屋顶除雪机的设计

屋顶除雪机的设计刘晓亮河北科技师范学院机电工程学院，机械设计制造及其自动化专业 0903 班指导教师：于晶晶摘要：本文简要介绍了国内外陆地扫雪设备的市场、分类及发展情况，在此基础上提出设计屋顶除雪设备的构想，希望通过借鉴传统扫雪设备的设计理念，来设计出一种集前部旋转扫雪，中间螺旋运输雪，后部通过收集箱收集雪的简便、轻巧的小型屋顶除雪机，并通过相关理论分析和计算，为除雪机主要参数的确定提供依据，最后对齿轮部分进行了优化，找出了最优的齿轮参数，为进一步减轻设备重量和成本提供了参考。关键字：旋转扫雪；屋顶除雪机；优化1 绪论11 论文的研究背景与意义如今的房屋建筑多为钢筋混凝土浇筑、金属桁架结构，降雪后如果积雪不及时清扫，积雪昼融夜冻，会加重热胀冷缩作用从而产生破坏应力，使钢筋疲劳致使强度降低。如果积雪过厚，建筑很可能由于钢筋强度不足而发生倒塌事故。因此房屋建筑的除雪工作就显得特别重要。当然最传统的、最常规的方法是人工除雪，但人工除雪效率低、劳动量大不适合如今房屋众多的城镇，设计一款屋顶除雪机迫在眉睫。本设计主要针对以下情景：温度 ，雪的厚度 ，新下的雪，密度约为416cmh10，屋顶必须为平顶，人力推动，低压直流电机驱动扫雪，电瓶供电，扫雪人行走3/15.0cmg速度 左右。s12 屋顶除雪机的特点（1）除雪原理简单、工作可靠。（2）重量轻、便于拆卸和搬运、结构紧凑、体积小。（3）集扫雪、收集雪于一体。（4）除雪机整体尺寸小、使得每次收集雪的重量有限制，增加了倾倒的次数。（5）每次使用完之后，必须把机器中残留的雪清理干净，减轻雪对金属的腐蚀，防止生锈，维护起来不太方便。13 国内外关于该论题的研究现状1.3.1 有关除雪机国内外研究概况机械法是通过机械作用直接作用解除冰雪危害。虽然除净率较低，但是对环境和植被无任何影响。能实现冰雪的异地转移。应用范围比较广。因此，个人认为：机械除雪法是未来除雪的发展趋势，适用于各个领域、不同规格的除雪机器会不断涌现出来，不断丰富除雪机械这个大家族。我国对除雪机械的开发、生产都比较晚，因此还处于起步阶段。目前，我国的城市道路、公路和房屋建筑冬季除雪大部分仍沿用传统的养护方式，即单纯人工作业或人工作业和小型的除雪机械相结合的方式。高速公路和一级公路开始使用大型专用除雪机械，进行冬季养护。但是，除雪机械在数量和品种规格上还很少，除雪设备大部分依赖进口 1。机械化程度和总体水平远远落后于发达国家。只是最近几年国内的厂家才参照国外的先进技术研制了适合我国国情的除雪机械，因此我国的除雪机械水平有待提高，种类有待丰富，市场有待开发。1.3.2 国内外除雪机械主要种类除雪机械的种类繁多，按其结构可分为以下几种 2：(1)犁式除雪车。将犁刀装在载货汽车(或清扫车、装载机、平地机、推土机等)上改装而成的。除雪时，犁刀车辆的行驶方向成一定的角度铲推、堆积或掷抛雪，主要用于清除0203mm厚的松软积雪。(2)转子式除雪车。是将除雪装置装在车辆前端的专用汽车。它主要用于清除较厚的积雪。其除雪装置包括切雪、集雪和抛雪等。(3)刷式除雪车。是一种清除较薄积雪的专用汽车，不适应较厚雪层的清扫。它利用旋转将积雪扫到路边，亦称扫雪汽车。(4)气流式除雪车。气流式除雪车是用高压气流清除道路和机场的雪，具有生产效率高、抛雪距离远、工作装置可靠的特点。但是噪声大、能耗高，除雪厚度较薄(不大于02m)。14 屋顶除雪机的发展趋势纵观各种除雪机的发展情况，可以预见未来屋顶除雪机的发展方向主要有以下几个方面：（1）、高速度、长使用寿命。高速度即意味着高生产率，材料强度是限制屋顶除雪机使用寿命的主要原因，因此在严格限制设备重量的同时，必须使用那些有足够强度、刚度、耐腐蚀性的材料。（2）、低电能消耗。使用体积小大容量的电瓶和重量轻大功率低能耗的电机，减少更换供电设备的次数，提高设备的连续工作能力。（3）、智能化发展。未来设备不需要人力作为前进动力，人们可以根据扫雪距离、厚度等因素进行设置，使其前进速度，电机输出功率最优匹配。（4）、可折叠性。屋顶除雪决定了设备尺寸不能太大，因此可折叠性、模块组合性可大大减小搬运时的体积，到屋顶后打开或方便地组装保证有一定的除雪宽度。（5）、仿生原理的应用。利用仿生学原理，用模仿动物行走的仿生机构取代常规的轮子或履带，可大大减轻设备的重量，提高灵活程度和智能程度。15 本设计研究的主要内容本文针对平屋顶，刚下的雪，厚度不超过 10cm 的情形研究除雪机械。方法是进行理论分析和计算，并进行三维建模和运动仿真。具体研究内容如下：(1) 旋转式除雪板的设计主要阐述如何利用行星轮机构、平行四边形机构的组合来实现扫雪板的平动并且能够承受雪的阻力把雪推进螺旋运输机构。并对齿轮、轴、雪板、V 带等零部件进行设计和选择。 (2)螺旋运输机构的设计根据雪和金属之间的摩擦系数和旋转除雪板的转速等参数对螺旋运输轴的内径 d，外径 D，螺距 S 进行确定，并对轴的扭转强度进行校核。(3)带有运输带收集箱结构的设计主要计算了驱动运输带直流电机所需的功率，和收集箱的倾倒机构。2 旋转式除雪板的设计21 旋转式除雪板机构的运动简图旋转式除雪板共由四个板组成，分别在每个行星轮的分支上，为了简化，现只画其中的一个。图 1 旋转式除雪板的运动简图1、 与支撑轴固连的中心轮 2、行星轮 3、平行四边形机构的连杆 4、粗实线表示的系杆 5、中间传动齿轮 6、与除雪板固连的齿轮2.1.1 扫雪板的工作原理简述初步假设机构中齿轮 1、2 的分度圆直径相同，齿轮 5 的分度圆直径和齿轮 6 的分度圆直径之比为 1:2。BDCE 为平行四边形机构，BC 为主动曲柄。系杆为动力输入装置，当其以 的转速顺时1针转动时，会驱动行星轮 2 以 的转速顺时针转动，根据平行四边形机构的特性，此时齿轮 5 也1会以 的转速顺时针转动，齿轮 6 会以 的转速绕 F 点逆时针转动，根据尺寸关系得到 ，122 12转向相反，这样扫雪板会始终垂直于地面做平动，可以把雪扫进螺旋运输装置。2.1.2 机构自由度的计算 3FpnFhl )(3活动构件的总数 17低副总数 2l高副总数 8hp局部自由度 0F虚约束代入数据得F=1，因此只需一个原动件，选系杆4作为原动件。2.1.3 系杆 4 输入转速 的确定1扫雪数学模型如图 4：图 2 确定最佳前进距离 的函数模型0x其中雪的厚度为 10cm，圆（实线圆和虚线圆）的半径都是 20cm，第一个雪板扫雪（带点的阴影部分）的距离为 17.32cm，设扫完后机器向前运动 X0（X00 17.32）,此时雪板扫过的区域为斜线阴影部分，实线圆的方程 ，虚线圆的方程为 ，则斜线2140xy 22)0(4xy阴影部分面积为:,现在求 S(x0)的dxdxxS x)10(4)(40)( 032.17232.1720 最大值。令 = ，得最大值点 x0=17.32，即雪板每扫完一次雪，机器应向s前移动 17.32cm。假设人行走的速度为 v=1.5m/s,扫雪机构共有四个扫雪板，则扫雪机构每转一转扫雪距离l=417.32=69.28cm,即 l=69.28cm/r。因此扫雪机构的转速 n1=v/l=150/69.28=2.2r/s,取1=2.5r/s=150r/min。22 受力分析及主要零件的设计2.2.1 单个扫雪板所受阻力的计算扫雪板扫雪时可简化为如下模型 5：图 3 扫雪板受力示意图受力分析等效模型：图 4 扫雪板受阻力分析F 为扫雪板对雪（三角阴影部分）的推力，Ff 为金属对雪的摩擦阻力，G 为雪所受到的重力，Fn 为金属对雪的支反力。假设雪的厚度为 10cm，扫雪板的扫雪长度为 70cm，扫雪的截面积为 122.87 ，扫雪体积为2cmV=86009 ，新下的雪的密度的密度 =0.15g/ ,则扫雪的质量为 m=V=1.3kg，G=mg=130N。3cm3cm根据受力平衡X=0 Fncos20+ Ffcos70- F=0Y=0 Fnsin20- G - Ffcos20=0Ff=Fn 为在-16- -30下，雪的密度为 0.10g/ 时的摩擦系数 =0.143c解得 F=66.57N Ff=18.7614N Fn=134.01N 根据作用力与反作用力的关系，雪板所受阻力F=66.57N,方向相反。2.2.2 扫雪板上齿轮受力分析及设计（1）齿轮受力分析 5 图 5 扫雪板齿轮受力分析0,0)(1RFtOAFMO得齿轮所受到的转矩 mNAT .6571.062 （2）扫雪板两啮合齿轮设计 6大小齿轮啮合时轮齿所受的切向力是一对作用力与反作用力，大小相等方向相反初步设计 d2/d1=2，则小齿轮所受到的转矩 T1=T2/2=3.3285 N.m。21FtdTFt因此设计要求就是，输入轴齿轮所受的扭矩为 T1=3.3285 N.m，z2/z1=2,工作寿命要求达到72000h，原动件采用直流电动机，工作载荷稳定，要求在满足要求的前提下，使两齿轮的总重量最轻。设计步骤：选用直齿圆柱齿轮，由于该齿轮传动用于一般机械传动，故选 7 级精度；选小齿轮材料为 40Cr，调质处理，齿面硬度为 HB235-HB275。大齿轮材料为 45 钢，调质处理，齿面硬度为 HB217-HB255;采用优化设计方法来确定小齿轮的齿数 z1、模数 m、齿宽系数 d；（1）确定设计变量和目标函数 7设计变量 x=x1 x2 x3=m z1 d。设小齿轮的分度圆直径为 d1，大齿轮的分度圆直径为 d2，小齿轮的宽度为 b，要求大小齿轮的总重量最小，即在材料密度一定的条件下使两齿轮的体积和最小，为了计算方便先假设两齿轮宽度相同，因此可以建立目标函数：min ，其中 d2=2d1，d1=mz1，d=b/d1，可把上式改写为：4)21()bdxfmin 。397.3(x（2）确定约束条件模数限制 2x110；齿数限制 20x230；齿宽系数限制 0.8x31.4；接触疲劳强度：即 - 0， 接触疲劳强度；Hxg)(1udKTZE31)(2H为K 为载荷系数， , 为工作情况系数，原动机轻微振动， 取 1.25；HVAA AK为动载荷系数，由上述选择系杆 4 转速 =150r/min,可知行星轮 2 的转速 =300r/min，齿轮V 125 和行星轮 2 用平行四边形机构相连，因此 = =300r/min，取 d1=0.04m，故52v1=100.02=0.63m/s，查图 8-18， 取 1.07； 为载荷沿齿宽方向分配不均匀系数，查表VKH8-64 取 1.12； 为啮合齿对间载荷分配系数查表 8-63 取 1.1；因此HK=1.251.071.121.1=1.6478；VAT1 为小齿轮所受的转矩，T1=3.3285N.m；由表 8-65 查得材料的弹性系数 =189.8 ；EZMPa当为标准直齿轮 =20时，区域系数 =2.5；H由图 8-22 按齿面硬度和热处理方法查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的,601limMPaH接触疲劳强度极限 ；PaH502lim应力循环次数:, ,则91 1026.71360hnjLN 81204.6/N= ， = ，计算许用应力:HK98.029. HNK3.48.057.= , = ,将较小的许用接触应力1MPaSHN51lim2MPaSH.62lim带入公式，则 。2H 05.631.4)(xxg弯曲疲劳强度极限：，其中 为弯曲疲劳强度， ， 齿形系数分别为0FFdSaFzmYKT213，应力校正系数分别为：06.21794.358,63.21794.35821 uzYzYaFa。9.1.SS载荷系数 K=1.6478。T1=3328.5 N.mm。安全系数 S1=1.4，由图 8-22 查得，大小齿轮的安全系数 S 都取 1.4，MPaPaFF380,4202lim1lim大小齿轮的需用弯曲应力：89.0148.63,9.96.3 2.2. FNNKK代入公式：,7.43,4.71 2lim1li MPaSaS FNFF 026).9.)(03.1794.325(8.2)(23 xxxxg。42601.63 （3）用 fmincon 函数 7优化后得 x=x1 x2 x3=2 40 0.8,变量都取下限，说明还有一定的富余量，整理得：小齿轮 m1=2,z1=20,d=0.8,b1=32mm,圆整到整数取 b1=30mm；大齿轮m2=2,z2=40,b2=30-5=25mm,大小齿轮的齿顶圆直径都小于 160mm，因此都做成实体式。2.2.3 行星轮系中心轮受力分析 5如图 6：对齿轮 1 进行受力分析： 。其中 =0,0)(151rFDEFMt 1ttF,DE 取 25mm,代入上式的 = 。NdT425.0.3821 Nt 4.3254.6 图 6 中心齿轮受力分析对行星轮 5 进行受力分析： 。其中 BC=DE=25mm，则0,0)(15BCFrMtBT5=Ft5r5= F15BC=133.1425=3328.5N.mm，初步选择中心轮和太阳轮的齿数相同，因此中心轮所受转矩 T4= Ft5 r4=3328.5N.mm，由于扫雪机构中有 4 个扫雪板，即有 4 个行星轮，则中心轮 4 所受的最大转矩 T4=3328.54=13314N.mm。2.2.4 中心轮设计 6设计步骤：选用直齿圆柱齿轮传动；由于该齿轮传动用于一般的机械传动，故选用 7 级精度；按表 8-67选择中心轮材料为 40Cr，调质处理，硬度为 HB235-HB275，行星轮材料为 45 钢，调质处理，齿面硬度 HB217-HB255。拟采用优化设计的方法确定中心轮的齿数、模数、齿宽系数。（1）设计变量和目标函数。设计变量 x=x1 x2 x3=m z d,其中 m 为中心轮的模数，z 为中心轮的齿数，d 为中心轮的齿宽系数，要求在满足使用要求的前提下是行星轮机构的重量最轻，即在密度一定的条件下使得体积最小。目标函数d1=d2=mz，b=dd1，因此上式可以改写为其 中,2414)(min2bdbdxf。379.3x（2）约束条件模数限制 2x110；齿数限制 35x250；齿宽系数限制 0.8x31.4；接触疲劳强度， ZHZE - 0， 接触疲劳强度；Hxg)(1 udKT314)(2H为由表 8-65 查得材料的弹性系数 =189.8 ；EZMPa当为标准直齿轮 =20时，区域系数 =2.5；K 为载荷系数， , 为工作情况系数，原动机和工作机工作都平稳，HVAKA； 为动载荷系数， ,1AV 67.0)5(2.),1(560,20 CBvBxV为小齿轮转速， 为系杆的转速， 为小齿轮节圆直径，其中,06)(3xxndv1xn1d将上述数据代入公式，解得,1052mi,/5i/11 mdrrn ； 为载荷沿齿宽方向分配不均匀系数，查表6.,768.9.,78. Vx KABC得 H8-64 取 1.2658； 为啮合齿对间载荷分配系数查表 8-63 取 1.1；因此 HK HVAK=11.061.26581.1=1.476；由图 8-22 按齿面硬度和热处理方法查得中心轮的接触疲劳强度极限，每个行星齿轮的应力循环次数MPaPaH50,602lim1lim，中心齿轮的应力循环次数 ；92 1026.713hnjLN 9211084.5N，两齿轮的许用接触应力分别为：89.084.5,8.9. 76.96. NKK将较小的许用接触应力带入公式得,1.,5342lim21lim1 MPaSPaSHHN。0.3268)(xg弯曲疲劳强度:，F 为弯曲疲劳强度， ，其中F dSaFzmYKT2134；荷系数2111 ,6.7029.,063.2794.358aSaFa zYzY K=1.476；T4=13314N.mm；由图 8-22 查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限，大小齿轮的安全系数 S 都取 1.4，MPPaF8,2limlim,两齿轮的许用弯曲应力89.01296.3,6.0184.5 2.961 FNFNKK则约束条件为：,57.41,258 2limli MPaSaSFF0)6.37.)(03.1794.3(16.2)(3 xxxg（3）用 fmincon 函数 6计算后得x1 x2 x3=2 30 0.8,即中心轮的模数 ，齿数21m，行星轮的模数 ，齿数 ，为了便于连杆的装配和有足够的接触宽度，两个1z2m52z齿轮宽度 ,中心轮、行星轮的齿顶圆直径都小于 160mm，因此都选用实体式结构。b60212.2.5 扫雪机构 V 带的设计 6（1）功率的计算图 7 扫雪板齿轮受力分析如图为扫雪板轴齿轮的受力分析，由前面计算可知 Ft1R=6657N.mm，其中 R=40mm，故Ft1=163.93N，标准直齿圆柱齿轮的压力角为 20，因此 Fr1= Ft1tan20=163.93tan20=59.67N。X=0 Fx + F+ Ft1=0Y=0 -Fy-Fr1=0解得 Fx=-230.5N Fy=-59.67N 负号说明实际方向和图示方向相反。图 8 中心齿轮受力分析对齿轮 5 进行受力分析，由前述计算可知 ，即 ,由前述计算 T4= NF14.35NF14.35Ft5 r4=3328.5N.mm，r4=30mm，得 Ft5=Ft5=110.95N，Fr5=Ft5tan（20）=40.38N。173.52N。正号说明实际受力方向和图示方向相同。对0YyryF515,04、5 齿轮的啮合点取矩， ,解得 ，符号为正说明实际)(M015BCRx x9.05方向和图示方向相同。 图 9 系杆受力分析,解得20,95.1,5.230,0)(52 AFNFABMFxxxxA 6B。mNM.394根据 。kWnePrnPe 6.9mi,/10,5得（2）低压直流电动机的选择系杆的工作转速为 150r/min,按推荐的合理的传动比的范围，取带的传动比为 i=2-4，为了减轻零件重量和尺寸，取带的传动比 i=2。故电动机的转速为 300r/min。由上述计算扫雪时所需功率为 0.62kW，螺旋运输雪时总功率 0.88Kw,电动机的额定功率必须大于 0.62+0.88=1.5kW。根据上述数据选择电动机型号为 DC48-4.5:串励(励磁方式),48(额定电压),4.5KW(额定功率),93A(额定电流),1450RPM(额定转速) 7。但电动机的输出转速为 1450 r/min，为了降低转速，提高扭矩选择型号为欧陆 590C 直流调速器，其调速比为 100:1，即调节范围为 14.50 r/min-1450 r/min，对直流调速器进行合理的设置，使电机输出转速为 300 r/min。（3）V 带的设计步骤 6考虑皮带的传动效率，则皮带计算功率为 。kWKPAca65.019.2根据 和电机转速 ，查图 8-4 确定为 SPZ 型。kWPca65.0min/301rn计算带轮的计算直径由表 8-5，取主动轮计算直径为为 90mm，即 ，从动轮基准直径为，d01（ 为弹性滑动率） ，查表 8-18，取从动轮基准直nd 4.76150)2.(39)1(22 径为 180mm。则从动轮实际转速为 。验算带速为：min/147180)2.(39)(212 rdn所 以 带 速 合 理 。,/5/43.6094.3160 smdv 确定带的长度和中心距根据 ，即 ，初定中心距为 540mm，)(2)(7. 212dda 540189a根据表 8-11 选节线长度为 。则实,7.5042010aLdd mL160d际中心距为 。mL6.8)(20验算主动轮上的包角，主动轮上的包角合适 120.71)(182ad计算带的根数 lacKPz)(0单根窄 V 带的基本额定功率 ；kWP53.0单根窄 V 带的额定功率的增量 ；6窄 V 带的带长修正系数 ；.1l普通 V 带小带轮的包角系数 98带入得 。,973.0zz取 一 根 带 计算带的初拉力=308.84N。06.413.98.0413.52650)5.2( 220 mvzvKPFca计算轴承上的压力 。QF。NzFQ 86.1520.7sin184.302)sin(210 带轮结构小带轮采用实心式，大带轮采用孔板式。23 主要零部件的校核计算2.3.1 支撑轴的设计与校核 8（1）支撑轴材料的选择与许用扭转剪应力的计算选择材料为普通的碳素结构钢 Q255，在钢材直径16mm 时， 取安全系数,25MPas则 取 。,5.2sn,102.MPasMPa51.0（2）轴的扭矩图图 10 中心轴的扭矩图。3maxax16,dWMnn解得 ，取轴的最小直径为 15mm。md1543ai 校核轴的刚度 ，碳钢的 ，代入上式得4mxax32,80DIGIppn GPa81因此刚度足够。,/)0.5(/19.321084max mD 2.3.2 支撑轴轴承的选择 6由于支撑轴只受径向力，因此选用深沟球轴承。轴颈直径为 15mm，为了减小轴承径向尺寸，选择特轻直径系列的深沟球轴承 61002，和大带轮接触的推力轴承型号为 51202。2.3.3 除雪板轴的设计与校核 8（1）受力图、扭矩图、弯矩图,如图 11。（2）轴径计算C 处截面的等效弯矩，2222 647)15.408(5.140MyxnMca mN.580B 处截面的等效弯矩因此 C 截面为危险截面。ca .3.3).6(轴的材料选择2AlSi9Mg， ,安全系数 根据第三强度Pab195 ,785.219,5.2MPannbb理论最大弯曲应力： mddWMnBca 15,64.9,321,min2max 取图11扫雪板轴的扭矩、弯矩图2.3.4 除雪机构外轴的设计（1）除雪机构外轴受力分析、扭矩图、弯矩图，如图12。（2）材料选择与校核选择普通碳素结构钢 Q255,其许用应力 =102Mpa。如图 12，很明显 B 截面为危险截面，根据第三强度理论 ，带入数据WMnyx22强度足够。MPaPa10283.2)8.01(4321394256.073 图 12 外轴的扭矩、弯矩图2.3.5 外轴与大带轮连接螺栓的校核（1）受扭矩T作用螺栓组连接的受力分析 9如图 13，用受剪螺栓组连接时，忽略连接中预紧力和摩擦力，根据带轮的静力平衡条件得： NFmNTrrFTrFr02.9.39434213214解 得其 中（2）螺栓的选择和校核螺栓选择规格 M10，材料为钢，力学等级为 8.8 级，强度条件：MPannMPa SSS 256,5.,640 mimin 则 许 用 剪 应 力取 安 全 系 数 42mdFS： 螺 栓 的 许 用 剪 应 力： 螺 栓 抗 剪 面 数 目： 螺 栓 所 受 剪 了F，螺栓剪切强度足够。MPaPamdS 25669.3102.42 图 13 螺栓组受力图2.3.6 圆头平键的校核 9轴的直径为 15mm，选择键的型号为 ，该连接为静联接，强度条件4hb pphldT4MPamdlhp1502154许 用 挤 压 应 力 ：轴 的 直 径 ：键 的 工 作 长 度 ：键 的 高 度 ：代入数据 。键 的 强 度 足 够,6.943phlT3 螺旋运输机构的设计31 螺旋运输机构的运动简图图 14 螺旋运输机构运动简图1、2 为螺旋运输轴 3、4 为皮带轮、5、6 为直齿圆锥齿轮3.1.1 机构自由度的计算1 3 5、6 组成的螺旋运输机构中： FpnFhl)2(活动构件的总数 低副总数 l高副总数 1hp局部自由度 0F虚约束代入数据得F=1，因此只需一个原动件，择锥齿轮6作为动力输入构件。3.1.2 锥齿轮转速 的确定根据实际应用情况选择螺旋运输轴外径 D=30cm，参考文献 10可知轴径 d=（0.2-0.35）D，螺距 S=（0.8-1）D，因此取 d=0.2D=6cm,由于雪和金属的摩擦系数较小，S 可取大一些以提高运输效率，S=D=30cm。由上一步计算雪板转速为 n=2.5r/s,而扫雪的横截面积（图 2 中点的阴影部分）A=122.87 ，初步设计扫雪长度为 L=70cm，因此扫雪速度为2cmv1=nAL=2.5122.87704=86009 /s，每个螺旋运输轴的运送速度 v2 必须大于3cmv1/2=43004.5 /s。螺旋运输轴的每个螺距空间可简化成空心圆柱模型如图：3图 15 空心圆柱模型则雪的体积 V= =20357.52 ,因此要求运输轴的转速 n2 必须大于 v2/V=2.11r/s,4)(2SdD3cm取 n2=2.5r/s，即 n2=150r/min.为了节省空间两个皮带轮、两个锥齿轮之间的传动比都是 1，因此锥齿轮 6 的输入转速必须大于 =150r/min，但是为了减小带轮直径，取 =450r/min。3.1.3 螺旋运输轴轴承的选择由于螺旋运输轴同时受到径向力和轴向力作用，内径 d=60mm，为了减小径向尺寸，选择型号为 70012C 的角接触球轴承。32 螺旋运输机构 V 带的设计3.2.1 设计要求电动机的功率为 4.5Kw,需要传递的功率为 0.88Kw,其输出转速为 300r/min,输入轴的转速为450r/min,工作时有轻微的振动。3.2.2 设计步骤（1）确定计算功率 。caP由于载荷平稳趋工作情况系数 ， 。1AKkWKPAca92.016.8（2）选择 V 带的型号根据 ，查图 8-4 确定为 SPZ 型。min/30,92.01rnkWca（3）确定带轮的计算直径由上述计算可知主动轮的基准直径 ，从动轮基准直径为，md901（ 为弹性滑动率） ，查表 8-18，取从动轮基准nd8.540)2.()(212 直径为 63mm。则从动轮实际转速为 。验算小带min/42063).1(09)1(22 rdn轮带速为：所以带速合理。,/5/38.16041.3602 smndv （4）确定带的长度和中心距根据 ，即 ，初定中心距为 255mm，)(2)(7. 2121dda 3061.7a根据表 8-11 选节线长度为 。则,054200aLdd mL80d实际中心距为 。mL.79)(20（5）验算主动轮上的包角，主动轮上的包角合适 12046.18)(180ad（6）计算带的根数 lacKPz)(0单根窄 V 带的基本额定功率 ；kWP35.0单根窄 V 带的额定功率的增量 ；4窄 V 带的带长修正系数 ；86.l普通 V 带小带轮的包角系数 ;9带入上式得 z=2.7，取 z=3。（7）计算带的初拉力=501.73N。06.38.19.0413.5250)5.2(0 22 mvzvKPFca（8）计算轴承上的压力 。QF。NQ .62.7sin3.5012)sin(210 （9）带轮结构大小带轮都采用实体式。33 螺旋运输轴的设计校核3.3.1 螺旋运输轴扭矩的计算和材料的选择螺旋运输机构运送雪时可简化为如下模型：图 16 运送雪时的受力模型物块在水平驱动力 F 的作用下沿斜面向上运动，运输轴充满雪时总重量主动力矩NGkgsdDm 3.71,.35.04)630()(4122 ， 为中径处的螺旋升角，5.tan5.0dGFM， 为斜面的摩擦角，281rct,18tan2 814.0arctnrtsf可求得：，185.0)28tan(3.715.0)tan(5.0 2 dd mN.5932两个螺旋运输轴所需的总扭矩为。mNM.918642 kWnMePrnPe .9mi,/40,9 总 功 率初步选用镁铝合金轴，2AlMg5Si。3.3.2 许用应力的计算和扭转强度的校核的拉伸强度极限， ，安全系数SiAlg5Mab15PPannbb 29.0,58.214,.2 因此扭转强度足够。,.61.93maxaxWM3.3.3 方头平键的校核轴的直径为 60mm，选择键的型号为 ，该连接为静联接，强度条件106hb pphldM4MPamdlhp15026031许 用 挤 压 应 力 ：轴 的 直 径 ：键 的 工 作 长 度 ：键 的 高 度 ：代入数据 键的强度足够。,78.463.94phl 4 收集雪装置的设计计算4.1 运输带的工作原理简述示意图：图 17 运输带工作示意图雪经过螺旋运输轴，堆放到运输带上 A 处，如果堆放过高会堵塞出料口，因此需要运输带及时运走，通过在主动辊处安装直流电机，并控制电机正反转，使雪均匀分布在运输带上，合理地利用有限的空间。4.2 直流驱动电机的选择对于 L80m 的带式输送机，主动辊轴功率可根据以下公式进行简易计算： PkQHkvPnA 4321)07.(：输送带及支撑辊转动部分运转功率，KW；kn：物料水平提升功率，KW;Q2：物料垂直提升功率，由于本机构只是水平运输不涉及垂直提升，因此该项为零。H073.各符号意义及数值如下：v: 输送带速度,取 0.3m/s；Q: 运输量，取 46.44t/h；Ln:运输带水平投影长度，取 0.6m；H: 输送带受料点与卸料点间的高差,运输带水平布置，高度差 H=0；k1:空载运行功率系数，根据支撑辊阻力系数，查表取：k1=0.0103；k2：物料水平运行系数，根据支撑辊阻力系数，查表取 ；52108.6kk3：附加功率系数，根据输送机水平投影长度 Ln 和输送机倾角 ，取 k3=3.472；k4：卸料车功率系数，无卸料车时 k4=1；P： 犁式卸料器及导料槽长度超过 3m 部分的附加功率，P=0；将上述数值带入公式的解得 ， ，K 为功率备用系数取 1，WPA1.78WKPAmotr 75.8.01光面传动滚筒效率 =0.88。5 部分零部件的有限元分析5.1 内支撑轴的分析分析结果，等效应力图 11：图 18 内支撑轴等效应力等值图从等值图中可以看出在轴肩和轴段拐角部分应力最大， 。MPaMPa51,2.4小 于 许 用 应 力键槽部分的应力 虽然大于许用应力，但小于破坏应力 ，因此需要采取减小,13MPa MPa25s应力集中的措施，以减小键槽部分的应力集中现象，提高轴的使用寿命。5.2 大带轮和右空心轴受剪连接螺栓的分析分析结果，等效应力图：如图 19受剪螺栓的在被连接的两构件的接触面的横截面上容易发生应力集中和剪切破断，通过等值图可以看出最大应力为 3.32MPa，这与计算结果 3.9MPa，接近，与理论分析的薄弱截面位置比较符合。图 19 受剪螺栓等效应力等值图6 屋顶除雪机的总体尺寸和重量除雪机的总体尺寸见图 2012。除雪机分三部分：旋转式扫雪机构，螺旋运输机构，收集箱。旋转式扫雪机构总重量大约为 40kg，扫雪机构和支架方便拆卸可分开搬运；螺旋运输机构和车架、电机总重量大约为 55kg，电机，运输筒的上半部分可拆卸，使用时可以分别搬运；收集箱为铝合金材料，重量大约 15kg，可方便折叠拆卸。除雪机的总重量大约为 110kg，分三大部分，每一大部分又分若干小部分，之间可以方便拆卸、连接，从而最大限度的减小重量以减小搬运困难。总体尺寸较小，采用人工推动电动扫雪的形式，电机转速可根据人行走速度进行调节，既可以避免由于人行走过快导致积雪堵塞的现象，又可以避免因为扫雪板空转而造成的效率降低。电瓶放置在收集箱的后侧，也可以单独进行搬运，以减轻重量和方便进行充电。图 20 屋顶除雪机总体尺寸单位（mm）7 屋顶除雪机改进与维护7.1 屋顶除雪机的改进（1）减轻重量。除雪机的重量大约为 110kg，这对于搬运、除雪是非常不方便的，应该在保持其强度足够的同时减轻其重量。例如在用 matlab 优化后发现中心齿轮和行星齿轮的宽度度有非常大的富余量（优化后宽度大约为 10mm，本设计中实际取得是 60mm） ，这样会使齿轮的重量增加 5倍，造成不必要的浪费，因此应综合考虑齿轮尺寸和实际应用情况，精简尺寸，减轻重量。（2）改人力推动为电动。为了减轻劳动量，提高劳动效率，可将电机改装成能够同时为扫雪和除雪机前进提供动力，扫雪、螺旋运输雪所需的总功率为 1.5kW，电机的额定功率为 4.5kW，还有很大的富余量可利用剩余的功率为除雪机前进提供动力。（3）在扫雪板上增加毛刷。由于扫雪板和收集铲斗之间有一些空隙，会漏掉一部分雪，可在扫雪板的底部和侧边增加毛刷，这样在将雪扫干净的同时又可以防止扫雪板和房顶、金属收集铲斗的摩擦，保护扫雪板。（4）利用仿生学原理 13。传统的扫雪设备或是轮式或是履带式，这样会增加设备的重量对屋顶除雪设备来说很不方便。利用仿生学原理，用模仿动物行走的仿生机构取代常规的轮子或履带，可大大减轻设备的重量，提高灵活程度和智能程度，能够适应各种复杂的工作环境。7.2 屋顶除雪机的维护屋顶除雪机的工作条件是温度低、湿度大、有一定的摩擦并且需要经常拆卸装配，因此在这样工作条件下的除雪机的合理操作与保养就具有更大的意义,除雪机的维护和保养主要要求如下: （1）电动机（铲雪电机和运输带电机）在无负荷的条件下启动,起动后空转一段时间方能工作。如因特殊情况发生紧急停车后，应手动排除螺旋运输轴中的雪然后重新启动。（2）除雪机往前运动除雪时,应逐步增加除雪机前进速度至额定速度，前进速度应均匀并且和旋转雪铲的转速匹配,否则容易造成积雪堵塞,驱动装置的过载,使整台机器过早损坏。 （3）为了保证电动机无负载起动的要求,除雪机在停车前应停止前进,等螺旋运输轴中的雪全输尽后方可停止运转。 （4）要注意积雪的覆盖物,保证没有坚硬、大块、团絮状的覆盖物，避免螺旋卡死或使扫雪板变形。（5）在使用中要经常检查除雪机各部位的工作状态,注意各紧固机件是否松动, 如果发现机件松动,则应立即拧紧螺钉,使之重新紧固。 8 齿轮优化 matlab 程序及结果8.1 行星齿轮机构（1）程序nonl2.mfunction c ceq=nonl2(x)c(1)=132628.1/sqrt(x(1)3*x(2)3*x(3)-534;c(2)=(38876.88*(12.5186/(x(2)-3.01794)+2.063)*(1.97-22.704/(x(2)+34.6)/(x(1)3*x(2)2*x(3)-241;gear1.mx0=2.5;50;0.9;lb=2;17;0.1;ub=10;55;1.4;A=0,-0.414,0;b=2;Aeq=;beq=;x,fval=fmincon(gun,x0,A,b,Aeq,beq,lb,ub,nonl2)ceq=;（2）结果x =2.737426.32190.1649fval =2.4224e+0058.2 扫雪板齿轮机构（1）程序nonl.mfunction c,ceq=nonl(x);c(1)=54309.1/sqrt(x(1)3*x(2)3*x(3)-566.5;c(2)=10969.4*(2.063+12.5186/(x(2)-3.01794)*(1.97-22.704/(x(2)+34.6)/(x(1)3*x(2)2*x(3)-267;c(3)=10969.4*(2.063+12.5186/(2*x(2)-3.01794)*(1.97-22.704/(2*x(2)+34.6)/(x(1)3*x(2)2*x(3)-243.7;gear2