棒棒糖自動包裝機理糖機構傳動裝置設計【2013年最新整理畢業(yè)論文】

中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 1 目 錄 前 言 . 錯誤 !未定義書簽。 1 設計要求 . 錯誤 !未定義書簽。 2 總體方案分析 . 錯誤 !未定義書簽。 3 選擇電動機 . 錯誤 !未定義書簽。 3.1 電動機的類型和結(jié)構的選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 3.2 電動機的容量 . 錯誤 !未定義書簽。 3.2.1 工作機所需功率 . 錯誤 !未定義書簽。 3.2.2 計算傳動裝置總效率 . 錯誤 !未定義書簽。 3.2.3 確定電動機 . 錯誤 !未定義書簽。 4 確定傳動比 . 錯誤 !未定義書簽。 5 確定各軸的動力參數(shù) . 錯誤 !未定義書簽。 5.1 各軸轉(zhuǎn)速的計算 . 錯誤 !未定義書簽。 5.2 各軸輸入功率的計算 . 錯誤 !未定義書簽。 5.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算 . 錯誤 !未定義書簽。 6 高速級齒輪設計 . 錯誤 !未定義書簽。 6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) . 錯誤 !未定義書簽。 6.1.1 齒輪類型的選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 6.1.2 齒輪精度選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 6.1.3 齒輪材料的選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 6.1.4 齒輪齒數(shù)選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 6.2 計算 . 錯誤 !未定義書簽。 6.2.1 按齒面接觸強度計算 . 錯誤 !未定義書簽。 6.2.2 按齒根彎曲強度計算 . 錯誤 !未定義書簽。 7 低速級齒輪設計 . 錯誤 !未定義書簽。 7.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) . 錯誤 !未定義書簽。 7.1.1 齒輪類型的選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 7.1.2 齒輪精度選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 7.1.3 齒輪材料的選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 7.1.4 齒輪齒數(shù)選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 7.2 計算 . 錯誤 !未定義書簽。 7.2.1 按齒面接觸強度計算 . 錯誤 !未定義書簽。 7.2.2 按齒根彎曲強度計算 . 錯誤 !未定義書簽。 8 蝸輪蝸桿設計 . 錯誤 !未定義書簽。 8.1 設計條件 . 錯誤 !未定義書簽。 8.2 確定蝸桿傳動的傳動類型以及選擇材料 . 錯誤 !未定義書簽。 8.2.1 傳動類型 . 錯誤 !未定義書簽。 8.2.2 選擇材料 . 錯誤 !未定義書簽。 8.3 設計計算 . 錯誤 !未定義書簽。 8.3.1 按齒面接觸疲勞強度進行設計 . 錯誤 !未定義書簽。 8.3.2 蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 . 錯誤 !未定義書簽。 8.3.3 蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 . 錯誤 !未定義書簽。 8.3.4 按齒根彎曲疲勞強度校核 . 錯誤 !未定義書簽。 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 2 9 軸上其他零件設計 . 錯誤 !未定義書簽。 9.1 軸最小直徑的計算及危險軸的校核 . 錯誤 !未定義書簽。 9.1.1 輸入軸 . 錯誤 !未定義書簽。 9.1.2 中間軸 . 錯誤 !未定義書簽。 9.1.3 蝸桿軸 . 錯誤 !未定義書簽。 9.1.4 蝸輪軸 . 錯誤 !未 定義書簽。 9.1.5 危險軸的校核 . 錯誤 !未定義書簽。 9.2 軸承選擇及校核 . 錯誤 !未定義書簽。 9.2.1 輸入軸軸承的選擇及校核 . 錯誤 !未定義書簽。 9.2.2 中間軸軸承的選擇及校核 . 錯誤 !未定義書簽。 9.2.3 蝸桿軸 . 錯誤 !未定義書簽。 9.2.4 蝸輪軸 . 錯誤 !未定義書簽。 9.3 鍵的選擇及校核 . 錯誤 !未定義書簽。 9.3.1 鍵的選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 9.3.2 輸入軸上鍵連接強度校核 . 錯誤 !未定義書簽。 9.3.3 中間軸鍵連接強度校核 . 錯誤 !未定義書簽。 9.3.4 蝸桿軸鍵連接強度校核 . 錯誤 !未定義書簽。 9.3.5 蝸輪軸鍵連接強度校核 . 錯誤 !未定義書簽。 9.4 潤滑方式選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 9.4.1 軸承潤滑方式選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 9.4.2 齒輪潤滑方式選擇 . 錯誤 !未定義書簽。 10 箱體主要結(jié)構尺寸設計 . 錯誤 !未定義書簽。 結(jié) 論 . 錯誤 !未定義書簽。 參考文獻 . 錯誤 !未定義書簽。 致 謝 . 錯誤 !未定義書簽。 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 3 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 4 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 5 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 6 前言 隨著包裝機的廣泛使用，食品的包裝效率得到了很大提升，產(chǎn)量提升得很快。但是，最初使用的包裝機基本上是靠工人手工供料，還是無法根本解決食品的包裝效率問題，工人的工作量并沒有因為包裝機的應用而減少。并且由于是工人手工供料，在一定程度上存在著食品的衛(wèi)生安全問題，這種包裝機被稱為半自動包裝機。自動包裝機的產(chǎn)生在很大程度上解決了工人工作量大的問題。自動包裝機與前者相比，擁有了自動供料及理料裝置，棒棒糖自動 包裝機就是自動包裝機的一種。其理糖機構能夠通過自身的圓錐形理糖盤的旋轉(zhuǎn)和配有伺服電機的毛刷的配合來將棒棒糖整理為統(tǒng)一姿態(tài)，并且送至輸送機構取糖處。在理糖機構中，理糖盤是極為關鍵的部件，本次設計就是為理糖盤的旋轉(zhuǎn)設計傳動裝置。 1 設計要求 原始數(shù)據(jù)：理糖盤轉(zhuǎn)速 4.3r/min，理糖盤轉(zhuǎn)速允許誤差 5%，工作所需功率 0.3kw； 工作條件：室內(nèi)，無塵，三班工作制，要求使用壽命 12000h； 動力來源：電力，三相交流，電壓 380v； 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 傳動要求：實現(xiàn)水平放置的電動機 的垂直轉(zhuǎn)矩通過該設計轉(zhuǎn)換成水平轉(zhuǎn)矩。 2總體方案分析 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 7 由設計要求可知，電動機所輸出的轉(zhuǎn)矩通過減速裝置的傳遞，最終達到將轉(zhuǎn)矩的傳遞方向向上改變90，并將其傳遞給理糖盤。所以傳動裝置中確定傳動方案為，由電動機輸出轉(zhuǎn)矩，通過聯(lián)軸器與減速裝置的高速軸相連，由高速軸傳遞給低速軸，再由低速軸傳遞給蝸桿軸，最終由蝸輪蝸桿配合，從蝸輪軸將水平轉(zhuǎn)矩輸出給理糖盤，實現(xiàn)其轉(zhuǎn)動。 減速器部分是本設計的重點設計部分，本設計中的減速器是二級圓柱齒輪減速器配合蝸輪蝸桿的復合型減速器。其結(jié)構相對簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在 遠離轉(zhuǎn)矩輸入端?？墒馆S在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭矩變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。蝸輪蝸桿的配合可以最大程度上增加傳動比，減小齒輪的直徑和加工難度，最高效地實現(xiàn)轉(zhuǎn)矩的傳遞。 1 3選擇電動機 3.1電動機的類型和結(jié)構的選擇 本傳動的工作狀況是：三班制，工作環(huán)境無塵干凈， 380v 交流電。 根據(jù)條件查簡明機械設計手冊 2 確定選用 Y 系列全封閉自扇冷式籠形三相異步電動機。 3.2電動機 的容量 3.2.1工作機所需功率 由設計要求可知， WP =0.3kw 3.2.2計算傳動裝置總效率 由于動力經(jīng)過一個傳動副或者運動副就會發(fā)生一次損失，故多級串聯(lián)總效率 w21 公式（ 1） 本設計中 1 聯(lián)軸器（共兩個） 1 =0.99 2 滾動軸承（共 8 個） 2 =0.98 3 圓柱齒輪（共 2 對） 3 =0.96 4 蝸桿傳動 4 =0.75 將上述各值代入公式（ 1）中 577.04238221 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 8 電動機效率 kwPPwr 52.0 公式（ 2） 3.2.3確定電動機 表 1 電動機預選方案 方案 電動機型號 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動比 1 Y112M2-4 1440 334.88 2 Y90S-6 910 211.63 3 Y132S-4 1440 334.88 由于考慮到傳動方案以及加工成本，所以比較三個方案，選擇方案 2 比較合適。 4確定傳動比 總傳動比 i=211.63 首先確定蝸輪蝸桿傳動比 134 i 所以 252.164321 iiiii 由于輸入軸與電動機之間靠聯(lián)軸器連接，所以輸入軸傳動比 11i 考慮到兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應有相近的浸油深度。兩級齒輪減速器高速級傳動比 2i 與低速級傳動比3i 的比值取為 1.3。 3 即 32 3.1 ii 所以 4.33.1252.163 i； 78.43.132 ii 5 確定各軸的動力參數(shù) 5.1各軸轉(zhuǎn)速的計算 輸入軸轉(zhuǎn)速 min/9101 rn 中間軸轉(zhuǎn)速 m in/38.19078.4910212 rinn 蝸桿軸轉(zhuǎn)速 m in/564.338.190223 rinn 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 9 蝸輪軸轉(zhuǎn)速 m in/3.41356334 rinn 5.2各軸輸入功率的計算 電動機的輸出功率 kwP 75.00 輸入軸的輸入功率 kwPP 713.098.099.075.0 222101 中間軸的輸入功率 kwPP 6 5 7.096.098.07 1 3.0 232212 蝸桿軸的輸入功率 kwPP 606.096.098.0657.0 232223 蝸輪軸的輸入功率 kwPP 436.075.098.0606.0 242234 5.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算 nPT 9550 公式（ 3） 將已知條件代入公式（ 3）中 輸入軸的轉(zhuǎn)矩 mNnPT 483.7910713.09 5 5 09 5 5 0 111 中間軸的轉(zhuǎn)矩 mNnPT 96.3238.1 9 06 5 7.09 5 5 09 5 5 0222 蝸桿軸的轉(zhuǎn)矩 mNnPT 34.10356606.09 5 5 09 5 5 0333 蝸輪軸的轉(zhuǎn)矩 mNnPT 325.9683.4436.09 5 5 09 5 5 0444 6 高速級齒輪設計 6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 10 6.1.1齒輪類型的選擇 考慮到動力的傳遞沒有方向的變化以及節(jié)約加工成本，查簡明機械設計手冊 2 確定齒輪類型選擇為直齒。 6.1.2齒輪精度選擇 由于棒棒糖自動包裝機屬于一般工作機，所以理糖盤轉(zhuǎn)速比較低，因此選用 7 級精度。 3 6.1.3齒輪材料的選擇 小齒輪材料選為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，處理后硬度為 280HBS。大齒輪材料選為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，處理后硬度為 240HBS，且兩者硬度差 40HBS。 3 6.1.4齒輪齒數(shù)選擇 小齒輪齒數(shù) 171 z ； 大齒輪齒數(shù) 26.8178.417212 izz ，取 2z =81 6.2計算 6.2.1按齒面接觸強度計算 322211132.2 HEdtZiiKTd 公式（ 4） 查機械設計 3 確定式中各值 載荷系數(shù) 3.1tK； 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mNnPT 4 8 3.79 1 07 1 3.09 5 5 09 5 5 0111； 齒寬系數(shù) 1d ； 材料的彈性影響系數(shù) 218.189 MPaZ E ； 按齒面硬度確定小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 600lim ； 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 11 按齒面硬度確定大齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 550lim ； 通過盈利循環(huán)次數(shù)確定接觸疲勞壽命系數(shù) 811 10552.61200019106060 hjLnN 822 1037.112000138.1906060 hjLnN 確定使用壽命系數(shù) 94.01 HNK； 98.02 HNK ； 確定疲勞許用應力 失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1 則 M PaSK HHNH 5461 60094.01l i m11 M PaSK HHNH 5391 55098.02l i m22 將所確定的各值代入公式（ 4）中， mmd t 234.26539 8.18978.4 78.51 58.74823.132.2231 為便于加工，以及后續(xù)齒輪和軸系的設計，取模數(shù) m=2； 則 mmmzd 3421711 mmmzd 16228122 確定齒輪寬度及中心距 中心距 mmdda 982 162342 21 齒輪寬度 mmb 401 mmb 342 6.2.2按齒根彎曲強度計算 F SFd YYzKT aa21 13 2m 公式（ 5） 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 12 查機械設計 3 確定公式（ 5）中各值 確定小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 5001 確定大齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 3802 確定齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 85.01 FNK 88.02 FNK 確定彎曲疲勞許用應力 M PaSK FEFNF 4251 50085.0111 M PaSK FEFNF 4.3341 38088.0222 確定載荷系數(shù) K 3635.135.1101.11 FFVA KKKKK 確定齒形系數(shù) 62.21 FaY 20.22 FaY 確定應力校正系數(shù) 59.11 SaY 78.12 SaY 確定兩齒輪的 F SF YY aa，并比較大小 0 0 8 4 5 5.0425 59.126.21 a1a1 F SF YY 011710.04.334 78.120.22 a2a2 F SF YY 比較后，大齒輪的數(shù)值大。 將各值代入公式（ 5）中 93858.0011710.0171 10483.73635.123 2 3 m 考慮到便于加工，取 m=2 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 13 最終確定高速級齒輪參數(shù) 中心距 mmdda 982 162342 21 分度圓 mmmzd 3421711 mmmzd 16228122 齒輪寬度 mmb 401 mmb 342 7 低速級齒輪設計 7.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 7.1.1齒輪類型的選擇 考慮到動力的傳遞沒有方向的變化以及加工成本，查簡明機械設計手冊 2 確定齒輪類型選擇為直齒。 7.1.2齒輪精 度選擇 由于棒棒糖自動包裝機屬于一般工作機，所以理糖盤轉(zhuǎn)速比較低，因此選用 7 級精度。 3 7.1.3齒輪材料的選擇 小齒輪材料選為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，處理后硬度為 280HBS。大齒輪材料選為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，處理后硬度為 240HBS，且兩者硬度差 40HBS。 3 7.1.4齒輪齒數(shù)選擇 小齒輪齒數(shù) 253 z； 大齒輪齒數(shù) 854.325334 izz 7.2計算 7.2.1按齒面接觸強度計算 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 14 323333132.2 HEdtZiiKTd 公式（ 6） 查機械設計 3 確定公式（ 6）中各值 載荷系數(shù) 3.1tK； 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mNnPT 3 8 6.338.1 9 06 5 7.09 5 5 09 5 5 0222； 齒寬系數(shù) 1d； 材料的彈性影響系數(shù) 218.189 MPaZ E ； 按齒面硬度確定小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 600lim ； 按齒面硬度確定大齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 550lim ； 通過盈利循環(huán)次數(shù)確定接觸疲勞壽命系數(shù) 823 1037.112000138.1906060 hjLnN ； 834 10403.01 2 0 0 01566060 hjLnN ； 確定解除疲勞壽命系數(shù) 98.03 HNK 99.04 HNK 確定疲勞許用應力 失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1 則， MP aSK HHNH 5881 60098.03l i m33 M PaSK HHNH 5.5441 55099.04l i m44 將所確定的各值代入公式（ 6）中， mmd t 17.465.544 8.1894.3 14.31 1086.33.132.22343 計算圓周速度 smndv t /46.0100060 38.19017.4614.3100060 233 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 15 計算齒寬 mmdbtd 17.4617.4313 計算齒寬與齒高之比hb mmzdm tt 8 4 6 8.125 17.4633 mmmh t 1553.48468.125.225.2 所以， 11.111553.417.46 hb 查機械設計 3 確定載荷系數(shù) K 01.1VK 1 FH KK 423.1HK 35.1FK 所以， 437.1423.1101.11 HHVA KKKKK 按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 mmKKddtt 738.473.1437.117.46 3333 計算模數(shù) mmzdm 909.125738.4733 7.2.2按齒根彎曲強度計算 F SFd YYzKT aa23 23 2m 公式（ 7） 查機械設計 3 確定式公式（ 7）各值 確定小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 5003 確定大齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 3804 確定齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 16 90.01 FNK 93.02 FNK 確定彎曲疲勞許用應力，取疲勞安全系數(shù) S=1.4 M PaSK FEFNF 4 2 9.3 2 14.1 5 0 090.0333 M PaSK FEFNF 429.2524.1 38093.0444 確定載荷系數(shù) K 3635.135.1101.11 FFVA KKKKK 確定齒形系數(shù) 62.23 FaY 20.24 FaY 確定應力校正系數(shù) 59.13 SaY 78.14 SaY 確定兩齒輪的 F SF YY aa，并比較大小 0 1 2 9 6 0.0429.321 59.126.23 a3a3 F SF YY 0 1 5 5 1 3.0429.252 78.120.24 a4a4 F SF YY 比較后，確定大齒輪的數(shù)值大。 將各值代入公式（ 7）中 mmm 292.20 1 5 5 1 3.0251 10386.33635.123 2 4 將模數(shù)元整，取 m=2.5 確定最終齒數(shù) 468.185.2 17.4633 mdz 取 203 z 684.320334 izz 所以，最終確定高速級齒輪參數(shù) 分度圓 mmmzd 505.22033 mmmzd 1705.26844 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 17 中心距 mmdda 1102 170502 43 齒輪寬度 mmb 553 mmb 504 8蝸輪蝸桿設計 8.1設計條件 根據(jù)要求確定輸入功率 kwPP 606.096.098.0657.0 232223 蝸桿轉(zhuǎn)速 m in/564.338.190223 rinn 傳動比 133 i 工作條件：無沖擊、無塵 使用壽命 hLh 12000 8.2確定蝸桿傳動的傳動類型以及選擇材料 8.2.1傳動類型 查機械設計 3 根據(jù) GB/T10085-1988 的推薦，采用 ZI（漸開線蝸桿）。 8.2.2選擇材料 考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度較小，所以蝸桿采用 40Cr；因希望效率高些，耐磨性好些，所以蝸桿螺旋齒面要求調(diào)質(zhì)處理，處理后硬度為 4555HRC。蝸輪采用鑄錫磷青銅（ ZCuSn10P1） ,采用金屬模工藝鑄造。 2 8.3設計計算 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。 8.3.1按齒面接觸疲勞強度進行設計 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 18 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 mNnPT 34.10356606.095509550 333 查機械設計 3 確定下列各值 載荷分布不均勻系數(shù) 1K 使用系數(shù) 15.1AK 動載系數(shù) 05.1VK 載荷系數(shù) 21.105.1115.1 VA KKKK 彈性系數(shù) 21160 MPaZ E 接觸系數(shù) 9.2Z 基本接觸應力 MPaH 268 蝸輪應力循環(huán)次數(shù) 544 1088.2120003.416060 hLjnN 計算壽命系數(shù) 8 7 6 1.01088.210855 HNK 計算許用接觸應力 M P aKHHNH 2352688761.0 計算中心距 23 HE ZZKTa 公式（ 8） 將各值代入公式（ 8）中 mma 236.168235 9.21601034.10321.123 考慮到方便加工以及后續(xù)的軸系分布設計，取 mma 250 ，由于 133 i，可確定模數(shù) mmm 8 ，蝸桿分度圓直徑 mmd 805 ，可確定 74.2Z，因此 ZZ ，上述計算結(jié)果可用。 8.3.2蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 軸向齒距 mmmP a 12.2514.3 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 19 齒根圓直徑 mmdf 445 直徑系數(shù) 10q 分度圓導程角 054821 o 齒頂圓直徑 mmda 965 蝸桿軸向齒厚 mmSa 56.12 蝸桿頭數(shù) 45 z 蝸桿寬度 mmb 4.1425 8.3.3蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸輪齒數(shù) 526 z 變位系數(shù) 250.06 X 蝸輪分度圓直徑 mmzmd 41652866 蝸輪喉圓直徑 mmhddaa 432824162 666 蝸輪齒根圓直徑 mmhddff 3881424166 666 蝸輪咽喉母圓半徑 mmdarag 344322125021 66 8.3.4按齒根彎曲疲勞強度校核 FFaF YYmdd KT 665453.1 公式（ 9） 根據(jù)公式（ 9）進行校核 確定當量齒數(shù) 96.64054821c o s 52c o s 3366 oV ZZ 因 250.06 x 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 20 96.64054821c o s 52c o s 3366 oV ZZ 所以 16.26 FaY 確定螺旋角系數(shù) 8442.0140 05482111401 OOOY 確定 ZCuSn10P1 的基本許用彎曲應力 MPaF 56 確定壽命系數(shù) 883.11088.210956 FNK M P aK FNFF 448.105883.156 計算齒根彎曲疲勞強度 MP aF 80.128442.016.28416801034.10321.153.1 3 因為 FF ，所以上述設計參數(shù)滿足條件。 9軸上其他零件設計 9.1軸最小直徑的計算及危險軸的校核 9.1.1 輸入軸 材料 40Cr(調(diào)質(zhì)處理 )，硬度為 280HBS，取 A0=107 31101 nPAd 公式（ 10） 將各數(shù)值代入公式（ 10）中 331101 910713.0107 nPAd =9.864 mm 取 25mm 9.1.2 中間軸 材料 40Cr(調(diào)質(zhì)處理 )，硬度 280HBS，取 A0=110 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 21 32202 nPAd 公式（ 11） 將各值代入公式（ 11）中 332202 38.190 657.0110 nPAd =15.117mm 取 30mm 9.1.3蝸桿軸 材料 40Cr（調(diào)質(zhì)處理），硬度 250HBS，取 1100 A 33303 nPAd 公式（ 12） 將各值代入公式（ 12）中 333303 56606.0110 nPAd =24.105mm 取 35mm 9.1.4蝸輪軸 材料 40Cr（調(diào)制處理），硬度 280HBS，取 1100 A 34404 nPAd 公式（ 13） 將各值代入公式（ 13）中 mmnPAd 89.493.4436.0110 334404 取 60mm 9.1.5危險軸的校核 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 22 根據(jù)數(shù)據(jù)判斷，輸入軸軸為危險軸，所以需要對其進行校核。 圖 1 如圖 1 所示小齒輪受力 34104 8 3.722 3111 dTF t=440.176 N 公式（ 14） 20t a n176.440t a n11 tr FF =160.211 N 公式（ 15） 受力分析 由軸的結(jié)構圖得 L1=396mm L2=60mm 水平面 由 21211 )( LFLLF rNH 公式（ 16） 11212 )( LFLLF rNH 公式（ 17） 得 FNH1=21.080N FNH2=139.131N 彎矩 MH = 11LFNH =8347.68 N mm 鉛垂面 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 23 由 21211 )( LFLLF tNV 公式（ 18） 11212 )( LFLLF tNV 公式（ 19） 得 FNV1=57.918N FNV2=382.258 N 彎矩 MV=11LFNV=22935.528 N mm 總彎矩 M1 = 22VH MM =32435.735 N mm 扭矩 T1 =7438 N mm 按彎扭合成應力校核軸的強度，計算取 =0.6 wTMca2121 )( 公式（ 20） 將各值代入公式（ 20）中 wTMca2121 )( =21MPa 之前已選軸材料為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理， 1- 70 MPa， 因為 ca 1 , 所以輸入軸是安全的。 9.2軸承選擇及校核 9.2.1輸入軸軸承的選擇及校核 由于輸入軸軸承段直徑為 25mm，所以根據(jù)條件查簡明機械設計手冊 2 確定輸入軸采用深溝球軸承，軸承代號為 6005。 校核過程如下： 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 24 輸入軸軸承為 6005。 查簡明機械設計手冊得基本額定動載荷： C=15.2kN 軸承受到的徑向載荷： F1r=F1NV=377.1N F2r=F2NV=981.1N 派生軸向力為：取 e=0.4 Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 N 兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以 Fae=0。 因為 Fae+Fd2 Fd1,所以左端軸承 1 被壓緊，右端軸承 2 放松。 所以軸向力 Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N 6005 軸承判斷系數(shù) e=0.4。 04.111 raFF e 22raFF0.4 確定動載荷系數(shù) X1=0.44, Y1=1.40 X2=1， Y2=0 取 fp=1.1 當量動載荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因為 P112000h 所以壽命滿足使用要求。 9.2.2中間軸軸承的選擇及校核 由于中間軸軸承段直徑為 30mm，根據(jù)條件查簡明機械設計手冊 2 確定中間軸采用深溝球軸承，軸承代號為 6006。 校核過程如下： 中間軸軸承為 6006。 查簡明機械設計手冊得基本額定動載荷 C=15.2kN 軸承受到的徑向載荷 F 1r =F1NV=377.1N F 2r =F2NV=981.1N 派生軸向力為：取 e=0.4 Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 N 兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以 Fae=0。 因為 Fae+Fd2 Fd1,所以左端軸承 1 被壓緊，右端軸承 2 放松。 所以軸向力 Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N 6006 軸承判斷系數(shù) e=0.4。 04.111 raFF e 22raFF 0.4 確定動載荷系數(shù) X1=0.44, Y1=1.40 X2=1， Y2=0 取 fp=1.1 當量動載荷 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 26 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因為 P112000h 所以壽命滿足使用要求。 9.2.3蝸桿軸 由于蝸桿軸軸承段直徑為 35mm，根據(jù)條件查簡明機械設計手冊 2 確定蝸桿軸采用角接觸軸承，軸承代號為 7007C。 校核過程如下： 蝸桿軸軸承為 7007C。 查簡明機械設計手冊得基本額定動載荷 C=19.5 kN 軸承受到的徑向載荷 F 1r =F1NV=3042.2N F 2r =F2NV=2354.5N 派生軸向力為：取 e=0.4 Fd1=eFr1=1216.9 N Fd2=eFr2=941.8 N 兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以 Fae=0。 因為 Fae+Fd2P2，所以以軸承 1 作為壽命計算軸承。 球軸承 =3 將各值代入公式（ 21）中 3126 )(6010PCnL h =16765 h 12000h 所以壽命滿足使用要求。 9.2.4蝸輪軸 由于渦輪軸上端軸承段基本沒有軸向載荷，所以根據(jù)條件查簡明機械設計手冊 2 確定蝸輪軸上部才用深溝球軸承，軸承代號為 6010；由于蝸輪軸下端同時承受軸向載荷和徑向載荷，所以根據(jù)條件查簡明機械設計手冊確定采用角接觸軸承，軸承代號為 7012C。 校核過程如下： 由于蝸輪軸兩端采用不同軸承，但是底部 7012C 軸承承受絕大部分載荷，所以只對 7012C 軸承使用壽命進行校核。 查簡明機械設計手冊 2 得基本額定動載荷 C=19.5 kN 軸承受到的徑向載荷 F 1r =F1NV=3042.2N 派生軸向力為 取 e=0.4 Fd1=eFr1=1216.9 N 取 Fae=1.5，且 Fae+Fd212000h 所以壽命滿足使用要求。 9.3鍵的選擇及校核 9.3.1鍵的選擇 輸入軸 輸入聯(lián)軸器連接鍵： 8 7 38 中間軸 大齒輪連 接鍵： 10 8 28 蝸桿軸 大齒輪連接鍵： 12 8 39 蝸輪軸 輸出聯(lián)軸器連接鍵： 14 9 40 蝸輪連接鍵： 18 11 56 上述各鍵材料均為 Q275A。 9.3.2輸入軸上鍵連接強度校核 輸入軸上只有一個鍵連接，聯(lián)軸器鏈接鍵： 8 7 38。圓頭普通平鍵，材料 Q275A,許用壓應力 p =120MPa。 強度計算公式 102 3 pp kldT 公式（ 22） 公式中數(shù)據(jù) 1T = 7.483N m k=3.5mm 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 29 l= 38mm d=24 mm 所以 p=4.688 MPa 因為p p所以滿足強度要求。 9.3.3中間軸鍵連接強度校核 中間軸上只有一個鍵連接，聯(lián)軸器鏈接鍵： 10 8 28。圓頭普通平鍵，材料 Q275A,許用壓應力 p =120MPa。 數(shù)據(jù) 2T =32.96N m k=4mm l= 28mm d=34 mm 將上述數(shù)據(jù)代入公式（ 22）中 得 p=17.311 MPa 因為p p所以滿足強度要求。 9.3.4蝸桿軸鍵連接強度校核 蝸桿軸上只有一個鍵連接，聯(lián)軸器鏈接鍵： 12 8 39。圓頭普通平鍵，材料 Q275A,許用壓應力 p =120MPa。 數(shù)據(jù) 3T=103.34N m k=4mm l= 39mm d=42 mm 將上述數(shù)據(jù)代入公式（ 22）中 得 p=31.545MPa 因為p p所以滿足強度要求。 9.3.5蝸輪軸鍵連接強度校核 中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 30 蝸輪軸上有兩個鍵，蝸輪鏈接鍵和輸出聯(lián)軸器鏈接鍵。都為圓頭普通平鍵，材料 Q275A,許用壓應 力 p=120MPa。 蝸輪鏈接鍵尺寸 18 11 40 聯(lián)軸器鏈接鍵尺寸 14 9 56 蝸輪連接鍵 4T= 968.325N m k=5.5 mm l= 56 mm d=60 mm 聯(lián)軸器鏈接鍵 4T = 968.325N m k=4.5mm l= 40mm d=46 mm 將上述數(shù)據(jù)代入公式（ 22）中 得 蝸輪鍵連接 p=104.797 MPa 聯(lián)軸器鏈接鍵 p=110.894 MPa 因為兩個均為p p，所以都滿足強度要求。 9.4潤滑方式選擇 9.4.1 軸承潤滑方式選擇 根據(jù)條件可確定潤滑方式為脂潤滑。查 簡明機械設計手冊 2 確定潤滑劑為通用鋰基潤滑脂ZL-1。 9.4.2 齒輪潤滑方 式選擇 根據(jù)條件查簡明機械設計手冊確定齒輪采用浸油潤滑。圓柱齒輪浸入油的深度最低約一個齒高，但不少于 10mm，最高不超過三分之一分度圓半徑，大齒輪的齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x 10mm。 10箱體主要結(jié)構尺寸設計 箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。 1 在保證強度和中國地質(zhì)大學長城學院 2012 屆畢業(yè)設計 31 剛度的基礎上，因考慮到該傳動裝置用于食品包裝，可以最大限度上較小整體質(zhì)量， 4 所以確定箱座壁厚 5mm、箱蓋壁厚 5mm、箱 蓋凸緣厚度 5mm、箱座凸緣厚度 5mm。根據(jù)內(nèi)部軸系分布，確定減速器三圍尺寸為：長 825mm、寬 492mm、高 221mm。 結(jié) 論 棒棒糖自動包裝機理糖機構傳動裝置的設