洗瓶机推瓶机构设计

机械设计综合课程设计说明书姓班学

名：级：号：指导教师：设计时间：摘

要

洗瓶设主要用于制、化工食品等行业装前的子清洗.机构置，洗瓶机推瓶机构的能利用头平稳的将子送进一个过程，急回到点，反运动。推瓶构原理利用铰链四机构和轮组合成一洗瓶机瓶机构通过凸轮和链四杆构本身特性完成平送瓶和机构回。经多个方对比分析，定比较适方案为凸铰链四机构，对其行了参设计。设计对推瓶构传动统进行了设和选择首先，对洗机推瓶构的电、减速器等要的传系统进行了计选择同时对推瓶构的凸—铰链杆机构进行具体参化设计，使它的运状态和运动律能更的实现实际的工作

最后通对凸轮的轮曲线的整和对铰链杆机构杆长的部修改，使瓶机构运动状态、作行程更加平稳流。关键词

洗瓶机推瓶机构凸轮机，铰链四杆构Abstract2

Bottlewashingequipmentmainlyusedinpharmaceutical,chemicalandindustriescleaningbeforefilling.Functionpushthebottlebodymechanismmeanstheuseawashingmachinewillbesmoothprocessbottleinacutebackorigin,repeatedmovement.Pushbottleprinciplemechanismtheusefour-barhingeandcambecombinedintowashingtopushbottleandthehingecamfour-barmechanismitselffeaturestocompletesmoothdeliverquickreturnbottlesandinstitutions.Aftercomparativeanalysisofanumberofoptionstodeterminetheappropriatesolutionforcamfourhingemechanism,itsdesignparameters.designthebottlebodypushdrivesystemdesignandselection:First,themaintransmissionmechanismbottlewashingmotor,madedesignchoices,pushingthebottlecamhingedfour-barmechanismconducteddetailedparametricdesign,makeitlawofofandmovementcanachieveactualFinally,adjustingcamprofileandfour-barhingelengthpartialchangesthesothatthestateagencies,suchtheworkingstrokeismorestableandsmooth.Keywords:washingmachine,thebody,cammechanism,hingemechanismKeywords:stampingmotor;key;gear3

目

录55………554.15拟定执行7执行机构77电机转速75.27891011、设21………………21

vvmm/一、设题洗瓶机推瓶机构设计二、工原上图是洗瓶机有关部件的工作情况示意图洗的瓶子放在两个转动着的导辊上，导辊带动瓶子旋转。当推头M把瓶推向前进时，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进入导辊待推。三、

原始设数和设计求（1瓶子尺寸：大端直径D，长，小端直径（2）推距离，推瓶构应使推l头M以近均匀的速推瓶，平衡地接触和脱离瓶子，然后推头快速返回原位，准备第二个工作循环。（3）按产率的要求，推程平均速度为倍。（4机构传力性能良好，结构紧凑，制造便。四、执部机构方设

，返回平均速度为工作行程三分析行机构的案实现推瓶机构的推头在工作过程中作近似直线运动轨迹回程轨迹5

形状不限，但要有急回运动特性。由上述运动要求，单一的常用的基本机构不容易实现，可以采用组合机构来实现。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，而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。•洗瓶机功能分解：推瓶+转瓶+刷瓶•推杆功能分解：往复运动、急回、减速•洗瓶功能细分：循环运作持续洗瓶方案一：连杆凸轮机构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。可是推头在推动瓶子在导辊上移动时摩擦较大，须加载的驱动力也较大，且凸轮和曲柄的运动都会存在死点，使机构运行不平稳，所以不采用。方案二：五连杆机构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性。点M

的速度和机构的急回特性可通过控制该机构的两个输入构件间的运动关系来得到。但此方案中完全采用平面连杆设计较多，虽然容易制造，但由于推程较长，必然会导致机构上的动载荷和惯性力难平衡，会有累积误差，且效率低，所以舍弃方案。方案三：曲柄滑块机构此洗瓶机的推头部分容易实现行程速度系数比k=3且题目要求推头的推程为，此机构也容易满足杆只要保证在水平面运动则推头能很平稳地推进瓶子而且此机构其优点为工作行程近似均速且制作较简便且承受的负载能力大且有急回运动特性计算尺寸也相对简单造价的成本也不高综上所述，此方案我认为是最佳机构，所以采用此机构。另外关于洗瓶部分导辊是给定的瓶子只能平躺放置也增加的瓶子的稳定性导辊的运动由定轴齿轮来完成个从动齿轮同向6

转动带动导辊的同向转动从而带动瓶子的转动齿轮带动毛刷在圆形瓶子的表面转动，从而将瓶子的外面洗干净。4.2拟定执行机构方案通过比较最终选择方案三：用曲柄滑块机构完成推瓶运动。优点工作行程近似均速且制作较简便且承受的负载能力大且有急回运动特性，计算尺寸也相对简单，造价的成本也不高。4.3执行机构运动循环图为了使推瓶机构各运动构件运动协调配合，我们设计了如下直线式动循环图

曲柄转动角度0°270360°五初定电转速及动装置案5.1电机转速最终输出轴转速为3.34r/min,考虑降速需求大，已经推瓶机构所需功率低等原因，经济实惠可选取较小电动机。电机可采用Y列Y160M1-8电机。其具体参数如表所示。5.2传动装置方案7

特点

寿命

应用齿轮传动蜗杆传动

承载能力和速度范围大动取决于齿轮比恒定用卫星传动可获得材料的接触很大传动比外廓尺寸小工和弯曲疲劳作可靠效率高制造和安装强度以及抗精度要求高精度低时运转胶合与抗磨有噪音；无过载保护作用损能力结构紧凑级传动能得到很制造精确，大的传动比传动平稳无噪润滑良好，音可制成自锁机构传动比寿命较长；大动速度低时效率低低速传动，高速传动需用昂贵的减磨材磨损显著

金属切削机床汽车起重运输机械金矿山机械以及仪器等金属切削机特别是分度机构起重机、冶金矿山机械、焊接转胎等料制造精度要求高刀具费用贵。轴间距范围大工作平稳噪带轮径金属切削机床、锻压机床、音小缓和冲击收振动；，带的寿

输送机通风机农业机械摩擦型带传动有过载保护作

命长。普通

和纺织机械用结构简单成本低安装V

带带传动

要求不高外廓尺寸较大摩3500-5000h擦型带有滑动能用于分度链由于带的摩擦起电不宜用于易燃易爆的地方和轴承上的作用力很大的寿命较短由上述几种主要的传动装置相互比较可知由于传动效率高等原因故选择齿轮传动，第一级传动选择带传动，可对电动机起到过载保护的作用。8

六、执机尺寸设及动分析根据题目所说返回时的平均速度为工作行程的3倍，可以得出行程速度系数比k=3，由公

180

(k(k

推出推瓶机构的极位夹角为°。因此如图所示:以曲柄滑块机构的两极限位置进行计算，当OAB=90°，∠OBA=45°，两个极限位置D、之的总推程DE=600mm，但DE所在的那个滑杆可以取成800mm,铰链C到达中点的时候CD=DE/2=300mm,所以BC=300mm,从而得出摆杆长2424.26mm所以BC所在的滑杆设计的时候要大于424.26mm.OA与AB的值可任意取但两者是相等的要保证O为一个周转副即可所以取OA=AB＝70mm，OB=70√2=98.99mm。要求的工作行程的平均速度为而返回时的平均速度为工作行程的3倍即回程速度为135mm/s所以工作行程所用的时间t=600/4513.3s,回程所用的时间t=600/135≈4.4s,所以推头在一个来回所用的总时间应为17.7s于题目中所要求的速度是接近于匀速以为了变于计算取推头来回一趟的总时间为18s,也相当于曲柄OA转一周的周期为18s,所以曲柄的角速度为2∏/18=∏/9rad/s≈0.35rad/s=3.34r/min.七、传装总体设9

如图所示，电动机转动，经由带传动，齿轮涡轮蜗杆齿轮传动摇杆转动。推瓶推杆的曲柄是由一个齿轮作为主动轮来转动的，因此主动轮的角速度，以及蜗杆的角速度与曲柄的角速度相同，为。按顺序传动比为2、25、4.8、2.C八、减器选择减速器是位于原动机和工作机之间的机械传动装置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级减速器和多级减速器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10

AAAA减速器和大型减速器等[。根据所知数据选定减速器为型减速器，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用工作条件为：齿轮圆周速度应16，高速轴转速1000r/min，工作环境温度为-~~C,低于0ºC启动前润滑油应加热到5C，可正反双向转动。型减速器分为卧式（）和式（L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ac

输入轴端aza2LHkrdzlz

重量2360

406

3880828

518

210

225

17232

133承载能力查的（连续工作型根据i=25查的输出转矩为，许用输入功率为5.3KW，输入转矩为，输出轴轴伸许用径向载荷,际传动比为。所选减速器符合要求。九、轴设与计算1.我设计的轴是A轴1）各轴的功率P、转数n和转矩TA轴的转速A轴的功率所以：

r/minP0.127A轴转矩T9550A363.n11

002）初步确定轴的最小直径先按课本式（）初步估算轴的最小直径。选取的材料为45，调质处理。根据课本表，取A=112，于是得0d

min1

=A（/）1/3FF

=112×（0.127/3.34）1/3=37.66mm3）1.确定A轴各段直径和长度eq\o\ac(○,1)

从左起第一段是减速器高速轴与A轴相连接的齿轮取D1=Φ38，长度L1=41mm。上面键的尺寸32mm*10mm*8mmeq\o\ac(○,2)

左起第二段该段装的是轴承端盖么该段的直径为Φ45mm，L2=40mm。eq\o\ac(○,3)

左起第三段，该段装的是深沟球轴承、挡油环和轴套,取D3=Φ50mm，长度取L3=48mm。eq\o\ac(○,4)

左起第四段，该段装摇杆，该段的直径D4=Φ52mm，L4=32mm。上面键是25mm*16mm*10mmeq\o\ac(○,5)50,L7=37mm。

左起第五段，该段为固定齿轮的轴段取Φ59，L5=9mm，D6=Φ12

tH11H11HtH11H11H2.A轴的强度核一、首先计算轴上齿轮所受的力：2363.128FAd-3Fr

F13966.4630tcos0

二、计算轴承两个作用支点的支反力首先两轴承中点之距L=108又所选轴承为深沟球轴承，轴承到摇杆中心的距离为57mm，2轴承到摇杆中心的距离为轴承到齿轮中心的距离为70mm，轴承到齿轮中心的距离为180mm（1）在水平方向上：F448549轴承1FtN9595

2313NF轴承2:Ft27859595轴承11：

F

Ft13304N9595轴承22：

FH2

F4485180tN95

F

2

NFF2N（2）在竖直方向上：轴承1：F

8063.5r19595

N轴承2F

Fv2

v1

0所以Nvv1F

V1

F

V2

方向与原假设方向相反轴承11：

F

8063.5r19595

13

VV1V1VVV1V1VFF3轴承22：

F

Fv2

v1

0所以

NNv2r11F

V1

F方向与原假设方向相反V2FF2F

2

N4873FF2F

所以轴承所受的总支反力为：FFH1

2V

2

4873NFFH2

222

828278三、弯矩、扭矩1向上：由，在杆0最大弯，M229（2）在竖直方向上：0点左侧所受的弯矩M27V0点右侧所受的弯矩M

N01四、计算危险截面弯矩在0点左侧截面，合成弯矩M229

277

359因为左右两侧相等故危险截面在点。五、轴强度校核1.进行弯扭强度校核由参考文献[1]P362表15-1查得该轴（40Cr）的许用循环应力

-1

。由于扭转切应力为对称循环变应力，

1由表查得抗弯截面系数0.1d1

0.1

3

3

（d—危14

ca33ca33险截面处的轴颈）由参考文献[1]P373公式15-5得轴所受的应力：M2145.222.按疲劳强度进行精确校核

MPa10.3由前面危险截面计算可知，B点为危险截面，因此只需要对该面进行校核（）由参文献[1]P373表15-4查抗弯面数3W0.10.11抗扭截面系WdT

3

28121

3（2)截面0处的扭T363N363000N（3）文献公5-6得截面的弯曲应力b

277BMPaMPaW（4由参考文献[1]P370公式15-1得截面上的扭转切应力

T

T3630001MPaW28121T（5轴的材料为40Cr，调质处理，由参考文献[1]P362表15-1查

B

735

355，

200MPa。（6）截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数由参考文献[1]P39附表3-2查取。因

r

d

0.05

D

d

1.275，经差值后可查

2.08

1.68）由参考文献

[1]P41附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q

0.84q

0.88。（8由参考文献[1]P42公式附3-4得有效应力集中系数为

10.841.9072

1

10.881.5984（9由参考文献[1]P42附图3-2的尺寸系15

0.76由参考文

献[1]P42附图3-3的扭转尺寸系

0.87。（10轴按照磨削加工由参考文献[1]P44附图3-4得表面质量系数

，轴未经表面化学强化处理，即

q

1（11）由参考文献[公式3-12及3-12a得综合系数为：KK

k1k（12）由参考文献[1]P223-13-2的内容得碳钢的特性系数：

0.10.2，

0.15，取（13）由参考文献[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系数S

K

m

6.600

S

Kam

2001.831.831.9360.0722

108.96

ca

20.62108.9620.3S2许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的动轴承的设计计1）A轴上轴承的选择初步选择滚动轴承轴承只受径向力的作用用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取基本轴隙组、标准精度即得深沟球轴承，其尺寸d×D×B=50mm×80mm16mm。2）A轴上滚动轴承的选择及校核计算从网络上了解到，旋转型灌装机的寿命一般在三年左右，所以轴承预计寿命为：8××3=8760小时已知nr/minF16

336336计算当量载荷P1根据机械设计课本P321表（）取f=1.5P根据机械设计课本P320（）式得P=f

P

t

=1.5×4485tan30°=3884N轴承寿命计算深沟球轴承=3，6309滚动轴承的基本额定载C52800Nr∴h

106101

h>8760h∴预期寿命足够3）A轴上轴承的选择初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取基本轴隙组、标准精度即得深沟球轴承（A轴尺寸d×D×B=35mm62mm×14mm。4）A轴上滚动轴承的选择及校核计算已知rmin计算当量载荷P2根据机械设计课本P321表（）取f=1.5P根据机械设计课本P320（）式得P=f

P

t

=1.5×13966tan30°=20949N轴承寿命计算深沟球轴承=3，6010滚动轴承的基本额定载C17000Nr∴h

10617000.563n60∴预期寿命足够的设计计算1）A轴键的选择计算齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由机械设计课本表6-1查得A轴:联轴器平键截面b×h=10mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm。齿轮平键截面bh=16mm×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/r6。2）A轴键的校核17

FTFT由机械设计课本式（）σ=2T×103/（kld）p确定上式中各系数TF391N.mn3.34Fk=0.5h=0.5×8mm=4mm11k=0.5h=0.5×10mm=5mm2l=L-b=70mm-10mm=60mm111l=L-b=45mm-16mm=29mm

d=32mm，d=25mm12σp1=2F×10

3

/（kld）111=2×391×10

3

/（4×60×32）=101.8MPa由机械设计课本表[σ]=100-120MPap所以σ≤[σ]满足要求p1pσ

p

=2T×10V

3

/（kld）122=2×391×10

3

/（5×29×25）=19.8MPa≤[σ]满足要求p5.齿轮算5.1齿接强设由设计计算公式

d

1t

2.32

3

Kut1ud

Z

2

进行试算1.确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系kt（2）计算大齿轮传递的转矩

T

N·mm（3）选取齿宽系（4）材料的弹性影响系ZE18

Ht224h4Ht224h4按齿面硬度查提大齿轮的接触疲劳强度极

HLim

M·Pa（5）接触疲劳寿命系数

K

（6）计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数是，得K1HLim2.计算：

0.9600（1）试算齿轮分度圆直径，代入

HTud2.32tEu（2）计算圆周速度

189.8v

n