洗瓶机机械原理课程设计

洗瓶机机械原理课程设计 洗瓶机推平机构的改进设计学校：专业:机械设计制造及其自动化班级：学号：姓名：指导教师：2012年6月10日目录设计的课题…………3设计的目的…………3设计的原理…………3设计要求及任务……4参数的选择…………5方案设计及分析……5方案的确定及其分析………………8变速箱的设计………15总体设计及其布局…………………16实体搭建…………17总结………………18参考文献……………19方案一：凸轮齿轮机构分析及评价：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—（2×6+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：优缺点分析：该连杆具有对成性。当BC=CD=CE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。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，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-（2×6+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辊上移动时摩擦较大，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)由于刷子与导辊的距离是一定的，所以如果是清洗象啤酒瓶一样的瓶子，刷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。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=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=（+s）—e其中e=0上式简化为X=（+s），y=（+s）1）远休止：==π=0=[0,π]2）推程阶段：=3π/10=h/=[0,3π/10]3)远休止：==2π/5=180=[0,2π/5]4)回程阶段：=3π/10==h[1-/]=[0,3π/10]推程段的压力角α=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σ=，在远休止阶段取σ=，在回程阶段取σ=+，在近休止阶段取σ=+。计算结果见下表3： 表3σsxyα0003105027.00462308.821610053.80392305.2952…………………………34560-96.8536357.098635040-61.844344.492835520-29.7939328.65233600-0.98744309.9984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11推杆的位移曲线如下：图12X方向的运动方程计算公式：(1)令LAB=L1,LCD=L3,LAC=L6,摇块与导杆的最大摆角φmax，φmax=2arctan（Hmax/2T）(2)极位夹角θ=(K-1)/(K+1)*180，其中K为行程速比系数(3)曲柄长度LAB=L1=L6(/2)=L6(/2)(4)导杆长度LCD=L3=T/Sinφ3(5)曲柄的角速度ω1=-nπ/30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=L1Cosφ1/Cosφ3(7)SR=L3–LBC(8)tanφ3=(L6+L1Sinφ1)/L1cosφ1(9)ω3=L1ω1cos(φ1-φ3)/sinφ3(10)VBC=-L1ω1sin(φ1-φ3)(11)VR=L1ω3cosφ3/sinφ3+L1ω1sin(φ1-φ3)式中V，为滑块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=(ω1-ω3)ω3LBC（13）a3=ω23L3/(sinφ3)2-(V3ω3+L3ε3)cosφ3/sinφ（14）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(SD)、速度(VD)和加速度(aD)的方程式XD=L3cosφ3SD=0.5H+XD对SD求一次导数得VD=-L3cosφ3/sinφ3aD=(2XDω32一Tε3)/(sinφ3)2B．参数及其计算：T=600mm，LAC=L6=360mm,K=3.2,转速n=16r/min，最大冲程Hmax=500mm.带入上述公式可得φmax=2arctan（Hmax/2T）=45.3°LAB=L1=L6(/2)=L6(/2)=0.1795mLCD=L3=T/Sinφ3=0.645mω1=-nπ/30=-1.67rad/sφ3=arctan[(L6+L1sinφ1)/L1cosφ1]=arctan[(0.36+0.1795sinφ1)/0.1795cosφ1]VD=-L3cosφ3/sinφ3=0.645cosφ3/sinφ3XD=0.645cosφ3ω3=0.1795*（-1.67）*(sinφ1-sinφ3)ε3=VBC/LBC*(ω1-2ω3)=-ω1sin(φ1-φ3)cosφ3(ω1-2ω3)/cosφ1aD=(2XDω32一Tε3)/(sinφ3)2代入数据可得VD=0.18*(sinφ1–sin{arctan[(0.36+0.18sinφ1)/0.18cosφ1]})/sin{arctan[(0.36+0.18sinφ1)/0.18cosφ1]}aD=[0.201cosφ3*(sinφ1-sinφ3)2+0.6ω1sin(φ1-φ3)cosφ3(ω1-2ω3)/cosφ1]/(sinφ3)2其中，φ3=arctan[(0.36+0.18sinφ1)/0.18cosφ1]C．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=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=（S0QUOTE+s）+e，y=（S0+s）—e其中e=0,S0=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,回程所需的时间是3T/10。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：=π=0=[0,π]2）推程阶段：=3π/10=h/=[0,3π/10]3)远休止：==2π/5=180=[0,2π/5]4)回程阶段：=3π/10==h[1-/]=[0,3π/10]推程段的压力角α=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σ=，在远休止阶段取σ=，在回程阶段取σ=+，在近休止阶段取σ=+。计算结果见下表2： σsxyα0003105027.00462308.821610053.80392305.2952…………………………34560-96.8536357.098635040-61.844344.492835520-29.7939328.65233600-0.98744309.9984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：Zmαdhps1201202018.795062.9508251.2512.252217.53.141.572201202018.795062.9508251.2512.252217.53.141.573801208075.180252.9508251.2512.258277.53.141.57201202018.795062.9508251.2512.252217.53.141.574601206056.385192.9508251.2512.256257.53.141.57201202018.795062.9508251.2512.252217.53.141.575601206056.385192.9508251.2512.256257.53.141.57相互啮合的齿轮之间的齿距a如下表：和和和和20mm50mm40mm40mm总体设计及其布局：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案进行了实体模型搭建。下面是我们搭建好的曲柄摇杆机构--凸轮机构：心得体会：该洗瓶机的设计方案是严格按