玻璃瓶印花机构及传动装置课程设计.doc

【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流玻璃瓶印花机构及传动装置课程设计.精品文档.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： 杨春祥 学 号： 20120103 专业班级： 机械工程及其自动化3班 指导教师： 柴晓艳 完成日期： 2015年6月27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5三 传动装置的总传动比和分配各级传动比6四 传动装置的运动和动力参数的计算6五 传动零件的设计计算7六 轴的设计、校核21七 滚动轴承的选择和计算28八 键连接的选择和计算30九 联轴器的选择31十 润滑和密封的选择31十一 设计总结32十二 参考资料35一、 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12345678910分配轴转速n(r/min)60606050505045454545分配轴输入功率P（kw)1.41.31.21.21.11.01.11.00.90.8玻璃瓶单程移距（mm）120115110印花图章上下移距（mm）555250定位压块左右移距（mm）302520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，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。表 机座带底脚、端盖无凸缘Y系列电动机的安装及外形尺寸 mm机座号极数ABCDEFGHKABACADHDBBL802,41251005019+0.009-0.00440615.5801016516515017013028590S2,4,61405624508209018017515519031090L1251553352 确定电动机输出功率Pd电动机所需的输出功率Pd=Pw/ 总效率 =带·3轴承·2齿轮·联轴器 查表可得：带 =0.96， 轴承=0.99，齿轮=0.96， 联轴器=0.99，则 = 0.96×0.993×0.962×0.99=0.8499电动机所需的功率：Pd = Pw/= 1.3/0.8499=1.53 KW3确定电动机转速工作机转速nw nw= 60 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)× 60 = 1600 4320 r/min其中： i总= i带× i减=(24) ×(1418) =2872i减减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有 1000、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。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-2型号数据如下: 额定功率P： 2.2 kw 满载转速：nm = 2840 r/min 同步转速： 3000 r/min电动机轴径: 24 mm电动机长度：50 mm电动机长度；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× i减= nm/ nw =2840/ 60=47.33nw=60 r/min2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=2.8左右 则：i减=i总/i带=47.33/2.8=16.9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=（1.31.5)i低 则： i减= （1.31.5) i2低 四、传动装置的运动和动力参数的计1计算各轴的转速 轴（高速级小齿轮轴）：n=nm/i带= 2840/2.8=1014.28 r/min轴（中间轴）：n= n/ i高= 1014.28/4.7=215.80 r/min轴（低速级大齿轮轴）：n=n/i低= 215.80/3.61=59.78 r/min轴（与轴通过联轴器相连的轴）: nW= n= 59.78 r/min2计算各轴的输入功率和输出功率轴： P入=Pd·带=1.53×0.96 =1.469kwP出= P入·轴承= 1.469×0.99 = 1.454kw轴： P入= P出·齿轮 = 1.454 ×0.96= 1.396kwP出= P入·轴承 = 1.396×0.99 = 1.382 kw轴： P入= P出·齿轮 = 1.382 ×0.96 =1.327kwP出= P入·轴承 = 1.327×0.99 = 1.314 kw轴（分配轴）: P入= P出·联轴器 = 1.314×0.99 = 1.300 kwPW=P出= P入·轴承= 1.006×0.99 = 1.29 kw3.计算各轴的输入转矩和输出转矩 公式: T=9.55×106×Pd/n =5.145 x 103 (N·mm)轴： T入=9.55×106×P入/ n=13.83×103(N·mm) T出=9.55×106×P出/ n= 13.69×103(N·mm)轴： T入=9.55×106×P入/ n=60.584×103(N·mm) T出=9.55×106×P出/ n= 61.159×103(N·mm)轴： T入=9.55×106×P入/ n= 211.214×103 (N·mm) T出=9.55×106×P出/ n= 209.145×103(N·mm)轴： T入=9.55×106×P入/ n= 206.917×103 (N·mm) TW=T出=9.55×106×P出/ n=205.325×103（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·m）转速n（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴2.228402.80.8499轴1.4691545 13.83×10313.69×103 1014.2854.70.9505轴1.3961.382 60.584×103 61.159×103215.803.610.9503轴1.3271.3211.214×103 209.145×10359.7810.9801分配轴1.3001.290206.917×103205.325×10359.78五、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V带传动主要参数表名称结果名称结果名称结果带型Z型传动比2.8根数Z=3基准直径dd1=90 mm基准长度Ld=1600mm预紧力F0 min=48.03 Ndd2250 mm中心距a0=628.1mm压轴力Fpmin-=285.7 N计算项目计算内容计算结果定V带型号和带轮直径工作情况系数KA=1.2计算功率Pe= KAP=1.2×1.4981.8kw选带型号Z型计算项目小带轮直径计算内容Dmin=50 D1=90计算结果取D1=90mm大带轮直径 D2 =（1）D1n1/n2 取D2=249.5 mm大带轮转速n2=1012.2 r/min计算带长求Dm=170Dm =170 mm求=80=80 mm初取中心距a=(D1+D2) ×2=(90+250)×2=680mm 0.55×(D1+D2)+h=204mm h取6mm a=620 mm带长L=Dm+2 +2/=×170+2×620+80x80/620=1784.1226 mm由【机械设计教材】P179图11.4 L=1800 mm基准长度Ld=1800 mm求中心距和包角中心距a=628.1 mm小轮包角1=164.71°>120° 求带根数带速v=13.376m/s带根数计算项目由【机械设计教材】表11.8、11.7、11.12、11.10P0=0.6kW ka=0.969kl=1.18 P0=0.04kW计算内容取z=3根计算结果求轴上载荷张紧力q=0.06kg/mF=48.03 N轴上载荷FQ=285.7 N2齿轮传动的设计计算建议：减速器中齿轮采用闭式软齿面斜齿轮传动。一般大、小齿轮材料均可采用45钢（小齿轮也可采用合金钢），小齿轮调质，大齿轮正火，两齿轮齿面要有30-50的硬度差。传动用模数mn2mm，角方向确定应使中间轴的轴向力有所抵消；=15°左右，Z1=20-40 ，Z2=iZ1求出后圆整；为使图面匀称，中心距：a高 130mm，a低 150mm，具体计算方法见“机械设计”教材相关内容及相应例题该齿轮传动为闭式软齿面斜齿轮传动，大小齿轮的材料均为45钢，小齿轮调质，大齿轮正火。 小齿轮的硬度： 229286HB 平均取240HB 大齿轮的硬度： 169217HB 平均取200HB计算项目齿面接触疲劳强度计算1. 初步计算转矩T1齿宽系数d接触疲劳极限Hlim初步计算的许用接触应力HAd值初步计算小齿轮的直径初步齿宽2.校核计算齿数Z模数m相对误差计算内容由表12.13（p222），取d=1由图12.17c（p223）由表12.16（p227）估计=15°取Ad=82 d1 取Z1=21，Z2=i带z1=20x4.7=94(最好互为质数)i原-i实/i原=4.68-4.7/4.68=0.43%5%计算结果T1=14283.24N.md=1Ad=82 取d1=42 mmb=42 mmZ1=21，Z2=95取mn=2mm（p206）相对误差<5%计算项目计算内容计算结果中心距a螺旋角小齿轮的直径d1大齿轮的直径d2齿宽b圆周速度v精度等级使用系数KA动载荷系数KV齿间载荷分配系数KH由表12.6（p207） 由表12.9（p215）由图12.9（p216）由表12.10 (p217)，先求取a=120mm=16.597°d1=41.739 mmd2=198.26 mm取b2=42mmv=2.23 m/s选8级精度KA=1.25KV=1.1计算项目计算内容计算结果齿向载荷分配系数KH载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH重合度系数Z螺旋角系数Z接触最小安全系数SHmin总工作时间th应力循环次数NL 由表12.11（p218）由表12.12（p221）由图12.16（p222）由式12.31，因>1，取=1，故由表12.14（p225）由表12.15（p226），估计,则指数m=8.78原故计应力循环次数正确。KH=1.715KH=1.36K=3.273ZH=2.41Z=0.782Z=0.978SHmin=1.05th=58400hNL1=计算项目接触寿命系数 ZN许用接触应力H验算齿根弯曲疲劳强度计算：齿形系数YFa：应力修正系数Ysa：重合度系数Y：螺旋角系数Y计算项目齿间载荷分配系数KF计算项目齿向载荷分布系数KF载荷系数K：弯曲疲劳极限Fmin：弯曲最小安全系数SFmin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计算项目验算计算内容由图12.18（p224） 由图12.21（p229）由图12.22（p230）计算内容 由表12.10注（p217）计算内容故KF=1.7815由参考资料图12.14b/h=42/(2X2.25)=9.33，KF=1.27由图12.23c(p231)Fmin1=580Mpa, Fmin2=360Mpa由表12.14（p225）SFmin=1.25由表12.15（p226）估计,则指数m=49.91原故计应力循环次数正确。由图12,24（p232）YN1=0.92，YN2=0.97由图12.25（p232）Yx=1计算内容计算结果NL2=7.03ZN1=1.12ZN2=1.22H1=618.67MpaH2=557.71MpaH=436.6<H2ZV1=22.723ZV2=104.527YFa1=2.66YFa2=2.18 Ysa1=1.54 Ysa2=1.82Y=0.708计算结果Y=0.861计算结果KF=1.7815KF=1.27K=3.207Fmin1=580MpaFmin2=360MpaSFmin=1.25NL1=YN1=0.92YN2=0.97Yx=1F1=426.88Mpa计算结果F2=279.36MpaF1< F1F2< F2故满足要求计算项目计算内容计算结果F2< F2故满足要求低速级齿轮计算计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算2. 初步计算转矩T1齿宽系数d接触疲劳极限Hlim初步计算的许用接触应力HAd值初步计算小齿轮的直径2.校核计算齿数Z模数m由表12.13（p222），取d=1由图12.17c（p223）由表12.16（p227）估计=15°取Ad=85取Z1=31，Z2=11261705N.md=1Ad=85取d1=54mm Z1=31，Z2=113取mn=2mm（p206）计算项目计算内容计算结果中心距a螺旋角小齿轮的直径d1大齿轮的直径d2齿宽b圆周速度v精度等级传动比相对误差使用系数KA动载荷系数KV齿间载荷分配系数KH 由表12.6（p207） 由表12.9（p215）由图12.9（p216）由表12.10 (p217)，先求取a=150mm=16.260°d1=64.58mmd2=235.42mm取b2=65mmb1=75mmv=0.731m/s选8级精度i=3.64相对误差<5%KA=1.25KV=1.05计算项目计算内容计算结果齿向载荷分配系数KH载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH重合度系数Z螺旋角系数Z接触最小安全系数SHmin总工作时间th应力循环次数NL 由表12.11（p218）由表12.12（p221）由图12.16（p222）由式12.31，因>1，取=1，故由表12.14（p225）由表12.15（p226），估计,则指数m=8.78原故计应力循环次数正确。KH=1.873KH=1.370K=3.368ZH=2.41Z=0.749Z=0.978SHmin=1.05th=58400hNL1=1.53x108计算项目计算内容计算结果接触寿命系数 ZN许用接触应力H验算齿根弯曲疲劳强度计算：齿形系数YFa：应力修正系数Ysa：重合度系数Y：螺旋角系数Y齿间载荷分配系数KF由图12.18（p224）由图12.21（p229）由图12.22（p230）由表12.10注（p217）NL2=0.424x108ZN1=1.21ZN2=1.28H1=707.05MpaH2=529.90MpaH=468.85<H2ZV1=35.038ZV2=127.722YFa1=2.45 YFa2=2.18 Ysa1=1.66 Ysa2=1.82Y=0.696Y=0.859计算项目计算内容计算结果齿向载荷分布系数KF载荷系数K：弯曲疲劳极限Fmin：弯曲最小安全系数SFmin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验算故KF=1.804由图12.14（p219）b/h=65/(2.2*2.25)=14.444，KF=1.4由图12.23c(p231)Fmin1=600Mpa, Fmin2=450Mpa由表12.14（p225）SFmin=1.25由表12.15（p226）估计,则指数m=49.91原故计应力循环次数正确。由图12,24（p232）YN1=1.20，YN2=1.29由图12.25（p232）Yx=1KF=1.804KF=1.4K=4.546Fmin1=600MpaFmin2=450MpaSFmin=1.25NL1=3.13X107NL2=0.942X107YN1=1.20YN2=1.29 Yx=1F1=576MpaF2=464MpaF1< F1计算项目计算内容计算结果F2< F2故满足要求机座壁厚=0.025a+310mm机盖壁厚11=0.025a+310mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.512mm机座底凸缘壁厚b2=2.5120mm地脚螺钉直径df =0.036a+1220mm地脚螺钉数目a<250,n=44轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 df16mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) df12mm联接螺栓d2间距L=150200150mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5) df8mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4) df6mm定位销直径d=(0.70.8) d210mm轴承旁凸台半径R=C220mm轴承盖螺钉分布圆直径D1= D+2.5d3(D为轴承孔直径)D11=82mmD12=82mmD13=110mm轴承座凸起部分端面直径D2= D1+2.5d3D21=102mmD22=102mmD23=130mm大齿顶圆与箱体内壁距离11>1.210mm齿轮端面与箱体内壁距离22>10mm两齿轮端面距离4=1010mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=26mmC11=22mmC12=18mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=50mmK1=42mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d116mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)55mm吊环螺钉直径dq=0.8df16mm箱盖肋厚0.8516.8轴承端盖外径凸缘D2=D+(55.5)d3102 130箱座肋厚0.856.8六、轴的强度校核(一)中间轴的设计计算及校核1）选择轴材料、处理方式 因为传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用材料45钢，调制处理H2）初算轴的直径 与材料有关的系数C 由表16.2 取C=112 轴的最小直径 26.61 ，根据键槽等因素取d=303）结构设计总左至右分别为轴段1至轴段6（1）轴承与轴段1及轴段5:(6206:30 62 16 ）取挡油密封环到内壁距离2mm62.6选用深沟球轴承。轴段1上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴:承内径系列。现暂取轴承型号6206，查手册内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm。故取轴段1与5的直径d1=d2=30，为避免转动齿轮与不动机体相碰，应在齿轮端面与机体内壁之间留有足够间距H，取H=10mm。为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔内，为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离10，则轴段1与5的长度分别为43mm与28mm。（2）轴段2： 轴段2上安装齿轮，为便于齿轮安装，应略大于，可取d2=34，齿轮外端面用轴套固定，为使轴套端面顶在齿轮左端面上，即靠紧。轴段2的长度应略小于小齿轮的轮毂的宽度，已知齿轮三宽为b1=50mm，则轴段2长度为88mm。 （3）轴段3：为使齿轮间更好的啮合，大齿轮与小齿轮间应有一段距离，两个 运动的齿轮间距离1015mm，且两齿轮与轴肩固定，选取，其直 径为39mm。 （4）轴段4：轴段为齿轮轴d=68.78 l=75mm。（5）轴段5 d=364)键的选择：键用于齿轮的轴向定位，由于两段装有齿轮的轴直径为40mm，查机械设计手册，选择普通平键b×h=10×8，间的长度分别选择40mm。5)轴的受力简图计算项目计算内容计算结果计算齿轮受力齿轮直径小齿轮受力：转矩T圆周力径向力轴向力大齿轮受力：转矩T圆周力径向力轴向力计算轴承反力：水平面轴承反力垂直面轴承反力计算项目水平面受力图垂直面受力图水平面弯矩截面左侧右侧截面右侧 左侧垂直面弯矩截面截面弯矩图合成弯矩截面左侧 右侧 截面左侧 右侧合成弯矩图轴受转矩转矩图许用应力许用应力值应力校正系数计算项目截面左侧右侧截面左侧右侧当量弯矩图校核轴径齿根圆直径在小齿轮的截面处此处有单键FBH=(Fr3×44.5-FR2×116.5-Fa3×57.5+Fa2×96)/174FAH=FR3-Fr2-FBHFBV=(Ft3×44.5+Ft2×116.5)/174FAV=Ft3+Ft2+FBV计算内容MHIL=FAH×45.5MHIR=MHIL+Fa3×32.388MHIIR=FBH×57.5MHIIL=6596MVI=FAV×44.5=71511N.mmMVII=FBV×57.5=51922N.mm T=62328 计算内容 d=d2×1.03=23.793d2=191.99mmd3=64.775mmT=62328N.MFt3=1905.2NFr3=724.48NFa3=576.4NT=61705N.MFt2=642NFr2=243NFa2=191.58.4N FBH=176NFAH=304NFBV=903.4NFAV=1607N计算结果MHIL=13531N.mm MHIR=32199N.mm MHIIR=12072N.mmMHIIL=6596N.mmMVI=71511N.mmMVII=51922N.mmMIL=72780N.mmMIR=78426N.mmMIIL=52362N.mmMIIR=53330N.mm T=62328N.mm计算结果d2=23.1mmd3=20.9mm结论：此轴满足设计要求。MHIL（一）轴（高速轴）的结构设计1、求轴上的功率、转速和转矩1项目小齿轮大齿轮1分度圆直径41.99mm191.999mm2中心距a120mm3齿宽60mm50mm4齿数23925模数26传动比4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