12級主軸箱-車床主運動機械變速傳動系統(tǒng)設計【N=22.4~1000;公比1.41;Z=12；P=7.5KW含3張CAD圖-獨家】.zip,N=22.4~1000,公比1.41,Z=12,P=7.5KW含3張CAD圖-獨家,12,主軸,車床,運動,機械,變速,傳動系統(tǒng),設計,22.4,1000,公比,1.41,7.5,KW,CAD,獨家 目錄 一、設計目的 - 2 - 二、設計步驟 - 2 - 1.運動設計 - 2 - 1.1已知條件 - 2 - 1.2結(jié)構(gòu)分析式 - 2 - 1.3 繪制轉(zhuǎn)速圖 - 3 - 1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 - 5 - 2.動力設計 - 6 - 2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 - 6 - 2.2 帶傳動設計 - 6 - 2.3 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 - 8 - 3. 齒輪齒根彎曲疲勞強度校核 - 11 - 3.1校核a傳動組齒輪 - 11 - 3.2 校核b傳動組齒輪 - 13 - 3.3校核c傳動組齒輪 - 14 - 4. 各軸的設計及主軸的校核 - 16 - 4.1 確定各軸最小直徑 - 16 - 4.2主軸的計算及校核 - 17 - 4.3多片式摩擦離合器的設計計算 - 18 - 4.4各軸軸承選擇 - 20 - 三、總結(jié) - 20 - 四、參考文獻 - 21 - 一、設計目的 通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設計和計算能力。 二、設計步驟 1.運動設計 1.1已知條件 [1]公比:φ=1.41 [2]轉(zhuǎn)速級數(shù)：Z=12 [3]確定轉(zhuǎn)速范圍： 主軸最小轉(zhuǎn)速:nmin=22.4r/min 可得調(diào)速范圍：Rn=φZ-1=1.4112-1=43.79 最大轉(zhuǎn)速:nmax=nmax=nmin*Rn=22.4*43.79 =980r/min 查表取標準轉(zhuǎn)速nmax=1000r/min [4]電動機功率：P=7.5KW 1.2結(jié)構(gòu)分析式 ⑴ ⑵ [3] 從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小， 根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下： 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： R2=φX2*(P2-1) 其中φ=1.41，X2=6，P2=2 所以R2=1.416*(2-1)=8 ，合適。 1.3 繪制轉(zhuǎn)速圖 ⑴選擇電動機 一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據(jù)原則條件選擇Y132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。 其同步轉(zhuǎn)速1440r/min,額定功率7.5KW ⑵分配總降速傳動比 總降速傳動比 i=nminnd=22.41440=0.016 又電動機轉(zhuǎn)速nd=1440r/min不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準，因而增加一定比傳動副。 [3]確定傳動軸軸數(shù) 傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ⑷確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖 由nmin= 22.4r/min, ?=1.41,Z=12確定各級轉(zhuǎn)速： 1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5、22.4r/min。 19:76 25:71 30:60 37:53 63:32 48:48 45:45 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比i=1440/500=2.88 。下面畫出轉(zhuǎn)速圖（電動機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）。 [5]確定各變速組傳動副齒數(shù) ①傳動組a: ai1=1/φ2=1/2， ai2=1/φ=1/1.41， ai3=1/1 查《實用機床設計手冊》表2.3-4, 可取SZ=90,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：30、37、45。 可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：60、53、45。 ②傳動組b: bi1=1/φ3=1/2.82， bi2=1/1 查《實用機床設計手冊》表2.3-4, 可取 SZ=96，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：25、48。 于是得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：71、48。 ③傳動組c: ci1=1φ4=1/3.98, ci2=φ2=2 查《實用機床設計手冊》表2.3-4, 可取SZ=95, ci1=1/3.98為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為19； ci2=2為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為32。 得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為19，63； 得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為76,32。 1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 355 125 48 53 76 32 19 63 71 25 48 45 45 60 30 37 2.動力設計 2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 ⑴確定主軸計算轉(zhuǎn)速：主軸的計算轉(zhuǎn)速為 nIV=nminφz3-1=22.4*1.41123-1=63 r/min ⑵各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速： 軸Ⅲ可從主軸63 r/min按19/76的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速 250 r/min；軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速為250r/min；軸Ⅰ的計算轉(zhuǎn)速為500r/min。 [3]各齒輪的計算轉(zhuǎn)速 傳動組c中， 只需計算z =19的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為63 *76/19=250 r/min； 傳動組b計算z = 25的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為250r/min； 傳動組a應計算z = 30的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為500r/min。 [4]核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 n實=1440*125355*4545*4848*6332=998 r/min n標=980r/min n實-n標n標=998 -980980=1.86%≤10φ-1=4.1% 所以合適。 2.2 帶傳動設計 電動機轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=1440/500=2.88 ，兩班制， 一天運轉(zhuǎn)16.1小時，工作年數(shù)10年。 1 定計算功率 取KA=1.1，則Pca=KAP=8.25KW ⑵選取V帶型 根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率，選A型帶。 ⑶確定帶輪直徑和驗算帶速 查表小帶輪基準直徑d1=125mm,d2=125*i=125*2.88 =355mm 驗算帶速成v=πd1n160*1000 其中 -小帶輪轉(zhuǎn)速(r/min)； -小帶輪直徑(mm)； v=3.14*125*1440600*1000=9.42 m/s∈[5,25]，合適。 [4]確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為,則 0.55(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2) 于是 264 ≤a0≤960 ,初取中心距為a0=400mm。 帶長L0=2a0+π2d1+d2+d2-d124a0 =2*400+3.142125+355+355-12524*400=1587 mm 查表取相近的基準長度Ld，Ld=1600mm。 帶傳動實際中心距a=a0+Ld-L02=400+1600-1587 2=407 mm [5]驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于。 α1≈180-d2-d1a*57.3=147 °>120°, 合適 [6]確定帶的根數(shù) Z=PcaP0+?P0kαkL 其中： P0=1.93 P0為α1=180°，載荷平穩(wěn)，i=1，特定基準長度時單根V帶的額定功率，由《實用機床設計手冊》圖3.2-3，3.2-4得： ?P0=0.09 ?P0 為時傳遞功率的增量，由《實用機床設計手冊》圖3.2-3，3.2-4得： kα=0.91 kα為按小輪包角；由《實用機床設計手冊》表3.2-6查得 kL=0.99 kL為長度系數(shù)；由《實用機床設計手冊》表3.2-6查得 為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于10。 Z=8.251.93+0.09*0.91*0.99 =4.53 取5 [7]計算帶的張緊力 F0=500pcavZ2.5-kαkα+qv2 其中： -帶的傳動功率,8.25KW； v-帶速,9.42 m/s； q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.1kg/m。 由《實用機床設計手冊》表3.2-1查得 F0=500*8.259.42 *5*2.5-0.910.91+0.1*9.42 2=161.90 N [8]計算作用在軸上的壓軸力 FQ≈2ZF0sinα12≈2*5*161.90 *sin147 2 =1552.22 N 2.3 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 ⑴模數(shù)的確定(按齒面接觸疲勞計算齒輪模數(shù))： a傳動組：只需計算齒數(shù)最小齒輪模數(shù) 計算30齒齒輪的模數(shù)： mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2 其中: i-公比 ； i=2； k1-工況系數(shù)；取1.2 k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.95=7.125Kw η=η帶η軸承=0.96*0.99=0.95 φm-齒寬系數(shù)；取8 z1-小齒輪齒數(shù)；取30 nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速；500r/min [σj]-齒輪許用接觸應力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa mj=1630032+1*1.2*1.4*1.12*7.1258*302*2*500*11002=2.71 取m =3 mm。 于是傳動組a的齒輪模數(shù)取m =3 mm，b =24mm。 軸Ⅰ上齒輪的直徑： da1=3 *45=135mm, da2=3 *37=111mm, da3=3 *30=90mm 軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： da1'=3 *45=135mm, da2'=3 *53=159mm,da3'=3 *60=180mm b傳動組： 按最小齒數(shù)25的齒輪計算： mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2 其中: i-公比 ； i=2.82； k1-工況系數(shù)；取1.2 k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.92=6.9Kw η=η帶η軸承η軸承η齒輪=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92 φm-齒寬系數(shù)；取8 z1-小齒輪齒數(shù)；取25 nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速；250 r/min [σj]-齒輪許用接觸應力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa mj=1630032.82+1*1.2*1.4*1.12*6.98*252*2.82*250*11002=3.69 2.71 取m =4 mm。 于是傳動組b的齒輪模數(shù)取m =4 mm，b =32mm。 軸II上齒輪的直徑： db1=4 *48=192mm, db2=4 *25=100mm 軸III上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： db1'=4 *48=192mm, db2'=4 *71=284mm c傳動組： 按最小齒數(shù)19的齒輪計算： mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2 其中: i-公比 ； i=3.98； k1-工況系數(shù)；取1.2 k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.89=6.675Kw η=η帶η軸承3η齒輪2=0.96*0.993*0.982=0.89 φm-齒寬系數(shù)；取8 z1-小齒輪齒數(shù)；取19 nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速；250 r/min [σj]-齒輪許用接觸應力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa mj=1630033.98+1*1.2*1.4*1.12*6.6758*192*3.98*250*11002=4.27 取m =5 mm。 于是傳動組c的齒輪模數(shù)取m =5 mm，b =40mm。 軸III上齒輪的直徑： dc1=5 *63=315mm, dc2=5 *19=95mm 軸IV上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： dc1'=5 *32=160mm, dc2'=5 *76=380mm 3. 齒輪齒根彎曲疲勞強度校核： 3.1校核a傳動組齒輪 校核最小齒輪齒數(shù)為30的即可，確定各項參數(shù) 計算公式:mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw] mw≤m 式中，k1-工況系數(shù)；取1.2 k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=2.12 *0.72*0.78*0.77=0.92 其中， kT=m60n1TC0=660*500*60002*106=2.12 n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計算，取500r/min T-齒輪的平均工作時間；T=TSN ,查《金屬切削機床設計指導》表30，得T=18000/3=6000 C0-基準循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表31，得C0=2x106 m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表31得m=6 kn-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表31得，kn=0.72 kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表33得，kp=0.78 kq-材料強化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表34得，kq=0.77 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.95=7.125 η=η帶η軸承=0.96*0.99=0.95a Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)30 Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表27 得Y=0.444 B-齒寬；經(jīng)前面計算得B=24mm nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速；500r/min m-齒輪模數(shù)；經(jīng)前面計算得m=3 σw-齒輪齒根許用彎曲應力；查《金屬切削機床設計指導》表37 得σw=320MPa mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*0.92 *7.12530*0.444*8*500*320=0.23 mw≤m,故齒輪通過校核。 3.2 校核b傳動組齒輪 校核最小齒輪齒數(shù)為25的即可，確定各項參數(shù) 計算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw] mw≤m 式中，k1-工況系數(shù)；取1.2 k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=1.89 *0.72*0.78*0.77=0.82 其中， kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=1.89 n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計算，取250r/min T-齒輪的平均工作時間；T=TSN ,查《金屬切削機床設計指導》表30，得T=18000/3=6000 C0-基準循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表31，得C0=2x106 m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表31得m=6 kn-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表31得，kn=0.72 kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表33得，kp=0.78 kq-材料強化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表34得，kq=0.77 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.92=6.9 η=η帶η軸承η軸承η齒輪=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92 Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)25 Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表27 得Y=0.42 B-齒寬；經(jīng)前面計算得B=32mm nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速；250r/min m-齒輪模數(shù)；經(jīng)前面計算得m=4 σw-齒輪齒根許用彎曲應力；查《金屬切削機床設計指導》表37 得σw=320MPa mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*0.82 *6.925*0.42*8*250*320=0.35 mw≤m,故齒輪通過校核。 3.3校核c傳動組齒輪 校核齒數(shù)為19的即可，確定各項參數(shù) 計算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw] mw≤m 式中，k1-工況系數(shù)；取1.2 k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=1.89 *0.72*0.78*0.77=0.82 其中， kT=m60n1TC0=660*355 *60002*106=1.89 n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計算，取250 r/min T-齒輪的平均工作時間；T=TSN ,查《金屬切削機床設計指導》表30，得T=18000/3=6000 C0-基準循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表31，得C0=2x106 m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表31得m=6 kn-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表31得，kn=0.72 kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表33得，kp=0.78 kq-材料強化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》 表34得，kq=0.77 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.89=6.675 η=η帶η軸承3η齒輪2=0.96*0.993*0.982=0.89 Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)19 Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表27 得Y=0.386 B-齒寬；經(jīng)前面計算得B=40mm nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速；250 r/min m-齒輪模數(shù)；經(jīng)前面計算得m=5 σw-齒輪齒根許用彎曲應力；查《金屬切削機床設計指導》表37 得σw=320MPa mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*0.82 *6.67519*0.42*8*250 *320=0.41 mw≤m,故齒輪通過校核。 4. 各軸的設計及主軸的校核 4.1 確定各軸最小直徑 計算公式：d≥914Pnj 式中：d—軸的危險斷面處的直徑（mm），當軸上有一個鍵槽時， d值應增大4%-5%；當同一斷面上有兩個鍵槽時，d值應增大7%-10%。當軸為花鍵時，則軸的內(nèi)徑可比 d值減小7%。 P—該軸傳遞的額定功率（KW）。 nj—該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 取傳遞效率，η帶=0.96，η軸承=0.99，η齒=0.98 （1）I軸的直徑： I軸傳遞功率PI=Pdη帶η軸承=7.5*0.96*0.99=7.13 KW d≥914PInj=9147.13 500=31.44 mm， 考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=35mm （2）II軸的直徑： II軸傳遞功率PII=PIη齒η軸承=7.13 *0.98*0.99=6.92 KW d≥914PIInj=9146.92 250=37.11 mm， 考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=40mm （3）III軸的直徑： III軸傳遞功率PIII=PIη齒η軸承=6.92 *0.98*0.99=6.71 KW d≥914PIIInj=9146.71 250 =36.83 mm， 考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=40mm （4）IV軸（主軸）的直徑： IV軸傳遞功率PIV=PIIIη齒η軸承=6.71 *0.96*0.99=6.51 KW d≥914PIVnj=9146.51 63 =51.59 mm， 圓整取d=56mm 4.2主軸的計算及校核 （1）選擇主軸軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 最大加工直徑400mm，P=7.5KW.經(jīng)查《實用機床設計手冊》表3.11-6：得： 前軸頸應為110-145mm, 初選D1=110mm, 后軸頸D2=(0.7-0.85)D1,取D2=85mm, 取主軸中空孔直徑為0.5D2=42mm, 前軸承為NN3022K,后軸承為NN3017K, 根據(jù)結(jié)構(gòu),初定懸伸長度a1=75mm 根據(jù)經(jīng)驗，主軸的跨距L=3~5a1，初定l=350mm （2）主軸前端位移驗算： 為了保證機床的加工精度，必須限制主軸懸伸端處的位移不能超過允許值，近似計算中可不計軸承變形的影響。通過計算和實驗可知，主軸端部由主軸變形引起的位移占總位移的50%~80%，一般可取60%。由軸承變形引起的位移占20%~40%。 主軸受力簡圖如下： 計算公式：KS'≥1.66KA 其中 KS'=300D4aA2(L+aA) ，KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2 式中：D-主軸當量外徑,簡化計算為D=(D1+D2)/2=9.75mm aA=75mm aB=0.4Dmax=0.4*400=160mm L=350mm KB=Kcbblim2ξ(1+ξ)cosβcosα 查表9-8取當V=50m/min,f=0.1mm/r時，Kcb=2.46N/μm.mm, β=68.8°，blim=0.015Dmax=6mm。 查表9-9取ξ=0.03 車削外圓式一般取α=45° 故：KB=Kcbblim2ξ(1+ξ)cosβcosα=2.46*62*0.025（1+0.025）cos68.8*cos45=55.98 N/μm KS'=300D4aA2(L+aA)=300*9.7547.52*(35+7.5)=1134.04 N/μm KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2=55.98 *0.6*1602752+0.4*1+16035021+753502=185.12 N/μm KS'≥1.66KA 可以看出，主軸的剛度是合格的。 4.3多片式摩擦離合器的設計計算 查取教材10.6，選用材料為銅-銅基粉末冶金材料，并選擇干式型離合器。 （1）確定外離合器的直徑D1 對于軸裝式，D1=d+2-6mm=110+(2-6)=112-116 最終取D1=114mm （2）確定內(nèi)摩擦片的外徑D2 D2=D1φ 其中φ取0.57-0.75，此處取0.6 則D2=D10.6=1140.6=152.00 mm 圓整取D2=152mm （3）計算摩擦面中徑Dm及摩擦面平均線速度Vm Dm=D1+D22=114+1522=133mm v=πnDm60000=3.14*500*13360000=3.48 m/s （4）計算摩擦片對數(shù)Z KZZ=12MnK103πf[p]（D23-D13)KvKm 式中K-安全系數(shù)，取1.3-1.5，此處取1.4 f-摩擦系數(shù)，查表10.6，取0.28 p-材料的許用壓強，查表10.6，取1 Kv-速度修正系數(shù)，查表10.7得：0.86 Km-每小時結(jié)合數(shù)修正系數(shù)，對于干式型離合器，取1 KZ-摩擦面對數(shù)修正系數(shù) Mn-離合器傳遞的扭矩。 Mn=9550*Pn=9550*7.5500=143.25 N.m KZZ=12MnK103πf[p]（D23-D13)KvKm=12*143.25 *1.4*1033.14*0.28*1*1523-1143*0.86*1=1.57 查表10.9取Z=3 （5）計算主動片數(shù)i1和被動片數(shù)i2 i1=Z2+1=32+1=2.5，取3 i2=Z2=32=1.5，取2 總片數(shù)i=i1+i2=3+2=5 （6）計算軸向壓力 Q=π4(D22-D12)[p] Kv=3.144*1522-1142*1* 0.86=6823.91 N 4.4各軸軸承選擇 主軸：根據(jù)外徑D1=110，D2=85 前端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3022K,其內(nèi)徑為110，外徑為170 后端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3017K,其內(nèi)徑為85，外徑為130 I軸：根據(jù)計算I軸外徑為35 選擇圓錐滾子軸承30207,其內(nèi)徑為35，外徑為72 II軸：根據(jù)計算II軸外徑為40 選擇圓錐滾子軸承30208,其內(nèi)徑為40，外徑為80 III軸：根據(jù)計算III軸外徑為40 選擇圓錐滾子軸承30208,其內(nèi)徑為40，外徑為80 三、總結(jié) 金屬切削機床的課程設計任務完成了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學們的共同努力下，再加上老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次設計任務。本次設計鞏固和深化了課堂理論教學的內(nèi)容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強化. 四、參考文獻 ［1］工程學院機械制造教研室 主編.金屬切削機床指導書. ［2］濮良貴 紀名剛主編.機械設計(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月 [3］毛謙德 李振清主編.《袖珍機械設計師手冊》第二版.機械工業(yè)出版社,2002年5月 ［4］《減速器實用技術(shù)手冊》編輯委員會編.減速器實用技術(shù)手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1992年 ［5］戴曙 主編.金屬切削機床.北京:機械工業(yè)出版社,2005年1月 [6]《機床設計手冊》編寫組 主編.機床設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1980年8月 ［7］華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學主編.機床設計圖冊.上海:上海科學技術(shù)出版社,1979年6月 - 30 -