課程設計洗瓶機

1、湖南工業(yè)大學課 程 設 計資 料 袋 機械工程學院 學院（系、部） 2011 2012 學年第 2 學期 課程名稱 機械原理課程設計 指導教師 職稱 學生姓名 專業(yè)班級 學號 題 目 洗瓶機 成 績 起止日期 2012 年 6月 4 日 2012 年 6月 8 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設計任務書12課程設計說明書13課程設計圖紙若干1張 機 械原 理設計說明書洗瓶機起止日期： 2012 年 6月 4 日 至 2012 年 6 月 8 日學生姓名班級學號成績指導教師劉楊機械工程學院（部）2012年 6 月8 日目錄 設計任務書 3 第1章 工作原理和工藝動作分解 4

2、第2章 根據工藝動作和協(xié)調要求擬定運動循環(huán)圖 5第3章 執(zhí)行機構選型 6第4章 機械運動方案的選擇和評定 8第5章 機械傳動系統(tǒng)的速比變速機構 10第6章 機構運動簡圖12第7章 洗瓶機構的尺度設計14第8章 洗瓶機構速度與加速度分析 22第9章 設計總結 25第10章 參考資料 26湖南工業(yè)大學課程設計任務書2011 2012 學年第 2 學期 機械工程 學院（系、部） 專業(yè) 班級課程名稱： 機械原理課程設計 設計題目： 洗瓶機 完成期限：自 2012 年 6 月 4 日至 2012 年 6 月 8 日共 1 周內容及任務一、設計的任務與主要技術參數(shù)將瓶子推入同時轉動的導輥上，導輥帶動瓶子旋

3、轉，推動瓶子沿導輥前進，轉動的刷子就可以將瓶子刷干凈。其工藝過程是：(1)將到位的瓶子沿著導輥推動；(2)瓶子推動過程利用導輥轉動將瓶子轉動；(3)作為清洗工具的刷子的轉動； 其余設計參數(shù)是： （1） 瓶子尺寸 大端直徑d=80mm , 長l=200mm ； （2）推進距離L=600mm ；推瓶機構應使推頭以接近均勻的速度推瓶，平穩(wěn)地接觸和脫離瓶子，然后推頭快速返回原位，準備進入第二個工作循環(huán)。（3）按生產率的要求，退成平均速度v=45mm/s，返回時的平均速度為工作形成平均速度的3倍。（4）、電動機轉速為1440 r/min。（5）、急回系數(shù)3。二、設計工作量要求：對設計任務課題進行工作原理

4、和工藝動作分解，根據工藝動作和協(xié)調要求擬定運動循環(huán)圖，進行執(zhí)行機構選型，構思該機械運動方案，并進行的選擇和評定，確定機械運動的總體方案，根據任務書中的技術參數(shù)，確定該機械傳動系統(tǒng)的速比，作出機構運動簡圖，對相關執(zhí)行機構的具體尺度進行分析與設計。要求有設計說明書一份，相關圖紙一至兩張。進度安排起止日期工作內容6.4-6.5構思該機械運動方案運動分析及作圖6.8整理說明書參考資料1 朱理機械原理北京：高等教育出版社，2008：15-2002 鄒慧君機械原理課程設計北京：高等教育出版社，2009：15-250指導教師： 劉揚 2012 年6 月8 日第1章 工藝動作分解和工作原理1、根據任務書的要求

5、，該機械的應有的工藝過程及運動形式為：(1) 需將瓶子推入導輥上，推頭的運動軌跡如圖1-1所示。圖1-1 推瓶機構的推頭軌跡圖(2) 導輥的轉動帶動瓶的轉動，其運動簡圖如圖1-2所示。圖1-2導輥的轉動帶動瓶的轉動(3) 刷子的轉動。其轉動形式大致如圖1-3所示。圖1-3刷子的轉動（4）傳送帶的傳動帶動瓶子。其運動形式大致如圖1-4所示。圖1-4 瓶子的運動第2章.根據工藝動作和協(xié)調要求擬定運動循環(huán)圖擬定運動循環(huán)圖的目的是確定各機構執(zhí)行構件動作的先后順序、相位，以利于設計、裝配和調試。3 推頭的設計要求，推頭在長為600mm的工作行程中，作速度為45mm/s的勻速直線運動，在工作段前后有平均速

6、度為135mm/s的變速運動，回程時具有k=3的急回特性。其總體的循環(huán)圖如2-1所示。進瓶機構勻速旋轉洗瓶機構（刷子）勻速旋轉導輥機構360推瓶機構（推頭M）27090圖21 各機構的循環(huán)圖第3章.執(zhí)行機構選型由上述分析可知，洗瓶機機構有三個運動：一為實現(xiàn)推動瓶子到導輥機構上的推瓶機構，二為實現(xiàn)清洗瓶子的刷子的旋轉機構；三是實現(xiàn)帶動瓶子旋轉的導輥機構。此外，當各機構按運動循環(huán)圖確定的相位關系安裝以后應能作適當?shù)恼{整，故在機構之間還需設置能調整相位的環(huán)節(jié)(也可能是機構)。主加壓機構設計過程：實現(xiàn)推瓶機構的基本運動功能：1)推頭的行程是600mm，速度是45mm/s。所以推程的時間就是13.3s，

7、回程的速度是推程速度的3倍，就是135mm/s，時間就是4.4s。以電動機作為原動力，則推瓶機構應有運動縮小的功能2)因推瓶是往復運動，故機構要有運動交替的功能3)原動機的輸出運動是轉動，推頭的運動是直移運動，所以機構要有運動轉換的功能取上述三種必須具備的功能來組成機構方案。若每一功能僅由一類基本機構來實現(xiàn)，如圖3-1所示，可組合成3*3*327種方案。圖3-1各個機構的功能-技術矩陣圖按給定的條件，盡量使機構簡單等等要求來選擇方案。所以可以得出以下三種機構的見圖圖3-2 機構的方案第4章.機械運動方案的選擇和評定根據第三章的分析，可以選出如下圖3-2所示的三種方案作為評選方案。方案一 搖桿機

8、構方案二 連桿機構方案三 凸輪鉸鏈四桿機構圖4-1推瓶機構的方案構思圖圖3-2所示的推瓶運動機構方案中的優(yōu)缺點方案一：方案一的結構簡單，成本低。但組合機構行程過長，生產效率較低不能滿足要求。方案二：結構合理但運動軌跡不能滿足要求，而且計算量要求過于復雜，精確度不高。方案三：（最終采納方案）凸輪設計合理，行程滿足設計要求，生產效率滿足，偏差小，故采納此設計方案。也只有方案三采用了凸輪機構如圖4-1所示。圖4-2 凸輪-鉸鏈四桿機構第5章.機械傳動系統(tǒng)的速比和變速機構總傳動比計算：I總=1440/3=480r/min （5-1）第一級為蝸輪蝸桿，選取傳動比為80.第二級為齒輪減速，傳動比為3.第三

9、級為錐齒輪傳動，傳動比為2。按照設計要求，每分鐘要求清洗三個瓶子，所以在凸輪機構中分配軸2的轉速為3r/min，選取額定轉速為1440r/min的電動機，總傳動比I總=1440/3=480r/min，傳動系統(tǒng)采用3級減速機構，第一級為蝸輪蝸桿，選取傳動比為80.第二級為齒輪減速，傳動比為3.第三級為錐齒輪傳動，傳動比為2。具體計算如下：圖 5-2 機械傳動系統(tǒng)設計根據急回系數(shù)及工作行程設計了如圖5-1、5-2機構所示，分析其速度。設已知行程，急回系數(shù)為，回程時間為，生產率為個每分則工作行程時間為，加工一個工件的平均速度為， ，。推程速度，而，其中為曲柄的固定鉸至行程中點的距離進而求出曲柄角速度

10、。又因為，所以曲柄轉速。根據以上分析計算得到參數(shù)如下表5-3的參數(shù)列表。從帶輪1傳動到錐齒輪8的傳動比，其中為所設計的行星輪系的傳動比，分別為帶輪1和2 的半徑。，分別為嚙合齒輪3,4的齒數(shù)，分別為帶輪5,6的半徑。綜合考慮，齒數(shù)分配如下：，其中為漸開線齒輪行星傳動比，i18=1440/3=300/150*600/30*120=480；表 5-3各參數(shù)列表項目值電機轉速（r/min)1440推程位移(mm)600生產率(個/min)3平均每個耗時(s)20急回系數(shù)K3推程用時(s)13.3推程平均速度(mm/s)45曲柄鉸至中點距離(mm)104.9曲柄轉速(r/min)4.879208154

11、總傳動比480.13 根據以上分析，設計了如圖5-4所示的傳動機構：從電動機傳出的動力經過帶輪1、2減速，傳給一對漸開線圓柱齒輪3、4第二次減速，從齒輪4傳出的動力開始分支：一部分傳給帶輪5、6進一步減速輸送給毛刷傳動齒輪，各毛刷的轉速大小一致，另一部分由于速度仍然比較大，選用3K型的NGWN型漸開線行星輪系進一步減速。最終速度減為所需速度，直接由8處的動力帶動曲柄搖桿機構的曲柄轉動。并且，通過一對圓錐齒輪將速度變向，傳遞給兩個導輥，其間的傳動比都為1。如此，整個洗瓶機的傳動機構設計便完成了。詳見圖5-4所示。圖5-4第6章.洗瓶機的機構運動簡圖綜合本組黨飛、林尚旗同學的機構選型，做出洗瓶機的

12、總體機構運動簡圖，如圖6-1所示圖6-1洗瓶機的總體機構運動簡圖方案說明首先動力從電動機輸出，因為需要的速度不是很高，所以要經過減速箱減速，再經過帶傳動傳給齒輪1，齒輪一又傳給齒輪2帶動軸旋轉。 導輥傳動：由齒輪3帶動齒輪4使外面一根導輥轉動；再由齒輪4帶動齒輪5，齒輪5 又帶動齒輪6使里面那根導輥轉動。因為齒輪4和齒輪6大小一樣，齒輪5主要是保證兩導輥轉向一致，這樣既保證速度一樣，也保證了旋轉方向一樣。進瓶機構傳動：進瓶機構借助齒輪4帶動齒輪7，又由齒輪7帶動的軸旋轉，再由軸帶動蝸輪蝸桿B，然后蝸輪蝸桿B帶動齒輪9，再由齒輪9帶動間歇機構槽輪完成瓶子的輸進。洗瓶機構傳動：洗瓶機構是通過齒輪6

13、帶動齒輪8，齒輪8帶動軸轉動，再由軸帶動蝸輪蝸桿C，然后再通過蝸輪10傳給齒輪13，而齒輪13通過左右各一個小齒輪（齒輪12和齒輪14）傳給同尺寸的齒輪11和齒輪15，這樣也保證了它們三個齒輪（齒輪11、齒輪13和齒輪15）轉向、轉速相同。三個齒輪又把動力傳給刷子，通過三個外刷子的旋轉來清洗瓶子的外表面。推瓶機構傳動：由蝸輪蝸桿A帶動齒輪16，再由齒輪16傳給凸輪的齒輪，再由凸輪的齒輪帶動凸輪-鉸鏈四桿機構來實現(xiàn)推瓶機構往復運動。第7章機構的尺度設計推瓶機構中凸輪鉸鏈四桿機構方案如7-1所示，鉸鏈四桿機構的連桿2上點M走近似于所要求的軌跡，M點的速度由等速轉動的凸輪通過構件3的變速轉動來控制。

14、由于此方案的曲柄1是從動件，所以要注意度過死點的措施。圖7-1凸輪鉸鏈四桿機構的方案一、凸輪的基本參數(shù)1. 凸輪的壓力角表達式：2. 凸輪基圓半徑的確定圖示凸輪機構中，導路位于右側。運動規(guī)律確定之后，凸輪機構的壓力角與基圓半徑r0直接相關。 P點為相對瞬心OP= v/= ds/dt / d/dt =ds/d由BCP得:tg=(OP-e)/BC =(ds/d-e)/(s0+s)其中： s0=(r2o-e2)1/23. 基圓半徑受到以下三方面的限制： 基圓半徑rb應大于凸輪軸的半徑rs； 應使機構的最大壓力角max小于或等于許用壓力角； 應使凸輪實際廓線的最小曲率半徑大于許用值，即smin s。4

15、. 滾子半徑的確定工程上：最小曲率半徑的許用值s（一般3-5mm）二、凸輪機構的組成1. 凸輪是一個具有曲線輪廓或凹槽的構件。凸輪通常作等速轉動，但也有作往復擺動或移動的。推桿是被凸輪直接推動的構件。因為在凸輪機構中推桿多是從動件，故又常稱其為從動件。凸輪機構就是由凸輪、推桿和機架三個主要構件所組成的高副機構。2. 凸輪機構中的作用力 直動尖頂推桿盤形凸輪機構在考慮摩擦時，其凸輪對推桿的作用力 F 和推桿所受的載荷(包括推桿的自重和彈簧壓力等) G 的關系為F = G /cos(+1) - (l+2b/l)sin(+1)tan23. 凸輪機構的壓力角 推桿所受正壓力的方向(沿凸輪廓線在接觸點的

16、法線方向)與推桿上作用點的速度方向之間所夾之銳角，稱為凸輪機構在圖示位置的壓力角，用表示在凸輪機構中，壓力角是影響凸輪機構受力情況的一個重要參數(shù)。在其他條件相同的情況下，壓力角愈大，則分母越小，作用力 F 將愈大；如果壓力角大到使作用力將增至無窮大時，機構將發(fā)生自鎖，而此時的壓力角特稱為臨界壓力角c ，即 carctan1/(1+2b/l)tan2- 1為保證凸輪機構能正常運轉，應使其最大壓力角max小于臨界壓力角c 。在生產實際中，為了提高機構的效率、改善其受力情況，通常規(guī)定凸輪機構的最大壓力角max應小于某一許用壓力角。其值一般為：推程對擺動推桿取 3545 ； 回程時通常取 7080。其

17、中凸輪設計原理如圖7-2。圖7-2 凸輪設計原理4.根據以上設計內容確定出凸輪設計曲線圖如線圖（圖7-3）所示。 圖7-3凸輪設計曲線圖凸輪的輪廓主要尺寸是根據四桿機構推頭所要達到的工作行程和推頭工作速度來確定的，初步定基圓半徑r0=50m，溝槽寬20mm，凸輪厚25mm, 孔r=15mm ,滾子半徑rr=10mm。 凸輪的理論輪廓曲線的坐標公式為： ， （A）5.求凸輪理論輪廓曲線： a)推程階段 01=216=1.2 = b）遠休階段 = 7.5 c)回程階段 d) 近休階段 = e)推程段的壓力角和回程段的壓力角 將以上各相應值代入式（A）計算理論輪廓曲線上各點的坐標值。在計算中時應注意

18、：在推程階段取，在遠休階段取，在回程階段取，在近休階段取。根據推瓶機構原理，推瓶機構所需達到的工作要求來設計凸輪，凸輪的基本尺寸在近休時尺寸為50mm,達到最遠距離是尺寸為180.9mm。6. 求工作輪廓曲線： 有公式的 其中： 1 推程階段 =2 遠休階段 3回程階段 4 近休階段 計算結果可以得凸輪工作輪廓曲線個點的坐標見下表7-1： 表7-1 x y 0 5 10 350 355 3600.04.3598.705-8.682-4.3580.050.049.82649.37049.24649.81050.0 0.0 3.602 7.409-6.946-3.4860.0 40.039.855

19、39.45539.39239.847 40.0三、鉸鏈四桿機構尺寸設計 鉸鏈四桿機構按照給定的急回要求設計，利用解析法求解此類問題時，主要利用機構在極為是的特性。又已知的行程速比系數(shù)K和搖桿擺角=69度，在由圖7-4查的最小傳動角的最大值maxmin及的大小在計算各桿的長度。圖7-4 搖桿擺角的變化查表可知maxmin=45，=75則： =180（K-1）/（K+1）=90 ， a/d=sin(/2)sin(/2+)/cos(/2-/2)b/d= sin(/2)sin(/2+)/sin(/2- /2) ， (c/d)=(a/d+b/d)+1-2(a/d+b/d)cos選定機架長度d就可以確定其

20、他各干長度。根據推瓶的行程來確定各桿的長度及擺角大小，搖桿所轉的角度=69度，行程速比系數(shù)K=3。得 L1=477.64mm L2=290.22mm L3=577.3mm L3a=229.3mm L4=500mm L4a=200mm 圖7-5 鉸鏈四桿機構解析連桿機構中的運動副一般均為低副。其運動元素為面接觸，壓力較小，承載能力較大，潤滑較好，磨損小，加工制造容易，且連桿機構中的低副一般是幾何封閉。能很好的保證工作可靠性。對于四桿機構來說，當其鉸鏈中心位置確定后，各桿的長度也就確定了，用作圖法進行設計，就是利用各鉸鏈之間的相對運動的幾何關系，通過作圖法確定各鉸鏈的位置，從而得出各桿的長度。圖解

21、法的優(yōu)點是直觀，簡單，快捷，對三個設計位置下的設計十分方便，其設計精度也能滿足工作要求。根據第3章四桿機構的尺寸來設計鉸鏈四桿機構。連桿材料為45#鋼調制處理，桿粗為20mm，根據各干長度尺寸現(xiàn)用CAD軟件繪制連桿機構圖如下，這三幅圖分別為連桿滑塊在凸輪上轉到近休時連桿機構的位置（圖7-6所示, 連桿滑塊轉到凸輪遠休時連桿機構的位置（圖7-7）所示。圖7-6 圖7-7凸輪鉸鏈四桿機構組合運動圖圖7-8是通過連桿在凸輪上的滾子推動連桿，鉸鏈四桿機構的擺桿2運動到了任意位置的各桿的位置關系圖。圖7-8凸輪-鉸鏈四桿機構的位置關系圖速度分析如圖7-9所示有 (順)Ve= *GE*3 = 45mm/s

22、 得 3= 7.810-2 rad/s Vb= *HB*3 = 38.7mm/s 圖 7-9 瞬心法速度分析 （逆）圖7-10 圖解法速度分析加速度矢量圖如圖7-11所示 由Ve =45mm/s 近似勻速運動， 但是不為0，所以存在角加速度 ac =* aCB=*2=atCB/lBC=*/ lBC3 =atc/lCD=*/ lCD圖7-11 圖解法加速度分析第8章,推瓶機構速度與加速度分析洗瓶機推頭的速度曲線及說明：速度曲線如圖所示：在推頭開始運動的一段時間時，速度略有上升，在推頭推進的途中，推頭的速度基本保持勻速運動，稍微有點波動，可能就是因為我門的推頭結構不緊湊和不夠完善而造成的。在推頭運

23、動13.3s前進到極位時，推頭的速度急速上升，上升到前進速度的3倍，然后再運動4.4秒后到達開始位置，速度下降到零，然后進入下一個周期。從速度圖來看，我們的機構基本達到了預期的效果，但可能在機構造型是有些零件尺寸不是特別精確而影響了運動結果。 加速度曲線及說明：下圖為此機構的加速度仿真曲線。從圖中可以看出，在機構開始運動時，推頭是有加速度的，這必然會對剛放上來的瓶子有沖擊，所以我們在放瓶子的時候就應避開這個時后讓放瓶子的位置離推頭的初始位置一段距離，這樣瓶子就會避免沖擊了。 在加速度第一次到達零之后，基本保持不變，略微有所波動，基本達到了題目要求的推頭推出速度為勻速的，然后在推到極位后，加速度急速上升又急速下降。但有一個不太明白為什么加速度有兩次上升兩次下降才進行下一個周期。 位移曲線及說明：可能是在模擬時推頭不是從坐極限位置開始運動，所以在曲線開始的時候有所下降，推頭的起始位置是從位移為零之后，在推頭前進的途中，位移曲線的斜率基本保持不變，略微有所波動，有一次說明在推頭前進時速度是勻速的。 在回程的時候，曲線的斜率也基本保持不變，位移為一條直線，這也說明回程時推頭基本以3倍推出速度急回凸輪機構的運動循環(huán)圖如圖2-1所示。