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本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計
題目 棒棒糖自動包裝機理糖機構(gòu)傳動裝置設(shè)計
系 別
專 業(yè)
學生姓名
學 號
指導教師
職 稱
畢業(yè)設(shè)計開題報告
學生姓名
學號
專業(yè)班級
指導教師
職稱
單 位
中國地質(zhì)大學長城學院
課題性質(zhì)
設(shè)計 論文□
課題來源
科研□ 教學□ 生產(chǎn) 其它□
畢業(yè)設(shè)計題目
棒棒糖自動包裝機理糖機構(gòu)傳動裝置設(shè)計
一、研究目的及意義
通過了解自動包裝機在我國食品包裝方面的應(yīng)用和現(xiàn)有工作狀況及市場需求，并且以實現(xiàn)減少工人工作量、節(jié)約能源、提高包裝效率為目的，完成棒棒糖自動包裝機理糖機構(gòu)傳動裝置的設(shè)計。
二、研究現(xiàn)狀
改革開放以來，我國的食品工業(yè)日益發(fā)達，消費量逐年上升，從而使得食品的生產(chǎn)量
大大增加，同時食品的包裝量也隨之增大，單靠工人的手工加工已經(jīng)遠遠無法滿足要求，越來越多的廠家開始使用包裝機來滿足自身的產(chǎn)品包裝需求。
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(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)生安全問題，這種包裝機被稱為半自動包裝機。
隨著市場需求的提升，半自動包裝機已經(jīng)無法滿足廠家產(chǎn)量的需求，全自動包裝機逐漸成為主流包裝機械設(shè)備。所謂全自動包裝機，是能夠自動完成主料和輔料的供給，并自動完成包裝過程的包裝機械。在全自動包裝機中，枕式自動包裝機得到了很廣泛的應(yīng)用。枕式包裝機，就是用于包裝產(chǎn)品，使包裝后的產(chǎn)品呈枕頭狀，從而增加產(chǎn)品保質(zhì)期和美觀度的一種機械。枕式包裝機是目前國內(nèi)最新型的自動連續(xù)包裝設(shè)備，具有節(jié)電高效（節(jié)電15%以上），衛(wèi)生環(huán)保，傳動簡潔，便于維修等特點。在枕式自動包裝機中，供料機構(gòu)是整個包裝系統(tǒng)中至關(guān)重要的一部分，它的工作效率直接關(guān)系到包裝機的包裝效率。
在棒棒糖的包裝設(shè)備中，棒棒糖枕式自動包裝機已經(jīng)占據(jù)了棒棒糖包裝設(shè)備中的主流地位。所以，棒棒糖枕式自動包裝機的理糖機構(gòu)（即供料機構(gòu)）對整個包裝機的工作效率有著重要影響。
三、主要內(nèi)容和要求
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(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(gòu)能夠通過自身的圓錐形理糖盤的旋轉(zhuǎn)和配有私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(gòu)取糖處。在理糖機構(gòu)中，理糖盤是極為關(guān)鍵的部件，本次設(shè)計就是為理糖盤的旋轉(zhuǎn)設(shè)計傳動裝置。
設(shè)計要求：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；工作條件是室內(nèi)，無塵，三班工作制，要求使用壽命12000h；動力來源為電力，三相交流，電壓380v；一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。傳動要求為實現(xiàn)水平放置的電動機的垂直轉(zhuǎn)矩通過該設(shè)計轉(zhuǎn)換成水平轉(zhuǎn)矩。
四、整個設(shè)計具體時間安排
查閱參考文獻，確定研究方案 12月2 日～12月20日
整理開題報告，準備開題 12月23 日～12月31日
文獻綜述的撰寫和外文翻譯定稿 1月1日～1月20日
去頂傳動裝置傳動方案 1月21日～1月27日
選擇電動機 1月28日～2月3日
齒輪設(shè)計 2月4日～2月10日
蝸輪蝸桿設(shè)計 2月11日～2月17日
軸的設(shè)計 2月18日～2月27日
主要零部件強度校核 2月28日～4月5日
箱體尺寸設(shè)計 4月6 日～4月15日
編寫設(shè)計說明書，準備畢業(yè)答辯 4月16日～4月30日
五、預期結(jié)果
完成理糖機構(gòu)傳動裝置的設(shè)計，使電動機輸出的轉(zhuǎn)矩正確傳遞到理糖盤，使理糖盤以4.3r/min的轉(zhuǎn)速工作，最大程度上保證加工效率。
六、參考文獻
[1] 尚久浩主編.自動機械設(shè)計.北京：中國輕工業(yè)出版社，1987
[2] 濮良貴 紀明剛主編 機械設(shè)計 北京：高等教育出版社，2006
[3] 王伯平主編 互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)（第三版） 北京：機械工業(yè)出版社，2008
[4] 郭克希 王建國主編 機械制圖 北京：機械工業(yè)出版社，2008
[5] 鄧星鐘主編 機電傳動控制（第四版） 武漢：華中科技大學出版社，2011
[6] 劉鴻文主編 材料力學Ⅰ（第四版） 北京：高等教育出版社，2003
[7] 高愿軍 熊衛(wèi)東主編 食品包裝 北京：化學工業(yè)出版社，2005
[8] 肖旭霖主編 食品加工機械與設(shè)備 北京：中國輕工業(yè)出版社，2000
[9] 黃穎為主編 包裝機械結(jié)構(gòu)與設(shè)計 北京：化學工業(yè)出版社，2007
[10] 成大先主編 機械設(shè)計手冊（單行本）北京：化學工業(yè)出版社，2004
[11] 小栗富士雄（日） 小栗達男（日）主編 陳祝同 劉惠臣譯 機械設(shè)計禁忌手冊
北京：機械工業(yè)出版社，1999
[12] 銀金光 王洪主編 機械設(shè)計課程設(shè)計 北京：中國林業(yè)出版社，2006
[13] 成鐵明主編 機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊（第三版）北京：高等教育出版社，1989
[14] 欠宗澤 羅圣國主編 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 北京：高等教育出版社，2006
[15] 孔凌嘉 毛謙德主編 簡明機械設(shè)計手冊 北京：北京理工大學出版社，2008
[16] Hugh Kerr Thomas Worm Gearing McGraw-Hill Book Company, 1913
[17] John J. Coy, Dennis P. Townsend, Erwin V. Zaretsky Gearing National Aeronautics and Space Administration, Scientific and Technical Information Branch, 1985
指導教師意見：
指導教師簽名：
年 月 日
教研室意見：
審查結(jié)果： 同 意□ 不 同 意□
教研室主任簽名：
年 月 日
目 錄
前 言 1
1設(shè)計要求 1
2總體方案分析 1
3選擇電動機 1
3.1電動機的類型和結(jié)構(gòu)的選擇 1
3.2電動機的容量 1
3.2.1工作機所需功率 2
3.2.2計算傳動裝置總效率 2
3.2.3確定電動機 2
4確定傳動比 2
5確定各軸的動力參數(shù) 3
5.1各軸轉(zhuǎn)速的計算 3
5.2各軸輸入功率的計算 3
5.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算 3
6高速級齒輪設(shè)計 4
6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 4
6.1.1齒輪類型的選擇 4
6.1.2齒輪精度選擇 4
6.1.3齒輪材料的選擇 4
6.1.4齒輪齒數(shù)選擇 4
6.2計算 5
6.2.1按齒面接觸強度計算 5
6.2.2按齒根彎曲強度計算 6
7低速級齒輪設(shè)計 7
7.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 7
7.1.1齒輪類型的選擇 7
7.1.2齒輪精度選擇 8
7.1.3齒輪材料的選擇 8
7.1.4齒輪齒數(shù)選擇 8
7.2計算 8
7.2.1按齒面接觸強度計算 8
7.2.2按齒根彎曲強度計算 10
8蝸輪蝸桿設(shè)計 11
8.1設(shè)計條件 11
8.2確定蝸桿傳動的傳動類型以及選擇材料 12
8.2.1傳動類型 12
8.2.2選擇材料 12
8.3設(shè)計計算 12
8.3.1按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 12
8.3.2蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 13
8.3.3蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 13
8.3.4按齒根彎曲疲勞強度校核 14
9軸上其他零件設(shè)計 15
9.1軸最小直徑的計算及危險軸的校核 15
9.1.1 輸入軸 15
9.1.2 中間軸 15
9.1.3蝸桿軸 15
9.1.4蝸輪軸 16
9.1.5危險軸的校核 16
9.2軸承選擇及校核 18
9.2.1輸入軸軸承的選擇及校核 18
9.2.2中間軸軸承的選擇及校核 19
9.2.3蝸桿軸 20
9.2.4蝸輪軸 21
9.3鍵的選擇及校核 22
9.3.1鍵的選擇 22
9.3.2輸入軸上鍵連接強度校核 23
9.3.3中間軸鍵連接強度校核 23
9.3.4蝸桿軸鍵連接強度校核 23
9.3.5蝸輪軸鍵連接強度校核 24
9.4潤滑方式選擇 25
9.4.1 軸承潤滑方式選擇 25
9.4.2 齒輪潤滑方式選擇 25
10箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 25
結(jié) 論 26
參考文獻 27
致 謝 28
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(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(gòu)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(gòu)取糖處。在理糖機構(gòu)中，理糖盤是極為關(guān)鍵的部件，本次設(shè)計就是為理糖盤的旋轉(zhuǎn)設(shè)計傳動裝置。
1設(shè)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(shè)計轉(zhuǎn)換成水平轉(zhuǎn)矩。
2總體方案分析
由設(shè)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(shè)計的重點設(shè)計部分，本設(shè)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(gòu)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。
3選擇電動機
3.1電動機的類型和結(jié)構(gòu)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(shè)計手冊》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(shè)計要求可知， =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
公式（1）
本設(shè)計中
————聯(lián)軸器（共兩個） =0.99
———滾動軸承（共8個） =0.98
————圓柱齒輪（共2對）=0.96
————蝸桿傳動 =0.75
將上述各值代入公式（1）中
電動機效率 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
所以
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
考慮到兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)有相近的浸油深度。兩級齒輪減速器高速級傳動比與低速級傳動比 的比值取為1.3。
即
所以 ；
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
中間軸轉(zhuǎn)速
蝸桿軸轉(zhuǎn)速
蝸輪軸轉(zhuǎn)速
5.2各軸輸入功率的計算
電動機的輸出功率
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高速級齒輪設(shè)計
6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
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(shè)計手冊》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。
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計算
6.2.1按齒面接觸強度計算
公式（4）
查《機械設(shè)計》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度極限
；
按齒面硬度確定大齒輪的接觸疲勞強度極限
；
通過盈利循環(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，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按齒根彎曲強度計算
公式（5）
查《機械設(shè)計》確定公式（5）中各值
確定小齒輪的彎曲疲勞強度極限
確定大齒輪的彎曲疲勞強度極限
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
最終確定高速級齒輪參數(shù)
中心距
分度圓
齒輪寬度
7低速級齒輪設(shè)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(shè)計手冊》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。
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計算
7.2.1按齒面接觸強度計算
公式（6）
查《機械設(shè)計》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度極限
；
按齒面硬度確定大齒輪的接觸疲勞強度極限
；
通過盈利循環(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，
計算圓周速度
計算齒寬
計算齒寬與齒高之比
所以，
查《機械設(shè)計》確定載荷系數(shù)K
所以，
按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑
計算模數(shù)
7.2.2按齒根彎曲強度計算
公式（7）
查《機械設(shè)計》確定式公式（7）各值
確定小齒輪的彎曲疲勞強度極限
確定大齒輪的彎曲疲勞強度極限
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，最終確定高速級齒輪參數(shù)
分度圓
中心距
齒輪寬度
8蝸輪蝸桿設(shè)計
8.1設(shè)計條件
根據(jù)要求確定輸入功率
蝸桿轉(zhuǎn)速
傳動比
工作條件：無沖擊、無塵
使用壽命
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(shè)計》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)計計算
根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)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(shè)計
確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩
查《機械設(shè)計》確定下列各值
載荷分布不均勻系數(shù)
使用系數(shù)
動載系數(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)
計算壽命系數(shù)
計算許用接觸應(yīng)力
計算中心距
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，取，由于，可確定模數(shù)，蝸桿分度圓直徑，可確定，因此，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
齒根圓直徑
直徑系數(shù)
分度圓導程角
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按齒根彎曲疲勞強度校核
公式（9）
根據(jù)公式（9）進行校核
確定當量齒數(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)
計算齒根彎曲疲勞強度
因為，所以上述設(shè)計參數(shù)滿足條件。
9軸上其他零件設(shè)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
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危險軸的校核
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
=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)力校核軸的強度，計算取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，
因為 <,
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(shè)計手冊》確定輸入軸采用深溝球軸承，軸承代號為6005。
校核過程如下：
輸入軸軸承為6005。
查《簡明機械設(shè)計手冊》得基本額定動載荷：
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。
＞e
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 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N
P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N
因為P1
12000h
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(shè)計手冊》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(shè)計手冊》得基本額定動載荷
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。
＞e
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
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(shè)計手冊》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(shè)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=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《簡明機械設(shè)計手冊》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(shè)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(shè)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=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(yīng)力=120MPa。
強度計算公式
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
因為 ＜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(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
因為 ＜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(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
因為 ＜所以滿足強度要求。
9.3.5蝸輪軸鍵連接強度校核
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(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
因為兩個均為 ＜，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(shè)計手冊》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(shè)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(gòu)尺寸設(shè)計
箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應(yīng)具有足夠的強度和剛度。在保證強度和剛度的基礎(chǔ)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，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(gòu)傳動裝置的設(shè)計已經(jīng)完成，該傳動裝置為一個二級圓柱齒輪減速器與蝸輪蝸桿減速器組成的復合式減速器，其輸出功率為0.436kw，能夠滿足設(shè)計中的0.3kw的設(shè)計要求，其輸出轉(zhuǎn)速為4.3r/min，完全符合設(shè)計要求。該傳動裝置的最大特點在于將二級圓柱齒輪減速器與蝸輪蝸桿減速器復合于一個箱體內(nèi)，且最終將電動機輸出的垂直轉(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)計要求理糖盤的轉(zhuǎn)速為4.3r/min，切電動機轉(zhuǎn)速偏高，這對傳動比得分配提出了比較大得挑戰(zhàn)。該傳動裝置的這一特點，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比，而將這兩者減速器復合于一體，也在最大程度上節(jié)省了空間和設(shè)計難度，同時也在一定程度上節(jié)約了加工成本，減少了加工難度，這一點也是與以前類似減速器設(shè)計上的創(chuàng)新。該減速器的另一個優(yōu)點是承載能力強，抗沖擊能力大，工作穩(wěn)定，但是這一優(yōu)點也帶來了它的一個缺點，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。這一問題會在日后加以解決。
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致 謝
在本次畢業(yè)設(shè)計的過程中，我深深地體會到“萬事開頭難”與“堅持不懈”的真諦。每當遇到困難，沒有動力的時候，我不止一次地感覺到，只要能夠開個頭，只要能夠堅持著一步一步向前走去，哪怕再困難的問題都會迎刃而解。在本次設(shè)計中，我的指導教師，牛博英老師給予了我極大的幫助，不僅幫我解決了問題，也開拓了我的設(shè)計思路，再次對您致以深深的謝意。
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