【文章內容簡介】 表5－5－23得：內徑：d＝40mm；外徑：D＝80mm；徑向當量動載荷：；徑向當量靜載荷：；計算系數(shù)：e＝；Y＝；；當；X＝1；Y＝0；當；X＝；Y＝；1）徑向力2)軸向外載荷。 3)附加軸向力S。 4)實際軸向力。因為：所以：各軸承的實際軸向力為對于軸承A 所以X＝；Y＝；則： 式中：取動載荷系數(shù)；對于軸承B 則： 式中：；； ；帶入數(shù)值進行計算得 故，選用30208軸承壽命是足夠的。 鍵聯(lián)接的選擇和驗算 聯(lián)軸器與大齒輪軸的軸伸的鍵聯(lián)接查《簡明機械設計手冊》表5－2－1，采用圓頭普通平鍵（GB/T109679）因半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度107mm，參考鍵的長度系列故取鍵長；已知：此處軸徑：d＝50mm；鍵與輪轂鍵槽的接觸高度：k＝＝9＝；鍵的工作長度：；軸的扭矩：； 又：鍵、軸和半聯(lián)軸器的材料都是鋼，查《機械設計第七版》表6－2得 許用擠壓應力；取其平均于是根據(jù)《機械設計》式（6－1）進行校核 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 大齒輪與大齒輪軸的聯(lián)接查《簡明機械設計手冊》表5－2－1，采用圓頭普通平鍵（GB/T109679）因齒輪寬度為40mm，參考鍵的長度系列，故取鍵長；由鍵、軸和齒輪的材料都是鋼，查《機械設計》表6－2得許用擠壓應力：，取其平均已知：此處軸徑d＝65mm；鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k＝＝11＝；鍵的工作長度；軸的扭矩；于是根據(jù)《機械設計第七版》式（6－1）進行校核 可見此鍵聯(lián)接的擠壓強度不夠?？紤]到強度相差較大，因此改用雙鍵，相隔布置。雙鍵的工作長度再根據(jù)《機械設計第七版》式（6－1）進行校核 故采用雙鍵聯(lián)接合適。 小齒輪與小齒輪軸的聯(lián)接查《簡明機械設計手冊》表5－2－1，采用圓頭普通平鍵（GB/T109679）因小齒輪寬度為35mm，參考鍵的長度系列，故取鍵長； 鍵、軸和齒輪的材料都是鋼，查《機械設計》表6－2得許用擠壓應力，取其平均已知：此處軸徑d＝40mm；鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k＝＝8＝4mm；鍵的工作長度；軸的扭矩；于是根據(jù)《機械設計》式（6－1）進行校核 故此鍵聯(lián)接強度足夠。電動機Y180L8P=11kwn=730r/min機座號80315減速器型號：NWGL319JB372484HL5聯(lián)軸器GB/T501485圓錐滾子軸承30212GB/T29794bh＝1811GB/T109679 倒角為圓角半徑為R=2mm圓錐滾子軸承30208GB/T297－94bh=128GB/T297－94d＝60mmD＝110mmd＝40mmD＝80mmk==76mmK=k=4mm=13mm4 液壓系統(tǒng)的設計1. 加工對象為10孔汽車輪輻。2. 其為成批生產(chǎn)，為提高效率，系統(tǒng)應能滿足自動化要求3. ，工進速度為4 .系統(tǒng)發(fā)熱量小5 .維修方便 液壓系統(tǒng)方案設計的簡述根據(jù)主機的工作情況、主機對液壓系統(tǒng)的技術要求、液壓系統(tǒng)的工作條件和環(huán)境環(huán)境條件以及成本、經(jīng)濟性、經(jīng)濟性、供貨情況等諸多因素，進行全面、綜合的設計，從而擬定出一定各方面比較合理的、可實現(xiàn)的液壓系統(tǒng)的方案。其內容包括：油路循環(huán)方式的分析與選擇，油源形式的分析與選擇，液壓回路的分析、選擇與合成，液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、設計與分析。 液壓系統(tǒng)原理圖設計液壓系統(tǒng)油路行環(huán)方式分為開式和閉式兩種，它們各自的特點及其相互比較見下表。表4－1 兩種循環(huán)方式的特點開式系統(tǒng)閉式系統(tǒng)油液循環(huán)方式開式系統(tǒng)閉式系統(tǒng)散熱條件較方便，但油箱較大較復雜、須用輔泵換油冷卻抗污染性較差，但可采用壓力油箱或呼吸器來改善較好，但油液過濾要求較高系統(tǒng)效率管路壓力損失較大。用節(jié)流調速時效率低管路壓力損失較小，容積調速時，效率較高限速、制動形式用平衡閥進行能耗限速，用制動閥進行能耗制動，引起油液發(fā)熱液壓泵由電動機拖動時限速及制動過程中拖動電機能向電網(wǎng)輸電，回收部分能量，即是再生限速（可省去平衡閥）及再生制動其他對泵的自吸性能要求高對主泵的自吸性能要求低油路循環(huán)方式的選擇主要取決于液壓系統(tǒng)的調速方式和散熱條件。一般來說，凡備有較大空間可以存放油箱且不需另設散熱裝置的系統(tǒng)。要求結構盡可能簡單的系統(tǒng)，采用節(jié)流調速或容積一節(jié)濟調速 的系統(tǒng)，均宜采用開式系統(tǒng)。例如，泵向多個液壓執(zhí)行元件供油且功率較小的機器（如組合機床、磨床等）、內燃機驅動的機器（如鏟車、高空作業(yè)車、液壓汽車起重機，裝載機及挖掘機等）以及固定式機械。凡允許采用輔助泵進行補油并通過換油來達到冷卻目的的系統(tǒng)，對工作穩(wěn)定性和效率有較高要求的系統(tǒng)、采用容積調速的系統(tǒng)，都宜采用閉式系統(tǒng)，對工作穩(wěn)定性大且換向頻繁的機構（如一些起重機的旋轉、運行機構及龍門刨床，拉床的工作臺等）、重力下降機構（如不平衡類型的起升、動臂擺動機構等）、要求結構特別緊湊的運動式機械（如液壓汽車平板車、拖拉機、礦車及飛機等）。大型貨輪的舵、工程船舶調距槳等系統(tǒng)也常用閉式系統(tǒng)。當系統(tǒng)有多個液壓執(zhí)行元件時，開式系統(tǒng)按油路的不同連接方式，又可分為串聯(lián)、并聯(lián)、獨聯(lián)以及它們的組合－復聯(lián)等。（1）串聯(lián)： 串聯(lián)方式除第一個液壓執(zhí)行元件的進油口和最后一個執(zhí)行元件的回油口分別與液壓泵和油箱連接外，其余壓執(zhí)行元件的進、出口依次相連。這種連接方式的特點是多個液壓執(zhí)行元件同時動作時，其運動速度不隨外負載而變，故輕載時可多個液壓執(zhí)行遠件同時動作；但液壓泵的壓力負擔重，受原動機功率限制，故重載時不宜多個液壓執(zhí)行元件同時動作。另外，系統(tǒng)的壓力損失也較大。串聯(lián)連接方式適用于中小型工程機械液壓系統(tǒng)、單泵供油的工程機械的行走機構，以保證行走的直線性。（2）并聯(lián)： 在并聯(lián)連接方式中，液壓泵與所有液壓執(zhí)行元件的進油口相連，而其回油口都接油箱。 這種連接方式的特點是多個液壓執(zhí)行元件同時動作時，負載小的液壓執(zhí)行元件的速度會增大，但液壓泵的壓力負擔輕，為任一液壓執(zhí)行遠件的負載壓力與其相應回路的壓力損失之和。并聯(lián)連接方式適用于多個液壓執(zhí)行元件不要求同時動作；或要求同時動作但功率較小，或工作時間較短的，如機床、機械手等；也常用于大型工程機械的雙液壓泵雙回路系統(tǒng)。 工況分析與初定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)為了使設計的液壓系統(tǒng)合理、實用，必須對其進行工況分析，以明確機構在運動過程中的運動規(guī)律和負載的大小及其變化規(guī)律。多軸鉆床的液壓系統(tǒng)主要是在多軸鉆床工作時，活塞桿推動工作臺進給和后退。下面將對機構進行運動分析和負載的分析以便確定所設計的液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)。液壓缸推動工作臺做直線往復運動，其克服的主要負載有：工作負載 ；摩擦負載 ；慣性負載 ；重力負載 ；彈簧壓力 。受力示意圖如圖41所示。圖4－1 液壓系統(tǒng)受力示意圖1—液壓缸推力 2—摩擦負載 3—重力負載4—摩擦負載 5—工作負載 6—彈簧壓力（1）工作負載多軸鉆床的工作負載即為擴削時鉆頭產(chǎn)生的軸向力，計算結果：式中： —單個鉆頭擴削時所受軸向力（2）摩擦負載摩擦負載主要包括兩個方面，一個是工作臺的8個滑塊與方形柱面之間產(chǎn)生的摩擦力，二是液壓缸密封裝置的摩擦阻力。其中，滑塊與方形柱面間的摩擦力包括兩個部分 ；其中： 式中： —作用在單個柱面的預緊力； —柱面與滑塊間的摩擦系數(shù)；取 ，則： 液壓缸密封裝置的摩擦阻力計入液壓缸的機械效率中，（取液壓缸的機械效率）。（3）慣性負載慣性負載是活塞，活塞桿，夾具和工件，工作臺在加速和制動的過程中的慣性力，其平均值：式中：　—重力加速度—啟動或制動時間　 —時間內的速度變化值　 —運動部件的重量則：　 （4）重力負載工作臺及其上部件垂直作用在液壓缸活塞桿上的力，（5）彈簧壓力彈簧的壓力值界于零到最大值之間，計算其最大值，式中：　—彈簧的彈性系數(shù)　　 —彈簧的最大壓縮量工作臺液壓缸在各工況階段的負載值如表42所示：表4－2 液壓缸各階段負載工況負載計算公式液壓缸負載　液壓缸推力啟動39564164加速39994210快進39404147工進65186861反向啟動41604227反向加速39574165快退39084114負載循環(huán)圖如圖42所示。圖4－2 負載循環(huán)圖 運動分析根據(jù)給定條件，快進，其行程分別為：216和236，工進