人人文库网 > 行业资料 > 设计一中型车床的主传动系统（以CA6140车床传动系统为例）-混合双公比车床主传动系统【12 42.5 1320 1.26-1.58 5.5KW 】（全套含CAD图纸）
设计一中型车床的主传动系统（以CA6140车床传动系统为例）-混合双公比车床主传动系统【12 42.5 1320 1.26-1.58 5.5KW 】（全套含CAD图纸）
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设计
中型
车床
传动系统
ca6140
混合
公比
12
十二
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全套
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下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396摘要随着当今工业设备对精密程度的要求越来越高，加工设备的机械加工设备的加工的精密程度也要求越来越高。在搜索、查阅研究大量有关资料的基础上，对机床自动化技术进行了深入的研究和分析，并描述了机床控制系统的设计。整个过程主要对车床主传动进行设计。车床主传动设计，主要包括三方面的设计，即根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计。关键词车床；数控；传动系统下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396ABSTRACTWITHTHEINDUSTRIALEQUIPMENTFORPRECISIONDEGREEOFTHEINCREASINGLYHIGHDEMAND,THEDEGREEOFPRECISIONMACHININGPROCESSINGEQUIPMENTOFMACHININGEQUIPMENTALSOTOREQUESTMOREANDMOREHIGHINTHESEARCH,ALOTOFRELATEDDATAACCESSRESEARCHOFMACHINETOOLAUTOMATIONTECHNOLOGY,INDEPTHRESEARCHANDANALYSIS,ANDDESCRIBESTHEDESIGNOFMACHINETOOLCONTROLSYSTEMTHEWHOLEPROCESSISMAINLYCARRIESONTHEDESIGNTOTHEMAINDRIVELATHECNCLATHEMAINDRIVEDESIGN,INCLUDINGTHEDESIGN,THREEASPECTSACCORDINGTOTHEDESIGNOFMACHINETOOLUSE,THEGIVENSPECIFICATIONS,SPINDLESPEEDLIMIT,SPEEDRATIODETERMINEDSEQUENCEORSERIES,OTHERRELEVANTMOTIONPARAMETERS,SELECTEDATSPEEDOFTHEMAINSHAFTTHROUGHANALYSISANDCOMPARISON,SELECTTHETRANSMISSIONSCHEMEDEVELOPSTRUCTUREORSTRUCTURE,DEVELOPSPEEDDIAGRAMTODETERMINETHENUMBEROFGEARTEETHANDBELTPULLEYDIAMETERDRAWINGDRIVESYSTEMDIAGRAMSECONDLY,BASEDONTHEMACHINETYPEANDMOTORPOWER,DETERMININGTHESPINDLEANDTHETRANSMISSIONOFTHECOMPUTATIONSPEED,INITIALDRIVESHAFTDIAMETER,THEGEARMODULUS,DETERMINETHETRANSMISSIONBELTTYPEANDNUMBEROFROOTS,FRICTIONPLATESIZEANDNUMBEROFASSEMBLYDRAWINGAFTERCHECKINGTRANSMISSIONPARTSGEAR,SHAFT,SHAFT,BEARINGSTIFFNESS,STRENGTHORFATIGUELIFEFINALLY,TOCOMPLETETHEEXERCISEDESIGNANDDYNAMICDESIGN,TOTHEMAINTRANSMISSIONSCHEME“STRUCTURED“,DESIGNOFSPINDLEGEARBOXASSEMBLYDRAWINGANDPARTSDRAWING,FOCUSESONTHETRANSMISSIONSHAFTASSEMBLY,SPINDLEASSEMBLY,TRANSMISSIONMECHANISM,BOX,LUBRICATIONANDSEAL,THETRANSMISSIONSHAFTANDTHESLIDINGGEARPARTSDESIGNKEYWORDSLATHECNCTRANSMISSIONSYSTEM下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396目录摘要IABSTRACTII目录III1绪论111本文的选题及主要研究内容1111本文的选题1112主要研究内容12主传动系统参数计算221车床主参数和基本参数222拟定参数的步骤和方法2221极限切削速度VMAX、VMIN2222主轴的极限转速3223主电机功率动力参数的确定3224确定结构式4225确定结构网4226绘制转速图和传动系统图423确定各变速组此论传动副齿数53传动件的设计631带轮的设计632传动轴的直径估算8321确定各轴转速9322传动轴直径的估算确定各轴最小直径9323键的选择1033传动轴的校核10331传动轴的校核11332键的校核11下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639634各变速组齿轮模数的确定和校核12341齿轮模数的确定12342齿宽的确定16343齿轮结构的设计1735带轮结构设计1736片式摩擦离合器的选择和计算1837齿轮校验21371校核I组变速组齿轮21372校核II组变速组齿轮22373校核III组变速组齿轮2438轴承的选用与校核25381各轴轴承的选用25382各轴轴承的校核25总结与展望27参考文献28致谢29下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163961绪论11本文的选题及主要研究内容111本文的选题1、根据要求设计混合双公比车床主传动系统；2、要求设计车床主轴最高输出转速NMAX1320RMIN，主轴最低输出转速NMIN425RMIN，电动机的额定功率P55KW，电动机的输出转速N1440RMIN，分级变速主传动系统具有混合双公比，低转速段和高转速段的公比为1126，中间转速段公比为2158。112主要研究内容1、根据机床设计的一般原则对主传动系统进行设计；2、结构式和转速图设计；3、主传动系统图绘制；4、齿轮啮合动力学分析和运动仿真。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163962主传动系统参数计算21车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下最高输出转速NMAX1320RMIN，主轴最低输出转速NMIN425RMIN，电动机的额定功率P55KW，电动机的输出转速N1440RMIN，分级变速主传动系统具有混合双公比，低转速段和高转速段的公比为1126，中间转速段公比为2158。正转最低转速NMINMIR正转最高转速NMAXINR电机功率N（KW）42513205522拟定参数的步骤和方法221极限切削速度VMAX、VMIN根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑允许的切速极限参考值如下表21加工条件VMAXM/MINVMINM/MIN硬质合金刀具粗加工铸铁工件3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔38根据【1】公式（32）因为已知，78P6105423MINAXRZNR公比1126公比2158式Z1LGNR下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396有上式当1126时Z116，Z29而取Z12这样使得设计的转速在采用双公比时有相应的级数空隙转速。222主轴的极限转速在通用机床上，每级转数使用的机会不大相同，经常使用的转速一般是在转速范围的中段，转速范围的高、低段使用较少，双公比传动就是针对这一情况而设计。主轴的转速数列有两个公比，转速范围中经常使用的中段采用小公比，不经常使用的高、低段用大公比。经调整后的结构式为122532X26，在高低段出现4个转速空档。根据主变速传动系统设计的一般原则传动副前多后少原则、传动顺序与扩大顺序相一致的原则、变速组的降速要前慢后快和中间轴的转速不宜超过电动机的转速的原则，可知，传动线要前密后疏，依次来安排各变速组的传动顺序。最终绘制的转速图见图1，按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制的主传动系统图见图2。223主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396根据题设条件电机功率为55KW可选取电机为Y132S4额定功率为55KW，满载转速为1440R/MIN224确定结构式已知ZX3B2AA、B为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。对于Z12可按Z12分解为Z253226。225确定结构网根据“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z253226。,易满足要求，226绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396312轴最小中心距A1_2MIN1/2ZMAXM2MD轴最小齿数和SZMINZMAX2D/M23确定各变速组此论传动副齿数1SZ100120,中型机床SZ701002直齿圆柱齿轮ZMIN1820,M4图33主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求ZMIN1820,齿数和SZ100120，由表41，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396数如表22。3传动件的设计31带轮的设计三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速N1440R/MIN,传递功率P55KW,传动比I1440/850169，假设两班制，一天运转16小时，工作年数10年。1、选择三角带的型号由濮良贵主编机械设计第八版表87工作情况系数查的共况系数156PAK12。故根据濮良贵主编机械设计第八版公式（821）AK1566521KWPKACA式中P电动机额定功率，工作情况系数AK因此根据、由濮良贵主编机械设计第八版图811普通V带轮型图选CA1N157P用A型。2、确定带轮的基准直径，D带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过D小，即。查濮良贵主编机械设计第八版表88、图811和表MIND157P15P86取主动小带轮基准直径125由濮良贵主编机械设计第八版公式815A150P12ND式中小带轮转速，大带轮转速，带的滑动系数，一般取002。NN，由濮良贵主编机械设计第八版MD52071258042下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396表88取圆整为212MM。157P3、验算带速度V，按濮良贵主编机械设计第八版式（813）验算带的速度150P42910625106ND，故带速合适。SMVS354、初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取根据濮良贵主编机械设计第八版经验公式（820）152P2701021DAD取600MM5、三角带的计算基准长度L由濮良贵主编机械设计第八版公式（822）计算带轮的基准长度158P0221042ADAL20153465793M由濮良贵主编机械设计第八版表82，圆整到标准的计算长度146P18LM6、验算三角带的挠曲次数，符合要求。01340SVUL次7、确定实际中心距A按濮良贵主编机械设计第八版公式（823）计算实际中心距158P006072642M（）8、验算小带轮包角1根据濮良贵主编机械设计第八版公式（825）158P下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396，故主动轮上包角合适。OOOAD1209735180129、确定三角带根数Z根据濮良贵主编机械设计第八版式（826）得158P0CALPZK查表濮良贵主编机械设计第八版表84D由I18和得153MIN140RN015KW,0P查表濮良贵主编机械设计第八版表85，098；查表濮良贵主编机械设K计第八版表82，长度系数101LK394019815092Z取根510、计算预紧力查濮良贵主编机械设计第八版表83，Q01KG/M由濮良贵主编机械设计第八版式（827）2052QVKVZPFCA其中带的变速功率,KW；CAV带速,M/S；Q每米带的质量，KG/M；取Q01KG/M。V1440R/MIN942M/S。NF821564909852490520、计算作用在轴上的压轴力ZQ261537SIN21562SIN10传动比查表濮良贵主编机械设计第八版表84A由和152PMD125得192KWMIN140RN0P下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639632传动轴的直径估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。321确定各轴转速、确定主轴计算转速计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件JN的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据【1】表310，主轴的计算转速为MIN/R5826154N313ZMIJ、各变速轴的计算转速轴的计算转速为212R/MIN；3J轴的计算转速为335R/MIN；2JN轴的计算转速为850R/MIN。1J、核算主轴转速误差MIN/145736/245/9/324/640RN实MI/12R标102157标标实N所以合适。322传动轴直径的估算确定各轴最小直径根据【5】公式（71），并查【5】表713得到取1MNPDJ491轴的直径取I/80,611RJ下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396MNDJ0328196559144轴的直径取MIN/40,922RNJNDJ613409251594轴的直径取IN/0,8323RNJMNDJ2546109595144其中P电动机额定功率（KW）；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；该传动轴的计算转速（）；JNINR传动轴允许的扭转角（）。MO当轴上有键槽时，D值应相应增大45当轴为花键轴时，可将估算的D值减小7为花键轴的小径空心轴时，D需乘以计算系数B，B值见【5】表712。和为由键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值，和在后文给定，轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮M30D所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查【15】表5319874TGB30的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格；742368为BDDN轴花键轴的规格。842为BDDN323键的选择查濮良贵主编机械设计第八版表61选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择，键的长度L取22。主轴处键的选择302D78取键高键宽HB同上，键的尺寸为，键的长度L取100。162取键高键宽33传动轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差3）当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径进1D行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径或当量直径。一般将轴化为集中载荷下的1D2D简支梁，其挠度和倾角计算公式见【5】表715分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。331传动轴的校核轴的校核通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核NDTFMNPR7153012/86/2860/990596最大挠度MEIBL34349222MAX10681064758363974061424MDIIMPAEE轴的；材料弹性模量；式中；查【1】表312许用挠度；Y12。所以合格,YYB轴、轴的校核同上。332键的校核键和轴的材料都是钢，由濮良贵主编机械设计第八版表62查的许用挤下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396压应力,取其中间值，。键的工作长度MPAP120MPAP10，键与轮榖键槽的接触高度MBLL68。由濮良贵主编机械设计第八版式（61）可得HK53750PAPAKLDTPP10310216203式中；】表键【，弱材料的许用挤压应力键、轴、轮毂三者中最；键的直径，；为键的宽度，为键的公称长度，圆头平键键的工作长度，为键的高度此处度键与轮毂键槽的接触高传递的转矩264,50,PMPAMDMBMLBLLHKKN可见连接的挤压强度足够了，键的标记为20319680TGB键34各变速组齿轮模数的确定和校核341齿轮模数的确定齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按【5】表717进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速HMF传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查濮良贵主编机械设计第八版表108齿轮精度选用7级精度，再由濮良贵主编机械设计第八版表101选择小齿轮材料为40C调质，硬度为280HBSR根据【5】表717；有公式齿面接触疲劳强度3211602HPJMHZNK齿轮弯曲疲劳强度34FPJFZ、A变速组分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。齿面接触疲劳强度3211602HPJMHZNK下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396其中公比；2；P齿轮传递的名义功率；齿宽系数；MM105B齿轮许允接触应力，由【5】图76按MQ线查取HPLIM9HPLI计算齿轮计算转速JNK载荷系数取12。650MPA，LIMHMPAPAHP589065M1430271123根据【6】表104将齿轮模数圆整为4MM。齿轮弯曲疲劳强度34FPJMFZNK其中P齿轮传递的名义功率；P0967572KW；齿宽系数；MM105B齿轮许允齿根应力，由【5】图711按MQ线查FPLIM4FPLI取；计算齿轮计算转速JNK载荷系数取12。，MPAF30LIMFP421M187431根据【6】表104将齿轮模数圆整为25MM。所以1FHM41于是变速组A的齿轮模数取M4MM，B32MM。轴上主动轮齿轮的直径。；DDAA14035128421轴上三联从动轮齿轮的直径分别为下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396；MDMDAA1964245621、B变速组确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。齿面接触疲劳强度320HPJMHZNK其中公比；4；P齿轮传递的名义功率；P0922753915KW；齿宽系数；MM105B齿轮许允接触应力，由【5】图76按MQ线查取HPLIM9HPLI计算齿轮计算转速JNK载荷系数取12。650MPA，LIMHMPAPAP589065MH2450213632根据【6】表104将齿轮模数圆整为5MM。齿轮弯曲疲劳强度34FPJMFZNK其中P齿轮传递的名义功率；P0922753915KW；齿宽系数；MM105B齿轮许允齿根应力，由【5】图711按MQ线查取；FPLIM4FPLI计算齿轮计算转速JNK载荷系数取12。，MAF30LIMPPFP421M0138956432根据【6】表104将齿轮模数圆整为3MM。所以2FHM52于是变速组B的齿轮模数取M5MM，B40MM。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396轴上主动轮齿轮的直径MDMDMDBBB25415039018532；轴上三联从动轮齿轮的直径分别为BBB63672321；、C变速组为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取，螺旋角。MN5O14计算中心距A，327814COS26COS21MZN圆整为280MM。修正螺旋角，OZ42158026ARS2805ARS1因值改变不多，所以参数，等值不必修正。KHZ所以轴上两联动主动轮齿轮的直径分别为MDMDOCOC437215S14215S2；轴上两从动轮齿轮的直径分别为。；OCOC21864S064S8621、标准齿轮参数2H105度，从【7】表51查得以下公式齿顶圆直径；MZDAA1齿根圆直径；CHF2分度圆直径；Z齿顶高；HA齿根高；MCF齿轮的具体值见表下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396表31齿轮尺寸表（单位MM）齿轮齿数Z模数NM分度圆直径D齿顶圆直径A齿根圆直径FD齿顶高AH齿根高F244961048645604240248230445474188196178453741481561384534413614412645544216224206454441761841664544417618416645254100108904563425226024245534212220202454241681761584523492100824572428829627845342齿宽的确定由公式得105MB下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396齿轮；MB3248一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大（510MM）。所以，B321MB243，M407651098，。12143343齿轮结构的设计通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。当MDA160时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮16050AMD8、12和14做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据濮良贵主编机械设计第八版图1039（A）35带轮结构设计、带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。、带轮结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（濮良贵主编机械设计第八版图814A）、腹板式（濮良贵主编机械设计第八版图814B）、孔板式（濮良贵主编机械设计第八版图814C）、椭圆轮辐式（濮良贵主编机械设计第八版图814D）。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（D为安装带轮的轴的直径，MM）时。可以采用实心式，当D52可以采用腹板式，时可以采用孔板式，MD30MDDMD10,301同时当时，可以采用轮辐式。带轮宽度。FEZB7892521分度圆直径。D4D90MM是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396V带轮的轮槽与所选的V带型号向对应，见濮良贵主编机械设计第八版表810MMD与相对应得槽型DBMINAHINFEMINFO32O4O36O8A1102758730159181V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于。O40V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度。MINIFAH和轮槽工作表面的粗糙度为。2361R或、V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。921357TGB36片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。按扭矩选择，即根据【15】和【14】表6320，计算转矩，TCTMNT86096085790查【15】表6321得41MNC23860摩擦盘工作面的平均直径PDDDP81745212下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396式中D为轴的直径。摩擦盘工作面的外直径1DMDP2508251摩擦盘工作面的内直径DP761702摩擦盘宽度BMD2502521摩擦面对数M，查【15】表6317，摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢，摩擦因数取008，许用压强取，许用温度12021CNM786108756014321381221PCDTZ圆整为7摩擦面片数Z718摩擦片脱开时所需的间隙，因为采用湿式所以502许用传递转矩CPTCTVPCPKMD1218MNTCP21345631800876543因为SNVM49308601,6,81TVKK压紧力QNMDTPC249708132摩擦面压强PP42122109653CMNCP下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396CMNTC需传递的转矩，213615】表工作储备系数，见【6M，干式摩擦面对数，通常湿式外摩擦盘数1I内摩擦盘数21MIZZ21摩擦盘总数，7365】表摩擦因数，查【CP2】表查【许用压强，N211】表摩擦片修正系数，见【K365】表速度修正系数，见【V】表【结合次数修正系数，见T根据【14】表2277选用带滚动轴承的多片双联摩擦离合器，因为安装在箱内，所以采取湿式。结构形式见【14】表2277图（A）。表52特征参数转动惯量/2MKG图号许用转距MNT重量/KG内部外部接合力/N脱开力/N图A120470003500050170100表53主要尺寸B图号许用转矩MNTDMAXA闭式开式CMAXEFG图A12018321081001832604570表54主要尺寸图号HJ1L2L12L3RSA1S下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396图A8547518115265643510201137齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮5，齿轮11这三个齿轮。齿轮强度校核计算公式弯曲疲劳强度FSAFTBMYK接触疲劳强度HTEHUBDKFZ521371校核I组变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为28的齿轮，确定各项参数FSAFTFBMY2、,N800R/MIN,KWP79601086/271059/1556MNNT、确定动载系数VKSMDV/6410682106齿轮精度为7级，由濮良贵主编机械设计第八版图108查得动载系数。由濮良贵主编机械设计第八版使用系数。8VK01AK、。MB40、确定齿向载荷分配系数取齿宽系数01D查濮良贵主编机械设计第八版表104，得非对称齿向载荷分配系数；417HK,425/0/HB查濮良贵主编机械设计第八版图1013得271FK、确定齿间载荷分配系数由濮良贵主编机械设计第八版表102查的使用，0A由濮良贵主编机械设计第八版表103查得齿间载荷分配系数1FHK、确定载荷系数3721081FVAK、查濮良贵主编机械设计第八版表105齿形系数及应力校正系数下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396；52FAY61SA、计算弯曲疲劳许用应力由濮良贵主编机械设计第八版图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。AFEMP540濮良贵主编机械设计第八版图1018查得寿命系数,取疲劳强度安全90NK系数S13AFP3741509，162SAFY715312086NDTFT947357BMKT接触疲劳强度HTEHUBDKZ21、载荷系数K的确定53147081FVA、弹性影响系数的确定；查濮良贵主编机械设计第八版表106得E819EZ、查濮良贵主编机械设计第八版图1021（D）得，MPAH670LIMMPAH6037MPA60354721271581952故齿轮1合适。372校核II组变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为18的齿轮，确定各项参数FSAFTFBMYK2、,N400R/MIN,KWP915608960MNNT51064/5/159、确定动载系数SDV/8106106齿轮精度为7级，由濮良贵主编机械设计第八版图108查得动载系数下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396041VK、MB、确定齿向载荷分配系数取齿宽系数01D查濮良贵主编机械设计第八版表104，插值法得非对称齿向载荷分配系数419HK,查濮良贵主编机械设计第八版图1013得26745/8/HB27F、确定齿间载荷分配系数由濮良贵主编机械设计第八版表102查的使用；01AKNDTFT673901652由濮良贵主编机械设计第八版表103查得齿间载荷分配系数1FH、确定动载系数3217041HVAK、查濮良贵主编机械设计第八版表105齿形系数及应力校正系数、912FAY53SA、计算弯曲疲劳许用应力由濮良贵主编机械设计第八版图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。AFEMP540濮良贵主编机械设计第八版图1018查得寿命系数,疲劳强度安全系90NK数S13AFP3741509，182SAFY432540673BMKT接触疲劳强度HTEHUBDKFZ1、载荷系数K的确定4751904FVA下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396、弹性影响系数的确定；查濮良贵主编机械设计第八版表106得EZ819EZ、查濮良贵主编机械设计第八版图1021（D）得，MPAH670LIMMPAH6037MPA603258419467518952故齿轮8合适。373校核III组变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数FSAFTFBMYK2、,N280R/MIN,KWP716908906MNNT562/715/159、确定动载系数SDV/040齿轮精度为7级，由濮良贵主编机械设计第八版图108查得动载系数01VK、MB48、确定齿向载荷分配系数取齿宽系数01D查濮良贵主编机械设计第八版表104，插值法得非对称齿向载荷分布系数，419HK,查濮良贵主编机械设计第八版图1013得26745/8/HB27F、确定齿间载荷分配系数NDTFT839512408由濮良贵主编机械设计第八版表103齿间载荷分布系数，01HFK、确定荷载系数2710HFVAK、查表105齿形系数及应力校正系数。72FAY571SAY下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396、计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。AFEMP540濮良贵主编机械设计第八版图1018查得寿命系数,疲劳强度安全系90NK数S13AFMP3741509，582SAFY7461COS540397OTBMK接触疲劳强度HTEHUBDKFZ152、载荷系数K的确定41901FVA、弹性影响系数的确定；查濮良贵主编机械设计第八版表106得E819EZ、查濮良贵主编机械设计第八版图1021（D）得，MPAH670LIMMPAH6037MPA6032591412489581952故齿轮11合适。38轴承的选用与校核381各轴轴承的选用主轴前支承NN3022K；中支承NN3020K；后支撑N219E轴离合器及齿轮处支承均用6206带轮处支承6210轴前支承30207中支承NN3009后支承30207轴前支承30208后支承30208382各轴轴承的校核、轴轴承的校核下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396轴选用的是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为195KN,由于该轴的转速是定值，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该MIN80R对轴未端的滚子轴承进行校核。齿轮的直径MD1248轴传递的转矩NPT950N867齿轮受力DFR715302根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为在水平面NLFRAH14026387152在水平面LAV518394263853210NFAVH7102因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，濮良贵主编机械设计第八版表136查得载荷系数，取，则有PF21PFFPA4783轴承的寿命计算所以按轴承的受力大小计算寿命下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396HPCNLH5840713248195060136故该轴承6206能满足要求。、其他轴的轴承校核同上，均符合要求。下载后包含有CAD图纸和说明书,
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