机床电气控制线路设计的基本要求
电气控制线路设计多数为机床的电气设计，尤其是现代机床的结构以及使用效能与电气自动控制的程度密切相关。因此电气控制系统如要满足机床性能，就要最大限度地满足控制设备对电气控制的要求。对控制设备的控制要求是由相关专业人员从他们的专业角度提出的，这也是对电气控制系统设计的主要依据，这些要求常常以工作循环图、执行元件动作节拍表、检测元件状态表等形式提供，对于有调速要求的场合，还应给出调速技术指标。其他如启动、转向、制动、照明、保护以及与BAS、FAS系统的接口等要求，应根据具体需要充分考虑。电气控制线路设计主要是以继电器、接触器、开关、按钮进行硬件逻辑电路的设计。 机床电气设计应该包括以下内容： (1)拟定电气设计任务书（技术条件）。 (2)确定电气传动控制方案，选择电动机。 (3)设计电气控制原理图。 (4)选择电器元件，并且制定电器元件明细表。 (5)设计操作台，电气柜及非标准电器元件。 (6)设计机床电气设备布置总图、电气安装图以及电气接线图。 (7)编写电气说明书和使用操作说明书。 在电气的设计应用中，一定要和国际标准一致，因此电气设备通用技术条件以及数字控制系统通用技术条件，是机床电气设计的必要依据。 保护环节是所有机床控制系统不可缺少的组成部分。利用它来保护电动机、电气控制设备以及人身安全等。电气控制系统中常用的保护环节有过载保护、短路电流保护、零电压和欠电压保护以及弱磁保护等。
机床电气设计论述题：1论述机床电气设计的基本原则2论述机床电气控制的可靠性
机床电气设计中应遵循的基本原则
1. 最大限度地满足生产机械和生产工艺对电气控制系统的要求。
2. 设计方案要合理。
3. 机械设计与电气设计应相互配合。
4. 确保控制系统安全可靠地工作。
电气控制系统设计的基本任务
电气控制系统设计的基本任务是根据控制要求设计、编制出设备制造和使用维修过程中所必须的图纸、资料等。
电气控制系统设计的内容主要包含原理设计与工艺设计两个部分。
电气控制系统设计的一般步骤
1. 拟订设计任务书
2. 确定电力拖动方案
3. 拖动电动机的选择基本原则
4. 选择控制方式
5. 设计电气控制原理图，并合理选用元器件，编制元器件明细表。
6. 设计电气设备的各种施工图纸。
7. 编写设计说明书和使用说明书。
设计一台专用机床的电气控制线路，画出电气原理图
受篇幅所限，一次电路免绘了，仅绘二次控制电路供参考：
数控机床电气控制线路设计论文的背景这样写
论文这个写背景就是写文献综述。
文献综述是研究者在其提前阅读过某一主题的文献后，经过理解、整理、融会贯通，综合分析和评价而组成的一种不同于研究论文的文体。综述的目的是反映某一课题的新水平、新动态、新技术和新发现。从其历史到现状，存在问题以及发展趋势等，都要进行全面的介绍和评论。在此基础上提出自己的见解，预测技术的发展趋势，为选题和开题奠定良好的基础。
机床电气控制线路设计通常包含哪些内容
一、控制方案的确定原则
电气设备的控制方案是多种多样的，因此，设计人员在设计时，应该本着简便、可靠、经济、实用的要求进行控制方案的制定。具体来说，设计人员应该遵循以下原则：经济效益是控制方式科学与否的重要标准。如果控制逻辑较为简单，其加工程序也较为稳定的生产设备，则适用于继电-接触控制方式，这是较为合理的；反之，如果是加工程序多变，则应该考虑采用编程序控制器；通用化指的是生产机械加工不同对象的通用化程度。如果加工一种或者几种零件的专用机床，其通用化程度低，那也是合理的，因为其可以保持较高的自动化程度，因此，这样的机床一般适用于固定的控制电路；而如果是单件、小批量的零件加工的通用机床，则应该采用数字程序或者编程控制器控制，因为其可以根据加工对象的不同设定不同加工程序，具有相当的灵活性和通用性；如果控制电路比较简单，则可以采用电网电源，如果元件多且电路复杂，则对电网电压隔离降压，减少故障的可能性。而对于自动化程度高的生产设备，就应该考虑采用直流电源，这样可以节省安装的空间，操作和维修也比较方便。事实上，影响方案确定的因素还有很多，在实际的设计中，最后方案的确定要根据设计人员的技术水平和判断力来决定。
二、电气控制线路的分析
机床的电气控制系统应保证机床的使用效能和正确的动作程序。在设计机床的电气原理图之前，应当确定电气控制的方案。控制方式应当与机床的通用化和专用化的程度相适应。对于专用机床，其工作程序往往是固定的，使用中并不需要经常改变原有的程序。因此，控制线路在结构上往往做成“固定”式的。对于一些数控机床，为了适应不同的工艺过程的需要，机床的工作程序往往需要在一定的范围内加以更改。在机床自动线中可根据控制要求和联锁条件的复杂程度不同，采用分散控制的控制方式。但是各台单机的控制方式和基本控制环节应尽量一致，以便简化设计和制造过程。自动工作循环的组成在方案中可列出有关步骤，或说明行程开关的布置与简图。如电磁铁或电磁阀的通断状态与所执行动作，对于机床自动线还应列出自动线的循环周期表。为控制线路原理设计提供具体要求和条件，如自动循环、手动调整、动作程序更换或控制系统的检测测试等等。联锁条件及电气保护机床的各种运动和操作，都是相互联系的。
三、电气控制路线的设计方法
设计人员在进行具体电路设计时，必须要根据主次原则进行设计，顺序为设计主电路，设计控制电路，信号电路及局部照明电路设计。在完成初步设计后，必须要仔细检查，保证线路符合设计要求，同时尽可能使之完善和简化，最后再根据实际需要选择所用电器的型号与规格。
（一）控制线路的设计要求
由于电气的种类繁多，因此不同用途的电气控制线路，其控制要求也不尽相同，但从规律上，还是必须要应满足一些基本要求。首先，应该满足生产机械的工艺要求，正确按照工艺的顺序工作，线路结构以简单为主要目标，尽量选用常用的且经过实际考验过的线路；其次，操作、调整和检修要符合方便的原则；最后，具有各种必要的保护装置和联锁环节，即使在误操作时也不会发生重大事故，工作稳定，安全可靠，符合使用环境条件。
（二）控制线路的设计方法
事实上，电气控制线路的设计方法主要归纳为两种：一种是经验设计法，另一种是逻辑设计法。所谓经验设计法是指，依照生产工艺的要求，根据电动机的控制方法，使用典型环节线路直接进行设计，首先设计出各个独立的控制电路，最后结合设备的工艺要求，来决定各部分电路的联锁或联系。这种方法的优点是简单，不过其缺点也很明显，即对于比较复杂的线路，就要求设计人员拥有丰富的工作经验，同时需要绘制大量的线路图，而且可能要进行多次的修改，才能得到符合要求的控制线路。所谓逻辑设计法是指采用逻辑代数进行设计，按此方法设计的线路结构合理，可节省所用元件的数量。
（三）设计控制线路注意事项
为了使线路设计得简单且准确可靠，在设计具体线路时，应注意以下几个问题：尽量减少连接导线，设计人员在设计控制电路时，必须考虑要电气设备各元器件的实际位置，应该在符合设计原则的基础上，尽可能减少配线时的连接导线。正确连接电器的线圈，从理论上看，电压线圈一般不能串联使用，原因就在于它们的阻抗不尽相同，这样就可能会造成两个线圈上的电压分配不等。而即使是两个同型号线圈，在外加电压是它们的额定电压之和的理想情况下，也不能这样连接。因为，电器动作是有先后的，而当一个接触器先动作时，其线圈阻抗增大，该线圈上的电压降增大，使另一个接触器不能吸合，如果情况严重，还可能使线圈烧毁。此外，如果电感量相差悬殊的两个电器线圈，也不应该并联连接。控制线路中应避免出现寄生电路寄生电路是线路动作过程中意外接通的电路。尽可能减少电器数量、采用标准件和相同型号的电器尽量减少不必要的触点以简化线路，提高线路可靠性。
CM6132普通车床电气控制电路设计
1.序言
本次课程设计任务是CM6132车床主传动设计。由于CM6132车床是精密，高精密加工车床，要求车床加工精度高，主轴运转可靠，并且受外界，振动，温度干扰要小，因此，本次设计是将车床的主轴箱传动和变速箱传动分开设计，以尽量减小变速箱，原电机振动源对主轴箱传动的影响。
本次课程设计包括CM6132车床传动设计，动力计算，结构设计以及主轴校核等内容，其中还有A0大图纸的CM6132车床主传动的结构图、
本次课程设计师毕业课程设计前一次对我们大学四年期间机械专业基础知识的考核和检验。它囊括了理论力学，材料力学，机械原理，机械设计，机械制造装备设计等许多机械学科的专业基础知识，因此称之为专业课程设计。它不仅仅是对我们专业知识掌握情况的考核和检验，也是一次对我们所学的知识去分析，去解决生产实践问题的运用。由于本次课程设计实践恰与2010年考研冲刺期冲突，因此在编写课程设计说明书，设计CM6132主传动结构图的过程中难免有不少纰漏和错误，恳请老师指正。
2.传动设计
本次设计在分析研究所掌握的资料的基础上，用计算法或类比法确定所设计主轴变速箱的极限转速公比，求出转速极速，选择电动机的转速和功率，拟定合适的结构式，结构网和转速图，然后拟定传动方案并绘制传动系统图，确定转速比和齿轮齿数及带轮直径等。
2.1确定转速极速
根据任务要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，转速公比φ=1.41.则转速范围Rn：
Rn=Nmax/Nmin=44.4 （1）
依据φ，Rn，可求得主轴转速级数Z:
Z=lgRn/lgφ+1=11.98=12 （2）
2.2确定结构式及结构网
由于结构上的限制，变速组中的传动副数目通常选用2或3为宜，故其结构式为：Z=2^（n）*3^（m）.对于12级传动，其结构式可为以下三种形式：
12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3；
在电动机功率一定的情况下，所需传递的转矩越小，传动件和传动轴的*尺寸就越小。因此，从传动顺序来讲，尽量使前面的传动件多以些，即前多后少原则。故本设计采用结构式为：
12=3*2*2
图1中，从轴I到轴II有三队齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度；从轴II到轴III有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴II到轴III可得到3*2=6种不同的传动速度；同理，轴III到轴IV有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴I到轴IV共可得到3*2*2=12种不同的传动转速。
图1 3*2*2传动方案
在制定机床传动方案时，常将传动链特性的相关关系画成图，以供比较选择。该图即为结构网图。结构网只表示各传动副传动比的相关关系，而不表示数值， 因而绘制成对称形式(图2)。由于主轴的转速应满足级比规律（从低到高间成等比数列，公比为φ），故结构网上相邻两横线间代表一个公比φ。
为了使一根轴上变速范围不超过允许值，传动副输越多，级比指数应小一些。考虑到传动顺序中有前多后少原则，扩大顺序应采用前小后大的原则，即所谓的前密后疏原则。故本设计采用的结构式为：
12=3（1）*2（3）*2（6）
12:级数。
3，2，2：按传动顺序的各传动组的传动副数。
1，3，6：各传动组中级比间的空格数，也反映传动比及扩大顺序。
该传动形式反映了传动顺序和扩大顺序，且表示传动方向和扩大顺序一致。图2为该传动的结构式。
图2 12=3(1)*2(3)*2(6)结构网
2.3绘制转速图
绘制CM6132车床转速图前，有必要说明两点：
（1）为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制：
a：Imin>=1/4;
b：Imax<=2(斜齿轮<=2.5);
所以，在一个变速组中，变速范围要小于等于8，对应本次设计，转速图中，一个轴上的传动副间最大不能相差6格。
c：前缓后急原则；
即传动在前的传动组，其降速比小，而在后的传动组，其降速比大。
（2）CM6132车床转速图与它的主传动系统图密切相关。故在绘制它的转速图钱，先要确定其主传动系统图。
图3 CM6132普通车床主传动系统图
如图3所示，CM6132型普通车床采用分离式传动，即变速箱和主轴箱分离。III，IV轴为皮带传动。在主轴箱的传动中采用了背轮*（IV，V同轴线），解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的问题。
CM6132型普通车床（12级转速，公比φ=1.41）采用了背轮*后的转速图，如图4所示。图中轴号的顺序对应传动系统图图3.
图4 CM6132型普通车床转速图
由于最高转速Nmax=2000rpm，且CM6132机床功率一般为3.0KW左右。为满足转速和功率要求，选择Y系列三相异步电动机型号为：Y100L2-4,其技术参数见下表.
表1 Y100L2-4型电动机技术数据
2.4 齿轮齿数的估算
为了便于设计和制造，同一传动组内各齿轮的模数常取为相同。此时，各传动副的齿轮齿数和相同。
显然，齿数和太小，则小齿轮的齿数少，将会发生根切，或造成其加工齿轮中心孔的尺寸不够（与传动轴直径有关），或造成加工键槽（传递运动需要）时切穿齿根；若齿数和太大，则齿轮结构尺寸大，造成主传动系统结构庞大。因此，应根据传动轴直径等适当选取。
本次设计共包含I-II轴传动组，II-III轴传动组，IV-V传动组和V-VI(主轴)传动组四个齿轮副传动组。现根据各传动组内传动副的传动比草拟出多种齿数和，见下表2，至于具体
每对传动副齿数和和各齿轮齿数的确定留待各轴直径估算确定后再确定。
表2 各种传动比齿轮齿数和及齿数
2.5带轮直径的确定
本次设计中，存在着电动机到I轴，III轴到VI的两组皮带轮传动，其传动比分别为1.43：1和1:1.一般机床上采用V带，根据电动机转速和功率即可确定带型号，传动带数2~5个最佳。
根据带轮传递功率和转速，对于电动机到I轴选择A型带，I轴上带轮直径D2=180mm，电动机轴上带轮直径D1=176mm，采用5根带。
III轴到IV轴选择A型带（A带直径小，承载能力强），III轴上带轮直径D3=140mm，IV轴上带轮直径D4=140mm，采用2根带。
3.动力计算
3.1电机功率的确定
如前所述，对于国产CM6132普通车床，机床功率一般为3.0KW.选择Y100L2-4型号异步电动机。其额定功率为3KW.
3.2主轴的估算
在设计之初，由于确定的仅仅是一个方案，具体构造尚未确定，因此只能根据统计资料，初步确定主轴的直径。
3.2.1主轴前端轴颈的直径D1
表3 各类机床主轴前端轴颈的直径D1
图5 机床主轴结构图
如表3所示，本次设计，选择D1=80mm。
3.2.2主轴后轴颈D2
一般机床主轴后轴颈D2=（0.7~0.85）D1,取D2=60mm。
需要说明的是，主轴的前后轴颈一般指主轴上与滚动轴承配合的那段轴颈，故D1,D2应为5的整数倍。
3.3中间传动轴的初算
根据生产经验，一般机床每根轴的当量直径d与其传递的功率P,计算转速Nj，以及允许的扭转角[Ф]有如下经验公式：
d>=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф])) （3）
式中，P：该传动轴传递的额定功率，P=η*Pe，单位KW。
η：电机到该轴传动件传动效率总值。
d：当量直径，单位cm。
Nj：计算转速，单位rpm。
对于花键轴，轴内径一般要比d小7%。
3.3.1允许扭转角[Ф]的确定
一般，机床各轴的允许扭转角参考值见表4.
表4 机床各轴允许扭转角[Ф]
本次设计，中间传动轴允许扭转角[Ф]均取1.2°。
3.3.2计算转速Nj的确定
计算转速Nj是指主轴或其他传动轴传递全部功率的最低转速，对于等比传动的中型通用机床，主轴计算转速一般为：
Nj=Nmin*φ^(Z/3 -1)
故本次设计，Nj=125rpm。根据转速图图4，即可确定各轴的计算转速见下表。
表5 各轴的计算转速
3.3.3 各轴传递功率的确定
各轴的传递功率N=η*Pe。在确定各轴效率时，不考虑轴承的影响，但在选取各轴齿轮传递效率时，取小值以弥补轴承带来的误差。一般机床上格传动元件的效率见下表。
表6 机械传动效率
变速箱圆柱齿轮传动选取8级精度，主轴箱精度要求高，选取7级精度。由表4，表5，表6以及公式（3）即可确定各轴传递效率以及当量直径。见下表：
表7 机床各中间传动轴传递功率及计算直径
3.4齿轮模数的估算
按接触疲劳强度或弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系统各参数都已知道的情况后方可确定，所以，只在草图完成后校核用。在画草堂前，先估算，再选用标准齿轮模数，一般同一变速组中的齿轮取同一模数，一个主轴，变速箱中的齿轮采用1~2种模数。传动功率的齿轮模数一般取大于2mm。在中型机床中，主轴变速箱中的齿轮模数常取2.5，3，4mm。
由中心距A及齿数Z1,Z2，可求齿轮模数为：
m=2A/(Z1+Z2) (4)
根据生产实践经验，按齿面点蚀估算的齿轮中心距有如下公式：
A>=370(P/Nj)^(1/3) （5）
式中，Nj：大齿轮的计算转速，单位为rpm。
P：该齿轮传递功率，单位为KW。
从I轴到II轴，P=2.85KW,Nj=1400rpm，则AI II>=46.9mm。
从II轴到III轴，P=2.76KW,Nj=1000rpm，则AII III>=52.0mm。
从III轴到IV 轴，P=2.55KW,Nj=355rpm，则AIII IV>=71.4mm。
由（4）以及表2各轴齿轮传动齿数和，对于最小齿数和，则有各轴应满足的最低模数。
故对于I轴，II轴，（Z1+Z2）min=48，AI II>=46.9mm，则m>=1.95mm。
对于II轴，III轴，（Z1+Z2）min=46，AI II>=52.0mm，则m>=2.26mm。
对于III轴，IV轴，（Z1+Z2）min=76，AI II>=71.4mm，则m>=1.87mm。
因而，对于变速箱内圆柱齿轮传动，统一取m=2.5mm。由于主轴传递扭矩大，故对于主轴箱内齿轮模数取3mm。
3.5各轴直径及各齿轮齿数的确定。
在生产实际中，轴上齿轮的传动主要靠周向键连接来实现的，花键连接以其对中性好，导向性能好，应力集中小等优点获得广泛应用。因而本次设计中，所有的传动轴均采用花键轴，通过各轴的当量直径来选取适当标准的花键轴径，再通过花键轴径来选取轴上各齿轮传动副的齿数。具体各花键轴尺寸，齿轮齿数和的选取见下表。
表8 各花键轴参数以及相应传动副齿轮齿数和
这里需要说明三点：
（1）花键轴参数尺寸代表Z-D*d*b。Z表示花键轴齿数，D表示花键轴大径，d表示小径，b表示齿宽，具体图样见下图：
图6 矩形花键轴
（2）齿轮齿数的选取，应保证齿轮齿根与花键轴大径配合的轮毂面不得小于3~5mm。
（2）如A0图纸绘制的CM6132车床主传动系统图所示，轴IV做成带有齿轮的中空轴套，起卸荷左右，这样可将带轮的张紧力引起的径向力通过轴套，滚动轴承传至机身上，保证主轴的运转不受带轮张紧力的影响。
（4）III轴和IV轴间为皮带轮1：1传功。
4 结构设计
结构设计包括主轴箱，变速箱的结构，以及传动件（传动轴，轴承，齿轮，带轮，离合器，卸荷装置等），主轴组件，箱体以及连接件的结构设计和布置等等。
4.1齿轮的轴向布置
本次设计中有多处使用了滑移齿轮，而滑移齿轮必须保证当一对齿轮完全脱离后，令一对齿轮才能进入啮合，否则会产生干涉或变速困难。所以与之配合的固定齿轮间的距离应保证留有足够的空间，至少不少于齿宽的两倍，并留有Δ=1~2mm的间隙。
齿轮齿宽一般取b1=（6~12）m，对变速箱内齿轮传动副模数m=2.5mm，我设计的齿轮宽度b=6m=15mm 。而对于主轴箱内m=3mm，b2=20mm，故变速箱内相邻固定齿轮间距离B应不小于32mm。
图7 齿轮的轴向布置
4.2传动轴及其上传动元件的布置
4.2.1 I轴的设计
图8 I轴及其上传动元件布置图
I轴上为三联滑移齿轮，相应的花键轴段尺寸为6-32*28*7。左右端均选取深沟球轴承，其型号分别为6205，6206。右端为5齿皮带轮，与I轴平键连接，电机工头右端V带轮将动力传至I轴，又通过滑移齿轮传动力至II轴。
4.2.2 II轴的设计
图9 II轴及其上传动元件布置图
II轴上为5个固连齿轮，左边3个为与I轴配合的齿轮，右边2各与III轴配合。相应花键轴段尺寸为6-32*28*7，左，右端均为型号为6205的深沟球轴承。动力从I轴传至II轴，并通过右边两齿轮传动力至III轴。
4.2.3 III轴的设计
图10 III轴及其上传动元件布置图
III轴上有2联滑移齿轮，与II轴的2个固定齿轮啮合。与之配合的相应花键轴段尺寸为6-35*30*10。左，右均为型号为6206的深沟球轴承。左端为2齿皮带轮，动力从II轴传至III轴，再通过左边的V带轮传动力至IV轴。
4.2.4 IV轴的设计
图11 IV轴及其上传动元件布置图
IV 轴实际上是带有齿轮，并套在主轴左端的套筒。两个型号为6214的深沟球轴承支撑套筒增加其刚度。左端为2齿皮带轮，左边螺母可调整其轴向位置。动力从III轴径皮带轮传至IV轴，再通过右边齿轮将动力传出。
4.2.5 V轴的设计
图12 V轴及其上传动元件布置图
V轴实际上是背轮*，其上2个滑移齿轮，与控制主轴内齿离合器滑动的拨叉盘用螺栓固连在一起，进而达到变速目的。与之配合的花键轴尺寸参数为6-40*35*10。左右均为型号为6206的深沟球轴承。当拨动滑移齿轮，使左端齿轮与IV轴齿轮啮合时，主轴将得到低6级转速。若拨动滑移齿轮，使与之故连得拨叉主轴上齿轮直接与IV轴齿轮啮合时，主轴将得到高8级转速。
4.2.6主轴的设计
图13 主轴及其上传动元件布置图
主轴上装有受V轴（背轮*）上拨叉盘控制的内齿离合器，以及固连在主轴上的与V轴右端小齿轮的齿轮。当IV轴齿轮直接与内齿离合器啮合时，主轴将得到高6级转速。当脱开时，故连齿轮与背轮*恰好接通，通过两个1：2.8的减速，主轴将得到低6级转速。
由于主轴比较长，为提高其刚度，本设计采用三支撑方式，其结构要求箱上的3个支撑孔应有高的同轴度，否则温升和空载功率增大。但3孔同轴加工难度大，一般选中或后支撑为辅助支撑，只有载荷较大，轴产生弯曲变形时，辅助支撑才起作用。
本设计，前支撑作为主要支撑点，选择双列短圆柱滚子轴承，型号为NU316型，它承载能力大，摩擦系数小，温升低，极限转速高，能很好的满足设计要求，但不能承受轴向力。本设计在中支撑处选择两列51214型推力球轴承，在作辅助支撑的同时，配合前支撑承受轴向力。后支撑采用内圆外锥式滑动轴承，一方面，它能满足高速，高精度，重载，以及同时承受较大轴，径向力的要求；另一方面，它能将主轴由前向后的轴向力，充分的传至机身上，保证主轴良好的运转精度和动力性能。各滚动轴承均有螺母调整其轴向间隙，内圆外锥式滑动轴承可通过双向背帽调整其径向间隙。
4.3主轴的强度校核
主轴作为车床的输出轴，一方面，通过卡盘带动被夹工件回转，另一方面，由于主轴精度，性能要求较高，导致其结构及其上传动元件布置较复杂，因而主轴一般都较粗，且均做成中空轴，以保证在同等材料用量下，有较高的强度，刚度以及疲劳强度。
本次设计，只针对主轴进行强度校核，其它轴，以及刚度，疲劳强度校核限于篇幅不作讨论。
本次设计，主轴的动力来源有两种，一是通过背轮*获得低6级转速，一是通过内齿离合器获得高6级转速。这两种情况下，主轴的受力状况显然不同，因而应分别进行受力分析并校核。
另外，车床主轴前端一般布置卸荷装置，可将切削过程中的切削力传至机身上，故在强度校核时不考虑切削力的影响。
由于主轴同时承受弯矩和转矩，在进行校核时，按弯矩和转矩的合成强度条件进行校核，根据第三强度理论，可推得：
σc=Mc/W=sqrt（M^2+（ε*T）^2）/W <=[σ-1b] （6）
本设计主轴的材料为经调质处理的45钢，它的许用疲劳强度[σ-1b]=60Mpa。
在验算前，先进行一些简略处理一简化计算。主轴的结构简图如图13所示，其上传动元件具体的轴向位置如A0图纸所示。这里，由于中间支撑仅做辅助支撑，在进行受力分析时，并不将其看做是支撑反力点。左右轴承集中反力作用点，均看做作用在轴承支撑的中点处。现将主轴上各传动元件的作用点位置和距离表示如下：
图14 主轴及其上元件轴向位置简图
4.3.1 高6级传动时强度验算
这种情况下，主轴上右边的固定齿轮受力，其受力简图如图15所示。
转矩 T1=9.55*10^3*P1/N1 =9.55*10^3*3*0.84/45 =531N*m
圆周力 Ft1=T1*10^3/（d1/2） =531*10^3/（76*3/2）=4658N
径向力 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’=1152N
截面C处的水平弯矩：Mc=280*FA1*10^（-3）=418N*m
截面C处的垂直弯矩：Mc’=280*FA1’*10^（-3）=152N*m
截面C处的合成弯矩：Mc1=sqrt（Mc^2+Mc’^2）=445N*m
因主轴单向回转，视转矩为脉动循环，ε=[σ-1b]/ [σ0b]=0.6，则截面C处的当量弯矩为：
Mvc1= sqrt（Mc1^2+（ε*T1）^2）=547N*m
轴的受力图，转矩图，弯矩图如图15所示。
按弯扭合力来校核轴的强度：
截面C处当量弯矩最大，故可能为危险截面。已知Mc=Mvc1=547N*m。[σ-1b]=60Mpa，
σc=Mc/W=Mc/0.1dc^3 =547*10^3/（0.1*75^3）=13.0Mpa< [σ-1b]=60Mpa
所以其强度足够。
图15 低6级轴的强度计算
4.3.2 高6级传动时强度计算
这种情况下，主轴左边的内齿离合器直接与IV轴外齿啮合。其受力简图如图16所示。同理有：
转矩 T2=9.55*10^3*P2/N2 =9.55*10^3*3*0.84/355 =67.8N*m
圆周力 Ft2=T2*10^3/（d2/2） =67.8*10^3/（27*3/2）=1674N
径向力 Fr2=Ft2*tan（20°）=609N
水平面上的支反力：FA2=db/（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处的水平弯矩：Ma=140*Ft2*10^（-3）=234N*m
截面A处的垂直弯矩：Ma’=280*Fr2’*10^（-3）=85.2N*m
截面A处的合成弯矩：Ma1=sqrt（Ma^2+Ma’^2）=249N*m
同理，截面A处的当量弯矩为：
Mva1= sqrt（Ma1^2+（ε*T2）^2）=252N*m
轴的受力图，转矩图，弯矩图如图16所示。
同样，截面A处当量弯矩最大，故可能为危险截面。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
所以其强度也足够。
图16 高6级轴的强度计算
综上所述，两种情况下主轴的强度均足够，故本次设计的主轴尺寸满足要求。
5.小节
这次专业课程设计师大四上学期进行一次非常关键，非常重要的课程设计，它也是毕业设计前最后一次关于机械专业基础知识的课程设计。我个人对这次设计非常重视。
由于这次课程设计时间与考研冲突，因此很多内容特别是A0图纸的CM6132机床传动系统的结构图完成得比较仓促，其中不乏一些小错误和不合理之处。比如I轴上的三联滑移齿轮布置安排不合理，直接导致滑移齿轮间间距比较大（为了留出空间，保证齿轮之间不干涉），进而影响了I轴的轴向尺寸乃至整个变速箱的尺寸大小。再比如，变速箱内的多对齿轮啮合时，没有考虑采用公用齿轮，以减少II轴上固定齿轮的个数，从而减小II轴的轴向尺寸。还有，连接变速箱与主轴箱的V带轮尺寸较小，与庞大的主轴箱不是很协调，主轴两边端盖设计得也不尽合理……
当然，通过这次课程设计，也让我学习了很多，使我本人对机械专业的认识更深，对机床内部传动系统的结构更加清晰，而这些都是大学里课堂上的书本知识所不可能获得的，普通的考试所不可能考核检验的。从这个方面来说，课程设计不仅仅是考试以外一种考核和检验学生知识掌握情况以及运用能力方面的重要补充方式，同时学生通过课程设计，对专业基础知识和专业领域方面的信息掌握得更加牢固，更加扎实，为以后从事机械工作，以及进行生产实践活动，奠定了良好的基础。
6.参考文献
1.彭文生等主编. 机械设计. 第1版. 北京：高等教育出版社，2002
2.李余庆等主编. 机械制造装备设计. 第2版. 北京：机械工业出版社，2008
3.唐增宝等主编. 机械设计课程设计. 第1版. 武汉：华中科技大学出版社，2006
4.吴宗泽 主编. 机械零件设计设计受册[M]. 第1版. 北京：机械工业出版社，2004
参考资料：http://zzhy318.blog.163.com/blog/static/126013391201001985658132/
机床电气控制线路设计通常包含哪些内容、机床电气控制线路设计的基本要求，就介绍到这里啦！感谢大家的阅读！希望能够对大家有所帮助！