推力机机械系统设计

目录第一节 设计任务-(3)第二节 电动机的选择和计算-(4)第三节 齿轮的设计和计算-(9)第四节.具体二级齿轮减速器轴的方案设计-(14)第五节 轴承的校核-(22)第六章 键的选择与校核-(25)第七节 轴承的润滑及密封-(27)第八节. 箱体结构的设计计算- (30)第九节 设计结果-(30)第十节、设计小结 -(32)参考文献 -(32)第一节 设计任务 推力机的原理是通过螺旋传动装置给推头传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下：推力机传动装置设计1.原始数据和条件1)推力F=10kn；2)推头速度V=1.2m/min；3)工作情况： 三班制，间歇工作，单向负载，载荷平稳；4)工作环境：有灰尘，环境最高温度为35C左右；5)使用折旧期20年，4年大修一次；6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2.参考传动方案第二节电动机的选择一 滑动螺旋传动的计算1. 螺杆的耐磨性计算 螺杆材料选择 钢-青铜滑动螺旋的耐磨性计算主要是限制螺纹工作面上的压力P，使其小于材料的许用压力。螺纹工作面上的耐磨性条件为校核用。为了导出设计计算式，令，则H=代入上式得螺纹中径 选用梯形螺纹，h=0.5p 螺纹工作圈数不宜过多，故值一般在1.22.5.故可取=1.2 材料的许用压力范围（1118）取p=11MPa 则 d =0.8 =19.40mm 取d=30.00mm查机械设计手册 得螺距P=10mm ,中径d=25 mm,大径D=31mm,小径螺母高度 H=1.225=30 mm 螺纹角 =30 为侧角 为螺纹升角 取2.螺杆的强度计算危险截面的计算应力，其强度条件 注：F螺杆所受的轴向压力，单位为N.这里 A螺杆螺纹段的危险截面积 d 螺杆螺纹小径为19mm T螺杆所受的扭距 T=Ftan() =23750Nmm 螺杆许用应力3.7Mpa得 3.螺母螺纹牙的强度计算 螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹牙的强度。 如果将一圈螺纹沿螺纹大径D（单位mm）处展开，则可看作宽度为的悬臂梁。假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为，并作用在以螺纹中径D（单位为mm）为直径的圆周上，则螺纹牙危险截面a-a的剪切强度条件为螺纹牙危险截面a-a的弯曲条件式中螺纹牙根部的厚度，单位为mm.b=0.65p=6.5mm,p为螺纹螺距。 L弯曲力臂，单位为mm螺母材料的许用切应力 mp螺母材料的许用弯曲应力，单位为mp 因为螺杆和螺母的材料相同，螺杆的小径d小于螺母螺纹的大径D。故应校核螺杆螺纹牙的强度。4.螺母外径与凸缘的强度计算 螺母悬置部分危险截面b-b内的最大拉伸应力 凸缘与底座接触表面的挤压强度计算 =(1.51.7) 凸缘根部的弯曲强度计算 凸缘根部很少发生剪断，强度计算（略）1.选择电动机（1）选择电动机类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。（2）选择电动机的容量电动机所需功率由电动机至运输带的传动总效率为其中：分别为联轴器，滚动轴，齿轮传动，螺旋传动，滑动传动的传动效率，其值分别为（齿轮联轴器），（滚子轴承），（齿轮精度为8级），（滚动丝杠），。所以（3）确定电动机转速螺旋传动中根据机械设计手册导距,传送速度。根据机械设计课程指导圆柱齿轮转动传动比一般为840，所以电动机转速一般为9604800r/min.功率P略大于0.26W，转速9604800r/min符合这一范围的同步转速有1390r/min和2825r/min。比较得到1390r/min转速比较合理。取电动机： Y810-4功率（KW）型号电流(A)转速（r/min）效率（%）功率因数额定转距额定转距额定电流0.55Y801-41.51390730.762.22.26.5 2.传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n11.6（2）传动装置各级传动比分配两级传动比的分配中根据机械传动设计手册总传动比在812.5时，低级传动比。因为= 所以3.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速（2）各轴输入功率轴： 轴： 轴： 螺旋丝杠：（3）各轴输入转矩电动机输出转距：各轴输出转矩轴： 轴： 轴： 螺旋丝杠：运动和动力参数计算结果整理与下表轴名效率P（KW）转距T (NM)转速n传动比效率输入输出输入输出电动机0.261.79139010.97轴0.2520.2471.731.7013902.90.95轴0.2400.2354.784.68479.3140.95轴0.2280.22320.1019.6112010.86螺旋轴0.2030.19917.3817.03120 注：轴输出效率=输出效率轴承效率98%第三节.齿轮的设计计算 （一）高速级齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）按照推力机机构的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 2）推力机为一般工作机器，故选用8级精度（GB10095-88）。 3）材料的选择： 查机表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度260HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为230HBS。二者材料硬度差10HBS。 4）选小齿轮齿数Z=20，大齿轮Z=2.9，故取=58； 2.按齿面接触强度 设计计算公式d 确定公式内的各计算值： 试选定载荷系数1.3 计算小齿轮的转距： 由表10-7齿宽系数 由表10-6得材料的弹性影响系数 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的 (6)由公式计算压力循环次数N=60=60 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1，安全叙述为S=1，得可得， = 2） 计算： 计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值，d，可取30mm 计算圆周速度v： 计算齿宽bb= d1 计算齿宽与齿高之比b/h 模数： 齿高： 则 计算载荷系数 根据v=2.18m/s ，8级精度，由图10-8得动载系数K=1.15；直齿轮假设假设K，可查表得，；由表10-2查得使用系数：K查得8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：K代入数据得：结合b/h=8.90查图10-13得，K=1.4故载荷系数 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d= 计算模数：m=36.42/20=1.82mm3.按齿根弯曲强度设计 得弯曲强度的设计公式为m 1)确定各项计算值 (1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限：，大齿轮的弯曲强度极限为 (2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，S=1.4，则可得： = （4）计算载荷系数KK=KKKK=1查取齿型系数Y，Y，查取应力校正系数得：, （5）计算大小齿轮的，并加以比较； 2）设计计算m= 由于齿轮模数m的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，因此只要就可以，故可取m=2mm,按接触强度分度圆。则小齿轮齿数Z，大齿轮齿数，取 4.几何尺寸计算 1）计算分度圆直径； 2）计算中心距：a= 3）计算齿轮宽度：b=取B 5.验算：F= 所以设计符合条件。（二）低速级齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）按照推力机机构的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 2）推力机为一般工作机器，故选用8级精度（GB10095-88）。 3）材料的选择： 查机表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度260HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为230HBS。二者材料硬度差30HBS。 4）选小齿轮齿数Z=20，大齿轮Z=4， 故取=80；2.按齿面接触强度设计计算公式d确定公式内的各计算值： 试选定载荷系数1.3 计算小齿轮的转距： 由表10-7齿宽系数 由表10-6得材料的弹性影响系数 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的 (6)由公式计算压力循环次数N=60=60 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1，安全叙述为S=1，得可得，= 2） 计算： 计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值，d 取30mm 计算圆周速度v： 计算齿宽bb= d1 计算齿宽与齿高之比b/h 模数： 齿高： 则 计算载荷系数 根据v=0.76m/s ，8级精度，由图10-8得动载系数K=1.08；直齿轮假设假设K，可查表得，；由表10-2查得使用系数：K由表10-4查得8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：K代入数据得： 结合b/h=8.90查图10-13得，K=1.4故载荷系数 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，d= 计算模数：m=35.63/20=1.78mm 3.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式： m 1)确定各项计算值 (1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限：，大齿轮的弯曲强度极限为 (2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 （3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，S=1.4，则可得 = = （4）计算载荷系数KK=KKKK=1查取齿型系数Y，Y，查取应力校正系数得：, （5）计算大小齿轮的，并加以比较 2）设计计算m=由于齿轮模数m的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，因此只要就可以，故可取m=2mm,按接触强度分度圆。则小齿轮齿数Z，大齿轮齿数， 取 4.几何尺寸计算 1）计算分度圆直径； 2）计算中心距：a= 3）计算齿轮宽度：b= 取B5.验算：F= 所以设计符合条件。第四节.具体二级齿轮减速器轴的方案设计中间轴的设计1. 确定输出轴上的功率P，转速n和转距T。由前面可知P=0.235，n=479.31r/min, T=4.68N 2. 求作用在轴上的力：已知小齿轮的分度圆直径为d=40mm, 大齿轮的分度圆直径为d=160mm,F=, F=,F= FF= F3. 初步确定轴的最小直径：轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 d。取d为17mm.。显然，此处为轴的最小直径，即此处轴与轴承的内径相同，即。 1. 轴的结构设计：1） 拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴I-II处右边和轴V-VI设一轴肩，取左右两端用轴承端盖封闭。 （2）初选轴承为深沟球轴承，根据d选取型号为6003，基本尺寸为d齿轮和轴承之间用轴环确定距离，取其宽度为24mm,齿轮端面距机壁内侧8mm,并考虑齿轮固定可得。 (3)由于小齿轮的轮觳宽度为42mm,为了使套筒端 面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取L.同理，取L。由于大齿轮左侧和小齿轮右侧均用轴肩固定，得h=2.故可取。至此该轴上的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位：齿轮和轴的联接都采用平键联接。按有表6-1查得平键截面，两键的尺寸均为b键槽采用键槽铣刀加工，长度为32mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为H7/n6。4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2，其右端倒角2。从左至右轴肩的圆角半径分别为0.8mm，1.0mm，1.0mm，0.8mm.5)确定轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。计算根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是危险截面。现将计算出的截面B处的，M，M值列于下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩 总弯矩扭矩6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C的强度。查表可得前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得=60MPa,因此。故安全。高速轴的设计1.确定输出轴上的功率P，转速n和转距T。由前面可知P=0.247KW，n=1390r/min, 。2.求作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径,F=, F= F 1）初步确定轴的最小直径：低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，根据表15-3取d,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距： 取K TN。采用弹性块联轴器TL2型，半联轴器的孔径d长度27mm，联轴器与轴的配合长度为L，取d=12mm。2. 轴的结构设计：1） 拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处左边设一轴肩，取d右端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径20mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故段长度比L稍短些，现取L （2）初选轴承为深沟球轴承，根据d根据机械设计手册选取轴承代号 为6004型，基本尺寸为故取；而其右端采用轴肩进行定位，故可取 (3)由于轮觳宽度为42mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取L左端采用轴肩定位，轴肩高度h所以，取。 (4)轴承盖的总宽度由前可知为18mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为20mm.则。 (5)齿轮距左端箱体的距离为12mm。轴承端面距机箱内端面距离为8mm则可算得L至此，此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位： 齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按d有手册查得平键截面b键槽采用键槽铣刀加工，长度为36mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为5mmmm,长度25mm, 半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5，其右端倒角2.0。由表15-2得从左至右轴肩的圆角半径分别为0.8mm，0.8mm，1.0mm，1.2mm，1.2mm，1.0mm.5)求轴的载荷，首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。计算 在确定支点位置后根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将计算出的截面C处的，M，M值列于下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩 总弯矩扭矩6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C的强度。查表可得前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得=60MPa,因此。故安全。低速轴的设计1 确定输出轴上的功率P，转速n和转距T。由前面可知P=0.223KW，n=120r/min, T=19.61NM。2 求作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为d=160mm, F=, F=3. 初步确定轴的最小直径：低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取d,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距： 取K T查机械设计手册采用弹性块联轴器TL3型，半联轴器的孔径d联轴器与轴的配合长度为L，取d=16mm。4. 轴的结构设计：1） 拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴VII-VIII处左边设一轴肩，取d左端用轴肩，取,；为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故段长度比L稍短些，现取。（2）初选轴承为深沟球轴承，根据d轴承选取为6005，基本尺寸为故取左端采用轴肩进行定位，取h=2.5mm,故d取. (3)由于轮觳宽度为40mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取L左端采用轴肩定位，轴肩高度h=2所以;右端采用轴肩定位h0.07d得到h=3,(4)轴承盖的总宽度取为18mm,轴承距离箱体内壁为8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为20mm.齿轮距左端箱体的距离为12mm，所以取；(5)至此该轴 的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位：齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按有手册查得平键截面b键槽采用键槽铣刀加工，长度为32mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为5mmmm,长度32mm, 半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴的倒角为2.0。从左至右轴肩的圆角半径分别为1.0mm，1.0mm，1.2mm，1.0mm，1.0mm,0.8mm.5)确定轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴的受力计算： 在确定支点位置后根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是危险截面。现将计算出的截面B处的，M，M值列于下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩 总弯矩扭矩6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C的强度。查表可得 前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得=60MPa,因此。故安全。第五节 轴承的校核（一） 高速轴的轴承的校核 设近联轴器的轴承为轴承A，近齿轮处的轴承为轴承B。初步选滚动轴承：标准的深沟球轴承6004，基本尺寸d1、轴承的受力分析 FH1 F H FV1 F v2 垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩：轴承的垂直面的支座反力分别为：F9.38N；F19.74N；所处轴承的水平面的支座反力分别为F=28.73N；F=56.27N； 2、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击，查表13-6得冲击载荷系数轴承A受的径向力：；轴承B受的径向力：；因为根据表13-5得X=1，Y=0。3、轴承寿命计算与校核因：，则按轴承B来计算轴承寿命。实际工作需要的时间为，故所选轴承满足寿命要求。中间轴的轴承的校核 设近小齿轮处的轴承为轴承A，近大齿轮处的轴承为轴承B。初步选滚动轴承：标准的深沟球轴承6003，基本尺寸d1、轴承的受力分析 FV1 F v2 FH1 F H 垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩：轴承的垂直面的支座反力分别为：F67.10N；F41N；所处轴承的水平面的支座反力分别为F=139.57N；F=39.93N； 2、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击，查表13-6得冲击载荷系数轴承A受的径向力：；轴承B受的径向力：；因为根据表13-5得X=1，Y=0。3、轴承寿命计算与校核因：，则按轴承A来计算轴承寿命。实际工作需要的时间为，故所选轴承满足寿命要求。低速轴的轴承的校核 设近齿轮处的轴承为轴承A，近联轴器处的轴承为轴承B。初步选滚动轴承：标准的深沟球轴承6005，基本尺寸d1、轴承的受力分析 FV1 F v2 垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩：轴承的垂直面的支座反力分别为：F66.37N；F31.81N；所处轴承的水平面的支座反力分别为F=-165.63N；F=-79.37N； 2、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击，查表13-6得冲击载荷系数轴承A受的径向力：；轴承B受的径向力：；因为根据表13-5得X=1，Y=0。3、轴承寿命计算与校核因：，则按轴承A来计算轴承寿命。实际工作需要的时间为，故所选轴承满足寿命要求。由此可得六个轴承均合格。 第六章 键的选择与校核设定高速级输入轴与联轴器之间的键为1 ，齿轮与中间轴之间的键为键2；中间轴上与低速级轴连接的齿轮处的键为键3，与高速级轴连接的齿轮处的键为键3；低速级与中间轴连接的齿轮处的键为键5，输出轴与联轴器之间的键为键6。 键的类型 图 1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下（参考表2）：键1：圆头普通平键（A型） b= 5 mm h=5mm L=25mm 键2：圆头普通平键（A型） b=8mm h=7mm L=36mm键3：圆头普通平键（A型） b=6mm h=6mm L=32mm 键4：圆头普通平键（A型） b=6mm h=6mm L=32mm 键5：圆头普通平键（A型） b=8mm h=7mm L=32mm 键6：圆头普通平键（A型） b=5mm h=5mm L=32mm 2、校核键的承载能力因为：键1受到的转距T1=1.70Nm键2受到的转距T2=1.70Nm键3受到的转距T2=4.68Nm键4受到的转距T4=4.68Nm键5受到的转距T5=19.61Nm键6受到的转距键的材料为钢，轻微冲击，为100120Mp，取=110 Mp键的校核公式：（k=0.5h l=L-b d为轴的直径）所以：校核第一个键：校核第二个键：校核第三个键：校核第四个键：校核第五个键：校核第六个键：由此可得六键均合格。第七节 轴承的润滑及密封 根据轴颈的圆周速度,轴承可以用润滑脂和润滑油润滑,由于齿轮的转速根据以知是大于2m/s,所以润滑可以靠机体的飞溅直接润滑轴承。或引导飞溅在机体内壁上的油经机体泊分面上的油狗流到轴承进行润滑，这时必须在端盖上开槽。如果用润滑脂润滑轴承时，应在轴承旁加挡油板以防止润滑脂流失。并且在输入轴和输出轴的外伸处，都必须密封。以防止润滑油外漏以及灰尘水汽及其它杂质进入机体内。密封形式很多，密封效果和密封形式有关，通常用橡胶密封效果较好，一般圆周速度在5m/s以下选用半粗羊毛毡封油圈。第八节. 箱体结构的设计计算已知：中心距 a=178mm1、机座壁厚 考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8mm，故取=8mm2、机盖壁厚 取=8mm3、机座凸缘厚度4、机盖凸缘厚度5、机座底凸缘厚度6、地脚螺钉直径 取=16mm。由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M（16）7、地脚螺钉数目因为， 所以n=48、轴承旁连接螺栓直径；取mm。查的标准件六角头螺栓C级 其螺纹规格 d为M（12）9、机盖与机座连接螺栓直径查的标准件六角头螺栓C级 其螺纹规格 d为M（8）10、连接螺栓的间距，取11、轴承盖螺钉直径查得标准件内六角圆柱头螺钉，其螺纹规格为M（8）12、窥视孔盖螺钉直径查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M（6）13、定位销直径查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M（6）14、至外机壁距离有表4得15、至凸缘边缘距离同样取16、轴承旁凸台半径17、外机壁至轴承座端面距离18、大齿轮顶圆与内机壁的距离 取=10mm19、齿轮端面与内机壁的距离 取20、机盖、机座肋厚取21、轴承端盖凸缘厚度取t=10mm22、外机壁至轴承