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長 春 大 學 畢業(yè)設計（論文）紙
具有分布式載荷特色的升降大重工件的起重系統(tǒng)
盡管人們非常熱衷于深水域和超深水域的極限壓力活動，可是他們并沒有意識到，在淺水域他們同樣面臨著許多技術難題。特別是像起重機這樣在淺水域重負荷下工作的裝置，正變得越來越“多才多藝”，逐漸成為穩(wěn)固的生產解決方式。
道哈恩，OSL近海系統(tǒng)及德克機械的主席，說，他們公司的起重機的承載能力正在增加。這歸功于行業(yè)心態(tài)的新建與現有裝置的升級。一般元素就是生產設備早期生產是，從許多深水域經濟意義下的操作方式來看，好像淺水域的操作人員已經也將這一觀點記在心里了?，F在，操作人員希望起重機裝置在淺水域既能鉆孔又能鑿井，而不是僅僅能夠移動鉆孔。
對設計并建造起重機系統(tǒng)的道哈恩來說，有意義的事就事最大載荷能力的增加，富有挑戰(zhàn)性的工作就是如何才能安全地吊起和安全地卸荷，以消除過載并超過系統(tǒng)未預想承載能力的技術性限制的這一上升危險性。就拿設計這一環(huán)節(jié)來說，每個都愿意從一張潔凈的紙張開始，可是實際上很少如此。地球上確實有數以百計的近海域的起重機。當在現有的裝置上改進一個新的系統(tǒng)時，道哈恩和他的工作人員就在受限的空間和現有能力范圍內開展工作。著時一項富有挑戰(zhàn)性的工作，因為在大多數情況下，起重機支架和點輪系統(tǒng)的設計受所有材料方面的限制也就是說，對齒輪牙的大小及系統(tǒng)所用材料，僅有這么多可用的額外能力。另外，真正的危險在于起重過程中較重裝置會擊穿海床，因此，反復考慮整體設計是非常重要的，這就是OSL所要做的。
道哈恩說，“增強起重系統(tǒng)能力的關鍵是明確機殼載荷是如何通過起重系統(tǒng)弦桿齒輪架及齒輪系統(tǒng)上，與機器支架相聯的最低的齒輪載荷最大載荷。”載荷的分布基本上是以一個齒輪到下一個齒輪降低20%。比如，在一個有3個齒輪的裝置上，有一半載荷有最低的齒輪承載，下一齒輪就承擔30%，最上層的承擔20%，然后逐漸減少。
OSL的目標是，設計一個通過各樣齒輪完全分配機器支架承載的系統(tǒng)。道哈恩說，提出的設計里僅有2%的多樣性，所有并不是要獲得多樣性。這樣就實現了兩件事：系統(tǒng)的可靠性得到實質性的提高；齒牙的疲勞壽命也得到提高。
為了保證具有持續(xù)的速度，就OSL電力驅動系統(tǒng)使轉矩多樣化。這樣在開動機器時，漸漸上升或下降的系統(tǒng)就不會超出齒輪所能承受的壓力值。傳統(tǒng)系統(tǒng)上，當起重機啟動時將會產生一股強大的電流，這在工作過程一開始就使齒輪受壓并產生疲勞。
這項新系統(tǒng)消除了這一現象，可是與一開始就立即進入工作狀態(tài)不同，在起重過程開始提升之前，機器就被安放好以使所有齒輪平衡受載。道哈恩說，這一電力系統(tǒng)另外以好處就是，制動過程中仍可以給馬達供油，為保證機器支架能承受工件載荷，系統(tǒng)使每個支架都承擔力矩。力矩逐漸增至能夠舉起工件的水平，比如，如果其中一個支架將要過載，系統(tǒng)就在這以支架上將速度增加3倍并有效的加以延長，直至使力矩保持在原有水平的10%之內。然后，系統(tǒng)下降，保持在一定水平位置。這一系統(tǒng)還能補充在承載下沉的支架以保持裝置水平。能對不利的環(huán)境有迅速反應的關鍵能力。一旦一支架與海床接觸，力矩便能在原處保持一種動態(tài)的狀態(tài)，直到另外的支架也是如此。當所有的支架都穩(wěn)固后，承載等的操作以這種動態(tài)的操作狀態(tài)開始進行。
這種系統(tǒng)能夠安裝在一個起重機上，或安裝在現有起重系統(tǒng)的動力輸入上。不斷變化的頻率驅動馬達以適當的馬力和力矩與現有驅動齒輪箱的輸入相適應。
通過運用專門的技術，其母公司Oigear在液壓業(yè)不斷發(fā)展壯大。OSL設計了這樣一項系統(tǒng)。它能改變作用在齒牙上的載荷以使載荷平均分布在與支架相連的各個齒牙上。同時，它能對使加其上的載荷變化做出迅速的反應。這種設計另外一個好處就是，它能使分布在每個齒輪上的載荷按有序地發(fā)生變化。比如，當暴風雨來臨時，能控制分布載荷反向。這意味著，一定比例的載荷會被轉移到上層齒輪上，以用于補償施予支架的海浪作用產生的風暴載荷；這樣就在總體結構上與風暴作用力效應相抵消。
傳統(tǒng)的千斤頂和齒輪起重系統(tǒng)所能承載的極限時1500千磅左右。千斤頂和齒輪設計的幾何形狀有AGMAS統(tǒng)一規(guī)定。齒牙的布置必須符合這些所涉標準。從材料這方面來講，這種裝置最多用100ksi?？墒且捎酶嗟倪M口金屬，成本不允許。增強承載能力的另一途徑時加寬齒輪?，F在一般千斤頂齒牙接觸部分的極限寬度約為，生產在寬一點的齒輪就變得成本不允許。另外一種方法是增加與支架相連的齒輪數量，大多數起重機有36個齒輪。道哈恩說。加長系統(tǒng)會達到54至72個?？墒沁@樣一來，每個齒輪就給系統(tǒng)成本增添200000美元。
道哈恩說，為了顯著增加可變載荷，就要退一步看，重新看待起重機是如何起重的?，F有的設計都采用接觸撞擊圓筒的操作方式—oifgear和Bet lehem Shipyard設計系統(tǒng)，這一系統(tǒng)里有一圓筒，一個上下移動支架或傳統(tǒng)千斤頂的軸，齒輪類型系統(tǒng)。
OSL設計一項新的系統(tǒng)，采用三機筒裝置作為連續(xù)直線馬達同步操縱，這些機筒使支架以120度角排列。因此當底層機筒嚙合機架時，上層機筒釋放受力。當有2個機筒作業(yè)時，第三個機筒被重置以承擔部分載荷。道哈恩強調說，這三個機筒能提供連續(xù)平穩(wěn)的動力，使裝置以每分鐘約1-2英尺的速度上下運動。
道哈恩說，這種設計和容易調整，通過增加或減少機筒直徑，以及每個支架弦桿的數量更高的可變性載荷。由于這些不是單齒輪嚙合的齒輪驅動，桿尾千斤頂嚙合機筒卡盤以多牙與支架。平均地分布并傳遞載荷于齒牙。因為兩個機筒的整個卡盤面總是嚙合在一起，這種設計業(yè)確定一種更大的起重面積分布里載荷。這改善了載荷的分布情況并且便于千斤頂更具用耐磨性。道哈恩說，采用這一設計，他的公司就能建立可承載幾倍與市場上通行的最大起重機的承載能力。
共 3 頁 第 3 頁
中北大學分校2007屆本科畢業(yè)設計說明書
1 緒論
1.1 設計的主要目的
本課題主要完成的是一放線機升降結構設計，包括線圈夾緊.升降機構，實現線圈的夾緊.裝卸操作。該放線機用于計算機通訊線纜或類似線纜的裁切的自動供料，以保證線纜切線長度。
1.2 設計的主要思路
設計研究的主要思路就是想把傳統(tǒng)的螺旋式升降改為液壓升降，這樣就可以大大的節(jié)省人力物力，而且也能精準的完成機械的自由升降。以便更好的使用放線機。本人的想法是想用液壓驅動不想用陳規(guī)的螺桿升降，
要解決這些問題必須解決升降系統(tǒng)和驅動系統(tǒng)，在常規(guī)的螺桿升降的前提下，要提升很大重量到指定高度是非常困難的，這樣會大大的降低工作效率，所以選用液壓升降會大大節(jié)省人力物力，還有就是因為剛卷質量非常大，單靠鋼絲繩的拉力是遠遠不夠的，想要正常的自由旋轉就必須要有一個可靠的驅動系統(tǒng)，現在一般用的驅動系統(tǒng)都是電機驅動，因為它有許多優(yōu)點，可以根據線卷的拉力大小來調節(jié)他的轉速，還可以進行一般的正反轉，還有就是在電機上安裝一個變頻器，可以無限調速，可以得到任何想要得轉速。驅動裝置則是用液壓驅動，它可以避免由于螺桿滑絲而引起的不必要的工程事故，而且力大可以迅速提升到指定高度。
1.3 設計的要求
1.夾緊只限于軸向，線繞度不受限制，夾緊力不致使線軸破壞。
2.驅動力可采取外驅動力。
3升降過程要求平穩(wěn).快捷。
4.放線時線圈外徑懸空高度200mm—400mm。
5.線圈形狀尺寸示于圖1.1
圖1.1 線卷的零件圖
1.4 放線機發(fā)展情況綜述
科學的發(fā)展越來越要求精確的技術，以此同時我們還不能以犧牲效率為代價?，F在線路的應用越來越多，相應各種線的切割，也越來越多，這就要求我們有一種設備既有很高的效率又能保證精度要求。所以我們來研究放線機有很好的經濟很社會效益。
現階段我國在各項技術中一直處于先進水平，在一些領域還保持著領先。 一種應用于鋼簾線及高精度、高性能金屬線材生產的現代化關鍵設備——25模多功能智能化高速水箱拉絲機，由江蘇泰隆機械集團研制成功，并于4月9日通過了科技成果鑒定。鑒定委員會認為，該設備的研制對推動我國高端金屬線材制造技術的發(fā)展，扭轉我國金屬線材產量雄踞世界第一而裝備技術卻受制于發(fā)達國家的被動局面，具有重大現實意義。
這一技術成果的鑒定委員會主任由中科院院士吳宏鑫擔任，來自中國航天科技集團、中國冶金設計院、南京航天航空大學、等國家高科技領域的科研院所及高校的權威專家組成鑒定小組。專家組在認真審定江蘇泰隆機械集團提供的設計方案、技術資料和制造工序的基礎上，參照了國際、國內重點用戶的應用結論，一致認定，該項成果采用集成化、立體式傳動結構和單側主動式25道次拉拔技術，鋼絲拉拔直線性能好，模具消耗低，拉絲效率高；單臺設備集拉絲機、收線機、張力柜、配電柜等多種設備功能于一體，結構緊湊，大大節(jié)省了金屬材料、裝配工序和使用空間；以變頻技術為依托，采用智能化技術實施動態(tài)性集中控制，來進行各種放線機的升降運動。
江蘇泰隆機械集團幾年前開始金屬線材設備的開發(fā)研制，通過自主開發(fā)和引進消化，逐步形成從金屬拉絲、高速層繞、重卷、外繞、放線、CO2氣體保護焊絲及各類特種金屬線材成套設備的開發(fā)與制造體系，不僅國內市場占有率達70％以上，而且出口10多個國家和地區(qū)。企業(yè)成為全國最大的金屬線材制品設備生產、銷售和出口大戶。目前，該集團在線材制品設備的工藝技術方面已擁有多項自主知識產權和專利技術。這次通過技術成果鑒定的25模高速水箱拉絲機已申報了7項專利。
隨著國家現代化建設的飛速發(fā)展，科學技術的不斷進步，現代施工項目對升降機要求也越來越高，高、深、尖液壓技術在升降機上的應用也越來越廣泛，液壓系統(tǒng)展示了強大的發(fā)展趨勢。前最常用的起升液壓系統(tǒng)為定量泵、定量或變量馬達開式液壓系統(tǒng)，然而，現代施工對起升系統(tǒng)提出了新的要求：節(jié)能、高效、可靠以及微動性、平穩(wěn)性好。為了適應這些新的要求，以前的定量泵將逐步被先進可靠的具有負載反饋和壓力切斷的恒功率變量泵所取代，先前的定量馬達或液控變量馬達也將被電控變量馬達所取代。這種系統(tǒng)將能有效的達到輕載高速、重載低速和節(jié)能的效果。
1.5 放線機升降機構總體設計方案
本人的想法是想用液壓驅動不想用陳規(guī)的螺桿升降，要解決這些問題必須解決升降系統(tǒng)和驅動系統(tǒng)，在常規(guī)的螺桿升降的前提下，要提升很大重量到指定高度是非常困難的，這樣會大大的降低工作效率，所以選用液壓升降會大大節(jié)省人力物力，還有就是因為剛卷質量非常大，單靠鋼絲繩的拉力是遠遠不夠的，想要正常的自由旋轉就必須要有一個可靠的驅動系統(tǒng)，現在一般用的驅動系統(tǒng)都是電機驅動，因為它有許多優(yōu)點，可以根據線卷的拉力大小來調節(jié)他的轉速，還可以進行一般的正反轉，然而用液壓驅動就可以避免由于螺桿滑絲而引起的不必要的工程事故，而且力大可以迅速提升到指定高度。當然這對機架的材料要求又有了提高，必須要選一種可以承擔大壓力的支架材料，要進行校核。
1.5.1 液壓的工作原理
液壓油形成一定的壓力，經濾油器、隔爆型電磁換向閥、節(jié)流閥.液控單向閥、平衡閥進入液缸下端，使液缸的活塞向上運動，提升重物，液缸上端回油經隔爆型電磁換向閥回到油箱，其額定壓力通過溢流閥進行調整，通過壓力表觀察壓力表讀數值。
液缸的活塞向下運動（既重物下降）。液壓油經防爆型電磁換向閥進入液缸上端，液缸下端回油經平衡閥、液控單向閥、節(jié)流閥、隔爆型電磁換向閥回到油箱。為使重物下降平穩(wěn)，制動安全可靠，在回油路上設置平衡閥，平衡回路、保持壓力，使下降速度不受重物而變化,由節(jié)流閥調節(jié)流量，控制升降速度。 為使制動安全可靠，防止意外，增加液控單向閥，即液壓鎖，保證在液壓管線意外爆裂時能安全自鎖。安裝了超載聲控報警器,用以區(qū)別超載或設備故障。
電器控制系統(tǒng)通過防爆按鈕SB1—SB6來控制電機的轉動，隔爆型電磁換向閥的換向，以保持載荷提升或下降，且通過“LOGO”程序調整時間延遲量，避免電機頻繁起動而影響使用壽命。
1.5.2 夾緊的機構設計
放線機的夾緊也一個重要的部分，因為只有夾緊裝置作好了，機構才能正常運行。所以我選擇采用一邊固定頂尖，一邊活動頂尖的夾緊方法。
當液壓缸把線卷升到指定高度時，先將其一端放入固定頂尖，然后在推動活動頂尖將其夾緊。因為滾子的重量比較大，所以在其活動頂尖的一端再加一個液壓缸，通過液壓來控制它的夾緊程度。
機構的結構草圖示于圖1.2
圖1.2 總體設計方案的結構草圖
2理論分析及零部件的選用
2.1 材料的選用
用于要求強度較高，韌性中等的零件，通常在調質或正火狀態(tài)下使用，表淬硬度在HRC10-50。用于制造齒條齒輪，鏈輪，軸，鍵，銷，蒸汽透平機的葉輪，壓縮機及泵的零件，軋輪等?？纱鏉B碳鋼做齒輪，軸，活塞銷等，但要經過高頻或火焰表面淬火。所以根據要求選擇45號鋼。
2.2 軸承的選用
2.2.1 軸承類型的選擇方法
選用軸承時，要正確考慮它的主要因素。
(1) 軸承的載荷
軸承所受載荷的大小，方向和性質，是選擇軸承類型的主要依據。根據載荷的大小選擇軸承時，由于滾子軸承中主要元件是先接觸，以用于承受較大的載荷，承載后的變形也小。而球軸承中則主要為點接觸，以用于較輕的或中等的載荷，故在載荷較小時，應優(yōu)先選用球軸承。
根據載荷方向選擇軸承類型時，對于純軸向載荷，一般選用推力軸承。較小的載荷可選用推力球軸承，較大的載荷可選用推力滾子軸承。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承。當軸承在承受徑向載荷時，一般選用深溝球軸承，圓柱滾子軸承，滾針軸承。當軸承在承受徑向載荷Fr的同時，還有不大的軸向載荷Fa 時，可選用深溝球軸承，或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，當軸向載荷較大時，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結構，分別承擔徑向載荷和軸向載荷。
（2）軸承的轉速
在一般轉速下，轉速的高低對類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有在轉速較高時，才會有比較顯著的影響。軸承樣本中列入了各類，各種尺寸的極限轉速，這個轉速是指載荷不太大，冷卻條件正常，且為0級公差等級軸承時的最大允許轉速。但是，由于極限轉速主要是受工作時溫升的影響，因此，不能認為樣本中是一個絕對不能超過的界限。從工作的轉速對軸承的要求看，可以確定為以下幾點：
1〉球軸承與滾子軸承比較，有較高的極限轉速，故在高速運轉時應優(yōu)先選用球軸承。
2〉在內徑相同的條件下，外徑越小，則滾動體就越小，運轉時滾動體加在外圈軌道上的離心慣性力也就越小，因而就更適合于在高速的轉動下工作。故在高速時，宜選用同一直徑系列中外徑較小的軸承，外徑較大的軸承，宜用于低速重載的場合。要用一個外徑較小的軸承而承載能力達不到要求時，可再裝一個相同的軸承，或者考慮選用寬系列軸承。
3〉保持架的材料與結構對軸承轉速影響極大。實體保持架與沖壓保持架允許高一些的轉速，青銅實體保持架允許更高的轉速。
4〉推力軸承的極限轉速均很低。當工作轉速高時，若軸向載荷不十分大，可以采用角接觸球軸承。
5〉若工作轉速稍微超過了樣本中規(guī)定的極限轉速，可以用提高軸承的公差等級，或者適當的加大軸承的徑向游隙。選擇循環(huán)潤滑或油霧潤滑，加強對循環(huán)油的冷卻，等措施來改善軸承的高速性能。若工作轉速超過極限轉速較多，應選用特制的高速軸承.
2.2.2 軸承的計算選用
此軸承的特點是轉速不高，軸向載荷不大，可以代替推力軸承受純軸向載荷。
（1）根據工作條件選用0300型軸承。
軸向載荷 Fr=5000N
軸向載荷 Fa =2500N
計算
查表6-24知向心軸承的最大e=0.44
(2) 計算當量動載荷P
P=fd(X*FR+Y*Fa)
查表6-25知fd=1.0～1.2 取1.2
查表6-24知X=0.56 Y應在型號及C0取定后才能最終確定，現暫時取Y=1.5待以復算。
P=1.2*（0.56*5000+1.5*2500）
=1.2*（2800+3750）
=7860N
（3）計算額定動載荷C
C=P
=56680N
（4）查表6-34重窄系列得知與56680N最接近的值為64100N。所以取312號軸承。即型號為36312號軸承。
（5）驗算。
1）C0=49400N
2）查表6-24知這時Y在1.8～1.6之間，用插值法計算Y值。
Y=1.8-
所以X=0.56 Y=1.7
3）P=1.2*（0.56*5000+1.7*2500）
=8460N
4）驗算Lh值。
L h=
=5799h
預期壽命小于現壽命，所以選36312號軸承。
(6)在此選用的附表全部來自《機械設計制圖手冊》--同濟大學出版社出版。
2.2.3 軸承的尺寸
表2.2.1軸承的標準尺寸
d
D
B
Tman
Tmin
r
R1
a
60
130
31
31
30.5
3.5
2
25.6
D1
D2
rg
73
117
2
表2.2.3軸承的標準載荷
額定動載荷C
額定靜載荷C0
極限轉速r /min
83.0KN
72.5KN
4800
2.2.4 軸承的標準外形和安裝尺寸圖
圖2.2.1 軸承的外形和安裝尺寸
2.3 液壓缸的選用
2.3.1 液壓的研究對象
液壓傳動是研究已有的壓流體為能源物質，來實現各種機械的船東和自動控制的科學。液壓它是利用各種控制元件組成所需要的各種控制回路，再由若干回路有機組合成能完成一定控制功能的傳動系統(tǒng)來進行能量的傳遞，控制和轉換。
液壓傳動所用的工作介質為液壓油或其他合成液體，液壓傳動傳遞動力大，運動平穩(wěn)。但由于液體粘性大，在流動過程中阻力損失大，因而不宜作遠距離傳動和控制。
2.3.2 液壓的工作原理
現在以液壓千斤頂來簡述液壓傳動的工作原理。
圖2.3.1 液壓千斤頂
（1） 力比關系
當大活塞上有重物負載W時，大活塞下腔的油夜就將產生一定的壓力P，P=W/A2，根據帕斯卡原理：“在密閉容器內，施加于靜止液體上的壓力將以等值同時傳到液體各點”。因而要頂起大活塞及其重物負載W，在小活塞下腔就必須產生一個等值的壓力P，也就是說小活塞上必須施加力F1，F1=PA1，因而有
P=F1/A1=W/A2
或 W/F1=A2/A1.................................（2.1）
式中，A1，A2分別為小活塞和大活塞的作用面積；F1為杠桿手柄作用在小活塞上的力。
式（2.1）是液壓傳動的基本公式。由于P=W/A2，因此，當負載W增大時，流體工作壓力P也要隨之增大，亦即F1要隨之增大；反之若負載W很小，流體壓力就很低，力也就很小。
（2） 運動關系
如果不考慮液體的可壓縮性，漏損和缸體的變形，則從圖中可以看出，被小活塞壓出的油夜的體積必然等于或大于大活塞向上升起后大缸下腔夸大的體積。即
A1H1=A2H2
或 ...................................（2.2）
式中，H1，H2分別為小活塞和大活塞的位移。
從式（2.2）中可知，兩活塞的位移和兩活塞的面積成反比。將A1H1=A2H2兩端同時除以活塞移動的時間t得
即 ..................................（2.3）
式中，v1,v2分別為小活塞和大活塞的移動速度。
從式（2.3）可以看出，活塞的運動速度和活塞的面積成反比。
AH/t的物理意義是單位時間內液體流過截面面積為A的某一個截面的面積，稱為流量q，即
q=Av
即 A1v1=A2v2............................... (2.4)
如果已知進入缸體的流量為q，則活塞的運動速度為
v=.................................（2.5）
調節(jié)進入缸體的流量q ,即可以調節(jié)活塞的運動速度，這就是液壓無及調速的原理。
2.3.3 功率關系
由式（2.1）和式（2.3）可得
F1v1=Wv2...............................(2.6)
式（2.6）左端為輸入功率，右端為輸出功率，這說明在不計損失的情況下，輸入功率等于輸出功率。由式(2.6)還可以看出
P‘=PA1v1=PA2v2=Pq.........................（2.7）
由式（2.7）可以看出，壓力和流量是流體傳動中最基本最重要的兩個參數，他們相當于機械傳動中的力和速度，他們的乘積即為功率。
2.3.4 液壓系統(tǒng)的組成
(1) 能源裝置 把機械能轉換為流體的壓力能的裝置，一般常見的是液壓泵。
(2) 執(zhí)行裝置 把流體的壓力能轉換為機械能的裝置，一般只作直線運動的液壓缸，做回轉運動的液壓馬達等。
（3） 控制調節(jié)裝置 對液壓系統(tǒng)中流體的壓力，流動方向進行控制和調節(jié)的裝置。如溢流閥，節(jié)流閥，換向閥等。這些元件的不同組合成了能完成不同功能的液壓系統(tǒng)。
（4） 輔助裝置 指出以上三種的其他裝置，如油箱，過濾器，空氣過濾器，油霧器，蓄能器，他們對保證液壓系統(tǒng)可靠性和穩(wěn)定性的工作有重大作用。
（5） 傳動介質 傳遞能量的流體，即液壓油。
2.3.5 液壓系統(tǒng)的優(yōu)缺點
（1） 優(yōu)點
1） 無級變速
2） 體積小，重量輕
3） 工作平穩(wěn)
4） 易于實現自動化，標準化，系列化
（2） 缺點
1） 能量易損失
2） 油液易受溫度影響
3） 油液易污染
4） 故障不易找出
2.3.6 液壓傳動裝置的設計
（1） 根據題意，裝置由定量泵供油，當油缸向上動作頂物體后，蓄能器充油，油壓增高，壓力繼電器動作切斷電機電路，使油泵停止工作，力由蓄能器保持，當壓力低額定壓力時，壓力繼電器又接通電機，繼續(xù)使油泵供油。用于加工時間較長的機床夾具，優(yōu)點是節(jié)約動力和防止油溫過高。
（2） 下面是原理圖
帶蓄能器的連鎖裝置的穩(wěn)壓回路
圖2.3.2液壓裝置圖
D—電機 1—油泵 2—溢流閥 3—單向閥 4—壓力表 5—壓力繼電器
6—氣囊式蓄能器 7—頂向閥 8—油缸
2.3.7 液壓缸尺寸計算
（1） 負載分析
工作負載 FL=FG=（1000+100）*9.8=10780（N）
（2） 液壓缸主要參數的確定
1） 初選液壓缸的工作壓力
根據分段設備的負載不大，按類型書機床類，所以初選液壓缸的工作壓力為2.0MPa。
2） 計算液壓缸的尺寸
A=
D=
按標準取 D=83mm
根據設計要求 快速上升的距離為300mm 速度要求≥45mm/s
快速下降的距離為500mm 速度要求≥55mm/s
根據快上快下的速度比值來確定活塞桿的直徑
45D2=55D2-55d2
d=35.39mm
取d=35 mm
則活塞缸有效作用面積為
無桿腔面積：A1=
有桿腔面積：A2=
2.4 電機的選用
2.4.1 電動機選用的一般原則
（1） 在選用電動機類型時要根據工作機的要求來選取，不需要調速的機械包括長期工作制，短期工作制和反復短期工作機械，應采用異步電動機。負荷平穩(wěn)但無特殊要求的長期工作制機械，應首先采用鼠籠式異步電動機。常周期性波動負荷的長期工作機械，在帶飛輪和啟動條件沉重時，應采用繞線式異步電動機。某些反復短期工作制機械，當選用交流電動機，在發(fā)熱，啟動制動特性，調速等方面不能滿足需要或技術經濟指標過低時，應采用直流電動機。帶周期性性沖擊負荷的機械，應采用直流電動機?？刹捎猛诫妱訖C。需要連續(xù)調速的機械，是調速要求采用交流電動機或直流電動機調速系統(tǒng)，應首先考慮交流電動機調速。
（2） 電動機的結構有開啟式，防護式，封閉式和防燥式，應根據防護要求及環(huán)境進行選擇。
（3） 選用電動機的類型，除滿足工作機械的要求外，還須滿足電網的要求，如啟動時能滿足電網電壓水準，保持功率因數在合理的范圍內。
（4） 電動機功率應由適當的備用容量，如采用的額定功率小于工作及要求的功率，則不能保證工作機正常工作，甚至因長期過載而使電動機過早的損壞，如采用的額定功率比工作機要求的功率大得多，則因容量本能的充分利用而造成成本提高，同時電機價格升高。通常對在變載荷作用下，長期穩(wěn)定連續(xù)運行的機械，所選用的電動機額定功率應稍大于工作機的功率。
2.4.2 常用電機的特性及用
系列名稱
特征及用途
Y-系列三相異步電動機
Y系列電動機是封閉風扇自冷式，鼠籠型三相異步電動機是我國統(tǒng)一設計取代JO2系列的更新產品
Y系列電動機效率高，節(jié)能，啟動轉矩高，噪音低，振動小，運行安全可靠，安裝尺寸和功率等級完全符合國際標準。
Y系列電動機為一般用途的電動機，適用于驅動無特殊要求的各種機械設備，如金屬切削機床，鼓風機，水泵等。
G系列微型單相交流串激電動機
G系列電動機為開啟扇冷式的單相交流串激電動機，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便，啟動轉矩高，轉速隨負載的變化而變化，用調壓或改變激磁繞組電阻的方法可調節(jié)轉速。
一般用戶要求調速范圍廣的場合，如醫(yī)療器械，小型機床，風扇，攪拌器，離心沉淀器，排字機，涂漆機，電動工具等。
Z3系列小型直流定動機
Z3 系列電動機基本結構形式為自通風防滴式，還可制成外通風，自帶鼓風機，轉速穩(wěn)定，不隨負載的變化而變化，體積小，重量輕，轉動慣量小，調速范圍廣，廣泛用于機床，造紙，水泥，染織等部門，坐電力拖動用。使用方便。
2.4.3 選用電動機
（1） 根據綜前所述，應選用Y系列三相異步電動機。
（2） 電動機的型號表示
（3） 電機的選用
...........................（2.8）
式中：—工作機械所需要的功率，單位KW，—從電動機到工作機械間各運動副總機械效率。
工作機械所需工作功率可根據工作機械的工作阻力和運動參數進行計算。
=........................（2.9）
或 =........................（2.10）
式中：F—工作機的工作阻力，單位，N；v—工作機的速度，單位，m/s；nw=工作機的轉速，單位，r/min;—工作機的效率
總的機械效率可按下式計算：
...................（2.11）
式中：。分別為傳動鏈中各運動副的效率。
根據上式可計算出，所以選電機的功率為1.1KW。
所以選擇電機型號為：Y90L-6。
技術數據
表2.4.1 電機的技術數據
型號
功率KW
電流
轉速
效率
功率因數
額定轉矩
額定電流
額定轉矩
Y90L-6
1.1
3.2
910
73.5
0.72
2.0
6.0
2.0
電機的安裝尺寸和外形尺寸
表2.4.2 電機的安裝尺寸
中心高
H
A
B
C
D
E
F*GD
G
90L
90
140
100
56
24
50
8*7
20
k
b
b1
b3
h
AA
BB
HB
L1
10
180
155
90
190
36
130
12
310
電機的外形圖
圖2.4.1 電機尺寸圖
2.5 變頻器的選用
隨著電力電子技術，微電子技術及控制理論的發(fā)展，變頻器已經廣泛用于交流電動機速度控制。其主要特點是具有高效率的驅動性能，良好的控制性能。應用變頻器不僅可以節(jié)約大量電能，而且變頻器的自動控制性能可以提高產品的質量和數量，機械行業(yè)中變頻器是改造傳統(tǒng)產業(yè)，實現機電一體化的重要手段，發(fā)展變頻器的應用技術，可以有效的提高經濟效益和產品質量。
2.5.1 變頻器的基本工作原理
由《電機學》可知，定子繞組的反電動勢是定子繞組切割旋轉磁場磁力線的結果，本質上是定子繞組的自感電動勢。其三相異步電動機定子每相電動勢的有效值是：
E1=4.44kr1f1N1..............................(2.12)
式中：E1 氣息磁通在定子每相中感應電動勢的有效值，單位V
f1 定子頻率，單位HZ
N1 定子每相繞組串聯匝數
kr1 與繞組結構有關的常數
每極氣隙磁通量，單位為W b
由式（2.22）可知，如果定子的每相電動勢有效值不變，改變定子頻率時就會出現下面兩種情況：
如果f1 大于電機的額定頻率，那么氣隙磁通量就會小于額定氣隙磁通量。其結果是：盡管電機的鐵心沒有得到充分利用是一種浪費，但在機械條件的允許下長期使用不會損壞電機。
如果f1 小于電機的額定頻率，那么氣隙磁通量就會大于額定氣隙磁通量，其結果是：電機的鐵心產生過飽和，從而導致過大歷磁電流，嚴重時會因為繞組過熱而損壞電機。
要實現變頻調速，在不損壞電機的條件下，充分利用電機鐵心，發(fā)揮電機轉矩的能力，最好在變頻時保持每極磁通量為額定值不變。對于直流電機，勵磁系統(tǒng)是獨立的，盡管存在電樞反應，但只要對電樞反應作適當的補償，保持磁通量不變時很容易做到的，在交流異步電動機中，磁通是定子和轉子磁動勢合成產生的，如何才能保持磁通基本不變呢？
1.基頻以下調速
由式（2.22）可知，要保持磁通不變，當頻率從額定值向下調時，必須同時降低E1，使E1/f1=常數，即采用采用電動勢與頻率之比恒定的方式。然而，繞組中的感應電動勢是難以直接控制的，當電動勢的值較高時，可以忽略定子繞組的漏磁阻抗壓降，而認為定子相電壓V1≈E1，則得
常數................................（2.13）
這是恒壓頻比的控制方式。在恒壓頻比的條件下改變頻率時，我們能夠證明：機械特性基本上是平行下移的，這和他勵直流變壓器調速特性相似，所不同的是，當轉矩增大到最大值以后，特性曲線就折回來了。如果電動機在不同轉速下都具有額定電流，則電機都能在溫升條件允許下長期運行，這時轉矩基本上隨磁通變化，由于在基頻以下調速時磁通恒定，所以轉矩也恒定。根據電動機與拖動原理，在基頻以下調速屬于“恒轉矩調速”的性質。低頻時，V1和E1都較小，定子阻抗所占的分量就比較顯著，不能在忽略。這時，可以人為的八電壓調高一些，以便近似的補償定子壓降。
2.基頻以上調速
在基頻以上調速時，頻率往上增高，但電壓卻不能超過額定電壓，最多只能保持相等，這就迫使磁通隨頻率增高而降低，相當于直流電機弱磁生速的情況。在基頻以上變頻調速時，由于電壓不變，我們不難證明當頻率提高時，同步轉速隨之提高，最大轉矩減小，機械特性上移，由于頻率提高而電壓不變，氣隙磁動勢必然減弱，倒置轉矩減小。由于轉速升高了，可以認為輸出功率基本不變。所以基頻以上調速屬于弱磁恒功率調速。
把基頻以上和基頻以下兩種情況和起來，可得到圖2.8.1所示的異步電動機變頻調速控制特性。因此，在選購變頻器時，變頻器輸出的諧波越小越好。
通過分析可得以下結論，當時，變頻裝置必須在改變輸出頻率的同時輸出電壓的幅值，才能滿足對異步電動機的調速的基本要求.
2.5.2 變頻器的選擇
（1）技術規(guī)格
型號
DV700T400
A1,B1,C1,D1
DV700T750
A1,B1,C1,D1
DV700T1500
A1,B1,C1,D1
DV700T2200
A1,B1,C1,D1
額
定
輸
出
電動機(KW)
0.4
0.75
1.5
2.2
容量(KVA)
1.0
1.7
2.9
4.2
輸出電流(A)
2.5
4.0
7.0
10.0
額定輸出電壓
三相 AC220---240 V
電
源
電壓/頻率
單相AC220---240V 50-60Hz
允許電壓變動
±10%
允許頻率變動
±5%
控 制 方 式
控制方式
正弦波脈寬帶調制（PWM）、固定載波頻率
輸出頻率范圍
1.0---120Hz（啟/止頻率 1Hz） ±1.5%
頻率精度
±0.5%(25°C±10°C)
頻率分辨率
數字：0.1Hz；模擬：設定頻率范圍/1000Hz(最小0.06Hz)
頻率設置信號
DC0---+5V、0---+10V、4---+20mA
電壓/頻率模式
基本頻率：30---400Hz(第檔1Hz),最大輸出電壓：0-100%
扭矩提升，平方扭矩衰減模式，第二V/F模式
過載電流容量
150% 1分鐘
再生制
動扭矩
A1,C1型
20%
B1,D1型
250%以上
150%以上
150%以上
100%以上
直流動態(tài)制動
由參數設定啟始頻率，制動時間，制動扭矩
加/減速時間
0-3600秒(0-10秒：0.1秒分度，10-3600秒：1秒分度)50Hz變化時間，
4段動行加/減速時間，線性及兩種“S”形加/減速時間
點動頻率范圍
0---30Hz
運行模式
雙速運行模式、四速運行模式、八速運行模式、十六速運行模式
其它
可選擇重置功能，參數鎖定功能。
功能保護
低電壓保護、過電流保護、過電壓保護、再生過壓失速防止、瞬時斷電保護、
散熱片過熱保護、自動再起動保護、自診斷記憶(記憶最新5次故障原因)
環(huán)境條件
環(huán)境溫度
-10°C至+40°C(無結凍)
環(huán)境濕度
90%以下(無水珠凝結現象)
介質
室內(無腐蝕性氣體，無粉塵的場所)
標高
海拔1000m以下
振動
5.9m/s 2 (0.6G)以下(10---60Hz)
保護構成
全封閉型（IP40）
冷卻方式
自然風冷
強制冷風
重量(kg)
1.4
2.3
3.6
3.6
（2）所以選擇DV70型號的變頻器，它的外觀圖為
2.6 軸的設計及校核計算
2.6.1 校核計算要求
軸的校核計算通常是在初步完成結構設計后進行的校核計算，計算準則是滿足軸的強度或剛度要求，必要時還要校核軸的振動穩(wěn)定性。
（1） 軸的強度校核計算
進行軸的強度校核計算時，應根據軸的具體受載及應力情況，采取相應的計算方法，并恰當的選取其許用應力，對于僅僅（或主要）承受扭矩的軸，應按扭矩條件進行計算，對于只受彎矩的軸（心軸），應根據彎曲強度進行計算，對于既承受彎矩又承受扭矩的軸（轉軸），應按彎扭合成條件進行計算，需要時還應按疲勞強度條件進行精確校核，此外，對于瞬時過載很大或應力循環(huán)不對稱性較為嚴重那個軸，還應按峰尖載荷校核其靜強度，以免產生過量的塑性變形，下面介紹幾種常見的計算方法。
（1） 按扭轉強度進行計算
這種方法只按軸所受的扭矩來計算軸的強度，如果還受有不大的彎矩時，則用降低許用扭轉切應力的方法予以考慮。在作軸的結構設計時，同常用這種方法 初步估算軸的直徑，對于不大重要的軸，也可作為最后計算的結果，軸的扭矩條件強度為
≤〔〕.............. (2.14)
式中 扭矩切應力，單位MP a
T 軸所受的扭矩，單位為N*mm
WT 軸的抗扭結面系數，單位為mm3
N 軸的轉速，單位r/min
P 軸的傳遞功率，單位為KW
d 計算截面處軸的直徑，單位為mm
許用扭轉切應力，單位為MPa
軸常見的幾種材料〔〕及A0的值
表2.6.1 常見的幾種材料
軸的材料
Q235-A20
Q275.35
45
40CR 3CR
〔〕
15～25
20～35
25～45
35～55
A0
149～126
126～103
126～103
112～97
注①：1）表中〔〕值是用來考慮了彎矩影響而降低了許用扭轉切應力
1）在下述情況，〔〕取較大值，A0取較小值 ，彎矩較小或只受扭矩作用，在和較平穩(wěn)，無軸。
向載荷或只有較小的軸向載荷，減速器的低速軸，軸只做單向旋轉。反之，〔〕取較小值，A0取較大值。
由上式可得軸的直徑：
d≥................(2.15)
式中 A0=查得 對于空心軸 則
d≥
式中 即空心軸的內徑d1與外徑d之比。通常取～0.6
應當指出，當軸截面上升有過槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于直徑d≥100 mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%兩個增大7%，對于直徑≤100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%-7%，兩個時增大10%-15%，然后把軸徑圓整為標準直徑，應當注意，選擇求出的直徑，只能作為承受扭矩作用的軸標準的最小直徑dmin.
2）按彎扭合成強度條件計算
通過軸的結構進行計算，軸的主要結構尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置皆以確定，軸上的載荷。（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強度校核計算。一般的軸用這種方法即可。
其步驟如下：
1〉做出軸的計算簡圖即力學模型
軸所受的載荷，是從軸上零件傳來的，計算時，常按軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起，通常把軸當作鉸鏈制作上的頭，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。
在計算簡圖時，應先求軸上受力零件的載荷（若為空間力系，應按空間分為水平分力和垂直分力，如要求出各支撐處的水平力和垂支反力，軸向反力可表示在適當的面上）。
2〉做出彎矩圖
根據上述簡圖，分別按水平面垂直面計算各力產生的彎矩并按計算結果分別做出水平面上的彎矩MH和垂直面上的彎矩ML，然后按下式計算總彎矩：
M=..........................（2.16）
3〉做出扭矩圖
4〉校核軸的強度
已知軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩大而軸徑可能不足的截面）作彎扭合成強度計算，根據第三強度理論，計算應力
..........................（2.17）
通常由彎矩所產生的彎曲應力是對稱循環(huán)變應力，而且扭矩所產生的扭矩切應力則常常不是對稱循環(huán)變應力。為了考慮兩者的循環(huán)特性的不同影響，則引入折合系數，則應力計算公式為
......................（2.18）
式中的彎曲應力對循環(huán)變應力，當扭轉切應力為靜應力時，取。當扭轉切應力為脈動切應力時，取，若扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力時，則取。
對于直徑為d的圓軸，彎曲應力，扭轉切應力為將和代入式（2.12），則軸的彎扭合成強度為：
...（2.19）
式中 軸的計算應力。單位MPa
M 軸所受的彎矩。單位為Nmm
T 軸所受的扭矩。單位為Nmm
W 軸的抗彎截面系數。單位為 mm3
對稱循環(huán)變力時軸的許用彎曲應力
由于心軸的只受彎矩而不承受扭矩，所以T=0，轉動心軸的彎矩在軸截面上所引起的應力是循環(huán)變動力。對于固定心軸，考慮啟動，停車等的影響，彎矩在軸截面上引起的應力可視為脈動循環(huán)應力。所以在應用式時，固定心軸的許用應力為，（為脈動循環(huán)變應力時的彎曲應力， ）
3〉按疲勞強度進行精確校核
這種校核的實質在于確定變應力情況下軸的安全程度。在已知軸的外形，尺寸及載荷的基礎上，即可通過分析確定出一個或幾個危險截面，求出計算安全系數Sca，并應使其稍大于或至少等于設計安全系數S，即
.........................（2.20）
僅有法向應力應滿足
.......................（2.21）
僅有扭轉切應力時應滿足
......................（2.22）
計算安全系數可按下列情況選取
S =1.3～1.5 用于材料切削，載荷與應力計算精確的。
S=1.5～1.8 用于材料不夠均勻，計算精度較低的。
S=1.8～2.5 用于材料均勻及計算精度低，或軸的直徑d＞200mm時
4〉 按靜強度條件進行校核
靜強度的校核目的在于制定軸對塑性變形的抵抗能力，這時那些瞬時過載很大，或應力循環(huán)的不對稱性較為嚴重的軸是很必要的。軸的靜強度是根據軸上作用的最大的瞬時載荷來校核的。靜強度校核的強度條件為
....................（2.23）
式中
Sca 危險截面靜強度的計算安全系數
SS 按屈服強度的設計安全系數
SS=1.2～1.4 用于高塑性材料，（制成的鋼軸
SS=1.4～1.8 用于中塑性材料，（）制成的鋼軸
SS=1.8～2 用于低塑性材料的鋼
SS=2～3 用于鑄造軸
Ssa 只考慮彎矩和軸向力的安全系數
只考慮扭矩式的安全系數
............................(2.24)
..................................(2.25)
式中： 材料的抗彎抗扭屈服極限。單位MPa
Mmax,Tmax 軸的危險截面上所受的最大彎矩和最大扭矩。單位Nmm
F amax 軸的危險截面上所受的最大軸向力。單位N
A 軸的危險截面的面積。單位mm2
W.WT 分別為截面的抗彎，抗扭截面系數。單位mm
2.6.2 軸的校核計算過程
（1）較長軸的受力比較短軸大，無論是從彎矩，扭矩還是軸向力都是長軸的大，所以在校核時只需校核長軸即可。
長軸的形狀尺寸根據所要結構來設計，下面是長軸的尺寸
圖2.6.1 長軸的尺寸
下面是周的應力分析圖
圖2.6.2 軸的應力分析
(2) 選擇頂尖中心截面出進行安全系數校核，先進行該處的彎矩M和扭矩M的計算和校核.
1)M: M由三部分組成，即垂直面上的應力彎矩M1，水平面上的應力彎矩M2。電動機和聯軸器所帶的附加彎矩M3。
1〉M1的計算：
T=955*104*P/n =955*104*11/258=407170Nmm
線卷上的圓周力
Ft=N
軸向力
Fx =0
M1=Fr*70=500Kg*9.8*70=343000Nmm
2> M2的計算
F21=F22=T=10179N
M2=Ft*70=10179*70=712530Nmm
3〉M3的計算
聯軸器的直徑為：D=130 mm
Ft’=N
附加載荷Fc取為0.25 Ft’
Fc =0.25* Ft’=0.25*6264=3132N
M3= Fc*L=3132*180=563760Nmm
所以
.............................（2.26）
=
=812655Nmm
2) :扭矩是常量數值為T
=T=407170Nmm
3) 疲勞強度計算：
在前述的各項表中查得各項系數：
...................（2.27）
=
=8.57539
S≥SP 合格
這根軸長度大，而且長，經過校核后合格，所以另一根短軸也合格。
2.7 聯軸器的選用
聯軸器是機械傳動中常用的部件。它們主要用來連接軸或軸與其它回轉部件，以傳遞運動與轉矩，有時也可用作安全裝置。
聯軸器所連接的兩軸，由于制造及安裝誤差，承載后的變形及溫度變化的影響等，往往不能保證嚴格的對中，而存在著某種程度的相對位移，這就是說在設計聯軸器時，要從結構上采取不同的措施，使之具有適應一定范圍的相對位移的功能。
根據對各種相對位移有無補償能力（即能否再發(fā)生相對位移的情況下保持連接的功能），聯軸器分為剛性聯軸器和撓性聯軸器兩大類。
絕大多數聯軸器已經標準化或規(guī)格化，所以我們一般只是選用補用設計。根據傳遞載荷的大小，軸轉速的高低，被連接兩部件的安裝精度等，參考各類聯軸器的特性，選擇一種合適的聯軸器類型。具體選擇時可考慮一下幾點：
（1）所需傳遞的轉矩大小和性質以及對緩沖減震功能的要求。例如，對大功率的重載轉矩傳動。可選用齒式聯軸器，對嚴重沖擊載荷或要求消除軸系扭轉震動的傳動，可選用輪胎式聯軸器等具有高彈性的聯軸器。
（2）聯軸器的工作轉速高低和引起的離心力大小。對于高速傳動軸，應選用平衡精度高的聯軸器，例如膜片聯軸器等，而不宜選用存在偏心的滑塊聯軸器等等。
（3） 兩軸相對位移的大小和方向。當安裝調整后，難以保持兩軸嚴格精確對中，或工作過程中兩軸將產生較大的附加相對位移時，應選用撓性聯軸器。例如當徑向位移較大時，可選滑塊聯軸器，角位移較大或相交兩軸的連接可選用萬向聯軸器。
（4） 聯軸器的可靠性和工作環(huán)境。通常由金屬原件制成的不需潤滑的聯軸器比較可靠，需要潤滑的聯軸器，其性能易受到潤滑完善程度的影響，且可能污染環(huán)境。含橡膠等非金屬元件的聯軸器對溫度，腐蝕性介質及強光等比較敏感，而且容易老化。
(5) 聯軸器的制造，安裝，維護和成本。在滿足使用性能的前提下，因選用拆裝方便，維護簡單，成本低的聯軸器。例如剛性聯軸器不但結構簡單，而且拆裝方便，可用于低速，剛性大的傳動軸。一般的非金屬彈性元件聯軸器，由于具有良好的綜合性能，廣泛用于中小功率傳動.
2.7.1 根據選擇要求和使用條件選用YL8型聯軸器，它的尺寸及標準如下圖所示：
表2.7.1 聯軸器的標準
型號
公稱扭矩(n.m)
許用轉速r/min
周孔直徑d(H7)
軸孔長度L mm
D(mm)
YL8
250
7000
42
112
130
表2.7.續(xù) 聯軸器的標準
D1
螺栓
L0
重量
kg
轉動慣量
（kg.m2）
105
數量 6
直徑 M10
229
7.29
0.043
2.7.2 所選聯軸器的樣圖
圖2.7.1 聯軸器
2.8 鍵的選用
2.8.1 鍵的選則
鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面，鍵的類型應根據鍵的連接特點，適用要求和工作條件來選擇，鍵的尺寸則按照符合標準規(guī)格和強度要求來選取。鍵的主要尺寸為其截面尺寸與長度L。鍵的截面尺寸b*h 按軸的直徑由標準選取，鍵的長度則是按照輪轂的長度來定。
根據要求選擇平鍵，尺寸如下：
表2.8.1 鍵的尺寸
軸徑
鍵
鍵槽
偏差
（較松鍵連接）
偏
差（
一般
鍵
連接）
較
緊
件
連
接
深
度
（軸）
深
度
（轂）
d
b*h
寬度
b
軸( h9)
轂
（d10）
軸
N9
轂
JS9
軸
和
轂
t
偏
差
t
偏
差
＞22
-30
12*8
12
+
0.043
0
+
0.014
+
0.050
0
-0.043
+-
0.0125
-
0.018
-
0.061
5.0
+0.2
0
3.3
+
0.2
0
2.8.2 鍵的結構圖
圖2.8.1 鍵的尺寸
2.9 螺栓聯結的強度計算
2.9.1 螺紋連接的強度計算
當兩個零件用螺栓進行聯接時，常常同時使用若干個螺栓，在開始進行強度計算時，先要進行螺栓組的受力分析，找出其中受力最大的螺栓和其所受的力，作為進行校合的依據。對整個聯結的螺栓組而言，所受到的載荷可能包括軸向載荷，橫向載荷，彎矩和轉矩等。
（1） 螺栓聯接的強度計算
松螺栓聯接裝配時，螺母不需要擰緊。在承受工作載荷之前，螺栓不受力，則它的拉伸強度條件為
……………………………………………（2.28）
或 …………………………………………………（2.29）
式中： F 工作壓力，單位為N
d1 螺栓危險截面的直徑，單位為mm
螺栓材料的許用拉應力，單位為MPa
（2） 螺栓強度計算
緊螺栓聯接裝配時，螺母需要擰緊，在擰緊矩作用下，螺栓除受預緊力的拉伸而產生拉伸應力外，還受螺紋摩擦力矩的扭轉而產生的扭轉切應力，使螺栓處于拉伸扭轉的復合應力狀態(tài)下。由于螺栓材料是塑性的，固可根據第四強度理論，求出計算應力為：
……………………………（2.30）
所以，螺栓的危險截面的拉伸強度條件為
……………………………………………（2.31）
式中： F0 螺栓所受的預緊力，單位為N
其余的和前相同。
2.9.2 螺栓組聯接的設計
螺栓組聯接結構設計的主要目的，在于合理的確定連接結合