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1、機械系統(tǒng)大作業(yè) 作業(yè)題目 掃地車設計 專業(yè)班級 機設103班 學 號 100103077 姓 名 艾福楊 日 期 2013.11.29 第一章 總體方案設計1.1研究給定的設計任務 表1掃地車設計任務書編號名稱掃地車設計單位遼寧工業(yè)大學起止時間主要設計人員艾福楊設計費用設計要求功能主要功能：清潔地面適應性制粒對象：公共場所的大廳，走廊清掃能力效率：20/min可靠度整機可靠度：99.9% 。使用壽命10年人機工程操作方便、造型美觀。安全性漏電保護，故障停機保護1.2設計任務抽象化 圖1掃地車黑箱1.3確定工藝原理方案掃地盤，掃地筒清掃1.4確定加工工藝方案，畫工藝路線圖掃地盤將垃圾集中掃地筒將
2、垃圾掃入垃圾箱垃圾箱收集 垃 圾 臟地面干凈地面 圖2工藝路線圖1.5功能分解，畫出功能樹 掃地盤旋轉動力功能掃地筒旋轉掃地盤傳動掃地車傳動功能掃地滾傳動安全保護速度控制控制功能轉速控制 圖3功能樹1.6 確定每種功能方案、構造形態(tài)學矩陣掃地功能 垃圾清理機械清掃，吸塵器，人工清掃 垃圾收集鐵箱，朔料袋，人工收集動力功能掃地盤動力電動機，柴油機，汽油機掃地筒動力電動機，柴油機，汽油機傳動功能掃地盤傳動帶傳動，齒輪傳動，鏈傳動掃地筒傳動帶傳動，齒輪傳動，鏈傳動控制功能速度控制人工控制，機械控制，電腦定時轉速控制人工控制，機械控制，電腦定時 表2功能方案表 表3形態(tài)學矩陣分功能 功能解123A垃圾
3、清理機械清掃吸塵器人工清掃B垃圾收集鐵箱朔料袋人工收集C速度控制人工控制機械控制電腦定時D轉速控制人工控制機械控制電腦定時1.7確定邊界條件對外部環(huán)境要求：干燥，空間對設備要求：噪聲，振動，蓄電池1.8方案評價，確定一種方案A1B1C2D11.9畫出整機的方案簡圖 圖4方案簡圖1，掃地盤 2，掃地筒 3，垃圾箱1.10總體布置設計，畫出總體布置圖 1 2 3 圖5總體布置圖1，掃地盤 2，掃地筒 3，垃圾箱1.11 確定主要參數車架長寬高： 1000800600mm掃地車掃地盤轉速為60r/min，掃地筒40r/min第二章 執(zhí)行系統(tǒng)設計2.1 畫出執(zhí)行系統(tǒng)方案簡圖 圖6掃地滾筒 圖7掃地圓盤
4、2.2 執(zhí)行系統(tǒng)運動分析，確定執(zhí)行系統(tǒng)的運動參數和運動尺寸設計圓盤毛刷受力約為F1=50N，滾筒清掃受力約為F=75N圓盤毛刷半徑R=150mm，掃地滾筒半徑R=250mm掃地車掃地盤轉速為60r/min，掃地筒40r/min第三章傳動系統(tǒng)設計3.1 動力機選擇類比選用12V250W齒輪減速電機，其輸出轉速為600r/min3.2 傳動比分配電機到II軸(掃地筒軸)之間的總傳動比 i=分配各級傳動比設計電機到I軸的傳動比i=5，由I軸（主軸）到II軸的傳動比i=3電機到圓盤毛刷的總傳動比i= 齒輪間傳動比i=23.3 各軸功率、轉矩和轉速的確定軸號功率P（w）轉矩T（Nmm）轉速（r/min）
5、0軸（電機）2503.98600（主軸）225.820.8120（掃地筒軸）87.218.7540（掃地盤軸）477.560查得：齒=0.97、承=0.99、鏈=0.95、帶=0.96 表4各軸功率、轉矩和轉速表3.4 傳動零件的設計計算1）確定計算功率計算功率PC是根據傳遞功率P，并考慮到載荷性質和每天運行時間長短等因素影響而確定。 PC =P=1250=250W式中：PC計算功率 工況系數。查工況系數表得=1 P所需傳遞的額定功率2）選取V帶的型號根據PC和n0由教材2圖4-12確定，因工作點外于Z型區(qū)，選擇Z型V帶3.4.1 帶傳動的設計計算1）由機械設計手冊表12-1-11，取小帶輪直
6、徑為=56mm 2）大帶輪直徑 =i=356=168mm，取=160mm3）計算帶速v V=1.35m/s4）初定中心距 0.7（+）2（+） 156.8448 取=380mm5）計算基準長度 =2=（+）+ =2380+224+ =1126mm查機械設計手冊12-1-4，取基準長度Ld=1120mm6）確定中心距 a=+ =380+ =374mm 考慮到滾筒與帶輪2之間有一定的間隙，所以取a=380mm7）小帶輪包角 =- =- =163.2120所以小帶輪包角合適8）確定V帶根數此處帶輪之間所傳遞的功率遠遠小于單根V帶所傳遞的功率，所以這里僅用一根V帶。9）單根V帶的初張緊力 F0=500
7、(-1)+q =500（-1）+0.1 =130N式中q由教材2表4-1查得q=0.1Kg/m，由教材式4-20包角系數 =1.25()=1.25()=0.968110）計算軸壓力Q Q=2F0zsin=2=249.2N11）確定帶輪結構 小帶輪(2.5-3)d，采用實心式結構，大帶輪采用腹板式3.4.2 鏈傳動的設計計算1）確定設計功率P0由2表查得=1，K=1.1，K=1P0= 250w 2）確定鏈輪齒數 傳動比i=2設鏈速v=38m/s,由2表4-13選取=25又=225=503）選取鏈的型號根據P0和n3確定，選鏈號為N010A。 所以P=15.875mm4）確定中心距a初步選定中心距
8、a=40P=508mm鏈節(jié)數=100.9 100中心距=508+=507.55mm5)計算壓軸力 V=0.85m/s F= Q=KF=330.88N4） 鏈輪直徑 d=95mm5） 輪轂寬度 查2表得 d=10.68mm d=d-d=84.32mm3.4.3 齒輪傳動的設計計算選用斜齒錐齒輪傳動，走廊清掃機為一般機械轉速不高，故選用8級精度選擇小錐齒輪的材料為42SiMn(調質硬度240270HBS),大錐齒輪的材料為42SiMn(調質硬度210240HBS)。1）齒形角選用EN刀盤，則=202）大端端面模數根據強度與類比法確定m=43）齒數比由傳動關系可知，齒數比=24）確定齒數 由機械設計
9、手冊表13-3-11和實際空間得z1=17，z2=z1=217=34.因為z1和z2最好無公因數，取z2=33，則實際傳動比=2.065）分錐角 tan1=0.48571=2554232=645376）分度圓直徑 d1=mz1=417=68mm d2=mz2=433=132mm7)錐距R R=77.82mm8）齒寬b b=()R=22mm9）假想平面齒輪齒數Zc Z=38.91mm10) 參考點錐距R R=R0.415b=77.820.41522=68.69mm11） 小端錐距R R=Rb=77.8222=55.82mm12)齒寬中點螺旋角 取=35，小齒輪右旋，大齒輪左旋。13）初定參考點螺
10、旋角 =0.914（+6）=0.914（35+6）=37.514） 選擇銑刀盤由機械設計手冊圖13-3-10，根據=37.5，R=68.69mm,查得標準刀盤半徑 r=44mm，對應的螺旋角=40，由表13-3-19得Z=415） 選擇刀片型號由機械設計手冊圖13-1-11和表13-3-19，根據Z=38.91mm, =37.5,確定選用EN4-44刀盤時用3號刀片 r=1972mm.16)參考點法向模數m m=2=2=2.70817)參考點實際螺旋角 =0.7670 =395518）齒高h h=2.15 m+0.35=2.152.708+0.35=6.17mm19)銑刀軸傾角 由=7.13和
11、=3955，查機械設計手冊圖13-3-12得=7918所以=020）高變位系數x 因為Z=1716，所以x= x=021）齒頂高h h=(1+ x) m=(1+0)2.708=2.708mm h=(1+ x) m=(1+0)2.708=2.708mm22）齒根高h h=hh=6.172.708=3.462mm h=hh=6.172.708=3.462mm23)切向變位系數x x=0.02 x=- x=-0.0224）齒頂圓直徑d d= d+2hcos=68+22.708cos255423=72.87mm d= d+2hcos=132+22.708cos64537=134.37mm25)外錐高A
12、 A=Rcos- hsin=77.82cos2554232.708sin255423=68.816mm A=Rcos- hsin =77.82cos645372.708sin64537 =32.143mm 26)安裝距 按結構確定A=88mm, A=72mm27)支承端距H H= AA=8868.82=19.18mm H= AA=7232.14=39.86mm28)大端螺旋角 查機械設計手冊圖13-3-16，由=3955，=1.13,查得=485429）弧齒厚s s=m(+x)=4(+0.02)=6.36mm s=ms=3.1446.36=6.2mm3.4.4 錐齒輪的校核T=9550=955
13、0=4.6NmF=135N1） 齒根彎曲疲勞強度計算直齒錐齒輪的彎曲疲勞強度課近似地按照平均分度圓處的當量圓柱齒輪進行計算。= 式中：K載荷系數K=KKKK查機械設計教材表10-2得使用系數K=1；查機械設計教材圖10-8得動載系數K=1.15；查機械設計教材表10-3得齒間載荷分布系數K=1.1；查機械設計教材表10-4得齒向載荷分布系數K=1.1。齒形系數 查機械設計教材表10-5得=2.97應力校正系數 查機械設計教材表10-5得=1.52錐齒輪傳動的齒寬系數 取=0.33=11.52Mp查機械設計教材圖1020（C）得=400 Mp齒根彎曲疲勞強度足夠2） 齒面接觸疲勞強度計算=5Z式
14、中：Z彈性影響系數 查機械設計教材表10-6，Z=188 Mp錐齒輪傳動的齒寬系數 取=0.33u傳動比 u=2=5188=6.45 Mp查機械設計教材圖10-21（d），=525 Mp齒接觸疲勞強度足夠3.4.5主軸設計計算1）主軸的材料選擇45鋼調制處理，初步計算其最小直徑。取A=115，則：dA=115=13.7mm初步取d最小直徑為20mm2）采用下圖所示裝配方案：3）確定軸的各段直徑和長度 為了滿足軸向定位要求， I-II 軸段右端須制造出一軸肩，故取II-III 軸段的直徑為27 ，長度為25 。I-II 軸段的左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為28 。使帶輪繞軸進行轉動，
15、為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上，采用的I-II 軸段的直徑為20 ，長度為20 ；初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用軸承參照 工作要求并根據III-軸段的直徑為30 ，由軸承產品目錄初步選取0 基本游隙組標準精度級的圓錐滾子軸承32006 型其尺寸為dDT=30 55 13 ,故選用III-IV 軸段的直徑為30 ，長度為22 。右端軸承采用采用套筒進行軸向定位。由手冊查得厚度為h=4 ,取IV-V 軸段的直徑為30 。套筒右端用定位。安裝齒輪處的的軸段V-VI 的直徑為30 齒輪左端用擋圈定位。右端用一套筒定位，同時套筒右端定位帶輪。已知帶輪的輪轂寬度為25 ，為了使
16、套筒端面可靠的壓緊齒輪此軸段應略短于輪轂寬度故采用VI-軸段的長度為22 。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,取h=3.5 ,則軸環(huán)處的直徑為42 。軸環(huán)寬度b1.4h,取-軸段的長度為10 。為了滿足右端齒輪的軸向固定要求，采用階梯軸形式，選用-軸段的直徑為35 ，長度為193 。右端的零部件結構的定位及軸徑長度與左端的大體相同。帶輪及齒輪與軸的軸向定位采用平鍵連接。按照齒輪與軸的直徑由手冊查表得平鍵截面尺寸分別為bhl=6 6 14 、 bhl=8 7 16 、bhl=10 8 16 (GB/T1095-1979)。鍵槽用鍵槽銑加工，同時為了保證齒輪和軸的配有良好的對中性，故選
17、擇輪轂與軸的配合為H7/n6. 圓錐滾子軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為h6。3.4.5主軸設計計算載荷水平面H垂直面V支反力FF=85N, F=125NF=217N, F=217N彎矩MM=35.37NmM=30.38Nm總彎矩M=46.62 Nm扭矩TT=20.8 Nm軸的受力如圖所示：11.25Nm35.37Nm25.36NmM11.25Nm46.62Nm39.57NmM16.2Nm20.8Nm4.6NmT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的截面（即危險截面C）。軸的抗彎截面系數W= =3843mm式中：d軸的直徑 b鍵槽
18、寬度 t鍵槽深度 t=3.5mm= = =12.56Mp式中：軸的計算應力，MpM軸所受的彎矩，NmmT軸所受的扭矩，Nmm取=0.6軸的材料選用45鋼，其許用應力=60 Mp所以該軸安全。參 考 文 獻1 鞏云鵬，田萬祿等.機械設計課程設計M.北京：科學出版社，20082 孫志禮，馬興國等.機械設計M.北京：科學出版社，20083 吳宗澤.機械設計實用設計手冊（第二版）M.北京：化學工業(yè)出版社，20034 陳良玉，王玉良等.機械設計基礎M.沈陽：東北大學出版社，2000 參 考 文 獻1 鞏云鵬，田萬祿等.機械設計課程設計M.北京：科學出版社，20082 孫志禮，馬興國等.機械設計M.北京：科學出版社，20083 吳宗澤.機械設計實用設計手冊（第二版）M.北京：化學工業(yè)出版社，20034 陳良玉，王玉良等.機械設計基礎M.沈陽：東北大學出版社，2000排版格式1. 一級標題： 小3號，宋體，加粗2. 二級標題： 4號，宋體，不加粗3. 正文：小4號，宋體，不加粗4. 圖號：按章標，例如：圖1.1 圖1.2 圖2.1 圖2.2 等5. 表號：按章標，例如：表1.1 表1.2 表2.1 表2.2 等6. 表題和圖題為：5號，宋體，加粗7. 整文行距為1.5倍行距。21
掃地車設計
