3806.2539.8()dr drFNeFN1959adaFN1200.,.3aC两次计算的每值相差不大，因此确定 e1=0.300，e 2=0.380，F a1 =1197.3N，F a2 =2539.8N求轴承当量动载荷 P1 和 P2因为1 21 297.3539.80,06a ar rFFee由表分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承 1 X1=1，Y 1=0轴承 2 X2=1，Y 2=0因轴承运转中有中等冲击载荷，查表知 fp 1.21.8，取 fp =1.5。则111().5(39107.3)5986.()praPfFN(4.15)22268.21024rY(4.16)验算轴承寿命因为 PlP2，所以按轴承 2 的受力大小验算6632101042()()5978.4.h hCL LnP(4.17)故所选轴承满足要求。毕业设计- 21 -5 结 论毕业设计是本科学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过这次比较完整的给排水系统设计，我摆脱了单纯的理论知识学习状态，和实际设计的结合锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识，解决实际工程问题的能力，同时也提高我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及电脑制图等其他专业能力水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力及耐力也都得到了不同程度的提升。这是大家都希望看到的，也是我们进行毕业设计的目的所在。在设