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的主轴称为长主轴，因为轴内孔较长，与刀具尾部连接的接触面加长，增强了刀具与主轴的连接刚度、减少刀具前端下垂，采用标准导套导向或单导向，用于钻、扩、铰、倒角等工序。
（2）攻螺纹类主轴 3、通用传动轴
通用传动轴按用途和支承型式分为六种。六种传动轴结构，配套零件及联系尺寸，可参考文献[2]。
4、通用齿轮和套
多轴箱用通用齿轮有：传动齿轮、动力箱齿轮和电动机齿轮三种，其结构形式、尺寸参数及制造装配要求可参考文献[10、11、13、16]。
3.2 通用多轴箱设计
目前多轴箱设计有一般设计法和电子计算机辅助设计法两种。一般设计法的顺序是：绘制多轴箱设计原始依据图；确定主轴结构、轴颈及齿轮模数；拟定传动系统；计算主轴、传动轴坐标，绘制坐标检查图；绘制多轴箱总图，零件图及编制组件明细表。 具体内容如下：
3.2.1 绘制多轴箱设计原始依据图
图3.1为多轴箱设计原始依据图，其是根据“三图一卡”绘制的，主要内容如下： 1、 根据机床联系尺寸图，绘制多轴箱外形图，并标注轮廓尺寸及与动力箱驱动轴的
相对位置尺寸[14]。
2、 根据联系尺寸图和加工示意图，标注所有轴的位置尺寸及工件与主轴、主轴与驱
动轴的相关位置尺寸。
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图3.1 组合机床多轴箱原始依据图
3、 根据加工示意图标注各主轴转速及转向主轴逆时针转向（面对主轴看）可不标，
只注顺时针转向。
3.2.2 主轴、齿轮的确定及动力计算
1、主轴型式和直径、齿轮模数的确定
主轴的形式和直径，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。 主轴直径按加工示意图所示主轴类型及外伸长度尺寸可初步确定。传动轴的直径也可参考主轴直径大小初步选定。待齿轮传动系统设计完成后再验算某些关键轴颈。 齿轮模数m（单位为mm）一般用类比法确定，也可按公式估算，即：
m≥(30～32)3P/(ZN) (3.1) 代入数据得：m =32×32.0/(21?407)=1.98 式中： m——估算齿轮模数； P——齿轮所传递率（kw）； Z——对啮合齿中的小齿轮数； N——小齿轮的转速（r/min）。 多轴箱齿轮模数取m=3。 2、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。
P多轴箱=P切削+P空转+P损失 (3.2)
代入数据得：P
多轴箱
=2.1+（0.105+0.067+0.046+0.067+0.018+0.018+0.007）+
（2.1+2.1+2.0985+2.0539+0.0446+0.0134+0.0134）?0.01
=2.5（kw）
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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。
每根轴的切削功率，由选定的切削用量按公式计算获得；每根轴的空转功率查找相关手册确定；每根轴上的功率损失，一般取所传递功率的1％。 3.2.3 多轴箱传动设计
多轴箱传动设计，是根据动力箱驱动轴位置和转速、各主轴的位置及其转速要求，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。
1、对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，应尽量用一根中间传动轴带动多根主轴，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解决。
（2）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，也可用一根强度较高的主轴带动1~2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取至1/3~1/3.5；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，应尽可能的再第I排，以减少主轴的扭转变形；精加工主轴上的齿轮，应设置在第III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）驱动轴直接带动的转动轴数不能超过两根，以免给装配带来困难。
多轴箱传动设计过程中，当齿轮排数I~IV排不够用时，可增加排数，如在原来I排齿轮的位置上排两排薄齿轮（其强度应满足要求）或在箱体与前盖之间增设0排齿轮。 2、拟定多轴箱传动系统的基本方法
拟定多轴箱传动系统的基本方法是：先把全部主轴中心尽可能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，也宜设置
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中间传动轴（如一根传动轴带二根或三根主轴）；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；最后通过合拢的传动轴与动力箱驱动轴连接起来。
（1）将主轴划分为各种分布类型
被加工零件上加工孔的位置分布是多种多样的，但大致可归纳为：同心圆分布、直线分布和任意分布三种类型。因此，多轴箱上的主轴分布相应分为三种类型。 （2）确定驱动轴转速转向及其在多轴箱上的位置
驱动轴的转速按动力箱型号选定；当采用动力滑台时，驱动轴旋转方向可任意选择；动力箱与多轴箱连接时，应注意驱动轴中心一般设置于多轴箱箱体宽度的中心线上，其中心高度则决定于所选的动力箱的型号规格。驱动轴中心位置在机床联系尺寸图中已经确定。
（3）用最少的传动轴及齿轮副把驱动轴和各主轴连接起来
在多轴箱设计原始依据图中确定了各主轴的位置、转速和转向的基础上，首先分析主轴位置，拟定传动方案，选定齿轮模数，再通过“计算、作图和多次试凑”相结合的方法，确定齿轮齿数和中间传动轴的位置及转速。 齿轮齿数 传动轴转速的计算公式：
u=z主/z从=n从n主 (3.3) A=m/2?（z主+z从）=m/2Sz (3.4) n主=n从/u=n从z从/z主 (3.5) n从=n主u=n主z主/z从 (3.6)
根据以上公式，及动力箱输入转速n驱=715r/min，主轴输出转速：n钻=407r/min， n扩=356r/min，n铰=114r/min。并结合对多轴箱传动系统的一般要求，得齿轮齿数如下：
z1=21 z2=37 m=3 (0轴——4轴)
z3=41 z4=41 m=3 (4轴——3轴) z5=41 z6=41 m=3 (3轴——2轴) z7=34 z8=38 m=3 (3轴——1轴) z9=21 z10=40 m=3 (4轴——5轴) z11=21 z12=39 m=3 (5轴——6轴)
z13=28 z14=28 m=3 (4轴——7轴手柄轴) z10=40 z15=16 m=3 (5轴——8轴泵轴)
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（4）润滑泵轴和手柄轴的安置
多轴箱经常采用叶片油泵润滑，油泵供油至分油器经油管分送到各润滑点（如第IV排齿轮、轴承、油盘等）。箱体较大、主轴超过30根时用两个润滑泵。油泵安装在箱体前壁上，泵轴尽量靠近油池（吸油高度不超过400~500mm）；通常油泵齿轮放在第I排；以便于维修，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。
多轴箱一般设手柄轴，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，其周围应有较大空间。 3、传动零件校核
传动系统拟定后，应对总体设计和传动设计中选定的传动轴颈和齿轮模数进行验算，校核是否满足工作要求。 （1） 验算传动轴的轴颈
按下式计算传动轴所承受的总转矩T：
T总=T1U1+T2U2+?+TnUn (3.7)
式中 T——作用在第n个主轴上的转矩，单位为N·M。 U——传动轴至第n个主轴之间的传动比。
T4=T1U1+T2U2+T6U6
=1163/1000?1/1.147+46306/1000?1/1.003+348/1000?1/1.88?1/1.88 =57.2797（N·m）
根据d?B410T=7.3×410?50.1537=34.04mm 取d4=35mm符合要求。 注意上式中不包括对于只有一排传动齿轮的转矩计算，这是因为传动轴上只有一排齿轮时，其承受的转矩理论上等于零。对于这种传动轴，一般按其所承受的弯矩来验算。总转矩算出后，按相关资料验算所选用的传动轴直径是否满足要求。 （2）齿轮模数的验算
一般只对多轴箱中承受载荷最大、最薄弱的齿轮进行接触强度和弯曲强度的验算，验算公式参见文献[8]。
齿轮的材料为45钢，表面淬火，布氏硬度HB=229～286，平均值240HB。设使用寿命10年。因在本设计中，钻削载荷最大，4轴齿轮Z=41承受载荷最大，模数m=3，宽度为B=24mm，传动比i=1,工作时间比1.088/2.804=0.39。
校核计算：
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