普通钻床改造为多轴钻床
1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[?H]中较小的值:
4KtT1u?1?ZE?1.3?1.966?102.2?189.8???d1t?2.323??2.32????? ???du?[?H]?11.2?522.5?22?53.649mm
2)计算圆周速度V:
V?3.14?53.649?1360?3.81m/s
60?100060?1000??d1tn13)计算齿b
b??d?dH?0.5?53.649?26.82mm
4)计算齿宽与齿高之比b/h
模数：mt?d1t/z1?53.649/24?2.235mm 齿高：h?2.25mt?2.25?2.235?5.029 b/h?53.649/5.029?5.3 5)计算载荷系数
根据v=3.81m/s,7级精度，由图10-8
[文献4]
查得动载系数Kv=1.14,
[文献4]
直齿轮，假设KaFt/b?100N/mm,由表10-3由表10-2由表10-4
[文献4][文献4]
查得KH??KF??1.2;
查得使用系数KA?1;
查得7级精度齿轮Ⅰ相对支承非对称布置时，
KH??1.12?0.18?1?0.6?d?d?0.23?10?3b
将数据代入后得：
?2?2KH??1.12?0.18?1?0.6?12?12?0.23?10?3?53.649?1.182;
由b/h?5.3,KH??1.182,查图10-13
[文献4]
??得，KF??1.15;
故载荷系数K?KA?KV?KH??KH??1?1.11?1.2?1.182?1.574 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）
[文献4]
得，
d1?d1t3K/Kt=53.649x31.574/1.3=57.18mm
7)计算模数m
m=d1/Z1=57.18/24=2.4mm,圆整为m=25mm.
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⑤按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）
[文献4]
得弯曲强度的设计公式为m≥32kT1?dz12?YFaYSa???[?]F???? ??确定公式内的各计算数值 1） 由图10-20
[文献4]
查得齿轮Ⅰ的弯曲疲劳极限?FE1=500Mpa;
齿轮Ⅱ的弯曲疲劳强度极限?FE2=380Mpa; 2)由图10-18
[文献4]
查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85,KFN2?0.88;
3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）[?F]1=
[文献4]
得：
KFN1?FE10.85?500==303.57Mpa
1.4S[?F]2KFN2?FE20.88?380==238.86MPa
1.4S4)计算载荷系数
K?KA?KV?KF??KF??1?1.11?1.2?1.15?1.532
5) 查取齿形系数 由表10-5
[文献4]
查得YFa1?2.65,YFa2?2.53
6)查取应力校正系数 由表10-5
[文献4]
查得Ysa1?1.58,Ysa2?1.62
7）计算齿轮Ⅰ、Ⅱ的
YFaYSa
并加以比较
[?F]
YFa1YSa12.65?1.58==0.01379
303.57[?F]1YFa2YSa22.53?1.62==0.01716
238.86[?F]2齿轮Ⅱ的数值大。
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?设计计算
42?1.532?1.966?10m≥3?0.01716?1.5mm
0.5?242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.5。在零件图中可知，主动轴与惰轮轴的中心距为51mm，即齿轮Ⅰ、Ⅱ完全啮合的中心距，得：
m(
Z1?Z2)=51 21.5x(
Z1?1.2Z1)=51 2Z1=31, Z2=37
惰轮轴与工作轴的中心距为61.5mm，即齿轮Ⅱ与齿轮Ⅲ完全啮合时中心距，即 m(
Z1?Z3)=61.5 21. 5(Z3=45
37?Z3)=61.5 2⑥几何尺寸计算 ?计算分度圆直径： d1=Z1?m=31x1.5=46.5mm d2=Z2?m=37x1.5=55.5mm d3=Z3?m=45x1.5=67.5mm ?计算中心中距 aⅠⅡ=51mm,aⅡⅢ=61.5mm ?计算齿轮齿宽
b??dd1?0.5?67.5?33.75mm
取B3?35mm,B2?30mm,B3?25mm
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⑦验算
2T12?1.966?104Ft===819.2N
48.0d1KAFt1?819.2==35.66N/mm<100N/mm 合格
25b
第4章 多轴箱的结构设计与零部件的绘制
多轴箱的传动方式为外啮合，齿轮传动的排列层次为一层。
4.1箱盖、箱体和中间板结构
(1)箱体选用240mmx200mm长方形箱体，箱盖与之匹配。箱体材料为HT20-40, 箱盖为HT15-33. (2)中间板的作用：箱内部分是轴承的支承座，伸出箱外的部分是导向装置中的滑套支承座，为便于设计人员选用，已将中间板规范为23mm和28mm两种厚度的标准，现选用23mm厚的中间板，材料为HT15-33。
4.2多轴箱轴的设计
(1)主动轴的设计 ①轴材料的选择 表15-3
[文献4]
轴材料选用45钢，调质处理。
②轴径的确定
根据公式d≥A03P [文献4]
(15-2) n0.2[?T],查表15-3
[文献4]
式中A0=9550000 ，A0取110
d≥110x32.8=13.9mm,取d=25mm 1360③轴结构设计
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?选择滚动轴承
因为轴承同时受有径向载荷及轴向载荷，故前、后端均选用单列向心球轴承，由表1-14
[文献3]
，选用7204c轴承。
?轴上各段直径，长度如图5所示。 ?键的确定
因为齿轮宽为35mm,所以选用8x7x22平键，表6-1[文献4]
?确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2
[文献4]
，取轴端倒角2x450
,各轴肩的圆角半径为R=1.0mm.
?按弯扭合成校核轴的强度 作出轴的计算简图
轴上扭转力矩为
M=9549x
Pn=9549x2.81360=19.7N?mm 周向力为
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普通钻床改造为多轴钻床
Py=
2M2?19.7==1970N d20?10?3径向力为
Pz=0.48 Py=0.48x1970=945.6N
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