主轴中心尽可能的分布在几个同心圆上，在各个同心圆的圆心上分贝设置中心传动轴非同心圆分布的些主轴，也宜设置中间传动轴如根传动轴带两根或三根主轴然后根据已选定的各中心传动轴再取同心圆，并用最少目录多轴箱传动系统图主轴分布类型多组同心圆分布。对这类主轴，可在同心圆处分别设置中心传动轴，由其上的个或几个不同排数齿轮来带动各主轴。采用根传动轴带动根主轴的方案。此方案传动轴齿轮数最少，用根传动轴带动多根主轴。主轴齿轮规格相同。传动系统的设计计算各齿轮参数的设计计算齿轮齿数和传动轴转速的计算公式如下从主主从从主主从从主从目录从主主主从从主从从主从主从式中啮合齿轮副传动比啮合齿轮副齿数和主从分别为主动和从动齿轮齿数主从分别为主动和从动齿轮转速，单位为齿轮啮合中心距，单位为齿轮模数，单位为。传动轴的齿轮参数计算设计从数量个，设在第排转速主轴的齿轮参数计算设计取传动轴齿轮的模数，齿数数量个，设在第Ⅱ排。主轴数量个，设在第排转速主目录润滑油泵的安置油泵轴的位置要尽可能靠近油池，离油面高度不大于毫米油泵轴的转速，须根据工作条件而定，主轴数目多，油泵转速应选的高些。当用型叶片泵时，油泵转速可在转分范围内选择。当箱体宽度大于毫米，主轴数多于根时，最好采用两个油泵，以保证充分润滑。本主轴箱内采用了个型叶片泵，为了便于维修，油泵齿轮布置在了第排。油泵的安置要使其回转方向保证进油口到排油口转过。本设计油泵齿轮由驱动轴等速传动，转速为。验算和校核验算主轴转速转速二强度校核传动轴的估算估算轴的最小直径，按扭转强度条件计算，先按照下列初步估算的最小直径，选取轴的材料号钢，调质处理。式中扭转应力，单位轴所受扭矩轴的抗扭截面系数许用扭转切应力计算截面处轴的直径轴的转速由以上公式可得轴的直径取目录取取轴的强度校核以主轴为例对传递动力轴满足强度条件是最基本的要求。通过结构设计初步确定出轴的尺寸后，根据受载情况进行轴的强度校核计算。首先作出轴的计算图。如果轴上零件的位置已知，即已知外载荷及支反力的作用位置。将齿轮带轮等级装配宽度的分布简化为集中力，并视为作用在轮毂宽度的中点上略去轴和轴上的自重略去轴上产生的拉压应力把轴看成铰链支承，支反力作用在轴承上，其作用点的位置可用如下图所示确定。则将双支点轴当作受集中力的简支梁进行计算，然后绘制弯矩图和扭矩图，并进行轴的强度校核。求出输出轴的功率，转速和转矩。前面已经得出求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径而主轴上大齿轮传递的转矩，单位为主轴上大齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径。单位为啮合角。对标准齿轮求轴上的载荷首先根据轴的结构图见主轴箱图作出计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查得值。对于型圆锥滚子轴承，由手册中查得。对于型圆目录锥滚子轴承，由手册中查得。因此，作为简支梁的轴的轴承跨距。计算简图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算截面处的及向主轴逆时针转向。列表标明各主轴的工序内容切削用量及主轴外伸尺寸。标明动力件型号及其性能参数。目录多轴箱设计原始依据图主轴齿轮的确定及动力计算主轴的型式和直径，主要取决于加工工艺方法刀具主轴联接结构刀具的进给抗力和切削转矩。钻削类主轴按支承型式分为两种前后支承均为圆锥滚子轴承主轴。前支承为推力球轴承和向心球轴承后支承为向心球轴承或圆锥滚子轴承的主轴。前后支承均为推力球轴承和无内环滚针轴承的主轴。主轴型式的确定本设计中根据加工工艺要求，采用了第二种前支承为推力球轴承和向心球轴承后支承为向心球轴承的主轴。其装配结构配套零件及联系尺寸详见组合机床设计简明手册中第七章第二节。主轴材料采用了钢，热处理。数量根。目录主轴位置的确定由于是根主轴同时对个的大头孔进行加工，所以根主轴的相对位置应与个大头孔的相对位置保持致。齿轮模数齿轮模数般用类比法确定。多轴箱中的齿数模数常用几种。为便于生产，同多轴箱中的模数规格最好不要大于两种。本设计齿轮模数选。多轴箱所需动力的计算多轴箱的动力计算包括多轴箱所需要的功率和进给力两项。传动系统确定之后，多轴箱所需要的功率按下列公式计算空空多箱切削失切削失式中切削切削功率，单位为空空转功率，单位为失与负荷成正比的功率损失，单位为每根主轴的切削功率，由选定的切削用量按公式计算或查图表获得每根主轴的空转功率按组合机床设计简明手册表确定每根主轴上的功率损失，般取所传递功率的。主轴切削功率切削多轴箱所需进给力多箱计算多箱式中各主轴所需的轴向切削力，单位为目录多轴箱传动系统设计多轴箱传动系统设计，是根据动力箱驱动轴位置和转速各主轴位置及其转速要求，设计传动链，把驱动轴与各主轴连接起来，使各主轴获得预定的转速和转向。对多轴箱传动系统的般要求在保证主轴的强度刚度转速和转向的条件下，力求使传动轴和齿轮的规格数量为最少。因此，应尽量用用根中间传动轴带动多根主轴，并将齿轮布置在同排上。当中心距不符合标准时，可采用变位齿轮或略微改动传动比的方法解决。尽量不用主轴带动主轴的方案，以免增加主轴负荷，影响加工质量。遇到主轴分布较密，布置齿轮的空间受到限制或主轴负荷较小加工精度要求不高时，可用根强度较高的主轴带动根主轴的传动方案。为使结构紧凑，主轴箱内齿轮副的传动比般要大于最佳传动比为，后盖内齿轮传动比允许取至尽量避免用升速传动。当驱动轴转速较低时，允许先升速后再降些，使传动链前面的轴齿轮转速较小，结构紧凑，但空转功率损失随之增加，故要求升速传动比小于等于为使主轴上的齿轮不过大，最后级经常采用升速传动。用于粗加工主轴上的齿轮，应尽可能设置在第Ⅰ排，以减少主轴的扭曲变形精加工主轴上的齿轮，应设置在第Ⅲ排，以减少主轴的弯曲变形。多轴箱内具有粗精加工主轴时，最好从动力箱驱动轴齿轮传动开始，就分两条加工路线，以免影响加工路线。驱动轴直接带动的传动轴数不能超过两根，以免给装配带来困难。拟订多轴箱传动系统的基本方法拟订多轴箱传动系统的基本方法是先把全部的值最大值，约为相比于轧制加工前提高约，显微硬度值的显著提高主要在于轧制加工后合金晶粒的显著细化。第页图轧制前后合金试样上显微硬度值在横截面上的分布随变形量的增大，从曲线中可以看出合金试样横截面中心区域的硬度值增大到，相比于曲线时提高并不显著，分析可知此时试样中心区域的组织并无显著变化，主要是由于轧制加工前较小尺寸的晶粒组织中存在大量的晶界和第二相颗粒对位错增殖以及中心零剪切应变位置的扩散和迁移起到了定的阻碍作用，中心位置的合金组织仍保持为位错缠结带和大量亚晶所组成的混合晶粒组织，从而使得中心位置仍保持较低的显微硬度值。随距离中心位置距离的增大，在试样内部逐渐增加的累积剪切应变作用下，在组织内部产生大量的增殖位错和孪晶，从而使得晶粒细化效果逐渐显著，导致合金的显微硬度值逐渐增大轧制状态的合金断口分析轧制状态的合金的拉伸性能如图所示，铸态合金由于存在气孔缩松夹杂等缺陷，加之内部的晶粒组织粗大，因而拉伸性能比较差，抗拉强度和屈服强度都相对较低，且塑性较差通过异步轧制等径角轧制工艺后明显提高了合金的力学性能，由图可知，轧制后合金的抗拉强度和屈服强度升高，在摄氏度轧制时，抗拉强度达到第页应变图不同温度轧板室温拉伸时的应力应变曲线为了进步评价不同轧制状态合金的塑韧性，为了进步评价不同轧制状态合金的塑韧性，对拉伸试样断口的微观形貌进行了分析，如图所示。对合金不同道次变形量所得棒材的拉伸断口形貌进行分析，结果如图所示。从图可以看出，当道次变形量为时合金断裂断口中有撕裂棱存在，同时还可看到有大量韧窝分布其上，而很少发现铸态合金断口中的解理台阶和解理面，由此可知，合金的断裂方式是以准解理断裂为主的韧性断裂如图所示当道次变形量为时，合金断口几乎是有大量较深较均匀韧窝组成，且在拉伸时发生了明显的塑性变形，为典型的韧性断裂如图所示当道次变形量为时，合金断口完全有许多大小不深浅各异的韧窝组成，拉伸时发生明显的塑性变形，可知此时合金的断裂方式仍然为韧性断裂如图所示。由此可知，经轧制变形后合金断口形貌发生了由脆性向韧性的转变。进步观察断口形貌发现，当道次变形量为时，轧制变形后的韧窝内如图所示中箭头处有物质存在，对其进行分析可知，该物质为相。由此可以确定相在拉伸实验中起主要强化作用，相为轧制变形后合金的强化相。应力第页图合金不同变形量所得棒材的拉伸断口形貌腐蚀形貌分析通过观图为镁合金在溶液中腐蚀后的微观形貌。图显示腐蚀后试样表面没有明显的腐蚀痕迹，局部发生微弱的点蚀，蚀坑深度较浅，部分蚀坑中有白色腐蚀后产物。腐蚀至时，如图所示，表面腐蚀坑明显变多，部分腐蚀坑比较深且大。随着时间的延长和见图和图，腐蚀程度逐渐加剧，较深的腐蚀坑中又出现些微小的孔洞，说明腐蚀不仅在表面加剧，还有向内部扩展的趋势。当腐蚀时间达到后，如图所示,试样表面布满腐蚀坑，众多小坑之间的坑壁被腐蚀掉，连成了大片的腐蚀痕迹。随着腐蚀时间的进步延长至，样品的表面形成了许多大的坑，这是在坑壁和坑洞中进步腐蚀造成的。这表明，随着主轴中心尽可能的分布在几个同心圆上，在各个同心圆的圆心上分贝设置中心传动轴非同心圆分布的些主轴，也宜设置中间传动轴如根传动轴带两根或三根主轴然后根据已选定的各中心传动轴再取同心圆，并用最少目录多轴箱传动系统图主轴分布类型多组同心圆分布。对这类主轴，可在同心圆处分别设置中心传动轴，由其上的个或几个不同排数齿轮来带动各主轴。采用根传动轴带动根主轴的方案。此方案传动轴齿轮数最少，用根传动轴带动多根主轴。主轴齿轮规格相同。传动系统的设计计算各齿轮参数的设计计算齿轮齿数和传动轴转速的计算公式如下从主主从从主主从从主从目录从主主主从从主从从主从主从式中啮合齿轮副传动比啮合齿轮副齿数和主从分别为主动和从动齿轮齿数主从分别为主动和从动齿轮转速，单位为齿轮啮合中心距，单位为齿轮模数，单位为。传动轴的齿轮参数计算设计从数量个，设在第排转速主轴的齿轮参数计算设计取传动轴齿轮的模数，齿数数量个，设在第Ⅱ排。主轴数量个，设在第排转速主目录润滑油泵的安置油泵轴的位置要尽可能靠近油池，离油面高度不大于毫米油泵轴的转速，须根据工作条件而定，主轴数目多，油泵转速应选的高些。当用型叶片泵时，油泵转速可在转分范围内选择。当箱体宽度大于毫米，主轴数多于根时，最好采用两个油泵，以保证充分润滑。本主轴箱内采用了个型叶片泵，为了便于维修，油泵齿轮布置在了第排。油泵的安置要使其回转方向保证进油口到排油口转过。本设计油泵齿轮由驱动轴等速传动，转速为。验算和校核验算主轴转速转速二强度校核传动轴的估算估算轴的最小直径，按扭转强度条件计算，先按照下列初步估算的最小直径，选取轴的材料号钢，调质处理。式中扭转应力，单位轴所受扭矩轴的抗扭截面系数许用扭转切应力计算截面处轴的直径轴的转速由以上公式可得轴的直径取目录取取轴的强度校核以主轴为例对传递动力轴满足强度条件是最基本的要求。通过结构设计初步确定出轴的尺寸后，根据受载情况进行轴的强度校核计算。首先作出轴的计算图。如果轴上零件的位置已知，即已知外载荷及支反力的作用位置。将齿轮带轮等级装配宽度的分布简化为集中力，并视为作用在轮毂宽度的中点上略去轴和轴上的自重略去轴上产生的拉压应力把轴看成铰链支承，支反力作用在轴承上，其作用点的位置可用如下图所示确定。则将双支点轴当作受集中力的简支梁进行计算，然后绘制弯矩图和扭矩图，并进行轴的强度校核。求出输出轴的功率，转速和转矩。前面已经得出求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径而主轴上大齿轮传递的转矩，单位为主轴上大齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径。单位为啮合角。对标准齿轮求轴上的载荷首先根据轴的结构图见主轴箱图作出计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查得值。对于型圆锥滚子轴承，由手册中查得。对于型圆目录锥滚子轴承，由手册中查得。因此，作为简支梁的轴的轴承跨距。计算简图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算截面处的及