毕业设计论文一种易拉罐环保回收装置的结构设计.doc

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1、摘 要为了解决易拉罐需求极大但易拉罐即用即废的矛盾，本次易拉罐环保回收装置的设计应运而生。本设计的目的是实现易拉罐的有偿回收，保证铝资源的循环利用。易拉罐回收机工作原理是：当易拉罐由入口通过通道后，传感器便会发射一个脉冲信号给步进驱动器进而驱动步进电机转动一固定角度。步进电机将要驱动的运动有三:其一，带动曲柄压力机构压扁易拉罐；其二，带动送料机构完成间歇送；其三，驱动凸轮机构推出纸巾。此回收机体积小，功能全，可放置在超市等人流量较大的场所。关键词：易拉罐有偿回收全套图纸加V信153893706或扣 3346389411IIAbstractIn order to solve the demand

2、 for large cans but its 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 s

3、ensor 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;.Third

4、ly, 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 recoveryIII目 录摘 要IVAbstractV1 绪论11.1 引言11.2 背景和意义11.3 易拉罐回收机的关键技术11.4 研究内容及创新点12 总体方案设计32.1 易拉罐回收机的基本设计思路32.2 主要机构的布局设计32

5、3 传动系统的整体设计42.3.1 关键传动部件的配合设计52.4 易拉罐传送通道的整体设计52.5 纸巾推出机构的设计63 曲轴系的计算83.1 易拉罐压缩要求和所需压力83.1.1 易拉罐参数测量83.1.2 易拉罐压扁所需压力83.2 曲轴压力机构的设计计算93.2.1曲柄压力机构的运动分析93.2.2 曲柄压力机构的受力分析103.3 曲轴的设计计算及强度校核103.3.1曲轴所受扭矩的计算103.3.2 曲轴的尺寸设计113.3.3 曲轴的强度校核123.4 连杆的设计133.4.1 连杆的尺寸设计133.4.2 连杆的校核143.5 冲压头的设计144 传动系的计算154.1凸轮

6、推出机构的设计计算154.1.1 确定凸轮轮廓形状和基本尺寸154.1.2 设计凸轮机构轮廓并确定尺寸154.2 不完全齿轮机构的设计计算164.2.1 扭矩的计算164.2.2 标准齿轮组的设计和校核174.2.3 不完全齿轮组的设计计算184.3 锥齿轮设计计算204.3.1 选择齿轮材料和精度等级204.3.2 按齿面接触疲劳强度进行设计204.3.3 按齿根弯曲疲劳强度进行校核214.3.4 锥齿轮的几何尺寸计算215 轴系的设计计算235.1 轴一的设计计算235.1.1按扭转强度估算轴的直径235.1.2 设计轴的结构235.1.3联轴器的选择245.1.4轴承的选择和键的选择24

7、5.2 轴二的设计计算245.2.1轴的结构设计和装配方案255.2.2 尺寸设计255.2.3 轴承的选择和键的校核255.3 轴三设计计算255.3.1轴的结构设计和装配方案265.3.2尺寸设计265.3.3轴承的选择和键的校核265.4送料盘的设计266 电机选择286.1 电机型号的选择286.2 步进电机驱动方式296.3 减速步进电机键的选择297 总结与展望30参考文献31III第1章 绪论1 绪论1.1 引言 我国作为世界第二大经济体，在经济快速发展的同时，资源的消耗量也是与日俱增。在石油、天然气、煤等燃料迅速消耗的同时，铁铝等工业原料的消耗也是巨大的。近几十年来，铝材料的应

8、用在世界范围内都是越来越广泛的，铝及其合金有广阔的消费前景。但在中国经济迅速发展的同时，关于铝环境污染愈来愈严重，人与自然的矛盾愈加尖锐，环保问题已经到了不容忽视的程度。因为铝及其合金产品有很大的用途，但科学研究表明铝对人是有害的，能够造成记人体忆力衰退。所以铝制品的回收，不仅仅是为了经济效益，也是为了保护环境和人体健康。1.2 背景和意义世界各地的易拉罐消费量大约在1500万左右，约消耗约2000000吨铝，占世界总铝消费量的15%。与巨大的易拉罐消耗相对应的却是回收方面的欠缺，事实上，目前国内外相关企业面对易拉罐已经开发了各种回收设备，如易拉罐破碎机，易拉罐切割机，易拉罐分拣机等，但是这些

9、机器面对的都是已经经过商贩回收来的易拉罐，已经经过了一道回收工序，这无疑增加了回收成本，降低了做易拉罐回收企业的积极性。所以生产一台自助式的易拉罐环保回收机显得格外重要，将它安置在人流量较大的地方，行人只需要将易拉罐放入就可以自动实现易拉罐回收。易拉罐回收机对易拉罐压缩后，其体积只有原来的四分之一，这也将大大延长易拉罐装满存储箱的时间。1.3 易拉罐回收机的关键技术本次易拉罐环保回收装置设计的关键部分是，易拉罐压缩机构。在本设计中，压缩易拉罐采用的是曲柄压力机构。曲柄压力机构是四杆机构的一种演变，在冲压加工中,曲轴通过连杆将转动转化为直线运动传递给滑块,当滑块在下死点附近时受到最大的压力，曲轴

10、所受载荷最大。曲柄压力机构由曲轴、连杆、冲压头组成，用导轨对连杆的往复运动进行约束。对心式的曲柄机构结构较偏心式而言，结构相对紧凑。故而，选择对心曲柄滑块机构。1.4 研究内容及创新点本课题需要重点研究的对象包括：曲柄压力机构，凸轮推送机构和送料机构。本次设计的关键是：在独立设计好这三个机构的同时也要协调好这三个机构的运动关系，力求做到完美配合。以往相似的研究中，作者大多采用多动力源和很多的传感器来实现机构动作的协调。毫无疑问这种设计是非常简单的，但是实际上机械零件繁多，较多的电机使得不同电机的运动很难协调，而且容易发生故障。电机的转速比有一点小小的偏差就会导致运动发生干涉，甚至零件直接破坏，

11、带来安全隐患。本次设计创新之处就在于整个机器只有一台步进电机，一个动力源驱动三个机构共同协调运动，并能完美配合、精确定位，这就使机器的结构紧凑，即使电机的转速发生波动，机器运动也不会受到较大影响，更没有安全隐患的顾虑。这样的设计思路使得本次设计的中心落在机械结构的设计上而不是传感器电路的设计上。7第2章 总体方案设计2 总体方案设计2.1 易拉罐回收机的基本设计思路本次易拉罐有偿回收机的设计包括送料装置、易拉罐压扁机构、纸巾推送机构等，其中又以送料装置和易拉罐压扁机构的设计为主要部分。易拉罐的空罐投入口位于机器的上表面，易拉罐经传送通道直接落在料斗中图2.1 易拉罐回收机流程图当易拉罐进入送料

12、装置后，步进电机启动，给整个传动系统提供动力，使曲轴系完成易拉罐的压缩；送料装置完成间歇送料；推送装置完成纸巾的推出。间歇送料装置位于机架的托盘上，已被压缩的易拉罐会随着送料装置的转动而转动。在转动过程中，已被压扁的易拉罐将通过机架托盘上的通孔直接掉落到位于托盘正下方的存储箱中，由此易拉罐的一次有偿回收便完成了。2.2 主要机构的布局设计易拉罐有偿回收机主要包括送料装置、易拉罐压扁机构、纸巾推送机构等。把上述各机构的设计归纳为机架系、传送系、传动系和曲轴系。机架主要起到固定和支撑各机构和部件的功能。传送系主要由两个可供易拉罐通过的圆柱通道构成，它的作用主要是将易拉罐传送到指定位置。传动系统主要

13、由锥齿轮传动机构、间歇传动机构和凸轮传动机构组成。步进电机通过联轴器和轴一相连，传递运动和能量。轴二通过锥齿轮和轴一相连，负责带动凸轮机构推送纸巾和传递间歇运动。轴三通过不完全齿轮组和轴二相连，负责带动易拉罐的间歇运动。曲轴系统主要由冲压头、连杆和曲轴组成，它与轴一相连，完成易拉罐的压缩运动。2.3 传动系统的整体设计可供选择的常用机械传动方式有:带传动优点:结构简单，造价低廉，制造和安装精度要求相对较低；可以实现较大中心距之间的传动；振动小，噪声低，传动平稳；在高速级可以起到缓冲吸震、过载保护的作用。缺点:由于弹性滑动存在，皮带传动没有固定的传动比；整体尺寸大，需要安装大的地方；效率低，寿命

14、短。齿轮传动优点:效率高，寿命长，传动可靠、稳定；传动比固定；不仅可实现平行轴之间的传动，也可以实现任意角相交轴和交错轴之间传动。缺点:加工和安装精度高，成本贵；传动距离有限。因为曲柄压缩机构和间歇送料机构之间有严格的传动比要求，并且还要实现相交轴之间的传动，故而本次设计选用的是齿轮传动。传动示意图如图2.2所示： 图2.2 易拉罐环保回收机传动示意图本次传动装置的动力源选用能根据脉冲信号转过相应角度的步进电动机。如图2.5所示，步进电机和轴一通过联轴器相连，传递运动和能量。轴二通过锥齿轮和轴一相连，负责带动凸轮机构推送纸巾和传递间歇运动。轴三通过不完全齿轮组与轴2连接，并负责驱动进给机构的间

15、歇运动。曲柄压力机构与轴一相连，负责将易拉罐压缩至指定厚度。2.3.1 关键传动部件的配合设计为了保证送料装置和压罐装置严格的相对位置，必须保证传动系统中严格的传动比。因而本次设计采用齿轮传动而放弃了造价低廉但传动比不稳定的带传动。锥齿轮的传动比为1:1，曲轴和轴一用联轴器连接，所以两轴具有相同的速度，而不完全齿轮组的传动比为1:4。所以，曲轴转一圈，轴三转1/4圈。图2.3 关键部件运动位置关系图如图2.3所示,回收机启动时，冲压头位于上止点，不完全齿轮组刚好脱离啮合；当曲轴旋转90，冲压头行至中间位置，不完全齿轮组的主动轮转过90，送料装置禁止不动；当曲轴旋转180度时，冲压头行至下止点，

16、完成罐的压缩运动，不完全齿轮组主动轮转过180度，仍不送料；当曲轴轴转270后，冲压头上行至中间位置，不完全齿轮组的主动轮转过270，此时不完全齿轮组恰好开始啮合；当曲轴转过360后，即完成一个工作循环，不完全齿轮组的主动轮旋转360，从动轮完成送料，并将已被压扁的易拉罐经机架托盘上的通孔送走，同时将未压缩的易拉罐送至曲柄冲压头下方。上述运动在完成一次冲压的同时，也为下次压缩的送料做好了准备。2.4 易拉罐传送通道的整体设计如图2.3所示，易拉罐经机器上方的入口放入后，靠自身的重力通过出口，即识别旋转台的正上方。当多个易拉罐同时放入机器时，为了防止卡死进而引发机器故障，必须保证每次落入识别旋转

17、台上的易拉罐只有一个。因此，在上、下传输通道的设计都装有传感器，分别的作用是：当传感器1检测物体的进入后发送信号给继电器，继电器带动挡板密封入口，阻碍物品的再次进入。大约3秒后，挡板复位。传送道下方传感器2的主要作用是，当物品通过传感器2时，传感器发送信号给出口下方识别装置，识别装置开始工作。经过识别装置确认是易拉罐后，易拉罐将通过另一仅含传感器2的相似通道，步进电机开始工作。图2.4 易拉罐传送通道示意图2.5 纸巾推出机构的设计本次易拉罐绿色回收装置的设计要求是，每回收一个易拉罐，推送出一包纸巾。纸巾推出机构的设计方案有以下两种：第一种是另用电机驱动传动系统，通过滚珠丝杠推出纸巾，这是一个

18、独立的机构；如图2.6 所示图2.6 纸巾推送机构示意第二种设计方案是在轴三上设计一个凸轮推出机构，还是由总的步进电机驱动。如图2.7所示图2.7 凸轮推出机构示意图最后选择第二种设计方案，将凸轮机构置于轴二上，这减少了电机数并且使得各机构之间不会发生干涉、卡死等现象。因为凸轮上的连杆需要将纸巾成功推出，因此，将与连杆相连的活塞设计为和纸巾相似的长方体，活塞厚度等于纸巾厚度。第3章 曲轴系的计算3 曲轴系的计算3.1 易拉罐压缩要求和所需压力3.1.1 易拉罐参数测量本次易拉罐有偿回收机的设计，主要针对市场上流通很广的罐装饮品如，“可口可乐”，“雪碧”，“红牛”等。对多种易拉罐的参数进行了准确

19、测量，结果见表3.1（单位：mm）：表3.1 易拉罐罐身参数表项目罐体高易拉罐直径盖面直径底盖面厚度侧壁厚度十次测量均值115.6066.0853.720.280.13本次设计的要求是，经过压缩使易拉罐的高度h=30mm。3.1.2 易拉罐压扁所需压力由于实验条件限制，且身边恰好有体重计，所以采用人力踩扁易拉罐的方式在体重计上读取示数，估算出易拉罐压扁所需压力。易拉罐置于体重计上，在易拉罐的轴向上施加人的重力，直至易拉罐压扁。全程用手机录制体重计示数，方便实验结束后读取示数。易拉罐从开始受力直至被压扁，途中易拉罐开始变形的一瞬间，读数有一明显跃迁，该示数便为本次实验所测力。测量12只“可口可乐

20、易拉罐，其读数如下表3.2(单位：kg):表3.2 压扁易拉罐所需质量读数为质量，需要换算为力，取g=10N/Kg。 （3.1）本次实验只是选用了“可口可乐”易拉罐作为实验对象，实际生活中却有各式各样的易拉罐，为了避免取样不足，取压扁力 （3.2）取压扁力P=2.1KN。根据上诉的实验和计算，确定Pg(曲柄压力机构公称压力)=1.9P=4KN足以压扁绝大部分易拉罐。为了计算方便和增大曲柄压力机构的可靠性，认为易拉罐的罐体高H=120mm，直径D=70mm。3.2 曲轴压力机构的设计计算曲柄压力机构是压缩易拉罐的机构，也是本次易拉罐回收装置的核心机构之一，其运动分析和受力分析是设计此机构的关键

21、当然曲轴、连杆和冲压头的设计计算我们也必须考虑在内。3.2.1曲柄压力机构的运动分析图3.1为对心曲柄滑块机构的运动简图，其中连杆通过铰链A与曲柄相连，通过铰链B与冲压活塞相连。该机构通过连杆连接，将曲柄角速度为的匀速转动转化为冲压活塞的瞬时速度为v的直线往复运动。曲柄压力机构的主要参数如下：公称压力：Pg=4KN曲柄半径：R=50mm连杆长度：L=210 mm活塞行程：S=100 mm（1） S-曲线的绘制 图3.1 曲柄滑块机构的运动简图图中s代表曲柄逆时针转过角度时，活塞的竖直方向上的位移。行程S与曲柄转角之间的关系可表达为: （3.3）式中，R-曲轴半径 -连杆系数， L-连杆长度当

22、0时（下死点），；当=90时，当=180时（上死点），；当=270时，；当=360时（下死点），。 （2） 活塞速度的计算 （3.4）-曲柄角速度，当=90，V有最大值，此时活塞速度最大，3.2.2 曲柄压力机构的受力分析活塞所受导轨正压力Q（不计摩擦了），易拉罐对活塞的反作用力P,连杆对活塞的压力三力平衡。受力简图如图3.3所示：式中，由 可知，=0.23。当=90，=13.29因而，可近似认为cos=1，。所以 （3.5） （3.6） 图3.3 曲柄结构受力分析简图 3.3 曲轴的设计计算及强度校核3.3.1曲轴所受扭矩的计算曲轴在工作时受两个扭矩作用，一个是连杆上的作用在曲轴上的压力产

23、生的扭矩，另一个则是因摩擦阻力产生的扭矩。我们把不受摩擦力只受工作压力时，曲轴所承受的扭矩叫为理想扭矩。 (3.7) 式中， Mgl-理想扭矩 g-公称压力角可是，在正常的工作条件下，摩擦力矩往往是存在的，且随着压力角的变化而变化，但是这种变化的幅度很小，在非精确计算时，认为摩擦力矩是定值。 （3.8） 式中， -摩擦系数，取0.040.05 do-曲轴支撑颈直径 当压力角=g时，曲轴上的总扭矩为公称扭矩Mg，有 （3.9）将式（3.7）、（3.8）代入（3.9）得： （3.10）令，其中mg为当量力臂，令g=30时，可得=0.04 求得 Mg= 128674N.mm 3.3.2 曲轴的尺寸设

24、计 曲轴是本次设计中的一个重要零件，它在工作时受到往复惯性力和旋转质量的离心力一起作用，使曲轴承受弯曲和扭转载荷的组合作用，因此要求曲轴的强度和刚度要满足要求。这对曲轴的制造提出了较高的要求，在工艺加工过程中曲轴 一般由45号钢锻制而成，对于45钢，=80MPa，=（100140）MPa。曲轴的设计应根据经验公式计算曲轴的尺寸，最后再用理论公式进行校核。 根据经验公式，曲轴的直径。考虑到do的值应与曲柄半径R接近，且便于加工，因此，取do=40mm。曲轴其它部位如图3.4所示： 图3.4 曲轴形状简图其各个部分的尺寸参数如表3.3：表3.3 曲轴尺寸参数表曲轴各部分名称代号经验公式（mm）取值

25、范围 (mm)取值(mm)曲柄轴轴颈直径（1.11.4）do445650连杆球头轴径323635支承颈长度lo(1.251.8)do507250曲柄颈长度la(11.5)do406045圆角半径r(0.080.10)do3.243.5曲柄臂外侧长度(22.5)do8010082曲柄臂宽a(1.31.8)do5272603.3.3 曲轴的强度校核曲轴的校核：可简化曲轴所受载荷和其支撑方式。简化模型如图3.5所示：图3.4 简化模型弯矩图危险截面的计算，B-B截面 （3.13）危险截面C-C的弯矩为 （3.14）将数据分别带入式（3.13）、（3.14）得，=8.4MPa=（100140）MPa，

26、符合；mg=25.28mm，=9.3MPa，符合。3.4 连杆的设计3.4.1 连杆的尺寸设计连杆用于连接曲柄和冲压头，本课题选用柱销式连杆，采用球墨铸铁QT45-5铸造，y=85MPa。如图3.5所示，将连杆设计成上连杆和下连杆，上下连杆用4个螺栓螺母进行固定，规格为M640。图3.5连杆示意图连杆的各尺寸如表3.4所示表3.4 连杆尺寸参数表3.4.2 连杆的校核连杆的校核，只需要比较连杆的压缩应力和许用应力的关系即可，校核公式如下： （3.15）式中:y-许用压缩应力，y=85MPa Amin-最小截面积最小截面积可用以下公式进行近似计算 （3.16）将数据代入（3.15）以及（3.16

27、得y=11.9 MPay，符合图3.6 冲压头示意图3.5 冲压头的设计 图3.6为冲压头简图，其材质为HT200，考虑到易拉罐的上下表面小圆直径为D=54mm，所以冲压头的外径设计为60mm，其余尺寸如表3.5 表3.5 冲压头尺寸参数表符号取值mm符号取值mmd160a27dB6b30h156c7.5h215L182L122L244根据经验判断，冲压头无需校核强度。32第4章 传动系的计算4 传动系的计算4.1凸轮推出机构的设计计算凸轮机构是一种常见的传动机构，它是由凸轮、从动件和机架组成的高副机构。凸轮机构可以通过改变凸轮轮廓曲线，获得预期的任意规律运动。本次设计中，纸巾的推出就是通

28、过凸轮机构来实现的。4.1.1 确定凸轮轮廓形状和基本尺寸（1） 压力角的确定凸轮机构中从动件的受力方向和其速度方向所夹锐角称为压力角。压力角越大则其有效分力越小，凸轮性能相应越差。所以在设计中需用规定压力角的许用值：移动从动件，摆动从动件。（2） 基圆半径的确定基圆半径越大，压力角越小，传动性能也就越好。可以试选基圆半径，校核轮廓压力角，若不满足要求则增大基圆半径直至满足。（3） 滚子半径的确定 其中，为曲率半径4.1.2 设计凸轮机构轮廓并确定尺寸为了使从动推杆将纸巾推出，则凸轮机构推运动时，从动件的升距必须大于纸巾宽度50，将从动件的行程确定为h=70。从动件的的推程运动为等加速等减速，

29、从动件的回程运动为等速运动。从动件运动规律如图4.1所示： 图4.1 从动件运动规律初步确定凸轮机构的基圆半径为50，利用“反转法”绘制凸轮轮廓曲线并确定凸轮推出机构尺寸，如图4.2：图4.2 凸轮送料机构经过检查，压力角，故基圆半径合适。4.2 不完全齿轮机构的设计计算不完全齿轮机构是一种间歇机构。本次设计中，从动轮的齿数是主动轮的四倍，所以主动轮转一圈从动轮只会转四分之一圈。该机构的主要作用是实现间歇送料。易拉罐的质量相对于送料盘而言可以忽略不计，故设计计算不需要考虑。4.2.1 扭矩的计算将送料盘简化成圆盘 ，其转动惯量为 （4.1）式中 m-圆盘质量 R-圆盘半径以料斗半径和料斗中心所

30、在圆半径之和为圆盘半径R,R=100 mm,取圆盘的近似厚度为h2=60mm,则圆盘的质量 （4.2）为了减小工作时的惯性力，也为了制造的方便性，送料盘选用聚丙烯制造，聚丙烯材料的大致密度=1.26g/cm3。求得，圆盘的质量m2kg，转动惯量。由前诉可知，各轴转速n1=n2=1r/s=2rad/s，当送料盘转90即机器完成一个易拉罐回收时，做功为 （4.3）圆盘动能E为 （4.4）根据能量守恒，可知W=E，即Tt=J （4.5）得转矩T=128.4 N mm，纸巾提出机构忽略不计，T2=T3=T。4.2.2 标准齿轮组的设计和校核对于不完全齿轮组的设计和校核，可先计算出标准齿轮，再计算不完全

31、齿轮。初步拟定其从动轮和主动轮齿数相同都为52，先按标准直齿圆柱齿轮的方法进行计算和校核。齿轮硬度为240HBS350HBS（软齿面），故先按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根接触疲劳强度校核。设计公式 （4.6）式中 ZE-材料弹性系数， ZH-节点区域系数， K-载荷系数 u-齿数比，1 T1-转矩，Nmm H-齿轮材料的许用接触应力，Mpa参考机械设计基础选载荷系数K=1.3；软齿面悬臂布置，选d=0.5；表查得ZE=189.8；Hlim=550MPa；应力循环次数为N=60njLH=5475000次；接触疲劳寿命系数ZN=1.35，安全系数SH=1，将以上数据代入（4.6）得，d113.8

32、mm。因为本次设计所需转矩很小，导致齿轮分度圆直径的最小值不大。为了加工方便，可以在要求范围内选用适当的分度圆直径。选择d1=75mm，则m=1.5，得出中心距a=75mm，齿宽b=20mm。4.2.3 不完全齿轮组的设计计算不完全齿轮组的啮合方式如图4.2所示图4.2 不完全齿轮齿廓啮合示意图不完全齿轮组结构简单，制造方便，工作可靠，其主动轮上的凸轮止弧与从动轮上的凹轮止弧相配合，可以实现从动轮的间歇转动。其缺点则是，在从动轮刚进入和脱开啮合那一刻，速度突变引起刚性冲击，故一般只用于低速、轻载场合。为避免二次冲击，需要校核首齿与第二齿之间的重合度a （4.8）锁止弧设计，其凹弧半径Ra的计算

33、公式为 （4.9）图4.3 锁止弧示意图如图4.2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。 （4.10）参考机械设计手册得计算公式，如表4.1所示表4.1 不完全齿轮组计算公式 经过以上的计算，不完全齿轮组的工作示意图如图4.4所示图4.4 不完全齿轮组的工作示意图4.3 锥齿轮设计计算锥齿轮用来传递垂直分布的轴一和轴二这两相交轴之间的力和运动，由上诉条件可知，锥齿轮所要传递转矩T=128.4 N mm，齿数比u=1故主从动轮的几何参数都相等，主动轴转速n1=60r/min，寿命20年（按一年300天计）。采用一班制工作。4.3.1 选择齿轮材料

34、和精度等级查机械设计基础表11.8，选择齿轮的材料均为：45钢调质，硬度为250HBS；精度等级选为8级，要求齿轮表面的粗糙度，试选齿轮的齿数Z1=Z2=40。4.3.2 按齿面接触疲劳强度进行设计参考机械设计基础，公式11.50有齿面接触疲劳强度设计公式, (4.13)式中，齿宽系数，R为锥距，其余各符号都与上述直齿轮相同。试选载荷系数K=1.3，取宽度系数=0.30，弹性系数查表11.11可得ZE=189.8，应力循环次数为N=60njLH=60601203008=1.73次。查图11.28可得接触疲劳寿命系数ZN=1.1，查图11.25=560Mpa，表11.9SH=1。由式11.15可

35、得 (4.13)故， =12.16mm为了制造和安装方便，取d=100mm，则mm。4.3.3 按齿根弯曲疲劳强度进行校核校核公式为 (4.14) 齿形系数查表11.12可得，YF=2.41；应力修正系数查表11.13可得，YS=1.67。许用弯曲应力查图11.26可得，；安全系数查表11.9可得，SF=1.4；弯曲疲劳寿命系数查图11.27可得，YN=1。由式11.16可得： (4.15)故， =0.35MpaF齿根弯曲强度校核合格。4.3.4 锥齿轮的几何尺寸计算本次设计的锥齿轮中，由于齿数相等，所以主从动轮的几何参数全相等。根据上述计算所得，m=2.5，z=40。几何尺寸计算表如表4.2

36、所示表4.2 锥齿轮传动（）几何尺寸计算参数表名称（符号）符号计算公式取值分度圆直径dd=mz100mm齿顶高haha=ha*m2.5mm齿根高hfhf=（ha*+c*）m3.125mm分度圆锥角1=2=45齿顶圆直径da103.5mm齿根圆直径df95.6mm锥距R70.7mm齿宽bbR25mm齿根角f2.53齿顶角a等齿系收缩齿：a=f2.53顶锥角aa=a+47.53根锥角ff=-f42.47当量齿数zv56第5章 轴系的设计计算5 轴系的设计计算5.1 轴一的设计计算轴一通过联轴器连接曲柄压力机构，通过锥齿轮连接送料机构。承受较大扭矩，需要进行设计计算。轴一的材料选为45钢。5.1.1

37、按扭转强度估算轴的直径轴的设计计算公式：（5.1）查机械设计基础表16.2，30MPa40MPa，取=40MPa。由上述计算可得T总=T+Mg，Mg=128674N.mm，T=128N.mm得，T总=128802N.mm。将上述数据带入式（5.1），求得d25.25mm。又因为轴上需要开出3个键槽，需要把轴的直径增大15。由设计手册取标准直径30mm。5.1.2 设计轴的结构（一） 作出装配简图。装配简图如图5.1所示：图5.1轴一装配简图（二） 确定各轴段的直径 两端轴径最小，故ab与ij段的直径为30mm；gh段上安装轴承，故取dcd=dgh=35mm；考虑到要对安装在ab段与ij段的联轴

38、器进行定位，取dbc=dhi=32mm；相同的方法确定ef和fg段，def=48mm，dfg=40mm；为满足左端轴承的轴向定位，de段为轴环，取dde=44mm。（三） 确定各轴段的长度为了保证齿轮固定可靠，fg段应该略小于齿轮轮毂宽度，lfg=23mm；取lab=lij=30mm；lbc=lhi=15mm；lcd=17mm；取lde=lef=3mm，lgh=70mm。5.1.3联轴器的选择ab段同电机相连，ig段同工作机构轴相连，由于本次设计所需转速不高，且工作机构启动频繁，参考GB/T 5014-2003联轴器拟选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称扭矩T=325Nm，许用转速5600r/m

39、in,轴孔直径2035mm。联轴器选型的计算扭矩为：（5.2）式中 Tc-计算转矩，Nm T-名义转矩，Nm K-工作情况系数，查机械设计基础可得K=2.5求得Tc=253Nm325Nm，选型合格。轴孔直径30mm。5.1.4轴承的选择和键的选择1) 选择轴承轴一既要承受轴向力又要承受径向力，根据GB/T 297-1994选择圆锥滚子轴承30207，其基本尺寸dDT为357218。2) 键的选择轴一上承载了较大的扭矩，因此需要对键进行校核。查，机械设计基础表8.2可得，p=100MPa。校核公式， （5.2）式中 T-传递的转矩 h-键高 l-键的工作长度 d-轴径轴一上ab和ij段的直径都是30mm，长度