wsnc型洗瓶机 毕业论文

核准通过，归档资料。未经允许，请勿外传9JWKFFWVGTYMJGMOTORTRANSMISSIONPIPELINESYSTEM1引言泰安是中国山东省中部一座著名的文化旅游城市，境内的泰山是国家重点风景名胜区，这里的游客天天爆满，给泰安地区带来了极大的收益，特别是餐饮业，更是得到了极大的发展。相对于餐饮业的突飞猛进，与之配套的行业却发展得很缓慢。其中，与餐饮业息息相关的餐具清洗是泰安地区餐饮业发展的一个主要环节。一种好的清洗设备，不但节省劳动力，节约时间，节约成本，更对泰安地区旅游业的发展起着至关重要的作用。短期内，一些地方开了一批日产（400010000）瓶饮料的各种中小型饮料厂。但目前市场上却缺乏与其相适应的洗瓶机。据我初步调查，目前饮料厂使用的洗瓶机主要有两类，即高压水冲刷式洗瓶机和电动毛刷式洗瓶机。前者自动化程度高，呈流水线作业，但机体大，结构复杂，造价高，仅适用与日产十万瓶以上的大型饮料厂。后者虽然具有结构简单，成本低和洗刷效果好等优点，但机械化程度低，劳动强度大，并且洗瓶量受到操作技能的限制，只适用于日产4000瓶以下的小型饮料厂。鉴于上述现状，设计一种既有一定机械化程度，又有结构紧凑，操作维修方便，供日产（400010000）瓶饮料的中小厂使用。造价低的小型洗瓶机是必要的。据此，我综合上述两类洗瓶机的优点，设计了这台WSNC型洗瓶机。该机采用内冲外刷的洗瓶方法，以提高自动化程度，为生产上配套成流水线作业创造条件。1WSNC型洗瓶机的特征参数和洗瓶过程WSNC型洗瓶机的特征参数和洗瓶过程简明扼要的介绍了WSNC型洗瓶机的工作原理。为以后的分析做了大致的概括。11主要的特征参数电动机功率PW11KW电动机的转速NM960RPMNW12RPM洗瓶机的洗瓶能力Q1200个/H（即Q9600个/日）2耗水量Q650L/H喷嘴直径D2MM喷嘴内水压强P025MPAP25KGF/CM2喷嘴出口处水速V水15M/S2瓶内水流动压力P9N毛刷辊理论转速N120RPM链条移动速度（间歇）V02M/S两瓶中心距70MM推杆行程30MM推杆回复力500N12洗瓶过程关于洗瓶的流程，我设计了一个必要的思路首先要进行必要的浸泡。其中有个泡瓶池，泡瓶池就是用水浸泡瓶子的池子。在池子上再装上放水管蒸汽加热管溢流管排污阀等即成。其次要进行必要的刷瓶，已进行进一步清洁。刷瓶机的顶部有两块板，其上各均匀的挖有N个孔，这些孔是用来悬挂2N根毛刷的，这两排毛刷轴最靠左边的那两根通过一对齿轮经蜗轮轴带动转动，其余的每根毛刷轴上都有一个小齿轮依次与前一个啮合转动。这2N根毛刷轴分两边对称布置，用来刷洗瓶子的外壁。再次要进行冲瓶。冲瓶机的下方是一个储水槽。储水槽的上面安装了一组喷水管。喷水管中有一根喷水总管，总管上伸出2N根喷水支管，没根喷水支管的上面有个向上的圆形喷水孔，孔径约为152MM。喷水管的上面安装了一组送瓶轨道。送瓶轨道由链板组成。每个链板上都有一个圆形小孔，该圆形小孔正好对准了喷水孔，从喷水孔向上喷出的水就能通过圆形孔继续向上喷出。在圆形的上方安装了一块玻璃挡板，以防冲瓶水被喷到轨道的外面去。这个洗瓶过程分为浸泡、冲洗、收集。冲刷过程分析如下链条将瓶子从入口带到WSNC型洗瓶机的毛刷处，应即停止移动，这时推杆打开水阀通路，水流急速从喷嘴喷出劲射瓶内，冲刷瓶子内壁污物，与此同时，毛刷连续转动滚刷瓶子外壁，除弃污物，5秒后推杆自动关闭阀3门通路，链条又将瓶子从原地处移过2762的距离的另一处，并立即停止移动。此后重复第一次的洗刷动作。瓶子从入口到出口，经历5次共25秒钟的水流连续冲刷和连续30秒钟的毛刷滚刷清洗。这个的设计思路已经基本确定，现在我要进行必要的计算。这也是很繁琐的工作。由于整个结构要求的传动系比较复杂，我要进行认真的核算和校对。2电动机功率的选择和可靠性计算21确定电动机功率的方法和步骤我这台WSNC型洗瓶机的各运动构件受力情况比较复杂，如果要确定这些构件的各有关参数，难以从外力矩计算出每个构件所需功率的大小。为此，本次WSNC型洗瓶机的设计采用了类比法预选电动机转速和功率，并以此为依据进行各项设计计算。我们先初步选定主要运动构件的材料形状尺寸和运动速度，然后应用动能原理验算所选定的电动机功率是否合乎要求。22用类比法选定的电动机参数首先我们选用电动机型号为JO2214其功率PW11KW其转速N960RPM接法Y型我之所以选择该电动机的依据有2条考虑WSNC型洗瓶机的耗功情况参考毛刷洗瓶机所选用的电动机功率23验算上述电机功率的可靠性231计算时所需用的运动构件尺寸蜗轮厚度B42MM，锥齿轮厚度B43MM，槽轮链轮厚度B15MM，毛刷辊直径D80MM，凸轮轴长度L105358MM，毛刷轴长度L700MM。我要对每个齿轮进行设计与校核。由于整个结构是有电机带动的齿轮进行传动，要有一个二级减速器，4我们不需要对二级减速器做过多的要求。其中涡轮蜗杆控制毛刷轴的运动，槽轮控制滚子链的传输周期，链轮控制滚子链传动。这都有很严格的要求。232启动时各部分所耗功率大小计算推动阀杆所耗功率P11已知作用在推杆上的力F500N。行程S30MM，完成单行程时间T5S（据凸轮周转速和单行程中凸轮转过的角度确定）。因此推动阀杆1时所耗的功率为3W1TS5103驱动链条所耗功率P2链轮角速度12R/S30BN链条速度018M/S15两链中心距间的链条质量M15KG包在两轮上的质量M2KG7当链条获得额定速度时总动能为E221JVM（MR）2221R231507850009234J假定链条由静止启动达额定速度时需要的时间T005S则则驱动链条时所耗的功率为185W205934T移动瓶子时所耗的功率P3正常操作时，位于链条上的瓶子共有个，其总质量为56KG3021M移动瓶子所耗的功率为2W05186213TMVT驱动22根空心毛刷轴所耗的功率P4空心轴转动角速度SRN/7015空心轴质量LDDM21233/108710364MGKG50转动惯量212DJ03650422KGM2317毛刷轴角速度125R/S0N轴上齿轮的质量01KG2M转动惯量21RJ204KGM2317622根毛刷辊的质量（水饱和后的质量）22KG22KG103M转动惯量按圆环算KGM23223075RJ总动能（）212236107606036J故所耗的功率为72W05364T启动轴所耗的功率（蜗杆轴）轴质量14KG1M转动惯量KGM21232109054齿轮质量G64转动惯量KGM22M321090634轴角速度SN173804所耗的功率TJT2150527923478W启动轴5所耗的功率（拨轮轴）6轴5的角速度SN172305轴的质量KG41M轴的转动惯量21RJ2054KGM23197轴与其上的齿轮质量KG482M转动惯量KGM221RJ2903104拨轮轴总耗功率TJTEP21657492306W驱动轴6所耗功率（槽轮轴）7轴6的角速度SRN2130轴的质量192KG1M转动惯量2RJ20591KGM23轴上轮的质量KG9102M转动惯量RJ2652KGM2310转动轴6总的功率TJTEP2170521323W315驱动轴所耗的功率0P（蜗轮轴两根）8轴的角速度11257R/S3012N轴的质量14KG1M转动惯量KGM221RJ25413109轴上的齿轮蜗轮总质量63KG2转动惯量2MJ20613KGM271总耗的功率TJTEP11005271923KGM2718启动轴总耗的功率374W7180P启动从动链轮轴的质量12KG1M转动惯量2RJ2051KGM239轴上链轮质量26KG2M9转动惯量221RMJ2056KGM230启动从动链轮轴所耗的功率TJTEP2190527193023002W实际需要的功率的大小WP拒上计算知，若功率传递时无损失，则所需的功率为987654321PP0243705378593155W实际上功率在传递时有损失，在该机动传动系统中，分别使用运动副与传动效率二对蜗轮、蜗杆（1头）38对齿轮38对滑动轴承8501382904对滚动轴承383950449所以传动总效率为轴123400575考虑到传动效率，启动时所需的总功率为1032W05731WP为维持机器连续运转，电机输出轴的功率还需克服其他阻力，如水压增加的阻力，空气阻力等。因此，实际选用的电机额定功率PED应大于PW的12倍即得W1238021WEPD据此选取电机型号Y100L16B15KWDPE同步转速为1000R/MIN满载转速为960R/MIN10由上算校验可知，原用类比法选定的电机合适。因此，原来各种设计计算可靠。3传动系的有关参数和主要构件的设计WSNC型洗瓶机的设计前景是好的。可是要对每个部件进行研究分析是十分繁琐的工作。其中，工作量非常大的是传动系统的分析。其中对整个洗瓶机的设计思路进行分析研究。鉴于该机器是有内冲外刷式设计。我先对瓶颈直径进行必要的调查，以设计洗瓶机的洗瓶的商业价值。其中发现，瓶子大都是5862MM的瓶口，鉴于此，我们所设计的WSNC型洗瓶机进行了规格分析。31传动系的运动参数和动力参数的确定关于传动系的运动参数和动力参数的确定，我们首先由选定电机满载转速NM和工作机转速NW（此处指链轮转速），可得传动装置总传动比为801296WMANI我们知道总传动比为各级传动比连乘积，即带I3423I1，为了合理的分配总传动比，我使传动装置得到较小的外3421带IIA廓尺寸或较轻的重量，以实现降低成本和结构紧凑的目的。在进行传动比分配时，考虑到具体因素，如毛刷转速，必须能保证瓶子转动，瓶能够洗干净。参考现有机型（电动毛刷洗瓶机）的转速，同时参考了各类减速器给出的传动比分配的参考数据。在此之后，我将各级传动比分配如下总的转动比803421带IIA各轴的转速确定N24N342911运动副与传动效率带传动蜗杆蜗轮（）圆锥齿轮圆柱齿轮96051802滚动轴承槽轮8394905各轴功率的确定KW435140DPE11KW2019850431PKW62KW654各轴转矩带带INPITDD104095NM7398261412INM4059703NM392682342ITNM1875165至于功率由毛刷轴传递时，由于各轴的转速相同，负荷相近所以可以近似认为各轴功率消耗是相同的，各轴所获得的功率也相同，各毛刷轴的功率KW015980212181184毛刷轴的转矩NM259NM即表明毛刷轴能克服20NM的阻力矩。而实际作用于每个毛刷上的阻力势必小于12NM，因此，毛刷能够带动瓶转。32齿轮的设计计算项目依据结果材料选择小齿轮选45号钢，调质处理，硬度为217HBS255HBS，取240HBS大齿轮选45号钢，正火处理，硬度为162HBS217HBS，取200HBS初步计算2321195HPEKTD载荷系数5K传动比2I材料20CR12接触疲劳极限2LIM130NH安全系数S许用接触应力2LIM18MHP转矩NM3947T估算结果MM9213827152ED几何计算选精度等级，估计平均直径处圆周速度，选9级精度，粗估VM15M/S齿数取；301Z60312IZ分锥角；0596ARCTG0124大端模数MM取MM341ZDMEEM大端分度圆直径MMDEE2043124062EEZD平均分度圆直径MM135151RMMM2E平均模数MM04E外锥距MM231591SIIDRE齿宽MM取MM7430EB4B大端齿顶高MMMM11EAMXH12H大端齿根高MMMM8211EFECH812FEF齿顶高12FAFA13齿根高0112834ARCTGRHRCTEFF顶锥角001179159AA2266根锥角00011238FF224大端齿顶圆直径MM162759COS41COS011AEAHDMM46022E安装距（按结构确定）MM；MM1A冠顶距MM859SIN4SIN021AEKMM762022HD大端分度圆齿厚MM284111TTGXMSEMM62812SE大端份度圆弦齿厚MM2861062211EDMM48222ESS打断分度圆弦齿高MM07159COS64CO211EADHMM2428S22EA当量齿数71359COS011ZV72514960COS22ZV140111862713COSAR2COSARCSXHZAVV012275CSROCSARCOSXAVV25132838121VVZ取72V872034VZ小齿轮大端分度圆直径2154ZKTDHERR21587092303071MM49MM84951501DDRMM/S06327862NV与估计值相近，且不超过精度允许值（15M/S）接触应力强度的校核HPKHEMTHVAZBDFK12850分度圆的切向力N0693102471TT使用系数25AK15动载荷系数0231210539418506932110850221MTAVVZKBF载荷分布系数；HK9BEH载荷分配系数节点区域系数52Z弹性系数819MNE重合度螺旋角系数869033714V锥齿轮系数1KZ计算结果8690152204385692HLIM7HN许用接触应力WXLVRHPZSLIM试验齿轮接触疲劳极限2LI130寿命系数1NZ润滑油膜影响系数98LVR最小安全系数LIMHS尺寸系数X工作硬化系数1WZ许用接触应力值21649803MNHP16结论HP通过校验，合格。可以用弯曲强度校核YBMKFFSVAT11850复合齿形系数；794FSY642FS重合度螺旋角系数其余项同前；HFKHF计算结果NM51628079385011631NM64212FSFY许用弯曲应力XRRELTLNFEPYMIN齿根基本强度2630E寿命系数1NY相对齿根表面状态系数RRELT相对齿根圆敏感系数尺寸系数X最小安全系数41MINFS许用弯曲应力250630NFP结论；1F2FP由上验算可见，弯曲强度足够，安全。锥齿轮主要尺寸如下MM；MM201ED402EDMM；MM67A65AMM；MM；41A122181KA7562KAMM；MM；9H24317MM；MM2314R4EM；MM0Z63B一对尺寸辅助齿轮MM可取MM79281A28A取MM则MM450；MM11MD42ZD因为本机在工作中所受冲击载荷较小，工作平稳，故对疲劳强度不加以校核。所有毛刷齿轮都与相同，中间齿轮都与齿轮相同。其余齿轮的几何参数均由结构参数传动比和几何关系确定。33轴的设计计算与轴承的选择首先我对涡轮蜗杆进行分析，涡轮蜗杆与毛刷轴相连。是非常重要的一个部件。我要对涡轮轴与抽承的强度进行校核，然后对每个中间齿轮进行分析研究。关于WSNC型洗瓶机轴的设计计算，我仅对受载较大的蜗轮轴中间齿轮的空心轴，以及凸轮轴（链轮槽轮同轴）进行设计计算，减少重复计算量与不必要的考虑，并进行了合理的结构设计，而其余轴一般可在满足使用条件（安全）下，进行其他合理的结构设计。下面我就蜗轮轴凸轮轴蜗杆轴分别进行设计计算。331轴计算（蜗轮轴）已知NM号钢33947T4035初步计算轴径1MM4319753TD为安全起见，取轴的直径为45MM18400004000040000650015000040000图31结构尺寸图2RF1RF2TF1T3RF3TF1A图32轴的受力简图求作用于水平轴上的力N120AXFNFBX2806NFT31793SIN0NFT14371NFT31793SIN0图33水平轴上的力图119NFR27501NFBX541NFAX1657NFTR28145639COS37IN20NFTR28145639COS37IN20图34水平轴上的力图2蜗轮（轴向力）KNDTFZK13740921蜗NFA7341AFNFB734图35涡轮轴向力图（附加弯矩）KNTGR50127020NM29NM356图36附加弯矩图轴向力水平弯矩DTFA24501NM6NM913NM462图37水平弯矩图垂直弯矩1192NMNM864图38垂直弯矩图齿轮KNDTF87412KNTGFR6820221合成矩1342NM128NM1342NM图39合成矩图支反力水平面KN214255730193071AXFKN806B垂直面KN57685AYKN421501072BFKNKN12AYXARF62BYXR轴向力产生的附加弯矩为NM1A3EM水平面和垂直面NMNM70385AXXZIM4865AYYZIFNMNM462BF9217BYNMNM81YZIII218YZXMNMNM18I3422按静强度计算轴的安全系数（取短时最大载荷为额定载荷的倍）表31轴的静强度计算内容计算结果说明及公式截面截面最大转矩NM875210NM3947按额定的25倍计最大弯矩9520按额定的25倍计当量弯矩38622750ME轴的直径4已知当量弯曲应力MPA86PA1331D抗拉屈服极限300机械设计表2安全系数971192SS最小许用安全系数55063BS机械零件表2以上计算表明轴的静强度是足够的。332蜗轮轴的支承（轴承的选择）由机械零件手册2表，EFRA980所以N81725450ARYFP根据表（机械零件手册2）H20HLMIN120R需即KG32C394PC所以由机械零件手册2表1916选KGP42095所以,没有必要选择单列向心推力轴承。依据工作情况，可选单列向心球轴承。由表198（机械零件手册），所以EFRA9801Y而KG6579560ARYFP23根据表193（机械零件手册2）H20HLMIN120R，即KG325PC74325P所以，由表198选C05型轴承13（KGKG）9C50校核因10540FA由表198，查得而3E4Y31098EFRA故应按KG9178560ARFP所以120RPMN2630PC由表193查得校核合格。HLH2蜗杆蜗轮传动设计计算蜗杆传动主要尺寸的计算项目与公式及数据蜗杆中心距MM75943150250轮ZQMAS轴向模数3轴蜗轮浊面模数COS浊齿顶高系数一般采用10F径向间隙752SC蜗杆轴向剖面齿形角传动比914杆轮ZI变位系数0螺纹头数3杆分度圆直径MM49531SQMD分杆节圆直径MMD节杆齿顶圆直径MM5631220SF分杆顶杆24齿顶圆直径MM640725314920CMFDDS分杆根杆特征系数15349Q分杆螺纹部分长度取L47MM846530059SZL轮轴向周节9143MT轴分度圆杆上螺旋导角；QZTG杆02蜗杆螺牙高度MM753120CFHS杆细牙啮入蜗轮深度MM螺牙沿分度圆柱上齿顶高MM0SMF顶螺牙沿分度圆柱上轴向厚度MM5322SSMTGS杆测量弦杆高MM浊S53SH浊弦杆齿轮设计计算齿数43轮Z分度圆直径MM104轮分轮ZMDS节圆直径MM510分轮节轮齿顶圆直径MM51702352FDS轮顶轮齿根圆直径MM414320CFZS轮根轮外径MM76157SM顶外轮齿缘宽度MM2顶杆B包角092R齿根圆弧半径MM78531492SDR分杆齿顶圆弧半径MM21SM分杆25分度圆弧齿厚MM752053200TGTGMSS轮分度圆浊面弦齿顶高MM351046COS2174COS2220分轮轮分轮顶轮浊齿DDH333蜗轮强度校核首先我们对蜗轮齿面接触强度进行校核14设其传动效率90蜗轮力矩NMNNM43890217474轮轮轮载荷系数由载荷变化不大，可令，K1K分度圆周速度M/S3轮V所以1K1接触应力系数4135087分杆分轮轮接DC假定蜗轮由铸材料制成，（查机械设计手册），其蜗轮的许用接触应力为所以2162厘米公斤接接接C蜗轮能承受的最大扭矩为438967121503590590KCDM接分轮分杆最大所以齿面接触强度满足要求。校核合格。可以使用。其次我们对轮齿弯曲强度进行计算2301478176COS53491028COS2厘米公斤节杆节轮轮弯轮MDY223478530厘米公斤厘米公斤26注由机械设计手册查得齿形系数轮Y420轮Y通过上述校核，齿轮弯曲强度满足要求。校核合格，可以选用。334蜗杆轴的设计初步计算选取轴径15根据机械设计手册2式由表，我们查得CM05421233NNAD考虑到轴端有键槽，需加其轴径，取MM3D又因为采用蜗杆与轴制成整体结构。7163540DD根杆又因为蜗杆的齿根比轴径大MM所以车制蜗杆。根杆蜗杆轴的强度校核轴系的扭矩NM忽略传动效损失185296074901NNM轴上蜗杆受力N15382分轮轮轴DPN96分杆杆周N2102580TGTGP轴径轴承上轴受的支承反力垂直面支点反力N451746095174601径YN38283径PY471260345291312YYP径27N水平面上支点反力N52175460981754601周PXN4383周XN95129612XXP周PY3PY1PX3PX1PY2PX2P周1515P轴4607585P镜图310力矩图NMLPMYC7324165045211NM832NM1XCNM933合成弯矩图NM72301520221WCNM48173463032723387144图311合成弯矩图28验算轴径蜗杆轴是45号钢车制。由机械零件手册1表1817查得45MM10D260MKAB由轴上受力可知，轴上截面，是危险截面。在截面上，此处在圆角应力集中，由表1811查得821K571IK此处的弯矩22LMWCNCNM1530517438711LWCNCNM05297546023由表18172查得1由机械设计手册2中186式312210NIWMKD3225018798CM42在截面II验算轴径合格，安全可靠，可以使用。在截面上，此截面上受到的弯矩NM15302WCM31220NIWKD29322501187821CM4同样在截面上轴径验算也合格，安全可靠，可以使用。轴的疲劳强度校核计算最小许用安全系数1625213N由表717得N53在剖面II上561D402R许用安全系数所以85621RD042查表7222得23K12IK查表7252得91查表7192得0最大弯曲应力2332164570厘米公斤最大DM最大扭转应力2332891厘米公斤扭最大只考虑弯曲安全系数，代入公式26457910231KN最大只考虑扭矩时的安全系数（转轴的扭转应力按脉动循环应力考虑）查表7262得2最大MA0230421689028915221KN最大剖面II处总的安全系数16421622NNN总验算安全合格，所以截面II安全可靠。校核截面的安全系数1601D352R许用安全系数62N所以；534021RD05732DR查表得；K91189最大弯曲应力233275086厘米公斤最大DM最大扭转应力233215厘米公斤扭最大只考虑弯曲安全系数，代入公式9637589101KN最大只考虑扭矩时的安全系数（转轴的扭转应力按脉动循环应力考虑）查表7262得2最大MA2316890375121KN最大31剖面处总的安全16293162932NNN总验算安全合格，所以截面安全可靠。蜗轮轴的轴承选择选单列向心球轴承10210434滚子链的设计我们要对链轮与滚子链进行分析10。因为这个传送装置是有链轮与滚子链带动的运动。对其校核是很有必要的。滚子链结构由机械设计手册2选滚子链型号为48A168GB/T12431997根据实际需要,滚子链做成单排链接头链节采用连接链节尺寸参数由滚子链标准规定中选取（部分数据经校核另定）节距MM2760P直径MM内节宽MM销轴直径MM6347MAX1D3547MIN1B813MAXD套筒直径MM链条通道高度MM内链板高度82IN1IN1HMM外链板高度MM排距MM9AX2H862AX3TP链板厚MM块数Z14S滚子链节距和链长尺寸链计算由于链长，考虑到保持原始节距的均匀性NWPNPL2一般取，PW所以有，为了满足设计要求，保证链长的制造精度0规定链长公差带为M则这样可得到021NPL021PMPNW即得出，链长均值和内外节距均同他们的基本值的比值应取相同，都为32，当给定21MM00005时，MM47NWP021NPMNLMM65187605滚子链计算及材料选用销的校核选用45号钢422906906MMNCKG而而AQF21AFQ10864082DFMM761389620可见上述选择的销的直径足够。校核板的弯曲强度AFDTH16016028TDHMM574823160TDH而给定的MM574862M说明板的弯曲强度足够，选用合适。链板长度MM10A35槽轮轴与链轮轴的设计我要对槽轮控制滚子链的传输周期进行分析。因为要保证瓶子冲刷干净，33必要的停滞时间是非常有用的。我们既要保证干净，又要保证节省资源。所以对槽轮的设计要求很严格。槽轮受力N179236950。槽NPF链轮受力N4121轮初算轴直径MM取MM35012933NPCD5D由经验可知,轴的直径较大，足够满足要求。轴直径MMM5351槽轮凸轮和链轮的受力及传递的力矩槽轮的受力分析1根据传动系和各轴所支承的情况，可求得槽轮输入功率和转速为109KWR/MIN槽P12槽N当销啮合位于轮槽底部时，作用在槽轮上的推力最大拒NMNF950槽有NM58671209531槽槽T所以N32890671MM；MM；3A4ZR650SIN1AR；0092182009436ZMM8145SIN3SI1ARMM1287CO222RMM36891X34MM138760531COSRAH352链轮的设计，链轮的主要设计参数节距17MM；内节宽MM；滚子直径MM276P4MIN1B6347MAX1D排距MM；H内链板高度MM83T3972HARCTGZARCGDG904765109218060MM318SIN2SI00ZPMM79643RFDMM1425028500ZACTGPA36确定传动主要尺寸实际分度圆直径MMMM2011MD4022MZD中心距MM42ZA齿宽MM；MM；MM40B51B2B重合度系数7061507Y齿向载荷分配系数38FK齿间载荷分配系数；70Y431FK载荷系数712825FVAK齿形系数；4621FY935应力修正系数；651SY812S弯曲疲劳极限MPA；MPA0LIMF450LIMF弯曲最小安全系数LIS尺寸系数X弯曲寿命系数；971NY92N许用弯曲应力MPA6451076LIM1FXFSYMPA325904LI2M2FXNF验算MPA81791BDKTFMPA57642081212FSFY传动无严重过载,故不作静强度校核。中间齿轮初算直径MM30762DP取M2；Z23；D36I齿轮宽B40MM中间齿轮采用变位齿轮。其变位系数10236X齿顶高系数1AH顶隙系数250C齿顶高MMMXIA齿根高MM321025IF齿顶圆直径MM436AIAHD齿根圆直径MM2中心距A40MM啮合角0364水流控制系统的设计41控制系统各参数的选定411凸轮形状和参数凸轮11基圆直径D200MM；升程30MM推程运动角，回程运动角和远休止角都为30，升程前10角采用等加速运00动曲线，后10角采用等速曲线，滚子采用的滚轮。由画图多次0MD4测量其升程最大压力角不超过35。0412弹簧的选择水对推杆的压力5KG2134水P考虑摩擦力，取最大工作负荷KG，最小工作负荷501P工作行程MM012FH选取型弹簧，级精度，选用硫素弹簧钢丝，D4MM,D30MMY计算弹簧的强度60523162CKPDM49校核合格，弹簧安全可靠。计算许用极限负荷263187523KDDPKG95PG工作周数取N1848172680833124PDCFN总圈数取595515201N求弹簧的刚度KG/MM810268433241NDDC37求节距84DT04189513NP弹簧的自由长度MM1522401DNH弹簧展开长度MM5369082COS3S2DL0112148294TGTGT413喷头结构及其有关参数采用圆锥形喷嘴（锥角）045图41圆锥形喷嘴喷嘴孔出口流25891024360223GHASSM升71743M/S5890V式中由农业流体工程力学6给出，各参数由表查得流量系数，60流速系数970射水射程M5923510DHR此公式是农业流体工程力学6中的经验公式。喷头各参数喷嘴口径2D（MM）；流量00417L/S；速度2147M/S；射程955M38414管径选择喷嘴的流量L/S0417喷Q支管的流量L/S08342支横管的流量L/S17横选取干管，横管和支管的公称直径分别为1520和25，其流量分别为00417，00834和0417。选择铁锌普通钢管（又称白口铁管），安全S升工作压力为。钢管试验水压力。210厘米公斤20厘米公斤415水头损失指设备内部管径压力损失M018923512GVH干横管管路压力损失M5714766IL横局部损失M08392531横HM1480横支管管径压力损失M02672156LSHI支喷嘴局部损失M1890支总的流量损失026730571023损失HM78据调查，两院地区供水压力为4KG/CM2，即有40米水柱高，而设备管路中的流量损失为00782米水柱高，考虑到有时供水压力不足，及管路损失。至少喷头的水压有25KG/CM2。3942喷嘴受力及瓶底受力液流从管道来到喷嘴，在喷嘴里由于过流断面逐渐缩小而流速渐增加，设液流在喷嘴入口处的压强25KG/CM2。出口处的压强为（大气压）0AP（相对压强）则喷嘴受到液流的动反力为29047189041751435232VGRPAX公斤80986瓶底受力，假设液流射入瓶底，以原速度夹角成10，根据动量定律有012VPQR47210COS472100COS9847公斤牛顿36535涡轮轴与毛刷轴齿轮辐的计算51涡轮轴与毛刷轴齿轮副的运动参数齿轮的工作扭矩NM3947T齿宽系数01D选材料调质处理硬度240HB，45号钢接触疲劳极限得MPAMPA61LIMH4502LIMH许用接触应力45069061LIM1H40MPAMPA4059602LIM2HH取85DA计算齿轮直径M5201405139782321HDT传动比毛NI选齿数；10Z20112IZ确定模数取M251DM所以MMMM201Z402Z齿宽MMMMMM4DB51B2B52涡轮轴与毛刷轴齿轮辐的计算校核圆周速度M/S25016401NV精度等级选8级精度使用系数25AK动载系数1V齿间载荷分布系数3H齿向载荷分布系数8动荷系数52381251VA弹性系数MPAZE189节点区域系数H接触最小安全系数05LIMS41验算12BDKTZHE65172020394758518923614Z总工作时间H2080HT应力循环次数711046320416HLTRNN87203I接触寿命；251NZ81N许用接触应力MPA96740LIM11HSMPA2534LI22NZ验算MPA765172HHMPA计算结果18表明，接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整。6WSNC型洗瓶机的总体分析WSNC型洗瓶机采用外刷内冲式，结构简单，洗瓶干净，对广大旅游业城市（例如泰安）的餐饮业有促进作用。其结构主要有电动机、传动系统、管道系统组成。其中电动机采用先预测后校核的方法选用电动机WSNC型洗瓶机的各运动构件受力情况复杂，确定这些构件的各有关参数前，难以从外力矩计算出所需功率的大小。为此，本设计用类比法选定电动机参数型号42Y100L16B3功率PW15KW转速N960R/MIN接法为Y型。洗瓶机的洗瓶能力Q1200个/H（即Q9600个/日），耗水量Q650L/H（约450升/1000瓶）即QM3/日，喷嘴直径D2MM，喷嘴内水压强P025MPA，喷嘴出口处水速V水215M/S，瓶内水流动压力P9N，毛刷辊理论转速N1120RPM，链条移动速度（间歇）V02M/S,两瓶中心距P70MM,推杆行程S30MM。传动系统结构复杂，计算量大，主要确定各个轴与齿轮的规格。其中我确定了传动系的运动参数和动力参数，然后对每个齿轮、轴承进行了认真的分析计算与校核。蜗轮轴与毛刷轴齿轮辐齿数Z1100，Z220，模数M1，中心距A60。键的选择公称直径D35MM选键A1018（GB/T1979）蜗杆轴与轴间齿轮辐齿数Z148，Z296，模数M25，中心距A144。键的选择公称直径D45MM选键A16280（GB/T1979）槽轮轴与链轮轴间齿轮辐齿数Z134，Z268，模数M3，中心距A153。键的选择公称直径D55MM选键A16125（GB/T1979）蜗杆轴径D35MM，又因为蜗杆齿根圆直径为406MM,所以车制蜗杆,长度L752MM,蜗杆头数3,模数35,右旋蜗轮轴径D45,长1032MM,蜗轮齿数Z43,模数35链轮轴直径D55MM。滚子链结构由机械设计手册选滚子链型号为48A168GB/T1