生活垃圾處理設備分揀機設計【含CAD圖紙+文檔】

生活垃圾處理設備分揀機設計【含CAD圖紙+文檔】,含CAD圖紙+文檔,生活,糊口,垃圾處理,設備,裝備,分揀,設計,cad,圖紙,文檔 　　　　　　　　　　　　　第38　頁　共　39頁 畢業(yè)設計說明書 學生姓名： 學　 院： 專業(yè)年級： 題 目： 城市生活垃圾處理設備 ——分揀機設計及仿真設計 指導教師： 評閱教師： 年 5月  目 錄 1 前言 2 2 方案選取 3 2.1 方案一：風力分揀機 3 2.2 方案二：水力分揀機 4 2.3 方案三：機構分揀——曲柄搖桿機構分揀機 4 2.4 方案四 機構分揀——凸輪機構分揀機 5 3 分揀機的工作原理 7 4 結構設計 9 4.1 設計要求 10 4.2 凸輪結構設計與選材 10 4.3 主要工作刀具的設計 15 4.4導向桿的設計 17 4.5刀具導向元件的設計 18 4.6刀架的設計 21 4.7滾筒的設計 24 4.8滾筒內(nèi)部機構部裝 26 4.9 回位彈簧的設計 27 4.10 機架設計 28 5 動力設計 30 5.1動力系統(tǒng)總體設計 30 5.2 滾筒的功率 30 5.3 減速器與電動機的選擇 31 5.4 滾筒主軸的設計 31 6校核 33 6.1主軸的校核 33 6.2 鍵的校核 35 6.3 軸承的選取與校核 35 7 結論 36 致 謝 37 參 考 文 獻 38 1 前言 隨著城市建設的快速發(fā)展和人民生活水平的提高，城市生活垃圾的產(chǎn)量不斷的增加，城市生活垃圾問題已經(jīng)顯得日益突出，垃圾污染已經(jīng)成為困擾城市發(fā)展的嚴重的社會性問題，因此，垃圾無害化處理目前越來越受人關注，本設計的整個系統(tǒng)能夠的目的正是為了無害化城市生活垃圾，整個系統(tǒng)由以下幾個部分組成： 1) 破袋系統(tǒng)； 2) 分揀系統(tǒng)； 3) 發(fā)酵系統(tǒng)； 4) 垃圾二次分揀系統(tǒng)； 5) 肥料翻堆系統(tǒng)； 除了以上主要系統(tǒng)組成，還包括垃圾輸送系統(tǒng)、控制系統(tǒng)等各種輔助系統(tǒng)。 塑料分揀過程是整個城市生活垃圾處理系統(tǒng)中關鍵的一步，此步驟決定了垃圾無害化處理的效果以及可以獲得的經(jīng)濟利益，比如塑料分揀的百分比低于70%或者無法順利分揀軟塑料制品，殘留的塑料制品依然會對環(huán)境造成污染，而且會給以下步驟帶來不小的壓力，降低最后產(chǎn)出肥料的質量。 分揀機的主要作用是：將垃圾袋裝的垃圾經(jīng)過破袋系統(tǒng)之后，由輸送系統(tǒng)運至的城市生活垃圾中的塑料進行分揀回收處理（微小的塑料制品不在本設計方案功能范圍之內(nèi)，比如：小果凍殼、塑料碎片等等），使城市生活垃圾中不可以自然分解的塑料進行回收及再利用。雖然部分商場、超市提供了可降解塑料袋，但是這種塑料袋的降解速度比塑料袋的增加速度比例差距巨大，塑料制品的增加速度比降解速度高的多。 本設計主要是設計整個城市生活垃圾處理系統(tǒng)的第二部分：分揀系統(tǒng)。因為垃圾中存在的塑料形態(tài)各異，主要有： 1) 人們超市購物而得到的中型、小型軟塑料袋； 2) 大型電器設備外套的大型軟塑料袋； 3) 洗衣粉等商品的外包裝硬質塑料袋。 根據(jù)實習報告得出的結論，第三種情況的硬質塑料袋含有量非常低，而且本設計方案是初次分揀設備，垃圾中的含水量非常高，造成對第三種情況的塑料分揀有一定難度，雖然可以采用增加一個摩擦輪輔助主分揀系統(tǒng)進行處理，但是增加了設備總體的造價，而且無法保證分揀的效果，因此在此分揀設備中不包括第三種情況，該情況的分揀任務交由發(fā)酵系統(tǒng)后端的滾筒篩處理，而不必在此工藝過程上增加設備成本。所以本次設計方案只針對上述第一、第二種情況的塑料制品進行分揀，對于后端的滾筒篩分揀過程，由本系統(tǒng)其他設計人員完成，本方案中不在贅述 。 2 方案選取 技術背景：目前公認的生活垃圾無害化處理系統(tǒng)中的塑料分揀設備主要還是滾筒篩，但是滾筒篩存在很多問題與不足，滾筒篩的運用范圍有限，在北方城市和內(nèi)陸城市比較有效，但是在沿海城市和南方城市可行性非常低，因為沿海城市和南方城市空氣潮濕，而且降水量高，造成了城市生活垃圾中含水量高，甚至可以達到100%，在這種情況下，滾筒篩就很難發(fā)揮作用。一些公司根據(jù)此設備的缺點進行改進，衍生出幾種不同的分揀設備，通常仍稱為滾筒篩，但功能各有千秋。本設計方案結合幾種前人的常用處理方案和改造方案進行對比，然后提出自己的方案。 本次設計提供四種設計方案，前兩種方案為傳統(tǒng)處理方案，利用其物理特性；后兩種方案是機構方案。雖然在此會得出我的設計方案選取結果，但是方案中仍難免有未考慮到的問題和未解決的技術問題，但選中的方案基本從理論上解決了主動型塑料分揀領域的難題。 2.1 方案一：風力分揀機 該方案利用垃圾中的各成份的密度的不同，通過風力將密度較輕的塑料分揀出來。見風力分揀機結構示意圖（圖2-1）。 該設備工作原理：城市生活垃圾從垃圾入口進來，經(jīng)過篩板，此時由安裝在篩板內(nèi)部的 風扇產(chǎn)生一定的風力，使得輕質量的垃圾被風力帶出一定距離，而密度大的垃圾直接經(jīng)過篩板的最下面的垃圾出口進入下一處理工序。 可行性分析：該方案能將較輕的垃圾一次性分揀，但是由于其工作效率和功能受到氣候的制約與影響，因此垃圾的密度會經(jīng)常發(fā)生巨大的變化。比如：在雨水豐富的地區(qū)，各種垃圾變潮濕而且還和各種其他物體相粘，比如：土。這種密度發(fā)生巨大變化的情況，給該方案設計設定所需要的風力參數(shù)帶來了一定的困難，而且很容易造成設備失效（本失效的定義是： 得不到想得到的東西），同時，風力帶走了輕密度的物質中包括了大量的有機物，因此給有機物的利用帶來了很大的困難。因此，從實際情況考慮，該方案在某些特殊情況下并不適用。 圖2-1 風力分揀機結構示意圖 該方案的優(yōu)點在于：結構簡單；投資?。辉诟稍锏貐^(qū)會有較大的經(jīng)濟回報。 該方案的缺點在于：由于原理簡單，根據(jù)物理特性分揀，設備使用局限性非常大，地區(qū)條件要求過于苛刻；不屬于通用型設備；很有可能達不到預想的處理效果。 2.2 方案二：水力分揀機 該方案根據(jù)要分揀的主要物質——塑料的密度特性來工作。在某些小范圍地區(qū)已經(jīng)采用。 可行性分析：該方案運用水的浮力進行分揀，理論上符合要求，但是主要工作資源是水，分揀效果好的同時帶來非常大的水污染隱患，也就是二次污染，水是人類賴以生存的重要條件，考慮到我國的國情，我國并不是水資源豐富的國家，甚至現(xiàn)在面臨的問題是全球淡水資源匱乏，我國也不例外，而大陸上普遍都是淡水資源，因此處理設備會浪費和污染大量淡水資源，既非利國也非利民，浪費和污染水資源換來的塑料制品回收將要付出很大的代價。由此看來，此方案不可行，而且已經(jīng)應用此方案的單位應該終止此處理工藝。 該方案的優(yōu)點在于：結構簡單；分揀效果非常好。 該方案的缺點在于：造成大量生活污水。 2.3 方案三：機構分揀——曲柄搖桿機構分揀機 該方案通過曲柄搖桿機構將大量的塑料垃圾從生活垃圾中分揀出來，同時又避免了將可以堆肥的有機物等成分從垃圾中分離。與前兩種方案相比，該方案具有主動分揀的特性。其方案示意圖見曲柄搖桿機構分揀機結構示意圖（圖2-2）。 圖2-2 曲柄搖桿機構分揀機示意圖 該機構工作原理：隨著曲柄的回轉運動帶動搖桿運動，搖桿的前端將塑料分揀出來，曲柄帶動搖桿轉動到一定的位置時，分揀出的塑料根據(jù)重力自然下落。 可行性分析：該方案相對于前兩種方案來說，屬于主動分揀設備，具有可取之處，而且不會造成二次污染現(xiàn)象，但主要問題是工作效率不高，而且不能實現(xiàn)連續(xù)的抓取動作，再有，曲柄連桿機構設計復雜，設計參數(shù)要求嚴格，多桿機構如果出故障，檢修非常麻煩，會增加不少額外支出。 該機構優(yōu)點：無二次污染；主動分揀。 該機構缺點：工作效率不高；檢修困難；成本相對來說比較高。 2.4 方案四 機構分揀——凸輪機構分揀機 該方案具有連續(xù)不斷的從輸送機構上面分揀塑料袋的功能，與前三種方案相比，該方案避免了由于垃圾的成分、密度、質量等變化而影響工作和設備性能，同時由于是連續(xù)性分揀，因此，效率非常高，而且設備的結構簡單，易于維護、維修。其機構簡圖見凸輪機構分揀機（圖2-3）。 圖2-3 凸輪機構分揀機 該方案機構的工作原理：未分揀的城市生活垃圾由輸送帶1輸送至滾筒下方，由工作刀具挑針將可分揀回收的塑料挑起，塑料跟隨工作刀具一起運動，當挑起塑料的刀具轉到滾筒正上方的時候，由于刀具自動縮進滾筒，而被挑起的塑料帶有一定的離心力而落至輸送帶2，輸送帶2與輸送帶1 作相對反向運動，隨著滾筒帶動4排工作刀具按照凸輪外轂運動，刀排接觸凸輪的底座用壓簧與滾筒連接，保證刀排與凸輪永久接觸。因此，4排刀具可以相對滾筒作進入——伸出運動，其中進入的過程可以保證整個刀排完全縮回至滾筒內(nèi)。 可行性分析：該機構屬于主動分揀設備，由于工作刀具數(shù)目比較多，并且可連續(xù)工作，因此效率高，可產(chǎn)生客觀的經(jīng)濟效益。并且設備的生產(chǎn)加工工藝并不復雜。 該機構的優(yōu)點在于：結構簡單；工作效率高；易于檢修和維護；投資成本低；產(chǎn)出效益高。 該機構的缺點在于：設備設計過程復雜。 綜上所述，分析上述四種方案及其優(yōu)缺點，考慮到設備的成本，對其他資源的利弊，工作效率與工人操作的便捷性，本設計采用第四種設計方案：凸輪機構分揀機。 3 分揀機的工作原理 本設計所做的為凸輪機構分揀機。總體結構如圖分揀機總裝（圖3-1）。 圖3-1 分揀機總裝圖 城市生活垃圾經(jīng)過破袋之后，依托輸送機構傳送至塑料分揀機滾筒正下方，由滾筒最下方的刀排從輸送帶的垃圾中劃過，如果有塑料袋等制品存在，刀排上面的刀具會將其挑出，并由刀排帶動塑料制品到最上方并且依靠離心力把塑料制品丟上另外一條輸送帶。具體的刀具運動過程見刀具運動軌跡特殊點圖（圖3-2）。 圖3-2 刀具運行軌跡特殊點 刀具運行軌跡特殊點說明：B點為刀具伸出最長特殊點，C點為刀具伸出最長特殊點，B點至C點區(qū)間，刀具伸長量保持不變，相對于滾筒軸心呈等半徑運動；D點為刀具完全縮進滾筒內(nèi)的特殊點，C點至D點區(qū)間，刀具逐漸縮進滾筒內(nèi)部，由最大伸長量轉化成最大縮進量；A點為刀具完全在滾筒內(nèi)部的特殊點，D點至A點區(qū)間，刀具縮進量保持不變；A點至B點區(qū)間，刀具逐漸伸出滾筒至最大伸長量。 四個刀排周而復始的運動使該設備達到連續(xù)工作的目的。刀排刀具在運動到滾筒頂端完全縮進滾筒可以有效的避免被刀具挑起的塑料垃圾跟隨刀具繼續(xù)運動，在刀具與滾筒的連接處設有毛氈，有效的避免了各種垃圾隨刀具進入滾筒。同時刀具采用特殊設計方式，刀具前端采用圓頂處理，這樣既可以避免圓柱體刀具挑起塑料效率低，又可以避免尖頂?shù)毒呷菀渍蹟嗉獠康奶攸c。 凸輪是此方案中的重要零部件，因為凸輪的外轂輪廓直接決定刀排和刀具的運動軌跡，此方案中，凸輪被固定安裝在左機架和右機架上面。刀具的運動一方面來自刀架沿途輪外轂運行的軌跡，另一方面刀具沿刀具導向元件往復運動。凸輪與刀排的運動類似于凸輪固定滾子推桿機構。這種機構可以有效的減少凸輪與推桿之間接觸的摩擦損耗。 4 結構設計 分揀機由以下幾個部分組成： 1. 定位凸輪； 2. 工作刀具； 3. 導向桿； 4. 刀架； 5. 回位彈簧； 6. 彈簧定位裝置； 7. 滾筒； 8. 刀具導向元件； 9. 刀具清潔裝置； 10. 左機架； 11. 右機架； 12. 動力裝置。 本設計從結構上，盡量做到結構簡單，使用方便，便于維修。當然，本設計課題屬于創(chuàng)新型設計課題，設計的過程中難免會出現(xiàn)很多的不足和錯誤，在以后的實踐中會加以改進，不斷完善自己。 下面敘述每個部分的設計思路，因每個裝置都是與系統(tǒng)其他部分相關聯(lián)，所以關于設計過程的尺寸參數(shù)并不一定按照先后順序敘述。比如：凸輪設計參數(shù)的選擇、刀具長度的確定、刀架長度的確定、滾筒直徑的大小這些所有關鍵設計尺寸都不可能在其中一個步驟確定出，都是兼顧其他相關零件參數(shù)而得出的合理性設計數(shù)據(jù)，力求每一節(jié)完成后會申明每個零件的關鍵尺寸的確定方法。 下文中所涉及到的定義與公式，如無特殊說明均指：濮良貴,紀名剛.機械設計[Z]. 北京：高等教育出版社，2001（第七版） 4.1 設計要求 以原始數(shù)據(jù)作為依據(jù)，要求：日處理垃圾500t，無加夜班要求。 初始數(shù)據(jù)設置： 工作時間t=8（根據(jù)實際情況工作時間t≈7）; 垃圾總處理量　a=500t ; 垃圾密度　r=0.5 t/㎡ ; 輸送帶寬度　b=1.2 m ; 輸送帶實際工作寬度　b實=1.0m ;（輸送帶的選擇請參考《運輸機械設計選用手冊》　化學工業(yè)出版社　1999.1版） 垃圾在輸送帶上的平均厚度　h=0.2 m 則，主輸送帶的帶速： V=a3600×t×l×p×b實×h 　　　　將上述數(shù)據(jù)代入，得出V=0.2 m/s??； 每小時垃圾處理量：Mph =500/8=62.5t； 每分鐘垃圾處理量：Mpmin =62.5/60=1.04t ； 每秒鐘垃圾處理量：Mps=1.04×1000/60=17Kg ; 4.2 凸輪結構設計與選材 由于凸輪機構的最大優(yōu)點是只要適當?shù)脑O計出凸輪的輪廓曲線就可以使推桿得到各種預期的運動規(guī)律，而且響應快速，機構簡單緊湊。由于凸輪廓線與推桿之間易磨損，所以本方案采用滾子推桿，滾子與凸輪輪廓之間為滾動摩擦，磨損較小，故可用來傳遞較大的動力。 凸輪機構設計的基本任務是根據(jù)工作要求選定合適的凸輪機構形式、推桿的運動規(guī)律和有關的基本尺寸，然后根據(jù)選定的推桿運動規(guī)律設計出凸輪應有的輪廓曲線。 推桿運動規(guī)律的選擇，關系到凸輪機構的工作質量。 本設計方案中，機器的工作過程對推桿的運動規(guī)律有完全確定的要求，因此推桿的運動規(guī)律已無太多選擇余地。 本設計方案凸輪的運動規(guī)律為：（參考圖4-1標注點進行說明） A點為推桿由近休止狀態(tài)逐漸變化為遠休止狀態(tài)，當推桿行程到達B點的時候，恰好是遠休止狀態(tài)，B點到C點的行程，推桿保持遠休止狀態(tài)不變，C點到D點的行程，推桿由遠休止狀態(tài)逐漸變化為近休止狀態(tài)，當推桿到達D點的時候，推桿恰好處于近休止狀態(tài)，D點。 圖４-1 凸輪推桿運動軌跡輔助說明 到A點的行程，推桿保持近休止狀態(tài)不變。 根據(jù)這種情況，所得的從動件推程運動圖有如下三種方案： 方案一：（見圖4-2） 圖4-2　凸輪推桿行程方案一 　　 這種方案中，從動件滾子推桿是以等速運動的規(guī)律從A點到B點行程，同樣從C點形成到達D點行程也是以等速的運動規(guī)律實現(xiàn)，從曲線中可以很明顯的看出，此方案的運動規(guī)律會給系統(tǒng)帶來較大的沖擊，并且是剛性沖擊，影響系統(tǒng)的機械穩(wěn)定性，應當避免。 方案二：（見圖4-3） 這種方案中，從動件滾子推桿是以等加速運動的規(guī)律從A點到B點行程，從C點到D點是以等減速的規(guī)律運動，該運動規(guī)律方案相對方案一有所改進，但是還是存在有一定的柔性沖擊。 圖4-3　凸輪推桿行程方案二 方案三：（見圖4-4） 這種方案中，從動件滾子推桿是以正弦加速度的運動規(guī)律從A點到B點行程，同樣C點到D點的行程也符合正弦加速度規(guī)律，該曲線運動規(guī)律下基本上沒有剛性沖擊，即使具有柔性沖擊也很小，因此這種方案優(yōu)于前兩種方案，通過比較，決定采用方案三。 圖4-4　凸輪推桿行程方案三 　　 考慮到設備檢修與裝卸的方便性，凸輪設計成盤形凸輪，由于本方案中采用凸輪固定的方案，滾子推桿與凸輪的接觸采用彈簧壓緊機構。該彈簧壓緊機構將在后面會詳細說明。 凸輪輪廓曲線采用傳統(tǒng)方法——反轉法來繪制，而不采用解析法。由于該凸輪的推桿為滾子推桿，而滾子零件直接取深溝球軸承16001 GB 276-94，外凸凸輪設計要求使?jié)L子半徑rr小于理論廓線的最小曲率半徑rmin的值，由于滾子半徑固定，因此設計凸輪理論廓線對于最小曲率半徑多了一個要求。綜合上述條件繪制凸輪理論輪廓線。 具體繪制方法和步驟如下（參見圖4-5）： 1. 以R=70mm為半徑作凸輪基圓，水平線與基圓交點Ａ便是從動件的初始位置。 2. 將位移線的推程運動角和回程運動角分別作若干等份。 3. 把基圓分成24等份。在各等份線上截取從動件的位移量得到一系列的點，將這些點連成光滑的曲線，所得到的就是所求的凸輪的理論軌跡。 4. 凸輪理論軌跡向內(nèi)偏移一個滾子推桿上面滾子的半徑，即為凸輪輪廓線的實際軌跡。 由于凸輪副為高副，且本設計方案中，滾子凸輪機構的工作環(huán)境相對來說較差，所以凸輪必須具有高硬度、高耐磨性、抗腐蝕等特點。綜合各種條件，選材為高硅鑄鐵。高硅鑄鐵具有很好的耐磨性、耐腐蝕性和高硬度的特點。 圖4-5　凸輪輪廓繪制簡圖 為了便于凸輪的加工制造，用計算機仿真程序對凸輪輪廓線的各特殊點坐標列下表（表4-1），每條線之間的角度為15°,以凸輪基圓的圓心為坐標原點，A點的方向為X軸正方向，D點方向為Y軸正方向，凸輪輪廓線與這些線條的交點坐標用該條交線的名稱表示： 表4-1 凸輪輪廓線關鍵點(比例:1:10) 交點名稱 X Y A 7.25 0.00 A1 9.86 -2.72 A2 12.01 -6.99 A3 12.01 -11.99 A4 10.13 -17.26 A5 6.22 -22.76 B 0.00 -26.71 B1 -6.90 -25.89 B2 -13.37 -23.31 B3 -19.18 -18.87 B4 -23.20 -13.55 B5 -26.04 -6.97 C -26.57 0.00 C1 -22.90 6.08 C2 -17.45 10.10 C3 -11.99 11.92 C4 -7.08 12.16 C5 -2.55 9.29 D 0.00 7.13 D1 1.75 6.62 D2 3.51 5.99 D3 4.94 4.86 D4 6.01 3.51 D5 6.66 1.79 此凸輪的其他設計參數(shù)為： 1. 滾子推桿全近休止狀態(tài)區(qū)間凸輪弧線半徑 R=70mm； 2. 滾子推桿全遠休止狀態(tài)區(qū)間凸輪弧線半徑 R=270mm; 3. 凸輪上大通孔直徑 D=70mm； 4. 凸輪上四個定位孔直徑 d=4mm； 5. 凸輪厚度 h=30mm； 6. 此凸輪未注倒角均為1×45°。 此凸輪零件繪制效果如下圖 （圖4-6）所示： 圖4-6 凸輪 4.3 主要工作刀具的設計 挑針為該設備的主要工作刀具（下文對于挑針皆稱呼為刀具）。設計的過程主要考慮工作刀具的作用和受力情況，將刀刃做成圓頂形狀，而非全圓柱或者帶有鋒利的尖端的刀具，這樣做既增強了分揀塑料的效率，又不會導致刀具碰撞到堅硬物體而折斷。（見圖4-7） 圖4-7 工作刀具 刀具總長度為300mm，其中包括刀具固定在刀架上的螺紋桿長，尖頂?shù)拈L度為50mm，配合刀具的總長度，保證刀具伸出滾筒的長度可以有效的從城市生活垃圾中分揀出所需要的塑料袋制品，刀桿中間圓柱部分的長度為220mm，刀具工作主題部分的長度由凸輪的最遠休止值與最近休止值之差決定，同時保證凸輪不能太大，凸輪最遠休止值的增加導致滾筒的半徑增大，刀具相對來說就變短，工作刀具就達不到分揀塑料的目的（由于刀具較短，會使本來分揀出的塑料垃圾制品沒有達到預定位置就脫落，機械設備功能性總體失效），因此設計工作刀具長度要從凸輪設計參數(shù)、滾筒半徑的合理性取值、保證工作刀具的有效最大伸出量三方面綜合考慮預以確定。本小節(jié)中所提及的準確數(shù)據(jù)都是根據(jù)多次反復試驗而得出的結論，具體試驗過程不在本文中敘述。 工作刀具的設計同時考慮到刀具的受力情況，保證刀具不會失效，同樣經(jīng)過反復試驗與計算機輔助分析（見圖4-8），得出刀具的合理直徑 d=18mm。 圖4-8 計算機輔助分析刀具應力分布與變形 計算機輔助分析采用Solidworks軟件的COSMOSXpress模塊進行,初始設置刀具末端固定約束，由于刀具屬于回轉體零件，因此根據(jù)刀具實際應用中受力情況定義單側受力情況進行仿真分析，極限阻力設置10N。 由于整個分析過程中,刀具零件未出現(xiàn)用紅色代表的危險截面,因此可以保證刀具不會失效。 工作刀具固定在刀架的一端直徑 D=12mm，長度為30mm，全螺紋結構。 刀具是工作時的主要受力件，其硬度、強度、韌性、耐磨性、耐腐蝕性能要求比較高，材料和熱處理將直接影響使用壽命。因此，刀具選材主要有兩個方案： 1. 刀具材料選擇不銹鋼，并將工作表面和刀桿部分進行表面高溫淬火62～68HRC。 2. 刀具芯部采用鍍鎳不銹鋼，外表注塑成刀具尺寸輪廓。 4.4導向桿的設計 導向桿是刀架上面一個重要的零部件，導向桿的主要作用是引導刀架上面全部工作刀具按照預定的軌跡在滾筒內(nèi)部進行伸縮運動。本方案中，導向桿的設計與工作刀具類似，但是不參與工作刀具的工作，僅做導向用途，因此，刀桿的設計為圓柱回轉體設計，而不必進行圓頂處理。同時導向桿還對回位彈簧起到導向作用。（見圖4-9） 圖4-9 導向桿 導向桿的設計尺寸與工作刀具的設計尺寸略有不同，因為在導向桿安裝在刀架上的一段，預留有5mm回位彈簧的定心槽，因此導向桿的螺紋桿部分比工作刀具要短5mm，而導向桿主體部分比工作刀具長5mm。具體設計參考尺寸為： 1. 導向桿主體部分長275mm，直徑D=18mm；靠近固定結構的一端為50mm全螺紋設計。 2. 導向桿固定刀架端的全螺紋結構部分長25mm，直徑d=12mm； 3. 導向桿上未注倒角為1×45°。 導向桿零件材料的選擇： 由于導向桿不與刀具參與相同的工作，要求的條件沒有工作刀具那么苛刻，因此材料的選擇相對容易，導向桿最主要的工作是導向作用，這與設備的穩(wěn)定性之間的關系相當重要，因此，這里就要求導向桿具有足夠的硬度、強度、耐磨性。因此導向桿的材料選擇不銹鋼，表面高溫淬火62～68HRC。 4.5刀具導向元件的設計 刀具導向元件（見圖4-10）在這個設備中起非常重要的作用，主要作用就是保證刀具可以按照正常的設計意圖工作，使刀具在滾筒的伸縮運動中可以時刻保持工作刀具的軸心與滾筒接觸點的切面相垂直（見圖4-11）。 圖4-10 刀具導向元件 圖4-11 刀具導向元件的作用（導向元件與工作刀具的配合） 其中導向元件在刀架兩端除了要起到和工作刀具同樣的作用之外，還負責與回位彈簧壓塊相配合，起到固定彈簧的作用（見圖4-12）。 有關回位彈簧壓塊的設計會在本小節(jié)中一并闡述。 圖4-12 刀具導向元件的作用（導向元件與回位彈簧壓塊的配合） 刀具導向元件的工作環(huán)境非常惡劣，因此對材料的選擇也相對比較苛刻，而且為了減輕滾筒整體的質量，減少動力系統(tǒng)的功率，刀具導向元件的材料采用工程塑料——聚甲醛來生產(chǎn)，刀具導向元件與滾筒之間的固定方式有兩種方案： 1. 刀具導向元件與滾筒之間依靠平均分布的4個螺釘固定。 2. 刀具導向元件與滾筒之間的連接方式采用膠粘。 對比以上兩種方案，由于刀具導向元件與滾筒采用相同的材料制造（滾筒的設計在下一節(jié)闡述），而且導向元件與滾筒連接處壁厚比較薄，螺釘在塑料里面的螺紋穩(wěn)定性相對來說并不穩(wěn)定，因此采用膠粘連接兩種零部件。再由于兩個相連接的部件采用同種材料制造，膠粘具有更大的優(yōu)勢。 刀具導向元件內(nèi)管靠近滾筒表面的一段，設置一階梯，整個導管部分類是與階梯孔。設置此設計特點的原因是，便于在刀具導向元件靠近滾筒外部的位置安放毛氈（見圖4-13）。 此設計方案由于處理的對象是城市生活垃圾，條件相對來說比較差，因此，如何處理保證垃圾不被帶入滾筒內(nèi)部和清潔刀具的作用就成了很關鍵的問題，而毛氈的應用解決了這種問題。 圖4-13 毛氈 刀具導向元件的主要設計參數(shù)： 1. 外緣弧狀厚度5mm，弧線所在圓的圓心與滾筒圓心一致； 2. 頂部投影長50mm、寬30mm； 3. 內(nèi)孔直徑同工作刀具直徑 d=18mm，外圓直徑D=22mm； 4. 整個元件高度h=50mm。 毛氈的主要設計參數(shù)： 1. 毛氈內(nèi)徑d=18mm； 2. 毛氈外徑D=22mm； 3. 毛氈高h=10mm。 由于刀具導向元件并不能使回位彈簧準確定位，因此在回位彈簧和刀具導向元件連接之間設置回位彈簧壓塊。（見圖4-14）回位彈簧壓塊采用材料為45鋼。 回位彈簧壓塊主要設計參數(shù)： 1. 整體外徑D=30mm，高H=15mm； 2. 與刀具導向元件配合的一端孔徑d=2mm，深度h=5mm； 3. 與彈簧配合的一端孔徑d=24mm，深度 h=5mm； 4. 中間為通孔，直徑 d=18mm。 圖4-14 回位彈簧壓塊 回位彈簧預緊螺母的設計數(shù)據(jù)與回位彈簧壓塊基本上相同,不同之處在于內(nèi)部通孔為全螺紋結構。 4.6刀架的設計 刀架的作用是安裝工作刀具和導向桿的平臺，同時刀架還承擔了與凸輪的滾子推桿機構的滾子相連接的任務。由于刀架的跨度比較大，因此對于刀架承載能力和強度設計有一定的要求。 刀架頂面上面分布有12個孔，其中兩端的孔為導向桿安裝孔，中間的10個均布孔為工作刀具安裝孔。空間距為100mm。（見圖4-15） 考慮到刀具工作時候的阻力方向為滾筒的切線方向，并且受力點并不在刀架上，而在導向桿和工作刀具與滾筒（刀具導向元件）的接觸位置，因此刀架上面的力學分析主要考慮到工作刀具和導向桿所產(chǎn)生的重力。 力學分析如下： 假設刀架兩端固定不動，模型簡化成簡支梁結構，在刀架頂面每一個孔周圍均勻分布有向下的力（均布力），力學區(qū)間定位1N～10N，極限均布壓力為10N（刀具由于重力因素對 圖4-15 刀架 刀架產(chǎn)生的壓力），得出如下結果（見圖4-16）： 圖4-16 刀架仿真力學分析及變形 仿真分析結果說明了，在10N的極限均布壓力作用下，刀架不會出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象，實際工作中，由于刀具的材料選擇，并不會導致刀架受到如此大的壓力，因此可以保證刀架的安全。 刀架兩端特殊結構（圖4-17）便于安裝凸輪的滾子結構，為了設備應用于檢修的方便，本設計方案的滾子采用標準件——深溝球軸承16001 GB 276-94（圖4-18），軸承與刀架用一小軸（圖4-19）連接。 圖4-17 刀架兩端特殊結構 圖4-18 深溝球軸承16001 圖4-19 深溝球軸承安裝的小軸 因為此小軸跨度小，所以此軸的強度不需要校核。該軸的材料為45鋼。 刀架的主要設計參數(shù)： 1. 刀架總長1300mm，安裝刀具位置厚度為30 mm，刀架寬度30 mm； 2. 安裝軸承凸臺帶孔薄壁厚度為11 mm，預留軸承位寬8 mm，深度為h=30 mm，薄壁孔直徑d=12 mm，薄壁上倒圓直徑D=30 mm。 3. 刀架上刀具和導向桿安裝孔D=12mm，共12個孔，孔水平間距l(xiāng)=100mm。 刀架的選材：由于刀架要承載一定的力，而且安裝在滾筒內(nèi)部，因此刀架的材料采用45鋼，45鋼具有優(yōu)越的機械性能。 本設計方案中，刀架兩端安裝有滾子結構，兩端各一個導向桿，中間10把刀具。部裝效果見圖4-20。本設計方案中應用了4個相同的刀架。 圖4-20 刀架部裝圖 4.7滾筒的設計 滾筒在整個設備里面設計的復雜性僅次于凸輪，在設備工作中起非常重要的作用，它不僅僅約束了刀具的運動軌跡，而且還是刀具收縮的倉庫，整個刀架運動的動力來自于滾筒。 由于滾筒本身要求質量較小，密度同時也應當很小，而且要保證足夠的強度，再綜合其工作環(huán)境較差等因素，滾筒選材為聚四氟乙烯（F-4 塑料王），聚四氟乙烯耐化學腐蝕為所有塑料中最好的，同時與強酸、強堿、強氧化劑均不發(fā)生反應，摩擦系數(shù)很低，僅為0.04，是極好的自潤滑材料，因此也便于分揀的塑料順利的脫離分揀機。 滾筒的結構比較特殊，其中有兩組類法蘭盤結構，用于滾筒和主軸之間的動力傳遞，滾筒表面均布48個凹孔，分為4排，相鄰2排之間成90度角，用于安裝刀具導向元件。 圖4-21 滾筒框架建模 滾筒零件如圖4-22： 圖4-22 滾筒零件效果圖 滾筒零件主要設計參數(shù)： 1. 滾筒內(nèi)徑 D=760mm； 2. 滾筒筒壁厚 n=20mm； 3. 滾筒內(nèi)部軸孔 d=70mm； 4. 滾筒長L=1160mm； 5. 滾筒內(nèi)部法蘭肋板厚h=70mm。 4.8滾筒內(nèi)部機構部裝 滾筒內(nèi)部機構部裝見圖4-23。 此部裝圖并未裝配彈簧，原因是彈簧只需要計算出設計的主要參數(shù)，仿真過程依靠仿真軟件對產(chǎn)生彈簧力的兩個面進行彈簧力的設定就可以解決問題。 圖4-23 滾筒內(nèi)部機構部裝（包含凸輪） 4.9 回位彈簧的設計 回位彈簧使用的是螺旋壓縮彈簧。其設計過程如下（主要參考 機械設計 P392-402公式）： 1) 根據(jù)工作條件選擇材料并確定其需用應力 因彈簧再一般載荷下工作，可以按第Ⅲ類彈簧來考慮?，F(xiàn)在選用碳素彈簧鋼絲C級，并根據(jù)D2-D≤3mm，估取彈簧鋼絲直徑為1.00mm。由表16-3暫選sB=1570MPa，則根據(jù)表16-2可知[τ]=0.8×0.5×sB=628MPa。 2) 根據(jù)強度條件計算彈簧鋼絲直徑 現(xiàn)選取旋繞比C=6，則由式（16-4）得 K=4C-14C-4+0.615C≈1.25 根據(jù)式（16-10）得 d1≥1.6F2KC[τ]=1.22mm 改取d=1.02mm，經(jīng)驗證上值與原估取值相近，取彈簧標準直徑d=1.02mm。此時所的尺寸與原始估計取值的限制條件相符，合適。 3) 根據(jù)剛度條件，計算彈簧圈數(shù)n 由式（16-9）得彈簧剛度為 kF=F2-F1λ2-λ1=10.8N/mm 由表16-2取G=82000MPa，則彈簧圈數(shù)n為 n=Gd48D3kF=19.85≈20 取n=20圈。 4) 進行結構設計（叢略）。 回位彈簧在安裝的時候需要加一定預緊力以保證系統(tǒng)的穩(wěn)定性。 回位彈簧的零件見圖4-24： 圖4-24 回位彈簧零件（部分截取圖） 4.10 機架設計 本設計方案中機架分為兩個部分：左機架和右機架。機架的外形尺寸主要受動力設計和與其它設備合理性配合的影響，同時也要考慮到設計方案的美觀及節(jié)省空間和材料的要求。機架起到支撐整個動力系統(tǒng)的作用，但所受之力并不大，所以機架為100mm厚的低合金結構鋼板焊接結構。每個機架用4個地腳螺栓與地面或者安裝臺固定。 左機架、右機架采用了焊接技術，因此，在機架外面設置肋板對兩個機架進行加強。本設計方案中肋板的厚度為50mm。 由于左機架和右機架采用分體式設計，為了保證系統(tǒng)運行的穩(wěn)定性，左機架和右機架采用對稱設計，主輪廓的設計尺寸相一致，部分區(qū)域根據(jù)不同的情況進行特殊設計。 機架的寬度由凸輪外輪廓線而定，取適當?shù)膶挾炔⒈ＷC凸輪可以完全固定在機架之上，并留有一定的剩余空間。本設計方案中，機架的寬度為600mm。 機架的高度由滾筒的半徑和常用輸送帶距離地面的高度共同決定，保證機架高度略大于滾筒半徑、工作刀具伸出最大長度、輸送帶的工作面距離地面的高度三者之和。本設計方案中，機架的高度為1600mm。 因為滾筒需要依靠主軸固定在機架上，而主軸的設計方案采用階梯軸設計。因此主軸兩端的的軸承型號選擇不同，機架上相應的安裝軸承的孔的尺寸也是不同的，同時也確定了兩端軸承端蓋的尺寸與類型的不同。 左機架、右機架如圖4-25、圖4-26。 圖4-25 左機架 圖4-26右機架 左機架軸承孔安裝軸承型號為：16013 GB 276-94，外徑為100mm，內(nèi)徑為65mm，寬度為11mm。 左機架軸承安裝孔尺寸：安裝軸承位置直徑D=100mm，深度h=30mm；軸孔直徑d=70mm，為通孔。 右機架軸承孔安裝軸承型號為：16012 GB 276-94，外徑為95mm，內(nèi)徑為60mm，寬度為11mm。 右機架軸承安裝孔尺寸：安裝軸承位置直徑D=95mm，深度 h=28mm；軸孔直徑 d=65mm，為通孔。 為保證軸的穩(wěn)定轉動，在兩端機架軸承安裝位置同時并列安裝兩個相同型號的軸承。 軸承型號的不同導致軸承蓋的尺寸也不同。其中，左軸承蓋采用完全封閉的形式，右軸承蓋中間有為主軸預留的通孔。 左軸承、右軸承分別見圖4-27、圖4-28。 兩軸承蓋的具體設計尺寸參數(shù)見零件圖。 其中右軸承蓋軸孔內(nèi)圈裝有毛氈。 圖4-27 左軸承端蓋 圖4-28 右軸承端蓋 5 動力設計 5.1動力系統(tǒng)總體設計 本設計方案的總體動力裝置是由電動機與減速器組成的，減速器輸出軸通過聯(lián)軸器與塑料分揀機的輸入軸相連，電動機與減速器的均按照標準選用。 5.2 滾筒的功率 由于減速器輸出軸直接與塑料分揀機輸入軸用聯(lián)軸器相連,故變速器的輸出功率應當符合滾筒輸入軸的最大功率要求。下面先求滾筒輸入軸的功率。 根據(jù)工作刀具的設計，工作刀具的最大扭矩T=11.2Nm，刀具所受的力與滾筒的圓弧相切，所以滾筒表面所受的徑向力為： fr=T/R=14N 其中R為刀具工作部分的圓弧半徑。 因為軸向共有12個刀位，其中兩個位不參與刀具工作的導向桿，因此，實際工作刀具共10把。當10把刀具伸出滾筒最大長度時，滾筒所受的徑向力最大，所以最大徑向力為： Fr=fr×10=140N； 滾筒的轉速N滾筒=19.1 r/min≈20r/min； 所以滾筒所需功率： Pg=FrVr =Fr×N滾筒×3.14×D滾筒 =7080W 滾筒與主軸通過軸承與動力系統(tǒng)相連，因只有徑向力，故選用深溝球軸承，根據(jù)工作環(huán)境，深溝球軸承的傳遞功率取0.97，故輸入軸所需的最大功率為： P=7080 /0.972 =7525W。 5.3 減速器與電動機的選擇 考慮到設備工作的時候會有輕微沖擊與振動等因素，選用ZLY-112-8-Ⅰ型減速器（JB/T 8853-1999），其傳動比為8。 因滾筒轉速的設計要求是20r/min，所以輸入轉速理論應為160r/min（選160r/min的電動機就可以符合要求），可由于因為這是理論設計，滾筒轉速20r/min只是一個理論數(shù)值，也許實踐中應用會發(fā)現(xiàn)實際上最后的轉速并不合適。故采用無級變速電動機，型號為YCT-200-4B（JB/T 7123-1993），最高轉速時功率為11kW，調速范圍1250r/min～125r/min。可根據(jù)分揀情況調速，以獲得更好的分揀效果。 5.4 滾筒主軸的設計 由于工作環(huán)境帶有腐蝕性，且為細長軸，故在軸常用的幾種材料中選擇35SiMn，這種材料有比較好的抗腐蝕性。據(jù) 機械設計 公式15-2及表15-3得出其扭矩切應力及A0值初步計算軸的大小。 d≥A03P0n 查表得A0=110，根據(jù)滾筒功率部分所求P=7.5kW，轉速n=N滾筒=20r/min，所以 d=110×（7.5/20）-3=38.3 取d=40，即細長軸中最小部分為40mm。 主軸上零件安裝如圖5-1。根據(jù)階梯直徑的不同，從右至左依次標為L1、L2、L3，軸肩處為L4，最左面一段為L5。 圖 5-1 驅動主軸 故軸的最小部分為與電動機半聯(lián)軸器連接的部分。此方案中選用聯(lián)軸器型號為YLD9凸緣聯(lián)軸器，因此：L1=150mm，d1=40mm； L2部分安裝有一軸套和兩個軸承，根據(jù)其受力情況選定的軸承為深溝球軸承，軸承內(nèi)徑?jīng)Q定了這段軸的直徑，軸承寬度為11mm，軸套作用是定位軸承內(nèi)圈，軸承外部定位依靠右軸承端蓋，軸套的尺寸應滿足大于軸承內(nèi)圈而小于軸承內(nèi)環(huán)直徑的要求。因此：L2=150mm，d2=60mm； L3部分主要安裝滾筒，滾筒與軸之間依靠兩個普通標準平鍵定位，因此：L4=1120mm,d4=70mm； L4軸肩部分主要作用是定位滾筒，L4接觸面為滾筒內(nèi)部類法蘭盤結構。因此，L4=30mm，d4=100mm； L5部分安裝有一個軸套和兩個深溝球軸承，此結構與L2 部分類似，不贅述。因此：L5=250mm，d5=65mm。 零件周向定位為：滾筒與主軸之間依靠兩個普通平鍵定位，由 機械設計手冊 查得：平鍵的尺寸參數(shù)為：寬度為16mm，厚度為10mm，長度為45mm（根據(jù)GB 1096-79），配合精度為H7/g6；半聯(lián)軸器與主軸之間連接依靠一個普通平鍵，選用平鍵為b×h=16mm×70mm，配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位用過渡配合來保證，這里選軸的直徑尺寸公差為m6。 主驅動軸零件如圖5-2。 圖5-2 主驅動軸 6校核 6.1主軸的校核 因為主軸屬于細長軸，在載荷作用下細長軸容易發(fā)生扭曲變形，也容易失效，再有這跟軸直接與動力系統(tǒng)連接，屬于驅動軸，因此必須進行強度校核。 軸的扭曲變形校核計算： 軸在工作情況下的受力圖和彎矩圖如圖6-1所示。 正常工作時軸所受到的扭矩 T=9550P/n =9550×10.4×0.9×0.9/60=1418.2N·m (6-6.1.1) 由 機械設計 的表9—1查得45鋼的許用剪切應力為: []=30MPa---40MPa 軸正常工作的剪切應力 圖6-1 驅動主軸受力和彎矩圖 式中T----正常工作時軸所受到的扭矩(N·m) d---軸的直徑(m) 聯(lián)軸器的實際公稱轉矩Tca=KA×T (6-6.1.2) =1.5×1575.75=2363.63 N·m 故軸正常工作的剪切應力 ,故軸的強度足夠。 每米軸長的扭轉角度為: (6-6.1.3) 式中 T---實際公稱轉矩 G---扭轉因子. ---轉動慣量. (6-6.1.4) 故軸的扭轉強度是合適的。 6.2 鍵的校核 鍵的選擇在動力設計部分已經(jīng)說明，這里不對每一個鍵進行校核，只對最有可能失效的動力輸入主軸的近電機處的鍵進行校核，其他鍵的校核過程略。 假定載荷在鍵的工作面上均勻分布,普通平鍵連接的強度條件為: (6-6.2.1) 式中 T---鍵傳遞的扭矩(N/m)； t---鍵與輪轂鍵槽的接觸高度(m)； l---鍵的工作長度,圓頭平鍵為l=L-b(mm)； d----軸的直徑(mm)； []--軸、鍵、輪轂三者中材料最弱的許用擠壓應力，見 機械設計 表6—1(MPa) 故普通平鍵連接的強度為： 　　=2X2363.63X10/(13X110X80)=41.32MPa<[]=600MPa 所以是滿足工作要求的。 6.3 軸承的選取與校核 因為兩端各有兩個型號相同軸承，受力情況也基本一樣，故只校核其中的一對軸承。 1.求當量動載荷P 據(jù) 機械設計 公式 13－9， P=fp×Fr (6-6.3.1) Fr的值（最大值）為10把工作刀具全都處于極限位置時的受到的徑向力之和，fp據(jù)表13-6，據(jù)工作情況，選fp=1.8 故P=Fr＝3496×1.8＝6244N 2. 求軸承應有的基本額定動載荷值 C＝(P60nL’h/106)1/∑ (6-6.3.2) 軸承壽命要求為8年，據(jù)單班工作的要求L’h＝8×365×8＝23360h 故C=（3496×60×144×23360）1/3 ＝ 106 322N 按照軸承樣本或設計手冊選擇C=112KN的深溝球軸承，此軸承的基本額定靜載荷 C0＝76.8KN，驗算如下： 1）求相對軸向載荷對應的e與Y值，因為軸向載荷為0，故e取0，y值為1.46。 2）用線性插值法求Y Y=1.46＋（1.56-1.45）×（1.380－1.044）/（1.380－1.030）＝1.52 3）求當量動載荷P P=1.8×（0.56×3496＋1.52×0）＝1957 4）驗算軸承壽命 (6-6.3.3) ＝106/60×144（112 000/1957）×3＝42352h<23360h。 故軸承是合格的。 7 結論 ?近年來，我國城市生活垃圾總量發(fā)展很快，但利用率卻很低，北京和上海等大城市僅為1～5%，中小城市也只有5～10%。我國的城市生活垃圾是摻混在一起而又放錯位置的資源。目前，一些大中城市僅采取簡單填埋的處理方式，不僅浪費了資源，而且占用土地、污染水源和環(huán)境、危害人民的身體健康。 為了適應城市生活垃圾資源化，開發(fā)出一套適合我國國情的生活垃圾分揀技術是很有必要的。本設計課題設計了這套技術中的關鍵設備——分揀機。如果能高效、合理的解決城市生活垃圾處理的問題，有利于垃圾資源化的利用，將具有廣闊的推廣應用前景。 致 謝 感謝我的指導教師老師在整個設計過程中的悉心指導，在我設計過程中給我提出許多方面的寶貴意見，在遇到困難時給我最熱心的幫助，使我的設計水更加符合實際須求。同時感謝我們機械專業(yè)的各位老師，正是因為他們大學四年來對我們無私的奉獻，才有我今天在此講臺上做畢業(yè)答辯的機會，同時本設計也得到了本專業(yè)很多同學的熱情幫助。在此，我一并向他們表示由衷的感謝。  參 考 文 獻 [1] 建設部人事教育司.城市生活垃圾衛(wèi)生填埋處理技術[J].中國建筑工業(yè)出版社2001. [2] 李國建.廢棄物最終處置場的計劃和建設[J]. 上海：同濟大學出版社，1999. [3] 聶永豐.三廢處理工程技術手冊—固體廢物卷[C].化學工業(yè)出版社. [4] 俞調梅, 朱百里.廢棄物填埋場設計[J].同濟大學出版社，1997. [5] 赫英臣.固體廢物安全填埋場選址與勘察技術[J].海洋出版社1998. [6] Kinnaman,Thomas C and Don Fullerton:The Economics of Household Garbage and Recycling Behavior.The International Yearbook of Environmental and Resource Economics 2000/2001,Asurvey of Current Issues.Edward Elgar,2000,40. [7] Zepp R G, Faust B C, Hoigne J.Hydroxyl Radical Formation in Aqueous Reactions (pH 3~8) of Iron (Ⅱ)with Hydrongen Peroxide: the Photo-Fenton Reaction[J].Environ.Sci.Technol.1992,26(3):313-319. [8] 濮良貴,紀名剛.機械設計[Z]. 北京：高等教育出版社，2001（第七版）. [9] 陳日曜.金屬切削原理[Z].北京：機械工業(yè)出版社,2002(第二版). [10] 樂兌謙.金屬切削刀具[Z].北京：機械工業(yè)出版社，2001(第二版). [11] 劉鴻義.材料力學[M].北京：高等教育出版社，1992（第二版）. [12] 朱張校.工程材料[M]北京：高等教育出版社, 2000 (第二版). [13] 鄭文緯,吳克堅.機械原理[Z].北京：高等教育出版社，1997 (第七版). [14] 吳宗澤,羅圣國.機械設計課程設計手冊[M]. 北京：高等教育出版社，1999（第二版）. [15] 龔溎義.機械設計課程設計指導書[Z]. 北京：高等教育出版社，2004（第二版）. [16] 曾正明.實用工程技術材料手冊[S].北京：高等教育出版社,2001 第一版. [17] 沈其文.材料成形工藝基礎[M].華中科技大學出版社,2003（第三版）. [18] 王先逵.機械制造工藝學[Z].北京：高等教育出版社,2003 (第一版). [19] 張福潤,徐鴻本,劉延林.機械制造技術基礎[M].華中科技大學出版社,2000（第二版）. [20] 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研組.理論力學[Z].北京：高等教育出版社 1997 （第五版）. [21] 鄧星鐘.機電傳動控制[Z].武漢：華中科技大學出版社，1997（第三版）. [22] 黃靖遠,襲劍霞,賈延林.機械設計學[Z].北京：機械工業(yè)出版社，2002(第二版). [23] 羋振明.固體廢物處理與處置[J].北京：高等教育出版社，1993.