機械原理課程設計-推瓶機

1、目 錄一、設計題目11、設計題目2、原始數(shù)據(jù)及設計要求3、設計任務二、運動方案設計2 1、工作原理和工藝動作分解2、機械執(zhí)行機構的選擇和評定3、根據(jù)工藝動作和協(xié)調(diào)要求擬定運動循環(huán)圖4、機械傳動系統(tǒng)的設計選擇和評定三、執(zhí)行機構尺寸設計 111、執(zhí)行機構各部分尺寸設計2、機構運動簡圖四、參考資料16五、設計總結1716一設計題目1、設計題目五：推瓶機2、原始數(shù)據(jù)及設計要求: 1）瓶子尺寸：大端直徑d=80mm，長200mm。2）推進距離：600mm。3）推程時速度要求為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。 3、設計任務1）本題設計

2、的時間為3周；2）根據(jù)功能要求，確定工作原理和工藝動作分解；3）執(zhí)行機構選型與設計：構思出至少3種運動方案，并在說明書中畫出運動方案草圖，經(jīng)對所有運動方案進行分析比較后，選擇其中你認為比較好的方案進行詳細設計；4）對選擇的方案畫出機構運動循環(huán)圖；5）機械傳動系統(tǒng)的設計；6）對選擇的方案執(zhí)行機構進行尺寸設計；7）在2號圖紙上畫出最終方案的機構運動簡圖；8）編寫設計說明書，附源程序和計算結果。二、運動方案設計1、工作原理和工藝動作分解1.1推瓶機構的功能原理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L往返運動的推頭，同時推頭在工作過程中要勻速，回程

3、時要快速，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。1.2推瓶機構的工作原理我們對機器的認識理論上是對其功能原理的了解，但實際的生活生產(chǎn)中，對機器的認識最本質(zhì)上還是對其工作原理上的了解。接下來我們要分析一下洗瓶機的工作原理：洗瓶機是由推瓶機構、導輥機構和轉刷機構共同來完成它的工作的。根據(jù)上面洗瓶機工作情況示意圖，首先是由推瓶機構以均勻的速度將瓶子推上工作臺（導輥），推頭的往復運動使瓶子一個一個不間

4、斷的送上工作臺進行清洗工作，由于瓶子是從靜止到具有一定的速度，推頭和瓶子之間必然存在著一定的沖擊，所以就要考慮推頭的材料不能是剛性材料，要用具有一定韌性的塑性材料以保證在工作過程中不至于將瓶子碰碎。第二，瓶子送到工作臺的同時導輥已經(jīng)進入了旋轉的狀態(tài)并且噴水機構也開始對瓶子進行噴水，使瓶子隨著導輥的旋轉進行圓周運動，安裝在導輥上面旋轉的轉刷能夠將瓶子的四周都能夠清洗干凈。根據(jù)設計要求，推頭M可走圖1-1所示軌跡，而且在l=600mm工作行程中作勻速運動，在其前后作變速運動，回程時有急回運動特性。對這種運動要求。通常，要用若干個基本機構組合成的組合機構，各司其職，協(xié)調(diào)動作，才能實現(xiàn)。在選擇機構時，

5、一般先考慮選擇滿足軌跡要求的機構(基礎機構)，而沿軌跡運動時的速度要求，則往往通過改變基礎機構主動件的運動速度來滿足。圖1-1工作行程示意圖1.3工藝動作分解當按機械的運動要求或工藝動作初步設計出機構系統(tǒng)運動方案示意圖后，還不能充分反映出機構系統(tǒng)中各個執(zhí)行構件間的相互協(xié)調(diào)配合的運動關系。 在大多數(shù)機械中，各執(zhí)行機構往往作周期性的運動，機構中的執(zhí)行構件在經(jīng)過一定時間間隔后，其位移、速度、加速度等運動參數(shù)的數(shù)值呈現(xiàn)出周期性重復。2、機械執(zhí)行機構的選擇和評定2.1機械執(zhí)行機構的選擇運動規(guī)律設計得不同，綜合出的機構也就完全不同，這是容易理解的。但是不同的機構卻可以實現(xiàn)同一運動規(guī)律，滿足同樣的使用要求，

6、因此就需要從各種運動性能來評價這些機構，以便從中選擇一個最優(yōu)的機構。根據(jù)上訴的推瓶機構的運動規(guī)律，對這種運動要求，若用單一的常用機構是不容易實現(xiàn)的，通常要把若干個基本機構組合，起來，設計組合機構。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（基礎機構），而沿軌跡運動時的速度要求，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。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如圖2-1所示，鉸鏈四桿機構的連桿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

7、以要注意度過死點的措施。 圖2-1凸輪鉸鏈四桿機構的方案2.五桿組合機構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2-2 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)。 (a) (b) (c) (d) 圖2-2 五桿組合機構的方案3.凸輪-全移動副四桿機構圖2-3 所示全移動副四桿機構是兩自由度機構，構件2上

8、的M點可精確再現(xiàn)給定的軌跡，構件2的運動速度和急回特征由凸輪控制。這個機構方案的缺點是因水平方向軌跡太長，造成凸輪機構從動件的行程過大，而使相應凸輪尺寸過大。 圖2-3 凸輪-全移動副四連桿機構的方案2.2方案的評定和最終選擇根據(jù)上節(jié)所給出的三種設計方案，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(diào)試而且從經(jīng)濟性角度來看，也很合適。其中凸輪軸能很好協(xié)調(diào)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(chǎn)生誤差，累

9、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。最后凸輪-全移動副四連桿機構的方案是兩自由度機構，構件2上的M點可精確再現(xiàn)給定的軌跡，構件2的運動速度和急回特征由凸輪控制。這個機構方案的缺點是因水平方向軌跡太長，造成凸輪機構從動件的行程過大，而使相應凸輪尺寸過大，不符合實際要求，空間過大。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2-4所示圖2

10、-43、運動循環(huán)圖用來描述機構系統(tǒng)在一個工作循環(huán)中各執(zhí)行構件運動間相互協(xié)調(diào)配合的示意圖稱為機構系統(tǒng)運動循環(huán)圖，簡稱運動循環(huán)圖，又稱工作循環(huán)圖。凸輪旋轉角度0°- 216°216°- 252°252°- 324°324°- 360°滾子運動狀態(tài)升程遠休止回程進休止推頭運動狀態(tài)工退靜止工進靜止工作過程返回準備推瓶準備4、機械傳動系統(tǒng)的設計選擇和評定4.1主要傳動系統(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

11、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析，根據(jù)上面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)。4.2運動及動力參數(shù)的計算和設計（1）電動機構造簡單、工作可靠、控制簡便、維護容易，一般生產(chǎn)機械上大多采用電動機驅動。電動機已經(jīng)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

12、尺寸）和載荷特點（性質(zhì)、大小、啟動性能和過載情況）來選擇。工業(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(chǎn)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。（2） 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(jīng)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

13、的損壞；容量過大則電動機的價格高，能量不能充分利用，經(jīng)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PedPd，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Pw Pw3.4kW2)電動機的輸出功率PdPw/0.904Pd3.76kW3)根據(jù)電動機所需額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。4).計

14、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:inm/nwnm =960nw4.5i213.33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i1i2。因為i25.14，取i25，i1i2 =5；速度偏差為0.5%<5%，所以可行。各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩項 目電動機軸大帶輪中間軸II低速軸III凸輪軸轉速（r/min）9604809619.24.5功率（kW）43.963.843.723.61轉矩（N·m）39.889.4191925.21850.45傳

15、動比12557.8效率10.990.970.97 0.964.3皮帶輪的選擇與設計根據(jù)上面確定的電動機功率，根據(jù)要求選擇和設計皮帶輪所得計算結果如下表所示：傳動比2無帶型A無小帶輪基準直徑112.00毫米（mm）大帶輪基準直徑224.00毫米（mm）帶長1250毫米（mm）實際軸間距357.19毫米（mm）小帶輪包角162.03度V帶的根數(shù)4無帶輪寬度65.00毫米（mm）單根V帶的預緊力165.62牛頓（N）作用在軸上的力1167.37牛頓（N）設計普通V帶輪輪緣參數(shù)帶輪結構形式無實心輪無輻板厚度無無無槽型無A無基準線上槽深Hamin2.8毫米（mm）基準線下槽深Hfmin 8.7毫米（mm

16、）槽間距e15.0毫米（mm）槽間距下偏差無0.3毫米（mm）槽間距上偏差 f-0.3毫米（mm）第一槽對稱面至端面的距離無10.0毫米（mm）第一槽對稱面至端面的距離的上偏差無2.0毫米（mm）第一槽對稱面至端面的距離的下偏差-1.0毫米（mm）基準寬度bp11.0毫米（mm）4.4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(chǎn)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。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-4045ºC,低于0ºC啟動前潤滑油應加熱到5ºC，可正反雙向轉動。Q

18、J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。三、執(zhí)行機構尺寸設計1、執(zhí)行機構各部分尺寸設計1.1凸輪的設計1.1.1凸輪基本參數(shù)設計（1）凸輪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

19、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 /cos(+1) - (l+2b/l)sin(+1)tan2（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，用表示在凸輪機構中，壓力角是影響凸輪機構受力情況的一個重要參

20、數(shù)。在其他條件相同的情況下，壓力角愈大，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(fā)生自鎖，而此時的壓力角特稱為臨界壓力角c ，即carctan1/(1+2b/l)tan2- 1為保證凸輪機構能正常運轉，應使其最大壓力角max小于臨界壓力角c 。在生產(chǎn)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max應小于某一許用壓力角。其值一般為：推程對擺動推桿取 35º45º ；回程時通常取 70º80º。（4）根據(jù)以上設計內(nèi)容確定出凸輪設計曲線圖如線圖（圖3-1）所示。 圖3-1凸輪設計曲線圖凸輪的輪廓

21、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=50m，溝槽寬20mm，凸輪厚25mm, 孔r=15mm ,滾子半徑rr=10mm。 凸輪的理論輪廓曲線的坐標公式為： ， （A）（5）求凸輪理論輪廓曲線： a)推程階段 01=216º=1.2 = b）遠休階段 º= 7.5 c)回程階段 º ³³ d) 近休階段 º= e)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，在遠休階段取，在回程階段取，在近休階段取。計算結果見

22、表3-1。.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 其中： a) 推程階段 =b) 遠休階段 c) 回程階段 d) 近休階段 計算結果可以得凸輪工作輪廓曲線個點的坐標見下表3-1： 表3-1 x y 0º 5º 10º 350º 355º 360º0.04.3598.705-8.682-4.3580.050.049.82649.37049.24649.81050.0 0.0 3.602 7.409-6.946-3

23、.4860.0 40.0 39.855 39.45539.39239.847 40.01.2鉸鏈四桿機構的設計 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，主要利用機構在極位的特性。又已知的行程速比系數(shù)K和搖桿擺角=69度，在查圖的最小傳動角的最大值maxmin及的大小在計算各桿的長度。查表可知maxmin=45º，=75º則： =180º（K-1）/（K+1）=90ºa/d=sin(/2)sin(/2+)/cos(/2-/2)b/d= sin(/2)sin(/2+)/sin(/2- /2)(c/d)²=(a/d+b/d)²+1-2(a/d+b/d)cos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=290.2