组合机床通用多轴箱齿轮模数的确定

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1引言
" ~$ a+ u2 T* r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） ，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。
+ Q7 m% X4 S7 |; V- t% Y; g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。
. o6 G+ e2 o% a2专用简化设计公式
/ A8 F6 Z: ?1 K: X. @- A2.1关于目前估算公式m≥（30～32）的简析
' {' [8 N  h7 {4 U) J& ~7 W/ D0 R: {目前资料上介绍的齿轮模数估算公式m≥（30～32），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。
  U2 o  w0 r  n% p" j, w/ p5 T# _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 ≤σFP，可变换 ，显然有设计公式m≥ ，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）。
- n6 A& o; [4 v2.3计算参数的确定
! w# I# D. F" E5 y  i3 U* ]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。
7 A7 h5 w; X* T- d6 J  @8 N/ X2.3.1载荷系数K
$ {8 ~5 J/ A$ M7 _% W) \' A) u钻扩镗铰类通用主轴箱齿轮载荷系数：
2 Y0 ]$ r6 A$ u: B" T8 v3 MK＝KAKPNTKVKβKα＝1．1×1×1．05×1．2×1．15＝1．5939
攻螺纹类多轴箱齿轮的载荷系数：
K＝KAKpntKVKβKα＝1．25×1×1．05×1．2×
0 H+ ]: L! p% ^( K# ]1．15＝1．81125
( |1 g9 Q# h, |/ F/ @  B. s" \+ N2.3.2复合齿形系数YFS
6 K" d% \& M- \! l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：
1 L" g* h7 G8 R8 G* a. rZ＝18，YFS＝4．45
Z＝20，YFS＝4．37
Z＝25，YFS＝4．20
7 P5 m: j0 Z, J$ XZ＝30，YFS＝4．12
Z＝35，YFS＝4．07
Z＝40，YFS＝4．03
Z＝45，YFS＝4．01
% W% ]  g) o- {8 |, X" P8 @3 SZ＝50，YFS＝4．00
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。
2.3.3齿轮齿宽b
3 i# j2 T1 Z3 W" D: t. ~当选用1T0741—42齿轮系列时，b＝24 mm
! W* b7 s2 f# N: m" e) x+ B" m当选用1T0741—41齿轮系列时，b＝32 mm
2.3.4许用弯曲应力σFP
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：
! ]5 ~: Z. M+ z+ R$ z' m: M, g一般齿轮(单向受力)σFP＝1．4σFlim＝476MPa
1 G& Z2 H6 L  f: M! f5 I中间齿轮(双向受力)σFP＝σFlim＝340MPa
2.4专用简化设计公式的导出
将上述各组计算参数值代入m≥ ，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：
7 T2 y3 G, G( p' a: V  W8 e' r
- |2 r+ v1 n5 y. n. z8 x- d/ [表1
2 w4 \: z+ b2 m6 X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。
5 v5 F  v4 h! W* t3 A- b/ k
  m, V. J2 s5 M  ?& s7 P表2
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。
0 m8 Z9 |: @* a# L6 O
! W" M& u1 ]& L6 A/ B- I表3
3关于攻螺纹类多轴箱齿轮模数确定设计的特点说明
5 y/ ?% f$ ^; m( M0 [* i8 Z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。
( Q+ H, ?8 m. T0 o6 V4 h3 c文章关键词： 齿轮