组合机床通用多轴箱齿轮模数的确定

wygfada

1引言
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4 I& ^' o- W6 |目前，组合机床通用多轴箱设计中，人工确定齿轮模数时，一般用类比法确定，或按公式估计，即m≥（30～32）http://part.newmaker.com/nmsc/u/2007/20075/art_img/200753112321013794.gif，式中P为齿轮所传递的功率，单位为kW，Z为一对啮合齿轮中小齿轮齿数，n为小齿轮的转速，单位为r／min。然后，等整个传动系统拟定后，再对所选定的齿轮模数进行验证，校核是否满足工作要求。由于验算较烦，一般只对其中承受载荷最大、最薄弱的齿轮进行验算。在多年的设计实践工作中，笔者认为以上方法存在缺点。类比法确定的齿轮模数其合理性显然缺乏定量的评估，而应用上述估算公式得出的结果与具体校核验算结果有时偏差较大，与实际使用结果也不一致。此外，上述估算公式，在实际应用方便性上也需改进。

在分析组合机床通用多轴箱齿轮具体设计的基础上，推荐一组确定齿轮模数的专用简化设计公式，以提高人工设计质量，可免除校核验算的麻烦，并可用于通用多轴箱人工设计的审查评估。同时，也可为现行计算机辅助设计提供一点经验参考。
- E5 [- L5 h5 q  J  h% ?+ H+ X  N
/ Z4 ]* [- t  v2 [1 O% P( o2专用简化设计公式
$ y! \. z+ x3 A: o
6 _6 w9 C, R% z& U4 L6 ~2.1关于目前估算公式m≥（30～32）http://part.newmaker.com/nmsc/u/2007/20075/art_img/200753112321013794.gif的简析
! O3 R% N" D0 P6 R4 f& K
4 ~7 }$ G8 s3 ]1 @- F3 r! A
& k# w1 c# k. [, o% J3 R; x目前资料上介绍的齿轮模数估算公式m≥（30～32）http://part.newmaker.com/nmsc/u/2007/20075/art_img/200753112321013794.gif，是粗略简化了诸多参数之后的通用机械齿轮简化设计公式，计算结果的准确性较差；且公式形式上沿用三次方根关系式，也是受通用机械齿轮简化设计公式的影响；另外，式中以P(齿轮所传递的功率)为参数，不便于实际设计应用，这一点对传动轴上的齿轮设计尤为明显。
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2.2专用简化设计公式的选择

组合机床通用多轴箱所用齿轮是硬齿面直齿圆柱齿轮，齿轮齿面接触强度高，齿根弯曲强度相对低一些，且齿轮工作时润滑冷却条件较好，不易发生点蚀，主要且最危险的失效形式是轮齿的弯曲折断，因此人工设计齿轮时，选择齿根弯曲疲劳强度计算结果作为设计依据，较为合适。由校核公式http://part.newmaker.com/nmsc/u/2007/20075/art_img/200753112334860870.gif≤σFP，可变换http://part.newmaker.com/nmsc/u/2007/20075/art_img/20075311234590445.gif，显然有设计公式m≥http://part.newmaker.com/nmsc/u/2007/20075/art_img/200753112343150285.gif，式中K为载荷系数；T为齿轮所传递的扭矩，单位为N*mm；YFS为复合齿形系数；b为齿轮齿宽，单位为mm；Z为齿轮齿数；σFP为齿轮所用材料的许用弯曲应力，单位为MPa（或N／mm2）。

& x6 j; O' n. {2 v: v2.3计算参数的确定

/ k3 F6 @$ }" `3 x! ?2 ]3 R( t根据组合机床通用多轴箱齿轮的工作特点不同，可分为两大类四小类。即：一类为钻扩镗铰类多轴箱齿轮；另一类为攻丝类多轴箱齿轮。两类多轴箱齿轮又各自分为一般齿轮(单向受力)和中间齿轮(双向受力)。因此，在确定有关计算参数时，必须分类选取确定。
. m+ ]( ]2 N# i$ Q1 O- ^
2.3.1载荷系数K
9 N4 ^' X" ^4 `- o3 I. Q
& D, ]" f5 a1 r7 a. H) v, l钻扩镗铰类通用主轴箱齿轮载荷系数：

K＝KAKPNTKVKβKα＝1．1×1×1．05×1．2×1．15＝1．5939

! e6 z% g* D' i2 L( j- n攻螺纹类多轴箱齿轮的载荷系数：

K＝KAKpntKVKβKα＝1．25×1×1．05×1．2×
( E9 Z8 y  z' `8 j1．15＝1．81125

2.3.2复合齿形系数YFS
. P$ H$ r) ?9 w. t0 k
组合机床通用多轴箱齿轮齿数Z的范围为16～70，一般优选范围为18～50，具体对应数值为：

Z＝18，YFS＝4．45
5 h3 K# K* ?9 OZ＝20，YFS＝4．37
1 z& n0 M' z7 Q) f4 V$ Z) T# p" rZ＝25，YFS＝4．20
Z＝30，YFS＝4．12
( Z$ o1 q: u6 P0 LZ＝35，YFS＝4．07
6 B* q1 ]5 n  i' g5 `Z＝40，YFS＝4．03
9 _4 r9 N$ p& }6 B* Y  J5 bZ＝45，YFS＝4．01
Z＝50，YFS＝4．00
! E: M4 ^4 N6 X- j0 p
9 V3 H( t. A# M) b通过对比分析可知，YFS值与Z值大小成反比；且随着Z值增大，YFS值变小的速率较小。由于此参数数据离散性大，故采用YFS＝4．45～4．00。
8 T( c7 p& Q  M+ M& B. `
# v4 J7 g, S2 M& O+ o8 K/ H1 w* h2.3.3齿轮齿宽b
$ ?. ^' A2 e0 W) W
当选用1T0741—42齿轮系列时，b＝24 mm
当选用1T0741—41齿轮系列时，b＝32 mm
8 ]; c( V7 _( q  u0 y$ Z: H% A: T) x
2.3.4许用弯曲应力σFP

+ O6 p6 p; H4 t组合机床多轴箱齿轮所用材料为45钢，技术要求为齿部高频淬火G54，精度7级。参考有关资料，结合生产实际，分别取值如下：
6 z3 i6 [: }) Q
# r6 h/ E* E0 P2 e3 Y一般齿轮(单向受力)σFP＝1．4σFlim＝476MPa
$ X6 G  z9 G8 Q% G( i; m中间齿轮(双向受力)σFP＝σFlim＝340MPa
$ @4 D: h% E5 G1 a& }! j( q. z
/ |1 S! c7 k' x; t/ ?- [2.4专用简化设计公式的导出
* T8 U) i" g$ V; G4 S# ~( _
将上述各组计算参数值代入http://part.newmaker.com/nmsc/u/2007/20075/art_img/20075311235878371.gif，并注意将式中T值单位由N.mm换算成N.m，不难得出表1所列各种情况下的专用简化设计公式：
( L( a& d, B8 ]

http://part.newmaker.com/nmsc/u/2007/20075/art_img/200753112361318607.jpg

为便于公式数据的圆整，与原估算公式对比研究，将上表简化设计公式变成表2形式。

http://part.newmaker.com/nmsc/u/2007/20075/art_img/200753112364934290.jpg

表中所列专用简化设计公式中的范围系数，是由所用齿轮齿数决定的，齿数少的取大值，齿数多的取小值，具体应用特点参见2．3．2复合齿形系数YFS条目。

http://part.newmaker.com/nmsc/u/2007/20075/art_img/200753112372262893.jpg

3关于攻螺纹类多轴箱齿轮模数确定设计的特点说明
% z* Y( b1 w4 J. ~5 a
: Z+ |: y0 V7 M* \& B& T$ Q+ p在设计攻丝类多轴箱时，应考虑到丝锥钝化的影响，对专用简化设计公式中的T值(或P值)作相应修正，结合组合机床多轴箱传动系统拟定特点，一般可取：T修正＝（1．5～2．5）T。T值修正系数与该齿轮所传动的丝锥个数之间关系，本文推荐如表3所示。