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X6132主軸變速箱設計，好的話猛給分啊

簡單的說就是要一個畢業(yè)設計的模板，最好能修改一下直接用: 問提問者：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)硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30~50硬質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 螺紋加工和鉸孔時取 Vmin=4 m/min2)主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，按經(jīng)驗分別取K=0.5,Rn=0.25。則主軸極限轉速應為:取標準數(shù)列數(shù)值，即 =1250r/min在中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應根據(jù)實際加工情況選取50mm左右。 = r/min取標準數(shù)列數(shù)值，即 =28r/min轉速范圍Rn= 轉速范圍Rn= = =44.64r/min取 Z= =12考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。并選級數(shù)Z=12，各級轉速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為:28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，12503)主軸轉速級數(shù)Z和公比已知Rn= Rn= Z-1且Z= x3ba、b為正整數(shù)，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取Z=12級則Z=22 =1250 =28 Rn= =44.64綜合上述可得:主傳動部件的運動參數(shù) =28 Z=12 =1.414)主電機功率--動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(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號鋼，切削方式:車削外圓查表可知:切深ap=3.5mm 進給量f(s)=0.35mm/r切削速度V=90m/min功率估算法用的計算公式a 主切削力:Fz=1900apf0.75=1900 0.75=3026Nb 切削功率: N切= KW= KW=4.45KWc 估算主電機功率: N= = =5.5KW 可選取電機為:Y132S-4額定功率為5.5KW，滿載轉速為1440r/min.2.運動設計2.1傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇確定2.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、…個傳動副.即Z=Z1Z2Z3…傳動副數(shù)由于結構的限制以2或3為適合，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子: 即 Z=2a 3b實現(xiàn)12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合: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構，致使Ⅰ軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應先擇12=2×3×2。方案4)是比較合理的 12=2×3×22.1.2 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有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)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應選用Z= × × 這一方案，然而對于我們所設計的結構將會出現(xiàn)兩個問題:第一變速組采用降速傳動時，由于摩擦離合器徑向結構尺寸限制，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軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結構尺寸增大。這種傳動不宜采用。如果第一變速組采用升速傳動，則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結構復雜。這種傳動也不是理想的。如果采用Z= × × 這一方案則可解決上述存在的問題。2.1.3 繪制結構網(wǎng) 圖2.1結構網(wǎng)2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值齒輪傳動最小傳動比Umin 1/4,最大傳動比Umax ,決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/umin 。因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。極限傳動比及指數(shù)X,X,值為:表2.1 公比極限傳動比指數(shù) 1.41X值:Umin= =1/44X,值:Umax= x, =22(X+ X,)值:rmin= x+x‘=862.1.5最大擴大組的選擇正常連續(xù)的順序擴大組的傳動的傳動結構式為:Z=Z1[1] Z2[Z1] Z3[Z1 Z2]最后擴大組的變速范圍按照r 原則，導出系統(tǒng)的最大級數(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最后擴大組的傳動副數(shù)目Z3=2時的轉速范圍遠比Z3=3時大因此，在機床設計中，因要求的R較大，最后擴大組應取2更為合適。同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結構上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為2的另一原因。2.2 轉速圖的擬定運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉速，這樣就擬定主運動的轉速圖，使主運動逐步具體化。2.2.1主電機的選定1)電機功率N:中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率:N=5.5KW2) 電機轉速 :選用時，要使電機轉速與主軸最高轉速和I軸轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 =1440r/min3)分配降速比: 該車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。u總= / =28/1440=1/51.4分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉速數(shù)列符合標準和有利于減小齒數(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比。a 決定軸Ⅲ-Ⅳ的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限1/4，公比ψ=1.41，1.414=4，因此從 Ⅳ軸的最下點向上4格，找到Ⅲ上對應的點，連接對應的兩點即為Ⅲ-Ⅳ軸的最小傳動比。b 決定其余變速組的最小傳動比根據(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)個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數(shù)x0=3，第一擴大組的級比指數(shù)x1=1，第二擴大組的級比指數(shù)x3=6,畫出傳動系統(tǒng)圖如2.2所示圖2.2轉速圖2.3 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制2.3.1齒輪齒數(shù)的確定的要求可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便，根據(jù)要求的傳動比u和初步定出的傳動副齒數(shù)和，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。選擇時應考慮:1.傳動組小齒輪應保證不產(chǎn)生根切。對于標準齒輪，其最小齒數(shù) =172.齒輪的齒數(shù)和不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機床結構增大，一般推薦齒數(shù)和 ≤100-120，常選用在100之內。3.同一變速組中的各對齒輪，其中心距必須保證相等。4.保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚5. 保證主軸的轉速誤差在規(guī)定的范圍之內。圖2.3 齒輪的壁厚2.3.2 變速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定 1)確定齒輪齒數(shù) 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù) Zj+Zj’= Zj/Zj’ =uj其中 Zj--主動齒輪的齒數(shù) Zj’--被動齒輪的齒數(shù) uj--一對齒輪的傳動比 --一對齒輪的齒數(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度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現(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)的傳動比u1b 為了避免根切和結構需要，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)值必須同時滿足各傳動比要求的齒輪齒數(shù) 能同時滿足三個傳動比要求的齒數(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)驗算主軸轉速誤差由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉速與傳動設計的理論轉速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過±10(ψ-1)%。主軸各級實際轉速值用下式計算n實=nE×(1-ε)×ua×ub×uc×ud其中 ε--滑移系數(shù)ε=0.2ua ub uc ud分別為各級的傳動比12/45 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示⊿n=| ∣≤±10(ψ-1)%n實1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.25=27.8⊿n=∣(27.8-28)/28∣=0.7%同樣其他的實際轉速及轉速誤差如下:表2.4主軸轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12標準轉速 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250實際轉速 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轉速誤差滿足要求。 3) 齒輪的布置為了使變速箱結構緊湊以及考慮主軸適當?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)繪制主傳動系統(tǒng)圖按照主傳動轉速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動系統(tǒng)圖如下2.5所示圖2.4 齒輪結構的布置圖2.5主傳動系統(tǒng)圖3 .強度計算和結構草圖設計3.1 確定計算轉速3.1.1主軸的計算轉速nj=nminψz/3-1z=12nj=nminψ3 =28×2.82=79r/min3.1.2中間傳動件的計算轉速Ⅲ軸上的6級轉速分別為: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，這時從112r/min以上的轉速全部功率，所以確定最低轉速112r/min為Ⅲ軸的計算轉速。按上述的方法從轉速圖中分別可找到計算轉速:Ⅱ軸為315r/min,Ⅰ軸為900r/min,電動機軸為1440r/min.3.1.3齒輪的計算轉速Z10安裝在Ⅲ軸上，從轉速圖可見Z10齒輪本身有6種轉速，其要傳遞全部的功率的計算轉速為112r/min。同樣可以確定其余齒輪的轉速如下表3.1所示:表3.1齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14計算轉速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 1123.2傳動軸的估算和驗算3.2.1傳動軸直徑的估算傳動軸直徑按扭轉剛度用下列公式估算傳動軸直徑: mm其中:N-該傳動軸的輸入功率 KWNd-電機額定功率; -從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 -該傳動軸的計算轉速r/min -每米長度上允許的扭轉角(deg/m),可根據(jù)傳動軸的要求選取如表3.2所示表3.2 剛度要求允許的扭轉角主軸一般的傳動軸較低的傳動軸 0.5-1 1-1.5 1.5-2對于一般的傳動軸，取 =1.5 KW =900 r/min mm取 mm KW =425 r/min =37 mm取 KW =150 mm 采用花鍵軸結構，即將估算的傳動軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標準花鍵。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 主軸的設計與計算主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，此，它的精度和性能性能直接影響加工質量(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)主軸內徑的選擇車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿必須是空心軸。確定孔徑的原則是在滿足對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--前軸頸處內孔直徑d=(0.55~0.6)D=44~48 mm所以，內孔直徑取45mm3)前錐孔尺寸前錐孔用來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:莫氏錐度號取5號標準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的原則是在滿足結構要求的前提下，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《金屬切削機床設計》計算前支承剛度。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因為后軸承直徑小于前軸承，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--轉動慣量，I=π(D4-d4)/64=3.14×(804-454)=1.81×106mm4 = =0.3909由圖3-34中，在橫坐標上找出η=0.3909的點向上作垂線與的斜線相交，由交點向左作水平線與縱坐標軸相交，得L0/a=2.5。所以最佳跨距L0 L0=2.5a=2.5×100=250 mm又因為合理跨距的范圍 L合理=(0.75~1.5)L0=187.5~375 mm所以取L=260 mm6)主軸剛度的驗算對于一般機床主軸，主要進行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度要求。對于一般受彎矩作用的主軸，需要進行彎矩剛度驗算。主要驗算主軸軸端的位移y和前軸承處的轉角θA。圖3.1 主軸支承的簡化切削力 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，調質到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，軸徑應淬硬。3.3 齒輪模數(shù)的估算和計算3.3.1齒輪模數(shù)的估算根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算: mm齒面點蝕的估算: mm其中為大齒輪的計算轉速，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，選取相近的標準模數(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)的驗算結構確定以后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。根據(jù)齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為: mm根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)公式為: mm式中:N---計算齒輪傳遞的額定功率 --計算齒輪(小齒輪)的計算轉速r/min ---齒寬系數(shù) ，常取6~10; ---計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù); ---大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， ;“+”用于外嚙合，“-”號用于內嚙合; ---壽命系數(shù)， ;………………………………………3.5 ---工作期限系數(shù)， ;………………………………………3.6齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準循環(huán)次數(shù)Con---齒輪的最低轉速r/min;T---預定的齒輪工作期限，中型機床推薦:T=15000~20000h; ---轉速變化系數(shù) ---功率利用系數(shù) ---材料強化系數(shù)。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強化，起著阻止疲勞細縫擴展的作用; (壽命系數(shù))的極限當 ; ---工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運動: =1.2~1.6; ---動載荷系數(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:取精度等級為7級。 =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床傳動軸常用的滾動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。但滾錐軸承的內外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，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，但也要考慮其它結構條件。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、或重系列的軸承來達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應小于花鍵的內徑，一般傳動軸承選用G級精度。3.4.1一般傳動軸上的軸承選擇在傳動軸上選擇6200系列的深溝球軸承，其具體的型號和尺寸如下表3.3所示表3.3 傳動軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 軸承型號 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，因此整個部件支承結構比較復雜。圖3.13.4.3 軸承間隙調整為了提高主軸回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預負載使軸承內產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。調整結構形式如下圖所示: 圖3.2調整說明:轉動調整螺母，使內圈向大端移動。特點:結構簡單。移動量完全靠經(jīng)驗，一旦調整過緊，難以把內圈退回。3.4.4軸承的較核1) 滾動軸承的疲勞壽命驗算或 -額定壽命 (h) -額定動載荷(N) -動載荷(N) -滾動軸承的許用壽命(h)，一般取10000~15000(h) -壽命指數(shù)，對球軸承 =3 ，對滾子軸承 =10/3 -速度系數(shù)， -軸承的計算轉數(shù) r/min -壽命系數(shù)， -使用系數(shù) -轉化變化系數(shù) -齒輪輪換工作系數(shù) -當量動負荷(N)2)滾動軸承的靜負荷驗算 -靜負荷 (N) -額定靜負荷 (N) -安全系數(shù) -當量靜載荷 (N) (N) 、 -靜徑向，軸向系數(shù)校驗第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) -運轉時的最大負載力矩查《機械設計手冊》表，取K=2 =0.96則 K = =118.8 Nm3.5.2外摩擦片的內徑d根據(jù)結構需要采用軸裝式摩擦片，摩擦片的內徑d應比安裝在軸的軸徑大2~6mm,取d=35mm3.5.3選擇摩擦片尺寸(自行設計)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計算摩擦面的對數(shù)Z 式中:f-----摩擦片間的摩擦系數(shù); [p]----許用壓強MPa;D------摩擦片內片外徑 mm; d-------摩擦片外片內徑 mm; ----速度修正系數(shù); -----接合面數(shù)修正系數(shù); -----接個次數(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)具體情況設內為6片，外5片。計算軸向壓力Q=3.14×1.0× × =5073N: 回答者：網(wǎng)友

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