洗瓶机推瓶机构设计-机械

目录

腱］

ABSTRACT

第1章前言

第2章洗瓶机推瓶机构原理及运动分析1

2.1推瓶机构的功能原理及工作原理1

功能原理2

工作原理3

2.2推瓶机构工艺动作分析及工作循环图3

第3章系统总体方案设计4

3.1系统运动方案构思4

3.2方案的评定及选择最优方案5

方案的评定5

方案选择5

第4章凸轮及钱链四杆机构的设计5

4.1凸轮的设计5

凸轮根本参数设计5

凸轮的建模8

4.2较链四杆机构的设计9

钱链四杆机构尺寸设计9

4.3凸轮较链四杆机构组合运动图10

第5章传动系统的总体布局即部件的选择设计12

5.1主要传动系统12

运动及动力参数的设计及计算12

皮带轮的选择与设计14

减速器的选择14

总结15

致谢16

#＜城17

摘要

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

构原理是利用较链四杆机构和凸轮组合成一个洗瓶机推瓶机构，通过凸轮和较链四杆机构

本身特性来完成平稳送瓶和机构急回。经过多个方案比照分析，确定比拟适宜方案为凸轮

钱链四杆机构，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

构的凸轮一钱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较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。

关键词：洗瓶机，推瓶机构，凸轮机构，跤链四杆机构

第1章洗瓶机推瓶机构原理及运动分析

1.1推瓶机构的功能原理及工作原理

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：

附下列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

的导辑上，导辑带动瓶子旋转。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辑待推。

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=6（X）mm,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

列图所示轨迹，而且在l=6（X）mm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，

要用假设干个根本机构组合成的组合机构，各司其职，协调动作，才能实现。在选拦

机构时，一般先考虑选择满足轨迹要求的机构（根底机构），而沿轨迹运动时的速度

要求，那么往往通过改变根底机构主动件的运动速度来满足。

图2-1工作行程示意图图2-2瓶子规格

1.1.1功能原理

在实际工作中，要

设计的机器往往比拟复

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，那么

要求有一个工作行程为£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。

其次是转辑机构所运用的是机械的转动规律，也是机械运动中比拟简单的运动规律，只需

耍有一定的转动速度与推瓶机构、转辐机构相配合来实现洗瓶设备的整体工作功能。它是有两

个长圆柱型导辐旋转，带动瓶子旋转并且由导辐的一侧移动到另一侧的，其中导辑只完成其中

的旋转功能，移动功能是由推瓶机构来实现的。

最后我们要了解一下转刷机构所采用的功能原理.，它与导辑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、导辑

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

第2章系统总体方案设计

2.1系统运动方案构思

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，假设用单一的常用机构是不容易实

现的，通常要把假设干个根本机构组合，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(根底机构)，而沿轨迹运

动时的速度要求，那么通过改变根底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.凸轮一跤链四杆机构方案

如3-1所示，钱链四杆机构的连杆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凸轮一钱链四杆机构的方案

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)

(c)(cl)

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方案的评定及选择最优方案

2.2.1方案的评定

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。

首先是凸轮一钱链四杆机构：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，也很适宜。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L要求。

其次五杆组合机构的方案王杆组合机构方案，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方案选择

根据上述方案的评定，最终选择凸轮较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3章凸轮及较链四

杆机构的设计

4.1凸轮的设计

4.1.1凸轮根本参数设计

⑴凸轮机构的组成

凸轮是个具有曲线轮廓或凹槽的构件。凸轮通常作等速转动，但也有作往发摆动或

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/Ecos(u+4)1)-(l+2b/l)sin(u+<l>l)tan4>2]

(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)与推行上作用

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a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a愈大，那么分母越小，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ac,即

ac=arctan{1/[(l+2b/l)tan<1)2]}-1

为保证凸轮机构能正常运转，应使其最大压力角amax小于临界压力角ac。

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Qmax应小于某一许用压力角[QL其值一般为：

推程对摆动推杆取[Q]=35°〜45°；

回程时通常取[Q]'=70°〜80°。

（4）根据以上设计内容确定出凸轮设冲曲线图如线图（图4-1）所示。

图4-1凸轮设计曲线图

凸轮的轮廓主要尺寸是根据四杆机构推头所要到达的工作行程和推头工作速度来确定的，初步

定基圆半径ro=50m,沟槽宽20mm,凸轮厚25mm,孔r=15nun,滚子半径I'r=10mmo

凸轮的理论轮廓曲线的坐标公式为：

x=（“+s）sinS,y=«+s）cosS（A）

（5）求凸轮理论轮廓曲线：

a）推程阶段3产216。=1.2万

=〃[（26/.T）-sin（4Q）/（2»）]d=[0,1.2/r]

b）远休阶段22=36°二4/5

52=7.52=[0,%/5]

c）回程阶段瓯=72°=24/5

%=10力23/厢3-15g4/伪；+6/吟5/e5

d）近休阶段%=36°=乃/5

e）推程段的压力角和回程段的压力角

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b=在远休阶段取5=£“+2,在回程阶段取3=瓦|+为2+&,在近休阶段取

合=品1+品2+品3+&。计算结果见表4-1。・

根据推瓶机构原理，推瓶机构所需到达的工作要求来设计凸轮，凸轮的根本尺寸在近休时尺寸

为50mm,到达最远距离是尺寸为180.9mm0

⑹求工作轮廓曲线：

有公式的x=x-rrcosOy'=y-rrsin0

其中：sin0=（</d）

a）推程阶段司=［（）,1.2司

二”［1一cos（4<y,）］>cos<y）-（q+5）sind

71

b）远休阶段［0,乃/5］

c）回程阶段［0,2乃/5］

dy/ds=（810〃心2/万3-4860〃心3/万,十7290/7（^3'/",卜心十万）一（7+$）sin（心+TT）d）近休

阶段［0,^/5］

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

8XyX，V

0°0.050.00.040.0

5°4.35949.8263.60239.855

10°8.70549.3707.40939.455

••••••••••••♦••

-8.68249.246-6.94639.392

350°

-4.35849.810-3.48639.847

355°

0.050.00.040.0

360°

4.1.2凸轮的建模

根据上一节内容凸轮的根本尺寸利用Pro/E软件做的凸轮机构，如下列图所示（图4-2）所示。

、

左图图4-2

4.2狡链四杆机构的设计

4.2.1皎链四杆机构尺寸设计

钱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。又的行程速比系数K和摇杆摆角(P=69度，在由图4-3查的最小传动角的最大

值maxymin及p的大小在计算各杆的长度。

图4-3

查表可知maxymin=45°,B=75°那么：

e=180°(K-l)/(K+1)=90°

a/d=sin(^>/2)sin(8/2+P)/cos(0/2-8/2)

b/d=sin(°/2)si/(6/2+B)/sin(0/2-6/2)

(c/d)2=(a/d+b/d)2+1-2(a/d+b/d)cosB

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

。二69度，行程速比系数

K=3o

得

Li=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，当其钱链中心位置确定后，各杆的长度也就确定了，用作图法进

行设计，就是利用各校链之间的相对运动的几何关系，通过作图法确定各校链的位置，从

而得出各杆的长度。图解法的优点是直观，简单，快捷，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钱链四杆机构。

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

图4-5

4.3凸轮较链四杆机构组合运动图

下列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，钱链四杆机构的摆杆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。

图

4-7

第5章传动系统的总体布局即部件的选择设计

5.1主要传动系统

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

体局部称为机构。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，最终确定了凸轮一四杆较链机构。

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

-四杆较链传动系统。

5.1.1运动及动力参数的设计及计算

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、噪声小和运行平安可靠的特点，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）口击的YZ型YZR型。］

b）因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转v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）选得适宜与否，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我发热量大而过早的损

坎；容量过大那么电动机的价格高，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PedePd，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P,

Pw=3.4kW

2)电动机的输出功率

Pd=Pw/n

n=口联只％承n葡轴承二0・904

Pd=3.76kW

3)根据电动机所需额定功率选择适宜的电动机转速，初选为同步转速为1000i7min的电动

机。

4).计算总的传动比

由电动机的满载转速nn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：i=

nm/nw

nm=960

nw=4.5

i=213.33

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=

因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5；速度偏差为0.5%<5虬所以口J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(N•m)39.889.4191925.21850.45

传动比12557.8

效率10.990.970.970.96

5,1.2皮带轮的选择与设计

根据第3章确定的电动机功率，根据要求选择和设L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(nun)

实际轴间距357.19亳米(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Hfmin8.7毫米(mm)

槽间距e15.0毫米(nun)

槽间距下偏差无0.3亳米(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亳米(mm)

基准宽度bp11.0毫米(mm)

5.1.3减速器的选择

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

可分为一级减速落、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

轴式减速器和分流式减速脏；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Q.JR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-40~、45。&低于0。C启动前润滑油应加热

到5℃,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)o

外形安装尺寸选择：

/mm

公称中输入轴端

心距LHnksr重量

dzlz

aza2/kg

ac

236170406388082851821022517232133

承载能力查的(连续工作型)：

根据k25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=15(XJ0N，实际传动比为25.56o.

所选减速器符合要求。

总结

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、工作过程等更好的表达出来。

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，凸轮饺链四杆机构首先是凸轮一钱链四杆机构：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，也很适宜。其中凸轮轴能很好协调推头的运动

且匚作平稳。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。

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

在学习的专业课知识，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

计更是一次锻炼，为以后步入工作打下了坚实的根底。

致谢

时间走的真快，来