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1、0目目 錄錄摘摘 要要.1ABSTRACT.2第第1 1 章章前前 言言.3第第2 2 章章洗洗瓶瓶機機推推瓶瓶機機構構原原理理及及運運動動分分析析 .52.1 推瓶機構的功能原理及工作原理 .52.1.1 功能原理.62.1.2 工作原理.72.2 推瓶機構工藝動作分析及工作循環(huán)圖 .7第第3 3 章章系系統(tǒng)統(tǒng)總總體體方方案案設設計計.83.1 系統(tǒng)運動方案構思.83.2 方案的評定及選擇最優(yōu)方案 .103.2.1 方案的評定.103.2.2 方案選擇.10第第4 4 章章凸凸輪輪及及鉸鉸鏈鏈四四桿桿機機構構的的設設計計 .114.1 凸輪的設計.114.1.1 凸輪基本參數(shù)設計.114.1

2、.2 凸輪的建模.144.2 鉸鏈四桿機構的設計.154.2.1 鉸鏈四桿機構尺寸設計.154.3 凸輪鉸鏈四桿機構組合運動圖 .17第第5 5 章章 傳傳動動系系統(tǒng)統(tǒng)的的總總體體布布局局即即部部件件的的選選擇擇設設計計 .195.1 主要傳動系統(tǒng).195.1.1 運動及動力參數(shù)的設計及計算.195.1.2 皮帶輪的選擇與設計.215.1.3 減速器的選擇.22總總 結結.23致致 謝謝.24參參考考文文獻獻.251摘摘 要要洗瓶設備主要用于制藥、化工、食品等行業(yè)灌裝前的瓶子清洗.機構裝置，洗瓶機的推瓶機構的功能利用推頭平穩(wěn)的將瓶子送進的一個過程，在急回到原點，反復運動。推瓶機構原理是利用鉸鏈

3、四桿機構和凸輪組合成一個洗瓶機推瓶機構，通過凸輪和鉸鏈四桿機構本身特性來完成平穩(wěn)送瓶和機構急回。經過多個方案對比分析，確定比較合適方案為凸輪鉸鏈四桿機構，對其進行了參數(shù)設計。本設計對推瓶機構傳動系統(tǒng)進行了設計和選擇：首先，對洗瓶機推瓶機構的電機、減速器等主要的傳動系統(tǒng)進行了設計選擇，同時對推瓶機構的凸輪鉸鏈四桿機構進行了具體參數(shù)化設計，使的它的運動狀態(tài)和運動規(guī)律能更好的實現(xiàn)其實際的工作。最后通過對凸輪的輪廓曲線的調整和對鉸鏈四桿機構桿長的局部修改，使推瓶機構的運動狀態(tài)、工作行程等更加平穩(wěn)流暢。關關鍵鍵詞詞： 洗瓶機, 推瓶機構，凸輪機構，鉸鏈四桿機構2第第 1 1 章章 洗洗瓶瓶機機推推瓶瓶機

4、機構構原原理理及及運運動動分分析析 1 1. .1 1 推推瓶瓶機機構構的的功功能能原原理理及及工工作作原原理理根據(jù)使用要求或工藝要求設計機構時，首先考慮的是采用什么功能原理來實現(xiàn)這些要求。顯然，采用不同的功能原理，其所要求的運動規(guī)律設計必然也不同。首先了解一下洗瓶機構：附下圖所示是洗瓶機有關部件的工作情況示意圖。待洗的瓶子放在兩個轉動的導輥上，導輥帶動瓶子旋轉。當推頭M 把瓶推向前進時，轉動著的刷子就把瓶子外面洗凈。當前一個瓶子將洗涮完畢時，后一個待洗的瓶子已進入導輥待推。原始設計數(shù)據(jù)和設計要求 ：(1) 瓶子尺寸：大端直徑D=80mm，長200mm，小端直徑d=25mm，(如圖2-2所示)

5、(2) 推進距離l=600mm，推瓶機構應使推頭M 以接近均勻的速度推瓶， 平衡地接觸和脫離瓶子，然后，推頭快速返回原位，準備第二個工作循環(huán)。 (3) 按生產率的要求，推程平均速度為v=50mm/s，返回的平均速度為 工作行程三倍。 (4) 機構傳力性能良好，結構緊湊，制造方便。 根據(jù)設計要求，推頭M 可走附下圖所示軌跡，而且在l=600mm 工作行程中作勻速運動，在其前后作變速運動，回程時有急回運動特性。對這種運動要求。 通常，要用若干個基本機構組合成的組合機構，各司其職，協(xié)調動作，才能實現(xiàn)。在選 擇機構時，一般先考慮選擇滿足軌跡要求的機構 (基礎機構)，而沿軌跡運動時的速 度要求，則往往通

6、過改變基礎機構主動件的運動速度來滿足。3 圖2-1 工作行程示意圖 圖2-2 瓶子規(guī)格1. .1 1. .1 1 功功能能原原理理在實際工作中，要設計的機器往往比較復雜，其使用要求或工藝要求往往需要 很多的功能原理組合 成一個總的功能原理 圖2-3 工作示意圖圖2-3 工作示意圖來完成，根據(jù)上訴，我們來 分析一下洗瓶機是通過什么功能原理來實現(xiàn)它所要完成的工作的。首先推瓶機構所采用的功能原理是用機械能迫使瓶子由工作臺的一側運動到另一側，則要求有一個工作行程為L L往返運動的推頭，同時推頭在工作過程中要勻速，回程時要快速，能夠滿足此運動規(guī)律可以有很多種，如可以設計成曲柄 -四桿機構，或凸輪連桿機構

7、等實現(xiàn)其往復運動來完成其工作。要運用此功能原理來滿足其工作需要，在運動規(guī)律設計方面就要考慮用什么來帶動曲柄連桿或凸輪連桿機構的轉動，一般我們都用電機來完成此項轉動功能。其次是轉輥機構所運用的是機械的轉動規(guī)律，也是機械運動中比較簡單的運動規(guī)律，只需要有一定的轉動速度與推瓶機構、轉輥機構相配合來實現(xiàn)洗瓶設備的整體工作功能。它是有兩個長圓柱型導輥旋轉，帶動瓶子旋轉并且由導輥的一側移動到另一側的，其中導輥只完成其中的旋轉功能，移動功能是由推瓶機構來實現(xiàn)的。4最后我們要了解一下轉刷機構所采用的功能原理，它與導輥機構相同運用的 都是機械的轉動規(guī)律，與其不同的是轉刷 機構的旋轉要有很高的速度來完成其對 瓶子

8、外壁的清洗工作。知道了它的運動 規(guī)律就要進一步了解它是由什么機構帶動 完成其所要求的功能的。推瓶機構、導輥機構和轉刷機構都是由一臺電機來提供 所有的機械轉動規(guī)律的，這就要求我們對它們深入分析、研究各構件之間的運動規(guī)律的聯(lián) 系，進而的設計出符合其聯(lián)動規(guī)律的整體設備，來滿足我們預期想要實現(xiàn)的目標。1 1. .1 1. .2 2 工工作作原原理理我們對機器的認識理論上是對其功能原理的了解，但實際的生活生產中，對 機器的認識最本質上還是對其工作原理上的了解。接下來我們要分析一下洗瓶機 的工作原理：洗瓶機是由推瓶機構、導輥機構和轉刷機構共同來完成它的工作的。根據(jù)上 面洗瓶機工作情況示意圖，首先是由推瓶機

9、構以均勻的速度將瓶子推上工作臺 （導輥），推頭的往復運動使瓶子一個一個不間斷的送上工作臺進行清洗工作， 由于瓶子是從靜止到具有一定的速度，推頭和瓶子之間必然存在著一定的沖擊， 所以就要考慮推頭的材料不能是剛性材料，要用具有一定韌性的塑性材料以保證 在工作過程中不至于將瓶子碰碎。第二，瓶子送到工作臺的同時導輥已經進入了 旋轉的狀態(tài)并且噴水機構也開始對瓶子進行噴水，使瓶子隨著導輥的旋轉進行圓 周運動，安裝在導輥上面旋轉的轉刷能夠將瓶子的四周都能夠清洗干凈。1 1. .2 2 推推瓶瓶機機構構工工藝藝動動作作分分析析及及工工作作循循環(huán)環(huán)圖圖當按機械的運動要求或工藝 動作初步設計出機構系統(tǒng)運動方案示意

10、圖后，還 不能充分反映出機構系統(tǒng)中各個執(zhí)行構件間的相互協(xié)調配合的運動關系 。 在大多數(shù)機械中，各執(zhí)行機構往往作周期性的運動，機構中的執(zhí)行構件在經 過一定時間間隔后，其位移、速度、加速度等運動參數(shù)的數(shù)值呈現(xiàn)出周期性重復。 用來描述機構系統(tǒng)在一個工作循環(huán)中各執(zhí)行構件運動間相互協(xié)調配合的示意圖稱為 機構系統(tǒng)運動循環(huán)圖，簡稱運動循環(huán)圖，又稱工作循環(huán)圖。凸輪旋轉角度0- 216216- 252252- 324324- 360滾子運動狀態(tài)升程遠休止回程進休止推頭運動狀態(tài)工退靜止工進靜止5工作過程返回準備推瓶準備 推瓶機構簡易圖第第 2 2 章章 系系統(tǒng)統(tǒng)總總體體方方案案設設計計2 2. .1 1 系系統(tǒng)統(tǒng)

11、運運動動方方案案構構思思運動規(guī)律設計得不同，綜合出的機構也就完全不同，這是容易理解的。但是 不同的機構卻可以實現(xiàn)同一運動規(guī)律，滿足同樣的使用要求，因此就需要從各種 運動性能來評價這些機構，以便從中選擇一個最優(yōu)的機構。根據(jù)上訴的推瓶機構的運動規(guī)律，對這種運動要求，若用單一的常用機構 是不容易實現(xiàn)的，通常要把若干個基本機構組合，起來，設計組合機構。在設計組合機構時，一般可首先考慮選擇滿足軌跡要求的機構（基礎機構），而沿軌跡運動時的速度要求，則通過改變基礎機構主動件的運動速度來滿足，也 就是讓它與一個輸出變速度的附加機構組合。實現(xiàn)要求的機構方案有很多，可用多種機構組合來實現(xiàn)。如：1.凸輪鉸鏈四桿機構

12、方案6如3-1 所示，鉸鏈四桿機構的連桿2 上點M 走近似于所要求的軌跡， M 點的速度由等速轉動的凸輪通過構件3 的變速轉動來控制。由于此方案的曲柄1 是從動件，所以要注意度過死點的措施。 圖3-1凸輪鉸鏈四桿機構的方案2.五桿組合機構方案確定一條平面曲線需要兩個獨立變量。因此具有兩自由度的連桿機構都具有 精確再現(xiàn)給定平面軌跡的特征。點M 的速度和機構的急回特征，可通過控制該機 構的兩個輸入構件間的運動關系來得到，如用凸輪機構、齒輪或四連桿機構來控 制等等。圖3-2 所示為兩個自由度五桿低副機構， 1、4 為它們的兩個輸入構件， 這兩構件之間的運動關系用凸輪、齒輪或四連桿機構來實現(xiàn)，從而將原

13、來兩自由 度機構系統(tǒng)封閉成單自由度系統(tǒng)。 (a) (b) 7(c)(d) 圖3-2 五桿組合機構的方案3.凸輪-全移動副四桿機構圖3-3 所示全移動副四桿機構是兩自由度機構，構件2 上的M 點可精確再現(xiàn)給定的軌跡，構件2 的運動速度和急回特征由凸輪控制。這個機構方案的缺點是 因水平方向軌跡太長，造成凸輪機構從動件的行程過大，而使相應凸輪尺寸過大。 圖3-3 凸輪-全移動副四連桿機構的方案2 2. .2 2 方方案案的的評評定定及及選選擇擇最最優(yōu)優(yōu)方方案案2 2. .2 2. .1 1 方方案案的的評評定定根據(jù)上節(jié)所給出的三種設計方案，我們來討論并從中選出較優(yōu)方案進行最終 的設計。首先是凸輪鉸鏈

14、四桿機構：此機構結構簡單， 、體積小，安裝后便于調試 而且從經濟性角度來看，也很合適。其中凸輪軸能很好協(xié)調推頭的運動且工作平 穩(wěn)。推頭M 能夠近似的完成所要求的工作行程軌跡，主要由各推桿的長度比例及 凸輪的形狀來實現(xiàn)推回程速度比和推程。但缺點是四桿機構的低副之間存在間隙， 桿較多，容易產生誤差，累積誤差大，不能實現(xiàn)精確運動。沖擊、震動較大，一 般適用于低速場合。因為本設計中使用的連桿不多，而且速度不是很快，這種方 案可以滿足設計要求。其次五桿組合機構的方案五桿組合機構方案，此方案所需要的桿件繁多，設計 煩瑣，實際機構尺寸過大，不是很合理的一個設計方案，性價比也不高。最后凸輪-全移動副四連桿機構

15、的方案 是兩自由度機構，構件2 上的M 點可精確再現(xiàn)給定的軌跡，構件2 的運動速度和急回特征由凸輪控制。這個機構方案的 缺8點是因水平方向軌跡太長，造成凸輪機 構從動件的行程過大，而使相應凸輪尺 寸過大，不符合實際要求，空間過大。2 2. .2 2. .2 2 方方案案選選擇擇根據(jù)上述方案的評定，最終選擇凸輪鉸鏈四桿機構作為本次設計的推瓶機構 方案，如圖3-4 所示：右圖 圖3-4第第 3 3 章章 凸凸輪輪及及鉸鉸鏈鏈四四桿桿機機構構的的設設計計4 4. .1 1 凸凸輪輪的的設設計計4 4. .1 1. .1 1 凸凸輪輪基基本本參參數(shù)數(shù)設設計計(1) 凸輪機構的組成凸輪是一個具有曲線輪廓

16、或凹槽的構件。凸輪通常作等速轉動，但也有作往復擺動或移動的。推桿是被凸輪直接推動的構件。因為在凸輪機構中推桿多是從動件，故又常稱其為從動件。凸輪機構就是由凸輪、推桿和機架三個主要構件所組成的高副機構。（2）凸輪機構中的作用力 直動尖頂推桿盤形凸輪機構在考慮摩擦時，其凸輪對推桿的作用力 9F 和推桿所受的載荷 (包括推桿的自重和彈簧壓力等) G 的關系為F = G /cos(+1) - (l+2b/l)sin(+1)tan2（3）凸輪機構的壓力角 推桿所受正壓力的方向(沿凸輪廓線在接觸點的法線方向)與推桿上作用點的速度方向之間所夾之銳角，稱為凸輪機構在圖示位置的壓力角，用 表示在凸輪機構中，壓力

17、角 是影響凸輪機構受力情況的一個重要參數(shù)。在其他條件相同的情況下，壓力角 愈大， 則分母越小， 作用力 F 將愈大；如果壓力角大到使作用力將增至無窮大時，機構將發(fā)生自鎖，而此時的壓力角特稱為臨界壓力角c ，即carctan1/(1+2b/l)tan2- 1為保證凸輪機構能正常運轉，應使其最大壓力角max 小于臨界壓力角 c 。在生產實際中，為了提高機構的效率、改善其受力情況，通常規(guī)定凸輪機構的最大壓力角max 應小于某一許用壓力角。其值一般為：推程 對擺動推桿取 3545 ； 回程時通常取 7080。（4）根據(jù)以上設計內容確定出凸輪設計曲線圖如線圖（圖4-1）所示。 圖4-1 凸輪設計曲線圖1

18、0凸輪的輪廓主要尺寸是根據(jù)四桿機構推 頭所要達到的工作行程和推頭工作速度 來確定的，初步定基圓半徑r0=50m，溝槽寬20mm，凸輪厚25mm, 孔r=15mm ,滾子半徑rr=10mm。 凸輪的理論輪廓曲線的坐標公式為： ， （ A）sin0srxcos0sry（5）求凸輪理論輪廓曲線： a)推程階段 01=216=1.2 2/2sin/0110111 hs = 2/4sin/21h2 . 1 , 01b）遠休階段 =36025/ 7.5 2s5/, 02c)回程階段 72035/2 3310hs 03/5035340343/6/15hh 5534343333/1458/1215/270hh

19、h5/2 , 03d) 近休階段 =36025/ 04s5/, 04e)推程段的壓力角和回程段的壓力角 srdds0/arctan將以上各相應值代入式（ A）計算理論輪廓曲線上各點的坐標值。在計算中時應注意：在推程階段取，在遠休階段取，在回程階段取1201，在近休階段取。計算結果見表4-1。.302014030201根據(jù)推瓶機構原理，推瓶機構所需達到的工作要求來設計凸輪，凸輪的基本尺寸 在近休時尺寸為50mm,達到最遠距離是尺寸為180.9mm。11(6)求工作輪廓曲線： 有公式的 cosrrxxsinrryy其中： 22/sinddddddyxx 22/cosddddddyxya) 推程階段

20、 .21 , 01 101cossin/srddddxx 1011cossin4cos12srh 101sincos/srddddsy =1011sincos4cos12srhb) 遠休階段 5/0， 202/cos/srddx 202/sin/srddyyc) 回程階段 5/2 , 0 303cossin/srddddsx 303543433323cossin/7290/4860/810srhhh 303543433323sincos/7290/4860/810/srhhhddyd) 近休階段 5/, 0 403/4cos/srddx 403/4sin/srddy計算結果可以得凸輪工作輪廓曲

21、線個點的坐標見下表 4-1： 表4-112 x y x y 0 5 10 350 355 3600.04.3598.705-8.682-4.3580.050.049.82649.37049.24649.81050.0 0.0 3.602 7.409-6.946-3.4860.0 40.0 39.855 39.45539.39239.847 40.04 4. .1 1. .2 2 凸凸輪輪的的建建模模根據(jù)上一節(jié)內容凸輪的基本尺寸 利用Pro/E 軟件做的凸輪機構，如下圖所示（圖4-2）所示。 左圖 圖4-24 4. .2 2 鉸鉸鏈鏈四四桿桿機機構構的的設設計計4 4. .2 2. .1 1 鉸

22、鉸鏈鏈四四桿桿機機構構尺尺寸寸設設計計 鉸鏈四桿機構按照給定的急回要求設計，利用解析法求解此類問題時，主要利用機構在極為是的特性。又已知的行程速比系數(shù) K 和搖桿擺角=69度，在由圖4-3 查的最小傳動角的最大值maxmin及 的大小在計算各桿的長度。13 圖4-3查表可知maxmin=45，=75 則： =180（K-1）/（K+1）=90a/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選定機架長度d 就可以確定其他各干長度。根據(jù)推瓶的行程來確定各桿的長度

23、及擺角大小，搖桿所轉的角度=69度，行程速比系數(shù)K=3。得L1=477.64mm L2=290.22mmL3=577.3L3a=229.3L4=500mmL4a=200mm連桿機構中的運動副一般均為低副。其運動元素為面接觸，壓力較小，承載能力較大，潤滑較好，磨損小，加工制造容易，且連桿機構中的低副一般是幾何封閉。能很好的保證工作可靠性。對于四桿機構來說，當其鉸鏈中心位置確定后，各桿的長度也就確定了，用作圖法進行設計，就是利用各鉸鏈之間的相對運動的幾何關系，通過作圖法確定各鉸鏈的位置，從而得出各桿的長度。圖解法的優(yōu)點是直觀，簡單，快捷，14對三個設計位置下的設計十分方便，其設計精度也能滿足工作要

24、求。根據(jù)第 3章四桿機構的尺寸來設計鉸鏈四桿機構。連桿材料為45#鋼調制處理，桿粗為20mm，根據(jù)各干長度尺寸現(xiàn)用Pro/E 軟件繪制連桿機構圖如下，這三幅圖分別為連桿滑塊在凸輪上轉到近休時連桿機構 的位置（圖4-4 所示, 連桿滑塊轉到凸輪遠休時連桿機構的位置（圖4-5）所示。圖4-415 圖4-54 4. .3 3 凸凸輪輪鉸鉸鏈鏈四四桿桿機機構構組組合合運運動動圖圖下圖三個依次為連桿滑塊轉到凸輪最遠距離遠休位置時的圖（圖 4-6）所示， 連桿滑塊轉到凸輪最近距離近休位置時的圖（圖 4-7）所示。當凸輪轉到遠休位置時，這時通過連桿在凸輪上的滾子推動連桿，鉸鏈四桿 機構的擺桿2 運動到了最大

25、位置，和機架安裝的桿1 在一條水平線上。 圖4-6 當凸輪運動到近休位置時，這時通過在凸輪上連接滾子的連桿推動桿 2 和桿3運動到一條直線上，這個時候是擺桿回到了初始位置，推頭開始推瓶。16 圖4-7第第 5 5 章章 傳傳動動系系統(tǒng)統(tǒng)的的總總體體布布局局即即部部件件的的選選擇擇設設計計5 5. .1 1 主主要要傳傳動動系系統(tǒng)統(tǒng)機器是執(zhí)行機械運動的裝置，用以變換或傳遞能量、物料和信息。其中傳遞 機械運動的實體部分稱為機構。機器是由多個機構組成的，由各個機構所能完成 的功能組合在一起所實現(xiàn)的共同的功能，是一個組合體。首先機器是由動力源、傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)和操控系統(tǒng)組成。我們要研究它 就要把它拆

26、開來一步一步的分析，根據(jù)第3 章我們所討論的機構設計方案，最終 確定了凸輪四桿鉸鏈機構。洗瓶機設備的主要傳動系統(tǒng)有：皮帶輪傳動系統(tǒng)、減速器傳動系統(tǒng)、齒輪傳 動系統(tǒng)和凸輪-四桿鉸鏈傳動系統(tǒng)。175 5. .1 1. .1 1 運運動動及及動動力力參參數(shù)數(shù)的的設設計計及及計計算算a)電動機構造簡單、工作可靠、控 制簡便、維護容易，一般生產機械上大 多采用電動機驅動。電動機已經系列化，設計中只許根據(jù)工作機所需要的功率和工作條件，選擇 電動機的類型和機構型式、容量、轉速，并確定電的具體型號。電動機類型和型式可以根據(jù)電源種類（直流、交流） 、工作條件（溫度、環(huán)境、空間尺寸）和載荷特點（性質、大小、啟動性

27、能和過載情況）來選擇。工業(yè)上廣泛應用Y 系列三相交流異步電動機。它是我國80 年代的更新?lián)Q代產品，具有高效、節(jié)能、震動小、噪聲小和運行安全可靠的特點，安裝尺寸和功 率等級符合國際標準，適合于無特殊要求的各種機械設備。對于頻繁啟動、制動 和換向的機械，宜選用轉動慣量小、過載能力強、允許有較大震動和沖擊的 YZ 型YZR型。b) 因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。 電動機容量（功率）選得合適與否，對電動機的工作和經濟性都有影響。 當容量小于工作要求是，電動機不能保證工作機的正常工作，或使電動機因長期過載發(fā)熱量 大而過早的損壞；容量過大則電動

28、機的價格高，能量不能充分利用，經常處于不 滿載的運行，起效率和功率因數(shù)都較低，增加電能消耗，造成很大的浪費電動機的容量主要根據(jù)電動機運行時的發(fā)熱條件來決定。電動機的發(fā)熱與其 運行狀有關。對于長期連續(xù)運轉、載荷不變和變化很小、常溫下工作的機器，只 要所選電動機的額定功率Ped等于或略大于所需電動機功率Pd，即PedPd，電動機在工作時就不會過熱，而不必校驗發(fā)熱和起動力矩。具體計算步驟如下：1)工作機所需功率Pw Pw3.4kW2)電動機的輸出功率PdPw/180.904軸承齒軸承聯(lián)23Pd3.76kW3)根據(jù)電動機所需額定功率選擇合適的電動機轉速，初選為同步轉速為1000r/min 的電動機。4

29、).計算總的傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為:inm/nwnm =960nw4.5i213.33合理分配各級傳動比先選定帶輪傳動比i帶=2，減速器傳動比i=25.14,齒輪傳動比i=4.27 由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2。因為i25.14，取i25，i1i2 =5；速度偏差為0.5%5%，所以可行。各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩項 目電動機軸大帶輪中間軸II低速軸III凸輪軸轉速（r/min）9604809619.24.5功率（kW）43.963.843.723.61轉矩（Nm）39.889.4191925.21850.45傳動比12557

30、.8效率10.990.970.97 0.96195 5. .1 1. .2 2 皮皮帶帶輪輪的的選選擇擇與與設設計計根據(jù)第3 章確定的電動機功率， 根據(jù)要求選擇和設計皮帶輪所得計算結果如 下表所示：傳動比2無帶型A無小帶輪基準直徑112.00毫米（mm）大帶輪基準直徑224.00毫米（mm）帶長1250毫米（mm）實際軸間距357.19毫米（mm）小帶輪包角162.03度V 帶的根數(shù)4無帶輪寬度65.00毫米（mm）單根V 帶的預緊力165.62牛頓（N）作用在軸上的力1167.37牛頓（N）設計普通V 帶輪輪緣參數(shù)帶輪結構形式無實心輪無輻板厚度無無無槽型無A無基準線上槽深Hamin2.8毫米

31、（mm）基準線下槽深Hfmin 8.7毫米（mm）槽間距e15.0毫米（mm）槽間距下偏差無0.3毫米（mm）槽間距上偏差 f-0.3毫米（mm）第一槽對稱面至端面的距離無10.0毫米（mm）第一槽對稱面至端面的距離的上偏差 無2.0毫米（mm）第一槽對稱面至端面的距離的下偏差-1.0毫米（mm）基準寬度bp11.0毫米（mm）5 5. .1 1. .3 3 減減速速器器的的選選擇擇減速器是位于原動機和工作機之間的機械傳動裝置。由于其傳遞運動準確可 靠，結構緊湊，效率高，壽命長，且使用維修方便，得到廣泛的應用。常用的減 速器目前已經標準化，使用者可根據(jù)具體的工作條件進行選擇。課程設計中的減 速

32、器設計工廠是根據(jù)給定的條件，參考標準系列產品的有關資料進 行非標準化設計減速器類型很多。按傳動件類型的不同可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、 蝸桿減速器、齒輪蝸桿減速器和行星輪減速器；按傳動級數(shù)的不同可分為一級減 速器、二級減速器和多級減速器；按傳動布置方式不同可分為展開式減速器、同 軸式減速器和20分流式減速器；按傳遞功率的大小不 同可分為小型減速器、中型減 速器和大型減速器等。根據(jù)5.1.1 所知數(shù)據(jù)選定減速器為QJR 型減速器，這種減速器可做于運輸， 冶金，礦山，化工，建筑，輕工等行業(yè)的各種機械設備的傳動結構中。適用工作 條件為：齒輪圓周速度應 16m/s，高速軸轉速1000r/mi

33、n，工作環(huán)境溫度為-4045C,低于0C 啟動前潤滑油應加熱到5C，可正反雙向轉動。QJ 型減速器分為臥式（ W）和立式（L），在這里為了合理安排安裝空間，選用臥式（W）。外形 安裝尺寸選擇： /mm輸入軸端公稱中心距acaza2dzlzLHnksr重量/kg236170406388082851821022517232133承載能力查的（連續(xù)工作型）：根據(jù)i=25 查的輸出轉矩為2250N.m，許用輸入功率為5.3KW，輸入轉矩為570N.m，輸出軸軸伸許用徑向載荷Fr=15000N ,實際傳動比為25.56。.所選減速器符合要求。21總總 結結本論文是對洗瓶機的推瓶機構的功能原理和工作原理進

34、行詳細的分析和設計，并且對其傳動系統(tǒng)進行了設計。首先，對洗瓶機推瓶機構的電機、減速器、帶輪 及其齒輪傳動等主要的傳動系統(tǒng)進行了分析與設計，使的它的運動狀態(tài)和運動規(guī) 律能更好的實現(xiàn)其實際的工作。對洗瓶機的整個工作過程做了詳細的闡述，并且 根據(jù)設計過程的凸輪轉動結合連桿的實際運動規(guī)律繪制了工作循環(huán)圖，使洗瓶機 的各步的運動狀態(tài)、工作過程等更好的體現(xiàn)出來。本次畢業(yè)設推瓶機構的設計過程中，應用到機械設計，機械原理，機械設計 手冊等相關方面的教材，通過設計，凸輪鉸鏈四桿機構 首先是凸輪鉸鏈四桿機構：此機構結構簡單，、體積小，安裝后便于調試而且從經濟性角度來看，也很 合適。其中凸輪軸能很好協(xié)調推頭的運動且

35、工作平穩(wěn)。 推頭M 能夠近似的完成所要求的工作行程軌跡，主要由各推桿的長度比例及凸輪的形狀來實現(xiàn)推回程速度 比和推程。但缺點是四桿機構的低副之間存在間隙，桿較多，容易產生誤差，累 積誤差大，不能實現(xiàn)精確運動。沖擊、震動較大，一般適用于低速場合。符合本 次設計要求。 22本通過本次設計的調研、軟件的學習、計算機的運用等都有了進一步的提高，并且結合以往學習的專業(yè)課知識，從不 同的角度對機器進行了分析與研究，開 闊了視野，增長了知識，也對我國現(xiàn)在的 工業(yè)生產與車間的生產技術有了更深入的 了解。此次設計的工作量大，是一次設計更是一次鍛煉，為以后步入工作打下了 堅實的基礎。致致 謝謝時間走的真快，來不及

36、徘徊，來不及回憶，來不及留戀，我的大學生活已走到了盡頭，在大學四年里，我很高興能來到明德學院這所院校，在這里我不僅僅學到了專業(yè)知識，認識了很多值得一輩子擁有的朋友和同學，各科老師認真負責，在我所學專業(yè)課程里，每一位老師都很認真的傳道授業(yè)，受益頗豐。在為人處世，社交等各個方面都有所提高，是這所大學改變了我的人生，當然我的人生走上社會現(xiàn)在只是個開始，但我相信，從這所大學出去，我會很快的步入新的人生旅途。在我那道畢業(yè)設計題目以后，自己有了些提前的了解，開學以后，正式的開始了畢業(yè)設計的生活，在李文燕老師不耐其煩的指導下，我的畢業(yè)設計也畫上了圓滿的句號。李文燕波老師在選題、課題的研究、論文的撰寫都給予了

37、耐心的指導和莫大的幫助，是我在研究領域上的理論和時間知識上都有很大的進步和提高。李文燕老師的認真的工作態(tài)度和為人師表的工作作風，是我完成本論文的前提。老師對待學生的和藹可親的態(tài)度，使得在她的指導下的學習生活更加的豐富多彩，老師不同的傳授知識的方式，是我在專業(yè)知識的學習效率23上有了很大的提高?？粗蠋熋β档墓ぷ髋c對待工作的認真給我以后的工作做了很好的榜樣，在我以后的工作過程于老師的敬業(yè)精神將會給我?guī)砗艽蟮鸟砸妫俏也粩嗵岣卟粩噙M步。在本論文的寫作中，等到了楊力，王鵬遠，靳超，董新龍等同學的支持和幫助，還有機械工程系其他老師在此一并感謝！最后我對所有關心我、支持我、幫助過我的老師、同學和兄弟們

38、一并送上我衷心的感謝和祝福。參參考考文文獻獻1.郭朝勇.AutoCAD2008 中文版教程：清華大學出版社， 2007.102.孫恒.機械原理.第七版，北京：機械工業(yè)出版社 ,2009.53.孫建東.機械設計基礎.北京:清華大學出版社，2007.14.封立耀.機械設計基礎實例教程 .北京:北京航空航天大學出版社， 2007.85.邢琳.機械設計基礎課程設計 .機械工業(yè)出版社，2007.76.濮良貴.機械設計.第八版，高等教育出版社， 2009.77.于惠力.機械設計：科學出版社， 2007.88.黃茂林.機械原理:重慶大學出版社，2002.79.華大年.連桿機構設計與應用創(chuàng)新 .北京:機械工業(yè)出版社 ，2008.110.張鄂.現(xiàn)代設計理論方法:科學出版社，2007.311.金國光.機械原理:電子工業(yè)出版社 ，2009.112.強建國.機械原理創(chuàng)新設計:華中科技大學出版社， 2008.613.牛鳴岐.機械原理課程實際手冊 .重慶大學出版社，2001.12414.祝凌云.Pro/E 運動仿真和有限元分析：人民郵電出版社， 2004.315.岳榮剛.Pro/E 機械設計100 例：電子工業(yè)出版社， 2007.516.黃漢兵.Pro/E 機構仿真運動：人民郵電出版社， 2008.5