多轴箱设计.docx
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多轴箱设计
5组合机床主轴箱的设计
多轴箱是组合机床的重要专用部件。
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。
多轴箱按结构特点分为通用（即标准）多轴箱和专用多轴箱两大类。
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。
1.15.1箱体尺寸的确定
尺寸、相对尺寸见零件图
图5.1零件图
标准主轴箱的厚度由主轴箱体、前盖和后盖三层尺寸构成。
主轴箱厚度为180mm。
前盖有两种尺寸，卧式为55mm，立式为70mm.后盖厚度有90mm和50mm两种尺寸，通常采用90mm的后盖。
因此。
主轴箱总厚度卧式通常为325mm，立式主轴箱通常为340mm。
下面是主轴箱的宽度B、高度H和最低主轴高度尺寸的确定。
B＝b2+2b（5-1-1）
H=h+h1+h2（5-1-2）
式中b1——最边缘主轴中心至主轴箱外壁的距离；
b2——工件上要加工的在宽度方向上相隔最远的两孔距离；
h——工件上要加工的在高度方向上相隔最远的两孔距离；
h1——最低主轴中心至主轴箱底平面的距离，即最低主轴高度；
h2——最上边主轴中心至主轴箱外壁的距离。
为了保证主轴箱内有足够的空间安排传动齿轮，推荐h2=b1=70~100mm
主轴箱的最低主轴高度h1不能孤立的任意确定，比须考虑它与工件最低孔的位置、机床配置形式，装料高度和动力部件、滑座、床身的关系，一般不大于85~120mm。
由所加工零件图中孔的位置关系取得b2=458，h=297,b1=h2=85，
h1=88.25，
Ｂ＝b2+2b1H=h+h1+h2
Ｂ＝458+2*85=628（mm）H=297+88.25+85=470.25（mm）
标准通用钻镗类多轴箱的厚度是一定的，卧式为325mm,立式为340mm。
结合所加工的零件，选卧式，即多轴箱厚度为325mm。
实例工件宽度方向为单排孔，故可以直接选取。
由《组合机床设计手册》多轴箱体尺寸系列标准（表7-1）选得箱体尺寸为Ｂ＝630mmH=500mm。
5.2多轴箱所需动力计算
确定切削力、切削扭矩、切削功率及刀具耐用度（高速钢钻头）
F=33Df
（5-2-1）
T=16.5D
f
（5-2-2）
钻孔：
10（其中D
=10mm，f=0.1mm/r，v
=17m/min，
（抗拉强度）=700MPa）
F
=33×10×
×
=462
=8960.99N
T1=25647.9（N
mm）
P
=
=1.51（kw）
v
=
n
==541r/min
d=B
=29.21mm（B=5.2）
查《组合机床设计手册》表3—6，取d=36mm
扩孔：
11.8（其中D
=11.8mm，f=0.11mm/r，v
=15m/min）
F2=1166.8
d=B
=24.57mm
P2=
=0.213（kw）
T2=5129.58（N
mm）
V2=
n
==405r/min
查《组合机床设计手册》表3—6，取d=28mm
铰孔：
12（其中D
=12mm，f=0.45mm/r，v
=6m/min）
F3=296.7N
P3
（kw）
T3=1277.395（N
mm）
V3=
n3==159r/min
查《组合机床设计手册》表3—6，取d=20mm
如表5.1
表5.1钻扩铰的切削力，切削转矩和切削功率数据
工序内容
直径D（mm）
切削力F（N）
切削转矩T（N*mm）
切削功率P（kw）
钻孔
10
8960.99
25647.9
1.51
扩孔
11.8
1166.8
5129.58
0.213
铰孔
12
296.7
1277.395
0.02
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。
多轴箱所需功率按下列公式计算：
（5-2-3）
式中Ｐ切削—切削功率，单位为kw
Ｐ空转—空转功率，单位为kw;
Ｐ损失—与负荷成正比的功率损失，单位为kw。
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；每根轴上的空转功率由表5.2确定；每根轴上的功率损失，一般可取所传递功率的1%。
表5.2轴的空转功率
轴径
转速（r/min）
15mm
20mm
25mm
30mm
30mm
100
0.004
0.007
0.012
0.017
0.030
160
0.007
0.012
0.018
0.027
0.047
250
0.010
0.018
0.028
0.042
0.074
400
0.017
0.030
0.046
0.067
0.118
630
0.026
0.046
0.073
0.105
0.186
（节选自《组合机床设计手册》p62表4—6）
由于轴的空转功率的选取要用到轴的直径，故先由主轴类型及外伸尺寸初步确定主轴直径。
传动轴的直径也可以参考主轴直径大小初步选定。
待齿轮传动系统设计完后再来验算某些关键的轴颈。
表5.3轴的外伸尺寸及切削用量
轴号
主轴外伸尺寸（mm）
切削用量
D/d
L
工序内容
n（r/min）
v（m/min）
f（mm/r）
轴1、2、3
50/36
115
钻孔
541
17
0.1
轴4、5、6
40/28
115
扩孔
405
15
0.11
轴7、8、9
32/20
115
铰孔
159
6
0.45
初步选取主轴1～3的轴径为30mm，4～6的轴径为25mm，7～9的轴径为20mm。
故：
传动轴13、14、15、的轴径为30mm，11、16的轴径为25mm，12、17、18轴径为20mm.
由表5.3选取各轴的空转功率。
对直径10mm钻孔：
由于轴1、2、3的规格承载均相同，故P空转1=P空转2=P空转3=0.105kw
对直径11.8mm扩孔：
由于轴4、5、6的规格承载均相同，故P空转4=P空转5=P空转6=0.046kw
对直径12mm铰孔：
由于轴7、8、9的规格承载均相同，故P空转7=P空转8=P空转9=0.012kw
P损失一般可取所传递功率的1%，
钻直径10mm孔时：
Ｐ损失=
（kw）
扩直径11.8mm孔时：
Ｐ损失=
（kw）
铰直径12mm孔时：
Ｐ损失=0.0006
（kw）
P多轴箱=Ｐ切削＋Ｐ空转＋Ｐ损失
=5.77（kw）
钻孔时P多轴箱=5.77kw。
由此查《组合机床设计手册》p115表5—391TD32～1TD80动力箱性能知选取1TD50，型式为I，电动机型号为Y132M-4电动机功率为7.5kw，电动机转速1440r/min，输出轴转速720r/min。
5.3轴的初步选定
在多轴箱动力计算中对主轴的轴径进行了初步计算。
初步选取主轴1～3的轴径为30mm，4～6的轴径为25mm，7～9的轴径为20mm。
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.
通用钻削类主轴按支承方式可以分为三种：
（1）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。
（2）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。
（3）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，主要实现钻扩铰三工位的传动。
主轴选用推荐的滚珠轴承主轴，结构如图5.2所示：
图5.2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5.3所示：
图5.3传动轴的支承结
5.4多轴箱传动方案设计
多轴箱传动设计，是根据动力箱驱动轴的位置和转速、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。
5.4.1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。
5.4.2拟定多轴箱传动方案的基本方法
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。
被加工零件上加工孔的位置分布是多样的，但大致可以分为：
同心圆分布、直线分布和任意分布三种类型。
对于同心圆分布，可在同心圆处分别设置中心传动轴，由其上一个或几个（不同排数）齿轮来带动各轴。
对于直线分布，可在两主轴中心连线的垂直平分线上设传动轴，由其上一个或几个齿轮来带动各主轴。
对于任意分布，可以根据“三点共圆”原理，将主轴三个一组放在同心圆上。
其余的采取直线分布。
即任意分布可以看做是同心圆和直线分布的混合分布形式。
由所加工零件的孔的大小和位置特征，用最少的传动轴及齿轮副把驱动副和各主轴连接起来。
如下5.4图
图5.4
根据所加工零件的孔的大小和位置特征，中间三孔呈圆形分布，因此设计此方案，此传动设计方案符合主轴箱设计的各项原则：
（1）传动轴、齿轮数相对少，用一根传动轴带动多根主轴，
（2）主轴齿轮规格相同。
此设计结构紧凑互不干涉冲突，满足设计加工要求。
5．5传动件的设计计算
5.5.1齿轮的设计计算
传动方案分析
图5.1传动方案图
本工序孔位较多，主轴1、2、3的转速相同为541r/min，主轴4、5、6的转速相同为405r/min，主轴7、8、9的转速相同为159r/min，电动机转速为1440r/min，驱动轴的转速为720r/min.
齿轮模数的确定：
齿轮的模数m一般用类比法确定，也可按公式估算，即
M≥（30～32）
（5-5-1）
式中P—齿轮所传递的功率，单位为KW；
一对啮合齿轮中小齿轮的齿数；
n--小齿轮的转速，单位为r/min.
多轴箱中的齿轮模数常用2、2.5、3、3.5、4几种。
为便于生产，同一多轴箱中的模数规格最好不多于两种。
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=22,相应的取与之匹配的齿轮。
模数m=3将这对齿轮安排在第Ⅳ排。
小齿轮最小齿数不能小于17，小于17会发生根切现象。
把钻孔转速代入下面公式。
经计算：
钻：
M≥（30～32）
≥1.64（5-5-2）
扩：
M≥（30～32）
≥0.9
铰：
M≥（30～32）
≥0.6
经比较，选取Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ排的齿轮模数为m=2。
主轴上齿轮的齿数为：
钻40，扩40，铰43。
根据转速和所选公比计算出各传动轴上的齿轮齿数。
5.3.3润滑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各润滑点（如第IV排齿轮、轴承、油盘等）。
箱体较大、主轴超过30根时用两润滑泵。
油泵安装在箱体前壁上，油泵尽量靠近油池。
吸油高度不超过400~500mm。
通常油泵齿轮放在第I排，以便维修，如结构限制，可放在第IV排，当泵体或管接头与传动轴端相碰时，可改用埋头传动轴。
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。
其周围有较大空间。
5.5.2主轴的坐标位置
表5.4
坐标
销
驱动轴
主轴1
主轴2
主轴3
主轴4
X
0
199.500
65.753
181.942
181.942
228.452
Y
0
190.000
353.756
220.730
287.501
174.597
坐标
主轴5
主轴6
主轴7
主轴8
主轴9
X
362.127
295.174
524.198
524.198
408.323
Y
174.500
174.597
220.730
353.756
287.501
各传动轴的坐标值由坐标检查图中可查出略
齿轮的材料及热处理：
选择小齿轮的材料为40cr（调质）硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。
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