內(nèi)嚙合多軸鉆床設計-整體部分和夾具設計含開題及7張CAD圖
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摘 要
在現(xiàn)代機械制造業(yè)中，企業(yè)對專用機床有著廣泛的需求。一般鉆床勞動強度大，專用性能低。生產(chǎn)率不高且不能保證精度；而多軸鉆床操控方便、省力、容易掌握，不易發(fā)生操作錯誤和故障，不僅能減少工人的勞動強度，保證工人和鉆床的安全，還能提高鉆床的生產(chǎn)率。隨著科學技術的不斷發(fā)展，專用鉆床廣泛應用于制造業(yè)。換句話說，專業(yè)化越強，企業(yè)越能保證其產(chǎn)品質(zhì)量。因此，專用機床的使用對企業(yè)競爭力的提升有著十分重要的作用。
本設計主要解決了兩大問題：多軸鉆床的總體設計和夾具設計。為了解決上述兩大難題，首先分析了鉆床總體設計，其中包括加工工藝分析、鉆床的鉆削方式的設計等，從而解決了鉆床的總體設計的難題；在夾具設計中采用合理的鉆模板和定位裝置對工件合理定位，從而完成孔的擴鉸工序，解決了多軸鉆床夾具設計中的另一難題，同時也討論了多軸鉆床的夾具設計問題，給出了夾具設計方案，其中包括工件的定位分析，誤差分析，從而使工件被加工后達到設計要求。
關鍵詞：多軸鉆床、總體設計、夾具
Abstract
The special-purpose lathe is extensively demanded by enterprises in the modern mechanical manufacturing industry. The ordinary lathe not only need a large number of man-power but also has a low performance. In addition, its productivity is low and the accuracy can’t be ensured. However, the special-purpose lathe can not merely help enterprises to boost productivity great, saving a large number of manpower and material resource, still can improve the quality of the products. Meanwhile, it is easily maneuvered and guarantees workers’ safety. With the development of technology, multi-axles drilling machines are used in manufacturing frequently. Hence, the use of the special-purpose lathe plays an important part in the competitiveness of enterprises.
This design mainly solved two big problems: the multi-axles drilling over-all design and fixture design. In order to solve these two problems, first of all, we analyzed drilling total design project, including processing technology analysis, drilling machine of the design of drilling way, which solved the problem of the overall design of drilling; Then we adopt the fixture design reasonable drill template and positioning device on the reasonable positioning, thus completing hole enlargement hinge process, solved the multi-axles drilling fixture design of another problem, also discusses the multi-axles drilling fixture design problem, this paper presents fixture design scheme, including the workplace positioning analysis, thus make error analysis is processed workplace to meet the design requirements.
Key words: multi-axles drilling machine total design project fixture design
目 錄
摘 要 1
1、前 言 7
2、多軸鉆床總體設計 9
2.1 概論 9
2.2 多軸鉆床總體布局分析 10
2.2.1零件的加工工藝方法對總體布局的影響 10
2.2.2機床的運動分配對總體布局的影響 10
2.2.3 精度等級對總體布局的影響 12
2.2.4 生產(chǎn)率對總體布局的影響 12
2.2.5 傳動形式對總體布局的影響 13
2.2.6 操作方便性對總體布局的影響 13
2.3 組合機床配置形式及結(jié)構(gòu) 14
2.3.1 影響組合機床配置形式及結(jié)構(gòu)方案的因素 14
2.3.2 多軸鉆床的工藝方案的制定 15
3、多軸鉆床部件設計 17
3.1動力部件分析 17
3.1.1 切削用量的選擇 17
3.1.2 主運動電動機的選擇 18
3.2 傳動系統(tǒng)的設計 20
3.3 主軸箱齒輪齒數(shù)的設計 21
3.3.1 鉆頭工作部分齒輪設計 22
3.3.2 高速檔部分齒輪設計及校核 23
3.3.3 中速檔部分齒輪設計 30
3.3.4 低速檔部分齒輪設計 32
3.4 軸的計算和校核 34
3.4.1主軸箱高速軸II的結(jié)構(gòu)設計 35
3.4.2 主軸箱低速軸III的結(jié)構(gòu)設計 36
3.4.3 鉆頭工作端Ⅳ軸的結(jié)構(gòu)設計 39
3.5 軸的強度校核 41
3.5.1 Ⅱ軸的強度校核 41
3.5.2 Ⅲ軸的強度校核 42
3.5.3 Ⅳ軸的強度校核 44
3.6軸承 46
3.6.1軸承的選用 46
3.6.2軸承的校核 49
4、輪輻五軸鉆床的夾具設計 54
4.1概述 54
4.2 夾具的條件、設計原則及要求 55
4.2.1 工作條件 55
4.2.2 夾緊力作用點選擇原則及夾緊過程 55
4.3定位元件的設計 56
4.4加緊元件的設計 57
4.5夾緊機構(gòu) 57
4.6對零件輪輻擴孔所用夾具的整體設計 58
4.7主軸箱體的設計 59
5、液壓控制系統(tǒng)的設計 62
5.1 概論 62
5.2 液壓執(zhí)行元件的負載分析 63
5.3 確定液壓缸的參數(shù) 64
5.3.1 確定液壓缸尺寸 64
5.3.2 液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力，流量和功率 65
6、支承件的設計 66
6.1 概述 66
6.1.1 支承件的功能 66
6.1.2 支撐件的靜剛度和形狀選擇原則 67
6.1.3 支撐件的動態(tài)特性 67
6.2 導軌（立柱）的設計 68
6.2.1 概述 68
6.2.2 導軌的設計 68
6.3 底座的設計 70
7、總結(jié) 72
致 謝 74
參考文獻 75
前 言
多軸鉆床是伴隨著經(jīng)濟的飛速發(fā)展和工業(yè)現(xiàn)代化的需要而產(chǎn)生的。其被應用與許多方面，像汽車零部件的加工、農(nóng)用機械的零部件的加工以及其它大批量生產(chǎn)加工生產(chǎn)多孔零件的地方。多軸鉆床在加工業(yè)中有著很大的優(yōu)勢。它的使用使加工速度提高，因為當一個工件在同一個方向上有數(shù)個孔時，用普通鉆床加工時就要加工一個孔后又挪動工件加工另一個孔，這樣就需要專人搬動工件，對于小型工件可以采用這種方法，但當工件很大時再采用這種方法就很落后，生產(chǎn)率很低，成本增加。所以，我們在批量生產(chǎn)多孔工件時就需要一種專門的機床來加工，所以就產(chǎn)生了由單臂鉆床衍生而來的多軸鉆床。
多軸鉆床與普通鉆床的不同是多軸鉆床的主軸箱是像太陽系一樣，繞中間軸均布排列的主軸被中間軸帶動轉(zhuǎn)動，主軸帶動刀具轉(zhuǎn)動，完成切削工作。這樣多孔工件被一次加工成形，從而使勞動強度大大減小，加工時間大大縮短，提高了勞動生產(chǎn)率，降低了產(chǎn)品成本。
使用多軸鉆床加工輪輻，表現(xiàn)出以下優(yōu)越性：
1、加工速度快。使用多軸鉆床加工輪輻，較之采用普通搖臂鉆床，平均功效提高30％。
2、加工質(zhì)量好。采用該鉆床加工的孔組，孔的位置尺寸誤差小，工件互換性好，從未出現(xiàn)過因孔位置尺寸部隊而反攻報廢的情況。
3、多軸鉆造價低廉，維修方便，技術難度不高。
多軸鉆的形式也是多種多樣的，根據(jù)多軸鉆的結(jié)構(gòu)可把多軸鉆分為內(nèi)嚙合多軸鉆和為嚙合多軸鉆。內(nèi)嚙合多軸鉆是指齒輪傳動為內(nèi)嚙合式，外嚙合多軸鉆是指齒輪傳動為外嚙合式。根據(jù)鉆頭形式可分為臥式和立式兩種。在本設計中，我們采用內(nèi)嚙合齒輪傳動。
總之，多軸鉆床在我們的工業(yè)生產(chǎn)中有著重要的意義。它大大的提高了我們的勞動生產(chǎn)率，提高了多孔工件加工的精度，減少了工人的勞動強度，也推動了我國生產(chǎn)行業(yè)的迅速發(fā)展。我們應該加強對多軸鉆床領域的開發(fā)。
本設計為專用多軸鉆床設計，主體部分共分四部分：第一部分、多軸鉆床總體設計；第二部分、多軸鉆床部件設計；第三部分、支承件的設計；第四部分、液壓控制系統(tǒng)的設計。多軸鉆床的具體設計步驟見本文正文。
2、多軸鉆床總體設計
2.1 概論
多軸鉆床的總體設計是機床設計的關鍵環(huán)節(jié)，它對機床所達到的技術性能和經(jīng)濟性能往往起著決定性的作用。 機床總體設計目前基本上有兩種情況：其一，是根據(jù)具體加工對象的具體情況進行專門設計；其二，因機床在組成部件方面有共性，可設計成通用部件，可以利用通用部件來進行機床設計。本設計屬于第一種情況，即設計用于輪輻加工的多軸鉆床，其屬于專用機床，這也是當前最普遍的做法。
一般來說，機床總體設計時應考慮下列幾點：
（1） 合理的確定工序集中程度，選擇合適的機床通用部件，選擇當前機床的配置形式；
（2） 合理選擇切削用量；
（3） 設計高效率的夾具、刀具及主軸箱；
（4） 要保證給定的工藝過程；
（5） 保證機床的剛度、剛度、抗振性和穩(wěn)定性，力求減輕機床重量，保證機床結(jié)構(gòu)簡單，盡量用較短的傳動鏈，以提高傳動精度和效率；
（6） 保證良好的加工工藝性，以便于機床的加工和裝配；
（7） 盡可能占地面積小，機床外形美觀大方，符合人機工程學原理。
評價機床性能的優(yōu)劣，主要是根據(jù)技術經(jīng)濟指標來判斷的。機床設計的技術經(jīng)濟指標可以從滿足性能要求，經(jīng)濟效益，人際關系等方面進行分析。
2.2 多軸鉆床總體布局分析
機床布局的設計是一個重要的全局性問題，它對機床的部件設計，制造和使用都有較大的影響，機床總體布局的任務是解決機床各部件的相對運動和相對位置的關系，并使機床具有一個協(xié)調(diào)美觀的造型。工藝分析和工件的形狀、尺寸及重量，在很大程度上左右著機床的布局形式。
2.2.1零件的加工工藝方法對總體布局的影響
專用機床上加工工件的工藝方法是多種多樣的。在我們設計多軸鉆床時，往往由于工藝方法的改變，導致機床運動的傳動部件配置以及結(jié)構(gòu)等產(chǎn)生一系列的變化，因此在確定專用多軸鉆床的總體布局時應首先分析和選擇合理的加工工藝。輪輻多軸鉆床的主運動為鉆頭的回轉(zhuǎn)運動，它工作時將輪輻裝在鉆頭正下方的專用定位機構(gòu)上如圖2－1所示：
圖2－1 輪輻專用夾具圖
2.2.2機床的運動分配對總體布局的影響
鉆床的工藝方法確定后，刀具與工件在鉆削加工時的相對運動亦隨著被確定了。但此相對運動可以完全分配給刀具，也可以完全分配給工件，或由刀具和工工件共同完成。設計專用鉆床，我們應分析比較不同方案的優(yōu)缺點，選擇最佳的運動方案。下面是我們擬定的幾種分配方案。
第一種方案：鉆削加工的相對運動由刀具實現(xiàn)
在輪輻專用多軸鉆床上鉆孔時，主運動和進給運動都有刀具完成，鉆頭的軸向移動為進給運動，鉆頭的回轉(zhuǎn)運動為主運動。主運動與進給運動形成了切削加工時的全部相對運動。采用該方法，把運動完全分配給刀具，可以順利完成重型工件的加工。
鉆頭在回轉(zhuǎn)過程中可同時實現(xiàn)進給，從而實現(xiàn)對輪輻的擴絞工序。機床部件配置形式與普通床相似。這種機床的特點是結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，但在鉆削扭矩通過刀具本身傳遞，對于較長的鉆頭就會產(chǎn)生較大的扭矩變形而引起震動。因此刀具選擇則為高速鋼。
第二種方案：鉆削加工時的相對運動由刀具和工件共同完成
在多軸鉆床設計中，擴絞輪輻孔時主運動分配給鉆頭，進給運動由工件完成，即鉆頭的向下運動和工件的向上移動。該方案用于工件重量不大的設計中。
通過兩種方案比較：把運動完全分配給刀具的方案，一般用于重型工件的加工。由于多軸鉆床所加工的輪輻重量不是很大，故本設計采用第二種方案。具體方案如下圖2-2：
圖2-2 鉆削加工的第二種方案
2.2.3 精度等級對總體布局的影響
由于多軸鉆床的加工精度和光潔度與機床的剛度和抗震性有關，為了得到所要求得加工精度和光潔度，在機床總體布局上就應該保證有足夠的剛度和抗震性。通常情況下，支承形式為封閉的框架時，其剛度較好，如大型立車、刨床、銑床、坐標鏜床等都采用龍門式。當收到工藝限制無法采用龍門式時，可采用輔助支承懸臂梁、活動橫梁來加強機床的剛度和抗震性。機床加工過程中產(chǎn)生的震動傳遞給工件和刀具，會使被加工表面產(chǎn)生震動，降低表面光潔度。震動也是刀具壽命縮短，使機床零件的磨損加快。震動所造成的噪音，使工人疲勞。因此，設計機床應采用措施來消除和減少震動。減少機床震動可從布局、結(jié)構(gòu)、剛度等方面來采取措施。
2.2.4 生產(chǎn)率對總體布局的影響
機床的生產(chǎn)批量不同，其結(jié)構(gòu)可能完全不同，該廠加工輪輻屬于大批量生產(chǎn)，因此制造調(diào)整用專門輪輻擴絞專用機床，一次完成多孔加工。此方案效率高，勞動強度低，工作臺結(jié)構(gòu)簡單，但占地面積大。
2.2.5 傳動形式對總體布局的影響
機床傳動有機械傳動、液壓傳動、氣動、電氣傳動等多種形式以及上述形式的綜合。合理的機床傳動形式應滿足下列要求。
① 滿足運動功能要求 例如，所需運動是簡單運動，還是復合運動；所需運動是直線運動，回轉(zhuǎn)運動，還是其他軌跡的運動；運動對變速、換向、定程、制動等功能的要求。
②滿足運動性能要求 例如，對運動速度、功率、傳動力、行程的要求；對傳動精度定位精度、運動平穩(wěn)性等的要求。
③ 滿足經(jīng)濟性要求 例如，滿足用戶對傳動裝置成本的要求；與制造，維護、修理傳動裝置的水平相適應等。
本次設計從以上幾個方面考慮，結(jié)合加工工件的特點，我們采用液壓傳動作為本次設計的進給運動。
2.2.6 操作方便性對總體布局的影響
機床的總體布局考慮人的重要性支配作用，應該考慮以下幾點：
①.機床各部件相對位置的安排應考慮便于操作觀察和測量，安裝工件的部位和高度，應正好處于操作者手臂平伸的位置（較重件除外）。為適應一般操作者的身高，對安裝工件位置較低的機床，應將床腿或坐墊墊高。
②.合理選擇工人的操作操作位置。根據(jù)手臂所能到達指定位置的難易程度，有最大工作區(qū)、正常工作區(qū)和最佳工作區(qū)之分。為了便于檢修，要考慮人體蹲下時較適于工作的區(qū)域。還應考慮操作者所能達到的最大視野和反應敏銳的視野區(qū)。
③.合理選擇立柱的位置，使之符合通常的操作習慣，便于對刀.調(diào)整和測量。
綜上所述，影響機床總體布局的因素是多方面的。其中，工藝方法的選擇，對機床運動的要求及運動分配是其決定性作用的因素；工件的尺寸、精度、形狀等是應考慮的重要因素。在我們設計中，考慮到這些因素，我們選擇如圖2－1所示多軸鉆床的具體外觀形狀。
2.3 組合機床配置形式及結(jié)構(gòu)
2.3.1 影響組合機床配置形式及結(jié)構(gòu)方案的因素
被加工零件需要在機床上完成的工序及加工精度，是制定機床工藝方案的主要依據(jù)，制定工藝方案時，首先需要全面分析工件的加工精度及技術要求，了解現(xiàn)場加工工藝及保證精度的有效措施。
1. 工件加工精度的影響
工件的加工精度要求，往往影響組合機床的配制形式和結(jié)構(gòu)方案，例如，加工精度要求高時，應采用固定夾具的單工位組合機床，加工精度要求較低時，可采用移動夾具的多工位組合機床；工件各孔之間的位置精度要求高時，應采用在同一工位上對各孔同時精加工的方法；工件各孔間同軸度要求較高時，應單獨進行精加工等等。
2. 工件結(jié)構(gòu)狀況的影響
工件的形狀、大小和加工部位的結(jié)構(gòu)特點，對機床的結(jié)構(gòu)方案也有一定的影響。例如，對外形尺寸和重量較大的工件，一般采用固定夾具的單工位組合機床，對多工序的中小型零件，則宜采用移動夾具的多工位組合機床；對大直徑的深孔加工，宜采用剛性主軸的立式組合機床等等。
3. 生產(chǎn)率的影響
生產(chǎn)率往往是決定采用單工位組合機床、多工位組合機床還是組合機床自動線的重要因素。例如，從其他因素考慮應采用單工位組合機床，但由于滿足不了生產(chǎn)率的要求時，應選用移動工作臺式的組合機床；工位數(shù)超過4個時才選用回轉(zhuǎn)工作臺或鼓輪式組合機床。
4. 現(xiàn)場條件的影響
使用組合機床的現(xiàn)場條件對組合機床的結(jié)構(gòu)方案也有一定的影響。例如，使用單位的氣候炎熱，車間溫度過高，使用液壓傳動機床不夠穩(wěn)定，則宜采用機械傳動的結(jié)構(gòu)形式；使用單位刃磨刀具、維修、調(diào)整能力以及車間布置的情況，都將影響組合機床的結(jié)構(gòu)方案。
5. 工件的生產(chǎn)方式
對大批量生產(chǎn)的箱體零件，工序安排上一般趨于分散，例如加工輪輻螺栓孔，其粗加工，精加工分別在不同的機床上進行。機床雖多一些，但由于生產(chǎn)批量很大，從提高生產(chǎn)率，穩(wěn)定的保證加工精度的角度來講仍然是合理的。在小批量生產(chǎn)情況下，完成同樣的工藝內(nèi)容，則力求減少機床臺數(shù)，此時應盡可能將工序盡量集中在一臺或少數(shù)幾臺機床上進行加工。
2.3.2 多軸鉆床的工藝方案的制定
工藝方案制定的正確與否，將決定機床能否達到“質(zhì)量輕，體積小，結(jié)構(gòu)簡單，使用方便，效率高，質(zhì)量好”的要求。故在確定專用機床總體布局方案時，應重點分析和選擇合理的工藝方案。
本次設計的機床是輪輻螺栓孔專用擴鉸多軸鉆床。以下對加工工件外形及加工面位置作詳細分析。由零件圖可以看出，此步工序是輪輻面上五個直徑為15的孔進行擴鉸加工。如果采用一般鉆床，也可完成此步工序，但是一次只能加工一個孔，一個輪輻需要加工五次，勞動強度大，生產(chǎn)效率低，且不能保證精度，為了為保證配合質(zhì)量，提高生產(chǎn)效率，減輕勞動強度，可以使用多軸鉆床一次完成五個孔的擴鉸工作從而節(jié)省人力和時間，所加工的工件在擴孔后的零件圖如圖2-3所示：
圖2-3 加工輪轂零件圖
3、多軸鉆床部件設計
3.1動力部件分析
動力部件的選擇在整個多軸鉆床的設計中至關重要。動力部件的功率如果選取過大，電動機經(jīng)常處于低負荷情況，造成電力浪費，同時使轉(zhuǎn)動件及相關尺寸選取過大，浪費材料，且機床笨重，如果選取過小，則機床達不到設計提出的使用性能要求。本設計主運動采用電動機帶動，進給運動采用電動機帶動液壓系統(tǒng)運動。
3.1.1 切削用量的選擇
多軸鉆床正常工作與合理的選用鉆削用量，即確定合理的切削速度和工作進給量，有很大的關系。切削用量選用的恰當，能使多軸機床以最少的停車損失，最高的生產(chǎn)效率，最長的刀具壽命和最好的加工質(zhì)量進行生產(chǎn)。工作時，五軸鉆床的五把刀具同時運轉(zhuǎn)，為了使鉆床能夠正常工作，不經(jīng)常停車換刀，而達到較高的生產(chǎn)率，所選的切削用量比一般的鉆床單刀加工要低一些?？偟膩碚f，在多軸鉆床上不宜采用較大的切削速度和進給量，選用的切削用量應比普通單刀加工時低30%左右。
查《金屬切削原理與刀具》第七章 鉆削與鉆頭，我們知道普通鉆頭進給量可按以下經(jīng)驗公式估算：f=(0.01~0.02)d 鉆頭直徑應有工藝尺寸決定，盡可能一次鉆出所需要的孔，這里我選取d=15mm 。所以鉆頭進給量范圍是0.15`0.3mm ,我們?nèi)∵M給量f=0.2mm。
因為高速鋼鉆頭的切削速度根據(jù)加工材料的不同而變化，主軸對應的轉(zhuǎn)速可根據(jù)輪轂材料的切削速度而查表確定。一般汽車輪轂材料為鋁合金，因為它具有重量輕、散熱快、美觀等優(yōu)點。而我們設計這臺專用機床除了考慮加工鋁合金材質(zhì)的輪轂外，還考慮到加工鑄鐵材質(zhì)的輪轂，所以初步設定初定為三檔轉(zhuǎn)速，即此次設計的多軸鉆床傳動系統(tǒng)（主軸箱）分高、中、低三檔轉(zhuǎn)速。查表得，加工材料為鋁合金時，鉆削速度范圍是40~105m/min 。這里我們選取高檔切削速度v1=70m/min，選取中檔切削速度為v2=40m/min，選取低檔切削速度為v3=25m/min 。
3.1.2 主運動電動機的選擇
初定此次設計內(nèi)嚙合多軸鉆總體布局如圖3-1所示：
圖3-1 傳動系統(tǒng)總體布局圖
分析總體布局圖知，主運動電動機的選擇取決于主軸箱的減速部分和鉆頭處內(nèi)嚙合的加速部分。并以鉆頭高轉(zhuǎn)速依次遞推選擇出電動機的型號?？傮w思路如下：
高速檔鉆頭切削速度為v1=70m/min切削扭矩MC=7.26,所以鉆頭處切削消耗功率為P=Mcvc30d ,計算得P=1.13KW,P電=5Pη總=6.57KW。同時，鉆床工作高速檔轉(zhuǎn)速nw1=1000vcπd=1485r/min 。分析知，鉆床工作時中速檔轉(zhuǎn)速為nw2=1000vcπd=848.8r/min 。同理，低速檔鉆頭切削速度為vc2=25m/min，鉆床的工作轉(zhuǎn)速nw3=1000vcπd=530.5r/min綜合以上計算，選取主運動電動機。查《機械設計手冊》①，選取型號為Y132M—4。Y系列電動機為全封閉自扇冷式，一般用于空氣中不含易燃，易炸或腐蝕性氣體的場所，也適用于無特殊要求的機械上，如金屬切削機床。
工作條件：環(huán)境溫度不超過+40℃；相對濕度不超過95％；海拔不超過1000m；額定電壓380V；頻率50Hz；
接法：3KW及以下Y接法，4KW以上三角型接法。本設計采用三角型接法。
工作方式為連續(xù)（S1）；
防護等級為IP44（GB1498—79）。
所選電動機參數(shù)如下表3-1所示：
表3-1 電動機參數(shù)表
型號
額定功率型號
滿載時
轉(zhuǎn)速
電流
效率
（％）
功率因素
Y132M-4
7.5
1420
17.7
86
0.75
型號
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩
噪聲、dB(A)
重量
/kg
1級
2級
Y132S-4
2.0
2.0
67
72
45
電動機的安裝尺寸如下表3-2：
表3-2 電機安裝尺寸
機座號
國際標準機座號
D
F
G
2極
4、6、8\10極
2極
4、6、8\10極
2極
4、6、8\10極
2極
4、6、8\10極
132S
160L42
42K6
12
37
E
K
A
B
C
L
2極
4、6、8\10極
2極
4、6、8\10極
110
15
254
254
108
650
3.2 傳動系統(tǒng)的設計
主軸箱是多軸鉆床的重要組成部分，是用于布置機床工作主軸及其傳動零件和附加機構(gòu)的。它通過按一定速比排布傳動齒輪，把動力部件上的動力傳遞給各個工作主軸，使之獲得所需要的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向等。本設計主軸箱采用黃干油進行潤滑。
傳動系統(tǒng)的設計是主軸箱設計中關鍵的一環(huán)。所謂傳動系統(tǒng)的設計，就是通過一定的傳動鏈，按要求把動力從動力部件的驅(qū)動軸傳遞到主軸上去。同時，滿足主軸箱其他結(jié)構(gòu)和傳動的要求。傳動系統(tǒng)設計的一般要求：
（1）在保證主軸的強度，剛度，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向要求的前提下，力求是傳動軸和齒輪為最少。應盡量用一根傳動軸帶動多根主軸；當齒輪嚙合中心距不符合標準時，可采用齒輪變位的方法和湊中心距離。
（2）在保證有足夠強度的前提下，主軸，傳動軸和齒輪的規(guī)格要盡可能少，以減少各類零件的品種。
（3）通常應避免主軸帶動主軸，否則將增加主動主軸的負荷。
（4）粗加工主軸上的齒輪，應盡可能靠近前支承，以減少主軸的扭轉(zhuǎn)變形。
（5）盡可能避免升速傳動，必要的升速最好放在傳動鏈的最末一，二級，以減少功率損失。
在我們設計的傳動系統(tǒng)中，包括齒輪的設計、軸的設計以及附件設計三部分，下面我們進行具體的設計計算。
3.3 主軸箱齒輪齒數(shù)的設計
齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一，其主要特點有效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠、壽命長的優(yōu)點，并且改傳動比較平穩(wěn)。齒輪傳動可做成開式、半開式或閉式，在我們的設計中現(xiàn)場情況做成半開式。由于所設計的齒輪在具體情況下，必須具有足夠的、相應的工作能力，以保證在整個工作壽命期間不致失效，因此我們在齒輪設計式通常按只保證齒根彎曲疲勞強度及齒面接觸疲勞強度兩個準則進行計算?，F(xiàn)設計根據(jù)提供的零件圖進行分析：
3.3.1 鉆頭工作部分齒輪設計
所加工零件的五個孔分布在直徑為120mm的圓周上。另外考慮到該廠操作人員操作水平有限， 因此要求主軸箱內(nèi)的齒輪足夠結(jié)實，故初選主軸軸箱齒輪模數(shù)為3mm。從鉆頭工作端開始考慮，每個鉆頭所連的小齒輪與主軸輸出端的大齒輪為內(nèi)嚙合，小齒輪的齒輪軸直徑即為所加工的五個孔的直徑15mm，該級為單級加速部分，由于五個小齒輪的齒輪軸所圍成的圓直徑為120mm,則內(nèi)嚙合的大齒輪與小齒輪的半徑差為60mm。即大小齒輪分度圓相切情況如下圖3-2所示：
圖3-2 鉆頭工作部分內(nèi)嚙合齒輪分布情況
根據(jù)分析可知：d1-d2=120m 即mz1-mz2=120 , 初定模數(shù)為2.5，小齒輪齒數(shù)為z1=23，大齒輪齒數(shù)為z2=71，則齒數(shù)比u＝z2z1=3。則鉆頭內(nèi)嚙合小齒輪的分度圓直徑為d1=52.9，大齒輪的分度圓直徑為d2=177.5
已知主軸傳動位于高速檔時，鉆頭工作端轉(zhuǎn)速n1＝1485r/min,即小齒輪轉(zhuǎn)速為1485r/min, 則主軸箱輸出軸的轉(zhuǎn)速n2=14853=495r/min。同理，當主軸傳動位于中速檔時，鉆頭工作端小齒輪的轉(zhuǎn)速為n1'=848.8r/min,則主軸箱輸出軸轉(zhuǎn)速n2'=848.83=282.9r/min 。當主軸傳動位于低速檔時，鉆頭工作端小齒輪的轉(zhuǎn)速為n1''=530.5r/min,則主軸箱輸出軸轉(zhuǎn)速n2''=530.53=141.5r/min下面我們對主軸箱高速檔，中速檔和低速檔三個檔位齒輪進行具體的計算和結(jié)構(gòu)設計。
3.3.2 高速檔部分齒輪設計及校核
1．齒輪齒數(shù)：
從主運動電動機輸入到主軸箱輸出，相當于一級減速，減速比i2=n3n2=1420495=2.87.則初選主軸箱中小齒輪的齒數(shù)為z3=23，則大齒輪齒數(shù)z4=66，模數(shù)為3.
2．選擇齒輪類型,精度等級及材料
(1).輪應不受軸向載荷，故選用直齒圓柱齒輪傳動
(2).因為多軸鉆床為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（GB10095-88）.
(3).齒輪的材料選擇。由《機械設計》課本（高等教育出版社編）表10－1選擇小齒輪材料為20CrMnTi,硬度為300HBS，齒面硬度60HRC;大齒輪材料為40Cr,硬度為280HBS.
齒輪的結(jié)構(gòu)設計與齒輪的幾何尺寸、材料、加工方法、使用要求及經(jīng)濟度等因素有關。因此進行齒輪結(jié)構(gòu)設計時，必須考慮上述各方面的因素。在這里我們按齒輪的直徑大小選定合適的形式。具體設計如下。齒輪結(jié)構(gòu)設計有以下原則：
①當齒頂圓直徑小于160mm時，可以做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。
②當齒頂圓直徑在160～500mm可以做成腹板式結(jié)構(gòu)。
3.按齒面接觸疲勞強度設計
查《機械設計》（高等教育出版社）有如下設計計算公式：
1).確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
(1) 試選載荷系數(shù)： ＝1.3
(2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：
①由《實用機械設計手冊》查的軸承效率為η＝99％，連軸器效率為95％。因為主軸箱齒輪布置為五個小齒輪均勻分布在一個大齒輪的內(nèi)側(cè)邊沿，并被大齒輪帶動轉(zhuǎn)動，所以主軸箱輸出功率為P=P電η1，式中各參數(shù)含義： η1是聯(lián)軸器的傳遞效率
將P電=7.5KW，＝95％，代入得：P= 7.125KW
②小齒輪轉(zhuǎn)速的計算：此時，小齒輪的轉(zhuǎn)速即為電動機的轉(zhuǎn)速
n電=1420r/min
所以： T1=95.5×105×7.125 KW1420r/min =4.79×104N/mm
(3)由《機械設計》表10－7選齒寬系數(shù)＝0.53。
(4）由《機械設計》表10－6查得材料得影響系數(shù)=189.8 。
(5)由《機械設計》表10－21d按齒面硬度差的小齒輪得接觸疲勞強度極限,.。
(6) 由《機械設計》表10-13計算應力循環(huán)系數(shù)
N1=60n1jLH=60×1420×1×(8×30×15)=3.06×108
N2=3.06×1083=1.02×108
(7)由《機械設計》表10－19查的接觸疲勞強度系數(shù)
(8)計算接觸許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為s=1 ,
由《機械設計》式10－12得：
2)計算
（1） 試計算小齒輪分度圓直徑代入[]中較小的值：
=2.3231.3×4.79×1040.53×2.87+12.87×198.765882=60.9mm
（2）計算齒寬與齒高之比b/h：
模數(shù) mt=d1tz3=60.923=2.6
齒全高 h=2.25×mt=2.25×2.6=6mm
（3）計算載荷系數(shù)
根據(jù)v＝πd1tn160×1000=4.5m/s，7級精度，由《機械設計》圖10－8查的動載系數(shù) ＝1.05。直齒輪假設
由《機械設計》表10－3查得 。
由《機械設計》表10－2查得使用系數(shù)。
由《機械設計》表10－4查得7級精度，小齒輪相對支承對稱布置時
將數(shù)據(jù)代入后得：
由 bh=5.8 查《機械設計》10－13得
故載荷系數(shù)。
（4） 載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由《機械設計》公式10－10a得
d1=d1t3kkt=60.931.44271.3=63mm
由實際要求該設計選d=69mm>d1,其強度合格。
4.按齒根彎曲強度設計
由《機械設計》式10－5得彎曲強度的設計公式為：
確定公式內(nèi)的各個參數(shù)值
（1） 《機械設計》圖10－20d查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度
（2）由《機械設計》10－18查得彎曲疲勞壽命
（3）計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，由《機械設計》式10－12得
（4） 載荷系數(shù)。
（5）查取齒形系數(shù)由《機械設計》表10－5查得 ： 。
（6）校正系數(shù)由《機械設計》表10－5查得
計算大小齒輪的并比較大?。?
顯然大齒輪數(shù)值大。
設計計算
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸強度的承載能力，僅與齒輪直徑有關，根據(jù)廠房要求d3＝69mm，m=3完全可靠。
5.幾何尺寸計算
1）計算分度圓直徑 d3=z3m=23×3=69mm
d4=z4m=66×3=198mm
2）計算中心距 a=d3+d42=69+1982=133.5mm
3）計算齒輪寬度 b=φdd3=0.53×69=36.57mm
由于齒寬計算原則：大齒輪寬度在計算之內(nèi)，小齒輪寬比大齒輪寬5～10mm，故將齒寬就近圓整為B3=40mm，B4=35mm符合廠方要求。
6.齒輪結(jié)構(gòu)設計
由于本設計中小齒輪d3=mz3=3×23=69mm，則選用實心結(jié)構(gòu)即盤式齒輪，因為大齒輪分度圓直徑為d4=mz4=3×66=198mmmm,由齒輪設計原則可知大齒輪選腹板式結(jié)構(gòu)。大齒輪的腹板式結(jié)構(gòu)如下圖3-3所示：
圖3-3 大齒輪的腹板式結(jié)構(gòu)
腹板結(jié)構(gòu)尺寸可以參閱《機械設計》第十章第十節(jié)，具體尺寸詳見CAD零件圖第3張圖紙
7.大齒輪和小齒輪參數(shù)見表3-3
表3-3 高速檔大小齒輪參數(shù)表
名稱
參數(shù)代號
小齒輪參數(shù)
大齒輪參數(shù)
模數(shù)
m
3
3
齒數(shù)
z
23
66
壓力角
分度圓直徑
d
69
198
齒頂高系數(shù)
1
1
頂隙系數(shù)
c*
0.25
0.25
齒全高
h
6.75
6.75
齒頂圓直徑
75
204
齒根圓直徑
61.5
190.5
至此，高速檔齒輪的設計及校核工作已經(jīng)完成,下面進行校核。
3.3.3 中速檔部分齒輪設計
1．齒輪齒數(shù)：
從鉆頭工作端開始考慮，已知鉆頭工作端轉(zhuǎn)速n1＝848.8r/min,即小齒輪轉(zhuǎn)速為848.8r/min,加速部分傳動比i1＝3。所以主軸箱輸出端轉(zhuǎn)速n2=5313=282.9r/min .從主運動電動機輸入到主軸箱輸出，相當于一級減速，減速比i2=n3n2=1420282.9=5由于主軸箱的三個檔速三對齒輪嚙合，三對齒輪中心距一樣均為133.5mm，所以對中速檔的一對齒輪而言，d5+d6=133.5×2=267mm 。即mz5+z6=267mm則初選主軸箱中小齒輪的齒數(shù)為z3=18，模數(shù)為2.5, 則大齒輪齒數(shù)z4=90，
2. 齒輪設計
小齒輪結(jié)構(gòu)設計
由于本設計中小齒輪d5=mz5=2.5×18=45mm，則選用實心結(jié)構(gòu)即盤式齒輪，
大齒輪結(jié)構(gòu)設計
因為大齒輪分度圓直徑為d6=mz6=2.5×90=225mm,由齒輪設計原則可知大齒輪選腹板式結(jié)構(gòu)。
3.大齒輪和小齒輪參數(shù)如表3-4所示
表3-4 中速檔大小齒輪參數(shù)表
名稱
參數(shù)代號
小齒輪參數(shù)
大齒輪參數(shù)
模數(shù)
m
2.5
2.5
齒數(shù)
z
18
90
壓力角
分度圓直徑
d
45
225
齒頂高系數(shù)
1
1
頂隙系數(shù)
c*
0.25
0.25
齒全高
h
5.625
5.625
齒頂圓直徑
50
230
齒根圓直徑
38.75
218.75
至此，中速檔齒輪的設計已經(jīng)完成
3.3.4 低速檔部分齒輪設計
1．齒輪齒數(shù)：
從鉆頭工作端開始考慮，已知鉆頭工作端轉(zhuǎn)速n1＝530.5r/min,即小齒輪轉(zhuǎn)速為530.5r/min,加速部分傳動比i1＝3。所以主軸箱輸出端轉(zhuǎn)速n2=530.53=176.8r/min .而從主運動電動機輸入到主軸箱輸出，相當于一級減速，減速比i2=n3n2=1420176.8=8. 由于主軸箱的三個檔速三對齒輪嚙合，三對齒輪中心距一樣均為133.5mm，所以對中速檔的一對齒輪而言，d7+d8=133.5×2=267mm 。即mz7+z8=267mm則初選主軸箱中小齒輪的齒數(shù)為z3=24，模數(shù)為1.25, 則大齒輪齒數(shù)z4=192，選擇齒輪類型,精度等級及材料與高速檔相同。
2. 齒輪設計
小齒輪結(jié)構(gòu)設計
由于本設計中小齒輪d5=mz5=1.25×24=30，則選用實心結(jié)構(gòu)即盤式齒輪，大齒輪結(jié)構(gòu)設計
因為大齒輪分度圓直徑為d4=mz4=1.25×192=240mm,由齒輪設計原則可知大齒輪選腹板式結(jié)構(gòu)。
3.大齒輪和小齒輪參數(shù)如表3-5所示
表3-5 低速檔大小齒輪參數(shù)表
名稱
參數(shù)代號
小齒輪參數(shù)
大齒輪參數(shù)
模數(shù)
m
1.25
1.25
齒數(shù)
z
24
192
壓力角
分度圓直徑
d
30
240
齒頂高系數(shù)
1
1
徑向間隙
c
0.75
0.75
齒全高
h
2.8
2.8
齒頂圓直徑
32.5
242.5
齒根圓直徑
25.625
236.875
至此，低速檔齒輪的設計已經(jīng)完成
3.4 軸的計算和校核
軸是組成機器的主要零件之一。一切作回轉(zhuǎn)運動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進行運動即動力的傳遞，因此軸的功用時支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力。所以，軸的設計也和其它零件的設計一樣，包括結(jié)構(gòu)設計和工作能力兩方面的內(nèi)容。
軸的結(jié)構(gòu)設計就需要根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理的確定軸的結(jié)構(gòu)形式和尺寸。軸的結(jié)構(gòu)設計不合理，會影響軸的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件的裝配困難。因此，軸的結(jié)構(gòu)設計也是我們這部分要做的主要工作。軸的工作能力計算是指周的強度、剛度和震動穩(wěn)定性等方面的計算。因為多數(shù)情況下，軸的結(jié)構(gòu)工作能力主要取決于軸的強度。在本設計中就是這種情況，因此在設計計算中我們只對軸的強度進行計算，防止其斷裂或塑性變形。下面我們進行具體的設計計算。
3.4.1主軸箱高速軸II的結(jié)構(gòu)設計
1、齒輪上作用力的計算
高速軸傳遞的扭矩為
TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=9550×7.125/1420=47.92Nm
即，TII=47920Nmm, 轉(zhuǎn)速為nII=1420r/min ,最小的分度圓直徑為30mm 。分析該齒輪上的受力情況：
（1） 圓周力為：
Fti=2TIId1=2×4792030=9584030=3194.7N
其方向與力的作用點圓周速度方向相反
（2） 徑向力為：
Fr1=Ft1tanαn=3194.7×tan20=1162.8N
其方向由力的作用點指向齒輪的轉(zhuǎn)動中心
從動齒輪各個力與主動齒輪上相應的力大小相等，作用方向相反。
2．初步確定軸的最小直徑
初步估算軸的最小直徑。選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表?。?=103，于是得
dmin≥A03PIInII=10337.1251420=17.6mm
軸Ⅱ的最小直徑的地方顯然是與聯(lián)軸器相連的地處軸的直徑見圖3-4
3．軸的結(jié)構(gòu)設計
圖3-4 主軸箱高速軸結(jié)構(gòu)圖
1）擬定軸上的零件裝配方案，如圖3-4
2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑，Ⅰ－Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩，左端用端蓋和螺栓定位。故Ⅰ－Ⅱ的直徑＝25ｍｍ，Ｌ＝36mm。
3）Ⅱ－Ⅲ段裝軸承和軸承端蓋，因軸承同時受有徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承，軸承參照工作要求并根據(jù)＝25mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選?。盎居蜗督M，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承32006。其尺寸為D×d×T=30×55×17。故＝30mm，考慮到軸承蓋的裝卸方便＝130mm。
4）Ⅲ－Ⅳ段為花鍵軸，且又做軸承的軸向定位，選N×d×D×B=8×32×36×6，有考慮三聯(lián)滑移齒輪各自工作時，不產(chǎn)生干涉，（Ｂ為齒輪６的齒寬）故。
5） Ⅳ－Ⅴ段安裝軸承，因考慮軸承是成對安裝，故該軸段軸承也為32006，
＝30mm，=17mm。
3.4.2 主軸箱低速軸的結(jié)構(gòu)設計
1、齒輪上作用力的計算
高速軸傳遞的扭矩為
TIII=9550PIII/nIII=9550×5.7/176.8=307.9 Nm
即，TIII=307900Nmm, 轉(zhuǎn)速取高低轉(zhuǎn)速nIII=495r/min ,最小的分度圓直徑為198mm 。分析該齒輪上的受力情況：
（3） 圓周力為：
Ft2=2TIIId4=2×307900198=3110N
其方向與力的作用點圓周速度方向相反
（4） 徑向力為：
Fr2=Ft2tanαn=3110×tan20=1132N
其方向由力的作用點指向齒輪的轉(zhuǎn)動中心
從動齒輪各個力與主動齒輪上相應的力大小相等，作用方向相反。
2．初步確定軸的最小直徑
先按初步估算軸的最小直徑，選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15－3?。?=103，于是得
dmin≥A03PIIInIII=10335.7176.8=32.78mm
軸Ⅱ的最小直徑的地方顯然是安裝內(nèi)輪7處軸的直徑如圖3-5
3．軸的結(jié)構(gòu)設計
圖3-5 主軸箱低速軸結(jié)構(gòu)
（1）．擬定軸上零件的裝配方案，如圖3-5
（2）．根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1）為了滿足內(nèi)嚙合齒輪的軸向定位要求，Ⅶ－Ⅷ段左端需制出一軸肩，故Ⅶ－Ⅷ段的直徑＝45mm，Ⅶ－Ⅷ段右端需要擋板和螺栓定位，故。
2）Ⅵ－Ⅶ段安裝套筒，軸承和軸承端蓋，因軸承同時承受軸向力和徑向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)＝45mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承32910x2，其尺寸為ｄ×Ｄ×Ｔ＝50×72×15，故=50mm，考慮軸承端蓋螺栓的安裝與拆卸的方便，。
３）Ⅴ－Ⅵ段安裝齒輪4和6及套筒,取dV-VI=54mm；齒輪4的右端和軸承之間用套筒定位。已知齒輪4和6 及套筒的總寬度為266mm，為了使套筒面可靠的壓緊齒輪，故。
4）－為軸肩定位，軸肩高度h>0.07d=0.07×55=3.85mm，故?。瑁?ｍｍ，則軸環(huán)處ｂ＞1.4h=8.4mm，則。
5）Ⅲ－Ⅳ段為自由段，
6）Ⅱ－Ⅲ段為軸肩定位，軸肩高度，故取h=6mm，軸環(huán)出的直徑=67mm，軸環(huán)的寬度b>1.4h=1.4×6=8.4mm，取。
7）Ⅰ－Ⅱ段安裝齒輪2和軸承套筒，軸承右端和齒輪的左端用套筒定位，
Ⅰ－Ⅱ段軸承為考慮軸承都是成對安裝，該軸段的軸承仍為32910x2，其尺寸為ｄ×Ｄ×Ｔ＝50×72×15，故=50mm，。
3.4.3 鉆頭工作端Ⅳ軸的結(jié)構(gòu)設計
1.齒輪上作用力的計算
鉆頭工作端傳遞的扭矩為
TIV=9550PIV/nIV=9550×1.13/530.5=20.3 Nm
即，TIV=20300Nmm, 轉(zhuǎn)速取低轉(zhuǎn)速nIV=530.5r/min ,內(nèi)嚙合小齒輪分度圓直徑。分析該齒輪上的受力情況：
圓周力為：
Ft3=2TIVd1=2×2030052.9=767.5N
其方向與力的作用點圓周速度方向相反
徑向力為：
Fr3=Ft3tanαn=767.5×tan20=279.3N
其方向由力的作用點指向齒輪的轉(zhuǎn)動中心
從動齒輪各個力與主動齒輪上相應的力大小相等，作用方向相反。
2．初步確定軸的最小直徑
初步估算軸的最小直徑。選擇軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)查表知Ａ0=97，于是得
dmin≥A03PIVnIV=9731.13530.5=12.48mm
軸Ⅳ的最小直徑的地方顯然是安裝齒輪的處軸的直徑如圖3-6
3．軸的結(jié)構(gòu)設計
圖3-6 鉆鉆床工作端軸結(jié)構(gòu)圖
1）Ⅶ－Ⅷ段安裝軸承，該段軸承的右端安裝有鉆刀，左端安裝軸承，由于考慮軸的強度，該軸段直徑，鉆孔時，該軸有軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，０基本游隙組，標準等級的32209，尺寸為ｄ×Ｄ×Ｔ＝45×85×24.75，故，。
2）Ⅵ－Ⅶ段為軸肩定位。軸肩由軸承安裝尺寸可知軸肩高度ｈ＝0.07 =0.07×45=3.15mm，h=3.5mm，故，軸肩寬度ｂ＝1.4h=1.4×3.5=4.9mm，故。
3）Ⅴ－Ⅵ段為為自由段，，。
4）Ⅳ－Ⅴ段為左端軸承的軸肩定位軸肩由軸承安裝尺寸可知軸肩高度ｈ＝0.07 =0.07×45=3.15mm，h=3.5mm，故，軸肩寬度ｂ＝1.4h=1.4×3.5=4.9mm，故。
５）Ⅲ－Ⅳ段為安裝軸承，考慮軸承是成對安裝，該段軸承選用單列圓錐滾子軸承，０基本游隙組，標準等級的32209，尺寸為ｄ×Ｄ×Ｔ＝45×85×24.75，故，。
６）Ⅱ－Ⅲ段為自由段，，。
7）Ⅰ－Ⅱ段安裝齒輪８，由于齒輪的直徑太小，故考慮做成齒輪軸，故，。
3.5 軸的強度校核
3.5.1 Ⅱ軸的強度校核
1）Ⅱ軸受力示意圖如下圖3-7
由軸的結(jié)構(gòu)設計中算得圖3-7中Fr1、Ft1、Fa1：
圖3-7 主軸箱高速軸受力圖
1）圖3-7中ａ為軸的受力示意圖，軸的各段尺寸如下：
2）圖3-7中b為軸的水平受力分析圖，由計算得
3）圖3-7中c為軸的水平彎矩圖由計算得
4）圖3-7中ｄ為軸的豎直受力分析圖，由計算得
5）圖3-7中ｅ軸的豎直彎矩圖，由計算得
6）圖3-7中ｆ合成彎矩圖，由計算得
7）圖3-7中ｇ扭矩圖，由計算得
8）由圖3-7可知Ｂ點處為危險截面，有公式校核
9）查文獻[2]由表15－1選得
10）
11）因此軸Ⅱ滿足強度條件。
3.5.2 Ⅲ軸的強度校核
1）Ⅲ軸受力示意圖如下圖3-8
由軸的結(jié)構(gòu)設計中算得齒輪2和齒輪7上的受力：
齒輪２上的受力如下：
Fr1=1649.337N Fa1=1311.906N Ft1=4921.518N
齒輪7上的受力如下：Ft2=88929.6N Fr2=32367.363N
圖3-8 主軸箱低速軸受力圖
1）圖3-8中ａ為軸的受力示意圖，軸的各段尺寸如下：
2）b為軸的水平受力分析圖，由計算得
3）c為軸的水平彎矩圖由計算得
4）ｄ為軸的豎直受力分析圖，由計算得
5）ｅ軸的豎直彎矩圖，由計算得
6）ｆ合成彎矩圖，由計算得
7）ｇ扭矩圖，由計算得
8）由圖3-8可知Ｂ點處為危險截面，有公式校核
9）由表15－1選得
10）
11）因此軸Ⅲ滿足強度條件。
3.5.3 Ⅳ軸的強度校核
1）Ⅳ軸受力示意圖如下圖3-9
由軸的結(jié)構(gòu)設計算得齒輪8上的受力如下：Ft１=88929.6N Fr1=32367.363N
圖3-9 鉆床工作端軸受力圖
1）圖3-9中ａ為軸的受力示意圖，軸的各段尺寸如下：
2）圖3-9中b為軸的水平受力分析圖，由計算得
3）圖3-9中c為軸的水平彎矩圖由計算得
4）圖3-9中ｄ為軸的豎直受力分析圖，由計算得
5）圖3-9中ｅ軸的豎直彎矩圖，由計算得
6）圖3-9中ｆ合成彎矩圖，由計算得
7）圖3-9中ｇ扭矩圖，由計算得
8）由圖3-9可知Ｂ點處為危險截面，有公式校核
9）查文獻[2]由表15－1選得
10）
11）因此軸Ⅳ滿足強度條件。
3.6軸承
前面我們對主軸本身進行了結(jié)構(gòu)設計和強度校核，但是影響剛性主軸性能的因素很多，除與主軸本身的剛度有關外，與主軸支承系統(tǒng)的剛性也有很大關系，由于主軸本身剛性不足引起的變形，占總變形的50%~70%;因為支承剛性不足，引起的變形，占總變形的30%~50%。這不難看出支承系統(tǒng)的剛性，在剛性主軸設計中是不可忽視的一環(huán)。
3.6.1軸承的選用
剛性主軸的設計中對滑動軸承和滾動軸承都采用，但大多數(shù)情況下采用是采用滾動軸承，因為滾動軸承具有尺寸小、轉(zhuǎn)速高、壽命長、裝配簡單、密封和潤滑也比較簡單，而且可以直接從樣本中選用等優(yōu)點。但是，因為滑動軸承抗震性好，徑向尺寸較小，所以在剛性軸設計中經(jīng)常被采用。在該設計中，由于所設計的多軸鉆床屬于有較小震動的機床，因此選用滾動軸承作為支承。
（1）.軸承種類的選用：
在本次設計中，采用滾動軸承的種類很多，根據(jù)主軸所受載荷的大小，方向和轉(zhuǎn)速的不同而不同，常采用的滾動軸承有以下幾種：單列向心球軸承、單列圓錐滾子軸承，單列向心推力球軸承，雙列向心短圓柱滾子軸承、單列推力球軸承單列向心短圓柱滾子軸承等。其中向心軸承主要承受徑向載荷，也能承受不大的軸向
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