機(jī)械設(shè)計說明書-4100QB箱體鉆孔組合機(jī)床右多軸箱設(shè)計

組合機(jī)床簡介組合機(jī)床，是以系列化和標(biāo)準(zhǔn)化的通用部件為基礎(chǔ)，配以少量專用部件對一種或多種工件按預(yù)先確定的工序進(jìn)行切削加工的機(jī)床。在組合機(jī)床上可以同時從幾上方向采用多把刀具對一個或數(shù)個工件進(jìn)行加工，可減少物料的搬運(yùn)和占地面積，實(shí)現(xiàn)工序集中，提高了生產(chǎn)效率和降低成本。2.1組合機(jī)床的結(jié)構(gòu)組成一臺組合機(jī)床主要由滑臺、鉆削頭、夾具、多軸箱、動力箱、立柱、立柱底座、中間底座、側(cè)底座以及控制部件和輔助部件等組成。其中夾具和多軸箱是按加工對象設(shè)計的專用部件，其余均為通用部件，且專用部件中的絕大多數(shù)零件（約70％～90％）也是通用零件。加工時，刀具由電動機(jī)通過動力箱、多軸箱驅(qū)動作旋轉(zhuǎn)主體運(yùn)動，并通過各自的滑臺帶動主軸箱作直線進(jìn)給運(yùn)動。[2]2.2組合機(jī)床的通用部件組合機(jī)床的通用部件是組合機(jī)床的基礎(chǔ)，部件通用化程度的高低，標(biāo)志著組合機(jī)床技術(shù)的水平，在組合機(jī)床設(shè)計中，選擇通用部件是重要內(nèi)容之一。按通用部件在組合機(jī)床上的作用，可分為下列幾類：a.動力部件。是組合機(jī)床的主要部件，其為刀具提供主運(yùn)動和進(jìn)給運(yùn)動。動力部件包括動力滑臺及其相配套使用的動力箱和各種單軸頭，如銑削頭、鉆削頭、鏜孔車斷面頭等，其他部件均以選定的動力部件為依據(jù)來配套選用。b.支承部件。是組合機(jī)床的基礎(chǔ)部件，包括側(cè)底座、立柱、立柱底座和中間底座等，用于支承和安裝各種部件。組合機(jī)床各部件之間的相對位置精度和機(jī)床的剛度，主要由支承部件保證。c.輸送部件。用于帶動夾具和工件進(jìn)行移動和轉(zhuǎn)動，以實(shí)現(xiàn)工位的變換，因此，要求有較高的定位精度。輸送部件主要包括移動工作臺和回轉(zhuǎn)工作臺。d.控制部件。用于控制組合機(jī)床按預(yù)定的加工程序進(jìn)行循環(huán)工作，包括可編程控制器（PLC）、各種液壓元件、操縱板、控制擋鐵和按鈕臺等。e.輔助部件。包括用于實(shí)現(xiàn)自動夾緊工件的液壓或氣動裝置、機(jī)械扳手、氣密檢測、冷卻和潤滑裝置、排屑裝置以及上下料的機(jī)械手等。[2]2.3組合機(jī)床的加工方式組合機(jī)床一般采用多刀、多軸、多工序、多面或多工位同時加工的方式，生產(chǎn)效率比通用機(jī)床高幾倍甚至幾十倍。由于通用部件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化和系列化，可以根據(jù)需要靈活配置，能縮短設(shè)計和制造周期。因此，組合機(jī)床兼有低成本和高效率的優(yōu)點(diǎn)，在大批、大量生產(chǎn)中得到廣泛應(yīng)用，并可以用來組成自動生產(chǎn)線。組合機(jī)床一般用于加工箱體類或者特殊形狀的零件。加工時工件一般不旋轉(zhuǎn)，由刀具的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動和刀具與工件的相對進(jìn)給運(yùn)動，來實(shí)現(xiàn)鉆孔、擴(kuò)孔、鉸孔、鏜孔、銑削平面、切削內(nèi)外螺紋以及加工外圓和端面等。有的組合機(jī)床采用車削頭加持工件使之旋轉(zhuǎn)，由刀具做進(jìn)給運(yùn)動，也可以實(shí)現(xiàn)某些回轉(zhuǎn)體類零件（如飛輪、汽車后橋半軸等）的外圓和端面加工。2.4組合機(jī)床的工藝范圍目前，組合機(jī)床主要用于平面加工和孔加工兩類工序。平面加工包括銑平面，刮平面，車端面；孔加工包括鉆、擴(kuò)、鉸、鏜孔以及倒角、切槽、攻螺紋、滾壓孔等。隨著綜合自動化的發(fā)展，其工藝范圍正擴(kuò)大到車外圓、行星銑削、拉削、推削、磨削等工序。此外，還可以完成焊接、熱處理、自動裝配和檢測、清洗和零件分類幾打印等非切削工作。組合機(jī)床在汽車、拖拉機(jī)、柴油機(jī)、電機(jī)、儀器儀表及軍工及縫紉機(jī)、自行車等輕工業(yè)大批大量生產(chǎn)中已得到廣泛應(yīng)用。一些中小批量生產(chǎn)的企業(yè)，如機(jī)床，機(jī)車，工程機(jī)械等制造業(yè)中也已推廣應(yīng)用。組合機(jī)床最適宜于加工各種大中型箱體類零件，如汽缸蓋、汽缸體、變速箱體、電機(jī)座及儀表殼等零件，也可用來完成軸套類、輪盤類、叉架類和蓋板類零件的部分或全部工序的加工。3多軸箱設(shè)計的計算3.1被加工零件的特點(diǎn)a.材料：HT200b.材料硬度：170～220HBc.尺寸、相對尺寸見原始數(shù)據(jù)圖3.1圖3.1原始數(shù)據(jù)圖3.2組合機(jī)床切削用量選擇的特點(diǎn)、方法及注意問題3.2.1組合機(jī)床切削用量選擇的特點(diǎn)a.組合機(jī)床采用多刀、多刃同時切削，為盡量減少換刀時間和刀具的損耗，保證機(jī)床的生產(chǎn)率及經(jīng)濟(jì)效果，選用的切削用量應(yīng)比通用機(jī)床單刀加工時低30%左右。b.組合機(jī)床通常用動力滑臺來帶動刀具進(jìn)給。因此，同一滑臺帶動的多軸箱上的所有刀具（除絲錐外）的每分鐘進(jìn)給量相同，即等于滑臺的工進(jìn)速度。3.2.2組合機(jī)床切削用量選擇方法及應(yīng)注意的問題目前常用的查表法，參照生產(chǎn)現(xiàn)場同類工藝，必要時經(jīng)工藝實(shí)驗(yàn)確定切削用量。確定切削用量時應(yīng)注意以下問題：a.應(yīng)盡量做到合理使用所有刀具，充分發(fā)揮其使用性能。由于多軸箱上同時工作的刀具種類不同且直徑大小不等，其切削用量也各有特點(diǎn)。如鉆孔要求高的切削速度和較小的進(jìn)給量；鉸孔則與之相反。同一多軸箱上刀具每分鐘進(jìn)給量必須相等并等于滑臺的工進(jìn)速度（mm/min），所以要求同一多軸箱上各刀具均有較合理的切削用量是困難的。因此，一般先按各刀具選擇較合理的轉(zhuǎn)速和每轉(zhuǎn)進(jìn)給量，再根據(jù)其中工作時間最長、負(fù)荷最重、刃磨較困難的所謂“限制性刀具”來確定并調(diào)整每轉(zhuǎn)進(jìn)給量，通常用“試湊法”來滿足進(jìn)給量相同的要求。必要時可對少數(shù)難以協(xié)調(diào)的刀具采用附加（增或減速）機(jī)構(gòu)加以解決。當(dāng)同一多軸箱上有銑端面工序，應(yīng)將銑端面安排在滑臺工進(jìn)的最后，以便采用二次工進(jìn)時選用所需的進(jìn)給量。b.復(fù)合刀具切削用量選擇應(yīng)考慮刀具的使用壽命。保證刀具應(yīng)有的使用壽命，進(jìn)給量按復(fù)合刀具最小的直徑選擇。如鉆-鉸復(fù)合刀具，進(jìn)給量按鉆頭選，切削用量按鉸刀選。在分別選擇時均應(yīng)取允許值的上限，使復(fù)合刀具有較合適的切削用量。對整體復(fù)合刀具，往往強(qiáng)度較低，故切削用量應(yīng)選的較低些。c.多軸鏜孔主軸刀頭均需定向快進(jìn)快退時（刀頭處于同一角度位置進(jìn)入或退出工件孔），各鏜軸轉(zhuǎn)速應(yīng)相等或成整數(shù)倍。d.選擇切削用量時要注意既要保證生產(chǎn)批量的要求，又要保證刀具一定的耐用度。在生產(chǎn)率要求不高時，切削用量不必選得很高，以免降低刀具的耐用度。即使是生產(chǎn)率要求很高的組合機(jī)床，也是在保證加工精度和刀具的耐用度的情況下，提高“限制性刀具”的切削用量；對于“非限制性刀具”，其耐用度只要求不低于某一極限值，可以減少切削功率。組合機(jī)床切削用量選擇通常要求刀具耐用度不低于一個工作班，最少不低于4小時。e.確定切削用量時，還需考慮所選動力滑臺的性能。如采用液壓滑臺時，選擇每分鐘進(jìn)給量應(yīng)該比滑臺最小工進(jìn)速度大50%，否則會受溫度影響和其他原因?qū)е逻M(jìn)給不穩(wěn)定。3.3切削參數(shù)的確定3.3.1鉆孔切削用量的確定加工材料加工直徑d(mm)切削速度v（m/min）進(jìn)給量f(mm/r)鑄鐵200～241HBS1～610～180.05～0.1﹥6～12﹥0.1～0.18﹥12～22﹥0.18～0.25﹥22～50﹥0.25～0.4表3.1鉆孔推薦切削用量表3.2深孔鉆切削用量遞減表深徑比3d(3～4)d(4～5)d切削速度v（m/min）V(0.8～0.9)v(0.7～0.8)v進(jìn)給量f（mm/r）F0.9f0.9f根據(jù)原始數(shù)據(jù)情況不考慮深徑比表3.3鉆孔推薦參數(shù)孔（mm）切削速度v(m/min)進(jìn)給量(mm/r)Φ910～180.1～0.18Φ14.50.18～0.25表3.4切削參數(shù)范圍Φ9Φ14.5切削速度v(m/min)10～1810～18進(jìn)給量f(mm/r)0.1～0.180.18～0.225轉(zhuǎn)速n(r/min)353.9～636.9219.6～395.3鉆孔的切削速度V=10～18，進(jìn)給量f=0.1～0.18和f=0.18～0.25。根據(jù)各個切削用量之間的關(guān)系，可以計算出各個主軸的轉(zhuǎn)速范圍，其計算方法為n=v/πd（3.1）其中：v為切削速度(mm/min)d為所鉆孔的直徑（mm）VΦ9=10～18m/minfΦ9=0.1～0.18mm/rVΦ14.5=10～18m/minfΦ14.5=0.18～0.25mm/rnΦ9=V/πd=（10～18）/（3.14×9）=353.9～636.9r/minnΦ14.5=V/πd=（10～18）/(3.14×14.5)=219.6～395.3r/min工作臺的進(jìn)給速度M=n×fΦ9：M=n*f=（353.9～636.9)×(0.1～0.18）=35.39～114.64mm/min取nΦ9=450r/minfΦ9=0.17mm/rMΦ9=n×f=450×0.17=75mm/min所有軸同時轉(zhuǎn)動M=75mm/minΦ14.5：fΦ14.5=0.20mm/rnΦ14.5=M/fΦ14.5=75/0.20=375r/mimVΦ9=nΦ9πd=440×3.14×9=12.434m/minVΦ14.5=nΦ14.5πd=375×3.14×14.5=17.073m/min表3.5鉆孔切削參數(shù)Φ9Φ14.5切削速度v(m/min)12.43417.073進(jìn)給量f(mm/r)0.170.20轉(zhuǎn)速n(r/min)4503753.4動力參數(shù)的計算組合機(jī)床的切削用量計算切削力、轉(zhuǎn)矩及功率,鉆孔時(刀具材料選用高速鋼，工件材料為灰鑄鐵)切削力：F=26Df0.8HB0.6（N）（3.2）切削轉(zhuǎn)矩：T=10D1.9f0.8HB0.6(N·mm)（3.3）切削功率：P=（TV）/（9740πD）（kw）（3.4)其中：v——切削速度（m/min）f——進(jìn)給量（mm/r）D——加工直徑（mm）HB——布氏硬度：HB=a.切削力：HB取170～220HB=HBmax-(HBmax-HBmin)/3=203.333FΦ9=26Df0.8HB0.6=26×9×0.170.8×203.3330.6=1375.624NFΦ14.5=26Df0.8HB0.6=26×14.5×0.20.8×203.3330.6=2524.004Nb.切削轉(zhuǎn)矩：TΦ9=10D1.9f0.8HB0.6=10×91.9×0.170.8×203.3330.6=3822.475=3.822N·mmTΦ14.5=10D1.9f0.8HB0.6=10×14.51.9×0.20.8×203.3330.6=10773.279=10.773N·mmc.切削功率：PΦ9=（TV)/(9740πD）=（3822.475×12.434)/(9740×3.14×9)=0.173kwPΦ14.5=（TV)/(9740πD）=（10773.279×17.073)/(9740×3.14×14.5)=0.415kwΦ9Φ14.5切削功率P(kw)0.1730.415切削力N1375.6242524.004切削轉(zhuǎn)矩T（N·m）3.82210.773表3.6切削功率、切削力、切削轉(zhuǎn)矩參數(shù)3.5動力部件的選取多軸箱的動力計算包括多軸箱所需的功率和進(jìn)給力兩項(xiàng)。傳動系統(tǒng)確定后，多軸箱所需功率P多軸箱按下列公式計算：P多軸箱=P切削+P空轉(zhuǎn)+P損失=∑P切削i+∑P空轉(zhuǎn)i+∑P損失i(3.5)式中P切削——切削功率，單位為kw；P空轉(zhuǎn)——空轉(zhuǎn)功率，單位為kw；P損失——與負(fù)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表獲得，每根軸的空轉(zhuǎn)功率按表4-6（P62）確定，每根軸上的功率損失，一般可取所傳遞功率的1%。多軸箱所需的進(jìn)給力F多軸箱（單位為N）可按下式計算：F多軸箱=∑Fi(3.6)式中Fi——各主軸所需的軸向切削，單位為N。動力部件的選擇主要是確定動力箱的選擇，要選用與其他部件相配套的動力箱驅(qū)動多軸箱進(jìn)行工作，其驅(qū)動功率主要依據(jù)多軸箱所傳遞的切削功率來選用。在不需要精確計算多軸箱功率或多軸箱尚未設(shè)計出來之前，可按下列公式進(jìn)行估算：P多軸箱=P切削/η（3.7）式中P切削——消耗于各主軸的切削功率的總和，單位kw；η——多軸箱的傳動效率，加工黑色金屬時取0.8～0.9，加工有色金屬時取0.7～0.8；主軸多、傳動復(fù)雜時取小值，反之取大值。鉆孔時所需要的功率如下：P鉆=8PΦ9+5PΦ14.5=8×0.173+5×0.415=3.459kw由于加工的是鑄鐵，主軸數(shù)多且內(nèi)部傳動復(fù)雜，所以取效率為0.8，則有：P動力箱=P鉆/η=3.459/0.8=4.324kw選取動力箱為1TD40I型,其參數(shù)如下表：表3.7根據(jù)個主軸的功率推斷出電動機(jī)的功率，選出電動機(jī)電動機(jī)型號電動機(jī)功率L3電動機(jī)轉(zhuǎn)速輸出軸轉(zhuǎn)速Y132S-45.5(KW)395（mm）1440(r/min)720(r/min)3.6箱體尺寸的確定標(biāo)準(zhǔn)通用鉆、鏜類多軸箱的厚度是一定的、臥式為325mm，立式為340mm。因此，確定多軸箱尺寸，主要是確定多軸箱寬度B和高度H及最低主軸高度h1。多軸箱寬度B、高度H的大小主要與被加工零件孔的分布位置有關(guān)，可按下式確定：B=b+2b1（3.8）H=h+h1+b1（3.9）式中b——工件在寬度方向相距最遠(yuǎn)的兩孔距離，單位為mm；b1——最邊緣主軸中心至箱體外壁距離，單位為mm；h——工件在高度方向相距最遠(yuǎn)的兩孔距離，單位為mm；h1——最低主軸高度，單位為mm。本設(shè)計中：b=650mmb1=70mmh=440mmh1=130mmB=b+2b1=650+2×70=790mmH=h+h1+b1=440+130+70=640mm考慮到本設(shè)計其內(nèi)部傳動鏈復(fù)雜、傳動軸多況且待加工的軸孔間距比較小,再加上需要安裝潤滑用的油泵等設(shè)備，應(yīng)優(yōu)先考慮外部動力輸入，預(yù)定采用800mm×800mm的多軸箱箱體。3.7軸的初步選定軸材料的選擇：軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，由于碳鋼比合金鋼價廉，對應(yīng)力集中的敏感性較低，同時也可用熱處理或化學(xué)熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強(qiáng)度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其中最常用的是45鋼。表3.8各主軸的動力參數(shù)加工孔Φ9Φ14.5切削功率P(kw)0.1730.415切削轉(zhuǎn)矩T(N﹒m)3.82210.773對于Φ9：=mm（圓整為20mm）對于Φ14.5：=mm（圓整為25mm）查《組合機(jī)床簡明設(shè)計手冊》P44表3-6得各主軸外伸尺寸，如表3.9所示：表3.9主軸外伸尺寸主軸主軸外伸尺寸（mm）D/dLΦ932/20115Φ14.540/25115通用鉆削類主軸按支承方式可以分為三種：[1]a.滾錐軸承主軸：前后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(jié)構(gòu)簡單、裝配調(diào)整方便，廣泛應(yīng)用于擴(kuò)、鏜、鉸孔和攻螺紋等加工；當(dāng)?shù)毒哌M(jìn)退兩個方向都有軸向力切削力時常用此種結(jié)構(gòu)。b.滾珠軸承主軸：前支承為推力軸承和向心球軸承、后支承為向心球軸承或圓錐滾子軸承。因推力球軸承設(shè)置在前端，能承受較大的軸向力，適應(yīng)于鉆孔主軸。c.滾錐軸承主軸：前后支承均采用無內(nèi)環(huán)滾針軸承和推力軸承。當(dāng)主軸間距較小時采用。主軸的型式主要取決于工藝方法、刀具主軸聯(lián)接結(jié)構(gòu)、刀具的進(jìn)給抗力和切削轉(zhuǎn)矩。如鉆孔時常采用滾珠軸承主軸；擴(kuò)、鏜、鉸孔等工序常采用滾錐軸承主軸；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(jié)構(gòu)剛度及裝配工藝性都較差，除非軸間距限制，一般不選用。對于本設(shè)計而言，在主軸選用推薦的滾珠軸承主軸，結(jié)構(gòu)如圖3.2所示：圖3.2主軸支撐結(jié)構(gòu)然而對于傳動軸，由于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采用圓錐滾子軸承。這樣以來就可以通過軸承的預(yù)緊來更進(jìn)一步的提高加工進(jìn)度,結(jié)構(gòu)如圖3.3所示。圖3.3傳動軸支撐結(jié)構(gòu)3.8油泵和手柄軸的安置多軸箱常采用葉片油泵潤滑，油泵供油至分油器經(jīng)油管分送到個潤滑點(diǎn)，實(shí)現(xiàn)多軸箱箱體的降溫和齒輪的潤滑。本次設(shè)計中將油泵裝在前蓋與多軸箱箱體之間。由第一排齒輪帶動油泵工作。手柄軸主要是為了實(shí)現(xiàn)停機(jī)后齒輪嚙合中心距的調(diào)整，最好選用一個轉(zhuǎn)速較高的軸作為手柄軸，便于實(shí)現(xiàn)微調(diào)。4多軸箱傳動方案的設(shè)計4多軸箱傳動方案的設(shè)計多軸箱傳動設(shè)計，是根據(jù)動力箱驅(qū)動軸的位置和轉(zhuǎn)速、各主軸位置及轉(zhuǎn)速要求，設(shè)計傳動連，把驅(qū)動軸與各主軸鏈接起來，使各主軸獲得預(yù)定的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向。4.1多軸箱傳動系統(tǒng)的一般要求a.在保證主軸的強(qiáng)度、剛度、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向的條件下，力求使傳動軸和齒輪的規(guī)格、數(shù)量為最少。為此，應(yīng)盡量用一根中間軸帶動多根主軸，并將齒輪布置在同一排上。當(dāng)中心距不符合標(biāo)準(zhǔn)時，可采用變位齒輪或略微改變傳動比的方法來解決。b.盡量不用主軸帶動主軸的方案，以免增加主軸的負(fù)荷，影響加工質(zhì)量。遇到主軸分布較密，布置齒輪空間受到限制或主軸負(fù)荷較小、加工精度要求不高時，也可用一根強(qiáng)度較高的主軸帶動1～2根主軸的傳動方案。c.為使結(jié)構(gòu)緊湊，多軸箱內(nèi)齒輪副的傳動比一般要大于1/2（最佳傳動比為1～1/1.5），后蓋內(nèi)齒輪傳動比允許取至1/3～1/3.5；盡量避免用升速傳動。當(dāng)驅(qū)動軸轉(zhuǎn)速較低時，允許先升速后再降一些，使傳動鏈前面的軸、齒輪轉(zhuǎn)矩較小，結(jié)構(gòu)緊湊，但空轉(zhuǎn)功率損失隨之增加，故要求升速傳動比小于或等于2；為使主軸上的齒輪不過大，最后一級經(jīng)常采用升速傳動。d.用于粗加工主軸上的齒輪，應(yīng)盡量設(shè)置在第Ⅰ排，以減少主軸的扭轉(zhuǎn)變形；精加工主軸上的齒輪，應(yīng)設(shè)置在第Ⅲ排，以減少主軸端的彎曲變形。e.多軸箱內(nèi)具有粗精加工主軸時，最好從動力箱驅(qū)動軸齒輪傳動開始，就分兩條傳動路線，以免影響加工精度。f.剛性鏜孔主軸上的齒輪，其分度圓直徑要盡可能大于被加工孔的孔徑，以減少振動，提高運(yùn)動平穩(wěn)性。g.驅(qū)動軸直接帶動的傳動軸數(shù)不要超過兩根，以免給裝配帶來困難。多軸箱傳動設(shè)計過程中，當(dāng)齒輪排數(shù)Ⅰ～Ⅳ排不夠用時，可以增加排數(shù)，如在原來Ⅰ排齒輪的位置上排兩排薄齒輪（其強(qiáng)度應(yīng)滿足要求）或在箱體與前蓋之間增設(shè)0排齒輪.[1]4.2擬定多軸箱傳動方案的基本方法擬定多軸箱傳動系統(tǒng)的基本方法是：先把全部主軸中心盡可能分布在幾個同心圓上，在各個同心圓的圓心上分別設(shè)置中心傳動軸；非同心圓分布的一些主軸，也宜設(shè)置中間傳動軸（如一根傳動軸帶動兩根或三根主軸）；然后根據(jù)已選定的各中心傳動軸再取同心圓，并用最少的傳動軸帶動這些中心傳動軸；最后通過合攏傳動軸與動力箱驅(qū)動軸連接起來。4.3主軸分布類型及傳動方案被加工零件上加工孔的位置分布是多樣的，但大致可以分為：同心圓分布、直線分布和任意分布三種類型。對于同心圓分布，可在同心圓處分別設(shè)置中心傳動軸，由其上一個或幾個（不同排數(shù)）齒輪來帶動各軸。對于直線分布，可在兩主軸中心連線的垂直平分線上設(shè)傳動軸，由其上一個或幾個齒輪來帶動各主軸。對于任意分布，可以根據(jù)“三點(diǎn)共圓”原理，將主軸三個一組放在同心圓上。其余的采取直線分布。即任意分布可以看做是同心圓和直線分布的混合分布形式。由所加工零件的孔的大小和位置特征，用最少的傳動軸及齒輪副把驅(qū)動副和各主軸連接起來。通過確定動力箱的型號確定傳動鏈輸入軸的位置為（350.0,129.5）如圖4.1。圖4.1主軸及輸入軸位置圖根據(jù)本次設(shè)計任務(wù)書和原始孔系位置設(shè)計傳動如下圖4.2。圖4.1傳動方案圖根據(jù)所加工零件的孔的大小和位置特征，設(shè)計此方案，此傳動設(shè)計方案符合主軸箱設(shè)計的各項(xiàng)原則：a.傳動軸、齒輪數(shù)相對少，用一根傳動軸帶動多根主軸，b.主軸齒輪規(guī)格相同。此設(shè)計結(jié)構(gòu)緊湊互不干涉沖突，滿足設(shè)計加工要求。5齒輪的計算及設(shè)計選擇由傳動方案，可得此方案的傳動路線圖如圖5.1。圖5.1傳動路線圖如圖5.1，把主軸一、二、三、四、五、六、七、八視為一組同心圓，由傳動軸5帶動，傳動軸5則由輸入軸1分支的傳動軸2帶動。傳動軸2帶動傳動軸3，傳動軸3帶動傳動軸4，進(jìn)而帶動傳動軸5，再帶動主軸一至八。分支傳動軸2帶動傳動軸6，傳動軸6帶動傳動軸7，傳動軸7分別帶動傳動軸9和手柄軸8，手柄軸8帶動主軸九。傳動軸9帶動傳動軸10，傳動軸10帶動傳動軸11，傳動軸11分別帶動主軸十以及傳動軸12，傳動軸12帶動傳動軸13，傳動軸13帶動主軸十一。輸入軸1的第二條分支是傳動軸21，同理分別帶動主軸十三和主軸十二。油泵軸14則由傳動軸15帶動。要注意的是，在有些軸上套有兩到三層齒輪來互相帶動。5.1齒輪的計算主軸的轉(zhuǎn)速nΦ9=450r/min，nΦ14.5=375r/min，輸入軸的轉(zhuǎn)速n總=720r/min，總的傳動比分別為：iΦ9=450/720=0.625，iΦ14.5=375/720=0.521。為了滿足傳動比的要求，在輸入軸上選用m=2，z=25的齒輪，安排在第Ⅳ排。所有齒輪齒數(shù)、模數(shù)參數(shù)見表5.1。表5.1齒輪參數(shù)表軸號第1排（m-z）第2排（m-z）第3排（m-z）第4排（m-z）一、三、五、七2-40二、四、六、八2-40九、十、十一、十二、十三2-326、202-617、182-489、172-6010、162-51152-3211、192-32122-67132-522、212-312-5032-3142-2152-1102-1102-11082-3212-25142-34所有的材料均采用45鋼，鍛造毛坯，G54熱處理，精度等級8級。綜上所述，按已選定的齒輪（如表5.1）計算出所有主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與所選轉(zhuǎn)速的誤差均小于允許的誤差5%，故多選用的齒輪、傳動比正確。5.2驗(yàn)算軸轉(zhuǎn)速的誤差主軸的轉(zhuǎn)速由前面計算可知nΦ9=450r/min，nΦ14.5=375r/min，輸入軸的轉(zhuǎn)速為720r/min，則通過傳動鏈的設(shè)計選定齒輪的齒數(shù)和模數(shù)之后，實(shí)際從輸入軸傳到主軸的實(shí)際轉(zhuǎn)速為nΦ9實(shí)=449.8r/min，nΦ14.5=372r/min則：誤差值=1—449.8/450=0.99：誤差值=1—372/375=0.008所以傳動方案設(shè)計符合要求。6坐標(biāo)的計算坐標(biāo)計算就是由所給加工孔位置，箱體型號和所選電機(jī)確定各主軸及傳動軸坐標(biāo)，其目的是為多軸箱箱體零件補(bǔ)充加工圖提供孔的坐標(biāo)尺寸，并用于繪制坐標(biāo)檢查圖來檢查齒輪排列、結(jié)構(gòu)布置是否正確合理。本次設(shè)計所選坐標(biāo)原點(diǎn)為箱體左下角定位銷。6.1主軸坐標(biāo)的計算由所選電機(jī)和箱體型號可以確定輸入軸坐標(biāo)為（350，129.5）有所給原始數(shù)據(jù)及任務(wù)書上要求工件定位表面比工作臺面高100毫米，可確定各主軸投影到箱體上位置如圖6.1。圖6.1主軸位置圖通過計算的各主軸坐標(biāo)如表6.1。表6.1主軸坐標(biāo)軸X±0.01Y±0.01一350.00219.94二456.72263.22三500.00369.94四456.72475.36五350.00519.94六243.28475.36七200.00369.94八243.28263.22九25.00149.94十25.00589.94十一350.00589.94十二675.00589.94十三675.00149.946.2傳動軸坐標(biāo)計算計算傳動軸坐標(biāo)時，先計算出與主軸有直接傳動關(guān)系的傳動軸坐標(biāo)，然后計算其他傳動軸坐標(biāo)。傳動軸的傳動形式很多，一般可分為三類：與一軸定距；與二軸定距；與三軸等距。在本次設(shè)計之中，與兩軸定距的傳動軸坐標(biāo)計算，其實(shí)質(zhì)為根據(jù)兩軸的坐標(biāo)和給定的兩對嚙合齒輪中心距，求傳動軸的坐標(biāo)。即已知三角形兩個頂點(diǎn)的坐標(biāo)與三條邊，求另一頂點(diǎn)的坐標(biāo)。即計算出各個傳動軸的坐標(biāo)，計算過程如下：已知主軸九的坐標(biāo)（25.000,149.940),其與傳動軸8間的齒輪參數(shù)為（m=2，z1=32，z2=32)，為計算方便，通常以已知軸中心作為原點(diǎn)O，建立小坐標(biāo)系xOy，設(shè)傳動軸8的坐標(biāo)為（x，y)，嚙合中心距為R。由傳動軸8中點(diǎn)B向x軸作一輔助垂線交x軸于A點(diǎn)，組成直角三角形OAB。圖6.2傳動軸坐標(biāo)根據(jù)R8-九=m/2（z8+z九）=2/2（32+32）=64mm（與實(shí)測尺寸相符），y=0，計算可得X8=X九+x=64.100mm，Y8=199.060mm。其他傳動軸坐標(biāo)的計算用以上方法，具體的計算結(jié)果整理如下表6.2。表6.2傳動軸坐標(biāo)軸X±0.01Y±0.011350.00130.662275.80119.063290.00198.854299.54249.625350.00369.946205.40179.027124.50248.06864.10199.06988.08346.301080.44457.081164.12540.7412147.74595.8613267.50592.3614570.04545.9215635.90540.7416619.58457.0817611.94346.3018575.52248.0619635.90199.0620494.62179.0221424.22119.066.3驗(yàn)算中心距誤差多軸箱箱體上的孔系是按計算的坐標(biāo)加工的，而裝配要求兩軸間齒輪能正常嚙合。因此，必須驗(yàn)算根據(jù)坐標(biāo)計算確定的實(shí)際中心距A，是否符合兩軸間齒輪嚙合要求的標(biāo)準(zhǔn)中心距R，R與A之間的誤差為：。驗(yàn)算標(biāo)準(zhǔn)：中心距允許誤差mm在軸的坐標(biāo)計算中軸的坐標(biāo)均是按照三角函數(shù)關(guān)系進(jìn)行計算得到的，坐標(biāo)精度較高符合兩軸間嚙合的中心距要求要求。由前邊計算得知軸2的坐標(biāo)為（275.800，119.060）輸入軸的坐標(biāo)根據(jù)所選電機(jī)與箱體型號可知為（350.000，129.500）為傳動軸8上齒輪與輸入軸上齒輪參數(shù)分別為m=2，z=50；m=2，z=25。標(biāo)準(zhǔn)中心距：實(shí)際中心距：中心距誤差：由上邊知mm則，為保證齒輪正常的嚙合和保證設(shè)計的傳動比。經(jīng)驗(yàn)算其余均符合中心距要求。7傳動元件的校核7.1軸的的校核7.1.1軸的強(qiáng)度校核進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計算時，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況，采取相應(yīng)的計算方式，并恰當(dāng)?shù)剡x取許用應(yīng)力。對于僅僅（或主要）承受扭矩的軸（傳動軸），應(yīng)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計算；對于只承受彎矩的軸（心軸），應(yīng)按彎曲強(qiáng)度條件進(jìn)行計算；對于既承受彎矩又承受扭矩的軸（轉(zhuǎn)軸），應(yīng)按彎矩合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計算，需要時還應(yīng)按疲勞強(qiáng)度條件進(jìn)行精確校核。此外，對于瞬時過載很大或應(yīng)力循環(huán)不對稱性較為嚴(yán)重的軸，還應(yīng)按峰尖載荷校核其靜強(qiáng)度，以免產(chǎn)生過量的塑性變形。[3]a.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計算這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強(qiáng)度；如果還受有不大的彎矩時，則用降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的辦法予以考慮。在做軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，通常用這種方法初步估算軸徑。對于不大重要的軸，也可以作為最后計算結(jié)果。軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為：（7.1）式中：——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；——軸所受的扭矩，N·mm；——軸的抗扭截面系數(shù)，mm3；——軸的轉(zhuǎn)速，r/min；——軸傳遞的功率，kw；——計算截面處軸的直徑，mm；——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。表7.1軸常用幾種材料的及值軸的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti)4540Cr、35SiMn、38SiMnMo、3Cr13/MPa15～2520～3525～4535～55149～126135～112126～103112～97由上式可得軸的直徑式中，，查表7.1。應(yīng)當(dāng)指出，當(dāng)軸截面上開有鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強(qiáng)度的削弱。對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%；有兩個鍵槽時，應(yīng)增大7%。對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%～7%；有兩個鍵槽時，應(yīng)增大10%～15%。然后將軸頸圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑。應(yīng)當(dāng)注意，這樣求出的直徑，只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑。b.按彎矩合成強(qiáng)度計算通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸的主要設(shè)計尺寸，軸上的零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎矩合成強(qiáng)度條件對軸進(jìn)行強(qiáng)度校核計算。一般的軸用這種計算即可。其計算步驟如下：（1）做出軸的計算簡圖（即力學(xué)模型）：軸所承受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)。在作計算簡圖時，應(yīng)先求出軸上零件的載荷（若為空間力系，應(yīng)把空間力系分解為圓周力、徑向力和軸向力，然后把他們?nèi)哭D(zhuǎn)化到軸上），并將其分解為水平分力和垂直分力，然后求出個支承處的水平反力和垂直反力。（2）做出彎矩圖：根據(jù)上述的簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生Z彎矩，并按計算結(jié)果分別做出水平面說那過的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖；然后按計算出總的彎矩并做出彎矩圖M。（3）做出扭矩圖。（4）校核軸的強(qiáng)度：已知軸的彎矩和扭矩之后，可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩大而軸徑可能不足的截面）作彎扭合成強(qiáng)度校核計算。按第三強(qiáng)度理論，計算應(yīng)力（7.2）通常由彎矩所產(chǎn)生的彎矩應(yīng)力是對稱循環(huán)變應(yīng)力，而有扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力則常常不是對稱循環(huán)變應(yīng)力，為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)，則計算應(yīng)力為：（7.3）式中的彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時，取；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取；若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為亦為對稱循環(huán)變應(yīng)力時，則取。對于直徑為d的圓軸，彎曲應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，將和代入可求得：（7.4）式中：——軸的計算應(yīng)力，單位為MPa——軸所受的彎矩，單位為N·m；——軸所受的扭矩，單位為N·m；——軸的抗彎截面系數(shù)，mm3，——軸所受循環(huán)變應(yīng)力時的許用彎曲應(yīng)力。具體計算：對傳動軸8進(jìn)行軸的校核計算。第三排：圓周力徑向力法向力徑向力水平分力徑向力垂直分力由以上的計算結(jié)合傳動軸8的結(jié)構(gòu)，可畫出其分別在水平面和垂直面內(nèi)的受力圖QUOTEQUOTE和如圖7.1。水平：垂直：圖7.1受力圖其中=33.56N（為嚙合角，對標(biāo)準(zhǔn)齒輪，）由轉(zhuǎn)矩平衡可以計算出：由此可知軸8在水平面和垂直面上的彎矩圖和如圖7.2。圖7.2彎矩圖由可以求出各個點(diǎn)的實(shí)際彎矩：由圖分析可知，C點(diǎn)MH=0，MV=0，B點(diǎn)MH=0，MV=0，A點(diǎn)MH和MV最大；故在A點(diǎn)的合彎矩是最大的，則則彎矩合成圖和扭矩圖如圖7.3所示。圖7.3彎矩合成圖和扭矩圖作扭矩圖時考慮啟動、制動的影響，取折算系數(shù)，故綜上所述，最大的當(dāng)量彎矩為A點(diǎn)的彎矩，即軸承支承座上的彎矩由于軸上當(dāng)量彎矩最大在A點(diǎn)，故A為軸的危險截面。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查機(jī)械設(shè)計[4]表15-1有=60MP。則所以，軸的強(qiáng)度符合要求。7.1.2軸直徑的校核驗(yàn)算傳動軸的直徑按下式計算傳動軸所承受的總扭矩：（7.5）式中：——為作用在第n個主軸上的轉(zhuǎn)矩，單位為N·m；——為傳動軸至第n個主軸之間的傳動比。具體計算：根據(jù)整個傳動方案和的已選定的齒輪，計算各個主軸的實(shí)際轉(zhuǎn)速如下：根據(jù)前面的計算主軸和的的扭矩分別是3.82N·m和10.77N·m，根據(jù)公式計算其中一個傳動軸8的扭矩為10.77N·m。由《組合機(jī)床簡明設(shè)計手冊》[2]對各個軸的軸徑進(jìn)行校核，式中d為軸的直徑（mm）；T為軸所傳遞的扭矩（N·m）；B為系數(shù)。當(dāng)材料的剪切彈性模數(shù)G=81.0Gpa時，剛性主軸的B=7.3，非剛性主軸B=6.2，而傳動軸的B=5.2。故對本次次驗(yàn)算的軸有。[1]則mm圓整后d=25mm，當(dāng)d=25mm時，軸的抗扭截面模數(shù)=0.2×0.0253=0.0000031m3此時則有：此處軸材料為45號鋼為31MPa，所以傳動軸8滿足要求。7.2軸承的校核由于本設(shè)計使用的是滾動軸承，則重點(diǎn)分析滾動軸承的校核計算。滾動軸承的正常失效形式是內(nèi)外圈滾道或滾體上的點(diǎn)蝕破壞。單個軸承，其中一個套圈或滾動體首次出現(xiàn)疲勞擴(kuò)展之前，一套圈相對于另一個套圈的轉(zhuǎn)數(shù)成為軸承的壽命。[3]軸承的壽命，不能同一批試驗(yàn)軸承中的最長壽命或最短壽命作為標(biāo)準(zhǔn)。因?yàn)榍罢哌^于不安全，在實(shí)際使用中，提前破壞的可能性幾乎為100%，而后者又過于保守，使幾乎100%的軸承都可以超過標(biāo)準(zhǔn)壽命繼續(xù)工作?，F(xiàn)在規(guī)定：一組在相同條件下運(yùn)轉(zhuǎn)的近于相同的軸承，將其可靠度為90%時的壽命作為標(biāo)準(zhǔn)壽命，即按一組軸承中10%的軸承發(fā)生點(diǎn)蝕破壞，而90%的軸承不發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前的轉(zhuǎn)數(shù)（以106轉(zhuǎn)為單位）或工作小時數(shù)作為軸承的壽命，并把這個壽命叫做基本額定壽命，以L10表示。[3]軸承的壽命是指出現(xiàn)疲勞點(diǎn)蝕前轉(zhuǎn)過的總?cè)?shù)，或在一定的轉(zhuǎn)速下總的工作小時數(shù)。軸承的額定壽命與所承受的載荷大小有關(guān)系，工作載荷越大，軸承的壽命就越短。為了表達(dá)各種軸承的承載特性，規(guī)定軸承的基本額定壽命為時，軸承所能承受的最大載荷稱為軸承的基本額定動載荷，用字母C表示。不同的軸承有不同的基本額定動載荷，它表征了不同軸承的承載特征。其值可以從機(jī)械設(shè)計手冊中查出。若載荷P和轉(zhuǎn)速n已知，并取得軸承的預(yù)期壽命為，則所選軸承的基本額定動載荷C為：（7.6）式中——為溫度因素——為載荷因素在實(shí)際應(yīng)用中，軸承的載荷往往與實(shí)驗(yàn)理論的不相符，因此，在進(jìn)行軸承壽命的計算時，應(yīng)把實(shí)際在和轉(zhuǎn)換為與實(shí)驗(yàn)條件相同的載荷，轉(zhuǎn)換后的載荷是一種假定的載荷，稱為當(dāng)量載荷P，，式中，為軸承所承受的徑向載荷（N），為軸承所承受的軸向載荷（N）；X為徑向載荷系數(shù)；Y為軸向載荷系數(shù)。X、Y的值可查表求得。具體計算：初選傳動軸8的軸承進(jìn)行校核。軸8的軸承型號為33005，查機(jī)械設(shè)計手冊[4]，基本額定動載荷=32.5KN，=42.5KN。有前邊的計算可求得軸承8的徑向力：計算軸承的派生軸向力和：（7.7）查機(jī)械設(shè)計手冊得33005軸承的Y=2.1，e=0.29所以：因?yàn)檩S承是背靠背安裝的，所以軸承C被壓緊，兩軸承的軸向載荷分別為：計算兩軸承的當(dāng)量動載荷：查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表15-7和機(jī)械設(shè)計手冊可得：，，，。故當(dāng)量動載荷為：計算所需的徑向基本額定動載荷C。因軸的結(jié)構(gòu)要求兩端選擇同樣尺寸的軸承，而，故應(yīng)以軸承C的當(dāng)量動載荷為計算依據(jù)。因工作溫度正常，查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表15-5得=1，按中等沖擊載荷，查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)[4]表15-6得，=1.5。期望軸承的壽命為20000小時，所以：所以軸承33005符合要求，合適。7.3齒輪的校核一般來事，齒輪的失效形式有輪齒折斷、工作齒面磨損、點(diǎn)蝕、膠合及塑性變形等。因此，針對上述的失效形式以及根據(jù)齒輪的工作情況，都應(yīng)分別確立相應(yīng)的設(shè)計準(zhǔn)則。所以目前設(shè)計一般使用的齒輪傳動時，通常只按保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度及保證齒面接觸疲勞強(qiáng)度兩準(zhǔn)則進(jìn)行計算。[3]（1)輪齒的受力分析進(jìn)行齒輪傳動的強(qiáng)度計算時，首先要知道齒輪上所受的力，這就需要對齒輪傳動作受理分析。當(dāng)然，對齒輪傳動進(jìn)行力分析也是計算安裝齒輪的軸及軸承時所必須的。齒輪傳動一般均加以潤滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計算受力時，可不予考慮。沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷垂直于齒面，為了計算方便，將法向載荷（單位為N）在節(jié)點(diǎn)處分解為兩個相互垂直的分力，即圓周力和徑向力（單位均為N）。由此得：（7.8）（7.9）（7.10）式中：——為齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為N·m；——為齒輪的節(jié)圓直徑，對標(biāo)準(zhǔn)齒輪即為分度圓直徑，單位為mm；——為嚙合角，對標(biāo)準(zhǔn)齒輪，。（2）齒根彎曲強(qiáng)度計算假設(shè)只有一對齒嚙合，當(dāng)載荷作用于齒頂時，可將齒輪看做寬度為B的懸臂梁。按懸臂梁理論，在齒根危險截面產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力最大。若最大彎曲應(yīng)力用表示，許用彎曲應(yīng)力用表示，則在預(yù)期壽命內(nèi)保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的條件為：（7.11）式中：——為齒輪上的圓周力，單位為N；b——為齒寬,單位為mm；m——為齒輪的模數(shù)；K——為載荷因素；、——為齒形因素。（3）齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算齒面疲勞點(diǎn)蝕與齒面接觸應(yīng)力的大小有關(guān)，而齒面最大接觸應(yīng)力可以通過近似計算求得。一對齒輪的齒面接觸強(qiáng)度校核的公式為：（7.12）式中：——為圓周力，單位為；K——為載荷系數(shù)；——為大輪與小輪的齒數(shù)比b——為齒寬，單位為mm；——為齒輪分度圓直徑,單位為mm；——為區(qū)域系數(shù)，標(biāo)準(zhǔn)直齒齒輪=2.5；——為彈性影響系數(shù)。（4）許用應(yīng)力的計算齒輪的許用應(yīng)力：（7.13）式中：——為齒輪接觸疲勞或彎曲疲勞安全系數(shù)，對按疲勞強(qiáng)度計算時，當(dāng)按彎曲疲勞強(qiáng)度計算時?。弧獮閷?shí)驗(yàn)齒輪的接觸疲勞或齒根彎曲疲勞極限；——為應(yīng)力循環(huán)次數(shù)影響的系數(shù)即壽命系數(shù)。具體計算：對傳動軸8上的齒輪進(jìn)行校核。已知：、、m=2，選用中等品質(zhì)的齒輪查機(jī)械設(shè)計可得該材料的齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限和接觸疲勞強(qiáng)度極限分別為720Mpa和1180Mpa。則有前邊公式計算、有：取、；查機(jī)械設(shè)計可得、。故可求得：校核彎曲疲勞有：查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)，多軸箱的運(yùn)動的載荷屬于中等沖擊載荷故取K=1.3；齒形系數(shù)、，由計算圓周力有：則可計算得：校核齒面接觸強(qiáng)度有：由計算結(jié)果知，傳動軸8與主軸九之間的齒輪無過載現(xiàn)象，不管是從齒根彎曲還是從齒面嚙合其強(qiáng)度均符合要求。8總結(jié)8總結(jié)本次設(shè)計主要是針對三面臥式箱體鉆孔組合機(jī)床的右多軸箱進(jìn)行設(shè)計，其中重點(diǎn)以及難點(diǎn)是多軸箱傳動部分的設(shè)計。在多軸箱的傳動部分設(shè)計中擬