推力机机械系统设计说明书.doc

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=9kn；
2)推头速度V=1.5m/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35°C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
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
传动装置中各部分的效率查机械手册得，
=0.99 联轴器
=0.98 滚子轴承
=0.97 8级精度齿轮
=0.90 丝杠
=0.90 滑动传递

（3）确定电动机转速
螺旋传送中 （其中 p 导距，n 转速)
取p = 10 mm ,
n = p/v = 1.5/0.01 = 150(r/min)
查机械手册，二级圆柱齿轮传动比为8~40故，=1200~6000r/min
查手册采用同步转速1500r/min，电动机型号为Y801-4，额定功率P=0.55KW，满载转速为1390r/min，基本符合题目要求。
型号
额定功率/kW
满载转速/(r/min)
启动转矩
最大转矩
Y801-4
0.55
1390
2.2
2.2

2.确定传动比
（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

（2）传动装置各级传动比分配
采用浸油润滑，尽量使高速级和低速级大齿轮浸油深度相当，故取

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

各轴输出功率

（3）各轴输入转矩
电动机输出转矩，

各轴输出转矩

参数
轴名
电动机轴
轴1
轴2
轴3
转速n/(r/min)
1390
1390
400.58
150
功率P/kW
输入功率
-
0.534
0.507
0.482
输出功率
0.55
0.523
0.497
0.472
转矩T/(N*m)
输入转矩
-
3.67
12.09
30.70
输出转矩
-
3.60
11.85
30.09
传动比i
1
3.47
2.67
效率η
0.97
0.95
0.95

第三节.齿轮的设计计算

（一）高速级齿轮传动的设计计算
１．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280HBS
大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS
二者材料硬度差10HBS。
4）选小齿轮齿数Z=20，
大齿轮齿数

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：
⑴试选定载荷系数1.3
转矩：
⑶由表10-7齿宽系数
⑷由表10-6得材料的弹性影响系数
⑸由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿的接触疲劳强度极限
(6)由公式计算压力循环次数

⑻由图10-19查得接触疲劳寿命系数
⑼ 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：
⑴计算小齿轮的分度圆直径代入[]中的较小值，
取30mm。
⑵计算圆周速度v：
⑶计算齿宽b
b= d1×30=30mm
⑷计算齿宽与齿高之比b/h
模数：
齿高：
则b/h=30/3.37=8.89
⑸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；查表10-3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=8.89查图10-13得，K=1.4
故载荷系数

⑹按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，
d=
⑺计算模数：m=36.42/20=1.82mm
3.按齿根弯曲强度设计
⑴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K
K=KKKK=1
查取齿型系数，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m》0.873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
4.几何尺寸计算
1）计算分度圆直径；
2）计算中心距：
3）计算齿轮宽度：b=
取B
5.验算：

所以设计符合条件。

（二）低速级齿轮传动的设计计算
１．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280HBS
大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS
二者材料硬度差10HBS。
4）选小齿轮齿数Z=20，
大齿轮齿数
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：
⑴试选定载荷系数1.3
转矩：
⑶由表10-7齿宽系数
⑷由表10-6得材料的弹性影响系数
⑸由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿的接触疲劳强度极限
(6)由公式计算压力循环次数

⑻由图10-19查得接触疲劳寿命系数
⑼ 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：
⑴计算小齿轮的分度圆直径代入[]中的较小值，
取32mm。
（2）计算圆周速度

⑶计算齿宽b
b= d1×32=32mm
⑷计算齿宽与齿高之比b/h
模数：
齿高：
则b/h=32/3.6=8.89
⑸计算载荷系数
根据v=0.67m/s ，8级精度，由图10-8得动载系数K=1.15；查表10-3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=8.89查图10-13得，K=1.4
故载荷系数

⑹按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，
d=
⑺计算模数：m=36.42/20=1.82mm
3.按齿根弯曲强度设计
⑴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K
K=KKKK=1
查取齿型系数，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m》1.30就可以，故可取m=2mm,按接触强度分度圆d=38.85mm。
则小齿轮齿数
大齿轮齿数
4.几何尺寸计算
1）计算分度圆直径；
2）计算中心距：
3）计算齿轮宽度：b=
取B
5.验算：

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=0.497kw，n=400.85r/min, T=11.85N m
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=140mm,
F==,
F==,

3. 初步确定轴的最小直径：
轴Ⅱ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.。
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

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. 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.

低速轴的设计
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h>0.07d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.

第五节 轴承的校核
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d
1、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
轴承的垂直面的支座反力分别为：；
所处轴承的水平面的支座反力分别为
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：P1<P2，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。
其他轴承校核同上，均符合条件，从略。

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=3600N·m
键的材料为钢，轻微冲击，[]为100~120Mp，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：≤[]
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=164mm
1、机座壁厚

考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8mm，故取=8mm
2、机盖壁厚
取=8mm
3、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a=164mm，
所以n=4
8、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=10mm
19、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=10mm
22、外机壁至轴承座端面距离

23、轴承端面外径

24、轴承旁联接螺栓距离

第八节  设计结果

参数
轴名
电动机轴
轴1
轴2
轴3
转速n/(r/min)
1390
1390
400.58
150
功率P/kW
输入功率
-
0.534
0.507
0.482
输出功率
0.55
0.523
0.497
0.472
转矩T/(N*m)
输入转矩
-
3.67
12.09
30.70
输出转矩
-
3.60
11.85
30.09
传动比i
1
3.5
2.7
效率η
0.97
0.95
0.95

键的尺寸参数

键
b (单位 mm)
h (单位 mm)
L (单位 mm)
1
5
5
25
2
8
7
32
3
6
6
32
4
6
6
32
5
8
7
32
6
5
5
32

高、低速级齿轮参数（单位 mm）

名称
高速级
低速级
中心距a(mm)
90
74
摸数 (mm)
2
2
齿
数

20
20

70
54
分度圆
直径
（mm）
40
40
(mm)
140
108
齿
宽
（mm）
42
42
（mm）
40
40
齿轮等级精度
8
8
材料及热处理
40Cr,调质，齿面硬度280HRC
45钢，调质，齿面硬度240HRC

轴承的代号及尺寸参数
轴承
轴承尺寸
代号
高速级轴承

6004
中间轴轴承

6003
低速级轴承

6005

参考文献
1． 《机械设计课程设计指导书》 华中科技大学 主编：王先民
2． 《机械设计》 （第八版） 高等教育出版社 主编：濮良贵