機械原理課程設計-洗瓶機

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17 湖南工業(yè)大學 課 程 設 計 資 料 袋 機械工程學院 學院（系、部） 2011 ~ 2012 學年第 2 學期 課程名稱 機械原理課程設計 指導教師 職稱 學生姓名 專業(yè)班級 學號 題 目 洗瓶機 成 績 起止日期 2012 年 5月 28 日～ 2012 年 6月 2 日 目 錄 清 單 序號 材 料 名 稱 資料數(shù)量 備 注 1 課程設計任務書 1 2 課程設計說明書 1 3 課程設計圖紙 若干 張 4 5 6 機 械原 理 設計說明書 洗瓶機 起止日期： 2012 年 5月 28 日 至 2012 年 6 月 2 日 學生姓名 班級 學號 成績 指導教師 機械工程學院（部） 2012年 5 月29 日 目　錄 設計任務書………………………………………… 2 1.工作原理和工藝動作分解……………………………3 2根據(jù)工藝動作和協(xié)調要求擬定運動循環(huán)圖……………3 3.執(zhí)行機構選型…………………………………… 4.機械運動方案的選擇和評定…………………………… 5.機械傳動系統(tǒng)的速比變速機構……………………… 6.機構運動簡圖…………………………………………… 7. 洗瓶機構的尺度設計……………………………… 8,洗瓶機構速度與加速度分析（分析一個位置）…….. 9.參考資料…………………………………………………. 10.設計總結………………………………………………… 湖南工業(yè)大學 課程設計任務書 2011 —2012 學年第 2 學期 機械工程 學院（系、部） 專業(yè) 班級 課程名稱： 機械原理課程設計 設計題目： 洗瓶機 完成期限：自 2012 年 5 月 28 日至 2012 年 6 月 2 日共 1 周 內 容 及 任 務 一、設計的任務與主要技術參數(shù) 將瓶子推入同時轉動的導輥上，導輥帶動瓶子旋轉，推動瓶子沿導輥前進，轉動的刷子就可以將瓶子刷干凈。 其工藝過程是： (1) 將到位的瓶子沿著導輥推動； (2) 瓶子推動過程利用導輥轉動將瓶子轉動； (3) 作為清洗工具的刷子的轉動； 其余設計參數(shù)是： （1） 瓶子尺寸 大端直徑d=80mm , 長l=200mm ； （2）推進距離L=600mm ；推瓶機構應使推頭以接近均勻的速度推瓶，平穩(wěn)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(huán)。 （3）按生產(chǎn)率的要求，退成平均速度v=45mm/s，返回時的平均速度為工作形成平均速度的3倍。 （4）、電動機轉速為1440 r/min。 （5）、急回系數(shù)3。 二、設計工作量 要求：對設計任務課題進行工作原理和工藝動作分解，根據(jù)工藝動作和協(xié)調要求擬定運動循環(huán)圖，進行執(zhí)行機構選型，構思該機械運動方案，并進行的選擇和評定，確定機械運動的總體方案，根據(jù)任務書中的技術參數(shù)，確定該機械傳動系統(tǒng)的速比，作出機構運動簡圖，對相關執(zhí)行機構的具體尺度進行分析與設計。 要求有設計說明書一份，相關圖紙一至兩張。 進 度 安 排 起止日期 工作內容 5.28-5.29 構思該機械運動方案 5.30.-5.31 運動分析及作圖 6.2 整理說明書 參考 資料 ［1］ 朱理．機械原理［Ｍ］．北京：高等教育出版社，2008：15-200 ［2］ 鄒慧君．機械原理課程設計［Ｍ］．北京：高等教育出版社，2009：15-250 指導教師： 劉揚 2012 年4 月26 日 第1章 工藝動作分解和工作原理 1、根據(jù)任務書的要求，該機械的應有的工藝過程及運動形式為： (1) 需將瓶子推入導輥上，推頭的運動軌跡如圖1-1所示。 圖1-1 推瓶機構的推頭軌跡圖 (2) 導輥的轉動帶動瓶的轉動，其運動簡圖如圖1-2所示。 圖1-2導輥的轉動帶動瓶的轉動 (3) 刷子的轉動。其轉動形式大致如圖1-3所示。 圖1-3刷子的轉動 第2章.根據(jù)工藝動作和協(xié)調要求擬定運動循環(huán)圖 擬定運動循環(huán)圖的目的是確定各機構執(zhí)行構件動作的先后順序、相位，以利于設計、裝配和調試。3 推頭的設計要求，推頭在長為600mm的工作行程中，作速度為45mm/s的勻速直線運動，在工作段前后有平均速度為135mm/s的變速運動，回程時具有k=3的急回特性。 凸輪機構的運動循環(huán)圖如圖2-1所示。 凸輪1 基圓半徑300MM 滾子半徑40MM 升程600MM 最大壓力角57.1467 位移圖 速度圖 加速度圖 位移、速度、加速度線圖 圖2-1 凸輪機構運動的循環(huán)圖 第3章.執(zhí)行機構選型 由上述分析可知，洗瓶機機構有三個運動：一為實現(xiàn)推動瓶子到導輥機構上的推瓶機構，二為實現(xiàn)清洗瓶子的刷子的旋轉機構；三是實現(xiàn)帶動瓶子旋轉的導輥機構。此外，當各機構按運動循環(huán)圖確定的相位關系安裝以后應能作適當?shù)恼{整，故在機構之間還需設置能調整相位的環(huán)節(jié)(也可能是機構)。 主加壓機構設計過程： 實現(xiàn)推瓶機構的基本運動功能： 1)推頭的行程是600mm，速度是45mm/s。所以推程的時間就是13.3s，回程的速度是推程速度的3倍，就是135mm/s，時間就是4.4s。以電動機作為原動力，則推瓶機構應有運動縮小的功能 2)因推瓶是往復運動，故機構要有運動交替的功能 3)原動機的輸出運動是轉動，推頭的運動是直移運動，所以機構要有運動轉換的功能 取上述三種必須具備的功能來組成機構方案。若每一功能僅由一類基本機構來實現(xiàn)，如圖3-1所示，可組合成3*3*3＝27種方案。 圖3-1壓片機的功能-技術矩陣圖 按給定的條件，盡量使機構簡單等等要求來選擇方案。 選出如下圖3-2所示的三種方案作為評選方案。 方案一 搖桿機構 方案二 連桿機構 方案三 凸輪－鉸鏈四桿機構 圖3-2推瓶機構的方案構思圖 第4章.機械運動方案的選擇和評定 圖3-2所示的推瓶運動機構方案中的優(yōu)缺點 方案一：方案一的結構簡單，成本低。但組合機構行程過長，生產(chǎn)效率較低不能滿足要求。 方案二：結構合理但運動軌跡不能滿足要求，而且計算量要求過于復雜，精確度不高。 方案三：（最終采納方案） 凸輪設計合理，行程滿足設計要求，生產(chǎn)效率滿足，偏差小，故采納此設計方案。也只有方案三采用了凸輪機構。 按照設計要求，每分鐘要求清洗三個瓶子，所以在凸輪機構中分配軸2的轉速為3r/min，選取額定轉速為1440r/min的電動機，總傳動比I總=1440/3=480r/min，傳動系統(tǒng)采用3級減速機構，第一級為蝸輪蝸桿，選取傳動比為80.第二級為齒輪減速，傳動比為3.第三級為錐齒輪傳動，傳動比為2。 選取齒輪m=4，Z1=23=Z3.Z2=29=Z4 第5章.機械傳動系統(tǒng)的速比和變速機構 總傳動比計算： I總=1440/3=480r/min （5-1） 第一級為蝸輪蝸桿，選取傳動比為80.第二級為齒輪減速，傳動比為3.第三級為錐齒輪傳動，傳動比為2。 機構運動簡圖如圖5-1所示： 傳動機構圖 第6章.洗瓶機的機構運動簡圖 綜合本組黨飛、林尚旗同學的機構選型，做出洗瓶機的總體機構運動簡圖，如圖6-1所示 圖6-1洗瓶機的總體機構運動簡圖 首先動力從電動機輸出，因為需要的速度不是很高，所以要經(jīng)過減速箱減速，再經(jīng)過帶傳動傳給齒輪1，齒輪一又傳給齒輪2帶動軸旋轉。 導輥傳動：由齒輪3帶動齒輪4使外面一根導輥轉動；再由齒輪4帶動齒輪5，齒輪5 又帶動齒輪6使里面那根導輥轉動。因為齒輪4和齒輪6大小一樣，齒輪5主要是保證兩導輥轉向一致，這樣既保證速度一樣，也保證了旋轉方向一樣。 進瓶機構傳動：進瓶機構借助齒輪4帶動齒輪7，又由齒輪7帶動的軸旋轉，再由軸帶動蝸輪蝸桿B，然后蝸輪蝸桿B帶動齒輪9，再由齒輪9帶動間歇機構槽輪完成瓶子的輸進。 洗瓶機構傳動：洗瓶機構是通過齒輪6帶動齒輪8，齒輪8帶動軸轉動，再由軸帶動蝸輪蝸桿C，然后再通過蝸輪10傳給齒輪13，而齒輪13通過左右各一個小齒輪（齒輪12和齒輪14）傳給同尺寸的齒輪11和齒輪15，這樣也保證了它們三個齒輪（齒輪11、齒輪13和齒輪15）轉向、轉速相同。三個齒輪又把動力傳給刷子，通過三個外刷子的旋轉來清洗瓶子的外表面。 推瓶機構傳動：由蝸輪蝸桿A帶動齒輪16，再由齒輪16傳給凸輪的齒輪，再由凸輪的齒輪帶動凸輪--鉸鏈四桿機構來實現(xiàn)推瓶機構往復運動。 第7章機構的尺度設計 （同組的、同學做送料機構、下沖頭機構運動） 假設已知曲柄滑塊機構的運動規(guī)律s—j2(圖a)，圖b所示為該機構正處于滑快速度接近于零的位置曲柄搖桿機構的運動規(guī)律y1－j1：如圖c實線所示，而圖d所示為該機構搖桿OA’A’正處于速度為零的位置。若將圖b．d所示的兩個機構就在圖示位置串聯(lián)，則串聯(lián)以后構件OAA和OA’A’成為一個構件(圖e)，因此，第一個機構中的j1和第二個機構中的j2有如下關系: 式中jo為一常數(shù) 圖7-1主加壓機構設計原理圖 所以若將圖c的坐標j1用j2表示則相當于曲線平移了一個距離j0(如虛線所示)。當s—j2和y1—j2如圖b、c所示安排時，則沿圖中箭頭所示走向從y1’得j2’，由j2’得s’，而從此y1’、s’得到y(tǒng)1-s曲線上的一點，依此可得出一條y1-s曲線。從圖a、c的局部放大圖f中可知，在y1由b—c—0-a的區(qū)域內(轉角約70)，滑塊的位移s約在接近零的一個很小的范圍(約o．37mm)內運動，依靠運動副的間隙，可近似認為這時滑塊是停歇的。 由此看來，若使s—j2曲線上s為零的附近的一段曲線交化比較平緩，y1—jI曲線在y1的最小值附近的曲線也比較平緩的話，滑塊近似停歇所占的y1角就比較大；又為了使構件A’B’受力小些，同時也使機構能得到比較合理的布置，可將曲柄搖扦機構OA’A’B’OB’整個繞OA’逆時針向轉一個角度j0，如圖g所示，這并不影響機構的運動性能，反而改善了構件A’B’的受力條件。 根據(jù)上述分析該機構可按如下步驟設計： (1)確定曲柄滑塊機構尺寸。根據(jù)曲柄滑塊機構特性(圖7-2a)，l＝l／r愈小，在s＝0處的位移變化愈大，所以應選較大的l；但l愈大，從s＝0～90、l00mm的位移所需曲柄的轉角q也愈大；又因為曲柄是與曲柄搖桿機構中的搖桿串接的，而搖扦的轉角應小于180，且希望取小一些為好。所以，應取一個合適的曲柄長度和l值，滿足滑決有90—100mm的行程而曲柄轉角則在30左右同時在j2＝178～182的范圍內沿塊位移不大于o．4mm或更小(可近似看作滑塊停歇)。 圖7-2曲柄滑塊機構和曲柄搖桿機構特性 故取l＝1，按j2＝178～182的范圍內沿塊位移不大于o．4mm，計算得： L<0.4/((1-cos2)*2)=328mm （7-1） 滿足滑決有90—100mm的行程而曲柄轉角則在30左右，取L＝320，得320*2（1-cosj2）>100， j2=32.5 圖7-2 主加壓機構尺寸計算原理圖 (2)確定曲柄搖扦機構尺寸。如圖7-2所示，在壓片位置，機構應有較好的傳動角。所以，當搖桿在OAA位置時，曲柄搖桿機構的連桿AB’與OAA的夾角應接近90。此時，OB’若選在AB’的延長線上，則受力最小。故在此線上選一適當位置作OB’。具體選定OB’的位置時，可再考慮急回特性的要求，或搖桿速度接近零的區(qū)域中位移變化比較平緩的要求。它與機構尺寸的大致關系是： 行程速度變化系數(shù)K愈大，在位置A時的位移變化較大，所以OB’距點A遠一些好，但又受到機構尺寸和急回特性的限制，不能取得太遠。選定OB’以后可定出與OAA兩個位移j3、j4對應的OB’B’的兩個位移y3y4。 圖7-3 主加壓機構尺寸圖 如圖7-3所示，經(jīng)計算，得曲柄LOAB＝97.57mm, 連桿LAB‘＝508.8mm 擺桿LOA＝LAC=320mm (其后，再對設計結果進行運動分析，可得到機構正確的運動規(guī)律)。最后，再回到運動循環(huán)圖上，檢查它與其它執(zhí)行構件的運動有否干涉的情況出現(xiàn)。必要時可修正運動循環(huán)圖。） . 第8章,XXX機構速度與加速度分析（分析一至二個關鍵位置） 第9章.參考資料 第10章設計總結（每個同學要認真寫，不許抄）