洗瓶機推瓶機構設計

1、機械設計綜合課程設計說明書洗瓶機推瓶機構設計姓 名： 班 級： 學 號： 指導教師： 設計時間：2015-1-5至2015-1-16 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(jīng)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

2、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)、工作行程等更加平穩(wěn)流暢。 關鍵詞： 洗瓶機, 推瓶機構，凸輪機構，鉸鏈四桿機構 Abstract Bottle washing equipment is mainly used in pharmaceutical, chemical and food industries cleaning before filling. Function push the bottle body mechanism mean

3、s the use of a washing machine will be a smooth process Tuitou bottle fed, in acute back origin, repeated movement. Push bottle principle mechanism is the use of four-bar linkage hinge and cam be combined into a washing machine to push the bottle body and the hinge cam four-bar mechanism itself feat

4、ures to complete a smooth deliver quick return bottles and institutions. After comparative analysis of a number of options to determine the appropriate solution for cam four hinge mechanism, its design parameters. The design of the bottle body push drive system design and selection: First, the main

5、transmission mechanism push the bottle washing machine motor, reducer made design choices, while pushing the bottle body cam - hinged four-bar mechanism conducted a detailed parametric design, make it the law of the state of motion and movement can better achieve their actual work. Finally, by adjus

6、ting the cam profile curve and the four-bar linkage hinge rod length of partial changes push the bottle so that the motion state agencies, such as the working stroke is more stable and smooth. Keywords: washing machine, push the bottle body, cam mechanism, four hinge mechanismKeywords: stamping mach

7、ine; motor; key; gear 目錄一、設計題目5二、工作原理5三、原始數(shù)據(jù)5四、執(zhí)行部分機構方案設計54.1分析執(zhí)行機構的方案 54.2擬定執(zhí)行機構方案74.3執(zhí)行機構運動循環(huán)圖7五、初定電機轉速及傳動裝置方案75.1電機轉速75.2傳動裝置方案7六、執(zhí)行機構尺寸設計及運動分析8七、傳動裝置總體設計9八、減速器的選擇10九、軸的設計與計算11十、設計小結21十一、參考文獻21一、設計題目洗瓶機推瓶機構設計二、工作原理 上圖是洗瓶機有關部件的工作情況示意圖。待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

8、畢時，后一個待洗的瓶子已進入導輥待推。3、 原始設計數(shù)據(jù)和設計要求（1） 瓶子尺寸：大端直徑，長，小端直徑.   （2） 推進距離，推瓶機構應使推頭M以接近均勻的速度推瓶，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(huán)。（3） 按生產率的要求，推程平均速度為，返回平均速度為工作行程三倍。（4） 機構傳力性能良好，結構緊湊，制造方便。四、執(zhí)行部分機構方案設計4.1分析執(zhí)行機構的方案實現(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

9、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(huán)運作持續(xù)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k=3。 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(wěn)，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(xiàn)給定平面軌跡

10、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，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。 方案三：曲柄滑塊機構 此洗瓶機的推頭部分容易實現(xiàn)行程速度系數(shù)比k=3，而且題目要求推頭的推程為600mm，此機構也容易滿足，推桿只要保證在水平面運動，則推頭能很平穩(wěn)地推進瓶子。而且此機構其優(yōu)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

11、分：導輥是給定的，瓶子只能平躺放置，也增加的瓶子的穩(wěn)定性。導輥的運動由定軸齒輪來完成，兩個從動齒輪同向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(zhí)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(yōu)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(zhí)行機構運動循環(huán)圖為了使推瓶機構各運動構件運動協(xié)調配合，我們設計了如下直線式動循環(huán)圖導輥轉動轉動推頭推程回程刷子轉動轉動 曲柄轉動角度 0° 270° 360°五、初定電機轉

12、速及傳動裝置方案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(jīng)推瓶機構所需功率低等原因，經(jīng)濟實惠可選取較小電動機。 經(jīng)查閱資料可知 電機可采用Y系列Y160M1-8電機。其具體參數(shù)如表所示。5.2傳動裝置方案特點壽命應用齒輪傳動承載能力和速度范圍大；傳動比恒定，采用衛(wèi)星傳動可獲得很大傳動比，外廓尺寸小，工作可靠，效率高。制造和安裝精度要求高，精度低時，運轉有噪音；無過載保護作用取決于齒輪材料的接觸和彎曲疲勞強度以及抗膠合與抗磨損能力金屬切削機床、汽車、起重運輸機械、冶金礦山機械以及儀器等蝸桿傳動結構緊湊，單級傳動能得到很大的傳動比；傳動平穩(wěn)，無噪音；可制成自鎖機構；傳動

13、比大、滑動速度低時效率低；中、高速傳動需用昂貴的減磨材料；制造精度要求高，刀具費用貴。制造精確，潤滑良好，壽命較長；低速傳動，磨損顯著金屬切削機床（特別是分度機構）、起重機、冶金礦山機械、焊接轉胎等帶傳動軸間距范圍大，工作平穩(wěn)，噪音小，能緩和沖擊，吸收振動；摩擦型帶傳動有過載保護作用；結構簡單，成本低，安裝要求不高；外廓尺寸較大；摩擦型帶有滑動，不能用于分度鏈；由于帶的摩擦起電，不宜用于易燃易爆的地方；軸和軸承上的作用力很大，帶的壽命較短帶輪直徑大，帶的壽命長。普通V帶 3500-5000h金屬切削機床、鍛壓機床、輸送機、通風機、農業(yè)機械和紡織機械由上述幾種主要的傳動裝置相互比較可知，由于傳動

14、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。六、執(zhí)行機構尺寸設計及運動分析根據(jù)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(shù)比k=3，由公式推出推瓶機構的極位夾角為90°。 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、E之間的總推程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BD=3002424.26mm，所以BC所在的滑桿設計的時候要大于424.26

15、mm.OA與AB的值可任意取但兩者是相等的，只要保證O為一個周轉副即可所以取OA=AB70mm，OB=702=98.99mm。 要求的工作行程的平均速度為45mm/s,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=600/1354.4s,所以推頭在一個來回所用的總時間應為17.7s。由于題目中所要求的速度是接近于勻速，所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/s0.35rad/s=3.34r/min.七、傳動裝置總體設計a)

16、設計簡圖以及說明如圖所示，電動機轉動，經(jīng)由帶傳動，齒輪渦輪蝸桿齒輪傳動0A搖桿轉動。 b)參數(shù)設計 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0.35rad/s。按順序傳動比為2、25、4.8、2. C）機構運動軌跡圖 八、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(jīng)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

17、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12。根據(jù)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-4045ºC,低于0ºC啟動前潤滑油應加熱到5ºC，可正反雙向轉動。QJ型減

18、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公稱中心距acaza2輸入軸端LHnksr重量/kgdzlz236170406388082851821022517232133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，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。9、 軸的設計與計算 1.我設計的軸是A軸1） 各軸的功率P、轉數(shù)n和轉矩TA軸的轉速A軸的功率所以： A軸轉矩：2） 初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2

19、）初步估算軸的最小直徑。選取的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)課本表15-3，取A0=112，于是得dmin1= A0（/ ）1/3=112×（0.127/3.34）1/3=37.66mm3） 1.確定A軸各段直徑和長度從左起第一段，是減速器高速軸與A軸相連接的齒輪，取D1=38，長度L1=41mm。上面鍵的尺寸32mm*10mm*8mm左起第二段，該段裝的是軸承端蓋，那么該段的直徑為D2=45mm，L2=40mm。左起第三段，該段裝的是深溝球軸承、擋油環(huán)和軸套,取D3=50mm，長度取L3= 48mm。左起第四段，該段裝搖桿，該段的直徑為D4=52mm，取L4=32mm。上面鍵是25m

20、m*16mm*10mm。左起第五段，該段為固定齒輪的軸段取D5=59，L5=9mm，D6=50,L7=37mm。 2.A軸的強度校核一、首先計算A軸上齒輪所受的力：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 6010，1軸承到搖桿中心的距離為57mm，2軸承到搖桿中心的距離為54mm.1軸承到齒輪中心的距離為70mm，2軸承到齒輪中心的距離為180mm。（1）在水平方向上： 軸承1：軸承2: 軸承11：軸承22：（2）在豎直方向上： 軸承1：軸承2： 所以故 與方向與原假設方向相反軸承11：軸承22： 所以故 與方向與原假設方向相反所以軸承所受的總支反

21、力為： 三、彎矩、扭矩（1）水平方向上：由軸一上受力得知，在搖桿0處有最大彎矩，（2）在豎直方向上：0點左側所受的彎矩 0點右側所受的彎矩四、計算危險截面彎矩在0點左側截面，合成彎矩為 因為左右兩側相等故危險截面在0點。五、軸強度校核1.進行彎扭強度校核由參考文獻1P362 表15-1查得該軸（40Cr）的許用循環(huán)應力。由于扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取由表查得抗彎截面系數(shù) （d危險截面處的軸頸）由參考文獻1P373 公式15-5得軸所受的應力： 2.按疲勞強度進行精確校核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（1）由參考文獻1P373 表15-4查得抗彎截面系數(shù) 抗

22、扭截面系數(shù)（2)截面0處的扭矩（3）由參考文獻3P142公式5-6得截面上的彎曲應力（4）由參考文獻1P370公式15-1得截面上的扭轉切應力（5）軸的材料為40Cr，調質處理，由參考文獻 1P362表15-1查得，。（6）截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及由參考文獻1P39附表3-2查取。因，經(jīng)差值后可查得，（7）由參考文獻 1P41附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為，。（8）由參考文獻 1P42公式附3-4得有效應力集中系數(shù)為（9）由參考文獻 1P42附圖3-2的尺寸系數(shù)；由參考文獻 1P42附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)。（10）軸按照磨削加工，由參考文獻1P44附圖3-4得表面質量系數(shù)

23、為，軸未經(jīng)表面化學強化處理，即（11）由參考文獻1P25公式3-12及3-12a得綜合系數(shù)為：（12）由參考文獻1P223-1及3-2的內容得碳鋼的特性系數(shù)：（13）由參考文獻1P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系數(shù) 許用安全系數(shù)S=1.51.8，顯然S>S，故危險截面是安全的3.滾動軸承的設計計算1） A軸上軸承的選擇初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，由軸承產品目錄中初步取0基本軸隙組、標準精度即得深溝球軸承6010，其尺寸d×D×B=50mm×80mm×16mm。2） A軸上滾動軸承的選擇及

24、校核計算從網(wǎng)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：8×365×3=8760小時已知：計算當量載荷P1根據(jù)機械設計課本P321表（13-6）取f P=1.5根據(jù)機械設計課本P320（13-8a）式得=fP=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荷>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0基本軸隙組、標準精度即得深溝球軸承6007（A軸），其尺寸d×D&#

25、215;B=35mm×62mm×14mm。4） A軸上滾動軸承的選擇及校核計算已知：計算當量載荷P2根據(jù)機械設計課本P321表（13-6）取f P=1.5根據(jù)機械設計課本P320（13-8a）式得=fP=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荷>8760h預期壽命足夠4.鍵的設計計算1） A軸上鍵的選擇計算齒輪、半聯(lián)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(lián)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

26、b×h=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軸上鍵的校核由機械設計課本式（6-1）p=2T×103/（kld）確定上式中各系數(shù)k1=0.5h1=0.5×8mm=4mmk=0.5h=0.5×10mm=5mml1=L1-b1=70mm-10mm=60mml=L-b=45mm-16mm=29mmd1=32mm，d2=25mmp1=2×103/（k1l1d1）=2×391×103/（4×60×32）=10

27、1.8MPa由機械設計課本表6-2 p=100-120 MPa所以p1p 滿足要求=2TV×103/（k1l2d2）=2×391×103/（5×29×25）=19.8MPap 滿足要求5.齒輪計算5.1按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算1.確定公式內的各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)（2）計算大齒輪傳遞的轉矩N·mm（3）選取齒寬系數(shù)（4）材料的彈性影響系數(shù)M·Pa按齒面硬度查提大齒輪的接觸疲勞強度極限M·Pa（5）接觸疲勞壽命系數(shù)（6）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)是，得M·Pa=5

28、40M·Pa2.計算：（1）試算齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 mm （2）計算圓周速度m/s=0.015m/s計算齒寬mm（3）寬與齒高之比 模數(shù)mm 齒高mm mm（4）計算載荷系數(shù) 根據(jù)V=0.25m/s，7級精度，查得動載荷系數(shù)直齒輪，假設N/mm,查得，查得使用系數(shù)齒輪相對而言支承非對稱布置時由查得故載荷系數(shù)（5）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的公度圓直徑得 mm（6）計算模數(shù)mm5.2按齒根彎曲強度設計1.確定公式內的各計算數(shù)值 彎曲強度的設計公式為2.確定公式內的各計算數(shù)值(1) 齒輪的彎曲疲勞強度極限M·Pa(2) 彎曲疲勞系數(shù)(3) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù),得 M·Pa=M·Pa(4) 計算載荷系數(shù)(5) 齒形系數(shù)(6) 應力校正系數(shù)(7) 計算齒輪的 所以適合。10、 設計小結 兩周的課程設計終于結束了，最為大學生涯中的最后一次課程設計，雖然時間不是很長，但每天都過得很緊張，總是感覺兩周的時間太短了，根本做不完。但到了這最后的時刻，終于到了我們驗收成果的時候了。在這次課程設計過程中我們學到了不少東西，得到很多的鍛煉。這次課程設計不僅讓我們學會了