一種易拉罐環(huán)?；厥昭b置的結構設計【含CAD圖紙、說明書】

【溫馨提示】壓縮包內含CAD圖有下方大圖片預覽，下拉即可直觀呈現眼前查看、盡收眼底縱觀。打包內容里dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，壓縮包內文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，所見才能所得，請見壓縮包內的文件及下方預覽，請細心查看有疑問可以咨詢QQ：11970985或197216396

壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 摘 要 為了解決易拉罐需求極大但易拉罐即用即廢的矛盾，本次易拉罐環(huán)保回收裝置的設計應運而生。本設計的目的是實現易拉罐的有償回收，保證鋁資源的循環(huán)利用。易拉罐回收機工作原理是：當易拉罐由入口通過通道后，傳感器便會發(fā)射一個脈沖信號給步進驅動器進而驅動步進電機轉動一固定角度。步進電機將要驅動的運動有三:其一，帶動曲柄壓力機構壓扁易拉罐；其二，帶動送料機構完成間歇送；其三，驅動凸輪機構推出紙巾。此回收機體積小，功能全，可放置在超市等人流量較大的場所。 關鍵詞：易拉罐有償回收 I 壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 Abstract In order to solve the demand for large cans but it's no use running out of pop cans the design of the recycling device was created.The purpose of this design is to achieve the recycling of cans,ensure the recycling of aluminum resources.The theory of this design:When the pop can pass through the channel from the entrance, the sensor sends a pulse signal to the stepper motor to make the stepper motor rotating a fixed angle.The step motor will drive three movements,Firstly, the crank pressure mechanism is used for pressing the pop top can; secondly, the feeding mechanism is driven to complete the intermittent feeding;.Thirdly, the drive cam mechanism is used to roll out paper towels.This machine is small in size, full function, can be placed in supermarkets and other places larger flow. Keywords:Can recovery II 壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 目 錄 摘 要 IV Abstract V 1 緒論 1 1.1 引言 1 1.2 背景和意義 1 1.3 易拉罐回收機的關鍵技術 1 1.4 研究內容及創(chuàng)新點 1 2 總體方案設計 3 2.1 易拉罐回收機的基本設計思路 3 2.2 主要機構的布局設計 3 2.3 傳動系統(tǒng)的整體設計 4 2.3.1 關鍵傳動部件的配合設計 5 2.4 易拉罐傳送通道的整體設計 5 2.5 紙巾推出機構的設計 6 3 曲軸系的計算 8 3.1 易拉罐壓縮要求和所需壓力 8 3.1.1 易拉罐參數測量 8 3.1.2 易拉罐壓扁所需壓力 8 3.2 曲軸壓力機構的設計計算 9 3.2.1曲柄壓力機構的運動分析 9 3.2.2 曲柄壓力機構的受力分析 10 3.3 曲軸的設計計算及強度校核 10 3.3.1曲軸所受扭矩的計算 10 3.3.2 曲軸的尺寸設計 11 3.3.3 曲軸的強度校核 12 3.4 連桿的設計 13 3.4.1 連桿的尺寸設計 13 3.4.2 連桿的校核 14 3.5 沖壓頭的設計 14 4 傳動系的計算 15 4.1凸輪推出機構的設計計算 15 4.1.1 確定凸輪輪廓形狀和基本尺寸 15 4.1.2 設計凸輪機構輪廓并確定尺寸 15 4.2 不完全齒輪機構的設計計算 16 4.2.1 扭矩的計算 16 4.2.2 標準齒輪組的設計和校核 17 4.2.3 不完全齒輪組的設計計算 18 4.3 錐齒輪設計計算 20 4.3.1 選擇齒輪材料和精度等級 20 4.3.2 按齒面接觸疲勞強度進行設計 20 4.3.3 按齒根彎曲疲勞強度進行校核 21 4.3.4 錐齒輪的幾何尺寸計算 21 5 軸系的設計計算 23 5.1 軸一的設計計算 23 5.1.1按扭轉強度估算軸的直徑 23 5.1.2 設計軸的結構 23 5.1.3聯軸器的選擇 24 5.1.4軸承的選擇和鍵的選擇 24 5.2 軸二的設計計算 24 5.2.1軸的結構設計和裝配方案 25 5.2.2 尺寸設計 25 5.2.3 軸承的選擇和鍵的校核 25 5.3 軸三設計計算 25 5.3.1軸的結構設計和裝配方案 26 5.3.2尺寸設計 26 5.3.3軸承的選擇和鍵的校核 26 5.4送料盤的設計 26 6 電機選擇 28 6.1 電機型號的選擇 28 6.2 步進電機驅動方式 29 6.3 減速步進電機鍵的選擇 29 7 總結與展望 30 參考文獻 31 III 壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 1 緒論 1.1 引言 我國作為世界第二大經濟體，在經濟快速發(fā)展的同時，資源的消耗量也是與日俱增。在石油、天然氣、煤等燃料迅速消耗的同時，鐵鋁等工業(yè)原料的消耗也是巨大的。近幾十年來，鋁材料的應用在世界范圍內都是越來越廣泛的，鋁及其合金有廣闊的消費前景。但在中國經濟迅速發(fā)展的同時，關于鋁環(huán)境污染愈來愈嚴重，人與自然的矛盾愈加尖銳，環(huán)保問題已經到了不容忽視的程度。因為鋁及其合金產品有很大的用途，但科學研究表明鋁對人是有害的，能夠造成記人體憶力衰退。所以鋁制品的回收，不僅僅是為了經濟效益，也是為了保護環(huán)境和人體健康。 1.2 背景和意義 世界各地的易拉罐消費量大約在1500萬左右，約消耗約2000000噸鋁，占世界總鋁消費量的15%。與巨大的易拉罐消耗相對應的卻是回收方面的欠缺，事實上，目前國內外相關企業(yè)面對易拉罐已經開發(fā)了各種回收設備，如易拉罐破碎機，易拉罐切割機，易拉罐分揀機等，但是這些機器面對的都是已經經過商販回收來的易拉罐，已經經過了一道回收工序，這無疑增加了回收成本，降低了做易拉罐回收企業(yè)的積極性。所以生產一臺自助式的易拉罐環(huán)?；厥諜C顯得格外重要，將它安置在人流量較大的地方，行人只需要將易拉罐放入就可以自動實現易拉罐回收。易拉罐回收機對易拉罐壓縮后，其體積只有原來的四分之一，這也將大大延長易拉罐裝滿存儲箱的時間。 1.3 易拉罐回收機的關鍵技術 本次易拉罐環(huán)?；厥昭b置設計的關鍵部分是，易拉罐壓縮機構。在本設計中，壓縮易拉罐采用的是曲柄壓力機構。曲柄壓力機構是四桿機構的一種演變，在沖壓加工中,曲軸通過連桿將轉動轉化為直線運動傳遞給滑塊,當滑塊在下死點附近時受到最大的壓力，曲軸所受載荷最大。 曲柄壓力機構由曲軸、連桿、沖壓頭組成，用導軌對連桿的往復運動進行約束。對心式的曲柄機構結構較偏心式而言，結構相對緊湊。故而，選擇對心曲柄滑塊機構。 1.4 研究內容及創(chuàng)新點 本課題需要重點研究的對象包括：曲柄壓力機構，凸輪推送機構和送料機構。本次設計的關鍵是：在獨立設計好這三個機構的同時也要協調好這三個機構的運動關系，力求做到完美配合。 以往相似的研究中，作者大多采用多動力源和很多的傳感器來實現機構動作的協調。毫無疑問這種設計是非常簡單的，但是實際上機械零件繁多，較多的電機使得不同電機的運動很難協調，而且容易發(fā)生故障。電機的轉速比有一點小小的偏差就會導致運動發(fā)生干涉，甚至零件直接破壞，帶來安全隱患。 本次設計創(chuàng)新之處就在于整個機器只有一臺步進電機，一個動力源驅動三個機構共同協調運動，并能完美配合、精確定位，這就使機器的結構緊湊，即使電機的轉速發(fā)生波動，機器運動也不會受到較大影響，更沒有安全隱患的顧慮。這樣的設計思路使得本次設計的中心落在機械結構的設計上而不是傳感器電路的設計上。 13 第2章 總體方案設計 2 總體方案設計 2.1 易拉罐回收機的基本設計思路 本次易拉罐有償回收機的設計包括送料裝置、易拉罐壓扁機構、紙巾推送機構等，其中又以送料裝置和易拉罐壓扁機構的設計為主要部分。易拉罐的空罐投入口位于機器的上表面，易拉罐經傳送通道直接落在料斗中 圖2.1 易拉罐回收機流程圖 當易拉罐進入送料裝置后，步進電機啟動，給整個傳動系統(tǒng)提供動力，使曲軸系完成易拉罐的壓縮；送料裝置完成間歇送料；推送裝置完成紙巾的推出。間歇送料裝置位于機架的托盤上，已被壓縮的易拉罐會隨著送料裝置的轉動而轉動。在轉動過程中，已被壓扁的易拉罐將通過機架托盤上的通孔直接掉落到位于托盤正下方的存儲箱中，由此易拉罐的一次有償回收便完成了。 2.2 主要機構的布局設計 易拉罐有償回收機主要包括送料裝置、易拉罐壓扁機構、紙巾推送機構等。把上述各機構的設計歸納為機架系、傳送系、傳動系和曲軸系。機架主要起到固定和支撐各機構和部件的功能。傳送系主要由兩個可供易拉罐通過的圓柱通道構成，它的作用主要是將易拉罐傳送到指定位置。傳動系統(tǒng)主要由錐齒輪傳動機構、間歇傳動機構和凸輪傳動機構組成。步進電機通過聯軸器和軸一相連，傳遞運動和能量。軸二通過錐齒輪和軸一相連，負責帶動凸輪機構推送紙巾和傳遞間歇運動。軸三通過不完全齒輪組和軸二相連，負責帶動易拉罐的間歇運動。曲軸系統(tǒng)主要由沖壓頭、連桿和曲軸組成，它與軸一相連，完成易拉罐的壓縮運動。 2.3 傳動系統(tǒng)的整體設計 可供選擇的常用機械傳動方式有: 帶傳動 優(yōu)點:結構簡單，造價低廉，制造和安裝精度要求相對較低；可以實現較大中心距之間的傳動；振動小，噪聲低，傳動平穩(wěn)；在高速級可以起到緩沖吸震、過載保護的作用。 缺點:由于彈性滑動存在，皮帶傳動沒有固定的傳動比；整體尺寸大，需要安裝大的地方；效率低，壽命短。 齒輪傳動 優(yōu)點:效率高，壽命長，傳動可靠、穩(wěn)定；傳動比固定；不僅可實現平行軸之間的傳動，也可以實現任意角相交軸和交錯軸之間傳動。 缺點:加工和安裝精度高，成本貴；傳動距離有限。 因為曲柄壓縮機構和間歇送料機構之間有嚴格的傳動比要求，并且還要實現相交軸之間的傳動，故而本次設計選用的是齒輪傳動。傳動示意圖如圖2.2所示：　　 圖2.2 易拉罐環(huán)保回收機傳動示意圖 本次傳動裝置的動力源選用能根據脈沖信號轉過相應角度的步進電動機。如圖2.5所示，步進電機和軸一通過聯軸器相連，傳遞運動和能量。軸二通過錐齒輪和軸一相連，負責帶動凸輪機構推送紙巾和傳遞間歇運動。軸三通過不完全齒輪組與軸2連接，并負責驅動進給機構的間歇運動。曲柄壓力機構與軸一相連，負責將易拉罐壓縮至指定厚度。 2.3.1 關鍵傳動部件的配合設計 為了保證送料裝置和壓罐裝置嚴格的相對位置，必須保證傳動系統(tǒng)中嚴格的傳動比。因而本次設計采用齒輪傳動而放棄了造價低廉但傳動比不穩(wěn)定的帶傳動。錐齒輪的傳動比為1:1，曲軸和軸一用聯軸器連接，所以兩軸具有相同的速度，而不完全齒輪組的傳動比為1:4。所以，曲軸轉一圈，軸三轉1/4圈。 圖2.3 關鍵部件運動位置關系圖 如圖2.3所示,回收機啟動時，沖壓頭位于上止點，不完全齒輪組剛好脫離嚙合；當曲軸旋轉90°，沖壓頭行至中間位置，不完全齒輪組的主動輪轉過90°，送料裝置禁止不動；當曲軸旋轉180度時，沖壓頭行至下止點，完成罐的壓縮運動，不完全齒輪組主動輪轉過180度，仍不送料；當曲軸軸轉270°后，沖壓頭上行至中間位置，不完全齒輪組的主動輪轉過270°，此時不完全齒輪組恰好開始嚙合；當曲軸轉過360°后，即完成一個工作循環(huán)，不完全齒輪組的主動輪旋轉360°，從動輪完成送料，并將已被壓扁的易拉罐經機架托盤上的通孔送走，同時將未壓縮的易拉罐送至曲柄沖壓頭下方。上述運動在完成一次沖壓的同時，也為下次壓縮的送料做好了準備。 2.4 易拉罐傳送通道的整體設計 如圖2.3所示，易拉罐經機器上方的入口放入后，靠自身的重力通過出口，即識別旋轉臺的正上方。當多個易拉罐同時放入機器時，為了防止卡死進而引發(fā)機器故障，必須保證每次落入識別旋轉臺上的易拉罐只有一個。因此，在上、下傳輸通道的設計都裝有傳感器，分別的作用是：當傳感器1檢測物體的進入后發(fā)送信號給繼電器，繼電器帶動擋板密封入口，阻礙物品的再次進入。大約3秒后，擋板復位。傳送道下方傳感器2的主要作用是，當物品通過傳感器2時，傳感器發(fā)送信號給出口下方識別裝置，識別裝置開始工作。經過識別裝置確認是易拉罐后，易拉罐將通過另一僅含傳感器2的相似通道，步進電機開始工作。 圖2.4 易拉罐傳送通道示意圖 2.5 紙巾推出機構的設計 本次易拉罐綠色回收裝置的設計要求是，每回收一個易拉罐，推送出一包紙巾。紙巾推出機構的設計方案有以下兩種：第一種是另用電機驅動傳動系統(tǒng)，通過滾珠絲杠推出紙巾，這是一個獨立的機構；如圖2.6 所示 圖2.6 紙巾推送機構示意 第二種設計方案是在軸三上設計一個凸輪推出機構，還是由總的步進電機驅動。如圖2.7所示 圖2.7 凸輪推出機構示意圖 最后選擇第二種設計方案，將凸輪機構置于軸二上，這減少了電機數并且使得各機構之間不會發(fā)生干涉、卡死等現象。因為凸輪上的連桿需要將紙巾成功推出，因此，將與連桿相連的活塞設計為和紙巾相似的長方體，活塞厚度等于紙巾厚度。 第3章 曲軸系的計算 3 曲軸系的計算 3.1 易拉罐壓縮要求和所需壓力 3.1.1 易拉罐參數測量 本次易拉罐有償回收機的設計，主要針對市場上流通很廣的罐裝飲品如，“可口可樂”，“雪碧”，“紅牛”等。對多種易拉罐的參數進行了準確測量，結果見表3.1（單位：mm）： 表3.1 易拉罐罐身參數表 項目 罐體高 易拉罐直徑 蓋面直徑 底蓋面厚度 側壁厚度 十次測量均值 115.60 66.08 53.72 0.28 0.13 本次設計的要求是，經過壓縮使易拉罐的高度h=30mm。 3.1.2 易拉罐壓扁所需壓力 由于實驗條件限制，且身邊恰好有體重計，所以采用人力踩扁易拉罐的方式在體重計上讀取示數，估算出易拉罐壓扁所需壓力。易拉罐置于體重計上，在易拉罐的軸向上施加人的重力，直至易拉罐壓扁。全程用手機錄制體重計示數，方便實驗結束后讀取示數。易拉罐從開始受力直至被壓扁，途中易拉罐開始變形的一瞬間，讀數有一明顯躍遷，該示數便為本次實驗所測力。測量12只“可口可樂”易拉罐，其讀數如下表3.2(單位：kg): 表3.2 壓扁易拉罐所需質量 讀數為質量，需要換算為力，取g=10N/Kg。 （3.1） 本次實驗只是選用了“可口可樂”易拉罐作為實驗對象，實際生活中卻有各式各樣的易拉罐，為了避免取樣不足，取壓扁力 （3.2） 取壓扁力P=2.1KN。根據上訴的實驗和計算，確定Pg(曲柄壓力機構公稱壓力)=1.9P=4KN足以壓扁絕大部分易拉罐。為了計算方便和增大曲柄壓力機構的可靠性，認為易拉罐的罐體高H=120mm，直徑D=70mm。 3.2 曲軸壓力機構的設計計算 曲柄壓力機構是壓縮易拉罐的機構，也是本次易拉罐回收裝置的核心機構之一，其運動分析和受力分析是設計此機構的關鍵，當然曲軸、連桿和沖壓頭的設計計算我們也必須考慮在內。 3.2.1曲柄壓力機構的運動分析 圖3.1為對心曲柄滑塊機構的運動簡圖，其中連桿通過鉸鏈A與曲柄相連，通過鉸鏈B與沖壓活塞相連。該機構通過連桿連接，將曲柄角速度為ω的勻速轉動轉化為沖壓活塞的瞬時速度為v的直線往復運動。曲柄壓力機構的主要參數如下： 公稱壓力：Pg=4KN 曲柄半徑：R=50mm 連桿長度：L=210 mm 活塞行程：S=100 mm （1） S-曲線的繪制 圖3.1 曲柄滑塊機構的運動簡圖 圖中s代表曲柄逆時針轉過α角度時，活塞的豎直方向上的位移。行程S與曲柄轉角α之間的關系可表達為: （3.3） 式中，R----曲軸半徑 ----連桿系數， L----連桿長度 當α=0°時（下死點）， ； 當α=90°時， 當α=180°時（上死點）， ； 當α=270°時， ； 當α=360°時（下死點）， 。 （2） 活塞速度的計算 （3.4） ω----曲柄角速度， 當=90°，V有最大值，此時活塞速度最大， 3.2.2 曲柄壓力機構的受力分析 活塞所受導軌正壓力Q（不計摩擦了），易拉罐對活塞的反作用力P,連桿對活塞的壓力三力平衡。受力簡圖如圖3.3所示： 式中， 由 可知，，λ=0.23。 當=90°，β=13.29°因而，可近似認為cosβ=1，。所以 （3.5） （3.6） 圖3.3 曲柄結構受力分析簡圖 3.3 曲軸的設計計算及強度校核 3.3.1曲軸所受扭矩的計算 曲軸在工作時受兩個扭矩作用，一個是連桿上的作用在曲軸上的壓力產生的扭矩，另一個則是因摩擦阻力產生的扭矩。我們把不受摩擦力只受工作壓力時，曲軸所承受的扭矩叫為理想扭矩。 (3.7) 式中， Mgl----理想扭矩 αg----公稱壓力角 可是，在正常的工作條件下，摩擦力矩往往是存在的，且隨著壓力角α的變化而變化，但是這種變化的幅度很小，在非精確計算時，認為摩擦力矩是定值。 （3.8） 式中， μ----摩擦系數，取0.04~0.05 do----曲軸支撐頸直徑 當壓力角α=αg時，曲軸上的總扭矩為公稱扭矩Mg，有 （3.9） 將式（3.7）、（3.8）代入（3.9）得： （3.10） 令，其中mg為當量力臂，令αg=30°時，可得μ=0.04 求得 Mg= 128674N.mm 3.3.2 曲軸的尺寸設計 曲軸是本次設計中的一個重要零件，它在工作時受到往復慣性力和旋轉質量的離心力一起作用，使曲軸承受彎曲和扭轉載荷的組合作用，因此要求曲軸的強度和剛度要滿足要求。這對曲軸的制造提出了較高的要求，在工藝加工過程中曲軸 一般由45號鋼鍛制而成，對于45鋼，[τ]=80MPa，[σ]=（100~140）MPa。曲軸的設計應根據經驗公式計算曲軸的尺寸，最后再用理論公式進行校核。 根據經驗公式，曲軸的直徑?？紤]到do的值應與曲柄半徑R接近，且便于加工，因此，取do=40mm。曲軸其它部位如圖3.4所示： 圖3.4 曲軸形狀簡圖 其各個部分的尺寸參數如表3.3： 表3.3 曲軸尺寸參數表 曲軸各部分名稱 代號 經驗公式（mm） 取值范圍 (mm) 取值(mm) 曲柄軸軸頸直徑 （1.1~1.4）do 44~56 50 連桿球頭軸徑 32~36 35 支承頸長度 lo (1.25~1.8)do 50~72 50 曲柄頸長度 la (1~1.5)do 40~60 45 圓角半徑 r (0.08~0.10)do 3.2~4 3.5 曲柄臂外側長度 (2~2.5)do 80~100 82 曲柄臂寬 a (1.3~1.8)do 52~72 60 3.3.3 曲軸的強度校核 曲軸的校核：可簡化曲軸所受載荷和其支撐方式。簡化模型如圖3.5所示： 圖3.4 簡化模型彎矩圖 危險截面的計算，B-B截面 （3.13） 危險截面C-C的彎矩為 （3.14） 將數據分別帶入式（3.13）、（3.14）得，σ=8.4MPa≤[σ]=（100~140）MPa，符合；mg=25.28mm，τ=9.3MPa≤[τ]，符合。 3.4 連桿的設計 3.4.1 連桿的尺寸設計 連桿用于連接曲柄和沖壓頭，本課題選用柱銷式連桿，采用球墨鑄鐵QT45-5鑄造，[σy]=85MPa。 如圖3.5所示，將連桿設計成上連桿和下連桿，上下連桿用4個螺栓螺母進行固定，規(guī)格為M6×40。 圖3.5連桿示意圖 連桿的各尺寸如表3.4所示 表3.4 連桿尺寸參數表 3.4.2 連桿的校核 連桿的校核，只需要比較連桿的壓縮應力和許用應力的關系即可，校核公式如下： （3.15） 式中:[σy]-----許用壓縮應力，[σy]=85MPa Amin-----最小截面積 最小截面積可用以下公式進行近似計算 （3.16） 將數據代入（3.15）以及（3.16），得σy=11.9 MPa≤[σy]，符合 圖3.6 沖壓頭示意圖 3.5 沖壓頭的設計 圖3.6為沖壓頭簡圖，其材質為HT200，考慮到易拉罐的上下表面小圓直徑為D=54mm，所以沖壓頭的外徑設計為60mm，其余尺寸如表3.5 表3.5 沖壓頭尺寸參數表 符號 取值mm 符號 取值mm d1 60 a 27 dB 6 b 30 h1 56 c 7.5 h2 15 L 182 L1 22 L2 44 根據經驗判斷，沖壓頭無需校核強度。 39 第4章 傳動系的計算 4 傳動系的計算 4.1凸輪推出機構的設計計算 凸輪機構是一種常見的傳動機構，它是由凸輪、從動件和機架組成的高副機構。凸輪機構可以通過改變凸輪輪廓曲線，獲得預期的任意規(guī)律運動。本次設計中，紙巾的推出就是通過凸輪機構來實現的。 4.1.1 確定凸輪輪廓形狀和基本尺寸 （1） 壓力角α的確定 凸輪機構中從動件的受力方向和其速度方向所夾銳角稱為壓力角。壓力角α越大則其有效分力越小，凸輪性能相應越差。所以在設計中需用規(guī)定壓力角的許用值：移動從動件，擺動從動件。 （2） 基圓半徑的確定 基圓半徑越大，壓力角α越小，傳動性能也就越好?？梢栽囘x基圓半徑，校核輪廓壓力角，若不滿足要求則增大基圓半徑直至滿足。 （3） 滾子半徑的確定 其中，ρ為曲率半徑 4.1.2 設計凸輪機構輪廓并確定尺寸 為了使從動推桿將紙巾推出，則凸輪機構推運動時，從動件的升距必須大于紙巾寬度50㎜，將從動件的行程確定為h=70㎜。從動件的的推程運動為等加速等減速，從動件的回程運動為等速運動。從動件運動規(guī)律如圖4.1所示： 圖4.1 從動件運動規(guī)律 初步確定凸輪機構的基圓半徑為50㎜，利用“反轉法”繪制凸輪輪廓曲線并確定凸輪推出機構尺寸，如圖4.2： 圖4.2 凸輪送料機構 經過檢查，壓力角，故基圓半徑合適。 4.2 不完全齒輪機構的設計計算 不完全齒輪機構是一種間歇機構。本次設計中，從動輪的齒數是主動輪的四倍，所以主動輪轉一圈從動輪只會轉四分之一圈。該機構的主要作用是實現間歇送料。易拉罐的質量相對于送料盤而言可以忽略不計，故設計計算不需要考慮。 4.2.1 扭矩的計算 將送料盤簡化成圓盤 ，其轉動慣量為 （4.1） 式中 m----圓盤質量 R----圓盤半徑 以料斗半徑和料斗中心所在圓半徑之和為圓盤半徑R,R=100 mm,取圓盤的近似厚度為h2’=60mm,則圓盤的質量 （4.2） 為了減小工作時的慣性力，也為了制造的方便性，送料盤選用聚丙烯制造，聚丙烯材料的大致密度ρ=1.26g/cm3。求得，圓盤的質量m≈2kg，轉動慣量。由前訴可知，各軸轉速n1=n2=1r/s=2πrad/s，當送料盤轉90°即機器完成一個易拉罐回收時，做功為 （4.3） 圓盤動能E為 （4.4） 根據能量守恒，可知W=E，即Tt=Jω （4.5） 得轉矩T=128.4 N ?mm，紙巾提出機構忽略不計，T2=T3=T。 4.2.2 標準齒輪組的設計和校核 對于不完全齒輪組的設計和校核，可先計算出標準齒輪，再計算不完全齒輪。初步擬定其從動輪和主動輪齒數相同都為52，先按標準直齒圓柱齒輪的方法進行計算和校核。齒輪硬度為240HBS≤350HBS（軟齒面），故先按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根接觸疲勞強度校核。設計公式 （4.6） 式中 ZE---材料彈性系數， ZH---節(jié)點區(qū)域系數， K---載荷系數 u---齒數比，1 T1---轉矩，N·mm [σH]---齒輪材料的許用接觸應力，Mpa 參考《機械設計基礎》選載荷系數K=1.3；軟齒面懸臂布置，選Φd=0.5；表查得ZE=189.8；σHlim=550MPa；應力循環(huán)次數為N=60njLH=5475000次；接觸疲勞壽命系數ZN=1.35，安全系數SH=1，將以上數據代入（4.6）得，d1≥13.8mm。因為本次設計所需轉矩很小，導致齒輪分度圓直徑的最小值不大。為了加工方便，可以在要求范圍內選用適當的分度圓直徑。選擇d1=75mm，則m=1.5，得出中心距a==75mm，齒寬b=20mm。 4.2.3 不完全齒輪組的設計計算 不完全齒輪組的嚙合方式如圖4.2所示 圖4.2 不完全齒輪齒廓嚙合示意圖 不完全齒輪組結構簡單，制造方便，工作可靠，其主動輪上的凸輪止弧與從動輪上的凹輪止弧相配合，可以實現從動輪的間歇轉動。其缺點則是，在從動輪剛進入和脫開嚙合那一刻，速度突變引起剛性沖擊，故一般只用于低速、輕載場合。 為避免二次沖擊，需要校核首齒與第二齒之間的重合度εa ε （4.8） 鎖止弧設計，其凹弧半徑Ra的計算公式為 （4.9） 圖4.3 鎖止弧示意圖 如圖4.2所示，鎖止凸弧中點S的確定：即確定通過S點的向徑01S與首齒中線O1Ms之間的夾角QS。 （4.10） 參考《機械設計手冊》得計算公式，如表4.1所示 表4.1 不完全齒輪組計算公式 經過以上的計算，不完全齒輪組的工作示意圖如圖4.4所示 圖4.4 不完全齒輪組的工作示意圖 4.3 錐齒輪設計計算 錐齒輪用來傳遞垂直分布的軸一和軸二這兩相交軸之間的力和運動，由上訴條件可知，錐齒輪所要傳遞轉矩T=128.4 N ?mm，齒數比u=1故主從動輪的幾何參數都相等，主動軸轉速n1=60r/min，壽命20年（按一年300天計）。采用一班制工作。 4.3.1 選擇齒輪材料和精度等級 查《機械設計基礎》表11.8，選擇齒輪的材料均為：45鋼調質，硬度為250HBS；精度等級選為8級，要求齒輪表面的粗糙度，試選齒輪的齒數Z1=Z2=40。 4.3.2 按齒面接觸疲勞強度進行設計 參考《機械設計基礎》，公式11.50有齒面接觸疲勞強度設計公式, (4.13) 式中，齒寬系數，R為錐距，其余各符號都與上述直齒輪相同。 試選載荷系數K=1.3，取寬度系數=0.30，彈性系數查表11.11可得ZE=189.8 ，應力循環(huán)次數為N=60njLH=60×60×1×20×300×8=1.73×次。查圖11.28可得接觸疲勞壽命系數ZN=1.1，查圖11.25=560Mpa，表11.9 SH=1。由式11.15可得 (4.13) 故， =12.16mm 為了制造和安裝方便，取d=100mm，則mm。 4.3.3 按齒根彎曲疲勞強度進行校核 校核公式為 (4.14) 齒形系數查表11.12可得，YF=2.41；應力修正系數查表11.13可得，YS=1.67。許用彎曲應力查圖11.26可得，；安全系數查表11.9可得，SF=1.4；彎曲疲勞壽命系數查圖11.27可得，YN=1。由式11.16可得： (4.15) 故， =0.35Mpa≤[σF] 齒根彎曲強度校核合格。 4.3.4 錐齒輪的幾何尺寸計算 本次設計的錐齒輪中，由于齒數相等，所以主從動輪的幾何參數全相等。根據上述計算所得，m=2.5，z=40。幾何尺寸計算表如表4.2所示 表4.2 錐齒輪傳動（）幾何尺寸計算參數表 名稱（符號） 符號 計算公式 取值 分度圓直徑 d d=mz 100mm 齒頂高 ha ha=ha*m 2.5mm 齒根高 hf hf=（ha*+c*）m 3.125mm 分度圓錐角 δ δ1=δ2=45° 齒頂圓直徑 da 103.5mm 齒根圓直徑 df 95.6mm 錐距 R 70.7mm 齒寬 b b≤?R 25mm 齒根角 θf 2.53° 齒頂角 θa 等齒系收縮齒：θa=θf 2.53° 頂錐角 δa δa=θa+δ 47.53° 根錐角 δf δf=δ-θf 42.47° 當量齒數 zv 56 第5章 軸系的設計計算 5 軸系的設計計算 5.1 軸一的設計計算 軸一通過聯軸器連接曲柄壓力機構，通過錐齒輪連接送料機構。承受較大扭矩，需要進行設計計算。軸一的材料選為45鋼。 5.1.1按扭轉強度估算軸的直徑 軸的設計計算公式： （5.1） 查《機械設計基礎》表16.2，30MPa≤[τ]≤40MPa，取[τ]=40MPa。由上述計算可得T總=T+Mg，Mg=128674N.mm，T=128N.mm得，T總=128802N.mm。將上述數據帶入式（5.1），求得d≥25.25mm。又因為軸上需要開出3個鍵槽，需要把軸的直徑增大15％。由設計手冊取標準直徑30mm。 5.1.2 設計軸的結構 （1） 作出裝配簡圖。裝配簡圖如圖5.1所示： 圖5.1軸一裝配簡圖 （2） 確定各軸段的直徑 兩端軸徑最小，故ab與ij段的直徑為30mm；gh段上安裝軸承，故取dcd=dgh=35mm；考慮到要對安裝在ab段與ij段的聯軸器進行定位，取dbc=dhi=32mm；相同的方法確定ef和fg段，def=48mm，dfg=40mm；為滿足左端軸承的軸向定位，de段為軸環(huán)，取dde=44mm。 （3） 確定各軸段的長度 為了保證齒輪固定可靠，fg段應該略小于齒輪輪轂寬度，lfg=23mm；取lab=lij=30·mm；lbc=lhi=15mm；lcd=17mm；取lde=lef=3mm，lgh=70mm。 5.1.3聯軸器的選擇 ab段同電機相連，ig段同工作機構軸相連，由于本次設計所需轉速不高，且工作機構啟動頻繁，參考GB/T 5014-2003聯軸器擬選用HL2型彈性柱銷聯軸器，其公稱扭矩T=325N?m，許用轉速5600r/min,軸孔直徑20~35mm。聯軸器選型的計算扭矩為： （5.2） 式中 Tc---計算轉矩，N?m T----名義轉矩，N?m K----工作情況系數，查《機械設計基礎》可得K=2.5 求得Tc=253N?m＜325N?m，選型合格。軸孔直徑30mm。 5.1.4軸承的選擇和鍵的選擇 1) 選擇軸承 軸一既要承受軸向力又要承受徑向力，根據GB/T 297-1994選擇圓錐滾子軸承30207，其基本尺寸d×D×T為35×72×18。 2) 鍵的選擇 軸一上承載了較大的扭矩，因此需要對鍵進行校核。查，《機械設計基礎》表8.2可得，[σp]=100MPa。 校核公式， （5.2） 式中 T---傳遞的轉矩 h----鍵高 l----鍵的工作長度 d----軸徑 軸一上ab和ij段的直徑都是30mm，長度為52mm，鍵的選型為普通平鍵（A型），查表8.1,得出其主要尺寸為b×h×L=8×7×40mm，l=L-b=32mm。將數據帶入公式（5.2），求得σp=60.1MPa≤[σp]=100MPa，擠壓強度滿足要求。fg段直徑dfg=40mm，長度lfg=40mm，鍵的選型為普通平鍵（A型）查表8.1,得出其主要尺寸為b×h×L=12×8×18` `mm，l=L-b=13mm。將數據帶入公式（5.2），求得σp=97.1MPa≤[σp]=100MPa，擠壓強度符合要求。 5.2 軸二的設計計算 軸二安裝有凸輪推送機構并且連接著軸一和軸三，軸二傳遞扭矩和軸三相似，因而無需對其校核，材料和軸一相同。 5.2.1軸的結構設計和裝配方案 軸二豎直布置，錐齒輪從動輪在上端，凸輪在下。軸上零件的固定方式與軸一相似，軸向采用套筒、臺階、軸承端蓋等固定，周向采用鍵或過盈配合。裝配簡圖如圖所示 圖5.2 軸二的裝配簡圖 5.2.2 尺寸設計 錐齒輪組從動輪與軸裝配的孔深h2=33mm，與軸裝配的孔徑dgh=40 mm，不完全齒輪組主動輪與軸裝配的孔徑d0=30mm，因此取dab=30mm，dgh=40mm，lfg=33mm，lgh=30mm，又因為不完全齒輪主動輪的寬度b=20mm，所以取lab=18mm；cd段用于安裝軸承，所以cd段必須能與軸承完美配合，取dcd=dfg=45mm，lcd=19mm；擋油環(huán)的存在，使得fg段較cd段長，取lfg=29mm。在ef段上設置軸肩，滿足了凸輪的軸向定位，取dde=56mm，lde=4mm；相應的對bc段而言，要在bc段上設置軸肩，取dbc=35mm，lbc=24mm。damin=42mm，因此取def=50mm，lef=45mm。 5.2.3 軸承的選擇和鍵的校核 軸二根據GB/T 297-1994選擇圓錐滾子軸承30208，其基本尺寸d×D×T為40×80×20。軸二所受扭矩較小，因此鍵的擠壓強度無需校核。軸二鍵的選型步驟和軸一相同，ab段選型和軸一相同，其主要尺寸b×h×l=6×7×14mm；gh段選型和ab相同，其主要尺寸b×h×l=8×8×24mm；軸二在凸輪處直徑為def=50mm，長度lef為45mm，任然選擇A型平鍵，其主要尺寸b×h×l=12×9×30mm。 5.3 軸三設計計算 軸三垂直放置，45鋼。通過上述計算已經求得，軸三所承載轉矩約為128N.mm，相較曲柄軸而言是個很小的負載，所以軸的尺寸不需要校核。軸三材質為45鋼。 5.3.1軸的結構設計和裝配方案 軸上零件的固定方式與軸一相似，軸向采用套筒、臺階、軸承端蓋等固定，周向采用鍵和過盈配合。裝配簡圖如圖所示 圖5.3 軸三的裝配簡圖 5.3.2尺寸設計 因為不完全齒輪組從動輪和送料盤與軸裝配的直徑相同且都為d0=20，故取dab=dfg=20mm，不完全齒輪組從動輪通過鍵在軸上周向固定，鍵槽的存在使fg段的長度不能過小，所以取lfg=18mm，在ab段設有套筒，以滿足軸向定位，因此取lab=25mm；de段上用于安裝軸承，所以de段必須能與軸承完美配合，因此取dde=dbc=25mm，lde=16mm，lbc=22mm；不完全齒輪組從動輪通過軸肩完成周向定位，取def=24mm，lef=24mm,；根據GB/T297-1994,中間軸端cd的直徑damin=34mm，所以取dcd=35mm，lcd=45mm。 5.3.3軸承的選擇和鍵的校核 軸二選擇圓錐滾子軸承32005，其基本尺寸d×D×T為25×47×15。軸二所受扭矩較小，鍵的擠壓強度無需校核。軸三鍵的選型步驟和軸一相同，fg段選擇普通平鍵（A型），其主要尺寸b×h×l=6×6×16mm；ab段是A型平鍵，其主要尺寸b×h×l=10×8×22mm； 5.4送料盤的設計 送料盤示意圖如圖5.4所示 圖5.4 送料盤示意圖 送料盤通過平鍵和軸三連接，和軸三垂直。本次設計的送料盤有四個料斗，均勻分布在圓周上。為了減小送料盤的質量和因轉動產生的慣性力，也為了加工方便，本次送料盤材料采用聚丙烯。料斗的高度過大容易和壓力機構的沖壓頭發(fā)生干涉，過小則容易把易拉罐甩出。料斗高度設計為適中的90mm，為了易拉罐通道和軸不發(fā)生干涉，d1應選擇較大值。送料盤尺寸如表5.1所示 表5.1 送料盤參數表 第6章 電機的選擇 6 電機選擇 6.1 電機型號的選擇 本課題選擇的是能識別特點脈沖型號進而轉動一定角度的步進電機。正常工作條件下，電機的轉角、轉速只取決于脈沖信號脈沖數目的和頻率。所以對于一個需要頻繁啟動且對壓力機沖壓頭位置有精確要求的易拉罐壓扁裝置來說，步進電機是個很好的選擇。 通過上訴計算可知，執(zhí)行機構需要的轉矩總和為101613N.mm，沒有現成的步進電機可以輸出如此轉矩，所以選擇在步進電機后加減速器來增大扭矩，市場上已經有這種減速步進電機類型的存在，選用型號為1303RB197-503減速步進電機，該步進電機裝配減速比為5的減速器。 表6.1 減速步進電機的參數表 電機輸出轉矩為 （6.1） T’=101×5×0.93=139.5N?m≥T總，所以，該電機符合要求。電機的示意圖如圖6.1所示 圖6.1減速步進電機 6.2 步進電機驅動方式 步進電機每接收到一個來自傳感器的脈沖信號，它就轉動一個“步距角”。 其輸出轉角 （6.2） 式中 ---減速步進電機輸出轉角 N---脈沖個數 α---步距角 n---減速步進電機轉速 因為易拉罐回收機一次工作需要曲柄軸轉一周，減速器的存在使得=360°×5=1800°，n=1r/s，步距角α=1.2°，求得N=1500。當傳感器探測到有物體進入，步進驅動器發(fā)射1500個脈沖信號給減速步進電機，減速步進電機旋轉一周后停止，直到接收到下一次脈沖信號。 6.3 減速步進電機鍵的選擇 電機軸徑為26mm，查《機械設計基礎》,選擇A型平鍵，得出其主要尺寸為b×h×L=8×7×50mm，l=L-b=42mm。將所得數據代入公式（5.2），求得σp=38.47MPa≤[σp]=100MPa，擠壓強度滿足要求。 第7章 總結與展望 7 總結與展望 經過半年多的艱苦奮斗，我已經完成了《易拉罐環(huán)?；厥昭b置的結構設計》任務書的指定內容。畢業(yè)設計之前，我覺得畢業(yè)設計只是對本科知識的簡單總結，只要復習以前的知識就不會有太大的難度。但當我真正接觸的時候才發(fā)現并不是那么簡單，畢業(yè)設計是我們進入社會參加實際工程建設的一次預演，需要有系統(tǒng)的機械知識，不能有任何一處短板，否則將無法進行下去。 我所設計的易拉罐環(huán)保回收機主要由傳動系統(tǒng)、壓扁機構、凸輪推送機構、和間歇送料機構組成。單獨設計這幾個部分都沒有難度，但是要把它們組合在一起設計成一個完整的機械，則是非常困難的。如何保證機構的先后運動關系，如何確定各機構某一特定時間的具體位置，如何保證機構彼此之間不發(fā)生干涉，都是我在設計過程中需要面對的難題。在設計過程中我克服了一個又一個的困難，最終將這一完整系統(tǒng)做了出來。 事實上，我所設計的易拉罐環(huán)?；厥諜C還存在著一些問題。主要有以下兩個方面：一、由于本科階段較少接觸傳感器這一塊，所以本課題的傳感器電路并沒有畫出，這也是我畢業(yè)設計的一大遺憾。二、易拉罐存儲箱內沒有溢滿警報，如果溢滿，機器會卡死，甚至折斷料斗柄，這就需要及時清理出存儲箱內的易拉罐。 因此，我將在以后的日子里努力解決以上問題，爭取能將我的設計完善。 參考文獻 參考文獻 [1]湯電迎.基于可持續(xù)理念的易拉罐回收裝置設計研究.北京:機械工業(yè)出版社,2012.8 [2]華東理工大學.易拉罐金屬分離回收機[P]. 中國：CN201030374.2008.3 [3]湯電迎.基于可持續(xù)理念的易拉罐回收裝置設計研究.北京:機械工業(yè)出版社,2012.8 [4] 陳立德.機械設計基礎（第三版）.北京：高等教育出版社，2013 [5]陳立德.機械設計基礎課程設計（第2版）.北京：高等教育出版社，2011 [6] 孫桓、陳作摸主編， 機械原理（第六版），北京：高等教育出版社 [7] 張春林、曲繼方、張美麟編著,機械創(chuàng)新設計,北京:機械工業(yè)出版社, 1999年4月 [8] 符煒主編,機械創(chuàng)新設計構思方法,湖南:湖南科學技術出版社,2006年1月 [9] 申永盛．機械原理教程[M]．北京：清華大學出版社，2005 [10] 孫桓．機械原理[M]．北京：高等教育出版社，1998 [11] 王群.UG零件設計實例與技巧[M] 北京：國防工業(yè)出版社，2005 [12] 肖景榮，姜奎華.沖壓工藝學[M]，北京：機械工業(yè)出版社，1990 [13] 李碩本.沖壓工藝理論與新技術[M]，北京：機械工業(yè)出版社，2002 [14] 劉振堂.國外數控沖床的現狀和發(fā)展趨勢[J].鍛壓機械，2002，1:7-9 [15] 張宏超.金屬板材加工設備發(fā)展新動向[J].鍛壓技術，2004，4：2-4 [16] 王衛(wèi)衛(wèi).材料成形設備，北京：機械工業(yè)出版社，2008 [17] 李青.物流數字條形碼遠程識別系統(tǒng)的研究與應用[D].重慶:重慶大學,2009.05 [18] 黃雪茜.循環(huán)經濟下的再生資源逆向物流博弈分析[D].蘭州:蘭州理工大學,2010.04 [19] 開式曲柄壓力機設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，1983