多轴箱设计.docx
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多轴箱设计
多轴箱设计
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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;
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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，
,b2+2b1H=h+h1+h2
,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,,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）
0.750.7F=33Df（5-2-1）,b
0.720.8,T=16.5Df（5-2-2）b
1,钻孔:
10（其中D=10mm，f=0.1mm/r，v=17m/min，（抗拉强b1
度）=700MPa）
0.750.70.083700F=33×10××1
，0.324，109=462
=8960.99N
T=25647.9（Nmm）1
25647.9*18P==1.51（kw）19740*3.14*10
dn,v=n==541r/min,111000
410Td=B=29.21mm（B=5.2）1
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）22
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F2=1166.8
4d=B=24.57mm10T2
5129.58*15P==0.213（kw）29740*3.14*11.8
T=5129.58（Nmm）2
dn,V=n==405r/min2,21000
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）33
F=296.7N3
1277.396，6P（kw）,,0.0239740，3.14，12
T=1277.395（Nmm）3
dn,V=n3==159r/min,31000
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）切削转矩切削功率
T（N*mm）P（kw）
10钻孔8960.9925647.91.51
11.8扩孔1166.85129.580.213
120.02铰孔296.71277.395
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:
nnn
P多轴箱,P切削，P空转，P损失,P切削i，P空转i，P损失i（5-2-3）,,,,1,1,1inn式中,切削—切削功率，单位为kw
空转—空转功率，单位为kw;
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%。
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表5.2轴的空转功率
轴径
15mm20mm25mm30mm30mm转速（r/min）
1000.0040.0070.0120.0170.030
1600.0070.0120.0180.0270.047
2500.0100.0180.0280.0420.074
4000.0170.0300.0460.0670.118
6300.0260.0460.0730.1050.186
（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
主轴外伸尺寸（mm）切削用量
轴号D/dLnf工序内v（m/min）
（r/min）（mm/r）容
50/36115541170.1轴1、2、3钻孔
40/28115405150.11轴4、5、6扩孔
32/2011515960.45轴7、8、9铰孔
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%，
03，1.51，1,0.0453钻直径10mm孔时:
损失=（kw）0
03，0.213，1,0.00639扩直径11.8mm孔时:
损失=（kw）0
03，0.02，1,0.0006铰直径12mm孔时:
损失=0.0006（kw）0
P多轴箱=,切削，,空转，,损失
3，1.51，3，0.213，3，0.02，3，0.105，3，0.046，3，0.012，0.0453，0.00639，0.0006=5.77（kw）
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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
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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
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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
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。
但比为1
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，
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