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X6132主軸變速箱設(shè)計(jì)，好的話猛給分啊

簡(jiǎn)單的說(shuō)就是要一個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)的模板，最好能修改一下直接用: 問(wèn) 提問(wèn)者：網(wǎng)友 | 2020-12-26

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1.車床參數(shù)的擬定1.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)1.1.1擬定參數(shù)的步驟和方法1)極限切削速度Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮:允許的切速極限參考值如下:表 1.1加工條件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30~50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件 150~300 螺紋加工和鉸孔 3~8根據(jù)給出條件，取Vmax=150 m/min 螺紋加工和鉸孔時(shí)取 Vmin=4 m/min2)主軸的極限轉(zhuǎn)速計(jì)算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑，按經(jīng)驗(yàn)分別取K=0.5,Rn=0.25。則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為:取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即 =1250r/min在中考慮車螺紋和鉸孔時(shí)，其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實(shí)際加工情況選取50mm左右。 = r/min取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即 =28r/min轉(zhuǎn)速范圍Rn= 轉(zhuǎn)速范圍Rn= = =44.64r/min取 Z= =12考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。并選級(jí)數(shù)Z=12，各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為:28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，12503)主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z和公比已知Rn= Rn= Z-1且Z= x3ba、b為正整數(shù)，即Z應(yīng)可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實(shí)現(xiàn)變速。取Z=12級(jí) 則Z=22 =1250 =28 Rn= =44.64綜合上述可得:主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) =28 Z=12 =1.414)主電機(jī)功率--動(dòng)力參數(shù)的確定合理地確定電機(jī)功率N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。中型普通車床典型重切削條件下的用量刀具材料:YT15 工件材料45號(hào)鋼，切削方式:車削外圓查表可知:切深ap=3.5mm 進(jìn)給量f(s)=0.35mm/r切削速度V=90m/min功率估算法用的計(jì)算公式a 主切削力:Fz=1900apf0.75=1900 0.75=3026Nb 切削功率: N切= KW= KW=4.45KWc 估算主電機(jī)功率: N= = =5.5KW 可選取電機(jī)為:Y132S-4額定功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min.2.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)2.1傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定2.1.1傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目級(jí)數(shù)為Z的傳動(dòng)系統(tǒng)由若干個(gè)順序的傳遞組組成，各傳動(dòng)組分別有Z1、Z2、Z3、…個(gè)傳動(dòng)副.即Z=Z1Z2Z3…傳動(dòng)副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為適合，即變速級(jí)數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子: 即 Z=2a 3b實(shí)現(xiàn)12級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫成多種傳動(dòng)副的組合:1) 12=3×4 2) 12=4×33) 12=3×2×2 4) 12=2×3×25) 12=2×2×3按照傳動(dòng)副“前多后少”的原則選擇Z=3×2×2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使Ⅰ軸的軸向尺寸過(guò)大，所以此方案不宜采用，而應(yīng)先擇12=2×3×2。方案4)是比較合理的 12=2×3×22.1.2 傳動(dòng)系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排12=2×3×2的傳動(dòng)副組合，其傳動(dòng)組的擴(kuò)大順序又可以有6種形式:1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×223) 12=23×31×26 4) 12=26×31×235) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21根據(jù)級(jí)比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用Z= × × 這一方案，然而對(duì)于我們所設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)將會(huì)出現(xiàn)兩個(gè)問(wèn)題:第一變速組采用降速傳動(dòng)時(shí)，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會(huì)成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅰ-Ⅱ軸間的中心距也會(huì)輥大，從而使整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動(dòng)不宜采用。如果第一變速組采用升速傳動(dòng)，則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動(dòng)只能同后兩個(gè)變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個(gè)定比降速傳動(dòng)組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動(dòng)也不是理想的。如果采用Z= × × 這一方案則可解決上述存在的問(wèn)題。2.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) 圖2.1結(jié)構(gòu)網(wǎng)2.1.4 傳動(dòng)組的變速范圍的極限值齒輪傳動(dòng)最小傳動(dòng)比Umin 1/4,最大傳動(dòng)比Umax ,決定了一個(gè)傳動(dòng)組的最大變速范圍rmax=umax/umin 。因此，要按照下表，淘汰傳動(dòng)組變速范圍超過(guò)極限值的所有傳動(dòng)方案。極限傳動(dòng)比及指數(shù)X,X,值為:表2.1 公比極限傳動(dòng)比指數(shù) 1.41X值:Umin= =1/44X,值:Umax= x, =22(X+ X,)值:rmin= x+x‘=862.1.5最大擴(kuò)大組的選擇正常連續(xù)的順序擴(kuò)大組的傳動(dòng)的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式為:Z=Z1[1] Z2[Z1] Z3[Z1 Z2]最后擴(kuò)大組的變速范圍按照r 原則，導(dǎo)出系統(tǒng)的最大級(jí)數(shù)Z和變速范圍Rn為:表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6最后擴(kuò)大組的傳動(dòng)副數(shù)目Z3=2時(shí)的轉(zhuǎn)速范圍遠(yuǎn)比Z3=3時(shí)大因此，在機(jī)床設(shè)計(jì)中，因要求的R較大，最后擴(kuò)大組應(yīng)取2更為合適。同時(shí)，最后傳動(dòng)組與最后擴(kuò)大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動(dòng)軸的具有極限或接近傳動(dòng)比的齒輪副承受最大扭距，在結(jié)構(gòu)上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動(dòng)組的傳動(dòng)副經(jīng)常為2的另一原因。2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定運(yùn)動(dòng)參數(shù)確定以后，主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機(jī)功率。在此基礎(chǔ)上，選擇電機(jī)型號(hào)，確定各中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)速圖，使主運(yùn)動(dòng)逐步具體化。2.2.1主電機(jī)的選定1)電機(jī)功率N:中型機(jī)床上，一般都采用三相交流異步電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源。根據(jù)機(jī)床切削能力的要求確定電機(jī)功率:N=5.5KW2) 電機(jī)轉(zhuǎn)速 :選用時(shí)，要使電機(jī)轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速和I軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過(guò)大的升速或過(guò)小的降速傳動(dòng)。 =1440r/min3)分配降速比: 該車床主軸傳動(dòng)系統(tǒng)共設(shè)有四個(gè)傳動(dòng)組其中有一個(gè)是帶傳動(dòng)。根據(jù)降速比分配應(yīng)“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動(dòng)組最小傳動(dòng)比。u總= / =28/1440=1/51.4分配總降速傳動(dòng)比時(shí)，要考慮是否增加定比傳動(dòng)副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標(biāo)準(zhǔn)和有利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動(dòng)比。a 決定軸Ⅲ-Ⅳ的最小降速傳動(dòng)比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個(gè)變速組的最小降速傳動(dòng)比取極限1/4，公比ψ=1.41，1.414=4，因此從 Ⅳ軸的最下點(diǎn)向上4格，找到Ⅲ上對(duì)應(yīng)的點(diǎn)，連接對(duì)應(yīng)的兩點(diǎn)即為Ⅲ-Ⅳ軸的最小傳動(dòng)比。b 決定其余變速組的最小傳動(dòng)比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸Ⅱ-Ⅲ間變速組取umin=1/ψ3，即從Ⅲ軸向上3格，同理，軸Ⅰ-Ⅱ間取u=1/ψ3，連接各線。c 根據(jù)個(gè)變速組的傳動(dòng)比連線按基本組的級(jí)比指數(shù)x0=3，第一擴(kuò)大組的級(jí)比指數(shù)x1=1，第二擴(kuò)大組的級(jí)比指數(shù)x3=6,畫出傳動(dòng)系統(tǒng)圖如2.2所示圖2.2轉(zhuǎn)速圖2.3 齒輪齒數(shù)的確定及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的繪制2.3.1齒輪齒數(shù)的確定的要求可用計(jì)算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡(jiǎn)便，根據(jù)要求的傳動(dòng)比u和初步定出的傳動(dòng)副齒數(shù)和，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。選擇時(shí)應(yīng)考慮:1.傳動(dòng)組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，其最小齒數(shù) =172.齒輪的齒數(shù)和不能太大，以免齒輪尺寸過(guò)大而引起機(jī)床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和 ≤100-120，常選用在100之內(nèi)。3.同一變速組中的各對(duì)齒輪，其中心距必須保證相等。4.保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過(guò)大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚5. 保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi)。圖2.3 齒輪的壁厚2.3.2 變速傳動(dòng)組中齒輪齒數(shù)的確定 1)確定齒輪齒數(shù) 1. 用計(jì)算法確定第一個(gè)變速組中各齒輪的齒數(shù) Zj+Zj’= Zj/Zj’ =uj其中 Zj--主動(dòng)齒輪的齒數(shù) Zj’--被動(dòng)齒輪的齒數(shù) uj--一對(duì)齒輪的傳動(dòng)比 --一對(duì)齒輪的齒數(shù)和為了保證不產(chǎn)生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強(qiáng)度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動(dòng)副上出現(xiàn)。把Z1的齒數(shù)取大些:取Z1=Zmin=20則 Z2= =58齒數(shù)和 =Z1+Z2=20+58=78同樣根據(jù)公式 Z3= =39 2. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù)a 首先在u1、u2、u3中找出最小齒數(shù)的傳動(dòng)比u1b 為了避免根切和結(jié)構(gòu)需要，取Zmin=24c 查表找到u1=1/1.413的倒數(shù)2.82的行找到Zmin=24查表最小齒數(shù)和為92d 找出可能的齒數(shù)和的各種數(shù)值，這些數(shù)值必須同時(shí)滿足各傳動(dòng)比要求的齒輪齒數(shù) 能同時(shí)滿足三個(gè)傳動(dòng)比要求的齒數(shù)和有 =92 96 99 102e 確定合理的齒數(shù)和 =102 依次可以查得Z5=27 Z6=75Z7=34 Z8=68Z9=42 Z10=60同理可得其它的齒輪如下表所示:表2.3變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和 78 102 114齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14齒數(shù) 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 382)驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實(shí)際轉(zhuǎn)速與傳動(dòng)設(shè)計(jì)的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗(yàn)算主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過(guò)±10(ψ-1)%。主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算n實(shí)=nE×(1-ε)×ua×ub×uc×ud其中 ε--滑移系數(shù)ε=0.2ua ub uc ud分別為各級(jí)的傳動(dòng)比12/45 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差的絕對(duì)值表示⊿n=| ∣≤±10(ψ-1)%n實(shí)1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.25=27.8⊿n=∣(27.8-28)/28∣=0.7%同樣其他的實(shí)際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下:表2.4主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250實(shí)際轉(zhuǎn)速 27.8 39.8 55.7 79.6 111.2 159.3 223.6 314.5 445.6 628.4 897.8 1244.9轉(zhuǎn)速誤差 0.7 0.5 0.5 0.5 0.7 0.4 0.1 0.2 0.9 0.3 0.2 0.4轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 3) 齒輪的布置為了使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊以及考慮主軸適當(dāng)?shù)闹С芯嚯x和散熱條件，其齒輪的布置如下圖2.4所示。4)繪制主傳動(dòng)系統(tǒng)圖按照主傳動(dòng)轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如下2.5所示圖2.4 齒輪結(jié)構(gòu)的布置圖2.5主傳動(dòng)系統(tǒng)圖3 .強(qiáng)度計(jì)算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計(jì)3.1 確定計(jì)算轉(zhuǎn)速3.1.1主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=nminψz/3-1z=12nj=nminψ3 =28×2.82=79r/min3.1.2中間傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速Ⅲ軸上的6級(jí)轉(zhuǎn)速分別為:112、160、224、315、450、630r/min.主軸在79r/min以上都可以傳遞全部功率。Ⅲ軸經(jīng)Z13-Z14傳遞到主軸，這時(shí)從112r/min以上的轉(zhuǎn)速全部功率，所以確定最低轉(zhuǎn)速112r/min為Ⅲ軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。按上述的方法從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計(jì)算轉(zhuǎn)速:Ⅱ軸為315r/min,Ⅰ軸為900r/min,電動(dòng)機(jī)軸為1440r/min.3.1.3齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速Z10安裝在Ⅲ軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見(jiàn)Z10齒輪本身有6種轉(zhuǎn)速，其要傳遞全部的功率的計(jì)算轉(zhuǎn)速為112r/min。同樣可以確定其余齒輪的轉(zhuǎn)速如下表3.1所示:表3.1齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14計(jì)算轉(zhuǎn)速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 1123.2傳動(dòng)軸的估算和驗(yàn)算3.2.1傳動(dòng)軸直徑的估算傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動(dòng)軸直徑: mm其中:N-該傳動(dòng)軸的輸入功率 KWNd-電機(jī)額定功率; -從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積 -該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min -每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m),可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取如表3.2所示表3.2 剛度要求允許的扭轉(zhuǎn)角主軸一般的傳動(dòng)軸較低的傳動(dòng)軸 0.5-1 1-1.5 1.5-2對(duì)于一般的傳動(dòng)軸，取 =1.5 KW =900 r/min mm取 mm KW =425 r/min =37 mm取 KW =150 mm 采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，即將估算的傳動(dòng)軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標(biāo)準(zhǔn)花鍵。d1’=29.3×0.93=27.0d2’=34.5×0.93=32.0d3’=42.2×0.93=40.0查表可以選取花鍵的型號(hào)其尺寸分別為軸取 6-28×32×7 軸取 8-32×36×6 軸取 8-42×46×80 3.2.2 主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運(yùn)動(dòng)，此，它的精度和性能性能直接影響加工質(zhì)量(加工精度與表面粗糙度)。1)主軸直徑的選擇查表可以選取前支承軸頸直徑D1=90 mm后支承軸頸直徑 D2=(0.7~0.85)D1=63~77 mm 選取 D2=70 mm2)主軸內(nèi)徑的選擇車床主軸由于要通過(guò)棒料，安裝自動(dòng)卡盤的操縱機(jī)構(gòu)及通過(guò)卸頂尖的頂桿必須是空心軸。確定孔徑的原則是在滿足對(duì)空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。推薦:普通車床d/D(或d1/D1)=0.55~0.6其中 D--主軸的平均直徑，D= (D1+D2)/2 d1--前軸頸處內(nèi)孔直徑d=(0.55~0.6)D=44~48 mm所以，內(nèi)孔直徑取45mm3)前錐孔尺寸前錐孔用來(lái)裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下:莫氏錐度號(hào)取5號(hào)標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸大端直徑 D=44.3994)主軸前端懸伸量的選擇確定主軸懸伸量a的原則是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，盡可能取小值。主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.6~1.5a=(0.6~1.5)D1=54~135 mm所以，懸伸量取100mm5)主軸合理跨距和最佳跨距選擇根據(jù)表3-14 見(jiàn)《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》計(jì)算前支承剛度。前后軸承均用3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。查表 =1700×901.4=9.26×105 N/mm因?yàn)楹筝S承直徑小于前軸承，取 KB =6.61×105N/mm其中為參變量綜合變量其中 E--彈性模量，取E=2.0×105 N/mm2 I--轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，I=π(D4-d4)/64=3.14×(804-454)=1.81×106mm4 = =0.3909由圖3-34中，在橫坐標(biāo)上找出η=0.3909的點(diǎn)向上作垂線與的斜線相交，由交點(diǎn)向左作水平線與縱坐標(biāo)軸相交，得L0/a=2.5。所以最佳跨距L0 L0=2.5a=2.5×100=250 mm又因?yàn)楹侠砜缇嗟姆秶?L合理=(0.75~1.5)L0=187.5~375 mm所以取L=260 mm6)主軸剛度的驗(yàn)算對(duì)于一般機(jī)床主軸，主要進(jìn)行剛度驗(yàn)算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強(qiáng)度要求。對(duì)于一般受彎矩作用的主軸，需要進(jìn)行彎矩剛度驗(yàn)算。主要驗(yàn)算主軸軸端的位移y和前軸承處的轉(zhuǎn)角θA。圖3.1 主軸支承的簡(jiǎn)化切削力 Fz=3026N撓度 yA= = =0.01 [y]=0.0002L=0.0002×260=0.052 yA＜[y]傾角 θA= = =0.00011前端裝有圓柱滾子軸承，查表[θA]=0.001rad θA＜[θA] 符合剛度要求。3.2.3 主軸材料與熱處理材料為45鋼，調(diào)質(zhì)到220~250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC50~55，軸徑應(yīng)淬硬。3.3 齒輪模數(shù)的估算和計(jì)算3.3.1齒輪模數(shù)的估算根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算: mm齒面點(diǎn)蝕的估算: mm其中為大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，A為齒輪中心距。由中心距A及齒數(shù) 、求出模數(shù): mm根據(jù)估算所得和中較大的值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。1)齒數(shù)為32與64的齒輪N=5.28KW mm = mm mm取模數(shù)為22)齒數(shù)為56與40的齒輪 mm = mm mm取模數(shù)為23)齒數(shù)為27與75的齒輪 N=5.25KW mm = mm mm取模數(shù)為2.54)齒數(shù)為34與68的齒輪N=525KW mm = mm mm取模數(shù)為2.55)齒數(shù)為42與60的齒輪 N=5.25KW mm = mm mm取模數(shù)為2.56)齒數(shù)為23與91的齒輪N=5.20KW mm = mm mm取模數(shù)為2.57)齒數(shù)為76與38的齒輪 N=5.20KW mm = mm mm取模數(shù)為2.53.3.2 齒輪模數(shù)的驗(yàn)算結(jié)構(gòu)確定以后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級(jí)等都已確定，才可能核驗(yàn)齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強(qiáng)度值是否滿足要求。根據(jù)齒輪的接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為: mm根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)公式為: mm式中:N---計(jì)算齒輪傳遞的額定功率 --計(jì)算齒輪(小齒輪)的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min ---齒寬系數(shù) ，常取6~10; ---計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù); ---大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， ;“+”用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合; ---壽命系數(shù)， ;………………………………………3.5 ---工作期限系數(shù)， ;………………………………………3.6齒輪等傳動(dòng)件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)Con---齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min;T---預(yù)定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推薦:T=15000~20000h; ---轉(zhuǎn)速變化系數(shù) ---功率利用系數(shù) ---材料強(qiáng)化系數(shù)。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強(qiáng)化，起著阻止疲勞細(xì)縫擴(kuò)展的作用; (壽命系數(shù))的極限當(dāng) ; ---工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運(yùn)動(dòng): =1.2~1.6; ---動(dòng)載荷系數(shù) ---齒向載荷分布系數(shù)Y----齒形系數(shù); 、 ---許用彎曲、接觸應(yīng)力MPa1)齒數(shù)為32與64的齒輪 KW mm節(jié)圓速度 m/s由表8可得:取精度等級(jí)為7級(jí) 。 =1.2 由表9得: =1=0.71 由表可知所以取Ks=0.6由表11 許用應(yīng)力知，可取齒輪材料為45 整淬 =1100MPa =320MPa由表10可知可查得 Y=0.45所以模數(shù)取2適合要求。同樣可以校核其它齒輪的模數(shù)也符合要求。3.4 軸承的選擇與校核機(jī)床傳動(dòng)軸常用的滾動(dòng)軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升?？蛰d功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對(duì)軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用得更多。但滾錐軸承的內(nèi)外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時(shí)在沒(méi)有軸向力時(shí)，也常采用這種軸承。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其它結(jié)構(gòu)條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重系列的軸承來(lái)達(dá)到支承孔直徑的安排要求?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個(gè)應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑，一般傳動(dòng)軸承選用G級(jí)精度。3.4.1一般傳動(dòng)軸上的軸承選擇在傳動(dòng)軸上選擇6200系列的深溝球軸承，其具體的型號(hào)和尺寸如下表3.3所示表3.3 傳動(dòng)軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 軸承型號(hào) 6205 7206 7207 軸承尺寸 25×52 30×55 35×723.4.2主軸軸承的類型主軸的前軸承選取3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內(nèi)孔有1:12錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個(gè)部件支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。圖3.13.4.3 軸承間隙調(diào)整為了提高主軸回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙，形成一定的預(yù)負(fù)載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預(yù)負(fù)載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過(guò)大的預(yù)負(fù)載對(duì)提高剛度沒(méi)有明顯效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會(huì)增大，軸承壽命將因此而降低。調(diào)整結(jié)構(gòu)形式如下圖所示: 圖3.2調(diào)整說(shuō)明:轉(zhuǎn)動(dòng)調(diào)整螺母，使內(nèi)圈向大端移動(dòng)。特點(diǎn):結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。移動(dòng)量完全靠經(jīng)驗(yàn)，一旦調(diào)整過(guò)緊，難以把內(nèi)圈退回。3.4.4軸承的較核1) 滾動(dòng)軸承的疲勞壽命驗(yàn)算或 -額定壽命 (h) -額定動(dòng)載荷(N) -動(dòng)載荷(N) -滾動(dòng)軸承的許用壽命(h)，一般取10000~15000(h) -壽命指數(shù)，對(duì)球軸承 =3 ，對(duì)滾子軸承 =10/3 -速度系數(shù)， -軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)數(shù) r/min -壽命系數(shù)， -使用系數(shù) -轉(zhuǎn)化變化系數(shù) -齒輪輪換工作系數(shù) -當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷(N)2)滾動(dòng)軸承的靜負(fù)荷驗(yàn)算 -靜負(fù)荷 (N) -額定靜負(fù)荷 (N) -安全系數(shù) -當(dāng)量靜載荷 (N) (N) 、 -靜徑向，軸向系數(shù)校驗(yàn)第Ⅰ根軸上的軸承T=10000h查軸承樣本可知，6205軸承的基本額定動(dòng)載荷 =212000N =850 r/min =096 =0.8 =0.8 = =21437500 同樣可以較核其它軸承也符合要求。3.5 摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算3.5.1按扭矩選擇 K =Kx9550 Nm式中 -離合器的額定靜力矩(Kgm) K-安全系數(shù) -運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的最大負(fù)載力矩查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表，取K=2 =0.96則 K = =118.8 Nm3.5.2外摩擦片的內(nèi)徑d根據(jù)結(jié)構(gòu)需要采用軸裝式摩擦片，摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比安裝在軸的軸徑大2~6mm,取d=35mm3.5.3選擇摩擦片尺寸(自行設(shè)計(jì))尺寸如下表3.4所示表3.4片數(shù) 靜力矩 d D D1 B b9 60 35 90 98 30 103.5.4計(jì)算摩擦面的對(duì)數(shù)Z 式中:f-----摩擦片間的摩擦系數(shù); [p]----許用壓強(qiáng)MPa;D------摩擦片內(nèi)片外徑 mm; d-------摩擦片外片內(nèi)徑 mm; ----速度修正系數(shù); -----接合面數(shù)修正系數(shù); -----接個(gè)次數(shù)修正系數(shù); K------安全系數(shù)。分別查表 ~1.2 mm =35mm 1.0 =103.5.5摩擦片片數(shù)摩擦片總數(shù)為(z+1)片，即11片，根據(jù)具體情況設(shè)內(nèi)為6片，外5片。計(jì)算軸向壓力Q=3.14×1.0× × =5073N: 回答者：網(wǎng)友

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