道路清掃車清掃系統設計（全套含CAD圖紙）

下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985全 日 制 普 通 本 科 生 畢 業(yè) 設 計 道路清掃車清掃系統設計學生姓名： 學 號： 年級專業(yè)及班級： 指導老師及職稱 學 部 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985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 日下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985目 錄摘要 1關鍵詞11 前言11.1 垃 圾 清 掃 現 狀 分 析 11.2 國 內 外 垃 圾 清 掃 機 械 化 發(fā) 展 現 狀 21.3 國 內 清 掃 機 發(fā) 展 趨 勢 22 垃 圾 清 掃 總 成 設 計 計 算 22.1 設計思想 22.2 總 體 結 構 設 計 32.3 各 主 要 機 構 參 數 的 設 計 和 驗 算 32.3.1 垃 圾 清 掃 設 計 42.3.2 垃 圾 輸 送 收 集 裝 置 設 計 42.3.3 推 動 清 掃 機 所 需 功 率 計 算 62.3.4 清 掃 機 掃 輥 速 度 驗 算 62.3.5 行 走 設 計 62.3.6 垃 圾 清 掃 機 的 動 力 匹 配 73 清掃系統的確定及設計算 73.1 傳動方案的確定 73.2 設 定 各 級 傳 動 比 和 主 要 參 數 83.2.1 傳 動 比 確 定 83.2.2 各 軸 轉 速 確 定 83.2.3 各軸轉矩計算 93.2.4 各 軸 功 率 計 算 93.3 主 要 工 作 零 部 件 的 設 計 計 算 9下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709853.3.1 第 一 級 傳 動 帶 輪 設 計 93.3.2 第二級傳動帶輪設計 113.3.3 第三級傳動鏈傳動設計 123.3.4 齒輪傳動（驅動輸送帶）的設計134 主要受力零件的強度或壽命校核計算 164.1 軸的設計計算及校核164.1.1 第一級從動軸設計計算及校核 164.1.2 第二級從動軸設計計算及校核 194.2 軸承的設計計算及其校核234.2.1 第一級從動軸軸承設計計算及其校核 234.2.2 第二級從動軸軸承設計計算及其校核 234.2.3 第三級從動軸軸承的設計計算及其校核 244.3 鍵的設計計算及校核254.3.1 第一級從動軸上聯接鍵的校核 254.3.2 第二級從動軸上聯接鍵的校核 254.3.3 第三級從動軸上聯接鍵的校核 264.3.4 上滾輪軸聯接鍵的校核 265 結論 265.1 主要優(yōu)點265.2 主要缺點265.3 有待改進的地方275.4 維護和保養(yǎng)276 設計心得 28參考文獻 29致謝 30下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709851道路清掃車清掃系統設計摘 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；設計計算下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709852Abstract: 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下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098531 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；走部分由下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709854兩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：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：下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709855圖 1 垃圾清掃機主要結構圖Fig.1 Main structure map of road sweeping machine2.3 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/km202.3.1 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 564321（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/)(1mVPNP-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；mVV-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；（2）)1arcos()2(18.0)/(103.53122 RhVZhLEJdm下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709856d-尼龍刷苗半徑為 ；m310R-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 ；4273h-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(2RhhR因此，刷苗變形所消耗的功率為（6）KwLEJdnZN0346.1026.27計算克服空氣阻力所消耗的功率為 N15.13下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709857克服垃圾與上料板的摩擦阻力所需的功率為（7）KwVPNm0487.9.10356.854104 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 /79.06150263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kgM87.f速度 工作計算。則有：smV/09.11 （10）wfvFP05.102.3.4 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下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709858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）gH21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Bvf106.0hf/k2013 （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14kwPN284.01.24.0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15。選定 ZYT 系列直流永磁電機為動力源（博山電機） 17。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709859電機型號：110ZYT105額定功率： 40WP電壓： 2VU扭矩： m17N0T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方案二下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098510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；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 61i第二級傳動比 42第三級傳動比 3i上滾輪軸齒輪傳動比 54i3.2.2 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 n04rn3.2.3 各軸轉矩計算第一級從動軸 mNiT24.738101第二級從動軸 22第三級從動軸 i.5633上滾輪軸 844143.2.4 各軸功率計算第一級從動軸 wP101第二級從動軸 38.292）（ 輸 送 帶第三級從動軸 04.363下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098511上滾輪軸 wP12.3574143.3 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0W30r/minn61i，設定連續(xù)工作 8 小時。（1）確定計算功率 caP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）wKAca 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）maddLd 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（16）mad 49625.1085020 （5）驗算小帶輪上的包角 1下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098512（17） 903.1496.57)031(8.57)(18012 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 ，kwP28.0kP04.查表 8-5，表 8-2 分別得到 ， 。計算單根 V 帶的功率為15K6l（18）wPlr 3.1.95.).()(0 計算 V 帶根數，取 z=22.34.0rcaPz（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）NvzKFca97.285.0685.7291.04)(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0.1AKwPKAca 38.29.30.1（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查表 8-6，表 8-8,取小帶輪基準直徑 md80從動輪基準直徑 id32401下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098513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 ，kwP15.0kwP013.查表 8-5，表 8-2 分別得到 ， 。計算單根 V 帶的功率為93K8lPlr 79.9).()(0 計算 V 帶根數，取 z=284.17.0rcaz（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.NvzKPFca 9.60.209.23.)5(0)5.2(0)( 2min0 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098514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201z 40212iz（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35.1ZK（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 63587.12)503()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(9474.)(2211 （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（6）計算壓軸力 pF有效圓周力為（25）NvPe 5276.0124831033 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098515鏈輪水平布置時壓軸力系數 ，則壓軸力為15.FpKNe60273.3.4 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 217255HBS,取硬度為 240HBS選擇小齒輪齒數 ,大齒輪齒數201z102z（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 218.9MPaZE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計算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小的值td1H（30）mZTKdHEdtt 38)52.19(34.07132.)(32.11 計算圓周速度 v下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098516（31）smndvt /73.016538106計算齒寬 （32）mbtd4.1計算模數 （33zmtt 9.2381）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.vK1FaHK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）2075.1.05.1HvAK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 84.0,91.2FNFNK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（37）MPaSKFEF 6.011FENF 5.243.822 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098517計算載荷系數（38）1825.05.1FVAK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FSaY0163.25.81FSa89.472FSaY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）zd0.2152中心距計算 ma151計算齒輪寬度 ,根據清掃機實際取db204.1，mb251204. 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1250A下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098518（41）mnPAd4.15038.1230min 為了保證系統的強度與運動平穩(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）求軸上的載荷下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098519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mL5.6743.821L5.36mL304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 mM30mM804mM47605總彎矩 .,.621扭矩 NT738（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 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01，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）下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098520抗扭截面系數 （443334.9028.0. mdWT）L3 段右截面的彎矩 M 為 N9.2185.365.1截面的扭矩為 NT24.738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 ,PaB40MPa2751MPa15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1037.28ddr,02.37.1又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數為,8.q5.故有效集中系數按式（附表 3-4）為（47）8364.1)02.(.1)(1k（48）5785q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）236.1.67.834kK（49）4.0.51又由3-1 及3-2 得碳鋼的特性系數為 1.,2.10取下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709852105.,1.05.取于是，計算安全系數 值，按式（15-6）（15-8）則得caS（50）94.12.97236.1 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1250AmnPd 27.138.9320min 為了保證系統的強度與運動平穩(wěn)，取軸的最小直徑為 28mm（2）軸的結構設計圖 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 處的下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098522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L5.67.921mL5.32L304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。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098523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 垂直面支反力 NFNH4.135,9.208F21NH NFNVV8.42,17彎矩 mM635mMV5.91 mM603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01，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 402TL3 段右截面的彎矩 M 為 N8.1361347截面的扭矩為 N8.2下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098524截面上的彎曲應力 MPaWb5.362.19804截面上的扭轉切應力 T4.307軸的材料為 45 鋼，調制處理。由表 15-1 查得 ,PaB60Pa2751MPa15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1037.28ddr,01.23.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)(1k 62384q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1q083.12.60.79kK97.85.1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下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985258.23.052.3978.11 maKS 5.147.4.222 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 2840mm 范圍內NFa9.43min/50r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）0raF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,.01ppff取 0,1YX（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 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098526即高于預期計算軸承壽命，故滿足要求。軸承內徑 ,外經 。md30mD54.2.2 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NFp5.867Na79.208in/125r2840mm 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 0raF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,.01ppff取 0,1NYFXPar 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 。md3mD54.2.3 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NFp60Na3.290in/5.62rn2840mm 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 0raF下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098527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,.01ppff取 0,1NYFXPar 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 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 。md3mD54.3 鍵的設計計算及校核4.3.1 第一級從動軸上聯接鍵的校核鍵、軸的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用應力為 =100120MPa，取其平均值p為 =110MPa20。p齒輪與軸聯接處得軸徑為 ， ， ，由前面軸md30l1mNT24.7381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8hb，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）MPa2.83175.4.2kld0T3p p帶輪與軸聯接處得軸徑為 ， ， ，由前面軸ml60mNT24.7381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)MPa57.32845.3.7kld10Tpp下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985284.3.2 第二級從動軸上聯接鍵的校核鍵、軸的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用應力為 =100120MPa，取其平均值p為 =110MPa20。p鏈輪與軸聯接處得軸徑為 ， ， ，由前面軸md34l3mNT8.217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810hb，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帶輪與軸聯接處得軸徑為 ， ， ，由前面軸m8l mNT8.217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 (合適)Pa8.32175.3.kld0T2pp4.3.3 第三級從動軸上聯接鍵的校核鍵、軸的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用應力為 =100120MPa，取其平均值p為 =110MPa20。p鏈輪與軸聯接處得軸徑為 ， ， ，由前面軸md36l1mNT8.5463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80hb，鍵與輪轂鍵槽接觸高度 ，根據式 6-1 可得bLl17825 hk. (合適)MPa6.4317.52kld0T3p p4.3.4 上滾輪軸聯接鍵的校核鍵、軸的材料都是鋼，由表 6-2 查