最大加工直徑為250mm的普通車床主軸箱部件設計【P=3kw 280 1400 1.26 8級】

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目 錄第 1 章 緒論11.1 課程設計的目的.11.2 課程設計的內容11.2.1 理論分析與設計計算11.2.2 圖樣技術設計11.2.3 編制技術文件.11.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求.2第 2 章 車床參數的擬定32.1 車床主參數和基本參數32.2 車床的變速范圍 R 和級數 Z .32.3 確定級數主要其他參數32.3.1 擬定主軸的各級轉速32.3.2 主電機功率—— 動力參數的確定32.3.3 確定結構式.42.3.4 確定結構網.42.3.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖.42.4 確定各變速組此論傳動副齒數.62.5 核算主軸轉速誤差.6第 3 章 傳動件的計算73.1 帶傳動設計.73.2 選擇帶型83.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速83.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角93.5 確定帶的根數 z.103.6 確定帶輪的結構和尺寸103.7 確定帶的張緊裝置103.8 計算壓軸力103.9 計算轉速的計算.123.10 齒輪模數計算及驗算.133.11 傳動軸最小軸徑的初定.163.12 主軸合理跨距的計算.17第 4 章 主要零部件的選擇194.1 軸承的選擇.194.2 鍵的規(guī)格.194.3 主軸彎曲剛度校核.194.4.軸承校核204.5 潤滑與密封.20第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算 .21第 6 章 主要零部件的選擇236.1 電動機的選擇236.2 軸承的選擇.236.3 變速操縱機構的選擇236.4 軸的校核.236.5 軸承壽命校核.25第 7 章 主軸箱結構設計及說明277.1 結構設計的內容、技術要求和方案.277.2 展開圖及其布置.27結束語29參考文獻30最大加工直徑為 250mm 的普通車床的主軸箱部件設計摘 要本設計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞:傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式The Maximum Machining Diameter of 250mmDesign of Spindle BoxAbstractThis design focuses on the design procedure of the main drive system of the machine tool, and according to the determined motion parameters, the total center distance of the gearbox is the minimum. In the main drive system of the machine tool, to reduce the number of gears, to simplify the structure, shorten the axial size, the design method of the tooth number of the gear is the trial and error, and the calculation is troublesome and difficult to find out the reasonable design scheme. In this paper, the characteristics of the main transmission system of the triple slip gear transmission characteristics of the analysis and research, drawing parts of the work plan and the main axis box expansion plan and section.Key words: transmission system design, transmission, structure, structure, structure0第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內容《機械系統(tǒng)設計》課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術文件（1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。11.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求題目：普通車床主軸箱設計車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最高轉速Nmax( )minr正轉最低轉速nmin( )ir電機功率N（kw）公比 ?250 1400 280 3 1.262第 2 章 車床參數的擬定2.1 車床主參數和基本參數車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最高轉速nmax ( )mir正轉最低轉速nmin( )ir電機功率N（kw）公比 ?250 1400 280 3 1.262.2 車床的變速范圍 R 和級數 ZR= =minax140528?由公式 R= ，其中 =1.26，R=5，可以計算級數 z=81Z??2.3 確定級數主要其他參數2.3.1 擬定主軸的各級轉速依據題目要求選級數 Z=8， =1.26=1.064考慮到設計的結構復雜程度要適?中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為：288，355，450，560，710，900，1120，14002.3.2 主電機功率——動力參數的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。根據題設條件電機功率為 3KW可選取電機為：Y100L2-4 額定功率為 3KW，滿載轉速為 1420r/min.32.3.3 確定結構式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現變速。取 Z=8 級 則 Z=22?對于 Z=8 可分解為：Z=2 1×22×24。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 =280 Z=8 =1.26max140n?min?2.3.4 確定結構網根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.264=3.95〈8 滿足要求，其結構網如圖 2-1。Z=21×22×242.3.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉速圖：4（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖52.4 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求 Zmin≥18~20,齒數和 Sz≤100～120，由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1.58 1:1.26 1.26：1 1:1.26 1.26：1 1：2代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數 36 58 42 52 47 37 37 47 49 39 29 592.5 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％=2.6％n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 ?各級轉速誤差n 1400 1120 900 710 560 450 355 280n` 1407.8 1122.1 904.5 716.05 563.6 453.2 358.6 283.2誤差 1.4％ 0.4％ 1.4％ 0.4％ 1.4％ 0.4％ 1.4％ 1.4％轉速誤差小于 2.6％，因此不需要修改齒數。6第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=3kW,轉速 n1=1420r/min,n2=1120r/min3.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數 AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（） ；離心式壓縮機；7.5kW?輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；發(fā)電機；旋7.5k?轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根據 V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查《機械設計》P 296表74，取 KA＝1.1。即 1.3.kWdAedPK???3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按《機械設計》P297 圖 13－11 選取。根據算出的 Pd＝3.3kW 及小帶輪轉速 n1＝1420r/min ，查圖得：dd=80～100 可知應選取 A 型 V 帶。3.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據 P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=1.6,01.6=2dd??由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =125mm2d8① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動2115=.26()0(%)di??????A ?率）誤差 符合要求1.650%.752i????A② 帶速 1140v=./6dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊л嗊x H 型孔板式結構，大帶輪選擇 E 型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.7 確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。3.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝117.39N，上面已得到 =177.57，z=3，則1a101a17.52sin=3.9sinN=04.182ooFz???對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側面間的夾角是 40°，為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定） ，輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板） ，用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數 外徑 d a 1132° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時)，如圖 7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 7-6d。（a） （b） （c） （d）圖 7-6 帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.9 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速n j，由公式 n =n 得，主軸的計算轉速jmi)13/(??znj=381.05r/min，取450r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸2=900 r/min，軸1=1120r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。表 3-1 各軸計算轉速12（3） 確定齒輪副的計算轉速。3-2。表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j1120 1120 900 900 4503.10 齒輪模數計算及驗算（1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可321][)(jjmnuzP???得各組的模數，如表 3-3 所示。表 3-3 模數（2）基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數 42 52 36 58分度圓直徑 105 130 90 145齒頂圓直徑 110 135 95 150齒根圓直徑 98.75 123.5 83.75 138.75齒寬 20 20 20 20軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 1120 900 450組號 基本組 第一擴大組模數 mm 2.5 2.513按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉速（r/min）. =500（r/min） ;jnjm-----初算的齒輪模數（mm）, m=2.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=20（mm）;z----小齒輪齒數；z=36;u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=1.6;-----壽命系數；sK=sTnNKq----工作期限系數；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（ r/min）, =500（r/min ）1n1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;14----轉速變化系數，查 【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查 【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查 【5】2 上，取 =12 2------齒向載荷分布系數，查 【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數 47 37 37 47分度圓直徑 117.5 92.5 92.5 117.5齒頂圓直徑 122.5 97.5 97.5 122.5齒根圓直徑 111.25 86.25 86.25 111.25齒寬 20 20 20 20第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 15齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數 49 39 29 59分度圓直徑 147 117 87 177齒頂圓直徑 153 123 93 183齒根圓直徑 139.5 109.5 79.5 169.5齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5 ， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.11 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?16N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.12 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=3kw，根據【1】表 3.20，前軸徑應為 60~90mm。初步選取 d1=80mm。后軸徑的 d2=（0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據設計方案，前軸承為 NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP350設該機床為車床的最大加工直徑為 250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據 文獻【1】 式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4017KA= 1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.8691主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。18第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.3 主軸彎曲剛度校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：a 主軸的前端部撓度 []0.250.1sy????b 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承c 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒(2)計算如下：前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.當量外徑 de= =21D?m2851045?主軸剛度：19因為 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAi剛度要求：主軸的剛度可根據機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定4.4.軸承校核????610()1739hCLThnP????4.5 潤滑與密封主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：1）密封圈——加密封裝置防止油外流。 。2）疏導——在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。20第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算設計多片式摩擦離合器時，首先根據機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內徑 d 應比花鍵軸大 2～6mm，內摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內部結構布局，故應合理選擇。摩擦片對數可按下式計算Z≥2MnK/ f b[p]?20D式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm） ；Mn＝955 × η/ ＝ 955× ×3×0.98/800＝1.28× （N·mm）;410djn410510Nd——電動機的額定功率（kW） ；——安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min） ；jη——從電動機到離合器軸的傳動效率；K——安全系數，一般取 1.3～1.5；f——摩擦片間的摩擦系數，由于磨擦片為淬火鋼，查《機床設計指導》表 2-15，取 f=0.08；——摩擦片的平均直徑（ mm）;0D=（D+d）/2＝67mm;b——內外摩擦片的接觸寬度（mm） ；b=（D-d）/2=23mm；——摩擦片的許用壓強（N/ ） ；??p2m＝ ＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.8360t????vKmz——基本許用壓強（ MPa） ，查《機床設計指導》表 2-15，取0t1.1；——速度修正系數v＝ n/6× =2.5（m/s）p?02D41根據平均圓周速度 查《機床設計指導》表 2-16，取 1.00；pv21——接合次數修正系數，查《機床設計指導》表 2-17，取mK1.00；——摩擦結合面數修正系數，查 《機床設計指導》表 2-18，取z0.76。所以 Z≥2MnK/ f b[p]?20D＝2×1.28× ×1.4/（3.14 ×0.08× ×23×0.836＝11 510267臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗 確定，一般取kP＝0.4 ＝0.4×11＝4.4 kPdN最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q，可按下式計算：Q= b (N)＝1.1 ×3.14× ×23×1.00＝3.57×0tp?????2DvK267510式中各符號意義同前述。摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm） ，內外層分離時的最大間隙為 0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用 10 或 15 鋼，表面滲碳 0.3～0.5（mm）,淬火硬度達HRC52～62。22第 6 章 主要零部件的選擇 6.1 電動機的選擇轉速n＝1420r/min，功率P＝3kW選用Y系列三相異步電動機 6.2 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C6.3 變速操縱機構的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。6.4 軸的校核（a） 主軸的前端部撓度 []0.250.1sy????（b） 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承（c） 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒65170850236851095D1.07 879il mL??????? ??平 均 總E 取為 ，52.10MPa??44 40875(1)(1)3690()66dI????????4349.9253.9282zpF Ndn?主 計件 （ ）23，0.457()yzFN?0.2517()xzFN?由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算 4429193.852)QPmzn???主計主 主 （將其分解為垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyFF?????可得 2105(),647()zyN801352)3ZMl Nm??A件25764(yyFl?件131025)xxd??A件主軸載荷圖如下所示：由上圖可知如下數據：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm24計算（在垂直平面）, ,1()6QZFabclyEI???2()3ZFcylEI??3(23)6zMcylEI??230.17sz， ，()QZabIl??齒 1 (2)6ZlcI?齒 2 (3)ZlcI?齒 35.9?????齒 齒 齒 2齒 3， ，()6QZFlEI軸 承 1 zFlEI軸 承 23ZMlI?軸 承5.10???軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3計算（在水平面）, ,1()6QyFabclEI???2()3yFclEI??3()(23)6yxclEI??230.17sy， ，()QabIl??齒 1 (2)6ylcI?齒 2()(3yxMlcI??齒 35.8?????齒 y齒 齒 2齒 3， ，()6QyFlEI軸 承 1 yFlEI軸 承 2()3yxlEI?軸 承5.10???軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3合成： 20.18.sszyy???2501??齒 齒 齒 .3.?軸 承 軸 承 Z軸 承 Y6.5 軸承壽命校核由 П 軸最小軸徑可取軸承為 7008C 角接觸球軸承,ε=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0。對Ⅱ軸受力分析25得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × = hn1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??≥[L 10h]=15000h軸承壽命滿足要求。