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河南理工大學萬方科技學院
本科畢業(yè)設計（論文）中期檢查表
指導教師： 劉建慧 職稱：
所在院（系）： 機械與動力工程學院 教研室（研究室）
題 目
多軸鉆床的設計
學生姓名
陳浩
專業(yè)班級
08機制3班
學號
0828070004
一、選題質量：（主要從以下四個方面填寫：1、選題是否符合專業(yè)培養(yǎng)目標，能否體現(xiàn)綜合訓練要求；2、題目難易程度；3、題目工作量；4、題目與生產、科研、經濟、社會、文化及實驗室建設等實際的結合程度）
本文是關于輪輻專用多軸鉆床的設計，設計中主要解決了多軸鉆床加工過程中的兩大主要問題：工件和刀具之間的定位問題和刀具導向問題。同時也討論了多軸鉆床的總體設計問題，給出了總體設計方案，其中包括刀具與工件的與運動方式設計，對機床各個部件的功能和作用進行具體的闡述并提出技術要求。題目難易程度適中；工作量符合要求；與實際生產結合緊密，符合專業(yè)培養(yǎng)目標，能體現(xiàn)綜合訓練要求。
二、開題報告完成情況：
設計思路和方向明確，確定了工作的內容和方法，已經完成了課題的設計計算。按要求完成了開題報告。
三、階段性成果：
鉆床的總體布置方案和主要結構參數(shù)已經確定，主要部件的設計計算、校核和選型已經完成，并完成了部分圖紙的繪制，設計說明書基本完成。
四、存在主要問題：
1、局部結構設計思路不清晰；
2、部分標準件的選擇需要調整；
3、對于繪圖軟件的操作還需進一步熟練。
4、某些零部件壽命及可靠性不能很好的控制，不能全面考慮結構、經濟等情況；
五、指導教師對學生在畢業(yè)實習中，勞動、學習紀律及畢業(yè)設計（論文）進展等方面的評語
指導教師： （簽名）
年 月 日
2
河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文
摘要
多軸鉆床是一種孔加工的機床，它被廣泛用于加工多孔工件。多軸鉆床在生產中的應用，解決了普通鉆床加工多孔工件時逐孔加工浪費時間和人力這兩個重要問題。在本設計中，設計的多軸鉆床為輪輻螺栓孔加工機床，屬于專用機床。
本設計主要解決了多軸鉆床加工過程中的兩大主要問題：工件和刀具之間的定位問題和刀具導向問題。為了解決上述兩大難題，設計中采用合理的鉆模板和定位裝置對工件合理定位，從而完成擴孔加工，同時也討論了多軸鉆床的總體設計問題，給出了總體設計方案，其中包括刀具與工件的與運動方式設計，對機床各個部件的功能和作用進行具體的闡述并提出技術要求，從而使工件被加工后達到設計要求。
本文針對一般鉆床上述種種缺點及加工對象的具體情況設計一臺輪輻專用八軸鉆床，包括總體設計，導軌的設計，動力部件的設計和底座的設計，力求達到滿足性能要求，經濟效益等技術經濟指標，以滿足使用要求。
[關鍵詞] 八軸鉆床 夾具 軸承 齒輪 軸
Abstract
Drilling machine of six axles is the tool machine that a kind of bore process, it is used for processing many bore work pieces extensively. Drilling machine of six axles in the application in the production, resolving the commonness to drill the bed to process many a hour of the bore work to pursue the bore to process the wave to take a lot of time and these two important problems of artificial In this design, many stalks of the design drill the bed to process the tool machine for Spoke of a wheel stud bolt bore, belonging to the appropriation tool machine.
Introduced many stalks to drill the history development circumstance that method and many stalkses that the bed carry on bore’s process drills the bed to process first in chapter of behind, still introduced many stalks to drill the characteristics that bed process, mainly introduced many stalks to drill the bed to process the two greatest problems in the processes:Fixed position problem and a direction of knife problems between the work piece and the knife. Many stalks drill the bed adoption to drill the template and fixed positions to equip reasonablely to a reasonable fixed position of work, thus completing the bore to expand the work preface, solving many stalks to drill the bed process medium of two greatest hard nut to crack.Introduced many stalks to drill the total design of the bed again in the chapter of underneath, give total design project, among them include the knife to have with the work piece of with sport method design, maintain the technique request to the function and functions of the tool machine each parts carry on elaborating in a specific way combine body, attain to design the request after thus making the work piece process.
Owing to the variety disadvantages of the ordinary drilling machine, this article presents a new design of eight-axles drilling machine and includes the design of whole; the design of track as well as the design of basis. It is designed based on the specific information of the object. We try our bests to make it satisfies the performance demands as well as other index such as economic efficiency and relation between human and machines
[Key words] eight-axis drilling machine fixture
bearing gear shaft
IV
河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文
目錄
前言 1
1 概述 2
2 多軸鉆床的總體設計 4
2.1 八軸鉆床總體布局分析 4
2.1.1 操作、觀察與調整對總體布局的影響 4
2.1.2 零件的加工工藝方法對總體布局的影響 5
2.1.3 精度等級對總體布局的影響 6
2.2 八軸鉆床加工方案的制定 7
2.3 刀具的進給對總體布局的影響 8
3 多軸鉆床部件設計 10
3.1 動力部件的選擇 10
3.1.1 切削用量的選擇 10
3.1.2 主運動電動機的選取 10
3.2 減速器的選取 12
3.3 主軸箱零件的設計 13
3.3.1 齒輪的設計 13
3.3.2 齒輪的計算及校核 17
3.3.3 軸的計算與設計 26
3.3.4 軸的結構設計 30
3.3.5 軸的校核 33
3.4 軸承 37
3.4.1 軸承的選用 37
3.4.2 軸承的校核 39
3.5 上臺板的設計 44
3.5.1 材料的選取 44
3.5.2 尺寸的確定 44
3.5.3 結構設計 45
3.6 主軸箱體的設計 46
3.7 多軸鉆床夾具的設計 48
3.7.1 概述 48
3.7.2 夾緊機構的設計原則 48
3.7.3 定位元件的設計 49
3.7.4 加緊元件的設計 50
4 支承件的設計 51
4.1 概述 51
4.1.1 支承件的功能 51
4.1.2 支承件的靜剛度和形狀選擇原則 51
4.1.3 支撐件的動態(tài)特性 52
4.2 導軌（立柱）的設計 52
4.2.1 概述 52
4.2.2 導軌的設計 53
4.3 底座的設計 56
4.3.1 材料選擇 56
4.3.2 結構設計 56
4.3.3 尺寸確定 56
5 液壓控制系統(tǒng)的設計 57
5.1 概述 57
5.2.1 液壓執(zhí)行元件的負載分析 58
5.2.2 液壓負載 59
5.3 確定液壓缸的參數(shù) 59
5.3.1 確定液壓缸尺寸 59
5.3.2 液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力，流量和功率 60
致謝語 63
參考文獻 64
ii
河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文
前言
畢業(yè)設計是對大學四年所學的專業(yè)知識和基礎知識的一個系統(tǒng)性的總結與運用，同時也是培養(yǎng)我們分析問題和解決問題的很好的一次機會，通過這一環(huán)節(jié)的訓練，提高了以下能力：1、綜合運用所學知識和技能，獨立分析和解決設計問題的能力；2、熟練運用基本技能，包括繪圖、計算機應用、翻譯、查閱文獻等等的能力；實驗研究的能力；撰寫科技論文和技術報告，正確運用國家標準和技術語言闡述理論和技術問題的能力：3、收集加工各種信息的能力，獲取知識的能力；4、創(chuàng)新意識和嚴肅認真的科學作風。
本次設計的課題是多軸鉆床的部件設計，多軸鉆床是一種孔加工的機床，它被廣泛用于加工多孔工件。多軸鉆床在生產中的應用，解決了普通鉆床加工多孔工件時逐孔加工浪費時間和人工這兩個重要問題。在本設計中，設計的多軸鉆床為輪輻螺栓孔加工機床，屬于專用機床。
多軸鉆床是伴隨著經濟的飛速發(fā)展和工業(yè)現(xiàn)代化的需要而產生的。其被應用與許多方面，像汽車零部件的加工、農用機械的零部件的加工以及其它大批量生產加工生產多孔零件的地方。多軸鉆床在加工業(yè)中有著很大的優(yōu)勢。它的使用大大提高了加工速度和生產效率。因此，在批量生產多孔工件時就需要一種專門的機床來加工，于是就產生了由單臂鉆床衍生而來的多軸鉆床。
此次設計的主要內容有：問題的提出、總體方案的構思，可行性設計，結構設計及對未知問題的探索和解決方案的初步設計，裝配圖、零件圖等一系列圖紙的設計與繪制，最后包括畢業(yè)設計說明書的完成。
1 概述
八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濟性能往往起著決定性的作用。
本設計根據(jù)具體加工對象的具體情況進行專門設計，即設計用于輪輻加工的八軸鉆床，這也是當前最普遍的做法。
評價機床性能的優(yōu)劣，主要是根據(jù)技術經濟指標來判斷的。機床設計的技術經濟指標可從滿足性能要求，經濟效益和人機關系等方面進行分析討論。
1）性能要求
工藝范圍：機床的工藝范圍是指機床適應不同生產要求的能力。大致包括下列內容：在機床上可完成的工序種類；加工零件的類型，材料和尺寸范圍；毛坯的種類等。
加工精度和表面粗糙度：機床的加工精度是被加工零件在尺寸，形狀和相互位置等方面所能達到的準確程度。機床精度分三級：普通精度級，精密級和高精密級。
機床加工的工件表面粗糙度與工件和刀具的材料，進給量，刀具的幾何形狀和切削時的振動有關。對表面質量要求越高，也就是要求表面粗糙度越小，則對抗振性的要求越高。
生產率：機床的生產率通常是指在單位時間內機床所能加工的工件數(shù)量。要提高機床的生產率，必須縮短加工一個工件的平均總時間，其中包括縮短切削加工時間，輔助時間以及分攤到每個工件上的準備和結束時間。
自動化：機床自動化可減少人對加工的干預，從而保證加工的一致性，即被加工零件的精度穩(wěn)定性。還具有提高生產率和減輕工人勞動強度的優(yōu)點。
可靠性：機床的工作可靠性也是一項重要的技術經濟指標。隨著機床安全化的發(fā)展，可靠性在機床設計中的地位逐步提高。
機床壽命：機床壽命就是機床保持它應具有的加工精度的時間。隨著技術設備更新的加速，對機床壽命所要求的時間也在減短。
2）經濟效益
在保證實現(xiàn)機床性能要求的同時，還必須使機床具有很高的經濟效益。不僅要考慮機床設計和生產的經濟效益，更重要的是要從用戶出發(fā)，提高機床使用廠的經濟效益。對于機床生產廠的經濟效益，主要反映在機床成本上。
對于機床使用廠的經濟效益，首先是提高機床的加工效率和可靠性。要使機床能夠充分發(fā)揮其效能，減少能源消耗，提高機床的機械效率，也是十分重要的。機床的機械效率是有效功率對輸入功率之比。
3）人機關系
在設計中，還應該重視人機關系問題，機床應操縱方便，省力，容易掌握，不易發(fā)生操作錯誤和故障。這樣不僅能減少工人的疲勞，保證工人和機床的安全，還能提高機床的生產率。
對于上述的各項技術經濟指標，在機床設計時我們將綜合考慮，并應根據(jù)不同的需求，有所側重。
2 多軸鉆床的總體設計
2.1 八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)調完美的造型。工藝分析和工件的形狀，尺寸和重量，在很大程度上左右著機床的布局形式。本次設計多軸鉆床的總體布局方案如下圖2-1所示：
圖2-1
2.1.1 操作、觀察與調整對總體布局的影響
機床的布局必須充分考慮到操作機床的人，處理好人機關系。充分發(fā)揮人與機床各自的特點，使人機的綜合效能達到最佳。
機床各部件的相對位置的安排，應考慮到便于操作和觀察及測量。安裝工件部位的高度，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材高度，對安裝工件位置較低的機床，應將床腿或床座墊高。
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，要考慮人體蹲下是較適于工作的區(qū)域。還應考慮到操作者可能達到的最大視野和反應敏銳的視野區(qū)等。
2.1.2 零件的加工工藝方法對總體布局的影響
專用機床加工工件的加工方法是多種多樣的。在設計八軸鉆床時，往往由于加工方法的改變，導致機床的傳動部件配置以及結構等產生一系列的改變。因此在確定專用八軸鉆床的總體布局時應首先分析和選擇合理的加工方法。
輪輻多軸鉆床的主運動為鉆頭的回轉運動，它工作時將輪輻裝在鉆頭正下方的專用定位機構上如圖2－2所示：
圖2-2
1.圓柱銷 2. 定心 3.夾具體 4.定位銷
2.1.3 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。機床加工過程中產生的震動傳遞給工件和刀具，會使被加工表面產生震動，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、結構、剛度等方面來采取措施。本設計多軸鉆床在工作時主要是電機引起的震動較大，故可采用隔離強迫振源的措施。
本設計中由于輪輻的螺栓孔不要求精密度過高，在減震方面要求不高，因此采用電機、減速器、主軸箱居中放置的方案。如圖2－3所示造型。
圖2－3
2.1.4機床的造型對總體布局的影響
機床的外觀，應尋求整體統(tǒng)一，均衡穩(wěn)定，比例協(xié)調機床總布局的任務，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)調完美的造型。
鉆床一般型式是單臂式和框架式。單臂式的特點是能方便的更換點位進行加工。但這類布局型式與框架式相比剛度較差，所以本設計采用框架式結構，這種型式的機床具有占地面積小，工人所處的操作位置比較靈活的特點，且剛度高，加工精度高。
2.2 八軸鉆床加工方案的制定
加工方案制定的正確與否，將決定機床能否達到“質量輕，體積小，結構簡單，使用方便，效率高，質量好”的要求。故在確定專用機床的總體布局方案時，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孔鉆床。以下對所加工工件外形及加工面的位置作詳細的分析。
由零件圖可以看出，要求對輪輻面上八個直徑為26.5的孔進行擴孔加工。如果采用一般鉆床，一次加工一個孔，一個輪輻需要加工八次，勞動強度大，生產率低且不能保證精度。為了保證配合質量，提高生產效率和減輕勞動強度，可以使用八軸鉆床一次完成八個孔的擴鉸工作，從而節(jié)省人力和時間。所加工工件在擴孔后的零件圖如圖2-4所示：
圖2－4八孔輪輻零件圖
2.3 刀具的進給對總體布局的影響
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。
1）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。如圖2－5所示。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。
圖2－5
鉆頭在回轉過程中可同時實現(xiàn)進給，從而實現(xiàn)對輪輻的擴孔加工。機床部件配置形式與普通機床相似。這種機床的特點是結構簡單，調整方便，但在鉆削扭矩通過刀具本身傳遞，對于較長的鉆頭就會產生較大的扭矩變形而引起震動。因此刀具選擇應為高速鋼。
3 多軸鉆床部件設計
3.1 動力部件的選擇
動力部件的功率如果選取過大，電動機經常處于低負荷情況，造成電力浪費，同時使轉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
切削用量選用的恰當，能使八軸機床以最少的停車損失，最高的生產效率，最長的刀具壽命和最好的加工質量。
工作時，八軸鉆床的八把刀具同時運轉，為了使鉆床能正常工作，不經常停車換刀，而達到較高的生產率，所選的切削用量比一般鉆床單刀加工要低一些。概括地說，在八軸鉆床上不宜采用較大的切削速度和進給量。
查《組合機床設計》第一冊“機械部分”表2—13“擴孔切削用量”，得V=12~20m/min，f=0.3~0.4mm/r，因廠方要求有不同的鉆削速度，故本設計選取低、中、高三中速度分別為v=12m/min、16m/min和20m/min，對應的進給速度分別為f=0.3mm/r、0.35mm/r和f=0.4mm/r。
3.1.2 主運動電動機的選取
查《專用機床設計與制造》選取主運動電動機：
切削扭矩： ＝1.027()
總切削扭矩：
軸向力：
式中: D————鉆頭直徑（mm）
S————鉆頭走刀量(mm/r)
t————0.5(D-d) （mm）
上兩式中 均為鉆頭擴孔公式中的系數(shù)和指數(shù)。
總軸向力：
切削功率：
中速級：
高速級：
由以上計算，按高速級功率選主運動電動機，查《機械設計手冊》，選取型號為Y160L—8，該電動機的額定功率為7.5kw,滿載轉速為720r/min。
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380 V；
頻率50Hz；
3.2 減速器的選取
減速器是原動機和工作機之間的獨立的封閉傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要。行星齒輪減速器與普通圓柱齒輪減速器相比具有尺寸小、重量輕、功率范圍大、運轉平穩(wěn)，噪聲小等優(yōu)點一般用在結構緊湊的動力傳動中。本設計減速器位于鉆床頂部，所處空間有限，故選用單級立式NGW—51行星齒輪減速器。這類減速器的工作條件為：
高速軸轉速不超過1500r/min；
齒輪圓周速度不超過15m/s；
工作環(huán)境溫度為-40～+45℃；
可正反兩向運轉。
查《新編機械設計師手冊》上冊表6.1—139，選擇型號為NGW-51，公稱傳動比為7.1，再查表6.1—142“單級NGW-51型減速器外型和安裝尺寸”，具體參數(shù)如表3-1：
表3-1
機座號
型號規(guī)格
公稱傳動比
外形
L
1
NGW-51
7.1
根據(jù)所配電動機確定
360
230.5
法蘭及螺栓孔
h
280
325
6
20
18
3.3 主軸箱零件的設計
3.3.1 齒輪的設計
1）主傳動方案設計
傳動系統(tǒng)設計的一般要求：
(1)在保證主軸的強度、剛度、轉速和轉向要求的前提下，力求傳動軸和齒輪最少；應盡量用一根傳動軸帶動八根主軸；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)粗加工主軸上的齒輪，應盡可能靠近前支承，以減少主軸的扭轉變形。
2) 主軸箱齒輪齒數(shù)的確定
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、結構緊湊、工作可靠、壽命長等優(yōu)點，并且該傳動比較平穩(wěn)。本設計依據(jù)具體情況設計為閉式。
齒輪應具有足夠的工作能力，以保證在整個工作壽命期間不致失效。通常，在設計齒輪時只按齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度兩個準則進行計算。 所加工工件的兩對稱孔之間中心距為279mm，下面對齒輪進行具體的參數(shù)計算和結構設計。
(1)齒輪齒數(shù)：
兩對稱孔中心距與齒數(shù)的關系為：
式中各參數(shù)含義：
—所加工對稱孔中心距；
—大齒輪分度圓直徑；
—齒輪模數(shù)；
—小齒輪齒數(shù)；
—大齒輪齒數(shù)；
—中心距。
把d＝279mm，m＝3mm代入上式得：
因此。由于齒輪齒數(shù)應該遵循互質原則，查《機械制造裝備設計》，初定
= 38，=55 中速級：=32， =61
高速級：=28， =65
已知主軸轉速，，
即，，。
(2)選擇齒輪類型、精度等級及材料
a) 齒輪應因不受軸向載荷，故選用直齒圓柱齒輪傳動；
b) 因為八軸鉆床為一般工作機器，轉速不高，故選用7級精度（GB10095-88）；
c) 齒輪的材料選擇
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。
2) 齒輪結構設計
齒輪的結構設計與齒輪的幾何尺寸、材料、加工方法及使用要求等因素有關。因此進行齒輪結構設計時，必須考慮上述各方面的因素。具體設計如下：
齒輪結構設計有以下原則：當齒頂圓直徑小于160mm時，一般做成實心結構；當齒頂圓直徑在160～500mm之間時，一般做成腹板式結構。
(1) 小齒輪結構設計
因小齒輪齒頂圓直徑分別為114mm，96mm和84mm均小于160mm，本設計選用實心結構，即盤式齒輪。其結構尺寸為：，則。
齒輪結構如圖3-1所示
圖3-1
(2) 大齒輪結構設計
因為大齒輪分度圓直徑分別為165mm，183mm和195mm均大于160mm，故大齒輪選為腹板式結構。
(3) 大齒輪和小齒輪參數(shù)如表3-2所示：
表3-2
名稱
參數(shù)代號
大齒輪參數(shù)
小齒輪參數(shù)
模數(shù)
m
3
3
齒數(shù)
z
55
38
壓力角
分度圓直徑
d
165
114
齒頂高系數(shù)
1
1
徑向間隙
c
0.25
0.25
齒頂圓直徑
171
120
齒根圓直徑
157.5
106.5
3.3.2 齒輪的計算及校核
1) 齒輪的計算和校核
參考《機械設計》對齒輪進行計算與校核
(1)按齒面接觸疲勞強度設計
(2)確定公式內的各計算數(shù)值
(3)選載荷系數(shù)
(4)計算小齒輪傳遞的轉矩：
由《機械設計便覽》表41－2“各種性能減速器主要性能比較”查得減速器效率為η＝95％～96％；由《實用機械手冊》查得軸承效率為η＝99％；聯(lián)軸器效率為99％。主軸箱齒輪布置為八個小齒輪均勻分布在一個大齒輪的邊沿，并被大齒輪帶動，所以主軸箱輸出功率為：
式中各參數(shù)含義： －輸入減速器的功率
－減速器效率
－聯(lián)軸器效率
－滾動軸承效率
將＝7.35，＝95％，＝99％，＝99％代入上式得：
(5)小齒輪轉速的計算：
把 代入上式，得：
低速級：
中速級：
高速級：
可知： 低速級：
中速級： =323=96mm
613=183mm
=0.5396=50.88mm
高速級： =283=84mm
653=195mm
=0.5384=44.25mm
(6)取齒寬系數(shù)＝0.53；
(7)查得材料的彈性影響系數(shù) ；
(8)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限， ；
(9)計算三種轉速的應力循環(huán)系數(shù)分別為：
低速：=60146r/min1（83015）
=6.3110
中速：=60193.67r/min1（83015）
=8.3710
高速： =60235.25r/min1（83015）
=1.0210
(10)因三種轉速的應力循環(huán)系數(shù)很接近，故可查得接觸疲勞強度系數(shù)均為：， ；
(11)計算接觸許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為s=1。
(12)可得：
2) 按齒面接觸強度計算
計算小齒輪分度圓直徑 。代入中較小的值，得：
低速級：
中速級：
高速級：
(1)計算圓周速度V
低速級：
中速級：
高速級：
(2)計算齒寬b
三種轉速的齒寬分別為：
(3)計算齒寬與齒高之比b/h
低速級：
2.251.76=3.87mm
中速級：
2.251.76=3.87mm
高速級：
2.251.93=4.28mm
(4)計算載荷系數(shù)
根據(jù)三種轉速v＝0.51m/s、0.57m/s和0.663m/s，7級精度，8查得動載系數(shù)均為。假設直齒輪，查得：
(5)取使用系數(shù)；
(6)當7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時：
由， ，查得 ：
故載荷系數(shù)
(7)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得：
因初選分別為114mm、96mm和84mm，所以強度均合格。
(8)計算模數(shù)m
3）按齒根彎曲強度設計
由
（1）確定公式內的各個參數(shù)值
① 小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞強度分別為： ，；
② 取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；
③ 計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，得：
④ 計算載荷系數(shù)k
=1.701
⑤ 查取齒形系數(shù)
；
⑥ 查取齒形校正系數(shù)
；
⑦ 計算大小齒輪的并比較大小
（2）設計計算
對比計算結果，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，所以完全可靠。
3) 幾何尺寸計算
(1)計算分度圓直徑
低速級： 383=114mm
553=165mm
中速級： 323=96mm
613=183mm
高速級： 283=84mm
653=195mm
(2)計算中心距
(3)計算齒輪寬度
考慮安裝對中誤差及大小齒輪傳遞扭矩相等等因素，小齒輪齒寬應比大齒輪寬5～10mm，故將齒寬就近圓整為：
低速級：
中速級：
高速級：
4) 驗算
低速級：
中速級：
高速級：
故設計均合理。
3.3.3 軸的計算與設計
作回轉運動的傳動零件，一般都安裝在軸上進行運動，即傳遞動力。因此軸的功用是支承回轉零件及傳遞運動和動力。
軸的結構設計就是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理的確定軸的結構和尺寸。在設計計算中我們對軸的強度進行計算，防止其斷裂或塑性變形。
1） 主軸的參數(shù)設計
本設計采用一根傳動軸帶動八根主軸的設計，具體方案如下：在設計傳動系統(tǒng)時，首先把所有主軸（8軸）分成一組同心圓，然后在同心圓上放置一根傳動軸，來帶動一組主軸。接著再用此轉動軸與動力部件驅動軸聯(lián)結起來。這就是通常的傳動布置次序，即由主軸處布置起，最后再引到動力部件的驅動軸上。
本設計選用剛性主軸。設計剛性主軸的主要內容之一是選擇主軸參數(shù)。主軸參數(shù)確定的正確與否，對主軸的剛性將有很大的影響。在設計剛性主軸時，若主軸參數(shù)選擇不合理，則被加工零件將達不到要求的精度和光潔度。
（1）求輸出軸上的功率
由前面齒輪計算知：
（2）求作用在齒輪上的力
低速級：
中速級：
870.21=818N
高速級：
819=769.86N
式中各參數(shù)代表的含義：
－小齒輪傳遞的扭矩，單位為Nmm；
－小齒輪的節(jié)圓直徑，對標準齒輪即為分度圓直徑；
－嚙合角，對標準齒輪 。
（3）初步確定軸的最小直徑
軸的扭轉強度條件為：
式中各參數(shù)含義：
－扭轉切應力，單位為Mpa；
T－軸所受的扭轉力，單位為N?mm；
－軸的抗扭截面系數(shù)，單位為；
－軸的轉速，單位為r/min；
P－軸傳遞的功率，單位為KW；
－計算截面處軸的直徑，單位為mm；
－許用扭轉切應力，單位為MPa。
選取軸的材料為45號鋼（調質處理），值在25～45之間，值在103～126之間，本設計取=126，由上式計算得軸的直徑：
軸的直徑，考慮鍵槽的削弱影響，對于單鍵d增大4％～5％，因為廠方要求主軸強度要留有一定的富裕量，圓整為30mm。
2）大齒輪軸的計算設計
（1）大齒輪軸的轉速計算
已知大齒輪軸的功率，轉速和轉矩，則：
式中各參數(shù)含義： －電動機輸出功率；
－減速器效率；
－連軸器效率；
－滾動軸承效率。
將＝7.35kw， =95%，=99%，=99%代入上式
＝6.844kw
則大齒輪轉速
（2）大齒輪軸的受力分析
已知大齒輪的分度圓直徑為：
則：
低速級：
中速級：
高速級：
又因為八個小齒輪均布在大齒輪周圍，徑向力相互抵消，故理論值為零。
（3）初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45號鋼（調制處理）。取，則：
考慮到鍵槽的削弱影響，對于鍵d增大7％～10％則：
就近圓整為60mm。
輸入軸的最小直徑顯然是聯(lián)結聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選軸的直徑與連軸器的孔徑相適應，故需要同時選聯(lián)軸器的型號。
聯(lián)軸器的計算轉矩：
查《機械工程手冊》表10－2，考慮到載荷均勻平穩(wěn)，故取，則：
按計算轉矩應小于聯(lián)軸器工程轉矩額定條件，查《簡明機械設計師手冊》標準(GB/T5015-1985)，選用TL8型彈性套住銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩為710Nm，許用轉速為3000r/min，滿足使用要求。
3.3.4 軸的結構設計
1）主軸（小齒輪軸）的結構設計：
（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖3-2：
圖3－2
（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度
①確定軸各段直徑和長度
如上圖，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端須制出一段軸肩。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=82mm,故取=80mm。有前面的計算可知：齒輪軸寬分別為51mm，45mm,60mm，主軸軸徑d＝30mm，所選軸承型號為7207，其尺寸為;取軸承距內壁的距離為8mm，齒輪距箱體內壁距離為16mm,軸承端蓋總寬度為20mm；取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面距離為30mm，故=50mm，根據(jù)大齒輪軸上的三聯(lián)滑移齒輪可取小齒輪軸中三個齒輪的間距均為100mm。其中軸段Ⅳ處用軸肩進行軸向定位，軸段Ⅴ處用軸套和圓柱銷進行軸向定位；三個齒輪均用平鍵進行周向定位。其它具體尺寸見上圖3－2。
至此，初步確定軸的各段長度和直徑。
②軸上零件的周向定位：
齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。查《實用機械設計手冊》續(xù)表3－1選取鍵的鍵。
2）大齒輪軸的結構設計
（1）擬定主上的裝配圖方案如圖3-3所示：
圖3－3
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度
現(xiàn)已知安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，即，為滿足定位要求，Ⅰ—Ⅱ軸段右端制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑65mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L＝112mm，考慮到聯(lián)軸器只壓到套筒上面而不壓到軸的階梯上，故I-II段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取。取齒輪距箱體內壁的距離a=15mm；在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離為s=8mm。已知滾動軸承寬度T=20mm，則軸II－III的長度為：
=20+15+8+30=73mm
根據(jù)前面齒輪的設計，三聯(lián)齒輪的滑移長度為 40mm+46mm+55mm+105mm+105mm=351mm，
（3）初選滾動軸承。
因滾動軸承除受自身重力外，幾乎不受軸向力，故選用深溝球軸承，寬度為T=20mm.。
4).齒輪、半聯(lián)軸器與軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。
選取14×9的鍵鍵的公稱長度為100mm。同時為了保證齒輪與軸配合具有良好的對中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/h6;同時半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵14mm×9mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
3.3.5 軸的校核
1）主軸的校核
（1）求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖如下3－4所示：
（2）計算并畫在H方向的彎矩圖
有前面計算可知圖中：
由得：
代入數(shù)值得： =1354.52N
由得：
圖3－4
代入數(shù)值得：
則從左端起齒輪處得彎矩：
=1354.5260=81271.2Nmm
則彎矩圖如圖3－4（b）所示：
（3）計算并畫出V方向得彎矩圖
由得：
代入數(shù)據(jù)得：
同理得：
則從左邊起齒輪處的彎矩為：
作彎矩圖如圖3－4（c）所示。
（4）計算軸的總彎矩
代入數(shù)據(jù)得：
作出總彎矩簡圖如圖3－4（e）所示。.
（5）扭矩圖
由于，所以畫彎矩圖如圖3－4（f）所示從軸得結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出截面C處得H面、V面的彎矩和總彎矩值如表3-3所示：
表3-3
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
彎矩M
總彎矩
M＝236000Nmm
扭矩
2）按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的地方。軸的彎扭合成強度條件為 ：
式中各參數(shù)含義：－軸的計算應力，單位為MPa
M－軸所受的扭矩，單位為Nmm
W－軸的抗彎截面系數(shù)，單位為
－對稱循環(huán)變應力時軸的許用應力
（1）由于主軸扭轉切應力為對稱循環(huán)應力，則a=1。
（2）45號鋼的許用彎曲應力＝60。
（3）W的確定：由于裝齒輪處開有鍵槽，則：
由所選鍵槽參數(shù)表格由b=8,t=4.0
則：
則
<＝60
由上面計算可知軸安全。
3）大齒輪軸的校核
大齒輪由于周邊對稱分布8個小齒輪，應此其徑向力和切向力為零，僅受扭矩作用，并且軸直徑的確定是由扭矩強度條件確定的。因此，該軸已滿足扭轉強度，故不用校核即已安全。
3.4 軸承
3.4.1 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。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，因此選用滾動軸承做為支承。
1）軸承種類的選用：
根據(jù)主軸所受載荷的大小，方向和轉速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載荷；推力軸承只能承受軸向載荷；向心推力軸承既能承受軸向載荷，又能承受徑向載荷。在本設計中，主軸既承受軸向載荷，有承受徑向載荷，因此選用單列圓錐滾子軸。
2）軸承型號的選擇
由于設計中主軸安裝支承的軸徑部位尺寸為30mm，其軸承型號和參數(shù)如下表3－4所示：
表3-4
軸承型號
尺寸mm
d
D
T
C
a
輕窄型系列
7207
30
62
17.25
16
1
1
14
軸承型號
安裝尺寸mm
輕窄系列
7207
36
36
56
57
3
5
1
軸承型號
額定動載荷C（KN）
額定靜載（KN）
e
Y
極限轉速
脂潤滑
油潤滑
輕窄系列
7207
24.33
21.88
0.36
1.7
0.9
5300
6700
其載荷計算公式為：
當 時
時
當 時
時
3.4.2 軸承的校核
1）主軸軸承的校核
由于主軸既承受軸向力，又承受徑向力，因此對初選軸承進行校核。
（1）兩軸承受的徑向載荷和
由上面滾動軸承的參數(shù)表可知7207軸承的C=24330N，=21880N。將軸系部件受到的空間力系分解如下圖3－5所示，分為鉛直面（圖a）和水平面（圖b）兩個平面力系。
由力的分析可知：
圖a
圖b
圖3－5
所以：
（2）求軸承的計算軸向力和
該機床主軸箱上小齒輪軸下端裝調節(jié)軸和刀具，故估算該部分的重量為70N，因為工作時鉆頭傳遞給主軸的力為25.84公斤力，所以軸承1承受的壓緊力，軸承2是放松的。對于70000型軸承，軸承派生軸向力為 ，由單列圓錐滾子軸承參數(shù)表得Y=1.7，e=0.36,=0.9。
因此可估算：
由于刀具工作時對主軸有軸向力，大小為25.84公斤力。
故軸承1承受的力：
軸承2的派生力：
由于刀具及其主軸下部的重量均由主軸承受，則軸承2的軸向力為：
由于>
則軸有向上的趨勢,即軸承1被壓緊,軸承2被放松,但實際上軸必須處于平衡位置,所以被壓緊的軸承1所受的總軸向力必須與相平衡
即：
而被放松的軸承只承受派生力：
（3）求軸承的當量動載荷和
因為
<
由單列圓錐滾子軸承表查得Y＝1.7
由于 則
代入數(shù)值得 ： =1859N
由于 則
代入數(shù)值得： =1446N
（4）求軸承當量靜載荷
由軸承參數(shù)表查得＝0.9，
則
由于
則＝0.5×1859＋0.9×350.3＝1244.77N
由于
則＝0.5×1446＋0.9×350.3＝1038.27N
5）.驗算軸承壽命
因為，所以應按較大的校核，即按軸承1校核
因為一般中等載荷軸承壽命15000h就可以了，所以該軸承安全。
2）大齒輪軸承的校核
由于大齒輪一周分布由八個小齒輪，則徑向力為零，僅存在由于自身重力所產生得軸向力，則設計時初選深溝球軸承，根據(jù)《實用機械設計手冊》表6－1（GB276-89）選212型深溝球軸承，參數(shù)表列如表3-5所示：
表3-5
軸承型號
尺寸mm
額定動載荷
額定靜載荷
極限轉速
脂潤滑
油潤滑
d
D
B
212
60
110
22
1.5
69
101
1.5
36.8
27.8
5600
7000
齒輪當量動載荷計算，由于大齒輪僅承受軸向載荷，根據(jù)軸得體積估算重量為80N，所以軸向力。由于鉆床屬于中等沖擊載荷，則取1.2～1.8，載本設計取為1.6。由于齒輪軸僅有軸向力，則軸得當量載荷應為：
則
3）算軸承壽命
因為大齒輪僅受軸向力，且下端軸承受擠壓力，故對下端軸承受力大小驗算：
=3.9×h
因為一般中等載荷軸承壽命15000h就可以了，所以該軸承安全。
3.5 上臺板的設計
本設計中上臺板的主要作用是安裝電動機和減速器，用來承受電動機和減速器的重量，并吸收電動機工作時產生的一部分振動。
3.5.1 材料的選取
為了更好的吸收電動機和減速器產生的振動，上臺板的材料選用鑄鐵HT300。
3.5.2 尺寸的確定
尺寸的確定在上臺板的設計中至關重要。上臺板如果設計的過厚，將增加機床的整體重量，還浪費材料；如果設計的過薄，則剛度不夠，電動機和減速器的重量通過上臺板作用于變速箱上，影響正常的工作。
查《新編機械設計師手冊》表1.2—1“鑄鐵最小允許壁厚”，鑄鐵尺寸在500mm500mm以上，鑄鐵最小允許壁厚為20mm。因本設計所設計尺寸遠大于此值，所以本設計上臺板厚度取為40mm。
根據(jù)所選單級NGW—L型減速器中，，確定上臺板中間安裝減速器的凸臺及內孔壁直徑分別為360mm，280mm。
有所選的聯(lián)軸器，結合主軸II—III段的長度，確定中間凸臺的高度為148mm。
因立柱橫向之間的距離為900mm，立柱直徑為120mm，取上臺板外緣凸臺壁厚為60mm，則上臺板長度為1155mm。
因立柱縱向之間的距離為680mm，立柱直徑為120mm，取上臺板外緣凸臺壁厚為60mm，則上臺板寬度為918mm。
3.5.3 結構設計
為便于安裝聯(lián)軸器，上臺板中間凸臺設計為敞開式。因聯(lián)軸器D=224mm，中間凸臺內徑為280mm，所以很方便進行安裝，維護和維修。
零件最大外型尺寸小于1250mm的鑄件，肋的厚度最小為8mm?？紤]安全問題，取肋的厚度為14mm，表面的最小邊尺寸在25mm~60mm之間，外圓角取4mm。具體計算如下：
r=0.25a=0.2540mm=10mm；
R=0.75a=0.7540mm=30mm；H=2a=240=80mm。
則上臺版的結構圖如下圖3-6所示：
圖3-6
3.6 主軸箱體的設計
主軸箱體是機床的重要組成部分，按專門要求或需要來進行設計的，在機床設計過程中，是工作量較大的部件之一。
對于主軸箱體設計，本設計采用一般設計法。一般設計法是根據(jù)主軸的分布，轉速，轉向以及尺寸要求等，由設計者進行全部設計工作，這也是當前主軸箱設計中最常用的方法。主軸箱設計的原始依據(jù)，包括下述的全部或部分內容：
1）所有主軸的位置關系；
2）要求的主軸轉速和轉向；
3）主軸的工序內容和主軸外伸部分尺寸；
4）主軸箱的外型尺寸與其他部件的聯(lián)系尺寸；
5）動力部件（包括主電機）的型號；
6）