车床主轴箱传动系统设计[P=7.5,转速25-1120 Z=12 1.26]

题目: 普通车床的主轴箱部件设计 学 号： 姓 名： 班 级： 指导教师： 成 绩： 摘 要本设计普通车床的主轴箱部件设计主要研究普通车床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，结构式全套图纸加扣30122505825目 录第1章 绪论11.1 机床主轴箱课程设计的目的11.2 设计任务和主要技术要求1第2章 传动设计22.1 车床主参数和基本参数22.2车床的变速范围R和公比22.3确定级数主要其他参数22.3.1 拟定主轴的各级转速22.3.2 主电机功率动力参数的确定32.4 车床的规格3第3章 运动设计43.1 拟定传动方案43.2 确定结构式43.3 设计结构网43.4 确定转速图53.5 绘制传动系统图63.6 确定各变速组此论传动副齿数73.7 核算主轴转速误差8第4章 传动件的计算104.1 带传动设计104.1.1计算设计功率Pd104.1.2选择带型114.1.3确定带轮的基准直径并验证带速114.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角124.1.5确定带的根数z134.1.6确定带轮的结构和尺寸134.1.7确定带的张紧装置134.1.8计算压轴力134.2 计算转速的计算154.3 齿轮模数计算及验算164.4 轴的设计204.5 轴的校核224.5.1 I轴的设计224.5.2 II轴的设计244.5.3 III轴的设计264.6主轴设计计算及校核284.7 主轴的校核30第5章 片式摩擦离合器的选择和计算335.1 摩擦片的径向尺寸335.2 按扭矩选择摩擦片结合面的数目335.3 离合器的轴向拉紧力345.4 反转摩擦片数34第6章 主轴箱结构设计及说明366.1 结构设计的内容、技术要求和方案366.2 展开图及其布置366.3 变速操纵机构的选择366.4 轴承的校核376.4.1 轴上轴承的校核376.4.2 轴上轴承的校核376.4.3 轴上轴承的校核385.4.4 主轴上轴承的校核386.5 键的选用及其强度校核396.5.1 轴上键的选用及其强度校核396.5.2 轴上键的选用及其强度校核396.5.3 轴上键的选用及其强度校核406.5.4 主轴上键的选用及其强度校核416.6 轴承的选用及校核416.7 键的选用及校核43结束语44参考文献45 第1章 绪论1.1 机床主轴箱课程设计的目的机床课程设计，是在学习过课程机械制造装备设计之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。1.2 设计任务和主要技术要求本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。车床的主参数和基本参数：技术数据主电动机功率（kW）7.5主电动机转速（r/min）1450z（转速级数）12nnim（r/min）（主轴最低转速）25nnim（r/max）（主轴最高转速）1120操作性能要求（1）要求主轴正反转。（2）加工工件的材料为钢铁。（3）采用硬质合金刀具。（4）机床精度等级为普通级。44 第2章 传动设计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：表2.1 车床主参数表技术数据主电动机功率（kW）7.5主电动机转速（r/min）1450z（转速级数）12nnim（r/min）（主轴最低转速）25nnim（r/max）（主轴最高转速）11202.2车床的变速范围R和公比 R=由公式R=，其中，级数 z=12， R=44.8，可以计算 =1.262.3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=12，因为=1.41=1.06，根据机械制造装备设计查表标准数列。首先找到最小极限转速45，再每跳过5个数取一个转速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：得出主轴的转速数列为25,35.5,50，71，100，140，200，200，400，560，800，1120共12级。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7.5KW可选取电机为：额定功率为7.5KW的电动机Y132M-4，满载转速为1450r/min.2.4 车床的规格根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数：车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表最高转速()最低转速()电机功率P（kW）公比转速级数Z1120257.51.4112第3章 运动设计3.1 拟定传动方案拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。3.2 确定结构式对于Z=11可以按照 由Z=12然后有一个级别是重复的。可得： 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为：12=322；由12=322传动式可得6种结构式和对应的结构网。分别为： 依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为 ：；3.3 设计结构网传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比较平稳，可取，故变速组的最大变速范围为/810。检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示：系统结构网图检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 其中， ， ；最后一个扩大组转速符合要求，则其他变速组的变速范围肯定也符合要求。3.4 确定转速图3.5 绘制传动系统图3.6 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（3）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。 a变速组 ,，时，=，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，时，=，56，59，60，61，63，65，66，68，70，72，74，时，=，55，560，61，63，66，68，70，72，74，可知，=84是共同适用的，可取=84。再由参考文献1表5-2查出各对齿轮副中小齿轮的齿数为：35、28和22。则：； b变速组计算思路和方法跟a变速组一样，故不一一列举，具体见下面列表。 c变速组计算思路和方法跟a变速组一样，故不一一列举，具体见下面列表。 表2-2 齿轮齿数基本组1：1.411：21：2.8Z1Z1Z2Z2Z3Z3354928562262传动比第一扩大组第二扩大组1:11:2.82：11:4代号ZZZZZZZZ齿数4444236560301872 3.7 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10(-1)=4.1由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过10(-1)%。主轴各级实际转速值用下式计算n实=nE(1-)uaubucud其中 滑移系数=0.2ua ub uc ud分别为各级的传动比 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示n=10(-1)%n实1=14500.6250.980.350.350.25=25.8n=(25.8-25)/25=0.7%其他计算方法一样转速误差满足要求。 第4章 传动件的计算4.1 带传动设计输出功率P=7.5kW,转速n1=1450r/min,n2=800r/min4.1.1计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；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1.11.21.31.21.31.4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1.21.31.41.41.51.6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1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即4.1.2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1311选取。根据算出的Pd8.25kW及小带轮转速n11450r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。4.1.3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3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=180mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，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。4.1.7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。4.1.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0117.83N，上面已得到=172.63o，z=3，则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 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）4.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=70r/min，取71r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=100r/min， 轴2=280 r/min，轴1=800r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。表6 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴主轴计算转速 r/min 800280100714.3 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=16338可得各组的模数，如表3-3所示。根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：=16338=16338mm齿轮的最低转速r/min；顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：=1524转速变化系数； 功率利用系数；材料强化系数。 （寿命系数）的极值齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0工作情况系数。中等中级的主运动： 动载荷系数；齿向载荷分布系数；齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率N= 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min 齿宽系数, Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合： 命系数； ：工作期限 ， =； =3.49=1.8=0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94=1.80.84 0.90 0.72=0.99 时，取=，当时，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 许用弯曲应力，接触应力，() =354 =1750 6级材料的直齿轮材料选；24热处理S-C59 按接触疲劳计算齿轮模数m 1-2轴由公式mj=16338可得mj=2.7mm，取m=3mm2-3轴由公式mj=16338可得mj=2.4mm，取m=3mm3-4轴由公式mj=16338可得mj=3.4mm，取m=3.5mm由于一般同一变速组内的齿轮尽量取同一模数，所以为了统一和方便如下取：表3-3 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 333.5（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3齿数354928562262分度圆直径1051478416866186齿顶圆直径1111539017472192齿根圆直径97.5139.576.5160.558.5178.5 齿宽262226222622中心距126126126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 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率; -计算转速（r/min）. m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm）; z-小齿轮齿数； u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min）, -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4 Z5Z5齿数44442365分度圆直顶圆直根圆直径124.5124.561.5187.5 齿宽22222222中心距132132同理，第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z5Z5Z6Z6齿数60301872分度圆直径21010563252齿顶圆直径21711270259齿根圆直径201.2596.2554.25243.25齿宽24242424中心距142.5142.54.4 轴的设计各轴的功率：取各传动件效率如下：带传动效率：轴承传动效率：齿轮传动效率：则有各传动轴传递功率计算如下：（6）传动轴的直径估算：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值见机械设计手册表7-12。轴有键槽，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴,有键槽并且轴为空心轴.根据以上原则各轴的直径取值： a.轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。（2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 考虑有键槽和轴承，轴加大5%, I轴直径改成:28mm 所以取d=28mmb. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。（2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 考虑有键槽，轴加大5%： 所以取最小d=35mmc. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。(2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则有键槽和轴承，轴加大5%； 取d=40mm.4.5 轴的校核4.5.1 I轴的设计 （2）计算小齿轮受力。圆周力 径向力 （3）计算支承反力水平面支反力 竖直面支反力 （4）画弯矩图水平面：垂直面：合成弯矩 （5）画转矩图转矩图如图： （6）许用应力由，查表9-4得，则折合系数为： （7）画当量弯矩图当量转矩当量弯矩在小齿轮中间截面处 （8）校核轴径小齿轮所在的截面对应的当量弯矩最大，且有较大应力集中，故危险截面为小齿轮所在中间截面。该截面抗扭截面模量为则故轴的尺寸满足要求。4.5.2 II轴的设计（2）计算小圆柱齿轮受力。圆周力 径向力 （3）计算支承反力水平面支反力 竖直面支反力（4）画弯矩图水平面：垂直面：合成弯矩（5）画转矩图转矩图如图：（6）许用应力由，查表9-4得，则折合系数为：（7）画当量弯矩图当量转矩当量弯矩在大齿轮中间截面处当量弯矩在小齿轮中间截面处（8）校核轴径小齿轮所在的截面对应的当量弯矩最大，且有较大应力集中，危险截面为小齿轮所在中间截面。该截面抗扭截面模量为则故轴的尺寸满足要求。4.5.3 III轴的设计（2）计算齿轮受力。圆周力 径向力 （3）计算支承反力水平面支反力 竖直面支反力（4）画弯矩图水平面：垂直面：合成弯矩（5）画转矩图转矩图如图：（6）许用应力由，查表9-4得，则折合系数为：（7）画当量弯矩图当量转矩当量弯矩在大齿轮中间截面处（8）校核轴径大齿轮所在的截面对应的当量弯矩最大，且有较大应力集中，危险截面为大齿轮所在中间截面。该截面有键槽，抗扭截面模量为其中，b=20mm,t=7.5mm则故轴的尺寸满足要求。4.6主轴设计计算及校核主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。1.主轴前后轴颈直径的选择：主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈直径。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，参考表3-7选取。假设设计的机床为最大回转直径400mm车床，P=7.5KW查机械制造装备设计表3-7，前轴颈应,初选,后轴颈取。2.主轴内孔直径的确定：很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证d/D 0.7。取；经计算选取内孔直径d=40mm。3.主轴前端伸长量a:减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果，因此在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度;取a=100mm。4.支撑跨距L: 最佳跨距；取值合理跨距；取值。5.主轴刚度校验：机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算y值。支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴中(后)支撑的变形一般较小，故可不必计算。4.7 主轴的校核（a） 主轴的前端部挠度（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安装齿轮处的倾角E取为，由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得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）,，计算（在水平面）,，合成：第5章 片式摩擦离合器的选择和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。5.1 摩擦片的径向尺寸摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）； Mn955/9557.50.98/8007.41（Nmm）; Nd电动机的额定功率（kW）； 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； 摩擦片的平均直径（mm）; =（D+d）/267mm; b内外摩擦片的接触宽度（mm）； b=（D-d）/2=23mm；5.2 按扭矩选择摩擦片结合面的数目 摩擦片的许用压强（N/）；1.11.001.000.760.836 基本许用压强（MPa），查机床设计指导表2-15，取1.1； 速度修正系数 n/6=2.5（m/s） 根据平均圆周速度查机床设计指导表2-16，取1.00； 接合次数修正系数，查机床设计指导表2-17，取1.00； 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/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取0.40.4114.4 5.3 离合器的轴向拉紧力最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：Q=b(N)1.13.14231.003.57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。 5.4 反转摩擦片数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。【1】 摩擦片的径向尺寸摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制，且受制于轴径d，而摩擦片的内外径又决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。一般外摩擦片的外径可取：d为轴的直径，取d=25，所以25+5=30mm特性系数是外片内径与内片外径D2之比取=0.69，则内摩擦片外径【2】 按扭矩选择摩擦片结合面的数目一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩和额定动扭矩满足工作要求，由于普通机床是在空载下启动反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。根据机械制造装备设计课程设计有公式。即：式中 速度修正系数，由表10.7。 每小时结合数修正系数，干式取 1 ；湿式按表10.8选取。 摩擦面对数修正系数。 取Z=7故摩擦片总数为Z+1=8片，内摩擦片为9片。用同样的方法可以算出反转摩擦片数：外摩擦片4片，内摩擦片5片。【3】离合器的轴向拉紧力由得：查机床零件手册，摩擦片的型号如下：内片：Dp=72.85，查表取：D=44mm，d=26mm b=3mm,B=9.7mm H=23.5mm,=0.5mm外片：Dp=72.85，查表取：D=86mm，d=30mm b=2mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm=0.5mm内外片的最小间隙为：0.20.4第6章 主轴箱结构设计及说明6.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一0般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1 布置传动件及选择结构方案。2 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。6.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。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 轴承的校核6.4.1 轴上轴承的校核 已知计算转速为800r/min,两轴承径向反力为。 初选轴承6205型，额定动载荷，额定静载荷。 根据文献1中表（12-6）取，由文献中表12-8的温度系数。根据根据文献1中式（12-1）及表12-7得压紧端轴承当量载荷滚子轴承的寿命系数10/3，取3。2) 轴承的寿命计算由文献1中式（12-6）得 预期寿命满足6.4.2 轴上轴承的校核已知该轴上使用了一个圆锥滚子轴承30206, 轴承的当量动载荷为： 根据参看文献4表13-5和13-6知，式中，。根据参看文献4式（13-5a），有 式中。对于三个轴承，有 故，满足使用寿命。6.4.3 轴上轴承的校核已知该轴上的两个轴承为圆锥滚子轴承30207，其额定动载荷为，两轴承的径向载荷为，轴向载荷为，。两个轴承的当量动载荷为： 根据参看文献4表13-5和13-6知，式中。根据参看文献4式（13-5a），有 式中。对于两个轴承，有 故，满足使用寿命。5.4.4 主轴上轴承的校核已知主轴的计算转速为。主轴所承受齿轮的载荷不大，一般情况下轴承寿命满足条件。由于主轴传动要求平稳且具有一定的刚度要求，所以该轴使用的三个轴承为双列圆柱滚子轴承（NN30103E-额定动载荷为；NN30106E-额定动载荷为）和单列圆柱滚子轴承（N214E-额定动载荷为）。6.5 键的选用及其强度校核6.5.1 轴上键的选用及其强度校核（1） 轴与多片摩擦离合器之间采用平键连接 轴径，所传递的扭矩。 选用圆头普通平键（A型），其尺寸（其中为键宽，为键高，为公称长度），工作长度。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（式中）。 故，键选用适合。（2） 轴与齿轮之间采用平键连接 轴径，所传递的扭矩。 选用平头普通平键（B型），其尺寸（其中为键宽，为键高，为公称长度），工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（式中）。 故，键选用适合。6.5.2 轴上键的选用及其强度校核 轴径，所传递的扭矩。 轴与齿轮之间采用花键连接，其尺寸为。工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（为载荷分配不均系数，与齿数有关，一般取；为花键齿数；为花键侧面的工作高度；为花键的平均直径）。 故，键选用适合。6.5.3 轴上键的选用及其强度校核（一）轴与固定齿轮连接处采用平键连接 轴径，所传递的扭矩。 选用平头普通平键（B型），其尺寸（其中为键宽，为键高，为公称长度），工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（式中）。 故，键选用适合。（二）轴与滑移齿轮连接处采用花键连接 轴径，所传递的扭矩。 轴与齿轮之间采用花键连接，其尺寸