機械設計綜合課程設計說明書姓班學

名：級：號：指導教師：設計時間：摘

要

洗瓶設主要用于制、化工食品等行業裝前的子清洗.機構置，洗瓶機推瓶機構的能利用頭平穩的將子送進一個過程，急回到點，反運動。推瓶構原理利用鉸鏈四機構和輪組合成一洗瓶機瓶機構通過凸輪和鏈四桿構本身特性完成平送瓶和機構回。經多個方對比分析，定比較適方案為凸鉸鏈四機構，對其行了參設計。設計對推瓶構傳動統進行了設和選擇首先，對洗機推瓶構的電、減速器等要的傳系統進行了計選擇同時對推瓶構的凸—鉸鏈桿機構進行具體參化設計，使它的運狀態和運動律能更的實現實際的工作

最后通對凸輪的輪曲線的整和對鉸鏈桿機構桿長的部修改，使瓶機構運動狀態、作行程更加平穩流。關鍵詞

洗瓶機推瓶機構凸輪機，鉸鏈四桿構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

錄55………554.15擬定執行7執行機構77電機轉速75.27891011、設21………………21

vvmm/一、設題洗瓶機推瓶機構設計二、工原上圖是洗瓶機有關部件的工作情況示意圖洗的瓶子放在兩個轉動著的導輥上，導輥帶動瓶子旋轉。當推頭M把瓶推向前進時，轉動著的刷子就把瓶子外面洗凈。當前一個瓶子將洗涮完畢時，后一個待洗的瓶子已進入導輥待推。三、

原始設數和設計求（1瓶子尺寸：大端直徑D，長，小端直徑（2）推距離，推瓶構應使推l頭M以近均勻的速推瓶，平衡地接觸和脫離瓶子，然后推頭快速返回原位，準備第二個工作循環。（3）按產率的要求，推程平均速度為倍。（4機構傳力性能良好，結構緊湊，制造便。四、執部機構方設

，返回平均速度為工作行程三分析行機構的案實現推瓶機構的推頭在工作過程中作近似直線運動軌跡回程軌跡5

形狀不限，但要有急回運動特性。由上述運動要求，單一的常用的基本機構不容易實現，可以采用組合機構來實現。在設計組合機構時，一般可首先考慮選擇滿足軌跡要求的機構，而運動時的速度要求則通過改變基礎機構主動件的運動速度來滿足，也就是讓它與一個輸出變速度的附加機構組合。?洗瓶機功能分解：推瓶+轉瓶+刷瓶?推桿功能分解：往復運動、急回、減速?洗瓶功能細分：循環運作持續洗瓶方案一：連桿凸輪機構此洗瓶機的推瓶機構運用凸輪機構使推頭的運動可以由凸輪的外輪廓線來確定而連桿機構可以使凸輪的推程放大，達到設計題目要求。可是推頭在推動瓶子在導輥上移動時摩擦較大，須加載的驅動力也較大，且凸輪和曲柄的運動都會存在死點，使機構運行不平穩，所以不采用。方案二：五連桿機構具有兩自由度的連桿機構，都具有精確再現給定平面軌跡的特性。點M

的速度和機構的急回特性可通過控制該機構的兩個輸入構件間的運動關系來得到。但此方案中完全采用平面連桿設計較多，雖然容易制造，但由于推程較長，必然會導致機構上的動載荷和慣性力難平衡，會有累積誤差，且效率低，所以舍棄方案。方案三：曲柄滑塊機構此洗瓶機的推頭部分容易實現行程速度系數比k=3且題目要求推頭的推程為，此機構也容易滿足桿只要保證在水平面運動則推頭能很平穩地推進瓶子而且此機構其優點為工作行程近似均速且制作較簡便且承受的負載能力大且有急回運動特性計算尺寸也相對簡單造價的成本也不高綜上所述，此方案我認為是最佳機構，所以采用此機構。另外關于洗瓶部分導輥是給定的瓶子只能平躺放置也增加的瓶子的穩定性導輥的運動由定軸齒輪來完成個從動齒輪同向6

轉動帶動導輥的同向轉動從而帶動瓶子的轉動齒輪帶動毛刷在圓形瓶子的表面轉動，從而將瓶子的外面洗干凈。4.2擬定執行機構方案通過比較最終選擇方案三：用曲柄滑塊機構完成推瓶運動。優點工作行程近似均速且制作較簡便且承受的負載能力大且有急回運動特性，計算尺寸也相對簡單，造價的成本也不高。4.3執行機構運動循環圖為了使推瓶機構各運動構件運動協調配合，我們設計了如下直線式動循環圖

曲柄轉動角度0°270360°五初定電轉速及動裝置案5.1電機轉速最終輸出軸轉速為3.34r/min,考慮降速需求大，已經推瓶機構所需功率低等原因，經濟實惠可選取較小電動機。電機可采用Y列Y160M1-8電機。其具體參數如表所示。5.2傳動裝置方案7

特點

壽命

應用齒輪傳動蝸桿傳動

承載能力和速度范圍大動取決于齒輪比恒定用衛星傳動可獲得材料的接觸很大傳動比外廓尺寸小工和彎曲疲勞作可靠效率高制造和安裝強度以及抗精度要求高精度低時運轉膠合與抗磨有噪音；無過載保護作用損能力結構緊湊級傳動能得到很制造精確，大的傳動比傳動平穩無噪潤滑良好，音可制成自鎖機構傳動比壽命較長；大動速度低時效率低低速傳動，高速傳動需用昂貴的減磨材磨損顯著

金屬切削機床汽車起重運輸機械金礦山機械以及儀器等金屬切削機特別是分度機構起重機、冶金礦山機械、焊接轉胎等料制造精度要求高刀具費用貴。軸間距范圍大工作平穩噪帶輪徑金屬切削機床、鍛壓機床、音小緩和沖擊收振動；，帶的壽

輸送機通風機農業機械摩擦型帶傳動有過載保護作

命長。普通

和紡織機械用結構簡單成本低安裝V

帶帶傳動

要求不高外廓尺寸較大摩3500-5000h擦型帶有滑動能用于分度鏈由于帶的摩擦起電不宜用于易燃易爆的地方和軸承上的作用力很大的壽命較短由上述幾種主要的傳動裝置相互比較可知由于傳動效率高等原因故選擇齒輪傳動，第一級傳動選擇帶傳動，可對電動機起到過載保護的作用。8

六、執機尺寸設及動分析根據題目所說返回時的平均速度為工作行程的3倍，可以得出行程速度系數比k=3，由公

180

(k(k

推出推瓶機構的極位夾角為°。因此如圖所示:以曲柄滑塊機構的兩極限位置進行計算，當OAB=90°，∠OBA=45°，兩個極限位置D、之的總推程DE=600mm，但DE所在的那個滑桿可以取成800mm,鉸鏈C到達中點的時候CD=DE/2=300mm,所以BC=300mm,從而得出擺桿長2424.26mm所以BC所在的滑桿設計的時候要大于424.26mm.OA與AB的值可任意取但兩者是相等的要保證O為一個周轉副即可所以取OA=AB＝70mm，OB=70√2=98.99mm。要求的工作行程的平均速度為而返回時的平均速度為工作行程的3倍即回程速度為135mm/s所以工作行程所用的時間t=600/4513.3s,回程所用的時間t=600/135≈4.4s,所以推頭在一個來回所用的總時間應為17.7s于題目中所要求的速度是接近于勻速以為了變于計算取推頭來回一趟的總時間為18s,也相當于曲柄OA轉一周的周期為18s,所以曲柄的角速度為2∏/18=∏/9rad/s≈0.35rad/s=3.34r/min.七、傳裝總體設9

如圖所示，電動機轉動，經由帶傳動，齒輪渦輪蝸桿齒輪傳動搖桿轉動。推瓶推桿的曲柄是由一個齒輪作為主動輪來轉動的，因此主動輪的角速度，以及蝸桿的角速度與曲柄的角速度相同，為。按順序傳動比為2、25、4.8、2.C八、減器選擇減速器是位于原動機和工作機之間的機械傳動裝置于其傳遞運動準確可靠，結構緊湊，效率高，壽命長，且使用維修方便，得到廣泛的應用。常用的減速器目前已經標準化使用者可根據具體的工作條件進行選擇課程設計中的減速器設計工廠是根據給定的條件考標準系列產品的有關資料進行非標準化設計減速器類型很多按傳動件類型的不同可分為圓柱齒輪減速器圓錐齒輪減速器蝸桿減速器齒輪蝸桿減速器和行星輪減速器按傳動級數的不同可分為一級減速器級減速器和多級減速器傳動布置方式不同可分為展開式減速器、同軸式減速器和分流式減速器按傳遞功率的大小不同可分為小型減速器中型10

AAAA減速器和大型減速器等[。根據所知數據選定減速器為型減速器，這種減速器可做于運輸，冶金，礦山化工建筑輕工等行業的各種機械設備的傳動結構中用工作條件為：齒輪圓周速度應16，高速軸轉速1000r/min，工作環境溫度為-~~C,低于0oC啟動前潤滑油應加熱到5C，可正反雙向轉動。型減速器分為臥式（）和式（L這里為了合理安排安裝空間，選用臥式（W外形安裝尺寸選擇：/mm公稱中心距ac

輸入軸端aza2LHkrdzlz

重量2360

406

3880828

518

210

225

17232

133承載能力查的（連續工作型根據i=25查的輸出轉矩為，許用輸入功率為5.3KW，輸入轉矩為，輸出軸軸伸許用徑向載荷,際傳動比為。所選減速器符合要求。九、軸設與計算1.我設計的軸是A軸1）各軸的功率P、轉數n和轉矩TA軸的轉速A軸的功率所以：

r/minP0.127A軸轉矩T9550A363.n11

002）初步確定軸的最小直徑先按課本式（）初步估算軸的最小直徑。選取的材料為45，調質處理。根據課本表，取A=112，于是得0d

min1

=A（/）1/3FF

=112×（0.127/3.34）1/3=37.66mm3）1.確定A軸各段直徑和長度eq\o\ac(○,1)

從左起第一段是減速器高速軸與A軸相連接的齒輪取D1=Φ38，長度L1=41mm。上面鍵的尺寸32mm*10mm*8mmeq\o\ac(○,2)

左起第二段該段裝的是軸承端蓋么該段的直徑為Φ45mm，L2=40mm。eq\o\ac(○,3)

左起第三段，該段裝的是深溝球軸承、擋油環和軸套,取D3=Φ50mm，長度取L3=48mm。eq\o\ac(○,4)

左起第四段，該段裝搖桿，該段的直徑D4=Φ52mm，L4=32mm。上面鍵是25mm*16mm*10mmeq\o\ac(○,5)50,L7=37mm。

左起第五段，該段為固定齒輪的軸段取Φ59，L5=9mm，D6=Φ12

tH11H11HtH11H11H2.A軸的強度核一、首先計算軸上齒輪所受的力：2363.128FAd-3Fr

F13966.4630tcos0

二、計算軸承兩個作用支點的支反力首先兩軸承中點之距L=108又所選軸承為深溝球軸承，軸承到搖桿中心的距離為57mm，2軸承到搖桿中心的距離為軸承到齒輪中心的距離為70mm，軸承到齒輪中心的距離為180mm（1）在水平方向上：F448549軸承1FtN9595

2313NF軸承2:Ft27859595軸承11：

F

Ft13304N9595軸承22：

FH2

F4485180tN95

F

2

NFF2N（2）在豎直方向上：軸承1：F

8063.5r19595

N軸承2F

Fv2

v1

0所以Nvv1F

V1

F

V2

方向與原假設方向相反軸承11：

F

8063.5r19595

13

VV1V1VVV1V1VFF3軸承22：

F

Fv2

v1

0所以

NNv2r11F

V1

F方向與原假設方向相反V2FF2F

2

N4873FF2F

所以軸承所受的總支反力為：FFH1

2V

2

4873NFFH2

222

828278三、彎矩、扭矩1向上：由，在桿0最大彎，M229（2）在豎直方向上：0點左側所受的彎矩M27V0點右側所受的彎矩M

N01四、計算危險截面彎矩在0點左側截面，合成彎矩M229

277

359因為左右兩側相等故危險截面在點。五、軸強度校核1.進行彎扭強度校核由參考文獻[1]P362表15-1查得該軸（40Cr）的許用循環應力

-1

。由于扭轉切應力為對稱循環變應力，

1由表查得抗彎截面系數0.1d1

0.1

3

3

（d—危14

ca33ca33險截面處的軸頸）由參考文獻[1]P373公式15-5得軸所受的應力：M2145.222.按疲勞強度進行精確校核

MPa10.3由前面危險截面計算可知，B點為危險截面，因此只需要對該面進行校核（）由參文獻[1]P373表15-4查抗彎面數3W0.10.11抗扭截面系WdT

3

28121

3（2)截面0處的扭T363N363000N（3）文獻公5-6得截面的彎曲應力b

277BMPaMPaW（4由參考文獻[1]P370公式15-1得截面上的扭轉切應力

T

T3630001MPaW28121T（5軸的材料為40Cr，調質處理，由參考文獻[1]P362表15-1查

B

735

355，

200MPa。（6）截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數由參考文獻[1]P39附表3-2查取。因

r

d

0.05

D

d

1.275，經差值后可查

2.08

1.68）由參考文獻

[1]P41附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為q

0.84q

0.88。（8由參考文獻[1]P42公式附3-4得有效應力集中系數為

10.841.9072

1

10.881.5984（9由參考文獻[1]P42附圖3-2的尺寸系15

0.76由參考文

獻[1]P42附圖3-3的扭轉尺寸系

0.87。（10軸按照磨削加工由參考文獻[1]P44附圖3-4得表面質量系數

，軸未經表面化學強化處理，即

q

1（11）由參考文獻[公式3-12及3-12a得綜合系數為：KK

k1k（12）由參考文獻[1]P223-13-2的內容得碳鋼的特性系數：

0.10.2，

0.15，取（13）由參考文獻[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系數S

K

m

6.600

S

Kam

2001.831.831.9360.0722

108.96

ca

20.62108.9620.3S2許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的動軸承的設計計1）A軸上軸承的選擇初步選擇滾動軸承軸承只受徑向力的作用用深溝球軸承。參照工作要求，由軸承產品目錄中初步取基本軸隙組、標準精度即得深溝球軸承，其尺寸d×D×B=50mm×80mm16mm。2）A軸上滾動軸承的選擇及校核計算從網絡上了解到，旋轉型灌裝機的壽命一般在三年左右，所以軸承預計壽命為：8××3=8760小時已知nr/minF16

336336計算當量載荷P1根據機械設計課本P321表（）取f=1.5P根據機械設計課本P320（）式得P=f

P

t

=1.5×4485tan30°=3884N軸承壽命計算深溝球軸承=3，6309滾動軸承的基本額定載C52800Nr∴h

106101

h>8760h∴預期壽命足夠3）A軸上軸承的選擇初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求，由軸承產品目錄中初步取基本軸隙組、標準精度即得深溝球軸承（A軸尺寸d×D×B=35mm62mm×14mm。4）A軸上滾動軸承的選擇及校核計算已知rmin計算當量載荷P2根據機械設計課本P321表（）取f=1.5P根據機械設計課本P320（）式得P=f

P

t

=1.5×13966tan30°=20949N軸承壽命計算深溝球軸承=3，6010滾動軸承的基本額定載C17000Nr∴h

10617000.563n60∴預期壽命足夠的設計計算1）A軸鍵的選擇計算齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由機械設計課本表6-1查得A軸:聯軸器平鍵截面b×h=10mm×8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm。齒輪平鍵截面bh=16mm×10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸配合為H7/r6。2）A軸鍵的校核17

FTFT由機械設計課本式（）σ=2T×103/（kld）p確定上式中各系數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由機械設計課本表[σ]=100-120MPap所以σ≤[σ]滿足要求p1pσ

p

=2T×10V

3

/（kld）122=2×391×10

3

/（5×29×25）=19.8MPa≤[σ]滿足要求p5.齒輪算5.1齒接強設由設計計算公式

d

1t

2.32

3

Kut1ud

Z

2

進行試算1.確定公式內的各計算數值（1）試選載荷系kt（2）計算大齒輪傳遞的轉矩

T

N·mm（3）選取齒寬系（4）材料的彈性影響系ZE18

Ht224h4Ht224h4按齒面硬度查提大齒輪的接觸疲勞強度極

HLim

M·Pa（5）接觸疲勞壽命系數

K

（6）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為，安全系數是，得K1HLim2.計算：

0.9600（1）試算齒輪分度圓直徑，代入

HTud2.32tEu（2）計算圓周速度

189.8v

n