主轴箱主轴减速器

1、目录 TOC o 1-5 h z 一运功设计21、电动机的选择2 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 2、转速图的绘制2 HYPERLINK l bookmark35 o Current Document 3、带传动的设计6 HYPERLINK l bookmark48 o Current Document 4、齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制7二、动力计算121、确定计算转速12 HYPERLINK l bookmark72 o Current Document 2、传动轴的估算和验算12 HYPERLINK l bookmark84 o Cu

2、rrent Document 3、齿轮模数的估算和计算16 HYPERLINK l bookmark99 o Current Document 3、轴承的选择与校核18三、结构设计241、摩擦离合器的选择与验算24 HYPERLINK l bookmark118 o Current Document 2、齿宽的确定25 HYPERLINK l bookmark121 o Current Document 3 键的选择25 HYPERLINK l bookmark124 o Current Document 4、润滑与密封25 HYPERLINK l bookmark127 o Current

3、Document 四、设计总结26 HYPERLINK l bookmark131 o Current Document 参考文献-27机械设计一、运动设计1、电动机的选择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。中型普通车床典型重切削条件下的用量刀具材料：硬质合金 工件材料钢材，查机械工程及自动化简明设计手册表7-4可得：切深 a =3.5mm 进给量 f(s)=0.35mm/r、切削速度 V=90m/mina主切削力：查表 6-19 F = 2795a f 0.75v -。.皿其中k = kk1 2=1x、0.75=ixf650r6

4、50 )=1切削功率：n FV P =, c 61200单位为kw ；估算主电机功率:Pe= p/ 门=p/0.8 = 4.41kw查表可选取电机为：Y132M-4，P=5.5kw,n=1440r/min o2、转速图的绘制、传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、 个传动副.即Z=ZZZ 传动副数由于结构的限制以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子：即Z=2a x 3b实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合：1)12=3X42)12=4X312=3X2X24)12=2X3X25)12=2X2X3按照传动

5、副“前多后少”的原则选择Z=3X2X2这一方案，但主轴换向采用双向 片式摩擦离合器结构，致使I轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择 12=2X3X2。方案4)是比较合理的12=2X3X22 )、传动系统扩大顺序的安排12=2X3X2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6种形式：1)12=2 X3 X2 2)12=2 X3 X21261423)12=2 X3 X2 4)12=2 X3 X23166135)12=2 X3 X2 6)12=2 X3 X2241621根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用Z= 2 X 3 X 2这一方案，然 126而对于我们所设计的结构将会出现两个

6、问题：第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得I轴上 的齿轮直径不能太小，11轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使I-II轴间中心距 加大，而且I-II轴间的中心、距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种 传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传动，则I轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速 组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动 组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用Z= 2 X 3 X 2这一方案则可解决上述存在的问题。3163)、绘制结构网结构网、传动组的变速围的极限值齿轮传动最小传动比Umin 1/4,最大传动比U

7、max 2，决定了 一个传动组的最大 变速围 rmax=umax/umin8。因此，要按照下表，淘汰传动组变速围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数X,X,值为：公比甲 极限传动比指数1.411X 值：Umin= =1/4 p x4X，值:Umax=甲 x, =22(X+ X,)值：rmin=中 x+x=86-_5）、最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为:Z=Z11 Z2Z1 Z3Z1 Z2最后扩大组的变速围按照r 8原则，导出系统的最大级数Z和变速围、为: 表231.41Z=12R=44Z=9R=15.6最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速围远比Z3=3时大因此，

8、在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的 具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理， 这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。6）、转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础 上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主 运动逐步具体化。（1）电机功率N：中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据机床切削能力的要求确定电机功率：N=5.5KW（2）电机转速n :d选用时，要使电机转速nd与主轴

9、最高转速nmax和I轴转速相近或相宜，以免采用 过大的升速或过小的降速传动。n=1440r/min（3）分配降速比：该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应 “前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。u 总二 n . / nE 二315/900=1/2.82分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有 利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速 器分配最小传动比。a决定轴III-W的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用， 所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限

10、1/4,公比W=1.41，1.414=4，因此从 III轴的最下点向上4格，找到III上对应的点，连接对应的两点即为III-W轴的最小传动比。b决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴II -III间变速组取 umin=1/W3,即从I轴向上3格，同理，轴1-11间取u=1/W3，连接各线。c根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数x=3，第一扩大组的级比指数 x=1，第二扩大组的级比指数x=6，画出转速图如下所示：3、带传动的设计已知电动机功率5.5KW，转速n1 = 1440r/min，传动比i=16，预定每天工作8 小时。1、确定传动功率Pca查机械工程及自动化简明设计手册

11、表8-7得工作状况系数KA = 1.1，故P K P 1.1 x 5.5 = 6.05kw2、选择V带的带型根据七、七由图8-11选用a型。3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd 1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd 1 90mm。2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度v_ Kdn -兀 x90 x1440_678m/sV 60 x1000 60 x1000 . m S 因为5m / s v 30m / s，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd 2d id 1.6 x 90 144mm根据表8-8，圆

12、整为150mm。4、确定V带的中心距合和基准长度Ld1）根据式（8-20），由 0.7（d + d ）a 2（d + d ）,即168a 480，则初定中d 1d 20d1d 20心距 a - 350mm。2）由式（8-22）计算带所需的基准长度兀（d -d）2L = 2a + （d + d ）+ d2心o兀/、(150 - 90)2 x 350 + -x(90 +150)+24 x 350牝 1236mm由表8-2选带的基准长度Ld 1250mm。3）按式（8-23）计算实际中心距。r350 +V1250 -1236 )2 J牝 357 牝 360mm中心、距的变化围为a -0.015Ld

13、341a + 0.03L, 364。5、验算小带轮上的包角a 157.357.3a 广 180 (2 - dd 1)= 180。 (150 - 90) 170.45 906、计算带的根数z1)计算单根V带的额定功率尸。由 d - 90mm和n = 1440r / min，查表 8-4a 得 P = 1.064kw。根据n1= 1440r /min,i = 1.6和 A 型带。查表 8-4b 得 AP = 0.15kw。查表8-5得K = 0.925，查表8-2得K = 0.925，于是P =（P +AP ） Ka -K =（1.064+0.15）x0.90 x0.93 = 1.02kw2）计算

14、V带的根数z。竺=5.93 1.02取5根。4、齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制齿轮齿数的确定的要求可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比u和初步定 出的传动副齿数和可，查表即可求出小齿轮齿数。选择时应考虑：传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数3心zmin=17齿轮的齿数和可不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和七100-120，常选用在100之。同一变速组中的各对齿轮，其中心、距必须保证 相等。保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚保证主轴的转速误差在规定的围之。2)变速传动组中齿轮齿数的确定(1)确定齿轮齿数用计算

15、法确定第一个变速组中各齿轮的齿数Z/Z =u其中 j j j八 Z主动齿轮的齿数Zj 一一被动齿轮的齿数uj对齿轮的传动比对齿轮的齿数和SZ为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小 齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。把Z1的齿数取大些：取 Z1=Z =20 则1 minZ= 土 = * =58 2 u21/2.85齿数和 Sz %+Z20+58=78 同样根据公式Z3= Z 4=39用查表法确定基本组的齿数a首先在*、舄、u中找出最小齿数的传动比*b为了避免根切和结构需要，取Z.=241c 查表找到*=1/1.413的倒数2.82的行找到Z . =24查表最小

16、齿数和为92d找出可能的齿数和sz的各种数值，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿 数能同时满足三个传动比要求的齿数和有e确定合理的齿数和依次可以查得f确定反转齿轮齿数Sz二92 96 99 102SZ =102 TOC o 1-5 h z Z =24Z =78Z5=34Z6=68Z：=51Z：=51根据整体结构及转速分配 七=24,七=24同理可得其它的齿轮如下表所示:表变速 组第一变速组基本组第二变速组反转齿数 和7810211448齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z15Z16齿数20583939247834685151239176382424验算

17、主轴转速误差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(W-1)%。主轴各级实际转速值用下式计算n 实二n X (1- e ) Xu Xu Xu XuEa b c d其中e滑移系数e =0.2u u u u分别为各级的传动比12/45转速误差用主轴1实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示/n二 I Mb一M准 |W10(WT)%(中为公比)n实际n =1440X0.625X0.98X0.35X0.35X0.25=27.8/实1二 | (27.8-28)/28 | =0.5%同样其他的实际转速及转速误差如下：主 轴 转 速n2n

18、3n4n5n6n7n8n9n10n11n12N13标准转速4056801121602243154506309001250180 0实 际 转 速39.855.779.6111.2159.3223.6314.5445.6628.4897.81244.9转 速 误 差0.50.50.50.70.40.10.20.90.30.20.40.8转速误差满足要求。3)齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置 如下图所示。齿轮结构的布置4）绘制主传动系统图S树墀二、动力计算1、确定计算转速1）、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 件的

19、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。根据上表，主轴的计算转速为Z12n = n 4 3T = 40XI.4I3T = 112r / min2）、各变速轴的计算转速：轴III有六级转速，其最低转速160,/min通过双联滑移齿轮使主轴获得两级转速： 40r/min和315r/min。315,/min比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴III的 160,/min也应该能传递全部功率，是计算转速。同理也可以求出其他轴的计算转速。轴II的计算转速n .为315r/min；轴I的计算转速n为900r/min。3）、各齿轮的计算转速各变速组一般只计算组最小齿轮，也是最薄弱的齿

20、轮，故也只需确定最小齿轮 的计算转速。轴III一W之间，最小齿轮为z=23，计算转速为450r/min；轴II一III之间，最小齿数为z=24，计算转速为315r/min；轴I 一II之间，最下齿数为z=20，计算转速为900r/min。齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8计算转 速r/min900315900900315160315224齿轮z9z10z11z12z13z14z15z16计算转 速r/min315315450450160160140014002、传动轴的估算和验算1）传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径:d = 94 ；mm4 .k 其中：N该传动轴的

21、输入功率N = N j KWN一电机额定功率；d门一从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积，见机械工程及其 自动化简明设计手册表24.n .该传动轴的计算转速r/min里每米长度上允许的扭转角（deg/m）,可根据传动轴的要求选取如下表 所示刚度要求允许的扭转角、一般传动轴要求较高的轴轴要求较低的轴里0.5。1。0.1。0.5。1.5。2。对于一般的传动轴，取叨=1。，由上面可知I、II、III的计算转速分别为:900r / min、315r / min、160r / min112r/ min 。N、= N? = 5.5 x 0.96 = 5.28 KWn 二900 r/min午 914

22、繇二 25-18mm取d = 25 mm ；N 2 = Np= 5.5 x 0.96 x 0.995 = 5.25 KWn 二315 r/mind = 914 5.25 盘为 mm24315 x 1。取 d = 35mm ；N 3 = Np= 5.5 x 0.96 x 0.995 x 0.99 = 5.20 KWn. =160r / mind = 914 5.20 = 38.64 mm34160 x1。取 d = 40mm ；N = N广 5.5 x 0.96 x 0.995 x 0.99 x 0.99 = 5.148n =112r/mind = 914 .I = 42.14mm 4112 x

23、1。N反=5.5 x 0.96 x 0.995 = 5.25kwn. = 1400 r / mind = 915.251400 x1=22.5mm取 25mm；主轴采用A型普通平键，则为保证轴的刚度，则d值增大7%8%，这里增大 8%，则：d = 42.14 x1.08 n 45mm。I轴采用光轴，II轴和HI轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。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GBT1144-1987规定， 矩形花键的定心方式为小径定心。花键的小径为轴减小7%作为其值，则d 22 =

24、 35 x 0.93 = 32.55mm,取 32 mmd 33 = 40 x 0.93 = 37.2mm,取 36 mm查机械工程及自动化简明设计手册表C-30的矩形花键的基本尺寸系列，II 轴花键轴的规格 N xd x D x B为8x32 f 7 x36a11x 6d10,a = 2.7mm ；III 轴花键轴的规格 N x d x D x B为8x36 f 7 x 40a11x 7d10,a = 3.5mm;2)主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，因此，它 的精度和性能性能直接影响加工质量(加工精度与表面粗糙度)。主轴直径的选择查教材表3-1可

25、以选取前支承轴颈直径D1=90 mm后支承轴颈直径D2=(0.70.85)Dj6377 mm选取D =70 mm2主轴径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是 空心、轴。确定孔径的原则是在满足对空心、主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴 刚度的要求尽可能取大些。推荐：普通车床d/D(或d/D)=0.550.611其中D主轴的平均直径，D=(D1+D2)/2前轴颈处孔直径dd 1二（0.550.6）D=4448 mm1所以，孔直径取45mm前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下:莫氏锥度号取5号主轴前端悬伸量的选

26、择确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/D=0.61.5a=(0.61.5)D =54135 mm1所以，悬伸量取100mm主轴支撑跨距的选择在选择跨距时，因主轴弯曲变形和支撑变性引起主轴前轴端的总位移量为最小。一般取匕=(23.5)气即 = (200 - 350)mm，取匕=260mm。则主轴的结构简 图图所示：主轴刚度的验算对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强 度要求。所以只要进行刚度校核即可。对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移 y和前轴承处的转角0 Ao主轴支承的简

27、化图切削力 Fz=2795N查机械工程及自动化简明设计手册表7-26挠度_ Fa2(L + a) _ 2795x 1002 x(260 +100) _0 009 七一3EI3 x 2.0 x 105 x1.81x 106 _ *3EI其中E为弹性模量，钢材E=2.1 x 105MPa。I为截面惯性矩：1 =6470、1 一_ 1.81x 106 mm 4k 90 J-d厂F查机械工程及自动化简明设计手册表7-25，轴的弯曲量允许值y=0.0002L=0.0002X260=0.052yAV yF(2cl + a - 3a 2) 2795 x(2 x100 +100 - 3 x1002)9 _ 0

28、.00003radx倾角6EI6 x105 x1.81x106前端装有圆柱滚子轴承，查表0 =0.001rad0 370，一 mmt n其中n.为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数z、z求出模数：m = 2A mm12j z1 + z 2根据估算所得m 3和m .中较大的值，选取相近的标准模数。（1）齿数为20与58的齿轮N=5.28KWm 325.2858 x 315=2.12 mm二 3703528 = 95 mm3152Am =j z + z2 x 9520 + 58=2.43 mm取模数为2.5（2）齿数为39与39的齿轮m/ 3*舄=2.07 mm,NA 370 ni

29、 j二 37035竺=67 mm900m = 2A = 2 X 67 = 1.71 mm j z + z 39 + 39取模数为2.5（3）齿数为24与78的齿轮N=5.25KW5.25 小 m=2.40 mmN A370. 3 n i j二 370525 = 118 mm 1602A2x118m = 2.31 mmj 七 + z 224 + 78取模数为2.5齿数为34与68的齿轮N=525KW 5.25m 323 224 - 2.24 mm34 + 68j Z + z 2:取模数为2.5-2.08 mm（5）齿数为51与51的齿轮N=5.25KW5.25m 3251 315 - 2.20m

30、m.525A 370二 370寸市-95 mm2 x 9551 + 51-1.86 mm2 Am j z + z12取模数为2.5齿数为23与91的齿轮N=5.20KW5.201 .m 32=1.61 mm91x 450A 370 3七5.20二 3703=84 mm 450m =工=3 =1.65 mmj zi + z 223 + 91为是全部齿轮模数统一，则取模数为2.5齿数为76与38的齿轮N=5.20KW”/=2.41 mm:NA 370 3 n1 j5.20二 3703=118 mm 160 TOC o 1-5 h z 2x1182 A=2.07 m =mm76 + 38 j z +

31、 z 12取模数为2.5齿轮模数的验算才可结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定， 能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为：m = 16300 土KK2K3K，N mmj3 W zig .Rn,根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为：m = 275 : KKKKN mm3 zY ng 式中：N 计算齿轮传递的额定功率N 一计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/minWm-齿宽系数Wm =，中m常取610； mz -计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；i-大齿轮与小齿轮的齿数比，i =勺 1; +”用于外啮合，“-”号

32、用于啮合; z1Ks-寿命系数，Ks = K K KnK ； Kt-工作期限系数，K=il60nT齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数Con齿轮的最低转速r/min；T-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500020000h；K一转速变化系数K n 功率利用系数K，一材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着 阻止疲劳细缝扩展的作用；七（寿命系数）的极限七,七.当K K 时，则取K K所以取Ks=0.6由表:7-23许用应力知，可取齿轮材料为45淬火和回火g =1100MPa j。=320MPaw由表10可知可查得Y=0.4558m _ 1

33、6300 1）K K2K3 Vj3 W z12io 2nm _16300（三 + 1）x1.2 x 1.2 x 1x 0.6 x 5.280_ 2.067 x 202 x 58 x 11002 x 90020m _ 2751.2 x 1.2 x 1x 0.6 x 5.28 _ 1.77 20 x 0.45 x 7 x 850 x 320所以模数取2.5适合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。4、轴承的选择与校核机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方 面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求 都比较高，异常球轴承用得更多。但

34、滚锥轴承的外圈可以公开。装配方便，间隙容 易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸， 首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符 合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。 花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的径，一般传动轴承选用G级 精度。1）一般传动轴上的轴承选择其具体的型号和尺寸如下表所示：位置型号dDB类型带轮6207357217深沟球轴承一轴最左端6205255215深沟球轴承一周齿轮与轴配合7205253115角接触球轴承二轴30207357217圆锥滚子轴承三轴两端3020945

35、8519圆锥滚子轴承三周中间6209458519深沟球轴承主轴末端302136512023圆锥滚子轴承主轴中端512147010527推力球轴承主轴前端NN30189014037双列圆柱滚子轴承2）主轴轴承的类型主轴的前轴承选取NN系列双列向心、短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，孔 有1： 12锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的 轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。双列圆柱滚子 轴承3）轴承间隙调整为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的 负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有 改善。预负载使

36、轴承产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果，而磨 损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。调整结构形式如下图所示：调整说明：转动调整螺母，使圈向大端移动。特点：结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把圈退回。轴承的较核1)滚动轴承的疲劳寿命验算=500CfnK K K KFA Hp Hn l T (h )或 c = LkaKh Kh K F C(N)nLh额定寿命(h)c 一额定动载荷的 c厂动载荷(N)T 一滚动轴承的许用寿命(h)，一般取1000015000(h)8 寿命指数，对球轴承8 =3 ,对滚子轴承8 =10/3fn 一速度系数，n一轴承的计算转数r/min

37、fh 一寿命系数，h % 500K入使用系数七一功率利用系数匕一转化变化系数 K一齿轮轮换工作系数F 一当量动负荷(N)滚动轴承的静负荷验算C0, = K0F0 T (h)同样可以较核其它轴承也符合要求。三、结构设计1、摩擦离合器的选择与验算1)按扭矩选择八 -NrM . KM =Kx9550Nmj式中Mj一离合器的额定静力矩(Kgm)K一安全系数，一般取1.31.5，这里取1.4；N一离合器需传递的功率，单位为KW；门一电动机至装离合器的轴的传动功率，这 里取0.96；匕一离合器所在轴的计算转速，单位为r/min ； M响一运转时的最大 负载力矩N0 一96则正转：M亍 KM = Kx955

38、0 x=1.4x9550 x5.5x荷=78.44NmjN0 96反转：M了 KM =Kx9550 x= 1.4x9550 x5.5x育而=50.42Nmj2）外摩擦片的径da、根据结构需要采用轴装式摩擦片，则摩擦片的径七=（1.5 3）d = 37.5 45mm,取40mm；切确定摩擦片外径D2查机械工程及自动化简明设计手册表7-13，选择通用型摩擦片尺寸， 尺寸如下表片数静力矩D1D2D0Bb91004011811030143.5.3计算摩擦面中经D （单位mm）及摩擦面平均轴线速度v （单位m/s） TOC o 1-5 h z D =心二冬622u =兀明 =x 900 x 79 = 3

39、 72m/s七一6000060000* m S摩擦盘宽度bb =工=118 = 39mm223）计算摩擦面的对数Z7 =12M - K103=K f p（D23 -D3）K K K式中：f摩擦片间的摩擦系数；p许用压强MPa；D2摩擦片片外径mm； D1外摩擦片片径mm；七速度修正系数；呈摩擦面对数修正系数；Km结合次数修正系数；K安全系数，一般取1.31.5；Mn 离合器需要传递的扭矩，单位为N m。在机械工程及自动化简明设计手册中分别查表f = 0.06P = 1.0 1.2D2 = 118 mmD1=40mm = 0.86匕=0.82Km = 1.012 x 50.24 x 1.4 x 10312 尸&44 x*103= 6.28 =6 兀 x0.06x1xU183 403人0.86x 1x0.82（z+1）片:摩擦片为4片，外摩擦片为3片;摩擦片为3片，外摩擦片为2片。气一兀 x 0.06 x1x(118： 403 )x 0.86 x1x 0.82 =4摩擦片总数为正转：反转：4）计算轴向压力QFq = 40（D22 D2 ）p