【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 。（2）齒輪的精度等級(jí)要求鍛錘三缸鏜缸機(jī)為一般的專(zhuān)用機(jī)床，精度要求不高，速度也不高，可采用7級(jí)精度（3）齒輪的材料的選擇齒輪材料必須滿足工作條件的要求，對(duì)于機(jī)械中的齒輪傳動(dòng)，一般功率較大，工作速度較低，齒輪材料選擇合金鋼。 齒輪中心距的確定 已知被加工孔的相互位置要求為:孔1中心軸線與孔2中心軸線的距離為670mm孔2中心軸線與孔3中心軸線的距離為400mm孔3與工件底面的距離為511mm按設(shè)計(jì)方案圖3工作時(shí)知孔2中心軸線與孔3中心軸線的距離為齒輪3和齒輪4嚙合的長(zhǎng)度，對(duì)于上述方案,傳動(dòng)比為1:1,由 (41)得出,且兩齒輪的分度圓直徑相等,即孔2中心軸線與孔3中心軸線的距離為400mm,得出==200 mm由 (42) 得出 =400 mm即得齒輪3與齒輪4的中心距直徑為400mm為計(jì)算齒輪的模數(shù)和齒數(shù)，可以先選取模數(shù),查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》按經(jīng)驗(yàn)公式一般取=（―）a若按 = a，則 =400=圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，故取 =5mm。因?yàn)? (43)得= = 80查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》在開(kāi)式傳動(dòng)中 =―,取齒寬系數(shù)為 =計(jì)算齒輪寬度 = =400=40mm (44) 校核齒面接觸強(qiáng)度由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 (45)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值：（1） 試選載荷系數(shù)=。（2） 計(jì)算齒輪的轉(zhuǎn)矩。T== (46) （3）選擇齒輪為硬齒面，故宜選取稍小的齒寬系數(shù)，由于齒輪傳動(dòng)屬于開(kāi)式傳動(dòng)，現(xiàn)取=。（4） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》上表10–6查得材料的彈性影響系數(shù)=188 1/2。（5） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》上圖10–21d按齒面硬度查出齒輪的強(qiáng)度極限==550（6） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 []==550=495 (47) 以上計(jì)算知分度圓直徑d=400mm，則根據(jù)式(45)我們可求得[] []≤495，則所設(shè)計(jì)的齒輪接觸疲勞應(yīng)力在許用應(yīng)力的范圍內(nèi)，設(shè)計(jì)合理，并且滿足了齒面的接觸疲勞強(qiáng)度。 校核齒根彎曲強(qiáng)度 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 (48) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》上圖1020c查的齒輪的彎曲強(qiáng)度極限380MPa（2）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》書(shū)上圖1018取= （3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=， == (49) （4） 計(jì)算載荷系數(shù)K (410) 式中查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖108，查得動(dòng)載系數(shù)= 齒輪是直齒輪，=1； 查表104得使用系數(shù)=1 查圖1013得= 則 （5）查齒形系數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得， （6）查應(yīng)力校正系數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》擦查得， 帶入數(shù)據(jù)得 則取 =5mm滿足了彎曲強(qiáng)度要求。 雙聯(lián)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算⒈ 齒輪中心距的確定孔1中心軸線與孔2中心軸線的距離為670mm孔2中心軸線與孔3中心軸線的距離為400mm從上計(jì)算知道齒輪3和齒輪4的齒數(shù)為80，由方案知后的傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比為1：1，得齒輪1的齒數(shù)為80，設(shè)計(jì)的中間介輪的分度圓直徑為270mm，則得齒輪1和齒輪3的分度圓直徑相同，即選擇齒輪1和齒輪3一樣。這樣的設(shè)計(jì)更節(jié)省了生產(chǎn)時(shí)間，又加大了生產(chǎn)效率，且有很好的經(jīng)濟(jì)效益。由上可以計(jì)算出，在低速時(shí)，主動(dòng)齒輪和雙聯(lián)齒輪的中心矩即為中間介輪和齒輪3的分度圓直徑低速時(shí)，總傳動(dòng)比為1=335mm⒉ 確定齒輪得齒數(shù)和模數(shù)根據(jù)總體設(shè)計(jì)要求，為了簡(jiǎn)化設(shè)置，設(shè)計(jì)變速箱的齒輪模數(shù)相同，由上知齒輪3和齒輪4的模數(shù)為 =5在開(kāi)式傳動(dòng)中=―,取齒寬系數(shù)為=計(jì)算 齒輪寬度= =335mm≈35mm得出雙聯(lián)齒輪的高齒端寬度為35mm高速時(shí)，齒輪2和雙聯(lián)齒輪的低齒端嚙合此時(shí)傳動(dòng)比為= =，設(shè)計(jì)齒輪2和齒輪4一樣，則可得，雙聯(lián)齒輪的低齒端齒數(shù)，取Z=54齒輪2和雙聯(lián)齒輪的中心矩為335mm，因?yàn)辇X輪2的分度圓的直徑為400mm,則可得雙聯(lián)齒輪的低齒端mm為使雙聯(lián)齒輪與齒輪2嚙合，取雙聯(lián)齒輪的低齒齒寬為40mm⒊ 校核齒面接觸強(qiáng)度由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10a9）進(jìn)行試算，即 (411)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值：（1）試選載荷系數(shù)=。（2）計(jì)算齒輪的轉(zhuǎn)矩T= 。（3）因大、小齒輪均為硬齒面，故宜選取稍小的齒寬系數(shù)，現(xiàn)取=。（4）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》上表10–6查得材料的彈性影響系數(shù)=188 1/2。（5）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》上圖10–21d按齒面硬度查出齒輪的強(qiáng)度極限==550計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力（失效概率1%，安全系數(shù)S=1）[]==550=495以上計(jì)算知分度圓直徑d=335，則根據(jù)式(411)我們可求得[][]≈400≤495則所設(shè)計(jì)的齒輪接觸疲勞應(yīng)力在許用應(yīng)力的范圍內(nèi)，設(shè)計(jì)合理，并且滿足了齒面的接觸疲勞強(qiáng)度。同理也可得雙聯(lián)齒輪的模數(shù)也合適。第五章 主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)包括定出軸的合理外形和全部結(jié)構(gòu)尺寸安裝位置及形式；軸上安裝的零件的類(lèi)型、尺寸、數(shù)量以及和軸連接的方法；載荷的性質(zhì)、大小、方向及分布情況；軸的加工工藝。由于影響軸的結(jié)構(gòu)的因素較多，且其結(jié)構(gòu)又要隨著具體情況進(jìn)行具體的分析。主軸組件的工作性能對(duì)機(jī)床性能和加工質(zhì)量以及機(jī)床生產(chǎn)率有著直接影響，是決定機(jī)床性能和技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)的重要因素。因此，對(duì)主軸組件有較高的要求。設(shè)計(jì)的三孔鏜的傳動(dòng)主軸即第Ⅱ軸為傳動(dòng)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑軸的直徑≥， (51)查表 = 由于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，主軸材料為45，對(duì)于傳動(dòng)軸，=133～160，對(duì)于主軸功率和速度的比值，取其比例較大者為宜。取=150，則求出=150≈45mm 確定軸上零件的裝配方式擬定軸上零件的裝配方式是進(jìn)行軸的設(shè)計(jì)的前提，它決定著軸的基本形式。所謂裝配方案，就是預(yù)定出軸上主要零件的裝配方向、順序和相互關(guān)系。Ⅱ軸的裝配方案如圖a所示。裝配方案是：聯(lián)軸套，左端端蓋，左端密封裝置、左端軸承，齒輪，主動(dòng)齒輪，右端軸承和右端密封裝置。依次從軸的左端向右端安裝，對(duì)各軸段的粗細(xì)順序作了初步安排。圖51 變速箱內(nèi)軸 確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度由上知,輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d。為了使所選中的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。設(shè)計(jì)的時(shí)候知減速器的輸出端的軸徑為45 mm,看出減速器的輸出端的軸徑與此時(shí)輸出端的軸徑不等,因而設(shè)計(jì)出一組結(jié)合套使兩軸聯(lián)接起來(lái)。已知減速器的輸出端的為45 mm，長(zhǎng)度為74 mm。根據(jù)聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 ===