机械设计课程设计说明书(酒瓶印花机构)

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1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…………………………………………………………322一、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i≤4；（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；32）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/η其中：Pw=1.0η---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η=η带·η3轴承·η2齿轮·η联轴器查表可得：η带=0.96，η轴承=0.99，η齿轮=0.98，η联轴器=0.99，则η=0.96×0.993×0.982×0.99=0.886电动机所需的功率：Pd=Pw/η=1.1287KW3．确定电动机转速工作机转速nwnw=15r/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=2～4，4双级圆柱齿轮传动比范围为i减=14～18，则电动机转速可选范围为:n’d=nwi总=(2～4)(14～18)nw=(28～72)×45=1260～3240r/min其中：i总=i带×i减=(2～4)×(14～18)=28～72i减——减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有1500、3000r/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：1.5kw(额定功率应大于计算功率)满载转速：nm=1400r/min（nm—电动机满载转速）同步转速：1500r/min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i总=i带×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=（1.2～1.3)i低则：i减=（1.2～1.3)i2低i低=3.527i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Ⅰ轴（高速级小齿轮轴）：nⅠ=1400/i带=700r/minⅡ轴（中间轴）：nⅡ=nⅠ/i高=158.73r/minⅢ轴（低速级大齿轮轴）：nⅢ=nⅡ/i低=45r/minⅣ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴）:nW=nⅢ=45r/min2．计算各轴的输入功率和输出功率Ⅰ轴：PⅠ入=Pd·η带=1.1287×0.96=1.0836kwPⅠ出=PⅠ入·η轴承=1.0836×0.99=1.0727kwⅡ轴：PⅡ入=PⅠ出·η齿轮=1.0727×0.98=1.0513kw5PⅡ出=PⅡ入·η轴承=1.0513×0.99=1.0407kwⅢ轴：PⅢ入=PⅡ出·η齿轮=1.0407×0.98=1.0199kwPⅢ出=PⅢ入·η轴承=1.0199×0.99=1.0097kwⅣ轴（分配轴）:PⅣ入=PⅢ出·η联轴器=1.0097×0.99=0.9996kwPW=PⅣ出=PⅣ入·η轴承=0.9996×0.99=0.9896kw3.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)Ⅰ轴：TⅠ入=9.55×106×PⅠ入/nⅠ=14.783×103(N·mm)TⅠ出=9.55×106×PⅠ出/nⅠ=14.635×103(N·mm)Ⅱ轴：TⅡ入=9.55×106×PⅡ入/nⅡ=63.252×103(N·mm)TⅡ出=9.55×106×PⅡ出/nⅡ=62.614×103(N·mm)Ⅲ轴：TⅢ入=9.55×106×PⅢ入/nⅢ=216.44×103(N·mm)TⅢ出=9.55×106×PⅢ出/nⅢ=214.28×103(N·mm)Ⅳ轴：TⅣ入=9.55×106×PⅣ入/nⅢ=212.14×103(N·mm)TW=TⅣ出=9.55×106×PⅣ出/nⅢ=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η输入输出输入输出电机轴1.128710.232×103140020.72Ⅰ轴1.08361.072714.783×10314.635×1037004.410.98Ⅱ轴1.05131.040763.252×10362.614×103158.733.530.98Ⅲ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1．V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=50D1=50-71取D1=71mm6大带轮直径mm58.140700140071)01.01()1(2112nnDD取D2=140mm大带轮转速140140071)01.01()1(2112DnDnn2=710r/min计算带长求Dm271140212DDDmDm=105.5mm求Δ271140212DDΔ=34.5mm初取中心距a=600mm带长6005.346002106222LaaDLmL=1535mm基准长度Ld=1600mm求中心距和包角中心距22225.348)1061600(41410616008)(414mmDLDLaa=632.56mm小轮包角6056.6327114018060180121aDDα1=173.46°120°求带根数带速10006014007110006011nDvv=5.20m/s带根数P0=0.33kWka=0.98kl=1.16ΔP0=0.03kW4.416.198.0)03.033.0(8.1)(0zkkpPpzLae取z=5根求轴上载荷张紧力q=0.06kg/m7222.506.0)98.098.05.2(52.58.1500)5.2(500aaaeaFqvkkvzPFF=55.31N轴上载荷72.86sin31.55522sin21QQFzFF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1T转矩7000836.11055.91055.96161nPTmmNT147831d齿宽系数0.113.12d，取由表0.1d接触疲劳极限σHlim由图12.17c（p223）MpaMpaHH4256102lim1limH接触应力初步计算的许用4259.09.06109.09.02lim21lim1HHHHMPaMPaHH38354921值dA8516.12dA，取由表1d小齿轮直径初步计算的3.4241.4141.43831147838514.121323211式uuTAdHddmmd421取2.校核计算8齿数Z932341.4,21121izzz取Z1=21，Z2=93模数m93.115cos2142cos11zdmn取nm=2.0mm中心距amm11815cos2)9321(2cos2)(21zzman取a=120mm螺旋角β1202)9321(2arccos2)(arccos21azzmnβ=18.19°小齿轮的直径d1)(21.4419.18cos210.2cos11mmzmdnd1=44.21mm大齿轮的直径d2)(78.19519.18cos930.2cos22mmzmdnd2=195.78mm齿宽b21.441b1dd取b2=45mmb1=55mmv圆周速度10006070021.4410006011ndvV=1.62m/s精度等级由表12.6选9级精度传动比43.42193ii=4.43相对误差5%%45.041.443.441.4-原实原iii相对误差5%AK使用系数由表12.925.1AKVK动载系数由图12.915.1VK9HaK分配系数齿间载荷66.196.0/53.1cos/96.096.20cos/20cos8.191cos)8.12(cos/coscoscos96.20cos18.1920ta