改装道路清扫车设计-卡车型清洁地面【3张CAD图纸、说明书】【GC系列】
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哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）I摘要 路面清扫车是近几年发展起来的路面养护专用车辆，主要用于高等级路面和城市路面以及广场的垃圾清扫。 路面清扫车不但可以清扫垃圾，而且还可对道路上的空气介质进行除尘净化，既保证了道路的美观，维护了环境的卫生，维持了路面的良好工作状况，又减少和预防了交通事故的发生以及进一步延长了路面的使用寿命。除尘装置是清扫车作业保洁的技术关健 ，传统的机械传动形式的道路清扫车油耗大、传动损失大、噪音大，并且清扫效果不佳。本文介绍了目前国内路面清扫车的现状，分析了除尘装置 ，对清扫车的总体进行布置。提出了除尘装置中机械传动形式的改进，改变了原有的道路清扫车的一些关键缺点，实现了动能的最大利用率，大大提高了 道路清扫车的清扫效果和清扫效率。关键字 路面清扫车，除尘装置，机械传动形式的改进哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）IIAbstractSummary of the road sweeper was developed in recent years dedicated road maintenance vehicles, mainly for high-grade roads and urban roads, and trash from the square. Road sweeper sweeping not only refuse, but also on the road dust on the air purification media, both to ensure the roads appearance, maintaining the environment, health, maintain good working conditions of the road, but also to reduce and prevent the traffic accidents place and further extend the life of the pavement.Dust removal device is a sweeper cleaning technology Key job transfer, mechanical drive systems forms a large road sweeping vehicles fuel consumption, transmission losses of, noisy and ineffective cleaning basic statement. This article describes the current status of the domestic road sweeper, dust removal device of the structure, the overall conduct of the sweeper arrangement. Fan proposed improve the structural analysis of transmission system, changing the original number of key road sweeper disadvantage, to achieve the maximum utilization of kinetic energy, greatly improving the cleaning effect of the road sweeper and cleaning efficiency. Key word Cleaning up car of road surface，Remove dust to fit，The structure is analyzed and improved 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）III目 录摘要 IABSTRACTABSTRACTII第 1 章 绪论 11.1 研究路面清扫车的目的和意义11.2 国内路面清扫车目前存在的问题及原因21.2.1 水平和质量的差距 21.2.2 生产设备和生产手段落后 31.2.3 设备的舒适性的差距 31.2.4 性能水平的差距 31.3 国内外的研究现状和发展趋势3第 2 章 路面清扫车清扫装置的总体构造 52.1 道路清扫车布置形式的设计分析52.1.1 总体布置 52.1.2 参数的确定 62.1.3 车架的改装 62.2 垃圾尘粒的吸送原理72.3 除尘原理82.3.1 重力沉降除尘 92.3.2 惯性除尘 112.3.3 特殊除尘结构 112.3.4 纵向稳定性分析 132.3.5 横向稳定性分析 132.4 本章小结13第 3 章 风机传动系统的设计 143.1 风机的计算选择143.2 变向器153.2.1 锥齿轮的设计 163.2.2 箱体 173.3 行星齿轮加速器设计计算173.3.1 设计要求 17哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）IV3.3.2 选加速其类型 173.3.3 确定行星轮数和齿数 183.3.4 压力角()的选择183.3.5 齿宽系数的选择 193.3.6 模数选择 193.3.7 预设啮合角 193.3.8 太阳轮与行星轮之间的传动计算 193.3.9 行星轮与内齿轮之间的传动计算 203.3.10 行星排各零件转速及扭矩的计算 213.3.11 行星排上各零件受力分析及计算 213.3.12 行星齿轮传动的强度校核计算 223.4 电磁离合器设计计算263.4.1 选型 263.4.2 牙嵌式电磁离合器的动作特性 273.4.3 离合器的计算转矩 273.4.4 离合器的外径 273.4.5 离合器牙间的压紧力 273.4.6 线圈槽高度 283.4.7 磁轭底部厚度 283.4.8 衔铁厚度 283.5 油泵的选择283.6 取力器的选择293.7 本章小结29第 4 章 扫盘装置的设计 314.1 扫盘的布局314.2 扫盘装置对路面环境的适应性分析324.3 扫路车扫盘装置的改进324.4 4 个扫盘的效果334.5 本章小结34第 5 章 储存和倒泄垃圾部结构设计 355.1 举升机构结构型式的分类及特点355.1.1 直接推动式举升机构 355.1.2 连杆组合式举升机构 355.2 举升机构型式的选择355.3 本设计举升结构的选择365.4 本设计举升结构的计算设计36哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）V5.4.1 初步设计 375.4.2 设计过程 375.4.3 设计计算与验证 385.5 本章小结43第 6 章 车厢和铰链的结构设计 446.1 铰链的机构行的设计446.1.1 座的结构形式 446.1.2 销的结构形式 446.2 本章小结45第 7 章 除尘系统的设计 467.1 吸嘴装置467.2 集尘箱的设计467.2.1 进风口 467.2.2 帘网 467.2.3 滤网 477.3 洒水装置477.4 本章小结48结论 49致谢 50参考文献 51附录 1 52附录 2 54哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）1第 1 章 绪论随着公路建设的发展及其管理现代化，以及城市路面和广场环卫管理现代化的需要，路面清扫车的应用愈来愈广。其作用是将道路或广场地面上的垃圾、灰尘吸取并存储于车辆集尘箱内，便于集中倾卸到垃圾集中点，以达到清洁地(路)面的目的。路面除尘泛指除去路面上的一切废物杂料。这些废物杂料在个体上大至罐头瓶、酒瓶，小至尘埃等 ;在比重上重至石块、铁钉，轻至树叶、泡沫材料等；在形状上有规则的，也有不规则的。这些垃圾在清扫作业过程中被吸扫入车内，但除尘装置要从结构上保证垃圾留在集尘箱内，不会由于空气的循环而排出，从而不致于对环境造成二次污染。路面清扫车是一种技术含量较高的特种车辆，对其吸扫零部件具有特殊要求 ,尤其是吸扫盘的合理设计。本文就其吸扫过程中产生除尘效果装置的结构、特征及作用作一分析及改进。1.1 研究路面清扫车的目的和意义路面清扫车作为环卫设备之一，是一种集路面清扫、垃圾回收和运输为一体的新型高效清扫设备。可广泛 的用于干线公路，市政以及机场道 路、城市住宅区、公园等道路清扫。路面清扫车不但可以清扫垃圾，而且还可以对道路上的空气介质进行除尘净化，既保证了道路的美观，维护了环境的卫生，维持了路面的良好工作状况， 又有减少和预防交通事故的发生以及进一步延长路面使用寿命的作用。虽然，我国清扫车技术的发展令世界瞩目，但与发达国家相比，我国清扫车还存在不少差距。我国的清扫车 尽管在清扫效率、清扫能力、除尘效果等清扫作业性能方面与发达国家的水平相当， 但在清扫车的噪声、排放、可靠性、舒适性，自动调整等方面仍存在较大差距，特别是全液压清扫车，仅相当于发达国家 20 世纪 80 年代末到 90 年代初产品的水平。就目前我国清扫车的水平和质量可知，我国在清扫车设计中，还缺少对专用部件的研究，缺少设计理论的指导，经验多于计算，模仿较多，创新较 少。可以说，目前我国对清扫车的研究能力还较差，还未真正达到对清扫车进行研究的目的和要求，同时缺乏必要的研究条件。随着国家不断加大城市化的进程 ，许多新兴的中小城市正在崛起，城市化规模不断扩大 ，随着国内道路的不断扩展，哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）2机械化养护已经成为一种必然 。路面清扫车在我国经济发达的东部沿海地区以及大中城市已被广泛使用,目前正在向中西部地区扩展 之中。因此对路面清扫车进行改进以提高工作效率具有普遍意义1。1.2 国内路面清扫车目前存在的问题及原因目前，国产路面清扫车在品种规格 及使用性能上已能基本满足国内的需求，产品规格从 2t 到 8t，近 8 个规格。与国外相比，大型产品所占比例不大，产品品种较少，产量也较低。同时，国产产品同质化现象比较严重，存在外形单调、功能单一、操作不方便、清扫效率低等问题。国外路面清扫车早已广泛应用了先进的电子技术，如带有微电脑的清扫及回收装置等，而且实现了有线与无线遥控，目前国内产品仅停留在路面清洁度等最原始的技术研究方面2。1.2.1 水平和质量的差距 虽然，我国清扫车技术的发展令世界瞩目，但与发达国家相比，我国清扫车还存在不少差距。目前，我国中小型全液压清扫车除与汽车底盘改装的清扫车存在同样的缺陷外，还存在舒适性差、噪声大、空车质量大、外形不够美观等缺点。另外国内的清扫车在以下几个方面有待改进：如在高可靠性上，设备的高可靠性就是指某种设备的可靠程度，即在其正常使用当中的无故障间隔时间的长短。国产工程机械平均无故障间隔时间为 150 小时-300小时，而国外工程机械大都在 600 小时-2000 小时。我国工程机械的平均使用寿命仅为国外同类产品的 1/2，甚至不到 1/2。因此目前的首要工作是解决产品经久耐用的问题，提高可靠性的各项指标。就工程机械的重要品种清扫车、装载机、推土机、挖掘机等而言，这个指标和国外同类产品相比，差距还是非常大的。国内的清扫车产品可靠性不如国外，有三个方面的原因：一是国产基础件质量不稳定；二是制造工艺问题；三是技术不完善造成先天不足；在多功能上：目前国产路面清扫车基本上是单纯意义上的清扫车即只能扫路、不能它用。而从全国许多环保部门的需求信息来看，有的需要能清洗道路护栏，有的要求能铲雪等等；随着国家对环保要求越来越高，人们的环保意识普遍增强，现有清扫车就将很难适应 人们的需要。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）31.2.2 生产设备和生产手段落后 由于国内清扫车生产企业的生产规模都较小，而且扫路机产品批量也较小，所以采用的生产设备和生产手段都较为落后，加工的零部件难以有稳定的质量。此外，我国通用零部件制造水平较低，也影响了扫路机的质量。国外清扫车的扫刷、吸管、风机、吸嘴和风道等磨损件远比我国清扫车的耐磨。分析其原因主要在材料和设计上 ，所以对清扫车易磨损件材料的研究和合理设计，提高易磨损件的耐磨性也是提高我国清扫车可靠性必不可少的工作。国产清扫车的老面孔仍未得到彻底改变，尤其是油漆的光泽性、附着力、抗冲击、硬度、耐候性和弯曲性能等还存在不小差距，特别是耐时性上不过关，新车放不到 3 个月就失光、褪色。 1.2.3 设备的舒适性的差距 设备的舒适性是指驾驶员在操作设备作业时所感受的舒适程度，包括环保方面的排放标准和噪声大小等。有的厂家在驾驶室里安装收录音和 CD 等音响系统，其实在没解决设备噪声之前，这些都是徒劳的。同理，在没解决驾驶室密闭问题之前，一切空调通风换气设置都是没有任何意义的。以清扫车为例，首先应该解决噪声和排污问题。因为它不但对驾驶员身心健康有影响，更重要的是对与其配合工作的其它设备及人群有影响。而其驾驶室搞成轿车标准其实并不困难。要知道清扫车驾驶员比轿车 驾乘人员更需要舒适。因为他在非常恶劣的环境当中 做往复性的作业。 1.2.4 性能水平的差距 我国工程机械的整体性能参数与国外水平差距不是很大，但在舒适性 、低污染、施工质量以及生产率等指标上都不同程度地落后于国外先进 15-20年，主要原因是在许多先进的技术、结构、材料及工艺上存在着差距2。1.3 国内外的研究现状和发展趋势路面养护机械化程度的高低，是一个国家工业化程度和综合实力强弱的重要标志之一。从 20 世纪 60 年代我国研制生产路面清扫车开始，已有 40年的生产历史。但相对于国外发达国家，我国路面清扫车不管从销量规模、技术水平、清扫效果等方面都存在一定的差距。目前我国生产路面清扫车的哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）4企业大概有 30 余家。从产销量和技术实力上看，中联重科中标事业部 (原长沙中标实业有限公司)，天津扫地王专用汽车有限公司，扬州盛达特种车有限公司(原江苏省江扬集团特种车辆厂 )和北京爱清清扫车制造有限公司等厂家处于行业的领先位置3。随着社会的不断发展，单纯意义上的清扫作业已不能满足于现行路面的需求，高可靠、多功能，全天候和环保型等方面的要求越来越多，市场呼唤能够满足各种需求的路面清扫车的出现 。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）5第 2 章 路面清扫车清扫装置的总体构造路面清扫车是路面清扫装置与主机的总称。路面清扫装置悬挂于主机后方,主要由水箱、扫滚、提升油缸、扫滚作业调整机构和驱动系统组成。清扫装置铰接于主机油底壳上,通过提升油缸可使清扫装置绕铰接轴旋转离开地面,利于机器的转向及非工作行驶需要。扫滚刷分排固定于扫滚轴上,以较大的密度与扫滚轴线成螺旋线排列,便于垃圾自动流向路肩。水箱与扫滚架成一体制作,位于扫滚前部,水箱顶部有加水口及加气口直接与主机储气包相连,通过气阀开关使水箱内保持一定压力。水箱底部出水口与喷水管路相连,管路上向下方向安装的喷嘴可以保证相当好的雾化水喷向地面,喷水量可通过喷水管路上的节流阀进行调节。为了使扫滚在扫路时能精确定位(即扫滚与地面接触时刷毛的压缩量保持不变),在主机和清扫装置之间采用环链连接,可通过悬挂不同的链环节实现扫滚作业时的调整。扫滚采用液压马达一级链传动驱动,可通过管路连接完成驱动系统的连接,为了使操作快速、方便、管路的连接均采用自封式快速接头4。2.1 道路清扫车布置形式的设计分析2.1.1 总体布置1 轴数根据汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的构造来选择汽车的轴数。本设计中轴数选择为两轴。2.驱动形式根据汽车的用途、总质量以及对车辆通过性的要求来确定驱动形式。本设计驱动形式的选择为后轮驱动。3.布置形式布置形式分为发动机的布置和驾驶室的布置。发动机的布置有以下几种形式：发动机前置后轮驱动、发动机前置前轮驱动、发动机后置前轮驱动、发动机后置后轮驱动、全轮驱动。根据性能的要求、行驶要求及经济性来确定发动机的布置。本设计中发动机的布置形式为前置驾驶室的布置有以下几种形式：平头式、短头式、长头式、偏置式。基于汽车的总体设计及安全性的考虑，本设计中驾驶室的布置形式为长头式。2.1.2 参数的确定1.汽车外廓尺寸它包括长、宽、高。它的大小直接与轴距、轮距、驾驶室、车身和专用设备的布置有关。本设计中汽车的外廓尺寸为 7665mm2443mm3103mm。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）62.轴距根据汽车的长度、质量和许多使用性能来确定轴距。本设计中轴距确定为 4630 毫米。3.轮距根据汽车的质量、宽度、横向通过半径和横向稳定性及汽车的机动性能来确定。本设计中前轮距确定为 1930 毫米，后轮距确定为 1836 毫米。4.其余参数总质量为 11990kg，接近离去角为 28/41,整备质量为 4770kg,负载重量 8000 kg2.1.3 车架的改装车架是汽车底盘上各总成及专用工作装置安装的基础，改装时受到的影响最大，因此，要特别引起注意。车架是受载荷很大的部件，除承受整车静载荷外，还要受到车辆行驶时的动载荷，为了保持主车架的强度和刚度，原则上不允许在主车架纵梁上钻孔和焊接，应尽量使用车架上原有的孔。如果安装专用设备或其它附件，不得不在车架上钻孔或焊接时应避免在高应力区钻孔或焊接。主车架纵梁的高应力区在轴距之间纵梁的下冀面和后悬的上冀面处。因为这些部位纵梁应力较大，钻孔容易产生应力集中。对于主车架纵梁高应力区以外的其余地方需要钻孔或焊接时，应注意以下事项：尽量减小孔径，增加孔间距离，对钻孔的位置和孔径规范，在纵梁翼面高应力区外的其它部位钻孔，只能在中心处钻一个孔。在纵梁的边、角区域亦禁止钻孔或焊接，这些区域即为不允许钻孔和焊接加的部位。因为在这些部位进行钻孔或焊接，极易引起车架早期开裂。严禁将车架纵梁或横梁的男面加工成缺口形状5。2.2 垃圾尘粒的吸送原理吸扫式清扫车利用风机在吸口处产生的负压气流来吸送尘粒。清扫车负压吸送系统的作用对象繁杂，要保证尘粒能被可靠地吸入垃圾箱，必须研究尘粒的几何性质(包括粒径,粒度分布,孔隙率和外形系数等)，动力学性质(包括悬浮速度,流动性和磨损性等)以及静力学性质(包括磨擦角,垃圾箱内压力分布,附着性等)。吸扫式清扫车所吸垃圾尘粒的动力学性质尤以悬浮速度最为重要。悬浮速度的大小体现了吸送的难易程度，决定了对有关设备性能参数的具体要求。尘粒的几何性质对悬浮速度具有较大的影响，而静力学性质的影响程度则较小。任何物质在空气场中都会因重力作用而下落，在下落的同时又会受到空气阻力。当空气流速大于垃圾尘粒速度时，垃圾尘粒将随气流向上飞去，进入垃圾箱，从而实现了负压稀相吸送6。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）7有关研究表明，某种物质的悬浮速度与其密度和粒径之乘积的平方根成正比，即密度和粒径大的物质的悬浮速度大，难以吸送；密度和粒径小的物质悬浮速度小,易于吸送。表 2-1为清扫车经常遇到的部分垃圾尘粒的有关参数和悬浮速度。表 2-1 常见垃圾尘粒的物理特性尘粒名称平均粒径/mm密度/(g.m-3)容量(kN.m-3)悬浮速度(m/s)吸送速度(m/s)干细盐1.02.209.0-12.09.800-12.000细粒盐5.012.800-14.00020-30粗粒盐7.0-7.21.01.0-3.01.091.00-1.707.27.0-9.014.800-15.5002.300-3.5004.000-5.300煤炭3.0-5.07.0-10.04.200-6.8007.300-10.00018-40炉渣5.000-17.70015-35砂4.02.6014.16.80025-35水泥3.2011.00.2239-25熟石灰O(3)式中，为极限坡度角；L1 为满载时质心到前轴的距离，hg 为满载时的质心高度，O为附着系数，取 0.8（5）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）112.3.5 横向稳定性分析在侧坡上直线行驶时，或者垃圾箱翻转倾倒垃圾时，当坡度大到质心通过一侧车轮中心，而另一侧车的地面法向反作用力等于零时，则清扫车将发生侧向倾翻，此时tan=B/(2h) (2-1)式中，B 为前轮距：2h 为满载时的质心高度。2.4 本章小结本章主要对道路清扫车的结构进行研究与分析，对道路清扫车的类型、结构进行概述，从而了解清扫车的结构与工作原理，为后面进行总体布置提供方便。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）12第 3 章 风机传动系统的设计3.1 风机的计算选择8风机的设计包括气动设计计算，结构设计和强度计算等内容。这一章主要讲第一方面，而且风机的气动设计分相似设计和理论设计两种方法。相似设计方法简单，可靠，在工业上广泛使用。而理论设讲方法用于设计新系列的风机。本章主要叙述离心风机气动设计的一般方法。离心风机在设计中根据给定的条件 :容积流量，风机全压，工作介质及其密度，以用其他要求，确定风机的主要尺寸，例如，直径及直径比，转速 n,进出口宽度和，进出口叶片角和，叶片数 Z，以及叶片的绘型和扩压器设计，以保证风机的性能。对于风机设计的要求是：（1）满足所需流量和压力的工况点应在最高效率点附近；（2）最高效率要高，效率曲线平坦；（3）压力曲线的稳定工作区间要宽； （4）结构简单，工艺性能好；（5）足够的强度，刚度，工作安全可靠；（6）噪音低；（7）调节性能好；（8）尺寸尽量小，重量经；（9）维护方便。对于无因次数的选择应注意以下几点：（1）为保证最高的效率，应选择一个适当的值来设计。（2）选择最大的值和低的圆周速度，以保证最低的噪音。（3）选择最大的值，以保证最小的磨损。（4）大时选择最大的值。在选用风机时，首先确定垃圾的悬浮速度，根据悬浮速度和吸尘口尺寸可以确定最低风量。根据需吸入垃圾的粒度和密度确定悬浮速度，垃圾在吸尘管中受到重力 G 和运动的气流所产生的浮力的作用。当G 时，合力FFFFF= G，方向向上，于是吸起的垃圾被气流浮起向上运动；当=G 时，FFFF则既不上升也不下降，而这时在管道内的气流速度称为该物体的 “悬浮速度”哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）13。悬浮速度的计算公式为 (3-1)Kgdkk62. 3式中 垃圾当量直径，m；kd 垃圾的密度，；k3m/kg 空气的密度，。3m/kgK为垃圾在沉降时受到的气体压差阻力及摩擦阻力之和的阻力系数。K值随气流状态变化而变化，取决于雷诺数。eR根据清扫车的工作特点要求风机要 体积小、风量大、噪声低、耐磨的风机。根据这些考虑因素，并根据现有的风机型号，选用型号为 DFA11 的小型离心风机。风机性能参数如表 3-1 所示，风机的外形尺寸如图 3-1 所示。图 3-1 风机外形尺寸图机号NO.传动 方 式工作点流量min/L全压Pa静压Pa功率KW11183786778005.521333800078675.8哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）1431500806779336.241667815379676.551833817380006.962000800079677.36.3A72100823379477.5 表 3-1 风机性能参数JPY 系列高压高心通风机，是纸箱机械专用风机，也可用于锻冶炉及高压强制通风，广泛应用于输送物料，温度一般不超过 50，最高不能超过80，介质中所含尘土及颗粒不大于 150mg/m3。选择第 3 个，室外，平缓路面的工作环境。厂家：南海九州惠普风机有限公司 。3.2 变向器由于本课题所设计的风机的风机随风转动后，其扭矩是竖直传递的，所以需设计一装置使其转化成水平传递的才能满足设计要求，根据结构需要设计了一变向器。结构如图 3-2 所示。图 3-2 变向器的主视图3.2.1 锥齿轮的设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）15变向器的作用只是将垂直的输出量转化成水平输出，无需变速，所以其锥齿轮的齿数比为 1，在以下的计算中只列出其中一个锥齿轮的数据，另一个锥齿轮数据与其相同。计算如下：齿轮比 u=1大端分度圆直径 de1=200mm齿数 Z1=Z2=30大端模数 me1=de1/Z1=6.67分锥角 1=45外锥距 Re=de1/2sin1=141.4齿宽 b1=RRe=42.42齿宽系数 R=b/Re=0.3平均分度圆直径 dm1=de1 (1-0.5R)=170中锥距 Rm=Re(1-0.5R)=120.19平均模数 Mm=me1 (1-0.5R)=5.6695切向变位系数 Xt=0径向变位系数 X=0.46（1-cos2/ucos1）=0齿顶高 ha1=me（1+x1）=6-67齿根高 hf1=me（1+c-x1）=8.004顶隙 c= cm齿距角 a1=f2=f1齿根角 f1=arctan(hf1/Re)=3.24顶锥角 a1=1+f2=48.24根锥角 f1=1-f1=41.76齿顶圆直径 da1=de1+2ha1cos1=209.43安装距 A1冠顶距 Ak1=de2/2-ha1sina1=95.285轮冠距=H1=A1-Ak1大端分度圆齿厚 S1=me（/2+2x1tan+xt1）端面当量齿数 Zv1=z1/cos1=42.43哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）163.2.2 箱体箱体采用以垂直轴的圆锥齿轮的轴线为对称中心的对称机构，以便水平轴圆锥齿轮调头安装，改变输出轴的方向。3.3 行星齿轮加速器设计计算93.3.1 设计要求设计寿命 5 年，单班，一年 360 天，中等传动，传动逆转，齿轮对称布置，不允许点蚀，无严重过载，闭式传动。齿轮精度 8-7-7，齿轮材料:20CrNiMoH，碳氮共渗处理，硬度为 Hv740 以上。轴材料:20NiCrMoH 或20CrMnMo。齿圈材料:42CrMo，氮化处理，硬度为 Hv40O 以上。3.3.2 选加速器类型尽量选择体积小、重量轻、性能稳定的设备。在选择行星齿轮时，我选择 NGW 型星形齿轮加速器，因为这个型号的齿轮传动效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，轴向尺寸小，可用于各种工作条件的特点（见图 3-3 所示）。3.3.3 确定行星轮数和齿数在行星齿轮加速器中选择行星轮数：=3wN通过查表法确定了齿轮的齿数（机械手册）：总传动比 i =5.4太阳轮齿数 =20sZ 内齿轮齿数 =88rZ行星轮齿数 =34PZ3.3.4 压力角()的选择我们国家和许多国家都把齿轮的标准压力角规定为，因此，本次设20计的变速箱采用压力角，以提高加工刀具的通用性。20哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）17输入轴输出轴RSCP图 3-3 NGW 型行星齿轮加速器3.3.5 齿宽系数的选择对于硬齿面齿轮的齿宽系数应小于软齿面的齿宽系数。一般情况下，硬齿面值齿轮可取3 所以 =1eN610NsYNpYNRY取=380MlimFaPl. 相对齿根的圆角敏感系数 STYrelTY查表得 太阳轮、行星轮、齿圈的敏感系数均为=1relTYm. 相对齿根表面状况系数RrelTY查表得 =0.9RrelTYn.应力修正系数 =2STYo.齿轮的弯曲疲劳极限,limF由公式 = (3-19),limFlimFNSTXRrelTrelTY Y Y YY=460 1 2 1 1 0.9=828（M）,limFs aP=322 1 2 1 1 0.9=579.6（M）,limFp aP=380 1 2 1 1 0.9=684（M）,limFR aP哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）23安全系数 S=2.32 (3-20)sS,limFsFS828356.78=1.57 (3-21)PS,limFPPC579.6357.6=1.87 (3-22)RS,limFRFR684364.6按具有高可靠性要求取最小安全系数=1.5 从而可看出：limFS sSminFSPSminFSRSminFS所以弯曲强度校核通过。（2） 接触疲劳强度校核a. 接触强度的齿间载荷分配系数HK太阳轮与行星轮啮合时总重合度1.47 查表得 =1.2Hk齿圈与行星轮啮合时的总重合度1.583 查表得 =1.2Hkb.节点区域系数HZ计算= (3-23)HZ2,12coscosbttg得=2.3186HZc.弹性系数Z可由公式= (3-24)Z43得太阳轮与行星轮啮合时=0.918Z4 1.473齿圈与行星轮啮合时=0.8975Z4 1.5833d.接触疲劳强度极限limH太阳轮与行星轮是合金钢渗碳处理，取 1500MlimHaP哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）24齿圈是合金钢氮化处理，取 1200MlimHaPe.寿命系数NZ=60rnt5 所以 =1eN710NsZNpZNRZf.润膜影响系数太阳轮和行星轮为 8 级精度，齿圈为 9 级精度，选用LVRZ=115/s 的矿物油，则查表得：太阳轮和行星轮为=0.9，齿圈为40v2mmLVRZ=0.8LVRZg.齿面工作硬化系数=1wZh.尺寸系数=1xZi.齿轮的接触疲劳极限,limH由公式= (3-25),limHlimHNZLVRZWZXZ=1500 1 0.9 1 1=1350M,limHS aP=1500 1 0.9 1 1=1350M,limHp aP=1500 1 0.8 1 1=9600M,limHR aPj.安全系数 S =1.05sS,limHsHs13501286.2=1.05pS,limHppc13501286.2=1.47RS,limHRRB960651.56 按具有高可靠性要求取最小安全系数=1.0 从而看出齿轮满足使用要limHS求。3.4 电磁离合器设计计算103.4.1 选型为满足工作环境的需要，我选择牙嵌式电磁离合器，因为牙嵌式电磁离合器有外形尺寸小，传递转矩大，无空转转矩，无摩擦发热，无磨损，不需调节，传动比恒定无滑差，使用寿命长，脱开快，干、湿两用的特点。（电源为 12v 直流电）哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）253.4.2 牙嵌式电磁离合器的动作特性如图所示，通电后，当激磁电流按指数曲线上升时，由于衔铁被吸引，线圈中电感增大，引起电流第一次短时间下降，以后还会由于衔铁吸引后尚不能起动负载转矩，出现牙间嵌合、脱开和再嵌合的滑跳现象，致使电流发生多次跳动，直到能带动负载转矩时才趋向稳定。对于静态接合，起动时间的长短主要与衔铁吸引时间有关，而对动态起动，则与相对转速、负载特性、负载的增加情况以及牙的相对位置等因素有关。离合器的脱开时间就是从切断激磁电流开始到牙完全脱开嵌合，传递力矩消失所经历的时间，此时电流也按指数曲线衰减。3.4.3 离合器的计算转矩 (3-26)CTKT式中 T-离合器传递的理论转矩，它包括工作转矩和起动的惯性转矩 T=2168（Nm） ； K-工作情况系数 K=1.5所以 1.5 2168=3252（Nm）CT 3.4.4 离合器的外径 =133 (3-27)2350 2.88 10cDT 3.4.5 离合器牙间的压紧力 Q (3-28)2tancmTD式中 -牙形角， =30 -摩擦角， =8 -牙的平均直径mD -衔铁摩擦面的摩擦系数1 -衔铁导向孔直径1d哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）26 -弹簧推力，=40dFdF3.4.6 线圈槽高度 =20mm (3-29)223102nsHwhftA式中 -线圈槽高度比， =5 -传热系数，=11ss -填充系数， =0.6 HfHf -电阻系数，=0.0172/mmm3.4.7 磁轭底部厚度 =4 mm (3-30)2h2Ad3.4.8 衔铁厚度 =8mm (3-31)2xbhA 一般取余量 =4A3.5 油泵的选择在清扫车中，油泵主要用来驱动清扫装置的液压马达，驱动水泵的工作，驱动液压缸的工作，所以油泵所需的工作功率要求为满足各部分装置的功率。选择采用 KCB-483.3 型齿轮油泵，具体参数如表 3-3 所示。表 3-3 KCB-483.3 型齿轮油泵参数 型号KCB-483.3进出口径in3流量 min/L483.3压力 Mpa0.33哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）27吸程 m5电机功率 kw113.6 取力器的选择 清扫车是以汽车底盘的自身的发动机为动力源，经过取力器，用来驱动齿轮液压泵。本设计的清扫车将取力器布置在变速器后端盖处。动力由变速器输出轴取出。取力器型号及技术参数如表 3-4 所示，齿轮参数如表 3-5 8所示。表 3-4 取力器型号及技术参数 型 号4205.6B7-010速 比1.21输出旋转方向与发动机方向相反输出方式矩形内花键最大扭矩 Nm168表 3-5 取力器齿轮参数齿数法向模数压力角螺旋角径向变位系数螺旋方向齿宽284.252025.250右旋25.53.7 本章小结本章主要进行风机传动系统的设计选择，通过公式来计算选择一款风机，用来吸取路上垃圾物，并根据所选用的风机的功率来计算选择转向器，行星齿轮减速器，电磁离合器，使清扫车能够合理高效的进行工作。对清扫车的附属装置进行选择与设计，通过附属装置的设计，能够使清扫车的结构更加哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）28合理，紧凑。使清扫车能够平稳，方便的行驶与操作。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）29第 4 章 扫盘装置的设计扫路车在我国的研制开发起步较晚，各机构、装置的设计在生产和使用中不断改进，清扫车对吸盘的装置、构造要求较高，由于材料、技术、价格等方面的限制，使吸扫式吸盘的改进受到了一定的限制。从提高作业效率来讲，对吸盘进行改进，尤为显得重要。同时在清扫上、下斜坡较大、路面凹凸不平的路面时，平行四连杆提升机构的吸盘装置不能很好地适应复杂路面的清扫工况，清扫效果不够理想，需进行改进11。4.1 扫盘的布局吸扫式清扫车利用风机在吸口处产生的负压来吸送尘粒，由于垃圾尘粒的不均匀性，故风机的有效利用率极低。把塑料扫帚上的刷毛材料安装在 4 个圆盘，圆盘直径取 4060cm。如图4-1 所示进行布置：图 4-1 一组扫盘的俯视图及旋转方向扫盘的工作原理：在清扫车前进行驶过程中,扫盘如图 5 所示方向进行旋转。扫盘与扫滚哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）30连接，扫滚轴可汽车发动机带动。一般为了使扫滚转速不因车速变化而改变，可单独配备专用带动扫滚的发动机。扫盘在国辆行驶过程中对路面上灰尘进行清扫，清扫的灰尘位于四个扫盘的中心位置，然后灰尘瞬间由风机产生的负压吸走。这样风机的利用率大大得以提高。在较窄的道路上，可改变扫滚的旋转方向，使扫盘反向旋转，停止风机的工作，路面上灰尘及垃圾颗粒可扫至路边，并在车辆尾部两侧适量洒水，使灰尘落于马路边，达到清洁路面的目的。4.2 扫盘装置对路面环境的适应性分析扫路车汽车大梁通过左右两边的平行四连杆机构与吸盘相连接，因此，在任何位置扫盘与汽车大梁都是平行的。由于汽车大梁与地面的平行度在不同的路面是不同的,因此，该机构并不能保证扫盘与地面的平行度，当两者不平行时，就会影响扫路车的使用。当扫路车在平直路面清扫时，汽车大梁与地面平行，扫路车扫盘也与地面平行，此时，只要调整扫盘左右两支撑轮，就可保证扫盘对地平行度与间隙达到理想清扫效果。当扫路车在上坡路面清扫时，汽车与路面形成向前的夹角，扫盘与地面不平行，扫盘后部磨地面，前部离地间隙过大，影响吸扫效果。当扫路车在下坡路面清扫时，该车与路面形成向后的夹角，扫盘与地面不平行，扫盘后部翘起，地间隙过大，影响吸扫效果。当扫路车在凹凸不平的路面清扫时，扫盘有一个支承轮压在较高位置，则整个扫盘抬起，扫盘离开地面，影响吸扫效果。4.3 扫路车扫盘装置的改进根据上述分析研究表明,要使扫路车在各种路面都能达到良好的清扫效果 ,扫路车扫盘装置应做到如下改进 :改进扫盘提升机构，使扫盘不仅能上下移动，面且能根据路面情况，前后、左右摆动。扫盘设计三个支撑行走轮，使扫盘的离地间隙及对地面的平行度保持稳定。扫盘提升机构，应能保证扫盘提升悬挂稳定可靠。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）31该改进设计方案，扫路车扫盘设计了三个支撑行走轮，汽车大梁通过大梁支耳、连杆、转轴耳座、扫盘、绕接牵引扫盘行走，扫盘可绕转轴耳座与扫盘耳座前后、左右摆动，当路面变化时，可自动调整扫盘角度，保证对地平行度，以便达到更佳的路面除尘效果。由于扫盘具有前后、左右旋转两个自由度，因此，在扫盘两侧对称位置，设有两条钢丝绳提升扫盘，以保证扫盘左右平稳提升，钢丝绳提升点经过计算与试验，设在扫盘重心前 15mm 处，使该位置扫盘重心与吸管弹力相平衡。扫盘提升平衡，不会前后摆动。4.4 4 个扫盘的效果吸盘改为扫盘后，能够较大的提高清扫效率。扫盘装置改进后，扫盘能很好地适应各种清扫路况，保证与路面的离地间隙与平行度，改善了清扫效果。同时，扫路车工作结束后，扫盘提升悬挂稳定可靠。动力装置的设计 清扫车清扫装置动力装置主要功用是驱动盘刷，提升盘刷。在现代大多数清扫车上，盘刷的升降和伸缩动作是依靠液压或气动元件以及辅助机构实现的。本设计的清扫车采用液压缸驱动。，并需要确定出驱动盘刷工作的液压马达。盘刷所需要的功率，首先确定盘刷运动时的角加速度 （4-1）60n2 盘刷的转速，180rpm；n 盘刷的角加速度。计算得 =18.84rad/s （4-2）mF 计算得 =188.4NF计算驱动盘刷时的力矩:T=9549 P= （4-3）NP9549TN计算得盘刷所需的功率 P=0.88Kw哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）32根据已计算出的功率确定驱动盘刷工作的马达，根据已有型号，选用YMB102B 型液压马达，参数如表 4-1 所示。表 4-1 YMB102B 型液压马达参数 型号理论排量（）min/L额定压力（）MPa转速（）rpmYMB102B93.66.32000100在施工作业中，清扫装置中的扫刷必然受到磨损，所以必须对扫刷进行调整，使其与地面合理接触。盘数连同臂座在铅垂方向摆动，借助液压缸实现盘刷的升降与外伸。所采用的结构形式运用了四连杆机构，保证盘刷的借地方为基本不随路面不平或毛刷磨损而变化，能保证盘刷的清扫效果。在进行盘刷高度调整时，先将提升油缸伸出到位，适当调节节环链长度并左右调节环链挂钩，以升高或降低扫盘高度。4.5 本章小结本章主要针对清扫车的清扫装置进行设计，选取清扫车的清扫装置的盘刷，清扫装置的提升，伸缩装置，使清扫车的工作做能够更方便，更加经济。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）33第 5 章 储存和倒泄垃圾部结构设计举升机构是自动倒泄垃圾结构的重要工作系统之一 ,其设计质量直接影响自动倒泄垃圾结构的使用性能。随着自动倒泄垃圾结构产品技术的发展 ,举升机构的结构型式也不断增多。若能将不同类型的举升机构其各自的特点配备到与之相适应的自动倒泄垃圾结构则无论是自动倒泄垃圾结构的工作性能,还是举升机构的使用效率,都会得到很大的改善。因此 ,如何选择合适的举升机构,成为自动倒泄垃圾结构设计中的首要问题12。5.1 举升机构结构型式的分类及特点自动倒泄垃圾结构上,现在广泛采用液压举升机构。根据油缸与车厢底板的连接方式,常用的举升机构可以分为直接推动式和连杆组合式两大类。5.1.1 直接推动式举升机构油缸直接作用在车厢底板上的举升机构称为直接推动式举升机构 ,简称直推式举升机构。按举升点在车厢底板下表面的位置 ,该类举升机构又可分为油缸中置和油缸前置两种型式。前者油缸支在车厢中部 ,油缸行程较小,油缸的举升力较大,多采用双缸双柱式油缸。后者的油缸支在车厢前部 ,油缸的举升力较小,油缸行程较大,一般用于重型自动倒泄垃圾结构上 ,油缸则通常采用多级伸缩油缸。5.1.2 连杆组合式举升机构油缸与车厢底板之间通过连杆机构相连接 ,此种举升结构称之为连杆组合式举升机构。生产实践表明 ,连杆组合式举升机构具有很大的优越性。近十几年来,这种类型的举升机构发展较快 ,已出现了多种型式。根据油缸的安装特点,连杆组合式举升机构又可分为油缸前推 (后推)连杆放大式、油缸前推(后推)杠杆平衡式、油缸浮动等多种结构型式。5.2 举升机构型式的选择油缸前推式举升机构具有举升力系数小的优点 ,较适用于中、重型自动哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）34倒泄垃圾结构,如青岛专用自卸车制造厂生产的 9 t 级 QD362 型自动倒泄垃圾结构就采用了油缸前推连杆放大式举升机构。油缸前推式中的杠杆平衡式举升机构也常用于 1020 t 级的自动倒泄垃圾结构。油缸浮动式举升机构具有油缸行程短,机构效率高等优点,通常用于双后桥重型自动倒泄垃圾结构的改装。该机械现已用在斯太尔 QDZ3320S 型 20 t 级自动倒泄垃圾结构上。连杆组合式举升机构中,油缸后推式以结构紧凑、油缸摆角小等特点优于油缸前推式和油缸浮动式举升机构 ,而举升力较大的缺点则可通过减小举升质量得到一定程度的弥补,故较适合用于中、轻型自动倒泄垃圾结构。例如 , QDZ3130 型 7 t 级自动倒泄垃圾结构上采用的油缸后推连杆放大式举升机构就是一种较为典型的油缸后推式举升机构。该类举升机构中的另一种型式 油缸后推杠杆平衡式举升机构也适合用于中、轻型自动倒泄垃圾结构。从以上的分析可以看出,举升机构的每一种结构型式都各有利弊。在具体设计时,应因车制宜,合理选用。直推式举升机构结构简单 ,较易于设计。但由于是油缸直接顶起车厢,为了达到一定的举升角度 ,往往需采用多级油缸,而为了提高整车的稳定性,又常采用双油缸结构。这样易导致油缸泄漏或双缸不同步,进而造成车厢举升受力不均。目前 ,该类举升机构主要用于重型自动倒泄垃圾结构。故本设计中采用直推式举升机构结构。5.3 本设计举升结构的选择通过上述分析比较,可见:a.直推式举升机构主要用于重型或有侧倾要求的自动倒泄垃圾结构。b.油缸前推式举升机构通常用于中、重型自动倒泄垃圾结构。c.油缸后推式举升机构适合用于中、轻型自动倒泄垃圾结构。d.油缸浮动式举升机构通常用于重型自动倒泄垃圾结构。总之,在选择举升机构时,应从装载质量、油缸行程、机构效率、管路的布置以及经济效益等各方面综合考虑 ,采用合适的举升机构,最大限度地提高自动倒泄垃圾结构的工作性能。5.4 本设计举升结构的计算设计自卸车举升机构设计计算涉及油泵、油缸、安装位置、起始举升角、最哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）35大举升角、回落角、举升机构工作时间、油泵油缸液压系统产生的举升力计算和车箱系统实际所需的举升力计算。合理的设计与计算对提高自卸车的安全性、经济性是十分重要的。本节拟就设计计算中的一些问题作些探讨。5.4.1 初步设计初步设计大致分以下几个步骤a.根据车箱尺寸、装载质量，初步确定举升系统在车架、车箱上的各支点。b.根据举升质量初步确定油缸、油泵的规格型号。c.通过计算验证所选用油缸、油泵以及各支点位置的合理性。d.建立两种举升力曲线图，进一步验证。5.4.2 设计过程 确定举升安全系数自卸车设计时应考虑到最恶劣的装卸条件，因有些物质的安息角在静止或运动情况下都大于 450，举升安全系数应在装载质量的 3 倍以上，即举升安全系数应大于 3。 车箱转轴点、油缸举升点的确定车箱的转轴点、举升点必须处在一个合理的位置，以确保在举升过程和运输途中安全平稳，一般的选择如图 5-1 所示(特殊型自卸车除外)。 图 5-1 车厢的转轴点、举升点哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）36油泵油缸的选择和油缸在车架与之间的安装位置油缸选择首先要能达到最大举升角求和能承担举升质量。油泵的选择要能满足在规定的时间液压油充满油缸体积和达到油缸支承质压力，但不能超过油缸额定理论推力。安装位置主要指油缸安装点到转轴位置，如图 5-2 所示。 图 5-2 安装位置图中 h 的确定就是所提的安装位置的确定又牵涉最大举升角、起始举升角止回落角(具体计算参看后面的计算方法5.4.3 设计计算与验证车箱举升支点计算车箱自身质量和装载质量均匀，举及其力如图 5-3 所示，为转轴支耳焊接于底板骨架上。 图 5-3 举及其力哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）37由上图可以看出G 总=G 自+G 载式中:G 总为总的举升力，NG 自为车箱自身质量，kgG 载装载质量，kg根据杠杆原理所得，L距离越短，举升力越大。油缸选择长度可缩短，但初举升和举升过程中不稳定，选择 5/8L 左右的距离值较为合适，可作为设计中参考，后以计算为准。最大举升角的确定确定车厢最大举升角的依据是倾卸货物的安息角。常见货物的安息角如表 5-1 所列。表 5-1 常见货物的安患角物料煤焦炭铁矿石细砂安息角27455040453045物料粗砂石灰石粘土水泥安息角504045504050设计的车厢最大举升角max必须大于货物安息角，以保证把车厢内的货物卸净。此外，在最大举升角max。时，车厢后栏板与地面须保持一定的间距 H，如图 2-9 所示。为了避免车厢倾卸时与底盘纵梁后端发生运动干涉，故图 2-9 中的L必须大于零。设计时，自动倒泄垃圾结构车厢最大举升角可在 5060之间选取。对于本设计中的自卸车，这里定其最大举升角为50。油缸总行程 L 的确定（见图 5-4） 。 总行程 L 应满足最大举升角max的设计要求。总行程 L 可以根据余弦定理解出。即：222cos( max2)1LOAOBOA OBL （5-1） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）3822OAab （5-2） 1arctanab 22102arctan10Lbbab （5-3） 0cos( 12)bOB （5-4） 图 5-4 油缸总体 L 的确定 根据油缸总行程 L 进而求的或选定伸缩油缸的单节伸缩工作行程 l 或伸缩油缸的节数 n，通常个单节工作行程是相等的。油缸总行程 L 或伸缩油缸的节数 n 可参照同类油缸单节伸缩工作行程的大小、同时考虑伸缩油缸产品的系列化、标准化以及总部置所允许油缸占用的空间等因数来确定或选取油缸的型号。本设计中 OB为 16870.5 OA 为 1987.5 max_2为 55 计算得 L=1716.8现初步选定单节伸缩工作行程 l 为 429。根据下表选定:哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）39自动倒泄垃圾结构用多级液压缸有 TG、TMG 和 TSG 三个系列。其中 TG系列为单位用式、TMG 系列为末级双作用式、TSG 系列为双作用式多级液压缸。适用于工程及矿山用自动倒泄垃圾结构和特种车辆车厢的后卸、侧卸和三向卸。 (2)性能参数多级液压缸的套筒(柱塞)外径分别为 60,80,100,120,150,180 和 210mm共七种;伸出级数为 26 级;单级行程 1251500mm 共 16 个行程等级(符合国家标准 GB2349-80);额定压力 16MPa（见表 5-2） 。表 5-2 TG 系列多级液压缸性能参数型号级数单级行程总行程/mm安装中心距范围/mm全伸后中心距*TG-E*QQ3300500900150052574014252240251603003201500340495660 199026750150014007200104019502440915034006301200189067094018702830*TG-E*EE267001500140072001060198024609180*TG-E*ZQ2516030032015001251604451660*TG-E*EQ267001500140072001050196024509160哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）40*TG-E*QQ33006309001890650101015502900*TG-E*EE234008008002400760135015603750故根据表 5-2 选定液压缸为 3TG-1170-EE,该液压缸全伸够中心距为1700 mm，安装中心距为 530.其三级行程分别为 400 mm、385 mm、385 mm。油缸举升力 P 的确定自卸车的油缸举升力必须保证最大举升质量时所需的举升力矩。油缸推力 P 对货箱翻转中心产生的举升力矩 Mp 与举升总质量 m 对翻转中心的阻力矩 Mw 应取得平衡。即： Mp=Mw 则油缸举升力矩： Mp=POAsin （5-5） 而最大举升阻力矩： Mw=wmXw （5-6） 故油缸举升力： sinwXwPmOA （5-7） 式中：wm -举升总质量，为最大装载质量和货箱之和 Xw-质心至翻转中心的水平坐标 -油缸中心与底座的夹角，在举升过程中它为变量，因此油缸举升力也随之成为变量。 上述质心至翻转轴中心的水平坐标是岁车厢举升角变化而变化的函数。实际上，在举升开始阶段由于各铰链支点静摩擦力矩较大，所以车厢的最大阻力矩发生在车厢即将被举起时刻，为最大值，此时的 P 为最大值。 对直推式举升机构进行受力分析和设计计算时，还应考虑力矩比，即当任意一节伸缩油缸套筒将要伸出时，举伸机构提供的举伸力矩与阻力矩之比。 油缸直径的确定油缸推力与第一节油缸直径的关系为：哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）41 214dPp （5-8）式中：p-液压系统工作压力，Mpa 本设计中液压工作系统的压力位 10 Mpa。 可求得第一节油缸的最小直径：2max14sinwwmdpmOA （5-9） max41sinwmdOAp 按上式计算出各级油缸的最小直径和各界油缸的举升力。 在本设计中maxwx=1.125，=54，再结合上述表格的标准，故可以得到三节的油缸直径分别为 100 mm、80 mm、60 mm。各级推力分别为1F 7850N.2F5024N,3F 2826. 5.5 本章小结本章主要针对清扫车的储存和倒泄垃圾部结构设计，根据清扫车的垃圾箱的满载质量设计液压缸并算出最大举升高度，使垃圾的倾倒更加简单方便。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）42第 6 章 车厢和铰链的结构设计根据经验，往往把车厢设计成装有加强筋的钢板式结构，车厢是用于装载和倾卸货物。它一般是由前栏板、左右侧栏板，下图为典型的底板横剖面呈矩形的后倾式车厢结构。为避免装载时物料下落碰坏驾驶室顶孟，通常车厢前栏板加做向上前方延伸的防护挡板。车厢底板固定在车厢底架之上。车厢的侧栏板、前后栏板外侧面通常布置有加强筋14。6.1 铰链的机构行的设计 6.1.1 座的结构形式（见图 6-1） 图 6-1 座的结构形式 铰链座的底板有 6 个为 M13 的螺栓孔，底板的厚度为 10 毫米，两侧支座的高度为 78 毫米，厚和宽分别为 20、32 毫米。孔径的标准与销的直径相符合。6.1.2 销的结构形式（见图 6-2） 图 6-2 销的结构形式哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）43销的结构和尺寸都是由机械手册查得的。均有相关标准。6.2 本章小结本章主要针对清扫车车厢和铰链的结构设计，根据传统清扫车的车厢设计而坐，并加有铰链，而使车厢与车体本身接触更加牢靠。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）44第 7 章 除尘系统的设计7.1 吸嘴装置为了保证最佳吸料效果，吸嘴底边和路面间隙应保持在 810mm 左右。间隙太大，吸力小；间隙太小，容易与地面接触碰撞。为了保证实现这个理想的间隙可以通过提高或降低吸嘴后部和两侧支承滚轮的安装高度来调节。支承滚轮磨损后间隙必然减小，要及时进行调节两侧支承滚轮。调节的方法是：先松开调节螺钉，转动支承滚轮的滚轮支架，使之在合适位置，再紧固调节螺钉。后部支承滚轮的调节方法是：先松开连接螺栓，使后轮轮架沿腰形槽上下移动至合适位置，再拧紧螺栓15。7.2 集尘箱的设计集尘箱由薄钢板焊接成矩形箱体，后部有车厢后箱盖，通过液压缸可将集尘箱后盖打开和关闭。在集尘箱下部有两个举升液压缸，这两个液压缸要同步运动完成集尘箱顶起翻转，达到卸掉垃圾的功能。7.2.1 进风口吸嘴处的垃圾随高速气流通过吸尘管进入集尘箱，垃圾需集存于相应的位置而空气继续流动。由于气体轻，其图示的运动路线很容易形成；而垃圾的运动路线需吸尘管的的导向和超出底板面的结构以及挡板来实现。吸尘管的方向决定垃圾的主要走向；吸尘管超出底板面的结构保 证垃圾抛离吸尘管口附近；挡板将垃圾限制在集尘箱的一定区域内。7.2.2 帘网帘网处于集尘箱的中后部，通常由 “O”型铁链悬置排列而成，有单、双排之分。其作用是将体积较大的轻质垃圾挡在集尘箱的前部，属第一道垃圾过滤，而此处的空气能够正常流动，为便于倾卸集尘箱内的垃圾，铁链下端处于自由状态。本设计将“O”型铁链改制成帘网结构，上端采用铰支点支撑帘网，帘网哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）45可以自由围绕铰支点转动，下端处于自由状态，这样便于倾卸垃圾，又可以有效的阻挡较大的轻质垃圾。并且在安装时方便，便于清理。结构 如图 7-1所示。7.2.3 滤网滤网通常由铁丝编织而成，置于集尘箱后部。其网眼的大小关系到过滤效果和气流阻力。网眼愈小，其过滤效果愈好，但气流阻力愈大，而且易被垃圾堵塞网眼（如图 7-1 所示） 。图 7-1 帘网结构图7.3 洒水装置 水箱由不锈钢焊接制造而成，箱体内表面进行防锈防腐处理，处理方式为喷涂环氧树脂。为降低重心水箱形状呈矩形形式。内部为防止汽车行驶过程中水流动冲击，在水箱中部设置横向隔波板。在水箱加水口附近设置透明的水位标，方便在加水过程中观察水位情况。水箱内部有水泵，为喷水管提供水压，使水喷出。洒水除尘是清扫车较常见的一种除尘措施，车辆在清扫作业过程中，水哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）46箱中的水通过水管由喷头有喷向地面。所形成的水雾可使清扫过程中避免尘土飞扬，又可使水雾湿润地面的浮尘，使轻质的干燥浮尘变成湿性尘泥，进入集尘箱后不再随气流飘浮，达到除尘的目的16。在水箱内部设置水泵，选取水泵，由于在清扫车上所需的压力不大，所以可以选用一款小功率水泵，参考已有水泵 ，选用 CLW65QZF40/45N(S)型洒水泵。洒水泵的参数如表 7-1 所示。表 7-1 CLW65QZF40/45N(S)型洒水泵参数 型号CLW65QZF40/45N(S)流量():h/m340扬程():m45输入轴转速()min/ r1450轴功率()kw9.25自吸高度()m6.5自吸时间()m5/min1.0效率65%尺寸（）mm4182143107.4 本章小结 本章针对道路清扫车的除尘装置进行设计，在已确定集尘箱和水箱的尺寸的条件下，设计集尘箱和水箱的内部结构，并根据使用条件，选用附属机构。使清扫车能够合理高效的进行工作。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）47结 论本设计对道路清扫车的工作原理进行了分析，根据选定的车型， 按照国家的各项规定标准进行设计，并得出如下结论：（1）在设计道路清扫车中考虑其使用状况，尽可能使道路清扫车满足功能要求，延长使用寿命；水箱的装水量应与集尘箱的容量匹配，这样可以保证在清扫过程中避免扬尘现象，造成二次污染，削弱清扫效果。（2）在设计中对风机的传动机构进行了改进 ，使道路清扫车的清扫效果更佳，使用更佳经济。（3）对道路清扫车进行结构分析，使各安装部件，安装位置合理并能够尽量减少功率损失，减小清扫车在工作过程中带来的震动影响。对该机构进行了结构和参数的改进，从而使得整个道路清扫车工作更为平稳，清扫实效果更好。本次设计后的道路清扫车完全能够满足国家 QC/T252扫路车标准有关规定。（4） 对取力器的安装位置进行了合理的计算 ，并选取了最佳经济的安装方式。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）48致 谢岁月如歌，光阴似箭，四年的大学生活即将结束，终于迎来了 毕业设计完成的这一天。抚思昔日，包含了许多 人的关心和热情，在论文即将完成之际，谨以此致以深深的感谢。 感谢我的指导老师李长威老师，本设计 在选题及研究过程中得到了老师的悉心指导。老师多次询问 设计的进程，并为我悉心指点，帮助我开拓研究思路，精心点拨、热忱鼓励，使本设计 最终得以顺利完成。老师严谨求实的态度，踏踏实实的精神，对老师的感激之情难以言表。感谢所有的老师,你们为我的学业倾注了大量心血，你们为人师表的风范令我敬仰，严谨治学的态度令我敬佩。使我学到了许多深奥的知识，拓宽了视野，为将来进一步学习及工作、生活带来启示。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）49参考文献1 公路养护技术规范（JTJ073-96）S.人民交通出版社，1996.2 葛恒安.国内路面清扫车行业现状及发展趋势 J.建筑机械化,2004.3 李江涛.我国扫路车发展概况与发展趋势 J.建设机械技术与理,2000,(04)4 张铁山,凌和平.中型道路清扫车的总体设计与研究 J.专用汽车,2005.5 刘惟信汽车设计M人民交通出版社，20016 宋永刚.真空清扫机负压吸尘机理及系统设计方法初探 J.筑路机械与施工机械化,1992.7 朱伏龙.基于吸尘性能的吸尘口结构研究与流场分析 D.上海交通大学,2008.8 濮良贵，纪名刚机械设计M高等教育出版社，19969 臧杰汽车构造M机械工业出版社，200508.10 陈铁鸣机械设计哈尔滨工业大学出版社 2006 年11 邵志刚.清扫车电控系统设计及盘刷转速控制研究 D.南京理工学,2005.12 卞学良.专用汽车结构与设计M.机械工业出版社，2007.07 13 马文星.特种车辆M.化学工业出版社，2007.02.14 刘哲义，何明辉.专用汽车构造M.武汉工业大学出版社，1994.15 Nakayama T，Suda E.The present and future of electric power steering.Int.J.of Vlhicle Design,199416 Ficher F D.Rammerstorfer F G.A refined analysis effects in seismically excited tanks of sloshing M.1999哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）50附录 1随着汽车技术的迅猛发展,人们对汽车转向操纵性能的要求也日益提高。汽车转向系统已从传统机械转向、液压助力转向 (Hydraulic Power Steering ,简称 HPS) 、电控液压助力转向( Elect ric Hydraulic PowerSteering , 简称 EHPS) , 发展到电动助力转向系统(Elect ric Power Steering ,简称 EPS) ,最终还将过渡到线控转向系统 (Steer By Wire ,简称 SBW) 。1 机械转向机构1. 1 机械转向机构的概念机械转向系统是指以驾驶员的体力作为转向能源 ,其中所有传力件都是机械的，汽车的转向运动是由驾驶员操纵方向盘 ,通过转向器和一系列的杆件传递到转向车轮而实现的。机械转向系由转向操纵机构、转向器和转向传动机械 3 大部分组成。1. 2 机械转向机构的分类通常根据机械式转向器形式可以分为 :齿轮齿条式、循环球式、蜗杆滚轮式、蜗杆指销式。应用最广的两种是齿轮齿条式和循环球式 (用于需要较大的转向力时) 。在循环球式转向器中,输入转向圈与输出的转向摇臂摆角是成正比的;在齿轮齿条式转向器中,输入转向圈数与输出的齿条位移是成正比的。循环球式转向器由于是滚动摩擦形式 ,因而正传动效率很高,操作方便且使用寿命长,而且承载能力强,故广泛应用于载货汽车上。齿轮齿条式转向器与循环球式相比,最大特点是刚性大,结构紧凑重量轻,且成本低。由于这种方式容易由车轮将反作用力传至转向盘 ,所以具有对路面状态反应灵敏的优点,但同时也容易产生打手和摆振等现象 ,且其承载效率相对较弱,故主要应用于小汽车及轻型货车上 ,目前大部分低端轿车采用的就是齿轮齿条式机械转向系统。2 液压转向机构随着车辆载重的增加以及人们对车辆操纵性能要求的提高 ,简单的机械式转向系统已经无法满足需要 ,动力转向系统应运而生,它能在驾驶员转动方向盘的同时提供助力,动力转向系统分为液压转向系统和电动转向系统 2 种。其中液压转向系统是目前使用最为广泛的转向系统。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）512. 1 传统的液压动力转向系统 (HPS)液压转向系统在机械系统的基础上增加了液压系统 ,包括液压泵、V 形带轮、油管、供油装置、助力装置和控制阀。它借助于汽车发动机的动力驱动液压泵、空气压缩机和发电机等 ,以液力、气力或电力增大驾驶员操纵前轮转向的力量,使驾驶员可以轻便灵活地操纵汽车转向 ,减轻了劳动强度,提高了行驶安全性。液压助力转向系统从发明到现在已经有了大约半个世纪的历史 ,可以说是一种较为完善的系统,由于其工作可靠、技术成熟至今仍被广泛应用。它由液压泵作为动力源,经油管道控制阀向动力液压缸供油 ,通过活塞杆带动转向机构动作,可通过改变缸径及油压的大小来改变助力的大小 ,由此达到转向助力的作用。传统液压式动力转向系统一般按液流的形式可以分为 :常流式和常压式 2 种类型,也可根据控制阀形式分为转阀式和滑阀式。随着液压动力转向系统在汽车上的日益普及 ,人们对操作时的轻便性和路感的要求也日益提高,然而液压动力转向系统却存在许多的缺点 : 由于其本身的结构决定了其无法保证车辆在任何工况下转动转向盘时 ,都有较理想的操纵稳定性,即无法同时保证低速时的转向轻便性和高速时的操纵稳定性 ; 汽车的转向特性受驾驶员驾驶技术的影响严重 ; 转向传动比固定,使汽车转向响应特性随车速、侧向加速度等变化而变化 ,驾驶员必须提前针对汽车转向特性幅值和相位的变化进行一定的操作补偿 ,从而控制汽车按其意愿行驶。这样增加了驾驶员的操纵负担 ,也使汽车转向行驶中存在不安全隐患 ;而此后出现了电控液压助力系统 ,它在传统的液压动力转向系统的基础上增加了速度传感器,使汽车能够随着车速的变化自动调节操纵力的大小 ,在一定程度上缓和了传统的液压转向系统存在的问题。系统是未来转向系统的发展趋势，但由于其取消了方向盘和转向车轮之间的机械连接，可靠性成为阻挠线性控制转向技术普及的一个重要因素，现在仍然处于研究阶段。相比而言，液压助力转向系统应用的时间较长，技术已经比较成熟，而且在成本上有着巨大的优势，同时具有助力大、转向感觉平顺、安全可靠的优点，对于中等功率（ 500-1000W）和大功率的伺服机构，液压方案仍为最佳的选择。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）52附录 2 Along with the rapid development of automobile technology, people on the vehicle steering control performance requirements are increasing. Steering system has turned from the traditional mechanical and Hydraulic Steering (Hydraulic Power Steering, referred to as HPS), electric Hydraulic Steering (Elect ric Hydraulic PowerSteering, referred to as EHPS), the development of electric Power Steering system (Elect ric Power Steering, referred to as EPS), finally will also transition to the Wire Steering system (who, By Wire SBW referred to).1 mechanical steering mechanism1 1 mechanical steering mechanism of conceptMechanical steering system refers to the drivers physical energy, including all as to force all is mechanical, automobile steering movement by the steering wheel is, through the steering and a series of bar transmission to the steering wheel. Mechanical steering system, steering gear control mechanisms by turning and steering transmission machinery 3 major components.1. 2 mechanical steering mechanism of classificationUsually based on mechanical redirector form can be divided into: super-modulus gear and circular ball type, worm and worm wheel type to pin type. One of the most widely used two is super-modulus gear and ball type (used to need cycle of steering force). In the cycle of ball type redirector, input and output of turning circle to radial angular is proportional to the, In rack-and pinion steering gear-component, input and output of steering laps is proportional to the displacement of the rack. Ball type redirector cycle because it is rolling friction forms, so is the transmission efficiency high, convenient operation and long service life, and bearing capacity, widely used in automotive. Super-modulus gear steering gear-component with circular ball type, characteristic is rigid, compact structure, light weight, and low cost. Because this way by the wheel will easily reaction to the steering wheel, so has the sensitive reactio
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