棒棒糖自动包装机理糖机构传动装置设计【2013年最新整理毕业论文】

中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 1 目 录 前 言 . 错误 !未定义书签。 1 设计要求 . 错误 !未定义书签。 2 总体方案分析 . 错误 !未定义书签。 3 选择电动机 . 错误 !未定义书签。 3.1 电动机的类型和结构的选择 . 错误 !未定义书签。 3.2 电动机的容量 . 错误 !未定义书签。 3.2.1 工作机所需功率 . 错误 !未定义书签。 3.2.2 计算传动装置总效率 . 错误 !未定义书签。 3.2.3 确定电动机 . 错误 !未定义书签。 4 确定传动比 . 错误 !未定义书签。 5 确定各轴的动力参数 . 错误 !未定义书签。 5.1 各轴转速的计算 . 错误 !未定义书签。 5.2 各轴输入功率的计算 . 错误 !未定义书签。 5.3 各轴输入转矩的计算 . 错误 !未定义书签。 6 高速级齿轮设计 . 错误 !未定义书签。 6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 . 错误 !未定义书签。 6.1.1 齿轮类型的选择 . 错误 !未定义书签。 6.1.2 齿轮精度选择 . 错误 !未定义书签。 6.1.3 齿轮材料的选择 . 错误 !未定义书签。 6.1.4 齿轮齿数选择 . 错误 !未定义书签。 6.2 计算 . 错误 !未定义书签。 6.2.1 按齿面接触强度计算 . 错误 !未定义书签。 6.2.2 按齿根弯曲强度计算 . 错误 !未定义书签。 7 低速级齿轮设计 . 错误 !未定义书签。 7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 . 错误 !未定义书签。 7.1.1 齿轮类型的选择 . 错误 !未定义书签。 7.1.2 齿轮精度选择 . 错误 !未定义书签。 7.1.3 齿轮材料的选择 . 错误 !未定义书签。 7.1.4 齿轮齿数选择 . 错误 !未定义书签。 7.2 计算 . 错误 !未定义书签。 7.2.1 按齿面接触强度计算 . 错误 !未定义书签。 7.2.2 按齿根弯曲强度计算 . 错误 !未定义书签。 8 蜗轮蜗杆设计 . 错误 !未定义书签。 8.1 设计条件 . 错误 !未定义书签。 8.2 确定蜗杆传动的传动类型以及选择材料 . 错误 !未定义书签。 8.2.1 传动类型 . 错误 !未定义书签。 8.2.2 选择材料 . 错误 !未定义书签。 8.3 设计计算 . 错误 !未定义书签。 8.3.1 按齿面接触疲劳强度进行设计 . 错误 !未定义书签。 8.3.2 蜗杆的主要参数与几何尺寸 . 错误 !未定义书签。 8.3.3 蜗轮的主要参数与几何尺寸 . 错误 !未定义书签。 8.3.4 按齿根弯曲疲劳强度校核 . 错误 !未定义书签。 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 2 9 轴上其他零件设计 . 错误 !未定义书签。 9.1 轴最小直径的计算及危险轴的校核 . 错误 !未定义书签。 9.1.1 输入轴 . 错误 !未定义书签。 9.1.2 中间轴 . 错误 !未定义书签。 9.1.3 蜗杆轴 . 错误 !未定义书签。 9.1.4 蜗轮轴 . 错误 !未 定义书签。 9.1.5 危险轴的校核 . 错误 !未定义书签。 9.2 轴承选择及校核 . 错误 !未定义书签。 9.2.1 输入轴轴承的选择及校核 . 错误 !未定义书签。 9.2.2 中间轴轴承的选择及校核 . 错误 !未定义书签。 9.2.3 蜗杆轴 . 错误 !未定义书签。 9.2.4 蜗轮轴 . 错误 !未定义书签。 9.3 键的选择及校核 . 错误 !未定义书签。 9.3.1 键的选择 . 错误 !未定义书签。 9.3.2 输入轴上键连接强度校核 . 错误 !未定义书签。 9.3.3 中间轴键连接强度校核 . 错误 !未定义书签。 9.3.4 蜗杆轴键连接强度校核 . 错误 !未定义书签。 9.3.5 蜗轮轴键连接强度校核 . 错误 !未定义书签。 9.4 润滑方式选择 . 错误 !未定义书签。 9.4.1 轴承润滑方式选择 . 错误 !未定义书签。 9.4.2 齿轮润滑方式选择 . 错误 !未定义书签。 10 箱体主要结构尺寸设计 . 错误 !未定义书签。 结 论 . 错误 !未定义书签。 参考文献 . 错误 !未定义书签。 致 谢 . 错误 !未定义书签。 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 3 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 4 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 5 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 6 前言 随着包装机的广泛使用，食品的包装效率得到了很大提升，产量提升得很快。但是，最初使用的包装机基本上是靠工人手工供料，还是无法根本解决食品的包装效率问题，工人的工作量并没有因为包装机的应用而减少。并且由于是工人手工供料，在一定程度上存在着食品的卫生安全问题，这种包装机被称为半自动包装机。自动包装机的产生在很大程度上解决了工人工作量大的问题。自动包装机与前者相比，拥有了自动供料及理料装置，棒棒糖自动 包装机就是自动包装机的一种。其理糖机构能够通过自身的圆锥形理糖盘的旋转和配有伺服电机的毛刷的配合来将棒棒糖整理为统一姿态，并且送至输送机构取糖处。在理糖机构中，理糖盘是极为关键的部件，本次设计就是为理糖盘的旋转设计传动装置。 1 设计要求 原始数据：理糖盘转速 4.3r/min，理糖盘转速允许误差 5%，工作所需功率 0.3kw； 工作条件：室内，无尘，三班工作制，要求使用寿命 12000h； 动力来源：电力，三相交流，电压 380v； 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 传动要求：实现水平放置的电动机 的垂直转矩通过该设计转换成水平转矩。 2总体方案分析 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 7 由设计要求可知，电动机所输出的转矩通过减速装置的传递，最终达到将转矩的传递方向向上改变90，并将其传递给理糖盘。所以传动装置中确定传动方案为，由电动机输出转矩，通过联轴器与减速装置的高速轴相连，由高速轴传递给低速轴，再由低速轴传递给蜗杆轴，最终由蜗轮蜗杆配合，从蜗轮轴将水平转矩输出给理糖盘，实现其转动。 减速器部分是本设计的重点设计部分，本设计中的减速器是二级圆柱齿轮减速器配合蜗轮蜗杆的复合型减速器。其结构相对简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在 远离转矩输入端。可使轴在转矩作用下产生的扭矩变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。蜗轮蜗杆的配合可以最大程度上增加传动比，减小齿轮的直径和加工难度，最高效地实现转矩的传递。 1 3选择电动机 3.1电动机的类型和结构的选择 本传动的工作状况是：三班制，工作环境无尘干净， 380v 交流电。 根据条件查简明机械设计手册 2 确定选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机。 3.2电动机 的容量 3.2.1工作机所需功率 由设计要求可知， WP =0.3kw 3.2.2计算传动装置总效率 由于动力经过一个传动副或者运动副就会发生一次损失，故多级串联总效率 w21 公式（ 1） 本设计中 1 联轴器（共两个） 1 =0.99 2 滚动轴承（共 8 个） 2 =0.98 3 圆柱齿轮（共 2 对） 3 =0.96 4 蜗杆传动 4 =0.75 将上述各值代入公式（ 1）中 577.04238221 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 8 电动机效率 kwPPwr 52.0 公式（ 2） 3.2.3确定电动机 表 1 电动机预选方案 方案 电动机型号 满载转速 总传动比 1 Y112M2-4 1440 334.88 2 Y90S-6 910 211.63 3 Y132S-4 1440 334.88 由于考虑到传动方案以及加工成本，所以比较三个方案，选择方案 2 比较合适。 4确定传动比 总传动比 i=211.63 首先确定蜗轮蜗杆传动比 134 i 所以 252.164321 iiiii 由于输入轴与电动机之间靠联轴器连接，所以输入轴传动比 11i 考虑到两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度。两级齿轮减速器高速级传动比 2i 与低速级传动比3i 的比值取为 1.3。 3 即 32 3.1 ii 所以 4.33.1252.163 i； 78.43.132 ii 5 确定各轴的动力参数 5.1各轴转速的计算 输入轴转速 min/9101 rn 中间轴转速 m in/38.19078.4910212 rinn 蜗杆轴转速 m in/564.338.190223 rinn 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 9 蜗轮轴转速 m in/3.41356334 rinn 5.2各轴输入功率的计算 电动机的输出功率 kwP 75.00 输入轴的输入功率 kwPP 713.098.099.075.0 222101 中间轴的输入功率 kwPP 6 5 7.096.098.07 1 3.0 232212 蜗杆轴的输入功率 kwPP 606.096.098.0657.0 232223 蜗轮轴的输入功率 kwPP 436.075.098.0606.0 242234 5.3各轴输入转矩的计算 nPT 9550 公式（ 3） 将已知条件代入公式（ 3）中 输入轴的转矩 mNnPT 483.7910713.09 5 5 09 5 5 0 111 中间轴的转矩 mNnPT 96.3238.1 9 06 5 7.09 5 5 09 5 5 0222 蜗杆轴的转矩 mNnPT 34.10356606.09 5 5 09 5 5 0333 蜗轮轴的转矩 mNnPT 325.9683.4436.09 5 5 09 5 5 0444 6 高速级齿轮设计 6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 10 6.1.1齿轮类型的选择 考虑到动力的传递没有方向的变化以及节约加工成本，查简明机械设计手册 2 确定齿轮类型选择为直齿。 6.1.2齿轮精度选择 由于棒棒糖自动包装机属于一般工作机，所以理糖盘转速比较低，因此选用 7 级精度。 3 6.1.3齿轮材料的选择 小齿轮材料选为 40Cr，调质处理，处理后硬度为 280HBS。大齿轮材料选为 45 钢，调质处理，处理后硬度为 240HBS，且两者硬度差 40HBS。 3 6.1.4齿轮齿数选择 小齿轮齿数 171 z ； 大齿轮齿数 26.8178.417212 izz ，取 2z =81 6.2计算 6.2.1按齿面接触强度计算 322211132.2 HEdtZiiKTd 公式（ 4） 查机械设计 3 确定式中各值 载荷系数 3.1tK； 小齿轮传递的转矩 mNnPT 4 8 3.79 1 07 1 3.09 5 5 09 5 5 0111； 齿宽系数 1d ； 材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E ； 按齿面硬度确定小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 600lim ； 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 11 按齿面硬度确定大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 550lim ； 通过盈利循环次数确定接触疲劳寿命系数 811 10552.61200019106060 hjLnN 822 1037.112000138.1906060 hjLnN 确定使用寿命系数 94.01 HNK； 98.02 HNK ； 确定疲劳许用应力 失效概率为 1%，安全系数 S=1 则 M PaSK HHNH 5461 60094.01l i m11 M PaSK HHNH 5391 55098.02l i m22 将所确定的各值代入公式（ 4）中， mmd t 234.26539 8.18978.4 78.51 58.74823.132.2231 为便于加工，以及后续齿轮和轴系的设计，取模数 m=2； 则 mmmzd 3421711 mmmzd 16228122 确定齿轮宽度及中心距 中心距 mmdda 982 162342 21 齿轮宽度 mmb 401 mmb 342 6.2.2按齿根弯曲强度计算 F SFd YYzKT aa21 13 2m 公式（ 5） 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 12 查机械设计 3 确定公式（ 5）中各值 确定小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 确定大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 确定齿轮的弯曲疲劳寿命系数 85.01 FNK 88.02 FNK 确定弯曲疲劳许用应力 M PaSK FEFNF 4251 50085.0111 M PaSK FEFNF 4.3341 38088.0222 确定载荷系数 K 3635.135.1101.11 FFVA KKKKK 确定齿形系数 62.21 FaY 20.22 FaY 确定应力校正系数 59.11 SaY 78.12 SaY 确定两齿轮的 F SF YY aa，并比较大小 0 0 8 4 5 5.0425 59.126.21 a1a1 F SF YY 011710.04.334 78.120.22 a2a2 F SF YY 比较后，大齿轮的数值大。 将各值代入公式（ 5）中 93858.0011710.0171 10483.73635.123 2 3 m 考虑到便于加工，取 m=2 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 13 最终确定高速级齿轮参数 中心距 mmdda 982 162342 21 分度圆 mmmzd 3421711 mmmzd 16228122 齿轮宽度 mmb 401 mmb 342 7 低速级齿轮设计 7.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 7.1.1齿轮类型的选择 考虑到动力的传递没有方向的变化以及加工成本，查简明机械设计手册 2 确定齿轮类型选择为直齿。 7.1.2齿轮精 度选择 由于棒棒糖自动包装机属于一般工作机，所以理糖盘转速比较低，因此选用 7 级精度。 3 7.1.3齿轮材料的选择 小齿轮材料选为 40Cr，调质处理，处理后硬度为 280HBS。大齿轮材料选为 45 钢，调质处理，处理后硬度为 240HBS，且两者硬度差 40HBS。 3 7.1.4齿轮齿数选择 小齿轮齿数 253 z； 大齿轮齿数 854.325334 izz 7.2计算 7.2.1按齿面接触强度计算 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 14 323333132.2 HEdtZiiKTd 公式（ 6） 查机械设计 3 确定公式（ 6）中各值 载荷系数 3.1tK； 小齿轮传递的转矩 mNnPT 3 8 6.338.1 9 06 5 7.09 5 5 09 5 5 0222； 齿宽系数 1d； 材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E ； 按齿面硬度确定小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 600lim ； 按齿面硬度确定大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 550lim ； 通过盈利循环次数确定接触疲劳寿命系数 823 1037.112000138.1906060 hjLnN ； 834 10403.01 2 0 0 01566060 hjLnN ； 确定解除疲劳寿命系数 98.03 HNK 99.04 HNK 确定疲劳许用应力 失效概率为 1%，安全系数 S=1 则， MP aSK HHNH 5881 60098.03l i m33 M PaSK HHNH 5.5441 55099.04l i m44 将所确定的各值代入公式（ 6）中， mmd t 17.465.544 8.1894.3 14.31 1086.33.132.22343 计算圆周速度 smndv t /46.0100060 38.19017.4614.3100060 233 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 15 计算齿宽 mmdbtd 17.4617.4313 计算齿宽与齿高之比hb mmzdm tt 8 4 6 8.125 17.4633 mmmh t 1553.48468.125.225.2 所以， 11.111553.417.46 hb 查机械设计 3 确定载荷系数 K 01.1VK 1 FH KK 423.1HK 35.1FK 所以， 437.1423.1101.11 HHVA KKKKK 按实际的载荷系数校正分度圆直径 mmKKddtt 738.473.1437.117.46 3333 计算模数 mmzdm 909.125738.4733 7.2.2按齿根弯曲强度计算 F SFd YYzKT aa23 23 2m 公式（ 7） 查机械设计 3 确定式公式（ 7）各值 确定小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5003 确定大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3804 确定齿轮的弯曲疲劳寿命系数 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 16 90.01 FNK 93.02 FNK 确定弯曲疲劳许用应力，取疲劳安全系数 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 确定载荷系数 K 3635.135.1101.11 FFVA KKKKK 确定齿形系数 62.23 FaY 20.24 FaY 确定应力校正系数 59.13 SaY 78.14 SaY 确定两齿轮的 F SF YY aa，并比较大小 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 比较后，确定大齿轮的数值大。 将各值代入公式（ 7）中 mmm 292.20 1 5 5 1 3.0251 10386.33635.123 2 4 将模数元整，取 m=2.5 确定最终齿数 468.185.2 17.4633 mdz 取 203 z 684.320334 izz 所以，最终确定高速级齿轮参数 分度圆 mmmzd 505.22033 mmmzd 1705.26844 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 17 中心距 mmdda 1102 170502 43 齿轮宽度 mmb 553 mmb 504 8蜗轮蜗杆设计 8.1设计条件 根据要求确定输入功率 kwPP 606.096.098.0657.0 232223 蜗杆转速 m in/564.338.190223 rinn 传动比 133 i 工作条件：无冲击、无尘 使用寿命 hLh 12000 8.2确定蜗杆传动的传动类型以及选择材料 8.2.1传动类型 查机械设计 3 根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用 ZI（渐开线蜗杆）。 8.2.2选择材料 考虑到蜗杆传动的功率不大，速度较小，所以蜗杆采用 40Cr；因希望效率高些，耐磨性好些，所以蜗杆螺旋齿面要求调质处理，处理后硬度为 4555HRC。蜗轮采用铸锡磷青铜（ ZCuSn10P1） ,采用金属模工艺铸造。 2 8.3设计计算 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。 8.3.1按齿面接触疲劳强度进行设计 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 18 确定作用在蜗轮上的转矩 mNnPT 34.10356606.095509550 333 查机械设计 3 确定下列各值 载荷分布不均匀系数 1K 使用系数 15.1AK 动载系数 05.1VK 载荷系数 21.105.1115.1 VA KKKK 弹性系数 21160 MPaZ E 接触系数 9.2Z 基本接触应力 MPaH 268 蜗轮应力循环次数 544 1088.2120003.416060 hLjnN 计算寿命系数 8 7 6 1.01088.210855 HNK 计算许用接触应力 M P aKHHNH 2352688761.0 计算中心距 23 HE ZZKTa 公式（ 8） 将各值代入公式（ 8）中 mma 236.168235 9.21601034.10321.123 考虑到方便加工以及后续的轴系分布设计，取 mma 250 ，由于 133 i，可确定模数 mmm 8 ，蜗杆分度圆直径 mmd 805 ，可确定 74.2Z，因此 ZZ ，上述计算结果可用。 8.3.2蜗杆的主要参数与几何尺寸 轴向齿距 mmmP a 12.2514.3 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 19 齿根圆直径 mmdf 445 直径系数 10q 分度圆导程角 054821 o 齿顶圆直径 mmda 965 蜗杆轴向齿厚 mmSa 56.12 蜗杆头数 45 z 蜗杆宽度 mmb 4.1425 8.3.3蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗轮齿数 526 z 变位系数 250.06 X 蜗轮分度圆直径 mmzmd 41652866 蜗轮喉圆直径 mmhddaa 432824162 666 蜗轮齿根圆直径 mmhddff 3881424166 666 蜗轮咽喉母圆半径 mmdarag 344322125021 66 8.3.4按齿根弯曲疲劳强度校核 FFaF YYmdd KT 665453.1 公式（ 9） 根据公式（ 9）进行校核 确定当量齿数 96.64054821c o s 52c o s 3366 oV ZZ 因 250.06 x 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 20 96.64054821c o s 52c o s 3366 oV ZZ 所以 16.26 FaY 确定螺旋角系数 8442.0140 05482111401 OOOY 确定 ZCuSn10P1 的基本许用弯曲应力 MPaF 56 确定寿命系数 883.11088.210956 FNK M P aK FNFF 448.105883.156 计算齿根弯曲疲劳强度 MP aF 80.128442.016.28416801034.10321.153.1 3 因为 FF ，所以上述设计参数满足条件。 9轴上其他零件设计 9.1轴最小直径的计算及危险轴的校核 9.1.1 输入轴 材料 40Cr(调质处理 )，硬度为 280HBS，取 A0=107 31101 nPAd 公式（ 10） 将各数值代入公式（ 10）中 331101 910713.0107 nPAd =9.864 mm 取 25mm 9.1.2 中间轴 材料 40Cr(调质处理 )，硬度 280HBS，取 A0=110 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 21 32202 nPAd 公式（ 11） 将各值代入公式（ 11）中 332202 38.190 657.0110 nPAd =15.117mm 取 30mm 9.1.3蜗杆轴 材料 40Cr（调质处理），硬度 250HBS，取 1100 A 33303 nPAd 公式（ 12） 将各值代入公式（ 12）中 333303 56606.0110 nPAd =24.105mm 取 35mm 9.1.4蜗轮轴 材料 40Cr（调制处理），硬度 280HBS，取 1100 A 34404 nPAd 公式（ 13） 将各值代入公式（ 13）中 mmnPAd 89.493.4436.0110 334404 取 60mm 9.1.5危险轴的校核 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 22 根据数据判断，输入轴轴为危险轴，所以需要对其进行校核。 图 1 如图 1 所示小齿轮受力 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 由轴的结构图得 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 弯矩 MH = 11LFNH =8347.68 N mm 铅垂面 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 23 由 21211 )( LFLLF tNV 公式（ 18） 11212 )( LFLLF tNV 公式（ 19） 得 FNV1=57.918N FNV2=382.258 N 弯矩 MV=11LFNV=22935.528 N mm 总弯矩 M1 = 22VH MM =32435.735 N mm 扭矩 T1 =7438 N mm 按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取 =0.6 wTMca2121 )( 公式（ 20） 将各值代入公式（ 20）中 wTMca2121 )( =21MPa 之前已选轴材料为 40Cr，调质处理， 1- 70 MPa， 因为 ca 1 , 所以输入轴是安全的。 9.2轴承选择及校核 9.2.1输入轴轴承的选择及校核 由于输入轴轴承段直径为 25mm，所以根据条件查简明机械设计手册 2 确定输入轴采用深沟球轴承，轴承代号为 6005。 校核过程如下： 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 24 输入轴轴承为 6005。 查简明机械设计手册得基本额定动载荷： C=15.2kN 轴承受到的径向载荷： F1r=F1NV=377.1N F2r=F2NV=981.1N 派生轴向力为：取 e=0.4 Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 N 两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以 Fae=0。 因为 Fae+Fd2 Fd1,所以左端轴承 1 被压紧，右端轴承 2 放松。 所以轴向力 Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N 6005 轴承判断系数 e=0.4。 04.111 raFF e 22raFF0.4 确定动载荷系数 X1=0.44, Y1=1.40 X2=1， Y2=0 取 fp=1.1 当量动载荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因为 P112000h 所以寿命满足使用要求。 9.2.2中间轴轴承的选择及校核 由于中间轴轴承段直径为 30mm，根据条件查简明机械设计手册 2 确定中间轴采用深沟球轴承，轴承代号为 6006。 校核过程如下： 中间轴轴承为 6006。 查简明机械设计手册得基本额定动载荷 C=15.2kN 轴承受到的径向载荷 F 1r =F1NV=377.1N F 2r =F2NV=981.1N 派生轴向力为：取 e=0.4 Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 N 两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以 Fae=0。 因为 Fae+Fd2 Fd1,所以左端轴承 1 被压紧，右端轴承 2 放松。 所以轴向力 Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N 6006 轴承判断系数 e=0.4。 04.111 raFF e 22raFF 0.4 确定动载荷系数 X1=0.44, Y1=1.40 X2=1， Y2=0 取 fp=1.1 当量动载荷 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 26 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因为 P112000h 所以寿命满足使用要求。 9.2.3蜗杆轴 由于蜗杆轴轴承段直径为 35mm，根据条件查简明机械设计手册 2 确定蜗杆轴采用角接触轴承，轴承代号为 7007C。 校核过程如下： 蜗杆轴轴承为 7007C。 查简明机械设计手册得基本额定动载荷 C=19.5 kN 轴承受到的径向载荷 F 1r =F1NV=3042.2N F 2r =F2NV=2354.5N 派生轴向力为：取 e=0.4 Fd1=eFr1=1216.9 N Fd2=eFr2=941.8 N 两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以 Fae=0。 因为 Fae+Fd2P2，所以以轴承 1 作为寿命计算轴承。 球轴承 =3 将各值代入公式（ 21）中 3126 )(6010PCnL h =16765 h 12000h 所以寿命满足使用要求。 9.2.4蜗轮轴 由于涡轮轴上端轴承段基本没有轴向载荷，所以根据条件查简明机械设计手册 2 确定蜗轮轴上部才用深沟球轴承，轴承代号为 6010；由于蜗轮轴下端同时承受轴向载荷和径向载荷，所以根据条件查简明机械设计手册确定采用角接触轴承，轴承代号为 7012C。 校核过程如下： 由于蜗轮轴两端采用不同轴承，但是底部 7012C 轴承承受绝大部分载荷，所以只对 7012C 轴承使用寿命进行校核。 查简明机械设计手册 2 得基本额定动载荷 C=19.5 kN 轴承受到的径向载荷 F 1r =F1NV=3042.2N 派生轴向力为 取 e=0.4 Fd1=eFr1=1216.9 N 取 Fae=1.5，且 Fae+Fd212000h 所以寿命满足使用要求。 9.3键的选择及校核 9.3.1键的选择 输入轴 输入联轴器连接键： 8 7 38 中间轴 大齿轮连 接键： 10 8 28 蜗杆轴 大齿轮连接键： 12 8 39 蜗轮轴 输出联轴器连接键： 14 9 40 蜗轮连接键： 18 11 56 上述各键材料均为 Q275A。 9.3.2输入轴上键连接强度校核 输入轴上只有一个键连接，联轴器链接键： 8 7 38。圆头普通平键，材料 Q275A,许用压应力 p =120MPa。 强度计算公式 102 3 pp kldT 公式（ 22） 公式中数据 1T = 7.483N m k=3.5mm 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 29 l= 38mm d=24 mm 所以 p=4.688 MPa 因为p p所以满足强度要求。 9.3.3中间轴键连接强度校核 中间轴上只有一个键连接，联轴器链接键： 10 8 28。圆头普通平键，材料 Q275A,许用压应力 p =120MPa。 数据 2T =32.96N m k=4mm l= 28mm d=34 mm 将上述数据代入公式（ 22）中 得 p=17.311 MPa 因为p p所以满足强度要求。 9.3.4蜗杆轴键连接强度校核 蜗杆轴上只有一个键连接，联轴器链接键： 12 8 39。圆头普通平键，材料 Q275A,许用压应力 p =120MPa。 数据 3T=103.34N m k=4mm l= 39mm d=42 mm 将上述数据代入公式（ 22）中 得 p=31.545MPa 因为p p所以满足强度要求。 9.3.5蜗轮轴键连接强度校核 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 30 蜗轮轴上有两个键，蜗轮链接键和输出联轴器链接键。都为圆头普通平键，材料 Q275A,许用压应 力 p=120MPa。 蜗轮链接键尺寸 18 11 40 联轴器链接键尺寸 14 9 56 蜗轮连接键 4T= 968.325N m k=5.5 mm l= 56 mm d=60 mm 联轴器链接键 4T = 968.325N m k=4.5mm l= 40mm d=46 mm 将上述数据代入公式（ 22）中 得 蜗轮键连接 p=104.797 MPa 联轴器链接键 p=110.894 MPa 因为两个均为p p，所以都满足强度要求。 9.4润滑方式选择 9.4.1 轴承润滑方式选择 根据条件可确定润滑方式为脂润滑。查 简明机械设计手册 2 确定润滑剂为通用锂基润滑脂ZL-1。 9.4.2 齿轮润滑方 式选择 根据条件查简明机械设计手册确定齿轮采用浸油润滑。圆柱齿轮浸入油的深度最低约一个齿高，但不少于 10mm，最高不超过三分之一分度圆半径，大齿轮的齿顶到油池底面的距离 10mm。 10箱体主要结构尺寸设计 箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。 1 在保证强度和中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 31 刚度的基础上，因考虑到该传动装置用于食品包装，可以最大限度上较小整体质量， 4 所以确定箱座壁厚 5mm、箱盖壁厚 5mm、箱 盖凸缘厚度 5mm、箱座凸缘厚度 5mm。根据内部轴系分布，确定减速器三围尺寸为：长 825mm、宽 492mm、高 221mm。 结 论 棒棒糖自动包装机理糖机构传动装置的设