最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计【全套图纸】 .pdf

1 xx 大学 课程设计(论文) 最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱 部件设计 所 在 学 院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指 导 老 师 年 月 日 2 摘 要 本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以 变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及 较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸， 用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通 过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开 图及剖视图。 关键词:传动系统设计,传动副，结构网，结构式， 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 4 目 录 摘 要 2 目 录 4 第 1 章 绪论 6 1.1 课程设计的目的 . 6 1.2 课程设计的内容 6 1.2.1 理论分析与设计计算 6 1.2.2 图样技术设计 6 1.2.3 编制技术文件 . 6 1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 6 第 2 章 车床参数的拟定 8 2.1 车床主参数和基本参数 8 2.2 车床的变速范围 r 和级数 z 8 2.3 确定级数主要其他参数 8 2.3.1 拟定主轴的各级转速 8 2.3.2 主电机功率动力参数的确定 8 2.3.3 确定结构式 . 8 2.3.4 确定结构网 . 9 2.3.5 绘制转速图和传动系统图 . 9 2.4 确定各变速组此论传动副齿数 . 10 2.5 核算主轴转速误差 . 12 第 3 章 传动件的计算 12 3.1 带传动设计 . 12 3.2 选择带型 13 3.3 确定带轮的基准直径并验证带速 14 3.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 14 3.5 确定带的根数 z . 15 3.6 确定带轮的结构和尺寸 15 5 3.7 确定带的张紧装置 16 3.8 计算压轴力 16 3.9 计算转速的计算 . 18 3.10 齿轮模数计算及验算 . 18 3.11 传动轴最小轴径的初定 . 21 3.12 主轴合理跨距的计算 . 22 第 4 章 主要零部件的选择 23 4.1 轴承的选择 . 23 4.2 键的规格 . 24 4.3 主轴弯曲刚度校核 . 24 4.4.轴承校核 24 4.5 润滑与密封 . 25 第 5 章 摩擦离合器(多片式)的计算 . 25 第 6 章 主要零部件的选择 27 6.1 电动机的选择 27 6.2 轴承的选择 . 27 6.3 变速操纵机构的选择 27 6.4 轴的校核 . 27 6.5 轴承寿命校核 . 29 第 7 章 主轴箱结构设计及说明 30 7.1 结构设计的内容、技术要求和方案 . 30 7.2 展开图及其布置 . 31 结束语 32 参考文献 33 6 第 1 章 绪论 1.1 课程设计的目的 课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使 学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实 践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中 的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完 成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设 计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的 目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术 问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。 1.2 课程设计的内容 机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件 编制三部分组成。 1.2.1 理论分析与设计计算 （1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。 （2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。 （3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。 1.2.2 图样技术设计 （1）选择系统中的主要机件。 （2）工程技术图样的设计与绘制。 1.2.3 编制技术文件 （1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。 （2）编制设计计算说明书。 1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 题目：中型普通车床主轴箱设计 7 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： 工件最大回 转直径 dmax(mm) 正转最高转速 nmax( min r ) 正转最低转速 nmin( min r ) 电机功率 n（kw） 公比 250 1600 315 3 1.26 8 第 2 章 车床参数的拟定 2.1 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： 工件最大回 转直径 dmax(mm) 正转最高转速 nmax ( min r ) 正转最低转速 nmin( min r ) 电机功率 n（kw） 公比 250 1600 315 3 1.26 2.2 车床的变速范围 r 和级数 z r= min max n n =08 . 5 315 1600 = 由公式 r= 1z ，其中 =1.26，r=5.08，可以计算 z=8 2.3 确定级数主要其他参数 2.3.1 拟定主轴的各级转速 依据题目要求选级数 z=8， =1.26=1.06 4考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采 用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为： 315，400，500，630，800，1000，1250，1600 2.3.2 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。 根据题设条件电机功率为 3kw 可选取电机为：y100l2- 4 额定功率为 3kw，满载转速为 1420r/min. 2.3.3 确定结构式 已知 z=2ax3b a、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 9 速。 取 z=8 级 则 z=2 2 2 对于 z=8 可分解为：z=212224。 综合上述可得：主传动部件的运动参数 max 1600n= min n=315 z=8 =1.26 2.3.4 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 z=21 2224,易知第二扩大组的变速范围 r= (p3-1)x=1.264=3.958 满足要求，其结构网 如图 2-1。 z=212224 2.3.5 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： 10 （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 2-3： 1-2 轴最小中心距：a1_2min1/2(zmaxm+2m+d) 轴最小齿数和:szmin(zmax+2+d/m) 2.4 确定各变速组此论传动副齿数 (1)sz100- 120,中型机床sz=70- 100 (2)直齿圆柱齿轮zmin18- 20,m4 11 图 2- 3 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 sz 100120，由表 4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表 2-2。 表 2-2 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 第二扩大组 1:1.26 1:1.58 1.26：1 1:1.26 1.26：1 1：2 代号 z1 z 1 z 2 z 2 z3 z 3 z4 z4 z5 z5 z6 z 6 齿数 42 52 36 58 47 37 37 47 49 39 29 59 12 2.5 核算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(- 1),即 n n 标准转速 标准转速实际转速n 10(- 1)=2.6 各级转速误差 n 1600 1250 1000 800 630 500 400 315 n 1664.2 1237.8 1002.1 804.5 636.05 503.6 403.2 318.6 误差 0.4 1.4 0.4 1.4 0.4 1.4 0.4 1.4 转速误差小于 2.6，因此不需要修改齿数。 第 3 章 传动件的计算 3.1 带传动设计 输出功率p=3kw,转速n1=1420r/min,n2=1250r/min 3.1.1 计算设计功率 pd edad pkp = 表表 4 工作情况系数 a k 工作机 原动机 类 类 一天工作时间/h 10 10 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵； 通风机和鼓风机 （7.5kw） ；离心式压缩 机；轻型运输机 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 13 载荷 变动小 带式运输机 （运送砂石、 谷 物） ，通风机（ 7.5kw ） ； 发电机； 旋转式水泵； 金属 切削机床；剪床；压力机； 印刷机；振动筛 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 载荷 变动较 大 螺旋式运输机；斗式上料 机；往复式水泵和压缩机； 锻锤； 磨粉机； 锯木机和木 工机械；纺织机械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 载荷 变动很 大 破碎机 （旋转式、 颚式等） ； 球磨机；棒磨机；起重机； 挖掘机；橡胶辊压机 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根据 v 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计p296表表 4， 取 ka1.1。即1.1 33.3kw daed pk pkw= 3.2 选择带型 普通 v 带的带型根据传动的设计功率 pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计p297 图 13 11 选取。 14 根据算出的 pd3.3kw 及小带轮转速 n11420r/min ，查图得：dd=80100 可知应 选取 a 型 v 带。 3.3 确定带轮的基准直径并验证带速 由机械设计p298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm 则取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据 p295表 13-4 查得） 表表 3 v 带带轮最小基准直径 mind d 槽型 y z a b c d e mind d 20 50 75 125 200 355 500 2 12 1 1420 =1.136,=100 1.136=113.6mm 1250 d d d d id d =所以 由机械设计p295表 13-4 查“v 带轮的基准直径” ，得 2d d=112mm 误差验算传动比： 2 1 112 =1.14 (1)100 (12%) d d d i d = 误 （ 为弹性滑动率） 误差 1 1 1.14 1.136 100%100%0.7%5% 1.136 ii i i = 误 符合要求 带速 1 100 1420 v=7.54/ 60 100060 1000 d d n m s = 满足 5m/s300mm，所以宜选用 e 型轮辐式带轮。 总之，小带轮选 h 型孔板式结构，大带轮选择 e 型轮辐式结构。 带轮的材料：选用灰铸铁，ht200。 3.7 确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 3.8 计算压轴力 由机械设计p303 表 1312 查得，a 型带的初拉力 f0117.39n，上面已得到 1 a =177.57，z=3，则 1 a177.57 2sin=2 3 117.39 sinn=704.18n 22 o o fzf = 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、 工艺性好、 与带接触的工作表面加工精度要高， 以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由 轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的 工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 v 带两侧面间的夹角是 40，为 了适应 v 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 v 带轮槽角 为 32、 34、36、38（按带的型号及带轮直径确定） ，轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形 部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板） ，用来联接轮缘与 轮毂成一整体。 表 普通 v 带轮的轮槽尺寸（摘自 gb/t13575.1- 92） 项目 符号 槽型 y z a b c d e 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 17 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面 至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 b b =( z - 1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的 基准直 径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 v 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时)，如图 7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 7-6d。 （a） （b） （c） （d） 图 7-6 带轮结构类型 根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮 如图（b） 18 3.9 计算转速的计算 （1）主轴的计算转速nj，由公式n j=nmin )13/( z 得，主轴的计算转速nj=463.02r/min， 取500r/min。 (2). 传动轴的计算转速 轴2=1000 r/min，轴1=800r/min。 （2）确定各传动轴的计算转速。 表 3- 1 各轴计算转速 （3） 确定齿轮副的计算转速。3- 2。 表 3- 2 齿轮副计算转速 序号 z1 z2 z3 z 4 z5 n j 800 800 1000 1000 500 3.10 齿轮模数计算及验算 （1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按 简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 mj=163383 2 2 1 ) 1( jjm nuz pu 可得各组的模数，如 表 3- 3 所示。 表 3- 3 模数 （2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表 轴 号 轴 轴 轴 计算转速 r/min 800 1000 5000 组号 基本组 第一扩大组 模数 mm 2.5 2.5 19 齿轮 z1 z1 z2 z2 齿数 42 52 36 58 分度圆直径 105 130 90 145 齿顶圆直径 110 135 95 150 齿根圆直径 98.75 123.5 83.75 138.75 齿宽 20 20 20 20 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40cr，调质处理，硬度 241hb286hb，平均取 260hb，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229hb286hb，平均取 240hb。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 j f s j mpa ubn nkkkku zm =)( ) 1(102088 321 8 弯曲应力验算公式为： w s w mpa bynzm nkkkk =)( 10191 2 321 5 式中 n-传递的额定功率（kw） ，这里取 n 为电动机功率，n=5kw; j n- - - - - 计算转速（r/min）. j n=500（r/min）; m- - - - - 初算的齿轮模数（mm）, m=2.5（mm）; b-齿宽（mm）;b=20（mm）; z-小齿轮齿数；z=36; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=1.6; s k - - - - - 寿命系数； s k = t k n k n k q k t k- - - - 工作期限系数； 20 m t c tn k 0 1 60 = t- - - - - - 齿轮工作期限，这里取 t=15000h.; 1 n- - - - - 齿轮的最低转速（r/min）, 1 n=500（r/min） 0 c- - - - 基准循环次数，接触载荷取 0 c= 7 10，弯曲载荷取 0 c= 6 102 m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; n k - - - - 转速变化系数，查【5】2 上，取 n k =0.60 n k - - - - 功率利用系数，查【5】2 上，取 n k =0.78 q k- - - - - 材料强化系数，查【5】2 上， q k=0.60 3 k - - - - - 工作状况系数，取 3 k =1.1 2 k- - - - - 动载荷系数，查【5】2 上，取 2 k=1 1 k- - - - - - 齿向载荷分布系数，查【5】2 上， 1 k=1 y- - - - - - 齿形系数，查【5】2 上，y=0.386； j - - - - 许用接触应力（mpa）,查【4】 ，表 4- 7，取 j =650 mpa； w - - - 许用弯曲应力（mpa） ，查【4】 ，表 4- 7，取 w =275 mpa； 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j =635 mpa j w =78 mpa w （3）扩大组齿轮计算。 第一扩大组 齿轮几何尺寸见下表 齿轮 z3 z3 z4 z4 21 齿数 47 37 37 47 分度圆直径 117.5 92.5 92.5 117.5 齿顶圆直径 122.5 97.5 97.5 122.5 齿根圆直径 111.25 86.25 86.25 111.25 齿宽 20 20 20 20 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 z5 z5 z6 z6 齿数 49 39 29 59 分度圆直径 147 117 87 177 齿顶圆直径 153 123 93 183 齿根圆直径 139.5 109.5 79.5 169.5 齿宽 24 24 24 24 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40cr，调质处理，硬度 241hb286hb，平均 取 260hb，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229hb286hb，平均取 240hb。 同理根据基本组的计算， 查文献【6】 ，可得 n k =0.62， n k =0.77， q k=0.60， 3 k =1.1， 2 k=1， 1 k=1，m=3.5， j n=355； 可求得： j =619 mpa j w =135mpa w 3.11 传动轴最小轴径的初定 由【5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： 22 d=1.64 4 tn （mm） 或 d=91 4 nj n （mm） 式中 d- - - 传动轴直径（mm） tn- - - 该轴传递的额定扭矩（n*mm） t=9550000 j n n ； n- - - - 该轴传递的功率（kw） j n- - - - 该轴的计算转速 - - - 该轴每米长度的允许扭转角， = 0 1。 各轴最小轴径如表 3- 3。 表 3- 3 最小轴径 3.12 主轴合理跨距的计算 由于电动机功率p=3kw， 根据 【1】 表3.20， 前轴径应为6090mm。 初步选取d1=80mm。 后轴径的 d2=（0.70.9）d1，取 d2=60mm。根据设计方案，前轴承为 nn3016k 型，后 轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120mm，主轴孔径为 30mm。 轴承刚度，主轴最大输出转矩 t=9550 n p =9550 3 500 =424.44n.m 设该机床为车床的最大加工直径为 250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经 济加工直径约为最大回转直径的 50%，这里取 60%，即 180mm，故半径为 0.09m； 切削力（沿 y 轴） fc= 09 . 0 44.424 =4716n 背向力（沿 x 轴） fp=0.5 fc=2358n 总作用力 f= 22 p c ff+=5272.65n 轴 号 轴 轴 最小轴径 mm 35 40 23 此力作用于工件上，主轴端受力为 f=5272.65n。 先假设 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 ra和 rb分别为 ra=f l al + =5272.65 240 240120+ =7908.97n rb=f l a =5272.65 240 120 =2636.325n 根据 文献 【1】 式 3.7 得： kr=3.39 1 . 0 fr 8 . 0 la 9 . 0 )(iza 9 . 1 cos得前支承的刚度： ka= 1689.69 n/m ；kb= 785.57 n/m； b a k k = 57.785 69.1689 =2.15 主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 i= 64 )03 . 0 07 . 0 ( 44 =113.810- 8m4 = 3 ak ei a = 63 811 101 . 069.1689 108 .113101 . 2 =0.14 查【1】图 3- 38 得 a l0 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距 0 l =1202.0=240mm 合理跨距为（0.75- 1.5） 0 l ，取合理跨距 l=360mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 d=100mm，后轴径 d=80mm。前轴承 采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 第 4 章 主要零部件的选择 4.1 轴承的选择 i轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007c 另一安装深沟球轴承6012 ii轴：对称布置深沟球轴承6009 iii轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015c 另一安装端角接触球轴承代号7010c 中间布置角接触球轴承代号7012c 24 4.2 键的规格 i轴安装带轮处选择普通平键规格： bxl=10x56 ii轴选择花键规格： n d =8x36x40x7 iii轴选择键规格： bxl=14x90 4.3 主轴弯曲刚度校核 （1）主轴刚度符合要求的条件如下： a 主轴的前端部挠度 0.0002 5250.105 s yy= b 主轴在前轴承处的倾角 0.001rad容许值轴承 c 在安装齿轮处的倾角 0.001rad容许值齿 (2)计算如下： 前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距 l=450mm. 当量外径 de= 2 21dd+ =mm285 2 110450 = + 主轴刚度： 因为 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔对刚度的影响可忽略； ks= 3 444 2 4 10)110450(11 . 0 )025. 045 . 0 (103 )( )(103 44 + = + ala dd a ie =2kn/mm 刚度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定 4.4.轴承校核 ( ) 6 10 10 ()17639 60 h c lth n p = 25 4.5 润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）密封圈加密封装置防止油外流。 。 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。 第 5 章 摩擦离合器(多片式)的计算 设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时， 外摩擦片的内径 d 应比花键轴大 26mm，内摩擦片的外径 d 的确定，直接影响离合器 的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。 摩擦片对数可按下式计算 z2mnk/ f 2 0 d bp 式中 mn摩擦离合器所传递的扭矩（nmm） ； mn955 4 10 d n / j n 955 4 10 30.98/8001.28 5 10 （nmm）; nd电动机的额定功率（kw） ； j n 安装离合器的传动轴的计算转速（r/min） ； 从电动机到离合器轴的传动效率； k安全系数，一般取 1.31.5； f摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表 2- 15，取 f=0.08； 0 d 摩擦片的平均直径（mm）; 0 d =（d+d）/267mm; b内外摩擦片的接触宽度（mm） ； b=（d- d）/2=23mm； p 摩擦片的许用压强（n/ 2 mm ） ； 26 p 0 t p v k m k z k 1.11.001.000.760.836 0 t p 基本许用压强（mpa） ，查机床设计指导表 2- 15，取 1.1； v k 速度修正系数 p v 0 2 d n/6 4 10 =2.5（m/s） 根据平均圆周速度 p v 查机床设计指导表 2- 16，取 1.00； m k 接合次数修正系数，查机床设计指导表 2- 17，取 1.00； z k 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表 2- 18，取 0.76。 所以 z2mnk/ f 2 0 dbp21.28 5 10 1.4/（3.140.08 2 67 230.83611 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗 k p 确定，一般取 k p 0.4 d n 0.4114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 q，可按下式计算： q= 0 t p 2 0 d b v k (n)1.13.14 2 67 231.003.57 5 10 式中各符号意义同前述。 摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm） ，内外层分离时的最大间隙为 0.20.4 （mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点， 常用 10 或 15 钢，表面渗碳 0.30.5（mm）,淬火硬度达 hrc5262。 27 第 6 章 主要零部件的选择 6.1 电动机的选择 转速n1420r/min，功率p3kw 选用y系列三相异步电动机 6.2 轴承的选择 i轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007c 另一安装深沟球轴承6012 ii轴：对称布置深沟球轴承6009 iii轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015c 另一安装端角接触球轴承代号7010c 中间布置角接触球轴承代号7012c 6.3 变速操纵机构的选择 选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制ii轴上的三联滑移齿轮和二联滑 移齿轮。 6.4 轴的校核 （a） 主轴的前端部挠度 0.0002 5250.105 s yy= （b） 主轴在前轴承处的倾角 0.001rad容许值轴承 （c） 在安装齿轮处的倾角 0.001rad容许值齿 65 1670 7875 5080 23685 16090 150 d1.0787 690 dili mm l + = 平均 总 e 取为 5 2.1 10empa=， 44 4 0 8745 (1)(1)1356904() 646487 dd imm d = 43 43 2 955 100.9952 955 103.37 0.995 1268 400 125 z p fn dn = 主 计件 （ ） 0.4507() yz ffn=，0.25217() xz ffn= 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 28 4 4 2 955 102 955 103.37 8582) 3 20 125 q p fn m z n = 主 计主主 （ 将其分解为垂直分力和水平分力 由公式 , tantan qyqynqqzqyn fff ff+= 可得2105(),6477() qzqy fnfn= 22 1268 160135253() 33 zz mf ln mm=g 件 22 507 16054080() 33 yy mf ln mm=g 件 11 317 13020605() 22 xx mf dn mm=g 件 主轴载荷图如下所示： 由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm 计算（在垂直平面） 29 1 () 6 qz f abc la y eil + =, 2 2 () 3 z f c ylc eil =+, 3 (23 ) 6 z m c ylc ei =+ 123 0.00173 sz yyyy=+= () 3 qz f ab ba eil = 齿1 ，(23 ) 6 z f lc ei =+ 齿2 ，(3 ) 3 z m lc ei =+ 齿3 5 6.9 10 =+= 齿z齿1齿2齿3 () 6 qz f ab la eil + = 轴承1 ， 3 z f cl ei = 轴承2 ， 3 z m l ei = 轴承3 5 2.9 10 =+= 轴承z轴承1轴承2轴承3 计算（在水平面） 1 () 6 qy f abc la y eil + =, 2 2 () 3 y f c ylc eil =+, 3 () (23 ) 6 yx mmc ylc ei =+ 123 0.017 sy yyyy=+= () 3 qy f ab ba eil = 齿1 ，(23 ) 6 y f lc ei =+ 齿2 ， () (3 ) 3 yx mm lc ei =+ 齿3 5 13.86 10 =+= 齿y齿1齿2齿3 () 6 qy f ab la eil + = 轴承1 ， 3 y f cl ei = 轴承2 ， () 3 yx mml ei = 轴承3 5 32.8 10 =+= 轴承y轴承1轴承2轴承3 合成： 22 0.0180.105 sszsy yyy=+= 22 0.000150.001=+= 齿齿y齿y 22 0.000330.001=+= 轴承轴承z轴承y 6.5 轴承寿命校核 由轴最小轴径可取轴承为 7008c 角接触球轴承,=3；p=xfr+yfax=1，y=0。 对轴受力分析 30 得：前支承的径向力 fr=2642.32n。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 l10h=15000h l10h= n 16670 ) p c (= 180 16670 3 ) 2238.38 100022.8 ( = 3 1667036.3