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生活垃圾处理设备分拣机设计【含CAD图纸+文档】,含CAD图纸+文档,生活,垃圾处理,设备,分拣,设计,CAD,图纸,文档

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第38页共39页 毕业设计说明书学生姓名： 学 院： 专业年级： 题 目： 城市生活垃圾处理设备 分拣机设计及仿真设计 指导教师： 评阅教师： 年 5月 目 录1 前言22 方案选取32.1 方案一：风力分拣机32.2 方案二：水力分拣机42.3 方案三：机构分拣曲柄摇杆机构分拣机42.4 方案四 机构分拣凸轮机构分拣机53 分拣机的工作原理74 结构设计94.1 设计要求104.2 凸轮结构设计与选材104.3 主要工作刀具的设计154.4导向杆的设计174.5刀具导向元件的设计184.6刀架的设计214.7滚筒的设计244.8滚筒内部机构部装264.9 回位弹簧的设计274.10机架设计285动力设计305.1动力系统总体设计305.2滚筒的功率305.3减速器与电动机的选择315.4 滚筒主轴的设计316校核336.1主轴的校核336.2 键的校核356.3 轴承的选取与校核357 结论36致 谢37参 考 文 献381 前言 随着城市建设的快速发展和人民生活水平的提高，城市生活垃圾的产量不断的增加，城市生活垃圾问题已经显得日益突出，垃圾污染已经成为困扰城市发展的严重的社会性问题，因此，垃圾无害化处理目前越来越受人关注，本设计的整个系统能够的目的正是为了无害化城市生活垃圾，整个系统由以下几个部分组成：1) 破袋系统；2) 分拣系统；3) 发酵系统；4) 垃圾二次分拣系统；5) 肥料翻堆系统；除了以上主要系统组成，还包括垃圾输送系统、控制系统等各种辅助系统。塑料分拣过程是整个城市生活垃圾处理系统中关键的一步，此步骤决定了垃圾无害化处理的效果以及可以获得的经济利益，比如塑料分拣的百分比低于70%或者无法顺利分拣软塑料制品，残留的塑料制品依然会对环境造成污染，而且会给以下步骤带来不小的压力，降低最后产出肥料的质量。分拣机的主要作用是：将垃圾袋装的垃圾经过破袋系统之后，由输送系统运至的城市生活垃圾中的塑料进行分拣回收处理（微小的塑料制品不在本设计方案功能范围之内，比如：小果冻壳、塑料碎片等等），使城市生活垃圾中不可以自然分解的塑料进行回收及再利用。虽然部分商场、超市提供了可降解塑料袋，但是这种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。本设计主要是设计整个城市生活垃圾处理系统的第二部分：分拣系统。因为垃圾中存在的塑料形态各异，主要有：1) 人们超市购物而得到的中型、小型软塑料袋；2) 大型电器设备外套的大型软塑料袋；3) 洗衣粉等商品的外包装硬质塑料袋。 根据实习报告得出的结论，第三种情况的硬质塑料袋含有量非常低，而且本设计方案是初次分拣设备，垃圾中的含水量非常高，造成对第三种情况的塑料分拣有一定难度，虽然可以采用增加一个摩擦轮辅助主分拣系统进行处理，但是增加了设备总体的造价，而且无法保证分拣的效果，因此在此分拣设备中不包括第三种情况，该情况的分拣任务交由发酵系统后端的滚筒筛处理，而不必在此工艺过程上增加设备成本。所以本次设计方案只针对上述第一、第二种情况的塑料制品进行分拣，对于后端的滚筒筛分拣过程，由本系统其他设计人员完成，本方案中不在赘述 。2 方案选取技术背景：目前公认的生活垃圾无害化处理系统中的塑料分拣设备主要还是滚筒筛，但是滚筒筛存在很多问题与不足，滚筒筛的运用范围有限，在北方城市和内陆城市比较有效，但是在沿海城市和南方城市可行性非常低，因为沿海城市和南方城市空气潮湿，而且降水量高，造成了城市生活垃圾中含水量高，甚至可以达到100%，在这种情况下，滚筒筛就很难发挥作用。一些公司根据此设备的缺点进行改进，衍生出几种不同的分拣设备，通常仍称为滚筒筛，但功能各有千秋。本设计方案结合几种前人的常用处理方案和改造方案进行对比，然后提出自己的方案。本次设计提供四种设计方案，前两种方案为传统处理方案，利用其物理特性；后两种方案是机构方案。虽然在此会得出我的设计方案选取结果，但是方案中仍难免有未考虑到的问题和未解决的技术问题，但选中的方案基本从理论上解决了主动型塑料分拣领域的难题。 2.1 方案一：风力分拣机该方案利用垃圾中的各成份的密度的不同，通过风力将密度较轻的塑料分拣出来。见风力分拣机结构示意图（图2-1）。该设备工作原理：城市生活垃圾从垃圾入口进来，经过筛板，此时由安装在筛板内部的 风扇产生一定的风力，使得轻质量的垃圾被风力带出一定距离，而密度大的垃圾直接经过筛板的最下面的垃圾出口进入下一处理工序。可行性分析：该方案能将较轻的垃圾一次性分拣，但是由于其工作效率和功能受到气候的制约与影响，因此垃圾的密度会经常发生巨大的变化。比如：在雨水丰富的地区，各种垃圾变潮湿而且还和各种其他物体相粘，比如：土。这种密度发生巨大变化的情况，给该方案设计设定所需要的风力参数带来了一定的困难，而且很容易造成设备失效（本失效的定义是：得不到想得到的东西），同时，风力带走了轻密度的物质中包括了大量的有机物，因此给有机物的利用带来了很大的困难。因此，从实际情况考虑，该方案在某些特殊情况下并不适用。图2-1 风力分拣机结构示意图该方案的优点在于：结构简单；投资小；在干燥地区会有较大的经济回报。该方案的缺点在于：由于原理简单，根据物理特性分拣，设备使用局限性非常大，地区条件要求过于苛刻；不属于通用型设备；很有可能达不到预想的处理效果。2.2 方案二：水力分拣机该方案根据要分拣的主要物质塑料的密度特性来工作。在某些小范围地区已经采用。可行性分析：该方案运用水的浮力进行分拣，理论上符合要求，但是主要工作资源是水，分拣效果好的同时带来非常大的水污染隐患，也就是二次污染，水是人类赖以生存的重要条件，考虑到我国的国情，我国并不是水资源丰富的国家，甚至现在面临的问题是全球淡水资源匮乏，我国也不例外，而大陆上普遍都是淡水资源，因此处理设备会浪费和污染大量淡水资源，既非利国也非利民，浪费和污染水资源换来的塑料制品回收将要付出很大的代价。由此看来，此方案不可行，而且已经应用此方案的单位应该终止此处理工艺。该方案的优点在于：结构简单；分拣效果非常好。该方案的缺点在于：造成大量生活污水。2.3 方案三：机构分拣曲柄摇杆机构分拣机该方案通过曲柄摇杆机构将大量的塑料垃圾从生活垃圾中分拣出来，同时又避免了将可以堆肥的有机物等成分从垃圾中分离。与前两种方案相比，该方案具有主动分拣的特性。其方案示意图见曲柄摇杆机构分拣机结构示意图（图2-2）。图2-2 曲柄摇杆机构分拣机示意图该机构工作原理：随着曲柄的回转运动带动摇杆运动，摇杆的前端将塑料分拣出来，曲柄带动摇杆转动到一定的位置时，分拣出的塑料根据重力自然下落。可行性分析：该方案相对于前两种方案来说，属于主动分拣设备，具有可取之处，而且不会造成二次污染现象，但主要问题是工作效率不高，而且不能实现连续的抓取动作，再有，曲柄连杆机构设计复杂，设计参数要求严格，多杆机构如果出故障，检修非常麻烦，会增加不少额外支出。该机构优点：无二次污染；主动分拣。该机构缺点：工作效率不高；检修困难；成本相对来说比较高。2.4 方案四 机构分拣凸轮机构分拣机该方案具有连续不断的从输送机构上面分拣塑料袋的功能，与前三种方案相比，该方案避免了由于垃圾的成分、密度、质量等变化而影响工作和设备性能，同时由于是连续性分拣，因此，效率非常高，而且设备的结构简单，易于维护、维修。其机构简图见凸轮机构分拣机（图2-3）。图2-3 凸轮机构分拣机该方案机构的工作原理：未分拣的城市生活垃圾由输送带1输送至滚筒下方，由工作刀具挑针将可分拣回收的塑料挑起，塑料跟随工作刀具一起运动，当挑起塑料的刀具转到滚筒正上方的时候，由于刀具自动缩进滚筒，而被挑起的塑料带有一定的离心力而落至输送带2，输送带2与输送带1 作相对反向运动，随着滚筒带动4排工作刀具按照凸轮外毂运动，刀排接触凸轮的底座用压簧与滚筒连接，保证刀排与凸轮永久接触。因此，4排刀具可以相对滚筒作进入伸出运动，其中进入的过程可以保证整个刀排完全缩回至滚筒内。可行性分析：该机构属于主动分拣设备，由于工作刀具数目比较多，并且可连续工作，因此效率高，可产生客观的经济效益。并且设备的生产加工工艺并不复杂。该机构的优点在于：结构简单；工作效率高；易于检修和维护；投资成本低；产出效益高。该机构的缺点在于：设备设计过程复杂。综上所述，分析上述四种方案及其优缺点，考虑到设备的成本，对其他资源的利弊，工作效率与工人操作的便捷性，本设计采用第四种设计方案：凸轮机构分拣机。3 分拣机的工作原理本设计所做的为凸轮机构分拣机。总体结构如图分拣机总装（图3-1）。图3-1 分拣机总装图 城市生活垃圾经过破袋之后，依托输送机构传送至塑料分拣机滚筒正下方，由滚筒最下方的刀排从输送带的垃圾中划过，如果有塑料袋等制品存在，刀排上面的刀具会将其挑出，并由刀排带动塑料制品到最上方并且依靠离心力把塑料制品丢上另外一条输送带。具体的刀具运动过程见刀具运动轨迹特殊点图（图3-2）。图3-2 刀具运行轨迹特殊点刀具运行轨迹特殊点说明：B点为刀具伸出最长特殊点，C点为刀具伸出最长特殊点，B点至C点区间，刀具伸长量保持不变，相对于滚筒轴心呈等半径运动；D点为刀具完全缩进滚筒内的特殊点，C点至D点区间，刀具逐渐缩进滚筒内部，由最大伸长量转化成最大缩进量；A点为刀具完全在滚筒内部的特殊点，D点至A点区间，刀具缩进量保持不变；A点至B点区间，刀具逐渐伸出滚筒至最大伸长量。四个刀排周而复始的运动使该设备达到连续工作的目的。刀排刀具在运动到滚筒顶端完全缩进滚筒可以有效的避免被刀具挑起的塑料垃圾跟随刀具继续运动，在刀具与滚筒的连接处设有毛毡，有效的避免了各种垃圾随刀具进入滚筒。同时刀具采用特殊设计方式，刀具前端采用圆顶处理，这样既可以避免圆柱体刀具挑起塑料效率低，又可以避免尖顶刀具容易折断尖部的特点。凸轮是此方案中的重要零部件，因为凸轮的外毂轮廓直接决定刀排和刀具的运动轨迹，此方案中，凸轮被固定安装在左机架和右机架上面。刀具的运动一方面来自刀架沿途轮外毂运行的轨迹，另一方面刀具沿刀具导向元件往复运动。凸轮与刀排的运动类似于凸轮固定滚子推杆机构。这种机构可以有效的减少凸轮与推杆之间接触的摩擦损耗。4 结构设计分拣机由以下几个部分组成：1. 定位凸轮；2. 工作刀具；3. 导向杆；4. 刀架；5. 回位弹簧；6. 弹簧定位装置；7. 滚筒；8. 刀具导向元件；9. 刀具清洁装置；10. 左机架；11. 右机架；12. 动力装置。本设计从结构上，尽量做到结构简单，使用方便，便于维修。当然，本设计课题属于创新型设计课题，设计的过程中难免会出现很多的不足和错误，在以后的实践中会加以改进，不断完善自己。下面叙述每个部分的设计思路，因每个装置都是与系统其他部分相关联，所以关于设计过程的尺寸参数并不一定按照先后顺序叙述。比如：凸轮设计参数的选择、刀具长度的确定、刀架长度的确定、滚筒直径的大小这些所有关键设计尺寸都不可能在其中一个步骤确定出，都是兼顾其他相关零件参数而得出的合理性设计数据，力求每一节完成后会申明每个零件的关键尺寸的确定方法。下文中所涉及到的定义与公式，如无特殊说明均指：濮良贵,纪名刚.机械设计Z. 北京：高等教育出版社，2001（第七版）4.1 设计要求以原始数据作为依据，要求：日处理垃圾500t，无加夜班要求。初始数据设置：工作时间t=8（根据实际情况工作时间t7）;垃圾总处理量a=500t ; 垃圾密度r=0.5 t/ ;输送带宽度b=1.2 m ; 输送带实际工作宽度b实=1.0m ;（输送带的选择请参考运输机械设计选用手册化学工业出版社1999.1版）垃圾在输送带上的平均厚度h=0.2 m则，主输送带的带速：V=a3600tlpb实h将上述数据代入，得出V=0.2 m/s；每小时垃圾处理量：Mph =500/8=62.5t；每分钟垃圾处理量：Mpmin =62.5/60=1.04t ；每秒钟垃圾处理量：Mps=1.041000/60=17Kg ;4.2 凸轮结构设计与选材由于凸轮机构的最大优点是只要适当的设计出凸轮的轮廓曲线就可以使推杆得到各种预期的运动规律，而且响应快速，机构简单紧凑。由于凸轮廓线与推杆之间易磨损，所以本方案采用滚子推杆，滚子与凸轮轮廓之间为滚动摩擦，磨损较小，故可用来传递较大的动力。凸轮机构设计的基本任务是根据工作要求选定合适的凸轮机构形式、推杆的运动规律和有关的基本尺寸，然后根据选定的推杆运动规律设计出凸轮应有的轮廓曲线。推杆运动规律的选择，关系到凸轮机构的工作质量。本设计方案中，机器的工作过程对推杆的运动规律有完全确定的要求，因此推杆的运动规律已无太多选择余地。本设计方案凸轮的运动规律为：（参考图4-1标注点进行说明）A点为推杆由近休止状态逐渐变化为远休止状态，当推杆行程到达B点的时候，恰好是远休止状态，B点到C点的行程，推杆保持远休止状态不变，C点到D点的行程，推杆由远休止状态逐渐变化为近休止状态，当推杆到达D点的时候，推杆恰好处于近休止状态，D点。图-1 凸轮推杆运动轨迹辅助说明到A点的行程，推杆保持近休止状态不变。根据这种情况，所得的从动件推程运动图有如下三种方案：方案一：（见图4-2）图4-2凸轮推杆行程方案一 这种方案中，从动件滚子推杆是以等速运动的规律从A点到B点行程，同样从C点形成到达D点行程也是以等速的运动规律实现，从曲线中可以很明显的看出，此方案的运动规律会给系统带来较大的冲击，并且是刚性冲击，影响系统的机械稳定性，应当避免。方案二：（见图4-3）这种方案中，从动件滚子推杆是以等加速运动的规律从A点到B点行程，从C点到D点是以等减速的规律运动，该运动规律方案相对方案一有所改进，但是还是存在有一定的柔性冲击。图4-3凸轮推杆行程方案二方案三：（见图4-4）这种方案中，从动件滚子推杆是以正弦加速度的运动规律从A点到B点行程，同样C点到D点的行程也符合正弦加速度规律，该曲线运动规律下基本上没有刚性冲击，即使具有柔性冲击也很小，因此这种方案优于前两种方案，通过比较，决定采用方案三。图4-4凸轮推杆行程方案三 考虑到设备检修与装卸的方便性，凸轮设计成盘形凸轮，由于本方案中采用凸轮固定的方案，滚子推杆与凸轮的接触采用弹簧压紧机构。该弹簧压紧机构将在后面会详细说明。凸轮轮廓曲线采用传统方法反转法来绘制，而不采用解析法。由于该凸轮的推杆为滚子推杆，而滚子零件直接取深沟球轴承16001 GB 276-94，外凸凸轮设计要求使滚子半径rr小于理论廓线的最小曲率半径rmin的值，由于滚子半径固定，因此设计凸轮理论廓线对于最小曲率半径多了一个要求。综合上述条件绘制凸轮理论轮廓线。具体绘制方法和步骤如下（参见图4-5）：1. 以R=70mm为半径作凸轮基圆，水平线与基圆交点便是从动件的初始位置。2. 将位移线的推程运动角和回程运动角分别作若干等份。3. 把基圆分成24等份。在各等份线上截取从动件的位移量得到一系列的点，将这些点连成光滑的曲线，所得到的就是所求的凸轮的理论轨迹。4. 凸轮理论轨迹向内偏移一个滚子推杆上面滚子的半径，即为凸轮轮廓线的实际轨迹。由于凸轮副为高副，且本设计方案中，滚子凸轮机构的工作环境相对来说较差，所以凸轮必须具有高硬度、高耐磨性、抗腐蚀等特点。综合各种条件，选材为高硅铸铁。高硅铸铁具有很好的耐磨性、耐腐蚀性和高硬度的特点。图4-5凸轮轮廓绘制简图为了便于凸轮的加工制造，用计算机仿真程序对凸轮轮廓线的各特殊点坐标列下表（表4-1），每条线之间的角度为15,以凸轮基圆的圆心为坐标原点，A点的方向为X轴正方向，D点方向为Y轴正方向，凸轮轮廓线与这些线条的交点坐标用该条交线的名称表示：表4-1 凸轮轮廓线关键点(比例:1:10)交点名称XYA7.250.00A19.86-2.72A212.01-6.99A312.01-11.99A410.13-17.26A56.22-22.76B0.00-26.71B1-6.90-25.89B2-13.37-23.31B3-19.18-18.87B4-23.20-13.55B5-26.04-6.97C-26.570.00C1-22.906.08C2-17.4510.10C3-11.9911.92C4-7.0812.16C5-2.559.29D0.007.13D11.756.62D23.515.99D34.944.86D46.013.51D56.661.79此凸轮的其他设计参数为：1. 滚子推杆全近休止状态区间凸轮弧线半径 R=70mm；2. 滚子推杆全远休止状态区间凸轮弧线半径 R=270mm;3. 凸轮上大通孔直径 D=70mm；4. 凸轮上四个定位孔直径 d=4mm；5. 凸轮厚度 h=30mm；6. 此凸轮未注倒角均为145。此凸轮零件绘制效果如下图 （图4-6）所示：图4-6 凸轮4.3 主要工作刀具的设计挑针为该设备的主要工作刀具（下文对于挑针皆称呼为刀具）。设计的过程主要考虑工作刀具的作用和受力情况，将刀刃做成圆顶形状，而非全圆柱或者带有锋利的尖端的刀具，这样做既增强了分拣塑料的效率，又不会导致刀具碰撞到坚硬物体而折断。（见图4-7）图4-7 工作刀具刀具总长度为300mm，其中包括刀具固定在刀架上的螺纹杆长，尖顶的长度为50mm，配合刀具的总长度，保证刀具伸出滚筒的长度可以有效的从城市生活垃圾中分拣出所需要的塑料袋制品，刀杆中间圆柱部分的长度为220mm，刀具工作主题部分的长度由凸轮的最远休止值与最近休止值之差决定，同时保证凸轮不能太大，凸轮最远休止值的增加导致滚筒的半径增大，刀具相对来说就变短，工作刀具就达不到分拣塑料的目的（由于刀具较短，会使本来分拣出的塑料垃圾制品没有达到预定位置就脱落，机械设备功能性总体失效），因此设计工作刀具长度要从凸轮设计参数、滚筒半径的合理性取值、保证工作刀具的有效最大伸出量三方面综合考虑预以确定。本小节中所提及的准确数据都是根据多次反复试验而得出的结论，具体试验过程不在本文中叙述。工作刀具的设计同时考虑到刀具的受力情况，保证刀具不会失效，同样经过反复试验与计算机辅助分析（见图4-8），得出刀具的合理直径 d=18mm。图4-8 计算机辅助分析刀具应力分布与变形计算机辅助分析采用Solidworks软件的COSMOSXpress模块进行,初始设置刀具末端固定约束，由于刀具属于回转体零件，因此根据刀具实际应用中受力情况定义单侧受力情况进行仿真分析，极限阻力设置10N。 由于整个分析过程中,刀具零件未出现用红色代表的危险截面,因此可以保证刀具不会失效。工作刀具固定在刀架的一端直径 D=12mm，长度为30mm，全螺纹结构。刀具是工作时的主要受力件，其硬度、强度、韧性、耐磨性、耐腐蚀性能要求比较高，材料和热处理将直接影响使用寿命。因此，刀具选材主要有两个方案：1. 刀具材料选择不锈钢，并将工作表面和刀杆部分进行表面高温淬火6268HRC。2. 刀具芯部采用镀镍不锈钢，外表注塑成刀具尺寸轮廓。4.4导向杆的设计导向杆是刀架上面一个重要的零部件，导向杆的主要作用是引导刀架上面全部工作刀具按照预定的轨迹在滚筒内部进行伸缩运动。本方案中，导向杆的设计与工作刀具类似，但是不参与工作刀具的工作，仅做导向用途，因此，刀杆的设计为圆柱回转体设计，而不必进行圆顶处理。同时导向杆还对回位弹簧起到导向作用。（见图4-9）图4-9 导向杆导向杆的设计尺寸与工作刀具的设计尺寸略有不同，因为在导向杆安装在刀架上的一段，预留有5mm回位弹簧的定心槽，因此导向杆的螺纹杆部分比工作刀具要短5mm，而导向杆主体部分比工作刀具长5mm。具体设计参考尺寸为：1. 导向杆主体部分长275mm，直径D=18mm；靠近固定结构的一端为50mm全螺纹设计。2. 导向杆固定刀架端的全螺纹结构部分长25mm，直径d=12mm；3. 导向杆上未注倒角为145。导向杆零件材料的选择： 由于导向杆不与刀具参与相同的工作，要求的条件没有工作刀具那么苛刻，因此材料的选择相对容易，导向杆最主要的工作是导向作用，这与设备的稳定性之间的关系相当重要，因此，这里就要求导向杆具有足够的硬度、强度、耐磨性。因此导向杆的材料选择不锈钢，表面高温淬火6268HRC。4.5刀具导向元件的设计刀具导向元件（见图4-10）在这个设备中起非常重要的作用，主要作用就是保证刀具可以按照正常的设计意图工作，使刀具在滚筒的伸缩运动中可以时刻保持工作刀具的轴心与滚筒接触点的切面相垂直（见图4-11）。图4-10 刀具导向元件图4-11 刀具导向元件的作用（导向元件与工作刀具的配合）其中导向元件在刀架两端除了要起到和工作刀具同样的作用之外，还负责与回位弹簧压块相配合，起到固定弹簧的作用（见图4-12）。有关回位弹簧压块的设计会在本小节中一并阐述。图4-12 刀具导向元件的作用（导向元件与回位弹簧压块的配合） 刀具导向元件的工作环境非常恶劣，因此对材料的选择也相对比较苛刻，而且为了减轻滚筒整体的质量，减少动力系统的功率，刀具导向元件的材料采用工程塑料聚甲醛来生产，刀具导向元件与滚筒之间的固定方式有两种方案：1. 刀具导向元件与滚筒之间依靠平均分布的4个螺钉固定。2. 刀具导向元件与滚筒之间的连接方式采用胶粘。对比以上两种方案，由于刀具导向元件与滚筒采用相同的材料制造（滚筒的设计在下一节阐述），而且导向元件与滚筒连接处壁厚比较薄，螺钉在塑料里面的螺纹稳定性相对来说并不稳定，因此采用胶粘连接两种零部件。再由于两个相连接的部件采用同种材料制造，胶粘具有更大的优势。刀具导向元件内管靠近滚筒表面的一段，设置一阶梯，整个导管部分类是与阶梯孔。设置此设计特点的原因是，便于在刀具导向元件靠近滚筒外部的位置安放毛毡（见图4-13）。此设计方案由于处理的对象是城市生活垃圾，条件相对来说比较差，因此，如何处理保证垃圾不被带入滚筒内部和清洁刀具的作用就成了很关键的问题，而毛毡的应用解决了这种问题。图4-13 毛毡 刀具导向元件的主要设计参数：1. 外缘弧状厚度5mm，弧线所在圆的圆心与滚筒圆心一致；2. 顶部投影长50mm、宽30mm；3. 内孔直径同工作刀具直径 d=18mm，外圆直径D=22mm；4. 整个元件高度h=50mm。毛毡的主要设计参数：1. 毛毡内径d=18mm；2. 毛毡外径D=22mm；3. 毛毡高h=10mm。由于刀具导向元件并不能使回位弹簧准确定位，因此在回位弹簧和刀具导向元件连接之间设置回位弹簧压块。（见图4-14）回位弹簧压块采用材料为45钢。回位弹簧压块主要设计参数：1. 整体外径D=30mm，高H=15mm；2. 与刀具导向元件配合的一端孔径d=2mm，深度h=5mm；3. 与弹簧配合的一端孔径d=24mm，深度 h=5mm；4. 中间为通孔，直径 d=18mm。图4-14 回位弹簧压块 回位弹簧预紧螺母的设计数据与回位弹簧压块基本上相同,不同之处在于内部通孔为全螺纹结构。4.6刀架的设计刀架的作用是安装工作刀具和导向杆的平台，同时刀架还承担了与凸轮的滚子推杆机构的滚子相连接的任务。由于刀架的跨度比较大，因此对于刀架承载能力和强度设计有一定的要求。刀架顶面上面分布有12个孔，其中两端的孔为导向杆安装孔，中间的10个均布孔为工作刀具安装孔。空间距为100mm。（见图4-15）考虑到刀具工作时候的阻力方向为滚筒的切线方向，并且受力点并不在刀架上，而在导向杆和工作刀具与滚筒（刀具导向元件）的接触位置，因此刀架上面的力学分析主要考虑到工作刀具和导向杆所产生的重力。力学分析如下：假设刀架两端固定不动，模型简化成简支梁结构，在刀架顶面每一个孔周围均匀分布有向下的力（均布力），力学区间定位1N10N，极限均布压力为10N（刀具由于重力因素对图4-15 刀架刀架产生的压力），得出如下结果（见图4-16）：图4-16 刀架仿真力学分析及变形仿真分析结果说明了，在10N的极限均布压力作用下，刀架不会出现断裂现象，实际工作中，由于刀具的材料选择，并不会导致刀架受到如此大的压力，因此可以保证刀架的安全。刀架两端特殊结构（图4-17）便于安装凸轮的滚子结构，为了设备应用于检修的方便，本设计方案的滚子采用标准件深沟球轴承16001 GB 276-94（图4-18），轴承与刀架用一小轴（图4-19）连接。图4-17 刀架两端特殊结构图4-18 深沟球轴承16001 图4-19 深沟球轴承安装的小轴因为此小轴跨度小，所以此轴的强度不需要校核。该轴的材料为45钢。刀架的主要设计参数：1. 刀架总长1300mm，安装刀具位置厚度为30 mm，刀架宽度30 mm；2. 安装轴承凸台带孔薄壁厚度为11 mm，预留轴承位宽8 mm，深度为h=30 mm，薄壁孔直径d=12 mm，薄壁上倒圆直径D=30 mm。3. 刀架上刀具和导向杆安装孔D=12mm，共12个孔，孔水平间距l=100mm。刀架的选材：由于刀架要承载一定的力，而且安装在滚筒内部，因此刀架的材料采用45钢，45钢具有优越的机械性能。本设计方案中，刀架两端安装有滚子结构，两端各一个导向杆，中间10把刀具。部装效果见图4-20。本设计方案中应用了4个相同的刀架。图4-20 刀架部装图4.7滚筒的设计滚筒在整个设备里面设计的复杂性仅次于凸轮，在设备工作中起非常重要的作用，它不仅仅约束了刀具的运动轨迹，而且还是刀具收缩的仓库，整个刀架运动的动力来自于滚筒。由于滚筒本身要求质量较小，密度同时也应当很小，而且要保证足够的强度，再综合其工作环境较差等因素，滚筒选材为聚四氟乙烯（F-4 塑料王），聚四氟乙烯耐化学腐蚀为所有塑料中最好的，同时与强酸、强碱、强氧化剂均不发生反应，摩擦系数很低，仅为0.04，是极好的自润滑材料，因此也便于分拣的塑料顺利的脱离分拣机。滚筒的结构比较特殊，其中有两组类法兰盘结构，用于滚筒和主轴之间的动力传递，滚筒表面均布48个凹孔，分为4排，相邻2排之间成90度角，用于安装刀具导向元件。图4-21 滚筒框架建模滚筒零件如图4-22：图4-22 滚筒零件效果图滚筒零件主要设计参数：1. 滚筒内径 D=760mm；2. 滚筒筒壁厚 n=20mm；3. 滚筒内部轴孔 d=70mm；4. 滚筒长L=1160mm；5. 滚筒内部法兰肋板厚h=70mm。 4.8滚筒内部机构部装滚筒内部机构部装见图4-23。此部装图并未装配弹簧，原因是弹簧只需要计算出设计的主要参数，仿真过程依靠仿真软件对产生弹簧力的两个面进行弹簧力的设定就可以解决问题。图4-23 滚筒内部机构部装（包含凸轮）4.9 回位弹簧的设计回位弹簧使用的是螺旋压缩弹簧。其设计过程如下（主要参考 机械设计 P392-402公式）：1) 根据工作条件选择材料并确定其需用应力因弹簧再一般载荷下工作，可以按第类弹簧来考虑。现在选用碳素弹簧钢丝C级，并根据D2-D3mm，估取弹簧钢丝直径为1.00mm。由表16-3暂选sB=1570MPa，则根据表16-2可知=0.80.5sB=628MPa。2) 根据强度条件计算弹簧钢丝直径现选取旋绕比C=6，则由式（16-4）得K=4C-14C-4+0.615C1.25根据式（16-10）得d11.6F2KC=1.22mm改取d=1.02mm，经验证上值与原估取值相近，取弹簧标准直径d=1.02mm。此时所的尺寸与原始估计取值的限制条件相符，合适。3) 根据刚度条件，计算弹簧圈数n由式（16-9）得弹簧刚度为kF=F2-F12-1=10.8N/mm由表16-2取G=82000MPa，则弹簧圈数n为n=Gd48D3kF=19.8520取n=20圈。4) 进行结构设计（丛略）。回位弹簧在安装的时候需要加一定预紧力以保证系统的稳定性。回位弹簧的零件见图4-24：图4-24 回位弹簧零件（部分截取图）4.10 机架设计本设计方案中机架分为两个部分：左机架和右机架。机架的外形尺寸主要受动力设计和与其它设备合理性配合的影响，同时也要考虑到设计方案的美观及节省空间和材料的要求。机架起到支撑整个动力系统的作用，但所受之力并不大，所以机架为100mm厚的低合金结构钢板焊接结构。每个机架用4个地脚螺栓与地面或者安装台固定。左机架、右机架采用了焊接技术，因此，在机架外面设置肋板对两个机架进行加强。本设计方案中肋板的厚度为50mm。由于左机架和右机架采用分体式设计，为了保证系统运行的稳定性，左机架和右机架采用对称设计，主轮廓的设计尺寸相一致，部分区域根据不同的情况进行特殊设计。机架的宽度由凸轮外轮廓线而定，取适当的宽度并保证凸轮可以完全固定在机架之上，并留有一定的剩余空间。本设计方案中，机架的宽度为600mm。机架的高度由滚筒的半径和常用输送带距离地面的高度共同决定，保证机架高度略大于滚筒半径、工作刀具伸出最大长度、输送带的工作面距离地面的高度三者之和。本设计方案中，机架的高度为1600mm。因为滚筒需要依靠主轴固定在机架上，而主轴的设计方案采用阶梯轴设计。因此主轴两端的的轴承型号选择不同，机架上相应的安装轴承的孔的尺寸也是不同的，同时也确定了两端轴承端盖的尺寸与类型的不同。左机架、右机架如图4-25、图4-26。图4-25 左机架 图4-26右机架 左机架轴承孔安装轴承型号为：16013 GB 276-94，外径为100mm，内径为65mm，宽度为11mm。 左机架轴承安装孔尺寸：安装轴承位置直径D=100mm，深度h=30mm；轴孔直径d=70mm，为通孔。右机架轴承孔安装轴承型号为：16012 GB 276-94，外径为95mm，内径为60mm，宽度为11mm。右机架轴承安装孔尺寸：安装轴承位置直径D=95mm，深度 h=28mm；轴孔直径 d=65mm，为通孔。为保证轴的稳定转动，在两端机架轴承安装位置同时并列安装两个相同型号的轴承。轴承型号的不同导致轴承盖的尺寸也不同。其中，左轴承盖采用完全封闭的形式，右轴承盖中间有为主轴预留的通孔。左轴承、右轴承分别见图4-27、图4-28。两轴承盖的具体设计尺寸参数见零件图。 其中右轴承盖轴孔内圈装有毛毡。图4-27 左轴承端盖 图4-28 右轴承端盖5 动力设计5.1动力系统总体设计本设计方案的总体动力装置是由电动机与减速器组成的，减速器输出轴通过联轴器与塑料分拣机的输入轴相连，电动机与减速器的均按照标准选用。5.2 滚筒的功率由于减速器输出轴直接与塑料分拣机输入轴用联轴器相连,故变速器的输出功率应当符合滚筒输入轴的最大功率要求。下面先求滚筒输入轴的功率。根据工作刀具的设计，工作刀具的最大扭矩T=11.2Nm，刀具所受的力与滚筒的圆弧相切，所以滚筒表面所受的径向力为： fr=T/R=14N其中R为刀具工作部分的圆弧半径。因为轴向共有12个刀位，其中两个位不参与刀具工作的导向杆，因此，实际工作刀具共10把。当10把刀具伸出滚筒最大长度时，滚筒所受的径向力最大，所以最大径向力为：Fr=fr10=140N；滚筒的转速N滚筒=19.1 r/min20r/min；所以滚筒所需功率： Pg=FrVr =FrN滚筒3.14D滚筒 =7080W滚筒与主轴通过轴承与动力系统相连，因只有径向力，故选用深沟球轴承，根据工作环境，深沟球轴承的传递功率取0.97，故输入轴所需的最大功率为：P=7080 /0.972 =7525W。5.3 减速器与电动机的选择考虑到设备工作的时候会有轻微冲击与振动等因素，选用ZLY-112-8-型减速器（JB/T 8853-1999），其传动比为8。因滚筒转速的设计要求是20r/min，所以输入转速理论应为160r/min（选160r/min的电动机就可以符合要求），可由于因为这是理论设计，滚筒转速20r/min只是一个理论数值，也许实践中应用会发现实际上最后的转速并不合适。故采用无级变速电动机，型号为YCT-200-4B（JB/T 7123-1993），最高转速时功率为11kW，调速范围1250r/min125r/min。可根据分拣情况调速，以获得更好的分拣效果。5.4 滚筒主轴的设计由于工作环境带有腐蚀性，且为细长轴，故在轴常用的几种材料中选择35SiMn，这种材料有比较好的抗腐蚀性。据 机械设计 公式15-2及表15-3得出其扭矩切应力及A0值初步计算轴的大小。dA03P0n查表得A0=110，根据滚筒功率部分所求P=7.5kW，转速n=N滚筒=20r/min，所以d=110（7.5/20）-3=38.3取d=40，即细长轴中最小部分为40mm。主轴上零件安装如图5-1。根据阶梯直径的不同，从右至左依次标为L1、L2、L3，轴肩处为L4，最左面一段为L5。图 5-1 驱动主轴 故轴的最小部分为与电动机半联轴器连接的部分。此方案中选用联轴器型号为YLD9凸缘联轴器，因此：L1=150mm，d1=40mm；L2部分安装有一轴套和两个轴承，根据其受力情况选定的轴承为深沟球轴承，轴承内径决定了这段轴的直径，轴承宽度为11mm，轴套作用是定位轴承内圈，轴承外部定位依靠右轴承端盖，轴套的尺寸应满足大于轴承内圈而小于轴承内环直径的要求。因此：L2=150mm，d2=60mm； L3部分主要安装滚筒，滚筒与轴之间依靠两个普通标准平键定位，因此：L4=1120mm,d4=70mm； L4轴肩部分主要作用是定位滚筒，L4接触面为滚筒内部类法兰盘结构。因此，L4=30mm，d4=100mm；L5部分安装有一个轴套和两个深沟球轴承，此结构与L2 部分类似，不赘述。因此：L5=250mm，d5=65mm。零件周向定位为：滚筒与主轴之间依靠两个普通平键定位，由 机械设计手册 查得：平键的尺寸参数为：宽度为16mm，厚度为10mm，长度为45mm（根据GB 1096-79），配合精度为H7/g6；半联轴器与主轴之间连接依靠一个普通平键，选用平键为bh=16mm70mm，配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位用过渡配合来保证，这里选轴的直径尺寸公差为m6。主驱动轴零件如图5-2。图5-2 主驱动轴6校核6.1主轴的校核因为主轴属于细长轴，在载荷作用下细长轴容易发生扭曲变形，也容易失效，再有这跟轴直接与动力系统连接，属于驱动轴，因此必须进行强度校核。轴的扭曲变形校核计算：轴在工作情况下的受力图和弯矩图如图6-1所示。正常工作时轴所受到的扭矩T=9550P/n =955010.40.90.9/60=1418.2Nm (6-6.1.1)由 机械设计 的表91查得45钢的许用剪切应力为:=30MPa-40MPa轴正常工作的剪切应力图6-1 驱动主轴受力和弯矩图 式中T-正常工作时轴所受到的扭矩(Nm)d-轴的直径(m)联轴器的实际公称转矩Tca=KAT (6-6.1.2)=1.51575.75=2363.63 Nm故轴正常工作的剪切应力,故轴的强度足够。每米轴长的扭转角度为: (6-6.1.3)式中 T-实际公称转矩G-扭转因子.-转动惯量. (6-6.1.4)故轴的扭转强度是合适的。6.2 键的校核键的选择在动力设计部分已经说明，这里不对每一个键进行校核，只对最有可能失效的动力输入主轴的近电机处的键进行校核，其他键的校核过程略。假定载荷在键的工作面上均匀分布,普通平键连接的强度条件为: (6-6.2.1)式中 T-键传递的扭矩(N/m)； t-键与轮毂键槽的接触高度(m)；l-键的工作长度,圆头平键为l=L-b(mm)； d-轴的直径(mm)；-轴、键、轮毂三者中材料最弱的许用挤压应力，见 机械设计 表61(MPa)故普通平键连接的强度为： =2X2363.63X10/(13X110X80)=41.32MPa=600MPa所以是满足工作要求的。6.3 轴承的选取与校核因为两端各有两个型号相同轴承，受力情况也基本一样，故只校核其中的一对轴承。1.求当量动载荷P据 机械设计 公式 139，P=fpFr (6-6.3.1)Fr的值（最大值）为10把工作刀具全都处于极限位置时的受到的径向力之和，fp据表13-6，据工作情况，选fp=1.8故P=Fr34961.86244N2. 求轴承应有的基本额定动载荷值 C(P60nLh/106)1/ (6-6.3.2)轴承寿命要求为8年，据单班工作的要求Lh8365823360h故C=（34966014423360）1/3 106 322N按照轴承样本或设计手册选择C=112KN的深沟球轴承，此轴承的基本额定静载荷C076.8KN，验算如下：1）求相对轴向载荷对应的e与Y值，因为轴向载荷为0，故e取0，y值为1.46。2）用线性插值法求YY=1.46（1.56-1.45）（1.3801.044）/（1.3801.030）1.523）求当量动载荷PP=1.8（0.5634961.520）19574）验算轴承寿命 (6-6.3.3)10