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中國(guó)地質(zhì)大學(xué)長(zhǎng)城學(xué)院2012屆畢業(yè)設(shè)計(jì) 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，理糖盤是極為關(guān)鍵的部件，本次設(shè)計(jì)就是為理糖盤的旋轉(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(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 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。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，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。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。 3選擇電動(dòng)機(jī) 3.1電動(dòng)機(jī)的類型和結(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)》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， =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 公式（1） 本設(shè)計(jì)中 ————聯(lián)軸器（共兩個(gè)） =0.99 ———滾動(dòng)軸承（共8個(gè)） =0.98 ————圓柱齒輪（共2對(duì)）=0.96 ————蝸桿傳動(dòng) =0.75 將上述各值代入公式（1）中 電動(dòng)機(jī)效率 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 所以 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 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)比與低速級(jí)傳動(dòng)比 的比值取為1.3。 即 所以 ； 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 中間軸轉(zhuǎn)速 蝸桿軸轉(zhuǎn)速 蝸輪軸轉(zhuǎn)速 5.2各軸輸入功率的計(jì)算 電動(dòng)機(jī)的輸出功率 輸入軸的輸入功率 中間軸的輸入功率 蝸桿軸的輸入功率 蝸輪軸的輸入功率 5.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 公式（3） 將已知條件代入公式（3）中 輸入軸的轉(zhuǎn)矩 中間軸的轉(zhuǎn)矩 蝸桿軸的轉(zhuǎn)矩 蝸輪軸的轉(zhuǎn)矩 6高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) 6.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 6.1.1齒輪類型的選擇 考慮到動(dòng)力的傳遞沒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)》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(dòng)包裝機(jī)屬于一般工作機(jī)，所以理糖盤轉(zhuǎn)速比較低，因此選用7級(jí)精度。 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。 6.1.4齒輪齒數(shù)選擇 小齒輪齒數(shù) ; 大齒輪齒數(shù) ，取=81 6.2計(jì)算 6.2.1按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 公式（4） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》確定式中各值 載荷系數(shù) ； 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ； 齒寬系數(shù) ； 材料的彈性影響系數(shù) ； 按齒面硬度確定小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 ； 按齒面硬度確定大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 ； 通過(guò)盈利循環(huán)次數(shù)確定接觸疲勞壽命系數(shù) 確定使用壽命系數(shù) ； ； 確定疲勞許用應(yīng)力 失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 則 將所確定的各值代入公式（4）中， 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 確定齒輪寬度及中心距 中心距 齒輪寬度 6.2.2按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 公式（5） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》確定公式（5）中各值 確定小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 確定大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 確定齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 確定彎曲疲勞許用應(yīng)力 確定載荷系數(shù)K 確定齒形系數(shù) 確定應(yīng)力校正系數(shù) 確定兩齒輪的，并比較大小 比較后，大齒輪的數(shù)值大。 將各值代入公式（5）中 考慮到便于加工，取m=2 最終確定高速級(jí)齒輪參數(shù) 中心距 分度圓 齒輪寬度 7低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) 7.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 7.1.1齒輪類型的選擇 考慮到動(dòng)力的傳遞沒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)》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(dòng)包裝機(jī)屬于一般工作機(jī)，所以理糖盤轉(zhuǎn)速比較低，因此選用7級(jí)精度。 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。 7.1.4齒輪齒數(shù)選擇 小齒輪齒數(shù) ; 大齒輪齒數(shù) 7.2計(jì)算 7.2.1按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 公式（6） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》確定公式（6）中各值 載荷系數(shù) ； 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ； 齒寬系數(shù) ； 材料的彈性影響系數(shù) ； 按齒面硬度確定小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 ； 按齒面硬度確定大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 ； 通過(guò)盈利循環(huán)次數(shù)確定接觸疲勞壽命系數(shù) ； ； 確定解除疲勞壽命系數(shù) 確定疲勞許用應(yīng)力 失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 則， 將所確定的各值代入公式（6）中， 計(jì)算圓周速度 計(jì)算齒寬 計(jì)算齒寬與齒高之比 所以， 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》確定載荷系數(shù)K 所以， 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 計(jì)算模數(shù) 7.2.2按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 公式（7） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》確定式公式（7）各值 確定小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 確定大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 確定齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 確定彎曲疲勞許用應(yīng)力，取疲勞安全系數(shù)S=1.4 確定載荷系數(shù)K 確定齒形系數(shù) 確定應(yīng)力校正系數(shù) 確定兩齒輪的，并比較大小 比較后，確定大齒輪的數(shù)值大。 將各值代入公式（7）中 將模數(shù)元整，取m=2.5 確定最終齒數(shù) 取 所以，最終確定高速級(jí)齒輪參數(shù) 分度圓 中心距 齒輪寬度 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 蝸桿轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)比 工作條件：無(wú)沖擊、無(wú)塵 使用壽命 8.2確定蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)類型以及選擇材料 8.2.1傳動(dòng)類型 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(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45~55HRC。蝸輪采用鑄錫磷青銅（ZCuSn10P1）,采用金屬模工藝鑄造。 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) 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》確定下列各值 載荷分布不均勻系數(shù) 使用系數(shù) 動(dòng)載系數(shù) 載荷系數(shù) 彈性系數(shù) 接觸系數(shù) 基本接觸應(yīng)力 蝸輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 計(jì)算壽命系數(shù) 計(jì)算許用接觸應(yīng)力 計(jì)算中心距 公式（8） 將各值代入公式（8）中 考慮到方便加工以及后續(xù)的軸系分布設(shè)計(jì)，取，由于，可確定模數(shù)，蝸桿分度圓直徑，可確定，因此，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 齒根圓直徑 直徑系數(shù) 分度圓導(dǎo)程角 齒頂圓直徑 蝸桿軸向齒厚 蝸桿頭數(shù) 蝸桿寬度 8.3.3蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸輪齒數(shù) 變位系數(shù) 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 8.3.4按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 公式（9） 根據(jù)公式（9）進(jìn)行校核 確定當(dāng)量齒數(shù) 因 所以 確定螺旋角系數(shù) 確定ZCuSn10P1的基本許用彎曲應(yīng)力 確定壽命系數(shù) 計(jì)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 因?yàn)?，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 公式（10） 將各數(shù)值代入公式（10）中 =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 公式（11） 將各值代入公式（11）中 =15.117mm 取30mm 9.1.3蝸桿軸 材料40Cr（調(diào)質(zhì)處理），硬度250HBS，取 公式（12） 將各值代入公式（12）中 =24.105mm 取35mm 9.1.4蝸輪軸 材料40Cr（調(diào)制處理），硬度280HBS，取 公式（13） 將各值代入公式（13）中 取60mm 9.1.5危險(xiǎn)軸的校核 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 =440.176 N 公式（14） =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 公式（16） 公式（17） 得 FNH1=21.080N FNH2=139.131N 彎矩 M==8347.68 N·mm 鉛垂面 由 公式（18） 公式（19） 得 FNV1=57.918N FNV2=382.258 N 彎矩 M==22935.528 N·mm 總彎矩 M==32435.735 N·mm 扭矩 T=7438 N·mm 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，計(jì)算取α=0.6 公式（20） 將各值代入公式（20）中 =21MPa 之前已選軸材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理， 70 MPa， 因?yàn)? <, 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)》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： 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： F=F=377.1N F=F=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)镕ae+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。 ＞e 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 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因?yàn)镻112000h 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)》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=F=377.1N F=F=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)镕ae+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。 ＞e 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 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因?yàn)镻112000h 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)》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=F=3042.2N F=F=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)镕ae+Fd2P2，所以以軸承1作為壽命計(jì)算軸承。 球軸承ε=3 將各值代入公式（21）中 =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(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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)》得基本額定動(dòng)載荷 C=19.5 kN 軸承受到的徑向載荷 F=F=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=120MPa。 強(qiáng)度計(jì)算公式 公式（22） 公式中數(shù)據(jù) = 7.483N·m k=3.5mm l= 38mm d=24 mm 所以 =4.688 MPa 因?yàn)?＜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=120MPa。 數(shù)據(jù) =32.96N·m k=4mm l= 28mm d=34 mm 將上述數(shù)據(jù)代入公式（22）中 得 =17.311 MPa 因?yàn)?＜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=120MPa。 數(shù)據(jù) =103.34N·m k=4mm l= 39mm d=42 mm 將上述數(shù)據(jù)代入公式（22）中 得 =31.545MPa 因?yàn)?＜所以滿足強(qiáng)度要求。 9.3.5蝸輪軸鍵連接強(qiáng)度校核 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=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 = 968.325N·m k=5.5 mm l= 56 mm d=60 mm 聯(lián)軸器鏈接鍵 = 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 =104.797 MPa 聯(lián)軸器鏈接鍵 =110.894 MPa 因?yàn)閮蓚€(gè)均為 ＜，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)》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。在保證強(qiáng)度和剛度的基礎(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，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)計(jì)已經(jīng)完成，該傳動(dòng)裝置為一個(gè)二級(jí)圓柱齒輪減速器與蝸輪蝸桿減速器組成的復(fù)合式減速器，其輸出功率為0.436kw，能夠滿足設(shè)計(jì)中的0.3kw的設(shè)計(jì)要求，其輸出轉(zhuǎn)速為4.3r/min，完全符合設(shè)計(jì)要求。該傳動(dòng)裝置的最大特點(diǎn)在于將二級(jí)圓柱齒輪減速器與蝸輪蝸桿減速器復(fù)合于一個(gè)箱體內(nèi)，且最終將電動(dòng)機(jī)輸出的垂直轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)換成水平轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩傳遞給理糖盤，完成其旋轉(zhuǎn)。由于設(shè)計(jì)要求理糖盤的轉(zhuǎn)速為4.3r/min，切電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速偏高，這對(duì)傳動(dòng)比得分配提出了比較大得挑戰(zhàn)。該傳動(dòng)裝置的這一特點(diǎn)，恰好將這一挑戰(zhàn)迎刃而解，蝸輪蝸桿減速器的應(yīng)用，最大程度上增加了傳動(dòng)比，而將這兩者減速器復(fù)合于一體，也在最大程度上節(jié)省了空間和設(shè)計(jì)難度，同時(shí)也在一定程度上節(jié)約了加工成本，減少了加工難度，這一點(diǎn)也是與以前類似減速器設(shè)計(jì)上的創(chuàng)新。該減速器的另一個(gè)優(yōu)點(diǎn)是承載能力強(qiáng)，抗沖擊能力大，工作穩(wěn)定，但是這一優(yōu)點(diǎn)也帶來(lái)了它的一個(gè)缺點(diǎn)，那就是整體質(zhì)量偏大，這也在一定程度上提高了安裝的難度。這一問(wèn)題會(huì)在日后加以解決。 參考文獻(xiàn) [1] 銀金光 王洪主編 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 北京：中國(guó)林業(yè)出版社，2006 [2] 孔凌嘉 毛謙德主編 簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 北京：北京理工大學(xué)出版社，2008 [3] 濮良貴 紀(jì)明剛主編 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