机械设计课程设计玻璃瓶印花机构及传动装置

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6日天津理工大学机械工程学院1目录一课程设计的任务……………………………………………………2二电动机的选择………………………………………………………4三传动装置的总传动比和分配各级传动比…………………………5四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………………………………………………8六轴的设计、校核……………………………………………………19七滚动轴承的选择和计算……………………………………………29八键的选择和计算……………………………………………………30九联轴器的选择………………………………………………………30十润滑和密封的选择…………………………………………………30十一箱体结构的设计…………………………………………………31十二设计总结…………………………………………………………34十三参考资料…………………………………………………………352一、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。机械设计部分课程设计是在机械原理课程设计完成之后设计题目的延续和深入。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，机械设计部分课程设计的任务是对其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1、原始数据：分配轴转速n(r/min)50分配轴输入功率P（kw)1.1玻璃瓶单程移距（mm）115印花图章上下移距（mm）52定位压块左右移距（mm）25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i=2.5～3.5；（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）。32、设计任务1）总体设计计算(1)选择电机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4二、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机。2．确定电动机输出功率dP电动机所需的输出功率/dwPP其中：wP----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工作机的分配轴输入功率：1.1WPKw总效率42a带轴承齿轮联查表可得：=0.96带，=0.99轴承，=0.98齿轮，=0.99联轴器，则42a带轴承齿轮联42=0.960.990.980.99=0.877电动机所需的功率：/1.1/0.8771.254dwaPPKw3．确定电动机转速工作机转速wn50(/min)wnr确定电动机转速可选范围:V带传动常用传动比范围为3~4i带，双级圆柱齿轮传动比范围为14~20i减，则电动机转速可选范围为=wniin带带减(3~4)(14~20)wn(42~80)wn(42~80)502100~4000/minr5其中：=(3~4)(14~20)42~80iii总带减i减——减速器传动比符合这一转速范围的同步转速为3000/minr，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：Y90S-2型号（Y系列）数据如下:额定功率P：1.5Kw(额定功率应大于计算功率)满载转速：2840/minmnr（mn—电动机满载转速）同步转速：3000/minr电动机轴径:24mm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=/2840/5056.8mwinn总2．分配各级传动比根据《机械设计课程设计》选取，对于三角v带传动，为避免大带轮直径过大，取123i；则减速器的总传动比为=/356.8/318.93ii减总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1.3gdii21.318.93gddiiii减218.93/1.314.56di3.82di1.34.97gdii注：gi—高速级齿轮传动比；di—低速级齿轮传动比。6四、传动装置的运动和动力参数的计算1．计算各轴的转速Ⅰ轴（高速级小齿轮轴）/=2840/3946.67/minmnnirⅠ带Ⅱ轴（中间轴）/=946.67/4.97190.48/minnnirⅡⅠgⅢ轴（低速级大齿轮轴）/=190.48/3.8250/mindnnirⅢⅡⅣ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴）50/minwnnrⅢ2．计算各轴的输入功率和输出功率Ⅰ轴：输入功率=1.2540.96=1.204dPPkwⅠ带输出功率1.204=1.2040.99=1.192PkwⅠ轴承Ⅱ轴：输入功率1.192=1.1920.98=1.168PkwⅡ齿轮输出功率1.168=1.1680.99=1.156PkwⅡ轴承Ⅲ轴输入功率1.156=1.1560.98=1.133PkwⅢ齿轮输出功率1.133=1.1330.99=1.122PkwⅢ轴承Ⅳ轴输入功率1.122=1.1220.99=1.111PkwⅣ联轴器输出功率1.111=1.1110.99=1.100PkwⅣ轴承3.计算各轴的输入转矩和输出转矩电动机的输出转矩669.5510/9.55101.254/2840ddmTPn34.21710NmmⅠ轴：输入转矩669.5510/9.55101.204/946.67TPnⅠⅠⅠ312.14610Nmm输出转矩669.5510/9.55101.192/946.67TPnⅠⅠⅠ312.02510Nmm7Ⅱ轴：输入转矩669.5510/9.55101.168/190.48TPnⅡⅡⅡ358.55910Nmm输出转矩669.5510/9.55101.156/190.48TPnⅡⅡⅡ357.95810NmmⅢ轴输入转矩669.5510/9.55101.133/50TPnⅢⅢⅢ3216.40310Nmm输出转矩669.5510/9.55101.122/50TPnⅢⅢⅢ3214.30210NmmⅣ轴输入转矩669.5510/9.55101.111/50TPnⅣⅣⅢ3212.20110Nmm输出转矩669.5510/9.55101.100/50TPnⅣⅣⅢ3210.10010Nmm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-1传动比i效率η输入输出输入输出电机轴1.2544.217×103284030.96Ⅰ轴1.2041.19212.146×10312.025×103946.674.970.98Ⅱ轴1.1681.15658.559×10357.958×103190.483.820.98Ⅲ轴1.1331.122216.403×103214.302×103500.99分配轴1.1111.100212.201×103210.100×1035018五、传动零件的设计计算1．V带传动的设计计算计算项目计算内容结果1、定V带型号和带轮直径工作情况系数由表11.51.2AK计算功率1.21.5CAPKP1.8Kw选带型号由图11.15Z型小带轮直径由表11.6取171Dmm大带轮直径1122712840(1)(10.015)946.67209.80mmDnDn取2212Dmm大带轮转速1122712840(1)(10.015)212DnnD2936.87/minnr带速11712840601000601000Dnv10.56/vms传动比122840936.87nin3.03i传动比相对误差2、计算带长33.03100%=100%1%5%3iii原实原求mD212127122mDDD141.5mDmm求212127122DD70.5mm初取中心距550amm带长22270.5141.52600550mLDaaL1553.56Lmm基准长度1600dLmm3、求中心距和包角中心距22221()8441600141.51(1600141.5)870.544mmLDaLDa573.41amm小轮包角211118057.32127118057.3573.41DDa1165.9112094、求带根数带根数00.50PKw0.965K1.16LK00.04PKw0()1.82.97(0.500.04)1.160.965CLpzPpkkz取3z根5、求轴上载荷张紧力0.06/qkgm222.5500()1.82.50.965500()0.0610.5610.5630.965caaPkFqvvzkF51.88FN轴上载荷102sin22351.88sin82.96QQFzFF308.93QFN2．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229HB—286HB，平均240HB大齿轮45钢，正火处理，硬度169HB—217HB，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1、初步计算1T转矩66111.1929.55109.5510946.67PTn112025TNmmd齿宽系数d12.131由表，取d1limH接触疲劳极限12.17c由图lim1580HMPalim2425HMPaH初步计算的许用接触应力[]1lim12lim20.90.95800.90.9425HHHH12522382.5HHMPaMPadA值d12.161583A由表，估计，取10初步计算小齿轮的直径1312321120254.9718338.364.971382.5ddHTudAu140dmm取2．校核计算Z齿数12Z=21104Z取，m模数1140coscos151.8421ndmz=2nmmm取a中心距12()2(21104)129.412cos2cos15nmzza130amm取螺旋角12()2(21104)arccosarccos