多速输出变速箱项目设计方案.doc

多速输出变速箱项目设计方案第一章 绪论一、机床传动系统机床的主传动系统的布局可分成集中传动和分离传动两种类型。主传动系统的全部变速结构和主轴组件集中装在同一个箱体内，称为集中传动布局；传动件和主轴组件分别装在两个箱体内，中间采用带或链传动，称为分离传动布局。集中传动式布局的机床结构紧凑，便于实现集中操控，且只用一个箱体，但传动结构运转中的振动和热变形。当采用背轮传动时，皮带将高速直接传给主轴，运转平稳，加工质量好，低速时经背轮机构传动，转矩大，适应粗加工要求。变速箱变速方式分为有级变速和无级变速。有级变速机构有下列几种：l 交换齿轮变速机构 这种变速机构的变速简单，结构紧凑，主要用于大批量生产的自动或半自动机床，专用机床及组合机床等；l 滑移齿轮变速机构 这种变速机构广泛应用于通用机床和一部分专用机床中；l 离合器变速运动 在离合器变速机构中应用较多的有牙嵌式离合器，齿轮式离合器和摩擦片式离合器。2、 变速箱发展趋势变速箱发展三大趋势l 高水平、高性能 圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高4倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。l 积木式组合设计 基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。 l 型式多样化，变型设计多。三、设计提要设计的主要内容是一个18级多速输出的变速箱的设计，这种变速箱广泛应用于各种机床主传动系统，给机床提供多种主轴转速。设计的对象设计完成后预计要达到普通机床的的加工与精度要求。调速机构能便于操纵人员操纵。同时有利于提高工人在工作中的工作效率，带来一定的效益。完成设计的基本步骤为：1、收集相关资料，为设计做准备；2、完成齿轮的设计和强度校核，初步得出齿轮的基本尺寸；3、轴及轴上零件结构设计并校核轴的强度；4、计算轴承寿命；5、对操纵机构进行设计；6、对整体布局做设计，同时根据所得的布局图进一步调节各个齿轮的尺寸机相互位置关系；7、根据箱体内部结构和外部的尺寸，对箱体做结构设计；8、绘制变速箱的装配图及零件图；9、将设计提交给指导老师检查指导，对设计做进一步的修正；10、书写设计说明书，并做设计的后期处理。第二章 方案设计1、 参数的拟定1、 确定输出转速根据选题要求，输出转速为301500r/min，18级。取传动公比 =1.732。拟定输出转速为：301500r/min.主电机的选取根据主传动系统所需的功率及要达到的最大转速，选取电动机的型号为：Y132M-4，其基本参数为：额定功率为7.5Kw，满载转速为1450r/min。确定齿轮的传动效率为，滚动轴承的效率为。2、 传动方案设计1、 主传动方案拟定集中传动式布局的机床结构紧凑，便于实现集中操控，且只用一个箱体，此次设计中将采用集中传动式布局，并采用滑移齿轮来变换传动路线，达到多速输出的目的。2、 传动式的拟定18级转速传动系统的传动组和传动副可能的方案有： 18=92； 18=29； 18=36； 18=63； 18=332； 18=233； 18=323为尽可能使变速箱结构紧凑，应避免单一轴上齿轮过多，前4种方案，一根轴上齿轮将达到12个之多，轴的轴向尺寸将过大，故不宜选取。同时考虑到变速箱具体结构，从电动机到主轴一般为降速传动，将传动副较多的传动副放在接近电动机处，这样可以使小尺寸的零件多一些，大尺寸的零件少一些，节省材料，也就是“先多后少”的原则。故选取传动式3、 结构式及结构网的确定对于的传动式，根据“前密后稀”的原则，即级比指数增大，选择结构式为：，其结构网如图2-1。4、 参考X53K确定各齿轮齿数，传动方案及转速图传动方案如图2-2所示；转速图如图2-3。3、 齿轮运动和动力参数的确定1、 各轴输入功率 图2-1 结构网图 图2-2 传动系统简图图2-3 转速图2、 各轴输入转矩2100000N.mm3、 综合以上参数，制表表格如表2-1：表2-1 各轴功率、转速、转矩轴号轴轴轴轴轴功率（）7.57.2767.066.856.61转速(）1450698286.4109.730转矩（）49397995572350005960002100000，各轴转速用最小转速，以满足强度要求：第三章 齿轮设计本章节中计算公式及计算参数均来自濮良贵、纪名刚编。机械设计M。北京：高等教育出版社，2008。1、 齿轮齿数表参考立式升降台铣床X52K，定各齿轮齿数如表3-1：表3-1 各齿轮齿数、轴间、轴间、轴之间、轴之间第1对第2对第3对第4对第5对第6对第7对第8对第9对、轴之间箱体与外部连接部分第10对第11对 第一对齿轮的设计（）：1. 选择精度等级，材料1） 材料及热处理。由表10-1选得大小齿轮为硬齿面，材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。2） 初选螺旋角。初选螺旋角为14度。2. 按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即d（10-21）（1）确定公式内的各计算数值1)试选Kt=2.5.2)由图10-30选取区域系数Zh=2.433.3)由图10-26查的a1=0.78，a2=0.84,则a=a1+a2=1.624)由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8 5）小齿轮的转矩T=49396.6Nmm6）传动比为i=2.07）应力循环次数N=60 njL=60145012830015=6.26410N=3.016108）由图10-9查取接触疲劳系数KHN1=0.90，KHN2=0.95.9）由图10-21e查的接触疲劳极限为=1100Mpa，=1100Mpa。10）计算接触疲劳许用应力（失效概率为1%，安全系数为谁）由机械设计中式10-12得：=990MPa=1045Mpa=（990+1045）/2=1017.5 Mpa11）按接触疲劳强度设计：= =38.74mm12）计算圆周速度：V=2.94m/s13)计算齿宽系数b及模数=cos14度=1.566mmh=2.25=3.52mm，b/h=8.8.14）计算纵向重合度B=0.318QdZ1tan14度=1.522.15）计算载荷系数K根据V=2.94m/s.7级精度，由图10-8差得动载系数Kv=1.10Ft=2T1/d1=1976N,KaFt/b=79.7N/mm小于100N/mm.所以由表10-3查得Kha=Kfa=1.4.16）由表10-4中的硬齿面齿轮栏中查得小齿轮相对支承非对称布置，7级精度Khb=1.29.K=KaKVKHaKHb=2.48.另由图10-13查得kfb=1.25.2按齿根弯曲强度设计m（10-5）1） 计算载荷系数2） K=KAKVkFaKFb=2.43） 由图10-20d查得大小齿轮弯曲疲劳极限为=600Mpa4） 由图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.90计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.5，由式10-12得=340MPa=360Mpa5）查图10-28得螺旋角系数Yb=0.885） 计算小齿轮的当量齿数ZV1=Z/cos14度cos14度=26，ZV2=59.查表10-5得Yfa1=2.60，Yfa2=2.29，Ysa1=1.595，Ysa2=1.725计算大小齿轮的，并加以比较：=0.0122=0.011，小齿轮的数值大，按小齿轮计算。按弯曲疲劳强度计算：m= mm=1.44mm，取模数为m=2.5mm。6） 根据齿数与模数重新计算分度圆直径=67.01mm， =139.18mm，中心距a=103.09mm，圆整为a=103mm。7） 按圆整后的中心距修正螺旋角为12度40分49秒。8） 因螺旋角改变不多，故各系数均不需修正。9） 计算大小齿轮的分度圆直径d1=65.20mm，d2=135.41mm。10） 计算齿轮宽度：B1=57mm，B2=52mm。2.齿轮（）的计算1、 选定精度等级、材料及齿数： 确定齿轮类型因为该对齿轮无须承受轴向力，且要滑移黏合，故选两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮。 材料选择大小齿轮材料为40Cr调质并表面淬火，硬度为4855HRC。 铣床为一般工作机器，速度不高，选用7级制造精度 小齿轮齿数为16，大齿轮齿数为39，传动比为=2.441. 按齿根弯曲强度设计：（10-5）确定各参数值：1）计算小齿轮的转矩：取轴承效率为0.99，齿轮效率为0.98.T=99557Nmm 其中=7.2765Kw；n=698r/min；3） 由图10-21d查得大小齿轮的弯曲疲劳极限为4） 由机械设计式10-13计算应力循环次数得:(已知铣床为两班制，工作寿命为15年)N=60 njL=6069812830015=310N=1.23105） 由图10-18取弯曲疲劳系数6） 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.5，=328Mpa，=336Mpa。7） 对于直齿圆柱齿轮，试选K=2.08） 由表10-7查得9） 查取齿形系数，计算大小齿轮的计算大小齿轮的，并加以比较：=0.0137=0.0119，小齿轮数值大。设计计算：m= mm=3.49mm为了更好的满足接触强度要求，取m为6mm。10） 计算大小齿轮的直径计算圆周速度为V：V=3.5m/s11） 查图10-8得动载系数，由于是直齿轮，12） 由表10-2查得齿高 h=2.25=2.255mm=11.25mm， ，查表10-4插值得13） 由图10-13插值查得14） 载荷系数，载荷系数比小，能满足弯曲强度要求，不需要校正。2、 按齿面接触疲劳强度校核：由设计计算公式10-9a进行试算即：d2.32（10-9a） 确定公式中的各计算数值：a、 由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号b、 根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由机械设计表10-6查得的弹性影响系数Z=189.8 。c、 由机械设计图10-21e中并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=1100Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=1100Mpah、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图10-19取小齿轮的接触疲劳系数K=0.87；大齿轮的接触疲劳系数为K=0.89载荷系数i、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故安全系数S=1.5。由机械设计中式10-12得：=638Mpa=653Mpa 计算：a、试算小齿轮分度圆直径，代入与中较小的值：2.32= 2.32= 77.23mm所以与通过以上弯曲疲劳强度设计出来的小齿轮分度圆直径基本符合，不需要重新校核。3、 几何尺寸的计算： 计算分度圆直径：d= mZ=616=96mmd= mZ=639=234mm 计算中心距：a=165mm 计算齿轮宽度：b=0.596=48mm为了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽5mm，取B=48mm，B=53mm由于小齿轮齿数小于17，故需采用变位避免根切。小齿轮采用正变位mm；大齿轮采用负变位mm3第二级多联齿轮的计算：1） 由于多联滑移齿轮需要滑移黏合，所以各齿轮对的中心距都相等，因此第一个多联齿轮的模数为6mm。2） 多联齿轮的尺寸计算：3） （）齿轮对的计算：d1=m=196=114mm，d2=m=366=216mm，中心距a=165mm. 齿宽圆整为：B1=62mm，B2=57mm。4）（）齿轮对的计算：d1= m=226=132mm，d2= m=336=198mm，中心距a=165mm. 齿宽 B1=71mm，B2=66mm。4） 多联齿轮对的校核：由于这两对齿轮的小齿轮都比16大，因此都能满足弯曲强度和接触强度。4第三级传动齿轮对（）的计算：1） 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 选用7级精度。3） 大小齿轮的材料40Cr（调质并表面淬火），硬度为4855HRC。4） ，传动比u=2.6. 传动效率 ，。5） 取第二级传动比最大的传动比计算转矩： 。6） 由图10-20d查得大小齿轮的弯曲疲劳极限为，7） 计算应力循环次数： ，。8） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数9） 计算弯曲疲劳许用应力：去弯曲疲劳安全系数S=1.5. =360Mpa，=368Mpa。10） 初选载荷系数。11） 由表10-7查得0.212） 查取齿形系数，计算大小齿轮的计算大小齿轮的，并加以比较：=0.01236=0.01072，小齿轮数值大。设计计算：m= mm=4.15mm为了更好的满足接触强度要求，取m为6mm。15） 计算大小齿轮的直径计算圆周速度为V：V=1.62m/s16） 查图10-8得动载系数，由于是直齿轮，17） 由表10-2查得齿高 h=2.25=2.256mm=13.5mm， ，查表10-4插值得18） 由图10-13插值查得19） 载荷系数，载荷系数比小，能满足弯曲强度要求，不需要校正。4、 按齿面接触疲劳强度校核：由设计计算公式10-9a进行试算即：d2.32（10-9a） 确定公式中的各计算数值：d、 由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号e、 根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由机械设计表10-6查得的弹性影响系数Z=189.8 。f、 由机械设计图10-21e中并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=1100Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=1100Mpah、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图10-19取小齿轮的接触疲劳系数K=0.89；大齿轮的接触疲劳系数为K=0.93载荷系数i、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故安全系数S=1.5。由机械设计中式10-12得：=653Mpa=682Mpa 计算：a、试算小齿轮分度圆直径，代入与中较小的值：2.32= 2.32= 101.06mm所以与通过以上弯曲疲劳强度设计出来的小齿轮分度圆直径基本符合，不需要重新校核。5、 几何尺寸的计算： 计算分度圆直径：d= mZ=618=108mmd= mZ=647=282mm 计算中心距：a=195mm 计算齿轮宽度：b=0.5108=54mm为了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽5mm，取B=54mm，B=59mm5第三级多联齿轮的计算：由于多联滑移齿轮需要滑移黏合，所以各齿轮对的中心距都相等，因此第一个多联齿轮的模数为6mm。1）多联齿轮的尺寸计算：2）（）齿轮对的计算：d1=m=286=168mm，d2=m=376=222mm，中心距a=195mm. 齿宽圆整为：B1=89mm，B2=84mm。3）（）齿轮对的计算：d1= m=396=234mm，d2= m=266=156mm，中心距a=195mm. 齿宽 B1=48mm，B2=53mm。4） 多联齿轮对的校核：由于这两对齿轮的小齿轮都比16大，因此都能满足弯曲强度和接触强度。4第四级传动齿轮对（）的计算：13） 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。14） 选用7级精度。15） 大小齿轮的材料40Cr（调质并表面淬火），硬度为4855HRC。16） ，传动比u=3.74. 传动效率 ，。17） 取第二级传动比最大的传动比计算转矩： 。18） 由图10-20d查得大小齿轮的弯曲疲劳极限为，19） 计算应力循环次数： ，。20） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数21） 计算弯曲疲劳许用应力：去弯曲疲劳安全系数S=1.5. =360Mpa，=380Mpa。22） 初选载荷系数。23） 由表10-7查得24） 查取齿形系数，计算大小齿轮的计算大小齿轮的，并加以比较：=0.01219=0.0103，小齿轮数值大。设计计算：m= mm=4.65mm为了更好的满足接触强度要求，取m为6mm。20） 计算大小齿轮的直径计算圆周速度为V：V=0.65m/s21） 查图10-8得动载系数，由于是直齿轮，22） 由表10-2查得齿高 h=2.25=2.256 mm=13.5mm， ，查表10-4插值得23） 由图10-13插值查得24） 载荷系数，载荷系数比小，能满足弯曲强度要求，不需要校正。6、 按齿面接触疲劳强度校核：由设计计算公式10-9a进行试算即：d2.32（10-9a） 确定公式中的各计算数值：g、 由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号h、 根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由机械设计表10-6查得的弹性影响系数Z=189.8 。i、 由机械设计图10-21e中并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=1100Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=1100Mpah、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图10-19取小齿轮的接触疲劳系数K=0.95；大齿轮的接触疲劳系数为K=0.98载荷系数i、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故安全系数S=1.5。由机械设计中式10-12得：=696Mpa=719Mpa 计算：a、试算小齿轮分度圆直径，代入与中较小的值：2.32= 2.32=113.21mm所以与通过以上弯曲疲劳强度设计出来的小齿轮分度圆直径基本符合，不需要重新校核。7、 几何尺寸的计算： 计算分度圆直径：d= mZ=619=114mmd= mZ=671=426mm 计算中心距：a=270mm 计算齿轮宽度：b=0.8114=91.2mm为了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽5mm，取B=91mm，B=96mm5第四级多联齿轮的计算：由于多联滑移齿轮需要滑移黏合，所以各齿轮对的中心距都相等，因此第一个多联齿轮的模数为4.5mm。1）多联齿轮的尺寸计算：2）（）齿轮对的计算：d1=m=824.5=369mm，d2=m=384.5=171mm，中心距a=270 mm. 齿宽圆整为：B1=91mm，B2=86mm。3）按弯曲疲劳强度校核：m。（10-5）25） 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。26） 选用7级精度。27） 大小齿轮的材料40Cr（调质并表面淬火），硬度为4855HRC。28） ，传动比u=0.64. 传动效率 ，。29） 取第二级传动比最大的传动比计算转矩： 。30） 由图10-20d查得大小齿轮的弯曲疲劳极限为，31） 计算应力循环次数： ，。32） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数33） 计算弯曲疲劳许用应力：去弯曲疲劳安全系数S=1.5. =360Mpa，=352Mpa。34） 初选载荷系数。35） 由表10-7查得由表10-5查取齿形系数，计算大小齿轮的计算大小齿轮的，并加以比较：=0.0109=0.0114，小齿轮数值大。设计计算：m= mm=3.35mm为了更好的满足接触强度要求。25） 计算圆周速度为V：V=2.12m/s26） 查图10-8得动载系数，由于是直齿轮，27） 由表10-2查得齿高 h=2.25=2.254.5 mm=10.125mm， ，查表10-4插值得28） 由图10-13插值查得29） 载荷系数，载荷系数比小，能满足弯曲强度要求，不需要校正。8、 按齿面接触疲劳强度校核：由设计计算公式10-9a进行试算即：d2.32（10-9a） 确定公式中的各计算数值：j、 由设计对象知外啮合时公式中的正负号取正号k、 根据配对齿轮的材料类型为锻钢-锻钢，由机械设计表10-6查得的弹性影响系数Z=189.8 。l、 由机械设计图10-21e中并按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=1100Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=1100Mpah、根据齿轮的材料、热处理方法及应力循环次数查机械设计中图10-19取小齿轮的接触疲劳系数K=0.95；大齿轮的接触疲劳系数为K=0.92载荷系数i、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故安全系数S=1.5。由机械设计中式10-12得：=696Mpa=675Mpa 计算：a、试算小齿轮分度圆直径，代入与中较小的值：2.32= 2.32=167.7mm所以满足满足接触疲劳强度要求。9、 几何尺寸的计算： 计算分度圆直径：d= mZ=4.582=369mmd= mZ=4.538=171mm 计算中心距：a=270mm 计算齿轮宽度：b=0.5171=85.5mm为了防止齿轮因装配误差产生轴向错位导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷，所以将小齿轮齿宽在圆整的基础上人为地加宽5mm，取B=86mm，B=91mm表3-2 各齿轮参数表编号齿数材料热处理硬度模数分度圆直径中心距齿宽12640Cr调质后表面淬火4855HRC2.565.20100.3575440Cr调质后表面淬火4855HRC135.415222240Cr调质后表面淬火4855HRC6132165713340Cr调质后表面淬火4855HRC1986631940Cr调质后表面淬火4855HRC6114165623640Cr调质后表面淬火4855HRC2165741640Cr调质后表面淬火4855HRC696165533940Cr调质后表面淬火4855HRC2344852640Cr调质后表面淬火4855HRC6156195533940Cr调质后表面淬火4855HRC2344862840Cr调质后表面淬火4855HRC6168195893740Cr调质后表面淬火4855HRC2228471840Cr调质后表面淬火4855HRC6108195594740Cr调质后表面淬火4855HRC2825483840Cr调质后表面淬火4855HRC4.5171270918240Cr调质后表面淬火4855HRC3698691940Cr调质后表面淬火4855HRC6114270967140Cr调质后表面淬火4855HRC42691第四章 轴的设计本章节中计算公式及计算参数来自濮良贵、纪名刚编。机械设计M。北京：高等教育出版社，2008与吴宗泽编。机械设计课程设计手册（第三版）M.北京：高等教育出版社，2007。1、 初步确定各轴的最小轴径1、 轴轴的材料为45钢，调质处理，根据机械设计表15-3，取=112。于是得：2、 轴轴的材料为45钢，调质处理，根据机械设计表15-3，取=112，于是得：3、 轴轴的材料为45钢，调质处理，根据机械设计表15-3，取=112，于是得：4、 轴轴的材料为40Cr，调质处理，根据机械设计表15-3，取=104，于是得：5、 轴轴的材料为40Cr，调质处理，根据机械设计表15-3，取=97，于是得：二 轴的强度校核1、 轴的载荷分析图如图4-7。（a）（b）（c）（d）（e）图4-7 轴的载荷分析图（1） 求轴上载荷轴的受力分析如图4-7（a）所示：水平面受力与弯矩如图4-7（b）所示：=545N.垂直面受力与弯矩如图4-7（c）所示：弯矩合成如图4-7（d）所示：扭矩如图4-7（e）所示：（2）按弯扭合成强度条件校核轴的危险面B通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常不是对称循环变应力。为了考虑两者循环特性的不同，引入折合系数。当扭转切应力为脉动循环变应力时，取。由得轴的材料为45钢调质，(安全系数为4)，故安全。2 轴的载荷分析图如图4-8（a）（b）(c)(d)(e)图4-8 轴的载荷分析图（1）求轴上载荷轴的受力分析如图4-8（a）所示：水平面受力与弯矩如图4-8（b）所示：垂直面受力与弯矩如图4-8（c）所示：（负号表示该力的方向与图示中标示的方向相反）弯矩合成如图4-8（d）所扭矩如图4-8（e）所示：（2）按弯扭合成强度条件校核轴的危险面C由得轴的材料为45钢调质，(安全系数为2)，故安全。其它两个位置的载荷比中位小，故安全。2、 轴的载荷分析图如图4-9。（a）（b）（c）（d）（e）图4-9 轴的载荷分析图（1）求轴上载荷轴的受力分析如图4-9（a）所示：水平面受力与弯矩如图4-9（b）所示：垂直面受力与弯矩如图4-9（c）所示：弯矩合成如图4-9（d）所示：扭矩如图4-9（e）所示：（2）按弯扭合成强度条件校核轴的危险面B由得轴的材料为45钢调质，(安全系数为1.6)，故安全。3、 轴V的载荷分析图如图4-10。(a)(b)(c)(d)(e)图4-11 轴的载荷分析图（1）求轴上载荷轴的受力分析如图4-9（a）所示：水平面受力与弯矩如图4-9（b）所示：垂直面受力与弯矩如图4-9（c）所示：弯矩合成如图4-9（d）所示：扭矩如图4-9（e）所示：（2）按弯扭合成强度条件校核轴的危险面B由得轴的材料为45钢调质，(安全系数为1.6)，故安全。4、 轴承寿命计算机床预定寿命1、轴左端的滚动轴承6005的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6005的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于轴的轴向载荷很小，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：当量动载荷轴承寿命轴承6005不符合寿命要求，故改选轴承为滚动轴承6405，并重新计算轴承寿命。查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6405的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。轴承寿命所以选用6405轴承可以满足要求。2、轴右端的滚动轴承6005的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6005的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于轴的轴向载荷很小，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：当量动载荷轴承寿命所以选用6005轴承可以满足要求。3、轴左端的滚动轴承6006的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6006的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于轴的轴向载荷很小，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：当量动载荷轴承寿命所以选用6006轴承不符合寿命要求，故改选轴承为滚动轴承6206，并重新计算轴承寿命。查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6006的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。轴承寿命所以选用6205轴承可以满足要求。4、轴右端的滚动轴承6005的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6005的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于轴的轴向载荷很小，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：当量动载荷轴承寿命所以选用6005轴承不符合寿命要求，故改选轴承为圆柱滚子轴承N207E，并重新计算轴承寿命。查机械设计课程设计手册（第3版）表6-2中知对于轴承N210E的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。轴承寿命所以选用轴承N210E可以满足要求。5、轴左端的滚动轴承6008的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6008的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于轴的轴向载荷很小，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：当量动载荷轴承寿命所以选用6008轴承不符合寿命要求，故改选轴承为轴承6208，并重新计算轴承寿命。查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6208的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。轴承寿命所以选用轴承6208可以满足要求。6、 轴右端的滚动轴承6007的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6007的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于轴的轴向载荷很小，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：当量动载荷轴承寿命所以选用6007轴承不符合寿命要求，故改选轴承为轴承6307，并重新计算轴承寿命。查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6307的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。轴承寿命所以选用轴承6307可以满足要求。7、 轴左端的滚动轴承6009的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6009的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于轴的轴向载荷很小，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：当量动载荷轴承寿命所以选用轴承6009可以满足要求。8、 轴右端的滚动轴承6009的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6009的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于轴的轴向载荷很小，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：当量动载荷轴承寿命所以选用6009轴承不符合寿命要求，故改选轴承为轴承N409E，并重新计算轴承寿命。查机械设计课程设计手册（第3版）表6-2中知对于轴承N409E的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。轴承寿命所以选用轴承N409E可以满足要求。9、 轴左端的滚动轴承7013C的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-6中知对于轴承7013C的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：当量动载荷轴承寿命所以选用7013C轴承不符合寿命要求，故改选轴承为轴承7313C，并重新计算轴承寿命。查机械设计课程设计手册（第3版）表6-6中知对于轴承7313C的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。轴承寿命所以选用轴承7313C可以满足要求。10、 轴右端的滚动轴承6014的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6014的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：当量动载荷轴承寿命所以选用6014轴承不符合寿命要求，故改选轴承为轴承N314E，并重新计算轴承寿命。查机械设计课程设计手册（第3版）表6-2中知对于轴承N314E的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。轴承寿命所以选用轴承N314E可以满足要求。11、轴左端的滚动轴承6012的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-1中知对于轴承6012的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于轴的轴向载荷很小，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：一对轴承的当量动载荷轴承寿命12、 轴右端的滚动轴承7014C的寿命计算查机械设计课程设计手册（第3版）表6-6中知对于轴承7014C的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。由于，故由机械设计表13-5知X=1，Y=0。据机械设计表13-6，取载荷系数。则：当量动载荷轴承寿命所以选用7014C轴承不符合寿命要求，故改选轴承为轴承7314C，并重新计算轴承寿命。查机械设计课程设计手册（第3版）表6-6中知对于轴承7314C的基本额定静载荷，基本额定动载荷,轴承的预期寿命为。轴承寿命所以选用轴承7314C可以满足要求。第五章 操纵机构的方案选择变速操纵机构主要有分散式、集中式和预选式3种。对于分散式操纵机构，一般须操纵多个操作件（手柄或按钮）才能完成一个变速过程。集中式操纵机构由一个或两个操作件完成一个变速过程，操作方便，但结构较复杂。预选式操纵机构可以在机床工作中预先选择下一工序所需的转速，转入下一工序时操纵一个操作件即可实现变速，缩短了辅助时间，但结构复杂。为使操纵方便，本次设计采用集中式操纵机构，采用孔盘变速。其结构示意图如图5-1。图5-1 操纵机构示意图变速时，将变速杆1扳向左边，使固定在同轴上的扇形齿轮2顺时针转动，带动与其啮合的齿条右移，通过齿条右端的拨叉，拨动轴4及固定在右端的变速孔盘5向右移动，使变速孔盘的孔眼与相配合的齿杆全部脱离。此时，可以转动转速盘3，使所需转速对准箭头所指位置。当转动转速盘3时，转速盘轴同转。通过一对齿数相等的锥齿轮，带动轴4和孔盘5同步转动。在孔盘5不同直径的圆周上，有大小不等的两种孔眼，以供齿杆6,8,10右端阶台销插入。齿杆6,8,10为三组，每组两个齿杆，其中一齿杆装有拨叉，即拨叉7、9、11，分别拨动轴和轴上的三个滑移齿轮。每一组的两个齿杆之间与一圆柱齿轮对称啮合，确保当孔盘5从右向左推动某一齿杆时另一齿杆相应右移，以达到拨叉拨动滑移齿轮向左或向右移动、改变滑移齿轮轴向啮合位置的目的。转速盘3选好转速后，将变速杆1扳回到右位。这时，通过扇形齿轮、齿条、拨叉使轴4与孔盘5从右向左移到原位，则孔盘5推动三组齿杆6、8、10连同拨叉拨动三个滑移齿轮移动，改变齿轮啮合对，达到变速目的。操纵机构具体结构见装配图与零件图。参考文献1濮良贵、纪名刚编.机械设计M.北京：高等教育出版社，20082机械电子工业部编.铣工工艺学M.北京：机械工业出版社，2009.93戴曙编.金属切削机床M.北京：机械工业出版社，2007.124吴宗泽编.机械设计课程设计手册（第三版）M.北京：高等教育出版社，20075第一机械工业部编.金属切削机床产品样本 铣床 1977M.北京：机械工业出版社1980.3 6孙桓、陈作模、葛文杰编.机械原理M.北京：高等教育出版社，2006.57赵家奇编.机械制造工艺学课程设计指导书（第二版）M.北京：机械工业出版社,2000.108李云主编.机械制造及设备指导手册M.北京：机械工业出版社,1997.8原文：20.9 MACHINABILITYThe machinability of a material usually defined in terms of four factors:1、 Surface finish and integrity of the machined part;2、 Tool life obtained;3、 Force and power requirements;4、 Chip control. Thus, good machinability good surface finish and integrity, long tool life, and low force And power requirements. As for chip control, long and thin (stringy) cured chips, if not broken up, can severely interfere with the cutting operation by becoming entangled in the cutting zone.Because of the complex nature of cutting operations, it is difficult to establish relationships that quantitatively define the machinability of a material. In manufacturing plants, tool life and surface roughness are generally considered to be the most important factors in machinability. Although not used much any more, approximate machinability ratings are available in the example below.20.9.1 Machinability Of SteelsBecause steels are among the most important engineering materials (as noted in Chapter 5), their machinability has been studied extensively. The machinability of steels has been mainly improved by adding lead and sulfur to obtain so-called free-machining steels.Resulfurized and Rephosphorized steels. Sulfur in steels forms manganese sulfide inclusions (second-phase particles), which act as stress raisers in the primary shear zone. As a result, the chips produced break up easily and are small; this improves machinability. The size, shape, distribution, and concentration of these inclusions significantly influence machinability. Elements such as tellurium and selenium, which are both chemically