机械原理课程设计-洗瓶机

机械原理

设计说明书

目录

设计任务书……………………………

1.拟定运动循环图…………………………

2.推瓶机构和洗瓶机构的选型……………

3.执行机构选型……………………………

4.机械运动方案的选定和评定……………

5.洗瓶机的机构运动简图…………………

6.设计说明书………………………………

1.拟定运动循环图

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导辊的转动带动瓶的转动

2.推瓶机构和洗瓶机构的选型

刷子的转动。其转动形式大致如图2-1所示。

图2-1刷子的转动

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500mm的工作行程中，作速度为43.75mm/s的匀速直线运动，在工作段前后有平均速度为140mm/s 的变速运动，回程时具有k=3.2的急回特性。

凸轮机构的运动循环图如图2-1所示。

凸轮1

基圆半径300MM 滚子半径40MM 升程500MM 最大压力角57.1467°

位移图速度图

加速度图位移、速度、加速度线图

图2-2 凸轮机构运动的循环图

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500mm，速度是43.75mm/s。所以推程的时间就是11.43s，回程的速度是推程速度的3.2倍，就是140mm/s，时间就是3.57s。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2-1所示，可组合成3*3*3＝27种方案。

图2-3压片机的功能-技术矩阵图

按给定的条件，尽量使机构简单等等要求来选择方案。

选出如下图2-4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

方案三凸轮－铰链四杆机构

图2-4推瓶机构的方案构思图

3.机械运动方案的选择和评定

图2-4所示的推瓶运动机构方案中的优缺点

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。

按照设计要求，每分钟要求清洗四个瓶子，所以在凸轮机构中分配轴2

的转速为4r/min，选取额定转速为1440r/min的电动机，总传动比I总

=1440/4=360r/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60.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。

选取齿轮m=4，Z1=23=Z3.Z2=29=Z4

4.选定的电动机和执行机构的运动参数拟定机械传动方案

总传动比计算：

I总=1440/4=360r/min（4-1）

第一级为蜗轮蜗杆，选取传动比为60.第二级为齿轮减速，传动比为2.第三级为锥齿轮传动，传动比为2。

机构运动简图如图4-1所示：

传动机构图

5.洗瓶机的机构运动简图洗瓶机的总体机构运动简图，如图5-1所示

图5-1洗瓶机的总体机构运动简图

6.设计说明书

假设已知曲柄滑块机构的运动规律s—ϕ2(图a)，图b所示为该机构正处于滑快速度接近于零的位置曲柄摇杆机构的运动规律ψ1－ϕ1：如图c实线所示，而图d所示为该机构摇杆O A’A’正处于速度为零的位置。若将图b．d所示的两个机构就在图示位置串联，则串联以后构件O A A和O A’A’成为一个构件(图e)，因此，第一个机构中的ϕ1和第二个机构中的ϕ2有如下关系:

式中ϕo为一常数

图6-1主加压机构设计原理图

所以若将图c的坐标ϕ1用ϕ2表示则相当于曲线平移了一个距离ϕ0(如虚线所示)。当s—ϕ2和ψ1—ϕ2如图b、c所示安排时，则沿图中箭头所示走向从ψ1’得ϕ2’，由ϕ2’得s’，而从此ψ1’、s’得到ψ1-s曲线上的一点，依此可得出一条ψ1-s曲线。从图a、c的局部放大图f中可知，在ψ1由b—c —0-a的区域内(转角约70°)，滑块的位移s约在接近零的一个很小的范围(约o．37mm)内运动，依靠运动副的间隙，可近似认为这时滑块是停歇的。

由此看来，若使s—ϕ2曲线上s为零的附近的一段曲线交化比较平缓，ψ1—ϕI曲线在ψ1的最小值附近的曲线也比较平缓的话，滑块近似停歇所占的ψ1角就比较大；又为了使构件A’B’受力小些，同时也使机构能得到比较合

理

的布置，可将曲柄摇扦机构O

A ’A’B’O

B’

整个绕O

A

’逆时针向转一个角度ϕ0，

如图g所示，这并不影响机构的运动性能，反而改善了构件A’B’的受力条件。

根据上述分析该机构可按如下步骤设计：

(1)确定曲柄滑块机构尺寸。根据曲柄滑块机构特性(图7-2a)，λ＝l／r 愈小，在s＝0处的位移变化愈大，所以应选较大的λ；但λ愈大，从s＝0～90、l00mm的位移所需曲柄的转角θ也愈大；又因为曲柄是与曲柄摇杆机构中的摇杆串接的，而摇扦的转角应小于180，且希望取小一些为好。所以，应取一个合适的曲柄长度和λ值，满足滑决有90—100mm的行程而曲柄转角则在30°左右同时在ϕ2＝178°～182°的范围内沿块位移不大于o．4mm或更小(可近似看作滑块停歇)。

图6-2曲柄滑块机构和曲柄摇杆机构特性

故取λ＝1，按ϕ2＝178°～182°的范围内沿块位移不大于o．4mm，计算得：

L<0.4/((1-cos2)*2)=328mm （7-1）

满足滑决有90—100mm的行程而曲柄转角则在30°左右，取L＝320，得320*2（1-cosϕ2）>100，ϕ2=32.5°