1705_C6140普通車床主軸箱傳動設(shè)計1

1705_C6140普通車床主軸箱傳動設(shè)計1,_c6140,普通,車床,主軸,傳動,設(shè)計 畢業(yè)設(shè)計（論文）題目： C6140 普通車床主軸箱傳動設(shè)計 系 別： 航空工程系專業(yè)名稱： 機械設(shè)計制造及其自動化班級學(xué)號： 078105132學(xué)生姓名： 張松指導(dǎo)教師： 吳暉二 O 一一 年 六 月 南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 11目錄1.車床參數(shù)的擬定- -21.1概述-21.2參數(shù)的擬定-22.運動設(shè)計- -32.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定-32.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目-32.1.2傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 -32.1.3繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)-42.1.4傳動組的變速范圍的極限值-42.1.5最大擴大組的選擇-52.2轉(zhuǎn)速圖的擬定-52.2.1主電機的選定-52.3齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制-5 2.3.1齒輪齒數(shù)的確定的要求-52.3.2變速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定-63.強度計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計- -93.1確定計算轉(zhuǎn)速-93.1.1主軸的計算轉(zhuǎn)速-93.1.2中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速-93.1.3齒輪的計算轉(zhuǎn)速-103.2傳動軸的估算和驗算-103.2.1傳動軸直徑的估算-103.2.2主軸的設(shè)計與計算-113.2.3主軸材料與熱處理-123.3齒輪模數(shù)的估算和計算-143.3.1齒輪模數(shù)的估算-143.3.2齒輪模數(shù)的驗算-173.4軸承的選擇與校核-193.4.1一般傳動軸上的軸承選擇-193.4.2主軸軸承的類型-203.4.3軸承間隙調(diào)整-203.4.4軸承的校核-213.5摩擦離合器的選擇與驗算-223.5.1按扭矩選擇-223.5.2外摩擦片的內(nèi)徑 d- -22南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 22總結(jié)- 23參考文獻- -24致謝- 251.車床參數(shù)的擬定1.1概述車床的規(guī)格系列和用處普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設(shè)計時應(yīng)該遵照的基礎(chǔ)。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設(shè)計的是普通型車床 C6140主軸變速箱。主要用于加工回轉(zhuǎn)體。車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79，JB/Z143-79）工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn) 速nmax( )inr電機功 率N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z反轉(zhuǎn)400 1400 5.5 1.41 12級數(shù) Z 反=Z 正/2；n 反max1.1n 正 max1.2參數(shù)的擬定1.2.1 確定極限轉(zhuǎn)速， nR=miax 1zn=南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 33又 =1.41 得 =43.79. 取 =45；nRnR，去標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速列 .mi/1.3i/4510/maxin rr= min/5.31inr=1.2.2 主電機選擇合理的確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，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。已知電動機的功率是 5.5KW，根據(jù)車床設(shè)計手冊附錄表 2選 Y132S-4，額定功率 5.5 ，滿載轉(zhuǎn)速 1440 ，最大額定轉(zhuǎn)距 2.2。kwminr2.運動設(shè)計2.1 傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)的限制以 2或 3為適合，即變速級數(shù) Z應(yīng)為 2和 3的因子：即Z=2a 3b實現(xiàn) 12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合:1) 12=34 2) 12=433) 12=322 4) 12=2325) 12=223按照傳動副“前多后少”的原則選擇 Z=322這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應(yīng)先擇 12=232。方案 4）是比較合理的12=2322.1.2 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排12=232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=213226 2) 12=2134223) 12=233126 4) 12=263123南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 445) 12=223421 6) 12=263221根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用 Z= 這一方案，1236然而對于我們所設(shè)計的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)尺寸限制，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使-軸間中心距加大，而且-軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)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，則軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)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。32162.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖 2.1 結(jié)構(gòu)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2變速范圍 rmax=umax/umin 。8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) 1.41南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 55X值：Umin= x1=1/44X,值：Umax= x, =2 2(X+ X,)值：rmin= x+x =8 62.1.5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(jié)構(gòu)式為：Z=Z11 Z2Z1 Z3Z1 Z2最后擴大組的變速范圍按照 r 原則，導(dǎo)出系統(tǒng)的最大級數(shù) Z 和變速范圍 Rn為：8表 2.2Z3 231.41 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(zhuǎn)速范圍遠比 Z3=3時大因此，在機床設(shè)計中，因要求的 R較大，最后擴大組應(yīng)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)速圖的擬定運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎(chǔ)上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運動的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速 ：dn選用時，要使電機轉(zhuǎn)速 與主軸最高轉(zhuǎn)速 和 I軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采dnmaxn用過大的升速或過小的降速傳動。=1440r/mind3）分配降速比: 南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 66該車床主軸傳動系統(tǒng)共設(shè)有四個傳動組其中有一個是帶傳動。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，確定各傳動組最小傳動比。u 總 = / =28/1440=1/51.4minE分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，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比。a 決定軸-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 =1.41，1.41 4=4，因此從 軸的最下點向上 4格，找到上對應(yīng)的點，連接對應(yīng)的兩點即為-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-間變速組取umin=1/3，即從軸向上 3格，同理，軸-間取 u=1/3，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(zhuǎn)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)。ZS選擇時應(yīng)考慮：1.傳動組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，其最小齒數(shù) =17mini2.齒輪的齒數(shù)和 不能太大，以免齒輪尺寸過ZS南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 77大而引起機床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和 100-120，常選用在 100 之內(nèi)。ZS3.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(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= ZSZj/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ZS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= =5885./10u齒數(shù)和 =Z1+Z2=20+58=78ZS同樣根據(jù)公式Z3= =39 42. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù)a 首先在 u1、u 2、u 3中找出最小齒數(shù)的傳動比 u1南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 88b 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)值必須同時滿足各傳動比要求的齒輪ZS齒數(shù)能同時滿足三個傳動比要求的齒數(shù)和有=92 96 99 102Ze 確定合理的齒數(shù)和=102ZS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(zhuǎn)速誤差由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設(shè)計的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過10(-1)%。主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算n 實=n E(1-) uaubucud其中 滑移系數(shù) =0.2ua ub uc ud分別為各級的傳動比 12/45轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示n= 10(-1)%實 際 標(biāo) 準(zhǔn)實 際 nn 實 1=14400.6250.980.350.350.25=27.8n=(27.8-28)/28=0.7%同樣其他的實際轉(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) 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 99轉(zhuǎn)速實際轉(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?距離和散熱條件，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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)的布置南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 1010圖 2.5 主傳動系統(tǒng)圖3 .強度計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計3.1 確定計算轉(zhuǎn)速3.1.1主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=nmin z/3-1z=12nj=nmin 3=282.82=79r/min3.1.2中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速軸上的 6級轉(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。軸經(jīng) Z13-Z14傳遞到主軸，這時從 112r/min以上的轉(zhuǎn)速全部功率，所以確定最低轉(zhuǎn)速 112r/min為軸的計算轉(zhuǎn)速。按上述的方法從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計算轉(zhuǎn)南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 1111速：軸為 315r/min,軸為 900r/min,電動機軸為 1440r/min.3.1.3齒輪的計算轉(zhuǎn)速Z10安裝在軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見 Z10齒輪本身有 6種轉(zhuǎn)速，其要傳遞全部的功率的計算轉(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 3.13.2 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(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動軸直徑：mm49jnNd=其中：N該傳動軸的輸入功率KWdNd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(zhuǎn)速 r/minjn每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角 主 軸 一般的傳動軸 較低的傳動軸0.51 11.5 1.52對于一般的傳動軸，取 =1.5KW28.5960.=dN=900 r/min jnmm.5.1049.14齒輪 Z1 Z Z Z Z Z Z Z Z Z1 Z1 Z1 Z1 Z1計算轉(zhuǎn)速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 1212取 mm321=dKW25.9.065.=N=425 r/min jn=37 mm425.1032.91=d取 62dKW20.9.95.3 =dN=150 mmjn 45.10143=63d采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，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(biāo)準(zhǔn)花鍵。d1=29.30.93=27.0d2=34.50.93=32.0d3=42.20.93=40.0查表可以選取花鍵的型號其尺寸 分別為)741(GBbDZ軸取 6-283271軸取 8-323662軸取 8-4246803d3.2.2 主軸的設(shè)計與計算主軸組件結(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動，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=(0.70.85)D 1=6377 mm 選取 D2=70 mm2）主軸內(nèi)徑的選擇南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 1313車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構(gòu)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)=0.550.6其中D主軸的平均直徑，D= (D1+D2)/2d1前軸頸處內(nèi)孔直徑d=(0.550.6)D=4448 mm所以，內(nèi)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(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=0.61.5a=(0.61.5)D 1=54135 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 見機械設(shè)計手冊計算前支承剛度 。AK前后軸承均用 3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。查表 4.170DKA=1700901.4=9.26105 N/mm因為后軸承直徑小于前軸承，取 4.1=BAKKB =6.61105N/mm )1(6)03+BAKaL南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 1414其中 為參變量BAK綜合變量 3aEIA=其中E彈性模量，取 E=2.0105 N/mm2 I轉(zhuǎn)動慣量，I=(D 4-d4)/64=3.14(804-454)=1.81106mm4 =3aKEIA356106.98.=0.3909由圖 3-34中，在橫坐標(biāo)上找出 =0.3909 的點向上作垂線與 的斜線相4.1=BAK交，由交點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 L0L0=2.5a=2.5100=250 mm又因為合理跨距的范圍 L 合理 =(0.751.5)L 0=187.5375 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(zhuǎn)角 A。圖 3.1 主軸支承的簡化 切削力 Fz=3026N撓度 y A= EIaLFz3)(2+= 652108.0.)(6=0.01南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 1515y=0.0002L=0.0002260=0.052yAy傾角 A= EIaLF6)32(+= 651080. )1=0.00011前端裝有圓柱滾子軸承，查表 A=0.001rad A A 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 220250HBS，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)的估算和計算3.3.1齒輪模數(shù)的估算根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算：mm32jznNm齒面點蝕的估算：mm370jnA其中 為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，A 為齒輪中心距。jn由中心距 A及齒數(shù) 、 求出模數(shù)： mm1z2 21zAmj+=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)。mj1）齒數(shù)為 32與 64的齒輪N=5.28KW mm85.1423.=70jnNA= mm 5.842.3南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 1616mm21zAmj+=78.16435=取模數(shù)為 22）齒數(shù)為 56與 40的齒輪mm54.18062.3=m37jnNA= mm681502.3mm21zAmj+42.1=取模數(shù)為 23）齒數(shù)為 27與 75的齒輪N=5.25KWmm 48.21507.32=m3jnNA= mm1250.73mm21zAmj+37.=取模數(shù)為 2.54）齒數(shù)為 34與 68的齒輪N=525KW mm29.1685.32=m南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 1717370jnNA= mm 8.1253mm21zAmj+1.26407=取模數(shù)為 2.55）齒數(shù)為 42與 60的齒輪N=5.25KWmm12.3065.2=m= mm7jnNA.96.mm21zj+8.104取模數(shù)為 2.56）齒數(shù)為 23與 91的齒輪N=5.20KWmm 32.1509.32=m= mm0.125.370mm21zAmj+.9=取模數(shù)為 2.57）齒數(shù)為 76與 38的齒輪N=5.20KW370jnA南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 1818mm 46.21507.32=m3jnNA= mm6.1205.73mm21zAmj+.38=取模數(shù)為 2.53.3.2 齒輪模數(shù)的驗算結(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：mm3213)(160jjmSj nizNK=根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)公式為：mm275132jmsnYz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(zhuǎn)速 r/minJN-齒寬系數(shù) ， 常取 610；b=-計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)；1z-大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， ；“+”用于外嚙合， “-”號用于內(nèi)i 12zi嚙合；-壽命系數(shù)， ；3.5Ks qNnrKs=-工作期限系數(shù)， ；3.6T mTC06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(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，中型機床推薦：T=1500020000h;南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 1919-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)nK-功率利用系數(shù)N-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q阻止疲勞細縫擴展的作用；（壽命系數(shù)）的極限S minax,SK當(dāng) ；minimaxSSK= 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 j=320MPa由表 10可知 可查得 Y=0.45南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 202089.1501326472.)(1630=+=jm3213)(160jjmSj nizNK=275132jmsYz51.20874.0.6 =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(nèi)外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調(diào)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(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(yīng)小于花鍵的內(nèi)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 軸承型號 6205 7206 7207軸承尺寸 2552 3055 35723.4.2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，因此整個部件支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 2121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)到合適的負間隙，形成一定的預(yù)負載，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)負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)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(diào)整結(jié)構(gòu)形式如下圖所示：圖 3.2南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 2222調(diào)整說明：轉(zhuǎn)動調(diào)整螺母，使內(nèi)圈向大端移動。特點：結(jié)構(gòu)簡單。移動量完全靠經(jīng)驗，一旦調(diào)整過緊，難以把內(nèi)圈退回。3.4.4軸承的較核1) 滾動軸承的疲勞壽命驗算 ()hTFKCfLlHnpAh 50=或 Nflnhj 額定壽命 (h) 額定動載荷(N) 動載荷(N)hLCjC滾動軸承的許用壽命(h)，一般取 1000015000(h)T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(zhuǎn)數(shù) r/minnf310cnf=n壽命系數(shù)， 使用系數(shù) 功 率 利 用 系 數(shù)HpKhf 50hLfAK轉(zhuǎn)化變化系數(shù) 齒輪輪換工作系數(shù) 當(dāng)量動負荷(N)HnKl F2)滾動軸承的靜負荷驗算靜負荷 (N) 額定靜負荷 (N)00CFj=j0 0C安全系數(shù) 當(dāng)量靜載荷 (N) 取 其 中 較 大 值或 raYX=+=0(N)徑 向 負 荷r、 靜徑向，軸向系數(shù)0XY校驗第根軸上的軸承T=10000h查軸承樣本可知，6205 軸承的基本額定動載荷=212000N =850 r/min C3=jn34.0851=nf1.=AK=096 =0.8 =0.8HnHpKl南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 232350=FKCfLlHnpAh=30268.96.142=21437500 )(hT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 NmjMmaxjny式中離合器的額定靜力矩(Kgm) K安全系數(shù) j運轉(zhuǎn)時的最大負載力矩max查機械設(shè)計手冊表，取 K=2 =0.96則 K = =118.8 NmfMax 85096.90.295=jnN3.5.2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26mm,取 d=35mm3.5.3選擇摩擦片尺寸(自行設(shè)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) ZmVznKdDpfMZ)(1203=式中：f-摩擦片間的摩擦系數(shù)； p-許用壓強 MPa；南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 2424D-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)；vKzK-接個次數(shù)修正系數(shù)； K-安全系數(shù)。m分別查表1.2 mm =35mm 06.=f0.1P90=Dd94.0=VK1.085ZK=m()0.1943590.164.38.2=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。計算軸向壓力 Q()VKPD2140=3.141.0 594.0=5073N總結(jié)經(jīng)過大學(xué)四年艱苦學(xué)習(xí)，我們順利的完成了機械設(shè)計制造及自動化專業(yè)所學(xué)的全部課程，初步已具備了一個機械工程技術(shù)人員所具備的基本知識和技能，今后還需要進一步在實踐中不斷地探索與積累。這次畢業(yè)設(shè)計是我們零件課程設(shè)計和工藝課程設(shè)計之后的一次對我們更全面更綜合的考核是一次綜合的訓(xùn)練.我們畢業(yè)設(shè)計題目是 C6140普通車床主軸箱傳動設(shè)計。通過畢業(yè)設(shè)計學(xué)到了很多知識，收獲很大。經(jīng)過設(shè)計，分析得出了以下結(jié)論：（1） 進行了主傳動設(shè)計（2） 對傳動件進行了估算和驗算（3） 對各部件斷行了結(jié)構(gòu)設(shè)計（4） 對主軸組件進行了驗算這次畢業(yè)設(shè)計為我們走向工作崗位尊定了基礎(chǔ)。南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 2525參考文獻1 上海紡織工學(xué)院編.機床設(shè)計圖冊.上?？萍汲霭嫔纾?997 2 孫桓，陳作模主編.機械原理.第六版.北京：高等教育出版社，2002 3 成大先主編.機械設(shè)計手冊.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004 4 張玉峰等主編.機床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo).機械工業(yè)出版社，2000 5機械制造裝備設(shè)計.馮辛安主編.機械工業(yè)出版社6機械設(shè)計. 吳宗澤主編. 高等教育出版社7 機械原理.鄒慧君等主編. 高等教育出版社8機械制造技術(shù)基礎(chǔ). 曾志新主編.武漢理工大學(xué)出版社 9理論力學(xué). 陳昭儀. 航空工業(yè)出版社10 材料力學(xué). 戴少度. 國防工業(yè)出版社11 機械加工手冊. 陳心昭. 機械工業(yè)出版社12 毛謙德 李振清主編.袖珍機械設(shè)計師手冊第二版.機械工業(yè)出版社,200213機床設(shè)計手冊編寫組 主編.機床設(shè)計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,198014華東紡織工學(xué)院 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 天津大學(xué)主編.機床設(shè)計圖冊.上海:上?？茖W(xué)技術(shù)出版社,1979年 6月15 Ye Zhonghe, Lan Zhaohui. Mechanisms and Machine Theory. Higher Education Press, 2001.7南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 2626致 謝 在論文完成之際，我要特別感謝我的指導(dǎo)老師吳暉老師的熱情關(guān)懷和悉心指導(dǎo)。吳老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設(shè)計的每個階段，從外出實習(xí)到查閱資料，設(shè)計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設(shè)計，程序調(diào)試等整個過程中都給予了我悉心的指導(dǎo)。我的設(shè)計較為復(fù)雜煩瑣，但是朱老師仍然細心地糾正程序中的錯誤。除了敬佩吳老師的專業(yè)水平外，他的治學(xué)嚴謹和科學(xué)研究的精神也是我永遠學(xué)習(xí)的榜樣，并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作。同時也要感謝和我一組的同學(xué)們，在論文的寫作過程中，正是有了他們的幫助和指導(dǎo)，才使得我的畢業(yè)論文能夠快速順利的完成。 然后還要感謝所有關(guān)心、支持、幫助過我的良師益友。 最后，向在百忙中抽出時間對本文進行評審并提出寶貴意見的各位老師表示衷心地感謝！南昌航空大學(xué)科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書I、畢業(yè)設(shè)計(論文) 題目：C6140 普通車床主軸箱傳動設(shè)計II、畢 業(yè)設(shè)計(論文)使用的原始資料(數(shù)據(jù))及設(shè)計技術(shù)要求：已知 C6140 普通車床的主參數(shù)和基本參數(shù)如下： （1）加工工件最大回轉(zhuǎn)直徑：400mm；D (mm)max（2）正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速：1400r/min; 電機功率:5.5KW; （3）公比:1.4;轉(zhuǎn)速級數(shù)：12； （4）級數(shù) Z 反=Z 正/2；n 反 max1.1n 正 max。要求完成主軸變速箱的設(shè)計III、畢 業(yè)設(shè)計(論文)工作內(nèi)容及完成 時間：1. 收集資料、外文資料翻譯、開 題報告 第 1 周第 2 周2. 確定傳動系統(tǒng)圖 第 3 周第 4 周3. 計算和確定各傳動件的尺寸參數(shù) 第 5 周第 7 周4. 完成主軸箱傳動設(shè)計 第 8 周第 15 周5. 撰寫畢業(yè)設(shè)計論文 第 16 周第 17 周 、主 要參考資料：1 上海紡織 工學(xué)院編.機床設(shè)計圖冊.上海科技出版社，19972 孫桓，陳作模主編.機械原理.第六版.北京：高等教育出版社，20023 成大先主 編.機械設(shè)計手冊.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，20044 張玉峰等主 編.機床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo).機械工業(yè)出版社，20005 Ye Zhonghe, Lan Zhaohui. Mechanisms and Machine Theory. Higher Education Press, 2001.7航空與機械工程 系 機械設(shè)計制造及其自動化 專業(yè)類 班學(xué)生： 張松填寫日期： 2011 年 01 月 03 日指導(dǎo)教師：助理指導(dǎo)教師(并指出所負責(zé)的部分)：機械設(shè)計制造及其自動化 系主任（簽名）：附注:任 務(wù)書應(yīng)該附在已完成的畢業(yè)設(shè)計說明書首頁。學(xué)士學(xué)位論文原創(chuàng)性聲明本人聲明，所呈交的論文是本人在導(dǎo)師的指導(dǎo)下獨立完成的研究成果。除了文中特別加以標(biāo)注引用的內(nèi)容外，本論文不包含法律意義上已屬于他人的任何形式的研究成果,也不包含本人已用于其他學(xué)位申請的論文或成果。對本文的研究作出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式表明。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔(dān)。作者簽名： 日期：學(xué)位論文版權(quán)使用授權(quán)書本學(xué)位論文作者完全了解學(xué)校有關(guān)保留、使用學(xué)位論文的規(guī)定，同意學(xué)校保留并向國家有關(guān)部門或機構(gòu)送交論文的復(fù)印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權(quán)南昌航空大學(xué)可以將本論文的全部或部分內(nèi)容編入有關(guān)數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復(fù)制手段保存和匯編本學(xué)位論文。作者簽名： 日期：導(dǎo)師簽名： 日期：齒輪和軸的介紹 摘要:在傳統(tǒng)機械和現(xiàn)代機械中齒輪和軸的重要地位是不可動搖的。齒輪和軸主要安裝在主軸箱來傳遞力的方向。通過加工制造它們可以分為許多的型號，分別用于許多的場合。所以我們對齒輪和軸的了解和認識必須是多層次多方位的。關(guān)鍵詞:齒輪；軸在直齒圓柱齒輪的受力分析中，是假定各力作用在單一平面的。我們將研究作用力具有三維坐標(biāo)的齒輪。因此，在斜齒輪的情況下，其齒向是不平行于回轉(zhuǎn)軸線的。而在錐齒輪的情況中各回轉(zhuǎn)軸線互相不平行。像我們要討論的那樣，尚有其他道理需要學(xué)習(xí)，掌握。斜齒輪用于傳遞平行軸之間的運動。傾斜角度每個齒輪都一樣，但一個必須右旋斜齒，而另一個必須是左旋斜齒。齒的形狀是一濺開線螺旋面。如果一張被剪成平行四邊形（矩形）的紙張包圍在齒輪圓柱體上，紙上印出齒的角刃邊就變成斜線。如果我展開這張紙，在血角刃邊上的每一個點就發(fā)生一漸開線曲線。直齒圓柱齒輪輪齒的初始接觸處是跨過整個齒面而伸展開來的線。斜齒輪輪齒的初始接觸是一點，當(dāng)齒進入更多的嚙合時，它就變成線。在直齒圓柱齒輪中，接觸是平行于回轉(zhuǎn)軸線的。在斜齒輪中，該先是跨過齒面的對角線。它是齒輪逐漸進行嚙合并平穩(wěn)的從一個齒到另一個齒傳遞運動，那樣就使斜齒輪具有高速重載下平穩(wěn)傳遞運動的能力。斜齒輪使軸的軸承承受徑向和軸向力。當(dāng)軸向推力變的大了或由于別的原因而產(chǎn)生某些影響時，那就可以使用人字齒輪。雙斜齒輪（人字齒輪）是與反向的并排地裝在同一軸上的兩個斜齒輪等效。他們產(chǎn)生相反的軸向推力作用，這樣就消除了軸向推力。當(dāng)兩個或更多個單向齒斜齒輪被在同一軸上時，齒輪的齒向應(yīng)作選擇，以便產(chǎn)生最小的軸向推力。交錯軸斜齒輪或螺旋齒輪，他們是軸中心線既不相交也不平行。交錯軸斜齒輪的齒彼此之間發(fā)生點接觸，它隨著齒輪的磨合而變成線接觸。因此他們只能傳遞小的載荷和主要用于儀器設(shè)備中，而且肯定不能推薦在動力傳動中使用。交錯軸斜齒輪與斜齒輪之間在被安裝后互相捏合之前是沒有任何區(qū)別的。它們是以同樣的方法進行制造。一對相嚙合的交錯軸斜齒輪通常具有同樣的齒向，即左旋主動齒輪跟右旋從動齒輪相嚙合。在交錯軸斜齒設(shè)計中，當(dāng)該齒的斜角相等時所產(chǎn)生滑移速度最小。然而當(dāng)該齒的斜角不相等時，如果兩個齒輪具有相同齒向的話，大斜角齒輪應(yīng)用作主動齒輪。蝸輪與交錯軸斜齒輪相似。小齒輪即蝸桿具有較小的齒數(shù)，通常是一到四齒，由于它們完全纏繞在節(jié)圓柱上，因此它們被稱為螺紋齒。與其相配的齒輪叫做蝸輪，蝸輪不是真正的斜齒輪。蝸桿和蝸輪通常是用于向垂直相交軸之間的傳動提供大的角速度減速比。蝸輪不是斜齒輪，因為其齒頂面做成中凹形狀以適配蝸桿曲率，目的是要形成線接觸而不是點接觸。然而蝸桿蝸輪傳動機構(gòu)中 www.mapeng.net 馬棚網(wǎng)存在齒間有較大滑移速度的缺點，正像交錯軸斜齒輪那樣。 蝸桿蝸輪機構(gòu)有單包圍和雙包圍機構(gòu)。單包圍機構(gòu)就是蝸輪包裹著蝸桿的一種機構(gòu)。當(dāng)然，如果每個構(gòu)件各自局部地包圍著對方的蝸輪機構(gòu)就是雙包圍蝸輪蝸桿機構(gòu)。著兩者之間的重要區(qū)別是，在雙包圍蝸輪組的輪齒間有面接觸，而在單包圍的蝸輪組的輪齒間有線接觸。一個裝置中的蝸桿和蝸輪正像交錯軸斜齒輪那樣具有相同的齒向，但是其斜齒齒角的角度是極不相同的。蝸桿上的齒斜角度通常很大，而蝸輪上的則極小，因此習(xí)慣常規(guī)定蝸桿的導(dǎo)角，那就是蝸桿齒斜角的余角；也規(guī)定了蝸輪上的齒斜角，該兩角之和就等于 90 度的軸線交角。當(dāng)齒輪要用來傳遞相交軸之間的運動時，就需要某種形式的錐齒輪。雖然錐齒輪通常制造成能構(gòu)成 90 度軸交角，但它們也可產(chǎn)生任何角度的軸交角。輪齒可以鑄出，銑制或滾切加工。僅就滾齒而言就可達一級精度。在典型的錐齒輪安裝中，其中一個錐齒輪常常裝于支承的外側(cè)。這意味著軸的撓曲情況更加明顯而使在輪齒接觸上具有更大的影響。另外一個難題，發(fā)生在難于預(yù)示錐齒輪輪齒上的應(yīng)力，實際上是由于齒輪被加工成錐狀造成的。直齒錐齒輪易于設(shè)計且制造簡單，如果他們安裝的精密而確定，在運轉(zhuǎn)中會產(chǎn)生良好效果。然而在直齒圓柱齒輪情況下，在節(jié)線速度較高時，他們將發(fā)出噪音。在這些情況下，螺旋錐齒輪比直齒輪能產(chǎn)生平穩(wěn)的多的嚙合作用，因此碰到高速運轉(zhuǎn)的場合那是很有用的。當(dāng)在汽車的各種不同用途中，有一個帶偏心軸的類似錐齒輪的機構(gòu)，那是常常所希望的。這樣的齒輪機構(gòu)叫做準(zhǔn)雙曲面齒輪機構(gòu)，因為它們的節(jié)面是雙曲回轉(zhuǎn)面。這種齒輪之間的輪齒作用是沿著一根直線上產(chǎn)生滾動與滑動相結(jié)合的運動并和蝸輪蝸桿的輪齒作用有著更多的共同之處。軸是一種轉(zhuǎn)動或靜止的桿件。通常有圓形橫截面。在軸上安裝像齒輪，皮帶輪，飛輪，曲柄，鏈輪和其他動力傳遞零件。軸能夠承受彎曲，拉伸，壓縮或扭轉(zhuǎn)載荷，這些力相結(jié)合時，人們期望找到靜強度和疲勞強度作為設(shè)計的重要依據(jù)。因為單根軸可以承受靜壓力，變應(yīng)力和交變應(yīng)力，所有的應(yīng)力作用都是同時發(fā)生的?！拜S”這個詞包含著多種含義，例如心軸和主軸。心軸也是軸，既可以旋轉(zhuǎn)也可以靜止的軸，但不承受扭轉(zhuǎn)載荷。短的轉(zhuǎn)動軸常常被稱為主軸。當(dāng)軸的彎曲或扭轉(zhuǎn)變形必需被限制于很小的范圍內(nèi)時，其尺寸應(yīng)根據(jù)變形來確定，然后進行應(yīng)力分析。因此，如若軸要做得有足夠的剛度以致?lián)锨惶?，那么合?yīng)力符合安全要求那是完全可能的。但決不意味著設(shè)計者要保證；它們是安全的，軸幾乎總是要進行計算的，知道它們是處在可以接受的允許的極限以內(nèi)。因之，設(shè)計者無論何時，動力傳遞零件，如齒輪或皮帶輪都應(yīng)該設(shè)置在靠近支持軸承附近。這就減低了彎矩，因而減小變形和彎曲應(yīng)力。雖然來自 M.H.G 方法在設(shè)計軸中難于應(yīng)用，但它可能用來準(zhǔn)確預(yù)示實際失效。這樣，它是一個檢驗已經(jīng)設(shè)計好了的軸的或者發(fā)現(xiàn)具體軸在運轉(zhuǎn)中發(fā)生損壞原因的好方法。進而有著大量的關(guān)于設(shè)計的問題，其中由于別的考慮例如剛度考慮，尺寸已得到較好的限制。設(shè)計者去查找關(guān)于圓角尺寸、熱處理、表面光潔度和是否要進行噴丸處理等資料，那真正的唯一的需要是實現(xiàn)所要求的壽命和可靠性。由于他們的功能相似，將離合器和制動器一起處理。簡化摩擦離合器或制動器的動力學(xué)表達式中，各自以角速度 w1 和 w2 運動的兩個轉(zhuǎn)動慣量 I1 和 I2，在制動器情況下其中之一可能是零，由于接上離合器或制動器而最終要導(dǎo)致同樣的速度。因為兩個構(gòu)件開始以不同速度運轉(zhuǎn)而使打滑發(fā)生了，并且在作用過程中能量散失，結(jié)果導(dǎo)致溫升。在分析這些裝置的性能時，我們應(yīng)注意到作用力，傳遞的扭矩，散失的能量和溫升。所傳遞的扭矩關(guān)系到作用力，摩擦系數(shù)和離 www.mapeng.net 馬棚網(wǎng)合器或制動器的幾何狀況。這是一個靜力學(xué)問題。這個問題將必須對每個幾何機構(gòu)形狀分別進行研究。然而溫升與能量損失有關(guān)，研究溫升可能與制動器或離合器的類型無關(guān)。因為幾何形狀的重要性是散熱表面。各種各樣的離合器和制動器可作如下分類： 1輪緣式內(nèi)膨脹制凍塊；2輪緣式外接觸制動塊；3條帶式；4盤型或軸向式；5圓錐型；6混合式。分析摩擦離合器和制動器的各種形式都應(yīng)用一般的同樣的程序，下面的步驟是必需的：1假定或確定摩擦表面上壓力分布；2找出最大壓力和任一點處壓力之間的關(guān)系；3應(yīng)用靜平衡條件去找尋（a）作用力；（b）扭矩；(c)支反力?；旌鲜诫x合器包括幾個類型，例如強制接觸離合器、超載釋放保護離合器、超越離合器、磁液離合器等等。強制接觸離合器由一個變位桿和兩個夾爪組成。各種強制接觸離合器之間最大的區(qū)別與夾爪的設(shè)計有關(guān)。為了在結(jié)合過程中給變換作用予較長時間周期，夾爪可以是棘輪式的，螺旋型或齒型的。有時使用許多齒或夾爪。他們可能在圓周面上加工齒，以便他們以圓柱周向配合來結(jié)合或者在配合元件的端面上加工齒來結(jié)合。雖然強制離合器不像摩擦接觸離合器用的那么廣泛，但它們確實有很重要的運用。離合器需要同步操作。有些裝置例如線性驅(qū)動裝置或電機操作螺桿驅(qū)動器必須運行到一定的限度然后停頓下來。為著這些用途就需要超載釋放保護離合器。這些離合器通常用彈簧加載，以使得在達到預(yù)定的力矩時釋放。當(dāng)?shù)竭_超載點時聽到的“喀嚓”聲就被認定為是所希望的信號聲。超越離合器或連軸器允許機器的被動構(gòu)件“空轉(zhuǎn)”或“超越”，因為主動驅(qū)動件停頓了或者因為另一個動力源使被動構(gòu)件增加了速度。這種離合器通常使用裝在外套筒和內(nèi)軸件之間的滾子或滾珠。該內(nèi)軸件，在它的周邊加工了數(shù)個平面。驅(qū)動作用是靠在套筒和平面之間契入的滾子來獲得。因此該離合器與具有一定數(shù)量齒的棘輪棘爪機構(gòu)等效。磁液離合器或制動器相對來說是一個新的發(fā)展，它們具有兩平行的磁極板。這些磁極板之間有磁粉混合物潤滑。電磁線圈被裝入磁路中的某處。借助激勵該線圈，磁液混合物的剪切強度可被精確的控制。這樣從充分滑移到完全鎖住的任何狀態(tài)都可以獲得。加工基礎(chǔ)作為產(chǎn)生形狀的一種加工方法，機械加www.mapeng.net 馬棚網(wǎng)工是所有制造過程中最普遍使用的而且是最重要的方法。機械加工過程是一個產(chǎn)生形狀的過程，在這過程中，驅(qū)動裝置使工件上的一些材料以切屑的形式被去除。盡管在某些場合，工件無承受情況下，使用移動式裝備來實現(xiàn)加工，但大多數(shù)的機械加工是通過既支承工件又支承刀具的裝備來完成。 機械加工在知道過程中具備兩方面。小批生產(chǎn)低費用。對于鑄造、鍛造和壓力加工，每一個要生產(chǎn)的具體工件形狀，即使是一個零件，幾乎都要花費高額的加工費用?？亢附觼懋a(chǎn)生的結(jié)構(gòu)形狀，在很大程度上取決于有效的原材料的形式。一般來說，通過利用貴重設(shè)備而又無需特種加工條件下，幾乎可以以任何種類原材料開始，借助機械加工把原材料加工成任意所需要的結(jié)構(gòu)形狀，只要外部尺寸足夠大，那都是可能的。因此對于生產(chǎn)一個零件，甚至當(dāng)零件結(jié)構(gòu)及要生產(chǎn)的批量大小上按原來都適于用鑄造、鍛造或者壓力加工來生產(chǎn)的，但通常寧可選擇機械加工。嚴密的精度和良好的表面光潔度，機械加工的第二方面用途是建立在高精度和可能的表面光潔度基礎(chǔ)上。許多零件，如果用別的其他方法來生產(chǎn)屬于大批量生產(chǎn)的話，那么在機械加工中則是屬于低公差且又能滿足要求的小批量生產(chǎn)了。另方面，許多零件靠較粗的生產(chǎn)加工工藝提高其一般表面形狀，而僅僅是在需要高精度的且選擇過的表面才進行機械加工。例如內(nèi)螺紋，除了機械加工之外，幾乎沒有別的加工方法能進行加工。又如已鍛工件上的小孔加工，也是被鍛后緊接著進行機械加工才完成的?；镜臋C械加工參數(shù) 切削中工件與刀具的基本關(guān)系是以以下四個要素來充分描述的：刀具的幾何形狀，切削速度，進給速度，和吃刀深度。切削刀具必須用一種合適的材料來制造，它必須是強固、韌性好、堅硬而且耐磨的。刀具的幾何形狀以刀尖平面和刀具角為特征對于每一種切削工藝都必須是正確的。切削速度是切削刃通過工件表面的速率，它是以每分鐘英寸來表示。為了有效地加工，切削速度高低必須適應(yīng)特定的工件刀具配合。一般來說，工件材料越硬，速度越低。進給速度是刀具切進工件的速度。若工件或刀具作旋轉(zhuǎn)運動，進給量是以每轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)過的英寸數(shù)目來度量的。當(dāng)?shù)毒呋蚬ぜ魍鶑?fù)運動時，進給量是以每一行程走過的英寸數(shù)度量的。一般來說，在其他條件相同時，進給量與切削速度成反比。吃刀深度以英寸計是刀具進入工件的距離。它等于旋削中的切屑寬度或者等于線性切削中的切屑的厚度。粗加工比起精加工來，吃刀深度較深。切削參數(shù)的改變對切削溫度的影響 金屬切削操作中，熱是在主變形區(qū)和副變形區(qū)發(fā)生的。這結(jié)果導(dǎo)致復(fù)雜的溫度分布遍及刀具、工件和切屑。圖中顯示了一組典型等溫曲線，從中可以看出：像所能預(yù)料的那樣，當(dāng)工件材料在主變形區(qū)被切削時，沿著整個切屑的寬度上有著很大的溫度梯度，而當(dāng)在副變形區(qū)，切屑被切落時，切屑附近的前刀面上就有更高的溫度。這導(dǎo)致了前刀面和切屑離切削刃很近的地方切削溫度較高。實質(zhì)上由于在金屬切削中所做的全部功能都被轉(zhuǎn)化為熱，那就可以預(yù)料：被切離金屬的單位體積功率消耗曾家的這些因素就將使切削溫度升高。這樣刀具前角的增加而所有其他參數(shù)不變時，將使切離金屬的單位體積所耗功率減小，因而切削溫度也將降低。當(dāng)考慮到未變形切屑厚度增加和切削速度，這情形就更是復(fù)雜。未變形切屑厚度的增加趨勢必導(dǎo)致通過工件的熱的總數(shù)上產(chǎn)生比例效應(yīng)，刀具和切屑仍保持著固定的比例，而切削溫度變化傾向于降低。然而切削速度的增加，傳導(dǎo)到工件上的熱的數(shù)量減少而這又增加主變形區(qū)中的切屑溫升。進而副變形區(qū)勢必更小，這將在該區(qū)內(nèi)產(chǎn)生升溫效應(yīng)。其他切削參數(shù)的變化，實質(zhì)上對于被切離的單位體積消耗上并沒有什么影響，因此實際上對切削溫度沒有什么作www.mapeng.net 馬棚網(wǎng)用。因為事實已經(jīng)表明：切削溫度即使有小小的變化對刀具磨損率都將有實質(zhì)意義的影響作用。這表明如何人從切削參數(shù)來確定切削溫度那是很合適的。 為著測定高速鋼刀具溫度的最直接和最精確的方法是 W&T 法，這方法也就是可提供高速鋼刀具溫度分布的詳細信息的方法。該項技術(shù)是建立在高速鋼刀具截面金相顯微測試基礎(chǔ)上，目的是要建立顯微結(jié)構(gòu)變化與熱變化規(guī)律圖線關(guān)系式。當(dāng)要加工廣泛的工件材料時，Trent已經(jīng)論述過測定高速鋼刀具的切削溫度及溫度分布的方法。這項技術(shù)由于利用電子顯微掃描技術(shù)已經(jīng)進一步發(fā)展，目的是要研究將已回過火和各種馬氏體結(jié)構(gòu)的高速鋼再回火引起的微觀顯微結(jié)構(gòu)變化情況。這項技術(shù)亦用于研究高速鋼單點車刀和麻花鉆的溫度分布。刀具磨損 從已經(jīng)被處理過的無數(shù)脆裂和刃口裂紋的刀具中可知，刀具磨損基本上有三種形式：后刀面磨損，前刀面磨損和 V 型凹口磨損。后刀面磨損既發(fā)生在主刀刃上也發(fā)生副刀刃上。關(guān)于主刀刃，因其擔(dān)負切除大部金屬切屑任務(wù)，這就導(dǎo)致增加切削力和提高切削溫度，如果聽任而不加以檢查處理，那可能導(dǎo)致刀具和工件發(fā)生振動且使有效切削的條件可能不再存在。關(guān)于副刀刃，那是決定著工件的尺寸和表面光潔度的，后刀面磨損可能造成尺寸不合格的產(chǎn)品而且表面光潔度也差。在大多數(shù)實際切削條件下，由于主前刀面先于副前刀面磨損，磨損到達足夠大時，刀具將實效，結(jié)果是制成不合格零件。由于刀具表面上的應(yīng)力分布不均勻，切屑和前刀面之間滑動接觸區(qū)應(yīng)力，在滑動接觸區(qū)的起始處最大，而在接觸區(qū)的尾部為零，這樣磨蝕性磨損在這個區(qū)域發(fā)生了。這是因為在切削卡住區(qū)附近比刀刃附近發(fā)生更嚴重的磨損，而刀刃附近因切屑與前刀面失去接觸而磨損較輕。這結(jié)果離切削刃一定距離處的前刀面上形成麻點凹坑，這些通常被認為是前刀面的磨損。通常情況下，這磨損橫斷面是圓弧形的。在許多情況中和對于實際的切削狀況而言，前刀面磨損比起后刀面磨損要輕，因此后刀面磨損更普遍地作為刀具失效的尺度標(biāo)志。然而因許多作者已經(jīng)表示過的那樣在增加切削速度情況下，前刀面上的溫度比后刀面上的溫度升得更快，而且又因任何形式的磨損率實質(zhì)上是受到溫度變化的重大影響。因此前刀面的磨損通常在高速切削時發(fā)生的。刀具的主后刀面磨損帶的尾部是跟未加工過的工件表面相接觸，因此后刀面磨損比沿著磨損帶末端處更為明顯，那是最普通的。這是因為局部效應(yīng)，這像未加工表面上的已硬化層，這效應(yīng)是由前面的切削引起的工件硬化造成的。不只是切削，還有像氧化皮，刀刃產(chǎn)生的局部高溫也都會引起這種效應(yīng)。這種局部磨損通常稱作為凹坑性磨損，而且偶爾是非常嚴重的。盡管凹坑的出現(xiàn)對刀具的切削性質(zhì)無實質(zhì)意義的影響，但凹坑常常逐漸變深，如果切削在繼續(xù)進行的話，那么刀具就存在斷裂的危機。如果任何進行性形式 的磨損任由繼續(xù)發(fā)展，最終磨損速率明顯地增加而刀具將會有摧毀性失效破壞，即刀具將不能再用作切削，造成工件報廢，那算是好的，嚴重的可造成機床破壞。對于各種硬質(zhì)合金刀具和對于各種類型的磨損，在發(fā)生嚴重失效前，就認為已達到刀具的使用壽命周期的終點。然而對于各種高速鋼刀具，其磨損是屬于非均勻性磨損，已經(jīng)發(fā)現(xiàn)：當(dāng)其磨損允許連續(xù)甚至到嚴重失效開始，最有意義的是該刀具可以獲得重磨使用，當(dāng)然，在實際上，切削時間遠比使用到失效的時間短。以下幾種現(xiàn)象之一均是刀具嚴重失效開始的特征：最普遍的是切削力突然增加，在工件上出現(xiàn)燒損環(huán)紋和噪音嚴重增加等。自動夾具設(shè)計 用做裝配設(shè)備的傳統(tǒng)同步夾具把零件移動到夾具中心上，以確保零件從傳送機上或從設(shè)備盤上取出后置于已定位置上。然而在某些應(yīng)用場合、強制零件移動到中心線上時，可能引起零件或設(shè)備破壞。當(dāng)零件易損.mapeng.net 馬棚網(wǎng)而且小小振動可能導(dǎo)致報廢時，或當(dāng)其位置是由機床主軸或模具來具體時，再或者當(dāng)公差要求很精密時，那寧可讓夾具去適應(yīng)零件位置，而不是相反。為著這些工作任務(wù)，美國俄亥俄州 Elyria 的 Zaytran 公司已經(jīng)開發(fā)了一般性功能數(shù)據(jù)的非同步西類柔順性夾具。因為夾具作用力和同步化裝置是各自獨立的，該同步裝置可以用精密的滑移裝置來替換而不影響夾具作用力。夾具規(guī)格范圍是從 0.2 英寸行程，5 英鎊夾緊力到 6 英寸行程、400 英寸夾緊力。 現(xiàn)代生產(chǎn)的特征是批量變得越來越小而產(chǎn)品的各種規(guī)格變化最大。因此，生產(chǎn)的最后階段，裝配因生產(chǎn)計劃、批量和產(chǎn)品設(shè)計的變更而顯得特別脆弱。這種情形正迫使許多公司更多地致力于廣泛的合理化改革和前面提到過情況那樣裝配自動化。盡管柔性夾具的發(fā)展很快落后與柔性運輸處理裝置的發(fā)展，如落后于工業(yè)機器人的發(fā)展，但仍然試圖指望增加夾具的柔順性。事實上夾具的重要的裝置生產(chǎn)裝置的專向投資就加強了使夾具更加柔性化在經(jīng)濟上的支持。根據(jù)它們?nèi)犴樞?，夾具可以分為：專用夾具、組合夾具、標(biāo)準(zhǔn)夾具、高柔性夾具。柔性夾具是以它們對不同工件的高適應(yīng)性和以少更換低費用為特征的。結(jié)構(gòu)形式可變換的柔性夾具裝有可變更結(jié)構(gòu)排列的零件（例如針形頰板，多片式零件和片狀頰板），標(biāo)準(zhǔn)工件的非專用夾持或夾緊元件（例如：啟動標(biāo)準(zhǔn)夾持夾具和帶有可移動元件的夾具配套件），或者裝有陶瓷或硬化了的中介物質(zhì)（如：流動粒子床夾具和熱夾具緊夾具）。為了生產(chǎn)，零件要在夾具中被緊固，需要產(chǎn)生夾緊作用，其有幾個與夾具柔順性無關(guān)的步驟：根據(jù)被加工的即基礎(chǔ)的部分和工作特點，確定工件在夾具中的所需的位置，接著必須選擇若干穩(wěn)定平面的組合，這些穩(wěn)定平面就構(gòu)成工件被固定在夾具中確定位置上的夾持狀輪廓結(jié)構(gòu)，均衡所有各力和力矩，而且保證接近工件工作特點。最后，必須計算、調(diào)整、組裝可拆裝的或標(biāo)準(zhǔn)夾具元件的所需位置，以便使工件牢牢地被夾緊在夾具中。依據(jù)這樣的程序，夾具的輪廓結(jié)構(gòu)和裝合的規(guī)劃和記錄過程可以進行自動化控制。結(jié)構(gòu)造型任務(wù)就是要產(chǎn)生若干穩(wěn)定平面的組合，這樣在這些平面上的各夾緊力將使工件和夾具穩(wěn)定。按慣例，這個任務(wù)可用人機對話即幾乎完全自動化的方式來完成。一人機對話即以自動化方式確定夾具結(jié)構(gòu)造型的優(yōu)點是可以有組織有規(guī)劃進行夾具設(shè)計，減少所需的設(shè)計人員，縮短研究周期和能更好地配置工作條件。簡言之，可成功地達到顯著提高夾具生產(chǎn)效率和效益。在充分準(zhǔn)備了構(gòu)造方案和一批材料情況下，在完成首次組裝可以成功實現(xiàn)節(jié)約時間達60%。因此夾具機構(gòu)造型過程的目的是產(chǎn)生合適的編程文件。GEAR AND SHAFT INTRODUCTIONGEAR AND SHAFT INTRODUCTIONAbstract: The important position of the wheel gear and shaft cant falter in traditional machine and modern machines. The wheel gear and shafts mainly install the direction that delivers the dint at the principal axis box. The passing to process to make them can is divided into many model numbers, useding for many situations respectively. So we must be the multilayers to the understanding of the wheel gear and shaft in many ways .Key words: Wheel gear; ShaftIn the force analysis of spur gears, the forces are assumed to act in a single plane. We shall study gears in which the forces have three dimensions. The reason for this, in the case of helical gears, is that the teeth are not parallel to the axis of rotation. And in the case of bevel gears, the rotational axes are not parallel to each other. There are also other reasons, as we shall learn.Helical gears are used to transmit motion between parallel shafts. The helix angle is the same on each gear, but one gear must have a right-hand helix and the other a left-hand helix. The shape of the tooth is an involute helicoid. If a piece of paper cut in the shape of a parallelogram is wrapped around a cylinder, the angular edge of the paper becomes a helix. If we unwind this paper, each point on the angular edge generates an involute curve. The surface obtained when every point on the edge generates an involute is called an involute helicoid.The initial contact of spur-gear teeth is a line extending all the way across the face of the tooth. The initial contact of helical gear teeth is a point, which changes into a line as the teeth come into more engagement. In spur gears the line of contact is parallel to the axis of the rotation; in helical gears, the line is diagonal across the face of the tooth. It is this gradual of the teeth and the smooth transfer of load from one tooth to another, which give helical gears the ability to transmit heavy loads at high speeds. Helical gears subject the shaft bearings to both radial and thrust loads. When the thrust loads become high or are objectionable for other reasons, it may be desirable to use double helical gears. A double helical gear (herringbone) is equivalent to two helical gears of opposite hand, mounted side by side on the same shaft. They develop opposite thrust reactions and thus cancel out the thrust load. When two or more single helical gears are mounted on the same shaft, the hand of the gears should be selected so as to produce the minimum thrust load.Crossed-helical, or spiral, gears are those in which the shaft centerlines are neither parallel nor intersecting. The teeth of crossed-helical fears have point contact with each other, which changes to line contact as the gears wear in. For this reason they will carry out very small loads and are mainly for instrumental applications, and are definitely not recommended for use in the transmission of power. There is on difference between a crossed helical gear and a helical gear until they are mounted in mesh with each other. They are manufactured in the same way. A pair of meshed crossed helical gears usually have the same hand; that is ,a right-hand driver goes with a right-hand driven. In the design of crossed-helical gears, the minimum sliding velocity is obtained when the helix angle are equal. However, when the helix angle are not equal, the gear with the larger helix angle should be used as the driver if both gears have the same hand. Worm gears are similar to crossed helical gears. The pinion or worm has a small number of teeth, usually one to four, and since they completely wrap around the pitch cylinder they are called threads. Its mating gear is called a worm gear, which is not a true helical gear. A worm and worm gear are used to provide a high angular-velocity reduction between nonintersecting shafts which are usually at right angle. The worm gear is not a helical gear because its face is made concave to fit the curvature of the worm in order to provide line contact instead of point contact. However, a disadvantage of worm gearing is the high sliding velocities across the teeth, the same as with crossed helical gears.Worm gearing are either single or double enveloping. A single-enveloping gearing is one in which the gear wraps around or partially encloses the worm. A gearing in which each element partially encloses the other is, of course, a double-enveloping worm gearing. The important difference between the two is that area contact exists between the teeth of double-enveloping gears while only line contact between those of single-enveloping gears. The worm and worm gear of a set have the same hand of helix as for crossed helical gears, but the helix angles are usually quite different. The helix angle on the worm is generally quite large, and that on the gear very small. Because of this, it is usual to specify the lead angle on the worm, which is the complement of the worm helix angle, and the helix angle on the gear; the two angles are equal for a 90-deg. Shaft angle.When gears are to be used to transmit motion between intersecting shaft, some of bevel gear is required. Although bevel gear are usually made for a shaft angle of 90 deg. They may be produced for almost any shaft angle. The teeth may be cast, milled, or generated. Only the generated teeth may be classed as accurate. In a typical bevel gear mounting, one of the gear is often mounted outboard of the bearing. This means that shaft deflection can be more pronounced and have a greater effect on the contact of teeth. Another difficulty, which occurs in predicting the stress in bevel-gear teeth, is the fact the teeth are tapered. Straight bevel gears are easy to design and simple to manufacture and give very good results in service if they are mounted accurately and positively. As in the case of squr gears, however, they become noisy at higher values of the pitch-line velocity. In these cases it is often gowww.mapeng.net 馬棚網(wǎng)od design practice to go to the spiral bevel gear, which is the bevel counterpart of the helical gear. As in the case of helical gears, spiral bevel gears give a much smoother tooth action than straight bevel gears, and hence are useful where high speed are encountered. It is frequently desirable, as in the case of automotive differential applications, to have gearing similar to bevel gears but with the shaft offset. Such gears are called hypoid gears because their pitch surfaces are hyperboloids of revolution. The tooth action between such gears is a combination of rolling and sliding along a straight line and has much in common with that of worm gears.A shaft is a rotating or stationary member, usually of circular cross section, having mounted upon it such elementsas gears, pulleys, flywheels, cranks, sprockets, and other power-transmission elements. Shaft may be subjected to bending, tension, compression, or torsional loads, acting singly or in combination with one another. When they are combined, one may expect to find both static and fatigue strength to be important design considerations, since a single shaft may be subjected to static stresses, completely reversed, and repeated stresses, all acting at the same time.The word “shaft” covers numerous variations, such as axles and spindles. Anaxle is a shaft, wither stationary or rotating, nor subjected to torsion load. A shirt rotating shaft is often called a spindle.When either the lateral or the torsional deflection of a shaft must be held to close limits, the shaft must be sized on the basis of deflection before analyzing the stresses. The reason for this is that, if the shaft is made stiff enough so that the deflection is not too large, it is probable that the resulting stresses will be safe. But by no means should the designer assume that they are safe; it is almost always necessary to calculate them so that he knows they are within acceptable limits. Whenever possible, the power-transmission elements, such as gears or pullets, should be located close to the supporting bearings, This reduces the bending moment, and hence the deflection and bending stress.Although the von Mises-Hencky-Goodman method is difficult to use in design of shaft, it probably comes closest to predicting actual failure. Thus it is a good way of checking a shaft that has already been designed or of discovering why a particular shaft has failed in service. Furthermore, there are a considerable number of shaft-design problems in which the dimension are pretty well limited by other considerations, such as rigidity, and it is only necessary for the designer to discover something about the fillet sizes, heat-treatment, and surface finish and whether or not shot peening is necessary in order to achieve the required life and reliability.Because of the similarity of their functions, clutches and brakes are treated together. In a simplified dynamic representation of a friction clutch, or brake, two inwww.mapeng.net 馬棚網(wǎng)ertias I1 and I2 traveling at the respective angular velocities W1 and W2, one of which may be zero in the case of brake, are to be brought to the same speed by engaging the clutch or brake. Slippage occurs because the two elements are running at different speeds and energy is dissipated during actuation, resulting in a temperature rise. In analyzing the performance of these devices we shall be interested in the actuating force, the torque transmitted, the energy loss and the temperature rise. The torque transmitted is related to the actuating force, the coefficient of friction, and the geometry of the clutch or brake. This is problem in static, which will have to be studied separately for eath geometric configuration. However, temperature rise is related to energy loss and can be studied without regard to the type of brake or clutch because the geometry of interest is the heat-dissipating surfaces. The various types of clutches and brakes may be classified as fllows: 1. Rim type with internally expanding shoes2. Rim type with externally contracting shoes3. Band type4. Disk or axial type5. Cone type6. Miscellaneous typeThe analysis of all type of friction clutches and brakes use the same general procedure. The following step are necessary: 1. Assume or determine the distribution of pressure on the frictional surfaces.2. Find a relation between the maximum pressure and the pressure at any point3. Apply the condition of statical equilibrium to find (a) the actuating force, (b) the torque, and (c) the support reactions.Miscellaneous clutches include several types, such as the positive-contact clutches, overload-release clutches, overrunning clutches, magnetic fluid clutches, and others.A positive-contact clutch consists of a shift lever and two jaws. The greatest differences between the various types of positive clutches are concerned with the design of the jaws. To provide a longer period of time for shift action during engagement, the jaws may be ratchet-shaped, or gear-tooth-shaped. Sometimes a great many teeth or jaws are used, and they may be cut either circumferentially, so that they engage by cylindrical mating, or on the faces of the mating elements.Although positive clutches are not used to the extent of the frictional-contact type, they do have important applications where synchronous operation is required.Devices such as linear drives or motor-operated screw drivers must run to definite limit and then come to a stop. An overload-release type of clutch is required for these applications. These clutches are usually spring-loaded so as to release at a predetermined toque. The clicking sound which is heard when the overload point is reached is considered to be a desirable signal.An overrunning clutch or coupling permits the driven member of a machine to “freewheel” or “overrun” because the driver is stopped or because another source of power increase the speed of the driven. This www.mapeng.net 馬棚網(wǎng)type of clutch usually uses rollers or balls mounted between an outer sleeve and an inner member having flats machined around the periphery. Driving action is obtained by wedging the rollers between the sleeve and the flats. The clutch is therefore equivalent to a pawl and ratchet with an infinite number of teeth. Magnetic f