【正文】 13 212 []FsdFY Y YKTm z ????? （ 12） 式中 FY —— 齒形系數(shù)，反映了輪齒幾何形狀對齒根彎曲應(yīng)力 F? 的影響 sY —— 應(yīng)力修正系數(shù)，用以考慮齒根過度圓角處的應(yīng)力集中和除彎曲應(yīng)力以外的其它應(yīng)力對齒根應(yīng)力的影響。 … 350186。 5035340343 /6/15 ???? hh ?? 5534343333 /1 4 5 8/1 2 1 5/2 7 0 ?????? hhh ??? ? ?5/2,03 ?? ? d) 近休階段 3602?? 186。其值一般為： 推程 對擺動推桿取 [α] ＝ 35186。 凸輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 （ 1） 凸輪機構(gòu)的組成 凸輪是一個具有曲線輪廓或凹槽的構(gòu)件。如需要完整說明書和 設(shè)計 圖紙等 .請聯(lián)系 扣扣： 九七 一 九 二 零八零零 另提供全套機械畢業(yè)設(shè)計下載！ 該論文已經(jīng)通過答辯 傳動部分結(jié)構(gòu)設(shè)計 方案確定 為了使得兩凸輪能夠按照以上要求以上動作，兩凸輪間應(yīng)有一定的連接。 綜上所述，選取凸輪 機構(gòu)與不完全齒輪機構(gòu)組合而成的組合機構(gòu)，如圖 3所示： 圖 3 凸輪與不完全齒輪組成的組合機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡圖 Fig 3 CAM with inplete gear consisting of a bination structure diagram 送料方式確定及數(shù)據(jù)計算 送料方式的確定 由于方案的限制，我們選取如下的送料方式，如圖 4 所示： 采用并行輸送帶。 五、不完全齒輪機構(gòu) 不完全齒輪機構(gòu)也能實現(xiàn)停歇，工作時常與其他機構(gòu)搭配，組成組合機構(gòu)。如圖 2所示： 方案的選擇 一、 凸輪機構(gòu) 凸輪機構(gòu)是最常見的停歇機構(gòu)，結(jié)構(gòu)形式多種多樣，應(yīng)用于各種自動上料的場合。 （ 2）應(yīng)通過計算，使推桿運動時，避免與轉(zhuǎn)刷機構(gòu)接觸。 （ 3）為實現(xiàn)瓶子洗刷，因此需要設(shè)計相應(yīng)的轉(zhuǎn)刷機構(gòu)。 （ 3）按生產(chǎn)率每分鐘 3個的要求，推程的平均速度 v=45mm/s，返回時的平均速度為工作時的平均速度的三倍。 其次是轉(zhuǎn)輥機構(gòu)所運用的是機械的轉(zhuǎn)動規(guī)律，也是機械運動中比較簡單的運動規(guī)律，只需要有一定的轉(zhuǎn)動速度與推瓶機構(gòu)、轉(zhuǎn)輥機構(gòu)相配合來實現(xiàn)洗瓶設(shè)各的整體工作功能。 3 設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計題目及工作原理 洗瓶機是由送料機構(gòu)、推瓶機構(gòu)、導(dǎo)輥機構(gòu)和轉(zhuǎn)刷機構(gòu)共同來完成它的工作的。例如推瓶機構(gòu)的設(shè)計，如果采用凸輪一連桿機構(gòu)的功能原理，則需要提出相應(yīng)的運動規(guī)律來完成所運動的軌跡，來完成相應(yīng)的實際功能 。洗瓶產(chǎn)能、可操作性及設(shè)備運行效率得到進(jìn)一步提升。由于本機具有結(jié)構(gòu)簡單，容易制造等優(yōu)點，在計劃經(jīng)濟時代仍占據(jù)市場相當(dāng)長的一段時間。為此，有效降低回收成本是酒瓶回收的關(guān)鍵。 本論文以啤酒生產(chǎn)企業(yè)的洗瓶設(shè)備為研究對象，通過對其實際運行狀況進(jìn)行分析，從而找出影響啤酒瓶通用洗瓶設(shè)備的設(shè)計缺陷，為改善啤酒行業(yè)洗瓶設(shè)備的運行效率及降低洗瓶設(shè)備的能物耗消耗提供切實可行的設(shè)計方案。熟啤酒是目前國內(nèi)市場上的主流啤酒，占國內(nèi)啤酒市場的總銷售份額百分九十五。Rinsing machines。 該課題是啤酒瓶回收清洗機構(gòu)設(shè)計。文中針對課題的設(shè)計要求設(shè)計了一款自動上料裝置。 Push bottles of institutions。受生產(chǎn)成本制約，熟啤酒的灌裝用瓶除少量使用新瓶外，基本使用多次回收的舊玻璃瓶。 2 研究課題的提出 課題研究的意義及現(xiàn)狀 啤酒瓶屬于日用玻璃范圍，是一種常見的普通鈉 鈣 硅酸鹽玻璃，具有機械強度高、化學(xué)穩(wěn)定性好等一系列優(yōu)質(zhì)性能。而在啤酒瓶回收的工業(yè)加工過程中對成品質(zhì)量影響非常大，輕則降低包裝線的運行效率，增加水電汽等運行成本；重則影響啤酒的生物穩(wěn)定性甚至?xí)斐赏对V率上升，影響企業(yè)形象。第一代洗瓶機是現(xiàn)有洗瓶機的早期產(chǎn)品，生產(chǎn)速度低，主鏈運動空運轉(zhuǎn) 行程對能耗浪費較大。 課題研究方向 根據(jù)以上課題的產(chǎn)生背景可知，本課題的研究內(nèi)容包括以下幾個方面： （ 1）機構(gòu)的型式組合即用什么機構(gòu)去完成所設(shè)設(shè)計的運動規(guī)律。如果采用四連桿機構(gòu)的功能原理，怎樣實現(xiàn)推頭推瓶的均勻速度和推頭快速返回原位等等。根據(jù)下面洗瓶機工作情況示意圖，首先是由推瓶機構(gòu)以均勻的速度將瓶子推上工作臺（導(dǎo)輥 )，推頭的往復(fù)運動使瓶子一個一個不間斷的送上工作臺進(jìn)行清洗工作，由于瓶子是從靜止到具有一定的速度， 推頭和瓶子之間必然存在著一定的沖擊，所以就要考慮推頭的材料不能是剛性材料，要用其有一定韌性的塑性材料以保證在工作過程中不至于將瓶子碰碎。它是有兩個長圓柱型導(dǎo)輥旋轉(zhuǎn)，帶動瓶子旋轉(zhuǎn)并且由導(dǎo)輥的一側(cè)移動到另一側(cè)的，其中導(dǎo)輥只完成其中的旋轉(zhuǎn)功能，移動功能是由推瓶機構(gòu)來 實現(xiàn)的。 （ 4）機構(gòu)傳動性能良好，結(jié)構(gòu)緊湊，制造方便。 （ 4）此外，還應(yīng)有相應(yīng)的送料機構(gòu)和取料機構(gòu)。若推頭僅作勻速直接運動，則不用考慮推桿與轉(zhuǎn)刷機構(gòu)的接觸。不僅能夠?qū)崿F(xiàn)送料，還能實現(xiàn)停歇。 綜上所述，能夠滿足要求的有：凸輪機構(gòu) 曲柄滑塊機構(gòu)與不完全齒輪機構(gòu)的組合、凸輪機構(gòu)與不完全齒輪機構(gòu)的組合。當(dāng)啤酒瓶到達(dá) A 位置時，凸輪 1 動作，將啤酒瓶推向 B 位置，在 B 位置經(jīng)清洗后，再由凸輪 2推向 C 位置，由輸送帶帶走。 兩凸輪相對運動的原則為：當(dāng)凸輪 2推動啤酒瓶至輸送帶回到起始位置時，凸輪 1剛好準(zhǔn)備運動。凸輪通常作等速轉(zhuǎn) 動，但也有作往復(fù)擺動或移動的。～ 45186。= 5/? 04?s ? ?5/,04 ?? ? e)推程段的壓力角和回程段的壓力角 sr dd s ?? 0 /arc tan ?? （ 4） 將以上各相應(yīng)值代入式（ A）計算理論輪廓曲線上各點的坐標(biāo)值。 355186。 Y? —— 重合度系數(shù)，是將全部載荷作用于齒頂時的齒根應(yīng)力折算為載荷作用于單對齒嚙合區(qū)上界點時的齒根應(yīng)力系數(shù) []F? —— 許用齒根彎曲應(yīng) 1T 6 11 10PT n? ? ? （ 13） 1 1 2 mPP??? （ 14） 式中： 1? —— 帶輪的傳動效率 2? —— 對滾動軸承的傳遞的功率 17 取 1 ?? ， 2 ? ? ，代入上式，得 1 1 2 0 .9 6 0 .9 9 2 .2 2 .0 9mP P KW??? ? ? ? ? 所以， 6611 1 2 . 0 99 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 3 2 3 2 8 . 7 77 1 0 / 2 . 2PT N m mn? ? ? ? ? ? ? ? tK 的確定 由于 v 值未知 ， vK 不能確定 ， 故可初選 tK = ~ ， 這里初選 tK = d? 的確定 選取齒寬系數(shù) ? ? 4. 齒數(shù)的初步確定 初選完全齒輪 1z =60， 設(shè)計要求中齒輪傳動比 ? ， 故 不完全齒輪 21 1. 27 60 72z iz? ? ? ? 此時傳動比誤差 0 1 . 2 7 7 2 / 6 0| | 1 0 0 % | | 1 0 0 % 0 . 7 1 % 5 %1 . 2 7ii i? ? ?? ? ? ? ? ? FY 和應(yīng)力修正系數(shù) sY 查表得，齒形系數(shù) 1 ? ， 2 ? 應(yīng)力修正系數(shù) 1 ? ， 2 ? Y? 的確定 對于標(biāo)準(zhǔn)外嚙合齒輪傳動，端面重合度 式中 1z 、 2z — — 齒數(shù) 把 1z = 17 ， 2z = 88， 代入上式得 121 1 1 1[ 1 . 8 8 3 . 2 ( ) ] 1 . 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 6 5 51 7 8 8zz?? ? ? ? ? ? ? ? ? 根據(jù)經(jīng)驗公式，確定 1211[1 .8 8 3 .2 ( )]zz?? ? ? ? 18 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 7 0 31 . 6 5 5Y ? ??? ? ? ? ? lim[] NFFFY S?? ? （ 15） 式中 limF? —— 計入了齒根應(yīng)力修正系數(shù)之后 ,試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力；當(dāng)齒輪雙側(cè)工作時圖中時值乘以 單側(cè)不用乘系數(shù) FS —— 安全系數(shù)；與疲勞點蝕相比，斷齒的后果更為嚴(yán)重，所以， 一般取FS = 彎曲疲勞極限應(yīng)力 lim 1 230F MPa? ? ， lim 2 170F MPa? ? 取安全系數(shù) ? 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)可按下式計算 1160 hN n aL? （ 16） 式中 n —— 齒輪轉(zhuǎn)速， r/min； a —— 齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合的次數(shù)； hL —— 齒輪的工作壽命， h（小時） 代入數(shù)值，分別有 911 160 6 0 1 4 2 0 1 3 3 0 0 3 86 0 8 . 0 0 1 1 02 . 3whh n a LN n a L i ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? 9 912 01 10 57 4NN i ?? ? ? ? 由參考文獻(xiàn)得，彎曲強度壽命系數(shù) ?? 故彎曲應(yīng)力 1 l i m 11 1 . 0 2 3 0[ ] / 1 8 41 . 2 5NFF FYM P a S?? ?? ? ? 2 l i m 22 1 . 0 1 7 0[ ] / 1 3 61 . 2 5NFF FYM P a S?? ?? ? ? 1112 .9 5 1 .5 2 0 .0 2 4 4[ ] 1 8 4FsFYY? ??? 19 2222 .2 2 1 .7 8 0 .0 2 9 1[ ] 1 3 6FsFYY? ??? 所以 222[ ] [ ]F s F sFFY Y Y Y??