CJK6132数控车床及其控制系统设说明书

1、一、总体方案设计机床工业是机器制造业的重要部门，肩负着为农业、工业、科学技术和国防现代化提供技术装备的任务，是使现代化工业生产具有高生产率和先进的技术经济指标的保证。设计机床的目标就是选用技术先进。经济效果显著的最佳可行方案，以获得高的经济效益和社会效益。因此，从事机床设计的人员，应不断地把经过实践检验的新理论、新技术、新方法应用到设计中，做到既要技术先进、经济效益好、效率高。要不断的吸收国外的成功经验，做到既要符合我国国情，又要赶超国际水平。要不断的开拓创新，设计和制造出更多的生产率高、静态动态性能好、结构简单、使用方便、维修容易、造型美观、耗能少、成本低的现代化机床。设计本着以上原则进行，

2、尽量向低成本、高效率、简化操作、符合人机工程的方向考虑。（1） 、主传动的组成部分主传动由动力源、变速装置及执行元件（如主轴、刀架、工作台等）部分组成。主传动系统属于外联系传动链。主传动包括动力源（电动机）、变速装置、定比传动机构、主轴组件、操纵机构等十部分组成。1、动力源电动机或液压马达，它给执行件提供动力，并使其获得一定的运动速度和方向。2、 定比传动机构具有固定传动比的传动机构，用来实现降速、升速或运动联接，本设计中采用齿轮和带传动。3、 变速装置传递动力、运动以及变换运动速度的装置，本设计中采用两个滑移齿轮变速组和一个背轮机构使主轴获得18级转速。4、 主轴组件机床的执行件之一，它由主

3、轴支承和安装在主轴上的传动件等组成，5、 开停装置用来实现机床的启动和停止的机构，本设计中采用直接开停电动机来实现主轴的启动和停止。6、 制动装置用来控制主轴迅速停止转动的装置，以减少辅助时间。本设计中采用电磁式制动器。7、 换向装置用来变换机床主轴的旋转方向的装置。本设计中采用电动机直接换向。8、 操纵机构控制机床主轴的开停、换向、变速及制动的机构。本设计中，开停、换向和制动采用电控制；变速采用液压控制。9、 润滑与密封为了保证主传动的正常工作和良好的使用寿命，必须有良好的润滑装置和可靠的密封装置。本设计中采用箱外循环强制润滑，主轴组件采用迷宫式密封。10、 箱体上述个机构和装置都装在箱体中

4、，并应保证其相互位置的准确性。本设计中采用灰铁铸造箱体。11、 刀架数控机床中为了实现对刀架的自动控制，采用制动转位刀架。（2） 、机床主要部件及其运动方式的选定主运动的实现根据设计要求，本设计采用分离式主传动系统，包括变速箱、主轴箱两部分。其中，变速箱与电动机至于机座内，主轴箱与变速箱采用带传动连接。所有的变速都采用液压操作。进给运动的实现本次所设计的机床进给运动均由单片机进行数字控制，因此在X、Y方向上，进给运动均采用滚珠丝杠螺母副，其动力由步进电机通过齿轮传递。齿轮的消隙采用偏心环调整。数字控制的实现采用单片机控制，各个控制按扭均安装在控制台上，而控制台摆放在易操作的位置，这一点须根据实

5、际情况而定。机床其它零部件的选择考虑到生产效率以及生产的经济性，机床附件如油管、行程开关等，以及标准件如滚珠丝杠、轴承等均选择外购形式。（3） 、机床的主要技术参数由设计任务书的要求，现将CJK6132经济型数控车床的主要技术参数及加工范围技术参数列于下：项目单位规格床身上最大回转直径mm320最大工件长度mm750最大切削直径mm320最大切削长度mm750床鞍（滑板）上最大切削直径mm250主轴前端锥孔莫氏6号锥度主轴孔径mm350主轴转速范围r/min401800主轴转速级数18级主轴电机输出功率（普通）kW5中心高距床身mm250距地面mm1130尾座套筒直径mm65尾座套筒行程mm1

6、50尾座套筒锥孔锥度莫氏5号（4） 、各组成部件的特性与所应达到的要求1床身机床床身采用优质铸铁，内部筋采用U形布局，床身整体刚性高。滑动导轨面采用中频淬火，淬硬层深。硬度达HRC52以上，拖板滑动面贴塑，使得进给系统的刚度，摩擦阻尼系数等动、静特性都处于最佳状态。2. 床头箱结构机床主传动采用液压操纵机构，可实现十八级转速。机床主轴箱内的传动齿轮均经淬硬磨齿处理，传动比稳定，运转噪音低。机床主轴为二支撑结构，前支撑采用C级高精度轴承，润滑油润滑，提高了回转精度，使机床主轴具有良好的精度和刚性。机床采用单片式电磁刹车离合器，解决主轴的刹车及离合问题，离合器安装于床头箱带轮侧，使床头箱内结构大为

7、简化，便于维修。3. 进给系统机床两轴进给系统采用步进电机驱动滚珠丝杠的典型传动方式，在滑板与床鞍及床鞍与床身之间的滑动面处贴有TSF导轨板，滑动磨擦系数非常小，有助于提高了机床的快速响应性能及生产效率。在进给系统各滑动处及两轴丝杠丝母处都设置了润滑点。4. 刀架机床采用立式四工位刀架，该刀架布刀方便，刚性好。5. 尾座采用手动尾座6. 冷却系统冷却箱放在后床腿中。7. 卡盘机床标准配置为_250手动卡盘，8. 电气系统电路的动力回路，均有过流、短路保护，机床相关动作都有相应的互锁，以保障设备和人身安全。电气系统具有自诊断功能，操作及维修人员可根据指示灯及显示器等随时观察到机床各部分的运行状态

8、。9. 安全保护当机床遇到外部突然断电或自身故障时，由控制电路的设计，机床可动进给轴，冷却电机等如已在“启动”状态者，将进入“停止”状态；如已在“停止”状态的则不可自行进入启动状态，确保了机床的安全。另外由于机床计算机内的控制程序是“固化”在芯片中的，而零件加工程序是由电池供电保护的，所以，意外断电或故障时，不会丢失计算机内存储的程序菜单。机床具有报警装置及紧急停止按钮，可防止各种突发故障给机床造成损坏。由于软件的合理设计，报警可通过显示器显示文字及报警号，通过操作面板的指示灯指示；机床根据情况将报警的处理方式分为三类：对紧急报警实行“急停”；对一般报警实行“进给保持”；对操作错误只进行“提示

9、”。二、机床主传动设计（一）、主要技术参数的确定机床的主要技术参数包括主参数和基本参数。主参数是机床参数中最主要的，它必须满足以下要求：a、 直接反映出机床的加工能力和特性；b、 决定其他基本参数值的大小；c、 作为机床设计的出发点；d、 作为用户选用机床的主要依据。对于通用机床（包括专门化机床），主参数通常都以机床的最大加工尺寸表示，只有在不适用于用工件最大尺寸表示时，才采用其他尺寸或物理量。如卧式镇床的主参数用主轴直径，拉床用额定拉力等。为了更完整地表示出机床的工作能力和加工范围，有时在主参数后面标出另一参数值，称为第二主参数。如最大工件长度、最大跨度、主轴数和最大加工模数等。除主参数外，

10、机床的主要技术参数还包括下列基本参数：a、 与工件尺寸有关的参数；b、 与工、夹、量具标准化有关的参数；c、 与机床结构有关的参数；d、 与机床运动特性和动力特性有关的参数。这些基本参数可以归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数三种。1.尺寸参数尺寸参数是表示机床工作范围的主要尺寸和工、夹、量具的标准化及机床结构有关的主要参数。如普通车床横刀架上最大工件的回转直径，在相同中心高的情况下，这一尺寸参数既决定加工长工件的最大直径，又决定刀架的厚度及其刚性。机床主要尺寸参数内容见下表（）。与工件主要尺寸有关的参数取人加工尺寸最大加工直径或最大工件直径，最大加工模数、螺旋角主轴通孔直径最大加工长度或最大工

11、件长度最大工件安装尺寸。如工作台尺寸、主轴端面至工作台面最大跑离、主轴中心线至工作台面最大距肉或立柱间距等最小工件加工尺寸。如主轴中心线至工作台面距离、最小车削直径、最小磨削外径或孔径等部件运动尺寸范围刀架、工作台、主轴箱、横梁的最大行程力架、工作台、砂轮(导轮)箱或摇臂的最大回转角度匕工、夹、量具标准化肩关的参数主轴或尾架套筒的锥孔大小工件头架或尾架的顶尖安装锥度刀杆断面尺寸、力火最大尺寸、安装的刀具直径工作台T型槽的尺寸和数目与机床结构有关的参数床身或摇臂的导轨宽度花盘或圆工作台的直径主轴中心线或工作台面至地面的图度机床主要尺寸参数内容机床的主参数主要决定于工件的尺寸。对于各类通用机床，已

12、在调查研究各种工件的基础上制定出了机床的参数标准，设计时应该遵照执行。专用机床的主参数则基本上可以根据工件尺寸决定。主参数系列采用优先数系，这样做有如下好处：(1)优先数按等比级数分级，能在较宽的范围内以较少的品种，经济合理地满足用户的需要，即可把产品的品种规格限制在必需的最少范围内。(2)优先数系具有各种不同公比的系列，因而可以满足较密和较疏的分级要求。随着形势的发展，可以通过插入中间值使较疏的系列变成较密的系列，而原来的项值保留不变。在参数范围很宽时，根据经济性和需要量等不同的条件，还可以分段选用最合适的基本系列(即选用不同的公比)，以复合系列的形式组成最佳系列。(3)优先数系是国际上统一

13、的数值制度，有利于国际的标准化。其他尺寸参数一般根据主参数来确定。但由于机床的使用情况比较复杂，这些尺寸参数的确定还有相似分析法和图解分析法及回归分析法。由此可以得到CK6140数控车床的尺寸参数如下表所示参数项目单位数值床身上最大工件回转直径mm320刀架上最大工件回转直径mm160主轴通孔直径mm35主轴锥孔莫氏Nq6尾架顶尖套锥孔莫氏Nq5最大工件长度Lmm750刀杆截面尺寸mm20X202.运动参数运动参数包括机床主运动(切削运动)的速度范围和级数，进给量范围和级数以及辅助运动的速度等，它是由加工表面成形运动的工艺要求所决定的。主轴极限转速和变速范围对于主运动为回转运动的机床，主轴极限

14、转速为:nmax1000dvmax(r,/min)minnmin1000dvjmn(r/min)max式中的dmin或dmax不是该机床可能加工的的最小或最大直径，而是认为是在机床全部工艺范围内可以用最大切削速度Vmax来加工时的最小工件直径和用最小切削速度vmin来加工时的最大工件直径，这样才能得出合理的极限转速值。(1)极限切削速度Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：工序种类、工艺要求、刀具和工件材料等因素。允许的切削速度极限参考值如下表所示：加工条件vmaxvmin硬质合金刀具粗加工80120硬质合金刀具半精加工或精加工150250高速钢力具低速光刀<1

15、0安装磨头附件进行磨削3.57.5精钱孔1.54宽刀加工1.53.5精车丝杠或蜗轮1.251.5选择极限转速的典型条件为：a.最大切削速度按硬质合金车刀半精车和精车钢料来取值.考虑较小规格车床可普遍采用可转位刀片，切速可适当提高，故对主参数为D（最大工件回转直径）=250630mm的车床取250m/min,而大规格车床换刀费时取切速小些耐用度可以高些，故口=8001000mm的车床取200m/min；b.最小切速Vmin可考虑两种情况，即（a）高速钢车刀精车丝杠和（b）高速钢车刀低速光车盘类零件，故vmin分别取（a）1.5m/min和（b）8m/min；C.最小工件直径dmin,即使用Vma

16、x时可能遇到的最小工件直径，一般取。D；d.最大工件直径dmax,当Vmin为b中情况（a）时，即按车削丝杠可能遇到的最大直径，取0.1D,Vmin为b中情况（时，按刀架滑板上最大工件回转直径D1（对多数车床D1=0.5D）.由上分析得到按典型加工条件选取的数值如下表（）所示:主参数系列极限切削速度（m/min）最大和最小工件直径（mm）变速范围Rn最大工件回转直径D（mm）vmaxvminRvdmindmaxRn=RvRd(a)(b)(a)(b)2506302501.58(a)Rv=166.70.1D0.1DD1(0.5D)(a)Rn=166.7(b)Rv=31.25(b)Rn=156.28

17、001000200(a)Rv=133.3(b)Rv=25(a)Rn=133.3(b) Rn=1253、主轴转速的确定(1)、主轴最高转速NMax的确定根据分析，用硬质合金车刀对小直径钢材半精车外圆时，主轴转速为最高,按经验，并参考切削用量资料，取Vmax200m/min,k=0.5,Rd=0.2,则:dmaxkD0.5320160mmdminRddmax0.216032mmn max1000Vmaxdmin1000 200321990r/min(2)、主轴最低转速NMin的确定根据分析，主轴最低转速由以下工序决定：用高速钢车刀，对铸铁材料的盘形零件粗车端面。按经验，并参切削用量资料，取Vmax

18、=15m/min,则最低转速为：nmin1000Vmind max1000 1516030r/min4、转速范围及公比的确定根据最高转速与最底转速可初步得出主轴转速范围RnNMax =1990NMin - 30= 66.33则公比z1Rn18 166.33 1.279由设计手册取标准值得=1.26根据标准公比及初算Nmm,查表取NMin=40r/min,则最高转速NMax=NMinX17=40X1.2617=2034r/min则主轴转速范围RNMaXNMin20344050.85且验算公比得=1.25993<1.26，满足要求。5、结构式与结构网的确定(1)结构式的确立结构式的方案共有如

19、下几种：18=3X3X218=2X3X318=3X2X3在上述方案中，三个方案可根据下述原则比较：从电机到主轴，一般为降速传动。接近电机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副较多的传动组放在接近电机处，则可使小尺寸的零件多些，而大尺寸的零件可以少些，这样就节省省材料，经济上就占优势，且这也符合“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取18=3X3X2的方案为好,本次设计即采用此方案。根据设计要求确定如下结构式：18=3(1)X3(3)X2(9)基本组扩一组扩二组(2)构网的拟定1)传动副的极限传动比范围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径向尺寸太

20、大，常限制最小传动比imax>1/4o在升速时，为防止产生过大的振动和噪声，常限制最大传动比imax<2o2)基本组和扩大组的排列顺序原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速高，转矩小，传动件的尺寸也就小些。根据前面求彳4的公比=1.26，按照以上原则，选择最佳方案，本次设计采用的结构网如下图所示：/ / / / / / / / / / / /A r r J / / .XXX/xxx“二 XCKXWZ X 、( 、"X.、仆7仆6ni5ni4仆3n12niini0n9n8n7n5n4n3n2ni6、转速图的拟

21、定电动机和主轴的转速是已定的，当选定了结构式和结构网后，就可分配各传动组的传动比，并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可画出转速图。中间轴的转速如果能高一些，传动件的尺寸也就可以小一些。但是，中间轴如果转速过高，将会引起过大的振动、发热和噪声。因此，要注意限制中间轴的转速，不使过高。本次设计所选用的结构式共有三个传动组，变速机构共需5根轴，加上电动机轴共6根轴，故转速图上需6条竖线；主轴共18种转速，电动机轴与轴1之间采用定比传动。转速图如下图所示：7、传动比参数的确定(1)、电动机与轴1传动副齿轮齿数的确定因为铳床不需要正反转，为了便于速度的分配，该传动副采用定比传动，其传动比有速度可求得

22、：1 =1142/1440=1/1.26为了方便电动机与变速箱在机座内的布置，电动机与变速箱的联结采用带传动。根据带轮的标准，尺寸值定为112mm和140mm。a、 变速箱与主轴箱之间采用带传动，为了便于完成转速的要求和速度的分配，确定其带轮的尺寸比为：172:200。b、 为了减少变速箱的轴向尺寸，减少齿轮数目，简化结构，采用一对公用齿轮的传动系统。因而，两变速组的传动比互相牵制，可能会增加径向尺寸。为了实现齿轮公用，传动比与齿数的搭配较为繁琐，在此不进行具体的说明，只把最后的结果列入下：c、轴1与轴2传动副齿轮齿数的确定根据转速图可得，该传动副的传动比i=1/1.26、i=1、i=1.26

23、。查金属切削机床Page136页表8-1,并考虑到主轴箱的几何尺寸，取该传动副中Zmin=30,齿数和Sz=68,则由传动比可求得该传动副齿数比为：当i=1/1.6时Z1/Z2=30:38当i=1时乙/Z2=34:34当i=1.6时Z1/Z2=38:30轴2与轴3传动副齿轮齿数的确定根据转速图可得，该传动副的传动比i=1.262,i=1.26-1及i=1.264查金属切削机床Page136页表8-1,并考虑到主轴箱的几何尺寸，取该传动副Zmin=22,齿数和Sz=77,则由传动比可求得该传动副齿数比为：Z2/Z3=47/30,Z2/Z3=22/55,Z2/Z3=34/43轴5与轴7间采用背轮机

24、构，总传动比为,和齿形离合器，传动比为:1.261。齿数为：第一级：27*2.5:69*2.5第二级：19*3:61*3（二）、传动系统图的拟定根据以上分析及计算，拟定如下传动系统图：（三）、电动机的选择1、电动机的功率计算按在各种加工情况下较经常遇到的最大切削力和最大切削速度来计算，在车床中，切断工件的切削力大于外圆车削，因而按用硬质合金刀具切断钢材时来计算。即：Na=Fzv61200式中Fz主切削力的切向分力（N）V切削速度（m/min）具体计算见下章Fz1.25pfB（kgf）Fy(0.40.55)Fz(kgf)由查机床设计手册得出参数P=200B=6f=0.3mm/r则Fz1.2520

25、069.80.34410N所以得有效功率为:44104061200=2.9kw取“m=0.8,则由经验公式可得电动机总功率为:NNcm2.90.83.625kw2、电动机参数的选择在选择电动机时，必须使得P额定P总，根据这个原则，查机械设计手册选取Y112-M-4型电动机.（四）、齿轮传动的设计计算由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产效率高、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求，所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计

26、都选用6-7级的精度。具体设计步骤如下：1、模数的估算：按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的估算公式：由中心距A及齿数Z1,Z2求出模数:2A mj mmj乙Z2根据估算所得mw和mj中较大的值，选取相近的标准模数前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下:2000icon1250100(1mmmw 32（式中N即为齿轮所传递的功率）其中nj为大齿轮的计算转速,A为齿轮中心距（式中N即为齿轮所传递的功率）齿面点蚀的估算公式:A 3231 mm ,nj

27、第一对齿轮副4.00.99彳厂mw3231.5mm301150A 3234.00.9948.3mm1150mj31.25mm3047所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为mmw1.5mm同理，对各对齿轮的模数计算从略，最后计算得出最高的模数为2.5综上所述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，所以,本次设计中取各个齿轮模数均为m=2.5mm。2、齿轮传动各轴的轴中心矩计算根据渐开线标准直齿圆柱齿轮分度圆直径计算公式可得各个传动副中齿轮的分度圆直径为:1轴与2轴：d产mz/2=2.5*(30+38)/2=852轴与3轴：d2mz/22.5*(4730)/296.253、齿轮宽度B的确定

28、齿宽影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触不均匀，反儿容易引起振动和噪声。一般取b=(610)m。本次设计中，取单片齿轮宽度B=8m=8X3=24mm,则与其啮合的从动齿轮的宽度一致；而取多联齿轮的宽度B=6m=6X3=18mm,则与其啮合的从动齿轮的宽度一致。4、齿轮其他参数的计算根据机械原理中关于渐开线圆柱齿轮参数的计算公式几相关参数的规定，齿轮的其它参数都可以由以上计算所得的参数计算出来，本次设计中，这些参数在此不在一一计算。5、齿轮结构的设计不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构的要求也不同，7级精度的齿轮，用较高精度的滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后

29、，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚或插后要剃齿，使精度高于7级，或者淬火后再琦齿。6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须才能达到6级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。多联齿轮块的一般形式如下图所示，各部分的尺寸确定如下:(1)、退刀槽Bk本次设计中多联齿轮多采用插齿加工方法，因此取Bk=6mm。(2)、其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸，如下图所示,圆齿和倒角性质不同，加工方法也不一样。图中安装拨动齿轮的滑块的尺寸在本次设计中取bixh=10x5。6、齿轮的校核（接触疲劳强度）KKaKvKK=1.25X1.07X1.1X1.43=2

30、.1查表得：Z=0.88Zh=2.5Ze=189.8H =ZH ZE Z2K (u 1) bd12u将数据代入得：h1100mpa齿轮接触疲劳强度满足，因此接触的应力小于许用的接触应力其它齿轮也符合要求，故其余齿轮不在验算，在此略去。（五）、轴的设计计算1、各传动轴轴径的估算滚动轴承的型号是根据轴端直径确定的，而且轴的设计是在初步计算轴径的基础上进行的，因此先要初算轴径。轴的直径可按扭转强度法用下列公式进行估,AcPdAmmn对于空心轴，则式中，P轴传递的功率，kW;n轴的计算转速，r/min；A其经当值见表15-3;取B的值为05(1)、计算各传动轴传递的功率P根据电动机的计算选择可知，本次

31、设计所选用的电动机额定功率Nd5.5kW各传动轴传递的功率可按下式计算：PNdn电机到传动轴之间传动效率；由传动系统图可以看出，本次设计中没有采用联轴器，而直接由电动机轴将动力传到轴上，即各个轴之间均为齿轮传动，所以可得各轴传递的功率为：1=0.96,2=0.93,3=0.9044=0.877所以，各传动轴传递的功率分别为：P1Nd140.990.983.88kWP2Pi23.880.980.993.76kWP3P233.760.970.993.61kWP4P343.610.980.993.18kw(2)估算各轴的最小直径本次设计中，考虑到主轴的强度与刚度以及制造成本的经济性，初步选择主轴的材

32、料为40Cr,其它各轴的材料均选择45钢，取A0值为115,各轴的计算转速由转速图得出，n1j=1000r/min,n2j=400r/min,n3j=125r/min,n4j=125r/min,所以各轴的最小直径为：d111533.1815mm1400d1115316.1mm11503.18d1115317.5mm900在以上各轴中都开有花键，所以为了使键槽不影响轴的强度，应将轴的最小直径增大5%将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径为：d1min=25mm,d2min=25mm,dgm=35mm。2、各轴段长度值的确定各轴段的长度值，应根据主轴箱的具体结构而定，且必须满足以下的原则:(1)

33、、应满足轴承及齿轮的定位要求；(2)、应满足滑移齿轮安全滑移的要求；3、轴的刚度与强度校核根据本次设计的要求，需选择除主轴外的一根轴进行强度校核，而主轴必须进行刚度校核。在此选择第一根轴进行强度校核。(1)、第一根轴的强度校核1)、轴的受力分析及受力简图由主轴箱的展开图可知，该轴的动力源由电动机通过齿轮传递过来，而后通过一个三联齿轮将动力传递到下一根轴。其两端通过一对角接触球轴承将力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。所以只要校核其在xz平面及yz平面的受力。轴所受载荷是从轴上零件传来的，计算是，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中

34、点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作较链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。其受力简图如下：在yz平面内:R1yzR2T1BF1yzR1R2yzF2yz2)、作出轴的弯矩图根据上述简图，分别按xz平面及yz平面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出两个平面的上的弯矩图。在xz平面内，根据力的平衡原理可得：R1xz+R2xz+F2xz=F1xz将各个力对R1取矩可得：F1xzXa=F2xzX(l-b)+R2xzXl由以上两式可解出：R1xz=F1xz(l-a)/l-F2xz乂b/lR2xz=F1xzXa/l-F2xz+F2xz乂b/l由于有多个力

35、的存在，弯矩无法用一个方程来表示，用x来表示所选截面距R1的距离，则每段的弯矩方程为：在在在AB段：M=-R1xzXx(a>x>0)BC段：M=F1xz-R1xzx(a+x)-FlxzXa(l-b>x>a)CD段：M=-R2xz(l-x)(l>x>l-b)则该轴在xz平面内的弯矩图为：3）、作出轴的扭矩图由受力分析及受力简图可知，该轴只在yz平面内存在扭矩。其扭矩大小为：T1=Fyz-riT2=Fyzr2则扭矩图为：4）、作出总的弯矩图由以上求得的在xz、yz平面的弯矩图，根据M=4M；m2yz可得总的弯矩图为：5）、作出计算弯矩图根据已作出的总弯矩图和扭矩

36、图，则可由公式Mca=，M2（T）2求出计算弯矩，其中a是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数，因通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭转切应力为静应力时，取0.3;扭转切应力为脉动循环变应力时，取0.6;若扭转切应力也为对称循环变应力时，则取a=1。应本次设计中扭转切应力为静应力，所以取0.3,则计算弯矩图为：6)、校核轴的强度选择轴的材料为45钢，并经过调质处理。由机械设计手册查得其许用弯曲应力为60MP,由计算弯矩图可知，该轴的危险截面在F1的作用点上，由于

37、该作用点上安装滑移齿轮，开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩为：W=冗d4+(D-d)(D+d)2zb/32D其中z为花键的数目，在本次设计中，z=6,D=30mm,d=26mm,b=4mm所以其截面的惯性矩为W=575.963mm3根据标准直齿圆柱齿轮受力计算公式可得圆周力与径向力：Ft=2T1/d1Fr=FtXtga其中T1为小齿轮传递的扭矩，Nmm；a为啮合角，对标准齿轮，取a=20;而Ft与Fr分别对应与xz平面及yz平面的力。各段轴的长度可从2号A0图中得出，则根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为：Mca=25014.22Nm,则该轴危险截面所受的弯曲应力为：6ca=25

38、014.22/575.96次43.43MP060MP,所以该轴的强度满足要求。(2)、主轴的刚度校核1)、主轴材料的选择考虑到主轴的刚度几强度，选择主轴的材料为40Cr,并经过调质处理;2）、主轴结构的确定主轴主轴的结构应根据主轴上应安装的组件以及在主轴箱里的具体布置来确定，的具体结构已在零件图上表达清楚，其图号为6,在此不在绘出。3）、主轴的刚度验算轴的变形和允许值轴上装齿轮和轴承处的绕度和倾角（y和）应该小于弯曲变形的许用值y和即yy轴的类型y(mm)变形部位(rad)一般传动轴4.00030.0005l装向心轴承处0.0025刚度的要求较高-0.00021装齿轮处0.001安装齿轮轴(0

39、.010.00)m装单列圆锥滚子轴承0.006dii惯性矩:I W64L表跨距，m表模数轴的变形计算公式计算轴本身弯曲变形产生的绕度y及倾角时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁。按材料力学相关公式计算，主轴的直径相差不大且计算精度要求不高的时候，可把轴看作等径轴，采用平均直d来计算，计算花键时同样选择用平均直径圆轴:矩形花键轴:d2 464i64轴的分解和变形合成对于复杂受力的变形，先将受力分解为三个垂直面上的分力，应用弯曲变形公式求出所求截面的两个垂直平面的和y。然后进行叠加，在同以平面内的可进行代数叠加，在两平面内的按几何公式，求出该截面的总绕度和总倾角危险工作面的判断验算刚度时应选择最

40、危险的工作条件进行，一般时轴的计算转速低传动齿轮的直径小，且位于轴的中央时，轴受力将使总变形剧烈，如对：二、三种工作条件难以判断那一种最危险，就分别进行计算，找到最大弯曲变形值和y提高轴刚度的一些措施加大轴的直径，适当减少轴的跨度或增加第三支承，重新安排齿轮在轴上的位置改变轴的布置方位等。轴的校核计算250支点上的力:T主FtB 22 1.569 105 2614.8N35同理可得在yz平面内的受力图，在此不在画出主轴的传动功率：6_4P主=4OS90.9=3.513KW主轴转矩：T主9.5001063.513=156900Nmmd145T主21.569105FtC2-2092N根据弯矩平衡:

41、RHE623Ftc(623329)F旧(623408)0求得：RHE=-84.9根据力得平衡：RHA607.7N则弯矩图为：2)垂直平面得弯矩图：FrbF旧tg=951.71NFrCFrctg=761.4N根据平面内得弯矩平衡有：Rne623Frc(623329)Frb(623408)0Rne88.6N再根据力得平衡：RRna101.71N则可得B、C点得弯矩图：在B点和C点为最危险截面，要满足要求，B、C点满足即可，在B、C截面得弯矩为:Mb22MbhMbv=803403.1NmmMe/Mch Mcv =675702.3 N mm扭矩图为:0计算弯矩Mcb，.Mb(2TB)2=862517.

42、2N-mm轴得抗弯截面系数为：4_Wd(Dd)(Dd)zb32D40694400201408103280145983.7mm3caMcaW53.96i故满足第三强度理论刚度验算：在水平面内，FtB单独作用时：一22fclPb(3l4b)48EI2614.82.5(3623242152)二482.1105I=-0.02598mm_44(Dd)其中I=32=2747500在ftc单独作用下：c2pb(3l2 4b2)48EI 222092 294(3 6234294 )48 2.1 105 I=-0.0182mm在两力得共同作用下：fcfc2 fc1 0.00778mm在垂直面内有在FrB单独作用时_ 22fc1Pb(3l4b)48EI_2