機械原理課程設計-洗瓶機

機械原理設計說明書目錄設計任務書……………擬定運動循環(huán)圖…………2.推瓶機構和洗瓶機構的選型……………3.執(zhí)行機構選型……………4.機械運動方案的選定和評定……………5.洗瓶機的機構運動簡圖…6.設計說明書………………1.擬定運動循環(huán)圖1、根據(jù)任務書的要求，該機械的應有的工藝過程及運動形式為：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推瓶機構和洗瓶機構的選型刷子的轉動。其轉動形式大致如圖2-1所示。圖2-1刷子的轉動擬定運動循環(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(diào)試。3推頭的設計要求，推頭在長為500mm的工作行程中，作速度為43.75mm/s的勻速直線運動，在工作段前后有平均速度為140mm/s的變速運動，回程時具有k=3.2的急回特性。凸輪機構的運動循環(huán)圖如圖2-1所示。凸輪1基圓半徑300MM滾子半徑40MM升程500MM最大壓力角57.1467°位移圖速度圖加速度圖位移、速度、加速度線圖圖2-2凸輪機構運動的循環(huán)圖由上述分析可知，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{(diào)整，故在機構之間還需設置能調(diào)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)推瓶機構的根本運動功能：1)推頭的行程是500mm，速度是43.75mm/s。所以推程的時間就是11.43s，回程的速度是推程速度的3.2倍，就是140mm/s，時間就是3.57s。以電動機作為原動力，那么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。假設每一功能僅由一類根本機構來實現(xiàn)，如圖2-1所示，可組合成3*3*3＝27種方案。圖2-3壓片機的功能-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。選出如下列圖2-4所示的三種方案作為評選方案。方案一搖桿機構方案二連桿機構方案三凸輪－鉸鏈四桿機構圖2-4推瓶機構的方案構思圖3.機械運動方案的選擇和評定圖2-4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，本錢低。但組合機構行程過長，生產(chǎn)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(chǎn)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。按照設計要求，每分鐘要求清洗四個瓶子，所以在凸輪機構中分配軸2的轉速為4r/min，選取額定轉速為1440r/min的電動機，總傳動比I總=1440/4=360r/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60.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。選取齒輪m=4，Z1=23=Z3.Z2=29=Z44.選定的電動機和執(zhí)行機構的運動參數(shù)擬定機械傳動方案總傳動比計算：I總=1440/4=360r/min〔4-1〕第一級為蝸輪蝸桿，選取傳動比為60.第二級為齒輪減速，傳動比為2.第三級為錐齒輪傳動，傳動比為2。機構運動簡圖如圖4-1所示：傳動機構圖5.洗瓶機的機構運動簡圖洗瓶機的總體機構運動簡圖，如圖5-1所示圖5-1洗瓶機的總體機構運動簡圖6.設計說明書假設曲柄滑塊機構的運動規(guī)律s—2(圖a)，圖b所示為該機構正處于滑快速度接近于零的位置曲柄搖桿機構的運動規(guī)律1－1：如圖c實線所示，而圖d所示為該機構搖桿OA’A’正處于速度為零的位置。假設將圖b．d所示的兩個機構就在圖示位置串聯(lián)，那么串聯(lián)以后構件OAA和OA’A’成為一個構件(圖e)，因此，第一個機構中的1和第二個機構中的2有如下關系:式中o為一常數(shù)圖6-1主加壓機構設計原理圖所以假設將圖c的坐標1用2表示那么相當于曲線平移了一個距離0(如虛線所示)。當s—2和1—2如圖b、c所示安排時，那么沿圖中箭頭所示走向從1’得2’，由2’得s’，而從此1’、s’得到1-s曲線上的一點，依此可得出一條1-s曲線。從圖a、c的局部放大圖f中可知，在1由b—c—0-a的區(qū)域內(nèi)(轉角約70°)，滑塊的位移s約在接近零的一個很小的范圍(約o．37mm)內(nèi)運動，依靠運動副的間隙，可近似認為這時滑塊是停歇的。由此看來，假設使s—2曲線上s為零的附近的一段曲線交化比擬平緩，1—I曲線在1的最小值附近的曲線也比擬平緩的話，滑塊近似停歇所占的1角就比擬大；又為了使構件A’B’受力小些，同時也使機構能得到比擬合理的布置，可將曲柄搖扦機構OA’A’B’OB’整個繞OA’逆時針向轉一個角度0，如圖g所示，這并不影響機構的運動性能，反而改善了構件A’B’的受力條件。根據(jù)上述分析該機構可按如下步驟設計：(1)確定曲柄滑塊機構尺寸。根據(jù)曲柄滑塊機構特性(圖7-2a)，＝l／r愈小，在s＝0處的位移變化愈大，所以應選較大的；但愈大，從s＝0～90、l00mm的位移所需曲柄的轉角也愈大；又因為曲柄是與曲柄搖桿機構中的搖桿串接的，而搖扦的轉角應小于180，且希望取小一些為好。所以，應取一個適宜的曲柄長度和值，滿足滑決有90—100mm的行程而曲柄轉角那么在30°左右同時在2＝178°～182°的范圍內(nèi)沿塊位移不大于o．4mm或更小(可近似看作滑塊停歇)。圖6-2曲柄滑塊機構和曲柄搖桿機構特性故取＝1，按2＝178°～182°的范圍內(nèi)沿塊位移不大于o．4mm，計算得：L<0.4/((1-cos2)*2)=328mm〔7-1〕滿足滑決有90—100mm的行程而曲柄轉角那么在30°左右，取L＝320，得320*2〔1-cos2〕>100，2=32.5°圖6-2主加壓機構尺寸計算原理圖(2)確定曲柄搖扦機構尺寸。如圖7-2所示，在壓片位置，機構應有較好的傳動角。所以，當搖桿在OAA位置時，曲柄搖桿機構的連桿AB’與OAA的夾角應接近90°。此時，OB’假設選在AB’的延長線上，那么受力最小。故在此線上選一適當位置作OB’。具體選定OB’的位置時，可再考慮急回特性的要求，或搖桿速度接近零的區(qū)域中位移變化比擬平緩的要求。它與機構尺寸的大致關系是：行程速度變化系數(shù)K愈大，在位置A時的位移變化較大，所以OB’距點A遠一些好，但又受到機構尺寸和急回特性的限制，不能取得太遠。選定OB’以后可定出與OAA兩個位移3、4對應的OB’B’的兩個位移34。圖6-3主加壓機構尺寸圖如圖7-3所示，經(jīng)計算，得曲柄LOAB＝97.57mm,連桿LAB‘＝508.8mm擺桿LOA＝LAC=320mm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(jīng)過減速箱減速，再經(jīng)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