机械原理课程设计-洗瓶机

1、课程设计题目：洗瓶机系别：机电工程系班级：1307班组长：焦国华2013090704成员：岳增帅2013090764樊一涛 2013090750岳超 2013090761赵小亮 2013090745刘皓亮 2013090734 索琦星 2013090719 汤 威 2013090727 程鑫 2013090714 崔泽宇 2013090712高宇亮 2013090752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草机构运动简图12 第7章

2、 洗瓶机构的尺度设计14 第8章设计总结23 第9章参考资料24一、设计的任务与主要技术参数 将瓶子推入同时转动的导馄上，导馄带动 瓶子旋转，推动瓶子沿导车昆前进，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馄推动；(2) 瓶子推动过程利用导银转动将瓶子 转动；(3) 作为清洗工具的刷子的转动;内容及任务其余设计参数是：(1) 瓶子尺寸 大端直径d=80mm ,长l=200mm,小端直径d=25mm ；(2) 推进距离l二600血:推瓶机构应使推头以接近均匀的速度推瓶，平稳地接触和脱 离瓶子，然后推头快速返冋原位，准备进入第二个工作循坏。(3) 按生产率的耍求，退成

3、平均速度vm5iws,返回时的平均速度为工作形成平均速 度的3倍。二、设计工作量要求：对设计任务课题进行工作原理和工艺动作分解，根据工艺动作和协调要求拟定运动 循环图，进行执行机构选型，构思该机械运动方案，并进行的选择和评定，确定机械运动的 总体方案，根据任务书川的技术参数，确定该机械传动系统的速比，作出机构运动简图，对 相关执行机构的具体尺度进行分析与设计。要求有设计说明书一份，相关图纸一至两张。1 朱理.机械原理m.北京：高等教育出版社，2008： 15-200考料参资2 邹慧君.机械原理课程设计m.北京：高等教育出版社，2009： 15-250指导教师：司海涛2015 年 6 月 16

4、h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: 仃)需将瓶子推入导辗上，推头的运动轨迹如图1-1所示。工作行程£返回行程图1-1推瓶机构的推头轨迹图(2)导辘的转动带动瓶的转动，其运动简图如图1-2所示。图1-2导辘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推头的设计耍求，推头在长为600mm的

5、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。行程速比系数： k= 135/45=3极位夹角：0=180 *(k_1)/ (k+1) =90其总体的循环图如2-1所示。匀速旋转匀速旋转进瓶机构洗瓶机构(刷子)导车昆机构推瓶机构(推头m)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辘机构上 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 鶴机构。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）

6、0主加压机构设计过程：实现推瓶机构的基木运动功能：1）推头的行程是600h1h1,速度是45mm/so所以推程的时间就是13.3s,回程 的速度是推程速度的3倍，就是135mm/s,时间就是4. 4s。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31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來选择方案。所以可以得出以下三

7、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。方案二连杆机构方案三 凸轮一狡链四杆机构图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41所示。图42凸轮饺链四杆机构第5章机械传动系统的速比和变速机构总传动比计

8、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2o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

9、/,生产率为并个每分则工作行程时间为3.5r,加工一个工件的平均速度为厂 r = , t = kw = (k + m t =。推程速度v=-,而v =nk + lt其中r为曲柄的固定较至行程屮点的距离进而求出曲柄角速度w。乂因为n60 w 30ww = 27rf = 27r,所以曲柄转速=丄上602兀71根据以上分析计算得到参数如下表5-3的参数列表。440 f z从带轮1传动到锥齿轮8的传动比孔= 三。，其中心为所设计的行星轮系的传14.88 辰1440二守必80动比，分别为带轮1和2的半径。z3, z4分别为啮合齿轮3, 4的齿数，%分别为带轮5 6的半径。综合考虑，齿数分配如下:1440

10、 r 7z18= =二一，其中-为渐开线齿轮行星传动比, 18 4.88斤z3"认二1440/3二300/150*600/30*120二480；勺13 =弘；1440 = r2zar580啓3%型x2型七150 3040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急冋系数k3推程用吋(s)13. 3推程平均速度(mm/s)45曲柄较至中点距离(mm)104.9曲柄转速(r/min)4. 879208154总传动比480. 13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

11、，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ng賴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 递给两个导车昆，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。第6章洗瓶机的机构运动简图图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

12、带动轴旋转。导辘传动：由齿轮3带动齿轮4使外面一根导辘转动；再由齿轮4带 动齿轮5,齿轮5又带动齿轮6使里面那根导馄转动。因为齿轮4和齿轮6 大小一样，齿轮5主要是保证两导辐转向一致，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

13、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而。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一饺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一较链四杆机构方案如7-1所示，钱链四杆机构的连杆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71凸轮一饺链四杆机构的方案一、凸轮的基木参数1.凸轮的压力角表达式:ds ±e2.凸轮基圆半

14、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a与基圆半径ro直接相关。p点为相对瞬心0p二 v/3二ds/dt / d 8 /dt= ds/d 5 由abcp得：tga =(op-e)/bc= (ds/d 5 -e) / (so+s)其中： s0= (r20-e2)1/23. 基圆半径受到以下三方面的限制： 基圆半径rb应大于凸轮轴的半径rs； 应使机构的最大压力角« max小于或等于许用压力角a ； 应使凸轮实际廓线的最小曲率半径大于许用值，即p smin p so4. 滚子半径的确定g <pminpmin a 1工程上 最小曲率半径的许用值p

15、s（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 / e cos（a+（p 1）（l+2b/l）sin（a+（p 1 ）tan（p2 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

16、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a表示在凸轮机构中，压力角a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a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 ac ,即ac = arctan1 /（1 +2b/l）tan（p2-（p 1为保证凸轮机构能正常运转，应使其最大压力角otniax小于临界压力角ac。 在生产实际屮，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amax应小于某一许用压力角a。其值一般为：推程对摆动推杆取a =35。45

17、76; ；回程时通常取a'=70°80° o其中凸轮设计原理如图72。图7-2凸轮设计原理4. 根据以上设计内容确定出凸轮设计曲线图如线图（图73）所示。图73凸轮设计曲线图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r（）=50m,沟槽宽20mm,凸轮厚25mm,孔r=15mm , 滚子半径rr=10mmo凸轮的理论轮廓曲线的坐标公式为：5. 求凸轮理论轮廓曲线:a）推程阶段601=216° = 1.2龙$=/?（/几）-sin（2虜|/0）/（2龙）=方（2力 /龙）-sin（4d）/（2龙）4 =0,

18、1.2龙b）远休阶段必2=36。=兀/5吐=7.5力2=0刀/5c）回程阶段九=72。= 2龙/ 5为=10碣3 % -15肪/兀4+6肪/吋=270/?和 朮-1215/?341兀;+ 1458力爲'朮 =。,2兀/5d）近休阶段氐=36。=兀/5 为=0& = 0,兀/5c）推程段的压力角和回程段的压力角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。在计算屮 时应注意：在推程阶段取力在远休阶段取二i+6,在冋程阶段取 / =几+力°? + 6 ,在近休阶段取力=几+ %2 +力03 +力4 o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

19、的基本 尺寸在近休时尺寸为50mm,达到最远距离是尺寸为180.9mm。6. 求工作轮廓曲线：有公式的x = x-rr cos0y' = y-rr sin0其屮:sin 0 = （dx 仏）/ j仏/d/+仏/d/ cos e = （dy / d/ j（d,/d/+（；/1 ）推程阶段 =02龙hes隅 +（r° +$）cos 厂冃 ios（4q）sinq +（° +$g dy / ds = « / 如 cos a - （r0 + 5）sin-如） cos g - （r0 + »m ®2）远休阶段0, tt/5d x! ds =（斥）+

20、 $）cos（;r / 2 + 爲）dy /dy = （r0 + s）sin（;r/2 +2）3 ）回程阶段°，2兀/5£/心=仏/心）sin® +龙）+ （厂0 +s）cos（a +龙）=（810肪彳彳/丹 一4860肋3/兀4 +7290肋3%）sin03 + 龙）+（心 +s）cos03 + 刃dy ids =（810肪3$ /丹-4860/z3 /龙° + 7290/?34/7r5）cos（3 +龙）一（斥）+$）sin（爲 + 龙） 4 ）近休阶段or5!dx !ds =（心 +s）cos（4%/3 + e）d、. /ds = 一（）+s）si

21、n（4;r/3 + 心）计算结果可以得凸轮工作轮廓曲线个点的坐标见下表71：表715xya7/ y0°5°10° 350°355°360°0.04.359&705 &682 -4.3580.050.049.82649.370 49.24649.81050.00.03.6027.409 -6.946-3.4860.040.039.85539.455 39.39239.84740.0三、较链四杆机构尺寸设计钱链四杆机构按照给定的急回要求设计，利用解析法求解此类问题时，主 要利用机构在极为是的特性。又已知的行程速比系数k和摇

22、杆摆角（p=69度，在 由图7-4查的最小传动角的最大值maxymin及卩的大小在计算各杆的长度。图7-4摇杆摆角11）的变化 查表可知 maxymin=45° , 3 =75° 则:e =180° (k-l) / (k+1) =90° ,a/d=sin(°/2)sin(&/2+b)/cos(0/2&/2)b/d= sin(/2)sin(&/2+ b )/sin(。/2- & /2) ,(c/d)2 =(a/d+b/d)2 +l-2(a/d+b/d)cos b选定机架长度d就可以确定其他各干长度。根据推瓶的行程来

23、确定各杆的长度及摆角大小，摇杆所转的角度0=69度，行程 速比系数k=3。得l 1=477.64mm l2=290.22mm l3=577.3mml3a=229.3mml4=500mml4a=200mm图75较链四杆机构解析连杆机构屮的运动副一般均为低副。其运动元素为面接触，压力较小，承载 能力较大，润滑较好，磨损小，加工制造容易，且连杆机构中的低副一般是几何 封闭。能很好的保证工作可靠性。对于四杆机构來说，当其较链中心位置确定后，各杆的长度也就确定了，用 作图法进行设计，就是利用各較链之间的相对运动的几何关系，通过作图法确定 各较链的位置，从而得出各杆的长度。图解法的优点是直观，简单，快捷，

24、对三 个设计位置下的设计十分方便，其设计精度也能满足工作要求。根据第3章四杆 机构的尺寸来设计较链四杆机构。连杆材料为45#钢调制处理，杆粗为20mm,根据各干长度尺寸现用cad 软件绘制连杆机构图如下，这三幅图分别为连杆滑块在凸轮上转到近休时连杆机 构的位置（图76所示，连杆滑块转到凸轮远休时连杆机构的位置（图77）所 zps o图7-6图7-7凸轮狡链四杆机构组合运动图图7-8是通过连杆在凸轮上的滚子推动连杆，较链四杆机构的摆杆2运动到 了任意位置的各杆的位置关系图。图7-8凸轮狡链四杆机构的位置关系图速度分析如图7-9所示有怙二f =%20 x23xa/= 0 x 可可朽=>3 _13（顺）ve=曲 *ge* 3 3 = 45mm/s 得 gj3=7.8x10-2 rad/s7-9瞬心法速度分析t vb= 曲 *hb* 33 = 38.7mm/s空f %c5 x人3片4 x“产 x片4笃4 x血图7-10图解法速度分析n2图7-11图解法加速度分析加速度矢量图如图711所不 由vc =45mm/s近似匀速运动，但是