12級主軸箱-車床主運動機械變速傳動系統(tǒng)設計【N=16~710;公比1.41;Z=12；P=7.5KW含2張CAD圖-獨家】.zip,N=16~710,公比1.41,Z=12,P=7.5KW含2張CAD圖-獨家,12,主軸,車床,運動,機械,變速,傳動系統(tǒng),設計,16,710,公比,1.41,7.5,KW,CAD,獨家 目錄 一、設計目的 - 2 - 二、設計步驟 - 2 - 2.1.運動設計 - 2 - 2.1.1已知條件 - 2 - 2.1.2結構分析式 - 2 - 2.1.3 繪制轉(zhuǎn)速圖 - 3 - 2.1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 - 5 - 2.2.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 - 2.2.1校核a傳動組齒輪 - 11 - 2.2.2 校核b傳動組齒輪 - 13 - 2.2.3校核c傳動組齒輪 - 14 - 2.3. 各軸的設計及主軸的校核 - 16 - 2.3.1 確定各軸最小直徑 - 16 - 2.3.2主軸的計算及校核 - 17 - 2.3.3多片式摩擦離合器的設計計算 - 18 - 2.3.4各軸軸承選擇 - 20 - 三.結構設計及說明 - 20 - 3.1 結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案 - 20 - 3.2 展開圖及其布置 - 21 - 3.3 齒輪塊設計 - 21 - 3.4 傳動軸的設計 - 22 - 3.5 潤滑與密封 - 23 - 3.6 其他問題 - 24 - 四、總結 - 24 - 五、參考文獻 - 25 - 一、設計目的 通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術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，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。 二、設計步驟 2.1.運動設計 2.1.1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=16r/min 可得調(diào)速范圍：Rn=φZ-1=1.4112-1=43.8 最大轉(zhuǎn)速:nmax=nmin*Rn=16*43.8 =701r/min 查表取標準轉(zhuǎn)速nmax=710r/min [4]電動機功率：P=7.5KW 2.1.2結構分析式 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構網(wǎng)。從而確定結構網(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。 2.1.3 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Y160L-8型Y系列籠式三相異步電動機。 其同步轉(zhuǎn)速720r/min,額定功率7.5KW ⑵分配總降速傳動比 總降速傳動比 i=nminnd=16720=0.022 又電動機轉(zhuǎn)速nd=720r/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= 16r/min, ?=1.41,Z=12確定各級轉(zhuǎn)速： 710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5、22.4、16r/min。 18:72 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31.5 22.4 16 30:60 37:53 45:45 24:48 60:30 42:30 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比i=720/250=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=φ/1=1.41/1， ai2=1/φ2=1/2 查《實用機床設計手冊》表2.3-4, 可取SZ=72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：42、24。 可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：30、48。 ②傳動組b: bi1=1/1， bi2=1/ φ=1/1.41，bi2=1/ φ2=1/2 查《實用機床設計手冊》表2.3-4, 可取 SZ=90，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：45、37、30。 于是得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：45、53、60。 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=90, ci1=1/3.98為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為18； ci2=2為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為30。 得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為18，60； 得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為72,30。 2.1.4 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： 53 37 45 30 72 30 18 60 30 60 45 48 42 24 375 132 2.2.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=16*1.41123-1=45 r/min ⑵各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速： 軸Ⅲ可從主軸45 r/min按18/72的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速 180 r/min；軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速為180r/min；軸Ⅰ的計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 [3]各齒輪的計算轉(zhuǎn)速 傳動組c中， 只需計算z =18的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為45 *72/18=180 r/min； 傳動組b計算z = 37的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為180r/min； 傳動組a應計算z = 24的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 [4]核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 n實=720*132375*4230*4545*6030=710 r/min n標=710r/min n實-n標n標=710 -710710=0.05%≤10φ-1=4.1% 所以合適。 2.2 帶傳動設計 電動機轉(zhuǎn)速n=720r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=720/250=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=132mm,d2=132*i=132*2.88 =375mm 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*132*720600*1000=4.97 m/s∈[4,25]，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 278.85 ≤a0≤1014 ,初取中心距為a0=400mm。 帶長L0=2a0+π2d1+d2+d2-d124a0 =2*400+3.142132+375+375-13224*400=1633 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+1600-1633 2=384 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=145 °>120°, 合適 [6]確定帶的根數(shù) Z=PcaP0+?P0kαkL 其中： P0=1.11 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=8.251.11+0.09*0.91*0.99 =7.63 取8 [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,4.97 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*8.254.97 *8*2.5-0.910.91+0.1*4.97 2=183.61 N [8]計算作用在軸上的壓軸力 FQ≈2ZF0sinα12≈2*8*183.61 *sin145 2 =2802.69 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24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24 nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速；355r/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*242*2*355*11002=3.53 取m =4 mm。 于是傳動組a的齒輪模數(shù)取m =4 mm，b =32mm。 軸Ⅰ上齒輪的直徑： da1=4 *42=168mm, da2=4 *0=0mm, da3=4 *24=96mm 軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： da1'=4 *30=120mm, da2'=4 *0=0mm,da3'=4 *48=192mm b傳動組： 按最小齒數(shù)30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30 nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速；180 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*302*2.82*180*11002=3.77 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 *45=180mm, db2=4 *30=148mm 軸III上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： db1'=4 *45=180mm, db2'=4 *60=212mm c傳動組： 按最小齒數(shù)18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18 nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速；180 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*182*3.98*180*11002=4.44 取m =4.5 mm。 于是傳動組c的齒輪模數(shù)取m =4.5 mm，b =36mm。 軸III上齒輪的直徑： dc1=4.5 *60=270mm, dc2=4.5 *18=81mm 軸IV上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： dc1'=4.5 *30=135mm, dc2'=4.5 *72=324mm 3. 齒輪齒根彎曲疲勞強度校核： 2.2.1校核a傳動組齒輪 校核最小齒輪齒數(shù)為24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=2.00 *0.72*0.78*0.77=0.86 其中， kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=2.00 n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計算，取355r/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)24 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；355r/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*0.86 *7.12524*0.42*8*355*320=0.31 mw≤m,故齒輪通過校核。 2.2.2 校核b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=1.79 *0.72*0.78*0.77=0.77 其中， kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=1.79 n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計算，取180r/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)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=32mm nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速；180r/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*0.77 *6.930*0.444*8*180*320=0.35 mw≤m,故齒輪通過校核。 2.2.3校核c傳動組齒輪 校核齒數(shù)為18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=1.79 *0.72*0.78*0.77=0.77 其中， kT=m60n1TC0=660*355 *60002*106=1.79 n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計算，取180 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)18 Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表27 得Y=0.378 B-齒寬；經(jīng)前面計算得B=36mm nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速；180 r/min m-齒輪模數(shù)；經(jīng)前面計算得m=4.5 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*0.77 *6.67518*0.444*8*180 *320=0.48 mw≤m,故齒輪通過校核。 2.3. 各軸的設計及主軸的校核 2.3.1 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=9147.13 355=34.26 mm， 考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=38mm （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=9146.92 180=40.29 mm， 考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=45mm （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=9146.71 180 =39.98 mm， 考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=42mm （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 45 =56.12 mm， 圓整取d=63mm 2.3.2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)結構,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=9.75cm 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。 2.3.3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*355*13360000=2.47 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：1 Km-每小時結合數(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*7.5355=201.76 N.m KZZ=12MnK103πf[p]（D23-D13)KvKm=12*201.76 *1.4*1033.14*0.28*1*1523-1143*1*1=1.90 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* 1=7934.78 N 2.3.4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38 選擇深溝球軸承6208,其內(nèi)徑為40，外徑為80 II軸：根據(jù)計算II軸外徑為45 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42 選擇圓錐滾子軸承30208,其內(nèi)徑為40，外徑為80 三.結構設計及說明 3.1 結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： 1） 選擇結構方案。 2） 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時 改正。 3） 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位布置傳動件及置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。 3.2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。 3.3 齒輪塊設計 齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。 齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素： 1） 是固定齒輪還是滑移齒輪； 2） 移動滑移齒輪的方法； 3） 齒輪精度和加工方法； 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據(jù)實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。 為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。 8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。 7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。 6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。 機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。 3.4 傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。 花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。 軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。 同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀，設計時應盡可能避免。 既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。 兩孔間的最小壁厚，不得小于5～10，以免加工時孔變形。 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑。 一般傳動軸上軸承選用級精度。 傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉(zhuǎn)動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。 回轉(zhuǎn)的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意： 1） 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。 2） 軸承的間隙是否需要調(diào)整。 3） 整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。 4） 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。 5） 加工和裝配的工藝性等。 3.5 潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)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）堵——加密封裝置防止油外流。 主軸轉(zhuǎn)速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐罚褂湍茼樌亓骰氐接拖洹? 3.6 其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。 當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內(nèi)端面，所以，內(nèi)端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉(zhuǎn)精度。支承孔如果直接開在箱體上，內(nèi)端面加工有一定難度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為50～55。其他部分處理后，調(diào)整硬度為220～250。 四、總結 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. 五、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］《減速器實用技術手冊》編輯委員會編.減速器實用技術手冊.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?？茖W技術出版社,1979年6月 - 34 -