基于AWC機架現(xiàn)場擴孔機設計(全套設計圖紙+說明書),基于,awc,機架,現(xiàn)場,擴孔,設計,全套,圖紙,說明書,仿單 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 摘要 I 摘 要 解決攀鋼熱軋板廠三期技改工程（立輥軋機寬度自動控制系統(tǒng)（AWC） ） 改造后，需對現(xiàn)有的立輥軋機機架進行擴孔，以便安裝長行程伺服油缸。立輥 軋機機架擴孔如果送入設備制造廠進行加工，質量保證可靠，但機架還原難于 保證安裝質量、精度。為了降低技改工程費用，決定在立輥軋機現(xiàn)場對機架進 行擴孔加工。經(jīng)過潛心研究，結合現(xiàn)場實際情況設計專用擴孔設備專用鏜 床。再結合專用設備的擴孔工藝，提出了切實可行的解決方案，該方案具有經(jīng) 濟、實用、可行等特點。 設計的特色：解決了現(xiàn)場安裝及鏜桿的剛度問題；滿足了擴較大孔的要求； 此專用設備鏜刀系統(tǒng)采用臥式鏜床的平旋盤結構，可方便調整刀具切削深度； 導軌采用組合式導軌，使運動平穩(wěn)，安裝便捷；支撐采用組合機床型式支撐， 便于拆卸安裝，可大大提高生產(chǎn)率。 關鍵詞 專用設備，專用鏜床，加工效率，工藝實驗 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文) Abstract II Abstract This is useful for Pan gang resolve Hot MILL three technical transformation projects (up roller mill width Control System (AWC)). After the transformation,It needs to bore the existing legislation for roller mill housing bore for the installation of a long journey servo tank. If Legislative roll mill housing bore sent to factories to bore, the quality is assurance and reliable, but it fixed back ,it cant assure installation quality and accuracy. To reduce the technological transformation project costs, the legislature decided to roll mill site for reaming rack processing. After painstaking research, combining with the actual prombles work out special equipment bore -- special boring machine. In the light of the special equipment reaming technology, a practical solution. The program is economic, practical, possible features. Characteristic of this design: Has solved the prombles such as installment and the boringrod rigidity; Satisfied expanded compares the pocket therequest; This special purpose equipment boring cutter system uses the horizontal boring machine the Pingxuan plate structure, may facilitate the adjustment cutting tool depth of cut; The guide rail uses the combined type guide rail, causes the movement steadily, the installment is convenient; The strut uses the aggregate machine-tool pattern strut, is advantageous for the disassemblage installment, may greatly enhance the productivity. Key words Special Equipment, Special boring machine, Processing efficiency, Technology Experiment 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 目錄 III 目 錄 摘 要 I ABSTRACTII 1 緒 論 1 1.1 設計目的和意義 1 1.2 擴孔技術要求 1 1.3 應解決的問題 1 1.4 設計項目的發(fā)展情況 2 1.5 設計原理 2 2 總體設計 3 2.1 總體設計原則 3 2.2 工藝分析 3 2.3 總體方案的比較 3 2.3.1 刀桿的安裝形式 3 2.3.2 進給方式 4 2.3.3 升降運動形式 4 2.3.4 機床運動的分配 4 2.3.5 選擇傳動形式和支撐形式 4 3 力能參數(shù)計算 6 3.1 鏜削用量的選擇及轉矩、功率的確定原則 6 3.2 最佳切削用量的選擇 6 3.2.1 現(xiàn)有鏜孔工藝參數(shù) 6 3.2.2 鏜削切削速度、扭矩和切削功率公式 7 3.2.3 主要鏜削參數(shù)的計算 7 3.3 選擇電機 9 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 10 4.1 確定總傳動比 10 4.2 分配傳動裝置的傳動比 10 4.3 計算總的機械效率 11 4.4 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) 11 4.5 帶傳動設計 12 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 目錄 IV 4.6 傳動斜齒輪的設計計算 14 4.6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 14 4.6.2 按齒面接觸強度設計 14 4.6.4 幾何尺寸計算 17 4.6.5 計算軸間圓柱斜齒輪 18 4.6.6 齒輪的結構設計 18 4.7 軸的結構設計 18 4.7.1 軸設計的主要內(nèi)容 18 4.7.2 軸的材料 19 4.7.3 軸的設計計算 19 4.7.4 按扭轉強度初步估算軸徑 19 4.7.5 軸的機構設計 20 4.7.6 求軸上的載荷 21 4.7.7 按彎扭合成應力校核的軸的強度 22 4.7.8 精確校核軸的疲勞強度 23 4.7.9 對軸進行設計 25 4.8 對所有選用鍵進行強度校核 30 4.9 對承受較大載荷的圓錐滾子軸承進行校核 31 4.10 鏜刀系統(tǒng)設計 33 4.10.1 鏜刀頭 33 4.10.2 鏜桿選擇 33 4.11 箱體的結構設計 34 5 導軌設計 36 6 鏜刀強度及鏜桿的穩(wěn)定性驗算 38 7 工藝試驗 42 結 論 43 參 考 文 獻 44 附錄 A: E1 立輥軋機機架加工工序圖 45 附錄 B: E2 立輥軋機機架加工工序圖 46 致 謝 47 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 1 緒論 1 1 緒 論 1.1 設計目的和意義 攀枝花新鋼釩股份有限公司為了適應鋼鐵市場需求，實現(xiàn)了全連鑄，熱軋 系統(tǒng)進行了大規(guī)模的改造，以提高熱軋產(chǎn)品質量、成材率和作業(yè)效率，以及為 冷軋?zhí)峁└哔|量的原料，同時提高熱軋產(chǎn)品的市場占有率。為了提高熱軋板的 外觀增強帶鋼的市場競爭力，決定在熱軋板廠三期技改工程中，對現(xiàn)有的 E1、E2 立輥軋機進行改造增添寬度自動控制系統(tǒng)（AWC） ，使熱軋帶鋼產(chǎn)品質 量達到國內(nèi)先進水平。 立輥軋機寬度自動控制系統(tǒng)（AWC）改造用長行程伺服液壓缸替代原電動 機械側壓系統(tǒng)，為保證缸的行程滿足原側壓軋輥位置變化要求，在安裝伺服油 缸位置，需對現(xiàn)有的立輥軋機機架孔進行擴孔，以便安裝長行程伺服油缸。 立輥軋機機架擴孔實施方案比較突出，如果拆除，送入設備制造廠進行加 工，質量保證可靠，但機架還原難于保證安裝質量。為了降低技改工程建設費 用，決定在立輥軋機現(xiàn)場對機架進行擴孔加工。 為了采用經(jīng)濟實用的方案解決機架現(xiàn)場擴孔，結合現(xiàn)場實際情況設計專用 擴孔設備，再結合專用設備編制詳細的擴孔工藝，提出了切實的解決方案，該 方案具有經(jīng)濟、實用、可行等特點。 1.2 擴孔技術要求 E1 立輥軋機機架：所加工孔從 300mm 擴孔至 520mm，孔實際長度 292mm,上下孔中心距 1500mm，孔與油缸間隙單邊 5mm。 E1 立輥軋機機架下孔相對地面標高為+200mm，上孔標高為+1700mm，安 裝面標高為-1600mm。 E2 立輥軋機機架：所加工孔從 260mm 擴大到 420mm，孔的實際長度 108mm，上下孔中心距 1240mm，孔與油缸間隙單邊 5mm。 E2 立輥軋機機架下孔相對地面標高為+320mm，上孔標高為+1560mm，安 裝面標高為-1600mm。 1.3 應解決的問題 如何對較大孔進行擴孔，刀桿系統(tǒng)的穩(wěn)定性；現(xiàn)場條件的限制問題；由于 機架未拆卸下來只能在機器上加工擴孔，必須考慮現(xiàn)場空間大小問題,以及專用 鏜床的生產(chǎn)成本問題。 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 1 緒論 2 1.4 設計項目的發(fā)展情況 專用鏜床主要用于特殊孔的加工，結構簡單，應用范圍較廣。國內(nèi)外專用 鏜床主要向標準化、高精度、高生產(chǎn)率方向發(fā)展，以適應復雜多變的生產(chǎn)環(huán)境。 1.5 設計原理 該專用鏜床主要由刀具系統(tǒng)、變速裝置、動力裝置構成。 鏜刀可分為鏜刀頭和鏜刀塊。 鏜桿按支撐形式分為懸臂式和雙支撐式鏜桿。 變速裝置可由齒輪變速或電機無極變速裝置構成，本課題考慮到機械結構 及成本因素，選用齒輪組變速。 動力裝置主要由各類電機供給。 本設計根據(jù)現(xiàn)有坐標鏜床及相關組合機床綜合設計利用刀具在導軌上做進 給運動，導軌類似 CA6140 導軌。利用組合支架提供不同高度的孔加工。 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 2 總體設計 3 2 總體設計 2.1 總體設計原則 采用成熟的經(jīng)驗或經(jīng)分析實驗驗證了的方案；結構簡單，零部件數(shù)量 少；多用標準化、通用化零部件；重視維修性，便于檢修、調整、拆換； 重視關鍵零件的可靠性和材料選擇；充分運用故障分析成果，及時反饋，盡 早改進。 2.2 工藝分析 設計主要參數(shù) E1 立輥軋機機架：所加工孔從 300mm 擴孔至 520mm，孔實際長度 292mm,上下孔中心距 1500mm，孔與油缸間隙單邊 5mm。 E2 立輥軋機機架：所加工孔從 260mm 擴大到 420mm，孔的實際長度 108mm，上下孔中心距 1240mm，孔與油缸間隙單邊 5mm。 由于加工孔和加工余量較大，并且只能在現(xiàn)場機器上進行擴孔，普通擴孔 鉆及通用性鏜床無法滿足加工要求，需要利用專用鏜床進行擴孔，可利用多次 進刀完成大余量的切削。 2.3 總體方案的比較 2.3.1 刀桿的安裝形式 刀桿的形式及臥式鏜 床的工藝范圍如圖： 刀桿的安形式： 刀桿直接裝于主軸之 上。 刀桿安裝在平旋盤上。 比較以上方案的優(yōu)缺點： 此方案對主軸的旋轉 精度、剛度、承載能力要求較高，刀具的最 大伸長量需達到 292mm，具有較大不穩(wěn)定性，且刀桿較粗，且重力作用較大， 將產(chǎn)生較大撓度，影響加工精度。 此方案因刀桿與主軸不同軸，則產(chǎn)生一定的離心力，不能達到動平衡， 但可利用加配重的方法，解決這一問題；又因平旋盤的質量較大一些，具有惰 圖 2.1 臥式鏜床的工藝范圍 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 2 總體設計 4 輪的作用，儲備一定的動能，不易在加工條件發(fā)生變化時停轉，刀具能方便裝 夾，容易調整長度，能實現(xiàn)一把刀具加工，并使刀具的徑向伸出長度縮短，對 主軸的性能要求降低，主軸只須傳遞一定的轉矩即可，刀桿具有較強的剛度。 2.3.2 進給方式 進給方式可分為：機械傳動進給，手動進給。 由于此專用擴孔機，為現(xiàn)場改造設備時使用，不直接用于工廠生產(chǎn)，為節(jié) 約成本，簡化變速機構，采用手輪進給方式，通過對鐵屑顏色的判別，調試每 刀進給的最佳進給量。 按鐵屑顏色、形狀酌情調整速度；當采用高速鋼鏜刀正常切削鋼材時，切 屑應成白色，切屑呈藍色時說明切削速度選高了；使用硬質合金鏜刀切削時， 正常的切屑應呈藍色，當出現(xiàn)火花時說明切削速度選高了，出現(xiàn)黑色切屑則是 切削速度未選足。 2.3.3 升降運動形式 升降運動選擇：可利用滑座在立柱導軌上進行上下升降運動，由于為垂 直運動且重力較大，人工較為吃力，需采用電機驅動，這樣將增加擴孔機的復 雜性，自身重量及生產(chǎn)成本。由于四個孔具有固定高度位置，可利用工廠中 經(jīng)常使用的支架設備，變換不同的高度位置；使主軸箱水平放置于道軌上，可 使安裝更加容易，導軌剛度更高，由于部分孔的高度較高，需增加輔助支撐， 提高支撐剛度；這樣設計將大大簡化設備、降低重量。但生產(chǎn)時間因安裝支架 而有所增加。 2.3.4 機床運動的分配 由于現(xiàn)場機架固定不動，因此在鏜孔時，進給和升降運動必須由刀具運動 完成，這樣將影響加工精度，一般情況為刀具只做切削運動，而工件進給實現(xiàn) 金屬切削，但本設計中屬于特殊情況，需增加機床剛度，提高加工質量。 2.3.5 選擇傳動形式和支撐形式 為了簡化機床結構、降低生產(chǎn)成本，采用交流異步電機驅動機械裝置傳動， 它具有傳遞功率大，變速范圍較廣，傳動比準確、工作可靠等優(yōu)點。電機與主 軸箱之間利用帶輪連接，具有過載保護、減小振動等優(yōu)點；電機安裝于主軸箱 外部，可減少熱源傳遞熱量到主軸箱影響加工精度。 機床形式采用臥式結構，其結構類似于 CA6140 尾座，可便于安裝，其結 構具有較高的剛度。 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 2 總體設計 5 綜上，主軸箱的 大致結構類似與普通鏜銑頭 結構，如圖 2.2所示。 擴孔機布置情況 如圖 2.3 所示，此方案結構 簡單緊湊，能滿足現(xiàn)場的加工要求，當加工下孔時，移去支撐中箱，加工上孔 時加上中箱；當加工另外兩個孔時可在底座的下面加鋼板以滿足孔的位置要求， 不用更換刀具，能快速實現(xiàn)徑向進給。 補充說明，由于皮帶暴露于主軸箱外部，為保證操作人員安全，需加防護 罩。 圖 2.2 鏜銑削頭 圖 2.3 擴孔機原理圖 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 3 力能參數(shù)計算 6 3 力能參數(shù)計算 3.1 鏜削用量的選擇及轉矩、功率的確定原則 鏜削用量的選擇原則 鏜削用量直接影響被加工孔的鏜削質量和生產(chǎn)效率，對鏜削用量的選擇應 盡量的選擇合理、先進。鏜用量與工件材料及幾何形狀、工序精度要求、機床、 刀具工件系統(tǒng)剛度和冷卻情況等許多因數(shù)有關。 吃刀深度 決定于加工余量。走刀次數(shù)的多少直接影響加工時間，因此粗pa 鏜時，吃刀深度應盡可能取大。本設計中選 =5mm。pa 進給量 的選擇同吃刀深度類似，粗加工時主要考慮切削效率。f 切削速度可以憑經(jīng)驗，根據(jù)孔徑大小、材質情況來選擇，亦可以按工件材 料的硬度值，選定的吃刀深度、進給量和選取的刀具壽命計算出來。 3.2 最佳切削用量的選擇 3.2.1 現(xiàn)有鏜孔工藝參數(shù) 根據(jù)現(xiàn)有的鏜孔工藝參數(shù)，T612 普通鏜床偏心盤加工孔可以加工到 550mm，主軸電機功率為 7.5KW;T615-K 普通鏜床偏心盤加工孔可以加工到 950mm,用鏜桿加刀罐可以加工到 700mm。 參考表 ，鏜削用量105-6 表 3.1 工件材料 工序 /minv(/)fr()pam 低碳結構鋼 粗鏜 3070 0.30.6 26 高碳結構鋼 粗鏜 3070 0.30.6 24 查表 鏜削用量12.4- 表 3.2 刀具材料 工件材料 工序 /minv(/)fr()pam 硬質合金 鋼、鑄鋼 粗鏜 4060 0.31 58 查表 ，硬質合金車外圓縱車切削用量及功率12.4-9 表 3.3 刀具材料 工件材料 (/)fr/inv()mPkw YT15 碳素結構鋼 1.0 1.27 13.1 YT15 碳素結構鋼 1.5 1.05 15.3 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 3 力能參數(shù)計算 7 綜上，選取 =5mm， ，當 選取最佳切削速度pa0.5/fmr260Dm 。40/min.67/cvs 3.2.2 鏜削切削速度、扭矩和切削功率公式 查表 ，鉆孔、擴孔和鉸孔切削速度計算公式12.-8 表 3.4 工件材料 刀具材料 切削速度（m/s） 碳素結構鋼、合金結構鋼 0.637()bGPaYT15 0.60.75.2.3vpdvkTaf 查表 ，鉆孔、擴孔和鉸孔的軸向力、扭矩和切削功率計算公式124-9 表 3.5 工件材料 刀具材料 扭矩（ ）.Nm切削功率 （kw） 碳素結構鋼、合金 結構鋼 0.637()bGPa 硬質合金 YT15 0.75.80959.814pmMdafk02MvPd 3.2.3 主要鏜削參數(shù)的計算 當 時，轉力矩2Dm0.75.80959.814pmdafk 查表 ，使用條件變換時的軸向力和扭轉修正系數(shù)1.4-7 查得 ， ， ， 。05fk.3ovkxmk.wf74.089movxmwf （參見式 ）.70.8959.8pMda 13. 即 0.75.809524pmfk ..0.956 14N 切削力 （參見式 ）0 .612zFD 13.2 由于此切削為恒功率切削,可根據(jù)以下公式初步確定所需的切削功率。 （見式 ）0289.4067.32mMvPkwd 13. （式 3.4）169/minnrD 當 時5 由于利用手動調整進給速度達到恒功率切削，且轉速相同可求出切削速度。 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 3 力能參數(shù)計算 8 （式 3.5）1152017.34/06Dnv ms 由于為恒功率切削 12mMP14.6352089.4Nv 根據(jù) 得.7.509.8pmdafk （見式 ） 0.5.75.81.4pfD 13.6 0.950.758928..9.2/mr 切削力 01.43.zMFN 計算軸向力和徑向力 查表 ，24- 車鏜時的切削力及切削功率的計算公式 切削力 （見式 ）zF9.81(60)FzFzzxynpCafvk 23.7 背向力 （見式 ）y.()FFyyxnpf 2.8 進給力 （見式 ）xF9.81(60)FFxxynpCafvk 23.9 表 3.6 切削力 系數(shù)z.zFx.75zFy0.15zFn270zFC 背向力 系數(shù)y09y 6y 3y 9y 進給力 系數(shù)x1.x .x .4x 4x 由于機架材料的性能如下: ZG200-4, , si=0.5, Mn=0.8,02c ,, , 。可根據(jù)以下條件選擇系數(shù)。20s40b25 查表 ，鋼和鑄鐵的強度和硬度改變時切削力的修正系數(shù) 。2-3 mFK 加工材料為結構鋼和鑄鋼時 ()0.67FnbmFK 刀具為硬質合金， 時0.5bGPa 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 3 力能參數(shù)計算 9 ， 。1.0 xFn.35yF 查表 ，加工鑄鐵及鋼時刀具幾何參數(shù)改變時切削力的修正系數(shù)。24- 刀具為硬質合金時 ，.89ykrFK1.7xkrF 綜上，可求得 ()0.5.63FyynbFmkrF 1.42687().0.FnbFxmkrFxK1.073463 當 時，26D0.9. 0.39.815(6)28.94y N1..5.4471706xF 當 時，m0.90.60.3.2(1.).2y 1..5.498 984x 3.3 選擇電機 由于機床內(nèi)部結構未定，可按下式粗略估算主電機功率。 （式 ）P切主 總 3.10 為機床總的機械效率，主運動為旋轉運動的機床， 0.70.85，機總 總 構較簡單和主軸轉速較低時 取大值。根據(jù)本設計的特點選擇 0.85?？?總4.635.708Pkw切主 總 根據(jù)上述計算選擇初選電機。 選擇型號為 Y132-M2-6 電機，額定功率為 5.5KW，滿載轉速為 960r/min， 同步轉速為 1000 r/min，轉動慣量為 0.0449 ,凈重為 85kg。2kgm 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 10 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 根據(jù)設計要求傳動原理圖，如圖 4.1： 4.1 確定總傳動比 由電機滿載轉速為 960r/min 及恒定切削轉速 49r/min 得： 總傳動比 。9601.524i 主軸箱采用二級齒輪傳動，在設計機床傳動時，為防止傳動比過小造成從 動輪太大，增加變速箱的尺寸，一般限制最小傳動比為 ，螺旋圓柱齒min1/4 輪 ，綜合選擇圓柱斜齒輪傳動，選擇傳動比 。max2.5i 2.5 4.2 分配傳動裝置的傳動比 在主軸箱內(nèi)，從電機到主軸通過帶輪傳動，可使機床結構更加緊湊，傳動 更加平穩(wěn)，利用平均分配傳動比及盡量減小主軸箱尺寸、降低加工難度，選擇 兩對圓柱斜齒輪傳動，一普通 V 帶傳動，并選擇 V 帶傳動比為： 。3.2vi 查表 ，常見機械傳動的主要性能41 表 4.1 類型 傳遞功率（kw） 速度(m/s) 效率 傳動比 普通帶輪傳動 500 2530 0.940.97 24 二級減速器 50 540 0.940.96 840 圖 4.1 擴孔機傳動原理圖 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 11 4.3 計算總的機械效率 滾動軸承（每對）傳動效率 0.980.995 圓柱齒輪（每對）傳動效率 0.960.99（閉式） 0.940.97（開式） 普通 V 帶傳動 0.940.97 計算從電機軸到主軸的傳動效率分別為： 01.962783.4 （式 ）420.960.9.8總 4.1 4.4 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) （1） 各軸轉速（以下三軸為主軸箱內(nèi)傳動軸） 軸 0963/min.2mnri 軸 15. 軸 248/in.nri 根據(jù)以上計算，更改第 3 節(jié)力能參數(shù)所確定的轉速 為49/minr 。48/minr （2） 各軸輸入功率 軸 015.96.43dPkw 軸 27085.1 軸 3..9 鏜桿 4 .624k鏜 桿 （3） 各軸輸入轉矩 電動機軸輸出轉矩 （式 ）5.950.71960ddmPTNmn24. 軸 014.32.68.di 軸 1268.5097.39.4Ti N 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 12 軸 2349.250.978.09783.1Ti Nm 4.5 帶傳動設計 設計要點 a) 設計所需的原始數(shù)據(jù)主要是：工件條件及對外輪廓尺寸、傳動位置的要 求；原動機種類和所需的傳動功率；主動輪和從動輪的轉速等。 b) 設計計算需確定的主要內(nèi)容是：V 帶傳動的型號、長度和根數(shù)；中心距、 安裝要求對軸的作用力；帶輪直徑、材料、結構尺寸和加工要求等。 c) 設計時應注意檢查帶輪尺寸和傳動裝置外輪廓尺寸的相互關系。 d) 帶輪結構形式主要由帶輪直徑大小而定。 e) 應計算出初拉力以便安裝時檢查張緊要求及考慮張緊方式。 帶傳動設計計算 查表 （以下帶傳動設計所查圖表均來自14） ，普通 V 帶和基準寬148-2 度制窄 V 帶設計計算（摘自 GB/T 1375.1-1992） 。 1） 設計功率 根據(jù)工作情況由表 8-1-26 查得工況系數(shù) 1AK （式 4.3）15.dApKPkw 2） 選擇帶型 根據(jù) 和 ，由圖 8-1-3 選擇 A 型皮帶。.dk096/minnr 3） 確定傳動比 根據(jù)機械系統(tǒng)傳動比分配 。3.2i 4） 小帶輪的基準直徑 1d 由表 8-1-15 和表 8-1-17 取小帶輪基準直徑 =100mm。1d 5）大帶輪基準直徑 213.02dim 6）帶速 v1965.03/dDns 7）初定軸間距 0a1212.()()dd0330 ，取 =350mm。0948 8） 所需 V 帶基準長度 0dL120120()2()4ddLaa （見式 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 13 ）14. 20235041394.5m 查表 8-1-8 選取 。dL 9） 實際軸間距 a （見式 ）001439.3552.82d14.5 min..801Lm ax 4.d 10）小帶輪包角 1 （見式 ）2118057.3d 14.6 3. 4.2 11） 單根 V 帶的基本額定功率 1P 根據(jù) =100mm 和 ，由表 8-1-33 查得 V 帶 。1d960/minnr10.97P 12） 額定功率的增量 1 根據(jù) 和 ，由表 8-1-33（c）查得 A 型 V 帶的1960/inr3.2 。1.5Pkw 13） V 帶的根數(shù) Z 根數(shù)計算公式如下： （見式 ）1()dlzk 14.7 根據(jù) 查表 8-1-27 得 。4.27 0.91k 根據(jù) 查表 8-1-29 得 。0dLm6l5..7(.9)91.6z 取 根。6 14） 單根 V 帶的預緊力 0F 查表 8-1-28 查得 A 型帶單位長度質量為 0.1/mkg （見式 ）202.5(1)dPFmvk 14.82..0.15948.N 15） 壓軸力 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 14 （式 4.9）102sinQFZ4.348.6259N 16） 帶輪寬度 （式 4.10）(1)Bzef6293m 4.6 傳動斜齒輪的設計計算 由于軸間所受載荷較大，先選擇設計此二軸間的圓柱斜齒輪，主軸 箱內(nèi)的兩對斜齒輪傳遞均相對較小，因此采用軟齒面齒輪傳動。 4.6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 按傳動方案，選用圓柱斜齒齒輪傳動。擴孔機是一般專用機器，速度不高， 故選用 7 級精度（GB10095-88） 。選擇小齒輪材料為 45Cr（調質） ，硬度為 280HBS,大齒輪的材料選用 45 鋼（調質）硬度為 240HBS，其材料硬度相差 40HBS。取小齒輪齒數(shù) =24，大齒輪齒數(shù) ，取1z2.52476.8zi =77。并初選螺旋角 。 （以下齒輪設計圖表及設計過程均參見6）2z4 4.6.2 按齒面接觸強度設計 由設計公式進行計算，即 （見式 ） 3212.t EtdHKTZud 14. 1） 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù) （1）試選用載荷系數(shù) =1.6。t （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 1T=39.4NM （3）查表 10-7 選取齒寬系數(shù) =1。d （4）由表 10-6 查得材料的彈性系數(shù) 。1289.EaZMP （5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，lim160HaMP 大齒輪的接觸疲勞強度極限 。lim250Ha （6）根據(jù)應力循環(huán)次數(shù) （式 4.12）710610(831).4560hNnjL 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 15 7723.45610.8N （7）由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)： ， 。1.HK2.4HN （8）計算接觸疲勞許用應力 計算過程及說明 取失效概率為 1，安全系數(shù) S=1，得 （式 4.13）lim1.36078HNMPaS2li452K （9）又圖 1030 選取區(qū)域系數(shù) 。HZ.3 （10）又圖 1026 查得 ， ，則 。10.782712.65 （11）許用接觸應力 1265.HMPa 2） 計算 （1）試計算小齒輪的分度圓 ，代入 中較小的值1tdH （見式 ） 3213 232.69.410..43189.526580t EtdHKTZum14. （2）計算圓周速度 v1802.5/60tdnvms （3）計算齒寬及模數(shù) 由表 107 取 =1.2d180dtb 計算齒寬和齒高之比 b/h 模數(shù)： （式 4.15）11 cos8cos4/23.nttmzm 齒高： 2.5.37.hb/807=9 （4）計算縱向重合度 （式 4.16）1.3tan0.8124tan1.903dZ （5）計算載荷系數(shù) K 根據(jù) v=0.5 m/s，齒輪 7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) Kv=1.02 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 16 斜齒輪，假設 。由圖 103 查得/10/AtKFbNm 1.HaFK 表 10-2 查得兩段的齒輪的使用系數(shù) .251A 由表 10-4，7 級精度、小齒輪相對支承對稱布置時 （式 4.17）23.8().0Hdb 將數(shù)據(jù)代入后得 31.0.618.426K 由 , =1.426，查圖 10-13 得 =1.35b/h72=9 HK FK 故載荷系數(shù) （式 4.18）.502.3.5AVH （6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）可得 （見式 ） 331.89.16tdmK 14.9 （7）計算模數(shù) （見式 ）cos93.5cs4.782mz1 14.20 4.6.3 按齒根彎曲強度設計 設計計算公式 （式 4.21） 32FaSdYKTz 1）確定計算公式內(nèi)的各計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù) K （式 4.23）1.50.41352.AVHF （2）根據(jù)縱向重合度 ，查得螺旋角影響系數(shù) 。9 0.8Y （3）計算當量齒數(shù) （式 4.24）133246.7cos1vZ 28.9v （4）查取齒形系數(shù) 由表 10-5 查得 ， ；1.59FaY2.1FaY （5）查取應力校正系數(shù) 由表 10-5 可查得 ， ；1.6Sa2.74Sa （6）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎150FEMPa 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 17 曲疲勞強度極限 。2380FEMPa 由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ， ；10.9FNK.95N 由下式得 （式 4.25）10.324FEaS2851.NF MP （7）計算大、小齒輪的 并加以比較FaSY （式 4.26）1.59.60.253FaSY2.1.74.128F 由上式可得大齒輪的數(shù)值較大。 2）設計計算 3123 22.490.8(cos14)0.7652.1FaSdYKTmz 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數(shù) 大可選擇齒根彎曲nm 疲勞強度計算得法面模數(shù)，取 ，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足3nm 接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒180d 數(shù)。 1cos80cs1425.863dZ2.63i 4.6.4 幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 280cos14nzmdm3572 2）計算中心距 （式 4.27）802168.9da1 3） 按圓整后的中心距修正螺旋角 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 18 （式 4.28）121093()4.65nZmarcarc 4）計算齒輪寬度 18db 圓整后取 。2170,B 5）驗算 （式 4.29）139.48tTFNd ，合適。.7025/10/AtKmb 4.6.5 計算軸間圓柱斜齒輪 同理，計算軸間的一對圓柱斜齒輪得標準模數(shù) 2.5nm 小齒輪齒數(shù) =24，大齒輪齒數(shù) ，取 =771z2.54768ziz 螺旋角 。42.56cosnmdm171984z2 中心距 （式 4.30）1230da 齒寬選擇 15,6B 4.6.6 齒輪的結構設計 因兩個小齒輪分度圓直徑均小于 160mm,可做成實心齒輪，而兩個大齒輪均 大于 160mm，可做成空心結構齒輪以減小轉動慣量，降低電機驅動功率。齒輪 的具體結構參見附錄零件圖。 4.7 軸的結構設計 由于第軸承受的載荷較大，先對第進行設計。 4.7.1 軸設計的主要內(nèi)容 軸結構設計的一般原則 （1） 軸上零件的布置應使受力合理； （2） 軸上零件的定位可靠，裝拆方便； （3） 采用各種減小應力集中和提高疲勞強度的措施； （4） 有良好的結構工藝性，便于加工制造和保證精度； （5） 對于要求剛性大的軸，還應從結構上考慮減小軸的變形。 軸的結構設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要 求，合理的確定軸的結構形式和尺寸。軸的結構設計不合理，會影響軸的工作 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 19 能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件裝配的難度 等。因此軸的結構設計是軸設計中的重要內(nèi)容。 軸的工作能力所指的是軸的強度、剛度、振動、穩(wěn)定性等方面的計算。多 數(shù)情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強度。 4.7.2 軸的材料 材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直 接用圓鋼。 由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或 化學熱處理的辦法提高耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其 中最常用的是 45 鋼。常見幾種鋼材的特性如下： 表 4.2 材料牌 號 熱 處 理 毛坯直 徑 （mm） 硬度 （HBS） 抗拉強 度極限 （MPa） 彎曲疲勞 極限 （MPa） 剪切疲 勞極限 （MPa） 需用彎曲 應力 （MPa） 45 正 火 100 170217 590 255 140 55 40Cr 調 質 100 241286 735 355 200 70 40CrNi 調 質 100 270300 900 430 260 75 45 鋼應用最廣泛，材料獲得較為方便，且有優(yōu)良的性能；40Cr 合金鋼用于 載荷較大，而無很大沖擊的重要軸；40CrNi 具有較高的力學性能，用于重要軸。 根據(jù)此專用擴孔機的受力特點及生產(chǎn)條件，第軸選擇 45 鋼。 4.7.3 軸的設計計算 21048/min.5nri37.904.15Pkw242970.8.9783.1Ti Nm 求作用在齒輪上的力 因低速級大齒輪的分度圓直徑為 28357cos1nzmdm29.60.0tTFNantan25.614.9coscos.5rt697t87at 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 20 4.7.4 按扭轉強度初步估算軸徑 主軸材料 45 鋼，調質到 HB220250 左右，45 鋼 T=45Mpa，又 。4.915,8/minPkwr 根據(jù)公式 （見式 ）3950.2TPd 14.33417..8 當軸上有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸強度的削弱，對于 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 57。10dm 另調整 為 （15）50mm47. 同理，求得、軸的最小直徑分別為 ， 31min950.43926.8.2dm32in950.1735.2.4dm 輸出的最小直徑顯然是安裝平旋盤處的直徑 ,選擇此處 ,0d 為螺紋 。M 4.7.5 軸的機構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 現(xiàn)選用圖所示的裝配方案及結構。 圖 4.2 軸的結構圖 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）為了滿足平旋盤的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取 -的直徑 ；平旋盤與軸配合的應略長 2mm，使螺母提供一定5Vdm 的軸向預緊力。 （2）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故用單列角接觸球軸承。 參照工作要求并根據(jù) ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、0 標準精度級的單列角接觸 7011AC，其尺寸為 ，5918dDBm 故 ；而 。5Vdm19Vlm 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 21 （3）取安裝齒輪處的軸段-的直徑 ；齒輪的左端采用彈性擋62Vdm 圈定位。已知齒輪輪轂的寬度為 70，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 ，取 ，則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度 ，取0.7hd5hm70 1.4bh 。2Vl 3）軸上零件的周向定位 齒輪、平旋盤與軸的周向定位均采用鍵聯(lián)接。 用 A 型平鍵，由手冊查Vd 得 A 型平鍵截面 （GB109679） ，鍵長為 63mm，同時為了保證齒輪與18 軸配合有良好的對中性，故選取齒輪輪轂與軸的配合為 ；同樣，平旋盤76Hn 與軸的聯(lián)接，選用 C 型平鍵為 （GB1096 79） ，平旋盤與軸的配合1608 為 。滾動軸承與軸的周向定位是借助過渡配合來保證的，此處選軸的直7Hk 徑尺寸公差為 。6m 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 ，取軸端倒角為 ，各軸肩處的圓角半徑均為 1mm。145-2145 4.7.6 求軸上的載荷 在確定軸承的支點位置時，應從手冊14中查取 值。對于 7011AC 型角接a 觸球軸承，由手冊14 中查得 。因此，作簡支梁的軸的支承跨距29.5am 。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 4.3 所示。379.5lm 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 22 圖 4.3 彎矩圖和扭矩圖 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面。現(xiàn)將 計算出軸的受力情況。 （式 4.32）120NHtF （式 4.33）23()tll 由上式求得 236950.71.253tNHlFN12.48tNH （式 4.34）0NVr （式 4.35）232()Fll 由上式求得 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 23 23614.937.45.rNVFl N12..169.rNV （式 4.37）481708HMl m1269.53.2.5vNVF23(1).34l N 表 4.3 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1438N25169.5NF24V 彎矩 M 1.Vm8.3Mm 總彎矩 22608498.56072.134.N 扭矩 T 31N 4.7.7 按彎扭合成應力校核的軸的強度 進行校核時，只需對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的 強度。根據(jù)3365 頁公式 155 及上表中的數(shù)值，并取 ，軸的計算應力0.6a （見式 ） 33 36297.8Wdm 14.38 （見式 ） 2 22 250..691036378caMTMPa14.9 前已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，由3355 頁表 151 查得 。因此 ，故安全。15P1ca 4.7.8 精確校核軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 截面 A，，，B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的 應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕 地確定的，所以截面 A，，，B 均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 24 力集中最為嚴重；從受載的情況來看，截面 C 上的應力最大。截面 V 的應力集 中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必 作強度校核。截面 C 上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起 的應力集中均在兩端） ，而且這里的軸徑最大，故截面 C 不必校核。截面和 顯然更不必校核。鍵槽的應力集中系數(shù)不過盈配合小，因而該軸的校核截面 左右兩側即可。 2）截面左側 抗彎截面系數(shù) （式 4.40）3330.1.5167.5Wdm 抗扭截面系數(shù) （式 4.41）22T 截面左側的彎矩 M 為 （式 4.42）7.6.8480.13Nm 截面上的扭矩 3 （式 4.43）90TNm 截面上的彎矩應力 （式 4.44）4812.79.635b MPaW 截面上的扭矩切應力 （式 4.45）0.4T 軸的材料為 45 鋼，調質處理。由表 151 查得 ，640ba ， 。1275MPa15Pa 截面上由于環(huán)槽而形成的理論集中系數(shù) 及 ，查14表 5114 環(huán)槽 處有效應力集中系數(shù)得，因 ， ，經(jīng)插值后可查得0.86rd2.75Dd ，2.761.82 又由附表 31 查得軸的敏感系數(shù)為 ，0.q.5 故有效應力集中系數(shù)為 （式 4.46）()0.82(.761)2.4k （式 4.47）11 由表 5116 查得絕對尺寸影響系數(shù) ，扭轉尺寸系數(shù) 。0.80.76 軸按磨削加工，由附表查得表面質量系數(shù)為 0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即 ，計算綜合系數(shù)為1q1.43.80.92k.7.6 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 25 碳鋼的特性系數(shù) 取0.12:0.1 取5 5 于是計算安全系數(shù) （見式 ）1273.053.91.camSk 14.8 （見式 ）1 4.876.846.2..2 14.9 （見式 ）223.057.51..caS:14.50 故可知其安全。 3）截面右側 抗彎截面系數(shù) 3330.1.6282.Wdm 抗扭截面系數(shù) 4765T 截面右側的彎矩 M 為 .157.80.3Nm 截面上的扭矩 3 90TNm 截面上的彎矩應力 4812.70.3b MPaW 截面上的扭矩切應力 39.465.T 軸的材料為 45 鋼，調質處理。由表 151 查得 ，640ba ， 。1275MPa15Pa 查表 環(huán)槽處有效應力集中系數(shù)得 4 過盈配合處的 值，用插值法求出，并取 ，于是得/k /.8/k ，/.k0.8/.25 軸按磨削加工，由附表查得表面質量系數(shù)為 .92 軸未經(jīng)表面強化處理，即 ，計算綜合系數(shù)為1q1.53.092k 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 26 1212.30.9k 碳鋼的特性系數(shù) 取0.:. 取51 5 于是計算安全系數(shù) 275.23.90.31camSk1 7.98.48.4..22531.5.3.9caS: 故可知其安全。 4.7.9 對軸進行設計 1） 軸的設計計算 1250/min.nri2439.7085.1Pkw1693.4Ti Nm 求作用在齒輪上的力 圖 4.4 軸受力分析圖 對軸進行受力分析，如圖 4.4 所示： 由第軸上齒輪受力可知 16950tFN24.r87a 因低速級大齒輪的分度圓直徑為 219cosnzmd 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 27 239.40518tTFNd2tantan213.coscosrt4035t06a 2）按扭轉強度初步估算軸徑 主軸材料 45 鋼，調質到 HB220250 左右，45 鋼 T=45Mpa，又 。5.17,2/minPkwr 根據(jù)公式 3950.TPd317.24 當軸上有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸強度的削弱，對于 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 57。10dm 另調整 為 （15）35mm3 輸出的最小直徑顯然是安裝軸承的直徑 ,選擇此處 。d35dm 3）軸的機構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 現(xiàn)選用圖 4.5 所示的裝配方案及結構。 圖 4.5 軸的結構圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足軸承的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取- 的直徑 。軸段為實心軸齒輪，軸段安裝大齒輪，齒45dm 輪寬為 ，為了便于軸套安裝，在安裝齒輪軸段需比齒輪寬度略短。l （4） 初步選擇滾動軸承 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 28 因軸承主要受徑向力的作用并有一定得軸向力，故用單列角接觸球軸承。 參照工作要求并根據(jù) ， ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選40dmV35dm 取 0 基本游隙組、標準精度級的單列角接觸球軸承 7207AC，其尺寸分別為： ， ，4918dDB721DB 。53Vlm （3）取安裝大齒輪處的軸段-的直徑 ；大齒輪的右端采用軸40Vd 套定位。已知齒輪輪轂的寬度為 55mm，齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度 ，取 ，則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度 ，0.7hdh6m 1.4bh 取 。2Vl （4）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用鍵聯(lián)接。 用 A 型平鍵，由手冊查得 A 型Vd 平鍵截面 （GB109679） ，鍵長為 50mm，同時為了保證齒輪150,6Ahm 與軸配合有良好的對中性，故選取齒輪輪轂與軸的配合為 。76Hn （5）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 ，取軸端倒角為 ，各軸肩處的圓角半徑均為 1mm。142145 （6）求軸上的載荷 在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取 值。對于 7207AC 型角接觸a 球軸承，由手冊中查得 。因此，作簡支梁的軸的支承跨距29.am 。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖 4.6 所示：37lm 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 29 圖 4.6 軸的彎矩圖和扭矩圖 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 B 是軸的危險截面。現(xiàn)將 計算出軸的受力情況。 已知 56,25ABCDBClml 水平方向 12120NHttFF 對 A 點求力偶得 122tBNHADtClll 由上式求得 214035(62)950.7629.5tAtBNHDFll N1212..1ttNH 垂直方向 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 30 12120NVrFF 對 A 點求力偶得 A212NVBrrDlll 由上式求得 122614.953.2817.7rABrCNVDFll N112...4.rNV87061NVa 表 4.4 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 152N09.1274.NF8V 彎矩 M 173Hm2530.8N46H10Mm237.V 總彎矩 21192670Vm22184HM233VN4429H 扭矩 T 390.Nm （7）按彎扭合成應力校核的軸的強度 進行校核時，只需對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)3365 頁公式 155 及上表中的數(shù)值，并取 ，軸的計算應力0.6a2 22239670.947398caMTMPW 前已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，由3355 頁表 151 查得 。因此 ，故安全。15P 1ca 攀枝花學院本科畢業(yè)設計(論文 ) 4 擴孔機傳動系統(tǒng)設計 31 同理，對軸進行設計，由于軸小于以上兩軸得載荷，無需進行強度校 核。 確定最小直徑為 。 31min950.43926.8.2dm 軸的具體結構，如圖 4.9 所示： 圖 4.9 軸的結構圖 4.8 對所有選用鍵進行強度校核 已知軸上選擇鉤頭楔鍵 1087bhl 軸上選擇圓頭普通平鍵 250A 軸上選擇圓頭普通平鍵 63l 對所有鍵進行強度校核 軸上鉤頭楔鍵 已知 ，對鑄鐵和鋼 選擇 ，1680TNm0.12.7f:0.14f 。,7,3bmLd 根據(jù) （見式 ）12()ppGbf 14.5 68081.2107(.43)p p 查表 333 鍵的連接的許用應力 ，因此符合設計要求。0MPa 軸上圓頭普通平鍵 根據(jù) ， 得2ppTkld2Tdbl 已知 ，23940Nm1,50,4,42hLmdk