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1、天津理工大学 机械工程学院 机械设计 课程设计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
2、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
3、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（120 求带根数带速v=13.376m/s带根数计算
4、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
5、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-
6、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
7、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
8、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=436.6H2ZV1=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=279.36Mpa
9、F1 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
10、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=16.260d1=64.58mmd2=235.42mm取b2=65mmb1=75mmv=0.731m/s选8级精度i=3.64相对误差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
11、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=468.85H2ZV1=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：
12、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.
13、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a1.210mm齿轮端面与箱体内壁距离2210mm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,
14、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
15、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
16、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
17、直径为40mm，查机械设计手册，选择普通平键bh=108，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=(Fr344.5-FR2116.5-Fa357.5+Fa296)
18、/174FAH=FR3-Fr2-FBHFBV=(Ft344.5+Ft2116.5)/174FAV=Ft3+Ft2+FBV计算内容MHIL=FAH45.5MHIR=MHIL+Fa332.388MHIIR=FBH57.5MHIIL=6596MVI=FAV44.5=71511N.mmMVII=FBV57.5=51922N.mm T=62328 计算内容 d=d21.03=23.793d2=191.99mmd3=64.775mmT=62328N.MFt3=1905.2NFr3=724.48NFa3=576.4NT=61705N.MFt2=642NFr2=243NFa2=191.58.4N FBH=17
19、6NFAH=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