玻璃瓶印花机构及传动装置

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 机械设计部分 设 计 者： 学 号： 专业班级： 机械工程及自动化 5 班指导教师： 柴晓艳完成日期： 2013年 6 月 10 日天津理工大学机械工程学院目 录一 课程设计的任务01二 电动机的选择03三 传动装置的总传动比和分配各级传动比05四 传动装置的运动和动力参数的计算06五 传动零件的设计计算08六 轴的设计、校核22七 滚动轴承的选择和计算26八 键连接的选择和计算26九 联轴器的选择27十 润滑和密封的选择29十一 设计总结30十二 参考资料31一、 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

2、，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课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

3、设计资料，在此略），现将对传动装置进行具体设计。原始数据：方案号1.3分配轴转速n(r/min)60分配周输入功率P（kw）1.2玻璃瓶单程移距（mm）120印花图章上下移距（mm）55定位压块左右移距（mm）30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

4、比i，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-工作机分配轴的输入功率-由电动机至分配轴的传动总效率已知分配轴：转速：nW=60 （r/min）功率

5、：P=1.2（kw） a分配轴功率 ： P=1.2 KW注：分配轴与减速器输出轴相连接（各执行机构的输入轴）。 b所需电动机的功率：Pd= P /aa-由电动机至分配轴的传动总效率a =带×轴承3×齿轮2×联 查表可得：对于V带传动: 带 =0.96 对于8级精度的一般齿轮传动：齿轮=0.97对于一对滚动轴承：轴承 =0.99对于弹性联轴器：联轴器=0.99则 a =带×轴承3×齿轮2×联=0.96×0.993×0.972×0.99= 0.868Pd= P /a=1.2/0.868=1.382 kw3确定

6、电动机转速查各种传动的合理传动比范围值得：V带传动常用传动比范围为 i带=2.53.5，单级圆柱齿轮传动比范围为i齿=35，则电动机转速可选范围为nd=i带 ×i齿2×nW=(2.53.5)( 35)2 ×nW =（22.587.5 ）×nW=(22.587.5)×60=13505250 r/min4.确定电动机型号符合这一转速范围的同步转速有1500 r/min和3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案。电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)电动机型号额定功率/kW满载转速/(r

7、/min)同步转速3 000r/min, 2极同步转速1 500r/min，4极Y90S-21.52 8402.22.2Y90L-41.51 4002.22.2Y90L-22.22 8402.22.2Y100L1-42.21 4202.22.2对于电动机来说，在额定功率相同的情况下，额定转速越高的电动机尺寸越小，重量和价格也低，即高速电动机反而经济。若原动机的转速选得过高，势必增加传动系统的传动比，从而导致传动系统的结构复杂。由表中四种方案，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速器的传动比，认为方案2的传动比较合适，所以选定电动机的型号为Y90L-2。Y90L-2电动机数据如下:

8、额定功率：2.2 Kw 满载转速：n满=2840 r/min 同步转速：3000 r/min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= n满/ nW =2840/60= 47.32分配各级传动比 根据机械设计课程设计表2.2选取，对于三角v带传动,为避免大带轮直径过大,取i12=2.8； 则减速器的总传动比为 i减=i总/2.8=47.3/2.8=16.8929 对于两级圆柱斜齿轮减速器,按两个大齿轮具有相近的浸油深度分配传动比,取 ig=1.3id i减= ig×id = 1.3i2d =16.8929 i2d =16.8929/1.3=12.9945 id

9、 =3.6048 ig=1.3id=1.3×3.6048=4.6862注：ig -高速级齿轮传动比；id 低速级齿轮传动比；4、 传动装置的运动和动力参数的计算计算项目计算内容计算结果1计算各轴的转速2 计算各轴的输入功率和输出功率3.计算各轴的输入转矩和输出转矩电机轴：n电= 2840 r/min轴 n= n电/i带=2840/2.8轴n= n/ ig=1014.28/4.69轴n=n/ id =218.39/3.60轴： 输入功率 P= Pd带=1.382 ×0.96输出功率 P= 1.327轴承=1.327×0.99轴： 输入功率 P=1.31×齿

10、轮=1.31×0.97输出功率 P= 1.27×轴承=1.27×0.99轴： 输入功率 P=1.26×齿轮=1.26×0.97 输出功率 P= 1.22×轴承=1.22×0.99公式: T=9.55×106×P/n (N·mm)电动机的输出转矩 Td=9.55×106×Pd /n电=9.55×106×1.382/2840轴： 输入转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.327/1014.28输出

11、转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.31/1014.28轴： 输入转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.27/218.39输出转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.26/218.39n=1014.28 r/minn=218.39 r/minn=60.66 r/minP入=1.327 kwP出=1.31 kwP入=1.27 kwP=1.26 kwP=1.22 kwP=1.21 kwTd=4.6×

12、103 N·mmT入=12.5×103 N·mmT出=12.3×103 N·mmT入=55.5×103 N·mmT出=55.1×103 N·mm计算项目计算内容计算结果轴：输入转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.22/60.66输出转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.21/60.66T入=192.1×103 N·mmT出=190.5×103 N&

13、#183;mm五、传动零件的设计计算1V带传动的设计计算 1V带传动的设计计算 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=1.2×1.3821.66kw选带型号Z型小带轮直径取D1=90mm大带轮直径取D2=250mm大带轮转速n2=1012.18 r/min相对误差计算带长求DmDm =170mm求=80mm初取中心距a=640mm带长L=1823.8mm基准长度Ld=1800mm求中心距和包角中心距a=628mm小轮包角1=165.3°>120°求带根数带速v=13.4m/s传动比i=2.8带根数P0=0.6

14、0kW ka=0.9663kl=1.18 P0=0.04kW取z=3根求轴上载荷张紧力q=0.06kg/mF=62.89N轴上载荷FQ=377.04N2齿轮传动的设计计算高速级齿轮校核材料选择：小齿轮45钢，调制处理，硬度217HB255HB，平均230HB 大齿轮45钢，正火处理，硬度162HB217HB，平均190HB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12.17b,c2校核计算中心距a取a=130mm螺旋角=15.942°=15°5632”小齿轮的直径d1d1=45.760mm计算项目计算内容计算结果大齿轮的直径d2d2=214.240

15、mm齿宽b取b2=50mmb1=60mm圆周速度vv=2.429m/s精度等级由表12.6选8级精度传动比i=4.591相对误差相对误差<5%由表12.9由图12.9计算项目计算内容计算结果载荷系数K由表12.12由图12.16总工作时间thth=58400h应力循环次数NL原故计应力循环次数正确。NL1=7.05x108NL2=1.951x108计算项目计算内容计算结果i接触寿命系数查表得验算齿根弯曲强度验算 齿形系数YFa齿由图 12.21YFa1=2.64YFa2=2.12应力修正系数YsaYsa1=1.58Ysa2=1.84重合度系数Y齿=1.657Y=计算项目计算内容计算结果螺

16、旋角系数Y齿(当时，安计算)齿间载荷分配系数KF由表12.10注3当前以求得KF=1.755<故KF=1.755齿向载荷分配系数KF由图12.14b/h=50/(2.25*2.0)=12.5KF=1.35载荷分配系数K=1.5*1.2*1.755*1.35K=4.264弯曲最小安全系数循环次数如上尺寸系数弯曲寿命系数许用弯曲应力F计算项目计算内容计算结果验算结论合格设计计算齿轮相关几何尺寸螺旋角上表已算得=15.942°旋向设定高速级小齿轮旋向为左旋，则 高速级大齿轮旋向为右旋。端面模数mt上表已算得mt =2.079齿数z上表已算得z1 =22z2 =103齿宽b上表已算得b

17、1 =60 mmb2 =50 mm中心距a上表已算得a=130 mm实际分度圆直径d上表已算得d1 =46 mmd2 =214 mm齿顶高系数han*由参考文献【5】得，对于正常齿制 han* =1han* =1顶隙系数cn*由参考文献【5】得，对于正常齿制 cn* =0.25cn* =0.25端面齿顶高系数hat*hat* = han* cos=1×cos15.942°(式12.18)hat* =0.96端面顶隙系数ct*ct* = cn* cos =0.25×cos15.942°(式12.18ct* =0.24项 目计 算 及 说 明计算结果齿顶圆直

18、径dada1 =mt z1 + 2 mt hat* =2.079×22+2×2.079×0.96da2 =mt z2 + 2 mt hat* =2.079×103+2×2.079×0.96da1 =50mmda2 =218 mm齿根圆直径dfdf1 =mt z1 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.079×22-2×2.079×0.96-2×2.079×0.24df2 =mt z2 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.079×103-2

19、5;2.079×0.96-2×2.079×0.24df1 =40 mmdf2 =209 mm项 目计 算 及 说 明计算结果大齿轮结构设计计算ds由本设计说明书ds =40 mmb2b2=B=60b2= 50 mmD12D12 =1.6ds =1.6×40D12 =64 mmD22D22 =da2 -10mn =218-10×2.5D22 =193 mmD02D02 =0.5( D12 + D22 )=0.5×(64+193)D02 =128.5 mmd02d02 =0.25( D22 -D12 )=0.25×(193-64

20、)d02 =32.25mmC2C2 =0.3b2 =0.3×50 C2 =15mmn2n2 =0.5mn =0.5×2n2 =1 mm低速级齿轮校核材料选择：小齿轮45钢，调制处理，硬度217HB255HB，平均230HB 大齿轮45钢，正火处理，硬度162HB217HB，平均190HB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12.17b,c计算项目计算内容计算结果2校核计算中心距a取a=144mm螺旋角=15.519°=15°318”小齿轮的直径d1d1=62.270mm大齿轮的直径d2d2=180.584mm齿宽b取b2=

21、65mmb1=75mm圆周速度vv=0.71m/s精度等级由表12.6选8级精度传动比i=3.625计算项目计算内容计算结果相对误差相对误差<-+5%由表12.9由图12.9计算项目计算内容计算结果载荷系数K由表12.12由图12.16总工作时间thth=58400h应力循环次数NL原故计应力循环次数正确。NL1=7.05x108NL2=1.951x108i接触寿命系数查表得计算项目计算内容计算结果验算齿根弯曲强度验算 齿形系数YFa齿由图 12.21YFa1=2.51YFa2=2.18应力修正系数YsaYsa1=1.63Ysa2=1.76重合度系数Y齿=1.684Y=螺旋角系数Y齿计算

22、项目计算内容计算结果齿间载荷分配系数KF由表12.10注3当前以求得KF=1.785<故KF=1.785齿向载荷分配系数KF由图12.14b/h=65/(2.25*2.0)=13.333KF=1.38载荷分配系数K=1.5*1.2*1.785*1.38K=4.434 弯曲最小安全系数循环次数如上尺寸系数弯曲寿命系数许用弯曲应力F验算结论合格设计计算齿轮相关几何尺寸螺旋角上表已算得=15.519°旋向设定高速级小齿轮旋向为左旋，则 高速级大齿轮旋向为右旋。端面模数mt上表已算得mt =2.595齿数z上表已算得z1 =24z2 =87齿宽b上表已算得b1 =75 mmb2 =65

23、 mm中心距a上表已算得a=144 mm实际分度圆直径d上表已算得d1 =62 mmd2 =226 mm齿顶高系数han*由参考文献【5】得，对于正常齿制 han* =1han* =1顶隙系数cn*由参考文献【5】得，对于正常齿制 cn* =0.25cn* =0.25端面齿顶高系数hat*hat* = han* cos=1×cos15.942°(式12.18)hat* =0.96端面顶隙系数ct*ct* = cn* cos =0.25×cos15.942°(式12.18ct* =0.24项 目计 算 及 说 明计算结果齿顶圆直径dada1 =mt z1

24、+ 2 mt hat* =2.595×24+2×2.595×0.96da2 =mt z2 + 2 mt hat* =2.595×87+2×2.595×0.96da1 =67mmda2 =231 mm齿根圆直径dfdf1 =mt z1 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.595×24-2×2.595×0.96-2×2.595×0.24df2 =mt z2 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.595×87-2×2.595×0.9

25、6-2×2.595×0.24df1 =56 mmdf2 =220 mm项 目计 算 及 说 明计算结果大齿轮结构设计计算ds由本设计说明书ds =50 mmb2b2=B=65b2= 65 mmD12D12 =1.6ds =1.6×50D12 =80 mmD22D22 =da2 -10mn =231-10×2.5D22 =206 mmD02D02 =0.5( D12 + D22 )=0.5×(80+206)D02 =143 mmd02d02 =0.25( D22 -D12 )=0.25×(206-80)d02 =31.5mmC2C2 =

26、0.3b2 =0.3×65 C2 =19.5mmn2n2 =0.5mn =0.5×2.5n2 =1.25 mm6、 轴的强度校核轴（中间轴）的设计： n= 218.39 r/min轴： 输入功率 P=1.31×齿轮=1.31×0.97=1.27 kwC=112，材料：45钢，调质处理。=20.1由于中间轴有两个键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5% - 8%，取dmin=24mm.初选轴承型号6306：d=30mm,D=72,B=19.则中间轴最小直径为30mm,即：d12=d56=30,d23=d45=40mm,d34=48mm.各段长度为：L12=L

27、56=45mm,L23=72mm,L34=10mm,L45=48mm.轴（中间轴）的校核：1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，kW，r/min，m2、求作用在齿轮上的力 已知低速级小齿轮的分度圆直径mm，=15.519 已知高速级大齿轮的分度圆直径mm，=15.942水平面反力如上图如上图垂直面反力如上图水平面（xy）受力图如上图垂直面（xz）受力图如上图画轴弯矩图如上图水平弯矩图如上图垂直弯矩图如上图合成弯矩图合成弯矩画合成弯矩图画轴转矩图如上图轴受转矩转矩图如上图许用应力用插入法由表16.3查得：许用应力值应力校正系数画当量弯矩图当量弯矩当量弯矩如下图在小齿轮中间截面处在小齿轮中间截面处

28、当量弯矩如上图校核轴颈齿根圆直径轴颈结论合理7、 滚动轴承的选择和计算 第一根轴所选轴承型号：6306轴承型号基本尺寸/mm安装尺寸/mmdDBRs minda minDa maxRas max63063072191.137651第二根轴所选轴承型号：6306轴承型号基本尺寸/mm安装尺寸/mmdDBRs minda minDa maxRas max63063072191.137651第三根轴所选轴承型号：6309轴承型号基本尺寸/mm安装尺寸/mmdDBRs minda minDa maxRas max630945100251.554911.5对II轴滚动轴承的强度校核 1.II轴滚动轴承的

29、工作要求i、轴承的预期使用寿命为：th = th =16×365×10=58400hii、轴承的润滑方式采用脂润滑。 2. 6306的滚动轴承的校核查参考文献【3】表13-4 深沟球轴承结构性能参数（GB/T 276-1994），可知轴承代号为6306的滚动轴承的基本额定载荷，Cr =20.8KN，Cor =14.0KN。轴向载荷Fa由轴的校核知 Fa2 =148.2 N，Fa3 =493.6 N则 Fa =493.6-148.2=345.4NFa=345.4 NFa /CorFa /Cor =345.4/（14.0×103）Fa /Cor =0.028e由参考文

30、献【1】表18.7e =0.22径向载荷Fr由本章轴的校核知 FR1 =196.3 N，FR2 =671.4 N;FT1 =518.7 N, FT2 =1777.4 N;则Fr1 =( FR12 + FT12 )0.5 =( 196.32 +518.72 )0.5 =554.6NFr2 =( FR22 + FT22 )0.5 =( 671.42 +1777.42 )0.5 =1900 NFr1 =554.6 NFr2 =1900 NFa /FrFa /Fr1 =345.4/554.6=0.62>eX、Y由参考文献【1】表18.7X=0.56Y=1.99冲击载荷系数fd由参考文献【1】表1

31、8.8fd =1.0当量动载荷P由垂直面受力,轴承I为压紧端, 轴承II为放松端. P1 = fd（ XFr1 +YFa ） =1.0×(0.56×554.6+1.99×345.4)(式18.5)P1 =997.9 NP2=Fr2=1900 N所以 P=P1, P2MAX=4386.1NP2=1900 NP=1900N转速n设计说明书第四章已求, n = 218.39 r/minn=218.39 r/min额定动载荷CrCr=P ×(th·n/16670)1/3 =1900×(584000×218.39 /16670)1/3

32、Cr=17377.6 N由于CrCr =20.8 KN ，所以选用轴承代号为6306的滚动轴承可以满足轴承寿命的要求。注：表格中公式来源于参考文献【1】。八 键连接的选择和计算由前面第四章知，轴输入转矩：T入= 55500(N·mm)；由本设计说明书第五章知，轴在两个齿轮处的轴径：d=40 mm；由本设计说明书知，普通平键为圆头平键，其材料选用45钢，且II轴大齿轮上所用的平键尺寸为（b×h×L）：16×10×64 （单位：mm）II轴小齿轮上所用的平键尺寸为（b×h×L）：16×10×30 （单位：mm

33、）由参考文献【1】第七章内容知，根据挤压强度或耐磨性的条件性计算，其联接所能传递的转矩为：(参考文献【1】式7.1) 其中：d 轴的直径 h 键的高度 l 键的接触长度 p 许用挤压应力键的校核II轴大齿轮上所用的平键校核键的接触长度ll= L-b =64-10l=54 mm许用挤压应力p由参考文献【1】表7.1，取p=110 MPap=110 Mpa转矩TT = hldp/4 =10×54×40×110/4T =5.9×105 (N·mm)由于T T入 ，故此平键强度合格II轴小齿轮上所用的平键校核键的接触长度ll= L-b =30-10l=

34、20 mm许用挤压应力p由参考文献【1】表7.1，取p=110 MPap=110 Mpa转矩TT = hldp/4 =10×20×40×110/4T =4.4×105 (N·mm)由于T T入 ，故此平键强度合格九 联轴器的选择弹性套柱销联轴器型号：YL7材料：铁尺寸: 公称转矩T=160N.m 转矩：n<=4800r/min 轴孔直径：d=35mm 轴孔长度L=82mm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v=2.4512m/s，采用浸油润滑。为避免