湖南工业大学课程设计资料袋机械工程学院学院（系、部）2011 ~ 2012 学年第 2 学期课程名称机械原理课程设计指导教师职称学生姓名专业班级学号题目洗瓶机成绩起止日期2012 年5月28 日～2012 年6月2 日目录清单机械原理设计说明书洗瓶机起止日期：2012 年5月28 日至2012 年 6 月 2 日学生姓名班级学号成绩指导教师机械工程学院（部）2012年5 月29 日目录设计任务书 (2)1.工作原理和工艺动作分解 (3)2根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图 (3)3.执行机构选型……………………………………4.机械运动方案的选择和评定……………………………5.机械传动系统的速比变速机构………………………6.机构运动简图……………………………………………7. 洗瓶机构的尺度设计………………………………8,洗瓶机构速度与加速度分析（分析一个位置）……..9.参考资料………………………………………………….10.设计总结…………………………………………………湖南工业大学课程设计任务书2011 —2012 学年第2 学期机械工程学院（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2012 年 5 月28 日至2012 年 6 月 2 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=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。
要求有设计说明书一份，相关图纸一至两张。
进度安排起止日期工作内容5.28-5.29 构思该机械运动方案5.30.-5.31 运动分析及作图6.2 整理说明书参考资料［1］朱理．机械原理［Ｍ］．北京：高等教育出版社，2008：15-200［2］邹慧君．机械原理课程设计［Ｍ］．北京：高等教育出版社，2009：15-250 指导教师：刘扬2012 年4 月26 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。
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600MM 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2-1 凸轮机构运动的循环图第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*3＝27种方案。
图3-1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方案三凸轮－铰链四杆机构图3-2推瓶机构的方案构思图第4章.机械运动方案的选择和评定图3-2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，每分钟要求清洗三个瓶子，所以在凸轮机构中分配轴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。
选取齿轮m=4，Z1=23=Z3.Z2=29=Z4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。
机构运动简图如图5-1所示：传动机构图第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。
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11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（同组的×××、同学做送料机构、下冲头机构运动）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7-1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OA ’A’B’OB’整个绕OA’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7-2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°图7-2 主加压机构尺寸计算原理图(2)确定曲柄摇扦机构尺寸。
如图7-2所示，在压片位置，机构应有较好的传动角。
所以，当摇杆在O A A位置时，曲柄摇杆机构的连杆AB’与O A A的夹角应接近90°。
此时，O B’若选在AB’的延长线上，则受力最小。
故在此线上选一适当位置作O B’。
具体选定O B’的位置时，可再考虑急回特性的要求，或摇杆速度接近零的区域中位移变化比较平缓的要求。
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