啤酒瓶回收清洗机构设计

目 录 摘要1关键词21 前言22 研究课题的提出22.1 课题研究的意义及现状22.2 国内外研究现状32.3 课题研究方向33 设计任务书43.1 设计题目及工作原理43.2 功能原理53.3 啤酒瓶回收清洗机的技术要求63.4 设计任务63.5 原始数据64 方案设计64.1 分析设计要求64.2 推瓶机构的选择74.2.1 自动上料装置中常见的几种机构74.2.2 方案的选择84.3 送料方式确定及数据计算94.3.1 送料方式的确定94.4 洗瓶机构的选择104.4.1 洗瓶装置简图104.4.2 洗瓶设计说明104.5 洗瓶总体方案设计114.5.1 总体方案及运动说明114.5.2 方案评估1224.6 传动部分结构设计124.6.1 方案确定124.6.2 凸轮设计124.6.3 齿轮设计164.7 方案的可行性验算214.8 输入端方案确定及结构设计224.8.1 输入端结构设计计算224.9 输入端轴的设计计算234.9.1 轴的材料234.9.2 轴的各段直径的确定234.9.3 轴的各段长度的确定244.9.4 轴上零件的轴向定位244.9.5 轴的设计计算244.9.6 轴的强度校核265 结论27参考文献 28致谢291啤酒瓶回收清洗机构设计摘 要： 洗瓶设备主要用于啤酒瓶灌装前的清洗。机械生产中，工件的加工和装配过程的自动化，不仅大大提高了生产率，把人们从繁重的劳动中解脱出来;而且对提高产品质量，降低成本、促进产业结构的合理化起到了积极的作用。该课题是啤酒瓶回收清洗机构设计。文中针对课题的设计要求设计了一款自动上料装置。该自动上料装置采用不完全齿轮和凸轮机构的组合机构来获得较长的停歇时间。方案新颖，结构简单、紧凑，其清洗时间与上下料时间的比值较大，能大大提高清洗的效率。文中详细的介绍了该装置的设计思路及步骤。并将其分为 3 大部分：送料部分、传动部分和动力部分。文章主要针对这三个部分进行方案分析、方案选择、零件参数的确定及数据计算、方案验证等。关键词:啤酒瓶；洗瓶机；推瓶机构；凸轮机构；不完全齿轮机构；Design of Recycling and Washing Mechanism for Beer BottleAbstract: The washing bottle cleaning equipment is mainly used for washing beer bottle before filling. Not only could the automatization of the tools machining and the fitting improve productivity,but also could it advance the quality of the product and reduce the cost in the mechanical producting.My project mainly design an equipment which is used for beer bottle washing .This equipmengt use incomplete gears to cease ,and adopt cams for transport bearings.This design is creative.The structure is simple and compact. As the clearing time is more longer than the transporting time,the clearing efficiency could be developed rapidly.In the passage we could find the process of the design.It consist of three part,transporting ,driving and power.My passage primarily tell of scheme analyzing,scheme choosing and data accounting,scheme validating.Key words: Beer bottles;Rinsing machines; Push bottles of institutions;CAM mechanism; Incomplete gear mechanism.1 前言 从上世纪九十年代以来，随着社会经济的高速发展，啤酒消费市场得到急剧扩大，啤酒行业的成品酒包装形式日益多样化，已出现瓶装、罐装、桶装及 PE 瓶灌装等多2种啤酒包装形式。目前国内啤酒市场受消费习惯及生产成本等因素影响，仍以玻璃瓶容器为啤酒灌装的主要包装形式。成品啤酒流入市场销售前通常有两类灭菌方式，一类为高温(巴氏灭菌法)灭菌，行业上称为熟啤酒;另一类为低温膜过滤灭菌，行业上称为纯生啤酒。现阶段纯生啤酒的市场份额占总啤酒销售量的百分之五，纯生啤酒的灌装用瓶基本上是第一次投用的全新玻璃瓶或经过预洗的一级回收玻璃瓶。熟啤酒是目前国内市场上的主流啤酒，占国内啤酒市场的总销售份额百分九十五。受生产成本制约，熟啤酒的灌装用瓶除少量使用新瓶外，基本使用多次回收的旧玻璃瓶。国内啤酒企业普遍使用的熟啤酒回收玻璃瓶经历成品消费、中转回收、场地储运、清洗再生产、投放市场消费及再次回收等多次循环后，瓶源状况逐步转差。回收瓶均有不现程度的沾污，需经过严格筛选，分别存放使用。正式生产过程中必须对回收旧瓶进行碱浸泡消毒灭菌，并要求脱除旧瓶瓶身上的残留标纸及瓶内污物等，回收旧玻璃瓶的工艺处理要求较高。旧啤酒瓶在清洗过程中会产生较多的碎玻璃、残标纸、污泥及废碱液等杂物，生产现场的运行管理工作量较大，且啤酒瓶的冼净率低、能耗偏高。通常洗瓶设备的能物耗消耗量占灌装生产线全线约百分之四十五。高能耗、低效率等局面成为了困扰啤酒行业灌装生产线日常管理的难题。本论文以啤酒生产企业的洗瓶设备为研究对象，通过对其实际运行状况进行分析，从而找出影响啤酒瓶通用洗瓶设备的设计缺陷，为改善啤酒行业洗瓶设备的运行效率及降低洗瓶设备的能物耗消耗提供切实可行的设计方案。2 研究课题的提出2.1 课题研究的意义及现状啤酒瓶属于日用玻璃范围，是一种常见的普通钠-钙-硅酸盐玻璃，具有机械强度高、化学稳定性好等一系列优质性能。啤酒瓶多为玻璃瓶，颈细下粗状，将空气抽出后钉上瓶盖，方可出厂。喝完后啤空酒瓶可以被回收利用。在高温下同类汽水瓶容易发生爆炸。啤酒瓶多用于庆祝活动，比如西方流行的开酒庆祝仪式正是利用啤酒瓶内的气压把里面的啤酒喷出来，表示欢庆。就目前市场而言，啤酒瓶回收还是薄利行业，主要原因是回收要求高造成的回收成本高。很多啤酒企业坦言，回收一个啤酒瓶的成本有时比买一个酒瓶成本还高，这就造成很多企业不愿意进行酒瓶的回收再利用，造成大量污染和浪费。为此，有效降低回收成本是酒瓶回收的关键。而在啤酒瓶回收的工业加工过程中对成品质量影响非常大，轻则降低包装线的运行效率，增加水电汽等运行成本；重则影响啤酒的生物稳定性甚至会造成投诉率上升，影响企业形象。由此啤酒瓶回收清洗机便应运而生。啤酒瓶回收清洗机主要有以下优点：一、降低了人们3的劳动强度，提高了工作效益。二、清洗彻底，有效提高了卫生标准。2.2 国内外研究现状上世纪六、七十年代我国开始引入国外设备，并对设备进行了测绘仿制以及改良完善，即消化吸收与自主创新阶段。此阶段设备运行速度先后经历了 8000, 1.2 万、2 万、2.4 万、3.6 万、4.4 万等多品种及单端、卧式双端、立式双端等多种类型。上世纪 70 年代中期第一代洗瓶机瓶盒排数为 16 排，主链瓶盒运行间歇动作，产量最高为 8000 瓶每小时。由于本机具有结构简单，容易制造等优点，在计划经济时代仍占据市场相当长的一段时间。第一代洗瓶机是现有洗瓶机的早期产品，生产速度低，主链运动空运转行程对能耗浪费较大。上世纪 80 年代，德国 SEN、 H&K 等公司生产制造出第二代洗瓶机，该机的瓶盒排数为 30 排，洗瓶机机型同样属于浸泡喷冲连续清洗的形式，产量可达 2-2.4 万瓶小时。第二代洗瓶机已改善了第一代机型中主链空运转缺陷，但整体运行速度仍然偏低。上世纪 90 年代初期，德国 KHS 公司设计出第三代洗瓶机，瓶盒数量为 38 排，仍属浸泡喷冲连续形式，产量高达 36 万瓶每小时，此机型目前成为国内主流设备制造商的基准机型，近凡年单端机型均在它的基础上不断地改进完善创新。90 年代末期，为了满足纯生啤酒灌装的需要，国内不少洗瓶制造商研制出卧式双端洗瓶机，克服了同一方向进出瓶可能出现的交叉污染缺点。进入 21 世纪，洗瓶设备取得了新的技术进步，目前己出现了采用无轴变频传动取代万向联轴节传动的新型传动洗瓶机，除标方式上则出现了立式轴流泵喷冲，或对原有离心泵喷淋进行了完善升级。洗瓶产能、可操作性及设备运行效率得到进一步提升。2.3 课题研究方向根据以上课题的产生背景可知，本课题的研究内容包括以下几个方面：（1）机构的型式组合即用什么机构去完成所设设计的运动规律。机构的种类很多，它们一可以完成许多种运动，如往复运动、往复摆动、沿直线运动、沿某一指定的曲线运动、等速转动和不等速转动等等。而洗瓶机是主要又推瓶机构、一甘辊机构、转刷机构组成。设计的推瓶机构应使推头接近均匀的速度准瓶，平稳地接触和脱离瓶子，然后，推头快速返回原位，准备第二个工作循环。根据设计要求，推头在工作行程中应作匀速直线运动，在工作前后可有变速运动，回程时有急回。对这种运动要求，若用单一的常用机构是不容易实现的，通常要把若干个基本机4构织合起来，设计组合机构。（2）推瓶机构的运动规律设计 即怎样根据使用要求或工艺要求制定出一个合理的运动规律。例如推瓶机构的设计，如果采用凸轮一连杆机构的功能原理，则需要提出相应的运动规律来完成所运动的轨迹，来完成相应的实际功能;如果采用四连杆机构的功能原理，怎样实现推头推瓶的均匀速度和推头快速返回原位等等。在这些可能的运动规律中，要找出一个适合客观规律的最优方案。（3）进瓶机构的设计 洗瓶机如要进行生产，必须要有进瓶机构作为各工序间的连接。另外进瓶机构还起到协调瓶流的作用，这意味着性能优秀的进瓶机构可以起到提高生产线的产量、效率，甚至降低成本的作用。（4）机构的分析和综合综合出合适的机构类型后，怎样进一步确定机构中各构件尺寸和结构形状，也是一项要研究的问题。结合实际分析连杆机构的运动规律及外型尺寸最终确定其整体外型尺寸。洗瓶机设备只用一个动力源，实现三个功能运动的机构必须联动，井且其主要功作必须协调。3 设计任务书3.1 设计题目及工作原理洗瓶机是由送料机构、推瓶机构、导辊机构和转刷机构共同来完成它的工作的。根据下面洗瓶机工作情况示意图，首先是由推瓶机构以均匀的速度将瓶子推上工作台（导辊)，推头的往复运动使瓶子一个一个不间断的送上工作台进行清洗工作，由于瓶子是从静止到具有一定的速度，推头和瓶子之间必然存在着一定的冲击，所以就要考虑推头的材料不能是刚性材料，要用其有一定韧性的塑性材料以保证在工作过程中不至于将瓶子碰碎。第二，瓶子送到工作台的同时导辊己经进入了旋转的状态并且喷水机构也开始对瓶子进行喷水，使瓶子随着导辊的旋转进行圆周运动，安装在导辊上而旋转的转刷能够将瓶子的四周都能够清洗干净。如图所示。5图 1 洗瓶机工作示意图简图Fig 3-1 Bottle washing machine working schematic diagram3.2 功能原理在实际工作中，要设计的机器往往比较复杂，其使用要求或工艺要求往往需要很多的功能原理组合成一个总的功能原理。下面我们来分析一下洗瓶机是通过什么功能原理来实现它所要完成的工作的。首先推瓶机构所采用的功能原理是用机械能迫使瓶子由工作台的一侧运动到另一侧，则要求有一个工作行程为 L 往返运动的推杆，同时推头在工作过程中要匀速，回程时要快速，能够满足此运动规律可以有很多种，如可以设计成凸轮连杆机构等实现其往复运动来完成其工作。要运用此功能原理来满足其工作需要，在运动规律设计方而就要考虑用什么来带动凸轮机构的转动，一般我们都用电机来完成此项转动功能。其次是转辊机构所运用的是机械的转动规律，也是机械运动中比较简单的运动规律，只需要有一定的转动速度与推瓶机构、转辊机构相配合来实现洗瓶设各的整体工作功能。它是有两个长圆柱型导辊旋转，带动瓶子旋转并且由导辊的一侧移动到另一侧的，其中导辊只完成其中的旋转功能，移动功能是由推瓶机构来实现的。最后我们要了解一下转刷机构所采用的功能原理，它与导辊机构相同运用的都是机械的转动规律，与其不同的是转刷机构的旋转要有很高的速度来完成其对瓶子外壁的清洗工作。知道了它的运动规律就要进一步了解它是由什么机构带动完成其所要求的功能的。推瓶机构、导辊机构和转刷机构都是由一台电机来提供所有的机械转动规律的，这就要求我们对它们深入分析、研究各构件之间的运动规律的联系，进而的设6计出符合其联动规律的整体设备，来满足我们预期想要实现的目标。3.3 啤酒瓶回收清洗机的技术要求啤酒瓶尺寸 工作行程 生产率 急回系数（长直径） mm 个/min kmm, mm200 60 600 3 3表 1 啤酒瓶回收清洗机的技术要求Tab 1 The technical requirements of beer bottle recycling cleaning machine 3.4 设计任务（1）啤酒瓶洗瓶机总体方案的拟定和主要参数的设计计算；（2）传动方案的确定及设计计算，主要工作部件的设计；（3）主要受力零件的强度或寿命校核计算；（4）装配总图、部件图、零件工作图的绘制；（5）其他机构的设计计算。（6）编写设计计算说明书。3.5 原始数据（1）瓶子尺寸:长度 L=200mm ,直径 D=60mm .（2）推进距离 S=600mm,推瓶机构应使推移接近均匀的速度推瓶，平稳地接触和脱离瓶子，然后推头快速返回原位，准各进入第二个工作循环。（3）按生产率每分钟 3 个的要求，推程的平均速度 v=45mm/s，返回时的平均速度为工作时的平均速度的三倍。（4）机构传动性能良好，结构紧凑，制造方便。4 方案设计4.1 分析设计要求由题目可知:洗瓶机主要由推瓶机构、导辊机构、转刷机构组成。设计的推瓶机构推杆应以均匀的速度推瓶，平稳地接触和脱离瓶子，然后，快速返回原位，准备第二个工作循环。根据设计要求，推杆在工作行程中应作匀速直线运动，在工作段前后可有变速运动，回程时有急回。对这种运动要求，若用单一的常用机构是不容易实现的，通常要把若干个基7本机构组合起来，设计组合机构。为了完成清洗工艺过程，需要实现下列运动功能要求:（1）瓶子的旋转运动，因此需要设计相应的导辊机构。（2）旋转地瓶子沿导辊的平移运动，因此需要设计相应的推动机构。（3）为实现瓶子洗刷，因此需要设计相应的转刷机构。（4）此外，还应有相应的送料机构和取料机构。（5）为节约时间，提高效率，因此还要考虑推动机构的急回特性。对三种机构进行分析:（1）导辊机构 通过合理的设计及计算，利用学辊转动所产生的摩擦力来带动瓶子的旋转是可以实现的。（2）推动机构 通过对工作行程、生产率急回系数等的分析，可以设计出满足其急回特性的推动机构。（3）转刷机构 只需通过轴的转动来带动刷子即可。（4）送料机构和取料机构 均采用履带及导辊传输。此外，还应注意:（1）各机构间运动速度的协调。（2）应通过计算，使推杆运动时，避免与转刷机构接触。若推头仅作匀速直接运动，则不用考虑推杆与转刷机构的接触。在设计组合机构时，一般可首先考虑选择满足轨迹要求的机构(基础机构)，而沿轨迹运动时的速度要求，则通过改变基础机构主动件的运动速度来满足，也就是让与一个输出变速度的附加机构组合。4.2 推瓶机构的选择推瓶机构的方案:根据前述设计要求，推瓶机构应为一具有急回特性的机构，为了提高且作效率，一是行程速比变化系数 K 尽量大一些;在推程(即工作行程)中，应使推杆作直线运动，以保证工作的稳定性，这些运动要求并不一定都能得到满足，但是必须保证推瓶中推杆的运动轨迹至少为近似直线，以此保证安全性。运用前述设计的思想方法，再考虑到机构的急回特性和推头做往复直线运动的特点，所以根据要求，本机构采用了凸轮机构。实现要求的机构方案有很多，我们可用多种机构组合来实现。4.2.1 自动上料装置中常见的几种机构自动上下料装置中常见的几种机构有：曲柄滑块机构、凸轮机构、槽轮机构、棘8轮机构、不完全齿轮机构等。如图 2 所示： 4.2.2 方案的选择1、凸轮机构 凸轮机构是最常见的停歇机构，结构形式多种多样，应用于各种自动上料的场合。不仅能够实现送料，还能实现停歇。2、曲柄滑块机构 能实现送料，且其“偏心距”是凸轮的一半，因此相对于凸轮机构，设计出来的机构结构会小巧很多。3、槽轮机构 槽轮机构 同样能实现送料和停歇，在实际生产中应用也相当广泛。但由于清洗方式要求竖直方向的压紧，会对槽轮产生相当大的翻转力，因此被摒弃。图 2 自动上料装置中常见的几种机构Fig 2 Automatic feeding device in common several kinds of institutions4、棘轮机构 棘轮机构结构简单，应用也很广泛。但由于工作过程中会产生较大噪声。因此也不选用。五、不完全齿轮机构 不完全齿轮机构也能实现停歇，工作时常与其他机构搭配，组成组合机构。综上所述，能够满足要求的有：凸轮机构 曲柄滑块机构与不完全齿轮机构的组合、凸轮机构与不完全齿轮机构的组合。9凸轮机构相对于组合机构来说，在获得停歇时间上会逊色很多，因此不予考虑。那么，我们只用分析讨论后两者的优缺点：A.曲柄滑块机构与不完全齿轮的组合机构 若要实现较大的传动比，不完全齿轮机构本身必须用有较大的传动比。即完整的齿轮需要比其大数倍的不完全齿轮带动旋转，这样会大大缩短齿轮的使用寿命，这在设计过程中是应尽量避免的。此外由于大齿轮的存在，总体结构也会很大。B.凸轮机构与不完全齿轮机构的组合机构 虽说由于凸轮机构的存在，总体结构较大，但由于该机构的启停之比等于凸轮的启停之比与不完全齿轮启停之比的成积。因此容易获得较大的停歇时间。综上所述，选取凸轮机构与不完全齿轮机构组合而成的组合机构，如图 3 所示：图 3 凸轮与不完全齿轮组成的组合机构结构简图Fig 3 CAM with incomplete gear consisting of a combination structure diagram4.3 送料方式确定及数据计算4.3.1 送料方式的确定由于方案的限制，我们选取如下的送料方式，如图 4 所示：采用并行输送带。当啤酒瓶到达 A 位置时，凸轮 1 动作，将啤酒瓶推向 B 位置，在 B 位置经清洗后，再由凸轮 2 推向 C 位置，由输送带带走。10两凸轮相对运动的原则为：当凸轮 2 推动啤酒瓶至输送带回到起始位置时，凸轮1 刚好准备运动。图 4 送料的原理图Fig 4 Feeding principle diagram4.4 洗瓶机构的选择4.4.1 洗瓶装置简图4.4.2 洗瓶设计说明我这里推头特意设计成可以洗内表面的刷子，它比瓶子的内径稍大一些，瓶子下来时，在推头的作用下，后面又有洗外表面刷子的阻力，内刷子就可以很轻松的插入瓶内，待到推头的挡板抵到瓶口后就可以推着瓶子走了。随着导辊的转动，瓶子内外表面都得到很好的清洗。11图 5 洗瓶装置简图Fig 5 Washing bottle installation diagram另外，值得注意的一点是，内刷子因为要伸到瓶子里面，所以要选用软一点刷子，方便轻易的伸到瓶里面而不影响瓶子移动。还有就是内刷子的刷杆也要用软一点橡胶棒，方便瓶子洗好时，借助重力好脱离内刷子，顺着出瓶轨道滑出，滑到装瓶箱。4.5 洗瓶机总体方案设计4.6 传动部分结构设计4.6.1 方案确定为了使得两凸轮能够按照以上要求以上动作，两凸轮间应有一定的连接。两凸轮相对运动的原则为：当凸轮 2 推动啤酒瓶至输送带回到起始位置时，凸轮1 刚好准备运动。同时我们要求两个完整齿轮的齿数必须完全一样且不完全齿轮齿数与凸轮升程和回程所包含的齿数相同。我们取不完全齿轮齿数为 n,在不全齿轮圆周中占有的角度为 a，完整齿轮齿数为N,我们不妨设凸轮升程与回程的时间为 T，则：凸轮旋转一周时间为 360T/120 =3T .而不完全齿轮需旋转 3 周，凸轮才能旋转12一周。由于不完全齿轮齿数与凸轮升程和回程所包含的齿数相同，能不完全齿轮旋转一周时间为 360T/a ，因此不完全齿轮需要经过 360T/a x 3=1080T/a 时间，凸轮才能完成一个循环（即清洗一个啤酒瓶） 。这个数据是相当乐观的，由于该机构的两部分由一定的制约，还需要除去两者之间时间间隔，及清洗设备的准备时间和撤离时间。在后面的方案可行性验算中会提及。4.6.2 凸轮结构设计（1）凸轮机构的组成凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件。凸轮通常作等速转动，但也有作往复摆动或移动的。推杆是被凸轮直接推动的构件。因为在凸轮机构中推杆多是从动件，故又常称其为从动件。凸轮机构就是由凸轮、推杆和机架三个主要构件所组成的高副机构。（ 2） 凸 轮 机 构 中 的 作 用 力 直 动 尖 顶 推 杆 盘 形 凸 轮 机 构 在 考 虑 摩 擦 时 ， 其 凸 轮 对 推 杆 的 作 用 力 F 和 推 杆 所 受 的 载 荷 (包 括 推 杆 的 自 重 和 弹 簧 压 力 等 ) G 的 关 系 为F = G / cos(+ 1) - (l+2b/l)sin(+ 1)tan 2 （1）（ 3） 凸 轮 机 构 的 压 力 角 推 杆 所 受 正 压 力 的 方 向 (沿 凸 轮 廓 线 在 接 触 点 的 法 线 方 向 )与 推 杆 上 作用 点 的 速 度 方 向 之 间 所 夹 之 锐 角 ， 称 为 凸 轮 机 构 在 图 示 位 置 的 压 力 角 ， 用 表示在 凸 轮 机 构 中 ， 压 力 角 是 影 响 凸 轮 机 构 受 力 情 况 的 一 个 重 要 参 数 。 在其 他 条 件 相 同 的 情 况 下 ， 压 力 角 愈 大 ， 则 分 母 越 小 ， 作 用 力 F 将 愈 大 ；如 果 压 力 角 大 到 使 作 用 力 将 增 至 无 穷 大 时 ， 机 构 将 发 生 自 锁 ， 而 此 时 的 压 力 角特 称 为 临 界 压 力 角 c ， 即 arctan1/(1+2b/l)tan 2- 1 （2）为 保 证 凸 轮 机 构 能 正 常 运 转 ， 应 使 其 最 大 压 力 角 max 小 于 临 界 压 力角 c 。 在 生 产 实 际 中 ， 为 了 提 高 机 构 的 效 率 、 改 善 其 受 力 情 况 ， 通 常 规 定凸 轮 机 构 的 最 大 压 力 角 max 应 小 于 某 一 许 用 压 力 角 。 其 值 一 般 为 ：推 程 对 摆 动 推 杆 取 35 45 ；13回 程 时 通 常 取 70 80。凸轮的轮廓主要尺寸是根据四杆机构推头所要达到的工作行程和推头工作速度来确定的，初步定基圆半径 r0=50m，沟槽宽 20mm，凸轮厚 25mm, 孔 r=15mm ,滚子半径r=10mm。凸轮的理论轮廓曲线的坐标公式为：， （3）sin0rxcos0ry（4）求凸轮理论轮廓曲线：a）推程阶段 =1.221602/sin/0101hs= 24i/ .1,0b）远休阶段 =360257.5 s 5/,2c)回程阶段 703/ 1hs03 503403/6/15hh182/2 5/2,03d) 近休阶段 =604s5/,e)推程段的压力角和回程段的压力角（4）srd0/actn将以上各相应值代入式（A）计算理论轮廓曲线上各点的坐标值。在计算中时应注意：在推程阶段取 ，在远休阶段取 ，在回程阶段取1201，在近休阶段取 。3021 4320114根据推瓶机构原理，推瓶机构所需达到的工作要求来设计凸轮，凸轮的基本尺寸在近休时尺寸为 50mm,达到最远距离时尺寸为 180.9mm。(5)求工作轮廓曲线：有公式的 （5）cosrxsinry其中： （6）22/sinddyxx（7）cya）推程阶段 .21,0101cossin/ rddxx （8）1011i4coh101sins/ rddsy = （9）1011ico42ha)远休阶段 5/0，20/cosrdxin/yb)回程阶段 52, 303cossi/ rddsx 30354432 cossin/729/86810 rhhh 3035434332 icos/0/ rdyc)近休阶段 5,0（10）40/cs/rdx（11）3iny表 2 凸轮工作轮廓曲线各点的坐标15Table 2 CAM contour curve of the coordinates of each point x y x y05103503553600.04.3598.705-8.682-4.3580.050.049.82649.37049.24649.81050.00.03.6027.409-6.946-3.4860.0 40.039.85539.45539.39239.84740.0图 6 凸轮结构示意图Fig 6 CAM structure diagram为了计算上的方便及拥有较长的停歇时间，我们取凸轮升程与回程总的转角为120,不难设计出两个凸轮的结构，如图 6 所示：升距 e=90mm 由上图可知：凸轮 2 中心距导槽边缘最小距离为 160+20=180mm凸轮 1 中心距导槽边缘最小距离为 175+20=195mm由凸轮结构及送料装置的结构，我们不难知道：凸轮 1 中心距导槽上 A 点最小距离为 240mm+195mm=435mm16凸轮 2 中心距导槽上 A 点最小距离为 135mm+180mm=315mm（在以后章节中，我们均称偏心距为 115 的凸轮为凸轮 1，偏心距为 90 的凸轮为凸轮 2）4.6.3 齿轮设计三个齿轮均采用腹板式结构。选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅相关资料可知，选用价格便宜便于制造的材料，完整齿轮材料为铸钢，调质，齿面硬度 260HBS；大齿轮材料也为铸钢，调质处理，硬度为 215HBS；精度等级：洗瓶机是一般机器，速度不高，故选 8 级精度。因为齿轮采用软齿面开式传动，齿面不会发生疲劳点蚀，因此初步确定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。齿根弯曲疲劳强度设计公式（12）132FsdYKTmz式中 齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力 的影响FY F应力修正系数，用以考虑齿根过度圆角处的应力集中和除弯曲应力以外的s其它应力对齿根应力的影响。重合度系数，是将全部载荷作用于齿顶时的齿根应力折算为载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿根应力系数许用齿根弯曲应F1.完全齿轮传递的转矩 1T（13）619.50Pn（14）12m式中： 带轮的传动效率1对滚动轴承的传递的功率2取 ， ，代入上式，得10.96.9120.962.09mPKW所以， 6611 .9.5.538.771/T Nmn 172.载荷系数 的确定tK由于 值未知， 不能确定，故可初选 = 1.1 1.8 ，这里初选 = 1.3vv tKtK3.齿宽系数 的确定d选取齿宽系数 0.1254. 齿数的初步确定初选完全齿轮 =60，设计要求中齿轮传动比 ，故1z 1.27i不完全齿轮 2.7602i此时传动比误差 01.7/60|%|1%.75i5.齿形系数 和应力修正系数FYsY查表得，齿形系数 ，12.952.F应力修正系数 ，.s.78s6.重合度系数 的确定Y对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度式中 、 齿数1z2把 = 17 ， = 88，代入上式得 121.83().83().6578z根据经验公式，确定 0.750.5.2.6Y7.许用弯曲应力的确定（15）limNFYS式中 计入了齿根应力修正系数之后,试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限应limF12.83()z18力；当齿轮双侧工作时图中时值乘以 0.7 单侧不用乘系数安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果更为严重，所以，一般FS取 =1.25F弯曲疲劳极限应力，lim1230FMPalim2170FPa取安全系数 .5FS小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算160hNnaL（16）式中 n 齿轮转速，r/min；a 齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；齿轮的工作寿命，h（小时）L代入数值，分别有 91160420138.01.whhnaLNi99128.574i由参考文献得，弯曲强度寿命系数 12.0NY故弯曲应力 lim1 3/ 184.5FFMPaS2li2 07/ 6.NFFY1.95.48sF2.70.29136sFY所以 =0.02442ssF8.初算模数191332 221.8.703.245.15FstdKTYmz对于开式齿轮传动，为考虑齿面磨损，要将上式计算出来的模数 m 后，增大10%15%，故5.1(%).473t1. 计算载荷系数 K设计要求机器工作平稳，由参考文献查得 1.0AK113.42742/.31586006dnmzv由参考文献 1 图 6.7 得动载荷系数 v由参考文献 1 图 6.12 得齿向载荷分布系数 1.0由参考文献 1 表 6.4 得齿间载荷分布系数 ，则K.2.3.6AVKK 值与初取的 = 1.3 差距很小，不须修正t2. 修正 m331.605.587ttK圆整取第一系列标准模数 6。计算传动尺寸中心距 12()(60)48mza所以 13dz2672410.5db，23m完整齿轮结构图如 7 图所示：20图 7 完整齿轮的结构示意图Fig 7 Full gear structure diagram不完全齿轮结构如图 11 所示：4.7 方案的可行性验算不完全齿轮旋转一周拨动小齿轮旋转 120，即不完全齿轮旋转 3 周，小齿轮才能旋转一周。我们假设凸轮升程与回程总时间为 T，则凸轮（小齿轮）旋转一周时间为 3T。由于不完全齿轮齿数与凸轮升程和回程所包含的齿数相同，能不完全齿轮旋转一周时间为 360T/100 =3.6T，可知：不完全齿轮需要经过 3.6T x 3=10.8T 时间，凸轮才能完成一个循环（即清洗一个啤酒瓶） 。21图 8 不完全齿轮结构图Fig 8 Incomplete gear structure要是得清洗的时间尽可能的长，我们仅需使得凸轮 2 回到初始位置时，凸轮 1 刚好动作（将啤酒瓶推到指定的位置） 。清洗的时间需要减去滑块 1 将啤酒瓶推到指定位置的时间和滑块 2 由指定位置回到初始位置的时间，即为 T。另外根据实际生产情况需给一定的时间用来使得清洗装置加紧啤酒瓶及清洗装置的脱开，我们取这段时间为 1.8T.综上所述：一个清洗周期中，啤酒瓶进给和推出、清洗装置到位及清洗装置脱开时间为 T+1.8T=2.8T，清洗时间为 10.8 T-2.8 T=8T.由此可知清洗时间所占的比例是相当可观的。4.8 输入端方案确定及结构设计4.8.1 输入端结构设计计算由于不完全齿轮所在的轴为立轴，为了便于电动机的安装，因此需要将扭矩的传递方向变为水平方向。即需要安装两圆锥齿轮，由于圆柱齿轮的传动比为 72:60。因此我们不妨选取两圆锥齿轮的传动比为 36:30。这样的话，传动比只与输入端有关。22另外我们仍取齿轮模数为 m=6。4.8.2 输入端传动机构的选择：我们不妨选啤酒瓶进给的时间 T=2.5s，则清洗时间为 8T=20s，满足要求，因此凸轮轴 3T=7.5S 转一周，即其转速为 8r/min。查手册知：电动机型号 TYD-永磁低速电动机，满载转速为 60r/min,最大输入功率 180w。电动机中心高为 65mm，外伸轴端 DXE=28mmx75mm。查手册知 二级圆柱齿轮减速器 传动比为 i=12.5，减速器中心高为 160mm，外伸轴端 D x E=28mm x70mm。综上所述：凸轮轴的转速为 60/12.5=4.8r/min 凸轮轴转一圈时间为 12.5s，则啤酒瓶进给时间为 2.5s，清洗时间为 20s，满足要求。4.9 输入端轴的设计计算4.9.1 轴的材料选取 45 钢调质,硬度 230HBS，强度极限 640MPa ，屈服极限 355MPa,弯曲疲劳强度极限 275MPa,剪切疲劳强度 155MPa,对称循环变应力时的许用应力 60MPa。4.9.2 轴的各段直径的确定轴的右端与联轴器的相连，因此轴端直径为 30mm。其结构如图 9 所示图 9 轴的结构简图Fig 9 Shaft structure diagram自右向左第一段轴：d1=30 mm 23第二段轴 d2=35 mm（取定位轴肩高度 h=2.5 mm） 第三段轴 d3=42 mm（取定位轴肩高度 h=3.5 mm） 第四、六段轴相同 d4=d5=50 mm（取定位轴肩高度 h=4 mm）第五段轴 d3=45 mm（取定位轴肩高度 h=2.5 mm）4.9.3 轴的各段长度的确定自右向左第一段轴：L1=60 mm（联轴器孔深 60 mm） 第二段轴 L2=50 mm 第三段轴 L3=18+2+2+5=27 mm（螺母厚度为 18 mm） 第四轴 L=29.25+5=33 mm（圆锥滚子轴承 32310 T=29.25mm） 第六段轴 L5=54+29.25+5-8=80 mm 第五段轴 L4=150-29.25-29.25-5-5=81 mm（取两轴承两端之间最大距离为 150 mm）4.9.4 轴上零件的轴向定位A.输入端与联轴器连接，周向定位采用平键连接。按 d=30 mm ，查表得：选用圆头普通平键，C8X32 ,，键的截面尺寸 8x7，键槽用键槽铣刀加工，长度为 32 mm，同时为了保证联轴器与轴具有良好的对中性，故选用其配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借助齿轮断面、法兰及螺母来保证的。B.轴间处的倒角 轴间处的倒角为 2x1.5，轴的两端倒角为 2x45。4.9.5 轴的设计计算(1)轴的受力分析工作功率为KW4.3w选 =110， dmin= =28.2 0A 3nC（17）考虑到开键槽，将其轴径增加 10%，故其轴的直径为 30。轴的转速n=4.5 r/min轴传递的转矩 24T1=9.55106 =7215N nd1=30Ft= =1311.2N2（2）计算轴的弯矩，并画出弯矩图，按M= 进行弯矩合成，画出弯矩2VHM图。=0vM故 M= = =Ft55=7215N2VHH图10 弯矩图Fig 10 Bending moment diagram（3）计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取 =0.6，则T1=0.67215 =4329N 按M ca= 计算，并画当量弯矩图。21225图11 当量弯矩图Fig 11 Equivalent bending moment diagram4.9.6 轴的强度校核键槽处d 1=30 键槽处当量弯矩为Mca= =8414N212T强度校核：考虑键槽的影响，查表得b=8 t=7= =112.68Wdtb23113cm= = =243.35 Tt6211 3= =7.5MPaca显然， , 故安全。cab14.9.7 按安全系数校核.判断危险截面26在键槽处有应力集中源，且当量弯矩较大，故确定为危险面。.疲劳强度校核.键槽处截面上的应力： 1弯曲应力幅： = =6.41MPaaWM扭转应力幅： = =1.49MPaaT2弯曲平均应力： =0m扭转平均应力： = =1.49MPaa.材料的疲劳极限：根据 =650MPa， =360MPa，查表得 2 bs=0.2 =0.1.截面应力集中系数：查表得 3k =1.825 k =1.625.表面状态系数及尺寸系数：查表得 4=0.94 =0.60 =0.60.分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数： 5S = =8.7 (18)mak1S = =3.61 (19)mak1Sca= =3.33S=2.5 (20)2故安全。5 结论作为一名机械的初学者，在毕业设计的过程中我深入的体会到机械设计的规范化与标准化，认识到学习的重要性，更加巩固了我大学四年所学到的知识，总之，受益匪浅。在毕业设计的过程中，手册成了我最好的朋友。在我们机械专业，所有的设计都27是建立在标准化与规范