道路垃圾清扫机设计毕业论文设计

1、(此文档为w ord格式，下载后您可任意编辑修改！)湖南农业大学东方科技学院全日制普通 本科生毕业 设计道路垃圾清扫机设计road sweep ing machi ne desig n学生姓名：汤毓学 号：20084 19147 11年级专业及 班级：2008级 机械设计制 造及其自动化(7)班指导老师及职称：全腊珍教授学 部：理工学部湖南长沙提交日期：2012年5月湖南农业大 学东方科技 学院全日制 普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下, 进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注 明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集

2、体已经发表或撰写过的 作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确 的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东 方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由 本人承担。毕业设计作者签名:目 录摘要1关键词错误!未定义书签。1 前言错误！未定义书签。1. 1垃圾清扫现状分析错误！未定义书签。1.2国内外垃圾清扫机械化发展现状错误！未定义书签。1.3国内清扫机发展趋势错误！未定义书签。2垃圾清扫总成设计计算错误！未定义书签。2. 1设计思想错误！未定义书签。2.2总体结构设计错误！未定义书签。2.3各主要机构参数的设计和验算错错错错错错错误！

3、未定义书签2. 3.1垃圾清扫设计误！未定义书签2.3.2垃圾输送收集装置设计误！未定义书签2. 3. 3 推动清扫机所需功率计算误！未定义书签2. 3.4 清扫机扫辐速度验算误！未定义书签2.3.5 行走设计误！未定义书签2.3.6 垃圾清扫机的动力匹配误！未定义书签3操作系统的确定及设计算错错错错错错错3. 1传动方案的确定误！未定义书签3.2设定各级传动比和主要参数误！未定义书签3. 2. 1 传动比确定误！未定义书签3.2.2 各轴转速确定误！未定义书签3.2.3 各轴转矩计算误！未定义书签3.2.4 各轴功率计算误！未定义书签3.3主要工作零部件的设计计算误！未定义书签3. 3.1第

4、一级传动带轮设计错误！未定义书签。3.3.2第二级传动带轮设计错误！未定义书签。3. 3.3第三级传动链传动设计错误！未定义书签。3.3.4齿轮传动（驱动输送带）的设计错误！未定义书签。4主要受力零件的强度或寿命校核计算错误！未定义书签。4.1轴的设计计算及校核错误！未定义书签。4. 1. 1第一级从动轴设计计算及校核错误！未定义书签。4.1.2第二级从动轴设计计算及校核错误！未定义书签。4.2轴承的设计计算及其校核错误！未定义书签。4. 2. 1第一级从动轴轴承设计计算及其校核错误！未定义书签。4.2.2第二级从动轴轴承设计计算及其校核错误！未定义书签。4. 2.3第三级从动轴轴承的设计计算

5、及其校核错误！未定义书签。4.3键的设计计算及校核错误！未定义书签。4. 3. 1第一级从动轴上联接键的校核错误！未定义书签。4. 3.2第二级从动轴上联接键的校核错误！未定义书签。4. 3.3第三级从动轴上联接键的校核误！未定义书签。4.3.4上滚轮轴联接键的校核错误！未定义书签。5结论错误！未定义书签。5.1主要优点错误！未定义书签。5.2主要缺点错误！未定义书签。5.3有待改进的地方错误！未定义书签。5.4维护和保养错误！未定义书签。6设计心得错误！未定义书签。参考文献错30误！未定义书签。致谢道路垃圾清扫机的设计学生：汤毓指导老师：全腊珍(湖南农业大学东方科技学院，长沙410128)摘

6、要：木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馄和传送带工作。该清扫机主耍用于平坦道路 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road sweep ing machi ne desig hstudent:tang yututor:quan la-zhen(oriental science & technology college of hunan agricultural university, chang

7、sha 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

8、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 performancelife is remarkably fit for cleaners.key words： cleaning machine; sweep roll; design calculations1前言1.1垃圾清扫现状分析随着经济社会的迅速发展，城市、工厂生产、公共交

9、通、市政建设、园林绿化、 环境卫牛等行业的工作任务越来越重，人们对生活环境要求的不断提高。然而环卫行 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，道路清扫设备落后的问题 较为突出。这就要求养护手段要不断改进，就路面清扫而言，亟需由以往原始笨拙的 低效率的人工清扫改为现代灵活高效率的机械清扫。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，本课题的研究有着十分重要的现实意义。1.2国内外垃圾清扫机械化发展现状目前，我国的国产扫路车在品种规格上、使用性能上已能基本满足国内各种需 求。产品规格从2t到8t,有将近8个规格

10、，清扫车的作业方式主要为湿式吸扫结合, 动力为主、副双发动机形式，扫刷布置形式为前置和中置两种，吸嘴形式有中置长吸嘴 、后置短吸嘴和侧置小吸嘴三种形式，风机形式有通用和专用风机两种形式。国产产 品存在外形单调、功能单一、操作不方便、清扫效率低等问题。国外清扫车由于有几 十年的发展史，加之基础零部件可靠性高，因此都有一个共同的特点，可靠性相对国内 产品要高；而且早己广泛应用了先进的电子技术，有些述应用了有线和无线遥控。1.3国内清扫机发展趋势随着许多新兴的中小城市正在崛起，城市化规模不断扩大，路面清洁养护已经越 来越重要，清扫机发展前景会越来越好。在功能多样性方面，由单一功能向多功能方 向发展；

11、在传动系统方面，由机械传动向全液压传动的方向发展；在除尘方面，由干 式除尘方式向湿式除尘方式发展；在清扫方式上，由纯吸式、纯扫式向吸扫复合式 方向发展；在重量和体积方面，由体积大、自重大的清扫机向体积小和轻便式，综合 利用价值高的方向发展。2. 垃圾清扫机总成设计计算2.1设计思想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；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担机行走 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

12、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。2.2总体结构设计总体结构分为以下几个部分：（1）垃圾清扫总成：有清扫滚筒、清扫刷苗、清扫滚筒链轮。清扫馄通过轴承座固定在机架中间，轴承座主耍通过六角螺栓固定在机架底盘 上，清担刷苗是通过定位销来实现轴向固定

13、。（2）垃圾输送收集装置：由上料板、垃圾输送带、上滚轮总成、下滚轮总成、 变向轴以及垃圾桶等部件组成。具有结构简单、作业质量好、价格低廉、拆装转 移方便、操作轻巧省力等特点。（3）行走机构：有四个万向轮组成，前两个不可变向，后两个可改变方向。（4）操作系统：手推式扶手，控制电机开关。（5）动力匹配：由电瓶驱动的直流电动机。其结构图如图1：1.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.齿轮图1垃圾清扫机主要结构图fig.l main struct

14、ure map of road sweeping machine2.3各主要机构参数的设计和验算已知条件：清扫机生产率为20km/a231垃圾清扫设计清扫轮消耗功率n主要包括：克服刷苗和地面间摩擦力所需的功率m，刷苗变形 所消耗的功率“2 ,克服空气阻力所需的功率n.，克服垃圾与上料板的摩擦阻力所需 的功率川4,提升垃圾所消耗的功率他得。n = n +n2+n3 + m+n5 (1) 主要参数清扫辐半径:85mni清扫轮宽幅:600mni尼龙刷苗与地面间摩擦系数：0.4刷苗自由长度：120mni尼龙刷苗直径:3mm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

15、. 5rmin(2) 由相关公式计算清扫部分所需功率6克服刷苗和面间摩擦力所需功率，n、=p“(y+匕)/10007(1)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；匕厂刷苗圆周线速度取ms；v-扫路车行走速度为大于0. 09ms,取0. 09ms；传动效率为0.9；p值可根据以下公式计算；1 /7p = 5.3xlo2x d(ej / l)2/z3z1 + 0.18(匕2)arccosq )(2)rd-尼龙刷苗半径为3 x 10* m ；r-滚刷半径为0. 205m；l-刷苗自由长度为0. 12m；e-刷苗弹性模量取0.9 xlo'tz；j-刷苗断面惯

16、性矩为3.97x10“加j=62. 5rmin,可计算 = aicsin( /?-/?) x3(2肪 _屮)/ r(r 2) x 龙/180 = 0.083 因此，刷苗变形所消耗的功率为3n° =0.26xw7zx x4hxej(p = 0.03346亦-d厶计算克服空气阻力所消耗的功率为n. « 0.01n =().()() 15如(5)(6)p叽1000/854.6x0.15x0.3151000x 0.90.0448 水w(7)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：n = y + “2 + 弘 + m

17、 m = 0.154+ 0.033466b 0.001544- 0.04487+ 0 = 0.24kw2.3.2垃圾输送收集装置设计滚轮外经：150mm滚轮转速：loormin传送带宽幅：600mm小齿轮分度圆直径4： 50mm大齿轮分度圆直径dj 250mm小齿轮齿数z： 20大齿轮齿数z2： 100 齿轮模数加：2. 5mm齿轮计算过程在写在后面3. 3. 4节。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=5kg,忽略倾斜的角度不计; 传送带的线速度为2勿厂 2x100x75x103 八巾 /。v = 0.79m/5(8 >60 60输送带所需功率为1000?,

18、mgv=100 臥5x9.8x0.791000x0.96=0.04 ikw2.3.3推动清扫机所需功率计算假设最恶劣的工作环境，当整机重m=80kgf阻力系数/ = 0.7,清扫机以前进速度工作v= 0.09m/5计算。则有:p = - = - = 0.05v n（10）1000 10002.3.4清扫机扫辗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h = 50mm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，由参考文献19得知 必须满足下面条件：(11)1rmv > mgh计算宀 y2gh = v2x 9.8x0.05 = 0.98m/$又有弋=60

19、九3曲>09&必所以清扫车的电机能够保证垃圾顺利地抛送到传送带上。2.3.5行走设计清扫机行走速度：由公式/ = 100axb,取3 = 0.6加，于=2伽/2得v =一=o.33k/2 = 0.09m/5 13（12）1000b只要清扫机在不低于0. 09ms的行走速度下运行，就能够保证牛产率的额定值。2.3.6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p=n+腺带=0.24+0.041 = 0.28硼电动机类型和结构型式电动机类型和结构型式可以根据电源的种类、工作条件（温度、环境、空间尺 寸）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。在

20、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。直流电动机的优点：容易购得，型号多，功率大，接口简单，适合大型机器。直流电动机的缺点：太快需要齿轮减速器，电流通常较大，较难与车轮装配，控 制复杂步进电动机的优点：精确的速度控制，型号多，适合室内机器人的速度，接口简 单，便宜。步进电动机的缺点：功率与自重比小，电流通常较大，体积大，较难与车轮装 配，负载能力低，功率小，控制复杂，运动时产生震动。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 15o 选定zyt系列直流永磁电机为动力源(博山电机)171o电机型号：110zyt105额定功率：p() =

21、400w电压：u = 24v扭矩：=1274mn>m转速：n) = 3000r/mir(2)电池的选择选定两个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。3. 操作系统的确定及主要工作部件的设计计算3.1传动方案的确定方案一图2垃圾清扫机传动方案一fig.2 the first transmission scheme方案二图3垃圾清扫机传动方案二fig.3 the second transmission scheme由以上两

22、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网。3.2设定各级传动比和主要参数3.2.1传动比确定第一级传动比z)=6第二级传动比i2=4第三级传动比i.=2上滚轮轴齿轮传动比心=53.2.2各轴转速确定第一级从动轴q =5007 min第二级从动轴比2 = 125r/min第三级从动轴® =62.5厂/min上滚轮轴

23、勺=103/min323各轴转矩计算第一级从动轴 a = to x a xq =733824nmm第二级从动轴 7； =7；xz2x772 =281788n 加加 第三级从动轴 7； = § x b x % = 546668/v mm 上滚轮轴 7； = 7； xx 仏=341228n mm3.2.4各轴功率计算第一级从动轴片=臥口 =384vv第二级从动轴£ =(斥-带)x2 =329.38w第三级从动轴p3=p2xt3 =316204%上滚轮轴pfrf =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已知电机额定功率£=400w,

24、转速=3000r/mir,第一级传动比人=6,设定连续工作8小时。(1) 确定计算功率匕/根据机械设计(第七版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育岀版社，以下所用 到的相关公式及表格均出自本书)何表8-7查得工作情况系数ka=1.1,故计算pc(l =kap = iax 400iv = 44(xv(13)(2) 选取v带带型根据p小,由图8-11选用z型(3) 确定带轮的基准直径并心骑算带速由查表8-6,表8-&取小带轮基准直径4/0 =50刃加从动轮基准直径=皿 =6x50=300期根据表8-8,圆整为315mni骑算带的速度叽(a)=60xl000_兀x50x300060x1000=7.

25、85m/s < 25m/s(14)故带速合适(4) 确定v带的基准长度和传动屮心距根据公式(8-20),初定屮心距)=5()(加加。 计算带所需基准长度s 彩 2do + 彳(dd0 +"刖)24q)= 2x500+-x(50+315)+(31550) = 16085mm24x500由表8-2选取带的基准长度ld = 16007?m计算实际中心距为ld - ld( 5 1600-16085 心a = a( += 500 « 496mm° 2 2(15)(16)57 3°=180他2為)一= 18ff -(315-50)x57.3°&quo

26、t;496= 149.39° >90°(17)(5) 验算小带轮上的包角©(18)(19)小带轮上的包角合适(6) 计算v带的根数z查表 8-4&,表 84b 分别得到 p() = 0.28fcvv, 乂)= ().()%w查表8-5,表8-2分别得到ka =0.815,笛=1.16。计算单根v带的功率为£ = (£ + 側)心 k/ = (0.28+0.04) x 0.915x 1.16 = 0.3 弘 计算v带根数z = p*'%” =34 = 129，取 z二2(7)计算单根v带的初始拉力的最小值(f()inin由表

27、8-3得z型v带单位长度质量 = 0.06kg/m ,所以计算得(厲)丽=500(2；心)巴+炉2=500x(2" °915) x 0.44 十 q ()6x 7.8宁=29.977v 0.915x2x7.85应使带的实际初拉力片)>(8)计算轴上的压轴力你 压轴力最小值为()min=2z (叭“sin中=2x2x29.97xsin74° = 105.5n(20)3.3.2第二级传动带轮设计已知功率p-你送带=329.38w，转速勺=500r/min,第二级传动比4,设定连续工作8小时。（1）确定计算功率匕/根据机械设计（第七版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育

28、出版社，以下所用 到的相关公式及表格均出自本书）何表8-7查得工作情况系数ka =1.0,故计算 匕严 k/ = 1.0x32938w = 329.38w（2）选取v带带型根据p小,由图8-11选用z型（3）确定带轮的基准直径并心骑算带速查表8-6,表8-&取小带轮基准直径“° =80/77777从动轮基准直径心=也。=4x80=325根据表8-8,圆整为315mni验算带的速度v=叫'n' =60x1000=60x1000 心9皿 <25皿故带速合适（4）确定v带的基准长度和传动屮心距根据式（8-20）,初定中心距aq =50qmmo计算带所需基准长度

29、71q 2兔 + «/i +d“2)+71= 2x500+-x(80+315) +(315-80)24x500=164808/?: tn有表8-2选取带的基准长度ld = 1600nm 计算实际中心距aa = a += 500+1600-1648082h 47&72 777（5）验算小带轮上的包角e= 18(/ _(d” -=_(315-8o)x_ = 151.7° >9(t-476小带轮上的包角合适（6）计算v带的根数z查表 8-4a,表 8-4b 分别得到 =0a5kw,=q.013kw查表8-5,表8-2分别得到ka =0.93, (=1.18。计算单根

30、v带的功率为p, =(£+旳店=(05+0.013)x0.93x1.18 = 0.17 畑计算v带根数z =0.3%79 = 1.84,取沪2（7）计算单根v带的初始拉力的最小值（佗）罰由表8-3得z型v带单位长度质量c/ = 0.06kg/m ,所以计算得（花）罰=500(2.5-心)心k洱+ g=500x(25-°93)x°33十006x2 0920.93x2x2.09=66.9n应是带的实际初拉力% > （花）罰（8）计算轴上的压轴力f”压轴力最小值为（你）丽=2z （£）翻 sin牛=2x 2x 66.9x sin77.7° =

31、2615n3.3.3第三级传动链传动设计（1）选择链轮齿数取小链轮齿数可=20,大链轮的齿数z2 = zj = 20x2 = 40（2）确定计算功率根据机械设计（第七版，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岀自本书）表9-6查得ka =1.0,由图9-13查得心=1.35, 单排链，则计算功率为(21)pca=kakzp3=426ssw（3）链条型号与节距的选择查图9-11,可选08a链条，查表9-1得链条节距为p = 2jmm（4）计算链节数和中心距初选中心距q = （3050）0 = （30-50）x12.7mm= 381 63切2加 取勺=400劝2,相应的

32、链长节数为色+亨+(宁h p 2271a12.72040 40 - 2012722兀400= 93.31取链节数节5 =94查表9-7得到中心距计算系数人=0.24884,则链传动最大中心距为a = /,p2lp 一（可 +z2） = 0.24884x 12.7x2x94-（20+ 40） 405mm（23）（5）计算链速v,确定润滑方式=0.529m/s(24)n2z,p 125x20x12.7v =60x100060x1000由和链号ov = 0.529m/58a,查图9-14可知应采用定期人工润滑（6）计算压轴力你有效圆周力为= 100(a = 1000xv3162048x10(x6=

33、5272(25)链轮水平布置时压轴力系数k巾=1.15,则压轴力为fp = kppfe = ia5x521=606n3.3.4齿轮传动（驱动输送带）的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料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）直齿圆柱齿轮传动根据机械设计（第七版，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）问表10-1选择大小齿轮材料为45钢（调质）, 硬度为217255hbs,取便度为240hbs选择小齿轮齿数可=20,大齿轮齿数z2 =100（2）按齿面接触强度设计选定载荷系数« =1.3计算小齿轮

34、传递的转矩丁 95.5x10"95.5x105 x0.384 “八t =vl334n mm（26）1 q500由表10-7选取齿宽系数0/ =0.4由表10-6查得材料的弹性影响系数乙= 89.8mpa2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ahlim=600mpa由式10-13计算应力循环次数为(27)(28)n、=60njlh =60x500x1x(1x8x350x10) = &4x1"n? = nj = 1.68x1 ()9由图10-19取接触疲劳寿命系数k砂=0.92,k出2 =0.88计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数为s

35、二1,由式10-12得61=khn0z50.92x600_1 552mpa(29)khn26es0-88x60052smpa计算小齿轮分度圆直径厂 代入中较小6,的值c “ kx “ + 1 / zf 宀 j1.3x103 x7 3 z189.8x2“/“、dlf =2.32?( y =232x3x-x(y u 38mm (30)v 0/“v 0.42528计算圆周速度vv =加也 /x 38x500 =0733 认(31)60x10()060x100()计算齿宽b =札仏= 0.4x38= 15加加(32)计算模数mt=：=1.9mm(33)z120计算齿高 h = 2.25int =2.2

36、5x1.9 = 4.27577 m(34)计算齿宽与齿高之比为2 =如=8.89h h计算载荷系数由图10-8查得动载系数k, =1.05,直齿轮，kjkl = kra = 1由表10-2查得使用系数ka=1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吋，k“=1.15,查图 10-13 得 =1.125故载荷系数为(35)(36)k = kak、kllak砂=1 x 1.05xlxl.15 = 1.2075按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式10-10a得计算模数心少驾虫w（3）按齿根弯曲强度设计由图10-20c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为 o-fei = afe2 =

37、3s0mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfm = 0.91,kfn2 =0.84计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数s = 1.3,由式10-12得k fn0 fe0.91x380""l3=266mpa(37)计算载荷系数k = kak”k 脸=lxl.05xlxl125=1.1812f(38)由表10-5查得齿形系数ypai = 2.8,% =2.18 由表10-5查取应力校正系数ysal = 1.55,ys./2 =1.79 计算大小齿轮的匕理，并加以比较61丫显辺如2.8x1.55266= 0.0163小齿轮的数值大计算模数、2kty7y 2xl1 8125

38、x7x1()3 “. “、m > 3 (巾 )=打x 0.0163 = 1.19mm(39)9 仏 zj * v0.4x202综合齿面接触疲劳强度计算的模数与齿根弯曲疲劳强度计算的模数，根据模数 系列值以及清扫机实际取m = 2.5mm(4) 几何尺寸计算分度圆直径计算=zm = 20x 2.5 = 50tnm(40)d2 = z2m - 1 oox 2.5 = 25qtnm出m旨 d+乩 50+250 (匕亠中心计算 g = = 150/7/?2 2计算齿轮宽度方=0.4x50=2(h7/n,根据清扫机实际取b、= 25mm b2 = 20mm4. 主要受力零件的强度或寿命校核计算;4

39、.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先根据机械设计(第七版，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)问式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,取观=125,于是得(41)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4第一级从动轴的结构图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

40、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 周向定位釆用平键联接。由机械设计课程设计手册(参考文献)查得平键截面 hxh = 8nvnx7nvn (gbt1096)，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bxh = 8mmx7mm (gbt1096),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lmm。(3) 求轴上的载荷图5第一级从动轴的载荷分析图fig.5 the load

41、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 距厶+笃=6385+36=6745加加,厶=36.5加加,l4 =30mm,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 将计算岀截面处的得my及m值列入表表1第一级从动轴的载荷分析table 1 the load analysis of the first level driven shaft载荷水平面垂直面支反力 fml =56.4/v,2=351.3 fnvi =29.3 w

42、,fw2 =119.1a弯矩 mh =3601 mm mv = 300428?/ m m mv2 =760454nmm总弯矩m =361365n加观 m? =8414 lin加加扭矩t = t33824nwn（4）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核吋，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二0.3,轴的计算应力= 16a9mpa_(m2 十何丫 _ jmj+(aty _ j361365?+(0.3x733824产 b _ w _0.w3_().1x2$fl前已选择轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得b_j = 60mr/。因此

43、 故安全。（5）精确校核轴的疲劳强度判断危险截而从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看丄3与l4段的截面处引起的应力集屮最严 重；从受载的情况来看，l1段得右截面不受扭矩作用，截而l3、l4的应力最大。校核l3段得右截而(43)(44)(45)(46)抗弯截面系数w = oad3 =0.1x2炉=21952加加抗扭截面系数=0.2肝=0.2x283 =43904加加l3段右截面的弯矩m为m =36136.5 x 曲一匕=21285 9n mm36.5截面的扭矩为卩=7338.247v mm截面上的弯曲应力m 21285.9 巾 a.=9.7mp。vv 2195.273382443904= 1.67

44、 mpa截而上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理。由表15-1查得巾=640mpaf cr x =21 smpar_j =15 5mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 叫 j按照附表3-2查取。因1 = ± = 0.0357- = 1,经插值法可查得d 28dcca =2.02, ccr = 1.37又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qa =0.82,么=1.85故有效集屮系数按式（附表3-4）为© = 1 + % (/ 1) = 1 + 0.82x (2.02-1) = 1.8364(47)kr =1 + 务(务1) = 1 + 1.85x(1.371)

45、 = 1.6845(48)由附图3-2的尺寸系数為=1.67；由附图3-3的扭转尺寸系数乞=0.80。轴按照车加工，由附表3-4得表面质量系数为氏=队=0.88 轴未经过强化处理，即鶴=1则按式(3-12)及式(3-12a)得综合系数为«”=轧 + 丄-1 = + - 1 = 1.236(48)£a 忙 1.670.88二+15 a1.68450.8 *时 1242(49)乂由§ 3-1及§ 3-2得碳钢的特性系数为珞=0.10.2,取 =0(pr =0.05 0,取© =0.05于是，计算安全系数工“值，按式(15-6)(15-8)则得k阿+

46、%入2751.236x1.97+0.1x0=11294(50)sr =1552.242x0.835+0.05x0.835_112.94x81口 js + s； v112.942+812= 65.82 >s = 1.5(51)(52)故可知其安全。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先根据机械设计(第七版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育岀版社，以下 所用到的相关公式及表格均岀自本书)胁式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,取观=125,于是得125 x?329.38x10125=17.27为了保证系统的强度与运动平稳，取轴的

47、最小直径为28mm(2)轴的结构设计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、i)处的直 径为30mm, b处直径为36mm, c处直径为34mm, e, f处直径为28mni。a处长度为35mnb b处长度为596mm, c处长度为33mm, d处长度为39miii, e处长度为25mm, f处长度为32mm, 槽深2mmo c处轴与齿轮的周向定位釆用平键联接。由机械设计课程设计手册18 查得平键截而bxh = 10/7toxsot? (gbt1096),平键长度

48、为25mni,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bxh = st?mx7nvn (gbt10 96),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lmni。(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 距厶+z =639.5 + 36=675.5加加，厶=32.5mm, l4 =30mm,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。e壬图7第二级从动轴的载荷分析图fig.7 the load analysis chart of the s

49、econd 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及m值列入表2（参看图6） o表2第二级从动轴的载荷分析table2 the load analysis of the secon d level driven shaft载荷水平面垂育面弯矩 mh =1335916n*mm支反力=20&9m£vh2 t4354n fnv1 =147n,/v2 = 42287vmvx = 144795n加 zmw =2703806n加加总弯矩扭矩a/】=134374v mni, m2 =301583v*/n

50、/nt = 28178.8*mm(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人弯矩和扭矩截面(及危险截面)的强度。 根据式(15-5)及上表中的数值，并取a二0.3,轴的计算应力jm2+(zt)2 jm：+(q7y/i34374+(o.3x281788)2 cr = = -_57= = 6.1 3mpawoad30.1x2$目前己选择轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得a_. = 60mpa o因此 o < o-_!,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，

51、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w = 0ad3 =0.1x2* =21952加说抗扭截面系数 =02尸=0.2x283 =439q4/wl3段右截面的弯矩m为m = 134374 x= 80134.8n 如36截面的扭矩为卩=28178.82 ivm截面上的弯曲应力m 80134.8w 2195.2= 36.5mpa截面上的扭转切应力t28178843904=gampa轴的材料为45钢，调制处理。由表15-1查得巧=64(mrz, e =215mpat_=l55mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 仏 j按照附表3-2查取。因r1

52、-=0.0357= 1,经插值法可查得d 28dcca 2.01, clt =1.33又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qa =0.79, %=1.84故有效集屮系数按式（附表3-4）为=1 + 盘(色 _ 1) = 1 + 0.79x (2.01-1) = 1.79791 = 10.852+0.92-1 = 1-978<7心=1 + 么（ 一 1）= 1 +1.84x （1.3 3-1） = 1.6072 由附图3-2的尺寸系数略=1.60；由附图3-3的扭转尺寸系数乞=0.85。 轴按照车加工，由附表3-4得表面质量系数为篦=j3r =0.92 轴未经过强化处理，即0=1则按式（

53、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% =0.1 0.2,取 =0.1（pr 0.05 0丄取© = 0.05 于是，计算安全系数二“值，按式（15-6）（15-8）则得cfk阿+0皿2753.038x36.5 + 0.1x0= 2.481551.978x3.2 + 0.05x3.2= 23.88= 2.47 >s = 1.5sasr _2.48x23.88js + s； 72.482 +23.882故可知其安全。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已知清扫轴的径向载荷巴和轴向载荷fa可以忽略不计，又带轮的压轴力fz = 36w, 轴向力巧=433.92,轴承转速/i = 500r/min ,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lh = 2000gh 20。根据工作条件选 取深沟球轴承。(1) 求比值垃=0(53)根据参考文献；20 13-5,乙vs(2) 初步计算