洗瓶機推瓶機構(gòu)設計行業(yè)特制

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1、 機械原理課程設計 洗瓶機推瓶機構(gòu)設計 學 院 ：計算機與信息科學學院 專 業(yè) ：機械設計制造及其自動化 學 號 ： 012301744303 姓 名 ： 陳 夷 康 指導教師 ： 李 玉 梅 2015年12月10日 目錄 摘要 2 第一章 緒論 3 1.1研究背景 3 1.2論文討論內(nèi)容 3 第二章 設計題目 4 2.1推瓶機構(gòu)的功能原理及工作原理 4 2.1.1工作原理 4 2.1.2功能原理 4 2.2原始數(shù)據(jù)和設計要求 5 第三章 系統(tǒng)方案總體設計

2、6 3.1系統(tǒng)運動方案構(gòu)思 6 3.2擬定執(zhí)行機構(gòu)方案 7 3.2.1方案的評定 7 3.2.2方案的選擇 7 第四章 凸輪及鉸鏈四桿機構(gòu)的設計 8 4.1凸輪設計 8 4.1.1凸輪基本參數(shù)設計 8 4.2鉸鏈四桿機構(gòu)的尺寸設計 12 第5章 傳動系統(tǒng)的總體布局即部件的選擇設計 14 5.1主傳動系統(tǒng) 14 5.1.1運動及動力參數(shù)的設計及計算 14 5.1.2皮帶輪的選擇與設計 15 5.1.3減速器的選擇 17 總 結(jié) 18 參考文獻 19 摘要 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(gòu)裝置，洗瓶機的推 瓶機構(gòu)的功能利用推

3、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(gòu)原理是利用鉸鏈四桿機構(gòu)和凸輪組合成一個洗瓶機推瓶機構(gòu)，通過凸輪和鉸鏈四桿機構(gòu) 本身特性來完成平穩(wěn)送瓶和機構(gòu)急回。經(jīng)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(gòu)，對其進行了參數(shù)設計。本設計對推瓶機構(gòu)傳動系統(tǒng)進行了設計和選擇：首 先，對洗瓶機推瓶機構(gòu)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(gòu)的凸輪—鉸鏈四桿機構(gòu)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(diào)整和對鉸鏈四桿機構(gòu)桿長的局部修改，使推瓶機構(gòu)的 運動狀態(tài)、工作行程等更加平

4、穩(wěn)流暢。 關鍵詞：洗瓶機, 推瓶機構(gòu)，凸輪機構(gòu)，鉸鏈四桿機構(gòu) 第一章 緒論 1.1研究背景 隨著社會的發(fā)展，生活節(jié)奏的加快，人們對于生活水平要求的越來越高，科技也不斷發(fā)展，在工業(yè)，生活中科技含量已經(jīng)逐漸體現(xiàn)。本設計主要是針對自動洗瓶機的推瓶機構(gòu)進行設計。 由于工業(yè)生產(chǎn)和社會生活的需要，大量的玻璃瓶、塑料瓶需要進行回收清洗后 再利用，節(jié)省了大量制瓶洗所需要的費用同時也提高了工業(yè)生產(chǎn)的生產(chǎn)效率。然而就在此時也出現(xiàn)了回收后再清洗的問題。產(chǎn)品盛載是車間的最后一道關鍵工序，因此玻璃瓶的供應速度也就決定了總的生產(chǎn)效率的高低。從而產(chǎn)生了對洗瓶機設備的研究與改進工作。

5、 洗瓶機器設備的出現(xiàn)并且運用到實際生產(chǎn)中，改變了人工刷洗的傳統(tǒng)工藝，實現(xiàn)了自動化生產(chǎn)方式，達到了減少勞動力、節(jié)約費用、提高工作效率、增加企業(yè)經(jīng)濟效益之目的。并且得到了廣大用戶的支持和好評，而且使得化、制藥、食品等行業(yè)的生產(chǎn)率產(chǎn)生了質(zhì)的飛躍。 自動洗瓶機目前已經(jīng)廣泛應用于啤酒及飲料生產(chǎn)線上。該機構(gòu)的主傳動是由電機變頻同步控制。進出瓶分別采用導輥和凸輪連桿組合機構(gòu)來控制，該機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、傳動平穩(wěn)、可靠、噪音小，并且有進出瓶自動回程功能。由導輥的旋轉(zhuǎn)及推頭的推送，通過導輥的上方的毛刷將瓶子的外側(cè)刷洗干凈。 1.2論文討論內(nèi)容 ①洗瓶機的工作原理 ②推瓶機構(gòu)的型式組合 ③推瓶機構(gòu)

6、的運動規(guī)律設計 ④機構(gòu)的分析和綜合 第二章 設計題目 2.1推瓶機構(gòu)的功能原理及工作原理 2.1.1工作原理 洗瓶機主要是由推平機構(gòu)、導輥機構(gòu)、轉(zhuǎn)刷機構(gòu)組成。待洗的瓶子放在兩個同向轉(zhuǎn)動的導輥上，導輥帶動瓶子旋轉(zhuǎn)。當推頭M把瓶子推向前進時，轉(zhuǎn)動著的刷子就把瓶子外面洗凈。當前一個瓶子將洗刷完畢時，后一個待洗的瓶子已送入導輥待推，如圖2-1洗瓶機有關部件位置示意圖。 圖2-1 洗瓶機有關部件的位置示意圖 2.1.2功能原理 首先推瓶機構(gòu)所采用的功能原理是用機械能迫使瓶子由工作臺的一側(cè)運動到另一側(cè)，則要求有一個工作行程為M往返運動的推頭，同時推頭在工作過程中要勻速，回程時

7、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(gòu)，或凸輪連桿機構(gòu)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(gòu)的轉(zhuǎn)動，一般我們都用電機來完成此項轉(zhuǎn)動功能。 其次是轉(zhuǎn)輥機構(gòu)所運用的是機械的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動速度與推瓶機構(gòu)、轉(zhuǎn)輥機構(gòu)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(zhuǎn)，帶動瓶子旋轉(zhuǎn)并且由導輥的一側(cè)移動到另一側(cè)的，其中導輥只完成其中的旋轉(zhuǎn)功能，移動功能是由推瓶機構(gòu)來實現(xiàn)的。 2.2原始數(shù)據(jù)和設計要求 ①瓶子尺寸：大端直

8、徑d=80mm，長200mm。 ②推進距離l=600mm。推瓶機構(gòu)應使推頭M以接近均勻的速度推瓶，平穩(wěn)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(chǎn)率的要求，推程平均速度為v=45mm/s，返回時的平均速度為工作行程的3倍。 ④機構(gòu)傳動性能良好，結(jié)構(gòu)緊湊制造方便。 第三章 系統(tǒng)方案總體設計 3.1系統(tǒng)運動方案構(gòu)思 實現(xiàn)推瓶機構(gòu)的推頭在工作過程中作近似直線運動軌跡，回程軌跡形狀不限，但要有急回運動特性。由上述運動要求，單一的常用的基本機構(gòu)不容易實現(xiàn)，可以采用組合機構(gòu)來實現(xiàn)。在設計組合機構(gòu)時，一般可首先考慮選擇滿足軌跡要求的機構(gòu)，而運動時

9、的速度要求則通過改變基礎機構(gòu)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(gòu)組合。 由于刷瓶與轉(zhuǎn)瓶功能的實現(xiàn)分別只有一種齒輪傳動來實現(xiàn)的，因此，方案的確定的關鍵是對推瓶執(zhí)行機構(gòu)組合的確定。 實現(xiàn)要求的機構(gòu)方案有很多，可用多種機構(gòu)組合來實現(xiàn)。如： 1.凸輪－鉸鏈四桿機構(gòu)方案 圖3-1凸輪－鉸鏈四桿機構(gòu)的方案 如圖3-1所示，鉸鏈四桿機構(gòu)的連桿2上的點M走近似于所要求的軌跡，點M的速度有等速轉(zhuǎn)動的凸輪驅(qū)動構(gòu)件3的變速運動來控制。由于此方案的曲柄1是從動件，所以要注意采取度過死點的措施。該機構(gòu)的缺點是凸輪獨立于連桿機構(gòu)，占用空間較大，結(jié)構(gòu)不緊湊。 2. 五

10、桿組合機構(gòu)方案 圖3-2 五桿組合機構(gòu)的方案 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(gòu)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(gòu)的急回特征，可通過控制該機構(gòu)的兩個輸入構(gòu)件間的運動關系來得到，如用凸輪機構(gòu)、齒輪或四連桿機構(gòu)來控制等等。圖3-2 所示為兩個自由度五桿低副機構(gòu)，1、4為它們的兩個輸入構(gòu)件，這兩構(gòu)件之間的運動關系用凸輪、齒輪或四連桿機構(gòu)來實現(xiàn)，從而將原來兩自由度機構(gòu)系統(tǒng)封閉成單自由度系統(tǒng)。 但此方案中完全采用平面連桿設計，桿數(shù)較多，雖然容易制造，但由于推程較長，必然會導致機構(gòu)上的動載荷和慣性力難平衡，會有累積誤差，且效率低，所以舍棄方案

11、。 3.2擬定執(zhí)行機構(gòu)方案 3.2.1方案的評定 根據(jù)上節(jié)所給出的二種設計方案，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—鉸鏈四桿機構(gòu)：此機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、體積小，安裝后便于調(diào)試而且從經(jīng)濟性角度來看，也很合適。其中凸輪軸能很好協(xié)調(diào)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(gòu)的低副之間存在間隙，桿較多，容易產(chǎn)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

12、合機構(gòu)的方案五桿組合機構(gòu)方案，此方案所需要的桿件繁多，設計煩瑣，實際機構(gòu)尺寸過大，不是很合理的一個設計方案，性價比也不高。 3.2.2方案的選擇 根據(jù)上述方案的評定，最終選擇凸輪-鉸鏈四桿機構(gòu)作為本次設計的推瓶機構(gòu)方案，如圖3-3所示： 圖3-3 第四章 凸輪及鉸鏈四桿機構(gòu)的設計 4.1凸輪設計 4.1.1凸輪基本參數(shù)設計 （一）凸輪機構(gòu)的組成 凸輪是一個具有曲線輪廓或凹槽的構(gòu)件。凸輪通常作等速轉(zhuǎn)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(gòu)件。因為在凸輪機構(gòu)中推桿多是從動件，故又常稱其為從動件。凸輪機構(gòu)就是由凸輪、推桿和機架三個主要構(gòu)件所組成的高副

13、機構(gòu)。 （二）凸輪機構(gòu)中的作用力 直動尖頂推桿盤形凸輪機構(gòu)在考慮摩擦時，其凸輪對推桿的作用力 F 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(α+φ1) - (l+2b/l)sin(α+φ1)tanφ2］ （三）凸輪機構(gòu)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(gòu)在圖示位置的壓力角，用α表示 在凸輪機構(gòu)中，壓力角α是影響凸輪機構(gòu)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α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(gòu)將

14、發(fā)生自鎖，而此時的壓力角特稱為臨界壓力角αc ，即 αc＝arctan{1/[(1+2b/l)tanφ2]}-φ1 為保證凸輪機構(gòu)能正常運轉(zhuǎn)，應使其最大壓力角αmax小于臨界壓力角αc 。在生產(chǎn)實際中，為了提高機構(gòu)的效率、改善其受力情況，通常規(guī)定凸輪機構(gòu)的最大壓力角αmax應小于某一許用壓力角[α]。其值一般為：推程對擺動推桿取[α] ＝35～45 ；回程時通常取[α]′ ＝70～80。 （四）根據(jù)以上設計內(nèi)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 凸輪的輪廓主要尺寸是根據(jù)四桿機構(gòu)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=50

15、m，溝槽寬20mm，凸輪厚25mm, 孔r=15mm ,滾子半徑 r=10mm。 凸輪的理論輪廓曲線的坐標公式為： x=（r0+s）sinδ，y=（r0+s）cosδ （A） （五）求凸輪理論輪廓曲線： ①推程階段 δ01=216=1.2π S1=h[（δ1/δ01）-sin（2πδ1/δ01）/（2π）] h[（2δ/π）-sin(4δ1)/(2π)] ②遠休階段δ02=36=π/5 S2=7.5 ③回程階段δ03=72=2π/5 S3=10hδ3/

16、δ03-15hδ34/δ034+6hδ35/δ035 =270hδ33/π3-1215hδ34/π34+1458hδ35/π5 δ3=[0，2π/5] ④近休階段δ02=36=π/5 s4=0 δ4=[0，π/5] ⑤推程段的壓力角和回程段的壓力角 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δ=δ1，在遠休階段取δ=δ01+δ2，在回程階段取δ=δ01+δ02+δ3，在近休階段取δ=δ01+δ02+δ03+δ4。計算結(jié)果見表4-1。. 根據(jù)推瓶機構(gòu)原理，推瓶機構(gòu)所需達到的工作要求來設計凸輪，凸輪的基

17、本尺寸在近休時尺寸為50mm,達到最遠距離是尺寸為180.9mm。 （六）求工作輪廓曲線 有公式的x=x-rrcosθ y=y-rrsinθ 其中： ① 推程階段 = ②遠休階段 ③回程階段 ④近休階段

18、 計算結(jié)果可以得凸輪工作輪廓曲線個點的坐標見下表4-1： 表4-1 4.2鉸鏈四桿機構(gòu)的尺寸設計 鉸鏈四桿機構(gòu)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(gòu) 在極為是的特性。又已知的行程速比系數(shù)K和搖桿擺角φ=69度，在由圖4-2查的最小傳動角的最大值maxγmin及β的大小在計算各桿的長度。 圖4-2 查表可知maxγmin=45，β=75則： =180（K-1）/（K+1）=90 a/d=sin(/2)sin(/2+β)/cos(/2-/2) b/d= sin(/2)sin(/2+β)/sin(/2- /2) (c/d

19、)=(a/d+b/d)+1-2(a/d+b/d)cosβ 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及擺角大小，搖桿所轉(zhuǎn)的角度 =69度，行程速比系數(shù)K=3。得 L1=477.64mm L2=290.22mm L3=577.3 L3a=229.3 L4=500mm L4a=200mm 連桿機構(gòu)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(gòu)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(gòu)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

20、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，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求。根據(jù)第3章四桿機構(gòu)的尺寸來設計鉸鏈四桿機構(gòu)。 第5章 傳動系統(tǒng)的總體布局即部件的選擇設計 5.1主傳動系統(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(gòu)。機器是由多個機構(gòu)組成的，由各個機構(gòu)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開來一步一步的分

21、析，根據(jù)第3章我們所討論的機構(gòu)設計方案，最終確定了凸輪—四桿鉸鏈機構(gòu)。 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)。 5.1.1運動及動力參數(shù)的設計及計算 一、電動機構(gòu)造簡單、工作可靠、控制簡便、維護容易，一般生產(chǎn)機械上大多采用電動機驅(qū)動。 電動機已經(jīng)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(gòu)型式、容量、轉(zhuǎn)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(zhì)、大小、啟動性能和過載情況）來選擇。 工

22、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(chǎn)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(zhuǎn)動慣量小、過載能力強、允許有較大震動和沖擊的YZ型YZR型。 二、因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)（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(jīng)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；容量過大則電動機的價格高，能量不能

23、充分利用，經(jīng)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(zhuǎn)、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Ped≥Pd，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PwPw＝3.4kW2) ②電動機的輸出功率Pd＝Pw/η η＝＝0.904 Pd＝3.76kW 三、根據(jù)電動機所需額

24、定功率選擇合適的電動機轉(zhuǎn)速，初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。 四、計算總的傳動比 由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為： i＝nm/nw nm =960 nw＝4.5 i＝213.33 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i1＝i2。因為i＝25.14，取i＝25，i1＝i2 =5；速度偏差為0.5%<5%，所以可行。 5.1.2皮帶輪的選擇與設計 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(jié)果

25、如下表所示： 設計普通V帶輪輪緣參數(shù) 5.1.3減速器的選擇 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(jié)構(gòu)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(jīng)標準化，使用者可根據(jù)具體的工作條件進行選擇。課程設計中的減速器設計工廠是根據(jù)給定的條件，參考標準系列產(chǎn)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、同軸式減速器和分流式減速器；按傳遞

26、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(jié)構(gòu)中。適用工作條件為：齒輪圓周速度應《16m/s，高速軸轉(zhuǎn)速《1000r/min，工作環(huán)境溫度為-40~~45C,低于0C啟動前潤滑油應加熱到5C，可正反雙向轉(zhuǎn)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 承載能力查的（連續(xù)工作型）： 根據(jù)i=25查的輸出轉(zhuǎn)矩為2250N.m，許用輸入功率為5.3KW，

27、輸入轉(zhuǎn)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。 總 結(jié) 本論文是對洗瓶機的推瓶機構(gòu)的功能原理和工作原理進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(gòu)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(zhuǎn)動結(jié)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。 本次課程設計推瓶機構(gòu)的設計過程中，應用到機械設計，機械原

28、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(gòu)首先是凸輪—鉸鏈四桿機構(gòu)：此機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，、體積小，安裝后便于調(diào)試而且從經(jīng)濟性角度來看，也很合適。其中凸輪軸能很好協(xié)調(diào)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(gòu)的低副之間存在間隙，桿較多，容易產(chǎn)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。 本通過本次設計的調(diào)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(jié)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

29、野，增長了知識，也對我國現(xiàn)在的工業(yè)生產(chǎn)與車間的生產(chǎn)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。 參考文獻 1. 郭朝勇.AutoCAD2008中文版教程：清華大學出版社，2007.10 2. 孫恒.機械原理.第七版，北京：機械工業(yè)出版社,2009.5 3. 孫建東.機械設計基礎.北京:清華大學出版社，2007.1 4. 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，2007.8 5. 邢琳.機械設計基礎課程設計.機械工業(yè)出版社，2007.7 6. 濮良貴.機械設計.第八版，高等教育出版社，2009.7 7. 于惠力.機械設計：科學出版社，2007.8 8. 黃茂林.機械原理:重慶大學出版社，2002.7 9. 華大年.連桿機構(gòu)設計與應用創(chuàng)新.北京:機械工業(yè)出版社 ，2008.1 10. 張鄂.現(xiàn)代設計理論方法:科學出版社，2007.3 11. 金國光.機械原理:電子工業(yè)出版社 ，2009.1 12. 強建國.機械原理創(chuàng)新設計:華中科技大學出版社，2008.6 13. 牛鳴岐.機械原理課程實際手冊.重慶大學出版社，2001.1 14. 岳榮剛.Pro/E機械設計100例：電子工業(yè)出版社， 2007.5 20 綠色