除雪破冰机结构设计——毕业论文

滨州学院本科毕业设计（论文） 毕业设计（论文）题 目除雪破冰机结构设计 系 （院）机电工程学院专 业机械设计制造及自动化班 级 级 班学生姓名学 号指导教师职 称 年 月 日除雪破冰机结构设计摘 要我国北部地区的冬季寒冷漫长，冰雪较多，冬天的雪往往堆积不能融化，尤其是最下面的冰层，严重影响北方地区的人们出行和生活，因此设计一款路面除雪破冰机尤为必要。在研究除雪破冰机的背景及现状的基础上，确定了激振式破冰的总体方案。完成了除雪破冰机传动机构及执行机构的设计计算，以及动力装置的选择；传动机构的设计包括减速器、传动轴以及偏心激振锤等，执行机构包括破冰铲和除冰铲等。在此详细地叙述了路面除冰机的设计过程，并对关键件破冰铲和除冰铲利用Solid works Simulation软件进行了有限元分析。选取设计合适的零件，完成除雪破冰机的设计，以满足清除北方道路冰雪的要求。提高机械效率,同时使除雪破冰机的结构更紧凑性能更稳定。关键词：震碎，结构设计，除雪破冰Design of Snow Removing and Ice Breaking MachineAbstractCold northern winter long in our country, the more snow and ice, the snow in winter often accumulation is not melting, especially at the bottom of the ice, the serious influence people in the northern area of travel and life, so design a pavement snow ice machine is necessary. Based on the study of the background and status quo of the ice breaker, the overall scheme of the exciting icebreaker is determined. The design and calculation of the driving mechanism and actuator of the snow removal machine, and the selection of power plant; The design of the transmission mechanism includes the reducer, the transmission shaft, and the eccentric vibration hammer, etc. The actuator includes the broken ice shovel and the ice shovel. In this paper, the design process of the ice removal machine is described in detail, and the finite element analysis of Solid Works is carried out on the key pieces of the ice shovel and the deice shovel. The design of suitable parts is selected to complete the design of snow breaker.To meet the requirements of removing snow and ice on the northern roads.The mechanical efficiency is improved, and the structure of the snow breaking ice breaker is more compact and more stable.Key words: shatter，ice breaking snow removal，the structure designiii滨州学院本科毕业设计（论文）目 录第一章 绪论31.1研究背景介绍31.2除雪破冰机的现状3第二章 除雪破冰机总体方案设计42.1机构的总体设计的任务42.2机构的总体设计原则42.3本设计方案简述4第三章 电机、联轴器的选择63.1 电动机的选择63.1.3电机类型的结构形式63.1.2电动机的容量及转速63.2 联轴器的选择63.2.1计算公称转矩63.2.2选择联轴器型号6第四章 传动机构的设计计算74.1轴（输入轴）的设计74.1.1求出主轴上的功率P和转矩T74.1.2初步确定轴的最小直径74.1.3轴的结构设计74.1.4按弯矩合成应力校核轴的强度84.2轴（中间轴）的设计84.3高速级齿轮组的设计94.4低速级齿轮组的设计134.5 弹簧的设计计算164.5.1 选择材料并确定其许用弯曲应力164.5.2选择旋绕比C并计算曲度系数K1164.5.3根据强度条件试算弹簧钢丝直径164.5.4计算弹簧的基本几何参数164.5.5计算弹簧工作圈数174.5.6计算弹簧的扭弯刚度174.5.7计算和174.5.8 计算自由度的高度H174.5.9 计算弹簧丝展开的长度L174.6传动轴的设计184.7 激振锤的设计19第五章 执行机构的设计及有限元分析215.1破冰铲的设计215.2基于Solid works Simulation的有限元分析225.2.1破冰铲连接固定构件的受力校核235.3除冰铲的设计245.4基于SolidWorks Simulation对除冰铲的有限元分析25第六章 结论27参考文献28谢 辞2928第一章 绪论1.1研究背景介绍清除路面冰雪，保证交通的畅通无阻，是我国北方地区城市、农村需要解决的严肃问题。在我国北方，除雪破冰机并没有普及，跟发达国家相比较我国的机械化程度不高，冰雪的堆积，阻塞交通，甚至会在最下面形成冰层，导致交通事故，严重时甚至影响我们的人身安全，对此我有深刻的体会，我的家乡地处辽西走廊，交通发达，是出入关的必经之路。在天气不是特别还冷的时候天空落下的不是雪而是雨，当夜幕降临时，这些雨由于温度的降低会在路面形成一层冰，人们一不小就会受伤，影响车辆的正常通行。去年家乡就出现过很多起这种情况的发生，导致地方医院的当天接收的摔伤病患爆满和国道、高速路几十辆汽车发生连环碰撞。目前我国市面上有很多种路面除雪机构，但并没有一款能完美的解决上述的情况。这严重影响了人们对于特殊路况的紧急处理能力，影响了人们的出行和运输。在此背景下，研究出一种路面除冰雪机械，既能满足正常道路的日常清理积雪功能，又能应对特殊天气的破冰除雪功能,减轻劳动力。1.2除雪破冰机的现状目前市面上有很多种除雪机械，但只能清除较松软的积雪，没有清除路面底层冰层的能力，不能解决上述中的问题。根据除雪机械原理的不同，可以把除雪机械分为推移式、螺旋抛扬式、液压式、铲剁式和锤击式5种，实际使用中人们又习惯将除雪机分为犁式和螺旋式两种。而且市面上的除雪机械造价太高，不利于除雪机械的普及。犁式除雪机主要用于除雪而不压实。它特别适合于小密度下的新雪。其主要形式包括V犁、U犁和侧向铲。犁式除雪机，主要是为了避免改变功能，可以实现升降操作角度。螺旋除雪机具有复杂的结构和功能，一般只具有切割、浓缩、传递和投掷的功能。单级和双极有两种。此次设计的产品不仅可以清洁路上的冰和雪,但也可处理特殊天气清除路上的冰的功能。具有设计合理,结构简单,清除冰层时不破坏道路,耐用,价格低廉利于普及的道路冰雪清除机器取代笨重的体力劳动,有效降低交通事故的发生。第二章 除雪破冰机总体方案设计2.1机构的总体设计的任务机构的总体设计的任务是将原理方案设计结构化，设计出的除雪破冰机要能实现清除冰雪的目的。 结构的总体设计包括定型和材料选择校核装配图和主要零部件图纸的绘制等的设计。“定形”设计包括机构的整体的定形和零部件的选择。总体设计中的零部件材料的选择，确定尺寸、型号等。在保证功能实现的前提下尽量简化设计来完成总体设计。2.2机构的总体设计原则总体设计是产品即本次设计关键，为设计规划确定方向，为实现功能做出总体规划，确定外观、技术和经费等。简单、安全可靠、经济实用、工作原理明确是结构总体设计阶段必须履行的基本原则。因为这些基本原则的共同目标都是为了实现总系统（产品）的预期功能，所以，在整个设计阶段应将这些基本原则完成到最后。总体设计即装配图、零件的设计及材料选择要满足可靠性，保证设计功能的实现。总体设计还要考虑安全性，保证设计的机器安全可靠，不会对操作人员造成安全隐患。在实现此设计的功能为前提下，还要尽量使设计的结构尽量简单明确，数目少，易于制造和装配。设计的成品易于操作等。2.3本设计方案简述电动机的动力依次通过减速器、万向节、传动轴传到激振锤上变为上下震动的动力从而带动破冰铲上下运动破碎冰雪，同时激振锤产生的横向运动会剥离路面上的冰雪，这时紧挨着破冰铲之后的除冰铲会将剥离的冰雪清除到路的两侧，同时设有可调节底盘的调节装置，可以通过调节倾斜角度来增强除冰雪效果。为了达到清除冰雪的目的，此次设计的结构特性如图1-1：图1-1总体装配图1-发动机 2-减速器 3-万向节 4-传动轴 5-弹簧拉杆 6-上支撑弹簧7-车底盘倾斜角度调节机构 8-轴承座 9-固定偏心激震锤 10活动偏心激震锤 11-轴 12-扭力弹簧 13-螺栓 14-固定板15-螺栓 16-下支撑弹簧 17-破冰铲 18-除冰铲 19-弹簧 20-支杆 21-震动架 22-吊耳 23-支柱24-轴 25-车轴 26-车轮 27-车底盘 28-联轴器 29-挂钩第三章 电机、联轴器的选择3.1 电动机的选择3.1.3电机类型的结构形式电动机类型和结构要根据电源（交流或直流）、工作条件（温度、环境、空间尺寸等）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。没有特殊要求时均应选用交流电动机，其中以三相鼠笼式异步电动机用的最多。Y系列电动机为我国推广采用的新设计产品，适用与不易燃、不易爆、无腐蚀气体的场合，以及要求具有较好启动性能的机械。3.1.2电动机的容量及转速参考同类机械产品，选取电动机转速970r/min，功率11KW,查手册确定电动机型号为Y160L-6，伸出部分轴直径为40mm。3.2 联轴器的选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套针耦合，耦合能力具有一定补偿两轴偏移量和相对阻尼，中小功率驱动轴冲击载荷，工作温度为-19至+69C之间，故选用弹性套柱销联轴器。3.2.1计算公称转矩 （3-1）由表查得KA =2.3 计算转矩： (3-2) 3.2.2选择联轴器型号许用转矩为250，车轴直径为3540 mm之间，允许补偿量为0.3mm，选用LT6型弹性套筒销联轴器。 第四章 传动机构的设计计算4.1轴（输入轴）的设计轴即输出轴是连接减速器和其他齿轮的关键轴，是动力传动的桥梁，动力通过此轴传递到下一级。4.1.1求出主轴上的功率P和转矩T功率从电机到主轴传递效率约为=0.99 (4-1) (4-2)4.1.2初步确定轴的最小直径先按公式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A=112，于是得： d= A=112=25.08mm (4-3)4.1.3轴的结构设计拟定装配方案如图4-1 图4-1输入轴结构示意图确定轴的各段直径长度二级减速器输入轴的受力大震动小，且接有联轴器，故d=40mm，L=100mm。选择原则为主要受径向载荷，轴向载荷影响很小，所以选择深沟球轴承。根据要求，根据D = 40mm选择轴承6009，其尺寸为4510018，则d=45mm，L=46mm。取安装齿轮1处的轴段c-d的直径d=50mm，采用套筒定位，知道齿轮的宽34mm，为了使齿轮压紧套筒端面轴段应略短于轮宽，所以取L=30mm，带轮的右端采取轴肩定位；取h=1mm，则轴环处直径为d=50mm，轴环处宽度为b1.3h，取L=12mm，同理得，d=45mm，L=50mm。至此，已初步确定了轴的各直径和长度。轮与轴的周向定位均采用平键联接。键槽长为25mm，同时为了保证齿轮与轴配合有杰出的对中性，配合为H7/h6；借过渡配合保证滚动轴承与轴的周向定位，选取轴的直径尺寸公差为m6。4.1.4按弯矩合成应力校核轴的强度根据上述数据，并取=0.6，轴的计算应力 =MPa0.99Mpa (4-4)前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献查得=60MPa，因此故安全。4.2轴（中间轴）的设计根据该除冰机每小时要行程1060km，除冰厚度60mm。所以要求该除冰机构每分钟震动约120次，即该传动轴的转速是120r/min。所以该减速器承担的传动比为i=970/120=8.08,分配给这个减速器高速级的传动比i1=2.5，低速级传动比i2 =i/ i1 =8.08/2.5=3.23。该轴的结构设计如图4-2所式，计算的过程与I轴相同，不再重复。 图4-2中间轴结构示意图4.3高速级齿轮组的设计一、按接触强度设计由设计计算公式得： d2.32 (4-5)确定公式内的各计算数值试选载荷系数=1.3计算小齿轮传递的转距为： T=95.5100000P/n=95.510000011/970=108298 (4-6)表4-1 齿宽系数表装置状况两支撑相对小齿轮作对称布置两只撑相对小齿轮作不对称布置小齿轮作悬臂布置0.91.4（1.21.9）0.71.5(1.11.65)0.40.6查得齿宽系数=1表4-2 材料弹性影响系数表弹性模量E/MPa配对齿轮材料齿轮材料灰铸铁球墨铸铁铸钢锻钢夹布材料11.8*10417.3*10420.2*10420.6*1040.785*104锻钢162.0181.4188.9189.856.4铸钢161.4180.5188.0球墨铸铁156.6173.9灰铸铁143.7查得材料的弹性影响系数为：Z=189.8 MPa根据文献按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MPa, 小齿轮的接触疲劳强度极限=550 MPa.根据式N=60njL计算应力循环次数(假设使用寿命15年)： N1=60n1jL= 609701(2830015) = 4.191109 (4-7) N2=4.191109 /2.5=1.676109 (4-8)根据文献查得接触疲劳寿命系数K=0.90; K=0.95计算接触疲劳许用应力失效概率为1%,安全系数S=1,由式=得： =0.9600 MPa=540 Mpa (4-9) =0.95550 MPa=522.5 Mpa (4-10)试计算小齿轮的分度圆直径d,带入中较小的值： d2.32=63.17mm (4-11)计算圆周速度v： v=m/s=3.16m/s (4-12)计算齿宽b： b=163.17mm=63.17mm (4-13)计算齿宽与齿高之比b/h模数： m=d=63.17/24=2.63 (4-14)齿高： h=2.25 m=2.252.63=5.92mm (4-15) b/h=63.17/5.92=10.67计算载荷系数的根据是v=3.16m/s,7级精度, 由根据文献查得动载系数K=1.1；直齿轮,假设KF/b100N/mm.K=K=1; Ka=1.00得： K=1.12+0.18(1+0.6 )+0.230.001b (4-16)将数据代入后得： K=1.12+0.18(1+0.61)1+0.230.00170.97=1.423 (4-17)由b/h=10.67, K=1.423, 得K=1.31;故载荷系数： K=KK K K=11.111.423=1.565 (4-18)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径： d1=d=63.17mm=67.2mm (4-19)计算模数m： m=d1/z1=67.2/24=2.8mm (4-20)二、按齿根弯曲强度设计1.按弯曲强度设计公式计算： m (4-21) 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa；由文献查得弯曲疲劳寿命系数=0.86，=0.88；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得： =307.14MPa (4-22) =238.86MPa (4-23)计算载荷系数K： K=KKKK=11.111.31=1.441 （4-24）查取齿形系数为=2.67，=2.239；查取应力校正系数为=1.54，=1.715；计算大、小齿轮的并加以比较 =2.671.54/307.14=0.01338 （4-25） =2.2391.715=0.016 （4-26）比较结果为大齿轮的数值大。计算结果相比,通过齿面接触疲劳强度计算大于齿根弯曲疲劳强度模量计算,齿轮的承载能力大小模块m的弯曲强度主要取决于决定,齿面的承载能力和疲劳强度的决定,只与齿轮的直径有关,弯曲强度算出的模数2.05取整约为m = 2.5,根据接触强度的节圆直径d1 = 63.2mm算出小齿轮齿数为： z=25.2826 （4-27）大齿轮齿数为： z=i z=2.526=65 （4-28）三、几何尺寸计算算分度圆直径： d= zm=262.5=65mm （4-29） d= zm=652.5=162.5mm （4-30）计算中心距： a=( d+ d)/2=(65+162.5)/2=113.75mm （4-31）算齿轮宽度： b=165mm=65mm （4-32）取B=65mm，B=63mm；验算： F=N=3332N （4-33）4.4低速级齿轮组的设计同理通过用以上设计方案方法设计低速级齿轮组，由上可知低速级的传动比为i2 =3.23。一、按接触强度设计由设计计算公式d2.32确定公式内的各计算数值试选载荷系数=1.3计算小齿轮传递的转距，取传递效率为2=0.99 T=95.5100000P2/n=2.68105Nmm （4-34）从上表4.1选取齿宽系数=1由上表4.2查得材料的弹性影响系数Z=189.8 MPa按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MPa, 小齿轮的接触疲劳强度极限=550 MPa.计算应力循环次数为： N1=60n1jL= 609701(2830015) /2.5= 1.676109 （4-35） N2=1.676109 /2.5=5.19108 根据文献查得接触疲劳寿命系数K=0.90; K=0.95。计算接触疲劳许用应力，失效概率为1%,安全系数S=1,由式=得. =0.9600 MPa=540 Mpa （4-36） =0.95550 MPa=522.5 Mpa （4-37）试计算小齿轮的分度圆直径d： d2.32=71.54mm （4-38）计算圆周速度v： v=m/s=1.453m/s （4-39）计算齿宽b： b=171.54mm=71.54mm （4-40）计算齿宽与齿高之比b/h：模数： m=d3t /z3=71.54/22=3.25 （4-41）齿高： h=2.25 m=2.253.25=7.31mm b/h=71.54/7.31=9.79 （4-42）计算载荷系数，根据v=1.453m/s,7级精度, 由文献查得动载系数K=1.12;直齿轮,假设KF/b100N/mm.查得K=K=1;使用系数Ka=1.00,小齿轮相对支承非对称布置时： K=1.12+0.18(1+0.6 )+0.230.001b (4-43)将数据代入后K=1.423;由b/h=9.79, K=1.41, K=1.32;故载荷系数： K=KK K K=11.1211.41=1.579 (4-44)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得： d1=d=71.54mm=76.33mm (4-45)计算模数m： m=d3t/z3=76.33/22=3.47mm (4-46)二、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式： m (4-47)确定公式中的各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa；查得弯曲疲劳寿命系数=0.86，=0.88；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得: =307.14Mpa (4-48) =238.86Mpa (4-49)计算载荷系数K K=KKKK=11.11.32=1.452 (4-50)查取齿形系数 =2.67，=2.239；查取应力校正系数为=1.54，=1.715；计算大,小齿轮的并加以比较： =2.671.54/307.14=0.01338 （4-51） =2.2391.715/238.86=0.016 （4-52）大齿轮的数值大。设计计算 mmm=2.95mm （4-53）计算结果相比,通过齿面接触疲劳强度计算大于齿根弯曲疲劳强度模量计算,齿轮的承载能力大小模块m的弯曲强度主要取决于决定,齿面的承载能力和疲劳强度的决定,只与齿轮的直径有关,弯曲强度算出的模数取整为m = 3.0,根据接触强度的节圆直径d1 = 76.33毫米算出小齿轮齿数为z=25.44，取整数位z1=26,大齿轮齿数为：z=iz1=3.2326=89.98，取整为z=90。几何尺寸计算计算分度圆直径d= zm=263.23=90mm d= zm=903.23=290.7mm （4-53）计算中心距 a=( d+ d)/2=(90+290.7)/2=190.35mm （4-54）计算齿轮宽度 b=190mm=90mm （4-55）取B=90mm，B=85mm； 验算 F=N=5955.6N （4-56）4.5 弹簧的设计计算4.5.1 选择材料并确定其许用弯曲应力根据弹簧的工作情况，得出次设计的弹簧属于类。选择取用B级碳素弹簧钢丝制造，得出b =0.5B 故估取弹簧直径为8mm，B =1320Mpa b =0.51320=660Mpa4.5.2选择旋绕比C并计算曲度系数K1 选取C=6，则： K1 =（4C-1）/(4C-4)=1.15 (4-57)4.5.3根据强度条件试算弹簧钢丝直径 d=4.95mm (4-58)原值d=8mm可用，不需重算。4.5.4计算弹簧的基本几何参数D=Cd=68mm=48mmD2 =D+d=48mm+8mm=54mm D1=D-d=48-8mm=40mm (4-59)取间距=0.5mm，则：P=d+=8+0.5=8.5mm =arctan（p/）=3.7 (4-60)4.5.5计算弹簧工作圈数从表中查得E=200000MPa I=64=200.96mm4 (4-61) n=EI/180TD=27.15(圈) (4-62)4.5.6计算弹簧的扭弯刚度 kT =EI/180Dn=98.9 (4-63)4.5.7计算和 =/ kT=70.85 (4-64) =-=20.85 (4-65)4.5.8 计算自由度的高度H H=n（d+）+Hh =11.5（5+0.5）mm+40mm=103.25 (4-66)4.5.9 计算弹簧丝展开的长度L取Lh=Hh=40mm则： L=Dn+Lh =3.143011.5mm+40mm=1123.8mm (4-67)图4-3压缩弹簧4.6传动轴的设计传动轴是将动力从减速机传递给震动架和激震锤的传动机构，在设计的过程中要使其能够满足弯曲强度的要求。该传动轴在设计的时候设计其转速为120r/min。考虑到该传动轴只是将转速传递给激震锤，使其由转动产生震动，从而迫使震动架上下震动，从而使破冰机能够破冰。所以在弯曲强度不大，一般强度都可以适应。根据传动轴工作的环境和受力情况，故选择45号钢正火处理即可满足使用要求，硬度为170217HBS，强度极限600B，屈服极限300s，弯曲疲劳极限-1，适用于传动轴这样较重要的轴。钢的切变模量G=4104MPa，轴在全长上的扭角不得超过1，现在估算轴的直径。1.按强度要求，应使： (4-68) (4-69)所以轴的直径 (4-70)2.按扭转的刚度需求，应使轴的全长为各段相加的总和为361mm，则=1=。故 (4-71)故该轴的直径取决于强度要求，圆整后可取d=50mm。3.轴上轴承的选择根据本工作情况的要求，选择深沟球轴承，主要承受径向载荷，同时也可承受一定量的轴向载荷。当转速很高而轴向载荷不太大时，可代替推力球轴承承受纯轴向载荷。当承受纯径向载荷时，=0。轴承尺寸系列代号为5，轴承内径尺寸系列代号05。其结构和尺寸大小如图4-4：图4-4传动轴4.7 激振锤的设计固定偏心激震锤和活动偏心激震锤是通过传动轴的转动，来带动击震锤转动，由于它们的重心不在中心位置，所以产生上下跳动，通过弹簧传递给震动架使其上下有规律的跳动，从而迫使破冰铲震碎冰层，达到破冰的目的。其材料选择灰口铸铁即可满足工作要求，其形状和结构可以参见4-5图：图4-5激振锤第五章 执行机构的设计及有限元分析除雪破冰机的主要执行机构包括破冰铲和除雪铲，设计的主要工作是为了实现功能和使用寿命。5.1破冰铲的设计破冰铲在工作过程中承载的冲击压力较大，所以在选用低合金工具钢作为制造材料，低合金工具钢具有良好的耐磨性而且不易生锈，适合制造破冰铲。并排安装6个同样的破冰板，每2个呈90度的夹角，然后用一个固定板固定连接在震动架上。通过计算6个并排的破冰板的横向宽度有1.2m。这样正好满足要求，如果遇到比较宽的路面可以采用来回的方式除去路面的冰雪。其形状和结构如图5-1：图5-1破冰铲结构图5.2基于Solid works Simulation的有限元分析Solid Works Simulation是一个功能强大的有限元分析插件，可以进行过度变形算例和循环载荷算例。细化的算例又分为静应力分析、热力分析、频率分析、疲劳分析、压力容器设计分析、跌落测试等，功能十分强大。分析过程如下：首先在Solid Works中建立相关实体的三维模型，进行干涉检查，目的是保障各部件的设计没有明显差错。然后打开simulation插件，定义一下零件的材料属性，在新型算例中添加夹具、接头定义、载荷和划分受力网格，最后运行算例。有限元分析能帮助设计人员更准确的发现设计的不足。5.2.1破冰铲连接固定构件的受力校核破冰铲作为除雪破冰机的核心构件，其作用不言而喻，而在除雪破冰机的持续工作条件下固定构件十分重要，对此，对其进行有限元分析，添加材料属性为钢板；首先添加夹具，固定几何体为上端面；然后添加载荷20N，小型除雪破冰车在前进的时候受到雪向后的压力；随后划分网格，最后运行算例，分析结果如图5-2，5-3。图5-2 破冰铲固定构件静应力分析-应力图5-3 破冰铲固定构件静应力分析-位移算例结果：如表5-1。表5-1 算例信息 名称类型最小最大应力1VON:von Mises 应力21.3575 N/m2节: 116296327.18 N/m2节: 8360位移1URES:合位移0 mm节: 2302.32168e-05 mm节: 947通过对破冰铲的有限元分析，在位移图中，与地面接触的平面由于受到压力的作用，导致应力集中，产生一定的位移，但不影响实际应用。因此，在改进优化中，建议将接触面部分进行强化，保证设计的安全性。5.3除冰铲的设计除冰铲是在破冰装置后，在左右两侧安装的移冰移雪装置，其作用是将破碎的冰雪及时移动到道路的两侧。材料选择为Q275牌号钢材具有较强的耐磨性，适用于除冰铲的工作环境。分别在除冰铲的上面安装一个弹簧，可以根据结冰厚度来调节距离地面的高度，更加适于实际环境，其范围是050mm。其形状和结构如图5-4： 图5-4 除冰铲结构图5.4基于SolidWorks Simulation对除冰铲的有限元分析在上面已经对除雪破冰机的破冰铲进行了有限元分析，除冰铲也是除雪破冰机关键构件，起到关键作用。因此，对其进行有限元分析，添加夹具及载荷之后，运行算例，分析结果如图5-5，5-6。图5-5 除冰铲固定构件静应力分析-应力图5-6 除冰铲固定构件静应力分析-位移表5-2 除冰铲应力信息名称类型最小最大应力1VON:von Mises 应力16.6483 N/m2节: 98464672.29N/m2节: 6453位移1URES:合位移0 mm节: 1891.96842e-05 mm节: 768通过对除冰铲的有限元分析，发现应力集中的地方主要是连杆与除冰板的链接处，而在位移图中，铲面的巨大位移的主要原因也是连接处的应力变形，产生的位移很小，不会使构件产生破坏，所以在设计时，适当加强对链接处的强度，保证构件能够正常工作。第六章 结论通过总结借鉴前人的理论经验结合所学知识加上自己生活环境设计除雪破冰机的原因目的，为了实现机械的功能通过脑海中的概念一步一步脚踏实地的设计计算。通过概念先总体的绘制样品图，为了实现功能，分步计算设计绘制主要零件图，动力机构的选择、传动机构的选择计