机械设计课程设计计-玻璃瓶印花机构及传动装置(编辑修改稿)

机械设计课程设计计-玻璃瓶印花机构及传动装置(编辑修改稿)内容摘要：

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 16 HaK分配系数齿间载荷 1t112由 表 ， 先 求2 2 58 30 2. 811. 5 20 65 .4 651 .6 4 /6010 0 /111. 88 3. 2 co s ( 式 12 .6 )111. 88 3. 2 co s 16 .9 57 1. 64 827 83sin( 表 12 .8 )60 si n1 6. 95 7AtanTFNdKFN mmbN mmzzbm         22a2( 表 1 2 . 8 )1 . 6 4 8 2 . 7 8 7 4 . 4 3 5tana a r c t a n ( 表 1 2 . 8 )cost a n 2 0a r c t a n 2 0 . 8 3 2c o s 1 6 . 9 5 7c o s c o s c o s / c o s ( 表 1 2 . 8 )c o s 1 6 . 9 5 7 c o s 2 0 / c o s 2 0 . 7 4由 此 得 / c o s1 . 6 4 8 / 0 . 9 6 2 1 . 7 8 1antb n tH Fa a baaaKK       a HK  HK分布系数齿向载荷 bcdbBAKH 32110  ) 60( 32 HK HK 载荷系数 K )(   HHavA KKKKK K 17 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(34，故1，取1，aaaZ Z Z螺旋角系数 )(9 5 o sc o s  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 3 960nt60LLNN 8281LLNN 接触寿命系数 ZN 查表得 NNZZ 许用接触应力 [σ H] MpaS ZH NHH ][ min 11lim1  MpaS ZH NHH ][ min 22lim2      MPaMPaHH72021 18 验算 MpauubdKTZZZZ HHEH 8 3 0 ][122211    2 MP  劳强度计算： 齿形系数 YFa： 27cos 3311  ZZ v 83cos 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  )]831271([  = Yε =v  =  Yε = 螺旋角系数 Yβ 计算时，按当 11 i n     Y min00008 5 2 09 5 1 2 01YY Yβ = 齿间载荷分配系数 KFα 由表 注 3 19 ][ 1F8 1 0 4 4 3 Y 当前以求得 KFα =Y 故 KFα = 齿向载荷分布系数 KFβ 由图 KFβ = 载荷系数 K：  FFvA KKKKK   K= 弯曲疲劳极限 σ Fmin： MPaMPaFF4506002min1min 弯曲最小安全系数 SFmin SFmin= SFmin= 弯曲寿命系数YN： 21 NNYY 尺寸系数 Yx： 许用弯曲应力 [σ F] YX =1 ][ min 111  F XNF l i n mF S YY 1095450][ min 222  F XNFlinmF S YY MPF ][ 1  MPF 342][ 2  验算 8 5 0 2 8 3 0 24 2 211111   YYYYmbd KT SaFanF 2212  SaFa SaFaFF YY YY MPF  MPF  ][ 2F 六、轴的设计计算 20 （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， 5601 n r/min， T mN 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 15 10022 111  dTF t N o s 1 5 . 6 0 1tan11  tr FF N NFF 3 5t a n 1 5 . 6 0 4 3t 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 4 6 08 8 5 1 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 =15mm。 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。 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 ，其直径 1521 d mm，为了满足大带轮的轴向定位要 21 求，带轮左侧制出一轴肩 mm2132 d mm528212)14(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5021 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 mm3932 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， mm29dd 5476   但此时齿轮直径 d’=， 齿轮受力不均匀故选用齿轮轴 已知齿轮轮毂的宽度 1B =40mm，故取 4065 l mm， 由于齿轮端面至箱体内壁的距离 10 mm，故 mm29l mm9l 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，旋转零件间的轴向距离为 1015mm， mm85l 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 mm5mm5  hb ,键槽用键槽铣刀加工长为 42mm。 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。 高速轴尺寸： 22 （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， 583002 T mmN 求作用在齿轮上的力 NFF tt  NFF 3 5t a n2t2a   已知低速级小齿轮的分度圆直径 d mm， NFFNdTFrrt 7 8 0 6 5 8 3 0 02212323。