道路垃圾清掃機(jī)設(shè)計(jì)

1、湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院 全全日日制制普普通通本本科科生生畢畢業(yè)業(yè)設(shè)設(shè)計(jì)計(jì) 道路垃圾清掃機(jī)設(shè)計(jì)道路垃圾清掃機(jī)設(shè)計(jì) ROAD SWEEPING MACHINE DESIGN 學(xué)生姓名學(xué)生姓名：湯湯 毓毓 學(xué)學(xué) 號：號：1 1 年級專業(yè)及班級：年級專業(yè)及班級：20082008 級機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動級機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動 化化(7)(7)班班 指導(dǎo)老師及職稱：指導(dǎo)老師及職稱：全臘珍全臘珍 教授教授 學(xué)學(xué) 部：部：理工學(xué)部理工學(xué)部 湖南長沙 提交日期：2012 年 5 月 湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院全日制普通本科生 畢業(yè)設(shè)計(jì)誠信聲明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)論文是本人在指

2、導(dǎo)老師的指導(dǎo)下， 進(jìn)行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權(quán)爭議。除文中已經(jīng)注 明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的 作品成果。對本文的研究做出重要貢獻(xiàn)的個人和集體在文中均作了明確 的說明并表示了謝意。同時，本論文的著作權(quán)由本人與湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東 方科技學(xué)院、指導(dǎo)教師共同擁有。本人完全意識到本聲明的法律結(jié)果由 本人承擔(dān)。 畢業(yè)設(shè)計(jì)作者簽名： 年 月 日 目 錄 摘要1 關(guān)鍵詞1 1 前言1 1.1 垃圾清掃現(xiàn)狀分析1 1.2 國內(nèi)外垃圾清掃機(jī)械化發(fā)展現(xiàn)狀2 1.3 國內(nèi)清掃機(jī)發(fā)展趨勢2 2 垃圾清掃總成設(shè)計(jì)計(jì)算 2 2.1 設(shè)計(jì)思想2 2.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3 2.3

3、各主要機(jī)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)和驗(yàn)算3 2.3.1 垃圾清掃設(shè)計(jì)4 2.3.2 垃圾輸送收集裝置設(shè)計(jì)4 2.3.3 推動清掃機(jī)所需功率計(jì)算6 2.3.4 清掃機(jī)掃輥速度驗(yàn)算6 2.3.5 行走設(shè)計(jì)6 2.3.6 垃圾清掃機(jī)的動力匹配7 3 操作系統(tǒng)的確定及設(shè)計(jì)算7 3.1 傳動方案的確定7 3.2 設(shè)定各級傳動比和主要參數(shù)8 3.2.1 傳動比確定8 3.2.2 各軸轉(zhuǎn)速確定8 3.2.3 各軸轉(zhuǎn)矩計(jì)算9 3.2.4 各軸功率計(jì)算9 3.3 主要工作零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算9 3.3.1 第一級傳動帶輪設(shè)計(jì)9 3.3.2 第二級傳動帶輪設(shè)計(jì)11 3.3.3 第三級傳動鏈傳動設(shè)計(jì)12 3.3.4 齒輪傳動（驅(qū)動輸

4、送帶）的設(shè)計(jì)13 4 主要受力零件的強(qiáng)度或壽命校核計(jì)算16 4.1 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核16 4.1.1 第一級從動軸設(shè)計(jì)計(jì)算及校核16 4.1.2 第二級從動軸設(shè)計(jì)計(jì)算及校核19 4.2 軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算及其校核23 4.2.1 第一級從動軸軸承設(shè)計(jì)計(jì)算及其校核23 4.2.2 第二級從動軸軸承設(shè)計(jì)計(jì)算及其校核23 4.2.3 第三級從動軸軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算及其校核24 4.3 鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核25 4.3.1 第一級從動軸上聯(lián)接鍵的校核25 4.3.2 第二級從動軸上聯(lián)接鍵的校核25 4.3.3 第三級從動軸上聯(lián)接鍵的校核26 4.3.4 上滾輪軸聯(lián)接鍵的校核26 5 結(jié)論26 5.1 主要優(yōu)點(diǎn)

5、26 5.2 主要缺點(diǎn)26 5.3 有待改進(jìn)的地方27 5.4 維護(hù)和保養(yǎng)27 6 設(shè)計(jì)心得28 參考文獻(xiàn)29 致謝30 道路道路垃圾清掃機(jī)的設(shè)計(jì)垃圾清掃機(jī)的設(shè)計(jì) 學(xué) 生：湯 毓 指導(dǎo)老師：全臘珍 （湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院，長沙 ） 摘 要：本文敘述了道路清掃機(jī)械化的現(xiàn)狀，以及未來的發(fā)展趨勢。該清掃機(jī)以電動機(jī)為 動力源，通過帶傳動、鏈傳動以及齒輪傳動帶動清掃輥和傳送帶工作。該清掃機(jī)主要用于平坦道 路的垃圾清掃，提高了清掃效率，降低了清潔工人的勞動強(qiáng)度。該清掃機(jī)成本低，使用性能好， 壽命長，非常適合清潔工人使用。 關(guān)鍵詞：清掃機(jī)；傳動；設(shè)計(jì)計(jì)算 Road Sweeping Machine De

6、sigh Student:Tang Yu Tutor:Quan la-zhen （Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha ） 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, u

7、se 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 remar

8、kably fit for cleaners. Key Words: Cleaning machine; Sweep roll; Design calculations 1 前言 1.1 垃圾清掃現(xiàn)狀分析 隨著經(jīng)濟(jì)社會的迅速發(fā)展，城市、工廠生產(chǎn)、公共交通、市政建設(shè)、園林綠化、 環(huán)境衛(wèi)生等行業(yè)的工作任務(wù)越來越重，人們對生活環(huán)境要求的不斷提高。然而環(huán)衛(wèi)行 業(yè)設(shè)備的發(fā)展現(xiàn)狀與當(dāng)前經(jīng)濟(jì)社會發(fā)展形勢存在很大差距，道路清掃設(shè)備落后的問題 較為突出。這就要求養(yǎng)護(hù)手段要不斷改進(jìn)，就路面清掃而言，亟需由以往原始笨拙的 低效率的人工清掃改為現(xiàn)代靈活高效率的機(jī)械清掃 1。因此，很有必要創(chuàng)造條件， 實(shí)現(xiàn)清掃機(jī)械化，以

9、減輕清掃工人的勞動強(qiáng)度，改善勞動條件，不斷提高道路清掃質(zhì) 量和環(huán)境衛(wèi)生水平，本課題的研究有著十分重要的現(xiàn)實(shí)意義。 1.2 國內(nèi)外垃圾清掃機(jī)械化發(fā)展現(xiàn)狀 目前，我國的國產(chǎn)掃路車在品種規(guī)格上、使用性能上已能基本滿足國內(nèi)各種需求。 產(chǎn)品規(guī)格從 2t 到 8t，有將近 8 個規(guī)格 2，清掃車的作業(yè)方式主要為濕式吸掃結(jié)合, 動力為主、副雙發(fā)動機(jī)形式,掃刷布置形式為前置和中置兩種,吸嘴形式有中置長吸嘴、 后置短吸嘴和側(cè)置小吸嘴三種形式,風(fēng)機(jī)形式有通用和專用風(fēng)機(jī)兩種形式。國產(chǎn)產(chǎn)品 存在外形單調(diào)、功能單一、操作不方便、清掃效率低等問題。國外清掃車由于有幾十 年的發(fā)展史,加之基礎(chǔ)零部件可靠性高,因此都有一個共同

10、的特點(diǎn),可靠性相對國內(nèi)產(chǎn) 品要高；而且早已廣泛應(yīng)用了先進(jìn)的電子技術(shù)，有些還應(yīng)用了有線和無線遙控。 1.3 國內(nèi)清掃機(jī)發(fā)展趨勢 隨著許多新興的中小城市正在崛起, 城市化規(guī)模不斷擴(kuò)大, 路面清潔養(yǎng)護(hù)已經(jīng)越 來越重要，清掃機(jī)發(fā)展前景會越來越好。在功能多樣性方面，由單一功能向多功能方 向發(fā)展；在傳動系統(tǒng)方面，由機(jī)械傳動向全液壓傳動的方向發(fā)展；在除塵方面，由干 式除塵方式向濕式除塵方式發(fā)展3；在清掃方式上，由純吸式、純掃式向吸掃復(fù)合式 方向發(fā)展；在重量和體積方面，由體積大、自重大的清掃機(jī)向體積小和輕便式，綜合 利用價(jià)值高的方向發(fā)展 4。 2. 垃圾清掃機(jī)總成設(shè)計(jì)計(jì)算 2.1 設(shè)計(jì)思想 本垃圾清掃機(jī)由清掃

11、部分，傳送部分，行走部分和箱體、箱架等結(jié)構(gòu)組成，其特 征在于清掃部分由橫置帶有清掃刷苗的清掃滾筒構(gòu)成；清掃機(jī)將街道上的垃圾通過清 掃滾筒清掃并拋擲到傳送部分中的傳送帶上，傳送帶通過齒輪變向?qū)崿F(xiàn)與清掃機(jī)行走 方向成反向旋轉(zhuǎn)，然后垃圾在傳送帶的末端由于重力的作用掉入垃圾桶中；走部分由 兩個定向前輪和兩個萬向后輪實(shí)現(xiàn)，既方便又經(jīng)濟(jì)；箱體、箱架主要由角鋼焊接而成， 部分零件用螺栓連接，垃圾箱用塑料制成5。本設(shè)計(jì)的創(chuàng)新特點(diǎn)首先是利用電動機(jī)作 為動力來源，清潔環(huán)保，操作方便；其次是清掃滾筒用鏈傳動，鏈傳動無彈性滑動和 整體打滑現(xiàn)象，能保持準(zhǔn)確的平均傳動比，能在潮濕和油膩的環(huán)境中工作；最后，利 用臥式滾刷對

12、路面起清掃及垃圾拋起的雙重作用。以上小小的創(chuàng)新能夠降低清潔員的 勞動強(qiáng)度，提高工作效率的目的。 2.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 總體結(jié)構(gòu)分為以下幾個部分： （1）垃圾清掃總成：有清掃滾筒、清掃刷苗、清掃滾筒鏈輪。 清掃輥通過軸承座固定在機(jī)架中間，軸承座主要通過六角螺栓固定在機(jī)架底盤上， 清掃刷苗是通過定位銷來實(shí)現(xiàn)軸向固定。 （2）垃圾輸送收集裝置：由上料板、垃圾輸送帶、上滾輪總成、下滾輪總成、 變向軸以及垃圾桶等部件組成。具有結(jié)構(gòu)簡單、作業(yè)質(zhì)量好、價(jià)格低廉、拆裝轉(zhuǎn) 移方便、操作輕巧省力等特點(diǎn)。 （3）行走機(jī)構(gòu)：有四個萬向輪組成,前兩個不可變向，后兩個可改變方向。 （4）操作系統(tǒng)：手推式扶手，控制電機(jī)開關(guān)

13、。 （5）動力匹配：由電瓶驅(qū)動的直流電動機(jī)。 其結(jié)構(gòu)圖如圖 1： 1.機(jī)架 2.鏈輪 3.清掃滾筒總成 4.上料板 5.輸送帶 6.下滾輪總成 7.皮帶輪 8.第二級 從動軸 9.電瓶 10.萬向輪 11.第一級從動軸 12.皮帶 13.電動機(jī) 14.垃圾箱 15.上滾輪 總成 16.扶手 17.齒輪 圖 1 垃圾清掃機(jī)主要結(jié)構(gòu)圖 Fig.1 Main structure map of road sweeping machine 2.3 各主要機(jī)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)和驗(yàn)算 已知條件：清掃機(jī)生產(chǎn)率為h/km20 2.3.1 垃圾清掃設(shè)計(jì) 清掃輪消耗功率 N 主要包括：克服刷苗和地面間摩擦力所需的功率，刷

14、苗變 1 N 形所消耗的功率，克服空氣阻力所需的功率,克服垃圾與上料板的摩擦阻力所 2 N 3 N 需的功率，提升垃圾所消耗的功率得。 4 N 5 N 6 54321 NNNNNN （1）主要參數(shù) 清掃輥半徑：85mm 清掃輪寬幅：600mm 尼龍刷苗與地面間摩擦系數(shù)：0.4 刷苗自由長度：120mm 尼龍刷苗直徑：3mm 刷苗變形量：25mm 工作刷苗數(shù)量：200 清掃軸鏈輪半徑：81mm 清掃輪轉(zhuǎn)速：62.5r/min （2）由相關(guān)公式計(jì)算清掃部分所需功率 6 克服刷苗和面間摩擦力所需功率, （1）1000/ )( 1m VVPN P-變形刷苗對路面上的壓力（N） ； -尼龍刷苗與地面間摩

15、擦系數(shù)為 0.4； -刷苗圓周線速度取 m/s； m V V-掃路車行走速度為大于 0.09m/s，取 0.09m/s； -傳動效率為 0.9； P 值可根據(jù)以下公式計(jì)算； （2）)1arccos()2(18 . 0 1 )/(103 . 5 3 1 22 R h VZhLEJdP m d-尼龍刷苗半徑為；m 3 103 R-滾刷半徑為 0.205m； L-刷苗自由長度為 0.12m； E-刷苗彈性模量取；Pa 11 109 . 0 J-刷苗斷面慣性矩為； 412 1097 . 3 m h-刷苗變形量為 0.025m； Z-工作刷苗數(shù)量可由公式計(jì)算： 7 （3） m VdBVZ 1 /5 .

16、5 其中為刷苗和路面接觸點(diǎn)到它的垂直位置的轉(zhuǎn)角； 1 （4）488 . 1 180205 . 0 025 . 0 205 . 0 arccos 180 )( arccos 1 R hR -速度比值為 3.5；VVm/ B-滾刷清掃寬度為 0.6m； 計(jì)算得出 2 . 211 5 . 3448 . 1 103 6 . 05 . 5 /5 . 5 3 1 m VdBVZ 根據(jù)清掃機(jī)實(shí)際，以及刷苗數(shù)合理分布和安排，取 Z=200; 可計(jì)算變形刷苗對路面上的壓力為 N R h VZhLEJdP m 6 . 854 ) 205 . 0 025 . 0 1arccos()2315 . 0 (18 . 0

17、1 200025 . 0 ) 12 . 0 1097 . 3 109 . 0 (103103 . 5 )1arccos()2(18 . 0 1 )/(103 . 5 3 1 1211 32 3 1 22 所以可得 KwVVPN m 154 . 0 9 . 01000 )09 . 0 315 . 0 (4 . 0 6 . 854 1000/ )( 1 已知滾刷轉(zhuǎn)速為 n=62.5r/min，可計(jì)算 （5）083 . 0 180/)2(/)2( 3)arcsin( 2 RRhRhhR 因此，刷苗變形所消耗的功率為 （6）Kw L EJ h d n ZN033466 . 0 1026 . 0 2 3

18、 7 2 計(jì)算克服空氣阻力所消耗的功率為 KwNN00154 . 0 01 . 0 13 克服垃圾與上料板的摩擦阻力所需的功率為 （7）Kw VP N m 04487 . 0 9 . 01000 315 . 0 15 . 0 6 . 854 1000 4 提升垃圾所消耗的功率太小可忽略不計(jì)。 5 N 所以清掃部分所消耗的總功率為： KwNNNNNN24 . 0 004487 . 0 00154 . 0 033466 . 0 154 . 0 54321 2.3.2 垃圾輸送收集裝置設(shè)計(jì) 滾輪外經(jīng)：150mm 滾輪轉(zhuǎn)速：100r/min 傳送帶寬幅：600mm 小齒輪分度圓直徑：50mm 1 d

19、大齒輪分度圓直徑：250mm 2 d 小齒輪齒數(shù)：20 1 z 大齒輪齒數(shù)：100 2 z 齒輪模數(shù)：2.5mmm 齒輪計(jì)算過程在寫在后面 3.3.4 節(jié)。 輸送帶所需功率計(jì)算； 假定每一時刻輸送帶載有的垃圾量和皮帶重量為 m=5kg，忽略傾斜的角度不計(jì)； 傳送帶的線速度為 10 （8） sm nr v/79 . 0 60 10751002 60 2 3 輸送帶所需功率為 （9）kw mgvvF p ww e 041 . 0 96 . 0 1000 79 . 0 8 . 95 10001000 輸送帶 2.3.3 推動清掃機(jī)所需功率計(jì)算 假設(shè)最惡劣的工作環(huán)境，當(dāng)整機(jī)重，阻力系數(shù)，清掃機(jī)以前進(jìn)k

20、gM807 . 0f 速度工作計(jì)算。則有：smV/09 . 0 11 （10）kw MgfvFv P05 . 0 10001000 2.3.4 清掃機(jī)掃輥速度驗(yàn)算 設(shè)定清掃輪刷苗與上料板最后接觸的位置與上料板最高點(diǎn)的距離為.mmH50 設(shè)刷苗最遠(yuǎn)端的線速度為 v，要使質(zhì)量為 m 的垃圾上拋到最高點(diǎn)，由參考文獻(xiàn)19得 知必須滿足下面條件： 12 （11）mgHmv 2 2 1 計(jì)算smgHv/98 . 0 05 . 0 8 . 922 又有smsm nr v/98 . 0 /34 . 1 60 10205 5 . 622 60 2 3 所以清掃車的電機(jī)能夠保證垃圾順利地拋送到傳送帶上。 2.3.

21、5 行走設(shè)計(jì) 清掃機(jī)行走速度：由公式 ，取，得Bvf1000mB6 . 0hmf/k20 13 （12）smhKm B f v/09 . 0 /33 . 0 1000 只要清掃機(jī)在不低于 0.09m/s 的行走速度下運(yùn)行，就能夠保證生產(chǎn)率的額定值。 2.3.6 垃圾清掃機(jī)的動力匹配 （1）電動機(jī)的選擇 由以上計(jì)算可知清掃機(jī)所需要的功率為 14kwPNP284 . 0 041 . 0 24 . 0 輸送帶 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式可以根據(jù)電源的種類、工作條件（溫度、環(huán)境、空間尺寸） 和載荷特點(diǎn)（性質(zhì)、大小、啟動性能和過載情況）來選擇。在移動的設(shè)備中和蓄電池 配套的較常使用的電機(jī)

22、有直流電動機(jī)和步進(jìn)電動機(jī)。 直流電動機(jī)的優(yōu)點(diǎn)：容易購得，型號多，功率大，接口簡單，適合大型機(jī)器。 直流電動機(jī)的缺點(diǎn)：太快需要齒輪減速器，電流通常較大，較難與車輪裝配，控 制復(fù)雜 步進(jìn)電動機(jī)的優(yōu)點(diǎn)：精確的速度控制，型號多，適合室內(nèi)機(jī)器人的速度，接口簡 單，便宜。 步進(jìn)電動機(jī)的缺點(diǎn): 功率與自重比小，電流通常較大，體積大，較難與車輪裝配， 負(fù)載能力低，功率小，控制復(fù)雜，運(yùn)動時產(chǎn)生震動。 清掃機(jī)多在室內(nèi)環(huán)境下工作，要求控制較簡單，運(yùn)行平穩(wěn)，因此選擇直流電動機(jī) 15。 選定 ZYT 系列直流永磁電機(jī)為動力源（博山電機(jī)）17。 電機(jī)型號：110ZYT105 額定功率：400W 0 P 電壓：24VU 扭

23、矩：m1274mN 0 T 轉(zhuǎn)速：3000r/min 0 n （2）電池的選擇 選定兩個 12V 鉛酸蓄電池為電源，重量大約 15 斤/個 同時布線時應(yīng)該注意：根據(jù)電機(jī)的位置選擇符合規(guī)格的電線，剪取所要的電線長 度，將電機(jī)聯(lián)起來，一端通過開關(guān)以后，一端接到 24V 電源正負(fù)極上，開關(guān)裝在扶手 旁邊容易摸到的地方。 3. 操作系統(tǒng)的確定及主要工作部件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 傳動方案的確定 方案一 圖 2 垃圾清掃機(jī)傳動方案一 Fig.2 The first transmission scheme 方案二 圖 3 垃圾清掃機(jī)傳動方案二 Fig.3 The second transmission sch

24、eme 由以上兩個方案可知，根據(jù)清掃機(jī)清掃時的實(shí)際情況，選用方案二更加合理恰當(dāng)。 因?yàn)槟Σ潦綆鲃佑袕椥曰瑒?，不能用于分度系統(tǒng)；摩擦易起電，不宜用于易燃易爆 場合。軸與軸承受力較大，帶傳動壽命較短 16。而鏈傳動平均傳動比為常數(shù)，鏈條 元件間形成的油膜有吸振能力，對惡劣環(huán)境有較強(qiáng)的適應(yīng)能力，工作可靠，軸上載荷 較小。所以選擇方案二更合理19。 3.2 設(shè)定各級傳動比和主要參數(shù) 3.2.1 傳動比確定 第一級傳動比6 1 i 第二級傳動比4 2 i 第三級傳動比2 3 i 上滾輪軸齒輪傳動比5 4 i 3.2.2 各軸轉(zhuǎn)速確定 第一級從動軸min/500 1 rn 第二級從動軸min/125 2

25、 rn 第三級從動軸min/ 5 . 62 3 rn 上滾輪軸min/100 4 rn 3.2.3 各軸轉(zhuǎn)矩計(jì)算 第一級從動軸mmNiTT24.7338 1101 第二級從動軸mmNiTT 8 . 28178 2212 第三級從動軸mmNiTT 8 . 54666 3323 上滾輪軸mmNiTT 8 . 34122 4414 3.2.4 各軸功率計(jì)算 第一級從動軸wPP384 101 第二級從動軸wPPP38.329 212 ）（ 輸送帶 第三級從動軸wPP2048.316 323 上滾輪軸wPP12.357 414 3.3 主要工作零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.3.1 第一級傳動帶輪設(shè)計(jì) 已知電機(jī)額

26、定功率，轉(zhuǎn)速，第一級傳動比400W 0 P3000r/min 0 n6 1 i ，設(shè)定連續(xù)工作 8 小時。 （1）確定計(jì)算功率 ca P 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì) （第七版，濮良貴、紀(jì)名剛主編，高等教育出版社，以下所用 到的相關(guān)公式及表格均出自本書） 19表 8-7 查得工作情況系數(shù)，故計(jì)算1 . 1 A K （13）wwPKP Aca 4404001 . 1 （2）選取 V 帶帶型 根據(jù)，由圖 8-11 選用 Z 型 ca P 0 ,n （3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速 d d 由查表 8-6，表 8-8,取小帶輪基準(zhǔn)直徑mmdd50 0 從動輪基準(zhǔn)直徑mmdid dd 300506 011 根據(jù)表

27、8-8，圓整為 315mm 驗(yàn)算帶的速度 （14）smsm nd v d /25/85 . 7 100060 300050 100060 00 故帶速合適 (4)確定 V 帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距 根據(jù)公式(8-20） ，初定中心距。mma500 0 計(jì)算帶所需基準(zhǔn)長度 （15） mm a dd ddaL dd ddd 5 . 1608 5004 )50315( )31550( 2 5002 4 )( )( 2 2 2 0 2 01 1000 由表 8-2 選取帶的基準(zhǔn)長度mmLd1600 計(jì)算實(shí)際中心距為 （16）mm LL aa dd 496 2 5 . 16081600 500 2 0

28、0 （5）驗(yàn)算小帶輪上的包角 1 （17） 9039.149 496 3 . 57 )50315(180 3 . 57 )(180 121 a dd dd 小帶輪上的包角合適 （6）計(jì)算 V 帶的根數(shù) z 查表 8-4a，表 8-4b 分別得到，kwP28 . 0 0 kwP04 . 0 0 查表 8-5，表 8-2 分別得到，。計(jì)算單根 V 帶的功率為815 . 0 K16. 1 l K （18）kwKKPPP lr 34 . 0 16 . 1 915 . 0 )04 . 0 28 . 0 ()( 00 計(jì)算 V 帶根數(shù) ，取 z=229 . 1 34 . 0 44 . 0 r ca P P

29、 z （7）計(jì)算單根 V 帶的初始拉力的最小值 min0) (F 由表 8-3 得 Z 型 V 帶單位長度質(zhì)量，所以計(jì)算得mkgq/06 . 0 （19） N qv zvK PK F ca 97.2985 . 7 06 . 0 85 . 7 2915 . 0 44 . 0 )915 . 0 5 . 2( 500 )5 . 2( 500)( 2 2 min0 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力 min00 )(FF （8）計(jì)算軸上的壓軸力 p F 壓軸力最小值為 （20）NF miinp 5 . 10574sin97.2922 2 sinFz2)( 1 0min ）（ 3.3.2 第二級傳動帶輪設(shè)計(jì) 已知功率，

30、轉(zhuǎn)速，第二級傳動比 4，設(shè)定連續(xù)W38.329 1 輸送帶 PPr/min005 0 n 工作 8 小時。 （1）確定計(jì)算功率 ca P 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì) （第七版，濮良貴、紀(jì)名剛主編，高等教育出版社，以下所用 到的相關(guān)公式及表格均出自本書） 19表 8-7 查得工作情況系數(shù)，故計(jì)算0 . 1 A K wwPKP Aca 38.32938.3290 . 1 （2）選取 V 帶帶型 根據(jù)，由圖 8-11 選用 Z 型 ca P 0 ,n （3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速 d d 查表 8-6，表 8-8,取小帶輪基準(zhǔn)直徑mmdd80 0 從動輪基準(zhǔn)直徑mmdid dd 320804 011 根據(jù)表

31、 8-8，圓整為 315mm 驗(yàn)算帶的速度 smsm nd v d /25/09 . 2 100060 50080 100060 11 故帶速合適 (4)確定 V 帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距 根據(jù)式（8-20） ，初定中心距。mma500 0 計(jì)算帶所需基準(zhǔn)長度 mm a dd ddaL dd ddd 08.1648 5004 )80315( )31580( 2 5002 4 )( )( 2 2 2 0 2 12 2100 有表 8-2 選取帶的基準(zhǔn)長度mmLd1600 計(jì)算實(shí)際中心距 a mm LL aa dd 476 2 08.16481600 500 2 0 0 （5）驗(yàn)算小帶輪上的包角

32、1 90 7 . 151 476 3 . 57 )80315(180 3 . 57 )(180 121 a dd dd 小帶輪上的包角合適 （6）計(jì)算 V 帶的根數(shù) z 查表 8-4a，表 8-4b 分別得到，kwP15 . 0 0 kwP013 . 0 0 查表 8-5，表 8-2 分別得到，。計(jì)算單根 V 帶的功率為93 . 0 K18 . 1 l K kwKKPPP lr 179 . 0 18 . 1 93 . 0 )013 . 0 15 . 0 ()( 00 計(jì)算 V 帶根數(shù) ，取 z=284 . 1 179 . 0 33 . 0 r ca P P z （7）計(jì)算單根 V 帶的初始拉力

33、的最小值 min0) (F 由表 8-3 得 Z 型 V 帶單位長度質(zhì)量，所以計(jì)算得mkgq/06 . 0 Nqv zvK PK F ca 9 . 6609 . 2 06 . 0 09 . 2 293 . 0 33 . 0 )93 . 0 5 . 2( 500 )5 . 2( 500)( 22 min0 應(yīng)是帶的實(shí)際初拉力 min00 )(FF （8）計(jì)算軸上的壓軸力 p F 壓軸力最小值為NF miinp 5 . 261 7 . 77sin 9 . 6622 2 sinFz2)( 1 0min ）（ 3.3.3 第三級傳動鏈傳動設(shè)計(jì) （1）選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪的齒數(shù)20 1 z

34、40220 12 izz （2）確定計(jì)算功率 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì) （第七版，濮良貴、紀(jì)名剛主編，高等教育出版社，以下所用 到的相關(guān)公式及表格均出自本書） 19表 9-6 查得 ，由圖 9-13 查得0 . 1 A K ，單排鏈，則計(jì)算功率為35. 1 Z K （21）wPKKP ZAca 88.426 3 （3）鏈條型號與節(jié)距的選擇 查圖 9-11，可選 08A 鏈條，查表 9-1 得鏈條節(jié)距為mmp 7 . 12 （4）計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距mmmmpa635381 7 . 12)5030()5030( 0 取，相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為mma400 0 （22） 0 2 12210 0 ) 2 (

35、 2 2 a pzzzz p a Lp 31.93 400 7 . 12 ) 2 2040 ( 2 4020 7 . 12 400 2 2 取鏈節(jié)數(shù)節(jié)94 p L 查表 9-7 得到中心距計(jì)算系數(shù)，則鏈傳動最大中心距為24884 . 0 1 f （23）mmzzLpfa p 405)4020(9427 .1224884. 0)(2 211 （5）計(jì)算鏈速 V，確定潤滑方式 （24）sm pzn v/529 . 0 100060 7 . 1220125 100060 12 由和鏈號 08A，查圖 9-14 可知應(yīng)采用定期人工潤滑smv/529 . 0 （6）計(jì)算壓軸力 p F 有效圓周力為 （2

36、5）N v P Fe527 6 . 0 102048.316 10001000 3 3 鏈輪水平布置時壓軸力系數(shù)，則壓軸力為15 . 1 Fp K NFKF eFpp 60652715 . 1 3.3.4 齒輪傳動（驅(qū)動輸送帶）的設(shè)計(jì) （1）選定齒輪類型、精度等級、材料 由于輸送帶為一般工作構(gòu)件，速度不高，軸向載荷不大，故選用 7 級精度 （GB10095-88）直齒圓柱齒輪傳動 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì) （第七版，濮良貴、紀(jì)名剛主編，高等教育出版社，以下所用 到的相關(guān)公式及表格均出自本書） 19表 10-1 選擇大小齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 217255HBS,取硬度為 240HBS 選擇

37、小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)20 1 z100 2 z （2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 選定載荷系數(shù)3 . 1 t K 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （26）mmN n P T 7334 500 384 . 0 10 5 . 9510 5 . 95 5 1 5 1 由表 10-7 選取齒寬系數(shù)4 . 0 d 由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) 2 1 8 .189 MPaZE 由圖 10-21d 按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為MPa H 600 lim 由式 10-13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 （27） 8 11 104 . 8)1035081 (15006060 h jLnN （28） 9 12 1

38、068 . 1 iNN 由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù)88 . 0 ,92 . 0 21 HNHN KK 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式 10-12 得 （29）MPa S KHN H 552 1 60092 . 0 lim1 1 MPa S KHN H 528 1 60088 . 0 lim2 2 計(jì)算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 t d1 H （30）mm ZTK d H E d t t 38) 528 8 . 189 ( 2 3 4 . 0 7103 . 1 32 . 2 ) ( 1 32 . 2 3 2 3 3 21 1 計(jì)算圓周速度 v

39、（31）sm nd v t /733 . 0 100060 50038 100060 11 計(jì)算齒寬 （32）mmdb td 15384 . 0 1 計(jì)算模數(shù) （33mm z d m t t 9 . 1 20 38 1 1 ） 計(jì)算齒高 （34mmmh t 275 . 4 9 . 125 . 2 25 . 2 ） 計(jì)算齒寬與齒高之比為89 . 8 1 h d h b t 計(jì)算載荷系數(shù) 由圖 10-8 查得動載系數(shù)，直齒輪，05. 1 v K1 FaHa KK 由表 10-2 查得使用系數(shù)1 A K 由表 10-4 用插值法查得 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，,15 . 1 H K 查

40、圖 10-13 得125 . 1 F K 故載荷系數(shù)為 （35）2075 . 1 15 . 1 105 . 1 1 HHvA KKKKK 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式 10-10a 得 （36）mm K K dd t t 076.37 3 . 1 2075 . 1 38 3 3 11 計(jì)算模數(shù)mm z d m85 . 1 20 076.37 1 1 （3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由圖 10-20c 查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為 MPa FEFE 380 21 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)84 . 0 ,91 . 0 21 FNFN KK 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全

41、系數(shù)，由式 10-12 得3 . 1S （37）MPa S K FEFN F 266 3 . 1 38091 . 0 11 1 MPa S K FEFN F 5 . 245 3 . 1 38084 . 0 22 2 計(jì)算載荷系數(shù) （38）18125 . 1 125 . 1 105 . 1 1 FFVA KKKKK 由表 10-5 查得齒形系數(shù)18 . 2 , 8 . 2 21 FaFa YY 由表 10-5 查取應(yīng)力校正系數(shù)79 . 1 ,55 . 1 21 SaSa YY 計(jì)算大小齒輪的，并加以比較 F SaFaY Y 0163 . 0 266 55 . 1 8 . 2 1 11 F SaF

42、aY Y 01589 . 0 5 . 245 79 . 1 18 . 2 2 22 F SaFa YY 小齒輪的數(shù)值大 計(jì)算模數(shù) （39）mm YY z KT m F SaFa d 19 . 1 0163 . 0 204 . 0 10718125 . 1 2 ) ( 2 3 2 3 3 2 1 1 綜合齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)與齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，根據(jù)模數(shù) 系列值以及清掃機(jī)實(shí)際取mmm5 . 2 （4）幾何尺寸計(jì)算 分度圓直徑計(jì)算 （40）mmmzd505 . 220 11 mmmzd2505 . 2100 22 中心距計(jì)算mm dd a150 2 25050 2 21 計(jì)算齒輪寬度

43、,根據(jù)清掃機(jī)實(shí)際取mmdb d 20504 . 0 1 ，mmb25 1 mmb20 2 4. 主要受力零件的強(qiáng)度或壽命校核計(jì)算； 4.1 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 4.1.1 第一級從動軸設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 （1）初步確定軸的最小直徑 先根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì) （第七版，濮良貴、紀(jì)名剛主編，高等教育出版社，以下所 用到的相關(guān)公式及表格均出自本書） 19式 15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材 料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取，于是得125 0 A （41）mm n P Ad44.11 500 384 . 0 125 3 3 1 1 0min 為了保證系統(tǒng)的強(qiáng)度與運(yùn)動平穩(wěn)，取軸的最小直徑為 2

44、8mm （2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 圖 4 第一級從動軸的結(jié)構(gòu)圖 Fig.4 The sketch map of the first level driven shaft 由圖可知 A、D 處安裝軸承，C 處安裝齒輪，E 處安裝大小帶輪。軸承安裝 A、D 處的直徑為 30mm，B 處直徑為 36mm，C 處直徑為 30mm，E 處直徑為 28mm。A 處長度為 35mm，B 處長度為 596mm，C 處長度為 31mm，D 處長度為 39mm，E 處長度為 60mm。C 處 軸與齒輪的周向定位采用平鍵聯(lián)接。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(參考文獻(xiàn))查得平 鍵截面（GB/T1096）,平鍵長度為 25mm，周向

45、定位采用擋圈進(jìn)行定mmmmhb78 位。E 處周向定位采用平鍵聯(lián)接，由手冊查的平鍵截面（GB/T1096） ，mmmmhb78 平鍵長度為 50mm；軸向定位采用擋圈進(jìn)行定位。軸上倒角圓角均為 1mm。 （3）求軸上的載荷 圖 5 第一級從動軸的載荷分析圖 Fig.5 The load analysis chart of the first level driven shaft 首先由軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖。作為簡支梁的軸的支承跨距 ，根據(jù)軸的簡圖做出軸的彎mmLL 5 . 67436 5 . 638 21 mmL 5 . 36 3 mmL30 4 矩圖和扭矩圖。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭

46、矩圖中可以看出 L3 與 L4 交界面是軸的危險(xiǎn)截面。 現(xiàn)將計(jì)算出截面處的得值列入表MMM VH 及, 表 1 第一級從動軸的載荷分析 Table1 The load analysis of the first level driven shaft 載荷 水平面 垂直面 支反力 NFN NH 3 . 351, 4 . 56F 21NH NFN NVV 1 . 119,31.29F 21N 彎矩 mmNMH 4 . 36011mmNMV28.3004 1 mmNM 4 . 76045 V2 總彎矩 mmNMmmNM 1 . 84141, 5 . 36136 21 扭矩 mmNT24.7338 （

47、4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面（及危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。 根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取=0.3，軸的計(jì)算應(yīng)力 MPa d TM W TM 49.16 281 . 0 )24.73383 . 0( 5 . 36136 1 . 0 )()( 3 22 3 22 1 22 目前已選擇軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理，由表 15-1 查得。因此MPa60 1 ，故安全。 1 （5）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險(xiǎn)截面 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，L3 與 L4 段的截面處引起的應(yīng)力集中最 嚴(yán)重；從受載的情況來看，L1 段得右截面不受扭矩作用，

48、截面 L3、L4 的應(yīng)力最大。 校核 L3 段得右截面 抗彎截面系數(shù) （43 333 2 . 2195281 . 01 . 0mmdW ） 抗扭截面系數(shù) （44 333 4 . 4390282 . 02 . 0mmdWT ） L3 段右截面的彎矩 M 為 mmNM 9 . 21285 5 . 36 15 5 . 36 5 . 36136 截面的扭矩為mmNT24.7338 截面上的彎曲應(yīng)力 （45）MPa W M b 7 . 9 2 . 2195 9 . 21285 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 （46）MPa W T T T 67 . 1 4 . 4390 24.7338 軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處

49、理。由表 15-1 查得,MPa B 640MPa275 1 MPa155 1 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按照附表 3-2 查取。因 ,經(jīng)插值法可查得1,0357 . 0 28 1 d d d r ,02 . 2 37 . 1 又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ,82 . 0 q85 . 1 q 故有效集中系數(shù)按式（附表 3-4）為 （47）8364 . 1 ) 102 . 2 (82 . 0 1) 1(1 qk （48）6845. 1) 137. 1 (85 . 1 1) 1(1 qk 由附圖 3-2 的尺寸系數(shù)；由附圖 3-3 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。67 . 1 80 .

50、 0 軸按照車加工，由附表 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為88 . 0 軸未經(jīng)過強(qiáng)化處理，即則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為1 q （48）236 . 1 1 88 . 0 1 67 . 1 8364 . 1 1 1 k K （49）242 . 2 1 88 . 0 1 8 . 0 6845 . 1 1 1 k K 又由3-1 及3-2 得碳鋼的特性系數(shù)為 1 . 0, 2 . 01 . 0 取 05 . 0 , 1 . 005 . 0 取 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得 ca S （50）94.112 01 . 097 . 1 236 . 1 275 1 m

51、b K S （51）81 835 . 0 05 . 0 835 . 0 242 . 2 155 1 ma K S （52）5 . 182.65 8194.112 8194.112 2222 S SS SS Sca 故可知其安全。 4.1.2 第二級從動軸設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 （1）初步確定軸的最小直徑 先根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì) （第七版，濮良貴、紀(jì)名剛主編，高等教育出版社，以下所 用到的相關(guān)公式及表格均出自本書） 19式 15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材 料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取，于是得125 0 A mm n P Ad27.17 125 1038.329 125 3 3 3

52、2 2 0min 為了保證系統(tǒng)的強(qiáng)度與運(yùn)動平穩(wěn)，取軸的最小直徑為 28mm （2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 圖 6 第二級從動軸的結(jié)構(gòu)示意圖 Fig.6 The sketch map of the second level driven shaft 由圖可知 A、D 處安裝軸承，C 處安裝鏈輪，F(xiàn) 處安裝帶輪。軸承安裝 A、D 處的 直徑為 30mm，B 處直徑為 36mm，C 處直徑為 34mm，E，F(xiàn) 處直徑為 28mm。A 處長度為 35mm，B 處長度為 596mm，C 處長度為 33mm，D 處長度為 39mm，E 處長度為 25mm，F(xiàn) 處 長度為 32mm，槽深 2mm。C 處軸與齒輪的周向

53、定位采用平鍵聯(lián)接。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程 設(shè)計(jì)手冊 18查得平鍵截面 （GB/T1096）,平鍵長度為 25mm，周mmmmhb810 向定位采用擋圈進(jìn)行定位。F 處周向定位采用平鍵聯(lián)接，由手冊18查的平鍵截面 （GB/T1096） ，平鍵長度為 25mm；軸向定位采用擋圈進(jìn)行定位。軸mmmmhb78 上倒角圓角均為 1mm。 （3）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖。作為簡支梁的軸的支承跨距 ，根據(jù)軸的簡圖做出軸的水mmLL 5 . 67536 5 . 639 21 mmL 5 . 32 3 mmL30 4 平面上的彎矩圖，和垂直面上的彎矩圖和水平面上的扭矩圖，垂直面上的扭矩圖,具 體

54、情況見圖 7。 圖 7 第二級從動軸的載荷分析圖 Fig.7 The load analysis chart of the second level driven shaft 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出 L3 與 L4 交界面是軸的危險(xiǎn)截面。 現(xiàn)將計(jì)算出截面處的得值列入表 2(參看圖 6)。MMM VH 及, 表 2 第二級從動軸的載荷分析 Table2 The load analysis of the second level driven shaft 載荷 水平面 垂直面 支反力 NFN NH 4 . 1435, 9 . 208F 21NH NFN NVV 8 . 422,14

55、7F 21N 彎矩 mmNMH 6 . 133591mmNMV 5 . 14479 1 mmNM 6 . 270380 V2 總彎矩 mmNMmmNM301583,134374 21 扭矩 mmNT 8 . 28178 （4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面（及危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。 根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取=0.3，軸的計(jì)算應(yīng)力 MPa d TM W TM 13 . 6 281 . 0 ) 8 . 281783 . 0(134374 1 . 0 )()( 3 22 3 22 1 22 目前已選擇軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理，由表 15-

56、1 查得。因此MPa60 1 ，故安全。 1 （5）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險(xiǎn)截面 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，L3 與 L4 段的截面處引起的應(yīng)力集中最 嚴(yán)重；從受載的情況來看，L1 段得右截面不受扭矩作用，截面 L3、L4 的應(yīng)力最大。 校核 L3 段得右截面 抗彎截面系數(shù) 333 2 . 2195281 . 01 . 0mmdW 抗扭截面系數(shù) 333 4 . 4390282 . 02 . 0mmdWT L3 段右截面的彎矩 M 為 mmNM 8 . 80134 36 1536 134374 截面的扭矩為mmNT 8 . 28178 截面上的彎曲應(yīng)力 MPa W M b 5 . 36 2 . 2195 8 . 80134 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPa W T T T 4 . 6 4 . 4390 8 . 28178 軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理。由表 15-1 查得,MPa B 640MPa275 1 MPa155 1 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按照附表 3-2 查取。因 ,經(jīng)插值法可查得1