多軸箱是組合工具機的重要專用部件。它是根據加工示意圖所確定的工件加工孔的數量和位置、切削用量和主軸型別設計的傳遞各主軸運動的動力部件。多軸箱按結構特點分為通用（即標準）多軸箱和專用多軸箱兩大類。
其動力來自通用的動力箱，與動力箱一起安裝於進給滑台，可完成鑽、擴、鉸、鏜孔等加工工序。
尺寸、相對尺寸見零件圖
圖5.1 零件圖
標準主軸箱的厚度由主軸箱體、前蓋和後蓋三層尺寸構成。主軸箱厚度為180 mm。前蓋有兩種尺寸，臥式為55mm，立式為70mm.
後蓋厚度有90mm和50mm兩種尺寸，通常採用90mm的後蓋。因此。主軸箱總厚度臥式通常為325mm，立式主軸箱通常為340mm。
下面是主軸箱的寬度b、高度h和最低主軸高度尺寸的確定。
b＝b2+2b5-1-1)
h=h+h1+h25-1-2)
式中 b1—— 最邊緣主軸中心至主軸箱外壁的距離；
b2—— 工件上要加工的在寬度方向上相隔最遠的兩孔距離；
h—— 工件上要加工的在高度方向上相隔最遠的兩孔距離；
h1—— 最低主軸中心至主軸箱底平面的距離，即最低主軸高度；
h2—— 最上邊主軸中心至主軸箱外壁的距離。
為了保證主軸箱內有足夠的空間安排傳動齒輪，推薦h2= b1=70~100mm
主軸箱的最低主軸高度h1不能孤立的任意確定，比須考慮它與工件最低孔的位置、工具機配置形式，裝料高度和動力部件、滑座、床身的關係，一般不大於85~120mm。
由所加工零件圖中孔的位置關係取得b2 =458，h=297, b1 = h2 =85，
h1 =88.25，
ｂ＝b2+2 b1h=h+h1+h2
ｂ＝458+2*85=628(mm) h=297+88.25+85=470.25(mm)
標準通用鑽鏜類多軸箱的厚度是一定的，臥式為325mm,立式為340mm。結合所加工的零件，選臥式，即多軸箱厚度為325mm。例項工件寬度方向為單排孔，故可以直接選取。
由《組合工具機設計手冊》多軸箱體尺寸系列標準（表7-1）選得箱體尺寸為ｂ＝630mm h=500mm。
確定切削力、切削扭矩、切削功率及刀具耐用度（高速鋼鑽頭）
f=33df5-2-1)
t=16.5df5-2-2)
鑽孔： 10 （其中d=10mm，f=0.1mm/r，v=17m/min，（抗拉強度）=700mpa）
f=33×10××
=462
=8960.99n
t1=25647.9(nmm)
p==1.51(kw)
v=n==541r/min
d=b=29.21mm（b=5.2）
查《組合工具機設計手冊》表3—6，取d=36mm
擴孔： 11.8 （其中d=11.8mm，f=0.11mm/r，v=15m/min）
f2=1166.8
d=b=24.57mm
p2==0.213(kw)
t2=5129.58(nmm)
v2=n==405r/min
查《組合工具機設計手冊》表3—6，取d=28mm
鉸孔： 12 （其中d=12mm，f=0.45mm/r，v=6m/min）
f3=296.7n
p3 (kw)
t3=1277.395(nmm)
v3=n3==159r/min
查《組合工具機設計手冊》表3—6，取d=20mm
如表5.1
表5.1 鑽擴鉸的切削力，切削轉矩和切削功率資料
多軸箱的動力計算包括多軸箱所需要的功率和進給力兩項。
多軸箱所需功率按下列公式計算：
(5-2-3
式中 ｐ切削—切削功率，單位為kw
ｐ空轉—空轉功率，單位為kw;
ｐ損失—與負荷成正比的功率損失，單位為kw。
每根主軸的切削功率，由選定的切削用量按公式計算或查圖表獲得；每根軸上的空轉功率由表5.2確定；每根軸上的功率損失，一般可取所傳遞功率的1%。
表5.2軸的空轉功率
節選自《組合工具機設計手冊》p62 表4—6）
由於軸的空轉功率的選取要用到軸的直徑，故先由主軸型別及外伸尺寸初步確定主軸直徑。傳動軸的直徑也可以參考主軸直徑大小初步選定。待齒輪傳動系統設計完後再來驗算某些關鍵的軸頸。
表5.3軸的外伸尺寸及切削用量
初步選取主軸1～3的軸徑為30mm，4～6的軸徑為25mm，7～9的軸徑為20mm。
故：傳動軸13、14、15、的軸徑為30mm，11、16的軸徑為25mm，12、17、18軸徑為20mm.
由表5.3選取各軸的空轉功率。
對直徑10mm鑽孔：由於軸1、2、3的規格承載均相同，故p空轉1= p空轉2= p空轉3=0.105kw
對直徑11.8mm擴孔：由於軸4、5、6的規格承載均相同故p空轉4= p空轉5= p空轉6=0.046 kw
對直徑12mm鉸孔：由於軸7、8、9的規格承載均相同故p空轉7= p空轉8= p空轉9=0.012 kw
p損失一般可取所傳遞功率的1% ，
鑽直徑10mm孔時 ：ｐ損失=（kw）
擴直徑11.8mm孔時 ：ｐ損失=（kw）
鉸直徑12mm孔時 ：ｐ損失=0.0006（kw）
p多軸箱=ｐ切削＋ｐ空轉＋ｐ損失
=5.77（kw）
鑽孔時p多軸箱=5.77 kw 。由此查《組合工具機設計手冊》p115 表5—39 1td32～1td80動力箱效能知選取1td50，型式為i，電動機型號為y132m-4電動機功率為7.
5kw，電動機轉速1440r/min，輸出軸轉速720r/min。
在多軸箱動力計算中對主軸的軸徑進行了初步計算。初步選取主軸1～3的軸徑為30mm，4～6的軸徑為25mm，7～9的軸徑為20mm。軸的結構主要以下因素：
軸在機器中的安裝位置及形式，軸上安裝零件的型別.尺寸.數量以及和軸連線的方法，載荷的性質.
大小.方向及分布情況：軸的加工工藝等。
軸的結構的因素較多，且結構形式又要隨著具體情況的不同而異，所以軸沒有標準的結構形式，設計時，必須針對不同情況進行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結構都應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便於裝拆和調整.
通用鑽削類主軸按支承方式可以分為三種：
（1）滾錐軸承主軸：前後支承均為圓錐滾子軸承。這種支承可以承受較大的徑向和軸向力，且結構簡單、裝配調整方便，廣泛應用於擴、鏜、鉸孔和攻螺紋等加工；當刀具進退兩個方向都有軸向力切削力時常用此種結構。
（2）滾珠軸承主軸：前支承為推力軸承和向心球軸承、後支承為向心球軸承或圓錐滾子軸承。因推力球軸承設定在前端，能承受較大的軸向力，適應於鑽孔主軸。
（3）滾錐軸承主軸：前後支承均採用無內環滾針軸承和推力軸承。當主軸間距較小時採用。
主軸的型式主要取決於工藝方法、刀具主軸聯接結構、刀具的進給抗力和切削轉矩。如鑽孔時常採用滾珠軸承主軸；擴、鏜、鉸孔等工序常採用滾錐軸承主軸；主軸間距較小時常選用滾針軸承主軸。滾針軸承精度較低、結構剛度及裝配
圖5.2 主軸的支承結構
然而對於傳動軸，由於其基本上不承受軸向力，但是為提高加工精度，防止派生的軸向力影響傳動，故選用滾錐軸承的支承方式即在兩端均採用圓錐滾子軸承。這樣以來就可以通過軸承的預緊來更進一步的提高加工進度,結構如圖5.3 所示：
圖5.3 傳動軸的支承結
銑床主軸箱設計說明書
目錄1.概述1 2.引數的擬定1 3.傳動設計1 4.傳動件的估算4 5.動力設計10 6.主軸空間位置圖13 7.主軸箱位置展開圖14 8.結構設計及說明14 9.總結19 10.參考文獻20 1.概述 1.1銑削專用主軸箱設計的目的 課程設計是在金屬切削工具機課程之後進行的實踐性教學環節。其目的...
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