推力机传动装置的设计

目录

第一节 设计任务 ............................................................................................................................. 2 第二节．电动机的选择 ................................................................................................................... 3 第三节.齿轮的设计计算 .................................................................................................................. 8

（一）高速级齿轮传动的设计计算 ....................................................................................... 8 （二）低速级齿轮传动的设计计算 ..................................................................................... 10 第四节.具体二级齿轮减速器轴的方案设计 ............................................................................... 13

中间轴的设计 ......................................................................................................................... 13 高速轴的设计 ......................................................................................................................... 15 低速轴的设计 ......................................................................................................................... 18 第五节 轴承的校核 ..................................................................................................................... 21

（一） 高速轴的轴承的校核 ............................................................................................... 21 中间轴的轴承的校核 ............................................................................................................. 22 低速轴的轴承的校核 ............................................................................................................. 23 第六章 键的选择与校核 ............................................................................................................. 24 第七节 轴承的润滑及密封 ......................................................................................................... 26 第八节. 箱体结构的设计计算 ...................................................................................................... 26 第九节 设计结果 .......................................................................................................................... 29 第十节、设计小结 ......................................................................................................................... 31 参考文献......................................................................................................................................... 31

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。

p

螺纹工作面上的耐磨性条件为

FFPpAd2hH校核用。为了导出设计计算式，

d2

令

H

，则H=d2代入上式得螺纹中径

d2

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

8103F

d20.8 =0.8 =19.40mm 取d2=30.00mm

1.211[p]

查机械设计手册 得螺距P=10mm ,中径d2=25 mm,大径D4=31mm,小径

d319mm



螺母高度 H=d2=1.225=30 mm 螺纹角 =30

30

15

22 为侧角

f0.1

为螺纹升角 varctanfv5.87

coscos15



5取



2.螺杆的强度计算

ca危险截面的计算应力ca，其强度条件

注：F螺杆所受的轴向压力，单位为N.这里F10000N 4 A螺杆螺纹段的危险截面积

d1 螺杆螺纹小径为19mm

A



d12283.4mm2

d2

2

T螺杆所受的扭距 T=Ftan(v) =23750N·mm

[] 螺杆许用应力3.7Mpa

ca0.465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D的悬臂梁。假

F

，并作用在以螺纹中径D2（单位为mm）为直径的u

F

[] 圆周上，则螺纹牙危险截面a-a的剪切强度条件为

Dbu

6FL

[b] 螺纹牙危险截面a-a的弯曲条件b2

Dbu

设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为

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 mpa

[b]—螺母材料的许用弯曲应力，单位为mpa

3



因为螺杆和螺母的材料相同，螺杆的小径d1小于螺母螺纹的大径D。故应校核螺杆螺纹牙的强度。

10103

1010

0.00020.62

3.14316.53.1431

60.0002

b60.00018mpab3.7mpa

6.5

'

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

0.3363.32MPa

3.141.56.5103.14D2 '660.336b'0.31MPab3.7MPa

b6.5

1.210103

0.83 3.7MPa

2222

D3D402544

F

凸缘与底座接触表面的挤压强度计算p[p]

2

(D4D32)4

1.2F

[p]=(1.5～1.7)[b] p

6.31.71.23.77.54mpa

3.14

(552402)4

3

1010

F7.41.71.23.77.54MPa

3.14

5524024

1

F(D4D3)

1.5F(D4D3)m凸缘根部的弯曲强度计算 b[b]

1wD2a22D2a6

8103

a16mm

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

Pd

由电动机至运输带的传动总效率为

a

a

w

KW

Fv

2

KW

a1.2.3.4.50.990.980.970.900.970.76

2

3

2

23

,,,,其中：分别为联轴器，滚动轴，齿轮传动，螺旋传动，滑动传动的

0.990.980.97传动效率，其值分别为（齿轮联轴器），（滚子轴承），（齿

0.90（滚动丝杠）0.90。

轮精度为8级），，

0.26KWP0.76所以

1

2

3

4

5

1

2

3

4

5

d

a

（3）确定电动机转速

螺旋传动中根据《机械设计手册》导距P10mm,传送速度

vPn(n为螺旋传动的转速)。

n

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。

v1.2m/min120r/minp0.01m

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

n

m

和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为

i

a

＝n/n＝

1390

＝11.6 120

（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

i

2

4

。

a

1

ii因为i=ii 所以

a

122

2.9

3.传动装置运动和动力参数的计算 （1）各轴转速

nnnn



m

1390r/min





1

1390r/min

479.31r/min

2.9

n

i



2

479.31r/min

120r/min

4

（2）各轴输入功率 Ⅰ轴：

I

螺旋丝杠nVn120r/min

PP0.260.990.980.252KW

P0.2520.980.970.240KW

Ⅱ轴： P

P0.2400.980.970.228KWPⅢ轴：

d

1

2



I

2

3

I

23

螺旋丝杠：IV

（3）各轴输入转矩 电动机输出转距：

P

PI0.2280.990.900.203KW

1

4

d9550Td

n

m

95500.26

1.79Nm

1390

各轴输出转矩 Ⅰ轴：

I

d

1

2

TT1.790.990.981.73Nm

Ti1.732.90.980.974.78Nm

Ⅱ轴： T

Ti4.7840.980.9720.10NmTⅢ轴：



I1

2

3

I

2

2

3

螺旋丝杠：

T

IV

TI20.100.970.990.9017.38Nm

5

1

4

运动和动力参数计算结果整理与下表

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Z1=20，大齿轮Z2i1z1=2.92058，故取

2.按齿面接触强度 设计计算公式

d1t

z

2

=58；

2.32

确定公式内的各计算值：

⑴试选定载荷系数Kt1.3 ⑵计算小齿轮的转距：T195.510 ⑶由表10-7齿宽系数d1.0

⑷由表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8MP

5

P1

1

95.51050.242/13901.7103Nmm

⑸由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限的HLIM2550MPa,

(6)由公式计算压力循环次数

Hlim1600MPa，大齿轮

N1=60n1jLh=6013901(3830020)1.2010

10

N2

N1

1

1.210

10

4.14109

kHN20.95 ⑻由图10-19查得接触疲劳寿命系数kHN10.90，

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，

KHN1HIM1

0.9600540MPa S

KHIM2

0.95550522.5MPa [H]2=HN2

S

H1

2） 计算：

⑴计算小齿轮的分度圆直径d1t,代入[H]中的较小值，

d1t2.32

3

3

2.3216.704mm

，可取30mm

⑵计算圆周速度v：v ⑶计算齿宽b

d1tn1

601000



3.14301390

2.18m/s

601000

b=d d1t130.030.0mm

⑷计算齿宽与齿高之比b/h 模数：mt

d1t

1

1.5

t 齿高： 则b/h=30/3.37=8.9

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Kv=1.15；直齿轮假设假设

h=2.25m=2.251.5=3.37mm

KAF

t

100N/m，可查表得，KHKF1.4由表10-2查得使用系数：KA1.0

；

2

查得8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：KH1.150.18（10.6d代入数据得：

）d20.31103b

kH1.150.18（10.612）120.31103301.447

结合b/h=8.90查图10-13得，KF=1.4

AVHH故载荷系数

⑹按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，

KKKKK11.151.41.4472.330

d1

d1t3

⑺计算模数：m=d13.按齿根弯曲强度设计

K

=130Kt

36.42mm 1

36.42/20=1.82mm

2KT1

(YFaYSa)[F]

⑴得弯曲强度的设计公式为m3

dz12



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：FE1500MPa，大齿轮的弯曲强度极限为FE2380MPa

(2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.90，KFN20.92 （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]1=

KFN1FE10.9500

321.43

S1.4

KFE20.92380

238.86 [F]2=FN2

S1.4

（4）计算载荷系数K

K=KAKVKFKF=11.151.41.42.25 查取齿型系数YFa12.80，YFa22.28，查取应力校正系数得：

Ysa11.55,Ysa21.736

（5）计算大小齿轮的

YFaYSa

，并加以比较

[F]1

YFa1YSa12.801.55YFaYSa2.2881.736

0.013060.01619

[F]1321.43[]238.86；F2

2）设计计算

(YFaYSa)m

3=2

[F]dz1

2KT1

0.676

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0.676就

可以，故可取m=2mm,按接触强度分度圆则小齿轮齿数Z1

d136.42mm。

d136.42

20，大齿轮齿数z2i1z12.92058，取z258 m2

4.几何尺寸计算

1）计算分度圆直径d1z1m20240mm；d2z2m582116mm

d1d240116

78mm 22

3）计算齿轮宽度：b=dd114040mm

2）计算中心距：a=取B240mm,B142mm

2T121.7103 5.验算：Ft=Ft85N

d140

KF185

2.125N100N At所以设计符合条件。

b40

（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Z3=20，大齿轮Z4i2z3=42080， 故取

2.按齿面接触强度 设计计算公式

d1t

z

4

=80；

2.32

确定公式内的各计算值：

⑴试选定载荷系数Kt1.3

T195.510 ⑵计算小齿轮的转距：

⑶由表10-7齿宽系数d1.0

5

P1

1

95.51050.24/479.314.9103Nmm

⑷由表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8MP

⑸由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

的HLIM2550MPa,

(6)由公式计算压力循环次数

Hlim1600MPa，大齿轮

N3=60n1jLh=60479.311(3830020)4.110

9

N4

N3

1

9

4.110

1109