道路垃圾清扫机工作头设计.docx

目 录摘要关键词前言 一、垃圾清扫现状分析二、国内外研究现状三、垃圾清扫机总成设计 3.1 设计理念 3.2 各主要机构的设计和验算 3.2.1 垃圾清扫机的初步设计 3.2.2 垃圾输送收集装置的设计 3.2.3 清扫机运动所需功率的计算 3.2.4 清扫机扫辊速度验算 3.2.5 清扫机的行走机构的设计 3.2.6 垃圾清扫机的动力匹配四、操作系统的确定及主要工作部分的设计计算4.1 传动方案的确定4.2 确定各级传动比和主要参数4.2.1 传动比的确定4.3 主要工作零件的设计计算 4.3.1 第一级传动轮的设计 4.3.2 第二级传动轮的设计 4.3.3 第三级传动链传动的设计 4.3.4 齿轮传动的设计 4.3.5 锥齿轮传动的设计五、主要受力零件的强度或寿命的计算5.1 轴的设计计算及校核 5.1.1 第一从动轴的设计计算及校核 5.1.2 第二从动轴的设计计算及校核5.2 轴承的设计计算及校核 5.2.1 第一级从动轴轴承设计计算及校核 5.2.2第二级从动轴轴承设计计算及校核 5.2.3第三级从动轴轴承设计计算及校核5.3 键的设计计算及校核 5.3.1 第一级从动轴上连接键的校核 5.3.2 第二级从动轴上连接键的校核5.3.3 第三级从动轴上连接键的校核5.3.4 上滚轮轴连接键的校核六、归纳总结 6.1 清扫机的主要优缺点 6.2 清扫机有待改进的方面 6.3 设计心得 参考文献致谢道路垃圾清扫机工作头设计学 生：周 庆指导老师：全腊珍（湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128）摘要：本文叙述了道路清扫机械化的现状，以及未来的发展趋势。该清扫机以电动机为动力源，通过带传动、链传动以及齿轮传动带动清扫辊和传送带工作。该清扫机主要用于平坦道路的垃圾清扫，提高了清扫效率，降低了清洁工人的劳动强度。该清扫机成本低，使用性能好，寿命长，非常适合清洁工人使用。关键词：清扫机；传动；设计计算RoadSweepingMachineDesighStudent: Zhou QingTutor: Quan la-zhen（Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128）Abstract:The essay describes the current situation of road sweeping mechanization, and its development trendency in future. The sweeping machine use the motor as power source, use the belt transmission, chain drive, gear driven roller and conveyor belt to work. The sweeper is mainly used for the rubbish in the flat road, it also improve the cleaning efficiency and reduce the labor intensity of cleaners. The cleaning machine of low cost, good performance ,long life is remarkably fit for cleaners.Key Words:Cleaning machine; Sweep roll; Design calculations.前言一、垃圾清扫现状分析我国社会经济不断发展，城市化的进程也日益加快，从而也使得城市人口不断增长，因而导致城市生活垃圾的不断增长，这就使得城市环卫工作的强度不断加大，特别是一些死角地带更是难以清理。此时小型清扫机就显示出它的优越性。尽管政府部门在这方面很重视，但是环卫行业设备的发展现状与当前经济社会发展形势存在很大差距，其中道路清扫设备落后的问题较为突出。这就要求我们的养护手段要不断改进，就路面清扫而言，需要由以往原始笨拙的低效率的人工清扫改为现代灵活高效率的机械清扫。人工扫地劳动强度高，效率低，而且污染环境，又面临着将来人员缺乏的的困境，用机械代替人工清扫成为必然趋势。因此，很有必要创造条件，实现清扫机械化，以减轻清扫工人的劳动强度，改善劳动条件，不断提高道路清扫质量和环境卫生水平。小型清扫机清扫装置集清扫、收集转运为一体。由传动机构、垃圾收集转运机构、垃圾清扫滚筒等组成。可应用于拾捡城市街道常见的生活垃圾，如：烟头、纸屑、果皮、树叶、纸质饮料杯等杂。二、国内外研究现状国外清扫机起步较早，技术较先进。英国的JoHSTiN公司于1904年，设计出了马拉的扫路机，美国的ELGIN公司于1914年研制出了该公司第一部人力蹬踏的三轮扫路机，用机械取代了人工清扫。清扫机械的发展与汽车工业的发展是息息相关，1929年汽车发动机被应用在道路清扫机上，发动机功率已达百马力。实心轮胎被充气轮胎代替，使道路清扫机的清扫速度大大加快，达78英里/小时。随着工业蓬勃的发展产品工艺的不断提高及工业美学的推动，道路清扫机的外观质量也在相应的提高。大约在1949年扫路机上都安装了驾驶室，改善驾驶员的工作环境。五十年代中，液压传功系统被应用到道路清扫机上，使清扫机的传动结构紧凑、可靠，操作灵便，垃圾箱可以通过油缸被举动到任意位置卸出垃圾，垃圾箱的容量也在增大。蝶形刷采用液压马达驱动，液压传动也可以吸收和振动。大大降低壳传动系统的蝶形刷的损坏率，使道路清扫机在性能上出现了飞跃。美国、英国、德国、的汽车工业发展历史悠久。汽车、转载机、拖拉机技术日趋成熟吗，英国、西德的几家公司先后推出了汽车、托垃圾机牵引的清扫机械。有许多家公司都形成了系列产品。美国的AARPOWERBOSS公司的小型道路清扫机的品种多达二十二种：包括纯扭式、吸扫复合式小型机械和地面洗刷机。20世纪60年代，我国研制出第一代扫路机，由于清扫效果差、劳动强度大，操作不方便、面世不久即淘汰。70年代，国内相关科研机构、生产厂家加大了扫路机的研究开发力度，我国第二代扫路机诞生了。北京和上海研制了大、中、小三种规格的纯扫式扫路机，S31大型扫路机和S32中型扫路机、S15小型扫路机的技术水平比第一代有了较大的提高。但由于纯扫式的清扫力度不够、干式纯吸式的除尘系统可靠性问题等原因，使该类道路清扫机的使用受到了极大的限制。国内清扫机基本采用国外80年代的先进技术，如真空技术，液压技术，电液操作等技术。而作为机电一体化技术的核心技术，计算机以及直接制约和影响技术发展的传感检测在国产清扫机上几乎没有应用，大大制约了国内的清扫机的发展水平。国内清扫机的发展将是一个课。我们针对国内清扫机的现状进行技术改造。使其更加适应时代的发展和人们的需求。在之前的技术基础之上进行改进，将清扫机机型变得简单请便，外观更加美观，在增大承载容积和载荷能力的同时，降低清扫的重量。提高清扫机的使用寿命，减少噪音，降低成本，是清扫机更加的人性化智能化，更加方便人们的使用，清扫机在国内的发展前景是远大的。三、垃圾清扫机总成设计3.1设计理念本垃圾清扫机由清扫部分，传送部分，行走部分和箱体、箱架等结构组成，其特征在于清扫部分由横置带有清扫刷苗的清扫滚筒构成；机头两端会有俩个扫刷，目的是为了方面某些道路角落垃圾能方面清扫出来，俩个扫刷是单独通过两个小型电机的带动来工作的。清扫机将街道上的垃圾通过清扫滚筒清扫并抛掷到传送部分中的传送带上，传送带通过齿轮变向实现与清扫机行走方向成反向旋转，然后垃圾在传送带的末端由于重力的作用掉入垃圾桶中；走部分由两个定向前轮和两个万向后轮实现，既方便又经济；箱体、箱架主要由角钢焊接而成，部分零件用螺栓连接，垃圾箱用塑料制成。本设计的创新特点首先是利用电动机作为动力来源，清洁环保，操作方便；其次是清扫滚筒用链传动，链传动无弹性滑动和整体打滑现象，能保持准确的平均传动比，能在潮湿和油腻的环境中工作；最后，利用卧式滚刷对路面起清扫及垃圾抛起的双重作用。以上小小的创新能够降低清洁员的劳动强度，提高工作效率的目的。3.2 各主要机构参数的设计和验算根据已知的条件：清扫机的生产效率为 20km/h3.2.1 垃圾清扫的初步设计清扫滚轮消耗功率N主要包括：克服刷苗和地面的摩擦力所需要的功率，刷苗变形所消耗的功率，克服空气阻力所需要的功率，克服垃圾与上料板的摩擦阻力所需的功率，提升垃圾所消耗的功率得。（1） 主要参数清扫辊半径：80mm清扫轮宽幅：650mm尼龙刷苗与地面间摩擦系数：0.4刷苗自由长度：100mm尼龙刷苗直径：6mm刷苗变形量：25mm工作刷苗数量：200清扫轴链轮半径：81mm清扫轮转速：62.5r/min（2）由相关公式计算清扫部分所需要功率克服刷苗和地面间摩擦力所需要功率，P-变形刷苗对路面上的压力（N）；-尼龙刷苗与地面间摩擦系数为0.4；-刷苗圆周线速度取0.35m/s；V-扫路车行走速度为大于0.09m/s，取0.10m/s；-传动效率为0.9；P值可根据以下公式计算；d-尼龙刷苗半径为；R-滚刷半径为0.150m；L-刷苗自由长度为0.10m；E-刷苗弹性模量取；J-刷苗断面惯性矩为；h-刷苗变形量为0.025m；Z-工作刷苗数量可由公式计算：其中为刷苗和路面接触点到它的垂直位置的转角；-速度比值为3.5；B-滚刷清扫宽度为0.6m；计算得出根据清扫机实际，以及刷苗数合理分布和安排，取Z=240;可计算变形刷苗对路面上的压力为所以可得已知滚刷转速为n=62.5r/min，可计算因此，刷苗变形所消耗的功率为计算克服空气阻力所消耗的功率为克服垃圾与上料板的摩擦阻力所需的功率为提升垃圾所消耗的功率太小可忽略不计。所以清扫部分所消耗的总功率为：3.3.2 垃圾输送收集装置的设计滚轮外经：150mm滚轮转速：100r/min传送带宽幅：600mm小齿轮分度圆直径：50mm大齿轮分度圆直径：250mm小齿轮齿数：20大齿轮齿数：100齿轮模数：2.5mm输送带所需功率计算；假定每一时刻输送带载有的垃圾量和皮带重量为m=2kg，忽略倾斜的角度不计；传送带的线速度为输送带所需功率为3.2.3 清扫机运动所需功率的计算 假设最恶劣的工作环境，当整机重，阻力系数，清扫机以前进速度工作计算。则有：3.2.4 清扫机扫辊速度验算设定清扫轮刷苗与上料板最后接触的位置与上料板最高点的距离为.设刷苗最远端的线速度为v，要使质量为m的垃圾上抛到最高点，由此必须满足下面条件：计算又有所以清扫车的电机能够保证垃圾顺利地抛送到传送带上。3.2.5 清扫机的行走机构的设计清扫机行走速度：由公式，取，得只要清扫机在不低于0.09m/s的行走速度下运行，就能够保证生产率的额定值。3.2.6 垃圾清扫机的动力匹配（1）电动机的选择由以上计算可知清扫机所需要的功率为电动机的选择一般来说为了节省成本，在移动的设备中和蓄电池配套的较常使用的电机有直流电动机和步进电动机合适。直流电动机：有优良的控制性能，其机械特性和调速特性均为平行的直线，这是各类交流电动机所没有的特性。此外，直流电动机还有起动转矩大、效率高、调速方便、动态特性好等特点。 优良的控制特性使直流电动机在70年代前的很长时间里，在有调速、控制要求的场合，几乎成了唯一的选择。但是，直流电动机的结构复杂，其定子上有激磁绕组产生主磁场，对功率较大的直流电动机常常还装有换向极，以改善电机的换向性能。直流电机的转子上安放电枢绕组和换向器，直流电源通过电刷和换向器将直流电送入电枢绕组并转换成电枢绕组中的交变电流，即进行机械式电流换向。复杂的结构限制了直流电动机体积和重量的进一步减小，尤其是电刷和换向器的滑动接触造成了机械磨损和火花，使直流电动机的故障多、可靠性低、寿命短、保养维护工作量大。换向火花既造成了换向器的电腐蚀，还是一个无线电干扰源，会对周围的电器设备带来有害的影响。电机的容量越大、转速越高，问题就越严重。所以，普通直流电动机的电刷和换向器限制了直流电动机向高速度、大容量的发展。步进电机的缺点：如果控制不当容易产生共振； 难以运转到较高的转速。 难以获得较大的转矩；在体积重量方面没有优势，能源利用率低； 超过负载时会破坏同步，高速工作时会发出振动和噪声。步进电机的优点如下：电机停转的时候具有最大的转矩（当绕组激磁时）； 电机旋转的角度正比于脉冲数； 电机的响应仅由数字输入脉冲确定，因而可以采用开环控制，这使得电机的结构可以比较简单而且控 制成本； 由于每步的精度在百分之三到百分之五，而且不会将一步的误差积累到下一步因而有较好的位置精度和运动的重复性；优秀的起停和反转响应；由于没有电刷，可靠性较高，因此电机的寿命仅仅取决于轴承的寿命；仅仅将负载直接连接到电机的转轴上也可以极低速的同步旋转。由于速度正比于脉冲频率，因而有比较宽的转速范围由于清扫机多在室内环境下工作，要求控制较简单，运行平稳，因此选择直流电动机。参考如上图；选定ZYT系列直流永磁电机为动力源 （2） 电池的选择 1.干电池：有称为一次性锌锰碱性干电池，这种电池价格比较便宜，且电量较好，储存时间长，温度适应条件好，适用于中小电流密度的放电。缺点是一般内阻比较大，所以数码相机使用碱性电池拍照张数非常少，电池放电过快，但电池放置一段时间后仍可正常使用。 2.铅酸电池：安全密封在正常操作中，电解液不会从电池的端子或外壳中泄露出。没有自由酸 特殊的吸液隔板将酸保持在内，电池内部没有自由酸液，因此电池可放置在任意位置。维护简单 由于独一无二的气体复合系统使产生的气体转化成水，电池的过程中不需要加水。使用寿命长，质量稳定，可靠性高。因此，选定两个12V铅酸蓄电池为电源，重量大约15斤/个同时布线时应该注意：根据电机的位置选择符合规格的电线，剪取所要的电线长度，将电机联起来，一端通过开关以后，一端接到24V电源正负极上，开关装在扶手旁边容易摸到的地方。四、操作系统的确定及主要工作部件的设计计算4.1 传动方案的确定；方案一、 垃圾清扫机传动方案一方案二垃圾清扫机传动方案 二由以上两个方案可知，根据清扫机清扫时的实际情况，选用方案二更加合理恰当。因为摩擦式带传动有弹性滑动，不能用于分度系统；摩擦易起电，不宜用于易燃易爆场合。轴与轴承受力较大，带传动寿命较短。而链传动平均传动比为常数，链条元件间形成的油膜有吸振能力，对恶劣环境有较强的适应能力，工作可靠，轴上载荷较小。所以选择方案二更合理4.2 确定各级传动比和主要参数4.2.1 传动比的确定已知电动机的转速 额定功率 式中，=、和分别是传动、链传动、齿轮传动、圆锥传动的传动效率（由机械设计课程设计指导 主编 赵又红 周知进 教科书）附表2-3 取 =0.96，=0.97，=0.97，=0.92设 第一级传动比 故求得： 第一级从动轴 第二级传动比 故求得： 第二级从动轴 第三级链传动比 故求得： 第三级从动轴 齿轮传动比 故求得： 圆锥齿轮的传动 故求得：4.3 主要工作零件的设计计算4.3.1 第一级传动带轮的设计 已知电机额定功率，转速，第一级传动比设定连续工作12小时。(1）确定计算功率 根据机械设计（第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书）P156表8-7查得工作情况系数，故计算(2) 选择V带的带型根据计算功率和带轮转速 ，由图8-11选用Z型（3）确定带轮的基准直径并验算带速由查表8-6，表8-8,取小带轮基准直径从动轮基准直径根据表8-8，圆整为=250mm验算带的速度故带速合适(4)确定V带的基准长度和传动中心距根据公式(8-20），初定中心距。计算带所需基准长度由表8-2选取带的基准长度计算实际中心距为（5）验算小带轮上的包角小带轮上的包角合适(6) 计算V带的根数 由 和 ，查表8-4a 得 ，根据，i=5 和Z型带，查8-4b 得 查表8-5，表8-2分别得到，。计算单根V带的功率为计算V带根数，取z=2（7）计算单根V带的初始拉力的最小值由表8-3得Z型V带单位长度质量，所以计算得应使带的实际初拉力（8）计算轴上的压轴力压轴力最小值为：4.3.2 第二级传动带轮的设计已知功率，第二级从动轴 第二级传动比 4.5 设定连续工作12小时(1）确定计算功率 根据机械设计（第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书）P156表8-7查得工作情况系数，故计算(2) 选择V带的带型根据计算功率和带轮转速 ，由图8-11选用Z型（3）确定带轮的基准直径并验算带速由查表8-6，表8-8,取小带轮基准直径从动轮基准直径根据表8-8，圆整为=355mm验算带的速度故带速合适(4)确定V带的基准长度和传动中心距根据公式(8-20），初定中心距。计算带所需基准长度由表8-2选取带的基准长度计算实际中心距为（5）验算小带轮上的包角小带轮上的包角合适(6) 计算V带的根数 由 和 ，查表8-4a 得 ，根据，i=4.5 和Z型带，查8-4b 得 查表8-5，表8-2分别得到，。计算单根V带的功率为计算V带根数，取z=3（7）计算单根V带的初始拉力的最小值由表8-3得Z型V带单位长度质量，所以计算得应使带的实际初拉力（8）计算轴上的压轴力压轴力最小值为：4.3.3 第三级传动链传动的设计（1）选择链轮齿数取小链轮齿数，大链轮的齿数（2）确定计算功率根据机械设计（第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书）P178表9-6查得，由图9-13查得，单排链，则计算功率为 （21）（3）链条型号与节距的选择根据 及 插图9-11 可选12A链条，查表9-1 链条节距为p=19.05mm（4）计算链节数和中心距初选中心距取，相应的链长节数为 （22）取链节数节查表9-7得到中心距计算系数，则链传动最大中心距为 （23）（5）计算链速V，确定润滑方式 （24）由和链号12A，查图9-14可知应采用滴油润滑（6）计算压轴力有效圆周力为 （25）链轮水平布置时压轴力系数，则压轴力为4.3.4齿轮传动的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）由前面的传动方案图可知，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）由于输送带为一般工作构件，速度不高，轴向载荷不大，故选用7级精度（GB10095-88）。（3）材料选择。根据机械设计（第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书）表10-1选择大小齿轮材料为45钢（调质），硬度为217255HBS,取硬度为240HBS。 （4）选小齿轮齿数,大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即（1） 确定公式内的各计算数值。1）试选载荷系数。2）计算小齿轮传递的转矩。3）由表10-7选取齿宽系数4）由表10-6查得材料的弹性影响系数5）由图10-21d按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限为6）由式10-13计算应力循环次数为7）由图10-19取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得（2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2）计算圆周速度v3）计算齿宽4）计算模数5）计算齿高6）计算齿宽与齿高之比为7）计算载荷系数由 ，7级精度，由图10-8查得动载系数，直齿轮，由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，。查图10-13得，故载荷系数为按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式10-10a得计算模数3、按齿根弯曲强度设计1）由图10-20c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数3）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得4）计算载荷系数5）由表10-5查得齿形系数6）由表10-5查取应力校正系数7）计算大小齿轮的，并加以比较小齿轮的数值大计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿轮的乘积）有关。根据模数系列值以及清扫机实际取，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮数大齿轮数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算分度圆直径计算中心距计算计算齿轮宽度,根据清扫机实际取，4.3.5锥齿轮传动的设计（1）齿轮类型由设计要求知选用标准直齿锥齿轮。（2）通用减速器的传动精度范围为68级，故选用7级精度。（3）查表选用小齿轮的材料为40cr(调质处理)，硬度为280HBS；大齿轮的材料为45钢（调制处理），硬度为240HBS。二者材料的硬度差为40HBS.初选小齿轮的齿数为Z1=22则大齿轮的齿数为Z2=2.322=51。1、按齿面接触疲劳强度校核计算小齿轮分度圆直径d12.92确定公式内各参数值（1）试选载荷系数Kt=1.3（2）小齿轮传递转矩T1=9.55106P/n1=2. 99104 Nmm（3） 齿宽系数取=0.33（4）材料弹性影响系数 查表得 ZE= 189.8（5）查表得 小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（6）计算应力循环次数N1=60n1jLh=605751(2830015) =2. 484109N2=1.08109（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1.计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1，代入中较小的值d12.92=55.4mm（2）计算小齿轮的圆周速度（3）计算齿宽bRt=d1/2=69.5=b/R得 b=Rt =22.9 mm（4） 计算mt mt= d1/z1=55.4/22=2.52（5）计算载荷系数 根据小齿轮的圆周速度V=1.39，7级精度，查图得动载荷系数Kv=1.03齿间载荷分配系数 KHa=KFa=1使用系数 KN=1.00齿向载荷分布系数 KH= KF=1.5 KHbe 查表得KHbe=1.25， 则KH= KF=1.51.25=1.875齿形系数和应力校正系数 YFa YSa由于当量齿数 Zv1=Z1/cos=24 Zv2= Z2/cos(90-)=129查表得 YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.16 YSa2=1.81故载荷系数 K=KAKv KHa KH=1.93（6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径d1= d1=63.2mm（7）计算模数m= d1/Z1=63.2/22=2.872、按齿跟弯曲强度设计1、由设计计算公式m确定公式内各参数值（1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 = 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =（2）由图差得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.9（3）取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 得 =KFN1/S=KFN2/S=（4）计算载荷系数K=KAKv KFaKF=1.931（5）齿形系数 YFa1=2.65 YFa2=2.16 YSa1=1.58 YS a2=1.81（6）计算大、小轮的 并加以比较设计计算m对比计算结果，得齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度的模数。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数2.43，并圆整为标准值m=2.5mm。接触强度算得的分度圆直径d1=63.2mm，算出小齿轮齿数 Z1= d1/m=63.2/2.525大齿轮齿数 Z2=2.52558 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3、齿轮几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1= Z1m=252.5=62.5mm d2 = Z2m=145mm（2）计算齿轮宽度b=R R=d1= =78.4b=0.3378.4=25.9标准直齿锥齿轮传动的几何参数及尺寸（） 表2.2锥齿轮传动的几何参数和尺寸名称代号计算公式小齿轮大齿轮分锥角=arctan(z1/z2)=23.32=90-23.32=66.68吃顶高haHa=ha*m=1m=2.5mm齿根高hfHf=( ha*+c*)m=1.2b=3mm分度圆ddd1=mZ1=62.5mmd2=145mm齿顶圆ddada1=d1+2hacos=67.1mmda2=147.0mm齿根圆ddfdf1=d1-2hf cos=57.0df2=142.6锥距Rd1=78.4齿根角tan=hf/R=2.19顶锥角根锥角分度圆齿厚ss=当量齿数ZZ=Z/ cos=27Z=147齿宽BB=齿数ZZ=25Z=584、锥齿轮齿跟弯曲疲劳强度校核故同样可得：并且： 由上可得： ,故满足齿根弯曲疲劳强度的要求。5、锥齿轮的结构由于小齿轮及大齿轮的齿顶圆直径小于160mm , 故可将大、小齿轮做成实心结构的齿轮。五主要受力零件的强度或寿命校核计算5.1 轴的设计计算及校核5.1.1 第一从动轴的设计计算及校核（1）初步确定轴的最小直径先根据机械设计（第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书）15-2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，于是得为了保证系统的强度与运动平稳，取轴的最小直径为28mm（2） 轴的结构设计（3） 图4 第一级从动轴的结构图（4） Fig.4 The sketch map of the first level driven shaft由图可知A、D处安装轴承，C处安装齿轮，E处安装大小带轮。轴承安装A、D处的直径为30mm，B处直径为36mm，C处直径为30mm，E处直径为28mm。A处长度为35mm，B处长度为596mm，C处长度为31mm，D处长度为39mm，E处长度为60mm。C处轴与齿轮的周向定位采用平键联接。由机械设计课程设计手册(参考文献)查得平键截面（GB/T1096）,平键长度为25mm，周向定位采用挡圈进行定位。E处周向定位采用平键联接，由手册查的平键截面（GB/T1096），平键长度为50mm；轴向定位采用挡圈进行定位。轴上倒角圆角均为1mm。图5 第一级从动轴的载荷分析图Fig.5 The load analysis chart of the first level driven shaft首先由轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支承跨距，根据轴的简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出L3与L4交界面是轴的危险截面。现将计算出截面处的得值列入表表1 第一级从动轴的载荷分析Table1 The load analysis of the first level driven shaft 载荷 水平面 垂直面支反力 弯矩 总弯矩 扭矩 （4）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（及危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数值，并取a=0.3，轴的计算应力目前已选择轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得。因此，故安全。（5）精确校核轴的疲劳强度,判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，L3与L4段的截面处引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，L1段得右截面不受扭矩作用，截面L3、L4的应力最大。校核L3段得右截面抗弯截面系数抗扭截面系数L3段右截面的弯矩M为截面的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理。由表15-1查得,截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按照附表3-2查取。因,经插值法可查得,又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为,故有效集中系数按式（附表3-4）为由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按照车加工，由附表3-4得表面质量系数为轴未经过强化处理，即则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由3-1及3-2得碳钢的特性系数为于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。5.1.2 第二从动轴的设计计算及校核（1）初步确定轴的最小直径先根据机械设计（第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书）15-2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，于是得为了保证系统的强度与运动平稳，取轴的最小直径为28mm（2）轴的结构设计图6 第二级从动轴的结构示意图Fig.6 The sketch map of the second level driven shaft由图可知A、D处安装轴承，C处安装链轮，F处安装带轮。轴承安装A、D处的直径为30mm，B处直径为36mm，C处直径为34mm，E，F处直径为28mm。A处长度为35mm，B处长度为596mm，C处长度为33mm，D处长度为39mm，E处长度为25mm，F处长度为32mm，槽深2mm。C处轴与齿轮的周向定位采用平键联接。由机械设计课程设计手册 18查得平键截面（GB/T1096）,平键长度为25mm，周向定位采用挡圈进行定位。F处周向定位采用平键联接，由手册查的平键截面（GB/T1096），平键长度为25mm；轴向定位采用挡圈进行定位。轴上倒角圆角均为1mm。（3）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支承跨距，根据轴的简图做出轴的水平面上的弯矩图，和垂直面上的弯矩图和水平面上的扭矩图，垂直面上的扭矩图,具体情况见图7。图7 第二级从动轴的载荷分析图Fig.7The load analysis chart of the second level driven shaft从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出L3与L4交界面是轴的危险截面。现将计算出截面处的得值列入表2(参看图6)。表2 第二级从动轴的载荷分析Table2 The load analysis of the second level driven shaft 载荷 水平面 垂直面支反力 弯矩 总弯矩 扭矩 （4）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（及危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数值，并取a=0.3，轴的计算应力目前已选择轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得。因此，故安全。（5）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，L3与L4段的截面处引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，L1段得右截面不受扭矩作用，截面L3、L4的应力最大。校核L3段得右截面抗弯截面系数抗扭截面系数L3段右截面的弯矩M为截面的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理。由表15-1查得,截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按照附表3-2查取。因,经插值法可查得,又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为,故有效集中系数按式（附表3-4）为由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按照车加工，由附表3-4得表面质量系数为轴未经过强化处理，即则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由3-1及3-2得碳钢的特性系数为于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。5.2 轴承的设计计算及其校核5.2.1第一级从动轴轴承设计计算及其校核已知清扫轴的径向载荷和轴向载荷可以忽略不计，又带轮的压轴力,轴向力，轴承转速，装轴承处的轴径可在2840mm范围内选取，运转有轻微冲击看，表13-3选择预期使用寿命20。根据工作条件选取深沟球轴承。（1）求比值根据。（2）初步计算当量动载荷P,根据机械设计（第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书）式（13-8a）按照表13-6， ，按照表13-5，（3）根据机械设计（第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书）式13-6，求轴承应有的基本额定动载荷值按照手册选择的6006轴承18。此轴承的基本额定静载荷，验算如下根据机械设计（第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书）式13-5即高于预期计算轴承寿命，故满足要求。轴承内径,外经。5.2.2第二级从动轴轴承设计计算及其校核已知清扫轴的径向载荷和轴向载荷可以忽略不计，又链轮和带轮压轴力,轴向力，轴承转速，装轴承处的轴径可在2840mm范围内选取，运转有轻微冲击看，预期使用寿命。根据工作条件选取深沟球轴承。（1）求比值根据机械设计（第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书）表13-5，。（2）初步计算当量动载荷P,根据式（13-8a）按照表13-6， ，按照表13-5，（3）根据式13-6，求轴承应有的基本额定动载荷值按照手册选择的6006轴承。此轴承的基本额定静载荷，验算如下根据机械设计（第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书）P319,式13-5即高于预期计算轴承寿命，故满足要求。轴承内径,外经。5.2.3第三级从动轴轴承设计计算及其校核已知清扫轴的径向载荷和轴向载荷可以忽略不计，又链轮的压轴力,轴向力，轴承转速，装轴承处的轴径可在2840mm范围内选取，运转有轻微冲击看，预期使用寿命。根据工作条件选取深沟球轴承。（1）求比值根据表13-5，。（2）初步计算当量动载荷P,根据式（13-8a）按照表13-6， ，按照表13-5，（3）