玻璃瓶印花机构及传动装置_机械设计课程设计(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(编辑修改稿)内容摘要：

 验 算 11 1 1122 4 . 3 4 1 2 0 2 5 2 . 6 7 1 . 5 7 0 . 7 0 . 8 74 5 4 3 . 6 8 2F F a S anKT Y Y Y Yb d m       2221112 . 1 8 1 . 8 26 7 . 7 8 2 . 6 7 1 . 5 7F a S aFFF a S aYYYY     11[]FFMP  22[]FFMP  故 满 足 要 求 14 低速级齿轮校核 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 初步计算 1T转 矩 66111 . 1 5 69 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 9 0 . 4 8PT n     1 57958T N mm d齿 宽 系 数 1 由 表 ， 取 d 1 limH接 触 疲 劳 极 限 图 lim1 580H MPa  lim 2 425H MPa  H初 步 计 算 的 许 用接 触 应 力 []   1 lim 12 lim 20. 9 0. 9 58 00. 9 0. 9 42 5HH       12 MPaMPa  dA值 d1 2 .1 6 1 5 8 3A   由 表 ， 估 计 ， 取 初 步 计 算 小齿 轮 的 直 径  131 23 215 7 9 5 8 3 . 8 2 18 3 6 5 . 8 73 . 8 21 3 8 2 . 5ddHT udAu    1 70d mm取 2．校核计算 Z齿 数 12Z =31 118Z 取 ， m模 数 1170c o s c o s 1 5 2 .1 831n dm z     =2nm mm取 a中 心 距 12() 2 ( 3 1 1 1 8 ) 1 5 4 . 2 62 c o s 2 c o s 1 5nm z za     155a mm取 螺 旋 角 12() 2 ( 3 1 1 1 8 )a r c c o s a r c c o s2 2 1 5 5nm z za     1d小 齿 轮 的 直 径 11 2 31cos    1 mm 2d大 齿 轮 的 直 径 22 2 118cos    2 mm 15 b齿 宽 1= 1   21=6 5 75b mm b mm取 ， 圆 周 速 度 v 11 6 4 .5 1 9 0 .4 8==6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv    /v m s 精 度 等 级 由 表 选 9级 精 度 传 动 比 118 31i 相 对 误 差 3 .8 2 3 .8 11 0 0 % = 1 0 0 % 0 .2 6 % 5 %3 .8 2iii     原 实原 AK使 用 系 数 表 = VK动 载 荷 系 数 图 =1VK HaK分配系数齿间载荷 11122 2 579 58 5 179 534. 56 /65100 /11 8 c os11 8 c os 15. 99 831 118sin 65 sin 15. 992tAtanaTFNdKFN m mbN m mzzbm             由 表 ， 先 求228 5 3t a na r c t a nc ost a n 20a r c t a n 20. 74c os 15. 99c os c os c os / c osc os 15. 99 c os 20 / c os 20. 74/ c os 8 / 7 9ntb n tH F a bKK        由 此 得  16 HK 齿 向 载 荷分 配 系 数 221132231 2 . 1 1 [1 0 . 6 ( ) ] ( )101 . 1 7。 0 . 1 6。 0 . 6 16 5 6 51 . 1 7 0 . 1 6 [1 0 . 6 ( ) ] ( )6 4 . 5 6 4 . 50 . 6 1 1 0 6 5 1 . 4 7HbbK A BddCbA B C          由 表 ，   K载 荷 系 数 1 v Ha HK K K K K      EZ弹 性 系 数 表 EZ MPa HZ节 点 区 域 系 数 图  Z重 合 度 系 数 a 1 14 (1 )311aaZ  由 式 ， 因 ， 取 ， 故   Z螺 旋 角 系 数 c os c os       minHS接 触 最 小 安 全系 数 表 min= LN应 力 循 环 次 数 1h82h860 nt 60 3000 16 1060 nt 60 50 3000 16 10LLNN         8182 10 10LLNN N接 触 寿 命 系 数 Z 图 21 ,  H许 用 接 触 应 力 [] lim 1 11m inlim 2 22m in5 8 0 1 .0 51 .0 54 2 5 1 .1 41 .0 5HNHHHNHHZSZS  [ ] =[ ] = 12[ ] 580[ ] HMPaMPa  验 算 12122 11 8 9 .8 2 .4 1 0 .7 7 0 .9 82 3 .2 9 5 7 9 5 8 3 .8 2 13 .8 26 5 6 4 .5H E HKT uZ Z Z Zubd         aH H MP  17 齿根弯曲疲劳 强度计算 FaY齿 形 系 数 11 33 31 3 4 .9 0c o s c o s 1 5 .9 9v zz    22 33 118 1 2 7 .6 9c o s c o s 1 5 .9 9v zz    1  2  saY应 力 修 正 系 数 图 , FaYY , saYY Y重 合 度 系 数  c o s)]11([ 21 vvv zz  11[1 . 8 8 3 . 2 ( ) ] c o s 1 5 . 9 9 = 1 . 7 03 4 . 9 1 2 7 . 6 9   vY       Y螺 旋 角 系 数 min 1 1     1 = 1（ 当 时 ， 按 计 算 ） m in1 12015 .9 91 1 0. 87120YY      FaK齿 间 载 荷 分 配系 数 表 4 .5 3 3 .9 1 1 .7 91 .6 8 0 .6 9Y     FK 齿 向 载 荷 分 布系 数 图 / 6 5 / ( 2 .2 5 2 ) 1 4 .4 4bh      载 荷 系 数 K = 1 v F FK K K K K     minF弯 曲 疲 劳 极 限 图 lim1lim 2480380FFMpaMpa  minFS弯 曲 最 小安 全 系 数 FS 18 LN应 力 循 环 次 数 1h82h860 nt 60 3000 16 1060 nt 60 50 3000 16 10LLNN         8182 10 10LLNN XY尺 寸 系 数 图 1XY NY弯 曲 寿 命 系 数 图 12NYY  F许 用 弯 曲 应 力 [] 111m in4 8 0 0 .9 1[] 1 .0 5F li m N XFFYYS  222m in3 8 0 0 .9 3 1[] 1 .0 5F li m N XFFYYS  1[ ] MP  2[ ] MP  验 算 11 1 1122 4 . 0 3 5 7 9 5 8 2 . 4 5 1 . 6 6 0 . 6 9 0 . 8 76 5 6 4 . 5 2F F a S anKT Y Y Y Yb d m       2221112 . 1 7 1 . 8 31 3 6 . 0 2 2 . 4 5 1 . 6 6F a S aFFF a S aYYYY     11[]FFMP  22[]FFMP  故 满 足 要 求 19 六、轴的 设计、 校核 （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， 1 1 1= 1 .1 9 2 , 9 4 6 .6 7 / m in, 1 2 .0 2 5P Kw n r T N m   求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径 1 mm ，则 311 12 2 1。