螺旋齿轮模具那里有做。

螺旋齿轮模具那里有做。

做这个的厂子不是很多的，这个需要有涡轮模具才行，

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。 　　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。 2专用简化设计公式 2.1关于目前估算公式m≥（30～32）的简析 　　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。 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）。 2.3计算参数的确定 　　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。 2.3.1载荷系数k 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 攻螺纹类多轴箱齿轮的载荷系数： k＝kakpntkvkβkα＝1．25×1×1．05×1．2× 1．15＝1．81125 2.3.2复合齿形系数yfs 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 z＝20，yfs＝4．37 z＝25，yfs＝4．20 z＝30，yfs＝4．12 z＝35，yfs＝4．07 z＝40，yfs＝4．03 z＝45，yfs＝4．01 z＝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