棒棒糖自动包装机理糖机构传动装置设计

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。 13 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 确定选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机。23.2 电动机的容量3.2.1 工作机所需功率由设计要求可知， =0.3kwWP3.2.2 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，故多级串联总效率公式w21（1）本设计中 联轴器（共两个） =0.991 1滚动轴承（共 8 个） =0.982 2圆柱齿轮（共 2 对） =0.9633蜗杆传动 =0.754 4将上述各值代入公式（1）中57.0423821电动机效率 公式（2）kwPr.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 334.882 Y90S-6 910 211.633 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 134i所以 25.64321ii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 1i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 与2i低速级传动比 的比值取为 1.3。3i3即 2.1i所以 ；4.3.563i 78.4.132i5 确定各轴的动力参数5.1 各轴转速的计算输入轴转速 min/910rn中间轴转速 in/38.97.42ri蜗杆轴转速 i/56.1023in蜗轮轴转速 min/3.434ri5.2 各轴输入功率的计算电动机的输出功率 kwP75.0输入轴的输入功率 kw713.098.0.2211 中间轴的输入功率 6573322蜗杆轴的输入功率 kP.65.23蜗轮轴的输入功率 w4307980424 5.3 各轴输入转矩的计算公式nPT950（3）将已知条件代入公式（3）中输入轴的转矩 mNnPT483.7910.59011中间轴的转矩 6.2.22蜗杆轴的转矩 mNnPT34.10595033蜗轮轴的转矩 25.968.446 高速级齿轮设计6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数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 确定齿轮类型2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。 36.1.3 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。 36.1.4 齿轮齿数选择小齿轮齿数 ;17z大齿轮齿数 ，取 =8126.817.422i 2z6.2 计算6.2.1 按齿面接触强度计算 公式32211.2HEdt ZiKTd（4）查机械设计 确定式中各值3载荷系数 ；3.1tK小齿轮传递的转矩 ；mNnPT483.7910.59011齿宽系数 ；d材料的弹性影响系数 ；218.9MPaZE按齿面硬度确定小齿轮的接触疲劳强度极限；H60lim按齿面硬度确定大齿轮的接触疲劳强度极限；Pa5li通过盈利循环次数确定接触疲劳寿命系数 81 1052.610960hjLnN2 3738.确定使用寿命系数 ；4.1HNK；9802确定疲劳许用应力失效概率为 1%，安全系数 S=1则 MPaSKHNH 546109.1lim1 MPaSKHNH 5391098.2lim22 将所确定的各值代入公式（4）中， mdt 24.6539.78.4.3.11 为便于加工，以及后续齿轮和轴系的设计，取模数 m=2；则 mz271d1682确定齿轮宽度及中心距中心距 a923421齿轮宽度 mb013426.2.2 按齿根弯曲强度计算公式FSdYzKTa213m（5）查机械设计 确定公式（5）中各值3确定小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE501确定大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE382确定齿轮的弯曲疲劳寿命系数5.01FNK82确定弯曲疲劳许用应力 MPaSFENF 42510.11 MPaSKFENF 4.3180.22 确定载荷系数 K 65.1.VA确定齿形系数 62.1FaY0确定应力校正系数 59.1Sa782Y确定两齿轮的 ，并比较大小FSa0845.4259.161aFSY比较后，大齿轮的数值大。71.32aFS将各值代入公式（5）中 9385.017.17048.65.323m考虑到便于加工，取 m=2最终确定高速级齿轮参数中心距 mda9826341分度圆 mz71d1682齿轮宽度 b401m327 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 确定齿轮类型选择2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。 37.1.3 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。 37.1.4 齿轮齿数选择小齿轮齿数 ;253z大齿轮齿数 854.334i7.2 计算7.2.1 按齿面接触强度计算 公式323312. HEdt ZiKTd（6）查机械设计 确定公式（6）中各值3载荷系数 ；3.1tK小齿轮传递的转矩 ；mNnPT386.1905795022齿宽系数 ；1d材料的弹性影响系数 ；218.9MPaZE按齿面硬度确定小齿轮的接触疲劳强度极限；H60lim按齿面硬度确定大齿轮的接触疲劳强度极限；MPaH50lim通过盈利循环次数确定接触疲劳寿命系数；823 1037.12038.96hjLnN；4 450确定解除疲劳寿命系数 8.3HNK94确定疲劳许用应力失效概率为 1%，安全系数 S=1则， MPaSKHNH 581609.3lim3 .4.4li44将所确定的各值代入公式（6）中， mdt 17.65.4819.31086.32. 243 计算圆周速度 snvt /.060.7.4.06233 计算齿宽 mdbt 1.13计算齿宽与齿高之比 hzmtt 846.1257.3mht 53.所以， 153.4176b查机械设计 确定载荷系数 K 3 0.VFH423.135.1FK所以， 437.12.01.HVA按实际的载荷系数校正分度圆直径 mKdtt 8.3.147.63计算模数 zm90.2578.437.2.2 按齿根弯曲强度计算公式FSdYzKTa23（7）查机械设计 确定式公式（7）各值3确定小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE503确定大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE84确定齿轮的弯曲疲劳寿命系数90.1FNK32确定弯曲疲劳许用应力，取疲劳安全系数 S=1.4 MPaSFENF 429.31.50933 KFEF .844确定载荷系数 K 365.1.01VA确定齿形系数 62.3FaY04确定应力校正系数 59.13SaY784确定两齿轮的 ，并比较大小FSa01296.4.3256a3FSY比较后，确定大齿轮的数值大。3.784aFS将各值代入公式（7）中 mm29.0153.25186.3.3 4将模数元整，取 m=2.5确定最终齿数 取468.73dz 3z2034i所以，最终确定高速级齿轮参数分度圆 mzd5.31702684中心距 a3齿轮宽度 mb53048 蜗轮蜗杆设计8.1 设计条件根据要求确定输入功率 kwP60.9.8.0657.2323 蜗杆转速 min/564.3819023rin传动比 3工作条件：无冲击、无尘使用寿命 hLh1208.2 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 根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用 ZI（渐开线蜗杆） 。38.2.2 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。 28.3 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确定作用在蜗轮上的转矩 mNnPT34.1056.95033查机械设计 确定下列各值3载荷分布不均匀系数 1K使用系数 5.A动载系数 0V载荷系数 21.05.1.VAK弹性系数 260MPaZE接触系数 9.2Z基本接触应力 MPaH68蜗轮应力循环次数 544 108.2103.40hLjnN计算寿命系数 876.1.285HK计算许用接触应力 MPaHN235.0计算中心距公式23HEZKTa（8）将各值代入公式（8）中 ma 236.182359.16034.102. 考虑到方便加工以及后续的轴系分布设计，取 ，由于 ，可确定模数 ，ma3i 8蜗杆分度圆直径 ，可确定 ，因此 ，上述计算结果可用。md80574.2ZZ8.3.2 蜗杆的主要参数与几何尺寸轴向齿距 mPa12.54.3齿根圆直径 df5直径系数 10q分度圆导程角 482o齿顶圆直径 mda965蜗杆轴向齿厚 S.1蜗杆头数 45z蜗杆宽度 mb.28.3.3 蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗轮齿数 526z变位系数 0.X蜗轮分度圆直径 mzmd416866蜗轮喉圆直径 haa 3282蜗轮齿根圆直径 ff66蜗轮咽喉母圆半径 mdrag 42150218.3.4 按齿根弯曲疲劳强度校核公式FFaFYmdKT6543.1（9）根据公式（9）进行校核确定当量齿数 96.405821cos336VZ因 50.6x96.405821cos336VZ所以 .26FaY确定螺旋角系数 842.01140OO确定 ZCuSn10P1 的基本许用弯曲应力 MPaF56确定寿命系数 83.10.295NKMPaFNF 48.05.6计算齿根弯曲疲劳强度 MPaF 80.124.0162841603.2.53因为 ，所以上述设计参数满足条件。F9 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公式3101nPAd（10）将各数值代入公式（10）中=9.864 mm 取 25mm331019107.nPAd9.1.2 中间轴材料 40Cr(调质处理)，硬度 280HBS，取 A0=110公式3202nPAd（11）将各值代入公式（11）中=15.117mm 取 30mm33202 8.190657nPAd9.1.3 蜗杆轴材料 40Cr（调质处理） ，硬度 250HBS，取 10A公式30nPd（12）将各值代入公式（12）中=24.105mm 取 35mm330560.1nPAd9.1.4 蜗轮轴材料 40Cr（调制处理） ，硬度 280HBS，取 10A公式3404nPd（13）将各值代入公式（13）中取 60mmmnPAd89.43.6013404 9.1.5 危险轴的校核根据数据判断，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=440.176 N 公式3408.721dTFt（14）=160.211 N 公式20tan176.tan1r（15）受力分析由轴的结构图得 L1=396mm L2=60mm水平面由 公式2121)(LFrNH（16）公式1212)(rNH（17）得 FNH1=21.080N FNH2=139.131N弯矩 M = =8347.68 NmmH1LFN铅垂面由公式2121)(LtNV（18）公式121)(FtNV（19）得 FNV1=57.918N FNV2=382.258 N 弯矩 M = =22935.528 NmmV1LF总弯矩 M = =32435.735 Nmm12VH扭矩 T =7438 Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取 =0.6公式wTMca2121)(（20）将各值代入公式（20）中=21MPawTMca2121)(之前已选轴材料为 40Cr，调质处理，70 MPa，1-因为 12000h3216)(0PCnLh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 确定中间轴采用深沟球轴2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 =F =377.1N1rNVF =F =981.1N2r派生轴向力为：取 e=0.4Fd1=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+Fd2Fd1, 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 NFa2=Fd2=392.4 N6006 轴承判断系数 e=0.4。e04.1raF0.42raF确定动载荷系数 X1=0.44, Y1=1.40X2=1， Y2=0取 fp=1.1 当量动载荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N因为 P112000h3216)(0PCnLh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 确定蜗杆轴采用角接触轴2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 =F =3042.2N 1rNVF =F =2354.5N2r派生轴向力为：取 e=0.4Fd1=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=16765 h 12000h3126)(0PCnLh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 确定蜗轮轴2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 得基本额定动载荷2C=19.5 kN轴承受到的径向载荷 F =F =3042.2N 1rNV派生轴向力为取 e=0.4 Fd1=eFr1=1216.9 N 取 Fae=1.5，且 Fae+Fd212000h346)(01PCnLh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：8738中间轴 大齿轮连接键：10828蜗杆轴 大齿轮连接键：12839蜗轮轴 输出联轴器连接键：14940蜗轮连接键：181156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：8738。圆头普通平键，材料 Q275A,许用压应力=120MPa。p强度计算公式公式1023ppkldT（22）公式中数据 = 7.483Nm 1Tk=3.5mml= 38mm d=24 mm所以 =4.688 MPap因为 所以满足强度要求。p9.3.3 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：10828。圆头普通平键，材料 Q275A,许用压应力=120MPa。p数据 =32.96Nm 2Tk=4mml= 28mm d=34 mm将上述数据代入公式（22）中得 =17.311 MPap因为 所以满足强度要求。p9.3.4 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：12839。圆头普通平键，材料 Q275A,许用压应力=120MPa。p数据 =103.34Nm 3Tk=4mml= 39mm d=42 mm将上述数据代入公式（22）中得 =31.545MPap因为 所以满足强度要求。p9.3.5 蜗轮轴键连接强度校核蜗轮轴上有两个键，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 =120MPa。p蜗轮链接键尺寸 181140联轴器链接键尺寸 14956蜗轮连接键 = 968.325Nm 4Tk=5.5 mml= 56 mm d=60 mm联轴器链接键 = 968.325Nm 4Tk=4.5mml= 40mm d=46 mm将上述数据代入公式（22）中得蜗轮键连接 =104.797 MPap联轴器链接键 =110.894 MPa因为两个均为 ，所以都满足强度要求。p9.4 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 确定润滑剂为通用锂基润滑脂2ZL-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。 在保证强度1和刚度的基础上，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， 所以确定箱4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计已经完成，该传动装置为一个二级圆柱齿轮减速器与蜗轮蜗杆减速器组成的复合式减速器，其输出功率为 0.436kw，能够满足设计中的 0.3kw 的设计要求，其输出转速为 4.3r/min，完全符合设计要求。该传动装置的最大特点在于将二级圆柱齿轮减速器与蜗轮蜗杆减速器复合于一个箱体内，且最终将电动机输出的垂直转矩转换成水平转矩，并将转矩传递给理糖盘，完成其旋转。由于设计要求理糖盘的转速为 4.3r/min，切电动机转速偏高，这对传动比得分配提出了比较大得挑战。该传动装置的这一特点，恰好将这一挑战迎刃而解，蜗轮蜗杆减速器的应用，最大程度上增加了传动比，而将这两者减速器复合于一体，也在最大程度上节省了空间和设计难度，同时也在一定程度上节约了加工成本，减少了加工难度，这一点也是与以前类似减速器设计上的创新。该减速器的另一个优点是承载能力强，抗冲击能力大，工作稳定，但是这一优点也带来了它的一个缺点，那就是整体质量偏大，