洗瓶机机械原理课程设计

1、校业级号名学专班学姓洗瓶机推平机构的改进设计机械设计制造及其自动化 ! ! ! 1! ! ! ! 指导教师：2012年6月10日目 录1 .设计的课题32 .设计的目的33 .设计的原理34 .设计要求及任务 45 .参数的选择 56 .方案设计及分析57 .方案的确定及其分析 88 .变速箱的设计159 .总体设计及其布局1610 . 实体搭建171811 . 总结12 .参考文献19一、设计的课题：推瓶机构的改进设计：优点一一洗瓶机由凸轮机构和四杆机构协调运动完成，这种组合可以很好的对推头进行控制，不仅结构简单，体积小，安装后便于 调试而且从经济的角度来看也很节省材料。 其中凸轮轴能很好的

2、协调推头的运动 平工作平稳。缺点一一四杆机构的低副间存在间隙，杆较多，容易产生误差，累 积误差较大，不能实现精确运动。冲击震动较大，一般适用于低速场合。以上优 点是我们要保持的方面，缺点就是我们本次设计所要改进的。二、设计的目的：(1) 使学生初步了解机械设计的全过程，得到根据功能需要拟定机动方案的 训练，初步具备的机构选型、组合和确定运动方案的能力；(2) 以机械系统运动方案设计为切入点，把机械原理课程各章的理论和方法 融会贯通起来，进一步巩固和加深所学的理论知识；(3) 使学生掌握机械运动方案设计的内容，方法，步骤，并对动力分析与设 计有一个较完整的概念；(4) 进一步提高学生运算，绘图以

3、及运用计算机和技术资料的能力；(5) 通过编写说明书，培养学生表达，归纳，总结的能力；(6) 培养学生综合运用所学知识，理论联系实际，独立思考与分析问题的能 力和创新能力。(7) 进一步巩固和加深所学的基本理论、基本概念和基本知识，培养学生分 析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力，使学生熟悉机械系统设计的步骤及方法，其中包括选型、运动方案的确定、运动学和动力 学的分析和整体设计等，并进一步提高计算、分析，计算机辅助设计、绘图 以及查阅和使用文献的综合能力三、工作原理：图1如图所示，洗瓶机有关部件的工作示意图。 洗瓶机主要有推瓶机构、导辗机 构、转刷机构组成。如图所示，待洗的瓶子

4、放在两个同向转动的导辗上，导辗带 动瓶子旋转。当推头M把瓶子向前推进时，转动着的刷子就把瓶子外面洗净。 当 前一个瓶子将洗涮完毕时后一个待洗的瓶子已经送入导辗待推。四、设计要求及任务：表1洗瓶机的技术要求力杀方瓶子尺寸(直径x 长)(mm, mn)工作行程 (mrm生产率/ (个/min )急回系数K电动机转速/(r/min )A小 100x2006001531440B4 80x180500163.21440C小 60x150420183.5960(1)设计要求:1 .设计的推瓶机构应是推头 M接近匀速推瓶，平稳地接触和脱离瓶子，然后 推头快速返回原位，准备第二个工作循环，2 .根据设计要求，

5、推头M可走图2所示轨迹，而且才t头M在工作行程中应近 似作匀速直线运动，回程时有急回特性。图2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。（ 2）设计任务：1. 洗瓶机应包括齿轮、平面连杆机构等常用机构或组合机构。应确定两种以上的方案，经分析比较后选定一种进行设计。2. 设计传动系统并确定其传动比分配。3. 绘制机器的机构运动方案简图和运动循环图。4. 设计组合机构实现运动要求， 并对从动杆进行运动分析。 也可以设计平面连杆机构以实现运动轨迹， 并对平面连杆机构进行运动分析。 绘出运动线图。5. 其他机构的设计计算。6. 编写设计计算说

6、明书。7. 可进一步完成：洗瓶机推瓶机构的计算机动态演示等。5、 参数的选择 ：（1）瓶子尺寸：长度L=200mm直径D=100mm（ 2）推进距离S=600mm推瓶机构应使推移接近均匀的速度推瓶，平稳地接触和脱离瓶子，然后推头快速返回原位，准备进入第二个工作循环。（ 3）按生产率每分钟15 个的要求，推程的平均速度v=20mm/s，（ 4）电动机转速为1440 r/min 。（ 5）急回系数3。6、 方案设计及分析 ：方案一：凸轮齿轮机构分析及评价：（ 1） 运 动是否具有确定的运动该机构中构件n=5（注意凸轮2和3固定在一起同时转动，因此只能算一个构建） 。 在各个构件构成的的运动副中低副

7、Pl=6， 杆 4 和杆 5 分别与两凸轮构成两个高副Ph=2。机构中不存在虚约束和局部自由度。由以上条件可知：机构的 自由度F=3n-（2Pl+Ph）=3< 5 （2X6+2） =1,由此可见，该机构具有确定的运动。（ 2） 机构的合理性：该构件采用两个凸轮分别控制推头的水平运动和垂直运动， 将推头复杂的运动分解到 X 轴和 Y 轴，根据推头的运动要求，设计了控制进程回程的机构 - 凸轮和齿轮， 还有控制竖直运动的凸轮， 因此设计凸轮较为方便， 而且能保证推头能够平稳的运动。 但同时由于凸轮的不平衡， 在运转过程中， 会引起整个机构的震动， 会影响整个机构的寿命。 在设计中尽量使凸轮的

8、重量小一些， 减小因为凸轮引起的整个机构的不平衡和机器的震动。 也可以在凸轮上设置不平衡质量使惯性半径达到最小。（ 3） 方案评价：1优点：齿轮的传动比，可以满足推头的水平位移，可精确定位推头M的运动轨迹， 根据所学的知识就能方便的设计出所需的路径曲线图， 然后通过解析法精确的设计出凸轮的外轮廓曲线。2 不足：不知道方案二：曲柄摇杆机构图 3 曲柄摇杆机构方案分析：A. 优缺点分析：1）该连杆具有对成性。当BC=CD=C时，其连杆上E点生成连杆曲线，有一段 是直线，一段近似为圆弧。在ab 段非常近似等速精确直线运动。2） 自由度计算：活动构件个数为3，在各个构件构成的的运动副中转动副是4 ，机

9、构中没有虚约束，由以上条件可知：机构的自由度 F=3n-（2pl+ph）-F= 3*3-2*4=1 ， 自由度为 1， 由此可见， 该机构具有确定的运动。3）该机构比较简单，但是可能存在刚性或柔性冲击。方案三 : 凸轮铰链四杆机构可行性：（ 1）此机构使用凸轮和连杆机构，构造简单，所占空间小，维修、检测都很方便。（ 2）此洗瓶机的推瓶机构运用凸轮机构使推头的运动可以由凸轮的外轮廓线来确定， 而连杆机构可以使凸轮的推程放大， 达到设计题目要求的行程速度系数比K=3。（ 3） 该机构中构件数n=5。 在各个构件构成的的运动副中低副是6， 滚子 6 和凸轮 1 构成一个高副， 机构中不存在虚约束，

10、滚子 6 处存在一个局部自由度。 由机构的自由度计算公式得：F=3n-（2Pl+Ph）=3 5- （2X6+1） -1=1所以该机构具有确定的运动。不足：(1)推头在推瓶子时与瓶底有碰撞，而推头在推动瓶子在导辗上移动时摩擦较 大，须加载的驱动力也较大，所以不合理，凸轮和曲柄的运动都存在死点，使 机构运行不平稳。(2)由于刷子与导辗的距离是一定的，所以如果是清洗象啤酒瓶一样的瓶子， 子子很难清洗到瓶颈的部分，这也是此机构的一个不足之处。(3)机器运转由于凸轮的不平衡，在使用过程中可能会有噪音；凸轮机构为高副机构，不宜承受较大的载荷。同时也需要经过多次的调试，试验才能得出正确 的推头运动路径，再通

11、过凸轮的设计控制使推头进程匀速， 回程又同时具有急回 这样的特性。七、方案的确定及其分析综合上述情况，我们小组认为最后一种方案比较合理一些，可以近似匀速推 过去，且可以急回。并且把复杂的运动分解到水平和竖直方向上。 而且计算来稍 微方便一些。因此，我们选择了最后一种方案。Y方向的位移控制推杆沿着Y方向的凸轮(1)在设计时先要确定凸轮机构的基本尺寸设初步确定凸轮的基圆半径为二310mm其次要选定推杆的运动规律，因为此凸轮 只控制方向而为对推头水平推瓶子有影响，故推程和回程均选一次多项式。(2 )求凸轮的轮廓线对于对心直动尖顶推杆盘形凸轮机构，凸轮的轮廓线的坐标可根据X= (+s) +e, y=

12、(+s) e 其中 e=0上式简化为X= (+s), y= (+s)1 ) 远休止：=兀=0=0,兀2)推程阶段：=3兀/10=h/二0,3兀/103)远休止：=2兀/5二180二0,2兀/54)回程阶段：=3兀/10=h1-/二0,3兀/10(1)推程段的压力角a =取计算间隔为，将以上各相应值代入式(a)中计算凸轮轮廓线上各点的坐标值。在计算时：在推程阶段取(7=,在远休止阶段取(7=,在回程阶段取(7= + , 在近休止阶段取(7= +。计算结果见下表3:表3(Tsxya0003105027.00462308.821610053.80392305.295234560-96.8536357

13、.098635040-61.844344.492835520-29.7939328.65233600-0.98744309.9984由上表格最右侧的数据可知推程阶段压力角满足条件，故所选基圆正确。用描点法得凸轮的轮廓线如下：图11推杆的位移曲线如下：图12X方向的运动方程A.计算公式：(1)令LaB=Li, LcD=L3, LaC=L6,摇块与导杆的最大摆角max ,jmax =2arctan (Hmax/2T )(2)极位夹角k(K-1)/(K+1)*180,其中K为行程速比系数(3)曲柄长度 Lab=L1=L5 (sin /2)=L5 (sin /2)(4)导杆长度LcD=L3=T/Sin

14、梃(5)曲柄的角速度 1 = -nB30式中负号是指曲柄1的转向为顺时针方向与规定 的逆时针方向为正向反。(6) Lbc=Li Cos 姑/ Cos(|)3(7) &=L3 Lbc(8) tan 3=(L6 + Li Sin 5 )/ Li cos5(9)gj3=Li 31cos(3-3)/ sin(|)3(10) Vbc=-Li 5sin(|)1-恸(11) Vr=Li 33cos於/ sin Q L1usin( (1-岫 式中 V,为，骨块 2 相对于 D点的速度，亦即滑块2在导杆上的相对速度。(12) aBc=(gji - 33)(03 Lbc(13) a3=32 3Lb/(si

15、ng2-(V333+L3 3)cosM /sin(|)314）故滑块2 相对于 D 点的加速度（即滑块2 在导杆上的相对加速度 ) aR 为aR= a3 一 aBC(15)确定滑枕的位移(S)、速度(Vd)和加速度(aD)的方程式Xd =L3 cos MSD =0.5H+ X对Sd求一次导数得 Vd =-L3 cos M/ sin MaD=( 2X)332 一 T §3 ) / (Sin 牺)2B.参数及其计算：T=600mm, Lac = l_6 =360mm, K=3.2转速 n=16r/min ,最大冲程Hmax=500mm.带入上述公式可得©max =2arctan

16、 (Hmax/2T) =45.3LAB=L1=L6 (sin /2)=L6 (sin /2) =0.1795mLcD=L3=T/Sin M =0.645m31 = -n -30=-1.67rad/s(|)3=arctan (Lj + L sin 5)/ Li cos(|)i=arctan (0.36+ 0.1795sin5)/ 0.1795 cos5Vd =-L3 cos 於/ sin 於 =0.645 cos 於/ sin 於Xd =0.645 cos M33 =0.1795* (-1.67) * (sin 5-sin 牺)3 = Vbg/ Lbc*( 31 -2 33)= - 31 sin

17、(|)1-(|)3) cos(|)3( 31-23)/ cos(|)1aD=( 2X)332 T s ) / (sin 於)2代入数据可得Vd=0.18* (sin 5 -sin arctan (0.36 + 0.18sin »)/ 0.18 cos利)/ sin arctan (0.36+ 0.18sin5)/ 0.18 cos©1aD =0.201 cos(|)3*(sin(|)1-sin 树2+0.6 31 sin(|)1-心)cos(|)3(gj1-2 33)/ cos(|)1 / (sin M)2其中，M= arctan (0.36+ 0.18sin5)/ 0.1

18、8 cos5C.软件模拟及其仿真Y方向的位移控制推杆沿着Y 方向的凸轮( 1)在设计时先要确定凸轮机构的基本尺寸设初步确定凸轮的基圆半径为二310mm其次要选定推杆的运动规律，因为此凸轮 只控制方向而为对推头水平推瓶子有影响，故推程和回程均选一次多项式。(2 )求凸轮的轮廓线(周期为4s) 方法：利用解析法设计凸轮的轮廓线对于对心直动尖顶推杆盘形凸轮机构，凸轮的轮廓线的坐标可根据X= (So+s) +e, y= (S0+s) e 其中 e=0 , S 0= Jr02 e2上式简化为 X= (+s), y= (+s)(a)由sam软件得出的图(7-4)可知：推程所需的时间是大概为 7T/10,回

19、程所需的时间是3T/10 o由于回程时间极短，因此近休止的时间不可以为7T/10/(2 ).必须提前一些。综合上述情况，我们小组经过分析认为，近休止的时间为5T/10,1)近休止：=兀=0=0，兀2)推程阶段：=3冗/10=h/二0,3兀/103)远休止：=2兀/5二180二0,2兀/54)回程阶段：=3冗/10=h1-/二0,3兀/10(2)推程段的压力角a =取计算间隔为，将以上各相应值代入式(a)中计算凸轮轮廓线上各点的坐标值。 在计算时：在推程阶段取 6=，在远休止阶段取(7=，在回程阶段取(7= + , 在近休止阶段取(7= +。计算结果见下表2:(Tsxya0003105027.0

20、0462308.821610053.80392305.295234560-96.8536357.098635040-61.844344.492835520-29.7939328.65233600-0.98744309.9984由上表格最右侧的数据可知推程阶段压力角满足条件，故所选基圆正确 用描点法得凸轮的轮廓线如下：图7-1推杆的位移曲线如下：图7-2八、减速箱设计减速箱结构简图如下：此减速装置为定轴轮系，动力从齿轮输入，从齿轮输出，传动比为36故原动力电机转速n=1440r/min,经过减速箱后输出转速为 n=40r/min.各齿轮的参数：ZmadhPs1201202018.795062.9

21、508251.2512.252217.53.141.572201202018.795062.9508251.2512.252217.53.141.573801208075.180252.9508251.2512.258277.53.141.57201202018.795062.9508251.2512.252217.53.141.574601206056.385192.9508251.2512.256257.53.141.57201202018.795062.9508251.2512.252217.53.141.575601206056.385192.9508251.2512.256257.53.141.57相互啮合的齿轮之间的齿距a如下表:和和和和20mm50mm40mm40mm九、总体设计及其布局:十、实体搭建在设计的最后阶段，我们小组到机械实验室对我们设计的方