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道路
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道路垃圾清扫机设计含13张CAD图带开题,道路,垃圾,清扫,设计,13,CAD,开题
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道路垃圾清扫机设计,院校：XXX专业：XXX班级：XXX指导教师：XXX姓名：XX,目录,课题设计的目的及意义国内的研究现状国外的研究现状学术准备情况课题研究的思路及方法时间安排参考文献,课题设计的目的,一.通过对城市环卫设施形象的研究，找寻环卫设施在城市形象中的和谐发展。二.拟选取城市环卫设施中具有代表性的小型道路清扫车设计，找寻可行的最优设计。三.对比国内外产品在产品形象方面的优缺点，建立适合有着地域文化特色城市的小型道路清扫车形象理念。,课题设计的意义,一.舒适的居住和生活环境是很重要的，而且，人们对环境的要求不断在提高。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扫干净，因此小型清扫机就显示出它的优越性。二.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。三,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。,国内研究的现状,我国从上个世纪六十年代以来开始研制生产路面清扫车，至今已有将近六十年的历史了。但与发达国家相比，我国的路面清扫车不管是从清扫效果、技术水平还是从销售规模上都还相差甚远，例如有如下问题：外形单调、功能单一、操作不方便、效率低等，但能基本满足国内需求。目前我国生产路面清扫车的企业较多，其中中联重科中标事业部、天津扫地王专用汽车有限公司和北京爱清清扫车制造有限公司等处于行业领先地位。产品规格从2吨到8吨，清扫机作业方式主要为湿式吸扫结合，动力为主、副双发动机形式。,国外研究的现状,世界发达国家，如日本、美国，环卫保洁工作做的非常好，都是纯机械化的。而且早已广泛应用了先进的电子技术，有些还应用了有线和无线遥控。德国生产的凯驰KSM750型扫地机分为汽油驱动型和电瓶驱动型。汽油驱动型适合院落、停车场等户外清扫作业，电瓶驱动型因其噪音低、污染小，适合室内清扫作业。尘箱容积为40升，配合手柄和车轮，可以轻松被拉出，倾倒垃圾简单易行。电瓶驱动型的优点：1.移动方便向下轻压手柄,可以轻松移动设备,配有坚固外壳及防护杠,防止非专业人员操作时对设备造成的损害。无级变速驱动根据清扫环境的不同,调整行进速度,即可获得最佳的清扫效果,省时省力。2.噪音低本机的外壳拥有吸收噪音的功效,精确地时间记录表。刷毛采用V字型排列方，大垃圾挡板使得本机具有非凡的清扫效果，对于像加油站之类的环保要求极高的场所，可以放心使用。,课题设计准备,1.广泛查阅国内外关于道路垃圾清扫机的研究资料，阐述了课题的研究意义，在综述了国内外研究资料和研究目的之后，给出了本文研究的主要内容。2.深入研究道路垃圾清扫机的设计原理，提出道路垃圾清扫机的总体设计方案，进行各功能的求解，通过分析各个方案的优缺点，确定了最优方案。3.设计道路垃圾清扫机的整体结构。4.对道路垃圾清扫机整体及各个零件进行尺寸设计并进行校核，合理调整各零件的相对位置，并绘制道路垃圾清扫机的装配图和主要零件的零件图,课题研究的思路及方法,通过阅读大量的相关文献，对资料中不懂的问题请教老师或学生。旨在对道路垃圾清扫机的加工效率得到提高，自动化程度更大以减少工人的劳动者的劳动力。,时间安排,1、2018年1月放假前与指导老师确定选题；2、2018年3月1日前搜集资料，确定写作思路，论文提纲，准备开题报告；3、2018年3月17日提交开题报告，PPT展示；4、2018年4月15日论文中期检查；5、2018年5月10日一审答辩；6、2018年5月17日二审答辩。,参考文献,1哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学M.北京：高等教育出版社,2010.11.2汤泽波.混合动力清扫车动力系统设计与仿真J.武汉理工大学,2011.04.01.3池建军,侯妮娜.国内柴油机电控技术的现状及发展方向M.机械管理开发，2000，7（2）：5-84张争艳，胡吉全，陈定方，李涛涛，陆宁洲.一种集洗扫拖于一体的新型轻便垃圾清扫车J.武汉理工大学学报(交通科学与工程版),2012.08.15.5覃海英.小型垃圾清扫车液压传动及控制系统的设计研究M.广西大学,2012.02.01.6李江涛.我国扫路车发展状况与发展趋势J.建设机械技术与管理，2000，4.7赵海松.北京爱清清扫车J.城市车辆，2002，4.8庄泽堂.扫路机垃圾提升转运机理研究与机构改进J.筑路机械与施工机械化，2004，21（9）：31-32.9凌品权.路面清扫车的选型及使用J.广东交通职业技术学院学报，2004，4.10王德伦，高媛.机械原理M.北京：机械工业出版社,2011.9.,谢谢, 道路垃圾清扫机设计开题报告 一、选题依据（目的、意义、国内外研究现状、学术准备情况、研究思路及方法）1、目的、意义目的：本文通过对城市环卫设施形象的研究，结合城市形象对环卫设施的影响及关系，找寻环卫设施在城市形象中的和谐发展，并拟选取城市环卫设施中具有代表性的小型道路清扫车设计，找寻可行的最优设计，建立适合有着地域文化特色城市的小型道路清扫车形象理念，并且它的设计流程和步骤可以运用到其他环卫设施产品的开发。意义：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2、国内外研究现状我国从上个世纪六十年代以来开始研制生产路面清扫车，至今已有将近六十年的历史了。但与发达国家相比，我国的路面清扫车不管是从清扫效果、技术水平还是从销售规模上都还相差甚远，例如 有如下问题：外形单调、功能单一、操作不方便、效率低等，但能基本满足国内需求。世界发达国家，如日本、美国，环卫保洁工作做的非常好，都是纯机械化的。而且早已广泛应用了先进的电子技术，有些还应用了有线和无线遥控。3、学术准备情况1. 广泛查阅国内外关于多轴钻床的研究资料，阐述了课题的研究意义，在综述了国内外研究资料和研究目的之后，给出了本文研究的主要内容。2. 深入研究道路垃圾清扫机的设计原理，提出道路垃圾清扫机的总体设计方案，进行各功能的求解，通过分析各个方案的优缺点，确定了最优方案。3.设计道路垃圾清扫机的整体结构。4.对道路垃圾清扫机整体及各个零件进行尺寸设计并进行校核，合理调整各零件的相对位置，并绘制道路垃圾清扫机的装配图和主要零件的零件图。4、本选题研究思路及方法1. 广泛查阅国内外关于道路垃圾清扫机的研究资料，阐述了课题的研究意义，在综述了国内外研究资料和研究目的之后，给出了本文研究的主要内容。2. 深入研究道路垃圾清扫机的设计原理，提出道路垃圾清扫机的总体设计方案，进行各功能的求解，通过分析各个方案的优缺点，确定了最优方案。3.设计道路垃圾清扫机的整体结构。4.对道路垃圾清扫机整体及各个零件进行尺寸设计并进行校核，合理调整各零件的相对位置，并绘制道路垃圾清扫机的装配图和主要零件的零件图。二、论文结构框架1、论文提纲第1章 绪论 第2章 垃圾清扫机总成设计计算 第3章 操作系统及主要部件的设计与计算第4章 要受力零件的强度或寿命校核计算结 论参考文献致 谢 2、 参考文献【1】哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学【M】. 北京：高等教育出版社,2016.11.【2 汤泽波. 混合动力清扫车动力系统设计与仿真【J】.武汉理工大学,2017.04.01. 【3】 池建军,侯妮娜.国内柴油机电控技术的现状及发展方向【M】.机械管理开发，2016，7（2）：5-8【4】 张争艳，胡吉全，陈定方，李涛涛，陆宁洲. 一种集洗扫拖于一体的新型轻便垃圾清扫车【J】.武汉理工大学学报(交通科学与工程版),2016.08.15. 【5】覃海英. 小型垃圾清扫车液压传动及控制系统的设计研究【M】.广西大学,2017.02.01.【6】李江涛.我国扫路车发展状况与发展趋势【M】.建设机械技术与管理，2000，4.【7】赵海松.北京爱清清扫车【J】.城市车辆，2016，4.【8】庄泽堂.扫路机垃圾提升转运机理研究与机构改进【J】.筑路机械与施工机械化，2017，21（9）：31-32.【10】凌品权.路面清扫车的选型及使用【J】.广东交通职业技术学院学报，2018，4.【11】王德伦，高媛.机械原理【M】. 北京：机械工业出版社,2017.9. 【12】吴宗泽.罗圣国.机械设计课程设计手册（第三版）【M】.北京：高等教育出版社，2016，5.【13】濮良贵.纪名刚.陈国定.吴立言.机械设计（第八版）【M】.北京：高等教育出版社，2016，5.【14】张驰. 某型电动清扫车的研究与设计【J】.科技创新与应用,2017.10.08.【15】朱龙英，鲁迎波. 基于ANSYS的扫路车盘刷刷丝与垃圾的接触特性研究【J】.制造业自动化,2016.11.10. 【16】陈晓勇.保洁清扫自行车卧式滚刷清扫原理【J】.机械研究与应用，2016，1.【17】Chen Xi.Principle Of The Brush Rolled In Sweeping Bicycle【J】.机械研究与应用，2016，2.【18】Chen Hong.Mechanization Of Road Sweeping Beijing Imperative【J】.建设机械技术与管理，2016，17（4）：48-50.三、论文写作安排1、2017.12.18-18.3.7设计题目下达和收集资料；2、2018.3.7-3.16准备开题报告；4、2018.3.17开题报告汇报；5、2018.3.18-3.25总体方案设计，按照要求确定合理的结构方案；6、2018.3.26-5.18 写作论文8、2018.5.19-6.8论文初步审核9、2018.6.9完成毕业设计答辩四、审核意见指导教师意见： 1、通过 2、完善后通过 3、未通过指导教师（签字） 年 月 日系部（专业）意见： 1、通过 2、完善后通过 3、未通过 负责人（签字） 年 月 日5,题目：道路垃圾清扫机设计,答辩人：穆国强,指导教师：刘辉,XXX,专业：机械设计制造及其自动化,学号：03991401005,摘要,ABSTRACT,道路垃圾清扫机已经成为当代不可缺少的清洁工具，清扫机清洁效率的不断提高，能够更好的降低环卫工人的劳动力。垃圾清扫机的设计必须符合人性化，不能对周围的环境造成二次污染。,垃圾清扫机,清扫效率,二次污染,关键词：,研究的背景及意义,意义,国内：(1)起步于上世纪六七十年代，发展较快。(2)已有集电、液一体的清扫机。(3)工厂大批量生产模块化。,国外：(1)起步较早，已经纯机械化。(2)将无线遥控技术融入到了道路垃圾清扫机中。,城市快节奏的生活需要更多的辅助工具来支撑，道路垃圾清扫机的出现降低了环卫工人的工作力度，让城市变得更加充满魅力。,背景,市场中的小型道路垃圾清扫机,论文主要内容,垃圾清扫机总成设计计算,操作系统及主要部件的设计与计算,主要受力零件的强度或寿命校核计算,初步对清扫机的总体进行设计，掌握清扫机的工作原理，验算清扫机的一些基本数据。,垃圾清扫机总成设计计算,动力匹配,垃圾清扫部分功率及其设计,垃圾收集转运的设计,垃圾清扫机工作原理介绍,垃圾清扫机总成设计计算,清扫滚筒的速度验算,外形框架结构设计,清扫机工作原理图,操作系统及主要部件的设计与计算,对清扫机的内部整体结构进行设计和计算，确定清扫机的最终传动方案。设计与之相匹配的动力系统。,操作系统及主要部件的设计与计算,01,02,03,清扫滚筒传动设计,确定传动轴的主要参数及各级传动比,主要传动零部件的设计计算,传动方式,采用带传动，链传动，齿轮传动的混合传动方式,主要受力零件的强度或寿命校核计算,对轴和其他的主要零件进行设计和校核，使其满足设计要求。,主要受力零件的强度或寿命校核计算,Step1,Step2,Step3,轴的设计计算及校核,轴承的设计计算及其校核,键的设计计算及校核,Step1,Step2,Step1,Step2,PPT模板下载：,展示完毕感谢各位老师的聆听,答辩人：XX,指导教师：XX,黑龙江工业学院, 道路垃圾清扫机设计摘要随着社会发展，小型道路垃圾清扫成为城市清洁必不可少的组成部分。在城市中扮演着重要角色，而道路垃圾清扫机中的清扫部件，对清扫机清扫效率和清扫效果有很大提高，这个系统对清扫机起着至关重要的作用，清扫效率提高，对道路环卫工人有非常大的帮助，让他们的工作更加轻松，加速道路死角和高低不平小凹坑清理，并且提高环卫保洁的效率。通过调查针对目前环卫清洁工作情况初步设计了集清扫、收集和转运等为一体的道路清扫装置。此设计的清扫装置不仅工作效率高而且工作人员操作简单，达到了此次设计目的，降低了环卫工人劳动力。而且该清扫装置结构合理，操作简单，试用性强。清扫装置在道路清扫过程中能够在很大程度上降低二次污染对环境和周围人员的污染和伤害，能够非常方便与周边其他现有的设备组合使用，便于生产和推广。关键词：污染；清扫机；效率；清扫装置；垃圾；AbstractAlong with the development of society, the path of small garbage cleaning became a indispensable part of the city clean Plays an important role in the city, and the roads are garbage cleaning of machine parts, cleaning efficiency and cleaning effect of cleaning machine has greatly improved, the system plays an vital role in cleaning the machine, the cleaning efficiency, has very great help to the road sanitation workers, make their job easier, accelerate the road corner and rugged small pit cleaning, and improve the efficiency of the sanitation cleaning Through investigation, based on the current situation of sanitation cleaning preliminary design a set of cleaning Collection and transport for the integration of road cleaning device such as the design of cleaning device not only high efficiency and staff operation simple, achieved the purpose of this design, reduces the sanitation workers labor and the cleaning device has the advantages of reasonable structure, simple operation, strong sex trial in addition, the cleaning device in the process of road cleaning can largely reduce the secondary pollution to the environment and the surrounding pollution and damage, can be very convenient and the surrounding other combinations of existing equipment, facilitate production and promotion .keywords: pollution; road garbage sweeper; efficiency; cleaning device.目录摘要IAbstractII第1章绪论11.1道路垃圾清扫机研究的意义11.2道路垃圾清扫机研究的背景1第2章垃圾清扫机总成设计计算32.1 垃圾清扫机设计思想32.2 清扫机总体结构32.3 清扫机工作原理介绍42.4 主要技术规范及参数52.4.1 外形框架结构62.4.2清扫机行走所需功率62.4.3 清扫滚筒的速度验算62.4.4行走要求72.4.5 垃圾清扫部分功率及其设计72.4.6 垃圾收集转运的设计92.4.7 动力匹配10第3章操作系统及主要部件的设计与计算123.1 清扫滚筒传动设计123.2 确定主要参数及各级传动比133.2.1 传动比设定133.2.2 计算各轴转速133.2.3 计算各轴转矩143.2.4 各轴功率计算143.3 主要工作零部件的设计计算153.3.1 第一级传动带轮设计153.3.2 第二级传动带轮设计173.3.3 第三级传动链传动设计193.3.4 齿轮传动的设计20第4章主要受力零件的强度或寿命校核计算254.1 轴的设计计算及校核254.1.1 第一级从动轴设计计算及校核254.1.2 第二级从动轴设计计算及校核294.2 轴承的设计计算及其校核334.2.1 第一级从动轴轴承设计计算及其校核334.2.2 第二级从动轴轴承设计计算及其校核354.2.3 第三级从动轴轴承的设计计算及其校核364.3 键的设计计算及校核374.3.1 第一级从动轴上联接键的校核374.3.2 第二级从动轴上联接键的校核384.3.3 第三级从动轴上联接键的校核384.3.4 上滚轮轴联接键的校核39结 论40设计心得41参考文献42致 谢44- 57 - 第1章绪论1.1道路垃圾清扫机研究的意义随着人们观念的转变,对身边居住的环境要求越来越高,而伴随着产生了一个环卫工人的工作量加大,光靠以往简单的人工清扫不能达到需求的现象,这就要求研究能够满足人们需求的道路清扫机,本课题研究目的就是在以道路垃圾清扫机的基础上,提高以往道路垃圾清扫机的工作效率,降低环卫工人的工作量。改革开放以来我国社会主义经济飞快发展，城市化的进程也越来越来快，随着城市化进程的加快,越来越多的外来人口加入城市的生活之中，这就使得城市中路面和角落中的垃圾随处可见。这就使得城市环卫工人工作的强度不断加大，城市的优良面貌下降。此时研究小型的道路垃圾清扫机就显示出它的简便性和优越性。虽然国家和政府部门在城市面貌这方面很重视，但是环卫行业相对落后设备的发展现状与当前飞快发展的社会经济形势依旧存在很大落差，在诸多的现象中，道路清扫设备的落后是最为突出的。这就使的我们要不断的更新道路清扫机的设备，从而达到在减轻环卫工人劳动力的同时还给大家一个清洁美好的生活环境，以前半自动的人工清扫已经不能满足发展需求，必须由现代的全自动机械清扫代替。人工清扫对环卫工人的劳动力要求高，而且效率低，污染周边环境，给环卫工人身体带来一定的伤害，又面临着因为工作环境差而人员短缺，因此用现代化机械清扫代替人工清扫已经成为必然的发展趋势。小型道路垃圾清扫机融合了收集，清扫，转运等功能，可用于清扫城市道路中常见的垃圾。1.2道路垃圾清扫机研究的背景中国从上世纪六七十年代开始就有道路垃圾清扫机的研究和生产，到目前为止已有七十年的研发历史，但我国与一些西方发达的国家相比，在道路垃圾清扫机的研发方面还有很大的差距，国外的道路垃圾清扫机清扫的干净程度，清扫机的整体技术水平方面比我国还有很大的优势。但在最近几十年的发展中，这种优势正在慢慢的变小，然而我国仍面临着小型道路垃圾清扫的清扫效率低，清扫机的功能相对于国外有点单一的问题，不能满足一些具有较高要求清洁程度的路面，但从总体上来说可以满足国内目前的需求。在最近几年的发展中，我国已经有许多专门研发与生产道路垃圾清扫机的企业，这些企业目前已经能够自主研发与生产。其中生产的小型道路垃圾清扫机已经在同行业中处于领先的地位，它是电力提供动力作为驱动，由垃圾清扫装置，行走装置，输送装置，辅助装置等部分组成。社会的飞快发展，使得以前的人工清扫已经不能满足城市的发展，而在国外，道路垃圾清扫已经发展成为纯机械化，例如德国，美国等一些发达国家，他们在道路清扫机方面已经将先进的远程遥控加入了进去，使其未来向着电子化的方向发展。利用这些先进的电子技术，道路清扫的效率不断的被最大化。第2章 垃圾清扫机总成设计计算2.1 垃圾清扫机设计思想清扫装置是道路垃圾清扫机的核心部件，通过对其性能的改变可以来提高道路垃圾清扫机的清扫效率，清扫装置对零件的复杂性要求比较高一点，通过合理的设计，在提高清扫效率的同时相应的会降低工人的劳动强度，增加一些必要的辅助部件，就可以将一些清扫机不能通过的死角和凹坑清理干净。这次主要是对小型道路垃圾清扫机的清扫机构和上料机构的的设计，其主要的工作部件是清扫刷。设计的主要思路如下：道路垃圾清扫机清扫装置设计设计选题的意义及背景调查确定研究的总体方向（调查国内国外道路垃圾清扫机确定清扫机的全部组成部件）对现有垃圾清扫机动力机构的调查确定此设计的动力机构对清扫装置的调查研究设计本课题的清扫装置确定收集装置确定这总体的设计方案完成此次的毕业设计。2.2 清扫机总体结构清扫机的总体组成部分：（1）行走部件的构成：由于清扫机需要各种角度的转向和来回行走，因此行走装置采用四个万向轮，前两个万向轮采用定向，后两个采用变向的方式，这样在保证清扫机整体稳定性的同时而不丧失灵活性。（2）清扫装置组成：清扫装置是由一组通过定位销轴向固定的清扫刷和用轴承座固定在清扫机中部的清扫滚筒、清扫滚筒链组成。（3）垃圾收集和输送装置：由承接清扫刷的上料板、实现和传递动力的上下滚轮总成、垃圾输送带、用于转换方向的变向轴以及垃圾桶等零部件构成。垃圾桶可采用抽屉式、悬挂式和塑料袋式这三种方式。塑料袋方式，顾名思义，就是用塑料袋作为垃圾的收集装置，将塑料袋绑在清扫机上，更换塑料袋即可将收集的垃圾清除，但我们做得是长期环保的工作，这样在一定的程度上既造成了白色污染又浪费资源，因此不宜采用。抽屉式，即采用一个抽屉作为垃圾的收集装置，将抽屉安装在清扫机身上，可通过倾倒抽屉即可处理手机的垃圾，操作方便，但安装和拆卸较难，结构比较复杂，不适合本设计采用。悬挂式垃圾桶，即将普通垃圾桶悬挂在清扫机机身，通过倾倒垃圾桶即可完成垃圾的转移，这种方案安装和操作简单，对垃圾桶本身的要求低，价格低廉，能从很大程度上减轻环卫工人的工作量。因此此设计采用悬挂式垃圾桶。图2.1垃圾输送带示意图Fig. 2.1Schematic diagram of conveying belt（4）动力系统：清扫机整体动力系统是采用电瓶驱动的直流电动机，机头采用电动摩托作为行走动力。（5）辅助系统：辅助扶手，动力系统控制开关，辅助工具箱（佩带一些简单的维修工具和小零件，能够在清扫机出现小问题的时候修理一下；佩带小铲等一些人工清扫的小工具，清理收集清扫机较难清扫的垃圾）。2.3 清扫机工作原理介绍本次设计的道路垃圾清扫机是由直流电动机为清扫机提供动力，在能源的利用上，电力属于清洁能源，不会对环境造成污染。清扫机是由起保护作用的箱体、行走部件、清扫装置、垃圾收集和输送装置、动力系统、辅助系统组成。清扫机的箱体是采用具有较好硬度和刚度的角钢，通过焊接和螺栓连接在一起。垃圾箱是市面上普通的垃圾桶，有利于简化结构，降低成本。清扫装置通过安装在清扫滚筒上一组清扫刷组成，通过链传动将动力传输到清扫滚筒，清扫滚筒的转动带动清扫刷的工作。链传动跟带传动相比在正常的工作中不存在打滑和弹性滑动现象，工作可靠，工作效率高，具有平均稳定的传动比，传动的功率大，过载能力强，因此链传动能够在高温，潮湿，多尘,阴冷等比较恶劣环境下工作。清扫机在运行过程中，清扫装置中的清扫刷将地上的垃圾清扫到垃圾输送带上，上下滚轮带动输送带将垃圾运输到垃圾桶中。行走装置采用四个万向轮，前两个固定方向，这样有利于环卫工人对垃圾清扫机的操控。此次设计的道路清扫车，结构简单，操作方便，采用清洁能源的电力作为清扫车的动力，降低了对环境和环卫工人的二次污染。对垃圾桶等的设计结合了可持续发展的理念，在降低成本的同时节约了资源。1.机架 2.链轮 3.清扫滚筒总成 4.上料板 5.输送带 6.下滚轮总成 7.皮带轮 8.第二级从动轴 9.电瓶 10.万向轮 11.第一级从动轴 12.皮带 13.电动机 14.垃圾箱 15.上滚轮总成 16.扶手 17.齿轮 18.连结底板图2.2 垃圾清扫机主要结构图2.4 主要技术规范及参数现有数据：已知清扫机的行走速度为20km/h。对清扫机的主要要求：能够干净的清扫路面，完成路面的清扫工作。清扫机的设计要求结构合理，能够适应各种路面的清扫工作，体积较小，利用清洁能源为清扫机提供动力，环保节能，操作简单方便，在很大程度上降低环卫工人的工作量。2.4.1外形框架结构根据设计要求，本次设计的清扫机是小型道路垃圾清扫机，因此选取清扫机结构框架尺寸为1600mm700mm750mm。清扫机零部件尺寸佩带零件图。根据查阅机械设计手册机其一些相关的资料可知，清扫机外形框架的材料采用25mm25mm的方钢可满足设计要求，其厚3mm。外形框架采用焊接的方式连接，部分零件需要螺栓连接。2.4.2清扫机行走所需功率根据设计的要求，可取清扫机总重M=60kg。查相关资料可知，清扫机轮胎与地面的摩擦为=0.62,清扫机设计前进速度V=5.6m/s计算。根据公式:p=Fv1000=Mgv1000=2.04kw(2-1)2.4.3 清扫滚筒的速度验算由能量守恒可知，要是垃圾脱离刷苗传传送到垃圾输送带上，则刷苗给垃圾的速度v必须大于垃圾到达传送带的速度V1，取脱离上料板时的最高距离为50mm,则需要满足:12mv2mgh (2-2)v2gh=29.80.05=0.98m/s通过常识设计和选取以下的参数，取清扫轮转速为：62.5r/min清扫机刷苗的自由长度为：100mm清扫机清扫滚筒的半径为：90mm v=2nr60=262.519010360 =1.243ms0.98ms通过以上的设计计算和简单校核，可知清扫机在正常工作的条件下，上面所选取的参数能够满足将垃圾输送到垃圾输送带上。2.4.4行走要求清扫机是为了能够完成清扫任务而设计，需要能够正常工作和行驶，此次设计的清扫机由设计要求可知行走速度V=20km/h.要求清扫机在额定功率工作时，清扫机的行走速度不能低于20km/h，这就能够保证清扫机按规定完成任务。2.4.5 垃圾清扫部分功率及其设计（1）主要参数清扫刷的半径：1mm清扫刷工作时能够产生的弹性型变量：25mm清扫刷匹配工作的链轮直径：160mm清扫刷匹配工作的链轮宽度：550mm根据机械设计手册查的刷苗与地面间摩擦因数为0.4（2）根据所学知识和查找相关资料清扫机正常清扫工作时的部分所需功率： 清扫机在正常工作时刷苗克服地面摩擦阻力所用功率：N1=P(V+Vm)/1000(2-3)P-刷苗工作时产生弹性形变对路面的压力，单位牛顿（N）；-刷苗正常工作时和地面之间的摩擦因数为0.4；-刷苗工作时其顶端产生的线速度： Vm=2Rn/60(2-4)=20.1962.560=1.24m/sV-清扫机在额定功率下正常工作时的行走速度： V=2010336005.6m/s-查表可得传动效率为0.9；刷苗发生弹性形变时对路面的压力P值根据公式可得；P=5.3102d（EJ/L）2h13Z10.18(Vm2)arccos(1hR)(2-5)根据上面的设计可知刷苗的自由长度L为 0.1m；E-刷苗的弹性模量 0.91011pa；J-刷苗的断面惯性矩 3.9710-12m4；h-刷苗的形变量 0.025m；d-刷苗的半径 210-3m；R-滚刷的半径 0.19m；Z-清扫机正常工作时与地面接触的刷苗可根据以下公式计算：Z=5.5BV/d1Vm (2-6)式中1是刷苗在工作过程中路面与其接触点的转角；1=arccosRhR180=arccos0.2050.0250.205180=1.488(2-7)VM/V-通过查阅资料可得比值为0.22；B-根据最初的设计可知清扫机的清扫宽度为0.55m；因此，通过以上公示计算并得出Z：Z=5.5BVd1Vm=5.50.5521031.4480.22=474.79(2-8)通过上面的计算，可知Z大约为474左右，但根据实际操作中总结的经验以及清扫级设计的合理性，取Z=450.因此可以计算出清扫机在正常工作时刷苗产生弹性形变对路面的压力P;p=5.3102d(EJ/L)2h13Z10.18Vm2arccos1hR(2-9 )=5.31022103(0.910113.9710120.1)0.0251345010.18（1.242）arccos(10.0250.19)=450.6N所以可以得出以下的计算：N1=P(VVm1000=450.60.4(1.245.6)10000.90.137Kw(2-10)通过上面的计算已经得知清扫机滚刷转速的值为n=62.5r/min可以用来计算=arcsinRh32Rhh2RR2180=0.83 (2-11)所以，清扫机正常工作时刷苗产生弹性形变需要消耗的功率为:N2=0.2610-7n32dhEJL=0.050364KW (2-12)然后计算清扫机正常工作时对空气所消耗的功率N3：N30.01N1=0.10.137KW=0.00137KW(2-13)清扫机在运行过程中，垃圾于上料板之间由于摩擦力而消耗的功率N4： N4=PVm1000=450.60.41.2410000.03926Kw (2-14)清扫机在工作中，垃圾由清扫刷通过圆周运动抛到垃圾输送带上，而垃圾输送带在运输垃圾的过程中消耗的功率较小，因此N5可忽略不计。清扫论在正常的工作中，功率的消耗大多用于地面的摩擦N1，产生弹性形变消耗功率N2，克服空气消耗N3，上料板在运输垃圾的过程中由于摩擦产生的功率消耗N4 ,垃圾在运输工程中的功率消耗N5 。因此清扫机在额定功率下工作时所消耗的功率总和为N：N=N1N2N3N4N5 (2-15)=0.0130.0503640.001370.0392600.23KW2.4.6 垃圾收集转运的设计根据清扫机的机构设计和实际经验，可取清扫机的以下参数:清扫机传送带宽度：550mm小齿轮分度圆直径d1：50mm大齿轮分度圆直径d2：250mm小齿轮齿数z1：20大齿轮齿数z2：100齿轮模数：2.5mm滚轮外经：160mm滚轮转速：100r/min通过以上的参数设计，可以计算出清扫机正常工作时输送带消耗的功率：输送带以一定的速度匀速运行，假设在输送带的运行过程中其上的垃圾总重量为m=5kg，则可以计算出输送带匀速运行时的线速度v：v=2nr60=21008010-360=0.84m/s(2-16)因此输送带消耗的功率P输送带为： P输出带=Fev1000w=mgv1000w=59.80.8410000.96=0.043kw (2-17) 2.4.7 动力匹配（1）清扫机电动机的选择：通过前面的的设计和计算，我们可以算出清扫机在正常工作时的功率P：P=NP=0.230.043=0.273KW日常生活中，我们见到的电动机各种各样，用途也各不相同。电动机的分类方法非常多，比如伺服电机就分为直流伺服电机和交流伺服电机；众所周知，电动机是一个动力系统和控制系统的核心部分，随着社会的发展，科学技术飞速进步，电动机的功能由以前简单的传动向更复杂的控制方向发展。在选用电动机时，可以选用不同的驱动方式，从不同的设计方面进行选择电动机。旋转电机可以有许多的分类方法，从较简单的方面可以分为信号电机、功率电机和控制电机这三大类；控制电机又可以进一步分为伺服电机、步进电机、力矩电机、开关磁阻电机和直流无刷电机；功率电机分为直流电机、交流异步电机及交流同步电机。同一型号的电机，根据工作需求的不同，也可以拥有不同的分类，但是其结构决定了用途，在以往的经验和设计过程中直流电机经常与蓄电池同步搭配使用。在此次的设计中，我们选择步进直流电动机，步进电机是一种将脉冲电信号能够转变成角位移或线位移信号的电机，在当今的现代数字程序控制系统中具有举足轻重的位置，与其他的控制系统相比具有很多的优点：步进电机拥有其他电机不可比拟的控制性能，在对机械的启动、停止和翻转等操作方面都有非常灵敏的响应；步距电机的步距值不受外界其他干扰因素的影响；步距电机在寿命方面也有较大的优势，其寿命只决定于自身所带的轴承，跟电刷没有任何关系。相对而言步距电机也有限制发展的致命缺点：步距电机对能源的利用率是比较低的；如果在高速工作的状态下，操作或控制不当就会出现共振现象，就会伴随着噪音和振动的产生。直流电机相对于交流电机而言，在调速方面具有只通过控制电压的大小就可控制电机旋转速度大小的忧点，同时拥有比其他电动机更强的过载能力，这两点是此次清扫机设计非常重要的方面，清扫机需要非常好的调速功能，因此选择在直流和交流电机中选择直流电机。根据以上的分析和市场的调研，决定选用ZYT系列直流永磁电机作为道路垃圾清扫机的动力源。电动机铭牌提供以下的参数：型号：110ZYT103; 额定功率：P0=400W; 电压：U=11OV扭:T0=1274NM转速：n0=3000r/min （2）清扫机电池的选择安装本次的设计注重人性化，设计的目的就是减轻环卫工人的劳动力度让他们在工作的同时体验工作的快乐与时代的快速发展。在电池的选用方面，铅蓄电池是一个很好的选择，铅蓄电池能够反复的充电，而且质量不是太大，能够减轻清扫机的总体压力。将开关按装在方便环卫工人轻易就能够着的地方，因此选择扶手旁边，但要设计防水装置。第3章操作系统及主要部件的设计与计算3.1 清扫滚筒传动设计在此次设计中，对传动系统有两套的设计方案可供选择：方案一：图3.1.道路垃圾清扫机传动系统设计方案一方案二：图3.2道路垃圾清扫机传动系统设计方案二通过比较以上两种方案，可知第二种方案更适合此次道路垃圾清扫机的传动系统。方案一中清扫滚筒与传动系统之间采用带传动连接的方式；而方案二则是采用链传动连接的方式。通过比较上面的两个传动系统设计方案，结合清扫机在日常生活中的实际工作情况，可知方案二是更符合的此次设计的传动系统。道路垃圾清扫机在正常的工作中，经常会面临温度，湿度等易于变化的环境，带传动在传动时有弹性滑动，而弹性滑动会致使传送带寿命减短，使其传动效率降低，并且带传动在工作中与带轮摩擦会产生放电现象，不能更好地适应比较恶劣的环境。而链传动则是满足在低速，高温，尘土飞扬等的恶劣环境中工作；链传动在传动过程中比带传动具有更稳定的传动比，更高的传动效率，对轴和轴承的作用力小，在制造和安装过程中精度要求不高，可以降低道路垃圾清扫的的成本。以上的分析可以综合得出方案二更为合理。3.2 确定主要参数及各级传动比3.2.1 传动比设定通过查找机械设计一书，可以设定传动轴之间的传动比如下：i=n1/n2=z2/z1 (3-1)清扫机第一级传动比i1=6；清扫机第二级传动比i2=4；清扫机第三级传动比i3=2；清扫机上滚轮轴齿轮传动比i4=5。3.2.2 计算各轴转速根据传动公式可以计算从动轴转速如下：:n1=n0i=30006=500r/min:n2=n1i=5004=125r/min:n3=n2i=1252=62.5r/min：上滚轮轴n4=n5i=5005=100r/min3.2.3 计算各轴转矩依据机械设计第141页表2可知以下参数：V带传递效率（未计入轴承中摩擦损失）为0.920.97，可取1=2=0.96；闭式链传动效率（未计入轴承中摩擦损）为0.970.98，可取3=0.97；开式圆柱齿轮及锥齿轮传动效率（未计入轴承中摩擦损）为0.920.95，可取4=0.93。因此可计算以下转矩：一级从动轴转矩T1=T0i11=127460.96Nmm=7338.24Nmm：二级从动轴转矩T2=T1i22=7338.2440.96Nmm=28278.84Nmm：三级从动轴转矩T3=T2i33=28178.8420.97Nmm=54666.95Nmm：上滚轮轴转矩T4=T1i44=7338.2450.93Nmm=34122.82Nmm=34122.82Nmm3.2.4 各轴功率计算通过电动机铭牌可知电额定功率P0=400W；各级传动轴之间效率为1= 2=0.96，3=0.97，4=0.93。因此计算各级从动轴功率如下：P1=P01=4000.96W=384W：P2=P1P输出带2：P3=P23=327.360.97W=317.54W：上滚轮轴P4=P14=3840.93W=357.12W3.3 主要工作零部件的设计计算3.3.1 第一级传动带轮设计由以上设计可知电动机额定功率为P0=400W,电机转速n0=3000r/min,i1=6，假设电机在一天的正常工作中连续运转8小时。（1）确定计算功率Pca：计算功率Pca是由传送带在正常工作时的工作条件和功率所决定的，依据机械设计157页表8-8工作情况系数KA，可查的KA=1.1，以下查得的数据均是出自此书。Pca=KAP=1.1400W=440W (3-2)（2）选取V带的带型：根据计算功率Pca,主动轮转速n0，由图8-11普通V选型图可选用V带的类型为Z型。（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速根据前面所选V带的类型为Z型，通过机械设计可以查表8-7V带轮的最小基准直径，表8-9普通V带轮的基准直径系列；选取带轮的最小基准直径应满足dd0（dd）min,故取dd0=50mm。计算从动轮的基准直径：Dd1=i1dd0=650mm=300mm并且依据表8-9普通V带轮的基准直径系列对所算出的从动轮基准直径进行圆整， 最后可得为315mm。验算V带的带速v: v=dd0n0601000 (3-3)=503000601000=7.85m/s120(6)计算V带的根数z：依据从动轮的基准dd1=50mm，发动机的转速n0=3000r/min,查表8-4可得基本额定功率P0=0.28kw；依据发动机的转速n0=3000r/min，两者之间的传动比i=6和选择的为V形带查表8-5单根普通V带额定功率的增量P0可得P0=0.04kw；由表8-6包角修正系数和表8-2普通V带的基准长度LD(mm)及带长修正系数KL可分别得KA=0.915,KL=1.16。因此，可运用下式计算单根V带的额定功率Pr:Pr=(P0P0)KAKL (3-6)=(0.280.04)0.9151.16=0.34KW由此可得V带根数:Z=PcaPr=0.440.34=1.29故可取z=2。（7）算出单根V带的最小初拉力(F0)min:通过表8-3V带单位长度的质量可得q=0.06kg/m则: (F0)min=500(2.5KA)PcakAzvqv2 (3-7)=5002.50.9150.44(0.91527.85)0.067.852=27.97N(8)计算V带轮轴上的压轴力FP:Pp=2zF0sin12(3-8)=2229.97sin149.392=105.5N3.3.2 第二级传动带轮设计由以上设计可知功率为P1P输送带=329.38W,电机转速n1=500r/min,i2=4，假设电机在一天的正常工作中连续运转8小时。（1）确定计算功率Pca：计算功率Pca是由传送带的在正常工作时的工作条件和功率所决定的，依据机械设计157页表8-8工作情况系数KA，可查的KA=1.0，以下计算所运用的数据皆是出自此书。Pca=KAP=1.0329.38W=329.38W（2）选取V带的带型：根据计算功率Pca,主动轮转速n0，由图8-11普通V带选型图可选择V带的类型为Z型。（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速根据上面的计算可选V带的类型为z型，查表8-7V带轮的最小基准直径，表8-9普通V带轮基准直径系列,查阅资料可知v带轮最小直径应该满足dd0（dd）min,故取dd0=80mm。计算从动轮的基准直径：D1=i1dd0=480mm=320mm依据表8-9对所算出的v带轮基准直径进行圆整，可得315mm。验算V带的带速v:v=dd0n0601000 (3-9)=80500601000 =2.09m/s120通过验算可知，小带轮上的包角符合要求。(6)计算V带的根数z：依据从动轮的基准直径dd1=80mm，转速n0=500r/min,可查表8-4可得P0=0.15kw；依据n0=500r/min，传动比i=6和选择的为V形带查表8-5可得P0=0.013kw；由表8-6包角修正系数和表8-2普通V带的基准长度LD(mm)及带长修正系数KL可分别得KA=0.93,KL=1.18。因此，可由下式计算单根V带的额定功率Pr:Pr=(p0p0)KAKL (3-13)=(0.150.13)0.931.18=0.179kw由此可得V带根数:z=PcaPr=0.330.179=1.84(3-14)故可取z=2。（7）算出单根V带的最小初拉力(F0)min:通过表8-3V带单位长度的质量可得q=0.06kg/m则(F0)min=500(2.5KA)PcaKAzvqv2 (3-15)=500(2.50.93)0.330.9322.090.062.092 =56.9N(8)计算V带轮轴上的压轴力FP:Pp=2zF0sin12 (3-16)=2266.9sin149.392=261.5N3.3.3 第三级传动链传动设计（1）选择链轮齿数根据设计的需求，可选取小链轮的齿数z1=20，大链轮的齿数通过小链轮的齿数计算可得为z2=iz1=202=40。（2）计算当量的单排链的计算功率Pca依据机械设计第178页表9-6工作系数KA可查的KA=1.0,由图9-13主动链轮齿数系数KZ可知KZ=1.35，因此可计算Pca=KAKZP3=1.01.35317.54w=426.88w（3）链条型号与节距P的选择查图9-11是应该确保单排链额定功率大于等于单排链计算功率，即PcaPC，查图9-11选择链条为08A系列链条，查表9-1得链条节距P=12.7mm。（4） 计算链节数和中心距依据公式a0=3050P=305012.7mm=635mm进行初选中心距a0=400mm，应用公式计算相应链节数: Lp0=2a0pz1z22(z2z12)2pa0 (3-17) =240012.720402(40202)212.7400=93.31因此可取链节数LP0=94节。查表9-7中心距计算系数f1可得f1=0.24884；计算中心距a=f1p2Lpz1z2=0.2488412.7294（2040）405mm (3-18)（5）计算链速v，确定润滑方式V=n2z1p601000=1252012.760100=0.529m/s (3-19)依据链条型号为08A，链速v=0.529m/s,查图9-14选择链条的润滑方式人工润滑。(6)计算压轴力FP查资料可知有效圆周力Fe=1000p3v=1000316.210-30.6=527N (3-20)此次的设计采用水平传动的方法，因此选用压轴力系数KFP=1.15；则FF=KFPFe=1.15527N=606N3.3.4 齿轮传动的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料根据设计的需要和前面零部件的设计，可知选取的轴承对轴向载荷较小，又因为传动带为普通工件，因此采用7级精度（GB10095-88）的直齿圆柱齿轮即可满足。依据机械设计191页表10-1选择齿轮的材料，选用45钢，经过调质处理的齿轮，选取硬度为240HBS。依据设计大小齿轮的齿数分别为z2=100，z1=20。(2)按齿面接触皮疲劳强度设计选择载荷系数Kt=1.3计算小齿轮传递的转矩T1: T1=9.55106Pn1 (3-21)=9.551060.384500=7334Nmm计算压轴FP=2Z(F0)min=2505.6=224N由表10-7可查得齿宽系数d=0.4；查表10-6可得弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2；查图10-25d可得大小齿轮Hlim=600MPa因此大小齿轮应力循环次数可由下式计算： N1=60n1jL=6050011835010=8.4109 (3-22) 由图10-23 N可查的接触疲劳系数KHN1=0.92,KHN2=0.88查找资料可取失效概率为1%，安全系数S=1,计算以下数值：H1=KHN1lim1S=0.926001=552MPa (3-23)H2=KHN2lim2S=0.886001=528MPa (3-24)由以上的计算可知H2 H1，因此选用H2作为该齿轮副的接触疲劳许用应力。通过上面的计算和比较可知 H=H2=528MPa因此可计算出小分度圆: d1t=2.323KtT1d+1(ZEH)2 (3-25) =2.3231.310370.432(189.8528)238mm计算齿轮圆周速度：v=d1tn1601000 (3-26)=38500601000=0.733m/s齿宽:b=dd1t=0.438=15mm (3-27)模数:mt=d1tz1=38201.9mm (3-28)齿高：h=2.25mt=2.251.9=4.275mm (3-29)齿宽与齿高之比:bh=154.275=3.51 (3-30)计算齿轮实际载荷系数：通过表10-2使用系数KA查的KA=1；依据v=0.733齿轮精度为7级，查图10-8动载系数Kv可得Kv=1.05,对直齿圆柱齿轮而言，齿间载荷分配系数KHa=KFa=1；依据表10-4接触疲劳强度计算用的齿向分载荷布系数KH用插值法的方法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KH=1.15,由图10-13弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF可得KF=1.125；因此可计算载荷系数：K=KAKVKHKH (3-31)=11.051.15=1.2075因此可通过实际的载荷系数重新计算分度圆直径：d1=d1t3KKt (3-32)=3831.20751.3=37.076mm计算模数:m=d1z1 （3-33）=37.07620mm=1.85mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计依据图10-24可查的大小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=FE2=380MPa；依据图10-22弯曲疲劳寿命系数KFN查的KFN1=0.91,KFN2=0.84；通过查看所选取材料的力学性能，可选取弯曲疲劳安全系数S=1.3,应用下式计算弯曲疲劳许用应力：F1=KFN1FE1S (3-34)=0.913801.3=266MPaF2=KFN2FE2S (3-35)=843801.3=245.5MPa因此可计算载荷系数：K=KAKVKFKF (3-36) =11.0511.125=1.8125查表可得齿形系数分别为YFa1=2.8，YFa2=2.18；应力校正系数分别为YSa1=1,YSa2=1.79；分别计算齿轮的YFaYSa/ F ,对两个计算出的数值进行比较： YFa1YSa1F1=2.81.55266 (3-37)=0.0163YFa2YSa2F2=2.181.79245.5 (3-38)=0.01589因为小齿轮计算的数值小于大齿轮的，因此计算小齿轮的模数m:m32KT1dz12(YFaYSaF) (3-39)=321.1812571030.42020.0163=1.19mm根据以上对齿轮齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的模数计算和清扫机在正常工作中的经验可选取模数m=2.5mm。（4）几何尺寸计算计算大小齿轮的分度圆直径： d1=z1m (3-40)=202.5mm=50mmd2=z2m (3-41)=1002.5mm=250mm计算两齿轮间的中心距：a=(z1z2)m2cos (3-42)=201002.52=150mm计算齿轮宽度:b=dd1=0.450mm=20mm依据在实际当中的情况，可取b1=25,b2=20mm。第4章 主要受力零件的强度或寿命校核计算4.1 轴的设计计算及校核4.1.1 第一级从动轴设计计算及校核（1）初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径，由清扫机的工作环境和轴在工作中应承受的压力，选取第一级从动轴的材料为45钢，热处理方式调质处理。依据机械设计366页表15-3轴几种常见材料的T及A0值，取A0=125。则 dmin=A03P1n1 (4-1)=12530.384500 =27.33mm依据计算，为了使轴的强度和承受载荷能力等能够满足要求，取dmin=28mm。（2）轴的结构设计图4.1第一级从动轴的结构图（3）求轴上的载荷 此轴作为简单的简支梁，计算轴的支承跨距如下：L1+L2=638.5+36=74.5mmL3=36.5mm,L4=30mm对轴进行以下的平衡计算和分析： 力:F1F3=224105.5105.5力矩：224L1105.5L1L2L3105.5L1L2L3L4 =F3(L1L2)通过解上面的两个方程可的F1=166N,F3=419N；计算以下各力所在截面所受的弯矩： F2：M12=F1L1=16638.5=10216NmmF3：M23=F1L1L2224L2=2728NmmF4: M34=F1L1L2L3224L2L3F3L3=10429.5Nmm依据上面对力和力矩平衡的计算以及各个力所在截面所受的弯矩作出轴的弯矩与扭矩图如下：图4.2第一级从动轴的载荷分析图图中显示危险截面为力F4所在的截面。(4)按弯扭合成应力校核轴的强度第一级从动轴已经设计和计算完成，在校核轴的过程中，通常只需要校核在该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即危险截面所在的截面。依据机械设计369页式15-5对轴进行校核计算，取=0.3，则轴的计算应力为：=M2(T)2W (4-2)=M12(T)20.1d3=36136.52(0.37338.24)20.1283=16.49MPa根据前面所选轴的材料以及热处理方法，由表15-1轴的常用材料及其主要力学性能，查的许用弯曲应力-1=60MPa,因为-1，因此此轴的弯扭校核合格。（5）精确校核轴的疲劳强度确定危险截面，从轴的各个截面分别进行分析，因为L1和L2所在的截面有过渡轴肩的存在，使轴承受的力和扭矩都降低了许多，减小了应力集中的现象，因此L1和L2所在的截面是安全的，依据机械设计一书，对安全的轴面不必进行校核，从受载的的方面来分析，L3和L4所在的截面所受的应力为最大，对L3和L4所在截面进行以下校核。L3右截面抗弯截面系数：W=0.1d3=0.1283=2159.2mm3；L3右截面抗扭截面系数：Wr=0.2d3=0.2283=4390.4mm3；弯矩M：M=3136.536.51536.5=21285.9Nmm扭矩T：T=7338.24Nmm；L3右截面弯曲应力：b=MW=21285.92195.2=9.7MPaL3右截面扭转切应力：t=TWr=7338.244390.4=1.67MPa从以上的设计和计算可知轴的材料选择45钢，可以选择轴的热处理方法为调质处理，由表15-1可得轴的抗拉强度极限B=640MPa，轴的弯曲疲劳极限-1=275MPa，轴的剪切疲劳应力-1=155MPa。在截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及依据附表3-2轴肩圆角处的理论应力集中系数可查得。因为r/d=1/28=0.0357,d/d=1,最后由插值法可以查的，； 又依据附图3-1钢材的敏性系数可以查的,； 因此有效应力集中系数按式（附3-4）计算如下： k=1q1=10.972.011=1.7979 (4-3)k=1q1=11.841.331=1.6072 (4-4)依据附图3-2可得第一级从动轴尺寸系数；依据附图3-3可得第一级从动轴扭转尺寸系数。此轴采用车削的方法加工，依据附图3-4钢材的表面质量系数可以查的表面质量系数为；设计的第一级从动轴表面没有经过表面的强化处理，因此q=1,可按下式计算的综合系数：K=k11(4-5)=1.68450.810.881=2.242K=k11(4-6 ) =1.83641.6710.881=1.236依据3-1及3-2可以的到钢材的特性系数为：因此，应用以上的准备和计算可以得出安全系数Sca，进行以下的公式计算： S=-1Kbm (4-7)=2753.033836.50.10=2.48S=-1Km (4-8)=1551.9783.20.053.2=23.88Sca=SSS2S2 (4-9)=2.4823.882.48223.882=2.47S=1.5由上面的计算可知轴的安全系数满足条件，故此轴的设计安全合理。4.1.2 第二级从动轴设计计算及校核（1）初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径，由清扫机的工作环境和轴在工作中应承受的压力，选择轴的材料为45钢，调质处理。依据机械设计366页表15-3可以查的轴的几种常见材料的T及A0值，选取第二级从动轴的A0=125。则dmin=A03P2n2=1253329.38103125=26.35mm (4-10)依据计算，为了使轴的强度和承受载荷能力等能够满足要求，对轴在进行设计时，会将轴的最小端稍微选取大点，因此选取轴最小端直径为28mm。（2） 轴的结构设计在轴的机构设计中，需要注意许多的问题，其中轴在整个道路垃圾清扫机中的位置和轴上所有承载零部件的数量和种类，轴上载荷的大小，方向以及载荷的性质等，都对轴的设计是至关重要的。轴的设计包扩了两个方面的内容，即轴的合理尺寸和轴的全部机构尺寸，在设计的过程中，应该注意轴和装在轴上的零件都必须要有相对确定的位置，轴上的零件应该确保装卸方便，设计的轴应该具备良好的工艺性能。因此，应用上面的分析对第二级从动轴作出的结构设计如下：图4.3第二级从动轴的结构示意图(3)求轴上的载荷通过以上对轴结构的设计，对轴做出一个简单的分析，此轴为简单的简支梁，因此可以计算出轴的支承跨距L1+L2=635.9+36=675.5mm，L3=62.5mm,依据上面轴的结构设计和以下计算的结果，因此可以画出轴的弯矩图和扭矩图：对轴进行以下的平衡计算和分析：力：F1F3=606261.5力矩：606L1261.5L1L2L3=F3(L1L2)通过解上面的两个方程可得F1=28.5N,F3=838N；计算以下各力所在截面所受的弯矩：M12=F1L1=28.5639.5=18225.75NmmM23=F1L1L2606L2=2528.25Nmm依据上面对力和力矩平衡以及各个力所在截面所受的弯矩的计算和分析对轴作出弯矩与扭矩图如下：分析下图可知F4所在的截面为危险截面所在。图4.4第二级从动轴的载荷分析图（4）按弯扭合成应力校核轴的强度 第二级从动轴已经设计和计算完成，在轴校核的过程中，因为危险截面的存在，因此只需要校核危险截面所处的最大弯矩和扭矩即可。依据机械设计369页式15-5对轴进行校核计算，可取=0.3，则轴的计算应力为：=M2(T)2W=M12(T)20.1d3=1343742(0.328178.8)20.1283=6.13MPa (412)根据前面所选轴的材料以及热处理方法，由表15-1轴的常用材料及其主要力学性能，查的第二级从动轴的许用弯曲应力-1=60MPa,通过以上的计算和分析可知-1，因此此轴的弯扭校核合格。（5）精确校核轴的疲劳强度确定危险截面，从轴的各个截面分别进行分析，因为L1和L2所在的截面有过渡轴肩的存在，使轴承受的力和扭矩都降低了许多，减小了应力集中的现象，因此L1和L2所在的截面是不需要进行校核的，从所受载核的方面来分析，L3和L4所在的截面所承受的应力为最大，因此对L3和L4所在截面作出以下校核。L3右截面抗弯截面系数：W=0.1d3(4-13) (413)=0.11283=2159.2mm3L3右截面抗扭截面系数：Wr=0.2d3=0.2283=4390.4Nmm弯矩M：M=134374361536=80134.8Nmm扭矩T：T=28178.8Nmm；L3右截面弯曲应力：b=MW=80134.82195.2=36.5MPaL3右截面扭转切应力：t=TWr=28178.84390.4=6.4MPa从以上的设计和计算可知第二级从动轴的材料选择45钢，采用热处理方法为调质处理，由表15-1可得第二级从动轴抗拉强度极限B=640MPa，第二级从动轴弯曲疲劳极限-1=275MPa，第二级从动轴剪切疲劳应力-1=155MPa。在有的截面上，因为轴肩的存在而导致的应力集中系数及依据附表3-2可查的。因为r/d=1/28=0.0357,d/d=1,最后由插值法可以查的，；又依据附图3-1钢材的敏性系数可以查的,；因此有效应力集中系数按式（附3-4）计算如下：k=1q1=10.972.011=1.7979k=1q1=11.841.331=1.6072依据附图3-2可得第二级从动轴的尺寸系数；依据附图3-3可得第二级从动轴的扭转尺寸系数。此轴采用车削的方法加工，依据附图3-4可以查的第二级从动轴的材料表面质量系数为；设计的第二级从动轴表面没有经过表面的强化处理，因此q=1,可按下式计算的综合系数：K=k11 (414)=1.79791.6010.921=3.083K=k11 (415 )=1.60720.8510.921=1.978依据3-1及3-2可以的到钢材的特性系数为：因此，应用以上的准备和计算可以得出安全系数Sca，进行以下的公式计算：S=-1Kbm (416)=2753.30836.50.10=2.48S=-1Km (4-17)=1551.9783.20.053.2=23.88 Sca=SSS2S2 (4-18)=2.4823.882.48223.882=2.47S=1.5由上面的计算可知轴的安全系数满足条件，故此轴的设计安全合理。4.2 轴承的设计计算及其校核4.2.1 第一级从动轴轴承设计计算及其校核轴承起着传递转矩，承载轴上载荷的作用，因此在道路垃圾清扫机的设计中至关重要，轴承的选择与校核是在此次道路垃圾清扫机的设计中必不可少的一步。由前面分析可知，道路垃圾清扫机请扫轴的轴向载荷与径向载荷对设计的影响是非常小的，因此可以忽略轴向载荷和径向载荷的存在，结合的计算可知，带轮的压轴力FP=367N,轴向力Fa=433.9N,轴承所拥有的转速n=500r/min,通过查找资料对轴选择安装轴承的轴径，可知为2840mm，轴承在运转过程中，由于存在轻微的振动，查找表13-3推荐的轴承预期计算寿命Lh可得Lh=20000h.根据以上的分析与计算可以选择深沟球轴承。（1）求比值FaFr=0查表13-5可得所选用轴承的判断系数e的最小值为0.22，因此Fa/Fre。 (2)初步计算当量动载荷P依据机械设计317页式13-8a对此次设计的轴承进行以下计算P:P=fd(XFrYFa)(419)依据表载荷系数fd查的fd=1.2,查表13-5可得径向和轴向的动载荷系数分别为X=1,Y=0，则P=fd(XFrYFa) (420)=21367=440.4(3)依据下式，计算轴承应有的基本额定动载荷值C=P360nLh106(421)=104136050020000106 =3717.85N按照设计手册选择C=13200的6006轴承。通过所选用的轴承型号查的轴承的基本额定静载荷C0=8300N；依据下式对其进行验算:Lh=10660n(CP)3 (4-22)=10660500(13200440.4)39105h20000h通过上式的计算可知，轴承的寿命高于预期计算的轴承寿命，因此对于此次设计的轴承是满足设计要求的，因为轴承的型号已知，故可的到轴承的内外半径参数：内径d=30mm,外径D=55mm。4.2.2 第二级从动轴轴承设计计算及其校核由前面的设计可知，道路垃圾清扫机请扫轴的轴向载荷与径向载荷对设计的影响是非常小的，因此可以忽略第二级从动轴轴承的轴向载荷和径向载荷的存在，链轮和带轮的压轴力FP=867.5N，轴向力Fa=2908.79N,轴承转速n=125r/min,通过查找资料对轴选择安装轴承的轴径，可知为2840mm，轴承在运转过程中，由于存在轻微的振动，查找表13-3推荐的轴承预期计算寿命Lh可得Lh=20000h.根据以上的分析与计算可以选择深沟球轴承。（1）求比值FaFr=0查表13-5可得判断系数e的最小值为0.22，因此Fa/Fre。(2)初步计算当量动载荷P依据机械设计317页式13-8a对设计的第二级从动轴轴承进行以下P值的计算:P=fd(XFx+YFa)依据表载荷系数fd查的fd=1.2,查表13-5径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y得X=1,Y=0，则P=fd(XFx+YFa) (4-23)=1.21867.5=1041(3)依据下式，计算轴承应有的基本额定动载荷值C=P360nLh106(4-24)=104136012520000106=5531N按照设计手册选择C=13200的6006轴承。通过所选用的轴承型号查的轴承的基本额定静载荷C0=8300N；依据下式对其进行验算Lh=10660n(CP)3 (4-25)=10660125(132001041)32.7105h20000h通过上式的计算可知，轴承的寿命高于预期计算的轴承寿命，因此轴承的设计满足要求，并可的到轴承的以下参数：内径d=30mm,外径D=55mm。4.2.3 第三级从动轴轴承的设计计算及其校核由前面的设计可知，道路垃圾清扫机请扫轴的轴向载荷与径向载荷对设计的影响是非常小的，因此可以忽略轴向载荷和径向载荷的存在，链轮的压轴力FP=606N,轴向力Fa=2909.3N,轴承转速n=62.5r/min,通过查找资料对轴选择安装轴承的轴径，可知为2840mm，轴承在运转过程中，由于存在轻微的振动，查找表13-3推荐的轴承预期计算寿命Lh可得Lh=20000h.根据以上的分析与计算可以选择深沟球轴承。（1）求比值FaFr=0 (4-26) 查表13-5可得第三级从动轴轴承的判断系数e的最小值为0.22，因此Fa/Fre。(2)初步计算当量动载荷P依据机械设计317页式13-8a对设计的第三级从动轴轴承进行以下P值的计算:P=fd(XFx+YFa)依据表可查的第三级从动轴轴承fd=1.2,查表13-5可得第三级从动轴轴承径向和轴向载荷分别为X=1,Y=0，则P=fd(XFx+YFa) =1.21606=727.2N(3)依据下式，计算轴承应有的基本额定动载荷值C=P360nLh106(4-27)=727.236062.520000106=3066.72N按照设计手册选择C=13200的6006轴承。通过所选用的轴承型号查的轴承的基本额定静载荷C0=8300N；依据下式对其进行验算 Lh=10660n(CP)3(4-28)=1066062.5(13200727.2)3=1.6106h20000h通过上式的计算可知，轴承的寿命高于预期计算的轴承寿命，因为轴承的型号已知，故可的到轴承的内外半径参数：内径d=30mm,外径D=55mm。4.3 键的设计计算及校核4.3.1 第一级从动轴上联接键的校核键的选择一般是从类型选择和尺寸选择两个方面进行的，与键配合零件通常是轴，而二者制作材料是钢，依据表6-2查的第一级从动轴上的键p=100120MPa，可取中间数值110MPa。前面的设计可以知道轴与齿轮连接处的轴径d=30mm,l=31mm,T1=7338.24Nmm，因此可以选用A型平键，选取第一级从动轴上键的参数为Lbh=2587，键的实际工作长度为l=Lb=258=17mm,键的接触高度k=0.5h=3.5mm,用下式计算许用应力：p=2T103k1d (4-29)=27338.243.51730=8.22MPaP因为pp，所以此键的选择合格。由以上设计可知道带轮和轴连接处轴径为d=28mm,l=60mm,T1=7338.24Nmm因此可以选用A型平键，第一级从动轴上键的参数为Lbh=5087,键的实际工作长度为l=Lb=508=42mm,键的接触高度k=0.5h=3.5mm,用下式计算许用应力：p=2T103k1d (4-30)=27338.243.54228=3.57MPaP因为pp，所以此键的选择合格。4.3.2 第二级从动轴上联接键的校核键的选择一般是从类型选择和尺寸选择两个方面进行的，与键配合的零件通常是轴，而二者的制作材料是钢，依据表6-2查的第二级从动轴上p=100120MPa，可取中间数值110MPa。前面的设计可以知道链轮与轴连接处的轴径d=34mm,l=33mm,T1=28178.8Nmm，因此可以选用A型平键，因此可选第二级从动轴上键的参数为Lbh=2587，键的实际工作长度为l=Lb=258=17mm,键的接触高度k=0.5h=3.5mm,用下式计算许用应力：p=2T103k1d (4-31)=228178.841734=24.38MPaP因为pp，所以此键的选择合格。4.3.3 第三级从动轴上联接键的校核键的选择一般是从类型选择和尺寸选择两个方面进行，与键配合零件通常是轴，而二者的制作材料是钢，依据表6-2可查得第三级从动轴上键的 p=100120MPa，可取中间
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