玻璃瓶印花机构及传动装置——机械设计课程设计说明书(编辑修改稿)

玻璃瓶印花机构及传动装置——机械设计课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

1 0 0 060 5 0 0 060 11    ndv V=精度等级 由表 选 9级精度 传动比 i i= 相对误差 5%% 原实原 i ii 相对误差 5% AK使用系数 由表 AK VK动载系数 由图 VK HaK分配系数齿间载荷 c o s/ o s/20c o s5 . 9 91c o s)(c o s/c o sc o sc o s5 . 9 91c o s20t anar c t an)(c o st anar c t ana)( an331t an)(s i n . 9 91c o s1 1 61331)(c o s11/1 0 0/70 8 4 8 4 16 3 2 5 22222a1d2111tbaFaHtnbntanatAKKaaazmbzzmmNmmNbFKNdTF由此得表表表表式，先求由表 HaK 15 HK分布系数齿向载荷 bcdbBAK H 32110  )( 32 HK HK 载荷系数 K )(  式HHavA KKKKK K EZ弹性系数 由表 MPaZE  HZ节点区域系数 由图 HZ Z重合度系数 11)1(34aaaZ ，故，取，因由式 Z Z螺旋角系数 )( o sc o s 式 Z Z 接触最小安全系数 SHmin 由表 （ p225） SHmin= 应力循环次数NL 8h28h1162 5 0104560nt60162 5 5 860nt60LLNN 8281LLNN 接触寿命系数 ZN 查表得 NNZZ 16 许用接触应力 [σ H] M p aS ZH NHH ][ m i n 11l i m1  M p aS ZH NHH ][ m i n 22l i m2      MPaMPaHH 21  验算 M p auubdKTZZZZHHEH 2 26 3 2 5 8 9][122211    1 MP  劳强度计算： 齿形系数 YFa： s 33co s 3311  ZZ v s116co s 3322  ZZ v ZV1= ZV2= YFa1= YFa2= 应力修正系数Ysa： 由图 （ p230） Ysa1= Ysa2= 重合度系 Yε ：   c o s)]11([ 21 vvv zz   o s)] 3 1([  = Yε =v  = 6 9  Yε = 螺旋角系数 Yβ 计算时，按当 11 i n     Y Yβ = 17 m in00008 6 2 1 2 01YY 齿间载荷分配系数 KFα 由表 3  Y 当前以求得 KFα =Y 故 KFα = 齿向载荷分布系数 KFβ 由图 b/h=70/(*)= KFβ = 载荷系数 K：  FFvA KKKKK   K= 弯曲疲劳极限 σ Fmin： MPaMPaFF3504502m in1m in 弯曲最小安全系数 SFmin SFmin= SFmin= 应力循环次数NL 8h28h1162 5 0104560nt60162 5 5 860nt60LLNN 弯曲寿命系数YN： 21 NNYY 尺寸系数 Yx： 许用弯曲应力 [σ F] ][ m i n111  F XNF lin mF S YY 5 0][ m i n 222  F XNF lin mF S YY MPF 480][ 1  MPF 380][ 2  18 ][ 1F验算 6 3 2 5 211111   YYYYmbd KT SaFanF 2212  SaFa SaFaFF YY YY MPF  MPF  ][ 2F 六、轴的设计计算 （一）Ⅰ轴（高速轴）的结构设计 求轴上的功率、转速和转矩 由前面得， P kW， 7001n r/min， 147831 T mmN 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径 d mm，则 6 4 7 8 322 111  dTF t N 5 68 . 1 91c o s 20t a 6 88 . 1 91c o s t a n11  tr FF N NFF . 1 91t a a n1t1a   初步确定轴的最小直径。 初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 根据表 ，取 C =112，于是得： 0 00 8 3 1 2 3311  nPCd mm 因为轴上应开 2个键槽，所以轴径应增大 7%，故 %)71( d mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取 mind =16mm。 轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选用下图所示的装配方案。 19 由于轴的直径与齿轮轮毂相差不大，故选用齿轮轴。 （ 2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 段轴段与大带轮装配，其直径 1621 d mm，为了满足大带轮的轴向定位要求，带轮左侧制出一轴肩 mm2032 d mm648212)15(2)1(  fezB 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 12 段的长度应比 B 略小一些，现取6021 l mm。 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离取 mm8032 l。 初步选择滚动轴承。 因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。 参照工作要求并根据 2543 d mm，由轴承产品目录中初步选择 6205 型轴承，其尺寸为 mm15mm52mm25  BDd 根据轴肩要求 258743  dd mm， mm30dd 5476   但此时齿轮直径 39。 54d d mm， 齿轮受力不均匀故选用齿轮轴 已知齿轮轮毂的宽度 1B =55mm，故取 5565 l mm， 由于齿轮端面至箱体内壁的距离 10 mm，轴承用脂润 滑时 12103  mm，故mm26l mm10l 8776  由于齿轮端面至箱体内壁的距离 10 mm，齿轮与箱体内壁之距离  mm， 20 旋转零件间的轴向距离为 1015mm， mm105l 54 。 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 mm6mm6  hb ,键槽用键槽铣刀加工长为 56mm。 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 1 45176。 ，轴环两侧轴肩的圆角半径为 R2。 （二）Ⅱ轴（中间轴）的设计计算 求轴上的功率、转速和转矩 由前面得， P kW， n r/min， T mN 求作用在齿轮上的力 NFF tt  NFF 9 1t a n2t2a   已知低速级小齿轮的分度圆直径 d mm， NFFNdTFrrt 5 6 8 4 3 5 22212323。