精品玻璃瓶印花机构及传动装置机械设计毕业论文说明书Word格式文档下载.docx

1、分配轴输入功率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（14时，来确定电机同步转速）。4.确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： 1.5 kw （额定功率应大于计算功率）满载转速：nm = 1400 rmin （nm电动机满载转速）同步转速： 1500 rmin电动机轴径: 24 mm三、传动装置的总传动比和分配各级传动比1传动装置的总传

2、动比i总= i带 i减= nm nw =1400 45 = 31.1nw工作机分配轴转速2分配各级传动比为使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=31.12=15.55减速器传动比分配原则：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=（1.21.3）i低 i减= （1.21.3） i2低i低=3.527 i高=4.41四、传动装置的运动和动力参数的计算1计算各轴的转速轴（高速级小齿轮轴）：n=1400i带= 700 rmin轴（中间轴）：n= n i高= 158.73 rmin轴

3、（低速级大齿轮轴）：n=ni低= 45 rmin轴（与轴通过联轴器相连的轴）: nW= n= 45rmin2计算各轴的输入功率和输出功率轴： P入=Pd带=1.12870.96 = 1.0836 kwP出= P入轴承= 1.08360.99 =1.0727kw轴： P入= P出齿轮 = 1.07270.98 =1.0513kwP出= P入轴承 = 1.05130.99 =1.0407kw轴： P入= P出齿轮 = 1.04070.98 =1.0199kwP出= P入轴承 = 1.01990.99 =1.0097kw轴（分配轴）: P入= P出联轴器 = 1.00970.99 = 0.9996

4、kwPW=P出= P入轴承=0.99960.99 =0.9896 kw3.计算各轴的输入转矩和输出转矩 公式: T=9.55106Pn （Nmm） 电动机：Pn=10.232103 （N T入=9.55P入 n= 14.783mm） T出=9.55P出 n= 14.635 T入=9.55P入 n= 63.252T出=9.55P出 n= 62.614 T入=9.55P入 n= 216.44T出=9.55P出 n= 214.28轴： T入=9.55P入 n= 212.14TW=T出=9.55P出 n= 210.02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转速n（r

5、min）传动比i效率输入输出电机轴1.128710.232103140020.72轴1.08361.072714.78314.6357004.410.98轴1.05131.040763.25262.614158.733.53轴1.01991.0097216.44214.2810.99分配轴0.99960.9896212.14210.02五、传动零件的设计计算1V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=1.21.51.8kw选带型号Z型小带轮直径Dmin=50 D1=50-71 取D1=71mm大带轮直径取D2=140mm

6、大带轮转速n2=710 rmin计算带长求DmDm =105.5mm求=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1=173.46120求带根数带速v=5.20ms带根数P0=0.33kW ka=0.98kl=1.16 P0=0.03kW取z=5根求轴上载荷张紧力q=0.06kgmF=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，调制处理，硬度229HB286HB，平均240HB 大齿轮45钢，正火处理，硬度169HB217HB，平均210HB

7、计算结果齿面接触疲劳强度计算接触疲劳极限Hlim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=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=1.62ms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H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