洗瓶机推瓶机构设计

机械设计

综合课程设计说明书洗瓶机推瓶机构设计

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设计时间：2015-1-5至2015-1-16

摘要

洗瓶设备主要用于制药、化工、食品等行业灌装前的瓶子清洗.机构装置，洗瓶机的推瓶机构的功能利用推头平稳的将瓶子送进的一个过程，在急回到原点，反复运动。推瓶机构原理是利用铰链四杆机构和凸轮组合成一个洗瓶机推瓶机构，通过凸轮和铰链四杆机构本身特性来完成平稳送瓶和机构急回。经过多个方案对比分析，确定比较合适方案为凸轮铰链四杆机构，对其进行了参数设计。本设计对推瓶机构传动系统进行了设计和选择：首先，对洗瓶机推瓶机构的电机、减速器等主要的传动系统进行了设计选择，同时对推瓶机构的凸轮—铰链四杆机构进行了具体参数化设计，使的它的运动状态和运动规律能更好的实现其实际的工作。最后通过对凸轮的轮廓曲线的调整和对铰链四杆机构杆长的局部修改，使推瓶机构的运动状态、工作行程等更加平稳流畅。

关键词：洗瓶机, 推瓶机构，凸轮机构，铰链四杆机构

Abstract

Bottle washing equipment is mainly used in pharmaceutical, chemical and food industries cleaning before filling. Function push the bottle body mechanism means the use of a washing machine will be a smooth process Tuitou bottle fed, in acute back origin, repeated movement. Push bottle principle mechanism is the use of four-bar linkage hinge and cam be combined into a washing machine to push the bottle body and the hinge cam four-bar mechanism itself features to complete a smooth deliver quick return bottles and institutions. After comparative analysis of a number of options to determine the appropriate solution for cam four hinge mechanism, its design parameters. The design of the bottle body push drive system design and selection: First, the main transmission mechanism push the bottle washing machine motor, reducer made design choices, while pushing the bottle body cam - hinged four-bar mechanism conducted a detailed parametric design, make it the law of the state of motion and movement can better achieve their actual work. Finally, by adjusting the cam profile curve and the four-bar linkage hinge rod length of partial changes push the bottle so that the motion state agencies, such as the working stroke is more stable and smooth. Keywords: washing machine, push the bottle body, cam mechanism, four hinge mechanism

Keywords: stamping machine; motor; key; gear

目录

一、设计题目 (5)

二、工作原理 (5)

三、原始数据 (5)

四、执行部分机构方案设计 (5)

4.1分析执行机构的方案 (5)

4.2拟定执行机构方案 (7)

4.3执行机构运动循环图 (7)

五、初定电机转速及传动装置方案 (7)

5.1电机转速 (7)

5.2传动装置方案 (7)

六、执行机构尺寸设计及运动分析 (8)

七、传动装置总体设计 (9)

八、减速器的选择 (10)

九、轴的设计与计算 (11)

十、设计小结 (21)

十一、参考文献 (21)

一、设计题目

洗瓶机推瓶机构设计

二、工作原理

上图是洗瓶机有关部件的工作情况示意图。待洗的瓶子放在两个转动着的导辊上，导辊带动瓶子旋转。当推头M 把瓶推向前进时，转动着的刷子就把瓶子外面洗净。当前一个瓶子将洗涮完毕时，后一个待洗的瓶子已进入导辊待推。

三、原始设计数据和设计要求

（1） 瓶子尺寸：大端直径80D mm =，长200mm ，小端直径25d mm =. （2） 推进距离，推瓶机构应使推600l mm =头M 以接近均匀的速度推瓶，平衡地接触和脱离瓶子，然后推头快速返回原位，准备第二个工作循环。

（3） 按生产率的要求，推程平均速度为45/v mm s =，返回平均速度为工作行程三倍。

（4） 机构传力性能良好，结构紧凑，制造方便。

四、执行部分机构方案设计

4.1分析执行机构的方案

实现推瓶机构的推头在工作过程中作近似直线运动轨迹，回程轨迹

形状不限，但要有急回运动特性。由上述运动要求，单一的常用的基本机构不容易实现，可以采用组合机构来实现。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，而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，也就是让它与一个输出变速度的附加机构组合。

?洗瓶机功能分解：推瓶+转瓶+刷瓶

?推杆功能分解：往复运动、急回、减

速

?洗瓶功能细分：循环运作持续洗瓶

方案一：连杆凸轮机构

此洗瓶机的推瓶机构运用凸轮机构使推头的运动

可以由凸轮的外轮廓线来确定，而连杆机构可以使凸

轮的推程放大，达到设计题目要求k=3。

可是推头在推动瓶子在导辊上移动时摩擦较大，

须加载的驱动力也较大，且凸轮和曲柄的运动都会存

在死点，使机构运行不平稳，所以不采用。

方案二：五连杆机构

具有两自由度的连杆机构，都具有精确再

现给定平面轨迹的特性。点M的速度和机构的

急回特性可通过控制该机构的两个输入构件间

的运动关系来得到。

但此方案中完全采用平面连杆设计，杆数

较多，虽然容易制造，但由于推程较长，必然

会导致机构上的动载荷和惯性力难平衡，会有

累积误差，且效率低，所以舍弃方案。

方案三：曲柄滑块机构

此洗瓶机的推头部分容易实现行程速度系

数比k=3，而且题目要求推头的推程为600mm，

此机构也容易满足，推杆只要保证在水平面运

动，则推头能很平稳地推进瓶子。而且此机构

其优点为工作行程近似均速且制作较简便且

承受的负载能力大，且有急回运动特性，计算

尺寸也相对简单，造价的成本也不高。综上所

述，此方案我认为是最佳机构

，所以采用此机构。

另外关于洗瓶部分：导辊是给定的，瓶子

只能平躺放置，也增加的瓶子的稳定性。导辊

的运动由定轴齿轮来完成，两个从动齿轮同向

转动带动导辊的同向转动，从而带动瓶子的转动。齿轮带动毛刷在圆形瓶子的表

面转动，从而将瓶子的外面洗干净。

4.2拟定执行机构方案

通过比较最终选择方案三：用曲柄滑块机构完成推瓶运动。

优点：工作行程近似均速且制作较简便且承受的负载能力大，且有急回运动特性，计算尺寸也相对简单，造价的成本也不高。

4.3执行机构运动循环图

为了使推瓶机构各运动构件运动协调配合，我们设计了如下直线式动循环图

导辊转动转动

推头推程回程

刷子转动转动

曲柄转动角度 0° 270° 360°

五、初定电机转速及传动装置方案

5.1电机转速

最终输出轴转速为 3.34r/min,考虑降速需求大，已经推瓶机构所需功率低等原

因，经济实惠可选取较小电动机。

电机可采用Y系列Y160M1-8电机。其具体参数如表所示。

5.2传动装置方案

由上述几种主要的传动装置相互比较可知，由于传动效率高等原因，故选择齿轮传动，第一级传动选择带传动， 可对电动机起到过载保护的作用。

特点 寿命 应用

齿轮传动

承载能力和速度范围大；传动比恒定，采用卫星传动可获得很大传动比，外廓尺寸小，工作可靠，效率高。制造和安装精度要求高，精度低时，运转有噪音；无过载保护作用

取决于齿轮材料的接触和弯曲疲劳强度以及抗胶合与抗磨损能力

金属切削机床、汽车、起重运输机械、冶金矿山机械以

及仪器等 蜗杆传

动

结构紧凑，单级传动能得到很大的传动比；传动平稳，无噪音；可制成自锁机构；传动比大、滑动速度低时效率低；中、高速传动需用昂贵的减磨材料；制造精度要求高，刀具费用贵。

制造精确，润滑良好，寿命较长；低速传动，

磨损显著 金属切削机床（特别是分度机构）、起重机、冶金矿山机械、焊接转胎等

带传动

轴间距范围大，工作平稳，噪音小，能缓和冲击，吸收振动；摩擦型带传动有过载保护作用；结构简单，成本低，安装要求不高；外廓尺寸较大；摩擦型带有滑动，不能用于分度链；由于带的摩擦起电，不宜用于易燃易爆的地方；轴和轴承上的作用力很大，带的寿命较短

带轮直径大，带的寿命长。普通V

带

3500-5000h 金属切削机床、锻压机床、输送机、通风机、农业机械和纺织机械

六、执行机构尺寸设计及运动分析

根据题目所说返回时的平均速度为工作行程的3倍，可以得出行程速度系数比k=3，由公式)

1()

1(180+-?

=k k θ推出推瓶机构的极位夹角为90°。 因此如图所示 : 以曲柄滑块机构的两极限位置进行计算，当∠OAB=90°，∠OBA=45°，两个极限位置D 、E 之间的总推程DE=600mm ，但DE 所在的那个滑杆可以取成800mm,铰链C 到达中点的时候，CD=DE/2=300mm,所以BC=300mm,从而得出摆杆长BD=300√2≈424.26mm ，所以BC 所在的滑杆设计的时候要大于424.26mm.

OA 与AB 的值可任意取但两者是相等的，只要保证O 为一个周转副即可所以取OA=AB ＝70mm ，OB=70√2=98.99mm 。

要求的工作行程的平均速度为45mm/s,而返回时的平均速度为工作行程的3倍，即回程速度为135mm/s 。所以工作行程所用的时间t=600/45≈13.3s,回程所用的时间t=600/135≈4.4s,所以推头在一个来回所用的总时间应为17.7s 。由于题目中所要求的速度是接近于匀速，所以为了变于计算取推头来回一趟的总时间为18s,也相当于曲柄OA 转一周的周期为18s,所以曲柄的角速度为2∏/18=∏/9rad/s ≈0.35rad/s=3.34r/min.

七、传动装置总体设计

a) 设计简图以及说明

如图所示，电动机转动，经由带传动，齿轮涡轮蜗杆齿轮传动0A摇杆转动。

b)参数设计

推瓶推杆的曲柄是由一个齿轮作为主动轮来转动的，因此主动轮的角速度，以及蜗杆的角速度与曲柄的角速度相同，为0.35rad/s。

按顺序传动比为2、25、4.8、2.

C）机构运动轨迹图

八、减速器的选择

减速器是位于原动机和工作机之间的机械传动装置。由于其传递运动准确可靠，结构紧凑，效率高，寿命长，且使用维修方便，得到广泛的应用。常用的减速器目前已经标准化，使用者可根据具体的工作条件进行选择。课程设计中的减速器设计工厂是根据给定的条件，参考标准系列产品的有关资料进行非标准化设计减速器类型很多。按传动件类型的不同可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、蜗杆减速器、齿轮蜗杆减速器和行星轮减速器；按传动级数的不同可分为一级减速器、二级减速器和多级减速器；按传动布置方式不同可分为展开式减速器、同轴式减速器和分流式减速器；按传递功率的大小不同可分为小型减速器、中型

减速器和大型减速器等[12]。

根据所知数据选定减速器为QJR 型减速器，这种减速器可做于运输，冶金，矿山，化工，建筑，轻工等行业的各种机械设备的传动结构中。适用工作条件为：齿轮圆周速度应《16m/s ，高速轴转速《1000r/min ，工作环境温度为-40~~45oC,低于0oC 启动前润滑油应加热到5oC ，可正反双向转动。

QJ 型减速器分为卧式（W ）和立式（L ），在这里为了合理安排安装空间，选用卧式（W ）。

外形 安装尺寸选择：

/mm

公称中心距 ac az a2 输入轴端 L H n k s r 重量

/kg dz lz

236

170

406

38

80

828

518

210

225

17

232

133

承载能力查的（连续工作型）：

根据i=25查的输出转矩为2250N.m ，许用输入功率为5.3KW ，输入转矩为570N.m ，输出轴轴伸许用径向载荷Fr=15000N ,实际传动比为25.56。. 所选减速器符合要求。

九、轴的设计与计算

1.我设计的轴是

A 轴

1）各轴的功率P 、转数n 和转矩T

A 轴的转速min /3.34r n A =

A 轴的功率kw P A 0.127= 所以：

A 轴转矩：m N n P T A A A .36334

.30.127

95509550=?==

2）初步确定轴的最小直径

先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取A

=112，于是得

d min1= A

（

F

P/

F

n）1/3=112×（0.127/3.34）1/3 =37.66mm

3）1.确定A轴各段直径和长度

○1从左起第一段，是减速器高速轴与A轴相连接的齿轮，取D1=Φ38，长度L1=41mm。上面键的尺寸32mm*10mm*8mm

○2左起第二段，该段装的是轴承端盖，那么该段的直径为D2=Φ45mm，L2=40mm。

○3左起第三段，该段装的是深沟球轴承、挡油环和轴套,取D3=Φ50mm，长度取L3= 48mm。

○4左起第四段，该段装摇杆，该段的直径为D4=Φ52mm，取L4=32mm。

上面键是25mm*16mm*10mm。

○5左起第五段，该段为固定齿轮的轴段取D5=Φ59，L5=9mm，D6=Φ50,L7=37mm。

2.A 轴的强度校核

一、首先计算A 轴上齿轮所受的力：

N N F A A 46.139661052363.128

2d T 23

-t =??=?=

N N F F n t 5.80630cos 30tan 46.13966cos tan r =?

?

?=?=

βα

二、计算轴承两个作用支点的支反力

首先两轴承中点之距L=108，又所选轴承为深沟球轴承 6010，1轴承到摇杆中心的距离为57mm ，2轴承到摇杆中心的距离为54mm.1轴承到齿轮中心的距离为70mm ，2轴承到齿轮中心的距离为180mm 。 （1）在水平方向上：

轴承1：N N N F F t 23139549

448595491

H1=?=?= 轴承2: N N N F F t 27859559

448595591

H2=?=?=

轴承11：

N N N F F t 33049570

448595701H1=?=?=

轴承22：

N N N F F t 849795180

4485951801H2=?=?=

N N F F F H H H 403321112=+= N N F F F H H H 894122222=+=

（2）在竖直方向上：

轴承1：N N N F F r 48389557

8063.595571V1-=?-=?-=

轴承2：012r1=++v v F F F

所以N N F F F v v 32254838.1

8063.51r12-=+-=--= 故V1F 与V2F 方向与原假设方向相反

轴承11：

N N N F F r 59419570

8063.595701V1-=?-=?-=

轴承22：

012r1=++v v F F F

所以N N F F F v v 21215941

8063.51r12-=+-=--= 故V1F 与V2F 方向与原假设方向相反

N N F F F V V V 487321112=+= N N F F F V V V 385922222=+=

所以轴承所受的总支反力为：

N N F F F V H 6325487340332

22

12

1R1=+=+=

N N F F F V H 973838598941

22

2

22

2R2=+=+=

三、弯矩、扭矩

（1）水平方向上：由轴一上受力得知，在摇杆0处有最大弯矩，

m N F M H ?=?=2295701

（2）在竖直方向上：0点左侧所受的弯矩

m N F M V ?=?=?-=27757487357110

0点右侧所受的弯矩

m N M M ?-=-=-=2772770120

四、计算危险截面弯矩

在0点左侧截面，合成弯矩为m N M ?=+=359277229022

因为左右两侧相等故危险截面在0点。 五、轴强度校核

1.进行弯扭强度校核

由参考文献[1]P362 表15-1查得该轴（40Cr ）的许用循环应力

[]MPa 701

-=σ。由于扭转切应力为对称循环变应力，取1=α

由表查得抗弯截面系数333

1mm 8.14060521.01.0=?==d W （d —危

险截面处的轴颈）

由参考文献[1]P373 公式15-5得轴所受的应力：

()[]MPa MPa MPa W T M ca 703.1010

8.140602.14535919

2

22

2==?+=+=--σασ＜ 2.按疲劳强度进行精确校核

由前面危险截面计算可知，B 点为危险截面，因此只需要对该面进行校核

（1）由参考文献[1]P373 表15-4查得抗弯截面系数

333

114060521.01.0mm d W =?==

抗扭截面系数333

128121522.02.0mm d W T =?== （2)截面0处的扭矩mm N m N T ?=?=3630003631

（3）由参考文献[3]P142公式5-6得截面上的弯曲应力

MPa MPa W M B b 19.714060

1027732=?==σ

（4）由参考文献[1]P370公式15-1得截面上的扭转切应力

MPa MPa W T T T 12.928121

363000

1===

τ （5）轴的材料为40Cr ，调质处理，由参考文献 [1]P362表15-1查得MPa B 735=σ，MPa 3551=-σ，MPa 2001=-τ。

（6）截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα由参考文献[1]P39附表3-2查取。

因05.040

.2==d

r

，275.140

51

==d

D

，经差值

后可查得08.2=σα，68.1=τα

（7）由参考文献 [1]P41附图3-1可得轴的材料的敏性系数为

84.0=σq ，88.0=τq 。

（8）由参考文献 [1]P42公式附3-4得有效应力集中系数为

()9072.1)108.2(84.0111=-?+=-+=σσσαq k

()5984.1)168.1(88.0111=-?+=-+=ττταq k

（9）由参考文献 [1]P42附图3-2的尺寸系数76.0=σε；由参考文

献 [1]P42附图3-3的扭转尺寸系数87.0=τε。

（10）轴按照磨削加工，由参考文献[1]P44附图3-4得表面质量系数为91.0==τσββ，轴未经表面化学强化处理，即1=q β （11）由参考文献[1]P25公式3-12及3-12a 得综合系数为：

608.2191.01

76.09072.111=-+=-+=

σσσσβεk K 936.1191

.0187.05984.111=-+=-+=

ττττβεk K （12）由参考文献[1]P22ξ3-1及ξ3-2的内容得碳钢的特性系数：

15.0，取2.01.0=-=σσ??

07.0，取1.005.0=-=ττ??

（13）由参考文献[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系数

62.200

15.060.6608.2355

1=?+?=+=

-m a K S σ?σσσσσ

96.108283

.107.0283.1936.1200

1

=?

+?=

+=

-m

a K S τ?τττττ

3.2096

.10862.2096.10862.202

2

2

2

ca =+?=+=

τ

στσS S S S S

许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

3.滚动轴承的设计计算

1）A 轴上轴承的选择

初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。 参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准精度即得

深沟球轴承6010，其尺寸d ×D ×B=50mm ×80mm ×16mm 。 2）A 轴上滚动轴承的选择及校核计算

从网络上了解到，旋转型灌装机的寿命一般在三年左右，所以轴承预计寿命为：

8×365×3=8760小时

已知：min /34.3r n F =

计算当量载荷P 1

根据机械设计课本P321表（13-6）取f P =1.5 根据机械设计课本P320（13-8a ）式得

1P =f P 2t F ?=1.5×4485tan30°=3884N

轴承寿命计算

深沟球轴承ε=3，6309滚动轴承的基本额定载荷N C r 52800=

∴h P C n L h 964.119631238845280035601060103

616=???

???=???

? ??=ε

>8760h ∴预期寿命足够

3）A 轴上轴承的选择

初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准精度即得深沟球轴承6007（A 轴），其尺寸d ×D ×B=35mm ×62mm ×14mm 。 4）A 轴上滚动轴承的选择及校核计算

已知：min /70r n A =

计算当量载荷P 2

根据机械设计课本P321表（13-6）取f P =1.5 根据机械设计课本P320（13-8a ）式得

2P =f P 2t F ?=1.5×13966tan30°=20949N

轴承寿命计算

深沟球轴承ε=3，6010滚动轴承的基本额定载荷N C r 17000=

∴h P C n L h 563.1996438841700070601060103

626=??

?

???=???? ??=ε

>8760h ∴预期寿命足够

4.键的设计计算

1）A 轴上键的选择计算

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由机械设计课本

表6-1查得A 轴:联轴器平键截面b ×h=10mm ×8mm ，键槽用键槽铣 刀加工，长为70mm 。齿轮平键截面b ×h=16mm ×10mm ，键槽用键槽铣刀 加工，长为45mm 。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择 齿轮毂与轴配合为H7/r6。

2）A 轴上键的校核

由机械设计课本式（6-1） σp =2T ×103/（kld ） 确定上式中各系数

m N n P T F F F .3913.34

0.137********

=?== k 1=0.5h 1=0.5×8mm=4mm k 2=0.5h 2=0.5×10mm=5mm l 1=L 1-b 1=70mm-10mm=60mm l 2=L 2-b 2=45mm-16mm=29mm d 1=32mm ，d 2=25mm σp1=2F T ×103/（k 1l 1d 1）

=2×391×103/（4×60×32） =101.8MPa

由机械设计课本表6-2 [σp ]=100-120 MPa 所以σp1≤[σp ] 满足要求 σ

2

p =2T V ×103

/（k 1l 2d 2） =2×391×103/（5×29×25） =19.8MPa ≤[σp ] 满足要求

5.齿轮计算

5.1按齿面接触强度设计

由设计计算公式[]3

2

11132.2???

?

??+?≥H k d t t Z u u T K d σφ进行试算

1.确定公式内的各计算数值 （1）试选载荷系数3.1=t k （2）计算大齿轮传递的转矩4106?=T N·mm

（3）选取齿宽系数0.5=d φ

（4）材料的弹性影响系数8.189=E Z M·Pa

按齿面硬度查提大齿轮的接触疲劳强度极限600=Lim H σM·Pa （5）接触疲劳寿命系数0.90HN K =

（6）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数是1=S ，得

[]6009.01

1?=?=S

K HLim HN H σσM·Pa=540M·Pa

2.计算：

（1）试算齿轮分度圆直径，代入

[]H σ中较小的值

805.5228.1891110.51063.132.2132.232

4

32

=??? ???+????=???

? ??+?

≥H E

t t Z u u d T K d σφmm （2）计算圆周速度

1000

60 3.34

841000

60???=

?=

ππn

d v t m/s=0.015m/s

计算齿宽

42840.5=?==t d d b φmm （3）宽与齿高之比/b h 模数242/84/===z d m t t mm 齿高4=h mm

10.54/42/==h b mm

（4）计算载荷系数

根据V=0.25m/s ，7级精度，查得动载荷系数15.1=v K 直齿轮，假设

100/

()

4218.11023.06.0118.012.1322=?+++=-b K d d H φφβ

由4218.1,5.10/==βH K h b 查得35.1=βF K

故载荷系数962.14218.12.115.11=???==βαH H V A k K K K K （5）按实际的载荷系数校正所算得的公度圆直径得 981.1/962.1847/33=?==t t K K d d mm （6）计算模数242/84/===z d m mm

5.2按齿根弯曲强度设计

1.确定公式内的各计算数值 弯曲强度的设计公式为[]???

?

??≥F S F d Y Y Z KT m σφα

α2112 2.确定公式内的各计算数值

(1) 齿轮的弯曲疲劳强度极限5001=FE σM·Pa (2) 弯曲疲劳系数85.0=FN K (3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数4.1=S ,得 []4.150085.0÷?==

S

K FE

FN F σσM·Pa=57.303M·Pa (4) 计算载荷系数863.135.12.115.11=???==βαF F V A K K K K K (5) 齿形系数91.2=αF Y (6) 应力校正系数53.1=αs Y (7) 计算齿轮的

[]

0146.057

.30353

.191.2=?=

F S F Y Y σα

α

[]F d S F F M P a z m Y K T Y σφσαα<=???????==1884

2153.191.21060965.122233

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