齿轮的接触疲劳强度极限通过盈利循环次数确定接触疲劳寿命系数确定使用寿命系数确定疲劳许用应力失效概率为，安全系数则将所确定的各值代入公式中，为便于加工，以及后续齿轮和轴系的设计，取模数则确定齿轮宽度及中心距中心距齿轮宽度按齿根弯曲强度计算公式查机械设计确定公式中各值确定小齿轮的弯曲疲劳强度极限确定大齿轮的弯曲疲劳强度极限确定齿轮的弯曲疲劳寿命系数确定弯曲疲劳许用应力确定载荷系数确定齿形系数确定应力校正系数确定两齿轮的，并比较大小比较后，大齿轮的数值大。

将各值代入公式中考虑到便于加工，取最终确定高速级齿轮参数中心距分度圆齿轮宽度低速级齿轮设计选定齿轮类型精度等级材料及齿数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确定齿轮类型选择为直齿。

齿轮精度选择由于棒棒糖自动包装机属于般工作机，所以理糖盘转速比较低，因此选用级精度。

齿轮材料的选择小齿轮材料选为，调质处理，处理后硬度为。

大齿轮材料选为钢，调质处理，处理后硬度为，且两者硬度差。

齿轮齿数选择小齿轮齿数大齿轮齿数计算按齿面接触强度计算公式查机械设计确定公式中各值载荷系数小齿轮传递的转矩齿宽系数材料的弹性影响系数按齿面硬度确定小齿轮的接触疲劳强度极限按齿面硬度确定大齿轮的接触疲劳强度极限通过盈利循环次数确定接触疲劳寿命系数确定解除疲劳寿命系数确定疲劳许用应力失效概率为，安全系数则，将所确定的各值代入公式中，计算圆周速度计算齿宽计算齿宽与齿高之比所以，查机械设计确定载荷系数所以，按实际的载荷系数校正分度圆直径计算模数按齿根弯曲强度计算公式查机械设计确定式公式各值确定小齿轮的弯曲疲劳强度极限确定大齿轮的弯曲疲劳强度极限确定齿轮的弯曲疲劳寿命系数确定弯曲疲劳许用应力，取疲劳安全系数确定载荷系数确定齿形系数确定应力校正系数确定两齿轮的，并比较大小比较后，确定大齿轮的数值大。

将各值代入公式中将模数元整，取确定最终齿数取所以，最终确定高速级齿轮参数分度圆中心距齿轮宽度蜗轮蜗杆设计设计条件根据要求确定输入功率蜗杆转速传动比工作条件无冲击无尘使用寿命确定蜗杆传动的传动类型以及选择材料传动类型查机械设计根据的推荐，采用渐开线蜗杆。

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。

蜗轮采用铸锡磷青铜，采用金属模工艺铸造。

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。

按齿面接触疲劳强度进行设计确定作用在蜗轮上的转矩查机械设计确定下列各值载荷分布不均匀系数使用系数动载系数载荷系数弹性系数接触系数基本接触应力蜗轮应力循环次数计算寿命系数计算许用接触应力计算中心距公式将各值代入公式中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，蜗杆分度圆直径，可确定，因此，上述计算结果可用。

蜗杆的主要参数与几何尺寸轴向齿距齿根圆直径直径系数分度圆导程角齿顶圆直径蜗杆轴向齿厚蜗杆头数蜗杆宽度蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗轮齿取蜗杆轴材料调质处理，硬度，取公式将各值代入公式中取蜗轮轴材料调制处理，硬度，取公式将各值代入公式中取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。

图如图所示小齿轮受力公式公式受力分析由轴的结构图得水平面由公式公式得弯矩铅垂面由公式公式得弯矩总弯矩扭矩按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取公式将各值代入公式中之前已选轴材料为，调质处理，，因为，所以输入轴是安全的。

轴承选择及校核输入轴轴承的选择及校核由于输入轴轴承段直径为，所以根据条件查简明机械设计手册确定输入轴采用深沟球轴承，轴承代号为。

校核过程如下输入轴轴承为。

查简明机械设计手册得基本额定动载荷轴承受到的径向载荷派生轴向力为取两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以。

因为，所以左端轴承被压紧，右端轴承放松。

所以轴向力轴承判断系数。

确定动载荷系数取当量动载荷因为，所以以轴承作为寿命计算轴承。

公式深沟球轴承ε将各值代入公式中所以寿命满足使用要求。

中间轴轴承的选择及校核由于中间轴轴承段直径为，根据条件查简明机械设计手册确定中间轴采用深沟球轴承，轴承代号为。

校核过程如下中间轴轴承为。

查简明机械设计手册得基本额定动载荷轴承受到的径向载荷派生轴向力为取两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以。

因为，所以左端轴承被压紧，右端轴承放松。

所以轴向力轴承判断系数。

确定动载荷系数取当量动载荷因为所以寿命满足使用要求。

蜗杆轴由于蜗杆轴轴承段直径为，根据条件查简明机械设计手册确定蜗杆轴采用角接触轴承，轴承代号为。

校核过程如下蜗杆轴轴承为。

查简明机械设计手册得基本额定动载荷轴承受到的径向载荷派生轴向力为取两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以。

因为，所以左端轴承放松，右端轴承压紧。

所以轴向力轴承判断系数。

动载荷系数取当量动载荷因为，所以以轴承作为寿命计算轴承。

球轴承ε将各值代入公式中所以寿命满足使用要求。

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确定蜗轮轴上部才用深沟球轴承，轴承代号为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。

校核过程如下由于蜗轮轴两端采用不同轴承，但是底部轴承承受绝大部分载荷，所以只对轴承使用寿命进行校核。

查简明机械设计手册得基本额定动载荷轴承受到的径向载荷派生轴向力为取取，且，所以轴向力轴承判断系数。

动载荷系数，取当量动载荷取ε将各值代入公式中所以寿命满足使用要求。

键的选择及校核键的选择输入轴输入联轴器连接键中间轴大齿轮连接键蜗杆轴大齿轮连接键蜗轮轴输出联轴器连接键蜗轮连接键上述各键材料均为。

输入轴上键连接强度校核输入轴上只有个键连接，联轴器链接键。

圆头普通平键，材料，许用压应力。

强度计算公式公式公式中数据所以因为所以满足强度要求。

中间轴键连接强度校核中间轴上只有个键连接，联轴器链接键。

圆头普通平键，材料，许用压应力。

数据将上述数据代入公式中得因为所以满足强度要求。

蜗杆轴键连接强度校核蜗杆轴上只有个键连接，联轴器链接键。

圆头普通平键，材料，许用压应力。

数据将上述数据代入公式中得因为所以满足强度要求。

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，许用压应力。

蜗轮链接键尺寸联轴器链接键尺寸蜗轮连接键联轴器链接键将上述数据代入公式中得蜗轮键连接联轴器链接键因为两个均为，所以都满足强度要求。

润滑方式选择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。

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个齿高，但不少于，最高不超过三分之分度圆半径，大齿轮的齿顶到油池底面的距离。

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，所以确定箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度。

根据内部轴系分布，确定减速器三围尺寸为长宽高。

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，能够满足设计中的的设计要求，其输出转速为，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，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。

该传动装置的这特点，恰好将这挑战迎刃而解，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体，也在最大程度上节省了空间和设计难度，同时也在定程度上节约了加工成本，减少了加工难度，这点也是与以前类似减速器设计上的创新。

该减速器的另个优点是承载能力强，抗冲击能力大，工作稳定，但是这优点也带来了它的个缺点，那就是整体质量偏大，这也在定程度上提高了安装的难度。

这问题会在日后加以解决。

参考文献银金光王洪主编机械设计