機(jī)電一體化畢業(yè)論文畢業(yè)設(shè)計(jì)學(xué)位論文范文模板參考資料—CM6132車床主傳動(dòng)設(shè)計(jì)

1、CM6132車床主傳動(dòng)設(shè)計(jì)摘要本次課程設(shè)計(jì)任務(wù)是CM6132車床主傳動(dòng)設(shè)計(jì)。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(yùn)轉(zhuǎn)可靠，并且受外界，振動(dòng)，溫度干擾要小，因此，本次設(shè)計(jì)是將車床的主軸箱傳動(dòng)和變速箱傳動(dòng)分開設(shè)計(jì)，以盡量減小變速箱，原電機(jī)振動(dòng)源對(duì)主軸箱傳動(dòng)的影響。本次課程設(shè)計(jì)包括CM6132車床傳動(dòng)設(shè)計(jì)，動(dòng)力計(jì)算，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(dòng)的結(jié)構(gòu)圖、本次課程設(shè)計(jì)師畢業(yè)課程設(shè)計(jì)前一次對(duì)我們大學(xué)三年期間機(jī)械專業(yè)根底知識(shí)的考核和檢驗(yàn)。它囊括了理論力學(xué)，材料力學(xué)，機(jī)械原理，機(jī)械設(shè)計(jì)，機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)等許多機(jī)械學(xué)科的專業(yè)根底知識(shí)，因

2、此稱之為專業(yè)課程設(shè)計(jì)。它不僅僅是對(duì)我們專業(yè)知識(shí)掌握情況的考核和檢驗(yàn)，也是一次對(duì)我們所學(xué)的知識(shí)去分析，去解決生產(chǎn)實(shí)踐問題的運(yùn)用。關(guān)鍵詞：加工精度，CM6132，車床 目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc312005165 摘要 PAGEREF _Toc312005165 h 1 HYPERLINK l _Toc312005166 一.傳動(dòng)設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc312005166 h 3 HYPERLINK l _Toc312005167 確定轉(zhuǎn)速極速 PAGEREF _Toc312005167 h 3 HYPERLINK l _Toc312005168

3、 確定結(jié)構(gòu)式及結(jié)構(gòu)網(wǎng) PAGEREF _Toc312005168 h 3 HYPERLINK l _Toc312005169 繪制轉(zhuǎn)速圖 PAGEREF _Toc312005169 h 5 HYPERLINK l _Toc312005170 1.4 齒輪齒數(shù)的估算 PAGEREF _Toc312005170 h 7 HYPERLINK l _Toc312005171 帶輪直徑確實(shí)定 PAGEREF _Toc312005171 h 8 HYPERLINK l _Toc312005172 二.動(dòng)力計(jì)算 PAGEREF _Toc312005172 h 8 HYPERLINK l _Toc312005

4、173 電機(jī)功率確實(shí)定 PAGEREF _Toc312005173 h 8 HYPERLINK l _Toc312005174 主軸的估算 PAGEREF _Toc312005174 h 9 HYPERLINK l _Toc312005175 主軸前端軸頸的直徑D1 PAGEREF _Toc312005175 h 9 HYPERLINK l _Toc312005176 主軸后軸頸D2 PAGEREF _Toc312005176 h 9 HYPERLINK l _Toc312005177 中間傳動(dòng)軸的初算 PAGEREF _Toc312005177 h 10 HYPERLINK l _Toc31

5、2005178 允許扭轉(zhuǎn)角確實(shí)定 PAGEREF _Toc312005178 h 10 HYPERLINK l _Toc312005179 計(jì)算轉(zhuǎn)速Nj確實(shí)定 PAGEREF _Toc312005179 h 10 HYPERLINK l _Toc312005180 2.3.3 各軸傳遞功率確實(shí)定 PAGEREF _Toc312005180 h 11 HYPERLINK l _Toc312005181 齒輪模數(shù)的估算 PAGEREF _Toc312005181 h 12 HYPERLINK l _Toc312005182 各軸直徑及各齒輪齒數(shù)確實(shí)定 PAGEREF _Toc312005182 h

6、 12 HYPERLINK l _Toc312005183 三 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc312005183 h 14 HYPERLINK l _Toc312005184 齒輪的軸向布置 PAGEREF _Toc312005184 h 14 HYPERLINK l _Toc312005185 傳動(dòng)軸及其上傳動(dòng)元件的布置 PAGEREF _Toc312005185 h 15 HYPERLINK l _Toc312005186 3.2.1 I軸的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc312005186 h 15 HYPERLINK l _Toc312005187 3.2.2 II軸的設(shè)計(jì) PAGE

7、REF _Toc312005187 h 15 HYPERLINK l _Toc312005188 3.2.3 III軸的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc312005188 h 16 HYPERLINK l _Toc312005189 3.2.4 IV軸的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc312005189 h 16 HYPERLINK l _Toc312005190 3.2.5 V軸的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc312005190 h 17 HYPERLINK l _Toc312005191 主軸的設(shè)計(jì) PAGEREF _Toc312005191 h 17 HYPERLINK l _Toc3120

8、05192 主軸的強(qiáng)度校核 PAGEREF _Toc312005192 h 18 HYPERLINK l _Toc312005193 3.3.1 高6級(jí)傳動(dòng)時(shí)強(qiáng)度驗(yàn)算 PAGEREF _Toc312005193 h 19 HYPERLINK l _Toc312005194 3.3.2 高6級(jí)傳動(dòng)時(shí)強(qiáng)度計(jì)算 PAGEREF _Toc312005194 h 20 HYPERLINK l _Toc312005195 四.參考文獻(xiàn) PAGEREF _Toc312005195 h 22一.傳動(dòng)設(shè)計(jì)本次設(shè)計(jì)在分析研究所掌握的資料的根底上，用計(jì)算法或類比法確定所設(shè)計(jì)主軸變速箱的極限轉(zhuǎn)速公比，求出轉(zhuǎn)速極速，選

9、擇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和功率，擬定適宜的結(jié)構(gòu)式，結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖，然后擬定傳動(dòng)方案并繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖，確定轉(zhuǎn)速比和齒輪齒數(shù)及帶輪直徑等。1.1確定轉(zhuǎn)速極速根據(jù)任務(wù)要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，轉(zhuǎn)速公比=1.41.那么轉(zhuǎn)速變速范圍Rn：Rn=Nmax/Nmin=44.41依據(jù)，Rn，可求得主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z: Z=lgRn/lg+1=11.98=12 21.2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(dòng)副數(shù)目通常選用2或3為宜，故其結(jié)構(gòu)式為：Z=2n*3m.對(duì)于12級(jí)傳動(dòng)，其結(jié)構(gòu)式可為以下三種形式：12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3；在電動(dòng)機(jī)功率一定的情況下，所需

10、傳遞的轉(zhuǎn)矩越小，傳動(dòng)件和傳動(dòng)軸的集合尺寸就越小。因此，從傳動(dòng)順序來講，盡量使前面的傳動(dòng)件多一些，即前多后少，原那么。故本設(shè)計(jì)采用結(jié)構(gòu)式為： 12=3*2*2圖1中，從軸I到軸II有三隊(duì)齒輪分別嚙合，可得到三種不同的傳動(dòng)速度；從軸II到軸III有兩對(duì)齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動(dòng)速度，故從軸II到軸III可得到3*2=6種不同的傳動(dòng)速度；同理，軸III到軸IV有兩對(duì)齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動(dòng)速度，故從軸I到軸IV共可得到3*2*2=12種不同的傳動(dòng)轉(zhuǎn)速。 圖1 3*2*2傳動(dòng)方案在制定機(jī)床傳動(dòng)方案時(shí)，常將傳動(dòng)鏈特性的相關(guān)關(guān)系畫成圖，以供比擬選擇。該圖即為結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖。結(jié)構(gòu)網(wǎng)只表示各傳動(dòng)副

11、傳動(dòng)比的相關(guān)關(guān)系，而不表示數(shù)值， 因而繪制成對(duì)稱形式(圖2)。由于主軸的轉(zhuǎn)速應(yīng)滿足級(jí)比規(guī)律從低到高間成等比數(shù)列，公比為，故結(jié)構(gòu)網(wǎng)上相鄰兩橫線間代表一個(gè)公比。為了使一根軸上變速范圍不超過允許值，傳動(dòng)副輸越多，級(jí)比指數(shù)應(yīng)小一些。考慮到傳動(dòng)順序中有前多后少原那么，擴(kuò)大順序應(yīng)采用前小后大的原那么，即所謂的前密后疏原那么。故本設(shè)計(jì)采用的結(jié)構(gòu)式為：12=31*23*2612:級(jí)數(shù)。3，2，2：按傳動(dòng)順序的各傳動(dòng)組的傳動(dòng)副數(shù)。1，3，6：各傳動(dòng)組中級(jí)比間的空格數(shù)，也反映傳動(dòng)比及擴(kuò)大順序。該傳動(dòng)形式反映了傳動(dòng)順序和擴(kuò)大順序，且表示傳動(dòng)方向和擴(kuò)大順序一致。圖2為該傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)式。圖2 12=3(1)*2(3)*2

12、(6)結(jié)構(gòu)網(wǎng)1.3繪制轉(zhuǎn)速圖繪制CM6132車床轉(zhuǎn)速圖前，有必要說明兩點(diǎn)：1為了結(jié)構(gòu)緊湊，減小振動(dòng)和噪聲，通常限制：p26頁a：最小傳動(dòng)比Imin=1/4;b：最小傳動(dòng)比Imax=2(斜齒輪=11sqrt(sqrt(P/Nj) 3式中，P：該傳動(dòng)軸傳遞的額定功率，P=*Pe，單位KW。 ：電機(jī)到該軸傳動(dòng)件傳動(dòng)效率總值。 d：當(dāng)量直徑，單位cm。 Nj：計(jì)算轉(zhuǎn)速，單位rpm。對(duì)于花鍵軸，軸內(nèi)徑一般要比d小7%。2允許扭轉(zhuǎn)角確實(shí)定一般，機(jī)床各軸的允許扭轉(zhuǎn)角參考值見表4.表4 機(jī)床各軸允許扭轉(zhuǎn)角本次設(shè)計(jì)，中間傳動(dòng)軸允許扭轉(zhuǎn)角均取1.2。2計(jì)算轉(zhuǎn)速Nj確實(shí)定計(jì)算轉(zhuǎn)速Nj是指主軸或其他傳動(dòng)軸傳遞全部功率

13、的最低轉(zhuǎn)速，對(duì)于等比傳動(dòng)的中型通用機(jī)床，主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速一般為：Nj=Nmin*(Z/3 -1) 故本次設(shè)計(jì)，Nj=125rpm。根據(jù)轉(zhuǎn)速圖圖4，即可確定各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速見下表。表5 各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速2 各軸傳遞功率確實(shí)定各軸的傳遞功率N=*Pe。在確定各軸效率時(shí)，不考慮軸承的影響，但在選取各軸齒輪傳遞效率時(shí)，取小值以彌補(bǔ)軸承帶來的誤差。一般機(jī)床上格傳動(dòng)元件的效率見下表。表6 機(jī)械傳動(dòng)效率變速箱圓柱齒輪傳動(dòng)選取8級(jí)精度，主軸箱精度要求高，選取7級(jí)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

14、=2.55; 2.55*0.98=2.50;表7 機(jī)床各中間傳動(dòng)軸傳遞功率及計(jì)算直徑2.4齒輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強(qiáng)度或彎曲強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比擬復(fù)雜，而且有些系統(tǒng)各參數(shù)都道的情況前方可確定，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(gè)主軸，變速箱中的齒輪采用12種模數(shù)。傳動(dòng)功率的齒輪模數(shù)一般取大于2mm。在中型機(jī)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(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，按齒面點(diǎn)蝕估算的齒輪中心距有如下公式：A=370(P/Nj)(1/3)5式中，

15、Nj：大齒輪的計(jì)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，那么AI II=46.9mm。從II軸到III軸，P=2.76KW,Nj=1000rpm，那么AII III=52.0mm。從III軸到IV 軸，P=2.55KW,Nj=355rpm，那么AIII IV=71.4mm。由4以及表2各軸齒輪傳動(dòng)齒數(shù)和，對(duì)于最小齒數(shù)和，那么有各軸應(yīng)滿足的最低模數(shù)。故對(duì)于I軸，II軸，Z1+Z2min=48，AI II=46.9mm，那么m=1.95mm。 對(duì)于II軸，III軸，Z1+Z2min=46，AI II=52.0mm，那么m=2.

16、26mm。對(duì)于III軸，IV軸，Z1+Z2min=76，AI II=71.4mm，那么m=1.87mm。因而，對(duì)于變速箱內(nèi)圓柱齒輪傳動(dòng)，統(tǒng)一取m=2.5mm。由于主軸傳遞扭矩大，故對(duì)于主軸箱內(nèi)齒輪模數(shù)取3mm。2.5各軸直徑及各齒輪齒數(shù)確實(shí)定。在生產(chǎn)實(shí)際中，軸上齒輪的傳動(dòng)主要靠周向鍵連接來實(shí)現(xiàn)的，花鍵連接以其對(duì)中性好，導(dǎo)向性能好，應(yīng)力集中小等優(yōu)點(diǎn)獲得廣泛應(yīng)用。因而本次設(shè)計(jì)中，所有的傳動(dòng)軸均采用花鍵軸，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(dòng)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(dòng)副齒輪齒數(shù)和這里需要說明三點(diǎn)：1花鍵

17、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，具體圖樣見下列圖：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35mm。2如A0圖紙繪制的CM6132車床主傳動(dòng)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(dòng)軸承傳至機(jī)身上，保證主軸的運(yùn)轉(zhuǎn)不受帶輪張緊力的影響。4III軸和IV軸間為皮帶輪1：1傳功。三 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)包括主軸箱，變速箱的結(jié)構(gòu)，以及傳動(dòng)件傳動(dòng)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(jì)和布置等等。3.1齒輪的軸向布置本

18、次設(shè)計(jì)中有多處使用了滑移齒輪，而滑移齒輪必須保證當(dāng)一對(duì)齒輪完全脫離后，令一對(duì)齒輪才能進(jìn)入嚙合，否那么會(huì)產(chǎn)生干預(yù)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=12mm的間隙。齒輪齒寬一般取b1=612m，對(duì)變速箱內(nèi)齒輪傳動(dòng)副模數(shù)m=2.5mm，我設(shè)計(jì)的齒輪寬度b=6m=15mm 。而對(duì)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3.2傳動(dòng)軸及其上傳動(dòng)元件的布置3 I軸的設(shè)計(jì)圖8 I軸及其上傳動(dòng)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，

19、其型號(hào)分別為6205，6206。右端為5齒皮帶輪，與I軸平鍵連接，電機(jī)工頭右端V帶輪將動(dòng)力傳至I軸，又通過滑移齒輪傳動(dòng)力至II軸。3 II軸的設(shè)計(jì)圖9 II軸及其上傳動(dòng)元件布置圖II軸上為5個(gè)固連齒輪，左邊3個(gè)為與I軸配合的齒輪，右邊2各與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(hào)為6205的深溝球軸承。動(dòng)力從I軸傳至II軸，并通過右邊兩齒輪傳動(dòng)力至III軸。3 III軸的設(shè)計(jì)圖10 III軸及其上傳動(dòng)元件布置圖III軸上有2聯(lián)滑移齒輪，與II軸的2個(gè)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(hào)為6206的深溝球軸承。左端為2齒皮帶輪

20、，動(dòng)力從II軸傳至III軸，再通過左邊的V帶輪傳動(dòng)力至IV軸。3 IV軸的設(shè)計(jì)圖11 IV軸及其上傳動(dòng)元件布置圖IV 軸實(shí)際上是帶有齒輪，并套在主軸左端的套筒。兩個(gè)型號(hào)為6214的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(dòng)力從III軸徑皮帶輪傳至IV軸，再通過右邊齒輪將動(dòng)力傳出。3 V軸的設(shè)計(jì)圖12 V軸及其上傳動(dòng)元件布置圖V軸實(shí)際上是背輪機(jī)構(gòu)，其上2個(gè)滑移齒輪，與控制主軸內(nèi)齒離合器滑動(dòng)的撥叉盤用螺栓固連在一起，進(jìn)而到達(dá)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(hào)為6206的深溝球軸承。當(dāng)撥動(dòng)滑移齒輪，使左端齒輪與IV軸齒輪嚙合時(shí)，主

21、軸將得到低6級(jí)轉(zhuǎn)速。假設(shè)撥動(dòng)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(shí)，主軸將得到高8級(jí)轉(zhuǎn)速。3主軸的設(shè)計(jì)圖13 主軸及其上傳動(dòng)元件布置圖主軸上裝有受V軸背輪機(jī)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(shí)，主軸將得到高6級(jí)轉(zhuǎn)速。當(dāng)脫開時(shí)，故連齒輪與背輪機(jī)構(gòu)恰好接通，通過兩個(gè)1：2.8的減速，主軸將得到低6級(jí)轉(zhuǎn)速。由于主軸比擬長，為提高其剛度，本設(shè)計(jì)采用三支撐方式，其結(jié)構(gòu)要求箱上的3個(gè)支撐孔應(yīng)有高的同軸度，否那么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(shí)，輔助支撐

22、才起作用。本設(shè)計(jì)，前支撐作為主要支撐點(diǎn)，選擇雙列短圓柱滾子軸承，型號(hào)為NU316型，它承載能力大，摩擦系數(shù)小，溫升低，極限轉(zhuǎn)速高，能很好的滿足設(shè)計(jì)要求，但不能承受軸向力。本設(shè)計(jì)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(shí)，配合前支撐承受軸向力。后支撐采用內(nèi)圓外錐式滑動(dòng)軸承，一方面，它能滿足高速，高精度，重載，以及同時(shí)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(jī)身上，保證主軸良好的運(yùn)轉(zhuǎn)精度和動(dòng)力性能。各滾動(dòng)軸承均有螺母調(diào)整其軸向間隙，內(nèi)圓外錐式滑動(dòng)軸承可通過雙向背帽調(diào)整其徑向間隙。3.3主軸的強(qiáng)度校核主軸作為車床的輸出軸，一方面，通過卡盤帶動(dòng)被夾工

23、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(dòng)元件布置較復(fù)雜，因而主軸一般都較粗，且均做成中空軸，以保證在同等材料用量下，有較高的強(qiáng)度，剛度以及疲勞強(qiáng)度。本次設(shè)計(jì)，只針對(duì)主軸進(jìn)行強(qiáng)度校核，其它軸，以及剛度，疲勞強(qiáng)度校核限于篇幅不作討論。本次設(shè)計(jì)，主軸的動(dòng)力來源有兩種，一是通過背輪機(jī)構(gòu)獲得低6級(jí)轉(zhuǎn)速，一是通過內(nèi)齒離合器獲得高6級(jí)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(jìn)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(jī)身上，故在強(qiáng)度校核時(shí)不考慮切削力的影響。由于主軸同時(shí)承受彎矩和轉(zhuǎn)矩，在進(jìn)行校核時(shí)，按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成強(qiáng)度條件進(jìn)行校

24、核，根據(jù)第三強(qiáng)度理論，可推得：c=Mc/W=sqrtM2+*T2/W =-1b 6本設(shè)計(jì)主軸的材料為經(jīng)調(diào)質(zhì)處理的45鋼，它的許用疲勞強(qiáng)度-1b=60Mpa。在驗(yàn)算前，先進(jìn)行一些簡略處理一簡化計(jì)算。主軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖13所示，其上傳動(dòng)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(jìn)行受力分析時(shí)，并不將其看做是支撐反力點(diǎn)。左右軸承集中反力作用點(diǎn)，均看做作用在軸承支撐的中點(diǎn)處?，F(xiàn)將主軸上各傳動(dòng)元件的作用點(diǎn)位置和距離表示如下：圖14 主軸及其上元件軸向位置簡圖3 高6級(jí)傳動(dòng)時(shí)強(qiáng)度驗(yàn)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15所示。轉(zhuǎn)矩 T1=9.55*103*P1/

25、N1 =9.55*103*3*0.84/45 =531N*m 圓周力 Ft1=T1*103/d1/2 =531*103/76*3/2=4658N徑向力 Fr1=Ft1*tan20=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=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=sqrtMc2+Mc2=445N*m因主軸單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)循環(huán)，=-1b/ 0b=0.6，那么截面C處的當(dāng)量彎矩為：Mvc1= sqrtMc12+*T12=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(qiáng)度：截面C處當(dāng)量彎矩最大，故可能為危險(xiǎn)截面。Mc=Mvc1=547N*m。-1