机械原理课程设计-推瓶机

1、目 录一、设计题目11、设计题目2、原始数据及设计要求3、设计任务二、运动方案设计2 1、工作原理和工艺动作分解2、机械执行机构的选择和评定3、根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图4、机械传动系统的设计选择和评定三、执行机构尺寸设计 111、执行机构各部分尺寸设计2、机构运动简图四、参考资料16五、设计总结1716一设计题目1、设计题目五：推瓶机2、原始数据及设计要求: 1）瓶子尺寸：大端直径d=80mm，长200mm。2）推进距离：600mm。3）推程时速度要求为v=45mm/s，返回时的平均速度为工作行程的3倍。4）机构传动性能良好，结构紧凑，制造方便。 3、设计任务1）本题设计

2、的时间为3周；2）根据功能要求，确定工作原理和工艺动作分解；3）执行机构选型与设计：构思出至少3种运动方案，并在说明书中画出运动方案草图，经对所有运动方案进行分析比较后，选择其中你认为比较好的方案进行详细设计；4）对选择的方案画出机构运动循环图；5）机械传动系统的设计；6）对选择的方案执行机构进行尺寸设计；7）在2号图纸上画出最终方案的机构运动简图；8）编写设计说明书，附源程序和计算结果。二、运动方案设计1、工作原理和工艺动作分解1.1推瓶机构的功能原理推瓶机构所采用的功能原理是用机械能迫使瓶子由工作台的一侧运动到另一侧，则要求有一个工作行程为L往返运动的推头，同时推头在工作过程中要匀速，回程

3、时要快速，能够满足此运动规律可以有很多种，如可以设计成曲柄-四杆机构，或凸轮连杆机构等实现其往复运动来完成其工作。要运用此功能原理来满足其工作需要，在运动规律设计方面就要考虑用什么来带动曲柄连杆或凸轮连杆机构的转动，一般我们都用电机来完成此项转动功能。1.2推瓶机构的工作原理我们对机器的认识理论上是对其功能原理的了解，但实际的生活生产中，对机器的认识最本质上还是对其工作原理上的了解。接下来我们要分析一下洗瓶机的工作原理：洗瓶机是由推瓶机构、导辊机构和转刷机构共同来完成它的工作的。根据上面洗瓶机工作情况示意图，首先是由推瓶机构以均匀的速度将瓶子推上工作台（导辊），推头的往复运动使瓶子一个一个不间

4、断的送上工作台进行清洗工作，由于瓶子是从静止到具有一定的速度，推头和瓶子之间必然存在着一定的冲击，所以就要考虑推头的材料不能是刚性材料，要用具有一定韧性的塑性材料以保证在工作过程中不至于将瓶子碰碎。第二，瓶子送到工作台的同时导辊已经进入了旋转的状态并且喷水机构也开始对瓶子进行喷水，使瓶子随着导辊的旋转进行圆周运动，安装在导辊上面旋转的转刷能够将瓶子的四周都能够清洗干净。根据设计要求，推头M可走图1-1所示轨迹，而且在l=600mm工作行程中作匀速运动，在其前后作变速运动，回程时有急回运动特性。对这种运动要求。通常，要用若干个基本机构组合成的组合机构，各司其职，协调动作，才能实现。在选择机构时，

5、一般先考虑选择满足轨迹要求的机构(基础机构)，而沿轨迹运动时的速度要求，则往往通过改变基础机构主动件的运动速度来满足。图1-1工作行程示意图1.3工艺动作分解当按机械的运动要求或工艺动作初步设计出机构系统运动方案示意图后，还不能充分反映出机构系统中各个执行构件间的相互协调配合的运动关系。 在大多数机械中，各执行机构往往作周期性的运动，机构中的执行构件在经过一定时间间隔后，其位移、速度、加速度等运动参数的数值呈现出周期性重复。2、机械执行机构的选择和评定2.1机械执行机构的选择运动规律设计得不同，综合出的机构也就完全不同，这是容易理解的。但是不同的机构却可以实现同一运动规律，满足同样的使用要求，

6、因此就需要从各种运动性能来评价这些机构，以便从中选择一个最优的机构。根据上诉的推瓶机构的运动规律，对这种运动要求，若用单一的常用机构是不容易实现的，通常要把若干个基本机构组合，起来，设计组合机构。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（基础机构），而沿轨迹运动时的速度要求，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。实现要求的机构方案有很多，可用多种机构组合来实现。如：1.凸轮铰链四杆机构方案如图2-1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

7、以要注意度过死点的措施。 图2-1凸轮铰链四杆机构的方案2.五杆组合机构方案确定一条平面曲线需要两个独立变量。因此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征。点M的速度和机构的急回特征，可通过控制该机构的两个输入构件间的运动关系来得到，如用凸轮机构、齿轮或四连杆机构来控制等等。图2-2 所示为两个自由度五杆低副机构，1、4为它们的两个输入构件，这两构件之间的运动关系用凸轮、齿轮或四连杆机构来实现，从而将原来两自由度机构系统封闭成单自由度系统。 (a) (b) (c) (d) 图2-2 五杆组合机构的方案3.凸轮-全移动副四杆机构图2-3 所示全移动副四杆机构是两自由度机构，构件2上

8、的M点可精确再现给定的轨迹，构件2的运动速度和急回特征由凸轮控制。这个机构方案的缺点是因水平方向轨迹太长，造成凸轮机构从动件的行程过大，而使相应凸轮尺寸过大。 图2-3 凸轮-全移动副四连杆机构的方案2.2方案的评定和最终选择根据上节所给出的三种设计方案，我们来讨论并从中选出较优方案进行最终的设计。首先是凸轮铰链四杆机构：此机构结构简单，、体积小，安装后便于调试而且从经济性角度来看，也很合适。其中凸轮轴能很好协调推头的运动且工作平稳。推头M能够近似的完成所要求的工作行程轨迹，主要由各推杆的长度比例及凸轮的形状来实现推回程速度比和推程。但缺点是四杆机构的低副之间存在间隙，杆较多，容易产生误差，累

9、积误差大，不能实现精确运动。冲击、震动较大，一般适用于低速场合。因为本设计中使用的连杆不多，而且速度不是很快，这种方案可以满足设计要求。其次五杆组合机构的方案五杆组合机构方案，此方案所需要的杆件繁多，设计烦琐，实际机构尺寸过大，不是很合理的一个设计方案，性价比也不高。最后凸轮-全移动副四连杆机构的方案是两自由度机构，构件2上的M点可精确再现给定的轨迹，构件2的运动速度和急回特征由凸轮控制。这个机构方案的缺点是因水平方向轨迹太长，造成凸轮机构从动件的行程过大，而使相应凸轮尺寸过大，不符合实际要求，空间过大。根据上述方案的评定，最终选择凸轮铰链四杆机构作为本次设计的推瓶机构方案，如图2-4所示图2

10、-43、运动循环图用来描述机构系统在一个工作循环中各执行构件运动间相互协调配合的示意图称为机构系统运动循环图，简称运动循环图，又称工作循环图。凸轮旋转角度0°- 216°216°- 252°252°- 324°324°- 360°滚子运动状态升程远休止回程进休止推头运动状态工退静止工进静止工作过程返回准备推瓶准备4、机械传动系统的设计选择和评定4.1主要传动系统机器是执行机械运动的装置，用以变换或传递能量、物料和信息。其中传递机械运动的实体部分称为机构。机器是由多个机构组成的，由各个机构所能完成的功能组合在一起所实

11、现的共同的功能，是一个组合体。首先机器是由动力源、传动系统、执行系统和操控系统组成。我们要研究它就要把它拆开来一步一步的分析，根据上面我们所讨论的机构设计方案，最终确定了凸轮四杆铰链机构。洗瓶机设备的主要传动系统有：皮带轮传动系统、减速器传动系统、齿轮传动系统和凸轮-四杆铰链传动系统。4.2运动及动力参数的计算和设计（1）电动机构造简单、工作可靠、控制简便、维护容易，一般生产机械上大多采用电动机驱动。电动机已经系列化，设计中只许根据工作机所需要的功率和工作条件，选择电动机的类型和机构型式、容量、转速，并确定电的具体型号。电动机类型和型式可以根据电源种类（直流、交流）、工作条件（温度、环境、空间

12、尺寸）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。工业上广泛应用Y系列三相交流异步电动机。它是我国80年代的更新换代产品，具有高效、节能、震动小、噪声小和运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率等级符合国际标准，适合于无特殊要求的各种机械设备。对于频繁启动、制动和换向的机械，宜选用转动惯量小、过载能力强、允许有较大震动和冲击的YZ型YZR型。（2） 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 电动机容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作要求是，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载发热量大而过早

13、的损坏；容量过大则电动机的价格高，能量不能充分利用，经常处于不满载的运行，起效率和功率因数都较低，增加电能消耗，造成很大的浪费电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状有关。对于长期连续运转、载荷不变和变化很小、常温下工作的机器，只要所选电动机的额定功率Ped等于或略大于所需电动机功率Pd，即PedPd，电动机在工作时就不会过热，而不必校验发热和起动力矩。具体计算步骤如下：1)工作机所需功率Pw Pw3.4kW2)电动机的输出功率PdPw/0.904Pd3.76kW3)根据电动机所需额定功率选择合适的电动机转速，初选为同步转速为1000r/min的电动机。4).计

14、算总的传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:inm/nwnm =960nw4.5i213.33合理分配各级传动比先选定带轮传动比i带=2，减速器传动比i=25.14,齿轮传动比i=4.27 由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。因为i25.14，取i25，i1i2 =5；速度偏差为0.5%<5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机轴大带轮中间轴II低速轴III凸轮轴转速（r/min）9604809619.24.5功率（kW）43.963.843.723.61转矩（N·m）39.889.4191925.21850.45传

15、动比12557.8效率10.990.970.97 0.964.3皮带轮的选择与设计根据上面确定的电动机功率，根据要求选择和设计皮带轮所得计算结果如下表所示：传动比2无带型A无小带轮基准直径112.00毫米（mm）大带轮基准直径224.00毫米（mm）带长1250毫米（mm）实际轴间距357.19毫米（mm）小带轮包角162.03度V带的根数4无带轮宽度65.00毫米（mm）单根V带的预紧力165.62牛顿（N）作用在轴上的力1167.37牛顿（N）设计普通V带轮轮缘参数带轮结构形式无实心轮无辐板厚度无无无槽型无A无基准线上槽深Hamin2.8毫米（mm）基准线下槽深Hfmin 8.7毫米（mm

16、）槽间距e15.0毫米（mm）槽间距下偏差无0.3毫米（mm）槽间距上偏差 f-0.3毫米（mm）第一槽对称面至端面的距离无10.0毫米（mm）第一槽对称面至端面的距离的上偏差无2.0毫米（mm）第一槽对称面至端面的距离的下偏差-1.0毫米（mm）基准宽度bp11.0毫米（mm）4.4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

17、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。根据5.1.1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-4045ºC,低于0ºC启动前润滑油应加热到5ºC，可正反双向转动。Q

18、J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acaza2输入轴端LHnksr重量/kgdzlz236170406388082851821022517232133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。三、执行机构尺寸设计1、执行机构各部分尺寸设计1.1凸轮的设计1.1.1凸轮基本参数设计（1）凸轮的组成凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件。凸轮通常作等速

19、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(+1) - (l+2b/l)sin(+1)tan2（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，用表示在凸轮机构中，压力角是影响凸轮机构受力情况的一个重要参

20、数。在其他条件相同的情况下，压力角愈大，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c ，即carctan1/(1+2b/l)tan2- 1为保证凸轮机构能正常运转，应使其最大压力角max小于临界压力角c 。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max应小于某一许用压力角。其值一般为：推程对摆动推杆取 35º45º ；回程时通常取 70º80º。（4）根据以上设计内容确定出凸轮设计曲线图如线图（图3-1）所示。 图3-1凸轮设计曲线图凸轮的轮廓

21、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r0=50m，沟槽宽20mm，凸轮厚25mm, 孔r=15mm ,滚子半径rr=10mm。 凸轮的理论轮廓曲线的坐标公式为： ， （A）（5）求凸轮理论轮廓曲线： a)推程阶段 01=216º=1.2 = b）远休阶段 º= 7.5 c)回程阶段 º ³³ d) 近休阶段 º= e)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。在计算中时应注意：在推程阶段取，在远休阶段取，在回程阶段取，在近休阶段取。计算结果见

22、表3-1。.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 其中： a) 推程阶段 =b) 远休阶段 c) 回程阶段 d) 近休阶段 计算结果可以得凸轮工作轮廓曲线个点的坐标见下表3-1： 表3-1 x y 0º 5º 10º 350º 355º 360º0.04.3598.705-8.682-4.3580.050.049.82649.37049.24649.81050.0 0.0 3.602 7.409-6.946-3

23、.4860.0 40.0 39.855 39.45539.39239.847 40.01.2铰链四杆机构的设计 铰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，主要利用机构在极位的特性。又已知的行程速比系数K和摇杆摆角=69度，在查图的最小传动角的最大值maxmin及的大小在计算各杆的长度。查表可知maxmin=45º，=75º则： =180º（K-1）/（K+1）=90ºa/d=sin(/2)sin(/2+)/cos(/2-/2)b/d= sin(/2)sin(/2+)/sin(/2- /2)(c/d)²=(a/d+b/d)²+1-2(a/d+b/d)cos选定机架长度d就可以确定其他各干长度。根据推瓶的行程来确定各杆的长度及摆角大小，摇杆所转的角度=69度，行程速比系数K=3。得L1=477.64mm L2=290.2