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：柴晓艳完毕日期：2023年6月5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………3三传动装置的总传动比和分派各级传动比…………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…………32一、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。课程设计的重要目的是：(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，树立对的的设计思想。(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、机械传动装置或简朴机械的一般设计方法和环节。(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毕（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分派轴转速n(r/min)45分派轴输入功率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)分派轴：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，拟定电机转速，选定电机型号；(2)计算传动装置的运动、动力参数；a.拟定总传动比i，分派各级传动比；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规定和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。拟定电动机输出功率Pd电动机所需的输出功率Pd=Pw/η其中：Pw=1.0η---由电动机至分派轴的传动总效率工作机的分派轴输入功率：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．拟定电动机转速工作机转速nwnw=15r/min拟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，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，由有关手册查出合用的电动机型号。（建议：在考虑保证减速器传动比i减>14时，来拟定电机同步转速）。4.拟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派各级传动比1．传动装置的总传动比i总=i带×i减=nm/nw=1400/45=31.1nw——工作机分派轴转速2．分派各级传动比为使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减速器传动比分派原则：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=1.0513kwPⅡ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（分派轴）: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分派轴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=71mm大带轮直径取D2=140mm大带轮转速n2=710r/min计算带长求DmDm=105.5mm求ΔΔ=34.5mm初取中心距a=600mm带长L=1535mm基准长度Ld=1600mm求中心距和包角中心距a=632.56mm小轮包角α1=173.46°>120°求带根数带速v=5.20m/s带根数P0=0.33kWka=0.98kl=1.16ΔP0=0.03kW取z=5根求轴上载荷张紧力q=0.06kg/mF=55.31N轴上载荷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，调制解决，硬度229HB—286HB，平均240HB大齿轮45钢，正火解决，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接触疲劳极限σHlim由图12.17c（p223）2.校核计算齿数ZZ1=21，Z2=93模数m取=2.0mm中心距a取a=120mm螺旋角ββ=18.19°小齿轮的直径d1d1=44.21mm大齿轮的直径d2d2=195.78mm齿宽b取b2=45mmb1=55mmV=1.62m/s精度等级由表12.6选9级精度传动比i=4.43相对误差相对误差<5%由表12.9由图12.9载荷系数K由表12.12由图12.16接触最小安全系数SHmin由表12.14（p225）SHmin=1.05应力循环次数NL接触寿命系数ZN查表得许用接触应力[σH]验算3.齿根弯曲疲劳强度计算：齿形系数YFa：ZV1=24.49ZV2=108.46YFa1=2.65YFa2=2.19应力修正系数Ysa：由图12.22（p230）Ysa1=1.58Ysa2=1.81重合度系Yε：=1.63Yε==Yε=0.71螺旋角系数YβYβ=0.848齿间载荷分派系数KFα当前以求得KFα=1.74<故KFα=1.66齿向载荷分布系数KFβ由图12.14b/h=45/(2.25*2.0)=10KFβ=1.32载荷系数K：K=2.74弯曲疲劳极限σFmin：弯曲最小安全系数SFminSFmin=1.05SFmin=1.05弯曲寿命系数YN：尺寸系数Yx：许用弯曲应力[σF]验算低速级齿轮校核材料选择：小齿轮45钢，调制解决，硬度229HB—286HB，平均240HB大齿轮45钢，正火解决，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接触疲劳极限σHlim由图12.17c（p223）2.校核计算齿数ZZ1=33，Z2=116模数m取=2.0mm中心距a取a=155mm螺旋角ββ=15.99°小齿轮的直径d1d1=68.7mm大齿轮的直径d2d2=241.3mm齿宽b取b2=70mmb1=80mmV=0.57m/s精度等级由表12.6选9级精度传动比i=3.51相对误差相对误差<5%由表12.9由图12.9载荷系数K由表12.12由图12.16接触最小安全系数SHmin由表12.14（p225）SHmin=1.05应力循环次数NL接触寿命系数ZN查表得许用接触应力[σH]验算3.齿根弯曲疲劳强度计算：齿形系数YFa：ZV1=37.15ZV2=130.58YFa1=2.46YFa2=2.16应力修正系数Ysa：由图12.22（p230）Ysa1=1.65Ysa2=1.82重合度系Yε：=1.69Yε==Yε=0.694螺旋角系数YβYβ=0.867齿间载荷分派系数KFα由表12.10注3当前以求得KFα=1.80<故KFα=1.80齿向载荷分布系数KFβ由图12.14b/h=70/(2.25*2.0)=15.56KFβ=1.31载荷系数K：K=2.95弯曲疲劳极限σFmin：弯曲最小安全系数SFminSFmin=1.25SFmin=1.25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[σF]验算六、轴的设计计算（一）Ⅰ轴（高速轴）的结构设计1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，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、初步拟定轴的最小直径。初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质解决。根据表16.2，取=112，于是得：mm由于轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者规定取=16mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过度析比较，选用下图所示的装配方案。由于轴的直径与齿轮轮毂相差不大，故选用齿轮轴。据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度1.1-2段轴段与大带轮装配，其直径mm，为了满足大带轮的轴向定位规定，带轮左侧制出一轴肩2.大带轮宽为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略小一些，现取mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的规定，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离取。3、初步选择滚动轴承。由于轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作规定并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6205型轴承，其尺寸为4、根据轴肩规定mm，但此时齿轮直径，齿轮受力不均匀故选用齿轮轴已知齿轮轮毂的宽度=55mm，，故取mm，由于齿轮端面至箱体内壁的距离mm，轴承用脂润滑时mm，故由于齿轮端面至箱体内壁的距离mm，齿轮与箱体内壁之距离mm，旋转零件间的轴向距离为10-15mm，。8、轴上零件的周向定位带轮与轴之间的定位采用平键连接。平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为56mm。9、拟定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1×45°，轴环两侧轴肩的圆角半径为R2。（二）Ⅱ轴（中间轴）的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，kW，r/min，2、求作用在齿轮上的力已知低速级小齿轮的分度圆直径mm，3、初步拟定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质解决,取C=112，于是得：mm由于轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，由于是中速轴，取=25mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过度析比较，选用下图所示的装配方案。1）初步选择滚动轴承。由于轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作规定并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6025型轴承，由参考资料[4]得其尺寸为mm2）取安装齿轮处的轴段2-3和4-5的直径为40mm，齿轮与轴承之间采用套筒定位已知齿轮3轮毂的宽度=80mm，为使套筒充足压紧齿轮3，故已知齿轮2轮毂的宽度=45mm，为使套筒充足压紧齿轮2，故3）旋转零件间的轴向距离为10-15，起固定作用的轴肩为6-10，故4）齿轮3距箱体内壁距离为10mm，轴承端面距箱体内壁距离为10mm，故5、轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按mm由参考资料[1]中的表6-1查得齿轮2处平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为40mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为；同样齿轮3与轴的连接用平键，键槽用键槽铣刀加工长为70mm.齿轮3与轴之间的配合为。6、拟定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料[1]中的表15-2，取轴端倒角为2×45°，圆角半径为R2。（三）Ⅲ轴（低速轴）的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，kW，r/min，求作用在齿轮上的力3、初步拟定轴的最小直径。mm由于轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩，查参考资料[1]中的表14-1，取=1.5，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2023或手册，选用TL7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩1250000,孔径为40mm，故，半联轴器长度（Y型）112mm，半联轴器与配合的毂孔长度为mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过度析比较，选用下图所示的装配方案。最终拟定如下：1）1-2段与联轴器相连接故，为满足联轴器的轴向定位轴肩规定轴1-2右端需制出一轴肩故查表可知2）初步估算轴承端盖的总宽度为35mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的规定，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离=45mm，故取。3）初步选择滚动轴承。由于轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作规定并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6212型轴承，由参考资料[4]得其尺寸为故4）一般的定位轴肩，当配合处轴的直径＜80mm时，轴肩处的直径差可取6—10mm。根据轴承的定位规定拟定5）轴肩高度〉0.07，故取=5mm，故，轴环宽度，取。6）轴承端面距箱体内壁距离为10mm，7）齿轮轮毂宽度故8）5、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按由参考资料[1]中的表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为；同样齿轮与轴的连接用平键，带轮与轴之间的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m5。6、拟定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1×45°，轴环两侧轴肩的圆角半径为R2，其余轴肩处为R1。Ⅱ轴（中间轴）的校核高速轴为左旋中间轴为右旋低速轴为左旋中间轴的受力情况如图：(1)计算齿轮受力第一级大齿轮受力分析第二级大齿轮受力分析(2)做出弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为小齿轮直径为68.7mm大齿轮直径为195.78mm水平方向受力图：弯矩图：垂直方向受力图：弯矩图：合成弯矩图：轴受转矩许用应力值应力校正系数当量转矩转矩图：当量弯矩在齿轮2中间截面处在齿轮3中间截面处当量弯矩图齿根圆直径轴径七、滚动轴承的选择和计算由前面初选6205承，其寿命计算如下：预期寿命：已知：，，，轴承1上的径向载荷故所以当量动载荷轴承2上的径向载荷故所以当量动载荷危险轴承为1有故I轴上的轴承6205有效期限内安全。八、键的选择和计算（1）键的选择由前面，齿轮2与轴用键联接。（2）键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考资料得许用挤压应力为，取。可得齿轮2上的键故此键能安全工作。七、滚动轴承的选择和计算6205型轴承，其尺寸为6212型轴承，其尺寸为八键连接的选择和计算带轮与轴之间的定位采用平键连接。平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为56mm。两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。齿轮2处平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为40mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为；同样齿轮3与轴的连接用平键，键槽用键槽铣刀加工长为70mm.齿轮3与轴之间的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为。齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为；同样齿轮与轴的连接用平键，带轮与轴之间的配合为。九联轴器的选择选用TL7型弹性套柱销联轴器十、润滑和密封的选择1减速器的润滑齿轮的润滑：除少数低速（v〈0.5m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑。本设计高速级圆周速度v≤12m/s，采用浸油润滑。为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充足润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10mm。浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉查和油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于30～50mm。为有助于散热，每传递1KW功率的需油量约为0.35～0.7L。齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V选取：V≤2.5可选用中极压齿轮油N320。（2）轴承的润滑当减速器中浸油齿轮的圆周速度v〈1.5～2m/s时，油飞溅不起来，应选用脂润滑。2减速器的密封轴伸出处的密封：选用粘圈式密封，粘圈式密封简朴，价廉，重要用于脂润滑以及密封处轴颈圆周速度较低的油润滑。箱盖与箱座接合面的密封：在箱盖与箱座结合面上涂密封胶密封最为普遍，效果最佳。其他部位的密封：检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。十一、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简朴，拔模方便.4.对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观测减速器油面及油面稳定之处。油尺安顿的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达成体内为压力平衡.E