易拉罐压扁机毕业设计正文

1、浙江工业大学毕业设计（论文） 本科毕业设计易拉罐自动压扁回收机的设学 院： 机械工程学院 专 业： 数字化制造 班 级： 机自1105 学 号： 201102070516 学生姓名： 孟佳伟 指导老师： 姚春燕 提交日期： 2015年6月9日 易拉罐自动压扁回收机的设计学生姓名：孟佳伟 指导教师：姚春燕浙江工业大学机械工程学院摘 要本易拉罐压扁机主要运用在人流量大的公共场所。本设计的目的是把废弃的易拉罐进行压缩，然后再投入到回收箱加以储存，从而减轻环卫工人的劳动负担，并且降低易拉罐的回收成本。本设计的工作原理是：当易拉罐被投入到机箱后，步进电机驱动器发射一个脉冲信号给步进电机使其转动一定角度，

2、步进电机一方面通过不完全齿轮组带动送料盘将易拉罐送至曲柄压力机构的冲压头下，另一方面带动曲柄压力机构工作，从而将易拉罐压扁并储存至规定地方。本设计主要参考曲柄压力机的设计方法。关键词：易拉罐 回收 曲柄压力机构 不完全齿轮The Design of Recycling Machine of Cans With the Function of Automatic FlatteningStudent: Jiawei MengAdvisor: Dr. Chunyan YaoCollege of Mechanical Engineering Zhejiang University of Technol

3、ogyAbstractThis recycling machine of cans is mainly used in the large flow of people in public places.The function of thismachine is making the useless canss be compressed, and then into the recovery box to store.So it will reduce the burden of the sanitation workers, and reduce the cost of recyclin

4、g cans.The theory of this design：When the cans into the chassis,the sensor drives the stepping motor to rotate a certain angle,the stepper motor drives the feeding mechanism to deliver the can to the bottom of the pressing block with incomplete gear,at the same time, the stepper motor drives the cra

5、nk mechanism to work.Then the can is flatened and stored.The design method of crank press is referenced.Keywords:can; recycling; crank mechanism; incomplete gear目 录摘要1Abstract2目 录3第一章 绪论51.1 研究背景61.2 实际意义61.3 曲柄压力机构的研究概况61.3.1 曲柄压力机构的特点61.3.2 国内外曲柄压力机构研究现状7 1.4 研究内容及创新点7第二章 总体设计92.1 易拉罐自动压扁回收机的整体设计9

6、2.1.1 主要机构的布局设计92.1.2 传动系统的整体设计102.1.3 关键部件运动配合的整体设计102.1.4 易拉罐传送道的整体设计122.2 易拉罐的尺寸122.3 压扁易拉罐所需的压力12第三章 曲轴系的设计计算143.2 曲柄压力机构的受力分析153.2.1 连杆及导轨受力163.2.2 曲轴所受扭矩163.3 曲轴的设计及校核163.3.1 曲轴的尺寸设计163.3.2 曲轴的校核173.4 连杆的设计及校核183.4.1 连杆的尺寸设计183.4.2 连杆的校核193.5 冲压头的设计203.6 轴瓦、柱销以及螺栓组的选型及校核20第四章 轴系的设计计算224.1 轴一系设

7、计计算224.1.1 确定轴一的最小直径224.1.2 拟定轴的装配方案234.1.3 选择轴承234.1.4 尺寸设计234.1.4 键的选择234.2 轴二系设计计算244.2.1 拟定轴的装配方案244.2.2 选择轴承244.2.3 尺寸设计244.2.4 轴端挡圈的选择254.2.5 键的选择254.3 轴三系设计计算254.3.1 拟定轴的装配方案254.3.2 选择轴承254.3.3 尺寸设计264.3.4 轴端挡圈的选择264.3.5 键的选择264.3.6 送料盘的选择26第五章 轮齿传动的设计计算285.1 不完全齿轮组的设计计算285.1.1 扭矩的计算285.1.2 完

8、整齿轮的设计计算295.1.3 不完全齿轮组的设计计算305.2 锥齿轮组的设计计算335.2.1 拟定锥齿轮的基本参数335.2.2 计算锥齿轮组的几何参数34第六章 电机选择与联轴器设计356.1 步进电机的选型356.1.1 步进电机的外形参数356.1.2 步进电机驱动方式366.1.3 键的选择366.2 联轴器的设计与校核376.2.1 联轴器的型式376.2.2 D1的计算376.2.3 h的计算386.2.4 其余尺寸确定38第七章 总结与展望39致 谢41第一章 绪论1.1 研究背景我国是一个正在蓬勃发展的发展中国家，在经济高速发展的同时，也正在消耗大量的资源1。除了石油、煤

9、等燃料的迅速消耗，铝铁等工业原料也正在迅速的被消耗。据调查，我国仅在食品包装上每年消耗的铝就达1万多吨2。而食品包装用铝绝大部分被用在生产易拉罐上。世界环境日益严峻，各个国家纷纷提出绿色经济的概念，我国顺应时代潮流，提出科学发展观和可持续发展等一系列概念。易拉罐的回收再次利用已经成为了不可阻挡的趋势，废品回收利用的市场将进一步扩大。由于铝不易被氧化腐蚀，较其他金属比较，铝的回收率很高3，且废旧铝的再生加工相比于原生铝耗能大大下降，可节省电能95%。因此，铝的再生蕴藏了大量的经济利益。在我们日常生活中，接触到最多的铝制品便是饮料易拉罐，事实上生产易拉罐所消耗的铝材占消耗铝的总数也不在小数4。我国

10、的铝罐的回收期大约为12个月左右。从上世纪的98年到如今，我国每一年回收了超过十万吨的废铝易拉罐。用废旧易拉罐生产的铝材可产生大约7900元/吨的经济效益5。由此可见，易拉罐的回收蕴藏着极大的财富。1.2 实际意义围绕易拉罐的回收，企业研制了各式各样的回收设备，如易拉罐分切机、易拉罐压扁机、易拉罐分拣机等，然而这些机械大都是针对回收站内的从业人员，面对在大街小巷上的环卫人员的易拉罐回收机械相对较少。假设易拉罐的体积为310ml，一般的垃圾桶容积62L，那么，一个垃圾桶可以容纳200个易拉罐；在人流量大的地方，比如大城市的地铁站、旅游景点，假设平均每分钟通过100人，其中有20人每人扔1个易拉罐

11、6，那么，一个垃圾桶在1个小时内就会满，而且是在不考虑其他垃圾的情况下。这无疑大大增加了环卫人员的负担。但是，当易拉罐被压缩后，垃圾箱满的时间将大大延长，便缓解了环卫人员的工作负担，无需时时清理垃圾箱。1.3 曲柄压力机构的研究概况1.3.1 曲柄压力机构的特点在本设计中，负责将易拉罐压扁的主要机构为曲柄压力机构。在冲压加工中,曲轴利用曲柄连杆机构,将能量传给滑块,当滑块在下死点附近时发出最大加压力，此时曲柄承受最大载荷7。曲柄机构和凸轮机构都能够将旋转运动转化为直线运动，而曲柄机构相较于凸轮机构最大的特点是运动副为低副，而凸轮机构为高副。高副主要是点接触、线接触，磨损失效的概率较大，而曲柄机

12、构是面接触，磨损失效概率小，且设计计算方便，加工简单，因此在这里选用磨损较小的曲柄机构8。曲柄压力机构的结构相当简单，由曲轴、中间的连杆以及与连杆连接的滑块组成，其中为了使滑块作上下运动，还设有导轨进行约束。若，滑块的运动轨迹与曲轴旋转的中心在一条线上称为对心式，如不是则叫偏心式。对心式的曲柄机构结构相对紧凑，但偏心式的力学性能相对较好，在这里选用结构紧凑的对心式曲柄机构。1.3.2 国内外曲柄压力机构研究现状我国制造业目前居世界首位，其中机械工业作为基础性产业一直是我国制造业的重要组成部分。曲柄机构一值是机械工业中的经典机构，汽车发动机中最主要的结构便是曲柄机构。作为经典机构，目前主要的发展

13、趋势还是往材料上进行突破，比如有碳材质的；另外连杆的数量也是一个突破点，如三曲柄连杆机构甚至四连杆机构等。除此之外，柄连杆机构的运动精度曲可和靠性研究是一个重要方面9，曲柄机构动力性设计的好与坏直接影响整台机器的可靠性、振动以及噪音等。 对曲柄压力机构的动力学分析的精准与否直接影响最后产品的性能。对曲柄压力机构的动力学分析的方法目前有解析法、图解法和复数向量法10。解析法把每一个构件的函数方程进行求解，然后将各个构件之间的方程组联立来求解机构的内力和内力矩。相比较于解析法的抽象，图解法更加具象，通过作出机构位移、速度、加速度以及所受力图，可以直观了解其变化趋势。解析法如果取值不多，则绘制出的曲

14、线精度较低，可用于对计算机结果的判断和选择11。复数向量法与以上两种方法均不相同，它把曲柄压力机构上单每一个部件都设为向量，并且用复数形式进行描述，对结构和时间进行求导，之后就能得到我们所求的机构性能12。1.4 研究内容及创新点本课题需要重点研究曲柄压力机构和不完全齿轮组之。由于是这两大机构都是由同一动力源进行驱动，所以曲柄机构和不完全齿轮机构之间运动的配合必须要研究好，保证做到能完美配合。因此，本课题的研究内容主要分为三大块：一、研究如何能让不完全齿轮组的停歇时间正好是曲柄压力机构的压扁工作时间，使得易拉罐能停在冲压头下待压扁；二、研究曲柄压力机构的工作过程以及产生的压扁力，保证曲柄压力机

15、构能将易拉罐压扁至规定的厚度；三、设计传动的零部件，包括轴系的设计以及传动方式的设计。在以往的其他相似研究中，作者大都是将进料系统和压扁系统的动力源分开处理，即一台机器中至少有两台电机的存在。这种机器虽然在设计上简单，但是实际上机器零件繁多，而且容易发生故障，比如两台电机之间的转速必须严格设定好，只要其中一台电机转速发生变化，机器可能会卡死。本设计的创新点在于一台电机同时驱动两大机构，并且能使之完美配合完成工作，这样既使之的结构紧凑，而且就算电机的转速发生变化，机器整体还是能够正常运行。第2章 总体设计2.1 易拉罐自动压扁回收机的整体设计2.1.1 主要机构的布局设计图2.1 易拉罐压扁机装

16、配示意图如图2.1所示，在本设计中，主要涉及轴一系、轴二系、轴三系、传送系、曲轴系以及机架系。轴一系负责将电机的能量传递出去，主要的零件有圆锥齿轮主动轮。曲轴系有轴一系相连，负责对易拉罐做功，主要零件曲轴、连杆和冲压头。轴二系与轴一系相连，负责将连续动力转化为间歇动力，主要的零件有圆锥齿轮从动轮和不完全齿轮主动轮。轴三系与轴二系相连，负责运送易拉罐，主要的零件有不完全齿轮从动轮和送料盘。机架系主要固定以上各个零件系，可先浇铸出毛坯，然后用线切割的方式进行精加工。在线切割过程，金属丝的损耗直接影响成品的表面粗糙度13-14。2.1.2 传动系统的整体设计由于步进电动机能根据脉冲信号来转动规定的角

17、度15，因此这里选用步进电动机作为动力源。如图2.2所示，步进电动机通过联轴器与轴一连接，轴一通过锥齿轮和联轴器将动力分别传送给轴二与曲轴。曲轴、连杆与冲压头组成曲柄压力机构，负责将易拉罐压扁。轴二与轴三之间为不完全齿轮组，不完全齿轮组将轴二的连续转动转化为轴三的间歇转动。如图2.3所示，轴三与送料机构连接，负责运送易拉罐至冲压头下。2.1.3 关键部件运动配合的整体设计锥齿轮组的传动比为1:1，因此，轴二与曲轴的转速相等。并且，不完全齿轮组的主动齿轮与从动轮的齿数之比为1:4。综上，曲轴旋转一圈，送料机构旋转1/4圈。图2.2 易拉罐压扁机传动系统示意图如图2.4所示，在初始位置时，冲压头在

18、下止点，不完全齿轮组不啮合；当曲轴转过90°后，不完全齿轮组的从动轮旋转90°，不完全齿轮组正好啮合；当曲轴转过180°后，不完全齿轮组的从动轮旋转90°，将已压扁的易拉罐送走，将未压扁的易拉罐送至冲压头下方；当曲轴转过270°后，不完全齿轮组的从动轮不动，即送料机构不动，冲压头靠近易拉罐；当曲轴再转90°，即所有机构回到起始点，易拉罐被压扁，一个循环结束。这样设计是为了尽可能减小曲柄压力机构的行程，并且防止易拉罐在运动过程中与冲压头发生干涉。图2.3 送料机构、冲压头以及易拉罐传送道的位置关系图图2.4 关键部件的运动位置关系图2.

19、1.4 易拉罐传送道的整体设计如图2.5所示，易拉罐传送道主要依靠易拉罐自身的重力将易拉罐从进口传送到出口，即送料机构的正上方。为来防止多个易拉罐同时进入机箱导致卡死，在传送道的上方设有传感器1，其主要的作用是检测到易拉罐进入后发送信号给继电器，继电器驱动挡板将进口封死。大约2秒后，挡板恢复原位。在传送道下方设有传感器2，其主要作用是，当检测到易拉罐进入时，传感器发送信号给步进电机驱动器，使步进电机旋转相应角度。图2.5 易拉罐传送道示意图2.2 易拉罐的尺寸市场上最常见的灌装饮料主要有“雪碧”，“可乐”以及“王老吉等”。这些易拉罐的典型型号为206/211×40816，D=66.0

20、4mm，H=115.20mm，D为易拉罐直径，H为易拉罐的高。本设计的目的是将易拉罐压缩至h=40mm。2.3 压扁易拉罐所需的压力 为了能用低成本的方式估计出压扁易拉罐所需要的力，采用体重计充当力计，实验者本人充当施力装置。实验者用脚踩易拉罐，使易拉罐轴向受力，直至压扁。实验过程中用摄像机拍摄，实验结束后收集数据。由于在易拉罐压扁过程中，罐身变形的一瞬间体重计显示数值最大，因此去这一值作为被测力。测量10只“王老吉”易拉罐，并取其平均值。以下为实验数据： 表1 压扁易拉罐所需的当量体重m（KG）编号12345678910显示数值67.265.868.370.167.970.466.768.3

21、69.370.2平均值68.4由于体重计显示的是体重，因此要将当量体重换算成力，取g=10N/KG。 （1.1）因为本实验只涉及“王老吉”罐子，取样不足，然而实际情况中易拉罐的品种非常多。因此，为了安全起见， （1.2）取压扁力P=F=2.1KN。根据以上的实验和计算，认为Pg(曲柄压力机构公称压力)=1.9P=4KN足以压扁市场上常见的易拉罐至h=40mm，且认为市场上常见的易拉罐的罐体尺寸为，D=70mm，H=120mm，设曲柄压力机构行程S=85mm。这样做的目的不仅是为了方便计算，而且还为了能概括更多的易拉罐。第三章 曲轴系的设计计算3.1 滑块位移与转角的关系图3.1为节点正置的曲柄

22、滑块机构运动关系计算简图。A点为连杆与曲轴的连结点，B为连杆与滑块的连结点。R为曲轴半径，L为连杆的长度。当连杆以角速度作逆时针旋转运动时，B点则以速度v作直线运动。s代表曲柄旋转时B点的位移。s与曲柄转角之间的关系可表达为 （3.1）而，并令 ,得 图3.1 曲柄压力机构运动简图 代入公式（3.1），得 （3.2）由于一般在0.10.2内，所以式（3.2）可以进行简化，经过台劳级数展开，并取前两项， 取连杆系数=0.14，式（3.2）可变为 （3.3）式中 c-滑块位移系数 S-滑块位移，从上死点算起，向下为正 -曲柄转角，从上死点算起，与曲柄旋转方向相同为正根据式（3.3），绘制图3.2。

23、 图3.2 位移系数与曲轴转角的函数示意图3.2.1 连杆及导轨受力图3.3为曲柄压力机构受力简图，由于B点受力平衡，得 由前推导得知，sin=sin，=0.14，当=0°时，=0°。当=90°时，=8.04°。由于过小，因此，可认为cos=1，tg=sin=sin。所以 （3.4） （3.5）以上二式中 PAB-连杆作用力 Q-导轨作用力 P-易拉罐压扁力 -曲柄转角3.2 曲柄压力机构的受力分析 图3.3 曲柄压力机构受力简图3.2.2 曲轴所受扭矩曲轴上所受的扭矩分两类，一类是连杆上的PAB作用在曲轴上，曲轴上产生一个扭矩；另一类是摩擦产生的扭矩。

24、当不考虑摩擦时，曲轴上承受的扭矩称为理想扭矩17。 （3.6） 式中 Mgl-理想公称扭矩 g-公称压力角然而，在转动的零件上由于摩擦所增加的摩擦扭矩不可忽略。随着的变化，摩擦力矩M也会随之变化，但是这种变化的范围较小，因此在近似计算时，可认为摩擦力矩不变 （3.7）式中 -摩擦系数，取0.040.055 dA-曲轴曲柄颈直径 dB-连杆销或球头直径 dO-曲轴支撑颈直径因此，当=g时，曲轴上的总扭矩为公称扭矩Mg，即 （3.8）将式（3.6）、（3.7）代入（3.8）得 (3.9）令Mg=Pmg，得mg为公称当量力臂，取g=30°，=0.04。 （3.10） （3.11）3.3 曲

25、轴的设计及校核3.3.1 曲轴的尺寸设计曲轴是重要零件，制造要求较高，一般用45号钢锻制而成。在设计曲轴时，一般用经验公式决定曲轴的相关尺寸，最后用理论公式进行校核。对于45钢，=（100140）MPa，=80MPa。曲轴的形状如图3.4所示。图3.4 曲柄形状简图根据经验公式do=（4.45），得do=10mm，由于R=S/2=42.5mm，为了考虑曲轴的切应力小于许用应力，do的值应与R接近，因此取do=30mm。Mg=101N.M，联轴器参考GB/T 8854.2-1999联轴器选用GCL1型，其主要优点是能以较小的尺寸传递较大的扭矩，其公称扭矩为400N.M，符合要求，轴孔直径为22m

26、m，轴孔长度为52mm，因此d1=22mm，l=52mm。参考曲柄压力机，相关经验公式及取值如下表。表2 曲轴尺寸参数表曲轴各部分尺寸名称代号经验数据（mm）取值 (mm)曲柄颈直径dA（1.11.4）do40支承颈长度lo (1.52.2)do50曲柄两臂外侧面间长度lq (2.53.0)do80曲柄颈长度la (1.31.7)do42圆角半径r (0.080.10)do2曲柄臂宽度a (1.31.8)do453.3.2 曲轴的校核参考曲柄压力机的曲轴校核方法，这种方法对载荷和支承做了一些简化，图3.5为简化模型。对载荷的简化：连杆对曲轴的作用力近似看成等于公称压力Pg，并分别作用在距离曲柄

27、臂2r处。对支承的简化：两支撑在距离曲柄臂2r处，简化成简支梁。危险截面：C-C，B-B。 图3.5 简化模型图危险截面的计算，C-C截面 （3.12） B-B截面 （3.13）将数据分别带入式（3.12）、（3.13）得，=8.4MPa=（100140）MPa，符合；mg=25.28mm，=9.3MPa，符合。3.4 连杆的设计及校核3.4.1 连杆的尺寸设计连杆是连接曲轴和冲压头的重要零件，且有球头式连杆和主销式连杆，前者结构紧凑，后者制造方便，这里采用柱销式连杆，采用球铁QT45-5，y=85MPa。如图3.6所示，由于受到曲柄颈的径向安装限制，因此将连杆设计成上连杆和下连杆，上连杆和下

28、连杆用4个螺栓螺母进行固定。参考GB/T 5780-2000，采用六角头螺栓 C级，规格为M10×80。图3.6 连杆示意图在本设计中，连杆只是用作力的传递，因此零件设计没有相关的经验公式参考，因此在表3中大致确定了连杆各个尺寸。表3 连杆尺寸参数表符号取值mm符号取值mmd1120h220d240h310d336L303.6dB8.6a33h142b1303.4.2 连杆的校核在易拉罐压扁机的工作过程中，在下压过程时，连杆压缩被压缩；在上台过程中，连杆受到冲压头重力带来的拉力。因为，压缩的力远远大于拉伸的力，因此只需校核连杆的压缩应力即可，用以下公式 （3.14）式中 y-许用压缩

29、应力 Amin-最小截面积最小截面积可用以下公式进行近似计算 （3.15）将数据代入（3.14）以及（3.15），得y=27.7 MPa ，符合。图3.7 冲压头示意图3.5 冲压头的设计图3.7为冲压头的形状简图，冲压头的材质为HT200，考虑到易拉罐的直径为D=70mm，因此取冲压头的直径为75mm，其余尺寸见表4。其中导杆的作用是保持冲压头始终作上下运动，导杆有两根，均与冲压头螺纹连接。 表4 冲压头尺寸参数表符号取值mm符号取值mmd180a36dB10b40h175c10h220L182L150L231.5根据经验判断，冲压头无需校核强度。3.6 轴瓦、柱销以及螺栓组的选型及校核由于

30、曲轴以及曲柄颈与连杆的相对转动都是低速重载，因此应选用滑动轴承（又叫轴瓦）作为承载形式。已知do=30，lo=50；dA=40，lA=42。参考机械设计手册表6-1-28，曲轴轴瓦选用：d=30（H8），D=40(k6)；连杆轴瓦选用d=40（H8），D=50(k6)。轴瓦长度自定，分别为l=50与l=42，材料均为锌铝合金Po=200MPa，PA=300MPa。在这里采用滑动轴承座，型号为对开式二螺柱正滑动轴承座 JB_T2561-2007_H2030。对曲轴轴瓦进行校核，参照以下公式 （3.16）代入数据，得P=1.35MPaP，符合。对连杆轴瓦进行校核，参照下式 （3.17）代入数据，得

31、P=2.4MPaP，符合。已知dB=10，冲压头的b=40。销轴用于两零件的铰接处，销轴通常用开口销锁定，工作可靠，拆卸方便，因此选用销轴GB/T 882 10×48，公称直径d=10mm，公称长度l=48mm，材料35钢、热处理硬度2838HRC、表面氧化处理的B型销轴；选用开口销GB/T 91 3.2×15，公称规格为3.2mm、公称长度l=15mm，材料为Q235，不经表面处理的开口销。在易拉罐压扁机工作过程中，柱销作为主要受力结构，需要对柱销进行校核，已知35钢的=317MPa。 （3.18）将数据代入（3.18），得=25.8MPa，符合。连杆分为上连杆和下连杆，

32、通过4组螺栓螺母进行固定，已知连杆a=33。选用GB/T 5780 M10×80，d=M10、公称长度l=80mm，性能等级4.8级、不经表面处理、C级六角头螺栓。螺母选用GB/T 908-1988 M10×0.75，螺纹规格为M10×0.75、材料为Q235、不经表现处里的小六角特扁细牙螺母。由于螺栓组的主要受力是在曲轴空转的时候，因此无需作校核。第四章 轴系的设计计算4.1 轴一系设计计算轴一是承担较大的扭矩，需要进行验算。轴一的材料为45钢。4.1.1 确定轴一的最小直径轴一的一端连接步进电机，另一端连接曲轴，中间装配有锥齿轮组。轴一的受力主要是扭矩，且扭矩

33、的值较大，因此需要通过轴的扭转强度条件来计算轴的最小直径。 （4.1）式中 T-扭转切应力 T总-轴所受扭矩 WT-抗扭截面系数 T-许用扭转切应力根据机械设计，查表15-4，得 WT=0.2d3 （4.2）T总=T+Mg，Mg=101120N.mm，T=128N.mm。T总=101248N.mm。将式（4.2）代入（4.1），得 （4.3）轴一选用45钢，T=80MPa。计算，d8.6 mm，由于轴一上开有3个键槽，因此，轴径应增大21%，取最小轴径d=10.4mm。图4.1 轴一的装配示意图4.1.2 拟定轴的装配方案 图4.1为轴一的装配示意图，ab段与步进电机连接，ij段与曲柄压力机构

34、的曲轴连接。4.1.3 选择轴承 轴一不仅承受径向力也承受轴向力，因此选择单列圆锥滚子。根据GB/T 297-1994，初步选圆锥滚子轴承32006，其基本尺寸d×D×T为30×55×17。4.1.4 尺寸设计由于在曲柄压力机构的设计的章节中确定了使用GCL1型鼓形齿式联轴器，其轴孔直径为22mm，轴孔长度为52mm。因此取dab=dij=22mm最小轴颈d=10.4mm，取lab=lij=52mm。为满足联轴器的轴向定位，在bc段与hi段设有轴肩，取dbc=dhi=26mm，取lbc=15mm，取lhi=15mm。因为轴承的d=30mm，因此取dcd=

35、dgh=30mm。因为轴承的T=17，因此取lcd=17mm。为满足轴承的轴向定位，de段为轴环，根据GB/T 297-1994，damin=36mm，因此取dde=36mm。因为锥齿轮组的主动齿轮d01=32mm，h1=25mm，因此取dfg=32mm，lfg=23mm。为满足主动齿轮的轴向定位，在gh段设有套筒，ef段为轴环，取lgh=50mm，取def=38mm，取lde=lef=3mm。4.1.4 键的选择轴一上承载的转矩较大，因此需要对键进行校核。校核公式如下，p=100MPa。 （4.4）式中 T总-传递的转矩 k-键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h l-键的工作长度 d-轴的直

36、径轴一ab与ij段的直径为22mm，长度为52mm，因此均选择普通平键（A型），其主要尺寸b×h×l=8×7×45，参考GB/T 1095-2003，t1=4.0mm，t2=3.3mm。将数据代入公式（4.4），p=71 MPap，符合。dfg=32mm，lfg=23mm，因此取fg段的键为普通平键（A型），其主要尺寸b×h×l=10×8×18，参考GB/T 1095-2003，t1=5.0mm，t2=3.3mm。此键也适用于曲轴上。4.2 轴二系设计计算轴二是轴一与轴三的之间的桥梁，装配形式以及受力情况与轴三相似

37、，因此结构以及尺寸与轴三相似。因此也无需对轴二进行校核。轴二的材料为45钢。4.2.1 拟定轴的装配方案图4.2为轴二的装配示意图。轴三为竖直布置，其中，ab段向下，fg段向上。图4.2 轴二的装配示意图4.2.2 选择轴承因为轴二也为竖直配置，因此轴承需要同时承受一定的径向力和轴向力，与轴三一致，选择单列圆锥滚子轴承。根据GB/T 297-1994,，初步选圆锥滚子轴承320/32，其基本尺寸d×D×T为32×58×17。4.2.3 尺寸设计因为选用圆锥滚子轴承320/32，所以dcd=def=32mm，取lcd=17mm，因为设置了挡油环，因此取le

38、f=29mm。为满足轴承的轴向定位，因此在de段上设置轴肩。根据GB/T 297-1994，damin=38mm，因此取dde=38mm，lde=50mm。由于不完全齿轮组主动轮的d0=20mm，锥齿轮组从动轮h2=25mm，因此取dab=20mm，dfg=28mm。由于键槽的设置使ab段的长度不易过小，以及不完全齿轮的孔深h=20mm，因此取lab=18mm。为满足不完全齿轮的轴向定位，在bc段上设置轴肩，取dbc=24mm，lbc=24mm。锥齿轮的轴向定位依靠套筒，因此取lfg=33mm。4.2.4 轴端挡圈的选择选用螺钉紧固轴端B型挡圈，因为dab=20mm，根据GB/T 891-19

39、86，所以ab端选B28，其公称直径为28mm。因为dfg=28mm，根据GB/T 891-1986，所以fg端选B35，其公称直径为35mm。4.2.5 键的选择轴二与轴三的工况相似，因此也无需校核。轴二与不完全齿轮组主动轮的连接处直径为20mm，长度为18mm，因此选择普通平键（A型），其主要尺寸b×h×l=6×6×14，参考GB/T 1095-2003，t1=3.5mm，t2=2.8mm；轴二与锥齿轮组从动轮的连接处直径为28mm，长度为33mm，因此选择普通平键（A型），其主要尺寸b×h×l=8×7×14，

40、参考GB/T 1095-2003，t1=4.0mm，t2=3.3mm。 4.3 轴三系设计计算轴三的作用是带动送料盘作间歇运动，轴上的主要零件有送料盘和不完全齿轮组的从动齿轮。根据上述计算，轴三所承载的负载大约为128N.mm，此负载较小，轴的尺寸在合理范围内无须对轴进行校核，轴三的材料为45钢。4.3.1 拟定轴的装配方案如图4.3为轴三的装配示意图。轴三为竖直布置，其中，ab端向下，gh端向上。图4.3 轴三系的装配示意图4.3.2 选择轴承因为轴三为竖直配置，因此轴承需要同时承受一定的径向力和轴向力，因此选择单列圆锥滚子轴承。根据GB/T 297-1994,，初步选圆锥滚子轴承320/2

41、8，其基本尺寸d×D×T为28×52×16。4.3.3 尺寸设计因为选用圆锥滚子轴承320/28，所以dbc=dde=28mm，取lde=16mm。因为bc段设有挡油环，取lbc=24mm。为满足轴承的轴向定位，因此在cd段上设置轴肩18。根据GB/T 297-1994,，damin=34mm，因此取dcd=34mm，lcd=65mm。由于送料盘的d0=20mm，不完全齿轮组从动轮的d0=20mm，因此取dab=dfg=20mm。由于键槽的设置使fg段的长度不易过小，因此取lfg=18mm。为满足送料盘轴向定位，ab段设有套筒，因此取lab=26mm。为

42、满足不完全齿轮组从动轮的轴向定位，在ef上设有轴肩，取def=24mm，lef=25mm。4.3.4 轴端挡圈的选择选用螺钉紧固轴端B型挡圈，因为dfg=20mm，根据GB/T 891-1986，所以选B28，其公称直径为28mm。4.3.5 键的选择轴三承载的扭矩很小，可以忽略，因此轴三上的键只要达到功能即可，无需进行强度校核。轴三与送料盘连接处的直径为20mm，长度为26mm，因此选择普通平键（A型），其主要尺寸b×h×l=6×6×20；轴三与不完全齿轮组从动轮的连接处直径为20mm，长度为18mm，因此选择普通平键（A型），其主要尺寸b×

43、h×l=6×6×14。参考GB/T 1095-2003，t1=3.5mm，t2=2.8mm。4.3.6 送料盘的选择图4.4 送料盘示意图送料盘与轴三垂直分布，并通过螺纹连接。送料转盘有4个料斗，均匀分布在转盘的圆周上。由于送料盘承受的载荷较小，且送料盘的形状较为复杂，因此送料盘的材料选为聚丙烯，既为了减小质量和惯性力又为了加工制造的方便性。形状如图4.4所示。为了防止料斗与冲压头发生干涉，其次为了防止易拉罐在旋转过程脱出，h1的值不能太大，也不能太小。为了能更好的安装易拉罐传送道，d1值应偏大。送料盘与轴三的连接方式为键连接。表5为送料盘尺寸表。表5 送料盘尺寸

44、参数表符号取值mm符号取值mmd1143.82d20d270h190d380h226d444h34第五章 轮齿传动的设计计算5.1 不完全齿轮组的设计计算不完全齿轮组可以将连续的转动转化为间歇转动19。主动齿轮安装在轴二上，从动轮安装在轴三上。根据图3所示，轴一、轴二与轴三的转速相同，且轴二转一周，轴三只转四分之一周。该齿轮组主要的作用是带动送料盘旋转，从而将易拉罐传送至指定位置。由于易拉罐质量较轻，可以忽略不计。因此，只需考虑送料盘消耗的能量。5.1.1 扭矩的计算将送料盘假定成圆盘，参考大学物理学 上册20，其转动惯量为 （5.1）式中 m-圆盘质量 R-圆盘半径取R=（d1+d4）/2=

45、 94 mm，取圆盘的近似厚度为h2=57mm，圆盘的质量 （5.2）聚丙烯的大致密度=1.26g/cm3，m2kg。J=5.11×10-3 Kg/m2。根据前述，轴一、轴二与轴三的转速想等，n1=n2=n3=60 转/分=2rad/s。当送料盘旋转90°时，轴二对轴三做功为 （5.3）式中 T-转矩 t-做功时间，根据图1.4，可推得t=0.25s -转速，为了简化计算，认为轴三转速恒定，=2rad/s当圆盘的转速为=2rad/s，其动能为 （5.4）令A=E，则，得出动量守恒定量 （5.5）得转矩T=128.4 N mm。设轴二的转矩为T2，轴三的转矩为T3，T2=T3

46、=T。5.1.2 完整齿轮的设计计算为了齿轮能满足规定的强度，可先计算出标准齿轮，再计算不完全齿轮。初步拟定不完全齿轮组的假想齿数相同，z1=z2=52。两者的材料为45号调质钢，硬度为240HBS。首先由按齿面接触强度设计，参考下式 （5.6）式中 K-载荷系数 d-齿宽系数 u-齿数比，为1。 ZE-弹性影响系数 H-疲劳许用应力试选载荷系数K=1.3，参考机械设计表10-7，选d=0.5，由表10-6查得ZE=189.8MPa1/2,由图10-21d查得Hlim=550MPa。应力循环次数为N=1000×365×15=5475000次。由图10-19去接触疲劳寿命系数

47、KHN=1.35，取失效概率为1%，安全系数S=1，H为 （5.7）图5.1 不完全齿轮啮合示意图将以上数据代入（5.6）得，d112.8mm。分度圆尺寸过小将不利于齿轮的加工制造，分析原因是因为所需转矩过小，因此，齿轮的尺寸在合理范围内都将不会出现崩裂等现象。因此，设定齿轮的模数m=1.5，d1=78mm，得出中心距a=78mm，齿宽b=20mm。5.1.3 不完全齿轮组的设计计算主动轮上的凸轮止弧与从动轮上的凹轮止弧相配合，使主动轮保持连续转动而从动轮静止不动；两轮轮齿部分相啮合时，相当于渐开线齿轮传动。如图5.1所示，从动轮的静止位置由F点决定，当压力角、假想齿数和模数确定后。可通过改变

48、齿顶高来改变F点的位置。简便起见，从动轮齿顶高系数为标准值ha2*=1，改变主动轮首、末二齿的齿顶高系数has*与ham*。使从动轮转过（22-2）的角度内，正好包含K个周节数。 （5.8）为避免产生二次冲击，需校核首齿与第二齿之间的重合度a。 （5.9）锁止弧设计，凹弧半径Ra为 （5.10）图5.2 锁止弧示意图 如图5.2所示，锁止凸弧中点S的确定：即确定通过S点的向径01S与首齿中线O1Ms之间的夹角QS。 （5.11）参考机械设计手册表19-2-7521，得式（5.8）（5.11）中的各符合所代表的意义以及计算公式，如表6所示。表6 不完全齿轮组计算公式名称符号计算公式及取值假想齿数z1，z1z1=z1=52 mm模数mm=1.5压力角=20°主从动轮标准齿顶高系数ha1*,ha2*ha1*=ha2*=1中心距aa