【JX17-66】碎冰除雪机设计（二维+论文）
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JX17-66
【JX17-66】碎冰除雪机设计二维+论文
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I 摘 要 我国北方地区冬季降雪时间长，雪量大，气温低，积雪数日经车辆、行人 碾压而被压实。路面上压实冰雪的清除问题关系到社会生产、人民生活、交通 安全、环境保护等多个方面。 在了解目前国内外的主要除雪方法的基础上，提出一种适合中国国情的小 型机械碎冰除雪车的设计方案，并对其进行了理论分析和实用结构设计，为国 内生产该种碎冰除雪车提供了完整技术资料。 首先对道路上的压实积雪的物理机械性能进行分析研究，并查阅参考了目 前的国内外有关该设备的大量资料，在已有成果的基础上，进行设计计算和机 构创新，这些资料为本文设计计算提供了重要的理论依据。 根据路面压实冰雪进行挤压、切削、破碎的技术原理。确定了路面冰雪清 除机械基本方案并分析了其工作机理。根据整机方案及相关条件确定了清除冰 雪装置中关键部件碎冰刀的构造和有关技术参数；本文设计了带有碎冰刀、螺 旋状集雪搅龙装置的清雪车，确定了其主要参数，传动方案和结构形式。 关键词： 除雪；碎冰刀；螺旋 II Abstract In northern China，the snow in winter is long，the amount of snow is large， the temperature is low，and the snow is compacted by vehicles and pedestrians for several days. The problem of removing ice and snow on the road is related to many aspects，such as social production，peoples life，traffic safety，environmental protection and so on. To understand the current main snow removal methods at home and abroad， put forward a kind of small machinery for ice China conditions except design of plough，and has carried on the theoretical analysis and practical design for the domestic production of the ice snow remover provides a complete technical information. First carries on the analysis research on mechanical properties of the compacted snow on the road，and refer to the current home and abroad a lot of information about this equipment，based on the previous research，the design and calculation of mechanism innovation，these data provide the important theory basis for the design and calculation. According to the technical principle of extrusion，cutting and crushing of ice and snow. The basic scheme of ice and snow cleaning machine is determined and its working mechanism is analyzed. According to the plan and related conditions to construct clear key components in the ice pick ice device and technological parameters were determined； this paper designed with crushed ice skates，spiral snow collection auger device snow remover，its main parameters，transmission scheme and structure. III Keywords：Snow cleaning，Snow ice pick，spiral 目 录 摘 要.I ABSTRACTII 第 1 章 绪 论 1 1.1 选题的意义1 1.2 国内外研究现状 .2 1.2.1 国内研究现状 .2 1.2.2 国外研究现状 .2 第 2 章 设计方案确定 5 2.1 碎冰除雪车的结构及原理 5 2.2 碎冰刀设计 6 2.3 选择原动机 8 2.4 设计车体 8 2.5 集雪器的设计 9 2.6 抛雪器的设计 10 2.7 抛雪器性能参数的分析计算 .13 2.8 本章小结13 第 3 章 车体总型设计 14 3.1 集雪器的设计 .14 3.2 抛雪器的设计15 3.3 传动方案的设计15 3.3.1 传动方案一 15 3.3.2 传动方案二 .16 3.3.3 传动方案三 .16 第 4 章 小型清雪车的设计计算及校核 17 4.1 带传动计算17 4.2 蜗杆传动计算19 4.3 轴承寿命计算和润滑方式的选择22 4.3.1 寿命计算 .22 4.3.2 润滑方式的选择 .24 4.4 轴的校核25 参考文献 28 谢辞 30 1 第 1 章 绪 论 1.1 选题的意义 我国北方地区冬季较长，每年都会有较大降雪过程1，部分地区还会形成 雪灾，给社会生产生活带来很大影响，特别是近年来随着国民经济与社会的快 速发展，高速公路和高等级公路里程与日俱增，冬季道路积给人们出行带来了 诸多不便，尤其在大雪和雨夹雪天气，大部分高速公路出于安全考虑常采取限 速行驶甚至不得不关闭数天，严重影响交通并制约经济发展，城市道路的清雪 问题已经越来越引起各级政府部门的关注和重视，我认为如何快速高效清除道 路积雪、保障道路和社区群众的正常出行、提高行车安全、行走方便成为目前 冬季道路养护的主要问题。 因为我们的方法比原来的青雪，主要是人工的方法，基本上是人海战术， 不仅浪费人力、物力、和除雪效率低，往往雪还未清理干净，车辆被压实的往 来，增加雪的困难。因此，太多的降雪往往是为时已晚，及时和有效地去除城 市交通和人民的生活带来了很多不便。因此，迫切需要找到一种高效、低成本 的新方法。 碎冰除雪机的设计很大程度上填补了小型除雪机的空白，缓解了农村道路 和城市小区的除雪压力，告别组织大量工人除冰扫雪的时代。真正贴近人民群 众的生活，帮助广大群众解决实际生活中的问题和困难。本设计结构简单，实 用性强，体积较小，使用简单，更不需要专业的人士来操作，只要有需要就可 以使用最有效，最直接的方式来解决问题，给大家带来更和谐，更方便的生活。 2 1.2 国内外研究现状 1.2.1 国内研究现状 2008 年南方的雪灾和 2010 年新疆，内蒙古等地区所遭受的雪灾给我们带 来了极为严重的经济损失，更给广大群众的出行和生活带来了很多不便。大雪 封路致使交通堵塞，运营物质无法运达，人民出行困难，为了解决交通运输问 题，国内各大机械制造企业都生产出适合公路和高速路除雪破冰的破冰车，但 是针对农村道路和城市小区的除雪破冰问题，国内却是空白，还没有着力完善 和解决。 1.2.2 国外研究现状 国外在小型破冰除雪机方面有一定的研究，相对国内而言更加专业一点。 特别是北欧和北美一些国家在这方面更为深入，像德国 KARCHER，意大利 COMAC，以及德国 MAHA 系列的产品都致力于小型破冰除雪机的开发和利 用，更为广大的民众带去了无限的方便和实惠。综观国内外的除雪机械，其类 型总的来说有三种类型： (1) 犁式除雪机：犁式除雪机的工作装置一般安装在主机的前端，是所有 除雪机中应用最为广泛、起源最早的除雪设备。主要使用于未被压实的新降集 雪，其厚度为 300mm 以下。犁板有整体式和分段式，有 V 型犁和 U 型犁之分。 其特点是：多数采用了双摇杆机构，避让效果明显，越障高度较大，环境适应 性强，可以在硬质雪区工作。有的还增加了滑靴和滚轮等装置，用来减少或消 除铲刃对地面的作用力，保护了地面，减少了刀刃的磨损。 具体类型有： 3 1) 向犁-除雪犁以固定角度装在除雪车前部。 2) V 型犁-主要结构和工作原理与单向犁相同，只是结构呈左右对称， 形成 V 形。 3)变角度犁-指犁的排雪方向和行进角度可以改变的除雪机械 4)复合犁 -又叫铰接雪犁，采用两翼结构，中间垂直铰链可以自由改变形状，形成单 向犁、V 型犁、变角度犁等犁形。 比较典型的产品有：徐州装载机长的专利产品-调压自动越障式除雪装 置。郑工、柳工和沈阳山河等厂家生产的 ZL50 型除雪机。由于该类除雪机械 拥有结构简单、性能可靠、价格低廉等特性，因此受到广大用户的认可，得以 广泛的使用。 (2) 旋切式除雪机械：旋转式削雪机的工作原理为自挂式和悬吊式两种。 主要由离心风机、风道、抛雪筒、护板、螺旋集雪器。结构相对复杂。工作时， 通过主机或专用机箱的动力使风扇高速转动。投掷距离和角度可根据需要调节。 该机在清除雪障方面具有明显的优势。但它不能清除压实雪。 具体类型有： 1) 螺旋式螺旋轴鼓上的叶片呈左右旋向，左右旋向的叶片在轴线中部 结合形成 U 形抛雪槽，U 形抛雪槽低部稍微向后倾斜，内侧光滑，工作时轴 鼓上的叶片刀刃切削破碎积雪，并将积雪集中送到中部 U 形槽内抛出。 2) 转子式主要以清除新雪为主要作业对象。转子叶片可以完成切雪、 扒雪和抛雪。 3) 单螺旋转子式有转子和一根螺旋组成。螺旋水平布置在转子前，螺 旋 叶片作成左右旋向，当螺旋周转动时，把两边的积雪送到中间，再由转子 抛出。 4) 双螺旋转子式双螺旋转子式的工作装置的两螺旋上、下平行地置于 4 转子前面。 5) 立轴螺旋转子式该工作装置将螺旋竖放在转子两侧，螺旋叶片为左 右旋向，工作时雪的移动方向为上下运动。 主要机型有：哈尔滨开达公司生产的抛雪式除雪机和吉林大学研制的 CX- 30 型除雪机。 (3) 扫滚式除雪机械：滚动式除雪机工作方式为自走式和悬挂式两种。通 过主机或机箱供电，驱动雪滚雪盘高速旋转运动，和雪除雪上的滚轮灵活强大 的雪刷，路面上的积雪被卷起了地面，该吹到路边的作用下在空气压力。该除 雪机主要适用于较薄或犁式除雪机工作后的积雪工作。即使路面凹凸不平也能 得到除雪效果。主要生产厂家：哈尔滨开达公司和哈尔滨重型机械厂。 虽然在中国的除雪机械有了很大的发展，但总体水平与发达国家相比，还 存在着一个范围广泛的产品品种和性能。不能适应对中国的高速公路发展的需 要，主要体现在以下几个方面： 1) 技术水平低，除雪机械在结构设计、制造工艺、零件供应和使用管理 等方面技术水平低的问题。导致除雪机械可靠性差，故障，寿命短。 2)功能单一。除雪机械具有明显的季节性，如果功能单一，只能用做除雪 和除冰专用，那么，机械一年中大部分时间处于闲置状态，大大增加了除雪 的成本。加重了公路养护部门的负担。 3)品种类型不全。与国外相比，现在有不少除冰雪机械在国内还是一片空 白。现有的除冰雪机械无法满足农村道路和城市小区的除冰雪的要求。 5 第 2 章 设计方案确定 方案一：利用吹风的方式，从鼓风机里吹出的高速气流将积雪吹到路边， 吹雪式清雪车运行速度较高，有很高的生产率，但它只适用于新鲜雪，对于压 实的积雪或冰层无能为力，只能在机场、桥梁和高速路上应用，成本很高，不 适合开发小型产品。 方案二：利用一个置于清雪车前部的铲子，随着清雪车的不断前进，将积 雪推至路的一边。推移式清雪车只能将积雪推到路边，不具备集雪能力，且只 适用于新鲜雪或破碎后的压实雪，效率较低，容易划伤地面。 方案三：利用机械传动的方式，由碎冰刀先将压实的冰面搅碎，并输送至 一个高速旋转的叶轮，将其抛到路边。螺旋转子式清雪车适用范围广，无论是 松散雪、压实雪清雪效果和效率要比前两方案好，而且这种方案设计，设计出 的产品体积小、成本低、操作方便灵活，适用于道路窄的地方。因此选用第三 种方案4。 2.1 碎冰除雪车的结构及原理 除雪车由车体和安装在它上面的汽油机、变速箱、传动装置、碎冰刀以及 安装在集雪器上的抛雪器组成。小车以一定速度行走时，通过前方的碎冰刀将 地面上的冰块打碎，从而从前方不断进入集雪器中，集雪器由反向安装的双向 螺旋轴、推雪板和挡板组成，由于螺旋轴的高速旋转，积雪被切碎并通过双向 螺旋的横向位移迅速集中于集雪器中部抛雪转子室的入口处，随车体的前进而 进入转子室，在转子叶片的带动下，不断沿抛雪筒抛到预定位置5。所以要合 理的设计计算集雪器、抛雪器等的参数。螺旋转子式除雪机是由切割刀片安装 6 前破碎，然后在反向安装在输送雪推板中央抛雪装置入口处集中螺旋两端的雪 下切割转子雪芯片，因为除雪机向前雪增加压雪的芯片是美联储不断在抛雪室 转子高速旋转的作用下，转子叶片驱动不断沿抛雪筒扔。 总体方案制定后，要考虑的是怎样确定原动机、传动装置、车体、碎冰刀 和抛雪器等各部分的具体设计。 2.2 碎冰刀设计 碎冰刀的作用是将冰层从路面上剥离，其结构形式为：一系列的刀片沿径 向均布于主轴圆周上；工作时刀辊主轴以一定的转速旋转，同时以速度 V0 前 进，这就使分布在主轴圆周上的刀片依次敲击冰层然后刮擦，使冰层与路面剥 离。图 2-1 为破冰刀结构示意图。 图 2-1 碎冰刀结构示意图 冰在不同温度下的强度如下：温度 t 的范围540CC 1)抗拉强度： H 7 2.160.24 1 0.14.41 50.61 H ttMPa 2)抗压强度： T 1.080.0020.1311.0785 1.416 T ttMPa 3)抗剪强度： s 2.60.193.55 10.2 s tMpa 4)抗折强度： R 19.90.1320.55 25.1 R tMpa 5）冰的安全系数 一般条件下的安全系数为 K=3.0 殊条件下取 K=6.0，不出现裂纹。 从上面的分析和研究中可以计算出，无论是纯净冰还是道路上的冰雪，我 们要把它从道路上清除，其辊压强度不能低于 50MPa300MPa。对于北方沥 青路面的拉压强度，在一般情况下。故为了能充分将冰块破碎，=260Mpa液 并且不能破坏路面，所以设计碎冰刀时取，至于冰与路面的附着面，=20Mpa 随着温度的降低也越来越小，可以忽略不计。 由式，(A 为） ，/FA 6 1030 2 m 得： 62 20030 10600FAMPamN 即碎冰刀的输出力为为 600N。取碎冰刀长圆周直径为 0.5m，故碎冰刀的 输出扭矩为。设计时取碎冰刀的转速为600 0.25150TFLN m 50r/min。得碎冰刀工作时所需要的功率。 150 50 0.78 95509550 T n Pkw 8 2.3 选择原动机 动力采用微型发动机，本课题的设计需求大约是每小时扫雪量为， 2 1000m 以积雪平均密度为，积雪厚度以 30cm 计算， 3 250/kg m 每小时扫雪重量为： 23 1 10000.3250/75000mmkg mkg 集雪搅龙在积雪的作用下阻力矩，20TN m 集雪搅龙消耗的功率为： ，其中是搅龙转速。202 314 10 /1245N mr sw 10 /r s 由前一节计算得知碎冰刀消耗的功率为：780W 估计整机重量为 200kg，与路面的摩擦系数取 0.2，前进速度约为 1m/s， 整机消耗的功率为：780W+1256W+400W=2.44kW 前进消耗的功率为：200 kg10N/kg0.21m/s=400W 在这一设计要求下，对动力源选型，考虑到清雪车在工作时可能遇到踏 实的积雪，故选用功率稍大的发动机，以满足不同工作状况下需要。考虑到 本机对动力源的要求，这里采用江动牌系列微型发动机中的 JF168 型。 2.4 设计车体 车体的作用与集雪器、汽油机等部件固定连接，具有行走功能。主体由低 碳钢钢板焊接而成，并包括扶手、车轮等配件。连接体的前部固定在集雪装置， 中间的汽油库，每个部分的设计应考虑如何满足简单、实用、美观，操作方便 等方面的要求，以及车辆的宽度不应超过集雪装置的宽度。此外，考虑到实际 应用，我们还应注意避免路面划痕、减轻重量、超载保护等问题。 9 2.5 集雪器的设计 1.集雪器结构设计 一个集雪装置叫螺旋式集雪，配置在正面，对称相反的旋转方向，是从雪 地上的切割元件转移到中央工具，雪从积雪收集装置进入中央抛雪转子。它由 三个部分组成：双向螺旋轴，轴承结构，挡板和推板等。本实用新型涉及一种 双向螺旋轴，是一种轴，其上设有两个反向螺钉，安装在挡板中，形成半封闭 的。螺旋轴的结构见图 2-2 和 2-3。 图 2-2 带叶轮的螺旋轴 图 2-3 不带叶轮的螺旋轴 螺旋式集雪的原理是雪，在一定程度上挤压螺旋叶片中的推力，当螺旋状 的雪花收集时，在雪地上沿一条雪花切割出沿轴向的方向并移动到旋翼的前面。 螺旋集雪器的带式叶片一般呈双向对称，在螺旋的中部留有一定的空间，以减 10 少小雪流入转子时的阻力。在无转子结构的机型中，集雪螺旋集切雪、集雪、 抛雪三大功能于一体，因此多采用图 2-3 结构；在有转子结构的机型中，集雪 螺旋只完成切雪、集雪功能，由抛雪转子完成抛雪功能，故多采用图 2-2 结构。 =+ldr (2-1) j N Z VdZVnghdZg 1 1 0 cossin 式中 L螺旋沿轴向长度，m； V清雪机自行速度， （m/s） ； N螺旋轴转数，r/min； 60V/n 考虑清雪机自行速度时雪进入集雪器每秒转过的弧长，经螺旋轴推 移并挤压的雪，将对螺旋叶片产生阻力。在实际计算中，可以在单位面积的压 力和雪的变形阻力之间建立一个平衡点。据推测，雪是一个连续的流体介质， 具有相同的速度和均匀变化的所有方向。集雪机的功率消耗 (2-2) fQ n V D s j N 2 sin60cossin1 式中 D为螺旋直径，其它符号如前所述7。 雪的变形阻力 f(即雪的抗压强度)可由实验求出，它和积雪的密度和抗压 强度有关。 2.6 抛雪器的设计 1.无转子机构抛雪器的设计 小机型通常不转旋翼机构，只能用雪器来起雪的引导作用，把雪器称 为抛雪缸。如图 2-4 所示，为了减少在雪地中的运动阻力，雪抛缸筒部分 11 和挡板上的集雪装置制成的一部分，接头圆角平滑过渡和材料选择高光滑 和高韧性的玻璃钢。所述的抛雪筒在集雪装置的中间，其方向与挡板的半 封闭圆筒相切。抛雪筒的轴线应该在螺旋轴的螺旋面中间，这样雪会在雪 收集器离开时对雪的抵抗力降低。为了增加抛雪的距离，在钢瓶出口处有 椭圆形光滑的开口，以确保雪离开雪碗时对雪的抵抗力较小。根据力学原 理，相同初速仅在 45 度斜抛抛撒距离，雪角为 45 度最合理。 图 2-4 挡雪板-抛雪器 2.有转子机构抛雪器的设计 与抛雪装置相比，无转子机构在结构上的抛雪装置较多，抛雪轮、集雪器 相应推雪板相对，而抛雪装置增加了旋翼室。因此，这种投雪装置较为复杂， 但其抛雪功能优越。 工作原理：如图 2-5 所示工作时，随着雪身体向前雪收集自旋转破碎而从 左向中间集中，然后转子在高速旋转的风扇室内的气流速度和压力差来移动身 体的双重作用，在转子壳体，并迅速充满转子室。抛雪旋转的转子产生离心力， 沿雪转子叶片尖端移动，并被压入转子室的圆形表面，随着转子叶片旋转离开 时，被抛出8。 12 图 2-5 带转子叶片的集雪-抛雪器 抛雪转子的计算见图 2-6，主要参数有叶片卸荷角度、叶片外径、工作长 度、转子抛雪能力和最大抛雪距离。转子内表面的雪的速度等于叶片顶部的圆 周速度。转子的径向速度等于出口的径向速度和叶片顶部圆周速度的矢量。 图 2-6 抛雪转子计算简图 转子卸载角然(弧度)，指从叶片顶端开始抛雪到两叶片间存雪完全抛完 x (即雪块从 A 点运动到 A点)时间内，叶片转过的角度。按雪块为无粘合力的 13 散状小颗粒的最有利输送条件，来确定 x 2 m 1 1arctan 41 m （） 2.7 抛雪器性能参数的分析计算 1.无转子机构抛雪器的参数分析计算 (l)雪由集雪器进入抛雪筒时的速度 雪的圆周速度可近似地认为是雪进入抛雪筒时的速度。 (2-4) tg nS tg SnD Voy 602 2 602 可见 V与 ，n，S 有关 oy (2)雪离开抛雪筒时的速度 雪块以速度心脱离集雪螺旋经过抛雪器出口时的速度为 u。 ，则 （2- 2 1 0 2 0 12)(gHVu oy 5） 式中 抛雪筒出口到集雪器中心轴的垂直距离； H0 雪经过抛时因与筒壁摩擦和冲击而产生的能量损失系数； 2.8 本章小结 （1）本章主要研究制定了小型旋转式清雪机的总体设计方案。 （2）在此基础上对清雪机的几个主要部件(如集雪器、抛雪器等)的结构和关 键性能参数进行分析，确定主体设计方向。 （3）经过实地考察和设计计算，最终确定车体尺寸 1820mm x 600mm x 14 1050mm。 15 第 3 章 车体总型设计 3.1 集雪器的设计 为了提高集雪能力，使加工更方便，螺旋轴用薄钢板焊接在轴上。雪宽度 不小于 500 毫米，在这里约 560 毫米或可取之处；螺旋的最大直径通常是它的 一半左右；此外，存在至少一个间距应该是雪宽度；螺旋直径和螺距的螺旋角 值可以被确定。总之，螺旋雪集的数量越大，集雪能力就越强，但速度不宜过 大，所以综合结构、动力、集雪能力等方面的选择值适当。根据结构选取螺旋， 螺距为 320 毫米，轴径为 30 毫米，钢板高 500 毫米，厚 2 毫米，以及其它参 数的值9。 如图 3-1 所示，集雪器的挡板底部安有支撑板，以防集雪螺旋划伤地面及 保护集雪螺旋免受车体重的压力。 16 图 3-1 带支撑板的集雪机构 3.2 抛雪器的设计 这部分主要参考第二章中有转子机构时抛雪器的设计。在选择转子的参数 时，根据结构转子直径通常要小于集雪螺旋直径，且保证滑轮为最低点接地； 转子宽度不应过大，根据结构适量选取；转子的转数应以满足最大抛雪距离的 要求即可，不宜过大。总之，根据公式和结构适当选取转子参数。 3.3 传动方案的设计 3.3.1 传动方案一 发动机链传动中间轴链传动集雪器 考虑到车身突然遇到障碍物影响传动系统，甚至使集雪螺旋因受过大阻 力，仍要继续旋转被破坏，所以传动系统中考虑有带传动做过载保护。 3.3.2 传动方案二 发动机带传动中间轴链传动集雪器 本方案中尽管有过载保护，但是车整体单向受力并且积雪效率不如变速 高，当雪较大时，车行驶速度应该低些；挡雪量较小时，车可以行驶快些， 当清雪不彻底时，就要发回重新清扫一遍，所以考虑第三方案，加变速箱。 17 3.3.3 传动方案三 车的传动路线如下所示 带传动蜗轮蜗杆集雪器 发动机 带传动变速箱齿轮传动车轮 与前两种机型相比，车体体积适中，结构也比较简单。车体上部安装 汽油机:车体前面连接集雪器:后面有推手；内部有加强肋板。总机长约 1400mm，宽约 600mm，高约 1050mm，重约 102kg，轮子直径选为 230mm，可见机型具有优越的除雪性能，还具备轻便的优点10。 18 第 4 章 小型清雪车的设计计算及校核 4.1 带传动计算 发动机输出功率 P=3.6kW， i=1.8 1 确定计算功率 ca P 由于载荷变动微小，因此取=1.0 则=P=1.03.6kW=3.6kW A K ca P A K 式中 计算功率，单位为 kW； ca P 工作情况系数； A K P传递的额定功率。 2选择带型 由=3.6kW，小带轮转速=3600r/min，选择 A 型带。 ca P 1 n 3确定带轮的基准直径和 1d d 2d d 1 ) 初选小带轮的基准直径=80mm， 1d d 则大带轮的基准直径=i=1.880=144mm 查表取=140mm 2d d 1d d 2d d 2 ) 验算带速 V=3.1480mm3600r/min=15.072m/s35m/s， 11n dd 确定中心距 a 和带的基准长度 d L 根据 0.7(+)2(+)得 1d d 2d d 0 a 1d d 2d d 初步确定 a =300mm， 19 基准长=948.4mm 2 1222 0 0 ()() 2 24 dddd d dddd La a 取=900mm d L 实际中心距 0 275.8 2 dd LL aamm 4 验算主动轮上的包角 1 =180-57.3=167.49120 包角合适。 1 21 () dd dd a 5 确定带的根数 Z 00 () ca aL P Z PP K K 取=1.64；=0.5；=0.98；=0.87， 则 z=1.82 0 P 0 P K L K 取 z =2 式中 考虑包角不同时的影响系数； K 考虑带的长度不同时的影响系数； L K 单根 A 带的基本额定功率； 0 P 计入传动比的影响时，单根 A 型带额定功率的增量。 0 P 6 确定带的预紧力 0 F 2 0 2.5 500(1) ca P Fqv zvK 代入数据计算得=115.33N 0 F 7 计算带传动作用在轴上的力 p F 20 =2zcos=2zcos(/2/2) p F 0 F2/ 0 F 1 =22115.33Nsin(167.49/2) =458.59N 式中 z带的根数； 单根带是预紧力； 0 F 主带轮上的包角。 1 4.2 蜗杆传动计算 本设计中工作部分和行走部分都用到蜗杆传动，现以工作部分为例，展示 蜗杆传动的计算过程。 计算参数：分配的输入功率 P=1.6kW，寿命=10000h， h L 传动比=8， 输入转速=2000r/min。 12 i 1 n 1根据阿基米德蜗杆(ZA)。 2选择材料 考虑到蜗杆传递的功率不大，速度中等，故蜗杆采用 45 钢；但希望效率 高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC。蜗轮用 铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造。为了降低成本，仅齿圈用青铜制造， 而轮芯用 HT200 11。 3 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根 弯曲疲劳强度。传动中心距 a 2 2 3 )( H EZ Z KT 21 1)确定作用在蜗轮上的转矩 2 T 按=6，估取效率=0.9，则 1 z =34380Nmm 6 2 2 2 9.55 10 P T n 6 112 9.55 10 / P ni 6 1.60.9 9.55 10 2000 / min/8 Kw r 2)确定载荷系数 K 因工作载荷稳定，故取载荷分布不均匀系数=1，选取使用系数=1.15， K A K 由于转速不高，冲击不大，可动载荷系数=1.05；则 V K K=11.151.05=1.21 K A K V K 3)确定弹性影响系数 E Z 因为选择铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160。 E Z 1/2 MPa 4)确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距 a 的比值/a=0.35，取=2.9。 1 d 1 d Z 5)确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造。蜗杆螺旋齿面硬度大 于 45HBC，查得蜗轮的基本许用应力=268M。 H a P 应力循环次数 7 2 2000 6060 1100002.4 10 8 h Njn L 寿命系数 8 7 7 10 0.8963 2.4 10 HN K 则 =0.8963268=240。 H HN K H MPaMPa 6)计算中心距 22 3 2 160 2.9 1.21 34380 ()53.77 240 ammmm 取中心距 a=63mm，因 i=8，取模数 m=2，蜗杆分度圆直径 =24mm， 1 d 这时/a=0.381，查得接触系数=2.8，因此以上结果可用。 1 dZ Z 4 蜗杆与蜗轮的主要参数和尺寸计算 1）蜗杆 轴向齿距=m=3.142=6.28mm； a p 直径系数 q=/m=12； 1 d 齿根圆直径=24-2(12+0.252)=19mm； 1f d)(2 1 cmhda 分度圆导程角=281043； 蜗杆轴向齿厚 = a s14 . 3 2 1 m 2)蜗轮 蜗轮齿数=51；变位系数=0； 2 z 2 x 验算传动比5 . 8 6 51 1 2 z z i 这时传动比误差为%25 . 6 8 85 . 8 是允许的。 蜗轮分度圆直径=m=251=102mm； 2 d 2 z 蜗轮喉圆直径=+2=102+22(1+0.400)=106mm； 2a d 2 d 2a h 蜗轮齿根圆直径=-2=102-22（1-0.400+0.25）=97mm； 2f d 2 d 2f h 23 蜗轮咽喉母圆半径 mm10 2 1 22 ag dar 5.校核齿根弯曲疲劳强度 2 2 12 1.53 FFaF KT YY d d m 当量齿数 2 2 33 51 74.465 cos(cos28.18 ) v z z 根据=+0.400，=74.465，查得齿形系数=2.12。 2 x 2v z 2Fa Y 螺旋角系数 28.18 110.7987 140140 Y 许用弯曲应力 查得 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa。 F 寿命系数 9 6 7 10 0.702 2.4 10 FN K =560.702=39.340MPa F 1.53 1.21 34380 2.12 0.798723.584 22.4 102 2 F MPa F 弯曲强度是满足的。 6. 精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆是动力传动，从 GB/T100891988 圆柱蜗杆、蜗轮精度 等级中选择 8 级精度，表面粗糙度取 1.6。 24 4.3 轴承寿命计算和润滑方式的选择 4.3.1 寿命计算 输入功率 P=3.6kW，带传动效率=0.97，传动比 i=1.8 由于轴 1 上的一对 深沟球轴承转速最高，故要对其进行寿命计算，设计寿命。所受hLh10000 的径向力为带轮作用在轴上的力=458.59N。 r F p F N. . . n P .T316674 81 3600 97063 1055910559 66 圆周力 2 22 16674.3 231.59 144 t T FN d 图 4-1 垂直面转矩图 图 4-2 水平面转矩图 1求两轴承受到的径向载荷和 1r F 2r F 25 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图 4-1）和水平面（图 4-2）两个 平面力系，带轮安装于两轴承的中心位置。其中 =229.3N vr F 1vr F 2 2 r F 2 458.59 =115.8N Hr F 1Hr F 2 2 t F 2 59.231 则 = 2r F256.88Nr1H 2 r1v 2 FF = 1r F256.8Nr2H 2 r2v 2 FF 轴向上没有受力，所以0 21 aa FF 2求轴承的当量动载荷和 1 P 2 P 因为 0 1 1 r a F F 1 e0 2 2 r a F F 2 e 式中、为判断系数，其值大于 0。 1 e 2 e 则对轴承 1 =01 1 X 1 Y 对轴承 2 =01 2 X 2 Y 3验算轴承寿命 由于轻微冲击，取=1.1 p f N88.256)( 11111 arp FYFXfP N88.256)( 22222 arp FYFXfP 由于=，所以两个轴承的寿命一样。只需计算其中一个，深沟球轴承= 1 P 2 P ，查得深沟球轴承的基本额定动载荷 C=19.5kN，则轴承寿命为： 3 10 26 h P C n Lh 7 3 10 6 1 6 105 . 1) 88.256 19500 ( 200060 10 )( 60 10 hLh10000 故满足要求。 4.3.2 润滑方式的选择 在本设计所应用的轴承中，变速箱箱体内的圆锥滚子轴承 30203 和圆锥滚 子轴承 30204 由于转速不高，故采用脂润滑。对于摆板中圆锥滚子轴承 30206 和六边轴上圆锥滚子轴承 30208 由于转速不高，也采用脂润滑。其中传动轴 轴 1 上的深沟球轴承 16006 的转速最高，因此只计算此对轴承的 dn 值12。 一般用滚动轴承的 dn 值（d 为滚动轴承的内径，单位为 mm；n 为轴承转 速，单位为 r/min）来选择轴承的润滑方式。查得深沟球轴承 16006 的内径 d =30mm，轴 1 的转速 n =2000r/min，适用于深沟球轴承脂润滑的 dn 值界限是 16。 4 10 对于此对轴承 dn =30mm2000r/min=616。 4 10 4 10 故可以采用脂润滑。故所有轴承采用脂润滑13。 4.4 轴的校核 由于工作装置中蜗杆轴直径最小，而且跨度最大，因此要进行必要的校核 计算。由发动机传向工作部分的功率 P=3kW，效率=0.8，转速 n=2000r/min14。 1求蜗杆轴上的功率和转距 2 P 2 T =P=3kW0.8=2.4kW 2 P 27 Nmm . . n P .T11460 2000 42 1055910559 6 2 6 2 2求作用在蜗杆上的力 已知蜗杆的分度圆直径=24mm 1 d 而 = 1 2 2 d T FtN5 .477 24 11460 tantan20 511.6186.5 coscos3.18 n rt FFN N 4 . 2818 . 3 tan 6 . 511tan ta FF 圆周力、径向力和轴向力的方向如下图所示： t F r F a F 图 4-3 蜗杆受力示意图 其中=40mm，=350mm。 1 L 2 L 3 初步确定轴的最小直径 轴的材料是 45 钢，调质处理。取=112，于是得 0 A mm 9 . 11 2000 4 . 2 112 2 3 0min n P Ad 轴上直径最小的地方是左端安装轴承处，其直径为 17mm。 4 求轴上载荷 28 从轴的结构图上可以看出蜗杆部分中间位置是最危险的截面，计算其 M、和列于下表 4-1。 H M V M 表 4-1 蜗杆轴承受载荷计算结果 载荷 水平面H垂直面V 支反力 F =462N =50N 1
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