第一節設計任務

推力機的原理是通過螺旋傳動裝置給推頭傳替力和運動速度。它在社會生產中廣泛應用，包括在建筑、工廠、生活等方面。其執行機構如下：推力機傳動裝置設計1.原始數據和條件1)推力F=9kn；2)推頭速度V=1.5m/min；3)工作情況：三班制，間歇工作，單向負載，載荷平穩；4)工作環境：有灰塵，環境最高溫度為35°C左右；5)使用折舊期20年，4年大修一次；6)制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。2..參考傳動方案第二節．電動機的選擇1.選擇電動機（1）選擇電動機類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。（2）選擇電動機的容量傳動裝置中各部分的效率查機械手冊得，=0.99聯軸器=0.98滾子軸承=0.978級精度齒輪=0.90絲杠=0.90滑動傳遞（3）確定電動機轉速螺旋傳送中（其中p導距，n轉速)取p=10mm,n=p/v=1.5/0.01=150(r/min)查機械手冊，二級圓柱齒輪傳動比為8~40故，=1200~6000r/min查手冊采用同步轉速1500r/min，電動機型號為Y801-4，額定功率P=0.55KW，滿載轉速為1390r/min，基本符合題目要求。型號額定功率/kW滿載轉速/(r/min)啟動轉矩最大轉矩Y801-40.5513902.22.22.確定傳動比（1）總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為（2）傳動裝置各級傳動比分配采用浸油潤滑，盡量使高速級和低速級大齒輪浸油深度相當，故取3.傳動裝置運動和動力參數的計算（1）各軸轉速（2）各軸輸入功率各軸輸出功率（3）各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩，各軸輸出轉矩參數軸名電動機軸軸1軸2軸3轉速n/(r/min58150功率P/kW輸入功率-0.5340.5070.482輸出功率0.550.5230.4970.472轉矩T/(N*m)輸入轉矩-3.6712.0930.70輸出轉矩-3.6011.8530.09傳動比i13.472.67效率η0.970.950.95第三節.齒輪的設計計算（一）高速級齒輪傳動的設計計算１．選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數1）按照推力機機構的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動2）推力機為一般工作機器，故選用8級精度（GB10095-88）。3）材料的選擇：查機表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度280HBS大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS二者材料硬度差10HBS。4）選小齒輪齒數Z=20，大齒輪齒數2.按齒面接觸強度設計計算公式d確定公式內的各計算值：⑴試選定載荷系數1.3轉矩：⑶由表10-7齒寬系數⑷由表10-6得材料的彈性影響系數⑸由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒的接觸疲勞強度極限(6)由公式計算壓力循環次數⑻由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數⑼計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全敘述為S=1，得可得，2）計算：⑴計算小齒輪的分度圓直徑代入[]中的較小值，取30mm。⑵計算圓周速度v：⑶計算齒寬bb=d1×30=30mm⑷計算齒寬與齒高之比b/h模數：齒高：則b/h=30/3.37=8.89⑸計算載荷系數根據v=2.18m/s，8級精度，由圖10-8得動載系數K=1.15；查表10-3得，；由表10-2查得使用系數：K查得8級精度的小齒輪相對支承非對稱分布時：K代入數據得：結合b/h=8.89查圖10-13得，K=1.4故載荷系數⑹按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，d=⑺計算模數：m=36.42/20=1.82mm3.按齒根彎曲強度設計⑴得彎曲強度的設計公式為m1)確定各項計算值(1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲強度極限：，大齒輪的彎曲強度極限為(2)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數，S=1.4，則可得：[]=[]=（4）計算載荷系數KK=KKKK=1查取齒型系數，應力校正系數得：（5）計算大小齒輪的，并加以比較；2）設計計算m由于齒輪模數m的大小主要取決與彎曲強度所決定的承載能力，因此只要m》0.873就可以，故可取m=2mm,按接觸強度分度圓。則小齒輪齒數Z，大齒輪齒數4.幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑；2）計算中心距：3）計算齒輪寬度：b=取B5.驗算：所以設計符合條件。（二）低速級齒輪傳動的設計計算１．選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數1）按照推力機機構的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動2）推力機為一般工作機器，故選用8級精度（GB10095-88）。3）材料的選擇：查機表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度280HBS大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS二者材料硬度差10HBS。4）選小齒輪齒數Z=20，大齒輪齒數2.按齒面接觸強度設計計算公式d確定公式內的各計算值：⑴試選定載荷系數1.3轉矩：⑶由表10-7齒寬系數⑷由表10-6得材料的彈性影響系數⑸由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒的接觸疲勞強度極限(6)由公式計算壓力循環次數⑻由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數⑼計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全敘述為S=1，得可得，2）計算：⑴計算小齒輪的分度圓直徑代入[]中的較小值，取32mm。（2）計算圓周速度⑶計算齒寬bb=d1×32=32mm⑷計算齒寬與齒高之比b/h模數：齒高：則b/h=32/3.6=8.89⑸計算載荷系數根據v=0.67m/s，8級精度，由圖10-8得動載系數K=1.15；查表10-3得，；由表10-2查得使用系數：K查得8級精度的小齒輪相對支承非對稱分布時：K代入數據得：結合b/h=8.89查圖10-13得，K=1.4故載荷系數⑹按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，d=⑺計算模數：m=36.42/20=1.82mm3.按齒根彎曲強度設計⑴得彎曲強度的設計公式為m1)確定各項計算值(1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲強度極限：，大齒輪的彎曲強度極限為(2)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數，S=1.4，則可得：[]=[]=（4）計算載荷系數KK=KKKK=1查取齒型系數，應力校正系數得：（5）計算大小齒輪的，并加以比較；2）設計計算m由于齒輪模數m的大小主要取決與彎曲強度所決定的承載能力，因此只要m》1.30就可以，故可取m=2mm,按接觸強度分度圓d=38.85mm。則小齒輪齒數大齒輪齒數4.幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑；2）計算中心距：3）計算齒輪寬度：b=取B5.驗算：所以設計符合條件。第四節.具體二級齒輪減速器軸的方案設計中間軸的設計確定輸出軸上的功率P，轉速n和轉距T。由前面可知P=0.497kw，n=400.85r/min,T=11.85Nm2.求作用在軸上的力：已知小齒輪的分度圓直徑為d=40mm,大齒輪的分度圓直徑為d=140mm,F==,F==,3.初步確定軸的最小直徑：軸Ⅱ材料為45鋼，經調質處理。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取d。取d為17mm.。軸的結構設計：擬定軸上零件的裝配方案；2）根據軸向定位的要求確定軸的各段長度。（1）為了滿足軸向定位要求，在軸I-II處右邊和軸V-VI設一軸肩，取左右兩端用軸承端蓋封閉。（2）初選軸承為深溝球軸承，根據d選取型號為6003，基本尺寸為d齒輪和軸承之間用軸環確定距離，取其寬度為24mm,齒輪端面距機壁內側8mm,并考慮齒輪固定可得。(3)由于小齒輪的輪觳寬度為42mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L.同理，取L。由于大齒輪左側和小齒輪右側均用軸肩固定，得h=2.故可取。至此該軸上的各端長度和直徑都已確定。3）軸上零件的周向定位：齒輪和軸的聯接都采用平鍵聯接。按有表6-1查得平鍵截面，兩鍵的尺寸均為b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為32mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6。4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2，其右端倒角2。從左至右軸肩的圓角半徑分別為0.8mm，1.0mm，1.0mm，0.8mm.5)確定軸上載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。計算根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是危險截面。現將計算出的截面B處的，M，M值列于下表：載荷水平面垂直面支反力彎矩總彎矩6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。查表可得前已選軸的材料為45鋼，調質處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。高速軸的設計軸的結構設計：擬定軸上零件的裝配方案；2）根據軸向定位的要求確定軸的各段長度。（1）為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設一軸肩，取d右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑20mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯軸上，故段長度比L稍短些，現取L（2）初選軸承為深溝球軸承，根據d根據《機械設計手冊》選取軸承代號為6004型，基本尺寸為故取；而其右端采用軸肩進行定位，故可取(3)由于輪觳寬度為42mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L左端采用軸肩定位，軸肩高度h所以，取。(4)軸承蓋的總寬度由前可知為18mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯軸器左端的距離為20mm.則。(5)齒輪距左端箱體的距離為12mm。軸承端面距機箱內端面距離為8mm則可算得L至此，此軸的各端長度和直徑都已確定。3）軸上零件的周向定位：齒輪和半聯軸器與軸的聯接都采用平鍵聯接。按d有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為36mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯軸器與軸的聯接也選用平鍵截面為5mmmm,長度25mm,半聯軸器與軸的配合為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6.4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。由表15-2得從左至右軸肩的圓角半徑分別為0.8mm，0.8mm，1.0mm，1.2mm，1.2mm，1.0mm.低速軸的設計1.軸的結構設計：擬定軸上零件的裝配方案；2）根據軸向定位的要求確定軸的各段長度。（1）為了滿足軸向定位要求，在軸VII-VIII處左邊設一軸肩，取d左端用軸肩，取,；為保證軸端擋圈只壓在半聯軸上，故段長度比L稍短些，現取。（2）初選軸承為深溝球軸承，根據d軸承選取為6005，基本尺寸為故取左端采用軸肩進行定位，取h=2.5mm,故d取.(3)由于輪觳寬度為40mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L左端采用軸肩定位，軸肩高度h=2所以;右端采用軸肩定位h>0.07d得到h=3,(4)軸承蓋的總寬度取為18mm,軸承距離箱體內壁為8mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯軸器左端的距離為20mm.齒輪距左端箱體的距離為12mm，所以取；(5)至此該軸的各端長度和直徑都已確定。3）軸上零件的周向定位：齒輪和半聯軸器與軸的聯接都采用平鍵聯接。按有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為32mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯軸器與軸的聯接也選用平鍵截面為5mmmm,長度32mm,半聯軸器與軸的配合為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6.4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸的倒角為2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1.0mm，1.0mm，1.2mm，1.0mm，1.0mm,0.8mm.第五節軸承的校核中間軸的軸承的校核設近小齒輪處的軸承為軸承A，近大齒輪處的軸承為軸承B。初步選滾動軸承：標準的深溝球軸承6003，基本尺寸d1、軸承的受力分析FV1Fv2FH1`FH垂直面內軸的受力水平面內的受力軸承的垂直面的支座反力分別為：；所處軸承的水平面的支座反力分別為2、軸承受徑向力分析軸承輕微沖擊或無沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數軸承A受的徑向力，軸承B受的徑向力：；因為根據表13-5得X=1，Y=0。3、軸承壽命計算與校核因：P1<P2，則按軸承B來計算軸承壽命。實際工作需要的時間為，故所選軸承滿足壽命要求。其他軸承校核同上，均符合條件，從略。第六章鍵的選擇與校核設定高速級輸入軸與聯軸器之間的鍵為1，齒輪與中間軸之間的鍵為鍵2；中間軸上與低速級軸連接的齒輪處的鍵為鍵3，與高速級軸連接的齒輪處的鍵為鍵3；低速級與中間軸連接的齒輪處的鍵為鍵5，輸出軸與聯軸器之間的鍵為鍵6。鍵的類型圖1、根據軸的直徑選擇鍵根據條件選取的鍵型號規格如下（參考表2）：鍵1：圓頭普通平鍵（A型）b=5mmh=5mmL=25mm鍵2：圓頭普通平鍵（A型）b=8mmh=7mmL=36mm鍵3：圓頭普通平鍵（A型）b=6mmh=6mmL=32mm鍵4：圓頭普通平鍵（A型）b=6mmh=6mmL=32mm鍵5：圓頭普通平鍵（A型）b=8mmh=7mmL=32mm鍵6：圓頭普通平鍵（A型）b=5mmh=5mmL=32mm2、校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉距T1=3600N·m鍵的材料為鋼，輕微沖擊，[]為100~120Mp，取[]=110Mp鍵的校核公式：（k=0.5hl=L-bd為軸的直徑）所以：校核第一個鍵：≤[]由此可得六鍵均合格。第七節軸承的潤滑及密封根據軸頸的圓周速度,軸承可以用潤滑脂和潤滑油潤滑,由于齒輪的轉速根據以知是大于2m/s,所以潤滑可以靠機體的飛濺直接潤滑軸承。或引導飛濺在機體內壁上的油經機體泊分面上的油狗流到軸承進行潤滑，這時必須在端蓋上開槽。如果用潤滑脂潤滑軸承時，應在軸承旁加擋油板以防止潤滑脂流失。并且在輸入軸和輸出軸的外伸處，都必須密封。以防止潤滑油外漏以及灰塵水汽及其它雜質進入機體內。密封形式很多，密封效果和密封形式有關，通常用橡膠密封效果較好，一般圓周速度在5m/s以下選用半粗羊毛氈封油圈。第八節.箱體結構的設計計算已知：中心距a=164mm1、機座壁厚考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小于8mm，故取=8mm2、機蓋壁厚取=8mm3、機座凸緣厚度4、機蓋凸緣厚度5、機座底凸緣厚度6、地腳螺釘直徑