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
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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(<
20台);
(4)带传动比i≤4;
(5)采用Y型电动机驱动。
(6)分配轴:
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,确定电机转速,选定电机型号;
(2)计算传动装置的运动、动力参数;
a.确定总传动比i,分配各级传动比;
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
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。
2.确定电动机输出功率Pd
电动机所需的输出功率Pd=Pwη
其中:
Pw=1.0η---由电动机至分配轴的传动总效率
工作机的分配轴输入功率:
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=Pwη=1.1287KW
3.确定电动机转速
工作机转速nw
nw=15rmin
确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=1260~3240rmin
其中:
i总=i带×
i减=(2~4)×
(14~18)=28~72
i减——减速器传动比
符合这一转速范围的同步转速有1500、3000rmin,根据容量和转速,由有关手册查出适用的电动机型号。
(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:
1.5kw(额定功率应大于计算功率)
满载转速:
nm=1400rmin(nm—电动机满载转速)
同步转速:
1500rmin
电动机轴径:
24mm
三、传动装置的总传动比和分配各级传动比
1.传动装置的总传动比
i总=i带×
i减=nmnw=140045=31.1
nw——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=(1.2~1.3)i低
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=1400i带=700rmin
Ⅱ轴(中间轴):
nⅡ=nⅠi高=158.73rmin
Ⅲ轴(低速级大齿轮轴):
nⅢ=nⅡi低=45rmin
Ⅳ轴(与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴):
nW=nⅢ=45rmin
2.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=1.0836kw
PⅠ出=PⅠ入·
η轴承=1.0836×
0.99=1.0727kw
Ⅱ轴:
PⅡ入=PⅠ出·
η齿轮=1.0727×
0.98=1.0513kw
PⅡ出=PⅡ入·
η轴承=1.0513×
0.99=1.0407kw
Ⅲ轴:
PⅢ入=PⅡ出·
η齿轮=1.0407×
0.98=1.0199kw
PⅢ出=PⅢ入·
η轴承=1.0199×
0.99=1.0097kw
Ⅳ轴(分配轴):
PⅣ入=PⅢ出·
η联轴器=1.0097×
0.99=0.9996kw
PW=PⅣ出=PⅣ入·
η轴承=0.9996×
0.99=0.9896kw
3.计算各轴的输入转矩和输出转矩
公式:
T=9.55×
106×
Pn(N·
mm)
电动机:
Pn=10.232×
103(N·
TⅠ入=9.55×
PⅠ入nⅠ=14.783×
mm)
TⅠ出=9.55×
PⅠ出nⅠ=14.635×
TⅡ入=9.55×
PⅡ入nⅡ=63.252×
TⅡ出=9.55×
PⅡ出nⅡ=62.614×
TⅢ入=9.55×
PⅢ入nⅢ=216.44×
TⅢ出=9.55×
PⅢ出nⅢ=214.28×
Ⅳ轴:
TⅣ入=9.55×
PⅣ入nⅢ=212.14×
TW=TⅣ出=9.55×
PⅣ出nⅢ=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(rmin)
传动比i
效率η
输入
输出
电机轴
1.1287
10.232×
103
1400
2
0.72
Ⅰ轴
1.0836
1.0727
14.783×
14.635×
700
4.41
0.98
Ⅱ轴
1.0513
1.0407
63.252×
62.614×
158.73
3.53
Ⅲ轴
1.0199
1.0097
216.44×
214.28×
1
0.99
分配轴
0.9996
0.9896
212.14×
210.02×
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×
1.5
1.8kw
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=710rmin
计算带长
求Dm
Dm=105.5mm
求Δ
Δ=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=5.20ms
带根数
P0=0.33kWka=0.98
kl=1.16ΔP0=0.03kW
取z=5根
求轴上载荷
张紧力
q=0.06kgm
F=55.31N
轴上载荷
FQ=552.2N
2.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229HB—286HB,平均240HB
大齿轮45钢,正火处理,硬度169HB—217HB,平均210HB
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Z
Z1=21,Z2=93
模数m
取=2.0mm
中心距a
取a=120mm
螺旋角β
β=18.19°
小齿轮的直径d1
d1=44.21mm
大齿轮的直径d2
d2=195.78mm
齿宽b
取b2=45mm
b1=55mm
V=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
[σH]
验算
3.齿根弯曲疲劳强度计算:
齿形系数YFa:
ZV1=24.49
ZV2=108.46
YFa1=2.65
YFa2=2.19
应力修正系数Ysa:
由图12.22(p230
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