1、洗瓶機推平機構的改進設計學校：專業：機械設計制造及其自動化班級：學號：姓名：指導教師：2012年6月10日目 錄1.設計的課題32,設計的目的33 .設計的原理34 .設計要求及任務45 .參數的選擇56 .方案設計及分析57 .方案的確定及其分析88 .變速箱的設計159 .總體設計及其布局1610 . 實體搭建1711 . 總結1812 .參考文獻19設計的課題推瓶機構的改進設計：優點一一洗瓶機由凸輪機構和四桿機構協調運動完成，這種組合可以很好的對推頭進行控制，不僅結構簡單，體積小，安裝后便于調試而且從經濟的角 度來看也很節省材料。其中凸輪軸能很好的協調推頭的運動且工作平穩。缺點一一四桿機

2、 構的低副間存在間隙，桿較多，容易產生誤差，累積誤差較大，不能實現精確運動。沖擊 震動較大，一般適用于低速場合。以上優點是我們要保持的方面，缺點就是我們本次設計 所要改進的。二、設計的目的：(1) 使學生初步了解機械設計的全過程， 得到根據功能需要擬定機動方案的訓練， 初步 具備的機構選型、組合和確定運動方案的能力；(2) 以機械系統運動方案設計為切入點，把機械原理課程各章的理論和方法融會貫通起 來，進一步鞏固和加深所學的理論知識；(3) 使學生掌握機械運動方案設計的內容，方法，步驟，并對動力分析與設計有一個較 完整的概念；(4) 進一步提高學生運算，繪圖以及運用計算機和技術資料的能力；(5)

3、 通過編寫說明書，培養學生表達，歸納，總結的能力；(6) 培養學生綜合運用所學知識，理論聯系實際，獨立思考與分析問題的能力和創新能 力。(7) 進一步鞏固和加深所學的基本理論、基本概念和基本知識，培養學生分析和解決與 本課程有關的具體機械所涉及的實際問題的能力，使學生熟悉機械系統設計的步驟及 方法，其中包括選型、運動方案的確定、運動學和動力學的分析和整體設計等，并進 一步提高計算、分析，計算機輔助設計、繪圖以及查閱和使用文獻的綜合能力三、工作原理：圖1如圖所示，洗瓶機有關部件的工作示意圖。洗瓶機主要有推瓶機構、導輾機構、轉刷 機構組成。如圖所示，待洗的瓶子放在兩個同向轉動的導輾上，導輾帶動瓶子

4、旋轉。當推 頭M把瓶子向前推進時，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 一個待洗的瓶子已經送入導輾待推。四、設計要求及任務：表1洗瓶機的技術要求力殺方瓶子尺寸(直徑x 長)(mm, mm工作行程 (mrm生產率/ (個/min )急回系數K電動機轉速/(r/min )A小 100x2006001531440B小 80x180500163.21440C（|）60x150420183.5960(1)設計要求:1 .設計的推瓶機構應是推頭 M接近勻速推瓶，平穩地接觸和脫離瓶子，然后推頭快速 返回原位，準備第二個工作循環，2 .根據設計要求，推頭M可走圖2所示軌跡，而且推頭M在工作

5、行程中應近似作勻速直線運動，回程時有急回特性。對這種運動要求，若用單一的常用機構是不容易實現的，通常要把若干個基本機構組合起來，設計組合機構。(2)設計任務：1 .洗瓶機應包括齒輪、平面連桿機構等常用機構或組合機構。應確定兩種以上的方案， 經分析比較后選定一種進行設計。2 .設計傳動系統并確定其傳動比分配。3 .繪制機器的機構運動方案簡圖和運動循環圖。4 .設計組合機構實現運動要求，并對從動桿進行運動分析。也可以設計平面連桿機構 以實現運動軌跡，并對平面連桿機構進行運動分析。繪出運動線圖。5 .其他機構的設計計算。6 .編寫設計計算說明書。7.可進一步完成：洗瓶機推瓶機構的計算機動態演示等。五

6、、參數的選擇：(1)瓶子尺寸：長度 L=200mm直徑D=100mm(2)推進距離S=600mm推瓶機構應使推移接近均勻的速度推瓶， 平穩地接觸和脫離瓶 子，然后推頭快速返回原位，準備進入第二個工作循環。(3)按生產率每分鐘15個的要求，推程的平均速度 v=20mm/s(4)電動機轉速為1440 r/min。(5) 急回系數3。六、方案設計及分析：方案一：凸輪齒輪機構分析及評價：(1)運動是否具有確定的運動該機構中構件n=5 (注意凸輪2和3固定在一起同時轉動，因此只能算一個構建)。在各個構件構成的的運動副中低副 Pl=6,桿4和桿5分別與兩凸輪構成兩個高副 Ph=2。機構中不存在虛約束和局部

7、自由度。由以上條件可知：機構的自由度F=3n-(2Pl+Ph)=3X 5一(2X6+2) =1,由此可見，該機構具有確定的運動。(2)機構的合理性:該構件采用兩個凸輪分別控制推頭的水平運動和垂直運動，將推頭復雜的運動分解到X軸和Y軸，根據推頭的運動要求，設計了控制進程回程的機構 -凸輪和齒輪，還有控制 豎直運動的凸輪，因此設計凸輪較為方便，而且能保證推頭能夠平穩的運動。但同時由于 凸輪的不平衡，在運轉過程中，會引起整個機構的震動，會影響整個機構的壽命。在設計 中盡量使凸輪的重量小一些，減小因為凸輪引起的整個機構的不平衡和機器的震動。也可 以在凸輪上設置不平衡質量使慣性半徑達到最小。(3)方案評

8、價：1優點：齒輪的傳動比，可以滿足推頭的水平位移，可精確定位推頭M的運動軌跡，根據所學的知識就能方便的設計出所需的路徑曲線圖，然后通過解析法精確的設計出凸輪的外 輪廓曲線。2不足：不知道方案二：曲柄搖桿機構圖3曲柄搖桿機構方案分析：A.優缺點分析：1)該連桿具有對成性。當BC=CD=CE,其連桿上E點生成連桿曲線，有一段是直線，一 段近似為圓弧。在ab段非常近似等速精確直線運動。2)自由度計算：活動構件個數為3,在各個構件構成的的運動副中轉動副是 4,機構中沒 有虛約束，由以上條件可知：機構的自由度F=3n-(2pi+ph)-F '=3*3-2*4=1 ,自由度為1, 由此可見，該機構

9、具有確定的運動。3)該機構比較簡單，但是可能存在剛性或柔性沖擊。方案三：凸輪一一較鏈四桿機構可行性：(1)此機構使用凸輪和連桿機構，構造簡單，所占空間小，維修、檢測都很方便。(2)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，達到設計題目要求的行程速度系數比K=3o(3)該機構中構件數n=5。在各個構件構成的的運動副中低副是 6,滾子6和凸輪1構成 一個高副，機構中不存在虛約束，滾子 6處存在一個局部自由度。由機構的自由度計算公 式得：F=3n-(2Pl+Ph)=3X5- (2X6+1) -1=1所以該機構具有確定的運動。不足：(1)推頭

10、在推瓶子時與瓶底有碰撞，而推頭在推動瓶子在導輾上移動時摩擦較大，須加 載的驅動力也較大，所以不合理，凸輪和曲柄的運動都存在死點，使機構運行不平穩。(2)由于刷子與導輾的距離是一定的，所以如果是清洗象啤酒瓶一樣的瓶子， 子子很難 清洗到瓶頸的部分，這也是此機構的一個不足之處。(3)機器運轉由于凸輪的不平衡，在使用過程中可能會有噪音；凸輪機構為高副機構，不 宜承受較大的載荷。同時也需要經過多次的調試，試驗才能得出正確的推頭運動路徑，再 通過凸輪的設計控制使推頭進程勻速，回程又同時具有急回這樣的特性。七、方案的確定及其分析綜合上述情況，我們小組認為最后一種方案比較合理一些，可以近似勻速推過去，且可

11、以急回。并且把復雜的運動分解到水平和豎直方向上。而且計算來稍微方便一些。因此， 我們選擇了最后一種方案。Y方向的位移控制推桿沿著Y方向的凸輪(1)在設計時先要確定凸輪機構的基本尺寸設初步確定凸輪的基圓半徑為二310mm其次要選定推桿的運動規律，因為此凸輪只控制方 向而為對推頭水平推瓶子有影響，故推程和回程均選一次多項式。(2 )求凸輪的輪廓線對于對心直動尖頂推桿盤形凸輪機構，凸輪的輪廓線的坐標可根據X= (+s) +e, y= (+s) e其中 e=0上式簡化為X= (+s), y= (+s)1 ) 遠休止：=兀=0=0,兀2)推程階段：=3兀/10=h/二0,3兀/103)遠休止：=2兀/5

12、二180二0,2兀/54)回程階段：=3兀/10=h1-/二0,3兀/10(1)推程段的壓力角a =取計算間隔為，將以上各相應值代入式(a)中計算凸輪輪廓線上各點的坐標值。 在計算時: 在推程階段取(7=,在遠休止階段取(7=,在回程階段取(7= +,在近休止階段取(7= +計算結果見下表3:表3(Tsxya0003105027.00462308.821610053.80392305.295234560-96.8536357.098635040-61.844344.492835520-29.7939328.65233600-0.98744309.9984由上表格最右側的數據可知推程階段壓力角滿

13、足條件，故所選基圓正確用描點法得凸輪的輪廓線如下：圖11推桿的位移曲線如下：圖12X方向的運動方程A.計算公式:令LaB=L1, LcD = L3, LaC=L6,搖塊與導桿的最大擺角(J)max(J)max =2arctan (Hmax/2T )(2)極位夾角k(K-1)/(K+1)*180 ,其中K為行程速比系數(3)曲柄長度 Lab=Li=L6 (sin /2)=L6(sin /2)(4)導桿長度 LCD=L3=T/Sin(|)3(5)曲柄的角速度col = -nB30式中負號是指曲柄1的轉向為順時針方向與規定的逆時針方 向為正向反。(6) Lbc=Li Cos(|)i/ Cos(|)3

14、(7) Sr=L3 Lbc(8) tan 3=(L6 + Li Sin(|)i)/ Li cos(|)i(9)5=Li3iCOS(Mg/ sin(|)3(10) VBc=-L15sin-(11) Vr=L133cos如/ sin©3+ L131sin(MM)式中V,為滑塊2相對于D點的速度，亦即滑塊2在導桿上的相對速度。(12) aBc=( W1 - gj3)33 Lbc(13) %=屹 3L3/ (sin 如)2-( V3 33 + L3 3) cos如 /sin 如(14)故，t塊2相對于D點的加速度(即滑塊2在導桿上的相對加速度)aR為aR= a3 -* aBc(15)確定滑枕

15、的位移(Sd)、速度(Vd)和加速度(aD)的方程式Xd =L3 cos MSd =0.5H+ Xd對Sd求一次導數得Vd =-L3 cos如公所如aD=( 2X d 332 -i T s ) / (sin M)2B.參數及其計算：T=600mm, Lac = L6 =360mm, K=3.2，轉速 n=16r/min,最大沖程Hmax=500mm.帶入上述公式可得max =2arctan (Hmax/2T ) =45.3Lab=L產L6 (sin/2)=L6 (sin /2) =0.1795mLcD=L3=T/Sin 眄=0.645m31 = -n -30=-1.67rad/s(|)3=ar

16、ctan (L6 + Li sin %)/ Li cos M=arctan (0.36+ 0.1795sin )/ 0.1795 cosWVd =-L3 cosM/sin(|)3 =0.645 cos加/sin 犧Xd =0.645 cos 如慚=0.1795* (-1.67) * (sin-sinM)3 = Vbc/ L bc*(孫-2 33)= - 必 sin(|)1- cos(|)3( gl)1-2 33) / cos 也aD=( 2Xd 332 * T 3 ) / (sin 棲2代入數據可得Vd =0.18* (sin . -sin arctan (0.36+ 0.18sin .)/

17、0.18 cos.) / sin arctan (0.36+ 0.18sin 附/ 0.18 cos川aD =0.201 cos(|)3*(sin 5-sin 如)2+0.6w1sin( 5-(|)3) cos3(31-233)/cos(|)1 / (sin(|)3)2其中，加=arctan (0.36+ 0.18sin3)/ 0.18 cos5C.軟件模擬及其仿真Y方向的位移控制推桿沿著Y方向的凸輪(1)在設計時先要確定凸輪機構的基本尺寸設初步確定凸輪的基圓半徑為二310mm其次要選定推桿的運動規律，因為此凸輪只控制方 向而為對推頭水平推瓶子有影響，故推程和回程均選一次多項式。(2 )求凸輪

18、的輪廓線(周期為4s)方法：利用解析法設計凸輪的輪廓線對于對心直動尖頂推桿盤形凸輪機構，凸輪的輪廓線的坐標可根據X= (S)+s) +e, y= (&+s) e其中 e=0 , S 0 = Jr 02 e2上式簡化為 X= (+s), y= (+s)(a)由sam軟件得出的圖(7-4)可知：推程所需的時間是大概為7T/10,回程所需的時間是3T/10。由于回程時間極短，因此近休止的時間不可以為7T/10 /(2).必須提前一些。綜合上述情況，我們小組經過分析認為，近休止的時間為5T/10,1)近休止：=兀=0=0,兀2)推程階段：=3冗/10= h/=0,3兀/103)遠休止：=2兀/

19、5=180=0,2兀/54)回程階段：=3兀/10 = h1-/=0,3兀/10(2)推程段的壓力角取計算間隔為，將以上各相應值代入式（a）中計算凸輪輪廓線上各點的坐標值。 在計算時: 在推程階段取（7=,在遠休止階段取（7=,在回程階段取（7= +,在近休止階段取（7= +計算結果見下 表2:(Tsxya0003105027.00462308.821610053.80392305.295234560-96.8536357.098635040-61.844344.492835520-29.7939328.65233600-0.98744309.9984由上表格最右側的數據可知推程階段壓力角滿足

20、條件，故所選基圓正確 用描點法得凸輪的輪廓線如下：圖7-1推桿的位移曲線如下：圖7-2八、減速箱設計減速箱結構簡圖如下：此減速裝置為定軸輪系，動力從齒輪輸入，從齒輪輸出，傳動比為=36故原動力電機轉速n=1440r/min,經過減速箱后輸出轉速為n=40r/min.各齒輪的參數：ZmadhPs1201202018.795062.9508251.2512.252217.53.141.572201202018.795062.9508251.2512.252217.53.141.573801208075.180252.9508251.2512.258277.53.141.57201202018.795062.9508251.2512.252217.53.141.574601206056.385192.9508251.2512.256257.53.141.57201202018.795062.9508251.2512.252217.53.141.575601206056.385192.9508251.2512.256257.53.141.57相互嚙合的齒輪之間的齒距 a如下表:和和和和20mm50mm40mm40mm九、總體設計及其布局：十、實體搭建在設計的最后階段，我們小組到機械實驗室對我們設計的方案進行了實體模型搭建。下面