洗瓶机机械原理课程设计新.docx
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洗瓶机机械原理课程设计新
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洗瓶机机械原理课程设计新
洗瓶机推平机构的改进设计
学校：
专业:
机械设计制造及其自动化
班级：
学号：
姓名：
指导教师：
2012年6月10日
1.设计的课题…………………………………………3
2.设计的目的…………………………………………3
3.设计的原理…………………………………………3
4.设计要求及任务……………………………………4
5.参数的选择…………………………………………5
6.方案设计及分析……………………………………5
7.方案的确定及其分析………………………………8
8.变速箱的设计………………………………………15
9.总体设计及其布局…………………………………16
10.实体搭建…………………………………………17
11.总结………………………………………………18
12.参考文献……………………………………………19
一、设计的课题：
推瓶机构的改进设计：
优点——洗瓶机由凸轮机构和四杆机构协调运动完成，这种组合可以很好的对推头进行控制，不仅结构简单，体积小，安装后便于调试而且从经济的角度来看也很节省材料。
其中凸轮轴能很好的协调推头的运动且工作平稳。
缺点——四杆机构的低副间存在间隙，杆较多，容易产生误差，累积误差较大，不能实现精确运动。
冲击震动较大，一般适用于低速场合。
以上优点是我们要保持的方面，缺点就是我们本次设计所要改进的。
二、设计的目的：
（1）使学生初步了解机械设计的全过程，得到根据功能需要拟定机动方案的训练，初步具备的机构选型、组合和确定运动方案的能力；
（2）以机械系统运动方案设计为切入点，把机械原理课程各章的理论和方法融会贯通起来，进一步巩固和加深所学的理论知识；
（3）使学生掌握机械运动方案设计的内容，方法，步骤，并对动力分析与设计有一个较完整的概念；
（4）进一步提高学生运算，绘图以及运用计算机和技术资料的能力；
（5）通过编写说明书，培养学生表达，归纳，总结的能力；
（6）培养学生综合运用所学知识，理论联系实际，独立思考与分析问题的能力和创新能力。
（7）进一步巩固和加深所学的基本理论、基本概念和基本知识，培养学生分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力，使学生熟悉机械系统设计的步骤及方法，其中包括选型、运动方案的确定、运动学和动力学的分析和整体设计等，并进一步提高计算、分析，计算机辅助设计、绘图以及查阅和使用文献的综合能力
三、工作原理：
图1
如图所示，洗瓶机有关部件的工作示意图。
洗瓶机主要有推瓶机构、导辊机构、转刷机构组成。
如图所示，待洗的瓶子放在两个同向转动的导辊上，导辊带动瓶子旋转。
当推头M把瓶子向前推进时，转动着的刷子就把瓶子外面洗净。
当前一个瓶子将洗涮完毕时后一个待洗的瓶子已经送入导辊待推。
四、设计要求及任务：
表1洗瓶机的技术要求
方案号
瓶子尺寸（直径x长）
（mm,mm）
工作行程（mm）
生产率/（个/min）
急回系数
K
电动机转速/（r/min）
A
φ100x200
600
15
3
1440
B
φ80x180
500
16
3.2
1440
C
φ60x150
420
18
3.5
960
（1）设计要求：
1.设计的推瓶机构应是推头M接近匀速推瓶，平稳地接触和脱离瓶子，然后推头快速返回原位，准备第二个工作循环，
2.根据设计要求，推头M可走图2所示轨迹，而且推头M在工作行程中应近似作匀速直线运动，回程时有急回特性。
图2
对这种运动要求，若用单一的常用机构是不容易实现的，通常要把若干个基本机构组合起来，设计组合机构。
（2）设计任务：
1.洗瓶机应包括齿轮、平面连杆机构等常用机构或组合机构。
应确定两种以上的方案，经分析比较后选定一种进行设计。
2.设计传动系统并确定其传动比分配。
3.绘制机器的机构运动方案简图和运动循环图。
4.设计组合机构实现运动要求，并对从动杆进行运动分析。
也可以设计平面连杆机构以实现运动轨迹，并对平面连杆机构进行运动分析。
绘出运动线图。
5.其他机构的设计计算。
6.编写设计计算说明书。
7.可进一步完成：
洗瓶机推瓶机构的计算机动态演示等。
五、参数的选择：
（1）瓶子尺寸：
长度L=200mm，直径D=100mm。
（2）推进距离S=600mm，推瓶机构应使推移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）按生产率每分钟15个的要求，推程的平均速度v=20mm/s，
（4）电动机转速为1440r/min。
（5）急回系数3。
六、方案设计及分析：
方案一：
凸轮齿轮机构
分析及评价：
（1）运动是否具有确定的运动
该机构中构件n=5（注意凸轮2和3固定在一起同时转动，因此只能算一个构建）。
在各个构件构成的的运动副中低副Pl=6，杆4和杆5分别与两凸轮构成两个高副Ph=2。
机构中不存在虚约束和局部自由度。
由以上条件可知：
机构的自由度F=3n-（2Pl+Ph）=3×5—（2×6+2）=1，由此可见，该机构具有确定的运动。
（2）机构的合理性：
该构件采用两个凸轮分别控制推头的水平运动和垂直运动，将推头复杂的运动分解到X轴和Y轴，根据推头的运动要求，设计了控制进程回程的机构---凸轮和齿轮，还有控制竖直运动的凸轮，因此设计凸轮较为方便，而且能保证推头能够平稳的运动。
但同时由于凸轮的不平衡，在运转过程中，会引起整个机构的震动，会影响整个机构的寿命。
在设计中尽量使凸轮的重量小一些，减小因为凸轮引起的整个机构的不平衡和机器的震动。
也可以在凸轮上设置不平衡质量使惯性半径达到最小。
（3）方案评价：
1优点：
齿轮的传动比，可以满足推头的水平位移，可精确定位推头M的运动轨迹，根据所学的知识就能方便的设计出所需的路径曲线图，然后通过解析法精确的设计出凸轮的外轮廓曲线。
2不足：
不知道
方案二：
曲柄摇杆机构
图3曲柄摇杆机构
方案分析：
A.优缺点分析：
1）该连杆具有对成性。
当BC=CD=CE时，其连杆上E点生成连杆曲线，有一段是直线，一段近似为圆弧。
在ab段非常近似等速精确直线运动。
2）自由度计算：
活动构件个数为3，在各个构件构成的的运动副中转动副是4，机构中没有虚约束，由以上条件可知：
机构的自由度F=3n-（2pl+ph）-F’=3*3-2*4=1，自由度为1，由此可见，该机构具有确定的运动。
3）该机构比较简单，但是可能存在刚性或柔性冲击。
方案三:
凸轮——铰链四杆机构
可行性：
（1）此机构使用凸轮和连杆机构，构造简单，所占空间小，维修、检测都很方便。
（2）此洗瓶机的推瓶机构运用凸轮机构使推头的运动可以由凸轮的外轮廓线来确定，而连杆机构可以使凸轮的推程放大，达到设计题目要求的行程速度系数比K=3。
（3）该机构中构件数n=5。
在各个构件构成的的运动副中低副是6，滚子6和凸轮1构成一个高副，机构中不存在虚约束，滚子6处存在一个局部自由度。
由机构的自由度计算公式得：
F=3n-（2Pl+Ph）=3×5-（2×6+1）-1=1,所以该机构具有确定的运动。
不足：
（1）推头在推瓶子时与瓶底有碰撞，而推头在推动瓶子在导辊上移动时摩擦较大，须加载的驱动力也较大，所以不合理，凸轮和曲柄的运动都存在死点，使机构运行不平稳。
（2）由于刷子与导辊的距离是一定的，所以如果是清洗象啤酒瓶一样的瓶子，刷子很难清洗到瓶颈的部分，这也是此机构的一个不足之处。
（3）机器运转由于凸轮的不平衡，在使用过程中可能会有噪音；凸轮机构为高副机构，不宜承受较大的载荷。
同时也需要经过多次的调试，试验才能得出正确的推头运动路径，再通过凸轮的设计控制使推头进程匀速，回程又同时具有急回这样的特性。
七、方案的确定及其分析
综合上述情况，我们小组认为最后一种方案比较合理一些，可以近似匀速推过去，且可以急回。
并且把复杂的运动分解到水平和竖直方向上。
而且计算来稍微方便一些。
因此，我们选择了最后一种方案。
Y方向的位移
控制推杆沿着Y方向的凸轮
（1）在设计时先要确定凸轮机构的基本尺寸
设初步确定凸轮的基圆半径为=310mm。
其次要选定推杆的运动规律，因为此凸轮只控制方向而为对推头水平推瓶子有影响，故推程和回程均选一次多项式。
（2）求凸轮的轮廓线
对于对心直动尖顶推杆盘形凸轮机构，凸轮的轮廓线的坐标可根据
X=（+s）+e，y=（+s）—e其中e=0
上式简化为X=（+s），y=（+s）
1）远休止：
==π=0=[0,π]
2）推程阶段：
=3π/10=h/=[0,3π/10]
3）远休止：
==2π/5=180=[0,2π/5]
4）回程阶段：
=3π/10==h[1-/]=[0,3π/10]
（1）推程段的压力角α=
取计算间隔为，将以上各相应值代入式（a）中计算凸轮轮廓线上各点的坐标值。
在计算时：
在推程阶段取σ=，在远休止阶段取σ=，在回程阶段取σ=+，在近休止阶段取σ=+。
计算结果见下表3：
表3
σ
s
x
y
α
0
0
0
310
5
0
27.00462
308.8216
10
0
53.80392
305.2952
…………
…………
…………
…………
…………
…………
…………
…………
…………
…………
345
60
-96.8536
357.0986
350
40
-61.844
344.4928
355
20
-29.7939
328.6523
360
0
-0.98744
309.9984
由上表格最右侧的数据可知推程阶段压力角满足条件，故所选基圆正确。
用描点法得凸轮的轮廓线如下：
图11
推杆的位移曲线如下：
图12
X方向的运动方程
A.计算公式：
（1）令LAB=L1,LCD=L3,LAC=L6,摇块与导杆的最大摆角φmax，
φmax=2arctan（Hmax/2T）
（2）极位夹角θ=（K-1）/（K+1）*180，其中K为行程速比系数
（3）曲柄长度LAB=L1=L6（
/2）=L6（
/2）
（4）导杆长度LCD=L3=T/Sinφ3
（5）曲柄的角速度ω1=-nπ/30式中负号是指曲柄1的转向为顺时针方向与规定的逆时针方向为正向反。
（6）LBC=L1Cosφ1/Cosφ3
（7）SR=L3–LBC
（8）tanφ3=（L6+L1Sinφ1）/L1cosφ1
（9）ω3=L1ω1cos（φ1-φ3）/sinφ3
（10）VBC=-L1ω1sin（φ1-φ3）
（11）VR=L1ω3cosφ3/sinφ3+L1ω1sin（φ1-φ3）式中V，为滑块2相对于D点的速度，亦即滑块2在导杆上的相对速度。
（12）aBC=（ω1-ω3）ω3LBC
（13）a3=ω23L3/（sinφ3）2-（V3ω3+L3ε3）cosφ3/sinφ3
（14）故滑块2相对于D点的加速度（即滑块2在导杆上的相对加速度）aR为aR=a3一aBC
（15）确定滑枕的位移（SD）、速度（VD）和加速度（aD）的方程式
XD=L3cosφ3SD=0.5H+XD
对SD求一次导数得VD=-L3cosφ3/sinφ3
aD=（2XDω32一Tε3）/（sinφ3）2
B．参数及其计算：
T=600mm，LAC=L6=360mm,K=3.2,转速n=16r/min，最大冲程Hmax=500mm.带入上述公式可得
φmax=2arctan（Hmax/2T）=45.3°
LAB=L1=L6（
/2）=L6（
/2）=0.1795m
LCD=L3=T/Sinφ3
=0.645m
ω1=-nπ/30=-1.67rad/s
φ3=arctan[（L6+L1sinφ1）/L1cosφ1]
=arctan[（0.36+0.1795sinφ1）/0.1795cosφ1]
VD=-L3cosφ3/sinφ3
=0.645cosφ3/sinφ3
XD=0.645cosφ3
ω3=0.1795*（-1.67）*（sinφ1-sinφ3）
ε3=VBC/LBC*（ω1-2ω3）=-ω1sin（φ1-φ3）cosφ3（ω1-2ω3）/cosφ1
aD=（2XDω32一Tε3）/（sinφ3）2
代入数据可得
VD=0.18*（sinφ1–sin{arctan[（0.36+0.18sinφ1）/0.18cosφ1]}）/sin{arctan[（0.36+0.18sinφ1）/0.18cosφ1]}
aD=[0.201cosφ3*（sinφ1-sinφ3）2
+0.6ω1sin（φ1-φ3）cosφ3（ω1-2ω3）/cosφ1]/（sinφ3）2
其中，φ3=arctan[（0.36+0.18sinφ1）/0.18cosφ1]
C．软件模拟及其仿真
Y方向的位移
控制推杆沿着Y方向的凸轮
（1）在设计时先要确定凸轮机构的基本尺寸
设初步确定凸轮的基圆半径为=310mm。
其次要选定推杆的运动规律，因为此凸轮只控制方向而为对推头水平推瓶子有影响，故推程和回程均选一次多项式。
（2）求凸轮的轮廓线（周期为4s）
方法：
利用解析法设计凸轮的轮廓线
对于对心直动尖顶推杆盘形凸轮机构，凸轮的轮廓线的坐标可根据
X=（S0+s）+e，y=（S0+s）—e其中e=0,S0=
上式简化为X=（+s），y=（+s）（a）
由sam软件得出的图（7-4）可知：
推程所需的时间是大概为7T/10,回程所需的时间是3T/10。
由于回程时间极短，因此近休止的时间不可以为7T/10
/（2
）.必须提前一些。
综合上述情况，我们小组经过分析认为,近休止的时间为5T/10,
1）近休止：
=π=0=[0,π]
2）推程阶段：
=3π/10=h/=[0,3π/10]
3）远休止：
==2π/5=180=[0,2π/5]
4）回程阶段：
=3π/10==h[1-/]=[0,3π/10]
（2）推程段的压力角
α=
取计算间隔为，将以上各相应值代入式（a）中计算凸轮轮廓线上各点的坐标值。
在计算时：
在推程阶段取σ=，在远休止阶段取σ=，在回程阶段取σ=+，在近休止阶段取σ=+。
计算结果见下
表2：
σ
s
x
y
α
0
0
0
310
5
0
27.00462
308.8216
10
0
53.80392
305.2952
…………
…………
…………
…………
…………
…………
…………
…………
…………
…………
345
60
-96.8536
357.0986
350
40
-61.844
344.4928
355
20
-29.7939
328.6523
360
0
-0.98744
309.9984
由上表格最右侧的数据可知推程阶段压力角满足条件，故所选基圆正确。
用描点法得凸轮的轮廓线如下：
图7-1
推杆的位移曲线如下：
图7-2
八、减速箱设计
减速箱结构简图如下：
此减速装置为定轴轮系，动力从齿轮输入，从齿轮输出，传动比为
===36
故原动力电机转速n=1440r/min,经过减速箱后输出转速为n=40r/min.
各齿轮的参数：
Z
m
α
d
h
p
s
1
20
1
20
20
18.79506
2.950825
1.25
1
2.25
22
17.5
3.14
1.57
2
20
1
20
20
18.79506
2.950825
1.25
1
2.25
22
17.5
3.14
1.57
3
80
1
20
80
75.18025
2.950825
1.25
1
2.25
82
77.5
3.14
1.57
20
1
20
20
18.79506
2.950825
1.25
1
2.25
22
17.5
3.14
1.57
4
60
1
20
60
56.38519
2.950825
1.25
1
2.25
62
57.5
3.14
1.57
20
1
20
20
18.79506
2.950825
1.25
1
2.25
22
17.5
3.14
1.57
5
60
1
20
60
56.38519
2.950825
1.25
1
2.25
62
57.5
3.14
1.57
相互啮合的齿轮之间的齿距a如下表：
和
和
和
和
20mm
50mm
40mm
40mm
九、总体设计及其布局：
一十、实体搭建
在设计的最后阶段，我们小组到机械实验室对我们设计的方案进行了实体模型搭建。
下面是我们搭建好的曲柄摇杆机构--凸轮机构：
一十一、心得体会：
该洗瓶机的设计方案是严格按照设计任务书的要求设计的。
设计思路简单、清晰，能满足预定的设计要求。
在任务书的编制过程中，我们严格按照选题要来制定任务书，因为好的任务书方能设计出好的方案。
只有严格要求，才能有所收获。
在确定机构运动方案时，我们集思广益，提出了许多方案，但我们坚信只有一个最优方案，那就是用最少的材料，最简单的原理完成任务要求。
终于我们确定了如上所述的设计方案。
机构运动的方案既定，接着我们开始利用提供的物料设计传动系统，传动系统中，理论上只要满足传动比即可满足要求，中间过程不必设计，但在现实的设计中是不存在的。
综合了经济和技术要求，我们设计的传动系统主要以简单的渐开线齿轮为主，以带轮为辅助，在加以必要的锥齿轮，即达到了设计要求。
执行机构的设计是整个设计的核心，它的设计好坏直接关系到设计任务要求能否顺利完成。
在这一机构的设计中，我们主要利用AotouCAD软件直接按照急回和行程要求进行计算机辅助设计，准确且迅速，完全能达到设计要求。
在最后的整体机械方案设计中，我们考虑了现实的可操作性，确定了最后的洗瓶机整体方案。
总体来说，该洗瓶机已达到设计要求，能满足预定的计划和要求，设计简单，耗材较少。
但是，在设计的过程中我们也发现了设计中存在的问题。
例如，在曲柄摇杆机构中干的设计中，我们只是粗略的估计了能满足行程要求所需的杆长，并未做最更深入调查研究。
作为课程设计，有许多只是，限于水平，我们未能涉及，例如带轮的参数方面，及各种轴、齿轮的受力分析和运动学的分析仍然较缺乏，需要进一步学习改进。
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