机械原理课程设计洗瓶机

机械原理设计说明书洗瓶机起止日期：2015 年5月21 日至2015 年 5 月28 日学生姓名班级学号成绩指导教师刘杨机械与电子工程（系）2015年 5 月27 日目录设计任务书 (3)第1章工作原理和工艺动作分解 (4)第2章根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图 (5)第3章执行机构选型 (6)第4章机械运动方案的选择和评定 (8)第5章机械传动系统的速比变速机构 (10)第6章机构运动简图 (12)第7章洗瓶机构的尺度设计…………………………………………14第8章洗瓶机构速度与加速度分析 (22)第9章设计总结 (25)第10章参考资料 (26)课程设计任务书2014 —2015 学年第 2 学期机械与电子工程学院（系、部）专业班级课程名称：机械原理课程设计设计题目：洗瓶机完成期限：自 2015 年 5 月 21日至 2015 年5 月 28 日共 1 周内容及任务一、设计的任务与主要技术参数将瓶子推入同时转动的导辊上，导辊带动瓶子旋转，推动瓶子沿导辊前进，转动的刷子就可以将瓶子刷干净。

其工艺过程是：(1) 将到位的瓶子沿着导辊推动；(2) 瓶子推动过程利用导辊转动将瓶子转动；(3) 作为清洗工具的刷子的转动；其余设计参数是：（1）瓶子尺寸大端直径d=80mm , 长l=200mm ；指导教师： 2015年5 月 27 日第1章工艺动作分解和工作原理1、根据任务书的要求，该机械的应有的工艺过程及运动形式为：(1)需将瓶子推入导辊上，推头的运动轨迹如图1-1所示。

图1-1 推瓶机构的推头轨迹图(2) 导辊的转动带动瓶的转动，其运动简图如图1-2所示。

图1-2导辊的转动带动瓶的转动(3) 刷子的转动。

其转动形式大致如图1-3所示。

图1-3刷子的转动（4）传送带的传动带动瓶子。

其运动形式大致如图1-4所示。

图1-4 瓶子的运动第2章.根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图拟定运动循环图的目的是确定各机构执行构件动作的先后顺序、相位，以利于设计、装配和调试。

3 推头的设计要求，推头在长为600mm 的工作行程中，作速度为45mm/s的匀速直线运动，在工作段前后有平均速度为135mm/s的变速运动，回程时具有k=3的急回特性。

其总体的循环图如2-1所示。

图2–1 各机构的循环图第3章.执行机构选型由上述分析可知，洗瓶机机构有三个运动：一为实现推动瓶子到导辊机构上的推瓶机构，二为实现清洗瓶子的刷子的旋转机构；三是实现带动瓶子旋转的导辊机构。

此外，当各机构按运动循环图确定的相位关系安装以后应能作适当的调整，故在机构之间还需设置能调整相位的环节(也可能是机构)。

主加压机构设计过程：实现推瓶机构的基本运动功能：1)推头的行程是600mm，速度是45mm/s。

所以推程的时间就是，回程的速度是推程速度的3倍，就是135mm/s，时间就是。

以电动机作为原动力，则推瓶机构应有运动缩小的功能2)因推瓶是往复运动，故机构要有运动交替的功能3)原动机的输出运动是转动，推头的运动是直移运动，所以机构要有运动转换的功能取上述三种必须具备的功能来组成机构方案。

若每一功能仅由一类基本机构来实现，如图3-1所示，可组合成3*3*3＝27种方案。

图3-1各个机构的功能-技术矩阵图按给定的条件，尽量使机构简单等等要求来选择方案。

所以可以得出以下三种机构的见图图3-2 机构的方案第4章.机械运动方案的选择和评定根据第三章的分析，可以选出如下图3-2所示的三种方案作为评选方案。

方案一摇杆机构方案二连杆机构方案三凸轮－铰链四杆机构图4-1推瓶机构的方案构思图图3-2所示的推瓶运动机构方案中的优缺点方案一：方案一的结构简单，成本低。

但组合机构行程过长，生产效率较低不能满足要求。

方案二：结构合理但运动轨迹不能满足要求，而且计算量要求过于复杂，精确度不高。

方案三：（最终采纳方案）凸轮设计合理，行程满足设计要求，生产效率满足，偏差小，故采纳此设计方案。

也只有方案三采用了凸轮机构如图4-1所示。

图4-2 凸轮-铰链四杆机构第5章.机械传动系统的速比和变速机构总传动比计算：I总=1440/3=480r/min （5-1）第一级为蜗轮蜗杆，选取传动比为80.第二级为齿轮减速，传动比为3.第三级为锥齿轮传动，传动比为2。

按照设计要求，每分钟要求清洗三个瓶子，所以在凸轮机构中分配轴2的转速为3r/min，选取额定转速为1440r/min的电动机，总传动比I总=1440/3=480r/min，传动系统采用3级减速机构，第一级为蜗轮蜗杆，选取传动比为80.第二级为齿轮减速，传动比为3.第三级为锥齿轮传动，传动比为2。

具体计算如下：图 5-2 机械传动系统设计根据急回系数及工作行程设计了如图5-1、5-2机构所示，分析其速度。

设已知行程S ，急回系数为K ，回程时间为t ，生产率为n 个每分则工作行程时间为3.5t ，加工一个工件的平均速度为T ， 60T n =，(1)T Kt t K t =+=+，1T t K =+。

推程速度S V t =，而V RW =，其中R 为曲柄的固定铰至行程中点的距离进而求出曲柄角速度W 。

又因为2260n W f ππ==，所以曲柄转速60302W W n ππ==。

根据以上分析计算得到参数如下表5-3的参数列表。

从带轮1传动到锥齿轮8的传动比24181314404.88ae r z i i r z ==，其中ae i 为所设计的行星轮系的传动比，1r ，2r ，分别为带轮1和2 的半径。

2451136144080r z r i r z r 6==，3z ，4z 分别为啮合齿轮3,4的齿数，5r ，6r 分别为带轮5,6的半径。

综合考虑，齿数分配如下：24181314404.88ae r z i i r z ==，其中ae i 为渐开线齿轮行星传动比， i 18=1440/3=300/150*600/30*120=480；11318i i =；表 5-3各参数列表项目值 电机转速（r/min)1440 推程位移(mm)600 生产率(个/min) 3平均每个耗时(s)20急回系数K3推程用时(s)推程平均速度(mm/s)45曲柄铰至中点距离(mm)曲柄转速(r/min)总传动比根据以上分析，设计了如图5-4所示的传动机构：从电动机传出的动力经过带轮1、2减速，传给一对渐开线圆柱齿轮3、4第二次减速，从齿轮4传出的动力开始分支：一部分传给带轮5、6进一步减速输送给毛刷传动齿轮，各毛刷的转速大小一致，另一部分由于速度仍然比较大，选用3K型的NGWN型渐开线行星轮系进一步减速。

最终速度减为所需速度，直接由8处的动力带动曲柄摇杆机构的曲柄转动。

并且，通过一对圆锥齿轮将速度变向，传递给两个导辊，其间的传动比都为1。

如此，整个洗瓶机的传动机构设计便完成了。

详见图5-4所示。

图5-4第6章.洗瓶机的机构运动简图综合本组党飞、林尚旗同学的机构选型，做出洗瓶机的总体机构运动简图，如图6-1所示图6-1洗瓶机的总体机构运动简图方案说明首先动力从电动机输出，因为需要的速度不是很高，所以要经过减速箱减速，再经过带传动传给齿轮1，齿轮一又传给齿轮2带动轴旋转。

导辊传动：由齿轮3带动齿轮4使外面一根导辊转动；再由齿轮4带动齿轮5，齿轮5 又带动齿轮6使里面那根导辊转动。

因为齿轮4和齿轮6大小一样，齿轮5主要是保证两导辊转向一致，这样既保证速度一样，也保证了旋转方向一样。

进瓶机构传动：进瓶机构借助齿轮4带动齿轮7，又由齿轮7带动的轴旋转，再由轴带动蜗轮蜗杆B，然后蜗轮蜗杆B带动齿轮9，再由齿轮9带动间歇机构槽轮完成瓶子的输进。

洗瓶机构传动：洗瓶机构是通过齿轮6带动齿轮8，齿轮8带动轴转动，再由轴带动蜗轮蜗杆C，然后再通过蜗轮10传给齿轮13，而齿轮13通过左右各一个小齿轮（齿轮12和齿轮14）传给同尺寸的齿轮11和齿轮15，这样也保证了它们三个齿轮（齿轮11、齿轮13和齿轮15）转向、转速相同。

三个齿轮又把动力传给刷子，通过三个外刷子的旋转来清洗瓶子的外表面。

推瓶机构传动：由蜗轮蜗杆A带动齿轮16，再由齿轮16传给凸轮的齿轮，再由凸轮的齿轮带动凸轮--铰链四杆机构来实现推瓶机构往复运动。

第7章机构的尺度设计推瓶机构中凸轮－铰链四杆机构方案如7-1所示，铰链四杆机构的连杆2上点M走近似于所要求的轨迹，M点的速度由等速转动的凸轮通过构件3的变速转动来控制。

由于此方案的曲柄1是从动件，所以要注意度过死点的措施。

图7-1凸轮－铰链四杆机构的方案一、凸轮的基本参数1. 凸轮的压力角表达式：2. 凸轮基圆半径的确定图示凸轮机构中，导路位于右侧。

运动规律确定之后，凸轮机构的压力角α与基圆半径r0直接相关。

P点为相对瞬心OP= v/ω= [ds/dt] / [dδ/dt]=[ds/dδ]由△BCP得:tgα=(OP-e)/BC =(ds/dδ-e)/(s0+s)其中： s0=(r2o-e2)1/23. 基圆半径受到以下三方面的限制：①基圆半径rb应大于凸轮轴的半径rs；②应使机构的最大压力角αmax小于或等于许用压力角[α]；③应使凸轮实际廓线的最小曲率半径大于许用值，即ρsmin ≥[ρs]。

4. 滚子半径的确定工程上：最小曲率半径的许用值[ρs]（一般3-5mm）二、凸轮机构的组成1. 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(α+φ1) - (l+2b/l)sin(α+φ1)tanφ2］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α表示在凸轮机构中，压力角α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α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αc ，即αc＝arctan{1/[(1+2b/l)tanφ2]}-φ 1为保证凸轮机构能正常运转，应使其最大压力角αmax小于临界压力角αc 。

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αmax应小于某一许用压力角[α]。

其值一般为：推程对摆动推杆取[α] ＝35o～45o ；回程时通常取[α]′＝70o～80o。