CNC二維工作平臺設計【說明書+CAD】

CNC二維工作平臺設計【說明書+CAD】,說明書+CAD,CNC二維工作平臺設計【說明書+CAD】,cnc,二維,工作,平臺,設計,說明書,仿單,cad 外文翻譯 （從選出：史蒂芬.Timoshenko 和詹姆士M.蓋爾，材料力學，NostrandReinhold廂式客貨兩用車有限公司，1978） Shear Force and Bending Moment in Beams Let us now consider, as an example , a cantilever beam acted upon by an inclined load P at its free end [Fig.1.5(a)]. If we cut through the beam at a cross section mn and isolate the left-hand part of the beam as free body [Fig.1.5(b)], we see that the action of the removed part of the beam (that is , the right-hand part)upon the left-hand part must as to hold the left-hand in equilibrium. The distribution of stresses over the cross section mn is not known at this stage in our study , but wee do know that the resultant of these stresses must be such as to equilibrate the load P. It is convenient to resolve to the resultant into an axial force N acting normal to the cross section and passing through the centriod of the cross section , a shear force V acting parallel to the cross section , and a bending moment M acting in the plane of the beam. The axial force , shear force , and bending moment acting at a cross section of a beam are known as stress resultants. For a statically determinate beam, the stress resultants can be determined from equations of equilibrium. Thus , for the cantilever beam pictured in Fig.1.5, we may writer three equations of stactics for the free-body diagram shown in the second part of the figure. From summations of forces in the horizontal and vertical directions we find, respectively, N=Pcosβ V=Psinβ and ,from a summation of moments about an axis through the centroid of cross section mn, we obtain M=Pxsinβ where x is the distance from the free end to section mn. Thus ,through the use of a free-body diagram and equations of static equilibrium, we are able to calculate the stress resultants without difficulty. The stress in the beam due to the axial force N acting alone have been discussed in the text of Unit.2; Now we will see how to obtain the stresses associated with bending moment M and the shear force V. The stress resultants N, V and M will be assumed to be positive when the they act in the directions shown in Fig.1.5(b). This sign convention is only useful, however , when we are discussing the equilibrium of the left-hand part of the beam is considered, we will find that the stress resultants have the same magnitudes but opposite directions[see Fig.1.5(c)]. Therefore , we must recognize that the algebraic sign of a stress resultant does not depend upon its direction in space , such as to the left or to the right, but rather it depends upon its direction with respect to the material against , which it acts. To illustrate this fact, the sign conventions for N, V and M are repeated in Fig.1.6, where the stress resultants are shown acting on an element of the beam. We see that a positive axial force is directed away from the surface upon which is acts(tension), a positive shear force acts clockwise about the surface upon which it acts , and a positive bending moment is one that compresses the upper part of the beam. Example A simple beam AB carries two loads , a concentrated force P and a couple Mo, acting as shown in Fig.1.7(a). Find the shear force and bending moment in the beam at cross sections located as follows: (a) a small distance to the left of the middle of the beam and (b) a small distance to the right of the middle of the beam . Solution The first step in the analysis of this beam is to find the reactions RA and RB. Taking moments about ends A and B gives two equations of equilibrium, from which we find RA=3P/4 – Mo/L RB=P/4+mo/L Next, the beam is cut at a cross section just to the left of the middle, and a free-body diagram is drawn of either half of the beam. In this example we choose the left-hand half of the bean, and the corresponding diagram is shown in Fig.1.7(b). The force p and the reaction RA appear in this diagram, as also do the unknown shear force V and bending moment M, both of which are shown in their positive directions. The couple Mo does not appear in the figure because the beam is cut to the left of the point where Mo is applied. A summation of forces in the vertical direction gives V=R – P= -P/4-M0/L Which shown that the shear force is negative; hence, it acts in the opposite direction to that assumed in Fig.1.7(b). Taking moments about an axis through the cross section where the beam is cut [Fig.1.7(b)] gives M = RAL/2-PL/4=PL/8-Mo/2 Depending upon the relative magnitudes of the terms in this equation, we see that the bending moment M may be either positive or negative . To obtain the stress resultants at a cross section just to the right of the middle, we cut the beam at that section and again draw an appropriate free-body diagram [Fig.1.7(c)]. The only difference between this diagram and the former one is that the couple Mo now acts on the part of the beam to the left of the cut section. Again summing force in the vertical direction, and also taking moments about an axis through the cut section , we obtain V= - P/4- Mo/L M=PL/8+Mo/2 We see from these results that the shear force does not change when the section is shifted from left to right of the couple Mo, but the bending moment increases algebraically by an amount equal to Mo . ( Selected from: Stephen P.Timosheko and James M. Gere,Mechanics of materials, Van Nostrand reinhold Company Ltd.,1978.) 平衡梁的剪力和彎矩 讓我們來共同探討像圖1.5(a)所示懸梁自由端在傾斜拉力P的作用下的問題。如果將平衡梁在截面mn處截斷且將其左邊部分作為隔離體（圖1.5（b）?？梢钥闯龈綦x體截面（右邊）的作用國必須和左邊的作用力平衡，截面mn處應力的分布情況我們現(xiàn)階段是不知道的，但我們知道這些應力的合力必須和拉力P平衡。按常規(guī)可將合力分解成為通過質點作用于橫截面的軸向應力N、平行于截面的剪切力V和作用在平衡梁平面中的彎矩M。 作用在截面上的軸向應力、剪切力和彎曲應力就是應力的合成力。比如靜止的固定梁合成力可由平衡方程得出，如圖1.5所示懸臂梁結構。這樣就可以得到圖形另一部分中的圖示自由部分的三個平衡方程式。由水平合力和垂直合力的方向，可得： N=Pcosβ如果將平衡梁在截面mn處截斷且將其左邊部分作為隔離體（圖1.5（b）?？梢钥闯龈綦x體截面（右邊）的作用國必須和左邊的作用力平衡，截面mn處應力的分布情況我們現(xiàn)階段是不知道的，但我們知道這些應力的合力必須和拉力P平衡。按常規(guī)可將合力分解成為通過質點作用于橫截面的軸向應力N、平行于截面的剪切力V和作用在平衡梁平面中的彎矩M。 作用在截面上的軸向應力、剪切力和彎曲應力就是應力的合成力。比如靜止的固定梁合成力可由平衡方程得出，如圖1.5所示懸臂梁結構。這樣就可以得到圖形另一部分中的圖示自由部分的三個平衡方程式。由水平合力和垂直合力的方向，可得： N=Pcosβ V=Psinβ 如果將平衡梁在截面mn處截斷且將其左邊部分作為隔離體（圖1.5（b）?？梢钥闯龈綦x體截面（右邊）的作用國必須和左邊的作用力平衡，截面mn處應力的分布情況我們現(xiàn)階段是不知道的，但我們知道這些應力的合力必須和拉力P平衡。按常規(guī)可將合力分解成為通過質點作用于橫截面的軸向應力N、平行于截面的剪切力V和作用在平衡梁平面中的彎矩M。 作用在截面上的軸向應力、剪切力和彎曲應力就是應力的合成力。比如靜止的固定梁合成力可由平衡方程得出，如圖1.5所示懸臂梁結構。這樣就可以得到圖形另一部分中的圖示自由部分的三個平衡方程式。由水平合力和垂直合力的方向，可得： N=Pcosβ V=Psin β 由通過截面mn質心的軸向總彎矩，可得 M=Pxsinβ 其中力是自由端到截面mn的距離。因此，通過隔離體圖解和靜態(tài)平衡方程，可簡單地計算出各合成力。屬于單獨作用的軸向應力N的應力已經在第二單元討論過了，在這里我們將討論怎樣解出與這些應力有關的彎矩M和剪切力V。 假設如圖1.5(b)所示合成力N、V和彎矩M的作用方向為正，當我們在討論梁左半部分受力平衡時，符號很重要的。如果考慮到右半部分時我們會發(fā)現(xiàn)合成力大小相等且方向相反，如圖1.5(c)，然而，我們必須意識到應力的代數(shù)符號不是取決于應力的空間方向，如左、右之類而更取決于與其作用的材料有關的方向。為了說明事實，應力N、V和彎矩M的規(guī)定方向在圖1.6平衡梁微元中反復使用。 大家知道軸向應力：以彎矩壓縮梁的上部為正，從它作用的面指向外為正（拉伸）剪切力是其作用面內順時鐘作用為正。 例題 剪支梁AB受集中應力P和彎矩M0的作用。如圖1.7（a）所示，在下面條件下在梁截面中求剪切力和彎曲應力， (a)距中心左側微小距離 (b) 距中心點右側微小距離 解：首先分析平衡梁，求出支反力RA 和RB。由AB兩點的彎矩得兩平衡方程。 由下式求得 RA=3P/4 - M0/L RB=P/4+M0/L 梁中點截面左側，梁兩側自由體圖解已給出，此外我們選擇梁的左側詳細圖如圖1.7(b)所示。此圖中應力P、支反力RA，還有未知剪力V和彎矩M，這兩個力是反方向的，彎矩M0 沒有標出，因為平衡梁剛好被從M0作用點截開。垂直方向的總力為 V=R - P= -P/4-M0/L 這個方向表明剪力V是反方向的，因此，它的作用方向如圖1.7(b)所假設。由切割處的軸向彎矩可得： M = RAL/2-PL/4=PL/8-Mo/2 由方程中兩項的大小關系可以看出彎矩M子可能是負的。為了得到截面右側的應力合力，將平衡梁用如上方法切開，其隔離體如圖1.7(c)所示，此圖和前者的維一不同之處是彎矩M0作用在這物體左側截面處，再由垂直方向的合力和截面處的軸向彎矩得： V= - P/4- Mo/L M=PL/8+Mo/2 綜上所述，剪彩應力不會隨著截面從左側到有M0 作用的右側的改變而改變，但是彎矩代數(shù)值增加到了與M0相等。 （從中選出來：史蒂芬蓋爾，P. Timosheko 和詹姆士M.材料力學，reinhold Nostrand 廂式客貨兩用車有限公司，1978 。） 畢業(yè)設計 摘要 在本次設計中，我采用常規(guī)分離式主傳動設計，機床主傳動采用液壓操縱機構，可實現(xiàn)十八級轉速。機床主軸箱內的傳動齒輪均經淬硬磨齒處理，傳動比穩(wěn)定，運轉噪音低。機床主軸為二支撐結構，前支撐采用C級高精度軸承，潤滑油潤滑，提高了回轉精度，使機床主軸具有良好的精度和剛性。 機床采用單片式電磁剎車離合器，解決主軸的剎車及離合問題，離合器安裝于主軸箱帶輪處，使床頭箱內結構大為簡化，便于維修。機床兩軸進給系統(tǒng)采用步進電機驅動滾珠絲杠的典型傳動方式，在滑板與床鞍及床鞍與床身之間的滑動面處貼有TSF導軌板，滑動磨擦系數(shù)非常小，有助于提高了機床的快速響應性能及生產效率。機床采用立式四工位刀架，該刀架布刀方便，剛性好。 進給方面，采用開環(huán)數(shù)控系統(tǒng)，即步進電機數(shù)控進給方式。采用步進電機開環(huán)數(shù)控系統(tǒng)已基本能滿足進給精度的要求。主傳動由于采用了分離傳動發(fā)案，可較好的隔離電機及變速箱的震動，解決了熱變形對主軸的影響，提高機床的加工精度。再者，數(shù)控系統(tǒng)采用單片機技術，可靠性高，成本低，經濟性好。在總體性能上可以達到經濟精密數(shù)控機床之列，達到較好的性價比。 該機床可以加工各種軸類、盤類零件，可以車削各種螺紋、圓弧、圓錐及回轉體的內外曲面。作為通用型機床，特別適合汽車工業(yè)、摩托車行業(yè)、電子工業(yè)、航天、軍工等行業(yè)，對旋轉體類零件進行高效、大批量、高精度加工時采用。 機床采用機、電、液一體化結構，整體布局緊湊合理，便于維修和保養(yǎng)，外形符合人機工程學的原理，宜人性好，便于操作。 關鍵詞： CNC CJ6132 分離傳動 步進電機 ABSTRACT In this design, I adopt the normal regulations to separate the type the lord to spread to move the design, Lathes the lord spread to move to adopt the liquid to press to manipulate the organization, and can realize 18 classes turn soon. Lathes principal axis box the spreading of inside move the wheel gear to all was wheted by quench the gear to handle, spread to move the ratio stability, and revolve the noise low. Lathes principal axis is two prop up the construction, and before prop up to adopt the high accuracy bearings of C class, grease, and increase the turn-over accuracy, and make the Lathes the principal axis have the good accuracy with rigid. Lathes adoption brake for type electromagnetism brake clutch, solution principal axis of single slice and leave to match the problem, clutch to install to take the round in the principal axis box, and make first inside construction is big for the simplification, convenient for maintain. Lathes two stalks enter the system to adopt the step the glide for typical model for entering the electrical engineering drive recirculating-ball screw spreading moving the way, among the skateboard and bed saddle and bed saddle and bed body to stick to have the TSF driver track the plank, glide coefficient of friction very small, is beneficial toed to increase the Lathes of quickly respond to the function and produce the efficiency. Four knifes, the knife's of types of adoption on edge of Lathes cloth knife convenience, rigid good. Enter to give the aspect, and adopt to open wreath Numerical control the system, namely step enter electrical engineering Numerical control enter to the way. Adoption step request for entering the electrical engineering opening wreath Numerical control the system already basic satisfy into to the accuracy. The lord spreads to move because of adopting the separation to spread to move the hair case, can good insulation electrical engineering and become soon the box's vibration, solve hot transform to influence principal axis, increase the processing of Lathes of accuracy. Furthermore, Numerical control system adoption the machine technique of single slice, dependable is high, and the cost is low, and the economic is good. Can attain the row of the bed of economic and precise Numerical control machine on the total function, and attain the ratio of good sex price. Can cut many kinds of screw thread, round, taper and rotor. The Lathes can process the every kind of stalk, dish spare parts, Be used as the bed of in general use type machine, special in keeping with car the industry, motorcycle the profession, electronics the industry, spaceflight, soldier the work the etc. the profession, right revolve the spare parts proceeds efficiently, large quantity measure, the high accuracy process the hour the adoption. Lathes adoption machine, electricity, liquid incorporate. integrative construction, the whole layout tightly packed reasonable, convenient for maintain with maintain, and the shape match the person machine the engineering the principle, pleasant that learn good, convenient for operation. Key phrase: Numerical control CJK6132 Apart driver Walking electromotor 目 錄 一、總體方案設計 5 （一）、主傳動的組成部分 6 （二）、機床主要部件及其運動方式的選定 7 （三）、機床的主要技術參數(shù) 8 （四）、各組成部件的特性與所應達到的要求 8 二、機床主傳動設計 10 （一）、主要技術參數(shù)的確定 11 1．尺寸參數(shù) 11 2．運動參數(shù) 13 3、主軸轉速的確定 15 4、轉速范圍及公比的確定 15 5、結構式與結構網的確定 16 6、轉速圖的擬定 17 7、傳動比參數(shù)的確定 18 （二）、傳動系統(tǒng)圖的擬定 19 （三）、電動機的選擇 21 （四）、齒輪傳動的設計計算 21 （五）、軸的設計計算 25 三、進給系統(tǒng)的設計計算 40 （一）、縱向進給系統(tǒng)的設計計算 40 1、 切削力計算 40 2、滾珠絲杠設計計算 41 （二）、橫向進給系統(tǒng)的設計計算 46 1、滾珠絲杠螺母副的選擇計算 46 3、步進電機的選擇 50 四、 數(shù)控系統(tǒng)設計 53 （一）、單片機系統(tǒng)控制設計的基本要求 53 （二）、數(shù)字控制系統(tǒng)框圖 53 （三）、數(shù)控系統(tǒng)的硬件特點： 54 （四）、控制系統(tǒng)圖及芯片的選擇 54 （五）、存儲器及系統(tǒng)擴展設計。 59 1、基本知識 59 2.程序器的擴展 61 3、數(shù)據存儲器的擴展 61 4、存儲器地址空間的分配 62 5、I/O接口的擴展 62 （六）、鍵盤及鍵盤接口設計 64 （七）、顯示器接口設計 65 （八）、步進電機控制電路 67 (九)、部分控制程序： 73 1. 直線圓弧插補程序設計 73 2直線插補程序 73 3.圓弧插補程序得設計 74 4、LED動態(tài)顯示程序設計： 78 5、串行擴展口的鍵盤、顯示器接口電路軟件設計： 80 6、步進電機控制 83 7、自動轉位刀架控制 87 參考文獻 96 結束語 97 一、總體方案設計 機床工業(yè)是機器制造業(yè)的重要部門，肩負著為農業(yè)、工業(yè)、科學技術和國防現(xiàn)代化提供技術裝備的任務，是使現(xiàn)代化工業(yè)生產具有高生產率和先進的技術經濟指標的保證。設計機床的目標就是選用技術先進。經濟效果顯著的最佳可行方案，以獲得高的經濟效益和社會效益。 因此，從事機床設計的人員，應不斷地把經過實踐檢驗的新理論、新技術、新方法應用到設計中，做到既要技術先進、經濟效益好、效率高。要不斷的吸收國外的成功經驗，做到既要符合我國國情，又要趕超國際水平。要不斷的開拓創(chuàng)新，設計和制造出更多的生產率高、靜態(tài)動態(tài)性能好、結構簡單、使用方便、維修容易、造型美觀、耗能少、成本低的現(xiàn)代化機床。設計本著以上原則進行，盡量向低成本、高效率、簡化操作、符合人機工程的方向考慮。 （一）、主傳動的組成部分 主傳動由動力源、變速裝置及執(zhí)行元件（如主軸、刀架、工作臺等）部分組成。主傳動系統(tǒng)屬于外聯(lián)系傳動鏈。 主傳動包括動力源（電動機）、變速裝置、定比傳動機構、主軸組件、操縱機構等十部分組成。 1、動力源 電動機或液壓馬達，它給執(zhí)行件提供動力，并使其獲得一定的運動速度和方向。 2、 定比傳動機構 具有固定傳動比的傳動機構，用來實現(xiàn)降速、升速或運動聯(lián)接，本設計中采用齒輪和帶傳動。 3、 變速裝置 傳遞動力、運動以及變換運動速度的裝置，本設計中采用兩個滑移齒輪變速組和一個背輪機構使主軸獲得18級轉速。 4、 主軸組件 機床的執(zhí)行件之一，它由主軸支承和安裝在主軸上的傳動件等組成， 5、 開停裝置 用來實現(xiàn)機床的啟動和停止的機構，本設計中采用直接開停電動機來實現(xiàn)主軸的啟動和停止。 6、 制動裝置 用來控制主軸迅速停止轉動的裝置，以減少輔助時間。本設計中采用電磁式制動器。 7、 換向裝置 用來變換機床主軸的旋轉方向的裝置。本設計中采用電動機直接換向。 8、 操縱機構 控制機床主軸的開停、換向、變速及制動的機構。本設計中，開停、換向和制動采用電控制；變速采用液壓控制。 9、 潤滑與密封 為了保證主傳動的正常工作和良好的使用壽命，必須有良好的潤滑裝置和可靠的密封裝置。本設計中采用箱外循環(huán)強制潤滑，主軸組件采用迷宮式密封。 10、 箱體 上述個機構和裝置都裝在箱體中，并應保證其相互位置的準確性。本設計中采用灰鐵鑄造箱體。 11、 刀架 數(shù)控機床中為了實現(xiàn)對刀架的自動控制，采用制動轉位刀架。 （二）、機床主要部件及其運動方式的選定 主運動的實現(xiàn) 根據設計要求，本設計采用分離式主傳動系統(tǒng)，包括變速箱、主軸箱兩部分。其中，變速箱與電動機至于機座內，主軸箱與變速箱采用帶傳動連接。所有的變速都采用液壓操作。 進給運動的實現(xiàn) 本次所設計的機床進給運動均由單片機進行數(shù)字控制，因此在X、Y方向上，進給運動均采用滾珠絲杠螺母副，其動力由步進電機通過齒輪傳遞。齒輪的消隙采用偏心環(huán)調整。 數(shù)字控制的實現(xiàn) 采用單片機控制，各個控制按扭均安裝在控制臺上，而控制臺擺放在易操作的位置，這一點須根據實際情況而定。 機床其它零部件的選擇 考慮到生產效率以及生產的經濟性，機床附件如油管、行程開關等，以及標準件如滾珠絲杠、軸承等均選擇外購形式。 （三）、機床的主要技術參數(shù) 由設計任務書的要求，現(xiàn)將CJK6132經濟型CNC的主要技術參數(shù)及加工范圍技術參數(shù)列于下： 項目 單位 規(guī)格 床身上最大回轉直徑 mm 320 最大工件長度 mm 750 最大切削直徑 mm 320 最大切削長度 mm 750 床鞍（滑板）上最大切削直徑 mm 250 主軸前端錐孔 莫氏6號錐度 主軸孔徑 mm 350 主軸轉速范圍 r/min 40~1800 主軸轉速級數(shù) 18級 主軸電機輸出功率 （普通） kW 5 中心高 距床身 mm 250 距地面 mm 1130 尾座套筒直徑 mm 65 尾座套筒行程 mm 150 尾座套筒錐孔錐度 莫氏5號 （四）、各組成部件的特性與所應達到的要求 1．床身 機床床身采用優(yōu)質鑄鐵，內部筋采用U形布局，床身整體剛性高?；瑒訉к壝娌捎弥蓄l淬火，淬硬層深。硬度達 HRC52以上，拖板滑動面貼塑，使得進給系統(tǒng)的剛度，摩擦阻尼系數(shù)等動、靜特性都處于最佳狀態(tài)。 2. 床頭箱結構 機床主傳動采用液壓操縱機構，可實現(xiàn)十八級轉速。機床主軸箱內的傳動齒輪均經淬硬磨齒處理，傳動比穩(wěn)定，運轉噪音低。機床主軸為二支撐結構，前支撐采用C級高精度軸承，潤滑油潤滑，提高了回轉精度，使機床主軸具有良好的精度和剛性。機床采用單片式電磁剎車離合器，解決主軸的剎車及離合問題，離合器安裝于床頭箱帶輪側，使床頭箱內結構大為簡化，便于維修。 3.進給系統(tǒng) 機床兩軸進給系統(tǒng)采用步進電機驅動滾珠絲杠的典型傳動方式，在滑板與床鞍及床鞍與床身之間的滑動面處貼有TSF導軌板，滑動磨擦系數(shù)非常小，有助于提高了機床的快速響應性能及生產效率。在進給系統(tǒng)各滑動處及兩軸絲杠絲母處都設置了潤滑點。 4. 刀架 機床采用立式四工位刀架，該刀架布刀方便，剛性好。 5. 尾座采用手動尾座 6. 冷卻系統(tǒng) 冷卻箱放在后床腿中。 7.卡盤 機床標準配置為_250手動卡盤， 8.電氣系統(tǒng) 電路的動力回路，均有過流、短路保護，機床相關動作都有相應的互鎖，以保障設備和人身安全。 電氣系統(tǒng)具有自診斷功能，操作及維修人員可根據指示燈及顯示器等隨時觀察到機床各部分的運行狀態(tài)。 9.安全保護 當機床遇到外部突然斷電或自身故障時，由控制電路的設計，機床可動進給軸，冷卻電機等如已在“啟動”狀態(tài)者，將進入“停止”狀態(tài)；如已在“停止”狀態(tài)的則不可自行進入啟動狀態(tài)，確保了機床的安全。另外由于機床計算機內的控制程序是“固化”在芯片中的，而零件加工程序是由電池供電保護的，所以，意外斷電或故障時，不會丟失計算機內存儲的程序菜單。 機床具有報警裝置及緊急停止按鈕，可防止各種突發(fā)故障給機床造成損壞。由于軟件的合理設計，報警可通過顯示器顯示文字及報警號，通過操作面板的指示燈指示；機床根據情況將報警的處理方式分為三類：對緊急報警實行“急?！?；對一般報警實行“進給保持”；對操作錯誤只進行“提示”。 二、機床主傳動設計 （一）、主要技術參數(shù)的確定 機床的主要技術參數(shù)包括主參數(shù)和基本參數(shù)。主參數(shù)是機床參數(shù)中最主要的，它必須滿足以下要求： a、 直接反映出機床的加工能力和特性； b、 決定其他基本參數(shù)值的大?。? c、 作為機床設計的出發(fā)點； d、 作為用戶選用機床的主要依據。 對于通用機床（包括專門化機床），主參數(shù)通常都以機床的最大加工尺寸表示，只有在不適用于用工件最大尺寸表示時，才采用其他尺寸或物理量。如臥式鏜床的主參數(shù)用主軸直徑，拉床用額定拉力等。為了更完整地表示出機床的工作能力和加工范圍，有時在主參數(shù)后面標出另一參數(shù)值，稱為第二主參數(shù)。如最大工件長度、最大跨度、主軸數(shù)和最大加工模數(shù)等。 除主參數(shù)外，機床的主要技術參數(shù)還包括下列基本參數(shù)： a、 與工件尺寸有關的參數(shù)； b、 與工、夾、量具標準化有關的參數(shù)； c、 與機床結構有關的參數(shù)； d、 與機床運動特性和動力特性有關的參數(shù)。 這些基本參數(shù)可以歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)三種。 1．尺寸參數(shù) 尺寸參數(shù)是表示機床工作范圍的主要尺寸和工、夾、量具的標準化及機床結構有關的主要參數(shù)。如普通車床橫刀架上最大工件的回轉直徑，在相同中心高的情況下，這一尺寸參數(shù)既決定加工長工件的最大直徑，又決定刀架的厚度及其剛性。機床主要尺寸參數(shù)內容見下表（ ）。 與工件主要尺寸有關的參數(shù) 最大加工尺寸 最大加工直徑或最大工件直徑，最大加工模數(shù)、螺旋角 主軸通孔直徑 最大加工長度或最大工件長度 最大工件安裝尺寸。如工作臺尺寸、主軸端面至工作臺面最大距離、主軸中心線至工作臺面最大距離或立柱間距等 最小工件加工尺寸。如主軸中心線至工作臺面距離、最小車削直徑、最小磨削外徑或孔徑等 部件運動尺寸范圍 刀架、工作臺、主軸箱、橫梁的最大行程 刀架、工作臺、砂輪（導輪）箱或搖臂的最大回轉角度 與工、夾、量具標準化有關的參數(shù) 主軸或尾架套筒的錐孔大小 工件頭架或尾架的頂尖安裝錐度 刀桿斷面尺寸、刀夾最大尺寸、安裝的刀具直徑 工作臺T型槽的尺寸和數(shù)目 與機床結構有關的參數(shù) 床身或搖臂的導軌寬度 花盤或圓工作臺的直徑 主軸中心線或工作臺面至地面的高度 機床主要尺寸參數(shù)內容 機床的主參數(shù)主要決定于工件的尺寸。對于各類通用機床，已在調查研究各種工件的基礎上制定出了機床的參數(shù)標準，設計時應該遵照執(zhí)行。專用機床的主參數(shù)則基本上可以根據工件尺寸決定。 主參數(shù)系列采用優(yōu)先數(shù)系，這樣做有如下好處： （1）優(yōu)先數(shù)按等比級數(shù)分級，能在較寬的范圍內以較少的品種，經濟合理地滿足用戶的需要，即可把產品的品種規(guī)格限制在必需的最少范圍內。 （2）優(yōu)先數(shù)系具有各種不同公比的系列，因而可以滿足較密和較疏的分級要求。隨著形勢的發(fā)展，可以通過插入中間值使較疏的系列變成較密的系列，而原來的項值保留不變。在參數(shù)范圍很寬時，根據經濟性和需要量等不同的條件，還可以分段選用最合適的基本系列（即選用不同的公比），以復合系列的形式組成最佳系列。 （3）優(yōu)先數(shù)系是國際上統(tǒng)一的數(shù)值制度，有利于國際的標準化。 其他尺寸參數(shù)一般根據主參數(shù)來確定。但由于機床的使用情況比較復雜，這些尺寸參數(shù)的確定還有相似分析法和圖解分析法及回歸分析法。 由此可以得到CK6140CNC的尺寸參數(shù)如下表所示 ： 參數(shù)項目 單位 數(shù)值 床身上最大工件回轉直徑 mm 320 刀架上最大工件回轉直徑 mm 160 主軸通孔直徑 mm 35 主軸錐孔莫氏 Nq 6 尾架頂尖套錐孔莫氏 Nq 5 最大工件長度L mm 750 刀桿截面尺寸 mm 20×20 2．運動參數(shù) 運動參數(shù)包括機床主運動（切削運動）的速度范圍和級數(shù)，進給量范圍和級數(shù)以及輔助運動的速度等，它是由加工表面成形運動的工藝要求所決定的。 主軸極限轉速和變速范圍 對于主運動為回轉運動的機床，主軸極限轉速為： 式中的或不是該機床可能加工的的最小或最大直徑，而是認為是在機床全部工藝范圍內可以用最大切削速度來加工時的最小工件直徑和用最小切削速度來加工時的最大工件直徑，這樣才能得出合理的極限轉速值。 （1）極限切削速度Vmax、Vmin 根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：工序種類、工藝要求、刀具和工件材料等因素。允許的切削速度極限參考值如下表所示： 加工條件 硬質合金刀具粗加工 80~120 硬質合金刀具半精加工或精加工 150~250 高速鋼刀具低速光刀 <10 安裝磨頭附件進行磨削 3.5~7.5 精鉸孔 1.5~4 寬刀加工 1.5~3.5 精車絲杠或蝸輪 1.25~1.5 選擇極限轉速的典型條件為： a．最大切削速度按硬質合金車刀半精車和精車鋼料來取值．考慮較小規(guī)格車床可普遍采用可轉位刀片，切速可適當提高，故對主參數(shù)為Ｄ（最大工件回轉直徑）＝250~630mm的車床取250m/min,而大規(guī)格車床換刀費時取切速小些耐用度可以高些，故Ｄ＝800~1000mm的車床取200m/min； b．最小切速可考慮兩種情況，即（a）高速鋼車刀精車絲杠和（b）高速鋼車刀低速光車盤類零件，故分別?。╝）1.5m/min和（b）8m/min； c．最小工件直徑，即使用時可能遇到的最小工件直徑，一般取0.1Ｄ； d．最大工件直徑，當為b中情況（a）時，即按車削絲杠可能遇到的最大直徑，取0.1Ｄ，為b中情況（b）時，按刀架滑板上最大工件回轉直徑Ｄ1（對多數(shù)車床Ｄ1＝0.5Ｄ）． 由上分析得到按典型加工條件選取的數(shù)值如下表（ ）所示： 主參數(shù)系列 極限切削速度（m/min） 最大和最小工件直徑（mm） 變速范圍 最大工件回轉直徑Ｄ（mm） Rv Rn=RvRd （a） （b） （a） （b） 250~630 250 1.5 8 （a）Rv=166.7 （b）Rv=31.25 0.1D 0.1D D1（0.5D） （a）Rn=166.7 （b）Rn=156.2 800~1000 200 （a）Rv=133.3 （b）Rv=25 （a）Rn=133.3 （b）Rn=125 3、主軸轉速的確定 （1）、 主軸最高轉速的確定 根據分析，用硬質合金車刀對小直徑鋼材半精車外圓時，主軸轉速為最高，按經驗，并參考切削用量資料，取，k=0.5, Rd=0.2, 則： （2）、主軸最低轉速的確定 根據分析，主軸最低轉速由以下工序決定： 用高速鋼車刀，對鑄鐵材料的盤形零件粗車端面。按經驗，并參切削用量資料，取V=15m/min,則最低轉速為： 4、轉速范圍及公比的確定 根據最高轉速與最底轉速可初步得出主軸轉速范圍 =＝66.33 則公比 由設計手冊取標準值得 =1.26 根據標準公比及初算，查表取=40r/min，則最高轉速 =×=40× =2034r/min 則主軸轉速范圍 且驗算公比得=1.25993く1.26,滿足要求。 5、結構式與結構網的確定 （1）結構式的確立 結構式的方案共有如下幾種： 18=3×3×2 18=2×3×3 18=3×2×3 在上述方案中，三個方案可根據下述原則比較：從電機到主軸，一般為降速傳動。接近電機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也就較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電機處，則可使小尺寸的零件多些，而大尺寸的零件可以少些，這樣就節(jié)省省材料，經濟上就占優(yōu)勢，且這也符合“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取18=3×3×2的方案為好，本次設計即采用此方案。 根據設計要求確定如下結構式： 18= 3（1）× 3（3）× 2（9） 基本組 擴一組 擴二組 （2）構網的擬定 1）傳動副的極限傳動比范圍和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比≥1/4。在升速時，為防止產生過大的振動和噪聲，常限制最大傳動比≤2。 2）基本組和擴大組的排列順序 原則是選擇中間傳動軸變速范圍最小的方案。因為如果各方案同號傳動軸的最高轉速相同，則變速范圍小的，最低轉速高，轉矩小，傳動件的尺寸也就小些。 根據前面求得的公比=1.26,按照以上原則，選擇最佳方案，本次設計采用的結構網如下圖所示： 6、轉速圖的擬定 電動機和主軸的轉速是已定的，當選定了結構式和結構網后，就可分配各傳動組的傳動比，并確定中間軸的轉速。再加上定比傳動，就可畫出轉速圖。中間軸的轉速如果能高一些，傳動件的尺寸也就可以小一些。但是，中間軸如果轉速過高，將會引起過大的振動、發(fā)熱和噪聲。因此，要注意限制中間軸的轉速，不使過高。 本次設計所選用的結構式共有三個傳動組，變速機構共需5根軸，加上電動機軸共6根軸，故轉速圖上需6條豎線；主軸共18種轉速，電動機軸與軸1之間采用定比傳動。轉速圖如下圖所示： 7、傳動比參數(shù)的確定 （1）、電動機與軸1傳動副齒輪齒數(shù)的確定 因為銑床不需要正反轉，為了便于速度的分配，該傳動副采用定比傳動，其傳動比有速度可求得： =1142/1440=1/1.26 為了方便電動機與變速箱在機座內的布置，電動機與變速箱的聯(lián)結采用帶傳動。根據帶輪的標準，尺寸值定為112mm和140mm。 a、 變速箱與主軸箱之間采用帶傳動，為了便于完成轉速的要求和速度的分配，確定其帶輪的尺寸比為：172：200。 b、 為了減少變速箱的軸向尺寸，減少齒輪數(shù)目，簡化結構，采用一對公用齒輪的傳動系統(tǒng)。因而，兩變速組的傳動比互相牽制，可能會增加徑向尺寸。為了實現(xiàn)齒輪公用，傳動比與齒數(shù)的搭配較為繁瑣，在此不進行具體的說明，只把最后的結果列入下： c、 軸1與軸2傳動副齒輪齒數(shù)的確定 根據轉速圖可得，該傳動副的傳動比=1/1.26、=1、=1.26。查《金屬切削機床》Page136頁表8-1，并考慮到主軸箱的幾何尺寸，取該傳動副中=30，齒數(shù)和=68，則由傳動比可求得該傳動副齒數(shù)比為： 當=1/1.6時 Z/Z=30：38 當=1時 Z/Z=34：34 當=1.6時 Z/Z=38：30 軸2與軸3傳動副齒輪齒數(shù)的確定 根據轉速圖可得，該傳動副的傳動比=，=及＝。查《金屬切削機床》Page136頁表8-1，并考慮到主軸箱的幾何尺寸，取該傳動副=22，齒數(shù)和=77，則由傳動比可求得 該傳動副齒數(shù)比為： Z/Z=47/30 , Z/Z=22/55 , Z/Z=34/43 軸5與軸7間采用背輪機構，總傳動比為，和齒形離合器，傳動比為：1。 齒數(shù)為：第一級：27*2.5：69*2.5 第二級：19*3：61*3 （二）、傳動系統(tǒng)圖的擬定 根據以上分析及計算，擬定如下傳動系統(tǒng)圖： （三）、電動機的選擇 1、 電動機的功率計算 按在各種加工情況下較經常遇到的最大切削力和最大切削速度來計算，在車床中，切斷工件的切削力大于外圓車削，因而按用硬質合金刀具切斷鋼材時來計算。即： 式中 ——主切削力的切向分力(N) V——切削速度(m/min ) 具體計算見下章 由查《機床設計手冊》得出參數(shù): P=200 B= 6 f=0.3mm/r 則 所以得有效功率為： 取η=0.8，則由經驗公式可得電動機總功率為： 2、 電動機參數(shù)的選擇 在選擇電動機時，必須使得P≥P，根據這個原則，查《機械設計手冊》選取Y112-M-4型電動機. （四）、齒輪傳動的設計計算 由于直齒圓柱齒輪具有加工和安裝方便、生產效率高、生產成本低等優(yōu)點，而且直齒圓柱齒輪傳動也能滿足設計要求，所以本次設計選用漸開線直齒圓柱齒輪傳動；主軸箱中的齒輪用于傳遞動力和運動，它的精度直接與工作的平穩(wěn)性、接觸誤差及噪聲有關。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都選用較高的精度，但考慮到制造成本，本次設計都選用6-7級的精度。具體設計步驟如下： 1、模數(shù)的估算： 按接觸疲勞和彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)比較復雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪各參數(shù)都已知道后方可確定，所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數(shù)。 齒輪彎曲疲勞的估算公式： mm （式中即為齒輪所傳遞的功率） 齒面點蝕的估算公式： mm （式中即為齒輪所傳遞的功率） 其中為大齒輪的計算轉速，為齒輪中心距。 由中心距及齒數(shù)求出模數(shù)： mm 根據估算所得和中較大的值，選取相近的標準模數(shù)。 前面已求得各軸所傳遞的功率，各軸上齒輪模數(shù)估算如下： 第一對齒輪副 mm mm mm 所以，第一對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為mm 同理，對各對齒輪的模數(shù)計算從略，最后計算得出最高的模數(shù)為2.5 綜上所述，為了降低成本，機床中各齒輪模數(shù)值應盡可能取相同，所以，本次設計中取各個齒輪模數(shù)均為=2.5mm。 2、齒輪傳動各軸的軸中心矩計算 根據漸開線標準直齒圓柱齒輪分度圓直徑計算公式可得各個傳動副中齒輪的分度圓直徑為： 1軸與2軸：d=mz/2=2.5*(30+38)/2=85 2軸與3軸： 3、齒輪寬度B的確定 齒寬影響齒的強度，但如果太寬，由于齒輪制造誤差和軸的變形，可能接觸不均勻，反兒容易引起振動和噪聲。一般取b=（6~10）m。本次設計中，取單片齒輪寬度B=8m=8×3=24mm，則與其嚙合的從動齒輪的寬度一致；而取多聯(lián)齒輪的寬度B=6m=6×3=18mm，則與其嚙合的從動齒輪的寬度一致。 4、齒輪其他參數(shù)的計算 根據《機械原理》中關于漸開線圓柱齒輪參數(shù)的計算公式幾相關參數(shù)的規(guī)定，齒輪的其它參數(shù)都可以由以上計算所得的參數(shù)計算出來，本次設計中，這些參數(shù)在此不在一一計算。 5、齒輪結構的設計 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構的要求也不同，7級精度的齒輪，用較高精度的滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾或插后要剃齒，使精度高于7級，或者淬火后再珩齒。6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須才能達到6級。機床主軸箱中的齒輪齒部一般都需要淬火。多聯(lián)齒輪塊的一般形式如下圖所示，各部分的尺寸確定如下： （1）、退刀槽 本次設計中多聯(lián)齒輪多采用插齒加工方法，因此取=6mm。 （2）、其他問題 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸，如下圖所示，圓齒和倒角性質不同，加工方法也不一樣。圖中安裝撥動齒輪的滑塊的尺寸在本次設計中取b1×h=10×5。 6、齒輪的校核（接觸疲勞強度）： =1.25×1.07×1.1×1.43=2.1 查表得：=0.88 =2.5 =189.8 = 將數(shù)據代入得：1100mpa 齒輪接觸疲勞強度滿足，因此接觸的應力小于許用的接觸應力。其它齒輪也符合要求，故其余齒輪不在驗算，在此略去。 （五）、軸的設計計算 1、各傳動軸軸徑的估算 滾動軸承的型號是根據軸端直徑確定的，而且軸的設計是在初步計算軸徑的基礎上進行的，因此先要初算軸徑。軸的直徑可按扭轉強度法用下列公式進行估算。 對于空心軸，則 式中，——軸傳遞的功率，kW； ——軸的計算轉速，r/min； ——其經驗值見表15-3； 取β的值為0.5。 （1）、計算各傳動軸傳遞的功率P 根據電動機的計算選擇可知，本次設計所選用的電動機額定功率各傳動軸傳遞的功率可按下式計算： ——電機到傳動軸之間傳動效率； 由傳動系統(tǒng)圖可以看出，本次設計中沒有采用聯(lián)軸器，而直接由電動機軸將動力傳到軸上，即各個軸之間均為齒輪傳動，所以可得各軸傳遞的功率為： =0.96， =0.93， =0.904 =0.877 所以，各傳動軸傳遞的功率分別為： (2) 估算各軸的最小直徑 本次設計中，考慮到主軸的強度與剛度以及制造成本的經濟性，初步選擇主軸的材料為40Cr，其它各軸的材料均選擇45鋼，取A0值為115，各軸的計算轉速由轉速圖得出， n1j=1000r/min, n2j=400r/min, n3j=125r/min, n4j=125r/min, 所以各軸的最小直徑為： 在以上各軸中都開有花鍵，所以為了使鍵槽不影響軸的強度，應將軸的最小直徑增大5%，將增大后的直徑圓整后分別取各軸的最小直徑為： =25, =25, =35。 2、各軸段長度值的確定 各軸段的長度值，應根據主軸箱的具體結構而定，且必須滿足以下的原則： （1）、應滿足軸承及齒輪的定位要求； （2）、應滿足滑移齒輪安全滑移的要求； 3、軸的剛度與強度校核 根據本次設計的要求，需選擇除主軸外的一根軸進行強度校核，而主軸必須進行剛度校核。在此選擇第一根軸進行強度校核。 （1）、第一根軸的強度校核 1)、軸的受力分析及受力簡圖 由主軸箱的展開圖可知，該軸的動力源由電動機通過齒輪傳遞過來，而后通過一個三聯(lián)齒輪將動力傳遞到下一根軸。其兩端通過一對角接觸球軸承將力轉移到箱體上去。由于傳遞的齒輪采用的直齒圓柱齒輪，因此其軸向力可以忽略不計。所以只要校核其在xz平面及yz平面的受力。軸所受載荷是從軸上零件傳來的，計算是，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當作鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。其受力簡圖如下： 在xz平面內： 在yz平面內： 2）、作出軸的彎矩圖 根據上述簡圖，分別按xz平面及yz平面計算各力產生的彎矩，并按計算結果分別作出兩個平面的上的彎矩圖。 在xz平面內，根據力的平衡原理可得： R1xz+R2xz+F2xz=F1xz 將各個力對R1取矩可得： F1xz×a=F2xz×（l-b）+R2xz×l 由以上兩式可解出： R1xz=F1xz（l-a）/l-F2xz×b/l R2xz=F1xz×a/l-F2xz+F2xz×b/l 由于有多個力的存在，彎矩無法用一個方程來表示，用x來表示所選截面距R1的距離，則每段的彎矩方程為： 在AB段： M=-R1xz×x （a≥x≥0） 在BC段： M=F1xz-R1xz×（a+x）-F1xz×a （l-b≥x≥a） 在CD段： M=-R2xz（l-x） （l≥x≥l-b） 則該軸在xz平面內的彎矩圖為： 同理可得在yz平面內的彎矩圖為： 3)、作出軸的扭矩圖 由受力分析及受力簡圖可知，該軸只在yz平面內存在扭矩。其扭矩大小為： T1=Fyz·r1 T2=Fyz·r2 則扭矩圖為： 4）、作出總的彎矩圖 由以上求得的在xz、yz平面的彎矩圖，根據M=可得總的彎矩圖為： 5）、作出計算彎矩圖 根據已作出的總彎矩圖和扭矩圖，則可由公式Mca=求出計算彎矩，其中α是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產生應力的循環(huán)特性差異的系數(shù)，因通常由彎矩產生的彎曲應力是對稱循環(huán)的變應力，而扭矩所產生的扭轉切應力則常常不是對稱循環(huán)的變應力，故在求計算彎矩時，必須計及這種循環(huán)特性差異的影響。即當扭轉切應力為靜應力時，取α≈0.3；扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取α≈0.6；若扭轉切應力也為對稱循環(huán)變應力時，則取α=1。應本次設計中扭轉切應力為靜應力，所以取α≈0.3，則計算彎矩圖為： 6）、校核軸的強度 選擇軸的材料為45鋼，并經過調質處理。由機械設計手冊查得其許用彎曲應力為60MP，由計算彎矩圖可知，該軸的危險截面在F1的作用點上，由于該作用點上安裝滑移齒輪，開有花鍵，由機械設計可查得其截面的慣性矩為： W= [πd4+（D-d）（D+d）2zb]/32D 其中z為花鍵的數(shù)目，在本次設計中，z=6，D=30mm，d=26mm， b=4mm 所以其截面的慣性矩為W=575.963mm3 根據標準直齒圓柱齒輪受力計算公式可得圓周力與徑向力： Ft=2T1/d1 Fr=Ft×tgα 其中T1為小齒輪傳遞的扭矩，N·mm；α為嚙合角，對標準齒輪，取α=20；而Ft與Fr分別對應與xz平面及yz平面的力。各段軸的長度可從2號A0圖中得出，則根據前面的公式可得出該軸危險截面的計算彎矩為：Mca=25014.22N·m，則該軸危險截面所受的彎曲應力為：δca=25014.22/575.963≈43.43MP≤60MP，所以該軸的強度滿足要求。 （2）、主軸的剛度校核 1）、主軸材料的選擇 考慮到主軸的剛度幾強度，選擇主軸的材料為40Cr，并經過調質處理； 2）、主軸結構的確定 主軸的結構應根據主軸上應安裝的組件以及在主軸箱里的具體布置來確定，主軸的具體結構已在零件圖上表達清楚，其圖號為6，在此不在繪出。 3）、主軸的剛度驗算 ①軸的變形和允許值 軸上裝齒輪和軸承處的繞度和傾角（y和）應該小于彎曲變形的許用值 即y 軸的類型 （mm） 變形部位 （rad） 一般傳動軸 4.0003~0.0005l 裝向心軸承處 0.0025 剛度的要求較高 -0.0002l 裝齒輪處 0.001 安裝齒輪軸 （0.01~0.00）m 裝單列圓錐滾子軸承 0.006 L表跨距，m表模數(shù) ①軸的變形計算公式 計算軸本身彎曲變形產生的繞度y及傾角時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。按材料力學相關公式計算，主軸的直徑相差不大且計算精度要求不高的時候，可把軸看作等徑軸，采用平均直d來計算，計算花鍵時同樣選擇用平均直徑 圓軸： 慣性矩： 矩形花鍵軸： 慣性矩： ①軸的分解和變形合成 對于復雜受力的變形，先將受力分解為三個垂直面上的分力，應用彎曲變形公式求出所求截面的兩個垂直平面的。然后進行疊加，在同以平面內的可進行代數(shù)疊加，在兩平面內的按幾何公式，求出該截面的總繞度和總傾角 危險工作面的判斷 驗算剛度時應選擇最危險的工作條件進行，一般時軸的計算轉速低傳動齒輪的直徑小，且位于軸的中央時，軸受力將使總變形劇烈，如對：二、三種工作條件難以判斷那一種最危險，就分別進行計算，找到最大彎曲變形值 提高軸剛度的一些措施 加大軸的直徑，適當減少軸的跨度或增加第三支承，重新安排齒輪在軸上的位置改變軸的布置方位等。 軸的校核計算 軸的計算簡圖在xz平面內： 同理可得在yz平面內的受力圖，在此不在畫出。 主軸的傳動功率： P主==3.513KW 主軸轉矩：=156900Nmm 支點上的力： 根據彎矩平衡： 求得：RHE=-84.9 根據力得平衡： 則彎矩圖為： 2）垂直平面得彎矩圖： =951.71N =761.4N 根據平面內得彎矩平衡有： 再根據力得平衡： R 則可得B、C點得彎矩圖： 在B點和C 點為最危險截面，要滿足要求，B、C點滿足即可，在B、C截面得彎矩為： =803403.1N·㎜ =675702.3 N·㎜ 扭矩圖為： 經分析可知B所在得位置為最危險截面，只要B滿足條件即可，則剛度滿足。 計算彎矩 =862517.2 N·㎜ 軸得抗彎截面系數(shù)為： 53.96 故滿足第三強度理論 剛度驗算： 在水平面內，單獨作用時： = =-0.02598mm 其中I==2747500 在單獨作用下： = =-0.0182mm 在兩力得共同作用下： 在垂直面內有 在單獨作用時 = =-0.0072mm 其中I==2747500 在單獨作用下： = =-0.0182mm 在兩力得共同作用下： 故在共同作用下，x處為危險截面，其最大繞度為 而一般的剛度 =0.21~0.35mm 故符合剛度要求，其轉角就不驗算了。 B）下面校核由Ⅴ傳到主軸時的強度，剛度，校核， 主軸的傳動功率： P主==5.9974KW 主軸轉矩：T主==143188Nmm 支點上的力： 根據彎矩平衡： 求得：RHE=-244.9N 根據力得平衡： 2）垂直平面得彎矩： =868.6N =501.1 N 根據平面內得彎矩平衡有： 再根據力得平衡： R 則可得B、C點得彎矩圖： 在B點和C 點為最危險截面，要滿足要求，B、C點滿足即可，在B、C截面得彎矩為： =110489.6N·㎜ =708402.5 N·㎜ 扭矩圖為： 經分析可知B所在得位置為最危險截面，只要B滿足條件即可，則剛度滿足。 計算彎矩 =942100 N·㎜ 軸得抗彎截面系數(shù)為： =58.94 故滿足第三強度理論 剛度驗算： 在水平面內，單獨作用時： = =-0.018147mm 其中I==2747500 在單獨作用下： = =-0.00551mm 在兩力得共同作用下： 在垂直面內有 在單獨作用時 = =-0.0066mm 其中I==2747500 在單獨作用下： = =-0.001515mm 在兩力得共同作用下： 故在共同作用下，x