1、0机 械原 理设 计 说 明 书洗瓶机起止日期： 2015 年 5 月 21 日 至 2015 年 5 月 28 日学 生 姓 名班 级学 号成 绩指 导 教 师 刘 杨机械与电子工程（系）2015 年 5 月 27 日目 录1设计任务书 3 第 1 章 工作原理和工艺动作分解 4第 2 章 根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图 5第 3 章 执行机构选型 6第 4 章 机械运动方案的选择和评定 8第 5 章 机械传动系统的速比变速机构 10第 6 章 机构运动简图12第 7 章 洗瓶机构的尺度设计14第 8 章 洗瓶机构速度与加速度分析 22第 9 章 设计总结 25第 10 章 参考资料
2、26课程设计任务书22014 2015 学年第 2 学期机械与电子工程 学院（系、部） 专业 班级课程名称： 机械原理课程设计 设计题目： 洗瓶机 完成期限：自 2015 年 5 月 21 日至 2015 年 5 月 28 日共 1 周内容及任务一、设计的任务与主要技术参数将瓶子推入同时转动的导辊上，导辊带动瓶子旋转，推动瓶子沿导辊前进，转动的刷子就可以将瓶子刷干净。其工艺过程是：(1) 将到位的瓶子沿着导辊推动；(2) 瓶子推动过程利用导辊转动将瓶子转动；(3) 作为清洗工具的刷子的转动；其余设计参数是： （1） 瓶 子尺寸 大端直径d=80mm , 长l=200mm ；（2） 推进距离 L
3、=600mm ；推瓶机 构应使推头以接近均匀的速度 推瓶，平稳地接触和脱离瓶子， 然后推头快速返回原位，准备进入第二个工作循环。（3）按生产率的要求，退成平均速度 v=45mm/s，返回时的平均速度为工作形成平均速度的 3 倍。（4） 、电动机转速为 1440 r/min。（5） 、急回系数 3。二、设计工作量要求：对设计任务课题进行工作原理和工艺动作分解，根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图，进行执行机构选型，构思该机械运动方案，并进行的选择和评定，确定机械运动的总体方案，根据任务书中的技术参数，确定该机械传动系统的速比，作出机构运动简图，对相关执行机构的具体尺度进行分析与设计。要求有设计说
4、明书一份，相关图纸一至两张。起止日期 工作内容6.4-6.5 构思该机械运动方案6.6.-6.7 运动分析及作图进度安排 6.8 整理说明书参考资料1 朱理机械原理 北京：高等教育出版社，2008：15-2002 邹慧君机械原理课程设计 北京：高等教育出版社，2009：15-2503指 导 教 师 ： 2015 年 5 月 27 日第 1 章 工艺动作分解和工作原理1、根据任务书的要求，该机械的应有的工艺过程及运动形式为：(1) 需将瓶子推入导辊上，推头的运动轨迹如图 1-1 所示。图 1-1 推瓶机构的推头轨迹图(2) 导辊的转动带动瓶的转动，其运动简图如图 1-2 所示。图 1-2 导辊的
5、转动带动瓶的转动(3) 刷子的转动。其转动形式大致如图 1-3 所示。图 1-3 刷子的转动（4）传送带的传动带动瓶子。其运动形式大致如图 1-4 所示。图 1-4 瓶子的运动4第 2 章.根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图拟定运动循环图的目的是确定各机构执行构件动作的先后顺序、相位，以利于设计、装配和调试。3 推头的设计要求，推头在长为 600mm 的工作行程中，作速度为 45mm/s 的匀速直线运动，在工作段前后有平均速度为135mm/s 的变速运动，回程时具有 k=3 的急回特性。其总体的循环图如 2-1 所示。进瓶机构 匀速旋转洗瓶机构（刷子）匀速旋转导辊机构360推瓶机构（推头 M
6、）270 90图 21 各机构的循环图5第 3 章.执行机构选型由上述分析可知，洗瓶机机构有三个运动：一为实现推动瓶子到导辊机构上的推瓶机构，二为实现清洗瓶子的刷子的旋转机构；三是实现带动瓶子旋转的导辊机构。此外，当各机构按运动循环图确定的相位关系安装以后应能作适当的调整，故在机构之间还需设置能调整相位的环节(也可能是机构)。主加压机构设计过程：实现推瓶机构的基本运动功能：1)推头的行程是 600mm，速度是 45mm/s。所以推程的时间就是 13.3s，回程的速度是推程速度的 3 倍，就是 135mm/s，时间就是 4.4s。以电动机作为原动力，则推瓶机构应有运动缩小的功能2)因推瓶是往复运
7、动，故机构要有运动交替的功能3)原动机的输出运动是转动，推头的运动是直移运动，所以机构要有运动转换的功能取上述三种必须具备的功能来组成机构方案。若每一功能仅由一类基本机构来实现，如图 3-1 所示，可组合成 3*3*327 种方案。图 3-1 各个机构的功能- 技术矩阵图6按给定的条件，尽量使机构简单等等要求来选择方案。所以可以得出以下三种机构的见图图 3-2 机构的方案7第 4 章.机械运动方案的选择和评定根据第三章的分析，可以选出如下图 3-2 所示的三种方案作为评选方案。方案一 摇杆机构方案二 连杆机构8方案三 凸轮铰链四杆机构图 4-1 推瓶机构的方案构思图图 3-2 所示的推瓶运动机
8、构方案中的优缺点方案一：方案一的结构简单，成本低。但组合机构行程过长，生产效率较低不能满足要求。方案二：结构合理但运动轨迹不能满足要求，而且计算量要求过于复杂，精确度不高。方案三：（最终采纳方案）凸轮设计合理，行程满足设计要求，生产效率满足，偏差小，故采纳此设计方案。也只有方案三采用了凸轮机构如图 4-1 所示。图 4-2 凸轮-铰链四杆机构9第 5 章.机械传动系统的速比和变速机构总传动比计算：I 总=1440/3=480r/min （5-1）第一级为蜗 轮蜗杆，选取传动比为 80.第二级为齿轮减速，传动比为 3.第三级为锥齿轮传动，传动比为 2。按照设计要求，每分钟要求清洗三个瓶子，所以在
9、凸轮机构中分配轴 2的转速为 3r/min，选取额定转速为 1440r/min 的电动机，总传动比 I 总=1440/3=480r/min，传动系统采用 3 级减速机构，第一级为蜗轮蜗杆，选取传动比为 80.第二级为齿轮减速，传动比为 3.第三级为锥齿轮传动，传动比为 2。具体计算如下： VR80W14.9图 5-2 机械传动系统设计根据急回系数及工作行程设计了如图 5-1、5-2 机构所示，分析其速度。设已知行程 ，急回系数为 ，回程时间为 ，生产率为 个每分则工作行程时间SKtn为 ，加工一个工件的平均速度为 ， ， ，3.5t T60(1)TKtt。推程速度 ，而 ，其中 为曲柄的固定铰
10、至行程中点的1TKSVtRW距离进而求出曲柄角速度 。又因为 ，所以曲柄转速260nf。6032Wn根据以上分析计算得到参数如下表 5-3 的参数列表。从带轮 1 传动到锥齿轮 8 的传动比 ，其中 为所设计的行星2418130.aerziiaei轮系的传动比， ， ，分别为带轮 1 和 2 的半径。1r2， ， 分别为啮合齿轮 3,4 的齿数， ， 分别为带轮 5,6245113608zi4z 5r610的半径。综合考虑，齿数分配如下：，其中 为渐开线齿轮行星传动比，2418130.aerziiaeii18=1440/3=300/150*600/30*120=480；138 24511360
11、0184rzi表 5-3 各参数列表项目 值电机转速（r/min) 1440推程位移(mm) 600生产率(个/min) 3平均每个耗时(s) 20急回系数 K 3推程用时(s) 13.3推程平均速度(mm/s) 45曲柄铰至中点距离(mm) 104.9曲柄转速(r/min) 4.879208154总传动比 480.13 根据以上分析，设计了如图 5-4 所示的传动机构：从电动机传出的动力经过带轮 1、2 减速，传给一对渐开线圆柱齿轮 3、4 第二次减速，从齿轮 4 传出的动力开始分支：一部分传给带轮 5、6 进一步减速输送给毛刷传动齿轮，各毛刷的转速大小一致，另一部分由于速度仍然比较大，选用
12、 3K 型的 NGWN 型渐开线行星轮系进一步减速。最终速度减为所需速度，直接由 8 处的动力带动曲柄摇杆机构的曲柄转动。并且，通过一对圆锥齿轮将速度变向，传递给两个导辊，其间的传动比都为 1。如此，整个洗瓶机的传动机构设计便完成了。详见图 5-4所示。11图 5-4第 6 章.洗瓶机的机构运动简图综合本组党飞、林尚旗同学的机构选型，做出洗瓶机的总体机构运动简图，如图 6-1 所示图 6-1 洗瓶机的总体机构运动简图方案说明首先动力从电动机输出，因为需要的速度不是很高，所以要经过减速箱减速，再经过带传动传给齿轮 1，齿轮一又传给齿轮 2 带动轴旋转。导辊传动：由齿轮 3 带动齿轮 4 使外面一
13、根导辊转动；再由齿轮 4 带动齿轮 5，齿轮 5 又带动齿轮 6 使里面那根导辊转动。因为齿轮 4 和齿轮 6大小一样，齿轮 5 主要是保证两导辊转向一致，这样既保证速度一样，也保证了旋转方向一样。12进瓶机构传动：进瓶机构借助齿轮 4 带动齿轮 7，又由齿轮 7 带动的轴旋转，再由轴带动蜗轮蜗杆 B，然后蜗轮蜗杆 B 带动齿轮 9，再由齿轮 9 带动间歇机构槽轮完成瓶子的输进。洗瓶机构传动：洗瓶机构是通过齿轮 6 带动齿轮 8，齿轮 8 带动轴转动，再由轴带动蜗轮蜗杆 C，然后再通过蜗轮 10 传给齿轮 13，而齿轮 13 通过左右各一个小齿轮（齿轮 12 和齿轮 14）传给同尺寸的齿轮 1
14、1 和齿轮 15，这样也保证了它们三个齿轮（齿轮 11、齿轮 13 和齿轮 15）转向、转速相同。三个齿轮又把动力传给刷子，通过三个外刷子的旋转来清洗瓶子的外表面。推瓶机构传动：由蜗轮蜗杆 A 带动齿轮 16，再由齿轮 16 传给凸轮的齿轮，再由凸轮的齿轮带动凸轮-铰链四杆机构来实现推瓶机构往复运动。第 7 章机构的尺度设计推瓶机构中凸轮铰链四杆机构方案如 7-1 所示，铰链四杆机构的连杆 2 上点 M 走近似于所要求的轨迹， M 点的速度由等速转动的凸轮通过构件 3 的变速转动来控制。由于此方案的曲柄 1是从动件，所以要注意度过死点的措施。13图 7-1 凸轮铰链四杆机构的方案一、凸轮的基本
15、参数1. 凸轮的压力角表达式：2. 凸轮基圆半径的确定图示凸轮机构中，导路位于右侧。运动规律确定之后，凸轮机构的压力角 与基圆半径 r0 直接相关。 P 点为相对瞬心OP= v/= ds/dt / d/dt =ds/d由BCP 得:tg=(OP-e)/BC =(ds/d-e)/(s0+s)其中： s 0=(r2o-e2)1/23. 基圆半径受到以下三方面的限制： 基圆半径 rb 应大于凸轮轴的半径 rs； 应使机构的最大压力角 max 小于或等于许用压力角； 应使凸轮实际廓线的最小曲率半径大于许用值，即 smin s。4. 滚子半径的确定14工程上：最小曲率半径的许用值s（一般 3-5mm）二
16、、凸轮机构的组成1. 凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件。凸轮通常作等速转动，但也有作往复摆动或移动的。推杆是被凸轮直接推动的构件。因为在凸轮机构中推杆多是从动件，故又常称其为从动件。凸轮机构就是由凸轮、推杆和机架三个主要构件所组成的高副机构。2. 凸轮机构中的作用力 直动尖顶推杆盘形凸轮机构在考虑摩擦时，其凸轮对推杆的作用力 F 和推杆所受的载荷( 包括推杆的自重和弹簧压力等) G 的关系为F = G /cos(+1) - (l+2b/l)sin(+1)tan23. 凸轮机构的压力角 推杆所受正压力的方向(沿凸轮廓线在接触点的法线方向)与推杆上作用点的速度方向之间所夹之锐角，称为凸轮机构在图
17、示位置的压力角，用 表示在凸轮机构中，压力角 是影响凸轮机构受力情况的一个重要参数。在其他条件相同的情况下，压力角 愈大，则分母越小，作用力 F 将愈大；如果压力角大到使作用力将增至无穷大时，机构将发生自锁，而此时的压力角特称为临界压力角 c ，即 carctan1/(1+2b/l)tan2- 1为保证凸轮机构能正常运转，应使其最大压力角 max 小于临界压力角 c 。在生产实际中，为了提高机构的效率、改善其受力情况，通常规定凸轮机构的最大压力角 max 应小于某一许用压力角 。其值一般为：推程对摆动推杆取 3545 ；回程时通常取 7080。其中凸轮设计原理如图 7-2。minsr15图 7
18、-2 凸轮设计原理4.根据以上设计内容确定出凸轮设计曲线图如线图（图 7-3）所示。图 7-3 凸轮设计曲线图凸轮的轮廓主要尺寸是根据四杆机构推头所要达到的工作行程和推头工作速度来确定的，初步定基圆半径 r0=50m，沟槽宽 20mm，凸轮厚 25mm, 孔r=15mm ,滚子半径 rr=10mm。凸轮的理论轮廓曲线的坐标公式为：， （A）sin0rxcos0ry5.求凸轮理论轮廓曲线：a)推程阶段 01=216=1.2= 2/si/01011hs 2/4sin/1h2.,b）远休阶段 = 7.5 3605/2s5/,0216c)回程阶段 72035/ 31hs0503403/6/1hh82/
19、275/2,d) 近休阶段 = 6054s/,4e)推程段的压力角和回程段的压力角srd0/actn将以上各相应值代入式（A）计算理论轮廓曲线上各点的坐标值。在计算中时应注意：在推程阶段取 ，在远休阶段取 ，在回程阶段取1201，在近休阶段取 。3021 40320根据推瓶机构原理，推瓶机构所需达到的工作要求来设计凸轮，凸轮的基本尺寸在近休时尺寸为 50mm,达到最远距离是尺寸为 180.9mm。6. 求工作轮廓曲线：有公式的 cosrxsinry其中： 22/sinddyxxcoy1推程阶段 .21,0101cossin/ rddxx 1011cossin4co2rh=101inco/sy
20、1011in2远休阶段 5/，20/cos/ rdxiny3回程阶段 5/2, 303cossirddsx17 3035434332 cossin/7290/860/810 rhhh 3035423 ins/dy4 近休阶段 5,40/cos/ rx 40/sin/ rdy计算结果可以得凸轮工作轮廓曲线个点的坐标见下表 7-1：表 7-1 x y x y05103503553600.04.3598.705-8.682-4.3580.050.049.82649.37049.24649.81050.00.03.6027.409-6.946-3.4860.0 40.039.85539.45539.3
21、9239.84740.0三、铰链四杆机构尺寸设计铰链四杆机构按照给定的急回要求设计，利用解析法求解此类问题时，主要利用机构在极为是的特性。又已知的行程速比系数 K 和摇杆摆角 =69 度，在由图 7-4 查的最小传动角的最大值 maxmin 及 的大小在计算各杆的长度。18图 7-4 摇杆摆角 的变化查表可知 maxmin=45， =75 则：=180（ K-1）/（K+1）=90 ， a/d=sin( /2)sin( /2+)/cos( /2- /2) b/d= sin( /2)sin( /2+)/sin( /2- /2) ， (c/d)=(a/d+b/d)+1-2(a/d+b/d)cos选
22、定机架长度 d 就可以确定其他各干长度。根据推瓶的行程来确定各杆的长度及摆角大小，摇杆所转的角度 =69 度，行程速比系数 K=3。得 L1=477.64mm L2=290.22mm L3=577.3mm L3a=229.3mm L4=500mm L4a=200mm19图 7-5 铰链四杆机构解析连杆机构中的运动副一般均为低副。其运动元素为面接触，压力较小，承载能力较大，润滑较好，磨损小，加工制造容易，且连杆机构中的低副一般是几何封闭。能很好的保证工作可靠性。对于四杆机构来说，当其铰链中心位置确定后，各杆的长度也就确定了，用作图法进行设计，就是利用各铰链之间的相对运动的几何关系，通过作图法确定
23、各铰链的位置，从而得出各杆的长度。图解法的优点是直观，简单，快捷，对三个设计位置下的设计十分方便，其设计精度也能满足工作要求。根据第 3章四杆机构的尺寸来设计铰链四杆机构。连杆材料为 45#钢调制处理，杆粗为 20mm，根据各干长度尺寸现用 CAD软件绘制连杆机构图如下，这三幅图分别为连杆滑块在凸轮上转到近休时连杆机构的位置（图 7-6 所示, 连杆滑块转到凸轮远休时连杆机构的位置（图 7-7）所示。图 7-6 20图 7-7凸轮铰链四杆机构组合运动图图 7-8 是通过连杆在凸轮上的滚子推动连杆，铰链四杆机构的摆杆 2 运动到了任意位置的各杆的位置关系图。图 7-8 凸轮- 铰链四杆机构的位置
24、关系图速度分析如图 7-9 所示有 212BPV21LLPP1323231(顺)2313Ve= *GE* 3 = 45mm/s L得 3= 7.810-2 rad/s Vb= *HB* 3 = 38.7mm/s 图7-9 瞬心法速度分析 3124GPV LLPP42141432（逆）24134图 7-10 图解法速度分析加速度矢量图如图 7-11 所示 由 Ve =45mm/s 近似匀速运动， 但是 不为 0，所以存在角加速度 3ac = *LpaCB= * b2=a tCB/lBC= * / lBCLcn2 3 =atc/lCD= * / lCD3图 7-11 图解法加速度分析22第 8 章
25、,推瓶机构速度与加速度分析洗瓶机推头的速度曲线及说明：速度曲线如图所示：在推头开始运动的一段时间时，速度略有上升，在推头推进的途中，推头的速度基本保持匀速运动，稍微有点波动，可能就是因为我门的推头结构不紧凑和不够完善而造成的。在推头运动 13.3s 前进到极位时，推头的速度急速上升，上升到前进速度的3 倍，然后再运动 4.4 秒后到达开始位置，速度下降到零，然后进入下一个周期。从速度图来看，我们的机构基本达到了预期的效果，但可能在机构造型是有些零件尺寸不是特别精确而影响了运动结果。加速度曲线及说明：23下图为此机构的加速度仿真曲线。从图中可以看出，在机构开始运动时，推头是有加速度的，这必然会对
26、刚放上来的瓶子有冲击，所以我们在放瓶子的时候就应避开这个时后让放瓶子的位置离推头的初始位置一段距离，这样瓶子就会避免冲击了。在加速度第一次到达零之后，基本保持不变，略微有所波动，基本达到了题目要求的推头推出速度为匀速的 ，然后在推到极位后，加速度急速上sm45升又急速下降。但有一个不太明白为什么加速度有两次上升两次下降才进行下一个周期。位移曲线及说明：可能是在模拟时推头不是从坐极限位置开始运动，所以在曲线开始的时候有所下降，推头的起始位置是从位移为零之后，在推头前进的途中，位移曲线的斜率基本保持不变，略微有所波动，有一次说明在推头前进时速度是匀速的。在回程的时候，曲线的斜率也基本保持不变，位移
27、为一条直线，这也说明回程时推头基本以 3 倍推出速度急回24凸轮机构的运动循环图如图 2-1 所示。位移图 速度图加速度图 位移、速度、加速度线图图 2-1 凸轮机构运动的规律25第 9 章设计总结紧张而有辛苦的七天的课程设计结束了当我快要完成老师下达给我的任务的时候，我仿佛经过一次翻山越岭，登上了高山之颠，课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程 “千里之行始于足下” ，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。通过此次课程设计，
28、我学到了很多理论课上无法得到的收获。以前原理课上只知道什么构件可以实现什么运动，而通过此次课程设计，在老师的指导下我们知道什么样的能力干什么样的活，不要大才小用，杀鸡用宰牛刀。这既是一种浪费增加了机器的成本，也是对设计的不负责任。 这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练短短五天的课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，今后需要继续努力。作为机械系的学生，我觉得类似的课程设计是十分有意义的，而且是十分必要的。布局的合理性以及产品的经济效益更是我们在今后设计课程中所要关注的。在思维能力，动手能力加强的同时，我们团队合作精神又得到了进一步的加强。所以，在今后的学习中,一定要戒骄戒躁,态度端正,虚心认真.要永远的记住一句话:态度决定一切.26第 10 章.参考资料（1）朱理. 机械原理. 第二版. 北京. 高等教育出版社，2010.4.（2）濮良贵，纪名刚. 机械设计. 8 版. 北京. 高等教育出版社，2006.5.（3）裘建新， 机械原理课程设计指导书（4）申永胜， 机械原理教程（5）孙桓、陈作摸主编， 机械原理（第六版）（6）邹慧君,张青. 机械原理课程设计.第二版. 北京. 高等教育出版社，2010.6. 27
