棒棒糖自動(dòng)包裝機(jī)理糖機(jī)構(gòu)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)【2013年最新整理畢業(yè)論文】

中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 1 目 錄 前 言 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 1 設(shè)計(jì)要求 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 2 總體方案分析 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 3 選擇電動(dòng)機(jī) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 3.1 電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型和結(jié)構(gòu)的選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 3.2 電動(dòng)機(jī)的容量 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 3.2.1 工作機(jī)所需功率 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 3.2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 3.2.3 確定電動(dòng)機(jī) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 4 確定傳動(dòng)比 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 5 確定各軸的動(dòng)力參數(shù) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 5.1 各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)算 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 5.2 各軸輸入功率的計(jì)算 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 5.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 6 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 6.1 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 6.1.1 齒輪類(lèi)型的選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 6.1.2 齒輪精度選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 6.1.3 齒輪材料的選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 6.1.4 齒輪齒數(shù)選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 6.2 計(jì)算 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 6.2.1 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 6.2.2 按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 7 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 7.1 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 7.1.1 齒輪類(lèi)型的選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 7.1.2 齒輪精度選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 7.1.3 齒輪材料的選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 7.1.4 齒輪齒數(shù)選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 7.2 計(jì)算 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 7.2.1 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 7.2.2 按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 8 蝸輪蝸桿設(shè)計(jì) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 8.1 設(shè)計(jì)條件 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 8.2 確定蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)類(lèi)型以及選擇材料 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 8.2.1 傳動(dòng)類(lèi)型 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 8.2.2 選擇材料 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 8.3 設(shè)計(jì)計(jì)算 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 8.3.1 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 8.3.2 蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 8.3.3 蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 8.3.4 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 2 9 軸上其他零件設(shè)計(jì) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.1 軸最小直徑的計(jì)算及危險(xiǎn)軸的校核 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.1.1 輸入軸 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.1.2 中間軸 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.1.3 蝸桿軸 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.1.4 蝸輪軸 . 錯(cuò)誤 !未 定義書(shū)簽。 9.1.5 危險(xiǎn)軸的校核 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.2 軸承選擇及校核 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.2.1 輸入軸軸承的選擇及校核 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.2.2 中間軸軸承的選擇及校核 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.2.3 蝸桿軸 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.2.4 蝸輪軸 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.3 鍵的選擇及校核 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.3.1 鍵的選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.3.2 輸入軸上鍵連接強(qiáng)度校核 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.3.3 中間軸鍵連接強(qiáng)度校核 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.3.4 蝸桿軸鍵連接強(qiáng)度校核 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.3.5 蝸輪軸鍵連接強(qiáng)度校核 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.4 潤(rùn)滑方式選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.4.1 軸承潤(rùn)滑方式選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 9.4.2 齒輪潤(rùn)滑方式選擇 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 10 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 結(jié) 論 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 參考文獻(xiàn) . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 致 謝 . 錯(cuò)誤 !未定義書(shū)簽。 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 3 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 4 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 5 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 6 前言 隨著包裝機(jī)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(jī)基本上是靠工人手工供料，還是無(wú)法根本解決食品的包裝效率問(wèn)題，工人的工作量并沒(méi)有因?yàn)榘b機(jī)的應(yīng)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(wèn)題，這種包裝機(jī)被稱(chēng)為半自動(dòng)包裝機(jī)。自動(dòng)包裝機(jī)的產(chǎn)生在很大程度上解決了工人工作量大的問(wèn)題。自動(dòng)包裝機(jī)與前者相比，擁有了自動(dòng)供料及理料裝置，棒棒糖自動(dòng) 包裝機(jī)就是自動(dòng)包裝機(jī)的一種。其理糖機(jī)構(gòu)能夠通過(guò)自身的圓錐形理糖盤(pán)的旋轉(zhuǎn)和配有伺服電機(jī)的毛刷的配合來(lái)將棒棒糖整理為統(tǒng)一姿態(tài)，并且送至輸送機(jī)構(gòu)取糖處。在理糖機(jī)構(gòu)中，理糖盤(pán)是極為關(guān)鍵的部件，本次設(shè)計(jì)就是為理糖盤(pán)的旋轉(zhuǎn)設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置。 1 設(shè)計(jì)要求 原始數(shù)據(jù)：理糖盤(pán)轉(zhuǎn)速 4.3r/min，理糖盤(pán)轉(zhuǎn)速允許誤差 5%，工作所需功率 0.3kw； 工作條件：室內(nèi)，無(wú)塵，三班工作制，要求使用壽命 12000h； 動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流，電壓 380v； 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 傳動(dòng)要求：實(shí)現(xiàn)水平放置的電動(dòng)機(jī) 的垂直轉(zhuǎn)矩通過(guò)該設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)換成水平轉(zhuǎn)矩。 2總體方案分析 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 7 由設(shè)計(jì)要求可知，電動(dòng)機(jī)所輸出的轉(zhuǎn)矩通過(guò)減速裝置的傳遞，最終達(dá)到將轉(zhuǎn)矩的傳遞方向向上改變90，并將其傳遞給理糖盤(pán)。所以傳動(dòng)裝置中確定傳動(dòng)方案為，由電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩，通過(guò)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(pán)，實(shí)現(xiàn)其轉(zhuǎn)動(dòng)。 減速器部分是本設(shè)計(jì)的重點(diǎn)設(shè)計(jì)部分，本設(shè)計(jì)中的減速器是二級(jí)圓柱齒輪減速器配合蝸輪蝸桿的復(fù)合型減速器。其結(jié)構(gòu)相對(duì)簡(jiǎn)單，但齒輪的位置不對(duì)稱(chēng)。高速級(jí)齒輪布置在 遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端。可使軸在轉(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(dòng)比，減小齒輪的直徑和加工難度，最高效地實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)矩的傳遞。 1 3選擇電動(dòng)機(jī) 3.1電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型和結(jié)構(gòu)的選擇 本傳動(dòng)的工作狀況是：三班制，工作環(huán)境無(wú)塵干凈， 380v 交流電。 根據(jù)條件查簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 2 確定選用 Y 系列全封閉自扇冷式籠形三相異步電動(dòng)機(jī)。 3.2電動(dòng)機(jī) 的容量 3.2.1工作機(jī)所需功率 由設(shè)計(jì)要求可知， WP =0.3kw 3.2.2計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率 由于動(dòng)力經(jīng)過(guò)一個(gè)傳動(dòng)副或者運(yùn)動(dòng)副就會(huì)發(fā)生一次損失，故多級(jí)串聯(lián)總效率 w21 公式（ 1） 本設(shè)計(jì)中 1 聯(lián)軸器（共兩個(gè)） 1 =0.99 2 滾動(dòng)軸承（共 8 個(gè)） 2 =0.98 3 圓柱齒輪（共 2 對(duì)） 3 =0.96 4 蝸桿傳動(dòng) 4 =0.75 將上述各值代入公式（ 1）中 577.04238221 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 8 電動(dòng)機(jī)效率 kwPPwr 52.0 公式（ 2） 3.2.3確定電動(dòng)機(jī) 表 1 電動(dòng)機(jī)預(yù)選方案 方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動(dòng)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(dòng)方案以及加工成本，所以比較三個(gè)方案，選擇方案 2 比較合適。 4確定傳動(dòng)比 總傳動(dòng)比 i=211.63 首先確定蝸輪蝸桿傳動(dòng)比 134 i 所以 252.164321 iiiii 由于輸入軸與電動(dòng)機(jī)之間靠聯(lián)軸器連接，所以輸入軸傳動(dòng)比 11i 考慮到兩級(jí)齒輪潤(rùn)滑問(wèn)題，兩級(jí)大齒輪應(yīng)有相近的浸油深度。兩級(jí)齒輪減速器高速級(jí)傳動(dòng)比 2i 與低速級(jí)傳動(dòng)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(dòng)力參數(shù) 5.1各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)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(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 9 蝸輪軸轉(zhuǎn)速 m in/3.41356334 rinn 5.2各軸輸入功率的計(jì)算 電動(dòng)機(jī)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(jì)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(jí)齒輪設(shè)計(jì) 6.1選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 10 6.1.1齒輪類(lèi)型的選擇 考慮到動(dòng)力的傳遞沒(méi)有方向的變化以及節(jié)約加工成本，查簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 2 確定齒輪類(lèi)型選擇為直齒。 6.1.2齒輪精度選擇 由于棒棒糖自動(dòng)包裝機(jī)屬于一般工作機(jī)，所以理糖盤(pán)轉(zhuǎn)速比較低，因此選用 7 級(jí)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(jì)算 6.2.1按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 322211132.2 HEdtZiiKTd 公式（ 4） 查機(jī)械設(shè)計(jì) 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(qiáng)度極限 MPaH 600lim ； 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 11 按齒面硬度確定大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPaH 550lim ； 通過(guò)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(yīng)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(shè)計(jì)，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(qiáng)度計(jì)算 F SFd YYzKT aa21 13 2m 公式（ 5） 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 12 查機(jī)械設(shè)計(jì) 3 確定公式（ 5）中各值 確定小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPaFE 5001 確定大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)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(yīng)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(yīng)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(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 13 最終確定高速級(jí)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(jí)齒輪設(shè)計(jì) 7.1選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 7.1.1齒輪類(lèi)型的選擇 考慮到動(dòng)力的傳遞沒(méi)有方向的變化以及加工成本，查簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 2 確定齒輪類(lèi)型選擇為直齒。 7.1.2齒輪精 度選擇 由于棒棒糖自動(dòng)包裝機(jī)屬于一般工作機(jī)，所以理糖盤(pán)轉(zhuǎn)速比較低，因此選用 7 級(jí)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(jì)算 7.2.1按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 14 323333132.2 HEdtZiiKTd 公式（ 6） 查機(jī)械設(shè)計(jì) 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(qiáng)度極限 MPaH 600lim ； 按齒面硬度確定大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPaH 550lim ； 通過(guò)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(yīng)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(jì)算圓周速度 smndv t /46.0100060 38.19017.4614.3100060 233 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 15 計(jì)算齒寬 mmdbtd 17.4617.4313 計(jì)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(jī)械設(shè)計(jì) 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(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 mmKKddtt 738.473.1437.117.46 3333 計(jì)算模數(shù) mmzdm 909.125738.4733 7.2.2按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 F SFd YYzKT aa23 23 2m 公式（ 7） 查機(jī)械設(shè)計(jì) 3 確定式公式（ 7）各值 確定小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPaFE 5003 確定大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPaFE 3804 確定齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 16 90.01 FNK 93.02 FNK 確定彎曲疲勞許用應(yīng)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(yīng)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(jí)齒輪參數(shù) 分度圓 mmmzd 505.22033 mmmzd 1705.26844 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 17 中心距 mmdda 1102 170502 43 齒輪寬度 mmb 553 mmb 504 8蝸輪蝸桿設(shè)計(jì) 8.1設(shè)計(jì)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(dòng)比 133 i 工作條件：無(wú)沖擊、無(wú)塵 使用壽命 hLh 12000 8.2確定蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)類(lèi)型以及選擇材料 8.2.1傳動(dòng)類(lèi)型 查機(jī)械設(shè)計(jì) 3 根據(jù) GB/T10085-1988 的推薦，采用 ZI（漸開(kāi)線蝸桿）。 8.2.2選擇材料 考慮到蝸桿傳動(dòng)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(shè)計(jì)計(jì)算 根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 8.3.1按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 18 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 mNnPT 34.10356606.095509550 333 查機(jī)械設(shè)計(jì) 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(dòng)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(yīng)力 MPaH 268 蝸輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 544 1088.2120003.416060 hLjnN 計(jì)算壽命系數(shù) 8 7 6 1.01088.210855 HNK 計(jì)算許用接觸應(yīng)力 M P aKHHNH 2352688761.0 計(jì)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(shè)計(jì)，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(jì)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(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 19 齒根圓直徑 mmdf 445 直徑系數(shù) 10q 分度圓導(dǎo)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(qiáng)度校核 FFaF YYmdd KT 665453.1 公式（ 9） 根據(jù)公式（ 9）進(jìn)行校核 確定當(dāng)量齒數(shù) 96.64054821c o s 52c o s 3366 oV ZZ 因 250.06 x 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 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(yīng)力 MPaF 56 確定壽命系數(shù) 883.11088.210956 FNK M P aK FNFF 448.105883.156 計(jì)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 MP aF 80.128442.016.28416801034.10321.153.1 3 因?yàn)?FF ，所以上述設(shè)計(jì)參數(shù)滿足條件。 9軸上其他零件設(shè)計(jì) 9.1軸最小直徑的計(jì)算及危險(xiǎn)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(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 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(xiǎn)軸的校核 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 22 根據(jù)數(shù)據(jù)判斷，輸入軸軸為危險(xiǎn)軸，所以需要對(duì)其進(jìn)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(gòu)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(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，計(jì)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?yàn)?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(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 2 確定輸入軸采用深溝球軸承，軸承代號(hào)為 6005。 校核過(guò)程如下： 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 24 輸入軸軸承為 6005。 查簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得基本額定動(dòng)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(wú)軸向力，所以 Fae=0。 因?yàn)?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(dòng)載荷系數(shù) X1=0.44, Y1=1.40 X2=1， Y2=0 取 fp=1.1 當(dāng)量動(dòng)載荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因?yàn)?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(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 2 確定中間軸采用深溝球軸承，軸承代號(hào)為 6006。 校核過(guò)程如下： 中間軸軸承為 6006。 查簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得基本額定動(dòng)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(wú)軸向力，所以 Fae=0。 因?yàn)?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(dòng)載荷系數(shù) X1=0.44, Y1=1.40 X2=1， Y2=0 取 fp=1.1 當(dāng)量動(dòng)載荷 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 26 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因?yàn)?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(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 2 確定蝸桿軸采用角接觸軸承，軸承代號(hào)為 7007C。 校核過(guò)程如下： 蝸桿軸軸承為 7007C。 查簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得基本額定動(dòng)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(wú)軸向力，所以 Fae=0。 因?yàn)?Fae+Fd2P2，所以以軸承 1 作為壽命計(jì)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(méi)有軸向載荷，所以根據(jù)條件查簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 2 確定蝸輪軸上部才用深溝球軸承，軸承代號(hào)為 6010；由于蝸輪軸下端同時(shí)承受軸向載荷和徑向載荷，所以根據(jù)條件查簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)確定采用角接觸軸承，軸承代號(hào)為 7012C。 校核過(guò)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(duì) 7012C 軸承使用壽命進(jìn)行校核。 查簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 2 得基本額定動(dòng)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(qiáng)度校核 輸入軸上只有一個(gè)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(yīng)力 p =120MPa。 強(qiáng)度計(jì)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(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 29 l= 38mm d=24 mm 所以 p=4.688 MPa 因?yàn)閜 p所以滿足強(qiáng)度要求。 9.3.3中間軸鍵連接強(qiáng)度校核 中間軸上只有一個(gè)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(yīng)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?yàn)閜 p所以滿足強(qiáng)度要求。 9.3.4蝸桿軸鍵連接強(qiáng)度校核 蝸桿軸上只有一個(gè)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(yīng)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?yàn)閜 p所以滿足強(qiáng)度要求。 9.3.5蝸輪軸鍵連接強(qiáng)度校核 中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 30 蝸輪軸上有兩個(gè)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(yīng) 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?yàn)閮蓚€(gè)均為p p，所以都滿足強(qiáng)度要求。 9.4潤(rùn)滑方式選擇 9.4.1 軸承潤(rùn)滑方式選擇 根據(jù)條件可確定潤(rùn)滑方式為脂潤(rùn)滑。查 簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 2 確定潤(rùn)滑劑為通用鋰基潤(rùn)滑脂ZL-1。 9.4.2 齒輪潤(rùn)滑方 式選擇 根據(jù)條件查簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)確定齒輪采用浸油潤(rùn)滑。圓柱齒輪浸入油的深度最低約一個(gè)齒高，但不少于 10mm，最高不超過(guò)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(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動(dòng)零件的基座，應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度。 1 在保證強(qiáng)度和中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院 2012 屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 31 剛度的基礎(chǔ)上，因考慮到該傳動(dòng)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(zhǎng) 825mm、寬 492mm、高 221mm。 結(jié) 論 棒棒糖自動(dòng)包裝機(jī)理糖機(jī)構(gòu)傳動(dòng)裝置的設(shè)