【正文】 軸轉(zhuǎn)速＝940r/min,輸入功率P=1）設(shè)計(jì)功率 ＝， ＝P＝=2）選定帶型 根據(jù)==940r/min。6)初定軸間距 按公式取 =(+)=(100+180)=560mm7)所需基準(zhǔn)長度 ＝2+(+)/2+ = ＝1625mm。 13）單根V帶預(yù)緊力 =500() /(zv)+m＝,則 =500() (360)+＝。，畫出小帶輪結(jié)構(gòu)示意圖（圖21）： 圖八 小帶輪大帶輪由于受使用要求，采用實(shí)心結(jié)構(gòu)。2）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算公式 齒輪模數(shù)m≥mm確定齒輪傳動精度等級 按＝（～）,估算圓周速度＝，參考表814和表815，選?、蚬罱M8級。5％范圍內(nèi)。齒形系數(shù) 查圖867 小輪＝ 大輪＝應(yīng)力修正系數(shù) 查圖868 小輪＝ 大輪＝重合度系數(shù) 由式（867）得 ＝+許用彎曲應(yīng)力[] 由式（871）由 []＝彎曲疲勞極限 查圖872得＝850N/=740 N/彎曲壽命系數(shù) 查圖873得＝＝1尺寸系數(shù) 查圖874得＝1安全系數(shù) 查表827得＝，則 []＝531 N/，[]＝463 N/故齒輪模數(shù)m的設(shè)計(jì)初值 ≥=取=3m。節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 查圖864（，＝0）得＝。則=660 MPa=550又 =576 MPa =533 MPa故齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求，也即所設(shè)計(jì)的齒輪滿足強(qiáng)度要求。mm（2）求作用在齒輪上的力軸上齒輪的分度圓直徑：=90mm可以求出作用在齒輪上圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖215所示。各軸肩處的圓角半徑為2mm，45176。垂直面支反力計(jì)算，垂直面受力簡圖216：圖216由計(jì)算公式： 代入數(shù)據(jù)： 得到： =33717 N ， =19082 N畫出垂直面彎矩圖217：圖217水平面支反力計(jì)算：水平面受力簡圖218：圖218由計(jì)算公式： 代入數(shù)據(jù)：得到： ＝21877 N， =30060 N畫出水平面彎矩圖219：圖219由彎矩圖可以看出B、C兩點(diǎn)所受彎矩最大，其合成彎矩分別如下： = =4731851 ==7725504 合成彎矩圖220：圖220扭矩：＝ 扭矩圖221：圖221由上述一系列的圖可以看出，B、C為危險截面。液壓缸內(nèi)徑D由下式計(jì)算： A==式中 ——液壓缸的效率。運(yùn)動部件的快進(jìn)與快退速度為 υ1 =υ3 =m/min,工作進(jìn)給為υ2 =υ4=，往復(fù)運(yùn)動的加速、減速時間 Δt=。Δt﹚=980／﹙60﹚N= 摩擦負(fù)載F?s = ?s表2 按負(fù)載選執(zhí)行文件的工作壓力負(fù)載/N＜5000500～1000010000～2000020000～3000030000～50000＞50000工作壓力/MPa≤～1～2～33～44～5＞5（3） 液壓缸內(nèi)徑的計(jì)算，分為不同的情況，根據(jù)液壓機(jī)工作的特點(diǎn)應(yīng)按照安推力F計(jì)算液壓缸內(nèi)勁D的方法?；钊麠U受壓力作用時，p15MP時，d=~。液壓缸厚度也可以用另一個近似公式計(jì)算，應(yīng)用材料力學(xué)中的薄壁筒公式計(jì)算，即 式中 ——強(qiáng)度系數(shù)（當(dāng)為無縫管時，=1）； ——計(jì)入管壁公差及腐蝕的附加厚度；若用無縫鋼管制作，而且除特殊液壓缸必須考慮附加厚度外，一般都可以略去值，則計(jì)算式為 當(dāng)液壓缸壁厚較薄時，可采用薄壁筒公式進(jìn)行計(jì)算，一般建議：當(dāng)時，用薄壁筒公式計(jì)算，當(dāng)16時，用厚壁筒公式計(jì)算。（6）缸蓋螺釘?shù)挠?jì)算液壓缸與缸蓋的連接方法有螺紋連接，焊接和螺紋連接等幾種方式。 液壓缸進(jìn)油口的尺寸計(jì)算 液壓缸的進(jìn)出油管按輸入、排出的最大流量計(jì)算，由于液壓泵選定后液壓缸在各階段的進(jìn)出流量已與原定數(shù)值不同，所以要重新計(jì)算?！?(m/s)（一般取1m/s以下）；～5(m/s)（壓力大時取大值，壓力低時可取小值，管道較長時可取小值，管道較短時可取大值）；～2(m/s)。﹙q／v﹚1/2＝10179。壓油管內(nèi)徑d=10179。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機(jī)械效率，而其容易損壞缸筒和活塞的滑動配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內(nèi)部泄露，降低容積效率，使液壓缸達(dá)不到要求的設(shè)計(jì)性能。這種結(jié)構(gòu)的活塞圓周上開溝槽，安置密封圈，結(jié)構(gòu)簡單。 （c）活塞與活塞桿的連接活塞與活塞桿連接有多種型式，所有型式均需有鎖緊措施，以防止工作時由于往復(fù)運(yùn)動而松開，同時在活塞與活塞桿之間需設(shè)置靜密封。(d)活塞尺寸及加工公差~，但也要根據(jù)密封件的型式，數(shù)量和安裝導(dǎo)向環(huán)的溝槽尺寸而定。 （8）緩沖機(jī)構(gòu)的選擇一般認(rèn)為普通液壓缸在工作壓力10MPa、活塞速度，應(yīng)采用緩沖裝置或其他緩沖方法，本壓結(jié)機(jī)中的工作壓力為5MPa左右，運(yùn)動速度較低，故可以省去緩沖裝置的選擇。．1主軸與小齒輪用用普通平鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核① 選用圓頭普通平鍵（C型）按軸徑d=140mm及軸長l=1000mm，查表選鍵 GB109679② 強(qiáng)度校核鍵的材料用45鋼，查表得許用應(yīng)力[ ]=100～120MPa，鍵的工作長度l=Lb／2=482 k=h／2=9，假定載荷在鍵的工作表面上均勻分布，普通平鍵鏈接的強(qiáng)度條件為 式中：T ——傳遞的轉(zhuǎn)矩（T=Fy），K ——鍵與輪彀鍵槽的接觸高度，k=，此處h為鍵的高度，單位為mm；l ——鍵的工作長度，單位為mm，這里L(fēng)為鍵的公稱長度，單位為mm，b為鍵的寬度，單位為mm；d ——軸的直徑，單位為mm；——鍵，軸，輪彀三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa；將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強(qiáng)度公式，有 ＝ ＝≤ []從上面計(jì)算可得出齒環(huán)處軸上鍵的強(qiáng)度能夠滿足強(qiáng)度要求。則合成支反力 ==8094 N =8094 N2. 軸承的派生軸向力 =/(2)代入數(shù)據(jù)得：=1445 N =/(2)代入數(shù)據(jù)得：＝1445 N3. 軸承的軸向載荷因?yàn)檩S承受的外部軸向載荷可忽略，即K＝0，又=，故===1445 N4. 軸承的當(dāng)量動載荷1) 因?yàn)?＝e=查手冊知道：當(dāng)量動載荷 =8094 N2) 因?yàn)? =＜e=查手冊有：當(dāng)量動載荷 ＝8094 N 因?yàn)?，故按計(jì)算。在我們機(jī)械專業(yè)，所有的設(shè)計(jì)都是建立在標(biāo)準(zhǔn)化與規(guī)范化的基礎(chǔ)上的創(chuàng)新。在整個設(shè)計(jì)過程中，我深深體會到了理論知識運(yùn)用到實(shí)踐中的難度，我明白了要將所學(xué)的知識運(yùn)用到實(shí)處還需要付出很多努力與汗水。參考磨床的設(shè)計(jì)，翻閱資料，確定采用液壓系統(tǒng)來實(shí)現(xiàn)進(jìn)給，就解決了這個問題。通過這個課題的設(shè)計(jì)，使我熟練掌握了AutoCAD軟件的使用，為以后工作打下了一定的基礎(chǔ)。謝謝你們，我敬愛的老師們！由于本人水平有限，在設(shè)計(jì)中還有很多不足之處懇請各位老師指正。另外，我還要感謝畢業(yè)設(shè)計(jì)的所有指導(dǎo)老師，當(dāng)我有一些問題而指導(dǎo)老師不在時，其他的老師也多次給予我無私的幫助，讓我受益非淺。4 致謝本學(xué)期我的畢業(yè)設(shè)計(jì)課題是：簡易手柄仿形車床設(shè)計(jì)。比如在普通車床中，進(jìn)給機(jī)構(gòu)是有主軸—變速機(jī)構(gòu)—光杠—渦輪蝸桿—齒輪減速—齒輪齒條，有齒條帶動溜板沿導(dǎo)軌運(yùn)動。在這幾個月的設(shè)計(jì)中，我對大學(xué)階段所學(xué)的專業(yè)知識又有了一次全面而深入的學(xué)習(xí)，在機(jī)械制造、機(jī)械設(shè)計(jì)、液壓的課本中本來生疏的的知識在這一段時間里又有了實(shí)踐性的認(rèn)識。3 結(jié)束語作為一名機(jī)械的初學(xué)者，在畢業(yè)設(shè)計(jì)的過程中我深入的體會到機(jī)械設(shè)計(jì)的規(guī)范化與標(biāo)準(zhǔn)化，認(rèn)識到學(xué)習(xí)的重要性，更加鞏固了我大學(xué)四年所學(xué)到的知識，總之，受益匪淺。查手冊得：溫度系數(shù)： ＝1載荷系數(shù)： ＝查手冊得壽命公式： h對于軸承ε＝10/3代入數(shù)據(jù)：L==1622382 h可以看出，軸承滿足壽命要求。液壓傳動活塞外徑的配合一般采用f9。液壓傳動有導(dǎo)向環(huán)活塞：用優(yōu)質(zhì)碳素鋼20號、35號及45號，有的在外徑套尼龍（PA）或聚四氟乙烯PTFE+玻璃纖維和聚三氟氯乙烯材料制成的支承環(huán)。所以，設(shè)計(jì)活塞時，主要任務(wù)就是確定活塞的結(jié)構(gòu)型式。綜上可得液壓缸的無桿腔進(jìn)油口的公稱通徑為63mm，有桿腔進(jìn)油口的公稱通徑為36mm。﹙103／160﹚1/2＝24mm 公稱通徑為25mm回油管內(nèi)徑d=10179。﹙q／v﹚1/2＝10179。油管內(nèi)徑d按下式計(jì)算：d=d=10179。缸蓋鏈接螺釘?shù)膹?qiáng)度計(jì)算，螺紋處的拉應(yīng)力： （pa）式中 ——螺釘預(yù)緊力系數(shù)，=~； ——螺栓的個數(shù)； F——缸蓋受到的最大推力，N； ——螺栓螺紋內(nèi)徑，m，；螺紋處的剪應(yīng)力： （pa）式中， ——螺栓螺紋的內(nèi)摩擦系數(shù)，一般取=；合成應(yīng)力： （pa）式中 ——螺栓材料的許用應(yīng)力，螺釘材料為20鋼 410Mpa。一般用碳鋼，其取為=（100~120）mpa。按照材料力學(xué)中厚壁筒有關(guān)公式，液壓缸外徑及壁厚由下式計(jì)算： 或式中 D——液壓缸內(nèi)徑，m； ——試驗(yàn)壓力，使其比液壓缸最大工作壓力p大20%~30%，即=（~）p，pa； ——缸體材料的許用拉應(yīng)力，pa； =，其中是缸體材料的抗拉強(qiáng)度，pa；可以從有關(guān)手冊中查到，n為安全系數(shù)，建議取n不小于5。液壓缸內(nèi)徑D由下式計(jì)算： A==式中 ——液壓缸的效率。FN=9