毕业设计（论文）-TK6163-XS数控镗铣床主传动系统设计.doc

院毕业设计说明书 毕 业 设 计 说 明 书题目 TK6163-XS数控镗铣床主传动系统设计 摘 要数控技术是最重要的现代制造技术之一，它的发展一直备受人们关注。数控机床主传动系统的正确设计是保证数控机床性能的关键。通过方案论证采用了带有变速齿轮的无极变速主传动系统，通过两级变速齿轮传动，以满足主轴低速时对输出转矩的要求。采用交流伺服电动机进行无级变速，并进行电机功率与转速的确定和型号的选取。完成主轴箱的分级计算确定变速级数、传动比和主轴的转速范围。对主传动系统中的齿轮进行设计计算并进行必要的强度校核，对各轴系部件进行结构设计，并对主轴进行强度校核。根据对齿轮、轴系部件的设计计算选取各轴上所需要的轴承。确定多楔带型号，并对其进行必要的设计计算。主传动系统的合理设计确保了机床的高质量和高性能。关键词：交流伺服异步电机 主轴箱 主轴 无级变速 滚动轴承 AbstractOne of the most fundamental concepts in the area of modern manufacturing technologies is numerical control (NC), and its development is given high attention. It is one of the key factors to ensure NC machine performance by designing a reliable driving and gear mechanism. . At first, on the basis of the demand of overall performance, an infinitely variable transmission with two class gearing is adopted to satisfy the output torque in low speed. According to the design requirements, an AC asynchronous servomotor is used to carry on the stepless transmission and the motor order is decided in response to the rated power and the rated speed. Then the headstocks graduation ratio is computed, the stage number, the speed ratio and the spindle speed range are all determined. The gears and the shafts in the headstock are designed and their stresses are verified. All bearings are selected on various shafts needs. The multi-wedge belt model is selected, and the essential design calculation is carried on. TK6163 NC machine runs well with high performance on account of the infinitely variable transmissions reasonable design.Key word: AC asynchronous servomotor headstock spindle infinite transmission rolling bearing 目录前言-1第一章 绪论-21.1 数控机床的发展-21.1.1 数控机床的发展历史-21.1.2 数控机床的特点-21.1.3 数控机床的发展趋势-3第二章 主传动系统概述-42.1 概述-42.1.1 主传动系统特点-42.1.2 主传动系统类型-42.1.3 主传动系统配置方式-5第三章 主传动系统结构设计-63.1 主传动系统方案确定-63.2 主轴电机-63.2.1 主轴电机的类型-63.2.2 主轴电机的转速与功率-63.2.3 主轴电机型号选择-73.3 主轴箱分级计算-83.3.1 变速级数的确定-83.3.2 主轴最高与最低转速确定-83.3.3 各传动轴与主轴计算转速的确定-8第四章 轴系部件设计-94.1 齿轮设计计算-94.1.1 电机轴上齿轮计算-94.1.2 中间轴与主轴上齿轮设计计算-134.2 多楔带设计计算-174.3 轴的结构设计与校核-204.3.1 输入轴设计计算-204.3.2 中间轴设计计算-214.3.3 主轴的设计计算-224.3.4 主轴的强度校核-254.4 滚动轴承的选择-264.4.1 滚动轴承的类型选择-264.4.1 输入轴上滚动轴承选择-264.4.2 中间轴上滚动轴承选择-274.4.3 中间轴上右端滚动轴承选择-274.4.4 主轴滚动轴承的选择-274.5 主轴组件的结构形式-284.5.1 刀具的自动装卸与切削清除装置-284.5.2 刀具的夹紧-284.5.3 主轴的支撑与润滑-294.6 结论-29致谢 -30参考文献-31引言当前的世界已进入信息时代，科技进步新月异。生产领域和高科技领域中的竞争益加剧，产品技术进步、更新换代的步伐不断加快。现在单件小批量生产的零件已占到机械加工总量的80%以上，而且要求零件的质量更高、精度更高，形状也趋复杂化，这是摆在机床工业面前的一个突出问题。为了解决复杂、精密、单件小批量以及形状多变的零件加工问题，一种新型的机床数字控制(Numerical control)机床的产生也就是必然的了。 随着我国国民经济的不断发展，我国制造业领域涌现出了许多私营企业，这些企业的规模普遍不大，没有太多的资本。一些全功能数控系统，其功能虽然丰富，但成本高，对于这些中小型企业来说购置困难，但是中小型企业为了发展生产，希望对原有机床进行改造，进行数控化、自动化，以提高生产效率。我国机床工业的发展现状是机床拥有量大、工业生产规模小，突出的任务就是用较少的资金迅速改变机械工业落后的生产面貌，使之尽可能提高自动化程度，保证加工质量，减轻劳动强度，提高经济效益。我国是拥有300多万台机床的国家，而这些机床又大量是多年累积生产的通用机床，自动化程度低，要想在近几年内用自动和精密设备更新现有机床，不论是资金还是我国机床厂的能力都是办不到的。目前，我国经济型数控系统发展迅速，研制了几十种简易数控系统，有力地促进了我国数控事业的发展。经济型数控机床系统就是结合现实的生产实际，我国的国情，在满足系统基本功能的前提下，尽可能地降低价格。 经济型数控机床有许多优点。1）其降格便宜，且性能价格比适中，与进口标准数控车床相比，前者只需一万元左右，后者则需十万甚至几十万元。2）适用于多品种、中小批量产品的适应性强。在普通车床上加工的产品，大都可在经济型数控车床上进行。加工不同零件，只要改变加工程序，很快适应和达到批量生产的要求。3）相对于普通车床，经济型数控车床能提高产品质量，降低废品损失。数控有较高的加工精度，加工出的产品尺寸一致性好，合格率高。4）采用数控车床，能解决复杂的加工精度，还能节约大量工装费用，降低生产成本。5）采用此类车床，还能减轻工人劳动强度将工人从紧张、繁重的体力劳动中解脱出来。6）可以提高工人素质，促进技术进步。数控系统的出现扩大了工人的视野，带动了学习微电子技术的热潮，为工人由“体力型”向“智力型”过渡创造了条件，促进了工厂的技术进步。7）增强了企业应变能力，为提高企业竞争能力创造了条件。企业应用经济型数控设备对设备进行改造后，提高了加工精度和批量生产的能力，同时又保持“万能加工”和“专用高效”这两种属性，提高设备自身对产品更新换代所需要的应变能力，增强企业的竞争能力。 此次设计是数控机床主传动系统的设计，其中包括机床的主运动设计，确定主传动系统的调速范围，确定电机类型、功率，确定传动系统链,确定主轴的结构形式，主轴刚度的校核等。 第一章 绪论1.1 数控机床的发展1.1.1数控机床的发展历史随着电子技术和自动化技术的发展，数控技术的应用越来越广泛。以微处理器为基础，以大规模集成电路为标志的数控设备，已在我国批量生产、大量引进和推广应用，它们给机械制造业的发展创造了条件，并带来很大的效益。但同时，由于它们的先进性、复杂性和智能化的特点，在维修理论、技术和手段上都发生了飞跃的变化。数控机床自20世纪中期诞生以来，它们数控系统随着电子器件的更新换代也不断发展。特别是超大规模集成电路技术和微处理器引入数控系统，以及直流和交流伺服驱动技术的成熟，大大地推动了数控机床的发展。今天数控机床已发展为一种高度机电一体化的典型产品，成为现代生产系统得基本单元，成为支撑先进技术的基础核心设备。 20世纪后半期， 数控机床不仅品种多，而且产量迅速发展，同期世界数控车床拥有达100万台，品种有1500种，数控机床的年产量近15万台。美国在1983年的机床拥有量比1973年下降了231，而同期数控机床拥有量增加了26倍，日本1983年生产数控机床占机床品种数的65，数控机床的产量（台数）占车床总产量的283，数控机床的产值为车床总产值的709。美国1989年机床拥有量为232678台，其中数控机床为2323566台；日本1987年机床拥有量为792975台，其中数控机床为70255台。到1994年，日本机床拥有量的数控化率达209，美国、意大利均达10以上。1995年我国机床拥有量达8512万台，占222。机床拥有量的数控化率为1.9，金属切削加工数控化率达2.15，成型机床的数控化率为1.02。 据了解，2001年中国机床产值已进入世界前10名的第5名，机床消费额在世界排名上升到第3位，达47.39亿美元，仅次于美国的53.67亿美元，消费额比上一年增长25。但由于国产数控机床不能满足市场的需求，使我国机床的进口额呈逐年上升态势，2001年进口机床跃升至世界第2位，达24.06亿美元，比上年增长27.3。1.1.2 数控机床的特点数控机床是基于数字控制的，它与普通机床不同，因此数控机床机械结构上应具有以下特点： （1）由于大多数数控机床采用了高性能的主轴，因此，数控机床的机械传动结构得到了简化。 （2）为了适应数控机床连续地自动化加工，数控机床机械结构，具有较高的动态刚度，阻尼精度及耐磨性，热变形较小。 （3）更多地采用高效传动部件，如滚动丝杆副等。CNC装置是数控机床的核心，用于实现输入数字化的零件程序，并完成输入信息的存储，数据的变换，插补运算以及实现各种控制功能。 1.1.3 数控机床的发展趋势随着科学越短。技术的飞速发展和经济竞争的日趋激励，激励的市场竞争使产品研制生产周期越来传统的加工设备和制造方法已难于适应这种多样化、柔性化与复杂形状零件的高效高质量加工要求。因此近几十年来，世界各国十分重视发展能有效解决复杂、精密、小批多变零件的数控加工技术，在加工设备中大量采用以微电子和计算机技术为基础的数控技术。数控机床就是为了解决单件、小批量，特别是复杂型面零件加工的自动化并保证质量要求而产生的，它为单件、小批量生产的精密复杂零件提供了自动化加工手段。数控机床的发展趋势是：（1）高精度化。现在科学技术的发展，新材料及新零件的出现，对精密加工技术不段提出新的要求，提高加工精度，发展新型超精密加工机床，完善精密加工技术,适应现代科学技术的发展，已经成为数控机床的发展方向之一。其精密度已从微米级到亚微米级，乃至纳米级。（2）高速化。提高生产效率是数控机床追求的基本目标之一。（3）高柔性化。采用柔性自动化设备或系统,是提高加工精度和效率，缩短生产周期,适应市场变化需求和提高竞争能力的有效手段。（4）高自动化。在全部加工过程中尽量减少人的介入而自动完成规定的任务。（5）智能化。随着人工智能在计算机领域的不断渗透与发展,在适应制造业生产柔性化，自动化发展需要,智能化正成为数控机床研究发展的热点,它不仅贯穿在生产加工的全过程(如智能编程,智能数据库,智能监控) ，还贯穿在产品的售后服务和维修中。（6）复合化。复合化包含工序复合化和功能复合化。（7）高可靠性。数控机床的可靠性一直是用户关心的问题在于。（8）网络化。为了FMC，FMS以及进一步联网CIMS的要求，先进的CNC系统为用户提供了强大的联网能力。开放式体系结构。 第二章 主传动系统概述 2.1概述主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统，它应具有一定得转速和一定得变速范围，以便采用不同材料的刀具，加工不同材料、不同尺寸、不同要求的工件，并能方便的实现运动的开停、变速、转向和制动等。数控机床主传动系统主要包括主轴电机、传动系统和主轴部件，它与普通机床的主传动系统相比结构上比较简单，这是因为变速功能全部或大部分由主轴电机的无极调速来承担省去了复杂的齿轮变速机构，有些只有两级或三级齿轮变速系统用以扩大电机无级调速范围。2.1.1主传动系统特点与普通机床相比较，数控机床主传动系统具有以下特点。（1）转速高、功率大。它能使数控机床进行大功率切削和高速切削。（2）变速范围宽。数控机床的主传动系统有较宽的调速范围，一般在Rn100，以保证加工时能选用合理的切削用量，从而获得最佳的生产率、加工精度和表面质量。（3）主轴变速迅速可靠。数控机床的变速是按照控制指令自动进行的，因此变速机构必须适应自动操作的要求。由于直流和交流主轴电机的调速系统日趋完善，所以不仅能够方便地实现宽范围的无级变速，而且减少了中间传递环节，提高了变速控制的可靠性。（4）主轴组件的耐磨性高，使传动系统具有良好的精度保持性。凡有机械摩擦的部位，如轴承、锥孔等都有足够的硬度，轴承处还有良好的润滑。2.1.2 主传动系统的类型主传动系统可按不同的特征来分类：按动力源 可分为交流电机驱动和直流电机驱动。交流电机驱动又可分为单速交流电机驱动、调速交流电机驱动和伺服电机驱动。按传动装置类型 可分为机械传动装置、液压传动装置、电气传动装置按变速的连续性 可分为分级变速传动和无级变速传动。分级变速在一定范围内均匀、离散地分布着有限级数的转速，变速级数一般不超过2030级。分级变速传动方式有滑移齿轮变速、交换齿轮变速和离合器（如摩擦片式、牙嵌式、齿轮式离合器）变速。除摩擦片式离合器外，其他变速方式具有传递功率较大，变速范围广，传动比准确，工作可靠等优点。缺点是具有速度损失，不能在运转中进行变速。摩擦片式离合器可在运转中进行变速，操纵方式可以是机械的、电磁的或液压的，便于实现自动化。缺点是传动比不准确，发热量大。无级变速可以再一定的变速范围内连续改变转速，以便得到最有利的切削速度；能在运转中变速，以便实现变速自动化；能在负载下变速，便于保持恒定的切削速度，以提高生产效率和加工质量。无极变速可由机械摩擦无极变速器、液压无极变速器和电气无极变速器来实现。数控机床中，有时为了在变速范围内，满足一定恒功率和恒转矩要求，或为了进一步扩大变速范围，常在无级变速器后面串接机械分级变速装置2.1.3主传动系统配置方式目前数控机床的主传动系统主要有四种配置方式：（）带有变速齿轮的主传动 大、中型数控机床采用这种变速。通过少数几对齿轮降速，扩大输出转矩，以满足主轴低速时对输出转矩特性的要求。数控机床在交流或直流电机无极变速的基础上配以齿轮变速，使之成为分段无极变速。滑移齿轮的移位大都采用液压缸加拨叉，或者直接由液压缸带动齿轮来实现。（）通过带传动的主传动 这种传动主要用于变速较高、范围不大的场合电机本身的调速就能满足要求，不用齿轮变速，可以避免齿轮传动引起的噪音和振动。它适用于高速、低转矩特性要求的主轴。常用的是 V带和同步齿形带。（）用两个电机分别驱动主轴 这是上述两种方式的混合传动。是上述两种方式的混合传动，具有上述两种性能。高速时电机通过带轮直接驱动主轴旋转；低速时，另一个电机通过两级齿轮传动驱动主轴旋转，齿轮起到了降速和扩大变速范围的作用，这样就使恒功率区增大，扩大了变速范围，克服了低速时转矩不够且电机功率不能充分利用的缺陷。（）内装电机的主轴传动结构 这种主传动方式大大简化了主轴箱体与主轴的结构，有效地提高了主轴部件的刚，但主轴输出转矩小，电机发热对主轴影响较大第三章 主传动系统结构设计3.1主传动系统方案的确定（1）根据设计所给出的条件，采用二级滑移齿轮变速，滑移齿轮的移位采用液压缸加拨叉，使用可调无级变速交流电机，经齿轮变速后，实现无级变速，即传动方案的选择采用无级变速最高转速是4000r/min，最低转速是30r/min。 （2）为了保证进给传动精度和平稳性，选用摩擦小、传动效率高的主轴部件结构，既要满足精加工时的精度要求，又要具备粗加工时的高效切削能力。以提高传动刚度和消除间隙。齿轮副也应有消除齿侧间隙的机构。（3）轴上双联滑移齿轮的操纵机构。转动手柄，通过链传动带动轴上的曲柄转动，链传动的传动比为1：1，即手柄轴和轴同步转动。曲柄上的拔销伸入拨叉的长槽中，当曲柄转动时，通过拨叉使双联齿轮沿轴左右移换位置。工作原理如图11所示3.2主轴电机3.2.1主轴电机的类型机床上常用的无级变速机构为直流或交流调速电机。直流电机从额定转速至最高转速，是利用调节磁场电流（简称调磁）的办法来调速的，属于恒功率；从额定转速向下至最低转速是利用调节电枢电压（简称调压）的办法来调速的，属于恒转矩。通常，额定转速在10002000r/min,恒功率范围在24,恒转矩范围则很大，可达几十甚至超过100。交流调速电机靠调节供电频率的办法调速。因此称为调频主轴电机。通常，额定转速为1500r/min，额定转速向上至最高转速为恒功率，变速范围35；额定转速至最低转速为恒转矩，变速范围为几十甚至超过100 。交流调速电机由于体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流电机高，磨损和故障也少。基于上诉分析主传动系统中主轴电机选用半闭环交流异步电动机，由于主轴要求的恒功率变速范围远大于电机所能提供的恒功率范围，所以串联分级变速箱来扩大其恒功率变速范围。3.2.2主轴电机功率与转速的确定 机床主运动电机的功率Pl( 单位为Pw)为Pl=Pc/hc式中 Pc-消耗于切削的功率，又称有效功率，KW hc-主传动中各传动副的机械效率，祥见机械设计手册1Pc(单位为KW)的计算 计算公式为Pc=Fz*V/6000 KW式中 Fz-切削力，N V-切削速度，m/min根据设计要求及试验结果，取Fz=5.6 KN V=94.2m/min所以 Pc=Fz*V/6000=(5.6*94.2)/6000=8.8 KN设：机械传动效率hc为0.8所以机床主运动电机的功率Pl( 单位为Pw)为Pl=Pc/hc=8.8/0.8=11 KW电机的额定功率Pn( 单位为Pw)为 Pn= Pl/K式中 Pn-选用电机的额定功率， KW Pl-计算出的电机额定功率，KW K-电机的超载系数，对于连续工作的机床选1，对于间断工作的机床选1.11.25，间断时间长选较大的值。根据设计要求，本设计中K取1所以机床额定功率Pn( 单位为Pw)为Pn= Pl/K=11/1=11KW因设计要求主轴转速在30-4000r/min, 考虑到整个传动系统为二级传动，总传动比可以适当取大一点选异步转速n=8000r/min的电机为宜。3.2.3主轴电机型号的选择根据以上计算结果，应要求额定功率Pn=11 KW及异步转速n=8000r/min等，选用PH 系列的三相异步电机，卧式封闭结构，型号为1PH7131-NF 电机的功率曲线与扭矩曲线如图2-1和图2-2 ；其主要性能数据如下：电机的额定功率 Pn=11 KW电机的满载转速 n=8000r/min电机的功率因数 cos w=0.88电机的工作效率 hn=0.896图中S1表示正常工作状态，S2表示30min短时超负荷工作状态。26 3.3 主轴箱分级设计3.3.1变速级数确定 主轴要求的恒功率变速范围 Rn=4000/30=13.33 电动机的恒功率变速范围 Rd=8000/2900=2.75主轴要求的恒功率变速范围远大于电机所能提供的恒功率变速范围，故必须配以分级变速箱。 如取变速箱公比为 wf= Rd=2.75 则由于无极变速时 Rn= wf故变速箱的变速级数 Z=Rn/wf=13.33/2.75=2.56取Z=23.3.2传动比分配n1/n2=8000/166=48设i01=1，i12=2 查设计手册2，齿轮传动比取i=4故两级圆柱齿轮的传动比iS=i/i01*i12*i23=48/1*2*4=6则高速级传动比i=2.76低速级传动比i=6/2.76=2.163.3.3主轴最高与最低转速确定=K*D=1*40=40mm=*=0.25*40=10=1000/=(1000*94.2)/(3.14*10)=3500 r/min=1000/*40=28综合实际情况，同时考虑今后的发展需储备，最后确定=4000 r/min =30 r/min3.3.4传动系统计算转速的确定根据设计手册3查得：主轴计算转速是第二个三分之一变速范围内的最低一级转速即n=166r/min轴的计算转速为2900r/min轴共有两级传动，实际工作转速在832370r/min。这两级传动都能够传递全部功率，其中能够传递最低功率的最低转速为83r/min，即轴得计算转速为83r/min。2.3.5各轴的转速、功率、转矩的确定（1）输入轴（电机轴）=8000r/min=11KW=9550*/=9550*11/8000=13.13N.m（2）轴(输入轴)=/i=8000/1=8000r/min=*h=11*0.89=9.79=*i*h=13.13*1*0.89=11.69（3）轴（中间轴）=/i=8000/2.16=3737r/min=*h=9.79*0.9603=9.4KW=*i*h=11.69*2.16*0.9603=24.24（4）主轴=/i=3737/2.76=1342r/min=*h=9.4*0.9603=9.027KW=*h*i=24.24*0.9603*2.76=64.22N.m第四章 主轴部件设计4.1齿轮的设计计算4.1.1电机输入轴齿轮设计计算(1) 选择齿轮材料及热处理方式电机输入轴齿轮采用40，与之配合的中间轴齿轮采用双联滑移齿轮，材料为20M,前者采用调质HB =240270,后者采用正火HB=160190。(2) 齿轮各参数设计计算确定许用应力s、s、s s=s/*取接触疲劳极限应力s=600 M，s=460 M=60*n*t=60*1*8000*(8*1*300*6)=6.915=60*n*t=60*1*3737*(8*1*300*6)=3.235取计算寿命系数为=1、=1、因采用软齿面，所以工作硬化系数为=1s=s/*=（600/1）*1*1=600 Ms=s/*=（460/1）*1*1=460 M按齿面接触强度条件计算中心距aa(i1)* i=2.16、T=24.24、=0.35、K=1.8、=189.8、=2.5、=0.88a(i1)* =（2.161） =117.7取标准中心距为a=118mm模数及齿数的确定根据经验公式：m=(0.010.02)a=1.182.36要求m1.53.5 m=3=24.89=*i=24.89*2.17=53.77经圆整后=25，=54实际传动比i=2.16传动比误差=4 （在规定范围之内）a=()=(25+54)=118.5求分度圆直径，、及齿宽b=m=325=75= m=354=162=a=118.50.25=29.05 取齿宽=30 = a=118.50.6=71.10 取齿宽=72(3) 齿轮强度的校核 根据齿轮圆周速度vV=31.4m/s若取齿轮精度为8级，当V*/100=(31.425)/=7.85时 =1.05 查设计手册得，当=b/=29/75=0.368 齿向分布载荷系数取=1.05=1.88-3.2（+）cosb =1.88-3.2（+）cos =1.69当重合度=1.69时，齿面载荷分配系数=1.23 则K=11.051.051.23=1.35求重合度系数=0.77则K=1.35=0.8而取=1.8=1.06 K故原设计偏于安全确定许用应力s和ss=取弯曲疲劳极限应力=220Mpa =190Mpa 弯曲应力变化总次数=60*n*t=601600（813005）=4.323=60*n*t=601460（813005）=3.313取计算寿命系数=1 =1 当m5时，尺寸系数=1取试验齿轮的应力修正系数=2，根据设计手册4，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数=1，将以上系数带入弯曲应力计算公式=112=440MPa=112=380MPa验算齿轮弯曲强度=因为齿数=25 =54 ， 取齿形系数和应力修正系数=2.85 =2.20 =1.63 =1.78 =0.25+=0.705将以知的K、m带入弯曲应力计算公式=2.851.630.705 =61.26MPa=2.201.780.705=152.08MPa 故齿轮弯曲强度满足要求。4.1.2中间轴与输出轴的齿轮设计计算(1)选择齿轮材料及热处理方式小齿轮选用20M,，采用调质HB =240270,大齿轮选用 20M,采用正火HB=200230(2)齿轮个参数设计计算确定许用应力s、ss=s/*取接触疲劳极限应力s=600 M，s=460 M=60*n*t=60*1*3737*(8*1*300*6)=6.915=60*n*t=60*1*3737*(8*1*300*6)=3.455取计算寿命系数为=1、=1、因采用软齿面，所以工作硬化系数为=1s=/*=（600/1）*1*1=600 Ms=/*=（460/1）*1*1=460 M按齿面接触强度条件计算中心距a(i1)* i=2.76、T=64.22、=0.35、K=1.8、=189.8、=2.5、=0.88a(i1)* =（2.761） =127.93取标准中心距为a=128模数与齿数、的确定根据经验公式：m=(0.010.02)a=1.282.56要求m1.54.5 m=4=16.973=*i=169.73*2.76=46.84经圆整后=17，=47实际传动比i=2.77传动比误差=0.3 （在规定范围之内）a=()=(17+47)=128求分度圆直径，、求齿宽b=m=417=68 mm= m=447=188 mm=a=1280.35=44.8 取齿宽=45 =+(510) =49.854.8 取齿宽=52(3) 齿轮强度的校核根据齿轮圆周速度vV=14.23m/s若取齿轮精度为8级，当V*/100=(31.425)/=7.85时 =1.05 查设计手册得，当=b/=45/68=0.66 齿向分布载荷系数=1.05=1.88-3.2（+）cosb =1.88-3.2（+）cos =1.62当重合度=1.62时，齿面载荷分配系数=1.23 则K=1.51.051.051.23=2.03求重合度系数=0.891则K=2.03=1.61而取=1.8=1.06 K故原设计偏于安全确定许用应力s和ss=取弯曲疲劳极限应力=220Mpa =190Mpa 弯曲应力变化总次数=60*n*t=601600（813006）=3.233=60*n*t=601460（813005）=3.413取计算寿命系数=1 =1 当m5时，尺寸系数=1取试验齿轮的应力修正系数=2，根据设计手册，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数=1，将以上系数带入弯曲应力计算公式=112=440MPa=112=380MPa验算齿轮弯曲强度=因为齿数=17 =47， 取齿形系数和应力修正系数=2.85 =2.20 =1.63 =1.78 =0.25+=0.25+=0.713将以知的K、m带入弯曲应力计算公式=2.851.630.713 =355.3MPa=2.851.630.713=41.06MPa 故齿轮弯曲强度满足要求。4.2 多楔带传动设计计算多楔带是利用橡胶与橡胶复合材料的特性，使带楔完全充满在轮槽内，不但增大了带与轮槽的接触面积，而且接触面间的压力分布均匀，使每个单元接触面积间都会产生很高的粘附摩擦力，具有很高的效率。由于带体薄，强度高，曲绕性能好，可防止振动与翻转，是近年来发展较快的传动带。已在汽车、动力机械、化工设备和家用电器等方面得到广泛应用。设计功率 根据工作情况查设计手册得工况系数=1.1 =P=1.111=12.1选定带型 根据=12.1 和电机转速查手册确定选用PL型多楔带计算传动比i i=2.28小带轮基准直径确定 查手册取小带轮基准直径=160mm大带轮基准直径确定 =i(1-e) 弹性润滑系数e=0.02 =i(1-e)=2.28*160*（1-0.02）=357.504取=360mm小带轮节圆直径=+2=160+2*4=168 查设计手册=4大带轮节圆直径=+2=360+2*4=368实际传动比i=2.23从动轮实际转速=3587r/min转速误差=2 对于带式传动装置，误差在5之内是允许的。带速V确定 V=70m/s初定轴间距 0.7（+）2（+）即： 0.7（360+160）2（360+160） 3641040根据设计条件，及系统结构取=700mm带长的确定 =2+（+）+ =2700+（160+360）+ =2214.6mm 查手册圆整得=2310mm实际轴间距a a+=700+=746.8mm小带轮包角a验算 a=- =- =查设计资料多楔带单齿的基本额定功率P=5.11KW ，额定功率的增量DP=0.297KW确定多楔带的齿数Z Z=根据以上计算结果a=，查设计手册得=0.96，=1Z=2.33圆整取Z=3每楔的预紧力=500*+m查设计手册得PL型带m=1.7Kg/m=500*+m =500+1.7 =8.4KW压轴力=2Zsin =28.43sin =49.64KW 4.3轴的结构设计与校核4.3.1 轴（输入轴）设计计算计算齿轮啮合力=311.73 N=311.73=942.41 N=tan=275.41N求支撑反力（1）求水平内的支撑反力=311.73=170.29 N=-=311.73-170.29=141.44 N=0=141.44118=16689.92Nmm（2）求垂直面内的支撑反力=511.6N=_=942.41-511.6=430.81N=0 =15452Nmm =9636Nmm轴向力=275.41N,用于支撑轴上的滚动轴承，初步选用角接触球轴承。则=0 =39949 =38072 T=11690 Nmm（3）初步计算轴的直径 查阅设计资料得公式dmm根据设计要求，轴的材料为45钢调质处理，=637 M、=58.7 M 取折算系数a0.6 d = =21.45根据经验公式，减速器输入轴的轴端直径 =（0.81.2）=（0.81.2）30=2436参考连轴器标准孔直径取=30mm4.3.2 轴（中间轴）结构设计计算齿轮啮合力=299.26 N=299.26=399.33 N=tan=264.399N=712.94 N=tana=712.94tan=256.488N求支撑反力（1）求水平内的支撑反力=247.156N=+-=299.26+399.33-247.156=451.434N=0=73228 Nmm =10295 Nmm（2）求垂直面的支撑反力=188.05N=-=256.488-399.33-188.05=-330.892N=0 =6717Nmm -15134Nmm =17710 Nmm轴向力=264.399N,用于支撑轴上的滚动轴承，初步选用角接触球轴承。则=0 =73535 =74776 T=92510 Nmm =104428（3）初步计算轴的直径 查阅设计资料得公式dmm根据设计要求，轴的材料为45钢调质处理，=637 M、=58.7 M 取折算系数a0.6 d = =27.8因为此轴上有键槽，直径需增大4 故取d=28.3根据经验