道路垃圾清掃機設計【13張圖紙】【優(yōu)秀】

道路垃圾清掃機設計【13張圖紙】【優(yōu)秀】,13張圖紙,優(yōu)秀,道路,垃圾,清掃,打掃,設計,13,圖紙,優(yōu)良 全 日 制 普 通 本 科 生 畢 業(yè) 設 計 道路垃圾清掃機設計 ROAD SWEEPING MACHINE DESIGN 學生姓名 學 號 年級專業(yè)及班級 指導老師及職稱 學 部 全日制普通本科生 畢業(yè)設計誠信聲明 本人鄭重聲明 所呈交的本科畢業(yè)論文是本人在指導老師的指導下 進行研究工作所取得的成果 成果不存在知識產權爭議 除文中已經注 明引用的內容外 本論文不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的 作品成果 對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確 的說明并表示了謝意 本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔 畢業(yè)設計作者簽名 年 月 日 目 錄 摘要 1 關鍵詞 1 1 前言 1 1 1 垃 圾 清 掃 現 狀 分 析 1 1 2 國 內 外 垃 圾 清 掃 機 械 化 發(fā) 展 現 狀 2 1 3 國 內 清 掃 機 發(fā) 展 趨 勢 2 2 垃 圾 清 掃 總 成 設 計 計 算 2 2 1 設計思想 2 2 2 總 體 結 構 設 計 3 2 3 各 主 要 機 構 參 數 的 設 計 和 驗 算 3 2 3 1 垃 圾 清 掃 設 計 4 2 3 2 垃 圾 輸 送 收 集 裝 置 設 計 4 2 3 3 推 動 清 掃 機 所 需 功 率 計 算 6 2 3 4 清 掃 機 掃 輥 速 度 驗 算 6 2 3 5 行 走 設 計 6 2 3 6 垃 圾 清 掃 機 的 動 力 匹 配 7 3 操作系統(tǒng)的確定及設計算 7 3 1 傳動方案的確定 7 3 2 設 定 各 級 傳 動 比 和 主 要 參 數 8 3 2 1 傳 動 比 確 定 8 3 2 2 各 軸 轉 速 確 定 8 3 2 3 各軸轉矩計算 9 3 2 4 各 軸 功 率 計 算 9 3 3 主 要 工 作 零 部 件 的 設 計 計 算 9 3 3 1 第 一 級 傳 動 帶 輪 設 計 9 3 3 2 第二級傳動帶輪設計 11 3 3 3 第三級傳動鏈傳動設計 12 3 3 4 齒輪傳動 驅動輸送帶 的設 計 13 4 主要受力零件的強度或壽命校核計算 16 4 1 軸的設計計算及校核 16 4 1 1 第一級從動軸設計計算及校核 16 4 1 2 第二級從動軸設計計算及校核 19 4 2 軸承的設計計算及其校核 23 4 2 1 第一級從動軸軸承設計計算及其校核 23 4 2 2 第二級從動軸軸承設計計算及其校核 23 4 2 3 第三級從動軸軸承的設計計算及其校核 24 4 3 鍵的設計計算及校核 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 結論 26 5 1 主要優(yōu)點 26 5 2 主要缺點 26 5 3 有待改進的地方 27 5 4 維護和保養(yǎng) 27 6 設計心得 28 參考文獻 29 致謝 30 0 道路垃圾清掃機的設計 摘 要 本文敘述了道路清掃機械化的現狀 以及未來的發(fā)展趨勢 該清掃機以電動機為 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度 該清掃機成本低 使用性能好 壽命長 非常適合清潔工人使用 關鍵詞 清掃機 傳動 設計計算 1 Road Sweeping Machine Desigh Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University Changsha 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 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 remarkably fit for cleaners Key Words Cleaning machine Sweep roll Design calculations 2 1 前言 1 1 垃圾清掃現狀分析 隨著經濟社會的迅速發(fā)展 城市 工廠生產 公共交通 市政建設 園林綠化 環(huán)境衛(wèi)生等行業(yè)的工作任務越來越重 人們對生活環(huán)境要求的不斷提高 然而環(huán)衛(wèi)行 業(yè)設備的發(fā)展現狀與當前經濟社會發(fā)展形勢存在很大差距 道路清掃設備落后的問題 較為突出 這就要求養(yǎng)護手段要不斷改進 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代靈活高效率的機械清掃 1 因此 很有必要創(chuàng)造條件 實現清掃機械化 以減輕清掃工人的勞動強度 改善勞動條件 不斷提高道路清掃質 量和環(huán)境衛(wèi)生水平 本課題的研究有著十分重要的現實意義 1 2 國內外垃圾清掃機械化發(fā)展現狀 目前 我國的國產掃路車在品種規(guī)格上 使用性能上已能基本滿足國內各種需求 產品規(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合 動力為主 副雙發(fā)動機形式 掃刷布置形式為前置和中置兩種 吸嘴形式有中置長吸嘴 后置短吸嘴和側置小吸嘴三種形式 風機形式有通用和專用風機兩種形式 國產產品 存在外形單調 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 加之基礎零部件可靠性高 因此都有一個共同的特點 可靠性相對國內產 品要高 而且早已廣泛應用了先進的電子技術 有些還應用了有線和無線遙控 1 3 國內清掃機發(fā)展趨勢 隨著許多新興的中小城市正在崛起 城市化規(guī)模不斷擴大 路面清潔養(yǎng)護已經越 來越重要 清掃機發(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 自重大的清掃機向體積小和輕便式 綜合 利用價值高的方向發(fā)展 4 2 垃圾清掃機總成設計計算 2 1 設計思想 本垃圾清掃機由清掃部分 傳送部分 行走部分和箱體 箱架等結構組成 其特 征在于清掃部分由橫置帶有清掃刷苗的清掃滾筒構成 清掃機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實現與清掃機行走 方向成反向旋轉 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 3 兩個定向前輪和兩個萬向后輪實現 既方便又經濟 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 本設計的創(chuàng)新特點首先是利用電動機作 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 整體打滑現象 能保持準確的平均傳動比 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 勞動強度 提高工作效率的目的 2 2 總體結構設計 總體結構分為以下幾個部分 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架中間 軸承座主要通過六角螺栓固定在機架底盤上 清掃刷苗是通過定位銷來實現軸向固定 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 具有結構簡單 作業(yè)質量好 價格低廉 拆裝轉 移方便 操作輕巧省力等特點 3 行走機構 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 控制電機開關 5 動力匹配 由電瓶驅動的直流電動機 其結構圖如圖 1 1 機架 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 14 垃圾箱 15 上滾輪 4 總成 16 扶手 17 齒輪 圖 1 垃圾清掃機主要結構圖 Fig 1 Main structure map of road sweeping machine 2 3 各主要機構參數的設計和驗算 已知條件 清掃機生產率為 h km20 2 3 1 垃圾清掃設計 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 刷苗變1N 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 3N 需的功率 提升垃圾所消耗的功率 得 4 5 6 4321 1 主要參數 清掃輥半徑 85mm 清掃輪寬幅 600mm 尼龍刷苗與地面間摩擦系數 0 4 刷苗自由長度 120mm 尼龍刷苗直徑 3mm 刷苗變形量 25mm 工作刷苗數量 200 清掃軸鏈輪半徑 81mm 清掃輪轉速 62 5r min 2 由相關公式計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 10 1mVPN P 變形刷苗對路面上的壓力 N 尼龍刷苗與地面間摩擦系數為 0 4 刷苗圓周線速度取 m s mV 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 值可根據以下公式計算 5 2 1arcos 2 18 0 103 53122 RhVZhLEJdPm d 尼龍刷苗半徑為 m3 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 Pa109 J 刷苗斷面慣性矩為 4273 h 刷苗變形量為 0 025m Z 工作刷苗數量可由公式計算 7 3 mVdBZ1 5 其中 為刷苗和路面接觸點到它的垂直位置的轉角 1 4 8 1025 0arcos180 arcos Rh 速度比值為 3 5 Vm B 滾刷清掃寬度為 0 6m 計算得出 2 15 348 1036 5 1 mVdBZ 根據清掃機實際 以及刷苗數合理分布和安排 取 Z 200 可計算變形刷苗對路面上的壓力為 NRhVZhLEJdPm6 854 205 1arcos 231 0 1 205 973 1arcos 2 18 0 103 5 313212 所以可得 KwVPm 154 09 01 3 4 6810 1 已知滾刷轉速為 n 62 5r min 可計算 5 83 2 2 3 arcsin 2 RhhR 因此 刷苗變形所消耗的功率為 6 KwLEJdnZN0346 1026 27 6 計算克服空氣阻力所消耗的功率為 KwN0154 13 克服垃圾與上料板的摩擦阻力所需的功率為 7 VPNm87 9 0136 854104 提升垃圾所消耗的功率 太小可忽略不計 5 所以清掃部分所消耗的總功率為 Kw24 0487 015 0346 1 54321 2 3 2 垃圾輸送收集裝置設計 滾輪外經 150mm 滾輪轉速 100r min 傳送帶寬幅 600mm 小齒輪分度圓直徑 50mm1d 大齒輪分度圓直徑 250mm2 小齒輪齒數 201z 大齒輪齒數 1002 齒輪模數 2 5mmm 齒輪計算過程在寫在后面 3 3 4 節(jié) 輸送帶所需功率計算 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 傳送帶的線速度為 10 8 smnrv 79 0615026 3 輸送帶所需功率為 9 kwmgvFpwwe 041 96 108510 輸 送 帶 2 3 3 推動清掃機所需功率計算 假設最惡劣的工作環(huán)境 當整機重 阻力系數 清掃機以前進kgM8 7 f 速度 工作計算 則有 smV 09 11 10 wfvFP05 10 7 2 3 4 清掃機掃輥速度驗算 設定清掃輪刷苗與上料板最后接觸的位置與上料板最高點的距離為 mH50 設刷苗最遠端的線速度為 v 要使質量為 m 的垃圾上拋到最高點 由參考文獻 19 得 知必須滿足下面條件 12 11 gH 21 計算 sgHv 98 05 892 又有 smnr 98 034 1660 所以清掃車的電機能夠保證垃圾順利地拋送到傳送帶上 2 3 5 行走設計 清掃機行走速度 由公式 取 得Bvf 106 0 hf k20 13 12 smhKv 9 3 只要清掃機在不低于 0 09m s 的行走速度下運行 就能夠保證生產率的額定值 2 3 6 垃圾清掃機的動力匹配 1 電動機的選擇 由以上計算可知清掃機所需要的功率為 14 kwPN284 01 24 0 輸 送 帶 電動機類型和結構型式 電動機類型和結構型式可以根據電源的種類 工作條件 溫度 環(huán)境 空間尺寸 和載荷特點 性質 大小 啟動性能和過載情況 來選擇 在移動的設備中和蓄電池 配套的較常使用的電機有直流電動機和步進電動機 直流電動機的優(yōu)點 容易購得 型號多 功率大 接口簡單 適合大型機器 直流電動機的缺點 太快需要齒輪減速器 電流通常較大 較難與車輪裝配 控 制復雜 步進電動機的優(yōu)點 精確的速度控制 型號多 適合室內機器人的速度 接口簡 單 便宜 步進電動機的缺點 功率與自重比小 電流通常較大 體積大 較難與車輪裝配 負載能力低 功率小 控制復雜 運動時產生震動 清掃機多在室內環(huán)境下工作 要求控制較簡單 運行平穩(wěn) 因此選擇直流電動機 8 15 選定 ZYT 系列直流永磁電機為動力源 博山電機 17 電機型號 110ZYT105 額定功率 40W P 電壓 2VU 扭矩 m17N0 T 轉速 3r inn 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 同時布線時應該注意 根據電機的位置選擇符合規(guī)格的電線 剪取所要的電線長 度 將電機聯(lián)起來 一端通過開關以后 一端接到 24V 電源正負極上 開關裝在扶手 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計計算 3 1 傳動方案的確定 方案一 圖 2 垃圾清掃機傳動方案一 Fig 2 The first transmission scheme 方案二 9 圖 3 垃圾清掃機傳動方案二 Fig 3 The second transmission scheme 由以上兩個方案可知 根據清掃機清掃時的實際情況 選用方案二更加合理恰當 因為摩擦式帶傳動有彈性滑動 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 鏈條 元件間形成的油膜有吸振能力 對惡劣環(huán)境有較強的適應能力 工作可靠 軸上載荷 較小 所以選擇方案二更合理 19 3 2 設定各級傳動比和主要參數 3 2 1 傳動比確定 第一級傳動比 61 i 第二級傳動比 42 第三級傳動比 3i 上滾輪軸齒輪傳動比 54i 3 2 2 各軸轉速確定 第一級從動軸 min 01rn 第二級從動軸 25 第三級從動軸 i 63 上滾輪軸 n04rn 3 2 3 各軸轉矩計算 第一級從動軸 mNiT 24 738101 第二級從動軸 22 第三級從動軸 i 5633 上滾輪軸 84414 3 2 4 各軸功率計算 第一級從動軸 wP101 10 第二級從動軸 wP38 2912 輸 送 帶 第三級從動軸 04 363 上滾輪軸 57414 3 3 主要工作零部件的設計計算 3 3 1 第一級傳動帶輪設計 已知電機額定功率 轉速 第一級傳動比0W P30r min n61 i 設定連續(xù)工作 8 小時 1 確定計算功率 ca 根據 機械設計 第七版 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 以下所用 到的相關公式及表格均出自本書 19 表 8 7 查得工作情況系數 故計算1 AK 13 wPKAca 401 2 選取 V 帶帶型 根據 由圖 8 11 選用 Z 型caP0 n 3 確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速d 由查表 8 6 表 8 8 取小帶輪基準直徑 md50 從動輪基準直徑 id350601 根據表 8 8 圓整為 315mm 驗算帶的速度 14 smndv 25 8 710635106 故帶速合適 4 確定 V 帶的基準長度和傳動中心距 根據公式 8 20 初定中心距 ma50 計算帶所需基準長度 15 ma ddLd 5 160854 3 150 22010 由表 8 2 選取帶的基準長度 mLd6 計算實際中心距為 11 16 mLad 49625 10865020 5 驗算小帶輪上的包角 1 17 903 1496 57 031 8 7 1802 ad 小帶輪上的包角合適 6 計算 V 帶的根數 z 查表 8 4a 表 8 4b 分別得到 kwP28 0 kP04 查表 8 5 表 8 2 分別得到 計算單根 V 帶的功率為15 K6l 18 wPlr 3 1 95 0 計算 V 帶根數 取 z 22 34 0 rcaPz 7 計算單根 V 帶的初始拉力的最小值 min F 由表 8 3 得 Z 型 V 帶單位長度質量 所以計算得kgq 6 19 N vzKFca97 285 0685 7291 04 5 2min0 應使帶的實際初拉力 min 8 計算軸上的壓軸力 pF 壓軸力最小值為 20 Nminp 5 1074sin9 2sz2 10min 3 3 2 第二級傳動帶輪設計 已知功率 轉速 第二級傳動比 4 設定連續(xù)W38 91 輸 送 帶Pr mi05 工作 8 小時 1 確定計算功率 ca 根據 機械設計 第七版 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 以下所用 到的相關公式及表格均出自本書 19 表 8 7 查得工作情況系數 故計算0 1 AKwPKAca 38 29 30 1 2 選取 V 帶帶型 12 根據 由圖 8 11 選用 Z 型caP0 n 3 確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速d 查表 8 6 表 8 8 取小帶輪基準直徑 md80 從動輪基準直徑 id32401 根據表 8 8 圓整為 315mm 驗算帶的速度 smndv 25 09 16058160 故帶速合適 4 確定 V 帶的基準長度和傳動中心距 根據式 8 20 初定中心距 ma50 計算帶所需基準長度 maddLd08 164504 831 252210 有表 8 2 選取帶的基準長度 Ld 計算實際中心距 a md 476208 165020 5 驗算小帶輪上的包角 1 907 15463 80315 7 1802 ad 小帶輪上的包角合適 6 計算 V 帶的根數 z 查表 8 4a 表 8 4b 分別得到 kwP15 0 kwP013 查表 8 5 表 8 2 分別得到 計算單根 V 帶的功率為93 K8lPlr 79 9 0 計算 V 帶根數 取 z 284 17 0 rcaz 13 7 計算單根 V 帶的初始拉力的最小值 min0 F 由表 8 3 得 Z 型 V 帶單位長度質量 所以計算得kgq 6 NvzKPFca 9 60 29 23 5 5 2 0 2min0 應是帶的實際初拉力 min0 F 8 計算軸上的壓軸力 p 壓軸力最小值為 Nin 5 2617 sin9 62sz2 10in 3 3 3 第三級傳動鏈傳動設計 1 選擇鏈輪齒數 取小鏈輪齒數 大鏈輪的齒數201 z 40212 iz 2 確定計算功率 根據 機械設計 第七版 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 以下所用 到的相關公式及表格均出自本書 19 表 9 6 查得 由圖 9 13 查得0 1AK 單排鏈 則計算功率為35 1 ZK 21 wPKZAca8 4263 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 mp7 1 4 計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距 pa 635 87 12 50 3 503 0 取 相應的鏈長節(jié)數為m0 22 021210 apzzaLp 31 947 47 2 取鏈節(jié)數 節(jié)94p 查表 9 7 得到中心距計算系數 則鏈傳動最大中心距為28 01f 23 mzLfap 405 2 94 74 2 211 5 計算鏈速 V 確定潤滑方式 24 spnv 5 0160256012 由 和鏈號 08A 查圖 9 14 可知應采用定期人工潤滑smv 529 0 14 6 計算壓軸力 pF 有效圓周力為 25 NvPe 5276 0124831033 鏈輪水平布置時壓軸力系數 則壓軸力為5 FpKe 3 3 4 齒輪傳動 驅動輸送帶 的設計 1 選定齒輪類型 精度等級 材料 由于輸送帶為一般工作構件 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 機械設計 第七版 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 以下所用 到的相關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 調質 硬度為 217 255HBS 取硬度為 240HBS 選擇小齒輪齒數 大齒輪齒數201 z102 z 2 按齒面接觸強度設計 選定載荷系數 3 tK 計算小齒輪傳遞的轉矩 26 mNnPT 734508 1 9105 91 由表 10 7 選取齒寬系數 4 d 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數 2 18 9MPaZE 由圖 10 21d 按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限為 MPaH60lim 由式 10 13 計算應力循環(huán)次數為 27 81 14 03581 5060 hjLnN 28 928 i 由圖 10 19 取接觸疲勞壽命系數 92 1HNHNK 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數為 S 1 由式 10 12 得 29 MPaSH560 lim11 KN288 li22 15 計算小齒輪分度圓直徑 代入 中較小的值td1 H 30 mZTKdHEdtt 38 52 19 34 07132 32 11 計算圓周速度 v 31 smnt 73 1658106 計算齒寬 32 mdbt34 1 計算模數 33zmtt 9 281 計算齒高 34ht 275 4 5 計算齒寬與齒高之比為 89 1hdbt 計算載荷系數 由圖 10 8 查得動載系數 直齒輪 05 vK1 FaHK 由表 10 2 查得使用系數 1A 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 H 查圖 10 13 得 25 F 故載荷系數為 35 2075 1 05 1 HvAK 按實際的載荷系數校正所得分度圓直徑 由式 10 10a 得 36 mdtt 6 3 27381 計算模數 mzm5 2076 1 3 按齒根彎曲強度設計 由圖 10 20c 查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為 MPaFE38021 由圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數 84 0 91 2 FNFNK 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 由式 10 12 得3S 16 37 MPaSKFENF 263 1809 11 FEF 5 4 22 計算載荷系數 38 182 05 1 FVAK 由表 10 5 查得齒形系數 82 1aaY 由表 10 5 查取應力校正系數 79 SS 計算大小齒輪的 并加以比較 FSaY 0163 25 8 1 FSa89 47 2FSaY 小齒輪的數值大 計算模數 39 mYzKTmFSad 19 063 24 01785 23331 綜合齒面接觸疲勞強度計算的模數與齒根彎曲疲勞強度計算的模數 根據模數 系列值以及清掃機實際取 m5 4 幾何尺寸計算 分度圓直徑計算 40 zd0 21 52 中心距計算 ma151 計算齒輪寬度 根據清掃機實際取db204 1 mb251 20 17 4 主要受力零件的強度或壽命校核計算 4 1 軸的設計計算及校核 4 1 1 第一級從動軸設計計算及校核 1 初步確定軸的最小直徑 先根據 機械設計 第七版 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 以下所 用到的相關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 調質處理 根據表 15 3 取 于是得1250 A 41 mnPd4 38 310min 為了保證系統(tǒng)的強度與運動平穩(wěn) 取軸的最小直徑為 28mm 2 軸的結構設計 圖 4 第一級從動軸的結構圖 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 機械設計課程設計手冊 參考文獻 查得平 鍵截面 GB T1096 平鍵長度為 25mm 周向定位采用擋圈進行定mhb78 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 mhb78 平鍵長度為 50mm 軸向定位采用擋圈進行定位 軸上倒角圓角均為 1mm 3 求軸上的載荷 18 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 首先由軸的結構圖做出軸的計算簡圖 作為簡支梁的軸的支承跨距 根據軸的簡圖做出軸的彎mL5 6743 821 L5 36 mL304 矩圖和扭矩圖 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出 L3 與 L4 交界面是軸的危險截面 現將計算出截面處的 得值列入表MVH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 NFNH3 51 4 5621NH NFNVV1 9 31 29F21 彎矩 mM 30mM 804mM 47605 總彎矩 621 扭矩 NT 738 4 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面 及危險截面 的強度 19 根據式 15 5 及上表中的數值 并取 0 3 軸的計算應力 MPadTMWT 49 16281 0 73 5361 0 232222 目前已選擇軸的材料為 45 鋼 調制處理 由表 15 1 查得 因此0 1 故安全 1 5 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看 L3 與 L4 段的截面處引起的應力集中最 嚴重 從受載的情況來看 L1 段得右截面不受扭矩作用 截面 L3 L4 的應力最大 校核 L3 段得右截面 抗彎截面系數 433332 1958 01 mdW 抗扭截面系數 443334 02 T L3 段右截面的彎矩 M 為 mN 9 2185 365 1 截面的扭矩為 mNT 24 738 截面上的彎曲應力 45 MPaWb7 92158 截面上的扭轉切應力 46 T6 4390 軸的材料為 45 鋼 調制處理 由表 15 1 查得 PaB40 MPa2751 MPa15 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 及 按照附表 3 2 查取 因 經插值法可查得1037 28 ddr 02 37 1 又由附圖 3 1 可得軸的材料的敏性系數為 20 82 0 q5 1 故有效集中系數按式 附表 3 4 為 47 8364 0 1 k 48 517851 q 由附圖 3 2 的尺寸系數 由附圖 3 3 的扭轉尺寸系數 67 0 軸按照車加工 由附表 3 4 得表面質量系數為 8 0 軸未經過強化處理 即 則按式 3 12 及式 3 12a 得綜合系數為1q 48 236 1 67 834 kK 49 4 0 51 又由 3 1 及 3 2 得碳鋼的特性系數為 1 2 10 取 055 取 于是 計算安全系數 值 按式 15 6 15 8 則得caS 50 94 12 971236 1 mbK 51 835 085 04 1 aS 52 12 619 222 Sca 故可知其安全 4 1 2 第二級從動軸設計計算及校核 1 初步確定軸的最小直徑 先根據 機械設計 第七版 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 以下所 用到的相關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 調質處理 根據表 15 3 取 于是得1250 AmnPd 27 138 9320min 為了保證系統(tǒng)的強度與運動平穩(wěn) 取軸的最小直徑為 28mm 21 2 軸的結構設計 圖 6 第二級從動軸的結構示意圖 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 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 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 處 長度為 32mm 槽深 2mm C 處軸與齒輪的周向定位采用平鍵聯(lián)接 由 機械設計課程 設計手冊 18 查得平鍵截面 GB T1096 平鍵長度為 25mm 周mhb810 向定位采用擋圈進行定位 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行定位 軸mhb78 上倒角圓角均為 1mm 3 求軸上的載荷 22 首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖 作為簡支梁的軸的支承跨距 根據軸的簡圖做出軸的水mL5 673 921 L5 32 mL304 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 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出 L3 與 L4 交界面是軸的危險截面 現將計算出截面處的 得值列入表 2 參看圖 6 MVH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 23 支反力 NFNH4 135 9 208F21NH NFNVV8 42 17 彎矩 mM 635mMV 5 91 mM 603 總彎矩 083 721 扭矩 T 8 4 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面 及危險截面 的強度 根據式 15 5 及上表中的數值 并取 0 3 軸的計算應力 MPadTMWT 13 6281 0 73 471 0 232222 目前已選擇軸的材料為 45 鋼 調制處理 由表 15 1 查得 因此0 1 故安全 1 5 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看 L3 與 L4 段的截面處引起的應力集中最 嚴重 從受載的情況來看 L1 段得右截面不受扭矩作用 截面 L3 L4 的應力最大 校核 L3 段得右截面 抗彎截面系數 3332 1958 01 mdW 抗扭截面系數 402T L3 段右截面的彎矩 M 為 N 8 1361347 截面的扭矩為 N 8 2 截面上的彎曲應力 MPaWb5 32 190 截面上的扭轉切應力 T4 63087 軸的材料為 45 鋼 調制處理 由表 15 1 查得 PaB0 Pa2751 MPa15 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 及 按照附表 3 2 查取 因 24 經插值法可查得10357 281 ddr 01 2 3 又由附圖 3 1 可得軸的材料的敏性系數為 79 q84 故有效集中系數按式 附表 3 4 為 79 1 0 2 1 1 k 62384 q 由附圖 3 2 的尺寸系數 由附圖 3 3 的扭轉尺寸系數 60 85 0 軸按照車加工 由附表 3 4 得表面質量系數為 9 軸未經過強化處理 即 則按式 3 12 及式 3 12a 得綜合系數為1 q 083 12 60 79 kK97 85 1 又由 3 1 及 3 2 得碳鋼的特性系數為 1 0 2 10 取 55 取 于是 計算安全系數 值 按式 15 6 15 8 則得caS 48 201 3608 271 mbK 3 5 9 1 aS 5 147 28 34 22 Sca 故可知其安全 4 2 軸承的設計計算及其校核 4 2 1 第一級從動軸軸承設計計算及其校核 已知清掃軸的徑向載荷 和軸向載荷 可以忽略不計 又帶輪的壓軸力 rFa NFp367 軸向力 軸承轉速 裝軸承處的軸徑可在 28 40mm 范圍內NFa9 43 min 50r 25 選取 運轉有輕微沖擊看 表 13 3 選擇預期使用壽命 20 根據工作條hLh20 件選取深溝球軸承 1 求比值 53 0 raF 根據參考文獻 20 13 5 eFra 2 初步計算當量動載荷 P 根據 機械設計 第七版 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 以下所用到的相關公式及表格均出自本書 19 式 13 8a arpYXFfP 按照表 13 6 按照表 13 5 2 1 01 ppff取 0 1 YX 54 NYFXfParp 4 367 3 根據式 13 6 求軸承應有的基本額定動載荷值 55 nLCh 85 110254 01636 按照手冊選擇 的 6006 軸承 18 此軸承的基本額定靜載荷N32 驗算如下NC830 根據式 13 5 56 hPCnLh 2019 4 0132 56 0156 即高于預期計算軸承壽命 故滿足要求 軸承內徑 外經 md3 mD5 4 2 2 第二級從動軸軸承設計計算及其校核 已知清掃軸的徑向載荷 和軸向載荷 可以忽略不計 又鏈輪和帶輪壓軸力rFa 軸向力 軸承轉速 裝軸承處的軸徑可在NFp5 867 Na79 208 in 125r 28 40mm 范圍內選取 運轉有輕微沖擊看 預期使用壽命 根據工作條件hLh0 選取深溝球軸承 1 求比值 0 raF 根據表 13 5 eFra 26 2 初步計算當量動載荷 P 根據式 13 8a arpYFXfP 按照表 13 6 按照表 13 5 2 1 01 ppff取 0 1 NYFXPar 45 867 3 根據式 13 6 求軸承應有的基本額定動載荷值 nLCh 31102104636 按照手冊選擇 的 6006 軸承 此軸承的基本額定靜載荷 N132 NC830 驗算如下 根據式 13 5 hPCnLh 2017 10432 56 0156 即高于預期計算軸承壽命 故滿足要求 軸承內徑 外經 md3mD5 4 2 3 第三級從動軸軸承的設計計算及其校核 已知清掃軸的徑向載荷 和軸向載荷 可以忽略不計 又鏈輪的壓軸力rFa 軸向力 軸承轉速 裝軸承處的軸徑可在NFp60 Na3 290 in 5 62rn 28 40mm 范圍內選取 運轉有輕微沖擊看 預期使用壽命 根據工作條件hLh20 選取深溝球軸承 1 求比值 0 raF 根據表 13 5 eFra 2 初步計算當量動載荷 P 根據式 13 8a arpYFXfP 按照表 13 6 按照表 13 5 2 1 01 ppff取 0 1 NYFXPar 2 760 3 根據式 13 6 求軸承應有的基本額定動載荷值 nLCh 36105 2 7210636 按照手冊選擇 的 6006 軸承 18 此軸承的基本額定靜載荷N3 驗算如下NC830 根據式 13 5 27 hPCnLh 2016 2 7130 5 6 601 即高于預期計算軸承壽命 故滿足要求 軸承內徑 外經 md3mD5 4 3 鍵的設計計算及校核 4 3 1 第一級從動軸上聯(lián)接鍵的校核 鍵 軸的材料都是鋼 由表 6 2 查得許用應力為 100 120MPa 取其平均值p 為 110MPa 20 p 齒輪與軸聯(lián)接處得軸徑為 由前面軸md30 l1mNT 24 7381 設計可知選用 A 型平鍵 鍵的尺寸為 鍵長為 L 25mm 鍵的工作長度為8 hb 鍵與輪轂鍵槽接觸高度 根據公式參考文bLl17825 hk5 0 獻 20 式 6 1 可得 合適 57 MPa2 83175 4 2kld0T 3p p 帶輪與軸聯(lián)接處得軸徑為 由前面軸ml60mNT 24 7381 設計可知選用 A 型平鍵 鍵的尺寸為 鍵長為 L 50mm 鍵的工作長度為hb 鍵與輪轂鍵槽接觸高度 根據公式參考文bLl42850 hk5 獻 20 式 6 1 可得 合適 MPa57 32845 3 7kld10Tp p 4 3 2 第二級從動軸上聯(lián)接鍵的校核 鍵 軸的材料都是鋼 由表 6 2 查得許用應力為 100 120MPa 取其平均值p 為 110MPa 20 p 鏈輪與軸聯(lián)接處得軸徑為 由前面軸md34 l3mNT 8 217 設計可知選用 A 型平鍵 鍵的尺寸為 鍵長為 L 25mm 鍵的工作長度為810 hb 鍵與輪轂鍵槽接觸高度 根據式 6 1 可得bLl17825 hk45 合適 MPa3 2474 2kld0T3p p 帶輪與軸聯(lián)接處得軸徑為 由前面軸m8l mNT 8 217 設計可知選用 A 型平鍵 鍵的尺寸為 鍵長為 L 25mm 鍵的工作長度為 hb 鍵與輪轂鍵槽接觸高度 根據式 6 1 可得bLl17825 hk5 3 0 28 合適 MPa83 2175 3 kld0T2p p 4 3 3 第三級從動軸上聯(lián)接鍵的校核 鍵 軸的材料都是鋼 由表 6 2 查得許用應力為 100 120MPa 取其平均值p 為 110MPa 20 p 鏈輪與軸聯(lián)接處得軸徑為 由前面軸md36 l1mNT 8 5463 設計可知選用 A 型平鍵 鍵的尺寸為 鍵長為 L 25mm 鍵的工作長度為80 hb 鍵與輪轂鍵槽接觸高度 根據式 6 1 可得bLl17825 hk 合適 MPa6 4317 52kld0T3p p 4 3 4 上滾輪軸聯(lián)接鍵的校核 鍵 軸的材料都是鋼 由表 6 2 查得許用應力為 100 120MPa 取其平均值p 為 110MPa 20 p 齒輪與軸聯(lián)接處得軸徑為 由前面軸md34 l29mNT 8 3412 設計可知選用 A 型平鍵 鍵的尺寸為 鍵長為 L 25mm 鍵的工作長度為810 hb 鍵與輪轂鍵槽接觸高度 根據公式參考文獻bLl17825 hk5 20 表 6 1 可得 合適 MPa2 934178 2kld0T3p p 5 結論 5 1 主要優(yōu)點 1 本清掃機清掃能力強 效率高 能夠對灰塵 樹葉 紙屑等日常垃圾進行 有效地清掃 2 本清掃機以電能作為動力能源 環(huán)保 綠色無污染 3 本清掃機結構簡單 輕便 操作靈活方便 保養(yǎng) 維修及常見故障排除簡 易 4 本清掃機清掃輥由鏈輪驅動 所以在下雨天清掃效果不會受到較大影響 5 2 主要缺點 1 本清掃機以人力推動前進 這就要求輪子與地面之間存在一定大小的摩擦 系數 地面相對比較平坦 所以這種清掃機適應范圍不是很廣 主要適用于一般平坦 道路的清掃 21 29 2 本清掃機需要操作人員具備較好的身體素質 5 3 有待改進的地方 1 機械零部件的布置還可以緊湊一些 尺寸可以縮小一些 減少機器本身的 重量 降低機器對操作人員的要求 機架連接處可以采用弧形連接 避免方塊尖銳棱 角 2 清掃機的功能可以設計得較為豐富一點 機器前進可以設計由電動機驅動 當電瓶沒電時 可以設計由人力推動清掃等 3 在機架空間空余較大的地方可設計一個工具箱用來放置一些常用清掃工具 以便在清掃機不能有效清掃的情況下使用備用清掃工具進行清掃 4 在一些比較清潔的路段 不能有效的控制清掃機使輪子和傳送裝置停止運 動 22 5 4 維護和保養(yǎng) 1 要不定期的檢查刷毛的磨損情況 及時調節(jié)刷毛與地面的接觸長度 保證 清掃干凈 徹底 2 要對鏈條和齒輪定期進行人工潤滑和檢查 防止鏈條和齒輪的磨損失效 6 設計心得 通過本次畢業(yè)設計使我充分認識到畢業(yè)設計其實就是綜合運用機械設計課程和 其它專業(yè)基礎課程的知識 分析和解決機械設計問題 進一步鞏固 加深和拓寬所學 知識的過程 通過設計實踐 使我逐步樹立了正確的設計思想 增強了創(chuàng)新意識和競 爭意識 熟悉掌握了機械設計的一般規(guī)律 培養(yǎng)了我分析和解決問題的能力 通過設 計計算 繪圖以及運用技術標準 規(guī)范 設計手冊等有關資料 使我進行了全面的機 械設計基本技能的訓練 另外通過本次設計使我熟悉了機械設計的一般進程為 設計 準備 傳動裝置總體設計 傳動零件設計計算 裝配圖設計 零件工作圖設計 編寫 設計說明書 如果隨意打亂這些過程 則在設計過程中肯定會多走彎路 我在獨立完 成設計的同時 要時刻跟指導老師溝通和請教 要掌握設計進度 認真進行設計 每 個階段完成后要認真檢查 有錯誤要認真修改 精益求精 畢業(yè)設計的各個階段是相 互聯(lián)系的 設計時 零部件的結構尺寸不是完全由計算確定的 還要考慮結構 工藝 性 經濟型以及標準化 系列化要求 由于影響零部件尺寸的因素很多 隨著設計的 進展 考慮的問題要更全面和合理 故后階段設計要對前階段設計中的不合理結構尺 寸進行必要的修改 所以 設計要邊計算邊修改 邊繪圖 反復修改 設計計算和繪 圖交替進行 在畢業(yè)設計中應熟悉和正確采用各種有關技術標準與規(guī)格 盡量采用標 30 準件 并應注意一些尺寸需圓整為標準尺寸 同時設計中應減少材料的品種和標準件 的規(guī)格 另外 通過本次設計 我更加進一步熟悉了機械繪圖軟件的運用 使我整個 設計過程大大簡化了 設計速度也得到了很大的提高 相信通過本次畢業(yè)設計 我們全體畢業(yè)生都能得到一個很大的提高 鍛煉了我 們將來在社會工作中解決問題的能力 31 參考文獻 1 鄒俊 小型路面清掃車 YHD5050TSL 簡介 J 商用汽車 1999 6 2 池建軍 侯妮娜 國內柴油機電控技術的現狀及發(fā)展方向 M 機械管理開發(fā) 2000 7 2 5 8 3 陳曉勇 保潔清掃自行車臥式滾刷清掃原理 J 機械研究與應用 2005 1 4 謝立楊 國外路面清掃車概況 J 筑路機械與施工機械化 1991 6 5 劉云成 關于清掃車的選型與應用 J 中國港口 1997 2 6 莊澤堂 掃路機垃圾提升轉運機理研究與機構改進 J 筑路機械與施工機械化 2004 21 9 31 32 7 趙海松 北京愛清清掃車 J 城市車輛 2002 4 8 盛利平 一種有利于環(huán)保的清掃車 中標牌干式清掃車 J 建設機械技術與管理 2002 4 9 凌品權 路面清掃車的選型及使用 J 廣東交通職業(yè)技術學院學報 2004 4 10 潘公宇 清掃車清掃裝置的性能研究 J 筑路機械與施工機械化 1997 1 11 萬超 司慧 多功能手動清掃車的設計及應用 J 節(jié)能技術 2008 9 12 李江濤 我國掃路車發(fā)展狀況與發(fā)展趨勢 J 建設機械技術與管理 2000 4 13 賴杰民 純掃式掃路車的技術改進及使用效果 J 筑路機械與施工機械化 1999 16 4 39 41 14 秦娜 掃路車傳動系統(tǒng)的探討與研究 J 建設機械技術與管理 2000 13 4 25 15 劉建華 小型掃路機得技術特點與發(fā)展趨勢 J 中國城市環(huán)境衛(wèi)生 2003 6 32 38 16 寧維慶 純掃式路面清掃機掃輥結構淺析與轉速計算 J 筑路機械與施工機械化 1999 4 17 吳宗澤 羅圣國 機械設計課程設計手冊 第三版 M 北京 高等教育出版社 2006 5 18 XXX 張淑娟 畫法幾何與機械制圖 M 北京 中國農業(yè)出版社 2007 8 19 濮良貴 紀名剛 陳國定 吳立言 機械設計 第八版 M 北京 高等教育出版社 2006 5 20 徐學林 互換性與測量技術基礎 M 長沙 湖南大學出版社 2005 8 21 Cheng Hongya Mechanization Of Road Sweeping Beijing Imperative J 建設機械技術與管理 2004 17 4 48 50 22 Chen Xiaoyong Principle Of The Brush Rolled In Sweeping Bicycle J 機械研究與應用 2005 2 32 致 謝 本文從擬定題目到定稿 歷時數月 設計過程中遇到的許多問題 在指導老師和 同學的幫助下得到很好的解決 在本設計完成之際 首先要向我的指導老師 XXX 教授致以最誠摯的感謝 在論文 的寫作過程中 全老師給了我許許多多的幫助和指導 在全老師的悉心指導下 我不 僅對以前所學的知識更熟練更扎實 而且更加開闊了視野 更深入 也在怎樣處人處 事上受益匪淺 同時全老師對工作的熱情 一絲不茍 實事求是的態(tài)度 給我留下了 深刻的印象 是我以后參加工作學習的榜樣 在此謹向全老師表示衷心的感謝和深深的敬意 同時 我要感謝資料室的老師 為我畢業(yè)設計提供了必要的資料查詢和幫助 還要感謝學校給我提供了良好的學習環(huán) 境和豐富的學習資源 感謝大學期間所有為我授課的各位老師 是他們的傳道 授業(yè) 解惑 讓我學到了知識 培養(yǎng)了能力 也感謝我的同班同學 感謝他們的幫助和支持 最后向我的家人和朋友表示深深的謝意