畢業(yè)設計（論文）-自動展開曬衣架設計

I課題名稱自動展開曬衣架設計 學院機械與電氣工程學院 專業(yè)機械設計制造及其自動化 班級名稱機械184 學生姓名 指導教師Ⅱ文根據現有曬衣架的結構、驅動方式及其適應環(huán)境變化的實際需求，設計了一款自動展開曬衣架，該曬衣架可完成伸縮、升降、旋轉三個動作。該曬衣架包括絲桿傳動、三個基礎機構設計合理，相互獨立，實現了無人在家時也能自動晾曬衣物的功能，方關鍵詞曬衣架；懸臂式；結構設計；有限元分析ABSTRACTAtpresent,theculttomeettherequirementsofdailylife.Therefore,accofhestructure,drivingmodeandadtfrequirements.Thethreebasicinstitutionsarereasonabother,realizingthefunctKEYWORDSSunclothesrack;cantilevertype;structuredesign;I目錄 1.1選題背景及研究意義 1.2國內外研究現狀 1.3本文的研究內容 72總體方案設計 2.1需求分析 82.2總功能與子功能分析 82.3運動方案選型及評價 2.3.1方案一 92.3.2方案二 2.3.2方案三 3結構設計 3.1總體結構設計 3.2滾珠絲桿的選擇 3.2.1滾珠絲桿類別的選擇 3.2.2滾珠絲桿導程的選擇 3.2.3絲桿軸的選擇 3.2.4軸向最大負荷的計算 3.2.5工作壽命的計算 3.3步進電機的選擇 3.4斜齒輪的設計計算 213.4.1減速電機的選擇 213.4.2齒輪精度等級、材料、齒數的選擇 213.4.3按齒面接觸疲勞強度設計 213.4.4按齒根彎曲疲勞強度設計 243.4.5幾何尺寸計算 273.4.6主要設計結論 283.5輸入軸的設計計算 283.5.1輸入軸的基本條件 3.5.2作用在齒輪上的力 283.5.3初步確定軸的最小直徑 293.5.4軸的結構設計 293.5.5軸的載荷分析 3.5.6彎矩合成應力校核軸的強度 3.6輸出軸的設計計算 3.6.1輸出軸的基本條件 3.6.2作用在齒輪上的力 3.6.3初步確定軸的最小直徑 3.6.4軸的結構設計 3.6.5軸的載荷分析 3.6.6彎矩合成應力校核軸的強度 3.7圓錐滾子軸承計算 3.7.1輸入軸端軸承計算 3.7.2輸出軸端軸承計算 3.8水平剪叉臂設計 3.8.1電動推桿選型 3.8.2剪叉臂的結構分析 3.8.3剪叉臂的基本尺寸確定 404關鍵部件的校核 4.1水平剪叉臂的有限元分析 4.2交叉杠的有限元分析 4.3齒輪軸的有限元分析 474.4斜齒輪的校核計算 5總結與展望 參考文獻 致謝 1于智能家居的一部分。然而日常生活中，人們使用的普遍仍是傳統類型的曬衣架，例如晾曬時自行牽曬衣繩或安裝晾曬桿。傳統的曬衣架僅有單一的支撐衣物功能，當天氣發(fā)生變化時，并不能自動感應伸縮進室內，不能滿足人們對使用方便、加速晾干、往往需要人工晾收，這必然耗時耗力，不符合現代化生活的需求，嚴重限制了曬衣架有重要的實際用途。通過設計出一款可實現伸縮、升降動作的自動展開曬衣架，該曬衣架具備手動和自動兩種切換狀態(tài)，以完成適應環(huán)境變化和惡劣天氣可自動收縮進室內的任務要求，以此來減輕人工作業(yè)量，方便人們的生活，契合新時代年輕人對便捷進行晾曬衣物成為快節(jié)奏生活的今天的難題。盡管在清洗衣物過后部分群體會選擇使用烘干機對衣物進行烘干，但烘干機占用空間且烘干衣物的種類受限，國內大多數家庭仍選擇自行晾曬的方式晾曬衣物。而自行晾曬的方式會出現暴雨暴曬天氣無人在家時不能及時晾收的不足，基于此，國內外對曬衣架的多功能化關注度越來越高，并涌傳統的手動式曬衣架還可以通過手柄手搖的方式使繞線器旋轉帶動鋼絲，實現衣架的上升與下降。但傳統的手動式曬衣架結構簡單、價格低廉、隨用隨收，在衣物較多的羅杰勇等(2021)等提出了一種多元控制懸臂式晾衣架的設計與制作，其剪叉臂靠電動機驅動導軌實現伸縮，其結構如圖1.11]。謝浩源等(2020)提出了一種基于STM322的智能晾衣架控制系統設計，其矩形框架支架還可通過電動機旋轉來實現橫向和縱向的位置調節(jié)，其結構如圖1.2l2]。白福由等(2021)提出了一種智能翻轉式晾曬裝置的創(chuàng)新設計，其晾曬裝置通過齒輪嚙合實現衣架的前后上下四個方位的移動，其結構如圖1.3。其中圖1.3中各序號1-8分別表示為：底座、太陽能板、葉扇、曬衣板、曬衣3李東亞等(2015)提出了一種可伸縮式自動晾衣架的系統設計，其機械臂采構如圖1.44]。魯楊洋等(2020)提出了一種多功能智能晾曬裝置設計及應用分19傳動輪19傳動輪EQ\*jc3\*hps16\o\al(\s\up7(1),O)○圖1.5多功能智能晾曬裝置[5林偉鐸等(2021)提出了一種開閉式衣架轉動版設計研究，它的工作原理是利用轉盤帶動衣服轉動來實現快速烘干，其結構如圖1.6。其中圖1.6中各序號4桿[0]。袁宏常等(2018)提出了一種風干式折疊衣架設計與實踐，通過模塊化理念設計了圓盤式晾衣臺[8態(tài)時節(jié)約空間，如圖1.7和1.8所示。其中圖1.7和1.8中各序號分別表示：10主機、20伸縮托架、21第一連接桿、22第二連接桿、23第三連接桿、24第一5當然，也有不少國外學者針對曬衣架的自動化提出了不同的結構。DeborahMuseCarty(2007)提出了一種適合個人使用的衣架，其依靠一個附加的水平桿懸掛附加的衣物，其結構如圖1.9。其中圖1.9中各序號分別表示為：12掛鉤、14上衣吊架框架構件、16衣襪橫桿和18附加橫桿[ll]。HadiHalawani(2021)其結構如圖1.10。其中圖1.10中各序號分別表示為：102主體、103儲水層、104蒸氣孔、106填隙物、108儲能裝置、109控制器、110可折疊鉤、112端蓋[12]。JosephT.Gubbrud(2011)提出了一種可移動隱藏式衣架，其依靠伸縮纜線使吊示為：10定位支架、11安裝底座、12支撐臂、20衣架單元、21懸掛桿、31可伸縮裝置、32加長元件、33驅動裝置、311操作軸、312電動裝置、313控制開6圖1.9個人使用的衣架[]7本文圍繞一種自動展開曬衣架為設計對象，使其可以在室內家居環(huán)境使用，第2章詳細介紹了自動展開曬衣架的設計方案，并進行方案的比較，選擇了第4章對晾衣架的主要零件進行了有限元分析，以確保其可以調整、維護容第5章對本文所完成的設計進行了歸納，并對本文中存在的問題及有待完善82總體方案設計(1)可實現伸縮、升降動作，有一定的承載能力；(3)伸長后末端承載12kg以上。功能結構方案123絲桿機構導軌滑臺剪叉臂連桿伸縮機構旋轉驅動錐齒輪傳動斜齒輪傳動四桿機構9針對自動垂直升降功能，若采用導軌滑臺方式實現驅動，如圖2.1所示。在過程依靠安裝有電動機的箱體的作用，絲桿機構的傳動，從而帶動整個曬衣桿的運動，實現曬衣架晾曬衣物的工作狀態(tài)。2.3.2方案二要實現水平伸縮功能，可使用剪叉臂、滑輪+鋼絲繩、連桿伸縮機構等機構針對水平伸縮功能，若采用滑輪+鋼絲繩方式實現驅動，如圖2.4所示。該方案中采用蝸桿轉動驅動蝸輪轉動，蝸輪一邊轉動一邊帶動卷線輪轉動，從而使鋼絲繩在滑輪上滑動，鋼絲繩末端固定著曬衣桿，即可實現曬衣桿的伸縮功能。該方案采用鋼絲繩的方式，鋼絲繩雖具有柔韌性、耐磨的優(yōu)點，但在繞線過程中會發(fā)生纏繞現象或鋼絲繩斷裂的現象。故不選用滑輪+鋼絲繩這種傳動方案。針對水平伸縮功能，若采用連桿伸縮機構方式實現驅動，如圖2.5所示。該方案中安裝在支架上的推桿一端與交叉杠相連接，當該推桿做往復運動時，剪叉桿實現展開與收攏的狀態(tài)。剪叉桿的末端安裝有限位器，該限位器限制剪叉桿的交叉角度。該連桿伸縮機構雖可實現剪叉臂的伸縮，但其推桿水平安裝，占用水平方向的空間較大。故不選用連桿伸縮機構方式這種傳動方案。構中，如圖2.6和圖2.7所示。圖2.6為水平剪叉臂收攏示意圖，圖2.7為水平剪連接，從而使輸出軸帶動曬衣架整體的旋轉運動，如圖2.9如圖2.10所示。綜上所述，最終確定采用斜齒輪3結構設計出于實用性和多功能性等方面的考慮，自動展開曬衣架由三部分組成，即垂直升降機構，水平伸縮機構和旋轉驅動機構。其整體懸掛安裝在陽臺的天花板上。在垂直升降方面，由電動機輸出動力，電動機輸出軸依靠聯軸器與絲桿軸連接。絲桿軸下端由軸承固定在外殼上，軸承通過鎖定螺母固定防止松脫，絲桿軸上端也由軸承固定。絲桿軸上安裝由絲桿螺母，絲桿螺母上安裝有支撐板，當螺母上下移動時，帶動支撐板的移動。在水平伸縮方面，由電動推桿輸出動力，電動推桿的工作使得剪叉桿能夠伸展和收回。為了確保穩(wěn)定性，采用一組平行的剪叉結構，通過中間的曬衣桿連接在一起。剪叉桿之間的節(jié)點通過銷釘固定，剪叉臂末端的剪叉桿長度是其余剪叉桿長度的一半。在旋轉驅動方面，由于旋轉過程要求速度慢和傳動平穩(wěn)，故由減速電機輸出動力。通過控制減速電機的開停達到齒輪旋轉轉數的目的，通過控制減速電機的正反轉達到曬衣架收回和伸出窗外的目的。減速電機依靠聯軸器與齒輪的輸入軸連接，由于要承受軸向力，齒輪選擇斜齒輪。輸出軸與大齒輪連接，輸出軸的兩端通過軸承卡緊在外殼上，當齒輪旋轉時，依靠鍵帶動軸的旋轉，從而帶動曬衣3.2.1滾珠絲桿類別的選擇初選工作臺質量m?=25kg,衣物總質量m?=25kg,絲桿螺母移動距離間t?=0.2s,n=5min1,定位精度±0.7mm/600mm。電機選用步進電機，其額定轉速為3000r/min,其慣性扭矩為J?=5×10-?kg·m2,摩擦系數μ=0.003,在不加載情況下，阻力f?=20N。為了選擇滾珠絲桿的類別，由于其作用為使得曬衣架上下移動，即搬運作用，故選用軋制滾珠絲桿。再加上它的定位精度是每600毫米±0.7毫米，因此可以選用更便宜的C10精度。3.2.2滾珠絲桿導程的選擇由于步進電機的額定轉速為3000min-'、速度最大極值0.3m/s,電機與絲桿之間不安裝減速齒輪，傳動比i=1。滾珠絲桿的導程可按下式計算：(式3-1)3.2.3絲桿軸的選擇設定螺母和絲桿軸端的長度均為100mm,又螺母運動距離L=600mm,因此絲桿軸的長度L?=600+200-800mm。絲桿軸直徑與導程的關系如下表3.1所示：絲桿軸直徑(mm)從上表中可以看出，絲桿的直徑是15毫米，導程是10毫米。由于螺母運動距離L?=600mm,因此，螺桿的支承固定方法是固定支承式。3.2.4軸向最大負荷的計算在不加載情況下，阻力f?=20N,工作臺質量m?=25kg,衣物總質量所需時間t?=0.2s。由此可知，各階段受力情況如下：F?=(m+m?)·g+fi+(m+m?在等速度上升時：F?=(m?+m?)·g+fi-(m?+m?(式3-2)(式3-3)(式3-4)F?=(m?+m?)·g-fi-(m?+m?在減速下降時：F?=(m+m?)·g-f-(m?+m?作用在滾珠絲杠上的最大軸向載荷如下所示：(式3-6)(式3-7)(式3-8)Fmax=Fa=585N(式3-9)考慮到絲杠的容許轉速，安裝系數λ=15.1。按固定方法可分為固定固定式、固定自由式和固定支撐式。為了滿足使用要求，采用固定支撐式安裝，安裝間距l(xiāng)?=700mm。由溝槽谷徑d?=12.5mm,由下式可得容許轉速：由上述可知，可滿足絲杠軸的危險轉速及DN值。選擇滾珠絲杠型號BLK1510-5.6(Ca=9.8kN、Coa=25.2kN)。(式3-10)滾珠絲杠在工作時，會受到碰撞或起動時的慣性力等因素的影響。由于在加速和減速過程中會產生碰撞載荷，因此其靜態(tài)安全系數f?=2,由下式可得：(式3-12)與軸向最大負荷585N相比，因而此型號沒有問題。3.2.5工作壽命的計算由速度最大極值Vmx=0.3m/s,加速所需時間t?=0.2s,減速所需時間動作軸方向負荷Fx(N)運行距離l(mm)(式3-18)(式3-19)L?=L?om×P?×10?=23400km(式3-20)從以上可以看出，BLK1510-5.6可以達到20000小時的期望使用壽命。首先討論轉動力矩，由下列公式可以得出，滾珠絲桿需要的轉動力矩。由外部負荷引起的摩擦扭矩：(式3-21)在等速度下降時：(式3-22)J、=3.9×10?×800=0.31kg·cm2=0.31×10*kg·m2(式3-23)(式3-24)(式3-25)根據上述計算結果，加速所需要的扭矩如下：在加速上升時：T?=T-T?=900-200=700N·mm(式3-29)在減速下降時：在討論旋轉扭矩時，計算出的加速時的扭矩等于最大扭矩：馬達需要的最大扭矩等于或低于電機最大扭矩。因此，步進電動機的最大扭矩應大于或等于1100N·mm。在確定扭矩有效值時，必須充分考慮旋轉力矩所得到的力矩。在減速上升時：T?=700N·mm,t?=0.2s在加速下降時：T?=630N·mm,t?=0.2s在停止時(m?=0):T=658N·mm,t?=7.6s用下式計算出力矩的有效值，馬達的額定力矩應該大于或等于734N·mm:因此，步進電機的慣性力矩必須在1.58×10~kg·m2以上。最終選擇57系列步進電機型號57HBP56AL4,其額定轉矩900N·mm。到此，選擇完畢，滾珠絲杠型號選擇BLK1510-5.6。3.4.1減速電機的選擇按實際需求分析，選擇名揚電機公司行星齒輪直流減速電機，型號MY-36G-555-2480。其額定轉速16r/min,扭矩105N·m,行星齒輪減速比為516。3.4.2齒輪精度等級、材料、齒數的選擇(1)自動展開曬衣架為一般工作機器，為保證傳動的平穩(wěn)性，選用的齒輪為標準斜齒圓柱齒輪，齒輪采用8級精度。(2)材料選擇：小齒輪的材質選擇為40Cr,調質并進行調質處理，齒面硬度280HBW。由45鋼制成大齒輪，調質并進行調質處理，齒面硬度240HBS。其中，調質處理的目的是為了加強兩齒輪的硬度。(3)初部選擇小齒輪的齒數z?=26,選用齒輪傳動的傳動比為u=3.5,由此可Z?=uz?=3.5×26=91(式3-31)實際亦取z?=91。(4)初選螺旋角β=14°3.4.3按齒面接觸疲勞強度設計(1)對斜齒圓柱齒輪的主動齒輪，先試算其分度圓直徑，其計算公式為：(式3-32)1)確定公式中的各參數值：②因為傳動裝置的齒輪軸是用聯軸器和電動機相連的，取傳遞的效率N?=60n?jL?=60×16×1×10×300×1×8=2.31×1j為在齒輪轉動一周時，同側齒面的嚙合次數，j=1。L?為齒輪的工作壽命大齒輪應力循環(huán)次數由下式可得：選取接觸疲勞壽命系數，對小齒輪選取為KHN?=0.90,對大齒輪選取為取失效概率為1%,選擇齒輪的安全系數S=1,得到小齒輪的接觸疲勞應力為：以兩者中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即：2)試算小齒輪分度圓直徑：1)計算實際載荷系數前的準備：①計算小齒輪的圓周速度v;:(式3-45)(式3-47)②齒寬b:b=φ?d??=1×48.45=48.45mm(式3-48)①查取齒輪的使用系數K?=1.5。②根據小齒輪的圓周速度v?=0.041m/s,齒輪精度為7級精度，選取得動載(式3-49)(式3-50)④采用插值方法求出7級的精度，當小齒輪不對稱支撐時，K=1.455,則3)用實際載荷系數求出小齒輪的分度圓直徑及其對應的齒輪模數，可以得到：取標準值m=2.5mm:3.4.4按齒根彎曲疲勞強度設計(1)先對小齒輪的齒輪模數進行試算，即：①對齒輪的載荷系數試選，選定K=1.3。②計算彎曲疲勞強度的重合度系數：(式3-52)(式3-53)(式3-54)β=arctan(tanβcosa,)=arctan(tan14°cos20.561°)=13.14°(式3-55)(式3-56)(式3-57)③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數：(式3-58)小齒輪和大齒輪的當量齒數計算如下：(式3-59)(式3-60)通過對小、大齒輪的齒形系數進行查取，查得兩者的齒形系數分別為通過對小、大齒輪的應力修正系數進行查取，查得兩者的應力修正系數分別通過對小、大齒輪的彎曲疲勞極限進行查取，查得兩者的彎曲疲勞極限分別通過對小、大齒輪的彎曲疲勞壽命系數進行查取，查得兩者的彎曲疲勞壽命采用S=1.4的彎曲疲勞安全系數，按下列公式求出小齒輪及大齒輪許用應力：(式3-61)(式3-62)(式3-63)因為,所以取2)對齒輪模數進行試算：1)計算實際載荷系數前的數據準備：①計算圓周速度v?:小齒輪的分度圓直徑為：③齒高及齒寬比計算：(式3-64)(式3-65)(式3-66)(式3-67)(式3-70)(式3-71)(式3-72)由,查得齒間載荷分配系數K=1.4。K=K?K?K??Krp=1.5×1.05×1.4×13)計算實際載荷下的齒輪模數：(式3-73)(式3-74)對比齒面接觸疲勞強度的計算結果和齒根彎曲疲勞強度的計算結果，可知前者的法面模數大于后者的法面模數。由于齒面接觸疲勞強度與中心距及齒寬有關，而齒根彎曲疲勞強度與模數及齒寬有關，故為了滿足彎曲疲勞強度，按彎曲疲勞強度算得的模數就近選取標準值模數m。=2mm。為了滿足接觸疲勞強度，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑計算小齒輪的齒數，即：(式3-75)3.4.5幾何尺寸計算(式3-76)將中心距圓整得a=145mm。因β值改變不大，故不必再做強度驗算。(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑：(式3-78)(式3-79)(式3-80)(式3-80)3.4.6主要設計結論齒輪的主要參數結論如下：小齒輪模數(mm)22壓力角(度)螺旋角(度)齒寬(mm)分度圓直徑(mm)40Cr(調質)45鋼(調質)中心距(mm)3.5.1輸入軸的基本條件3.5.2作用在齒輪上的力由于小齒輪的分度圓直徑已計算得到d?=6(式3-81)(式3-82)Fa=Ftanβ=3114.78×tan15.09°=839.85N(式3-83)3.5.3初步確定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調制處理。取A,=108,得：(式3-84)3.5.4軸的結構設計根據圖3.1中所示的預設軸的大小，并決定了各部分的直徑和長度。圖3.1輸入軸結構圖的尺寸為b×h×l=8mm×7mm×16mm。(2)滾動軸承的初步選定。由于軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故初選圓錐滾子軸承，軸承代號為30206,其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×16mm。則有dn-m=dv-vm=24mm,ln-m=26mm,lv-vm=16m(3)軸承采用正裝，即面對面安裝。安裝在下側的軸承的內圈采用軸肩定位，外圈依靠外殼上的支座定位。由此可確定dm-v=40mm,lm-v=5mm。(4)由齒輪的孔徑為40mm,齒寬68mm,齒輪與軸采用圓頭平鍵連接，鍵的尺寸為b×h×l=12mm×8mm×44mm。齒輪一側采用軸肩定位，因此可確定div-v=48mm,lv-v=5mm,dvv=40mm,lv.vi(5)齒輪與上側軸承之間采用套筒定位，故dvi-v=35mm,lvi-v至此，軸的各段尺寸確定完成。3.5.5軸的載荷分析水平面支反力：NFNHBI=F?-FNHDI=3114.78-1420.N(式3-85)(式3-86)(式3-87)齒輪截面C處水平彎矩：齒輪截面C處左側的水平彎矩：Mvci=FvBIR?=875.11×52=45505.72N·mmMvci=Fvvp?R?=402.07×62=24928.34N·mm(式3-89)(式3-90)(式3-91)(式3-92)軸的載荷分析圖如下圖3.2所示。軸上載荷詳細見下表。表3.4軸上載荷參數載荷支反力總彎矩3.5.6彎矩合成應力校核軸的強度在進行校核時，一般僅對軸上承受最大彎矩和扭矩的部分進行校核，也就是危險截面C的左邊。從上述數據，以及扭轉切應力是脈動循環(huán)變應力，取a?=0.6,則軸的計算應力：由軸的材料為45鋼，[σ_]=60MPa,σ<[o_]。3.6.1輸出軸的基本條件輸出軸上的轉矩T?=uTs=3.5×100=350N·m,3.6.2作用在齒輪上的力由于大齒輪的分度圓直徑已計算得到d?=225.78mm,圓周力、徑向力、軸向力分別為：由此可得大齒輪上的(式3-96)Fa?=F?tanβ=3100.36×tan15.09°=83選軸的材料為45鋼，調制處理。取A?=103,得：根據圖3.3中所示的預設軸的大小，并決定了各部分的直徑和長度。向力和軸向力的作用，故初選圓錐滾子軸承，軸承代號為30207,其尺寸為d×D×B=35mm×72mm×17mm。故有dtm=dyi-vi=35mm,lrn=lyi-V的齒寬為65mm,孔徑45mm。齒輪與軸采用圓頭平鍵連接，鍵的尺寸為b×h×l=14mm×9mm×50mm。此軸段應略短于輪轂寬度，故dy-v=45mm,FNHB?=F?-FNHD?=3100.36-1550.18=1550.18N齒輪截面C處右側的水平彎矩：McH右2=FNHD?R?=1550.18×79.5=123239.31N·mm齒輪截面C處左側的水平彎矩：故McH2=123239.31N·mm。Mvc?=FNvB?R4=1177.90×79.5=9364Mvc?=FNvD?R?=1214.65×79.5=9656(5)計算合成彎矩M,得到如圖3.4(d)所示的合成彎矩圖。(式3-100)(式3-101)(式3-102)(式3-103)(式3-104)(式3-105)(式3-106)(式3-107)(式3-108)(式3-109)軸的載荷分析圖如下圖3.4所示。軸上載荷詳細見下表。載荷支反力總彎矩扭矩T根據軸的計算可知FMvBI=875.11N,FvvDI=402因;R?=fan(XuFn+X?Fa?)=1.1×(1×1906.68+R??=fa?(X??F??+Y??Fa??)=1.1×(0.4×1476.57+1對于30206型軸承，軸承派生軸向力F=eF,為0.37,Y的值為1.6,則：Fa??=Fa?=608.41N,Fa因R?=fa?(X??F???+Y??F?i?)=1.1×(1×1946.92=1.1×(0.4×1969.37+1.6×1444.37)=3因為P<R,由此根據軸承2的計算進行校核：由初始條件，衣物載重25Kg,伸縮速度0.2m/s,由于液壓機構體積大，占動推桿完成推動動作。根據常州路易公司電動推桿選型參數表如下，選擇電動推同步帶款速度mm/速度mm/s推力(N)推力(N)7從上面的表格中，選擇齒輪款的傳動方式，型號BJXL齒輪式電動推桿。電動推桿馬達在減速齒輪的作用下，將安裝在內筒上的小絲桿帶動與其相連的軸向移動螺母，當達到預定的沖程時，螺母觸頭按壓極限開關，切斷電源，使馬達停止工作。該電動推桿工作電壓36V,該推桿最大載荷可滿足最大載荷要求，最大負載選擇行程行程桿伸出時總中心距：并選擇安裝方式為安裝在支架上。(式3-125)(式3-126)3.8.2剪叉臂的結構分析為了保證剪叉臂在工作時更加穩(wěn)定，剪叉臂在伸展狀態(tài)下剪叉桿與豎直位置的極限角度為45度。剪叉臂的機構簡圖如圖3.5所示，其臂AE、DH、GK、JN、BD、EG、HJ、KM的臂長均一致，MO與NO長度亦一致，剪叉桿AE與BD通過鉸接點C鉸接，其他桿與之同理分別鉸接于F、I、L、O點。桿BD與連接桿鉸接于B點，并隨著電動推桿推動連接桿的上下移動而完成伸縮的動作。當做伸縮運動時，A、圖3.5水平剪叉臂機構簡圖3.8.3剪叉臂的基本尺寸確定如圖3.6所示，取AE=DH=GK=JN=BD=EG=HJ=KM=2x=370mm,MO=NO=x=185mm。為了防止衣物堆疊和防止手指夾傷，取初始位置∠BAE=θ=17°,當曬衣架展開到最大時，∠BAE=θ?=45°。剪叉臂收回時，其前端與末端的距離為：剪叉臂展開時，其前端與末端的距離為：S?=9xsinθ?=9×185×sin45°=1177.3mm(式3-127)(式3-128)其展開與收回時的距離差為：S?=S?-S?=1177.3-486.8=690.5mm(式3-129)為了使剪叉臂在伸縮過程中電動推桿有足夠的安裝位置，需滿足：2xcosθ?≥Lmi(式3-130)2xcosθ?≥Lma(式3-131)將上述數據代入得：2xcos0=2×185×cos17°=383.2xcosO?=2×185×cos45°=261故剪叉臂的桿長滿足條件。水平剪叉臂是晾曬衣物的主要部件，其臂長的具體尺寸在第三章已計算得到。該剪叉臂每個節(jié)點通過銷釘連接三條交叉杠，交叉杠使用鈦合金。在此運用Solidworkssimulation功能對其進行有限元分析，校驗其強度是否滿足使的要求。將其單元總數劃分為465416個單元，節(jié)點總數799407個，網格信息細節(jié)如圖4.1及4.2所示。對于交叉杠的材料，選擇的是鈦合金，其材料的具體參數如下：若將衣物間隔均勻晾曬在曬衣桿上，晾曬衣物的總重量為12kg,即120N,運行此算例得其應力云圖和位移云圖分別如圖4.3和圖4.4所示。若將晾曬衣物的總重量增加到為25kg,即250N,運行此算例得其應力云圖和位移云圖分別如圖4.5和圖4.6所示。晾曬衣物的總重量為12kg,即120N,運行該算例，對交叉杠進行單獨分析，得其應力云圖和位移云圖分別如圖4.7和圖4.8所示。到安全系,故滿足安全條件。由上圖4.8所示的位移云圖可得，其最大位移為0.7517mm,其最大位移是符合要求的。依據上述4.1水平剪叉臂的有限元分析，若將衣物間隔均勻晾曬在曬衣桿上，晾曬衣物的總重量為25kg,即250N,運行該算例，對交叉杠進行單