1、課程設計題目：洗瓶機系別：機電工程系班級：1307班組長：焦國華2013090704成員：岳增帥2013090764樊一濤 2013090750岳超 2013090761趙小亮 2013090745劉皓亮 2013090734 索琦星 2013090719 湯 威 2013090727 程鑫 2013090714 崔澤宇 2013090712高宇亮 2013090752設計任務書 3 第1章工作原理和工藝動作分解4 第2章根據工藝動作和協調要求擬定運動循環圖 5 第3章執行機構選型 6 第4章 機械運動方案的選擇和評定 8 第5章機械傳動系統的速比變速機構 10 第6草機構運動簡圖12 第7章

2、 洗瓶機構的尺度設計14 第8章設計總結23 第9章參考資料24一、設計的任務與主要技術參數 將瓶子推入同時轉動的導餛上，導餛帶動 瓶子旋轉，推動瓶子沿導車昆前進，轉動的 刷子就可以將瓶子刷干凈。其工藝過程是：(1) 將到位的瓶子沿著導餛推動；(2) 瓶子推動過程利用導銀轉動將瓶子 轉動；(3) 作為清洗工具的刷子的轉動;內容及任務其余設計參數是：(1) 瓶子尺寸 大端直徑d=80mm ,長l=200mm,小端直徑d=25mm ；(2) 推進距離l二600血:推瓶機構應使推頭以接近均勻的速度推瓶，平穩地接觸和脫 離瓶子，然后推頭快速返冋原位，準備進入第二個工作循壞。(3) 按生產率的耍求，退成

3、平均速度vm5iws,返回時的平均速度為工作形成平均速 度的3倍。二、設計工作量要求：對設計任務課題進行工作原理和工藝動作分解，根據工藝動作和協調要求擬定運動 循環圖，進行執行機構選型，構思該機械運動方案，并進行的選擇和評定，確定機械運動的 總體方案，根據任務書川的技術參數，確定該機械傳動系統的速比，作出機構運動簡圖，對 相關執行機構的具體尺度進行分析與設計。要求有設計說明書一份，相關圖紙一至兩張。1 朱理.機械原理m.北京：高等教育出版社，2008： 15-200考料參資2 鄒慧君.機械原理課程設計m.北京：高等教育出版社，2009： 15-250指導教師：司海濤2015 年 6 月 16

4、h第1章工藝動作分解和工作原理1、根據任務書的要求，該機械的應有的工藝過程及運動形式為: 仃)需將瓶子推入導輾上，推頭的運動軌跡如圖1-1所示。工作行程£返回行程圖1-1推瓶機構的推頭軌跡圖(2)導轆的轉動帶動瓶的轉動，其運動簡圖如圖1-2所示。圖1-2導轆的轉動帶動瓶的轉動(3)刷子的轉動。其轉動形式大致如圖1-3所示。圖1-3刷子的轉動(4) 傳送帶的傳動帶動瓶子。其運動形式大致如圖1-4所示。圖1-4瓶子的運動第2章根據工藝動作和協調要求擬定運動循環圖擬定運動循環圖的目的是確定各機構執行構件動作的先后順序、相位，以 利于設計、裝配和調試。3推頭的設計耍求，推頭在長為600mm的

5、工作行程 中，作速度為45mm/s的勻速直線運動，在工作段前后有平均速度為135mm/s 的變速運動。行程速比系數： k= 135/45=3極位夾角：0=180 *(k_1)/ (k+1) =90其總體的循環圖如2-1所示。勻速旋轉勻速旋轉進瓶機構洗瓶機構(刷子)導車昆機構推瓶機構(推頭m)圖2-1各機構的循環圖第3章執行機構選型由上述分析可知，洗瓶機機構有三個運動：一為實現推動瓶子到導轆機構上 的推瓶機構，二為實現清洗瓶子的刷子的旋轉機構；三是實現帶動瓶子旋轉的導 鶴機構。此外，當各機構按運動循環圖確定的相位關系安裝以后應能作適當的調 整，故在機構之間還需設置能調整相位的環節（也可能是機構）

6、0主加壓機構設計過程：實現推瓶機構的基木運動功能：1）推頭的行程是600h1h1,速度是45mm/so所以推程的時間就是13.3s,回程 的速度是推程速度的3倍，就是135mm/s,時間就是4. 4s。以電動機作為原動力, 則推瓶機構應有運動縮小的功能2）因推瓶是往復運動，故機構要有運動交替的功能3）原動機的輸出運動是轉動，推頭的運動是直移運動，所以機構要有運動轉 換的功能取上述三種必須具備的功能來組成機構方案。若每一功能僅由一類基本機 構來實現，如圖3-1所示，可組合成3*3*3 = 27種方案。圖31各個機構的功能技術矩陣圖按給定的條件，盡量使機構簡單等等要求來選擇方案。所以可以得出以下三

7、種 機構的見圖圖3-2機構的方案第4章機械運動方案的選擇和評定根據第三章的分析，可以選出如下圖3-2所示的三種方案作為評選方案。方案二連桿機構方案三 凸輪一狡鏈四桿機構圖4-1推瓶機構的方案構思圖圖3-2所示的推瓶運動機構方案中的優缺點方案一：方案一的結構簡單，成本低。但組合機構行程過長，生產效率較 低不能滿足要求。方案二：結構合理但運動軌跡不能滿足要求，而且計算量要求過于復雜， 精確度不高。方案三：（最終采納方案）凸輪設計合理，行程滿足設計要求，生產效率滿足，偏差小，故采納此設 計方案。也只有方案三采用了凸輪機構如圖41所示。圖42凸輪餃鏈四桿機構第5章機械傳動系統的速比和變速機構總傳動比計

8、算：i 總=1440/3=480r/min(5-1)第一級為蝸輪蝸桿，選取傳動比為80.第二級為齒輪減速，傳動比為3.第 三級為錐齒輪傳動，傳動比為2。按照設計要求，每分鐘要求清洗三個瓶子，所以在凸輪機構中分配軸2 的轉速為3r/min,選取額定轉速為1440r/min的電動機，總傳動比i總 = 1440/3=480r/min,傳動系統采用3級減速機構，第一級為蝸輪蝸桿，選取傳 動比為80.第二級為齒輪減速，傳動比為3.第三級為錐齒輪傳動，傳動比為2o具體計算如下：圖5-2機械傳動系統設計根據急回系數及工作行程設計了如圖5-1、5-2機構所示，分析其速度。設已知行程s,急回系數為k,回程時間為

9、/,生產率為并個每分則工作行程時間為3.5r,加工一個工件的平均速度為廠 r = , t = kw = (k + m t =。推程速度v=-,而v =nk + lt其中r為曲柄的固定較至行程屮點的距離進而求出曲柄角速度w。乂因為n60 w 30ww = 27rf = 27r,所以曲柄轉速=丄上602兀71根據以上分析計算得到參數如下表5-3的參數列表。440 f z從帶輪1傳動到錐齒輪8的傳動比孔= 三。，其中心為所設計的行星輪系的傳14.88 辰1440二守必80動比，分別為帶輪1和2的半徑。z3, z4分別為嚙合齒輪3, 4的齒數，%分別為帶輪5 6的半徑。綜合考慮，齒數分配如下:1440

10、 r 7z18= =二一，其中-為漸開線齒輪行星傳動比, 18 4.88斤z3"認二1440/3二300/150*600/30*120二480；勺13 =弘；1440 = r2zar580啓3%型x2型七150 3040表5-3各參數列表項目值電機轉速(r/min)1440推程位移(mm)600生產率(個/min)3平均每個耗時(s)20急冋系數k3推程用吋(s)13. 3推程平均速度(mm/s)45曲柄較至中點距離(mm)104.9曲柄轉速(r/min)4. 879208154總傳動比480. 13根據以上分析，設計了如圖5-4所示的傳動機構：從電動機傳出的動力經過帶輪1、2 減速

11、，傳給一對漸開線圓柱齒輪3、4第二次減速，從齒輪4傳出的動力開始分支：一部分 傳給帶輪5、6進一步減速輸送給毛刷傳動齒輪，各毛刷的轉速大小一致，另一部分由于速 度仍然比較大，選用3k型的ng賴型漸開線行星輪系進一步減速。最終速度減為所需速度, 直接由8處的動力帶動曲柄搖桿機構的曲柄轉動。并且，通過一對圓錐齒輪將速度變向，傳 遞給兩個導車昆，其間的傳動比都為1。如此，整個洗瓶機的傳動機構設計便完成了。詳見圖 5-4所示。第6章洗瓶機的機構運動簡圖圖6-1洗瓶機的總體機構運動簡圖方案說明首先動力從電動機輸出，因為需要的速度不是很高，所以要經過減速箱減 速，再經過帶傳動傳給齒輪1,齒輪一又傳給齒輪2

12、帶動軸旋轉。導轆傳動：由齒輪3帶動齒輪4使外面一根導轆轉動；再由齒輪4帶 動齒輪5,齒輪5又帶動齒輪6使里面那根導餛轉動。因為齒輪4和齒輪6 大小一樣，齒輪5主要是保證兩導輻轉向一致，這樣既保證速度一樣，也保證 了旋轉方向一樣。進瓶機構傳動：進瓶機構借助齒輪4帶動齒輪7,又由齒輪7帶動的軸旋 轉，再由軸帶動蝸輪蝸桿b,然后蝸輪蝸桿b帶動齒輪9,再由齒輪9帶動間 歇機構槽輪完成瓶子的輸進。洗瓶機構傳動：洗瓶機構是通過齒輪6帶動齒輪8,齒輪8帶動軸轉動， 再由軸帶動蝸輪蝸桿c,然后再通過蝸輪10傳給齒輪13,而齒輪13通過左右 各一個小齒輪（齒輪12和齒輪14）傳給同尺寸的齒輪11和齒輪15,這樣

13、也 保證了它們三個齒輪（齒輪11、齒輪13和齒輪15）轉向、轉速相同。三個齒 輪又把動力傳給刷子，通過三個外刷子的旋轉來清洗瓶子的外表而。推瓶機構傳動：由蝸輪蝸桿a帶動齒輪16,再由齒輪16傳給凸輪的齒輪, 再由凸輪的齒輪帶動凸輪一餃鏈四桿機構來實現推瓶機構往復運動。第7章機構的尺度設計推瓶機構中凸輪一較鏈四桿機構方案如7-1所示，錢鏈四桿機構的連桿2上點m走近似于所要求的軌跡，m點 的速度由等速轉動的凸輪通過構件3的變速轉動來控制。由于此方案的曲柄1 是從動件，所以要注意度過死點的措施。圖71凸輪一餃鏈四桿機構的方案一、凸輪的基木參數1.凸輪的壓力角表達式:ds ±e2.凸輪基圓半

14、徑的確定圖示凸輪機構中，導路位于右 側。運動規律確定之后，凸輪機構的 壓力角a與基圓半徑ro直接相關。p點為相對瞬心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. 基圓半徑受到以下三方面的限制： 基圓半徑rb應大于凸輪軸的半徑rs； 應使機構的最大壓力角« max小于或等于許用壓力角a ； 應使凸輪實際廓線的最小曲率半徑大于許用值，即p smin p so4. 滾子半徑的確定g <pminpmin a 1工程上 最小曲率半徑的許用值p

15、s（一般3-5mm）二、凸輪機構的組成1. 凸輪是一個具有曲線輪廓或凹槽的構件。凸輪通常作等速轉動，但也有 作往復擺動或移動的。推桿是被凸輪直接推動的構件。因為在凸輪機構中推桿多 是從動件，故又常稱其為從動件。凸輪機構就是由凸輪、推桿和機架三個主要構 件所組成的高副機構。2. 凸輪機構中的作用力直動尖頂推桿盤形凸輪機構在考慮摩擦時，其凸輪對推桿的作用力f和推 桿所受的載荷（包括推桿的自重和彈簧壓力等）g的關系為f = g / e cos（a+（p 1）（l+2b/l）sin（a+（p 1 ）tan（p2 3. 凸輪機構的壓力角推桿所受正壓力的方向（沿凸輪廓線在接觸點的法線方向）與推桿上作用點

16、的速度方向之間所夾之銳角，稱為凸輪機構在圖示位置的壓力角，用a表示在凸輪機構中，壓力角a是影響凸輪機構受力情況的一個重要參數。在其他 條件相同的情況下，壓力角a愈大，則分母越小，作用力f將愈大；如果壓力 角大到使作用力將增至無窮大時，機構將發生自鎖，而此時的壓力角特稱為臨界 壓力角 ac ,即ac = arctan1 /（1 +2b/l）tan（p2-（p 1為保證凸輪機構能正常運轉，應使其最大壓力角otniax小于臨界壓力角ac。 在生產實際屮，為了提高機構的效率、改善其受力情況，通常規定凸輪機構的最 大壓力角amax應小于某一許用壓力角a。其值一般為：推程對擺動推桿取a =35。45

17、76; ；回程時通常取a'=70°80° o其中凸輪設計原理如圖72。圖7-2凸輪設計原理4. 根據以上設計內容確定出凸輪設計曲線圖如線圖（圖73）所示。圖73凸輪設計曲線圖凸輪的輪廓主要尺寸是根據四桿機構推頭所要達到的工作行程和推頭工作 速度來確定的，初步定基圓半徑r（）=50m,溝槽寬20mm,凸輪厚25mm,孔r=15mm , 滾子半徑rr=10mmo凸輪的理論輪廓曲線的坐標公式為：5. 求凸輪理論輪廓曲線:a）推程階段601=216° = 1.2龍$=/?（/幾）-sin（2虜|/0）/（2龍）=方（2力 /龍）-sin（4d）/（2龍）4 =0,

18、1.2龍b）遠休階段必2=36。=兀/5吐=7.5力2=0刀/5c）回程階段九=72。= 2龍/ 5為=10碣3 % -15肪/兀4+6肪/吋=270/?和 朮-1215/?341兀;+ 1458力爲'朮 =。,2兀/5d）近休階段氐=36。=兀/5 為=0& = 0,兀/5c）推程段的壓力角和回程段的壓力角將以上各相應值代入式（a）計算理論輪廓曲線上各點的坐標值。在計算屮 時應注意：在推程階段取力在遠休階段取二i+6,在冋程階段取 / =幾+力°? + 6 ,在近休階段取力=幾+ %2 +力03 +力4 o根據推瓶機構原理，推瓶機構所需達到的工作要求來設計凸輪，凸輪

19、的基本 尺寸在近休時尺寸為50mm,達到最遠距離是尺寸為180.9mm。6. 求工作輪廓曲線：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 ）推程階段 =02龍hes隅 +（r° +$）cos 廠冃 ios（4q）sinq +（° +$g dy / ds = « / 如 cos a - （r0 + 5）sin-如） cos g - （r0 + »m ®2）遠休階段0, tt/5d x! ds =（斥）+

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

21、n（4;r/3 + 心）計算結果可以得凸輪工作輪廓曲線個點的坐標見下表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、較鏈四桿機構尺寸設計錢鏈四桿機構按照給定的急回要求設計，利用解析法求解此類問題時，主 要利用機構在極為是的特性。又已知的行程速比系數k和搖

22、桿擺角（p=69度，在 由圖7-4查的最小傳動角的最大值maxymin及卩的大小在計算各桿的長度。圖7-4搖桿擺角11）的變化 查表可知 maxymin=45° , 3 =75° 則: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選定機架長度d就可以確定其他各干長度。根據推瓶的行程來

23、確定各桿的長度及擺角大小，搖桿所轉的角度0=69度，行程 速比系數k=3。得l 1=477.64mm l2=290.22mm l3=577.3mml3a=229.3mml4=500mml4a=200mm圖75較鏈四桿機構解析連桿機構屮的運動副一般均為低副。其運動元素為面接觸，壓力較小，承載 能力較大，潤滑較好，磨損小，加工制造容易，且連桿機構中的低副一般是幾何 封閉。能很好的保證工作可靠性。對于四桿機構來說，當其較鏈中心位置確定后，各桿的長度也就確定了，用 作圖法進行設計，就是利用各較鏈之間的相對運動的幾何關系，通過作圖法確定 各較鏈的位置，從而得出各桿的長度。圖解法的優點是直觀，簡單，快捷，

24、對三 個設計位置下的設計十分方便，其設計精度也能滿足工作要求。根據第3章四桿 機構的尺寸來設計較鏈四桿機構。連桿材料為45#鋼調制處理，桿粗為20mm,根據各干長度尺寸現用cad 軟件繪制連桿機構圖如下，這三幅圖分別為連桿滑塊在凸輪上轉到近休時連桿機 構的位置（圖76所示，連桿滑塊轉到凸輪遠休時連桿機構的位置（圖77）所 zps o圖7-6圖7-7凸輪狡鏈四桿機構組合運動圖圖7-8是通過連桿在凸輪上的滾子推動連桿，較鏈四桿機構的擺桿2運動到 了任意位置的各桿的位置關系圖。圖7-8凸輪狡鏈四桿機構的位置關系圖速度分析如圖7-9所示有怙二f =%20 x23xa/= 0 x 可可朽=>3 _13（順）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“產 x片4篤4 x血圖7-10圖解法速度分析n2圖7-11圖解法加速度分析加速度矢量圖如圖711所不 由vc =45mm/s近似勻速運動，但是