玻璃瓶印花机构及传动装置机械设计课程设计说明书1

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置设 计 者： 学 号： 专业班级： 指导教师： 柴晓艳完成日期： 2013年6月5日天津理工大学机械工程学院目 录一 课程设计的任务3二 电动机的选择3三 传动装置的总传动比和分配各级传动比3四 传动装置的运动和动力参数的计算3五 传动零件的设计计算5六 轴的设计、校核18七 滚动轴承的选择和计算27八 键连接的选择和计算28九 联轴器的选择28十 润滑和密封的选择29十一 箱体结构的设计30十一 设计总结31十二 参考资料32一、课程设计的任务1设计目的课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课

2、程设计的主要目的是：(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(cad)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。2设计题目：执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成（详见机械原理课程设计资料，在此略），现将对传动装置进行具

3、体设计。设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置原始数据：方 案 号8分配轴转速n(r/min)45分配轴输入功率p（kw)1.0玻璃瓶单程移距（mm）110印花图章上下移距（mm）50定位压块左右移距（mm）20说明：（1）工作条件：2班制，工作环境良好，有轻微振动；（2）使用期限十年，大修期三年；（3）生产批量：小批量生产（<20台）；（4）带传动比i4；（5）采用y型电动机驱动。 (6) 分配轴 ：与减速器输出轴相连接（各执行机构的输入轴）。2、设计任务1）总体设计计算(1)选择电动型号计算所需电机功率，确定电机转速，选定电机型号；(2)计算传动装置的运动、动力参数；a.确定总传动比i，

4、分配各级传动比；b.计算各轴转速n、转矩t；c.传动零件设计计算； d.校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度； 2）绘制减速器装配图（草图和正式图各一张)； 3）绘制零件工作图：减速器中大齿轮和中间轴零件工作图；（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）； 4）编写设计计算说明书。3、传动装置部分简图二、电动机的选择1电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。2 确定电动机输出功率pd电动机所需的输出功率pd=pw/ 其中：pw=1.0 -由电动机至分配轴的传动总效率工作机的分配轴输入功率：总效率 =带·3轴承·2

5、齿轮·联轴器 查表可得：带 =0.96， 轴承=0.99，齿轮=0.98， 联轴器=0.99，则 = 0.96×0.993×0.982×0.99=0.886 电动机所需的功率：pd = pw/=1.1287 kw3确定电动机转速工作机转速nw nw= 15 r/min确定电动机转速可选范围:v带传动常用传动比范围为: i带=24，双级圆柱齿轮传动比范围为i减=1418，则电动机转速可选范围为:nd=nw i总=(24)( 1418) nw =(2872)× 45 = 12603240 r/min其中： i总= i带× i减=(24)

6、×(1418) =2872i减减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有 1500 、 3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。（建议：在考虑保证减速器传动比i减>14时，来确定电机同步转速）。4.确定电动机型号根据所需效率、转速，由机械设计手册 或指导书选定电动机： y90l-4 型号（y系列）数据如下: 额定功率p： 1.5 kw (额定功率应大于计算功率)满载转速：nm = 1400 r/min （nm电动机满载转速）同步转速： 1500 r/min电动机轴径: 24 mm三、传动装置的总传动比和分配各级传动比1传动装置的总传动比i总= i带&

7、#215; i减= nm/ nw =1400 / 45 = 31.1nw工作机分配轴转速2分配各级传动比为使v带传动外部尺寸不要太大，可初步取i带=2则：i减=i总/i带=31.1/2=15.55减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。i减=i高*i低i高高速级传动比i低低速级传动比建议取： i高=（1.21.3)i低则： i减= （1.21.3) i2低i低=3.527 i高=4.41四、传动装置的运动和动力参数的计算1计算各轴的转速轴（高速级小齿轮轴）：n=1400/i带= 700 r/min轴（中间轴）：n= n/ i高= 158.7

8、3 r/min轴（低速级大齿轮轴）：n=n/i低= 45 r/min轴（与轴通过联轴器相连的轴）: nw= n= 45r/min2计算各轴的输入功率和输出功率轴： p入=pd·带=1.1287×0.96 = 1.0836 kwp出= p入·轴承= 1.0836×0.99 =1.0727kw轴： p入= p出·齿轮 = 1.0727×0.98 =1.0513kwp出= p入·轴承 = 1.0513×0.99 =1.0407kw轴： p入= p出·齿轮 = 1.0407×0.98 =1.0199kw

9、p出= p入·轴承 = 1.0199×0.99 =1.0097kw轴（分配轴）: p入= p出·联轴器 = 1.0097×0.99 = 0.9996 kwpw=p出= p入·轴承=0.9996×0.99 =0.9896 kw3.计算各轴的输入转矩和输出转矩 公式: t=9.55×106×p/n (n·mm) 电动机： t=9.55×106×p/n=10.232×103 (n·mm)轴： t入=9.55×106×p入/ n= 14.783×

10、;103 (n·mm) t出=9.55×106×p出/ n= 14.635×103 (n·mm)轴： t入=9.55×106×p入/ n= 63.252×103 (n·mm) t出=9.55×106×p出/ n= 62.614×103 (n·mm)轴： t入=9.55×106×p入/ n= 216.44×103 (n·mm) t出=9.55×106×p出/ n= 214.28×103 (n

11、3;mm)轴： t入=9.55×106×p入/ n= 212.14×103 (n·mm) tw=t出=9.55×106×p出/ n= 210.02×103 (n·mm)将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率p（kw）转矩t （n·mm）转速n（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴1.128710.232×103140020.72轴1.08361.072714.783×10314.635×1037004.410.98轴1.05131.040763.252

12、×10362.614×103158.733.530.98轴1.01991.0097216.44×103214.28×1034510.99分配轴0.99960.9896212.14×103210.02×10345五、传动零件的设计计算1v带传动的设计计算 p195 计算项目计算内容结果定v带型号和带轮直径工作情况系数ka=1.2计算功率pe= kap=1.2×1.51.8kw选带型号z型小带轮直径dmin=50 d1=50-71 取d1=71mm大带轮直径取d2=140mm大带轮转速n2=710 r/min计算带长求dmdm

13、=105.5mm求=34.5mm初取中心距a=600mm 带长l=1535mm基准长度ld=1600mm求中心距和包角中心距a=632.56mm小轮包角1=173.46°>120°求带根数带速v=5.20m/s带根数p0=0.33kw ka=0.98kl=1.16 p0=0.03kw取z=5根求轴上载荷张紧力q=0.06kg/mf=55.31n轴上载荷fq=552.2n2齿轮传动的设计计算 p234 高速级齿轮校核材料选择：小齿轮45钢，调制处理，硬度229hb286hb，平均240hb 大齿轮45钢，正火处理，硬度169hb217hb，平均210hb计算项目计算内容

14、计算结果齿面接触疲劳强度计算接触疲劳极限hlim由图12.17c（p223）2.校核计算齿数zz1=21，z2=93模数m取=2.0mm中心距a取a=120mm螺旋角=18.19°小齿轮的直径d1d1=44.21mm大齿轮的直径d2d2=195.78mm齿宽b取b2=45mmb1=55mmv=1.62m/s精度等级由表12.6选9级精度传动比i=4.43相对误差相对误差<5%由表12.9由图12.9载荷系数k由表12.12由图12.16接触最小安全系数shmin由表12.14（p225）shmin=1.05应力循环次数nl接触寿命系数 zn查表得许用接触应力h验算3.齿根弯曲疲

15、劳强度计算：齿形系数yfa：zv1=24.49zv2=108.46yfa1=2.65yfa2=2.19应力修正系数ysa：由图12.22（p230）ysa1=1.58 ysa2=1.81重合度系y：=1.63y=y=0.71螺旋角系数yy=0.848齿间载荷分配系数kf 当前以求得kf=1.74<故kf=1.66齿向载荷分布系数kf由图12.14b/h=45/(2.25*2.0)=10kf=1.32载荷系数k：k=2.74弯曲疲劳极限fmin：弯曲最小安全系数sfminsfmin=1.05sfmin=1.05弯曲寿命系数yn：尺寸系数yx：许用弯曲应力f验算低速级齿轮校核材料选择：小齿轮

16、45钢，调制处理，硬度229hb286hb，平均240hb 大齿轮45钢，正火处理，硬度169hb217hb，平均210hb计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算接触疲劳极限hlim由图12.17c（p223）2.校核计算齿数zz1=33，z2=116模数m取=2.0mm中心距a取a=155mm螺旋角=15.99°小齿轮的直径d1d1=68.7mm大齿轮的直径d2d2=241.3mm齿宽b取b2=70mmb1=80mmv=0.57m/s精度等级由表12.6选9级精度传动比i=3.51相对误差相对误差<5%由表12.9由图12.9载荷系数k由表12.12由图12.16接触最

17、小安全系数shmin由表12.14（p225）shmin=1.05应力循环次数nl接触寿命系数 zn查表得许用接触应力h验算3.齿根弯曲疲劳强度计算：齿形系数yfa：zv1=37.15zv2=130.58yfa1=2.46yfa2=2.16应力修正系数ysa：由图12.22（p230）ysa1=1.65 ysa2=1.82重合度系y：=1.69y=y=0.694螺旋角系数yy=0.867齿间载荷分配系数kf 由表12.10注3当前以求得kf=1.80<故kf=1.80齿向载荷分布系数kf由图12.14b/h=70/(2.25*2.0)=15.56kf=1.31载荷系数k：k=2.95弯曲

18、疲劳极限fmin：弯曲最小安全系数sfminsfmin=1.25sfmin=1.25应力循环次数nl弯曲寿命系数yn：尺寸系数yx：许用弯曲应力f验算六、轴的设计计算（一）轴（高速轴）的结构设计1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，kw，r/min，2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径mm，则 nn3、初步确定轴的最小直径。初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表16.2，取=112，于是得：mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取=16mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选

19、用下图所示的装配方案。由于轴的直径与齿轮轮毂相差不大，故选用齿轮轴。（2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.1-2段轴段与大带轮装配，其直径mm，为了满足大带轮的轴向定位要求，带轮左侧制出一轴肩 2.大带轮宽为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略小一些，现取mm。2、 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离取。3、初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6205型轴承，其尺寸为4、根据轴肩要求mm，但此时齿轮直径，齿轮受力不均匀故选用齿

20、轮轴5、 已知齿轮轮毂的宽度=55mm，故取mm，6、 由于齿轮端面至箱体内壁的距离mm，轴承用脂润滑时mm，故 7、 由于齿轮端面至箱体内壁的距离mm，齿轮与箱体内壁之距离mm，旋转零件间的轴向距离为10-15mm，。8、轴上零件的周向定位带轮与轴之间的定位采用平键连接。平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为56mm。9、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1×45°，轴环两侧轴肩的圆角半径为r2。（二）轴（中间轴）的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，kw，r/min，2、求作用在齿轮上的力 已知低速级小齿轮的分度圆直径mm， 3、初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为

21、45钢，调质处理,取c=112，于是得：mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，由于是中速轴，取=25mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用下图所示的装配方案。1）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6025型轴承，由参考资料4得其尺寸为mm2）取安装齿轮处的轴段2-3和4-5的直径为40mm，齿轮与轴承之间采用套筒定位已知齿轮3轮毂的宽度=80mm，为使套筒充分压紧齿轮3，故已知齿轮2轮毂的宽度=45mm，为使套筒充分压紧齿轮2，故3）旋转零件间的轴向距离为10-15，起

22、固定作用的轴肩为6-10，故4）齿轮3距箱体内壁距离为10mm，轴承端面距箱体内壁距离为10mm， 故 5、轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按mm由参考资料1中的表6-1查得齿轮2处平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为40mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为；同样齿轮3与轴的连接用平键，键槽用键槽铣刀加工长为70mm.齿轮3与轴之间的配合为。6、确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料1中的表15-2，取轴端倒角为2×45°，圆角半径为r2。（三）轴（低速轴）的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，kw，r/min，

23、2、 求作用在齿轮上的力 3、初步确定轴的最小直径。mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩，查参考资料1中的表14-1，取=1.5，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb/t5014-2003或手册，选用tl7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩1250000,孔径为40mm，故，半联轴器长度（y型）112mm，半联轴器与配合的毂孔长度为mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用下图所示的装配方案。最终确定如下：1）1-2段

24、与联轴器相连接故，为满足联轴器的轴向定位轴肩 要求轴1-2右端需制出一轴肩故查表可知2）初步估算轴承端盖的总宽度为35mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离=45mm，故取。3）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6212型轴承，由参考资料4得其尺寸为故4）一般的定位轴肩，当配合处轴的直径80mm时，轴肩处的直径差可取610mm。根据轴承的定位要求确定5）轴肩高度0.07，故取=5mm，故，轴环宽度，取。6）轴承端面距箱体内壁距离为10mm，7）齿轮轮毂宽度故8） 5、

25、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按由参考资料1中的表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为；同样齿轮与轴的连接用平键，带轮与轴之间的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m5。6、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1×45°，轴环两侧轴肩的圆角半径为r2，其余轴肩处为r1。轴（中间轴）的校核高速轴为左旋 中间轴为右旋 低速轴为左旋中间轴的受力情况如图：(1)计算齿轮受力第一级大齿轮受力分析 第二级大齿轮受力分析(2)做出

26、弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为小齿轮直径为68.7mm 大齿轮直径为195.78mm水平方向受力图：弯矩图：垂直方向受力图： 弯矩图：合成弯矩图：轴受转矩 许用应力值 应力校正系数 当量转矩 转矩图：当量弯矩 在齿轮2中间截面处 在齿轮3中间截面处 当量弯矩图齿根圆直径 轴径 七、滚动轴承的选择和计算由前面初选6205承，其寿命计算如下：预期寿命： 已知：， 轴承1上的径向载荷故所以当量动载荷轴承2上的径向载荷故所以当量动载荷危险轴承为1有故 i轴上的轴承6205有效期限内安全。八、键的选择和计算（1）键的选择由前面，齿轮2与轴用键联接。（2）键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是

27、钢，由参考资料得许用挤压应力为，取。可得齿轮2上的键故此键能安全工作。 七、滚动轴承的选择和计算6205型轴承，其尺寸为6212型轴承，其尺寸为八 键连接的选择和计算带轮与轴之间的定位采用平键连接。平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为56mm。两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。齿轮2处平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为40mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为；同样齿轮3与轴的连接用平键，键槽用键槽铣刀加工长为70mm.齿轮3与轴之间的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为。齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。平键

28、截面,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为；同样齿轮与轴的连接用平键，带轮与轴之间的配合为。九 联轴器的选择选用tl7型弹性套柱销联轴器十、 润滑和密封的选择1减速器的润滑（1） 齿轮的润滑：除少数低速（v0.5m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑。本设计高速级圆周速度v12m/s，采用浸油润滑。为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10mm。浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉查

29、和油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于3050mm。为有利于散热，每传递1kw功率的需油量约为0.350.7l。齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度v选取：v2.5可选用中极压齿轮油n320。 （2）轴承的润滑当减速器中浸油齿轮的圆周速度v1.52m/s时，油飞溅不起来，应选用脂润滑。 2减速器的密封轴伸出处的密封：选用粘圈式密封，粘圈式密封简单，价廉，主要用于脂润滑以及密封处轴颈圆周速度较低的油润滑。箱盖与箱座接合面的密封：在箱盖与箱座结合面上涂密封胶密封最为普遍，效果最好。其他部位的密封：检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。十一、箱体结构的设计减

30、速器的箱体采用铸造（ht200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离h为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为r=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 a 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行

31、操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用m6紧固b 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。c 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.d 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.e 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.f 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.g 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁