《CM6132車床主傳動設(shè)計(修訂版)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《CM6132車床主傳動設(shè)計(修訂版)（34頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、引用 CM6132車床主傳動設(shè)計 工藝設(shè)計 2010-01-19 08:56:58 閱讀551 1.序言 本次課程設(shè)計任務(wù)是CM6132車床主傳動設(shè)計。由于CM6132車床是精密，高精密加工車床，要求車床加工精度高，主軸運轉(zhuǎn)可靠，并且受外界，振動，溫度干擾要小，因此，本次設(shè)計是將車床的主軸箱傳動和變速箱傳動分開設(shè)計，以盡量減小變速箱，原電機振動源對主軸箱傳動的影響。 本次課程設(shè)計包括CM6132車床傳動設(shè)計，動力計算，結(jié)構(gòu)設(shè)計以及主軸校核等內(nèi)容，其中還有A0大圖紙的CM6132車床主傳動的結(jié)構(gòu)圖、 本次課程設(shè)計師畢業(yè)課程設(shè)計前一次對我們大學(xué)四年期間機械專業(yè)基礎(chǔ)知識的考核和檢驗。它

2、囊括了理論力學(xué)，材料力學(xué)，機械原理，機械設(shè)計，機械制造裝備設(shè)計等許多機械學(xué)科的專業(yè)基礎(chǔ)知識，因此稱之為專業(yè)課程設(shè)計。它不僅僅是對我們專業(yè)知識掌握情況的考核和檢驗，也是一次對我們所學(xué)的知識去分析，去解決生產(chǎn)實踐問題的運用。由于本次課程設(shè)計實踐恰與2010年考研（及實習(xí)工作）沖刺期沖突，因此在編寫課程設(shè)計說明書，設(shè)計CM6132主傳動結(jié)構(gòu)圖的過程中難免有不少紕漏和錯誤，懇請老師指正。 ? ? 2.傳動設(shè)計 本次設(shè)計在分析研究所掌握的資料的基礎(chǔ)上，用計算法或類比法確定所設(shè)計主軸變速箱的極限轉(zhuǎn)速公比，求出轉(zhuǎn)速極速，選擇電動機的轉(zhuǎn)速和功率，擬定合適的結(jié)構(gòu)式，結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖，然后擬定傳動方案并繪制

3、傳動系統(tǒng)圖，確定轉(zhuǎn)速比和齒輪齒數(shù)及帶輪直徑等。 2.1確定轉(zhuǎn)速極速 根據(jù)任務(wù)要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，轉(zhuǎn)速公比φ=1.41. 則轉(zhuǎn)速（變速）范圍Rn：Rn=Nmax/Nmin=44.4???????????????????????????????????????????? （1） 依據(jù)φ，Rn，可求得主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z: Z=lgRn/lgφ+1=11.98=12?????????? （2） 2.2確定結(jié)構(gòu)式及結(jié)構(gòu)網(wǎng) 由于結(jié)構(gòu)上的限制，變速組中的傳動副數(shù)目通常選用2或3為宜，故其結(jié)構(gòu)式為：Z=2^（n）*3^（m）.對于12級傳動，其結(jié)構(gòu)式可

4、為以下三種形式： 12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3； 在電動機功率一定的情況下，所需傳遞的轉(zhuǎn)矩越小，傳動件和傳動軸的集合尺寸就越小。因此，從傳動順序來講，盡量使前面的傳動件多以些，即前多后少原則。故本設(shè)計采用結(jié)構(gòu)式為： 12=3*2*2 圖1中，從軸I到軸II有三隊齒輪分別嚙合，可得到三種不同的傳動速度；從軸II到軸III有兩對齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動速度，故從軸II到軸III可得到3*2=6種不同的傳動速度；同理，軸III到軸IV有兩對齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動速度，故從軸I到軸IV共可得到3*2*2=12種不同的傳動轉(zhuǎn)速。 ?????? 圖1

5、 ?3*2*2傳動方案 在制定機床傳動方案時，常將傳動鏈特性的相關(guān)關(guān)系畫成圖，以供比較選擇。該圖即為結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖。結(jié)構(gòu)網(wǎng)只表示各傳動副傳動比的相關(guān)關(guān)系，而不表示數(shù)值， 因而繪制成對稱形式(圖2)。由于主軸的轉(zhuǎn)速應(yīng)滿足級比規(guī)律（從低到高間成等比數(shù)列，公比為φ），故結(jié)構(gòu)網(wǎng)上相鄰兩橫線間代表一個公比φ。 為了使一根軸上變速范圍不超過允許值，傳動副輸越多，級比指數(shù)應(yīng)小一些?？紤]到傳動順序中有前多后少原則，擴大順序應(yīng)采用前小后大的原則，即所謂的前密后疏原則。故本設(shè)計采用的結(jié)構(gòu)式為： 12=3（1）*2（3）*2（6） 12:級數(shù)。 3，2，2：按傳動順序的各傳動組的傳動副數(shù)。 1，3，6：各傳動

6、組中級比間的空格數(shù)，也反映傳動比及擴大順序。 該傳動形式反映了傳動順序和擴大順序，且表示傳動方向和擴大順序一致。圖2為該傳動的結(jié)構(gòu)式。 圖2 ?12=3(1)*2(3)*2(6)結(jié)構(gòu)網(wǎng) ? 2.3繪制轉(zhuǎn)速圖 繪制CM6132車床轉(zhuǎn)速圖前，有必要說明兩點： （1）為了結(jié)構(gòu)緊湊，減小振動和噪聲，通常限制：（p26頁） a：最小傳動比Imin>=1/4; b：最小傳動比Imax<=2(斜齒輪<=2.5); 所以，在一個變速組中，變速范圍要小于等于8，對應(yīng)本次設(shè)計，轉(zhuǎn)速圖中，一個軸上的傳動副間最大不能相差6格。 c：前緩后急原則； 即傳動在

7、前的傳動組，其降速比小，而在后的傳動組，其降速比大。 （2）CM6132車床轉(zhuǎn)速圖與它的主傳動系統(tǒng)圖密切相關(guān)。故在繪制它的轉(zhuǎn)速圖錢，先要確定其主傳動系統(tǒng)圖。 圖3 ?CM6132普通車床主傳動系統(tǒng)圖 如圖3所示，CM6132型普通車床采用分離式傳動，即變速箱和主軸箱分離。III，IV軸為皮帶傳動。在主軸箱的傳動中采用了背輪機構(gòu)（IV，V同軸線），解決了傳動比不能過大（受極限傳動比限制）的問題。 CM6132型普通車床（12級轉(zhuǎn)速，公比φ=1.41）采用了背輪機構(gòu)后的轉(zhuǎn)速圖，如圖4所示。圖中軸號的順序?qū)?yīng)傳動系統(tǒng)圖圖3. 圖4 ?CM6132型普通車床轉(zhuǎn)速圖 由于最高轉(zhuǎn)速Nm

8、ax=2000rpm，且CM6132機床功率一般為3.0KW左右。為滿足轉(zhuǎn)速和功率要求，選擇Y系列三相異步電動機型號為：Y100L2-4,其技術(shù)參數(shù)見下表. ? 表1 ?Y100L2-4型電動機技術(shù)數(shù)據(jù) ? 2.4 齒輪齒數(shù)的估算 為了便于設(shè)計和制造，同一傳動組內(nèi)各齒輪的模數(shù)常取為相同。此時，各傳動副的齒輪齒數(shù)和相同。 顯然，齒數(shù)和太小，則小齒輪的齒數(shù)少，將會發(fā)生根切，或造成其加工齒輪中心孔的尺寸不夠（與傳動軸直徑有關(guān)），或造成加工鍵槽（傳遞運動需要）時切穿齒根；若齒數(shù)和太大，則齒輪結(jié)構(gòu)尺寸大，造成主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)龐大。因此，應(yīng)根據(jù)傳動軸直徑等適當(dāng)選取。 本次設(shè)計共包含I-II軸

9、傳動組，II-III軸傳動組，IV-V傳動組和V-VI(主軸)傳動組四個齒輪副傳動組?，F(xiàn)根據(jù)各傳動組內(nèi)傳動副的傳動比草擬出多種齒數(shù)和，見下表2，至于具體 每對傳動副齒數(shù)和和各齒輪齒數(shù)的確定留待各軸直徑估算確定后再確定。 表2 ?各種傳動比齒輪齒數(shù)和及齒數(shù) 2.5帶輪直徑的確定 本次設(shè)計中，存在著電動機到I軸，III軸到VI的兩組皮帶輪傳動，其傳動比分別為1.43：1和1:1.一般機床上采用V帶，根據(jù)電動機轉(zhuǎn)速和功率即可確定帶型號，傳動帶數(shù)2~5個最佳。 根據(jù)帶輪傳遞功率和轉(zhuǎn)速，對于電動機到I軸選擇A型帶，I軸上帶輪直徑D2=180mm，電動機軸上帶輪直徑D1=176mm，采用5根帶。

10、 III軸到IV軸選擇A型帶（A帶直徑小，承載能力強），III軸上帶輪直徑D3=140mm，IV軸上帶輪直徑D4=140mm，采用2根帶。 ? 3.動力計算 3.1電機功率的確定 如前所述，對于國產(chǎn)CM6132普通車床，機床功率一般為3.0KW.選擇Y100L2-4型號異步電動機。其額定功率為3KW. 3.2主軸的估算 在設(shè)計之初，由于確定的僅僅是一個方案，具體構(gòu)造尚未確定，因此只能根據(jù)統(tǒng)計資料，初步確定主軸的直徑。 3.2.1主軸前端軸頸的直徑D1 表3 各類機床主軸前端軸頸的直徑D1 圖5? 機床主軸結(jié)構(gòu)圖 ?如表3所示，本次設(shè)計，選擇D1=80mm。 3.

11、2.2主軸后軸頸D2 一般機床主軸后軸頸D2=（0.7~0.85）D1,取D2=60mm。 需要說明的是，主軸的前后軸頸一般指主軸上與滾動軸承配合的那段軸頸，故D1,D2應(yīng)為5的整數(shù)倍。 ? 3.3中間傳動軸的初算 根據(jù)生產(chǎn)經(jīng)驗，一般機床每根軸的當(dāng)量直徑d與其傳遞的功率P,計算轉(zhuǎn)速Nj，以及允許的扭轉(zhuǎn)角[Ф]有如下經(jīng)驗公式： d>=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф]))??????????????????????????????????????????? （3） 式中，P：該傳動軸傳遞的額定功率，P=η*Pe，單位KW。 ???? ?η：電機到該軸傳動件傳動效率總值。 ?

12、???? d：當(dāng)量直徑，單位cm。 ????? Nj：計算轉(zhuǎn)速，單位rpm。 對于花鍵軸，軸內(nèi)徑一般要比d小7%。 3.3.1允許扭轉(zhuǎn)角[Ф]的確定 一般，機床各軸的允許扭轉(zhuǎn)角參考值見表4. 表4 機床各軸允許扭轉(zhuǎn)角[Ф] 本次設(shè)計，中間傳動軸允許扭轉(zhuǎn)角[Ф]均取1.2°。 3.3.2計算轉(zhuǎn)速Nj的確定 計算轉(zhuǎn)速Nj是指主軸或其他傳動軸傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速，對于等比傳動的中型通用機床，主軸計算轉(zhuǎn)速一般為： Nj=Nmin*φ^(Z/3 -1)?? 故本次設(shè)計，Nj=125rpm。根據(jù)轉(zhuǎn)速圖圖4，即可確定各軸的計算轉(zhuǎn)速見下表。 表5 各軸的計算轉(zhuǎn)速 3.3.3

13、 各軸傳遞功率的確定 各軸的傳遞功率N=η*Pe。在確定各軸效率時，不考慮軸承的影響，但在選取各軸齒輪傳遞效率時，取小值以彌補軸承帶來的誤差。一般機床上格傳動元件的效率見下表。 表6 機械傳動效率 變速箱圓柱齒輪傳動選取8級精度，主軸箱精度要求高，選取7級精度。由表4，表5，表6以及公式（3）即可確定各軸傳遞效率以及當(dāng)量直徑。見下表： 2.85*0.97=2.76； 2.76*0.97=2.68； 2.68*0.95=2.55; 2.55*0.98=2.50; 表7 機床各中間傳動軸傳遞功率及計算直徑?????????? 3.4齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞強度或

14、彎曲強度計算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系統(tǒng)各參數(shù)都已知道的情況后方可確定，所以，只在草圖完成后校核用。在畫草堂前，先估算，再選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)，一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，一個主軸，變速箱中的齒輪采用1~2種模數(shù)。傳動功率的齒輪模數(shù)一般取大于2mm。在中型機床中，主軸變速箱中的齒輪模數(shù)常取2.5，3，4mm。 由中心距A及齒數(shù)Z1,Z2，可求齒輪模數(shù)為： m=2A/(Z1+Z2)???????????????????????????????????????????????????????? ?(4) 根據(jù)生產(chǎn)實踐經(jīng)驗，按齒面點蝕估算的齒輪中心距有如下公式： A>=370(P/Nj)

15、^(1/3)?????????????????????????????????????????????????（5） 式中，Nj：大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，單位為rpm。 ?????? P：該齒輪傳遞功率，單位為KW。 從I軸到II軸，P=2.85KW,Nj=1400rpm，則AI II>=46.9mm。 從II軸到III軸，P=2.76KW,Nj=1000rpm，則AII III>=52.0mm。 從III軸到IV 軸，P=2.55KW,Nj=355rpm，則AIII IV>=71.4mm。 由（4）以及表2各軸齒輪傳動齒數(shù)和，對于最小齒數(shù)和，則有各軸應(yīng)滿足的最低模數(shù)。 故對于I軸，I

16、I軸，（Z1+Z2）min=48，AI II>=46.9mm，則m>=1.95mm。 ? 對于II軸，III軸，（Z1+Z2）min=46，AI II>=52.0mm，則m>=2.26mm。 對于III軸，IV軸，（Z1+Z2）min=76，AI II>=71.4mm，則m>=1.87mm。 因而，對于變速箱內(nèi)圓柱齒輪傳動，統(tǒng)一取m=2.5mm。由于主軸傳遞扭矩大，故對于主軸箱內(nèi)齒輪模數(shù)取3mm。 3.5各軸直徑及各齒輪齒數(shù)的確定。 在生產(chǎn)實際中，軸上齒輪的傳動主要靠周向鍵連接來實現(xiàn)的，花鍵連接以其對中性好，導(dǎo)向性能好，應(yīng)力集中小等優(yōu)點獲得廣泛應(yīng)用。因而本次設(shè)計中，所有的傳動軸均采用

17、花鍵軸，通過各軸的當(dāng)量直徑來選取適當(dāng)標(biāo)準(zhǔn)的花鍵軸徑，再通過花鍵軸徑來選取軸上各齒輪傳動副的齒數(shù)。具體各花鍵軸尺寸，齒輪齒數(shù)和的選取見下表。 表8 各花鍵軸參數(shù)以及相應(yīng)傳動副齒輪齒數(shù)和 這里需要說明三點： （1）花鍵軸參數(shù)尺寸代表Z-D*d*b。Z表示花鍵軸齒數(shù)，D表示花鍵軸大徑，d表示小徑，b表示齒寬，具體圖樣見下圖： 圖6 矩形花鍵軸 （2）齒輪齒數(shù)的選取，應(yīng)保證齒輪齒根與花鍵軸大徑配合的輪轂面不得小于3~5mm。 （2）如A0圖紙繪制的CM6132車床主傳動系統(tǒng)圖所示，軸IV做成帶有齒輪的中空軸套，起卸荷左右，這樣可將帶輪的張緊力引起的徑向力通過軸套，滾動軸承傳至機身上

18、，保證主軸的運轉(zhuǎn)不受帶輪張緊力的影響。 （4）III軸和IV軸間為皮帶輪1：1傳功。 ? ?4 結(jié)構(gòu)設(shè)計 結(jié)構(gòu)設(shè)計包括主軸箱，變速箱的結(jié)構(gòu)，以及傳動件（傳動軸，軸承，齒輪，帶輪，離合器，卸荷裝置等），主軸組件，箱體以及連接件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和布置等等。 4.1齒輪的軸向布置 本次設(shè)計中有多處使用了滑移齒輪，而滑移齒輪必須保證當(dāng)一對齒輪完全脫離后，令一對齒輪才能進入嚙合，否則會產(chǎn)生干涉或變速困難。所以與之配合的固定齒輪間的距離應(yīng)保證留有足夠的空間，至少不少于齒寬的兩倍，并留有Δ=1~2mm的間隙。 齒輪齒寬一般取b1=（6~12）m，對變速箱內(nèi)齒輪傳動副模數(shù)m=2.5mm，我設(shè)計的齒輪寬

19、度b=6m=15mm 。而對于主軸箱內(nèi)m=3mm，b2=20mm，故變速箱內(nèi)相鄰固定齒輪間距離B應(yīng)不小于32mm。 圖7 齒輪的軸向布置 4.2傳動軸及其上傳動元件的布置 4.2.1 I軸的設(shè)計 圖8? I軸及其上傳動元件布置圖 I軸上為三聯(lián)滑移齒輪，相應(yīng)的花鍵軸段尺寸為6-32*28*7。左右端均選取深溝球軸承，其型號分別為6205，6206。右端為5齒皮帶輪，與I軸平鍵連接，電機工頭右端V帶輪將動力傳至I軸，又通過滑移齒輪傳動力至II軸。 4.2.2? II軸的設(shè)計 圖9? II軸及其上傳動元件布置圖 II軸上為5個固連齒輪，左邊3個為與I軸配合的齒輪，右邊2各

20、與III軸配合。相應(yīng)花鍵軸段尺寸為6-32*28*7，左，右端均為型號為6205的深溝球軸承。動力從I軸傳至II軸，并通過右邊兩齒輪傳動力至III軸。 4.2.3? III軸的設(shè)計 ?圖10? III軸及其上傳動元件布置圖 III軸上有2聯(lián)滑移齒輪，與II軸的2個固定齒輪嚙合。與之配合的相應(yīng)花鍵軸段尺寸為6-35*30*10。左，右均為型號為6206的深溝球軸承。左端為2齒皮帶輪，動力從II軸傳至III軸，再通過左邊的V帶輪傳動力至IV軸。 4.2.4? IV軸的設(shè)計 圖11? IV軸及其上傳動元件布置圖 IV 軸實際上是帶有齒輪，并套在主軸左端的套筒。兩個型號為6214的

21、深溝球軸承支撐套筒增加其剛度。左端為2齒皮帶輪，左邊螺母可調(diào)整其軸向位置。動力從III軸徑皮帶輪傳至IV軸，再通過右邊齒輪將動力傳出。 4.2.5? V軸的設(shè)計 圖12? V軸及其上傳動元件布置圖 V軸實際上是背輪機構(gòu)，其上2個滑移齒輪，與控制主軸內(nèi)齒離合器滑動的撥叉盤用螺栓固連在一起，進而達到變速目的。與之配合的花鍵軸尺寸參數(shù)為6-40*35*10。左右均為型號為6206的深溝球軸承。當(dāng)撥動滑移齒輪，使左端齒輪與IV軸齒輪嚙合時，主軸將得到低6級轉(zhuǎn)速。若撥動滑移齒輪，使與之故連得撥叉主軸上齒輪直接與IV軸齒輪嚙合時，主軸將得到高8級轉(zhuǎn)速。 4.2.6主軸的設(shè)計 圖13? 主

22、軸及其上傳動元件布置圖 主軸上裝有受V軸（背輪機構(gòu)）上撥叉盤控制的內(nèi)齒離合器，以及固連在主軸上的與V軸右端小齒輪的齒輪。當(dāng)IV軸齒輪直接與內(nèi)齒離合器嚙合時，主軸將得到高6級轉(zhuǎn)速。當(dāng)脫開時，故連齒輪與背輪機構(gòu)恰好接通，通過兩個1：2.8的減速，主軸將得到低6級轉(zhuǎn)速。 由于主軸比較長，為提高其剛度，本設(shè)計采用三支撐方式，其結(jié)構(gòu)要求箱上的3個支撐孔應(yīng)有高的同軸度，否則溫升和空載功率增大。但3孔同軸加工難度大，一般選中或后支撐為輔助支撐，只有載荷較大，軸產(chǎn)生彎曲變形時，輔助支撐才起作用。 本設(shè)計，前支撐作為主要支撐點，選擇雙列短圓柱滾子軸承，型號為NU316型，它承載能力大，摩擦系數(shù)小，溫升低，

23、極限轉(zhuǎn)速高，能很好的滿足設(shè)計要求，但不能承受軸向力。本設(shè)計在中支撐處選擇兩列51214型推力球軸承，在作輔助支撐的同時，配合前支撐承受軸向力。后支撐采用內(nèi)圓外錐式滑動軸承，一方面，它能滿足高速，高精度，重載，以及同時承受較大軸，徑向力的要求；另一方面，它能將主軸由前向后的軸向力，充分的傳至機身上，保證主軸良好的運轉(zhuǎn)精度和動力性能。各滾動軸承均有螺母調(diào)整其軸向間隙，內(nèi)圓外錐式滑動軸承可通過雙向背帽調(diào)整其徑向間隙。 4.3主軸的強度校核 主軸作為車床的輸出軸，一方面，通過卡盤帶動被夾工件回轉(zhuǎn)，另一方面，由于主軸精度，性能要求較高，導(dǎo)致其結(jié)構(gòu)及其上傳動元件布置較復(fù)雜，因而主軸一般都較粗，且均做成

24、中空軸，以保證在同等材料用量下，有較高的強度，剛度以及疲勞強度。 本次設(shè)計，只針對主軸進行強度校核，其它軸，以及剛度，疲勞強度校核限于篇幅不作討論。 本次設(shè)計，主軸的動力來源有兩種，一是通過背輪機構(gòu)獲得低6級轉(zhuǎn)速，一是通過內(nèi)齒離合器獲得高6級轉(zhuǎn)速。這兩種情況下，主軸的受力狀況顯然不同，因而應(yīng)分別進行受力分析并校核。 另外，車床主軸前端一般布置卸荷裝置，可將切削過程中的切削力傳至機身上，故在強度校核時不考慮切削力的影響。 由于主軸同時承受彎矩和轉(zhuǎn)矩，在進行校核時，按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成強度條件進行校核，根據(jù)第三強度理論，可推得： σc=Mc/W=sqrt（M^2+（ε*T）^2）/W <=

25、[σ-1b]?????????????????????????????????? （6） 本設(shè)計主軸的材料為經(jīng)調(diào)質(zhì)處理的45鋼，它的許用疲勞強度[σ-1b]=60Mpa。 在驗算前，先進行一些簡略處理一簡化計算。主軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖13所示，其上傳動元件具體的軸向位置如A0圖紙所示。這里，由于中間支撐僅做輔助支撐，在進行受力分析時，并不將其看做是支撐反力點。左右軸承集中反力作用點，均看做作用在軸承支撐的中點處。現(xiàn)將主軸上各傳動元件的作用點位置和距離表示如下： 圖14 主軸及其上元件軸向位置簡圖 4.3.1 高6級傳動時強度驗算 這種情況下，主軸上右邊的固定齒輪受力，其受力簡圖如圖1

26、5所示。 轉(zhuǎn)矩? T1=9.55*10^3*P1/N1 =9.55*10^3*3*0.84/45 =531N*m 圓周力? Ft1=T1*10^3/（d1/2） =531*10^3/（76*3/2）=4658N 徑向力? Fr1=Ft1*tan（20°）=1695N 水平面上的支反力：FA1=db/（da+db）*Ft1=132/（280+132）*4658N=1492N ????????????????? FB1= Ft1-FA1=3166N 垂直面上的支反力：FA1’= db/（da+db）*Fr1=543N ????????????????? FB1’=Fr1-FA1’=

27、1152N 截面C處的水平彎矩：Mc=280*FA1*10^（-3）=418N*m 截面C處的垂直彎矩：Mc’=280*FA1’*10^（-3）=152N*m 截面C處的合成彎矩：Mc1=sqrt（Mc^2+Mc’^2）=445N*m 因主軸單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，ε=[σ-1b]/ [σ0b]=0.6，則截面C處的當(dāng)量彎矩為： Mvc1= sqrt（Mc1^2+（ε*T1）^2）=547N*m 軸的受力圖，轉(zhuǎn)矩圖，彎矩圖如圖15所示。 按彎扭合力來校核軸的強度： 截面C處當(dāng)量彎矩最大，故可能為危險截面。已知Mc=Mvc1=547N*m。[σ-1b]=60Mpa， σc=

28、Mc/W=Mc/0.1dc^3 =547*10^3/（0.1*75^3）=13.0Mpa< [σ-1b]=60Mpa 所以其強度足夠。 圖15 低6級軸的強度計算 4.3.2 高6級傳動時強度計算 這種情況下，主軸左邊的內(nèi)齒離合器直接與IV軸外齒嚙合。其受力簡圖如圖16所示。同理有： 轉(zhuǎn)矩? T2=9.55*10^3*P2/N2 =9.55*10^3*3*0.84/355 =67.8N*m 圓周力? Ft2=T2*10^3/（d2/2） =67.8*10^3/（27*3/2）=1674N 徑向力? Fr2=Ft2*tan（20°）=609N 水平面上的支反力：FA2=db

29、/（db-da）*Ft2=552/（552-140）*1674N=2242N ????????????????? FB2= Ft2-FA2=-568N 垂直面上的支反力：FA2’= db/（db-da）*Fr2=816N ????????????????? FB2’=Fr2-FA2’=-207N 截面A處的水平彎矩：Ma=140*Ft2*10^（-3）=234N*m 截面A處的垂直彎矩：Ma’=280*Fr2’*10^（-3）=85.2N*m 截面A處的合成彎矩：Ma1=sqrt（Ma^2+Ma’^2）=249N*m 同理，截面A處的當(dāng)量彎矩為： Mva1= sqrt（Ma1^

30、2+（ε*T2）^2）=252N*m 軸的受力圖，轉(zhuǎn)矩圖，彎矩圖如圖16所示。 同樣，截面A處當(dāng)量彎矩最大，故可能為危險截面。已知Ma=Mva1=252N*m。[σ-1b]=60Mpa， σa=Ma/W=Ma/0.1dc^3 =252*10^3/（0.1*65^3）Mpa =9.2Mpa< [σ-1b]=60Mpa 所以其強度也足夠。 圖16 高6級軸的強度計算 ?綜上所述，兩種情況下主軸的強度均足夠，故本次設(shè)計的主軸尺寸滿足要求。 ? ? 5.小節(jié) 此次專業(yè)課程設(shè)計是大四上學(xué)期進行一次非常重要的課程設(shè)計，它也是畢業(yè)設(shè)計前的最后一次關(guān)于機械專業(yè)基礎(chǔ)知識的課程設(shè)計，因此，本人

31、對此次設(shè)計非常重視。 由于這次課程設(shè)計時間與考研沖突，因此很多內(nèi)容特別是A0圖紙的CM6132機床傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)圖完成得比較倉促，其中不乏一些小錯誤和不合理之處。比如I軸上的三聯(lián)滑移齒輪布置安排不合理，直接導(dǎo)致滑移齒輪間間距比較大（為了留出空間，保證齒輪之間不干涉），進而影響了I軸的軸向尺寸乃至整個變速箱的尺寸大小。再比如，變速箱內(nèi)的多對齒輪嚙合時，沒有考慮采用公用齒輪，以減少II軸上固定齒輪的個數(shù)，從而減小II軸的軸向尺寸。還有，連接變速箱與主軸箱的V帶輪尺寸較小，與龐大的主軸箱不是很協(xié)調(diào)，主軸兩邊端蓋設(shè)計得也不盡合理…… 當(dāng)然，通過這次課程設(shè)計，也讓我學(xué)習(xí)了很多，使我本人對機械專業(yè)的認(rèn)

32、識更深，對機床內(nèi)部傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)更加清晰，而這些都是大學(xué)里課堂上的書本知識所不可能獲得的，普通的考試所不可能考核檢驗的。從這個方面來說，課程設(shè)計不僅僅是考試以外一種考核和檢驗學(xué)生知識掌握情況以及運用能力方面的重要補充方式，同時學(xué)生通過課程設(shè)計，對專業(yè)基礎(chǔ)知識和專業(yè)領(lǐng)域方面的信息掌握得更加牢固，更加扎實，也為以后從事機械工作，以及進行生產(chǎn)實踐活動，奠定了良好的基礎(chǔ)。 ? ? 6.參考文獻 1.彭文生等主編. 機械設(shè)計. 第1版. 北京：高等教育出版社，2002 2.李余慶等主編. 機械制造裝備設(shè)計. 第2版. 北京：機械工業(yè)出版社，2008 3.唐增寶等主編. 機械設(shè)計課程設(shè)計. 第1版. 武漢：華中科技大學(xué)出版社，2006 4.吳宗澤 主編. 機械零件設(shè)計設(shè)計受冊[M]. 第1版. 北京：機械工業(yè)出版社，2004 From