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1、 機械原理課程設計 洗瓶機推瓶機構設計 學 院 ：計算機與信息科學學院 專 業(yè) ：機械設計制造及其自動化 學 號 ： 012301744303 姓 名 ： 陳 夷 康 指導教師 ： 李 玉 梅 2015年12月10日 目錄 摘要 2 第一章 緒論 3 1.1研究背景 3 1.2論文討論內容 3 第二章 設計題目 4 2.1推瓶機構的功能原理及工作原理 4 2.1.1工作原理 4 2.1.2功能原理 4 2.2原始數(shù)據(jù)和設計要求 5 第三章 系統(tǒng)方案總體設計

2、6 3.1系統(tǒng)運動方案構思 6 3.2擬定執(zhí)行機構方案 7 3.2.1方案的評定 7 3.2.2方案的選擇 7 第四章 凸輪及鉸鏈四桿機構的設計 8 4.1凸輪設計 8 4.1.1凸輪基本參數(shù)設計 8 4.2鉸鏈四桿機構的尺寸設計 12 第5章 傳動系統(tǒng)的總體布局即部件的選擇設計 14 5.1主傳動系統(tǒng) 14 5.1.1運動及動力參數(shù)的設計及計算 14 5.1.2皮帶輪的選擇與設計 15 5.1.3減速器的選擇 17 總 結 18 參考文獻 19 摘要 洗瓶設備主要用于制藥、化工、食品等行業(yè)灌裝前的瓶子清洗.機構裝置，洗瓶機的推 瓶機構的功能利用推

3、頭平穩(wěn)的將瓶子送進的一個過程，在急回到原點，反復運動。推瓶機 構原理是利用鉸鏈四桿機構和凸輪組合成一個洗瓶機推瓶機構，通過凸輪和鉸鏈四桿機構 本身特性來完成平穩(wěn)送瓶和機構急回。經過多個方案對比分析，確定比較合適方案為凸輪 鉸鏈四桿機構，對其進行了參數(shù)設計。本設計對推瓶機構傳動系統(tǒng)進行了設計和選擇：首 先，對洗瓶機推瓶機構的電機、減速器等主要的傳動系統(tǒng)進行了設計選擇，同時對推瓶機 構的凸輪—鉸鏈四桿機構進行了具體參數(shù)化設計，使的它的運動狀態(tài)和運動規(guī)律能更好的 實現(xiàn)其實際的工作。 最后通過對凸輪的輪廓曲線的調整和對鉸鏈四桿機構桿長的局部修改，使推瓶機構的 運動狀態(tài)、工作行程等更加平

4、穩(wěn)流暢。 關鍵詞：洗瓶機, 推瓶機構，凸輪機構，鉸鏈四桿機構 第一章 緒論 1.1研究背景 隨著社會的發(fā)展，生活節(jié)奏的加快，人們對于生活水平要求的越來越高，科技也不斷發(fā)展，在工業(yè)，生活中科技含量已經逐漸體現(xiàn)。本設計主要是針對自動洗瓶機的推瓶機構進行設計。 由于工業(yè)生產和社會生活的需要，大量的玻璃瓶、塑料瓶需要進行回收清洗后 再利用，節(jié)省了大量制瓶洗所需要的費用同時也提高了工業(yè)生產的生產效率。然而就在此時也出現(xiàn)了回收后再清洗的問題。產品盛載是車間的最后一道關鍵工序，因此玻璃瓶的供應速度也就決定了總的生產效率的高低。從而產生了對洗瓶機設備的研究與改進工作。

5、 洗瓶機器設備的出現(xiàn)并且運用到實際生產中，改變了人工刷洗的傳統(tǒng)工藝，實現(xiàn)了自動化生產方式，達到了減少勞動力、節(jié)約費用、提高工作效率、增加企業(yè)經濟效益之目的。并且得到了廣大用戶的支持和好評，而且使得化、制藥、食品等行業(yè)的生產率產生了質的飛躍。 自動洗瓶機目前已經廣泛應用于啤酒及飲料生產線上。該機構的主傳動是由電機變頻同步控制。進出瓶分別采用導輥和凸輪連桿組合機構來控制，該機構結構簡單、傳動平穩(wěn)、可靠、噪音小，并且有進出瓶自動回程功能。由導輥的旋轉及推頭的推送，通過導輥的上方的毛刷將瓶子的外側刷洗干凈。 1.2論文討論內容 ①洗瓶機的工作原理 ②推瓶機構的型式組合 ③推瓶機構

6、的運動規(guī)律設計 ④機構的分析和綜合 第二章 設計題目 2.1推瓶機構的功能原理及工作原理 2.1.1工作原理 洗瓶機主要是由推平機構、導輥機構、轉刷機構組成。待洗的瓶子放在兩個同向轉動的導輥上，導輥帶動瓶子旋轉。當推頭M把瓶子推向前進時，轉動著的刷子就把瓶子外面洗凈。當前一個瓶子將洗刷完畢時，后一個待洗的瓶子已送入導輥待推，如圖2-1洗瓶機有關部件位置示意圖。 圖2-1 洗瓶機有關部件的位置示意圖 2.1.2功能原理 首先推瓶機構所采用的功能原理是用機械能迫使瓶子由工作臺的一側運動到另一側，則要求有一個工作行程為M往返運動的推頭，同時推頭在工作過程中要勻速，回程時

7、要快速，能夠滿足此運動規(guī)律可以有很多種，如可以設計成曲柄-四桿機構，或凸輪連桿機構等實現(xiàn)其往復運動來完成其工作。要運用此功能原理來滿足其工作需要，在運動規(guī)律設計方面就要考慮用什么來帶動曲柄連桿或凸輪連桿機構的轉動，一般我們都用電機來完成此項轉動功能。 其次是轉輥機構所運用的是機械的轉動規(guī)律，也是機械運動中比較簡單的運動規(guī)律，只需要有一定的轉動速度與推瓶機構、轉輥機構相配合來實現(xiàn)洗瓶設備的整體工作功能。它是有兩個長圓柱型導輥旋轉，帶動瓶子旋轉并且由導輥的一側移動到另一側的，其中導輥只完成其中的旋轉功能，移動功能是由推瓶機構來實現(xiàn)的。 2.2原始數(shù)據(jù)和設計要求 ①瓶子尺寸：大端直

8、徑d=80mm，長200mm。 ②推進距離l=600mm。推瓶機構應使推頭M以接近均勻的速度推瓶，平穩(wěn)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(huán)。 ③按生產率的要求，推程平均速度為v=45mm/s，返回時的平均速度為工作行程的3倍。 ④機構傳動性能良好，結構緊湊制造方便。 第三章 系統(tǒng)方案總體設計 3.1系統(tǒng)運動方案構思 實現(xiàn)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(xiàn)，可以采用組合機構來實現(xiàn)。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

9、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。 由于刷瓶與轉瓶功能的實現(xiàn)分別只有一種齒輪傳動來實現(xiàn)的，因此，方案的確定的關鍵是對推瓶執(zhí)行機構組合的確定。 實現(xiàn)要求的機構方案有很多，可用多種機構組合來實現(xiàn)。如： 1.凸輪－鉸鏈四桿機構方案 圖3-1凸輪－鉸鏈四桿機構的方案 如圖3-1所示，鉸鏈四桿機構的連桿2上的點M走近似于所要求的軌跡，點M的速度有等速轉動的凸輪驅動構件3的變速運動來控制。由于此方案的曲柄1是從動件，所以要注意采取度過死點的措施。該機構的缺點是凸輪獨立于連桿機構，占用空間較大，結構不緊湊。 2. 五

10、桿組合機構方案 圖3-2 五桿組合機構的方案 確定一條平面曲線需要兩個獨立變量。因此具有兩自由度的連桿機構都具有精確再現(xiàn)給定平面軌跡的特征。點M的速度和機構的急回特征，可通過控制該機構的兩個輸入構件間的運動關系來得到，如用凸輪機構、齒輪或四連桿機構來控制等等。圖3-2 所示為兩個自由度五桿低副機構，1、4為它們的兩個輸入構件，這兩構件之間的運動關系用凸輪、齒輪或四連桿機構來實現(xiàn)，從而將原來兩自由度機構系統(tǒng)封閉成單自由度系統(tǒng)。 但此方案中完全采用平面連桿設計，桿數(shù)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

11、。 3.2擬定執(zhí)行機構方案 3.2.1方案的評定 根據(jù)上節(jié)所給出的二種設計方案，我們來討論并從中選出較優(yōu)方案進行最終的設計。 首先是凸輪—鉸鏈四桿機構：此機構結構簡單、體積小，安裝后便于調試而且從經濟性角度來看，也很合適。其中凸輪軸能很好協(xié)調推頭的運動且工作平穩(wěn)。推頭M能夠近似的完成所要求的工作行程軌跡，主要由各推桿的長度比例及凸輪的形狀來實現(xiàn)推回程速度比和推程。但缺點是四桿機構的低副之間存在間隙，桿較多，容易產生誤差，累積誤差大，不能實現(xiàn)精確運動。沖擊、震動較大，一般適用于低速場合。因為本設計中使用的連桿不多，而且速度不是很快，這種方案可以滿足設計要求。 其次五桿組

12、合機構的方案五桿組合機構方案，此方案所需要的桿件繁多，設計煩瑣，實際機構尺寸過大，不是很合理的一個設計方案，性價比也不高。 3.2.2方案的選擇 根據(jù)上述方案的評定，最終選擇凸輪-鉸鏈四桿機構作為本次設計的推瓶機構方案，如圖3-3所示： 圖3-3 第四章 凸輪及鉸鏈四桿機構的設計 4.1凸輪設計 4.1.1凸輪基本參數(shù)設計 （一）凸輪機構的組成 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

13、機構。 （二）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 /［cos(α+φ1) - (l+2b/l)sin(α+φ1)tanφ2］ （三）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α表示 在凸輪機構中，壓力角α是影響凸輪機構受力情況的一個重要參數(shù)。在其他條件相同的情況下，壓力角α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

14、發(fā)生自鎖，而此時的壓力角特稱為臨界壓力角αc ，即 αc＝arctan{1/[(1+2b/l)tanφ2]}-φ1 為保證凸輪機構能正常運轉，應使其最大壓力角αmax小于臨界壓力角αc 。在生產實際中，為了提高機構的效率、改善其受力情況，通常規(guī)定凸輪機構的最大壓力角αmax應小于某一許用壓力角[α]。其值一般為：推程對擺動推桿取[α] ＝35～45 ；回程時通常取[α]′ ＝70～80。 （四）根據(jù)以上設計內容確定出凸輪設計曲線圖如線圖（圖4-1）所示 圖4-1凸輪設計曲線圖 凸輪的輪廓主要尺寸是根據(jù)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r0=50

15、m，溝槽寬20mm，凸輪厚25mm, 孔r=15mm ,滾子半徑 r=10mm。 凸輪的理論輪廓曲線的坐標公式為： x=（r0+s）sinδ，y=（r0+s）cosδ （A） （五）求凸輪理論輪廓曲線： ①推程階段 δ01=216=1.2π S1=h[（δ1/δ01）-sin（2πδ1/δ01）/（2π）] h[（2δ/π）-sin(4δ1)/(2π)] ②遠休階段δ02=36=π/5 S2=7.5 ③回程階段δ03=72=2π/5 S3=10hδ3/

16、δ03-15hδ34/δ034+6hδ35/δ035 =270hδ33/π3-1215hδ34/π34+1458hδ35/π5 δ3=[0，2π/5] ④近休階段δ02=36=π/5 s4=0 δ4=[0，π/5] ⑤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。在計算中時應注意：在推程階段取δ=δ1，在遠休階段取δ=δ01+δ2，在回程階段取δ=δ01+δ02+δ3，在近休階段取δ=δ01+δ02+δ03+δ4。計算結果見表4-1。. 根據(jù)推瓶機構原理，推瓶機構所需達到的工作要求來設計凸輪，凸輪的基

17、本尺寸在近休時尺寸為50mm,達到最遠距離是尺寸為180.9mm。 （六）求工作輪廓曲線 有公式的x=x-rrcosθ y=y-rrsinθ 其中： ① 推程階段 = ②遠休階段 ③回程階段 ④近休階段

18、 計算結果可以得凸輪工作輪廓曲線個點的坐標見下表4-1： 表4-1 4.2鉸鏈四桿機構的尺寸設計 鉸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(shù)K和搖桿擺角φ=69度，在由圖4-2查的最小傳動角的最大值maxγmin及β的大小在計算各桿的長度。 圖4-2 查表可知maxγmin=45，β=75則： =180（K-1）/（K+1）=90 a/d=sin(/2)sin(/2+β)/cos(/2-/2) b/d= sin(/2)sin(/2+β)/sin(/2- /2) (c/d

19、)=(a/d+b/d)+1-2(a/d+b/d)cosβ 選定機架長度d就可以確定其他各干長度。 根據(jù)推瓶的行程來確定各桿的長度及擺角大小，搖桿所轉的角度 =69度，行程速比系數(shù)K=3。得 L1=477.64mm L2=290.22mm L3=577.3 L3a=229.3 L4=500mm L4a=200mm 連桿機構中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，當其鉸鏈中心位置確定后，各桿的長度也就確定了，用作圖法

20、進行設計，就是利用各鉸鏈之間的相對運動的幾何關系，通過作圖法確定各鉸鏈的位置，從而得出各桿的長度。圖解法的優(yōu)點是直觀，簡單，快捷，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(jù)第3章四桿機構的尺寸來設計鉸鏈四桿機構。 第5章 傳動系統(tǒng)的總體布局即部件的選擇設計 5.1主傳動系統(tǒng) 機器是執(zhí)行機械運動的裝置，用以變換或傳遞能量、物料和信息。其中傳遞機械運動的實體部分稱為機構。機器是由多個機構組成的，由各個機構所能完成的功能組合在一起所實現(xiàn)的共同的功能，是一個組合體。 首先機器是由動力源、傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)和操控系統(tǒng)組成。我們要研究它就要把它拆開來一步一步的分

21、析，根據(jù)第3章我們所討論的機構設計方案，最終確定了凸輪—四桿鉸鏈機構。 洗瓶機設備的主要傳動系統(tǒng)有：皮帶輪傳動系統(tǒng)、減速器傳動系統(tǒng)、齒輪傳動系統(tǒng)和凸輪-四桿鉸鏈傳動系統(tǒng)。 5.1.1運動及動力參數(shù)的設計及計算 一、電動機構造簡單、工作可靠、控制簡便、維護容易，一般生產機械上大多采用電動機驅動。 電動機已經系列化，設計中只許根據(jù)工作機所需要的功率和工作條件，選擇電動機的類型和機構型式、容量、轉速，并確定電的具體型號。 電動機類型和型式可以根據(jù)電源種類（直流、交流）、工作條件（溫度、環(huán)境、空間尺寸）和載荷特點（性質、大小、啟動性能和過載情況）來選擇。 工

22、業(yè)上廣泛應用Y系列三相交流異步電動機。它是我國80年代的更新?lián)Q代產品，具有高效、節(jié)能、震動小、噪聲小和運行安全可靠的特點，安裝尺寸和功率等級符合國際標準，適合于無特殊要求的各種機械設備。對于頻繁啟動、制動和換向的機械，宜選用轉動慣量小、過載能力強、允許有較大震動和沖擊的YZ型YZR型。 二、因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。 電動機容量（功率）選得合適與否，對電動機的工作和經濟性都有影響。當容量小于工作要求是，電動機不能保證工作機的正常工作，或使電動機因長期過載發(fā)熱量大而過早的損壞；容量過大則電動機的價格高，能量不能

23、充分利用，經常處于不滿載的運行，起效率和功率因數(shù)都較低，增加電能消耗，造成很大的浪費 電動機的容量主要根據(jù)電動機運行時的發(fā)熱條件來決定。電動機的發(fā)熱與其運行狀有關。對于長期連續(xù)運轉、載荷不變和變化很小、常溫下工作的機器，只要所選電動機的額定功率Ped等于或略大于所需電動機功率Pd，即Ped≥Pd，電動機在工作時就不會過熱，而不必校驗發(fā)熱和起動力矩。具體計算步驟如下： ①工作機所需功率PwPw＝3.4kW2) ②電動機的輸出功率Pd＝Pw/η η＝＝0.904 Pd＝3.76kW 三、根據(jù)電動機所需額

24、定功率選擇合適的電動機轉速，初選為同步轉速為1000r/min的電動機。 四、計算總的傳動比 由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為： i＝nm/nw nm =960 nw＝4.5 i＝213.33 合理分配各級傳動比 先選定帶輪傳動比i帶=2，減速器傳動比i=25.14,齒輪傳動比i=4.27,由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。因為i＝25.14，取i＝25，i1＝i2 =5；速度偏差為0.5%<5%，所以可行。 5.1.2皮帶輪的選擇與設計 根據(jù)第3章確定的電動機功率，根據(jù)要求選擇和設計皮帶輪所得計算結果

25、如下表所示： 設計普通V帶輪輪緣參數(shù) 5.1.3減速器的選擇 減速器是位于原動機和工作機之間的機械傳動裝置。由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(jù)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(jù)給定的條件，參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(shù)的不同可分為一級減速器、二級減速器和多級減速器；按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

26、功率的大小不同可分為小型減速器、中型減速器和大型減速器等。 根據(jù)5.1.1所知數(shù)據(jù)選定減速器為QJR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(yè)的各種機械設備的傳動結構中。適用工作條件為：齒輪圓周速度應《16m/s，高速軸轉速《1000r/min，工作環(huán)境溫度為-40~~45C,低于0C啟動前潤滑油應加熱到5C，可正反雙向轉動。 QJ型減速器分為臥式（W）和立式（L），在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 承載能力查的（連續(xù)工作型）： 根據(jù)i=25查的輸出轉矩為2250N.m，許用輸入功率為5.3KW，

27、輸入轉矩為570N.m，輸出軸軸伸許用徑向載荷Fr=15000N ,實際傳動比為25.56。.所選減速器符合要求。 總 結 本論文是對洗瓶機的推瓶機構的功能原理和工作原理進行詳細的分析和設計，并且對其傳動系統(tǒng)進行了設計。首先，對洗瓶機推瓶機構的電機、減速器、帶輪及其齒輪傳動等主要的傳動系統(tǒng)進行了分析與設計，使的它的運動狀態(tài)和運動規(guī)律能更好的實現(xiàn)其實際的工作。對洗瓶機的整個工作過程做了詳細的闡述，并且根據(jù)設計過程的凸輪轉動結合連桿的實際運動規(guī)律繪制了工作循環(huán)圖，使洗瓶機的各步的運動狀態(tài)、工作過程等更好的體現(xiàn)出來。 本次課程設計推瓶機構的設計過程中，應用到機械設計，機械原

28、理，機械設計手冊等相關方面的教材，通過設計，凸輪鉸鏈四桿機構首先是凸輪—鉸鏈四桿機構：此機構結構簡單，、體積小，安裝后便于調試而且從經濟性角度來看，也很合適。其中凸輪軸能很好協(xié)調推頭的運動且工作平穩(wěn)。推頭M能夠近似的完成所要求的工作行程軌跡，主要由各推桿的長度比例及凸輪的形狀來實現(xiàn)推回程速度比和推程。但缺點是四桿機構的低副之間存在間隙，桿較多，容易產生誤差，累積誤差大，不能實現(xiàn)精確運動。沖擊、震動較大，一般適用于低速場合。符合本次設計要求。 本通過本次設計的調研、軟件的學習、計算機的運用等都有了進一步的提高，并且結合以往學習的專業(yè)課知識，從不同的角度對機器進行了分析與研究，開闊了視

29、野，增長了知識，也對我國現(xiàn)在的工業(yè)生產與車間的生產技術有了更深入的了解。此次設計的工作量大，是一次設計更是一次鍛煉，為以后步入工作打下了堅實的基礎。 參考文獻 1. 郭朝勇.AutoCAD2008中文版教程：清華大學出版社，2007.10 2. 孫恒.機械原理.第七版，北京：機械工業(yè)出版社,2009.5 3. 孫建東.機械設計基礎.北京:清華大學出版社，2007.1 4. 封立耀.機械設計基礎實例教程.北京:北京航空航天大學出版社，2007.8 5. 邢琳.機械設計基礎課程設計.機械工業(yè)出版社，2007.7 6. 濮良貴.機械設計.第八版，高等教育出版社，2009.7 7. 于惠力.機械設計：科學出版社，2007.8 8. 黃茂林.機械原理:重慶大學出版社，2002.7 9. 華大年.連桿機構設計與應用創(chuàng)新.北京:機械工業(yè)出版社 ，2008.1 10. 張鄂.現(xiàn)代設計理論方法:科學出版社，2007.3 11. 金國光.機械原理:電子工業(yè)出版社 ，2009.1 12. 強建國.機械原理創(chuàng)新設計:華中科技大學出版社，2008.6 13. 牛鳴岐.機械原理課程實際手冊.重慶大學出版社，2001.1 14. 岳榮剛.Pro/E機械設計100例：電子工業(yè)出版社， 2007.5 20 綠色