向主轴逆时针转向。

列表标明各主轴的工序内容切削用量及主轴外伸尺寸。

标明动力件型号及其性能参数。

目录多轴箱设计原始依据图主轴齿轮的确定及动力计算主轴的型式和直径，主要取决于加工工艺方法刀具主轴联接结构刀具的进给抗力和切削转矩。

钻削类主轴按支承型式分为两种前后支承均为圆锥滚子轴承主轴。

前支承为推力球轴承和向心球轴承后支承为向心球轴承或圆锥滚子轴承的主轴。

前后支承均为推力球轴承和无内环滚针轴承的主轴。

主轴型式的确定本设计中根据加工工艺要求，采用了第二种前支承为推力球轴承和向心球轴承后支承为向心球轴承的主轴。

其装配结构配套零件及联系尺寸详见组合机床设计简明手册中第七章第二节。

主轴材料采用了钢，热处理。

数量根。

目录主轴位置的确定由于是根主轴同时对个的大头孔进行加工，所以根主轴的相对位置应与个大头孔的相对位置保持致。

齿轮模数齿轮模数般用类比法确定。

多轴箱中的齿数模数常用几种。

为便于生产，同多轴箱中的模数规格最好不要大于两种。

本设计齿轮模数选。

多轴箱所需动力的计算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。

传动系统确定之后，多轴箱所需要的功率按下列公式计算空空多箱切削失切削失式中切削切削功率，单位为空空转功率，单位为失与负荷成正比的功率损失，单位为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主轴的空转功率按组合机床设计简明手册表确定每根主轴上的功率损失，般取所传递功率的。

主轴切削功率切削多轴箱所需进给力多箱计算多箱式中各主轴所需的轴向切削力，单位为目录多轴箱传动系统设计多轴箱传动系统设计，是根据动力箱驱动轴位置和转速各主轴位置及其转速要求，设计传动链，把驱动轴与各主轴连接起来，使各主轴获得预定的转速和转向。

对多轴箱传动系统的般要求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。

因此，应尽量用用根中间传动轴带动多根主轴，并将齿轮布置在同排上。

当中心距不符合标准时，可采用变位齿轮或略微改动传动比的方法解决。

尽量不用主轴带动主轴的方案，以免增加主轴负荷，影响加工质量。

遇到主轴分布较密，布置齿轮的空间受到限制或主轴负荷较小加工精度要求不高时，可用根强度较高的主轴带动根主轴的传动方案。

为使结构紧凑，主轴箱内齿轮副的传动比般要大于最佳传动比为，后盖内齿轮传动比允许取至尽量避免用升速传动。

当驱动轴转速较低时，允许先升速后再降些，使传动链前面的轴齿轮转速较小，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等于为使主轴上的齿轮不过大，最后级经常采用升速传动。

用于粗加工主轴上的齿轮，应尽可能设置在第Ⅰ排，以减少主轴的扭曲变形精加工主轴上的齿轮，应设置在第Ⅲ排，以减少主轴的弯曲变形。

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，就分两条加工路线，以免影响加工路线。

驱动轴直接带动的传动轴数不能超过两根，以免给装配带来困难。

拟订多轴箱传动系统的基本方法拟订多轴箱传动系统的基本方法是先把全部主轴中心尽可能的分布在几个同心圆上，在各个同心圆的圆心上分贝设置中心传动轴非同心圆分布的些主轴，也宜设置中间传动轴如根传动轴带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，并用最少目录多轴箱传动系统图主轴分布类型多组同心圆分布。

对这类主轴，可在同心圆处分别设置中心传动轴，由其上的个或几个不同排数齿轮来带动各主轴。

采用根传动轴带动根主轴的方案。

此方案传动轴齿轮数最少，用根传动轴带动多根主轴。

主轴齿轮规格相同。

传动系统的设计计算各齿轮参数的设计计算齿轮齿数和传动轴转速的计算公式如下从主主从从主主从从主从目录从主主主从从主从从主从主从式中啮合齿轮副传动比啮合齿轮副齿数和主从分别为主动和从动齿轮齿数主从分别为主动和从动齿轮转速，单位为齿轮啮合中心距，单位为齿轮模数，单位为。

传动轴的齿轮参数计算设计从数量个，设在第排转速主轴的齿轮参数计算设计取传动轴齿轮的模数，齿数数量个，设在第Ⅱ排。

主轴数量个，设在第排转速主目录润滑油泵的安置油泵轴的位置要尽可能靠近油池，离油面高度不大于毫米油泵轴的转速，须根据工作条件而定，主轴数目多，油泵转速应选的高些。

当用型叶片泵时，油泵转速可在转分范围内选择。

当箱体宽度大于毫米，主轴数多于根时，最好采用两个油泵，以保证充分润滑。

本主轴箱内采用了个型叶片泵，为了便于维修，油泵齿轮布置在了第排。

油泵的安置要使其回转方向保证进油口到排油口转过。

本设计油泵齿轮由驱动轴等速传动，转速为。

验算和校核验算主轴转速转速二强度校核传动轴的估算估算轴的最小直径，按扭转强度条件计算，先按照下列初步估算的最小直径，选取轴的材料号钢，调质处理。

式中扭转应力，单位轴所受扭矩轴的抗扭截面系数许用扭转切应力计算截面处轴的直径轴的转速由以上公式可得轴的直径取目录取取轴的强度校核以主轴为例对传递动力轴满足强度条件是最基本的要求。

通过结构设计初步确定出轴的尺寸后，根据受载情况进行轴的强度校核计算。

首先作出轴的计算图。

如果轴上零件的位置已知，即已知外载荷及支反力的作用位置。

将齿轮带轮等级装配宽度的分布简化为集中力，并视为作用在轮毂宽度的中点上略去轴和轴上的自重略去轴上产生的拉压应力把轴看成铰链支承，支反力作用在轴承上，其作用点的位置可用如下图所示确定。

则将双支点轴当作受集中力的简支梁进行计算，然后绘制弯矩图和扭矩图，并进行轴的强度校核。

求出输出轴的功率，转速和转矩。

前面已经得出求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径而主轴上大齿轮传递的转矩，单位为主轴上大齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径。

单位为啮合角。

对标准齿轮求轴上的载荷首先根据轴的结构图见主轴箱图作出计算简图。

在确定轴承的支点位置时，应从手册中查得值。

对于型圆锥滚子轴承，由手册中查得。

对于型圆目录锥滚子轴承，由手册中查得。

因此，作为简支梁的轴的轴承跨距。

计算简图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。

现将计算截面处的及的值确定支座处水平约束力由和可求得圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承目录其中因此又由，可求得确定支座处垂直约束力由和可求得其中因此由上式可求得由可求得须使被加工零件对刀具及其导向保持正确的相对位置，这是靠夹具的定位支承系统来实现的。

定位支承系统除用以确定被加工零件的位置外，还要承受被加工零件的重量和夹压力，有时还要承受切削力。

定位支承系统主要由定位支承辅助支承和些限位元件组成。

定位支承是指在加工过程中维持被加工零件有定位置的元件，辅助支承是仅用作增加被加工零件在加工过程中刚度及稳定性的种活动式支承元件。

由于定位支承元件直接与被加工零件接触，因此其尺寸结构精度和布置都直接影响被加工零件的精度。

因此设计时应该注意以下几点合理布置定位支承元件，力求使其组成较大的定位支承平面。

最好使夹压力的位置对准定位支承元件。

提高刚性，减少定位支承系统的变形。

提高定位支承系统的精度及其元件的耐磨性，以便长期保持夹具的定位精度。

可靠地排除定位支承部件的切屑。

此外，选择工艺基面应该遵循下面的原则应当尽量选用设计基面作为在组合机床上加工用的定位基面，这样能减少累积误差，有利于保证加工精度。

但在些情况下却必须改用其他面作为定位基面。

选择的定位基面应确保工件稳定定位。

定位的支撑面应该大些，力求已加工面做为定位基面，在本次的加工中，顶面是已经加工过的，而且满足定的技术要求，面积也比较大，因此选择顶面做为定位基面符合要求。

选择基面应该考虑夹紧方便，夹具结构简单。

常见定位元件有支承钉支承板定位销锥面定位销型块定位套锥度心轴等。

夹紧机构夹紧装置是夹具的重要组成部分。

在设计夹紧装置时，应满足以下基本要求在夹紧过程中应能保持工作定位时所获得的正确位置。

夹紧应可靠和适当，夹紧机构般作用点三个要素，它们的确定是夹紧机构中首先要解决的问题。

目录首先，夹紧力方向的选择般应遵循以下原则夹紧力的作用方向应有利于工件的准确定位，而不能破坏定位。

夹紧力的作用方向应尽量与工件刚度最大的方向和致，以减小工件变形。

夹紧力的作用方向应尽可能与切削力工件重力方向致，以减小所需夹紧力。

其次，夹紧力作用点的选择是指在夹紧力作用方向已定的情况下，确定夹紧元件与工件接触点的位置和接角点的数目。

夹紧力作