中心孔打孔機的設(shè)計說明書

1、湘潭大學(xué)興湘學(xué)院專業(yè)課程設(shè)計說明書 題 目 中心孔打孔機的設(shè)計 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級 機械6班 學(xué) 號 2012964406 姓 名 方海軍 指導(dǎo)教師 陳睿 完成日期 2016 年 01 月 22 日 摘 要中心打孔機,包括機殼、電機座、電機導(dǎo)軌和兩個壓桿,所述機殼內(nèi)具有推塊,機殼的頂部具有螺母,螺桿的一端通過螺母穿過機殼的頂部與推塊相連,電機導(dǎo)軌與機殼固定連接,電機座通過電機導(dǎo)軌與機殼滑動連接,電機座內(nèi)具有電機,電機的輸出端連接有動力頭;所述推塊的下端具有滾輪,推塊的中部兩側(cè)對稱開有向上的兩個斜槽,每個壓桿的一端裝有導(dǎo)向輪,導(dǎo)向輪在斜槽內(nèi)滑動,每個壓桿的中部通過回轉(zhuǎn)銷與機殼

2、轉(zhuǎn)動連接,每個壓桿的另一端也均裝有滾輪。本實用新型的中心打孔機,不僅能快速的夾緊工件,三點快速夾緊,自動定心,實現(xiàn)自動打中心孔的目的。中、長圓鋼工件，加工時圓跳動大，一般須預(yù)先鉆好中心孔后，再用頂尖定位一端進行車削加工。本設(shè)計的目的在于設(shè)計一種專用的中心孔鉆孔設(shè)備，可方便地對圓鋼工件進行中心孔鉆孔操作。關(guān)鍵字：中心鉆孔； 中心定位； 帶傳動； 花鍵傳動 AbstractCenter punch, including chassis, motor, rail, and two compressive bar inside the casing has stated push block, the

3、 top of the chassis with a nut, one end of the screw nut, through the top of the chassis and blocks are linked together, motor guide rail and the casing is fixed, the motor seat by machine guide rail and slide casing connection, motor seat is, the output of the motor connection power head; As descri

4、bed in the lower end of the block with a roller, block in the middle of the bilateral symmetry runs up two chute, each one end of the push rod is equipped with guide wheel, guide wheel sliding inside the chute, each lever through back to resellers and chassis rotation connection, in the middle of ea

5、ch lever and on the other side of the roller. Center punching machine of the utility model not only can fast clamping workpiece, three fast clamping, automatic centering, the purpose of realizing automatic centering.Round beat, in the long round steel workpiece, processing, generally after good cent

6、er hole drill in advance, then using top positioning end cutting processing. The purpose of this design is to design a special center hole drilling equipment, easily on round steel workpiece center hole drilling operation.Key words: Center hole； Center positioning；Tape drive；Spline drive目錄1 前言.12 中心

7、孔打孔技術(shù)原理分析與方案選擇.22.1 中心孔打孔技術(shù)要求分析.22.2 打孔機基本原理分析與方案選擇.23 系統(tǒng)總體方案設(shè)計.43.1 系統(tǒng)總體方案設(shè)計.43.2 各功能模塊方案設(shè)計.43.3 確定總體布局.43.4 執(zhí)行機構(gòu)分析及設(shè)計.54 系統(tǒng)能量流設(shè)計.64.1 系統(tǒng)能量流設(shè)計.64.2 動力機的選型.65 系統(tǒng)（帶傳動）設(shè)計.85.1 確定傳動比.85.2 計算功率.85.3 選擇帶型 .85.4 確定帶輪基準(zhǔn)直徑.85.5 確定中心距和帶的基準(zhǔn)長度.95.6 驗算主動輪上的包角.95.7 確定V帶的根數(shù) .95.8計算初拉力.105.9計算作用在帶輪軸上的力.105.10帶輪材料及

8、結(jié)構(gòu).106 軸的設(shè)計和校核.126.1帶輪傳動軸的設(shè)計和校核.126.2花鍵軸的設(shè)計和校.127 大帶輪軸承的校核.168 圖例.189 結(jié)束語.2010參考文獻.21 1 前言中、長圓鋼工件，因其尺寸長，加工時圓跳動大，一般需要預(yù)先鉆好中心孔后，再用頂尖定位一端進行車削加工。但受車床主軸內(nèi)孔直徑限制，當(dāng)圓鋼直徑過大時，不能把其裝入車床主軸內(nèi)鉆中心孔，對于這種情況通常鉆中心孔的方法是把圓鋼壓放在鏜床工作臺的V型鐵上定位，通過鏜削加工而成。用鏜床鉆中心孔，每次都需要裝卸工件、找正中心以及主軸鏜削進給等操作，效率比較低，且鏜床價格貴，用它鉆中心孔經(jīng)濟上不合理，因而有必要尋求一種經(jīng)濟實用的鉆中心孔

9、方法。其實鉆中心孔的過程比較簡單，中心孔的轉(zhuǎn)速基本可以固定，一般為500-800/min，因此可以設(shè)計一種功能簡單、轉(zhuǎn)速固定的設(shè)備鉆中心孔。 2 中心孔打孔技術(shù)原理分析與方案選擇2.1 中心孔打孔技術(shù)要求分析中心孔是軸類零件的基準(zhǔn)，又是軸類零件的工藝基準(zhǔn)，也是軸類零件的測量基準(zhǔn)，所以中心孔對軸類零件的作用非常重要。中心孔有：60,、75、90度，其基準(zhǔn)是60、75、90度的圓錐面。同時也是軸類零件加工的工作面，所以，中心孔工作面質(zhì)量的好壞，直接影響軸類零件的外圓質(zhì)量。在中心孔加工時，工藝方法主要從提高圓錐面質(zhì)量和加工效率兩個方面進行編制的，所以根據(jù)軸類零件的不同精度等級的要求和企業(yè)的生產(chǎn)現(xiàn)狀，

10、確定加工中心孔的工藝方法如下：1（1） 零件標(biāo)準(zhǔn)公差等級要求為IT10IT12時，其標(biāo)準(zhǔn)公差值在0.040.012mm之間。中心孔的工藝為：車外圓車端面鉆中心孔。（2） 零件標(biāo)準(zhǔn)公差等級要求為IT8IT9時，其標(biāo)準(zhǔn)公差值在0.0140.036mm之間，中心孔的工藝為：車外圓車端面鉆中心孔車端面鉆中心孔熱處理研中心孔圓錐面。（3） 零件標(biāo)準(zhǔn)公差等級要求為IT6IT7時，其標(biāo)準(zhǔn)公差值在0.006-0.012mm之間。中心孔的工藝為：粗車熱處理（調(diào)質(zhì)）車外圓車端面鉆中心孔車端面鉆中心孔粗研中心孔圓錐面熱處理研中心孔圓錐面。以上加工中心的工藝方法：一方面確保零件兩端中心孔軸線同軸度誤差控制在公差要求范

11、圍之內(nèi)，另一方面確保中心孔圓錐面的幾何形狀誤差和表面粗糙度控制在允許的范圍之內(nèi)，達到提高加工效率，降低加工成本的目的。加工中心孔圓錐面的加工方法有很多，最常見的加工方法為中心鉆直接加工圓錐面。因此可以設(shè)計一種功能簡單、轉(zhuǎn)速固定的設(shè)備鉆中心孔。2.2 打孔機基本原理分析與方案選擇加工中圓鋼有三爪卡盤實現(xiàn)夾緊定位。圓鋼工件成批地放在水平平臺上，并可以在上面滾動。平臺上表面水平，這樣每個工件的中心高度相對一致，每批工件在鉆中心孔時水平平臺的高度只需要調(diào)整一次即可。又因工件成批放在水平平臺上，更換工件只需要通過滾動實現(xiàn)，不必再使用吊裝方法，裝卸時間大為減低。機械傳動過程為：電動機通過皮帶輪把動力傳遞到

12、裝有鉆頭的花鍵軸上，操作驅(qū)動花鍵軸前 后移動實現(xiàn)進給運動，完成中心孔鉆削加工。進給運動采用結(jié)構(gòu)簡單且容易實現(xiàn)的撥叉方式，手柄帶動撥叉運動，然后通過螺栓、軸承等把進給力傳遞到花鍵軸上。調(diào)整好鉆夾頭中心位置與三爪卡盤的中心重合，當(dāng)卡盤夾緊圓鋼工件的外圓后，中心鉆的中心與圓鋼工件的圓心就會一致，因而保證了工件中心孔的位置尺寸。23 系統(tǒng)總體方案設(shè)計，各功能模塊方案設(shè)計，確定總體布局3.1 系統(tǒng)總體方案設(shè)計此系統(tǒng)主要包括：工件夾持裝置，動力系統(tǒng)，進給裝置三部分。工件夾持裝置主要為普通可調(diào)節(jié)高度的水平平臺和一個三爪自定心卡盤；動力裝置為電動機及皮帶輪機構(gòu)、可實現(xiàn)軸向運動的花鍵軸；進給裝置為手柄帶動撥叉撥

13、動固定在花鍵軸上的軸套帶動軸實現(xiàn)軸向進給運動。3.2 各功能模塊方案設(shè)計3.2.1 工件夾持裝置初步選定卡盤為比較便宜的段圓柱型三爪卡盤，因為此打孔機主要針對大直徑的工件，故根據(jù)GB/T 4346. 12002表2內(nèi)短圓柱卡盤的參數(shù)選擇卡盤直徑最大D為630mm的卡盤。3.2.2 動力裝置因為工作制為斷續(xù)周期工作制，載荷很小，故選擇電動機為Y系列三相異步電動機，型號初定為Y8014。皮帶傳動為普通的V帶傳動。3.2.3 進給裝置軸向進給運動的實現(xiàn)要考慮到主軸高速轉(zhuǎn)動的影響，需要特殊處理，是設(shè)計的關(guān)鍵。初步設(shè)計為人工扳動手柄轉(zhuǎn)動產(chǎn)生扭矩，經(jīng)過銷軸傳遞帶動撥叉旋轉(zhuǎn)，撥叉又撥動傳動螺栓移動，傳動螺栓

14、與軸承套為螺紋連接，于是通過軸承套和軸承的傳遞，花鍵軸可以實現(xiàn)進給運動。3.3 確定總體布局 圖1 中心孔打孔機的結(jié)構(gòu)1. 卡盤 2. 鉆夾頭 3. 花鍵軸 4. 手柄5. 大皮帶輪 6.小皮帶輪 7.電動機 總體布局圖如圖1所示。包括定位夾緊部分和傳動進給部分。定位加緊部分由卡盤1和設(shè)備架體等組成，實現(xiàn)工件的定位夾緊。傳動進給部分由鉆夾頭2、花鍵軸3、大手柄4、大皮帶輪5、小皮帶輪6和電動機7組成，可以實現(xiàn)鉆夾頭的轉(zhuǎn)動和軸向進給兩種運動，完成鉆中心孔加工。3.4 執(zhí)行機構(gòu)分析及設(shè)計 圖2 進給結(jié)構(gòu)示意圖1.孔用彈性擋圈 2.深溝球軸承 3.軸承套 4.軸用彈性擋圈5.花鍵軸 6.傳動螺栓 7

15、.撥叉 8.手柄要讓高速轉(zhuǎn)動的花鍵軸5能夠產(chǎn)生軸向運動，需要通過軸承2來實現(xiàn)。因為鉆中心孔的進給力不是很大，軸承2可以采用深溝球軸承，它能承受一定的軸向力，而且采用單個軸承傳動能有效縮小結(jié)構(gòu)體積，使設(shè)備簡單輕便。軸承的軸向定位利用兩個彈性擋圈1和4，彈性擋圈承載性能不是很好，不過它們只是在中心鉆頭鉆孔完畢退出工件時才承受較小的軸向力，工作進給力靠軸承套3和軸承2傳遞，所以不會因受力過大而受到損壞。整個結(jié)構(gòu)中的關(guān)鍵零件是軸承套3，它連接著軸承2和傳動螺栓6，要把傳動螺栓6的徑向力傳給軸承2產(chǎn)生軸向力，起到轉(zhuǎn)換器的作用。為了使深溝球軸承能夠長期穩(wěn)定的工作，不至于因為偏載而失效，撥叉7采取雙撥叉結(jié)構(gòu)

16、，它們焊接在一個連接座上成為一體同步運動，共同推動軸承套3移動。撥叉7與手柄8的連接結(jié)構(gòu)為兩個銷軸座和兩根銷軸，它們都安裝在設(shè)備整體結(jié)構(gòu)的下部，可以有效節(jié)約空間及減少外界物品的干擾。主軸進給運動的過程為：人工扳動手柄8轉(zhuǎn)動產(chǎn)生扭矩，經(jīng)過銷軸傳遞帶動撥叉7旋轉(zhuǎn)，撥叉7又撥動傳動螺栓6移動，傳動螺栓6與軸承套3為螺紋連接，于是通過軸承套3和軸承2的傳遞，花鍵軸5可以實現(xiàn)進給運動。鉆中心孔時中心孔的鉆孔深度基本固定，不必采用標(biāo)尺標(biāo)記，只需加一限位塊限制撥叉前進位置即可，可將一個螺母焊接在設(shè)備架體上，旋入一個內(nèi)六角螺釘并頂?shù)綋懿嫔舷尬?，螺釘?shù)纳斐鲩L度可以調(diào)節(jié)，能夠滿足多種規(guī)格尺寸的中心孔的加工要求。3

17、 4 系統(tǒng)能量流設(shè)計，包括動力機的選型，傳動系統(tǒng)設(shè)計4.1 系統(tǒng)能量流設(shè)計電動機 帶輪花鍵軸 圖3 能量流布局框圖4.2 動力機的選型 按工作條件和工作要求，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機，它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。4.2.1 電動機容量因為工作制為斷續(xù)周期工作制，載荷很小，對輸出功率沒有特別要求，可以選擇較小的輸出功率。所需電動機的功率為 (1)總效率 (2) 式中0、1、2、3分別為聯(lián)軸器效率、帶傳動效率、大帶輪軸承效率、花鍵軸軸承效率。4.2.2 電動機的轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電動機的轉(zhuǎn)速，先推斷電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。V帶傳動比i1=24,輸出轉(zhuǎn)速要求為500800r/min,則電動

18、機轉(zhuǎn)速可選范圍為 Nd=nw×i1=10003200r/min 綜合考慮經(jīng)濟因素、轉(zhuǎn)速以及工作條件，選定電動機的型號為Y90S-4; 可以滿足設(shè)計要求，技術(shù)參數(shù)見圖表1。4表1 Y90S-4 電動機參數(shù)型號 額定功率 (Kw)滿載轉(zhuǎn)速 (r/min) 堵轉(zhuǎn)電流 (A) 額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩Y90S-41.114001102.32.3 5系統(tǒng)（帶傳動）設(shè)計帶傳動中，帶為中間繞性并靠摩擦力工作，所以能緩沖和吸振；運行平衡無噪聲；過載時將引起帶在帶輪上打滑，因而可防止其他零件的損壞；可增加帶長以適應(yīng)中心局較大的工作條件，且結(jié)構(gòu)簡單，在近代機械中被廣泛采用。在帶傳動中，常用的有平帶傳送、V帶傳動

19、和同步傳動。但是，在一般機械傳動中，應(yīng)用最廣的是V帶傳動。V帶的截面呈等腰梯形，帶輪上也作出輪糟。傳動時，V帶和輪糟的兩個側(cè)面接觸，即以兩側(cè)面為工作面。根據(jù)輪糟摩擦的原理，在同樣的張緊力作用下，V帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，這是V帶傳動性能上最主要的優(yōu)點。在傳動功率相同時，V帶張緊力和包角均較小，故可獲得較大的傳動比和較小的中心距。再加上V帶傳動允許的傳動比大，結(jié)構(gòu)較緊湊，以及V帶已標(biāo)準(zhǔn)化并大量生產(chǎn)等優(yōu)點，選用V帶傳動。普通V帶有頂膠、抗拉體、底膠和包布組成?？估w可以是膠簾布或膠繩心。繩心結(jié)構(gòu)的柔韌性好，適用與轉(zhuǎn)速較高，載荷不大和帶輪直徑較小的場合，普通V帶都制成無接頭的環(huán)形。帶輪設(shè)計時應(yīng)滿足

20、要求：結(jié)構(gòu)工藝性好；無過大鑄造內(nèi)應(yīng)力；重量輕。帶傳動設(shè)計準(zhǔn)則：因為帶傳動的主要失效形式為打滑和疲勞破壞。所以帶傳動設(shè)計時在保證帶傳動不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。5依據(jù)電動機類型和軸徑選擇。已知電動機型號為Y90S-4，軸直徑為24mm，電動機轉(zhuǎn)速nw=1400r/min,電動機功率Pd=1.1kw。5.1 確定傳動比,式中n為輸出軸的轉(zhuǎn)速，其值n=500-800r/min,nw=1400r/min,帶入式中求得 i=1.7-2.7,取i=2.1。5.2 計算功率Pca工作情況系數(shù)KA=1.1 ,Pca=KAPca=1.21kw (3)5.3 選擇帶型 根據(jù)PC=1.21kw,n1

21、=1400r/min,選為Z型5.4 確定帶輪基準(zhǔn)直徑D1和D2初步選定小帶輪的基準(zhǔn)直徑D1，取D1=63mm計算從動輪的基準(zhǔn)直徑D2D2=iD2=132mm驗算帶速：帶速太高，會因離心力太大而減低帶和帶輪之間的正壓力，從而減低摩擦力和傳動工作能力，同時也減低帶的疲勞強度，帶速太低，所需要效應(yīng)力F大，要求帶根數(shù)多，所以6 (4)5.5 確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld帶傳動中心距過小，雖使傳動緊湊，帶長就短，在一定速度下，單位時間內(nèi)帶的應(yīng)力變化次數(shù)就多，加速帶的疲勞破壞。當(dāng)傳動比較大時，短的中心距將導(dǎo)致包角過小，帶傳動中心距不宜過大，在速度較高時容易引起帶的顫動，所以：初步選定中心距a=1.5（

22、d1+d2）=1.5×195=292.5mm取a=300mm符合0.7（D1+D2）a2（D1+D2）根據(jù)帶傳動的幾何關(guān)系，按下式計算所需帶的基準(zhǔn)長度Ld: (5)根據(jù)Ld查表選取Ld相近的V帶的基準(zhǔn)長度Ld=1000mm，則可以計算V帶的中心距 (6)考慮安裝調(diào)整和補裝預(yù)緊力（如帶伸長而松弛后的張緊）的需要，中心距的變動范圍為 amin=a-0.015Ld=330m amax=a+0.03Ld=375mm 5.6 驗算主動輪上的包角1 小輪包角愈小，傳動愈容易產(chǎn)生打滑，帶的工作能力不能充分發(fā)揮，所以應(yīng)保證 (7)5.7 確定V帶的根數(shù) z 計算單根V帶的額定功率Pr 由D1=63m

23、m和n1=1400r/min,查得p0=0.25kw, 根據(jù)n1=1400r/min，i=2.1和Z型帶，可知p0=0.03kw。 另查得 于是 (8)計算V帶的根數(shù)z 取4根。5.8計算初拉力初拉力計算公式為： (9)式中q為V帶每米長質(zhì)量， q=0.10kg/m，應(yīng)使帶的實際初拉力5.9計算作用在帶輪軸上的力 (10)式中是小帶輪包角，z是V帶根數(shù)。 max=1.5=1911Nmax考慮新帶初預(yù)緊力為正常預(yù)緊力的1.5倍5.10帶輪材料及結(jié)構(gòu) V帶輪的材料主要采用鑄鐵HT150或HT200；轉(zhuǎn)速較高時宜采用鑄鐵（或用鋼板沖壓，焊接而成）；小功率傳動時可用鑄鋁或塑料等，根據(jù)本機械選用的電動機

24、功率的大小和工作要求，選鑄鐵為帶輪的材料。鑄鐵V帶輪的典型結(jié)構(gòu)有：1）實心式；2）腹板式；3）孔板式；4）橢圓輪輻式根據(jù)設(shè)計要求，帶輪采用實心式，選用材料HT200。7根據(jù)查表查Z型帶的截面尺寸。帶輪的基準(zhǔn)節(jié)寬(mm)基準(zhǔn)線上槽深（mm）基準(zhǔn)線下槽深（mm）槽間距為（mm）第一槽對稱面至端面距 （mm）最小輪緣厚度（mm） 外徑 （mm）帶輪寬（mm） 8.52.0 7.0 12±0.3 7±1 5.5 67 50 外徑: da=dha=632×2=67mm帶輪寬:，代入數(shù)據(jù)，得=50mm輪轂 L=（1.52）d=22鍵：3X3 長度：22由于各種材質(zhì)的V帶都不是

25、完全的彈性體，因而V帶在張緊力的作用下，經(jīng)過一段時間的運轉(zhuǎn)后，就會由于塑性變形而松弛，使張緊力F0減小，傳動動力的能力降低。因而，帶傳動必須設(shè)計張緊裝置。常見的張緊裝置有定期張緊和自動張緊兩類。8 6軸的設(shè)計和校核6.1帶輪傳動軸的設(shè)計和校核6.1.1選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力（1） 選用45鋼正火處理（2） 強度極限（3） 其許用彎曲應(yīng)力6.1.2確定軸輸出端直徑（1） 按扭轉(zhuǎn)強度估算輸出端直徑。（2） 取A=110 (11)(3)考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則取軸的直徑為整數(shù)=11mm此段軸通過聯(lián)軸器與電動機軸相連，所選的直徑和長度應(yīng)和連軸器相符(4)軸的轉(zhuǎn)矩 (12)聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,，

26、則查GB/T 5843-2003，GY3連軸器滿足轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩要求，孔徑為20mm,和軸相配合部分長度為38mm。軸與小帶輪相配合，小帶輪寬度為50mm，取軸長為100mm,一端倒螺紋。6.2花鍵軸的設(shè)計和校核6.2.1求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩系統(tǒng)傳動總效率花鍵軸的輸出功率 花鍵軸的轉(zhuǎn)速 花鍵軸的轉(zhuǎn)矩 6.2.2求作用在軸上的力 由帶輪的設(shè)計校核中知，花鍵軸所受力為1274N按扭轉(zhuǎn)強度條件計算軸的最小直徑6.2.3材料45鋼，正火處理；花鍵軸承受軸向載荷，A取較大值，故取A=120 (13)考慮有鍵槽，將直徑增大10%，則取軸的直徑為整數(shù)=16mm6.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計首先擬定軸上零件的裝

27、配方案，然后逐步確定各段直徑的長度和大小。 圖4 軸的結(jié)構(gòu)草圖1段與鉆夾頭相連，基本確定長度為113mm，錐度為1:10，最小直徑為24mm；2段套入軸套以及深溝球軸承，初定為6016，長度為180mm，直徑為48mm；3段長度初定為31mm，直徑為59mm；4段配合軸承，初定為深溝球軸承6010并配合軸套，長度為91mm，直徑為50mm；5段為花鍵連接大帶輪，規(guī)格為8×42×48×8mm,初定長度為187mm。然后計算軸承的支反力確定簡支梁的軸的支撐跨距L=36.4+45+34.9=116.3mm。根據(jù)圖5列出平衡方程，求解支反力：H面：FNH1 + FNH2-

28、 Ft1-Ft2-Ft3=0 Ft1×(L1+L)-FNH1×L+Ft2×(L3+L4)+Ft3×L4=0V面：FNV1+FNV2-Fr1-Fr2-Fr3=0 Fa1-Fa2-Fa3-FNV2=0 Ma1+Ma2+Ma2+Fr2×(L3+L4)+Fr3×L4-Fr1×(L1+L)-FNV1×L=0經(jīng)計算：FNH1=2915N; FNH2=-177N; FNV1=-399N; FNV2=213N; FNV2=123N軸上的載荷已經(jīng)求出，因此可以計算軸的彎矩和扭矩。軸的彎矩和扭矩圖5所示。從圖5中，可以看出截面B是軸的

29、危險截面，計算截面B的總彎矩： (14)6.2.5按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據(jù)機械設(shè)計式（15-5），取=0.6，軸的計算應(yīng)力： =63.2MPa (15) 圖5 軸的載荷分布圖前已選定軸的材料為45鋼，正火處理，-1=60MPa。ca-1,故軸的強度不夠，應(yīng)考慮加大軸的直徑大小。若取截面B處的直徑為35mm，經(jīng)重新計算得出ca=23.04MPa, ca-1滿足強度要求。 7. 大帶輪軸承的校核大帶輪軸承采用6016型號的深溝球軸承，大帶輪軸的負(fù)載最大，因此，只需校核該軸軸承的壽命，如該對軸承滿足壽命要求，那么其他軸承

30、也應(yīng)滿足壽命要求。（1）6016型號軸承的C=16200N，C0=11800N（2）軸承的預(yù)期計算壽命Lh=20000h（3）由上述求軸的負(fù)載時已求得:FNH1=2915NFNH2=-177NFNV1=-399NFNV2=213NFNV2=123N則可以求得兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2。計算過程如下：（4） 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2，軸承的受力分析如圖4所示。 圖6 軸承的受力分析 對于70000C型軸承，按機械設(shè)計表13-7，軸承的派生軸向力Fd=eFr,e值由Fa/C0確定。但現(xiàn)軸承軸向力Fa未知，故取e=0,4，因此可估算：Fd1=0.4Fr1=0.4×2942

31、=1177NFd2=0.4Fr2=0.4×277=111NFae=FV2=123(方向與FNV2相反)按機械設(shè)計式（13-11）得：Fa1=Fd1=1177=1177NFa2=Fd1Fae=1177-123=1054NFa1/ C0=1177/26800=0.0439Fa2/ C0=1054/26800=0.0392進行插值計算，得e1=1.415,e2=0.411。再計算：Fd1=e1Fr1=0.415×2942=1221NFd2=e2Fr2=0.411×277=114NFa1=Fd1=1221NFa2=Fd1Fde=1221121=1098NFa1/C0=12

32、21/26800=0.0456Fa2/C0=1098/26800=0.0410兩次計算的Fa/C0值相差不大，因此確定e1=1.415,e2=0.410，F(xiàn)a1=1221N， Fa2=1098N。（5） 求軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2。因為： 插值計算的徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：對軸承1：X1=1，Y1=0對軸承2:0.44，Y1=1.044因軸承運載中有中等沖擊載荷，取fp=1.5.則：P1=fp(X1Fr1Y1Fa1)=1.5×(1×29420×1221)=4413NP2=fp(X2Fr2Y2Fa2)=1.5×(0.44×2771.004×1098)=1836N(6) 驗算軸承壽命。因為P1P2，所以按軸承1的受力大小驗算： (16)軸承的預(yù)期計算壽命Lh=2×8×300×4=20000h.因LhLh，故所選軸承滿足要求。 8圖例圖1 打孔機三維實體模型