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自动零钱兑换机设计【带三维图】
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IV 摘 要线上支付逐渐冲击零钱交易的手段，但是硬币的流通依然处于常态，生活中缺少硬币的事情时常发生，这些情况主要发生在一些固定的场所，比如地铁站，公交站，超市等。零钱兑换机可以兑换到生活中流通的硬币。该设计采用曲柄摇杆滑块机构相互配合，并用齿轮以及V带传动来达成自动掉落硬币的销售模式。本文概述的设计会结合实际，分析出合适的结构，满足机器的正常运转。期待看到这种设计对于社会的好处。关键词：自动零钱兑换机，曲柄摇杆滑块机构，硬币AbstractOnline payment gradually impacts the means of change trading, but the circulation of coins is still normal. The lack of coins often occurs in some fixed places, such as subway stations, bus stations, supermarkets and so on.The coin changer can be converted into coins circulating in our daily life. The design uses crank, rocker and slider mechanism to cooperate with each other, and uses gears and V-belt drive to achieve automatic coin dropping sales mode.The design outlined in this paper will be combined with the actual situation to analyze the appropriate structure to meet the normal operation of the machine. Expect to see the benefits of this design for society.Key words: automatic change changer, crank rocker slider mechanism, coin目 录摘 要IABSTRACTII第一章 绪论11.1零钱兑换机的设计背景11.2零钱兑换机的意义11.3 零钱兑换机的设计思路1第二章 自动零钱兑换机的总体设计22.1零钱的规格及包装后的参数分析22.2传动装置的传动方案32.3电动机的选择32.4分配各级传动比52.5联轴器的选型6第三章 齿轮的设计与校核73.1齿轮的失效形式和工作环境73.2齿轮的材料以及加工工艺73.3齿面接触疲劳强度设计7第四章 带和带轮的设计与校核94.1功率的计算94.2 选择带的型号94.3 确定中心距和带的长度94.4 验算小带轮包角94.5 确定带的根数94.6计算预拉力与轴上压力94.7 选择带轮结构9第五章 轴的设计与校核115.1 轴的设计及校核115.2 轴承的设计175.2.1 轴承的选用175.2.2轴承的寿命计算185.3平键的选择与校核195.3.1平键的选择195.3.2平键的校核19第六章 装配图和实体图22总结24致谢25参考文献26第一章 绪论1.1零钱兑换机的设计背景由于信息时代的爆发，手机支付成为了日常，其方便快捷的特点深入人心，但是线下硬币和纸质货币依然是主流。硬币和纸质货币的大范围流通也导致了习惯于手机支付的用户缺少零钱来完成线下支付，这两者导致的问题会困扰很多人，尤其是乘坐地铁，公交时，经常因为没有硬币来购票。目前有些地方推行这种类似的兑换机，但是效果并不理想，兑换的人数还是很低。1.2零钱兑换机的意义我个人认为这种零钱兑换机的存在可以帮助很多需要零钱的人，还可以进一步实现电子货币与纸质货币之间流通与交换。还可以进一步缓解人们对于手机支付的依赖，同时帮助了人们急于使用零钱的尴尬境地。1.3 零钱兑换机的设计思路首先这个机器可以支持纸币和电子货币，每次出来的硬币规格相同。其次这个设计尽可能的简单，所以经过考虑，我选择用两个曲柄摇杆滑块机构做相对运动来控制硬币的掉落，这个机构结构简单，运动稳定。然后便是以硬币的规格来确定机器的规格，计算电机，轴，轴承等参数来满足设计。限的，不管是哪一个工位，哪一种产品，都不排除可以靠机器来操作的可能。而工人的工资是只升不降的（由劳动法确定），而且每个月都得按时支付，此费用随着工人工作年限的延长而增加。第二章 自动零钱兑换机的总体设计2.1零钱的规格及包装后的参数分析现在市面上的硬币包装机基本都是以50个一元硬币为基准进行包装，银行兑换到的硬币也是如此包装，所以本次设计中的零钱规格以50元为准。以下是实际测量的结果：重量m=402.5g 图 2-1 零钱包装图2.2自动零钱兑换机的总结构示意图 图 2-3 机构放大图图 2-2 兑换机的结构示意图由包装规格确定 1 料道A长27mm2 B长5mm3 C长37mm4 ab=x cd=y5 D=Z Z由y的长度决定，设定y的参数为15mm z=63mm2.2传动装置的传动方案图2-4 传动方案2.3电动机的选择电动机的功率取决于工作机所需的功率，即工作机克服阻力所做的功，由结构示意图中可以分析出其阻力主要是滑块与轨道和纸之间的摩擦。所以以下是选择的计算公式:其中F为摩擦阻力，v为工作机的线速度，它与转动轴的半径有关， 为工作机的效率，为0.8。摩擦阻力： Fn：正压力：摩擦因数。由此得出结论：需要决定滑块的材料确定摩擦因数，还要考虑材料是否能承受硬币的重量。对滑块进行受力分析：假设滑块承受了40个50枚硬币的重量，即mg=161N=217.35N =378.35N图2-5 受力分析图Ab：取距离原点为x的截面，其剪力和弯矩如下：Bc：取距离原点为x的截面，其剪力和弯矩如下： 图 2-6 弯矩图滑块承受161N是否屈服，则计算滑块的强度。计算公式： max=Mmaxwz由图可知 =37.835Nm是抗弯截面系数，本次选择的是圆形截面，公式如下： 将数值带入计算: max=Mmaxwz=37.835D3pa假设滑块直径D=0.0035m=882.45Mpa参考文献可知45CrNiMoVA可满足条件，下面是其力学性能：抗拉强度 b (MPa)：1470屈服强度 s (MPa)：1325断面收缩率 (%)：35冲击韧性值 kv (J/cm2)：3945CrNiMoVA属于45钢系列，查资料可知钢与钢之间的摩擦系数为0.15，与纸之间的摩擦系数为0.30.5（以上考虑无润滑的情况下的摩擦系数）F=f=(Fa+Fb)+mg=217.15N 工作机的转速n为60r/min =0.85r设定轴的半径r=10mm =8.5W电机与工作机之间的：其中是轴承传动效率，是齿轮传动效率，是联轴器的效率，是V带传动效率，查参考文献1可知=0.99，=0.96，=0.97，=0.96则 即可得出 确定电动机的转速 直面齿轮的传动比i在36之间 =180360r/min根据以上功率和转速来查找合适的电动机，各方面考虑后按照参考文献1选择YN系列单相异步减速电机。输出轴为280r/min，允许力矩为0.35Nm,接通电源为50，以下是其同型号中两种规格的数据，出轴直径分别为6和8mm。2.4分配各级传动比各轴功率的计算方法有2种，一种是根据电动机所需功率及传动装置计算功率，另一种是按电动机的额定功率及传动效率计算功率，前一种主要用于专用机器传动装置的设计，后一种主要用于通用机器传动装置的设计，而本次设计的机器为通用机器，所以使用后者进行计算。总传动比：4.7分配传动比：轴2与轴3转速相同，所以V带传动比为1，齿轮传动比范围：36，设定齿轮传动比为4.7各轴的输入功率计算轴1 ：轴2 ： 轴3 ：接下来进行转速的计算 轴1 ： 轴2： 轴3： 各轴转距的计算 电动机轴： 轴1： 轴2： 轴2： 2.5联轴器的选型电机和传动轴连接时，必须使用联轴器作为中间的连接零件 ，选用的电动机的出轴直径为6mm，通过查找2可知WQ-C26L26单膜片联轴器符合要求，它的具体参数和零件简图如下表2-1所示表2-1 联轴器型号型号DLWWQ-C26L265，6，7，1026262.511.5第三章 齿轮的设计与校核3.1齿轮的失效形式和工作环境表 3-1 齿轮的失效形式失效形式后果工作环境轮齿折断轮齿折断，无法工作开式或者闭式轮齿点蚀传动不平稳，噪声较大，较大的冲击会影响工作闭式轮齿磨损主要用于闭式齿面胶合影响齿轮的正常传动高速，重载环境齿面发生塑性变形齿形发生严重变化，传动安全性没有保障低速，重载环境本次设计主要用于低速，轻载的工作场合，所以主要的失效形式为轮齿点蚀。由此可知本次设计的工作环境主要是闭式传动。3.2齿轮的材料以及加工工艺电机传动的功率不大，转速也不高，且对结构没有特定的要求，所以此次采用软齿面直齿传动。以软齿面的定义，其中小齿轮选用45钢，调制硬度为230HBW，大齿轮选用45钢，硬度为200HBW。查参考文献3可得：查参考文献3可得，故接下来确定齿轮的加工工艺，查参考文献1可知，此次设计选用9级精度的齿轮，这种齿轮适合用于低转速，轻载重的工作场合，齿轮的加工方法使用展成法或仿形法精滚。3.3齿面接触疲劳强度设计（1）查参考文献4可得计算中心距的公式1） 由上得=514.3MPa2） 上面计算结果知0.3395Nm3） 本次使用的是软齿面齿轮，所以取齿宽系数=0.4，i=4.7此次选用的电机，低冲击，转速低，查参考文献4可知选用9级精度，选K=1.2。将以上所选的数据带入可得 初步确定中心距为220mm（2）确定基本参数，计算主要尺寸1）初步选择齿数。取，则2）确定模数。由公式可得m=4.54，查参考文献5取标准模数m=4.53) 确定实际的中心距4）计算齿轮的齿宽，为齿宽系数，直面齿轮一般在0.1至0.3之间为了减小两个齿轮轴向的误差，取b1=24mm,b2=22mm。（3）两个齿轮的几何尺寸如下表所示：表3-2 齿轮的参数齿轮1齿轮2齿距：齿距： 齿厚： 齿厚： 槽宽： 槽宽： 齿顶高； 齿顶高： 齿根高： 齿根高： 全齿高： 全齿高： 分度圆直径：分度圆直径：齿顶圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径：齿根圆直径：基圆直径：基圆直径：中心距：(4) 校核齿根弯曲强度查参考文献5可得校核公式按查参考文献1可得，带入式中可得，都满足安全要求。第四章 带和带轮的设计与校核4.1功率的计算其中是需要传递的功率，是工作情况系数，依据机械设计基础书中的参数取=14.2 选择带的型号由于转速低，所需要传递的功率也低，所以查资料选择Z型的V带4.3 确定中心距和带的长度因为轴1和轴2位置不可变，已确定，所以通过示意图以勾股定理计算出中心距得 =313.86mm查参考文献6初步选择=405mm, =0.874.4 验算小带轮包角计算公式: 一般要求，若小于该值，应该增大中心距则=180度，满足要求。4.5 确定带的根数设计带传动的计算准则：单根传递的效率许可额定功率其中是许可额定功率，为包角不等于180度时，单根V带额定功率的增量，其值为0，包角系数=1，=0.1KW则0.0912,所以Z取14.6计算预拉力与轴上压力Q=0.06, =0.97m/s=7.05N=3.525N4.7 选择带轮结构确定带轮的直径具体参数如下图图4-1 带轮的结构第五章 轴的设计与校核5.1 轴的设计及校核本次采用设计计算法来进行轴的设计。轴1的设计及计算：从上面的数据中能够知道轴1传递的功率为9.7w，齿轮1的转速为280r/min，齿轮1的圆周力，径向力，齿轮1的宽度为22mm，工作时单向运转，采用的式6000型深沟球轴承。（1） 初步选择轴的材料，此次设计的零钱兑换机的功率并不是很大，材料没有什么特殊的要求，所以查参考文献1选用正火45号钢，抗拉强度为600MPa。可得许用弯曲应力为55MPa。（2） 根据抗扭强度初步确定轴的直径。得，再根据参考文献7可得初步想要得直径为（3） 确定轴上每一段的直径，根据公式及6000型轴承的安装高度为1.2mm等要求可以求出每一段的直径，分别为，接着确定各轴段的长度，由于齿轮的宽度为24mm，为了保证齿轮的固定可靠，与齿轮配合处的轴的长度取23mm， 处的长度各为4mm，=20mm, =20mm, =48mm。最后查参考文献7确定圆角和倒角为0.5mm。绘制出轴的结构草图及安装图示。 图5-1 轴1弯矩图 图 5-2 轴1安装示意图（4） 按照弯矩扭合强度来校核直径，先画出轴的受力图，接着作出水平面内的弯矩图。支点的约束力为截面处弯矩：截面处弯矩：作垂直面内弯矩图，支点约束力：截面左侧弯矩：截面右侧弯矩：截面处弯矩：作出合成弯矩图：截面:截面:作出转矩图求出当量弯矩，机器工作时单向运转，转矩是脉动循环变化，修正系数为0.6截面：截面：确定危险截面及校核强度截面：截面：此次设计的轴有足够的强度，并且有一定的富裕量，所以满足要求。图5-3 轴的零件图接着对第二根轴进行受力和校核， （1） 初步选择轴的材料，由于传递功率不大，所以选用45号钢并进行调制处理。查参考文献7可得抗拉强度为700MPa，查得许用弯曲应力为65MPa。（2） 初步设计轴的直径 假定10mm。（3） 轴上的零件的安装和拆卸与上一根轴一样，接着确定每一段的直径，根据可以得到每一段的直径，分别为，6005轴承的安装高度为2.5mm。接着确定各轴段的长度，齿轮处轴的长度应该略短于齿轮的齿宽，所以取为21mm，带轮也是如此，d4出的长度为4mm,总L长86mm。查参考文献7取圆角和倒角为0.5mm，绘制轴的结构草图。图5-4 弯矩图 图5-5 轴2安装图已知：Ft1=7.05N，Fr1=3.525N，Ft=4.17N,Fr=1.51N,Ft2=11.22N,Fr2=5.03N（5） 按照弯矩扭合强度来校核直径，先画出轴的受力图接着作出水平面内的弯矩图。支点的约束力为截面处的弯矩为面处的弯矩作出垂直面内的弯矩图，支点的约束力为截面左侧的弯矩为截面右侧的弯矩为截面处的弯矩为作出合成弯矩图截面:截面:作出转矩图求出当量弯矩，机器工作时进行单向运转，可以认为转矩为脉动循环变化，所以修正系数为0.6截面：截面：确定危险截面及校核强度截面：截面：此次设计的轴有足够的强度，并且有一定的富裕量，所以满足要求。图 5-6 轴2零件图轴3的设计及计算：从上面的数据中能够知道轴3传递的功率为8.6w,带轮2的圆周力，径向力，带轮2的宽度为22mm，工作时单向运转，采用的式6005型深沟球轴承。（6） 轴的材料没有什么特殊的要求，所以查参考文献7选用正火45号钢，抗拉强度为600MPa。可得许用弯曲应力为55MPa。（7） 根据抗扭强度初步确定轴的直径。得，再根据参考文献7可得初步想要得直径为（8） 确定每一段的直径，根据公式及6005型轴承的安装高度为2.5mm等要求可以求出每一段的直径，分别为，接着确定各轴段的长度，由于带轮的宽度为22mm，为了保证带轮的固定可靠，与带轮配合处的轴的长度取21mm，为了保证齿带轮两端轴承的对称性，取和处的长度各为4mm，=40mm, =20mm, =50mm。最后查参考文献7确定圆角和倒角为0.5mm。绘制出轴的结构草图。图5-8 轴3安装图图5-7 弯矩图 图5-9 轴3 零件图 （9） 按照弯矩扭合强度来校核直径，先画出轴的受力图接着作出水平面内的弯矩图。支点的约束力为截面处的弯矩为面处的弯矩作出垂直面内的弯矩图，支点的约束力为截面左侧的弯矩为截面右侧的弯矩为截面处的弯矩为作出合成弯矩图截面:截面:作出转矩图求出当量弯矩，机器工作时进行单向运转，可以认为转矩为脉动循环变化，所以修正系数为0.6截面：截面：确定危险截面及校核强度截面：截面：此次设计的轴有足够的强度，并且有一定的富裕量，所以满足要求。5.2 轴承的设计5.2.1 轴承的选用目前的轴承有滑动轴承和滚动轴承这两种，在目前的实际运用中，滚动轴承的使用比滑动轴承的使用较为广泛。滚动轴承的优势主要体现在摩擦损失较小，对机器的起动状态没有特定的要求，需要维护的要求也不是十分高，而且生产已经实现了高度标准化。相比之下，选择滚动轴承更为合适。通过查参考文献8预选了2种深沟球轴承，它们分别用于轴1和轴2，轴3的配合使用。其具体参数如下表所示。表5-1 轴承型号轴承代号d/mmD/mm基本额定动载荷Cr/KN基本额定静载荷C0r/KN600010264.581.9860052547105.855.2.2轴承的寿命计算首先计算轴1上一对轴承的寿命。轴1的转速为280r/min，由于深沟球轴承轴向不受载荷，所以预设轴向载荷，轴承1所受的径向载荷，轴承2所受的径向载荷。实际上受力小于预设值。所以预设的值满足条件。此次设计的器械为间歇使用的器械，所以预期寿命估计在4000-8000h左右。轴承的寿命计算公式为由上表3-4可知，6000轴承的基本额定动载荷为4580N，深沟球轴承的系数。接下来计算轴承1的寿命。轴向外力作用主要在轴承2上，所以轴承1不受轴向力。故，代入上式可得轴承1的工作寿命接着计算轴承2的工作寿命，查上表3-4可知，6000轴承的基本额定静载荷为1980N，计算，用来确定系数e通过查参考文献9可得e=0.19，接着确定当量动载荷的计算公式并计算，结果如下再查参考文献9可得X=0.56 Y=2.3，所以所以轴承2得工作寿命为通过以上计算，轴承6000满足设计所需条件。接下来对轴2上的轴承进行寿命计算。轴2得转速为60r/min，与轴1的情况相似，预设，且预设值满足条件。预估寿命在4000-8000h左右，选用6005轴承，基本额定动载荷为10000N，。轴承1的寿命：轴承2的寿命：6005轴承的基本额定静载荷为5850N确定系数 e=，查表可得e=0.26，确定当量动载荷的计算公式并且计算 =，查参考文献9可得X=0.56，Y=1.71，所以 计算轴承2的工作寿命通过以上计算，轴承6005满足设计所需条件。轴3上使用的轴承也是6005型，轴3的最小直径与轴2相同，径向载荷和轴向载荷与轴2 一样，轴承满足要求。5.3平键的选择与校核5.3.1平键的选择轴上的零件与轴之间既需要轴向固定，也需要周向固定，从而来传递转矩。目前常用的轮毂连接有键连接，过盈配合连接，销连接等。其中键连接的使用范围最为广泛，所以此次预选普通平键作为设计材料，并将其安装在轴和轴上的毂孔的键槽内。普通平键的具体参数如下所示本次轴上主要用4种键：1 轴径6mm: 2 轴径10.5mm 3 轴径20mm： 4 轴径26mm： 5.3.2平键的校核平键的主要失效形式有剪切和挤压这两种，接下来分别对这2种方式进行校核。查参考文献10可知键的许用切应力和许用挤压应力分别和许用正应力有关此次预选键的材料为30钢，上述公式分为为脆性材料和塑性材料的选择公式，经查找可知30钢为塑性材料，所以其许用切应力为70MPa，许用挤压应力为140MPa。键的受力如下图所示图 5-10 键的受力分析先对1键进行校核，通过计算已知轴1的最小直径为6mm，键的尺寸：，传递的力矩为M=339.5N.mm接下来计算键所受的外力键的剪切面积为，剪力，接下来进行剪切应力的校核满足剪切强度的要求。接下来进行键的挤压强度校核，键受到的挤压力，挤压的面积为，所以挤压强度为，满足要求。对2键进行校核，已知d=12mm，键的尺寸：，传递的力矩为M=339.5N.mm接下来计算键所受的外力键的剪切面积为，剪力，接下来进行剪切应力的校核满足剪切强度的要求。接下来进行键的挤压强度校核，键受到的挤压力，挤压的面积为，所以挤压强度为，满足要求。对3键进行校核，已知d=20mm，键的尺寸：，传递的力矩为M=1501.2N.mm接下来计算键所受的外力键的剪切面积为，剪力，接下来进行剪切应力的校核满足剪
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