易拉罐压扁机毕业设计正文概要文档格式.docx
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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[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°
，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
2.1.4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×
408[16]，D=66.04mm，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
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
显示数值
67.2
65.8
68.3
70.1
67.9
70.4
66.7
69.3
70.2
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ω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α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λ一般在0.1~0.2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λ=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
α----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。
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，sinβ=λsinα，λ=0.14，当α=0°
时，β=0°
。
当α=90°
时，β=8.04°
由于β过小，因此，可认为cosβ=1，tgβ=sinβ=λsinα。
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
α------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。
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
αg------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α的变化，摩擦力矩Mμ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μ-----摩擦系数，取0.04~0.055
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α=αg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αg=30°
，μ=0.04。
（3.10）
（3.11）
3.3曲轴的设计及校核
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，[σ]=（100~140）MPa，[τ]=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=（4.4~5）
，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[τ]，do的值应与R接近，因此取do=30mm。
Mg=101N.M，联轴器参考GB/T8854.2-1999联轴器选用GⅡCL1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22mm，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
（1.1~1.4）do
40
支承颈长度
lo
（1.5~2.2）do
50
曲柄两臂外侧面间长度
lq
（2.5~3.0）do
80
曲柄颈长度
la
（1.3~1.7）do
42
圆角半径
r
（0.08~0.10）do
曲柄臂宽度
a
（1.3~1.8）do
45
3.3.2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，σ=8.4MPa≤[σ]=（100~140）MPa，符合；
mg=25.28mm，τ=9.3MPa≤[τ]，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，[σy]=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，上连杆和下连杆用4个螺栓螺母进行固定。
参考GB/T5780-2000，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
d1
120
h2
20
d2
h3
d3
36
L
303.6
dB
8.6
33
h1
b
130
3.4.2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[σy]-----许用压缩应力
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σy=27.7MPa≤[σ]，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
75
c
182
L1
L2
31.5
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=1.35MPa≤[P]，符合。
对连杆轴瓦进行校核，参照下式
（3.17）
代入数据，得P=2.4MPa≤[P]，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/T88210×
48，公称直径d=10mm，公称长度l=48mm，材料35钢、热处理硬度28~38HRC、表面氧化处理的B型销轴；
选用开口销GB/T913.2×
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[τ]=317MPa。
（3.18）
将数据代入（3.18），得τ=25.8MPa≤[τ]，符合。
连杆分为上连杆和下连杆，通过4组螺栓螺母进行固定，已知连杆a=33。
选用GB/T5780M10×
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/T908-1988M10×
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τT------扭转切应力
T总------轴所受扭矩
WT------抗扭截面系数
[τT]-----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，[τT]=80MPa。
计算，d≥8.6mm，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/T297-1994，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GⅡCL1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=di
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