机械毕业设计1401推力机机械系统设计设计

推力机机械系统设计班级：A04机械（2）班学号：姓名：指导老师：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[]2F FP p p A d hH π==≤校核用。

为了导出设计计算式，令2d H=φ，则H=2d φ代入上式得螺纹中径 2FPd h p πφ≥⎢⎥⎣⎦选用梯形螺纹，h=0.5p螺纹工作圈数不宜过多，故φ值一般在1.2～2.5.故可取φ=1.2 材料的许用压力范围（11～18）取[p]=11MPa 则d 2][8.0p Fφ≥ =0.8112.11083⨯⨯ =19.40mm 取d 2=30.00mm查机械设计手册 得螺距P=10mm ,中径d 2=25 mm,大径D 4=31mm,小径319d mm =螺母高度 H=2d φ=1.2⨯25=30 mm 螺纹角 α=30︒β为侧角 301522οοαβ===ϕ为螺纹升角 87.515cos 1.0arctan arctan cos arctan ====≤︒fv f v βϕϕ 取5οϕ=2.螺杆的强度计算危险截面的计算应力ca σ，其强度条件 []221143ca T F A d σσ⎛⎫=+≤ ⎪⎝⎭注：F 螺杆所受的轴向压力，单位为N.这里10000F N = A 螺杆螺纹段的危险截面积221283.44A d mm π==d 1 螺杆螺纹小径为19mmT 螺杆所受的扭距 T=Ftan(v ϕϕ+)22d =23750N ·mm[δ] 螺杆许用应力3.7Mpa得[]2222114142357031000030.465283.419ca T F A d σσ⎛⎫⨯⎛⎫=+=+=≤ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭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D π的悬臂梁。

假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为uF，并作用在以螺纹中径D 2（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uDb Fπτ=][τ≤螺纹牙危险截面a-a 的弯曲条件][62b b uDb FLδπδ≤=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[τ]螺母材料的许用切应力 mp a[b δ]—螺母材料的许用弯曲应力，单位为mp a[][]3210100.00020.63.1431 6.5 3.1431ττσ⨯==≤=⨯⨯⨯⨯[]60.000260.00018 3.76.5b a b amp mp b τσσ⨯===≤=因为螺杆和螺母的材料相同，螺杆的小径d 1小于螺母螺纹的大径D 。

故应校核螺杆螺纹牙的强度。

[]3'210100.336 3.323.14 1.5 6.510 3.14aMP Dττ⨯==≤=⨯⨯⨯⨯⨯[]''660.3360.31 3.76.5b a b aMP MP b τδδ⨯===≤=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()()[]3222231.2 1.210100.83 3.73.14402544aFMP D D δδπ⨯⨯==≤=⨯--凸缘与底座接触表面的挤压强度计算][)(42324p p D D Fδπδ≤-=[p δ]=(1.5～1.7)[b δ] ap m p 54.77.32.17.13.6)4055(414.3108223=⨯⨯≤=-⨯=δ()32210107.4 1.7 1.2 3.77.543.1455404F aMP δ⨯==≤⨯⨯=-凸缘根部的弯曲强度计算 ][)(5.161)(4122342234b b a D D D F a D D D F w m δππδ≤-=-⨯==()[]()34331.5 1.510105640163.14407.54b F D D a mmD πδ-⨯⨯-≥==⨯⨯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1000wd aaFvKW KWPP ηη==由电动机至运输带的传动总效率为223232....351240.990.980.970.900.970.76a ηηηηηη==⨯⨯⨯⨯=其中：12345,,,,ηηηηη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10.99η=（齿轮联轴器），20.98η=（滚子轴承），30.97η=（齿轮精度为8级），40.90η=（滚动丝杠），50.90η=。

所以100000.02/0.2610000.76daFv N m s KW P η===⨯（3）确定电动机转速螺旋传动中根据《机械设计手册》导距10P mm =,传送速度()v Pn n =为螺旋传动的转速。

1.2/min 120/min 0.01v m n r p m ===根据《机械设计课程指导》圆柱齿轮转动传动比一般为8～40，所以电动机转速一般为960～4800r/min.功率P 略大于0.26W ，转速960～4800r/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 0.55 Y801-4 1.5 1390 73 0.76 2.2 2.2 6.52.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mn和工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比为ai＝n /n ＝1390120＝11.6 （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8～12.5时，低级传动比24i=。

因为ai =1i 2i ⋅ 所以1211.6 2.94ai i i ===3.传动装置运动和动力参数的计算 （1）各轴转速1390/minmr n n I==121390/min479.31/min2.9479.31/min120/min4120/minV r r r r r nn in n in n I∏I I ∏I ========螺旋丝杠（2）各轴输入功率Ⅰ轴： 120.260.990.980.252IdKW P P ηη==⨯⨯= Ⅱ轴： 230.2520.980.970.240IKWP P ηη∏==⨯⨯=Ⅲ轴： 230.2400.980.970.228I KWP P ηη∏∏==⨯⨯=螺旋丝杠：140.2280.990.900.203IV I KW P P ηη∏==⨯⨯=（3）各轴输入转矩电动机输出转距：95500.269550 1.791390d d mN mPT n⨯===⋅各轴输出转矩 Ⅰ轴：121.790.990.98 1.73IdN m T T ηη==⨯⨯=⋅Ⅱ轴： 1231.732.90.980.97 4.78I N m i T T ηη∏==⨯⨯⨯=⋅ Ⅲ轴： 2234.7840.980.9720.10I N mi T T ηη∏∏==⨯⨯⨯=⋅螺旋丝杠：51420.100.970.990.9017.38IVI N mT T ηηη∏==⨯⨯⨯=⋅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nmin /r传动比 i 效率 η 输入输出 输入 输出 电动机 0.26 1.79 1390 1 0.97 Ⅰ轴 0.252 0.247 1.73 1.70 1390 2.90.95 Ⅱ轴0.2400.2354.784.68479.3140.95 Ⅲ轴 0.228 0.223 20.10 19.61 120 10.86螺旋轴0.2030.19917.3817.03120注：Ⅰ～Ⅲ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 1=20，大齿轮Z 112z i ⨯==2.92058⨯=，故取2z=58；2.按齿面接触强度 设计计算公式d 3211(1)()[]2.32t E t H k T Z u d u φσ⨯±≥⨯确定公式内的各计算值：⑴试选定载荷系数=t K 1.3⑵计算小齿轮的转距：55311195.51095.5100.242/1390 1.710P T N mm n =⨯⨯=⨯⨯=⨯⑶由表10-7齿宽系数0.1=d φ⑷由表10-6得材料的弹性影响系数218.189MPZ E =⑸由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H MPa σ=，大齿轮的2550,HLIM MPa σ=(6)由公式计算压力循环次数N 1=601h n jL =601013901(3830020) 1.2010⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯1091211.210 4.14102.9N N i ⨯===⨯⑻由图10-19查得接触疲劳寿命系数10.90HN k =，20.95HN k = 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，1110.9600540HN HIM H K MPa Sσσ⨯⎡⎤==⨯=⎣⎦ [H σ]2=220.95550522.5HN HIM K MPa Sσ⨯=⨯= 2） 计算：⑴计算小齿轮的分度圆直径,1t d 代入[H σ]中的较小值，d 3211(1)2.32()[]t E t dH k T Z u u φσ⨯+≥⨯⨯3321.3 1.7010(2.91) 1.892.32()16.7041 2.9522.5mm mm⨯⨯+=⨯⨯=，可取30mm⑵计算圆周速度v ：113.143013902.18/601000601000t d n v m s π⨯⨯⨯⨯===⨯⨯⑶计算齿宽bb=⨯d φ d =t 1130.030.0mm ⨯=⑷计算齿宽与齿高之比b/h 模数：1130.01.520tt d m z ====齿高：t h=2.25m =2.25 1.5=3.37mm⨯ 则b/h=30/3.37=8.9⑸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 v =1.15；直齿轮假设假设K m N FbtA /100<⋅，可查表得， 1.4H F K K αα==；由表10-2查得使用系数：K 0.1=A查得8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：K 2231.150.1810.60.3110H d d bβφφ-=++⨯+⨯（）代入数据得：2231.150.1810.6110.311030 1.447H k β-=++⨯+⨯⨯=（）结合b/h=8.90查图10-13得，K βF =1.4故载荷系数1 1.15 1.4 1.447 2.330A V H H K K K K K αβ==⨯⨯⨯=⑹按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，d 311t t K Kd ==12.3303036.421.3mm =⨯= ⑺计算模数：m==11z d 36.42/20=1.82mm3.按齿根弯曲强度设计⑴得弯曲强度的设计公式为m 3211][)(2F Sa Fa d T Y Y z K σφ⋅⨯≥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：MPa FE 5001=σ，大齿轮的弯曲强度极限为MPa FE 3802=σ(2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数10.90FN K =，20.92FN K = （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： [F σ]1=43.3214.15009.011=⨯=⨯S K FE FN σ[F σ]2=220.92380238.861.4FN FE K S σ⨯⨯== （4）计算载荷系数KK=K A K V K αF K βF =1 1.15 1.4 1.4 2.25⨯⨯⨯= 查取齿型系数Y 1 2.80Fa =，Y 2 2.28Fa =，查取应力校正系数得：1 1.55sa Y =,2 1.736sa Y =（5）计算大小齿轮的1][F SaFa Y Y σ，并加以比较111 2.80 1.550.01306[]321.43Fa Sa F Y Y σ⨯==；22.288 1.7360.01619[]238.86Fa Sa F Y Y σ⨯==2）设计计算m 3211][)(2F Sa Fa d T Y Y z K σφ⋅⨯≥=3322 2.25 1.7100.016190.676120⨯⨯⨯≥⨯=⨯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0.676m ≥就可以，故可取m=2mm,按接触强度分度圆136.42d mm=。