核準(zhǔn)通過，歸檔資料。未經(jīng)允許，請勿外傳9JWKFFWVGTYMJGMOTORTRANSMISSIONPIPELINESYSTEM1引言泰安是中國山東省中部一座著名的文化旅游城市，境內(nèi)的泰山是國家重點風(fēng)景名勝區(qū)，這里的游客天天爆滿，給泰安地區(qū)帶來了極大的收益，特別是餐飲業(yè)，更是得到了極大的發(fā)展。相對于餐飲業(yè)的突飛猛進，與之配套的行業(yè)卻發(fā)展得很緩慢。其中，與餐飲業(yè)息息相關(guān)的餐具清洗是泰安地區(qū)餐飲業(yè)發(fā)展的一個主要環(huán)節(jié)。一種好的清洗設(shè)備，不但節(jié)省勞動力，節(jié)約時間，節(jié)約成本，更對泰安地區(qū)旅游業(yè)的發(fā)展起著至關(guān)重要的作用。短期內(nèi)，一些地方開了一批日產(chǎn)（400010000）瓶飲料的各種中小型飲料廠。但目前市場上卻缺乏與其相適應(yīng)的洗瓶機。據(jù)我初步調(diào)查，目前飲料廠使用的洗瓶機主要有兩類，即高壓水沖刷式洗瓶機和電動毛刷式洗瓶機。前者自動化程度高，呈流水線作業(yè)，但機體大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價高，僅適用與日產(chǎn)十萬瓶以上的大型飲料廠。后者雖然具有結(jié)構(gòu)簡單，成本低和洗刷效果好等優(yōu)點，但機械化程度低，勞動強度大，并且洗瓶量受到操作技能的限制，只適用于日產(chǎn)4000瓶以下的小型飲料廠。鑒于上述現(xiàn)狀，設(shè)計一種既有一定機械化程度，又有結(jié)構(gòu)緊湊，操作維修方便，供日產(chǎn)（400010000）瓶飲料的中小廠使用。造價低的小型洗瓶機是必要的。據(jù)此，我綜合上述兩類洗瓶機的優(yōu)點，設(shè)計了這臺WSNC型洗瓶機。該機采用內(nèi)沖外刷的洗瓶方法，以提高自動化程度，為生產(chǎn)上配套成流水線作業(yè)創(chuàng)造條件。1WSNC型洗瓶機的特征參數(shù)和洗瓶過程WSNC型洗瓶機的特征參數(shù)和洗瓶過程簡明扼要的介紹了WSNC型洗瓶機的工作原理。為以后的分析做了大致的概括。11主要的特征參數(shù)電動機功率PW11KW電動機的轉(zhuǎn)速NM960RPMNW12RPM洗瓶機的洗瓶能力Q1200個/H（即Q9600個/日）2耗水量Q650L/H噴嘴直徑D2MM噴嘴內(nèi)水壓強P025MPAP25KGF/CM2噴嘴出口處水速V水15M/S2瓶內(nèi)水流動壓力P9N毛刷輥理論轉(zhuǎn)速N120RPM鏈條移動速度（間歇）V02M/S兩瓶中心距70MM推桿行程30MM推桿回復(fù)力500N12洗瓶過程關(guān)于洗瓶的流程，我設(shè)計了一個必要的思路首先要進行必要的浸泡。其中有個泡瓶池，泡瓶池就是用水浸泡瓶子的池子。在池子上再裝上放水管蒸汽加熱管溢流管排污閥等即成。其次要進行必要的刷瓶，已進行進一步清潔。刷瓶機的頂部有兩塊板，其上各均勻的挖有N個孔，這些孔是用來懸掛2N根毛刷的，這兩排毛刷軸最靠左邊的那兩根通過一對齒輪經(jīng)蝸輪軸帶動轉(zhuǎn)動，其余的每根毛刷軸上都有一個小齒輪依次與前一個嚙合轉(zhuǎn)動。這2N根毛刷軸分兩邊對稱布置，用來刷洗瓶子的外壁。再次要進行沖瓶。沖瓶機的下方是一個儲水槽。儲水槽的上面安裝了一組噴水管。噴水管中有一根噴水總管，總管上伸出2N根噴水支管，沒根噴水支管的上面有個向上的圓形噴水孔，孔徑約為152MM。噴水管的上面安裝了一組送瓶軌道。送瓶軌道由鏈板組成。每個鏈板上都有一個圓形小孔，該圓形小孔正好對準(zhǔn)了噴水孔，從噴水孔向上噴出的水就能通過圓形孔繼續(xù)向上噴出。在圓形的上方安裝了一塊玻璃擋板，以防沖瓶水被噴到軌道的外面去。這個洗瓶過程分為浸泡、沖洗、收集。沖刷過程分析如下鏈條將瓶子從入口帶到WSNC型洗瓶機的毛刷處，應(yīng)即停止移動，這時推桿打開水閥通路，水流急速從噴嘴噴出勁射瓶內(nèi)，沖刷瓶子內(nèi)壁污物，與此同時，毛刷連續(xù)轉(zhuǎn)動滾刷瓶子外壁，除棄污物，5秒后推桿自動關(guān)閉閥3門通路，鏈條又將瓶子從原地處移過2762的距離的另一處，并立即停止移動。此后重復(fù)第一次的洗刷動作。瓶子從入口到出口，經(jīng)歷5次共25秒鐘的水流連續(xù)沖刷和連續(xù)30秒鐘的毛刷滾刷清洗。這個的設(shè)計思路已經(jīng)基本確定，現(xiàn)在我要進行必要的計算。這也是很繁瑣的工作。由于整個結(jié)構(gòu)要求的傳動系比較復(fù)雜，我要進行認(rèn)真的核算和校對。2電動機功率的選擇和可靠性計算21確定電動機功率的方法和步驟我這臺WSNC型洗瓶機的各運動構(gòu)件受力情況比較復(fù)雜，如果要確定這些構(gòu)件的各有關(guān)參數(shù)，難以從外力矩計算出每個構(gòu)件所需功率的大小。為此，本次WSNC型洗瓶機的設(shè)計采用了類比法預(yù)選電動機轉(zhuǎn)速和功率，并以此為依據(jù)進行各項設(shè)計計算。我們先初步選定主要運動構(gòu)件的材料形狀尺寸和運動速度，然后應(yīng)用動能原理驗算所選定的電動機功率是否合乎要求。22用類比法選定的電動機參數(shù)首先我們選用電動機型號為JO2214其功率PW11KW其轉(zhuǎn)速N960RPM接法Y型我之所以選擇該電動機的依據(jù)有2條考慮WSNC型洗瓶機的耗功情況參考毛刷洗瓶機所選用的電動機功率23驗算上述電機功率的可靠性231計算時所需用的運動構(gòu)件尺寸蝸輪厚度B42MM，錐齒輪厚度B43MM，槽輪鏈輪厚度B15MM，毛刷輥直徑D80MM，凸輪軸長度L105358MM，毛刷軸長度L700MM。我要對每個齒輪進行設(shè)計與校核。由于整個結(jié)構(gòu)是有電機帶動的齒輪進行傳動，要有一個二級減速器，4我們不需要對二級減速器做過多的要求。其中渦輪蝸桿控制毛刷軸的運動，槽輪控制滾子鏈的傳輸周期，鏈輪控制滾子鏈傳動。這都有很嚴(yán)格的要求。232啟動時各部分所耗功率大小計算推動閥桿所耗功率P11已知作用在推桿上的力F500N。行程S30MM，完成單行程時間T5S（據(jù)凸輪周轉(zhuǎn)速和單行程中凸輪轉(zhuǎn)過的角度確定）。因此推動閥桿1時所耗的功率為3W1TS5103驅(qū)動鏈條所耗功率P2鏈輪角速度12R/S30BN鏈條速度018M/S15兩鏈中心距間的鏈條質(zhì)量M15KG包在兩輪上的質(zhì)量M2KG7當(dāng)鏈條獲得額定速度時總動能為E221JVM（MR）2221R231507850009234J假定鏈條由靜止啟動達(dá)額定速度時需要的時間T005S則則驅(qū)動鏈條時所耗的功率為185W205934T移動瓶子時所耗的功率P3正常操作時，位于鏈條上的瓶子共有個，其總質(zhì)量為56KG3021M移動瓶子所耗的功率為2W05186213TMVT驅(qū)動22根空心毛刷軸所耗的功率P4空心軸轉(zhuǎn)動角速度SRN/7015空心軸質(zhì)量LDDM21233/108710364MGKG50轉(zhuǎn)動慣量212DJ03650422KGM2317毛刷軸角速度125R/S0N軸上齒輪的質(zhì)量01KG2M轉(zhuǎn)動慣量21RJ204KGM2317622根毛刷輥的質(zhì)量（水飽和后的質(zhì)量）22KG22KG103M轉(zhuǎn)動慣量按圓環(huán)算KGM23223075RJ總動能（）212236107606036J故所耗的功率為72W05364T啟動軸所耗的功率（蝸桿軸）軸質(zhì)量14KG1M轉(zhuǎn)動慣量KGM21232109054齒輪質(zhì)量G64轉(zhuǎn)動慣量KGM22M321090634軸角速度SN173804所耗的功率TJT2150527923478W啟動軸5所耗的功率（撥輪軸）6軸5的角速度SN172305軸的質(zhì)量KG41M軸的轉(zhuǎn)動慣量21RJ2054KGM23197軸與其上的齒輪質(zhì)量KG482M轉(zhuǎn)動慣量KGM221RJ2903104撥輪軸總耗功率TJTEP21657492306W驅(qū)動軸6所耗功率（槽輪軸）7軸6的角速度SRN2130軸的質(zhì)量192KG1M轉(zhuǎn)動慣量2RJ20591KGM23軸上輪的質(zhì)量KG9102M轉(zhuǎn)動慣量RJ2652KGM2310轉(zhuǎn)動軸6總的功率TJTEP2170521323W315驅(qū)動軸所耗的功率0P（蝸輪軸兩根）8軸的角速度11257R/S3012N軸的質(zhì)量14KG1M轉(zhuǎn)動慣量KGM221RJ25413109軸上的齒輪蝸輪總質(zhì)量63KG2轉(zhuǎn)動慣量2MJ20613KGM271總耗的功率TJTEP11005271923KGM2718啟動軸總耗的功率374W7180P啟動從動鏈輪軸的質(zhì)量12KG1M轉(zhuǎn)動慣量2RJ2051KGM239軸上鏈輪質(zhì)量26KG2M9轉(zhuǎn)動慣量221RMJ2056KGM230啟動從動鏈輪軸所耗的功率TJTEP2190527193023002W實際需要的功率的大小WP拒上計算知，若功率傳遞時無損失，則所需的功率為987654321PP0243705378593155W實際上功率在傳遞時有損失，在該機動傳動系統(tǒng)中，分別使用運動副與傳動效率二對蝸輪、蝸桿（1頭）38對齒輪38對滑動軸承8501382904對滾動軸承383950449所以傳動總效率為軸123400575考慮到傳動效率，啟動時所需的總功率為1032W05731WP為維持機器連續(xù)運轉(zhuǎn)，電機輸出軸的功率還需克服其他阻力，如水壓增加的阻力，空氣阻力等。因此，實際選用的電機額定功率PED應(yīng)大于PW的12倍即得W1238021WEPD據(jù)此選取電機型號Y100L16B15KWDPE同步轉(zhuǎn)速為1000R/MIN滿載轉(zhuǎn)速為960R/MIN10由上算校驗可知，原用類比法選定的電機合適。因此，原來各種設(shè)計計算可靠。3傳動系的有關(guān)參數(shù)和主要構(gòu)件的設(shè)計WSNC型洗瓶機的設(shè)計前景是好的?？墒且獙γ總€部件進行研究分析是十分繁瑣的工作。其中，工作量非常大的是傳動系統(tǒng)的分析。其中對整個洗瓶機的設(shè)計思路進行分析研究。鑒于該機器是有內(nèi)沖外刷式設(shè)計。我先對瓶頸直徑進行必要的調(diào)查，以設(shè)計洗瓶機的洗瓶的商業(yè)價值。其中發(fā)現(xiàn)，瓶子大都是5862MM的瓶口，鑒于此，我們所設(shè)計的WSNC型洗瓶機進行了規(guī)格分析。31傳動系的運動參數(shù)和動力參數(shù)的確定關(guān)于傳動系的運動參數(shù)和動力參數(shù)的確定，我們首先由選定電機滿載轉(zhuǎn)速NM和工作機轉(zhuǎn)速NW（此處指鏈輪轉(zhuǎn)速），可得傳動裝置總傳動比為801296WMANI我們知道總傳動比為各級傳動比連乘積，即帶I3423I1，為了合理的分配總傳動比，我使傳動裝置得到較小的外3421帶IIA廓尺寸或較輕的重量，以實現(xiàn)降低成本和結(jié)構(gòu)緊湊的目的。在進行傳動比分配時，考慮到具體因素，如毛刷轉(zhuǎn)速，必須能保證瓶子轉(zhuǎn)動，瓶能夠洗干凈。參考現(xiàn)有機型（電動毛刷洗瓶機）的轉(zhuǎn)速，同時參考了各類減速器給出的傳動比分配的參考數(shù)據(jù)。在此之后，我將各級傳動比分配如下總的轉(zhuǎn)動比803421帶IIA各軸的轉(zhuǎn)速確定N24N342911運動副與傳動效率帶傳動蝸桿蝸輪（）圓錐齒輪圓柱齒輪96051802滾動軸承槽輪8394905各軸功率的確定KW435140DPE11KW2019850431PKW62KW654各軸轉(zhuǎn)矩帶帶INPITDD104095NM7398261412INM4059703NM392682342ITNM1875165至于功率由毛刷軸傳遞時，由于各軸的轉(zhuǎn)速相同，負(fù)荷相近所以可以近似認(rèn)為各軸功率消耗是相同的，各軸所獲得的功率也相同，各毛刷軸的功率KW015980212181184毛刷軸的轉(zhuǎn)矩NM259NM即表明毛刷軸能克服20NM的阻力矩。而實際作用于每個毛刷上的阻力勢必小于12NM，因此，毛刷能夠帶動瓶轉(zhuǎn)。32齒輪的設(shè)計計算項目依據(jù)結(jié)果材料選擇小齒輪選45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217HBS255HBS，取240HBS大齒輪選45號鋼，正火處理，硬度為162HBS217HBS，取200HBS初步計算2321195HPEKTD載荷系數(shù)5K傳動比2I材料20CR12接觸疲勞極限2LIM130NH安全系數(shù)S許用接觸應(yīng)力2LIM18MHP轉(zhuǎn)矩NM3947T估算結(jié)果MM9213827152ED幾何計算選精度等級，估計平均直徑處圓周速度，選9級精度，粗估VM15M/S齒數(shù)??；301Z60312IZ分錐角；0596ARCTG0124大端模數(shù)MM取MM341ZDMEEM大端分度圓直徑MMDEE2043124062EEZD平均分度圓直徑MM135151RMMM2E平均模數(shù)MM04E外錐距MM231591SIIDRE齒寬MM取MM7430EB4B大端齒頂高MMMM11EAMXH12H大端齒根高MMMM8211EFECH812FEF齒頂高12FAFA13齒根高0112834ARCTGRHRCTEFF頂錐角001179159AA2266根錐角00011238FF224大端齒頂圓直徑MM162759COS41COS011AEAHDMM46022E安裝距（按結(jié)構(gòu)確定）MM；MM1A冠頂距MM859SIN4SIN021AEKMM762022HD大端分度圓齒厚MM284111TTGXMSEMM62812SE大端份度圓弦齒厚MM2861062211EDMM48222ESS打斷分度圓弦齒高MM07159COS64CO211EADHMM2428S22EA當(dāng)量齒數(shù)71359COS011ZV72514960COS22ZV140111862713COSAR2COSARCSXHZAVV012275CSROCSARCOSXAVV25132838121VVZ取72V872034VZ小齒輪大端分度圓直徑2154ZKTDHERR21587092303071MM49MM84951501DDRMM/S06327862NV與估計值相近，且不超過精度允許值（15M/S）接觸應(yīng)力強度的校核HPKHEMTHVAZBDFK12850分度圓的切向力N0693102471TT使用系數(shù)25AK15動載荷系數(shù)0231210539418506932110850221MTAVVZKBF載荷分布系數(shù)；HK9BEH載荷分配系數(shù)節(jié)點區(qū)域系數(shù)52Z彈性系數(shù)819MNE重合度螺旋角系數(shù)869033714V錐齒輪系數(shù)1KZ計算結(jié)果8690152204385692HLIM7HN許用接觸應(yīng)力WXLVRHPZSLIM試驗齒輪接觸疲勞極限2LI130壽命系數(shù)1NZ潤滑油膜影響系數(shù)98LVR最小安全系數(shù)LIMHS尺寸系數(shù)X工作硬化系數(shù)1WZ許用接觸應(yīng)力值21649803MNHP16結(jié)論HP通過校驗，合格。可以用彎曲強度校核YBMKFFSVAT11850復(fù)合齒形系數(shù)；794FSY642FS重合度螺旋角系數(shù)其余項同前；HFKHF計算結(jié)果NM51628079385011631NM64212FSFY許用彎曲應(yīng)力XRRELTLNFEPYMIN齒根基本強度2630E壽命系數(shù)1NY相對齒根表面狀態(tài)系數(shù)RRELT相對齒根圓敏感系數(shù)尺寸系數(shù)X最小安全系數(shù)41MINFS許用彎曲應(yīng)力250630NFP結(jié)論；1F2FP由上驗算可見，彎曲強度足夠，安全。錐齒輪主要尺寸如下MM；MM201ED402EDMM；MM67A65AMM；MM；41A122181KA7562KAMM；MM；9H24317MM；MM2314R4EM；MM0Z63B一對尺寸輔助齒輪MM可取MM79281A28A取MM則MM450；MM11MD42ZD因為本機在工作中所受沖擊載荷較小，工作平穩(wěn)，故對疲勞強度不加以校核。所有毛刷齒輪都與相同，中間齒輪都與齒輪相同。其余齒輪的幾何參數(shù)均由結(jié)構(gòu)參數(shù)傳動比和幾何關(guān)系確定。33軸的設(shè)計計算與軸承的選擇首先我對渦輪蝸桿進行分析，渦輪蝸桿與毛刷軸相連。是非常重要的一個部件。我要對渦輪軸與抽承的強度進行校核，然后對每個中間齒輪進行分析研究。關(guān)于WSNC型洗瓶機軸的設(shè)計計算，我僅對受載較大的蝸輪軸中間齒輪的空心軸，以及凸輪軸（鏈輪槽輪同軸）進行設(shè)計計算，減少重復(fù)計算量與不必要的考慮，并進行了合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計，而其余軸一般可在滿足使用條件（安全）下，進行其他合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計。下面我就蝸輪軸凸輪軸蝸桿軸分別進行設(shè)計計算。331軸計算（蝸輪軸）已知NM號鋼33947T4035初步計算軸徑1MM4319753TD為安全起見，取軸的直徑為45MM18400004000040000650015000040000圖31結(jié)構(gòu)尺寸圖2RF1RF2TF1T3RF3TF1A圖32軸的受力簡圖求作用于水平軸上的力N120AXFNFBX2806NFT31793SIN0NFT14371NFT31793SIN0圖33水平軸上的力圖119NFR27501NFBX541NFAX1657NFTR28145639COS37IN20NFTR28145639COS37IN20圖34水平軸上的力圖2蝸輪（軸向力）KNDTFZK13740921蝸NFA7341AFNFB734圖35渦輪軸向力圖（附加彎矩）KNTGR50127020NM29NM356圖36附加彎矩圖軸向力水平彎矩DTFA24501NM6NM913NM462圖37水平彎矩圖垂直彎矩1192NMNM864圖38垂直彎矩圖齒輪KNDTF87412KNTGFR6820221合成矩1342NM128NM1342NM圖39合成矩圖支反力水平面KN214255730193071AXFKN806B垂直面KN57685AYKN421501072BFKNKN12AYXARF62BYXR軸向力產(chǎn)生的附加彎矩為NM1A3EM水平面和垂直面NMNM70385AXXZIM4865AYYZIFNMNM462BF9217BYNMNM81YZIII218YZXMNMNM18I3422按靜強度計算軸的安全系數(shù)（取短時最大載荷為額定載荷的倍）表31軸的靜強度計算內(nèi)容計算結(jié)果說明及公式截面截面最大轉(zhuǎn)矩NM875210NM3947按額定的25倍計最大彎矩9520按額定的25倍計當(dāng)量彎矩38622750ME軸的直徑4已知當(dāng)量彎曲應(yīng)力MPA86PA1331D抗拉屈服極限300機械設(shè)計表2安全系數(shù)971192SS最小許用安全系數(shù)55063BS機械零件表2以上計算表明軸的靜強度是足夠的。332蝸輪軸的支承（軸承的選擇）由機械零件手冊2表，EFRA980所以N81725450ARYFP根據(jù)表（機械零件手冊2）H20HLMIN120R需即KG32C394PC所以由機械零件手冊2表1916選KGP42095所以,沒有必要選擇單列向心推力軸承。依據(jù)工作情況，可選單列向心球軸承。由表198（機械零件手冊），所以EFRA9801Y而KG6579560ARYFP23根據(jù)表193（機械零件手冊2）H20HLMIN120R，即KG325PC74325P所以，由表198選C05型軸承13（KGKG）9C50校核因10540FA由表198，查得而3E4Y31098EFRA故應(yīng)按KG9178560ARFP所以120RPMN2630PC由表193查得校核合格。HLH2蝸桿蝸輪傳動設(shè)計計算蝸桿傳動主要尺寸的計算項目與公式及數(shù)據(jù)蝸桿中心距MM75943150250輪ZQMAS軸向模數(shù)3軸蝸輪濁面模數(shù)COS濁齒頂高系數(shù)一般采用10F徑向間隙752SC蝸桿軸向剖面齒形角傳動比914桿輪ZI變位系數(shù)0螺紋頭數(shù)3桿分度圓直徑MM49531SQMD分桿節(jié)圓直徑MMD節(jié)桿齒頂圓直徑MM5631220SF分桿頂桿24齒頂圓直徑MM640725314920CMFDDS分桿根桿特征系數(shù)15349Q分桿螺紋部分長度取L47MM846530059SZL輪軸向周節(jié)9143MT軸分度圓桿上螺旋導(dǎo)角；QZTG桿02蝸桿螺牙高度MM753120CFHS桿細(xì)牙嚙入蝸輪深度MM螺牙沿分度圓柱上齒頂高MM0SMF頂螺牙沿分度圓柱上軸向厚度MM5322SSMTGS桿測量弦桿高MM濁S53SH濁弦桿齒輪設(shè)計計算齒數(shù)43輪Z分度圓直徑MM104輪分輪ZMDS節(jié)圓直徑MM510分輪節(jié)輪齒頂圓直徑MM51702352FDS輪頂輪齒根圓直徑MM414320CFZS輪根輪外徑MM76157SM頂外輪齒緣寬度MM2頂桿B包角092R齒根圓弧半徑MM78531492SDR分桿齒頂圓弧半徑MM21SM分桿25分度圓弧齒厚MM752053200TGTGMSS輪分度圓濁面弦齒頂高MM351046COS2174COS2220分輪輪分輪頂輪濁齒DDH333蝸輪強度校核首先我們對蝸輪齒面接觸強度進行校核14設(shè)其傳動效率90蝸輪力矩NMNNM43890217474輪輪輪載荷系數(shù)由載荷變化不大，可令，K1K分度圓周速度M/S3輪V所以1K1接觸應(yīng)力系數(shù)4135087分桿分輪輪接DC假定蝸輪由鑄材料制成，（查機械設(shè)計手冊），其蝸輪的許用接觸應(yīng)力為所以2162厘米公斤接接接C蝸輪能承受的最大扭矩為438967121503590590KCDM接分輪分桿最大所以齒面接觸強度滿足要求。校核合格?？梢允褂谩Ｆ浯挝覀儗嘄X彎曲強度進行計算2301478176COS53491028COS2厘米公斤節(jié)桿節(jié)輪輪彎輪MDY223478530厘米公斤厘米公斤26注由機械設(shè)計手冊查得齒形系數(shù)輪Y420輪Y通過上述校核，齒輪彎曲強度滿足要求。校核合格，可以選用。334蝸桿軸的設(shè)計初步計算選取軸徑15根據(jù)機械設(shè)計手冊2式由表，我們查得CM05421233NNAD考慮到軸端有鍵槽，需加其軸徑，取MM3D又因為采用蝸桿與軸制成整體結(jié)構(gòu)。7163540DD根桿又因為蝸桿的齒根比軸徑大MM所以車制蝸桿。根桿蝸桿軸的強度校核軸系的扭矩NM忽略傳動效損失185296074901NNM軸上蝸桿受力N15382分輪輪軸DPN96分桿桿周N2102580TGTGP軸徑軸承上軸受的支承反力垂直面支點反力N451746095174601徑Y(jié)N38283徑PY471260345291312YYP徑27N水平面上支點反力N52175460981754601周PXN4383周XN95129612XXP周PY3PY1PX3PX1PY2PX2P周1515P軸4607585P鏡圖310力矩圖NMLPMYC7324165045211NM832NM1XCNM933合成彎矩圖NM72301520221WCNM48173463032723387144圖311合成彎矩圖28驗算軸徑蝸桿軸是45號鋼車制。由機械零件手冊1表1817查得45MM10D260MKAB由軸上受力可知，軸上截面，是危險截面。在截面上，此處在圓角應(yīng)力集中，由表1811查得821K571IK此處的彎矩22LMWCNCNM1530517438711LWCNCNM05297546023由表18172查得1由機械設(shè)計手冊2中186式312210NIWMKD3225018798CM42在截面II驗算軸徑合格，安全可靠，可以使用。在截面上，此截面上受到的彎矩NM15302WCM31220NIWKD29322501187821CM4同樣在截面上軸徑驗算也合格，安全可靠，可以使用。軸的疲勞強度校核計算最小許用安全系數(shù)1625213N由表717得N53在剖面II上561D402R許用安全系數(shù)所以85621RD042查表7222得23K12IK查表7252得91查表7192得0最大彎曲應(yīng)力2332164570厘米公斤最大DM最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力2332891厘米公斤扭最大只考慮彎曲安全系數(shù)，代入公式26457910231KN最大只考慮扭矩時的安全系數(shù)（轉(zhuǎn)軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力按脈動循環(huán)應(yīng)力考慮）查表7262得2最大MA0230421689028915221KN最大剖面II處總的安全系數(shù)16421622NNN總驗算安全合格，所以截面II安全可靠。校核截面的安全系數(shù)1601D352R許用安全系數(shù)62N所以；534021RD05732DR查表得；K91189最大彎曲應(yīng)力233275086厘米公斤最大DM最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力233215厘米公斤扭最大只考慮彎曲安全系數(shù)，代入公式9637589101KN最大只考慮扭矩時的安全系數(shù)（轉(zhuǎn)軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力按脈動循環(huán)應(yīng)力考慮）查表7262得2最大MA2316890375121KN最大31剖面處總的安全16293162932NNN總驗算安全合格，所以截面安全可靠。蝸輪軸的軸承選擇選單列向心球軸承10210434滾子鏈的設(shè)計我們要對鏈輪與滾子鏈進行分析10。因為這個傳送裝置是有鏈輪與滾子鏈帶動的運動。對其校核是很有必要的。滾子鏈結(jié)構(gòu)由機械設(shè)計手冊2選滾子鏈型號為48A168GB/T12431997根據(jù)實際需要,滾子鏈做成單排鏈接頭鏈節(jié)采用連接鏈節(jié)尺寸參數(shù)由滾子鏈標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定中選?。ú糠?jǐn)?shù)據(jù)經(jīng)校核另定）節(jié)距MM2760P直徑MM內(nèi)節(jié)寬MM銷軸直徑MM6347MAX1D3547MIN1B813MAXD套筒直徑MM鏈條通道高度MM內(nèi)鏈板高度82IN1IN1HMM外鏈板高度MM排距MM9AX2H862AX3TP鏈板厚MM塊數(shù)Z14S滾子鏈節(jié)距和鏈長尺寸鏈計算由于鏈長，考慮到保持原始節(jié)距的均勻性NWPNPL2一般取，PW所以有，為了滿足設(shè)計要求，保證鏈長的制造精度0規(guī)定鏈長公差帶為M則這樣可得到021NPL021PMPNW即得出，鏈長均值和內(nèi)外節(jié)距均同他們的基本值的比值應(yīng)取相同，都為32，當(dāng)給定21MM00005時，MM47NWP021NPMNLMM65187605滾子鏈計算及材料選用銷的校核選用45號鋼422906906MMNCKG而而AQF21AFQ10864082DFMM761389620可見上述選擇的銷的直徑足夠。校核板的彎曲強度AFDTH16016028TDHMM574823160TDH而給定的MM574862M說明板的彎曲強度足夠，選用合適。鏈板長度MM10A35槽輪軸與鏈輪軸的設(shè)計我要對槽輪控制滾子鏈的傳輸周期進行分析。因為要保證瓶子沖刷干凈，33必要的停滯時間是非常有用的。我們既要保證干凈，又要保證節(jié)省資源。所以對槽輪的設(shè)計要求很嚴(yán)格。槽輪受力N179236950。槽NPF鏈輪受力N4121輪初算軸直徑MM取MM35012933NPCD5D由經(jīng)驗可知,軸的直徑較大，足夠滿足要求。軸直徑MMM5351槽輪凸輪和鏈輪的受力及傳遞的力矩槽輪的受力分析1根據(jù)傳動系和各軸所支承的情況，可求得槽輪輸入功率和轉(zhuǎn)速為109KWR/MIN槽P12槽N當(dāng)銷嚙合位于輪槽底部時，作用在槽輪上的推力最大拒NMNF950槽有NM58671209531槽槽T所以N32890671MM；MM；3A4ZR650SIN1AR；0092182009436ZMM8145SIN3SI1ARMM1287CO222RMM36891X34MM138760531COSRAH352鏈輪的設(shè)計，鏈輪的主要設(shè)計參數(shù)節(jié)距17MM；內(nèi)節(jié)寬MM；滾子直徑MM276P4MIN1B6347MAX1D排距MM；H內(nèi)鏈板高度MM83T3972HARCTGZARCGDG904765109218060MM318SIN2SI00ZPMM79643RFDMM1425028500ZACTGPA36確定傳動主要尺寸實際分度圓直徑MMMM2011MD4022MZD中心距MM42ZA齒寬MM；MM；MM40B51B2B重合度系數(shù)7061507Y齒向載荷分配系數(shù)38FK齒間載荷分配系數(shù)；70Y431FK載荷系數(shù)712825FVAK齒形系數(shù)；4621FY935應(yīng)力修正系數(shù)；651SY812S彎曲疲勞極限MPA；MPA0LIMF450LIMF彎曲最小安全系數(shù)LIS尺寸系數(shù)X彎曲壽命系數(shù)；971NY92N許用彎曲應(yīng)力MPA6451076LIM1FXFSYMPA325904LI2M2FXNF驗算MPA81791BDKTFMPA57642081212FSFY傳動無嚴(yán)重過載,故不作靜強度校核。中間齒輪初算直徑MM30762DP取M2；Z23；D36I齒輪寬B40MM中間齒輪采用變位齒輪。其變位系數(shù)10236X齒頂高系數(shù)1AH頂隙系數(shù)250C齒頂高MMMXIA齒根高MM321025IF齒頂圓直徑MM436AIAHD齒根圓直徑MM2中心距A40MM嚙合角0364水流控制系統(tǒng)的設(shè)計41控制系統(tǒng)各參數(shù)的選定411凸輪形狀和參數(shù)凸輪11基圓直徑D200MM；升程30MM推程運動角，回程運動角和遠(yuǎn)休止角都為30，升程前10角采用等加速運00動曲線，后10角采用等速曲線，滾子采用的滾輪。由畫圖多次0MD4測量其升程最大壓力角不超過35。0412彈簧的選擇水對推桿的壓力5KG2134水P考慮摩擦力，取最大工作負(fù)荷KG，最小工作負(fù)荷501P工作行程MM012FH選取型彈簧，級精度，選用硫素彈簧鋼絲，D4MM,D30MMY計算彈簧的強度60523162CKPDM49校核合格，彈簧安全可靠。計算許用極限負(fù)荷263187523KDDPKG95PG工作周數(shù)取N1848172680833124PDCFN總?cè)?shù)取595515201N求彈簧的剛度KG/MM810268433241NDDC37求節(jié)距84DT04189513NP彈簧的自由長度MM1522401DNH彈簧展開長度MM5369082COS3S2DL0112148294TGTGT413噴頭結(jié)構(gòu)及其有關(guān)參數(shù)采用圓錐形噴嘴（錐角）045圖41圓錐形噴嘴噴嘴孔出口流25891024360223GHASSM升71743M/S5890V式中由農(nóng)業(yè)流體工程力學(xué)6給出，各參數(shù)由表查得流量系數(shù)，60流速系數(shù)970射水射程M5923510DHR此公式是農(nóng)業(yè)流體工程力學(xué)6中的經(jīng)驗公式。噴頭各參數(shù)噴嘴口徑2D（MM）；流量00417L/S；速度2147M/S；射程955M38414管徑選擇噴嘴的流量L/S0417噴Q支管的流量L/S08342支橫管的流量L/S17橫選取干管，橫管和支管的公稱直徑分別為1520和25，其流量分別為00417，00834和0417。選擇鐵鋅普通鋼管（又稱白口鐵管），安全S升工作壓力為。鋼管試驗水壓力。210厘米公斤20厘米公斤415水頭損失指設(shè)備內(nèi)部管徑壓力損失M018923512GVH干橫管管路壓力損失M5714766IL橫局部損失M08392531橫HM1480橫支管管徑壓力損失M02672156LSHI支噴嘴局部損失M1890支總的流量損失026730571023損失HM78據(jù)調(diào)查，兩院地區(qū)供水壓力為4KG/CM2，即有40米水柱高，而設(shè)備管路中的流量損失為00782米水柱高，考慮到有時供水壓力不足，及管路損失。至少噴頭的水壓有25KG/CM2。3942噴嘴受力及瓶底受力液流從管道來到噴嘴，在噴嘴里由于過流斷面逐漸縮小而流速漸增加，設(shè)液流在噴嘴入口處的壓強25KG/CM2。出口處的壓強為（大氣壓）0AP（相對壓強）則噴嘴受到液流的動反力為29047189041751435232VGRPAX公斤80986瓶底受力，假設(shè)液流射入瓶底，以原速度夾角成10，根據(jù)動量定律有012VPQR47210COS472100COS9847公斤牛頓36535渦輪軸與毛刷軸齒輪輻的計算51渦輪軸與毛刷軸齒輪副的運動參數(shù)齒輪的工作扭矩NM3947T齒寬系數(shù)01D選材料調(diào)質(zhì)處理硬度240HB，45號鋼接觸疲勞極限得MPAMPA61LIMH4502LIMH許用接觸應(yīng)力45069061LIM1H40MPAMPA4059602LIM2HH取85DA計算齒輪直徑M5201405139782321HDT傳動比毛NI選齒數(shù)；10Z20112IZ確定模數(shù)取M251DM所以MMMM201Z402Z齒寬MMMMMM4DB51B2B52渦輪軸與毛刷軸齒輪輻的計算校核圓周速度M/S25016401NV精度等級選8級精度使用系數(shù)25AK動載系數(shù)1V齒間載荷分布系數(shù)3H齒向載荷分布系數(shù)8動荷系數(shù)52381251VA彈性系數(shù)MPAZE189節(jié)點區(qū)域系數(shù)H接觸最小安全系數(shù)05LIMS41驗算12BDKTZHE65172020394758518923614Z總工作時間H2080HT應(yīng)力循環(huán)次數(shù)711046320416HLTRNN87203I接觸壽命；251NZ81N許用接觸應(yīng)力MPA96740LIM11HSMPA2534LI22NZ驗算MPA765172HHMPA計算結(jié)果18表明，接觸疲勞強度較為合適,齒輪尺寸無需調(diào)整。6WSNC型洗瓶機的總體分析WSNC型洗瓶機采用外刷內(nèi)沖式，結(jié)構(gòu)簡單，洗瓶干凈，對廣大旅游業(yè)城市（例如泰安）的餐飲業(yè)有促進作用。其結(jié)構(gòu)主要有電動機、傳動系統(tǒng)、管道系統(tǒng)組成。其中電動機采用先預(yù)測后校核的方法選用電動機WSNC型洗瓶機的各運動構(gòu)件受力情況復(fù)雜，確定這些構(gòu)件的各有關(guān)參數(shù)前，難以從外力矩計算出所需功率的大小。為此，本設(shè)計用類比法選定電動機參數(shù)型號42Y100L16B3功率PW15KW轉(zhuǎn)速N960R/MIN接法為Y型。洗瓶機的洗瓶能力Q1200個/H（即Q9600個/日），耗水量Q650L/H（約450升/1000瓶）即QM3/日，噴嘴直徑D2MM，噴嘴內(nèi)水壓強P025MPA，噴嘴出口處水速V水215M/S，瓶內(nèi)水流動壓力P9N，毛刷輥理論轉(zhuǎn)速N1120RPM，鏈條移動速度（間歇）V02M/S,兩瓶中心距P70MM,推桿行程S30MM。傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，計算量大，主要確定各個軸與齒輪的規(guī)格。其中我確定了傳動系的運動參數(shù)和動力參數(shù)，然后對每個齒輪、軸承進行了認(rèn)真的分析計算與校核。蝸輪軸與毛刷軸齒輪輻齒數(shù)Z1100，Z220，模數(shù)M1，中心距A60。鍵的選擇公稱直徑D35MM選鍵A1018（GB/T1979）蝸桿軸與軸間齒輪輻齒數(shù)Z148，Z296，模數(shù)M25，中心距A144。鍵的選擇公稱直徑D45MM選鍵A16280（GB/T1979）槽輪軸與鏈輪軸間齒輪輻齒數(shù)Z134，Z268，模數(shù)M3，中心距A153。鍵的選擇公稱直徑D55MM選鍵A16125（GB/T1979）蝸桿軸徑D35MM，又因為蝸桿齒根圓直徑為406MM,所以車制蝸桿,長度L752MM,蝸桿頭數(shù)3,模數(shù)35,右旋蝸輪軸徑D45,長1032MM,蝸輪齒數(shù)Z43,模數(shù)35鏈輪軸直徑D55MM。滾子鏈結(jié)構(gòu)由機械設(shè)計手冊選滾子鏈型號為48A168GB/T1