机械设计说明书-4100QB箱体钻孔组合机床后多轴箱设计

本科毕业设计(论文)4100QB箱体钻孔组合机床后多轴箱设计绪论1.1本课题提出的背景在效率就是生命的今天，如何提高机床的生产效率，降低生产成本，实现企业效益的最大化成为了现实中的一大课题。于是，工程人员推出了专用机床，但是专用机床的制造成本高，设计周期长，通用性低。于是，组合机床问世了组合机床标准件占全部零件的70%—80%，制造周期短，投资少，经济效果好；组合机床采用多刀加工，自动化程度高，产品质量稳定，劳动强度低；组合机床的零部件大多为标准件，当产品更新时其零部件可以重复利用；组合机床易于联合组成自动化生产线，适合大规模设计和制造。本课题主要对半轴筒体组合机床进行设计。组合机床已成为产品更新，技术改造，提高生产效率和高速发展必不可少的设备之一。组合机床及其自动线是集机电与一体的综合自动化程度较高的制造技术和成套工艺装备。我国传统的综合机床及组合机床自动线主要采用机、电、气、液压控制，他的加工对象主要是生产批量比较大的大中型箱体类和轴类零件，完成钻孔、扩孔、铰孔、加工各种螺纹、镗孔、车断面和凸台，在孔内镗各种形状的槽，以及铣削平面和成型面等。近几年组合机床加工中心、数控组合机床、机床辅机等在组合行业中所占的比例也越来越大。组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定形状和加工工艺设计的专用部件和夹具，组成的半自动或自动专用机床。在机械制造中，对于单件或小批量生产的工件，许多工厂采用通用机床进行加工。由于通用机床要适应被加工零件形状和尺寸的需要，故机床结构一般比较复杂。不仅如此，在实际生产加工中，由于只能单人单机操作，一道一道工序地完成，所以工人的劳动强度大、生产效率低，工件的加工质量也不稳定。随着工业的发展，同时随着科技的进步，汽车工业也跟着发展到了一个新的高度，而专用机床也就相应的发展起来，并被广泛的应用于不同的工业生产中。在专用机床中某些部件因重复使用，逐步发展成为通用部件，因而产生了组合机床。因此，组合机床的设计是一个相当重要的课题。组合机床一般用于加工箱体类或特殊形状的零件。加工时，工件一般不旋转，由刀具的旋转运动和刀具与工件的相对进给运动，来实现钻、铰、镗孔以及铣削平面，切削内外螺纹以及加工外圆和端面等。有的组合机床采用车削头夹持工件使之旋转，由刀具作进给运动，也可实现某些回转类零件的外圆和端面加工。组合机床较之通用机床大大的提高了加工效率和缩短了加工时间，但是组合机床的设计周期和设计任务也随着增加了不少。组合机床适用于大批量生产，缩短了工作时间和工人的工作量。多轴箱是重要专用部件，它是根据加工示意图所确定的工件加工孔的数量和位置、切削用量和主轴类型设计的传递各主轴运动的动力部件。其动力来自通用的动力箱，与动力箱一起安装于进给滑台，可完成钻、扩、铰、镗孔等加工工序。多轴箱一般具有多根主轴同时对一列孔系进行加工。但也有单独的，用于镗孔的居多。多轴箱的通用箱体材料为HT200，前、后、侧盖等材料为HT150。多轴箱箱体基本尺寸系列标准规定，9种名义尺寸用相应滑台的滑鞍宽度表示。目前，多轴设计有一般设计法和电子计算机辅助设计法两种。多轴箱是组合机床中的主要专用部件之一。它要求设计者依据被加工零件上被加工孔的相对坐标尺寸、被加工零件的材质等设计出能满足实际加工要求的多轴箱。组合机床是一种自动化或半自动化的机床。无论是机械电气或液压电气控制的都能实现自动循环。通用部件按功能可分为动力部件、支承部件、输送部件、控制部输件和辅助部件五类。动力部件是为组合机动床提供主运动和进给运动的部件。主要有动力箱、切削头和动力滑台。支承部件是用以安装动力滑台、有迸给机构的切削头带或夹具等的部件,有侧底座、间底座、中支架、调支架、柱和立柱底座等。输送部件是用以输送工件或主轴箱至加工工位的部件,主要有分度回转工作台、环形分度回转工作台、分度鼓轮和往复移动工作台等。控制部件是用以控制机床的自动工作循环的部件,有液压站、气柜和操纵台等。辅助部件有润滑装置、冷却装置和排屑装置等。组合机床克服了一般专用机床的缺点。它概括分析了各种专用机床的构造，将其划为若干具有一定功能的独立部件。在我国，组合机床发展已有28年的历史，其科研和生产都具有相当的基础，应用也已深入到很多行业。是当前机械制造业实现产品更新，进行技术改造，提高生产效率和高速发展必不可少的设备之一。通过本题目的设计就可以使机械设计制造及其自动化专业学生对四年所学主要课程有一次较为全面的综合应用，得到一次近乎实战的锻炼机会。培养我们进行实际工程设计的技能，并对具体项目的设计过程能有一定的了解，为以后的工作做好准备。1.2国内外相关发展情况在我国，组合机床发展已有28年的历史，其科研和生产都具有相当的基础，应用也已深入到很多行业。是当前机械制造业实现产品更新，进行技术改造，提高生产效率和高速发展必不可少的设备之一。组合机床及其自动线是集机电于一体的综合自动化程度较高的制造技术和成套工艺装备。它的特征是高效、高质、经济实用，因而被广泛应用于工程机械、交通、能源、军工、轻工、家电等行业。我国传统的组合机床及组合机床自动线主要采用机、电、气、液压控制，它的加工对象主要是生产批量比较大的大中型箱体类和轴类零件，完成钻孔、扩孔、铰孔，加工各种螺纹、镗孔、车端面和凸台，在孔内镗各种形状槽，以及铣削平面和成形面等。组合机床的分类繁多，有大型组合机床和小型组合机床，有单面、双面、三面、卧式、立式、倾斜式、复合式，还有多工位回转台式组合机床等；随着技术的不断进步，一种新型的组合机床——柔性组合机床越来越受到人们的青睐，它应用多位主轴箱、可换主轴箱、编码随行夹具和刀具的自动更换，配以可编程序控制器（PLC）、数字控制（NC）等，能任意改变工作循环控制和驱动系统，并能灵活适应多品种加工的可调可变的组合机床。另外，近年来组合机床加工中心、数控组合机床、机床辅机（清洗机、装配机、综合测量机、试验机、输送线）等在组合机床行业中所占份额也越来越大。上世纪70年代初,大连组合机床研究所已开始这方面的研究工作。1978年,组合机床CAD技术列为国家机械工业重点项目,从此开始了我国组合机床CAD技术的研究。目前,大连机床厂、常州机床总厂武汉机床集团公司、安阳第二机床厂、保定第二机床厂、济宁机床厂和大连组合机床研究所等,在组合机床设计中普遍应用CAD技术。近年来,随着CAD技术的日益成熟,Pro/E、UG、SolidEdge、AutoCAD等多种CAD技术已广泛应用于组合机床设计。其中,有关多轴箱计算机辅助设计的研究工作也相应取得了很大成就,已经研制出较多有效的软件系统。从2002年年底第21届日本国际机床博览会上获悉，在来自世界10多个国家和地区的500多家机床制造商和团体展示的最先进机床设备中，超高速和超高精度加工技术装备与复合、多功能、多轴化控制设备等深受欢迎。据专家分析，机床装备的高速和超高速加工技术的关键是提高机床的主轴转速和进给速度。该届博览会上展出的加工中心，主轴转速10000～20000r/min，最高进给速度可达20～60m/min；复合、多功能、多轴化控制装备的前景亦被看好。在零部件一体化程度不断提高、数量减少的同时，加工的形状却日益复杂。多轴化控制的机床装备适合加工形状复杂的工件。另外，产品周期的缩短也要求加工机床能够随时调整和适应新的变化，满足各种各样产品的加工需求。然而更关键的是现代通信技术在机床装备中的应用，信息通信技术的引进使得现代机床的自动化程度进一步提高，操作者可以通过网络或手机对机床的程序进行远程修改，对运转状况进行监控并积累有关数据；通过网络对远程的设备进行维修和检查、提供售后服务等。在这些方面我国组合机床装备还有相当大的差距，因此我国组合机床技术装备高速度、高精度、柔性化、模块化、可调可变、任意加工性以及通信技术的应用将是今后的发展方向。1.3本课题主要研究内容及意义多轴箱是组合机床中的主要专用部件之一。它要求设计者依据被加工零件上被加工孔的相对坐标尺寸、被加工零件的材质等设计出能满足实际加工要求的多轴箱。通过本题目的设计可以使我们机械设计制造及其自动化专业的学生对自己四年所学主要课程有一次较为全面的综合应用，得到一次近乎实战的锻炼机会。1.4本课题的技术指标（1）被加工零件孔的直径及相对坐标尺寸（见零件示意图）；（2）被加工零件的材料为HT200；（3）工件定位面比工作台面高105毫米；（4）工件对称中心线与工作台中心线重合；（5）熟悉组合机床的基本形式形式；（6）确定切削用量、计算切削力、选择动力箱型号；（7）设计多轴箱装配图及主要零件图、变位齿轮图。2组合机床及多轴箱简介2.1组合机床概述组合机床是以大量的通用部件为基础，配以少量的专用部件所组成的高效专用机床，广泛应用于汽车，柴油机等大批量生产的行业。组合机床一般采用多轴，多刀，多工序或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍甚至几十倍。由于通用部件已经标准化和系列化，可根据需要灵活配置，能缩短设计和制造周期。因此，组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。组合机床一般用于加工箱体类或特殊形状的零件。加工时，工件一般不旋转，由刀具的旋转运动和刀具与工件的相对进给运动，来实现钻孔，铰孔，镗孔，铣削平面，切削内外螺纹以及加工外圆和端面等。有的组合机床采用车削头夹持工件使之旋转，由刀具作进给运动，也可实现某些回转类零件（如飞轮，汽车后桥半轴等）的外圆和端面加工。二十世纪70年代以来，随着可转位刀具，密齿铣刀，镗孔尺寸自动检测和刀具自动补偿技术的发展，组合机床的加工精度也有所提高。铣削平面的平面度可达0.05毫米/1000毫米，表面粗糙可低达2.5～6.3微米；镗孔精度可达IT7～6级，孔距精度可达0.03～0.02微米。专用机床是随着汽车工业的兴起而发展起来的。在专用机床中某些部件因重复使用，逐步发展成为通用部件，因而产生了组合机床。最早的组合机床是1911年在美国制造的，用于加工汽车零件。初期，各机床制造厂都有各自的通用部件标准。为了提高不同制造厂的通用部件的互换性，便于用户使用和维修，1953年美国福特汽车公司和通用汽车公司、与美国机床制造厂协商，确定了组合机床通用部件标准化的原则，即严格规定各部件间的联系尺寸，但对部件结构未作规定。通用部件按功能可分为动力部件、支承部件、输送部件、控制部件和辅助部件五类。（1）动力部件是用于传递动力，实现工作运动的通用部件。它为刀具提供主运动和进给运动，使组合机床及其自动线的主要通用部件。它包括动力滑台、动力箱、具有各种工艺性能的动力头等。（2）支承部件是用以安装动力滑台、带有进给机构的切削头或夹具等的部件，有侧底座、中间底座、支架、可调支架、立柱和立柱底座等。它是组合机床的基础部件，机床上各部件之间的相对位置精度、机床的刚度等主要依靠它来保证。（3）输送部件是具有定位和夹紧装置、用于安装工件并运送到预定工位的通用部件。主要有分度回转工作台、环行分度回转工作台、分度鼓轮和往复移动工作台等，通常具有较高的定位精度。控制部件用来控制具有运动动作的各个部件，以保证实现组合机床工作循环。它包括可编程序控制器、液压传动装置、分级进给机构、自动检测装置及操纵台电柜等。（4）辅助部件包括定位、夹紧、润滑、冷却、排屑以及自动线的清洗机等各种辅助装置。为了使组合机床能在中小批量中的到应用，往往需要应用成组技术，把结构和工艺相似的零件集中在一台组合机床上加工，以提高机床的利用率。这类机床常见的有两种，可换主轴箱式组合机床和转塔式组合机床。组合机床未来的发展将得到更多的采用调速电动机和滚珠丝杠等传动，以简化结构，缩短生产节拍；采用数字控制系统和主轴箱，夹具自动更换系统，以提高工艺可调性；以及纳入柔性制造系统等。2.2组合机床的特点：组合机床具有以下特点：（1）主要用于棱体类零件和杂件的孔面加工。（2）生产率高。因为工序集中、多面、多工位、多轴、多刀同时自动加工。（3）加工精度稳定。因为工序固定，可选用成熟的通用部件，精密夹具和自动工作循环来保证加工精度的一致性。（4）研制周期短，便于设计、制造和使用维护，成本低。因为通用化，系列化、标准化程度高，通用零件占70%—90%，通用件可组织批量生产进行预制或外购。（5）自动化程度高，劳动强度低。（6）配置灵活。因为结构模块化，组合化。可按工件或工序要求，用大量通用部件和少量专用部件灵活组成各种类型的组合机床及自动线；机床易于改装；产品或工艺变化时，通用部件一般还可以重复利用。2.3组合机床的工艺范围目前，组合机床主要用于平面加工和孔加工两类工序。平面加工包括铣平面，刮平面，车端面；孔加工包括钻、扩、铰、镗孔以及倒角，切槽，攻螺纹，滚压孔等。随着综合自动化的发展，其工艺范围正扩大到车外圆，行星铣削，拉削，推削，磨削等工序。此外，还可以完成焊接，热处理，自动装配和检测，清洗和零件分类几打印等非切削工作。组合机床在汽车，拖拉机，柴油机，电机，仪器仪表及军工及缝纫机，自行车等轻工业大批大量生产中已得到广泛应用；一些中小批量生产的企业，如机床，机车，工程机械等制造业中也已推广应用。组合机床最适宜于加工各种大中型箱体类零件，如汽缸盖，汽缸体，变速箱体，电机座及仪表壳等零件；也可用来完成轴套类，轮盘类，叉架类和盖板类零件的部分或全部工序的加工。3多轴箱的原始数据及其计算3.1被加工的零件的特点（1）材料：HT200（2）材料硬度：170~220HB（3）尺寸、相对尺寸见零件图。图3.1原始零件图3.2箱体尺寸的确定在箱体尺寸的确定里标准通用钻、镗类多轴箱的厚度使一定的、卧式为325毫米，立式为340毫米。[1]因此，确定多轴箱尺寸，主要是确定多轴箱宽度B和高度H及最低主轴高度。多轴箱宽度B、高度H的大小主要与被加工零件孔的分布位置有关，可按下式确定：（3.1）（3.2）式中工件在宽度方向相距最远的两孔距离，单位为mm;最边缘主轴中心至箱体外壁距离，单位为mm;工件在高度方向相距最远的两孔距离，单位为mm;最低主轴高度，单位为mm。本次设计当中，工件定位面工作台高度是105毫米，最低主轴高度是149.5毫米，工件在高度方向相距最远的两孔距离h是400毫米，在宽度方向相距最远的两孔距离b是570毫米。为保证多轴箱内有足够安排齿轮的空间，取100毫米。所以箱体的尺寸初步计算为：考虑到本设计其内部传动链复杂、传动轴多况且待加工的轴孔间距比较小,再加上需要安装润滑用的油泵等设备，应优先考虑外部动力输入，预定采用800mm×800mm的多轴箱箱体。3.3钻孔切削参数的确定表3.1钻孔推荐切削用量[1]加工材料加工直径d(mm)切削速度v（m/min）进给量f(mm/r)铸铁200～241HBS1～610～180.05～0.1﹥6～12﹥0.1～0.18﹥12～22﹥0.18～0.25钻孔的切削用量还与钻孔深度有关。当加工铸铁件孔深为钻孔直径的6~8倍时，在组合机床上通常都是和其他浅孔一样采取一次走刀的办法加工出来，不过加工这种较深孔的切削用量要适当降低一些。其切削用量与多轴箱钻削浅孔时切削用量的关系大致按表3.2所示递减规律，根据具体情况适当选择。降低进给量的目的是为了减小轴向切削力，以避免钻头折断。钻孔深度较大时，由于冷却排屑条件都较差，使刀具寿命有所降低。降低切削速度主要是为了提高刀具寿命，并使加工较深孔时钻头的寿命与加工其它浅孔时钻头的寿命比较接近。表3.2深孔钻切削用量递减表孔深（mm）3d(3～4)d(4～5)d切削速度v（m/min）v(0.8～0.9)v(0.7～0.8)v进给量f（mm/r）f0.9f0.9f被加工的孔直径分别为7mm、9mm、12.5mm、孔深20mm。由表6-11有、、的钻削参数分别如下表3.3所示：表3.3推荐参数孔切削速度v(m/min)进给量(mm/r)10～180.1～0.180.18～0.25各个孔的深径比分别为7(h=2.86d),9(h=2.22d),12.5(h=1.6d),由表6-12有：根据各个切削用量之间的关系，可以计算出各个主轴的转速范围，其计算方法为：[6]（3.3）其中：v为切削速度(mm/min)d为所钻孔的直径（mm）所以综上所述，整理有下表3.4：表3.4切削参数范围切削速度v(m/min)进给量f(mm/r)转速n(r/min)10～180.1～0.18455.0～819.010～180.1～0.18353.9～636.910～180.18～0.25254.8～458.6工作台进给速度，考虑到最终的设计有5%的误差，故取50mm/min。所有的轴同时运动，其工作台进给速度根据所计算的参数选取相应的值。对7：取f=0.16,r/min对9：取f=0.18,r/min对12.5：取f=0.215,r/min由公式有，则:m/minm/minm/min综上所述，整理有下表3.5：表3.5钻孔切削参数切削速度v(m/min)进给量f(mm/r)转速n(r/min)6.9020.163137.8560.182789.1450.2152333.4钻孔动力参数计算参照表3.5,组合机床的切削用量计算切削力、转矩及功率,钻孔时(刀具材料选用高速钢;工件材料为灰铸铁)。切削力（N）(3.4)切削转矩(N﹒mm)(3.5)切削功率(KW)(3.6)其中：v—切削速度（m/min）f—进给量（m/r）D—加工直径（mm）HB—布氏硬度：HB=对于Φ7：对于Φ9：对于Φ12.5：表3.6各工序动力参数切削功率P(Kw)0.07280.10390.2060切削转矩T(N﹒m)2.2593.6428.6103.5动力部件的选取动力部件的选择主要是确定动力箱的选择，要选用与其他部件相配套的动力箱驱动多轴箱进行工作，其驱动功率主要依据多轴箱所传递的切削功率来选用。在不需要精确计算多轴箱功率或多轴箱尚未设计出来之前，可按下列公式进行估算：[1]（3.7）式中—消耗于各主轴的切削功率的总和，单位KW;——多轴箱的传动效率，加工黑色金属时取0.8～0.9，加工有色金属时取0.7～0.8；主轴多、传动复杂时取小值，反之取大值。必须要注意：当某一规格的动力部件的功率或进给力不能满足要求，但又相差不大时，不要轻易选取大一规格的动力部件，而应该以不影响加工精度和效率为前提，适当降低关键性刀具的切削用量或将刀具错开顺序加工，以降低功率和进给力。当某一规格的动力部件的功率或进给力不能满足要求，但又相差不大时应适当选取。在确定动力部件规格时，一般先进行功率和进给力计算，再根据选用动力部件的原则。综合地、全面地考虑其它因素来确定其规格。必须强调的是最后所确定的动力部件的规格，应全部满足原则中的各项要求。为保证机床加工过程中进给的稳定性，选择动力部件还应考虑各刀具的合力作用点应在多轴箱与动力箱的结合面内，并尽可缩小合力作用线与滑台（或丝杠）垂直中心面之间的距离，以减少力矩。[1]由于该机床在钻孔时主轴是空转的，计算钻孔时所需要的功率如下：(Kw)由于加工的是铸铁，主轴数多且内部传动复杂，所以取效率为0.8，则有：(Kw)选取动力箱为1TD32III型,其参数如下表：表3.7动力箱参数电动机型号电动机功率L3电动机转速输出轴转速Y112M-44.0(KW)340（mm）1440(r/min)720(r/min)3.6轴的选定轴材料的选择：轴的材料主要是碳钢和合金钢，由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最常用的是45钢。轴的结构主要以下因素：轴在机器中的安装位置及形式，轴上安装零件的类型、尺寸、数量以及和轴连接的方法，载荷的性质、大小、方向及分布情况、轴的加工工艺等。轴的结构的因素较多，且结构形式又要随着具体情况的不同而异，所以轴没有标准的结构形式，设计时，必须针对不同情况进行具体的分析。但是，不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整。虽然在加工过程中有钻套等辅助设备来保证加工精度但是为了更大程度的保证主轴在工作中的可靠性、提高加工精度，选用刚性主轴,查《组合机床简明设计手册》P43表3-4得各主轴轴颈径：对于Φ7：(圆整为20mm)对于Φ9：(圆整为20mm)对于Φ12.5：(圆整为25mm)查《组合机床简明设计手册》P44表3-6得各主轴外伸尺寸，如表3.8所示：表3.8主轴外伸尺寸主轴主轴外伸尺寸（mm）D/dL32/2011532/2011540/28115通用钻削类主轴按支承方式可以分为三种：[1]a.滚锥轴承主轴：前后支承均为圆锥滚子轴承。这种支承可以承受较大的径向和轴向力，且结构简单、装配调整方便，广泛应用于扩、镗、铰孔和攻螺纹等加工；当刀具进退两个方向都有轴向力切削力时常用此种结构。b.滚珠轴承主轴：前支承为推力轴承和向心球轴承、后支承为向心球轴承或圆锥滚子轴承。因推力球轴承设置在前端，能承受较大的轴向力，适应于钻孔主轴。c.滚锥轴承主轴：前后支承均采用无内环滚针轴承和推力轴承。当主轴间距较小时采用。主轴的型式主要取决于工艺方法、刀具主轴联接结构、刀具的进给抗力和切削转矩。如钻孔时常采用滚珠轴承主轴；扩、镗、铰孔等工序常采用滚锥轴承主轴；主轴间距较小时常选用滚针轴承主轴。滚针轴承精度较低、结构刚度及装配工艺性都较差，除非轴间距限制，一般不选用。对于本设计而言，在主轴选用推荐的滚珠轴承主轴，结构如图3.2所示：图3.2主轴的支承结构然而对于传动轴，由于其基本上不承受轴向力，但是为提高加工精度，防止派生的轴向力影响传动，故选用滚锥轴承的支承方式即在两端均采用圆锥滚子轴承。这样以来就可以通过轴承的预紧来更进一步的提高加工进度,结构如图3.3所示:图3.3传动轴的支承结构4多轴箱的传动方案设计多轴箱传动方案的设计，是根据动力箱驱动轴的位置及转速、各主轴位置及转速要求，设计传动连把驱动轴与各主轴链接起来，使各主轴获得预定的转速和转向。4.1多轴箱传动系统的一般要求（1）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。为此，应尽量用一根中间轴带动多根主轴，并将齿轮布置在同一排上。当中心距不符合标准时，可采用变位齿轮或略微改变传动比的方法来解决。（2）尽量不使用主轴带动主轴的方案，以免增加主轴的负荷，影响加工质量。遇到主轴分布较密，布置齿轮空间受到限制或主轴负荷较小、加工精度要求不高时，也可用一根强度较高的主轴带动1或2根主轴的传动方案。（3）为使结构紧凑，多轴箱内齿轮副的传动比一般不要大于1/2（最佳传动比为1～1/1.5），后盖内齿轮传动比允许至1/3～1/3.5；尽量避免用升速传动。但是为了使主轴上的齿轮不至于过大，最后一级经常采用升速传动。当驱动轴转速较低时，允许先升速后再降一些，使传动链前面的轴、齿轮转矩较小，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或等于2；为使主轴上的齿轮不过大，最后一级经常采用升速传动。（4）用于粗加工主轴上的齿轮，应尽量设在靠近前盖处，以减少主轴的扭转变形精加工主轴上的齿轮，应设置在第3排，以减少主轴端的弯曲变形。（5）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，就分两条传动路线，以免影响加工精度。（6）驱动轴直接带动的传动轴数不要超过两根，以免给装配带来困难。4.2拟定多轴箱传动方案的基本方法首先把全部主轴中心分布在几个同心圆上，在各个同心圆的圆心上分别设置中心传动轴；非同心圆分布的一些主轴也已设置中间传动轴（如一根传动轴带动两根或三根主轴）；然后根据已选定的各中心传动轴再取同心圆，并用最少的传动轴带动这些中心传动轴；最后通过合拢传动轴与动力箱驱动轴连接起来。4.3润油泵轴和手柄轴的安置多轴箱常采用叶片油泵润滑，油泵供油至分油器经油管分送到各润滑点（如第4排齿轮、轴承、油盘等）。箱体较大、主轴超过30根时用两个润滑泵。油泵工安装在箱体的前壁上，泵轴尽量靠近油池。通常油泵齿轮放置在靠近前盖排；以便于维修，如结构限制。可以放在后盖中；当泵体或管接头与传动轴端相碰时，可改用埋头传动轴。多轴箱一般设手柄轴，用于对刀、调整、或装配检修时检查主轴精度。手柄轴转速尽量高些，其周围应有较大空间。4.4传动方案的制定根据对零件的特点和箱体尺寸的分析，制定出下面方案，如下：图4.1传动方案此采用对称分布的方法，各轴的相对位置关系容易确立，外部传动，避免了由于间距过小而引起的轴承干涉问题，合理。5传动件的设计及计算由传动方案，可得此方案的传动路线图如下：图5.1传动路线图如图5.1，把主轴3、7、8、15和主轴4、9、10、16和主轴5、11、12、17和主轴6、13、14、18分别视为一组同心圆，圆心分别设在中心传动轴27、28、29、30；把主轴1、19和主轴2、20分别视为一组直线分布主轴，设定传动轴为21、22在主轴1、2旁边，设定23、24在输入轴旁边传递，带动25、26轴，综合考虑决定用传动轴25、26分别带动21、27、28和22、29、30轴。传动轴32由传动轴27带动；传动轴32由传动轴34带动，传动轴33单独带动传动轴35。传动轴19和传动轴20分别由传动轴34、35带动。油泵轴31由传动轴32带动。5.1齿轮的设计计算Φ7、Φ9、Φ12.5钻孔的主轴的设计转速分别为313r/min、278r/min、233/min,而输入轴的转速为720r/min。总的传动比分别为：r/minr/minr/min查《机械设计简明手册》P161表7-22动力箱齿轮，为满足总的传动比，选用动力箱齿轮为m=3,z=23,安排在第4排；轴23、24与轴0之间传动比i=720/319.4=2.26取模数m=3选大齿轮=52安置在第4排轴25、26与轴23、24之间传动比i=346/319=1.08取模数m=3选大齿轮=48安置在第4排轴27、30与轴25、26之间传动比i=346/291=1.19取模数m=3选大齿轮=57安置在第4排轴28、29与轴25、26之间传动比i=346/272=1.27取模数m=3选大齿轮=61安置在第4排轴21、22与轴25、26之间传动比i=346/261=1.32取模数m=2选小齿轮=37安置在第3排轴1、2与轴21、22之间传动比i=261/233=1.12取模数m=2选小齿轮=22安置在第2排轴3、7、8、15与轴26之间和轴6、13、14、18与轴30之间传动比一样都是i=313/291=1.08齿轮选模数为m=2,齿数z=23,安置在第3排轴4、9、10、16与轴28之间和轴5、11、12、17与轴29之间传动比一样都是i=278/271=1.03齿轮选模数为m=2,齿数z=28,安置在第3排轴32、33与轴27、30之间传动比选i=474/291=1.63齿轮选模数为m=3,齿数z=35,安置在第4排轴34、35与轴32、33之间传动比选i=474/265=1.79齿轮选模数为m=2,齿数z=31,安置在第3排轴19、20与轴34、35之间传动比选i=265/233=1.14齿轮选模数为m=2,齿数z=22,安置在第2排查《组合机床简明设计手册》P158有油泵的转速推荐值为550～800之间，考虑到吸油高度，使轴的负载不至于过大。具体如下：轴31与轴32之间传动比i=1.17模数m=3小齿轮=35所以有：齿数z=30安置在第4排中间其它传动轴齿轮都选模数为m=2，齿数z=35。由于左右对称，所以同理：右边齿轮分布和左边一样。具体见下表5.1表5.1各轴的齿轮分布轴号第1排（m-z）第2排（m-z）第3排（m-z）第4排（m-z）1、2、19、202-223、7、8、152-234、9、10、162-285、11、12、172-286、13、14、182-2321、222-202-3723、243-5225、262-283-4827、302-253-5728、292-293-61313-3032、332-173-3534、352-202-32所有的材料均采用45#钢锻造毛坯，G54热处理，精度等级8级。综上所述，按已选定的齿轮（如表5.1）计算出所有主轴实际转速与所选转速的误差均小于允许的误差5%，故多选用的齿轮、传动比正确。6坐标的计算6.1坐标的计算坐标计算就是根据已知的驱动轴和主轴的位置及传动关系，精确计算各中间传动轴的坐标。6.1.1主轴坐标计算坐标计算就是根据已知的驱动轴和主轴的位置及传动关系，精确计算各中间传动轴的坐标。其目的是为多轴箱箱体零件补充加工图提供孔的坐标尺寸，并用于绘制坐标检查图来检查齿轮排列、结构布置是否争取合理。为便于加工多轴箱箱体，设计时必须选择基准坐标系。通常采用直角坐标系XOY。力求使传动轴和齿轮的规格，数量为最少。根据多轴箱的安置及加工条件，坐标系的横轴（X轴）选在箱体中的定位螺钉孔，纵轴（Y轴）通过定位销孔，这样可以使工艺基准与设计基准一致，易于保证加工精度。由零件图和已知工件定位面与工作台面距离，箱体800mm×800，画出相对坐标图，如图6.1所示。图6.1相对坐标图由图6.1可计算或标出各主轴的坐标。表6.1：表6.1主轴坐标X轴坐标Y轴坐标165.000119.5002635.000119.500365.000269.5004225.000259.5005445.000259.5006635.000269.500765.000319.5008115.000319.5009195.000319.50010315.000319.50011285.000319.50012505.000319.50013585.000319.50014685.000319.5001565.000369.50016255.000379.50017445.000379.50018635.000369.5001965.000519.50020635.000519.5006.1.2传动轴坐标计算计算传动轴坐标时，先算出与主轴有直接传动关系的传动轴坐标，然后计算其它传动轴坐标。传动轴的传动形式很多，一般可分为三类：与一轴定距；与二轴定距；与三轴等距。坐标计算是主轴箱设计的重要步逐之一。它包括计算主轴和传动轴的直角坐标,以便进行孔的加工。即所谓膛孔坐标法,目前在单件与小批生产中是一种最完善的方法,很多机床制造工厂或车间都广泛采用。主轴箱的坐标计算,关键部分是传动轴的坐标计算,而比较最麻烦的情况又是与两轴定距的传动轴坐标的计算。计算的方法有对数计算法、多位三角函数表计算法及坐标分析法等计算传动轴坐标时，先算出与主轴有直接传动关系的传动轴坐标，然后计算其它传动轴的坐标。在本次设计之中，与两轴定距的传动轴坐标计算,其实质为根据两轴的坐标和给定的两对啮合齿轮中心距,求传动轴的坐标。即已知三角形两个顶点的坐标与三条边,求另一顶点的坐标。即计算出各个传动轴的坐标,计算过程如下：（1）已知轴27坐标为（65.000，319.500）,其与传动轴25间的传动齿轮参数（m=3,,）。以轴1中心作为原点0，建立坐标系XOY,设所求传动轴31的坐标为B(x,y),齿轮啮合中心距为。由B点向X轴作以辅助垂线交X轴于A点，组成直角三角形0AB，如图6.2所示。从传动图上量得y=142.519.716,则。所以传动轴31的坐标:图6.2一轴定距坐标计算图（2）已知主轴29坐标（445.000，319.500），及与其传动轴26间的传动齿轮参数（m=3,，）。所以传动26的坐标为:（3）在一根传动轴上用三对相同中心距的齿轮副分别带动三根已知主轴。由上计算可知传动轴26（543.419，212.410），已知与其传动轴30的齿轮参数(m=3,，)。以轴30中心作为原点0，建立坐标系XOY,设所求传动轴33的坐标为B(x,y),齿轮啮合中心距为。由B点向X轴作以辅助垂线交X轴于A点，组成直角三角形0AB，如图6.3所示。从传动图上量得y=21,则。所以传动轴33的坐标:图6.3二轴定距离坐标计算图其他传动轴坐标的计算用以上方法，具体的计算结果整理如下表6.2：表6.2传动轴的坐标X轴坐标Y轴坐标2192.185146.93422607.379146.93423267.661137.79124431.976137.79125154.185212.41026543.419212.4102765.000319.50028255.000319.50029445.000319.50030635.000319.50031146.000428.1693265.000429.68233635.000429.6823465.000484.00035635.000484.0006.2验算中心距误差多轴箱箱体上的孔系是按计算的坐标加工的，而装配要求两轴间齿轮能正常啮合。因此，必须验算根据坐标计算确定的实际中心距A，是否符合两轴间齿轮啮合要求的标准中心距R，R与A之间的误差为：。验算标准：中心距允许误差mm由于在前边的计算中均采用的是三角函数联系设计方案及齿轮(中心距)计算而来的，所以其中心距误差均在允许的范围内。而传动轴34与主轴15之间的中心距是否满足要求得进一步的进行计算才能确定，若中心距不满足要求则要用到变位齿轮来调节其中心距。具体计算如下：由计算得出主轴1的坐标为（65.000，119.500），传动轴21的坐标为（92.185，146.934），在前面的计算中已经算得传动轴25的坐标为（154.185，212.410），轴21与传动轴25之间啮合的齿轮参数为（m=2,,）验算如下：标准中心距离：实际中心距：中心距误差：由上面已知mm比较可得出：，满足齿轮啮合的要求。由于传动方案左右对称分布，所以轴22与传动轴26间的计算中心距的方法相同，用此方法计算可知它也满足齿轮啮合的要求，即中心距都符合要求，不需要用变位齿轮来进行轴间距的调节，固有齿轮符合要求。7传动元件的校核7.1验算传动轴的直径按下式计算传动轴所承受的总转矩:（7.1）式中作用在第n个主轴上的转矩，单位为N·m。传动轴至第n个主轴之间的传动比注意上式中不包括对于只有一排传动齿轮的转矩的计算，这是因为传动轴上只有一排齿轮时，其承受的转矩理论上等于零。对于这种传动轴，一般按其承受的弯矩来计算。总转矩算出来后按照《组合机床简明设计手册》P65表(3.4)和表(3.5)公式验算所选的传动轴直径是否满足要求。在设计中各个主轴的转速和传动比在以上的计算中已知，由公式7.1可以算得每个传动轴所承受的转矩，转速相同的轴计算其中一个。在作计算简图时，应先求出轴上零件的载荷，若为空间力系，应把空间力系分解为圆周力、径向力和轴向力主轴1、2、19、20的转速为233r/min,传动比为0.324三级调速传动；主轴3、6、7、8、13、14、15、18的转速为278r/min,传动比为0.386二级调速；主轴4、5、9、10、11、12、16、17的转速为313r/min，传动比为0.435二级调速；计算传动轴的转矩，以传动轴25为例。由《组合机床简明设计手册》表3-4对各个轴的轴径进行校核，式中d轴的直径（mm）；T轴所传递的扭矩（N·m）；B系数。当材料的剪切弹性模数G=81.0Gpa时，刚性主轴的B为7.8，非刚性主轴B为6.2，传动轴的B为5.2。本次验算为传动轴故有。（圆整为30）其他的传动轴的验算同传动轴25相同，经过计算后得出其都符合扭转的强度要求。7.2传动轴的校核及其配件校核7.2.1轴的弯扭强度校核通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均以确定，轴上的载荷(弯矩和扭矩)已求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算，一般的计算步骤如下：a.做出轴的计算简图：轴所承受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。在作计算简图时，应先求出轴上零件的载荷（若为空间力系，应把空间力系分解为圆周力、径向力和轴向力，然后把他们全部转化到轴上），并将其分解为水平分力和垂直分力，然后求出个支承处的水平反力和垂直反力。b.做出弯矩图：根据上述的简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面说那过的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按计算出总的弯矩并做出弯矩图。c.做出扭矩图：已知轴的弯矩和扭矩之后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）作弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力，通常由弯矩所产生的弯矩应力是对称循环变应力，而有扭矩所产生的扭转应力则常常不是对称循环变应力，为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为：式中的弯曲应力为对称循环变应力。当扭转切应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力为亦为对称循环变应力时，则取。d.校核轴的强度：已知轴的弯矩和扭矩之后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能，通常由弯矩所产生的弯矩应力是对称循环变应力，而有扭矩所产生的扭转应力则常常不是对称循环变应力，在作计算简图时，应先求出轴上零件的载荷（若为空间力系，应把空间力系分解为圆周力、径向力和轴向力，然后把他们全部转化到轴上），并将其分解为水平分力和垂直分力，为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为：式中的弯曲应力为对称循环变应力。当扭转切应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力为亦为对称循环变应力时，则取。对于直径为d的圆轴，弯曲应力,扭转切应力,将和代入可求得：（7.2）式中：—轴的计算应力，单位为MPM—轴所受的弯矩，单位为N.m；T—轴所受的扭矩，单位为N.m；—轴的循环变应力时的许用弯曲应力；分析整个传动系统得知传动轴25所承受的扭矩很大，对这两个传动轴和其上的轴承进行校核。首先对传动轴25进行校核，分析其受力如下图7.1所示：图7.1轴25受力图由图7.1得：第IV排上受力：圆周力径向力法向力径向力水平分力径向力垂直分力第IV排下受力：圆周力径向力法向力径向力水平分力径向力垂直分力第III排左受力：圆周力径向力法向力径向力水平分力径向力垂直分力由以上的计算结合传动轴的结构可以画出其分布在水平方向和垂直方向上的受力图和：图7.2受力图由转矩平衡可以算出由以上数据结合弯曲方程可以算得轴27在水平和垂直方向上的弯矩，弯矩图如图7.3所示,由此可以得轴27在水平面和垂直面上的弯矩图如图7.3所示。由得系数a=0.6，故aT=0.6×72.6=43560N·mm扭矩图如图7.3轴的载荷分析图如下：（1）（2）（3）图7.3轴的载荷分析图经过分析知道C点的弯矩最大所以C为危险截面。轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计表15-1有MP。则：所以，轴的强度符合要求。7.2.2轴承的校核：滚动轴承在工作时，轴承内、外圈滚道和滚动体成受变化的接触应力，以疲劳点蚀是滚动轴承的主要失效形式，轴承点蚀破坏后，会使轴承产生振动、噪声，发热量增大，旋转精度下降等。轴承的寿命是指出现疲劳点蚀前转过的总圈数，或在一定的转速下总的工作小时数。通常由弯矩所产生的弯矩应力是对称循环变应力，而有扭矩所产生的扭转应力则常常不是对称循环变应力，轴承的额定寿命与所承受的载荷大小有关系，工作载荷越大，轴承的寿命就越短。为了表达各种轴承的承载特性，规定轴承的基本额定寿命为r时，轴承所能承受的最大载荷称为轴承的基本额定动载荷，用字母C表示。不同的轴承有不同的基本额定动载荷，它表征了不同轴承的承载特征。其值可以从机械设计手册中查出。若载荷P和转速n已知，并取得轴承的预期寿命为，则所选轴承的基本额定动载荷C为（7.3）式中温度因素载荷因素在实际生产运用中，轴承的载荷常常与实验理论的不符，因此，在进行轴承寿命的计算时，应把实际在和转换为与实验条件相同的载荷，转换后的载荷是一种假定的载荷，称为当量载荷P，，式中，为轴承所承受的径向载荷（N），为轴承所承受的轴向载荷（N）；X为径向载荷系数；Y为轴向载荷系数。X、Y的值可查表求得。轴25轴承的校核：由已知得，选轴承1的型号为25-1T0731-41，查机械设计手册，基本定动载荷=27.8KN，=35.5KN。有前边的计算可求得轴承的径向力：（7.4）（7.5）计算轴承A、B的派生轴向力,查机械设计手册32206轴承的Y=1.6，e=0.37所以：（7.6）（7.7）所用的轴承是背靠背安装的，所以轴承B被压紧，两轴承的轴向载荷分别为：（7.8）计算两轴承的当量动载荷：查机械设计基础表15-7和机械设计手册可得：;故当量动载荷为：（7.9）（7.10）由公式： （7.11）计算所需的径向基本额定动载荷C。轴的结构要求两端选择同样尺寸，但轴承型号不同，，所以要以轴承A的当量动载荷为计算依据。因工作温度正常，查机械设计基础表15-5得，按中等冲击载荷，查机械设计基础表15-6得，。期望轴承的寿命为20000小时，所以：所以轴承32206型轴承符合要求。7.2.3齿轮的校核进行齿轮传动的强度计算时，首先要知道齿轮上所受的力，这就需要对齿轮传动作受理分析。当然，对齿轮传动进行力分析也是计算安装齿轮的轴及轴承时所必须的。齿轮传动一般均加以润滑，计算受力时，可不予考虑。沿啮合线作用在齿面上的法向载荷垂直于齿面，为了计算方便，将法向载荷（单位为N）在节点处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力和径向力（单位均为N）。由此得：（7.12）（7.13）（7.14）式中：齿轮传递的转矩，单位为；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，。a.齿根弯曲强度计算：假设只有一对齿啮合，当载荷作用于齿顶时，可将齿轮看做宽度为B的悬臂梁。按悬臂梁理论，在齿根危险截面产生的弯曲应力最大。若最大弯曲应力用表示，许用弯曲应力用表示，则在预期寿命内保证齿根弯曲疲劳强度的条件为：；（7.15）的算法为：（7.16）式中：小齿轮的齿数；单位为；b齿宽单位为；m齿轮的模数；K载荷因素；齿形因素。b.齿面接触疲劳强度计算：齿面疲劳点蚀与齿面接触应力的大小有关，而齿面最大接触应力可以通过近似计算求得。一对齿轮的齿面接触强度校核的公式为：(7.17)式中：其传递的扭矩，单位为；K载荷系数；u大轮与小轮的齿数比；b齿宽，单位为；a中心距,单位为。c.许用应力的计算式：（7.18）式中：实验齿轮的接触疲劳或齿根弯曲疲劳极限；齿轮接触疲劳或弯曲疲劳安全系数。传动系统中齿轮强度的校核：齿轮材料均按标准45#钢，热处理为高频淬火G54硬度HRC50～55，精度等级为8级。经过前