机械设计课程设计玻璃瓶印花机构及传动装置

1、天津理工大学 机械工程学院 机械设计课程设计一、课程设计的任务1.1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

2、技能。1.2设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置执行机构方案设计、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。简图如右图所示。玻璃瓶印花机构及传动装置原始数据：方 案 号9分配轴转速n(r/min)10分配轴转矩m(nmm)2800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（ a (d1 + d2)*0.55+h(由参考文献【1】表11.4 h= 8mm)(式11

3、.20)取a=650 mm带长l=dm +2+2/a=297+2650+98.52/650(式11.2)基准长度由参考文献【1】图11.4ld=2000 mm求中心距和包角中心距a=(l-dm)/4+(l-dm)2-820.5/4=(2000-297)/4+(2000-297)2-898.520.5/4(式11.3)a=680mm小轮包角1 =180- 60(d2-d1)/a=180-60(297-100)/680(式11.4)1 =162.6120项 目计 算 及 说 明计算结果求带根数带速v=d1 n1/(601000)= 100960/60000v=5.0 m/s传动比i=n1 /n2

4、=960/320i=3带根数由参考文献【1】表11.8 p0 =0.97kw由参考文献【1】表11.7 ka =0.968由参考文献【1】表11.12 kl =1.03由参考文献【1】表11.10 p0 =0.09kwz= pc/(p0+p0)kakl=4.02/(0.97+0.09)0.9681.03(式11.22)取z=4根求轴上载荷张紧力f0 =500(2.5-ka)pc/kavz+qv2=500(2.5-0.968)4.02/(0.9685.04)+0.105.02(由参考文献【1】表11.4 q=0.10kg/m)(式11.21)f0 =161.5n轴上载荷fq =2zf0sin(1

5、/2)=25161.5sin(162.6/2)fq =1596 n注：表格中公式来源于参考文献【1】。5.1.2 a型v带截面尺寸a型v带截面尺寸示意图如图5.1所示，具体尺寸见表5.1。图5.1 v带截面尺寸表5.1 a型v带具体截面尺寸a型v带顶宽b节宽bp高度h截面尺寸13118注：表格中数据来源于参考文献【1】表11.4。项 目计 算 及 说 明计算结果5.1.3 带轮结构的设计由于带速v 30 m/s，所以带轮一般用ht200制造，大带轮采取轮辐式结构，轮辐截面为椭圆形，其长轴与回转平面重合。由于大带轮直径d2 500mm，所以轮辐数取4。小带轮由于直径较小，可采用腹板式。带轮轮缘尺

6、寸示意图如图5.2所示。图5.2 带轮轮缘尺寸v带的型号为a型1、轮缘尺寸ha min由参考文献【1】表11.4ha min =2.75 mmhf min由参考文献【1】表11.4hf min =8.7 mme由参考文献【1】表11.4e =15 mmf由参考文献【1】表11.4f =10 mmmin由参考文献【1】表11.4min =6 mm由参考文献【1】表11.4=382、轮辐尺寸带轮宽度bb=(z-1)e + 2f=(4-1)15+210b=65 mm小带轮外径dl1dl1 =d1 +2ha =100+22.75dl1 =100.5 mm大带轮外径dl2dl2 =d2 +2ha =29

7、7+22.75dl2 =302.5 mm注：表格中公式来源于参考文献【1】表11.4。项 目计 算 及 说 明计算结果5.2 齿轮传动的设计计算减速器中齿轮采用闭式软齿面斜齿轮传动。小齿轮材料采用45钢，调质处理，硬度为240hb；大齿轮材料采用45钢，正火处理，硬度为200hb。8级精度。每日工作时数(hour)：16 每年工作日数(day): 365传动工作年限(year)：105.2.1高速级高速级传动比：i = u= 3.955.2.1.1 设计计算齿轮相关强度齿面接触疲劳强度计算1、初步计算转矩t1t入 t1 =95000 齿宽系数d由参考文献【1】表12.13，取d =1.0d =

8、1.0ad 值由参考文献【1】表12.16，估计=15，取ad =82ad =81接触疲劳极限hlim由参考文献【1】图12.17chlim1 =770 mpahlim2 =730 mpa初步计算许用接触应力hh1 = 0.9hlim1 =0.9770h2 = 0.9hlim2 =0.9730(式12.15)h1 =693mpah2 =657mpa初步计算的小齿轮直径d1d1 ad t1(u+1)/(udh2)1/3 =8195000(3.95+1)/(3.951.06572)1/3=52.7(式12.14)取d1 =60mm初步齿宽bb=d d1 =1.060b=60 mm2、校核计算圆周速

9、度vv=d1n1/(601000)=60320/(601000)v=0.98 m/s齿数z、模数m和螺旋角取齿数z1 =29,z2 =iz1 =115，取z2 =115mt =d1/z1=60/29=2.069由参考文献【1】表12.3,取mn =2=arccos(mn /mt)=arccos(2/2.069)z1 =29,z2 =115mt =2.069mn =2=14.83项 目计 算 及 说 明计算结果使用系数ka由参考文献【1】表12.9ka =1.25动载系数kv由参考文献【1】图12.9kv =1.08齿间载荷分配系数kh由参考文献【1】表12.10，先求ft =2t1/d1 =2

10、9500/60=3167 nkaf1/b=1.253167/60=65.9 n/mm100 n/mm =1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos=1.88-3.2(1/29+1/115)cos14.83 =bsin/(mn) =d z1 tan/=1.027tan14.83/ = + =1.70+1.43t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/ cos14.83)=20.63cosb =coscosn/cost= cos14.83cos20/cos20.63=0.99由此得 kh =kf =/ cos2b =1.63/(0.99)2=1.6(式12.6) =1.70

11、(式12.8) =2.45(式12.8) =4.13(式12.8)(式12.8)kh =1.6齿向载荷分布系数kh由参考文献【1】表12.11kh =a+b1+0.6(b/d1)2(b/d1)2+bc10-3 =1.17+0.16(1+0.612)12+600.6110-3kh =1.3载荷系数kk=ka kv kh kh=1.251.11.61.3(式12.5)k=2.7弹性系数ze由参考文献【1】表12.12ze =189.8(mpa)0.5节点区域系数zh由参考文献【1】图12.16zh =2.40重合度系数z由式12.31，因 1，取 =1，故z =(4-)(1-)/3 +/0.5=(

12、1/)0.5 =(1/1.70)0.5z =0.77螺旋角系数zz =(cos)0.5 = (cos14.83)0.5z =0.98接触最小安全系数shmin由参考文献【1】表12.14shmin =1.03总工作时间thth =16360100th =584000应力循环次数nl因工作时载荷稳定，故nl =60n1th =6013604800(式12.12)nl =1.121010h接触寿命系数zn由参考文献【1】图12.18zn =0.85项 目计 算 及 说 明计算结果许用接触应力hh = hlim1 zn/shmin =7300.85/1.03(式12.11)h1 =602.5 mpa

13、验算h =ze zh zz2kt1(u+1)/(ubd12)0.5=189.82.40.770.9822.795000(3.95+1)/(3.9560602)0.5(式12.8)h =591 mpa h2 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3、确定传动主要尺寸中心距aa=d1(i +1)/2=60(3.95+1)/2= 148.5a=148.5mm实际分度圆直径d因中心距未作圆整，故分度圆直径不会改变，即d1 =2a/(i+1) =2148.5/(3.95+1)=60d2 =id1 =237a实= （d1 +d2 ）/2= 148.5d1 =60 mmd2 =237 mma

14、实= 148.5 mm齿宽bb=d d1 =1.060=60 mm取b1 =70 mmb2 =60 mm齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数yfzv1 =z1/cos3=27/cos314.83=30zv2 =z2/cos3=115/cos314.83=127由参考文献【1】图12.21yf1 =2.52yf2 =2.17应力修正系数ys由参考文献【1】图12.22ys1 =1.63ys2 =1.82重合度系数yv =1.88-3.2(1/zv1 +1/zv2)cos=1.88-3.2(1/30+1/127)cos14.83=1.69y =0.25+0.75/v =0.25+0.75/1.69(式12

15、.18)y =0.69螺旋角系数yymin =1-0.25 =1-0.251=0.75y =1-/120=1-114.83/120=0.9ymin(式12.36)(式12.35)y =0.9齿间载荷分配系数kf由参考文献【1】表12.10注，/( y)= 4.13/(1.690.69)=3.7前已求得kf =1.6 /( y)故kf =1.6kf =1.6齿间载荷分布系数kf由参考文献【1】图12.14b/h=60/(2.252)=13.3kf =1.34kf =1.34载荷系数kk=ka kv kh kh=1.251.081.61.34k=2.9弯曲疲劳极限flim由参考文献【1】图12.2

16、3cflim1 =620 mpaflim2 =470 mpa项 目计 算 及 说 明计算结果弯曲最小安全系数sf mim由参考文献【1】表12.14sf mim =1.25应力循环次数nl因工作时载荷稳定，故nl1nl =1.121010h 弯曲寿命系数yn由参考文献【1】图12.24yn1 =0.85尺寸系数yx由参考文献【1】图12.25yx =1.0许用弯曲应力ff1 =flim1 yn1 yx/sf min =4500.851.0/1.25f2 =flim2 yn2 yx/sf min =4200.851.0/1.25f1 =422 mpaf2 =320 mpa验算f1 =2 k t1

17、 yfa1 ysa1 y y=22.9950002.521.630.690.9 f2 =f1 yfa2 ysa2 /yfa1 ysa1 =67.32.171.82/(2.521.63)f1 =67.3 mpa f1 f2 =64.0 mpaf2 注：表格中公式来源于参考文献【1】。5.2.1.2 设计计算齿轮相关几何尺寸螺旋角上表已算得=14.83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齿数z上表已算得z1 =29z2 =115齿宽b上表已算得b1 =70 mmb2 =60 mm中心距a上表已算得a=148.5 mm实际分度圆直径d上表已算得

18、d1 =60 mmd2 =237 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=1cos10.2(式12.18)hat* =0.98端面顶隙系数ct*ct* = cn* cos =0.25cos10.2(式12.18ct* =0.30项 目计 算 及 说 明计算结果齿顶圆直径dada1 =mt z1 + 2 mt hat* =2.06927+22.0690.98da2 =mt z2 + 2 mt hat* =2.0691

19、15+22.0690.98da1 =64mmda2 =242 mm齿根圆直径dfdf1 =mt z1 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.06927-22.0690.98-22.0690.30df2 =mt z2 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.69115-22.0690.98-22.0690.30df1 =54 mmdf2 =231 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=60b2= 60 mmd12d12 =1.6ds =1.650d12 =65 mmd22d22 =da2 -10mn =2

20、36-102.5d22 = 211 mmd02d02 =0.5( d12 + d22 )=0.5(65+211)d02 =138 mmd02d02 =0.25( d22 -d12 )=0.25(211-65)d02 =25.75mmc2c2 =0.3b2 =0.360 c2 =18 mmn2n2 =0.5mn =0.52n2 =1 mm注：表格中公式来源于参考文献【1】图12.32。5.2.2 低速级低速级传动比：i = u = 35.2.2.1 设计计算齿轮相关强度齿面接触疲劳强度计算1、初步计算转矩t入t入 354000齿宽系数d由参考文献【1】表12.13，取d =1.0d =1.0ad

21、 值由参考文献【1】表12.16，估计=15，取ad =82ad =81接触疲劳极限hlim由参考文献【1】图12.17ch lim1 =770 mpah lim2 =730 mpa初步计算许用接触应力hh1 = 0.9h lim1 =0.9770h2 = 0.9h lim2 =0.9730(式12.15)h1 =693 mpah2 =657 mpa初步计算的小齿轮直径d3d3 ad t1(u+1)/(udh2)1/3 =81354000(3+1)/(31.06572)1/3=83.5(式12.14)取d3 =91mm项 目计 算 及 说 明计算结果初步齿宽bb=d d3 =1.091b=91

22、mm2、校核计算圆周速度vv=d3n/(601000)=9181.01/(601000)v=0.39 m/s齿数z、模数m和螺旋角取模数z3 =35,z4 =iz3 =105mt =d3/z3=91/35=2.6由参考文献【1】表12.3,取mn =2.5=arccos(mn /mt)=arccos(2.5/2.6)z3 =35 ,z4 =105mt =2.6mn =2.5=15.95使用系数ka由参考文献【1】表12.9ka =1.25动载系数kv由参考文献【1】图12.9kv =1.05齿间载荷分配系数kh由参考文献【1】表12.10，先求ft =2t1/d3 =2354000/91=77

23、80 nkaft/b=1.257780/91=106.9 n/mm100 n/mm未经表面硬化处理的斜齿轮（8级精度）有kh = kf=1.2kh =1.2齿向载荷分布系数kh由参考文献【1】表12.11kh =a+b1+0.6(b/d3)2(b/d3)2+bc10-3 =1.17+0.16(1+0.612)12+109.30.6110-3kh =1.49载荷系数kk=ka kv kh kh=1.251.051.21.34(式12.5)k=2.21弹性系数ze由参考文献【1】表12.12ze =189.8(mpa)0.5节点区域系数zh由参考文献【1】图12.16zh =2.4重合度系数z由式

24、12.31，因 1，取 =1，故z =(4-)(1-)/3 +/0.5=(1/)0.5 =(1/1.7)0.5z =0.77螺旋角系数zz =(cos)0.5 = (cos15.95)0.5z =0.98接触最小安全系数shmin由参考文献【1】表12.14shmin =1.1项 目计 算 及 说 明计算结果总工作时间th同上次同上次应力循环次数nl同上次(式12.13)接触寿命系数zn由参考文献【1】图12.18zn =0.85许用接触应力hh1= hlim1 zn1/shmin =(式12.11)h =602mpa验算h =ze zh zz2kt1(u+1)/(ubd12)0.5=189.

25、82.40.770.9822.21354000(3+1)/(391912)0.5(式12.8)h =571.9 mpa h2 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3、确定传动主要尺寸中心距aa=d3(i +1)/2=91(3+1)/2a=182 mm实际分度圆直径d因中心距未作圆整，故分度圆直径不会改变，即d3 =2a/(i+1) =2182/(3+1)=91d4 =id3 =391=273a实=（d3 + d4）/2=182d3 =91mmd4 =273 mma实=182 mm齿宽bb=d d3 =1.0108=108 mm取b3 =91 mmb4 =81 mm齿根弯曲疲劳

26、强度验算齿形系数yfzv1 =z3/cos3=25/cos315.95=36zv2 =z4/cos3=63/cos315.95=109由参考文献【1】图12.21yf1 =2.46yf2 =2.21应力修正系数ys由参考文献【1】图12.22ys1 =1.62ys2 =1.85重合度系数yv =1.88-3.2(1/zv1 +1/zv2)cos=1.88-3.2(1/36+1/109)cos15.95=1.69y =0.25+0.75/v =0.25+0.75/1.69(式12.18)y =0.69螺旋角系数yymin =1-0.25 =1-0.251=0.75y =1-/120=1-115.

27、95/120=0.868ymin(式12.36)(式12.35)y =0.69齿间载荷分配系数kf由参考文献【1】表12.10注，前已求得kf =1.69 /( y)故kf =1.69kf =1.69项 目计 算 及 说 明计算结果齿间载荷分布系数kf由参考文献【1】图12.14b/h=91/(2.252.5)=16kf =1.16kf =1.6载荷系数kk=ka kv kh kh=1.251.051.21.34k=2.21弯曲疲劳极限flim由参考文献【1】图12.23cflim1 =422 mpaflim2 =320 mpa弯曲最小安全系数sf mim由参考文献【1】表12.14sf mi

28、m =1.25同上次弯曲寿命系数yn由参考文献【1】图12.24yn1 =0.97yn1 =1.0尺寸系数yx由参考文献【1】图12.25yx =1.0许用弯曲应力ff1 =flim1 yn1 yx/sf min f2 =flim2 yn2 yx/sf min f1 =422 mpaf2 =320 mpa验算f1 =2 k t1 yfa1 ysa1 y y/( bd1mn )=22.213540002.421.640.690.87 /(1081083.5)f2 =f1 yfa2 ysa2 /yfa1 ysa1 =165.422.151.82/(2.421.64)f1 =262mpa f1 f2

29、 =269mpaf2 注：表格中公式来源于参考文献【1】。5.2.2.2 设计计算齿轮相关几何尺寸螺旋角上表已算得=15.95旋向设定低速级小齿轮旋向为右旋，则 低速级大齿轮旋向为左旋。端面模数mt上表已算得mt =2.5齿数z上表已算得z3 =35z4 =105齿宽b上表已算得b3 =91mmb4 =81mm中心距a上表已算得a=182 mm实际分度圆直径d上表已算得d3 =91 mm齿顶高系数han*由参考文献【5】得，对于正常齿制 han* =1d4 =273mmhan* =1项 目计 算 及 说 明计算结果顶隙系数cn*由参考文献【5】得，对于正常齿制 cn* =0.25cn* =0.

30、25端面齿顶高系数hat*hat* = han* cos=1cos15.95hat* =0.96端面顶隙系数ct*ct* = cn* cos =0.25cos15.95(式12.18)ct* =0.29齿顶圆直径dada3 =mt z1 + 2 mt hat* =2.635+22.60.96da4 =mt z2 + 2 mt hat* =2.6105+22.50.96da3 =96mmda4 =278 mm齿根圆直径dfdf3 =mt z1 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.530-22.50.96-230.29df3 =82mmdf4 =mt z2 - 2 mt hat*

31、- 2 mt ct* =2.5105-22.50.96-22.50.29df4 =256 mm注：表格中公式来源于参考文献【5】。5.2.2.3 结构设计由于低速级小齿轮尺寸较小，故将其做成实心的。由于大齿轮的顶圆直径小于500m，由参考文献【1】第十二章12.11齿轮结构相关知识可知，采用圆盘式结构锻造。圆盘式齿轮结构尺寸示意图如图5.3所示。大齿轮结构设计计算ds由本设计说明书ds =78mmd14d14 =1.6ds =1.678d14 =124.8 mmd24d24 =da4 -10mn =278 -102.5d24 =253 mmd04d04 =0.5( d14 + d24 )=0.

32、5(124.8+253)d04 =189 mmd04d02 =0.25( d23 -d13 )=0.25(253-124.8)d04 =32.1 mmc4c4 =0.3b4 =0.391 c4 =27.3 mmn4n4 =0.5mn =0.52.5n4 =1.25 mm注：表格中公式来源于参考文献【1】图12.32。项 目计 算 及 说 明计算结果六、轴的阶梯化设计6.1 估算最小轴径由参考文献【1】p314 内容知，初算轴径可按降低许用切应力法。计算式为： （参考文献【1】式 16.2）式中： p - 轴传递的功率（kw）n - 轴的转速（r/min）c - 系数，由查表得之。由参考文献【4

33、】p21 内容知，关于c值的取值，当轴的材料选用45钢时c=118-107。对于外伸轴，一般是初步估算轴的外伸端直径，此时取c=113-107，并且根据轴受弯矩大小决定c值大小。一般来说，如果外伸轴轴端安装联轴器时c取小值，如果安装带轮或链轮时c取大值。对非外伸轴，初算轴径为安装传动件处的直径，此时取c=118-113。计算轴（高速级小齿轮轴）的最小直径转速n设计说明书第四章已求n = 320 r/min输入功率p入设计说明书第四章已求p入 =3.22 kw材料系数c由参考文献【1】表16.2高速轴i材料为45钢，经调质处理，外接带轮则： c =118c =118最小直径d mind min

34、= c (p入/n)1/3 =118(3.22/320) 1/3 =25.5 mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5% - 8%，d min =25.5（1+5%）=26.78mm取d min =28 mm计算轴（中间轴）的最小直径转速n设计说明书第四章已求n = 81.01 r/min项 目计 算 及 说 明计算结果输入功率p入设计说明书第四章已求p入 = 3.13 kw材料系数c由参考文献【1】表16.2中间轴ii材料为45钢,经调质处理则： c =112c =112最小直径d mind min = c (p入/n)1/3 =112(3.13/81.1) 1/3 =37.82

35、mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5% - 8%，取d min =37 mm计算轴（低速级大齿轮轴）的最小直径转速n设计说明书第四章已求n=27.01 r/min输入功率p入设计说明书第四章已求p入 = 3.04 kw材料系数c由参考文献【1】表16.2中间轴ii材料为45钢,经调质处理，外接联轴器则： c =112c =112最小直径d mind min = c (p入/n)1/3 =112(3.02/27.01) 1/3 =53.84 mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5% - 8%，取d min =60 mm七、联轴器的选择7.1 选择联轴器的工作要求(1)由

36、设计说明书第四章表4.1可知，轴的输出转速为27.01（r/min），所以所选联轴器允许的最大转速应大于18（r/min）。(2)由设计说明书第四章表4.1可知，轴的输出功率为3.04（nmm），即320（nm），所以所选联轴器允许的最大转矩应大于320（nm）。(3)由设计说明书第六章可知，轴的最小估算直径为d min =70 (mm)，所以，联轴器的轴孔直径因大于70 (mm)。 项 目计 算 及 说 明计算结果7.2 联轴器的选择本次设计的减速器属于小型的减速器，减速器的输出轴可采用弹性套柱销联轴器，它加工制造容易，装拆方便，成本低，能缓冲减振。由参看文献【7】表7-64 弹性套柱销联轴器（gb 4323-2002），选得联轴器的型号为lt9，材料为铁。其尺寸示意图如图7.1所示，相关参数见表7.1。图7.1 弹性套柱销联轴器尺寸示意图表7.1 tl11型联轴器相关参数公称转矩/(nmm)许用转速/(r/min)轴孔直径/mm轴孔长度l(y型)d/mma/mm转动惯量/(kgm-2)1000285055112250600.2130项 目计 算 及 说 明计算结果八、滚动轴承的选择由于减速机、ii、iii轴上的齿轮都采用了斜齿轮，有一定的轴向力，故这里采用角接触球轴承。角接触球轴承尺寸的示意图，如图8-1所示。图8.1 角接触球轴承尺寸示意图选择轴（高速级小齿轮轴）