洗瓶机推瓶机构设计---机械.doc

0 目目 录录 摘摘 要要.1 ABSTRACT.2 第第1 1 章章前前 言言.3 第第2 2 章章洗洗瓶瓶机机推推瓶瓶机机构构原原理理及及运运动动分分析析 .5 2.1 推瓶机构的功能原理及工作原理 .5 2.1.1 功能原理.6 2.1.2 工作原理.7 2.2 推瓶机构工艺动作分析及工作循环图 .7 第第3 3 章章系系统统总总体体方方案案设设计计.8 3.1 系统运动方案构思.8 3.2 方案的评定及选择最优方案 .10 3.2.1 方案的评定.10 3.2.2 方案选择.10 第第4 4 章章凸凸轮轮及及铰铰链链四四杆杆机机构构的的设设计计 .11 4.1 凸轮的设计.11 4.1.1 凸轮基本参数设计.11 4.1.2 凸轮的建模.14 4.2 铰链四杆机构的设计.15 4.2.1 铰链四杆机构尺寸设计.15 4.3 凸轮铰链四杆机构组合运动图 .17 第第5 5 章章 传传动动系系统统的的总总体体布布局局即即部部件件的的选选择择设设计计 .19 5.1 主要传动系统.19 5.1.1 运动及动力参数的设计及计算.19 5.1.2 皮带轮的选择与设计.21 5.1.3 减速器的选择.22 总总 结结.23 致致 谢谢.24 参参考考文文献献.25 1 摘摘 要要 洗瓶设备主要用于制药、化工、食品等行业灌装前的瓶子清洗.机构装置， 洗瓶机的推瓶机构的功能利用推头平稳的将瓶子送进的一个过程，在急回到原 点，反复运动。推瓶机构原理是利用铰链四杆机构和凸轮组合成一个洗瓶机推 瓶机构，通过凸轮和铰链四杆机构本身特性来完成平稳送瓶和机构急回。经过 多个方案对比分析，确定比较合适方案为凸轮铰链四杆机构，对其进行了参数 设计。本设计对推瓶机构传动系统进行了设计和选择：首先，对洗瓶机推瓶机 构的电机、减速器等主要的传动系统进行了设计选择，同时对推瓶机构的凸轮 铰链四杆机构进行了具体参数化设计，使的它的运动状态和运动规律能更好 的实现其实际的工作。 最后通过对凸轮的轮廓曲线的调整和对铰链四杆机构杆长的局部修改，使 推瓶机构的运动状态、工作行程等更加平稳流畅。 关关键键词词： 洗瓶机, 推瓶机构，凸轮机构，铰链四杆机构 2 第第 1 1 章章 洗洗瓶瓶机机推推瓶瓶机机构构原原理理及及运运动动分分析析 1 1. .1 1 推推瓶瓶机机构构的的功功能能原原理理及及工工作作原原理理 根据使用要求或工艺要求设计机构时，首先考虑的是采用什么功能原理来实 现这些要求。显然，采用不同的功能原理，其所要求的运动规律设计必然也不同。 首先了解一下洗瓶机构： 附下图所示是洗瓶机有关部件的工作情况示意图。待洗的瓶子放在两个转动 的导辊上，导辊带动瓶子旋转。当推头M 把瓶推向前进时，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进入导辊待推。 原始设计数据和设计要求 ： (1) 瓶子尺寸：大端直径D=80mm，长200mm，小端直径d=25mm，(如图2- 2 所示) (2) 推进距离l=600mm，推瓶机构应使推头M 以接近均匀的速度推瓶， 平衡 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。 (3) 按生产率的要求，推程平均速度为v=50mm/s，返回的平均速度为 工作 行程三倍。 (4) 机构传力性能良好，结构紧凑，制造方便。 根据设计要求，推头M 可走附下图所示轨迹，而且在l=600mm 工作行程中 作 匀速运动，在其前后作变速运动，回程时有急回运动特性。对这种运动要求。 通常， 要用若干个基本机构组合成的组合机构，各司其职，协调动作，才能实现。在选 择 机构时，一般先考虑选择满足轨迹要求的机构 (基础机构)，而沿轨迹运动时的速 度 要求，则往往通过改变基础机构主动件的运动速度来满足。 3 图2-1 工作行程示意图 图2-2 瓶子规 格 1. .1 1. .1 1 功功能能原原理理 在实际工作中，要 设计的机器往往比较复 杂，其使用要求或工艺 要求往往需要 很多的功能原理组合 成一个总的功能原理 图2-3 工作示意图 图2-3 工作示意图来完成，根据上诉，我们来 分析一下洗瓶机是通过什么功能原理来实现它所要完成的工作的。 首先推瓶机构所采用的功能原理是用机械能迫使瓶子由工作台的一侧运动到 另一侧，则要求有一个工作行程为L L往返运动的推头，同时推头在工作过程中要 匀速，回程时要快速，能够满足此运动规律可以有很多种，如可以设计成曲柄 -四 杆机构，或凸轮连杆机构等实现其往复运动来完成其工作。要运用此功能原理来 满足其工作需要，在运动规律设计方面就要考虑用什么来带动曲柄连杆或凸轮连 杆机构的转动，一般我们都用电机来完成此项转动功能。 其次是转辊机构所运用的是机械的转动规律，也是机械运动中比较简单的运 动规律，只需要有一定的转动速度与推瓶机构、转辊机构相配合来实现洗瓶设备 的整体工作功能。它是有两个长圆柱型导辊旋转，带动瓶子旋转并且由导辊的一 侧移动到另一侧的，其中导辊只完成其中的旋转功能，移动功能是由推瓶机构来 实现的。 4 最后我们要了解一下转刷机构所采用的功能原理，它与导辊机构相同运用的 都 是机械的转动规律，与其不同的是转刷 机构的旋转要有很高的速度来完成其对 瓶子 外壁的清洗工作。知道了它的运动 规律就要进一步了解它是由什么机构带动 完成其 所要求的功能的。推瓶机构、导辊机构和转刷机构都是由一台电机来提供 所有的机 械转动规律的，这就要求我们对它们深入分析、研究各构件之间的运动规律的联 系， 进而的设计出符合其联动规律的整体设备，来满足我们预期想要实现的目标。 1 1. .1 1. .2 2 工工作作原原理理 我们对机器的认识理论上是对其功能原理的了解，但实际的生活生产中，对 机 器的认识最本质上还是对其工作原理上的了解。接下来我们要分析一下洗瓶机 的工 作原理： 洗瓶机是由推瓶机构、导辊机构和转刷机构共同来完成它的工作的。根据上 面 洗瓶机工作情况示意图，首先是由推瓶机构以均匀的速度将瓶子推上工作台 （导辊） ，推头的往复运动使瓶子一个一个不间断的送上工作台进行清洗工作， 由于瓶子是 从静止到具有一定的速度，推头和瓶子之间必然存在着一定的冲击， 所以就要考虑 推头的材料不能是刚性材料，要用具有一定韧性的塑性材料以保证 在工作过程中不 至于将瓶子碰碎。第二，瓶子送到工作台的同时导辊已经进入了 旋转的状态并且喷 水机构也开始对瓶子进行喷水，使瓶子随着导辊的旋转进行圆 周运动，安装在导辊 上面旋转的转刷能够将瓶子的四周都能够清洗干净。 1 1. .2 2 推推瓶瓶机机构构工工艺艺动动作作分分析析及及工工作作循循环环图图 当按机械的运动要求或工艺 动作初步设计出机构系统运动方案示意图后，还 不 能充分反映出机构系统中各个执行构件间的相互协调配合的运动关系 。 在大多数机械中，各执行机构往往作周期性的运动，机构中的执行构件在经 过 一定时间间隔后，其位移、速度、加速度等运动参数的数值呈现出周期性重复。 用 来描述机构系统在一个工作循环中各执行构件运动间相互协调配合的示意图称为 机 构系统运动循环图，简称运动循环图，又称工作循环图。 凸轮旋转角度 0- 216216- 252252- 324324- 360 滚子运动状态升程远休止回程进休止 推头运动状态工退静止工进静止 5 工作过程返回准备推瓶准备 推瓶机构简易图 第第 2 2 章章 系系统统总总体体方方案案设设计计 2 2. .1 1 系系统统运运动动方方案案构构思思 运动规律设计得不同，综合出的机构也就完全不同，这是容易理解的。但是 不 同的机构却可以实现同一运动规律，满足同样的使用要求，因此就需要从各种 运动 性能来评价这些机构，以便从中选择一个最优的机构。 根据上诉的推瓶机构的运动规律，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。 在设计组合机构时，一般可首先考虑选择满足轨迹要求的机构（基础机构）， 而沿轨迹运动时的速度要求，则通过改变基础机构主动件的运动速度来满足，也 就 是让它与一个输出变速度的附加机构组合。 实现要求的机构方案有很多，可用多种机构组合来实现。如： 1.凸轮铰链四杆机构方案 6 如3-1 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。 图3-1凸轮铰链四杆机构的方案 2.五杆组合机构方案 确定一条平面曲线需要两个独立变量。因此具有两自由度的连杆机构都具有 精 确再现给定平面轨迹的特征。点M 的速度和机构的急回特征，可通过控制该机 构的 两个输入构件间的运动关系来得到，如用凸轮机构、齿轮或四连杆机构来控 制等等。 图3-2 所示为两个自由度五杆低副机构， 1、4 为它们的两个输入构件， 这两构件 之间的运动关系用凸轮、齿轮或四连杆机构来实现，从而将原来两自由 度机构系统 封闭成单自由度系统。 (a) (b) 7 (c)(d) 图3-2 五杆组合机构的方案 3.凸轮-全移动副四杆机构 图3-3 所示全移动副四杆机构是两自由度机构，构件2 上的M 点可精确再现 给定的轨迹，构件2 的运动速度和急回特征由凸轮控制。这个机构方案的缺点是 因 水平方向轨迹太长，造成凸轮机构从动件的行程过大，而使相应凸轮尺寸过大。 图3-3 凸轮-全移动副四连杆机构的方案 2 2. .2 2 方方案案的的评评定定及及选选择择最最优优方方案案 2 2. .2 2. .1 1 方方案案的的评评定定 根据上节所给出的三种设计方案，我们来讨论并从中选出较优方案进行最终 的 设计。 首先是凸轮铰链四杆机构：此机构结构简单， 、体积小，安装后便于调试 而 且从经济性角度来看，也很合适。其中凸轮轴能很好协调推头的运动且工作平 稳。 推头M 能够近似的完成所要求的工作行程轨迹，主要由各推杆的长度比例及 凸轮的 形状来实现推回程速度比和推程。但缺点是四杆机构的低副之间存在间隙， 杆较多， 容易产生误差，累积误差大，不能实现精确运动。冲击、震动较大，一 般适用于低 速场合。因为本设计中使用的连杆不多，而且速度不是很快，这种方 案可以满足设 计要求。 其次五杆组合机构的方案五杆组合机构方案，此方案所需要的杆件繁多，设计 烦 琐，实际机构尺寸过大，不是很合理的一个设计方案，性价比也不高。 最后凸轮-全移动副四连杆机构的方案 是两自由度机构，构件2 上的M 点可精 确再现给定的轨迹，构件2 的运动速度和急回特征由凸轮控制。这个机构方案的 缺 8 点是因水平方向轨迹太长，造成凸轮机 构从动件的行程过大，而使相应凸轮尺 寸过 大，不符合实际要求，空间过大。 2 2. .2 2. .2 2 方方案案选选择择 根据上述方案的评定，最终选择凸轮铰链四杆机构作为本次设计的推瓶机构 方 案，如图3-4 所示： 右图 图3-4 第第 3 3 章章 凸凸轮轮及及铰铰链链四四 杆杆机机构构的的设设计计 4 4. .1 1 凸凸轮轮的的设设计计 4 4. .1 1. .1 1 凸凸轮轮基基本本参参数数设设计计 (1) 凸轮机构的组成 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 9 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)tan2 （3）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。 （4）根据以上设计内容确定出凸轮设计曲线图如线图（图4-1）所 示。 图4-1 凸轮设计曲线图 10 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）sin 0 srxcos 0 sry （5）求凸轮理论轮廓曲线： a)推程阶段 01=216=1.2 2/2sin/ 0110111 hs = 2/4sin/2 1 h2 . 1 , 0 1 b）远休阶段 =36 02 5/ 7.5 2 s5/, 0 2 c)回程阶段 72 03 5/2 33 10hs 03 / 5 03 5 3 4 03 4 3 /6/15hh 5 5 3 4 3 4 3 3 3 3 /1458/1215/270hhh5/2 , 0 3 d) 近休阶段 =36 02 5/ 0 4 s5/, 0 4 e)推程段的压力角和回程段的压力角 sr dds 0 / arctan 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 1 201 ，在近休阶段取。计算结果见表4-1。. 30201 4030201 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。 11 (6)求工作轮廓曲线： 有公式的 cos r rxxsin r ryy 其中： 22 /sin dddddd yxx 22 /cos dddddd yxy a) 推程阶段 .21 , 0 1 101 cossin/ srdddd xx 1011 cossin4cos1 2 sr h 101 sincos/ srdddd sy = 1011 sincos4cos1 2 sr h b) 远休阶段 5/0， 20 2/cos/ srdd x 20 2/sin/srdd yy c) 回程阶段 5/2 , 0 303 cossin/srdddd sx 303 5 4 3 4 3 3 3 2 3 cossin/7290/4860/810srhhh 303 5 4 3 4 3 3 3 2 3 sincos/7290/4860/810/srhhhddy d) 近休阶段 5/, 0 40 3/4cos/ srddx 40 3/4sin/ srddy 计算结果可以得凸轮工作轮廓曲线个点的坐标见下表 4-1： 表4-1 12 x y x y 0 5 10 350 355 360 0.0 4.359 8.705 -8.682 -4.358 0.0 50.0 49.826 49.370 49.246 49.810 50.0 0.0 3.602 7.409 -6.946 -3.486 0.0 40.0 39.855 39.455 39.392 39.847 40.0 4 4. .1 1. .2 2 凸凸轮轮的的建建模模 根据上一节内容凸轮的基本尺寸 利用Pro/E 软件做的凸轮机构，如下图所示（图4- 2）所示。 左图 图4-2 4 4. .2 2 铰铰链链四四杆杆机机构构的的设设计计 4 4. .2 2. .1 1 铰铰链链四四杆杆机机构构尺尺寸寸设设计计 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4-3 查的最小传动角的最大值maxmin及 的大小在计算各杆的长度。 13 图4-3 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=577.3 L3a=229.3 L4=500mm L4a=200mm 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， 14 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Pro/E 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4-4 所示, 连杆滑块转到凸轮远休时连杆机构的位置（图4-5）所示。 图4-4 15 图4-5 4 4. .3 3 凸凸轮轮铰铰链链四四杆杆机机构构组组合合运运动动图图 下图三个依次为连杆滑块转到凸轮最远距离远休位置时的图（图 4-6）所示， 连杆滑块转到凸轮最近距离近休位置时的图（图 4-7）所示。 当凸轮转到远休位置时，这时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 运动到了最大位置，和机架安装的杆1 在一条水平线上。 图4-6 当凸轮运动到近休位置时，这时通过在凸轮上连接滚子的连杆推动杆 2 和杆3 运动到一条直线上，这个时候是摆杆回到了初始位置，推头开始推瓶。 16 图4-7 第第 5 5 章章 传传动动系系统统的的总总体体布布局局即即部部件件的的选选择择设设计计 5 5. .1 1 主主要要传传动动系系统统 机器是执行机械运动的装置，用以变换或传递能量、物料和信息。其中传递 机 械运动的实体部分称为机构。机器是由多个机构组成的，由各个机构所能完成 的功 能组合在一起所实现的共同的功能，是一个组合体。 首先机器是由动力源、传动系统、执行系统和操控系统组成。我们要研究它 就 要把它拆开来一步一步的分析，根据第3 章我们所讨论的机构设计方案，最终 确定 了凸轮四杆铰链机构。 洗瓶机设备的主要传动系统有：皮带轮传动系统、减速器传动系统、齿轮传 动 系统和凸轮-四杆铰链传动系统。 17 5 5. .1 1. .1 1 运运动动及及动动力力参参数数的的设设计计及及计计算算 a)电动机构造简单、工作可靠、控 制简便、维护容易，一般生产机械上大 多采 用电动机驱动。 电动机已经系列化，设计中只许根据工作机所需要的功率和工作条件，选择 电 动机的类型和机构型式、容量、转速，并确定电的具体型号。 电动机类型和型式可以根据电源种类（直流、交流） 、工作条件（温度、环境、 空间尺寸）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。 工业上广泛应用Y 系列三相交流异步电动机。它是我国80 年代的更新换代 产品，具有高效、节能、震动小、噪声小和运行安全可靠的特点，安装尺寸和功 率 等级符合国际标准，适合于无特殊要求的各种机械设备。对于频繁启动、制动 和换 向的机械，宜选用转动惯量小、过载能力强、允许有较大震动和冲击的 YZ 型YZR 型。 b) 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式 Y（IP44）系列的电动机。 电动机容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。 当 容量小于 工作要求是，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载发热量 大 而过早的损坏；容量过大则电动机的价格高，能量不能充分利用，经常处于不 满载 的运行，起效率和功率因数都较低，增加电能消耗，造成很大的浪费 电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。电动机的发热与其 运 行状有关。对于长期连续运转、载荷不变和变化很小、常温下工作的机器，只 要所 选电动机的额定功率Ped等于或略大于所需电动机功率Pd，即PedPd，电动机在 工作时就不会过热，而不必校验发热和起动力矩。具体计算步骤如下： 1)工作机所需功率Pw Pw3.4kW 2)电动机的输出功率 PdPw/ 18 0.904 轴承齿轴承联 23 Pd3.76kW 3)根据电动机所需额定功率选择合适的电动机转速，初选为同步转速为 1000r/min 的电动机。 4).计算总的传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传 动比为:inm/nw nm =960 nw4.5 i213.33 合理分配各级传动比 先选定带轮传动比i带=2，减速器传动比i=25.14,齿轮传动比 i=4.27 由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。 因为i25.14，取i25，i1i2 =5；速度偏差为0.5%5%，所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目电动机轴大带轮中间轴II低速轴III凸轮轴 转速（r/min） 9604809619.24.5 功率（kW） 43.963.843.723.61 转矩（Nm） 39.889.4191925.21850.45 传动比 12557.8 效率 10.990.970.97 0.96 19 5 5. .1 1. .2 2 皮皮带带轮轮的的选选择择与与设设计计 根据第3 章确定的电动机功率， 根据要求选择和设计皮带轮所得计算结果如 下 表所示： 传动比 2 无 带型 A 无 小带轮基准直径 112.00 毫米（mm） 大带轮基准直径 224.00 毫米（mm） 带长 1250 毫米（mm） 实际轴间距 357.19 毫米（mm） 小带轮包角 162.03 度 V 带的根数 4 无 带轮宽度 65.00 毫米（mm） 单根V 带的预紧力 165.62 牛顿（N） 作用在轴上的力 1167.37 牛顿（N） 设计普通V 带轮轮缘参数 带轮结构形式无实心轮无 辐板厚度无无无 槽型无 A 无 基准线上槽深 Hamin2.8 毫米（mm） 基准线下槽深 Hfmin 8.7 毫米（mm） 槽间距 e15.0 毫米（mm） 槽间距下偏差无 0.3 毫米（mm） 槽间距上偏差 f-0.3 毫米（mm） 第一槽对称面至端面的距离无 10.0 毫米（mm） 第一槽对称面至端面的距离的上偏差 无 2.0 毫米（mm） 第一槽对称面至端面的距离的下偏差 -1.0 毫米（mm） 基准宽度 bp11.0 毫米（mm） 5 5. .1 1. .3 3 减减速速器器的的选选择择 减速器是位于原动机和工作机之间的机械传动装置。由于其传递运动准确可 靠， 结构紧凑，效率高，寿命长，且使用维修方便，得到广泛的应用。常用的减 速器目 前已经标准化，使用者可根据具体的工作条件进行选择。课程设计中的减 速器设计 工厂是根据给定的条件，参考标准系列产品的有关资料进 行非标准化设计减速器类 型很多。按传动件类型的不同可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、 蜗杆减速 器、齿轮蜗杆减速器和行星轮减速器；按传动级数的不同可分为一级减 速器、二级 减速器和多级减速器；按传动布置方式不同可分为展开式减速器、同 轴式减速器和 20 分流式减速器；按传递功率的大小不 同可分为小型减速器、中型减 速器和大型减速 器等。 根据5.1.1 所知数据选定减速器为QJR 型减速器，这种减速器可做于运输， 冶 金，矿山，化工，建筑，轻工等行业的各种机械设备的传动结构中。适用工作 条件 为：齿轮圆周速度应 16m/s，高速轴转速1000r/min，工作环境温度为- 4045C,低于0C 启动前润滑油应加热到5C，可正反双向转动。 QJ 型减速器分为卧式（ W）和立式（L），在这里为了合理安排安装空间，选 用卧式（W）。 外形 安装尺寸选择： /mm 输入轴端公称中 心距 ac aza2 dzlz LHnksr重量 /kg 236170406388082851821022517232133 承载能力查的（连续工作型）： 根据i=25 查的输出转矩为2250N.m，许用输入功率为5.3KW，输入转矩为 570N.m，输出轴轴伸许用径向载荷Fr=15000N ,实际传动比为25.56。. 所选减速器符合要求。 21 总总 结结 本论文是对洗瓶机的推瓶机构的功能原理和工作原理进行详细的分析和设计， 并且对其传动系统进行了设计。首先，对洗瓶机推瓶机构的电机、减速器、带轮 及 其齿轮传动等主要的传动系统进行了分析与设计，使的它的运动状态和运动规 律能 更好的实现其实际的工作。对洗瓶机的整个工作过程做了详细的阐述，并且 根据设 计过程的凸轮转动结合连杆的实际运动规律绘制了工作循环图，使洗瓶机 的各步的 运动状态、工作过程等更好的体现出来。 本次毕业设推瓶机构的设计过程中，应用到机械设计，机械原理，机械设计 手 册等相关方面的教材，通过设计，凸轮铰链四杆机构 首先是凸轮铰链四杆机构： 此机构结构简单，、体积小，安装后便于调试而且从经济性角度来看，也很 合适。 其中凸轮轴能很好协调推头的运动且工作平稳。 推头M 能够近似的完成所要求的工 作行程轨迹，主要由各推杆的长度比例及凸轮的形状来实现推回程速度 比和推程。 但缺点是四杆机构的低副之间存在间隙，杆较多，容易产生误差，累 积误差大，不 能实现精确运动。冲击、震动较大，一般适用于低速场合。符合本 次设计要求。 22 本通过本次设计的调研、软件的学习、计算机的运用等都有了进一步的提高， 并且结合以往学习的专业课知识，从不 同的角度对机器进行了分析与研究，开 阔了 视野，增长了知识，也对我国现在的 工业生产与车间的生产技术有了更深入的 了解。 此次设计的工作量大，是一次设计更是