【文章內容簡介】 。（2）齒輪的精度等級要求鍛錘三缸鏜缸機為一般的專用機床，精度要求不高，速度也不高，可采用7級精度（3）齒輪的材料的選擇齒輪材料必須滿足工作條件的要求，對于機械中的齒輪傳動，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按設計方案圖3工作時知孔2中心軸線與孔3中心軸線的距離為齒輪3和齒輪4嚙合的長度，對于上述方案,傳動比為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為計算齒輪的模數(shù)和齒數(shù)，可以先選取模數(shù),查《機械設計手冊》按經驗公式一般取=（―）a若按 = a，則 =400=圓整為標準值，故取 =5mm。因為 (43)得= = 80查《機械設計手冊》在開式傳動中 =―,取齒寬系數(shù)為 =計算齒輪寬度 = =400=40mm (44) 校核齒面接觸強度由設計計算公式進行試算，即 (45)確定公式內的各計算數(shù)值：（1） 試選載荷系數(shù)=。（2） 計算齒輪的轉矩。T== (46) （3）選擇齒輪為硬齒面，故宜選取稍小的齒寬系數(shù)，由于齒輪傳動屬于開式傳動，現(xiàn)取=。（4） 由《機械設計》上表10–6查得材料的彈性影響系數(shù)=188 1/2。（5） 由《機械設計》上圖10–21d按齒面硬度查出齒輪的強度極限==550（6） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 []==550=495 (47) 以上計算知分度圓直徑d=400mm，則根據式(45)我們可求得[] []≤495，則所設計的齒輪接觸疲勞應力在許用應力的范圍內，設計合理，并且滿足了齒面的接觸疲勞強度。 校核齒根彎曲強度 彎曲強度的設計公式為 (48) 確定公式內的各計算數(shù)值 （1）由《機械設計》上圖1020c查的齒輪的彎曲強度極限380MPa（2）查《機械設計》書上圖1018取= （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=， == (49) （4） 計算載荷系數(shù)K (410) 式中查《機械設計》圖108，查得動載系數(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《機械設計手冊》查得， （6）查應力校正系數(shù) 由《機械設計手冊》擦查得， 帶入數(shù)據得 則取 =5mm滿足了彎曲強度要求。 雙聯(lián)齒輪的設計計算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從上計算知道齒輪3和齒輪4的齒數(shù)為80，由方案知后的傳動裝置的傳動比為1：1，得齒輪1的齒數(shù)為80，設計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。這樣的設計更節(jié)省了生產時間，又加大了生產效率，且有很好的經濟效益。由上可以計算出，在低速時，主動齒輪和雙聯(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，總傳動比為1=335mm⒉ 確定齒輪得齒數(shù)和模數(shù)根據總體設計要求，為了簡化設置，設計變速箱的齒輪模數(shù)相同，由上知齒輪3和齒輪4的模數(shù)為 =5在開式傳動中=―,取齒寬系數(shù)為=計算 齒輪寬度= =335mm≈35mm得出雙聯(lián)齒輪的高齒端寬度為35mm高速時，齒輪2和雙聯(lián)齒輪的低齒端嚙合此時傳動比為= =，設計齒輪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，因為齒輪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 校核齒面接觸強度由設計計算公式（10a9）進行試算，即 (411)確定公式內的各計算數(shù)值：（1）試選載荷系數(shù)=。（2）計算齒輪的轉矩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《機械設計》上表10–6查得材料的彈性影響系數(shù)=188 1/2。（5）由《機械設計》上圖10–21d按齒面硬度查出齒輪的強度極限==550計算接觸疲勞許用應力（失效概率1%，安全系數(shù)S=1）[]==550=495以上計算知分度圓直徑d=335，則根據式(411)我們可求得[][]≈400≤495則所設計的齒輪接觸疲勞應力在許用應力的范圍內，設計合理，并且滿足了齒面的接觸疲勞強度。同理也可得雙聯(lián)齒輪的模數(shù)也合適。第五章 主傳動系統(tǒng)的設計計算。軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構尺寸安裝位置及形式；軸上安裝的零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸連接的方法；載荷的性質、大小、方向及分布情況；軸的加工工藝。由于影響軸的結構的因素較多，且其結構又要隨著具體情況進行具體的分析。主軸組件的工作性能對機床性能和加工質量以及機床生產率有著直接影響，是決定機床性能和技術經濟指標的重要因素。因此，對主軸組件有較高的要求。設計的三孔鏜的傳動主軸即第Ⅱ軸為傳動軸，按扭轉強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，對于傳動軸，=133～160，對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行軸的設計的前提，它決定著軸的基本形式。所謂裝配方案，就是預定出軸上主要零件的裝配方向、順序和相互關系。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，對各軸段的粗細順序作了初步安排。圖51 變速箱內軸 確定軸的各段直徑和長度由上知,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，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。設計的時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輸出端的軸徑不等,因而設計出一組結合套使兩軸聯(lián)接起來。已知減速器的輸出端的為45 mm，長度為74 mm。根據聯(lián)軸器的計算轉矩考慮到轉矩變化很小，故取，則 ===