道路垃圾清掃機設計畢業(yè)設計

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1、湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院全全日日制制普普通通本本科科生生畢畢業(yè)業(yè)設設計計 道路垃圾清掃機設計道路垃圾清掃機設計ROAD SWEEPING MACHINE DESIGN學生姓名學生姓名：湯湯 毓毓學學 號：號：200841914711200841914711年級專業(yè)及班級：年級專業(yè)及班級：20082008 級機械設計制造及其自動級機械設計制造及其自動化化(7)(7)班班指導老師及職稱：指導老師及職稱：全臘珍全臘珍 教授教授學學 部：部：理工學部理工學部湖南長沙提交日期：2012 年 5 月湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院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

2、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(chǎn)權爭議。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，本論文的著作權由本人與湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院、指導教師共同擁有。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11 前言11.1 垃圾清掃現(xiàn)狀分析11.2 國內(nèi)外垃圾清掃機械化發(fā)展現(xiàn)狀21.3 國內(nèi)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(shù)的設

3、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 操作系統(tǒng)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(shù)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93.3.1 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1

4、64.1 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(lián)接鍵的校核254.3.2 第二級從動軸上聯(lián)接鍵的校核254.3.3 第三級從動軸上聯(lián)接鍵的校核264.3.4 上滾輪軸聯(lián)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

5、28參考文獻29致謝301道路道路垃圾清掃機的設計垃圾清掃機的設計學 生：湯 毓指導老師：全臘珍（湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院，長沙 410128）摘 要：本文敘述了道路清掃機械化的現(xiàn)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Road Sweeping Machine DesighStudent:Tang YuTutor:Quan la-zhen（Oriental Scie

6、nce 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 drive

7、n 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 machin

8、e; Sweep roll; Design calculations1 前言1.1 垃圾清掃現(xiàn)狀分析隨著經(jīng)濟社會的迅速發(fā)展，城市、工廠生產(chǎn)、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(xiàn)狀與當前經(jīng)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2低效率的人工清掃改為現(xiàn)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(xiàn)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(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)實意義。1.

9、2 國內(nèi)外垃圾清掃機械化發(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(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(nèi)產(chǎn)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(nèi)清掃機發(fā)展趨勢隨著許多新

10、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(jīng)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

11、分中的傳送帶上，傳送帶通過齒輪變向實現(xiàn)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；走部分由兩個定向前輪和兩個萬向后輪實現(xiàn)，既方便又經(jīng)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(xiàn)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。32.2 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

12、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(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。具有結構簡單、作業(yè)質(zhì)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.

13、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 machine2.3 各主要機構參數(shù)的設計和驗算已知條件：清掃機生產(chǎn)率為h/km2042.3.1 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2N3N需的功率，提升垃圾所消耗的功率得。4N5N654321NNNNNN（1）主要參數(shù)清掃輥半徑：85mm清掃輪寬幅：600m

14、m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）1000/ )(1mVVPNP-變形刷苗對路面上的壓力（N） ；-尼龍刷苗與地面間摩擦系數(shù)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(jù)以下公式計算； （2）)1arccos()2(18. 01 )/(103 . 53122RhVZhLEJdPmd-尼龍

15、刷苗半徑為；m3103R-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；Pa11109 . 0J-刷苗斷面慣性矩為；4121097. 3m5h-刷苗變形量為 0.025m；Z-工作刷苗數(shù)量可由公式計算： 7 （3）mVdBVZ1/5 . 5其中為刷苗和路面接觸點到它的垂直位置的轉角；1 （4）488. 1180205. 0025. 0205. 0arccos180)(arccos1RhR-速度比值為 3.5；VVm/B-滾刷清掃寬度為 0.6m；計算得出2 .2115 . 3448. 11036 . 05 . 5/5 . 531mVdBVZ根據(jù)清掃機實際，以及刷

16、苗數(shù)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. 0025. 01arccos()2315. 0(18. 01 200025. 0)12. 01097. 3109 . 0(103103 . 5)1arccos()2(18. 01 )/(103 . 5311211323122所以可得KwVVPNm154. 09 . 01000)09. 0315. 0(4 . 06 .8541000/ )(1已知滾刷轉速為 n=62.5r/min，可計算 （5）083. 0180/)2(/)2( 3)arcsin(2RRhRhhR因此，刷苗變形所消

17、耗的功率為 （6）KwLEJhdnZN033466. 01026. 02372計算克服空氣阻力所消耗的功率為KwNN00154. 001. 013克服垃圾與上料板的摩擦阻力所需的功率為 （7）KwVPNm04487. 09 . 01000315. 015. 06 .85410004提升垃圾所消耗的功率太小可忽略不計。5N所以清掃部分所消耗的總功率為：6KwNNNNNN24. 0004487. 000154. 0033466. 0154. 0543212.3.2 垃圾輸送收集裝置設計滾輪外經(jīng)：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

18、：250mm2d小齒輪齒數(shù)：201z大齒輪齒數(shù)：1002z齒輪模數(shù)：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. 060107510026023輸送帶所需功率為 （9）kwmgvvFpwwe041. 096. 0100079. 08 . 9510001000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(shù)，清掃機以前進kgM807 . 0f速度工作計算。則有：smV/09. 0 11 （10）kwMgfvFvP05

19、. 0100010002.3.4 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.mmH50設刷苗最遠端的線速度為 v，要使質(zhì)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）mgHmv 221計算smgHv/98. 005. 08 . 9227又有smsmnrv/98. 0/34. 160102055 .6226023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Bvf1000mB6 . 0hmf/k20 13 （12）smhKmBfv/09. 0/33. 01000只要清掃

20、機在不低于 0.09m/s 的行走速度下運行，就能夠保證生產(chǎn)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 14kwPNP284. 0041. 024. 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(jù)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(zhì)、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

21、，型號多，適合室內(nèi)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(chǎn)生震動。清掃機多在室內(nèi)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。電機型號：110ZYT105額定功率：400W0P電壓：24VU 扭矩：m1274mN0T轉速：3000r/min0n8（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(jù)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，

22、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方案二圖 3 垃圾清掃機傳動方案二9Fig.3 The second transmission scheme由以上兩個方案可知，根據(jù)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(shù)，鏈條元件間形成的油膜有吸振能力，對惡劣環(huán)

23、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(shù)3.2.1 傳動比確定第一級傳動比61i第二級傳動比42i第三級傳動比23i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/5001rn 第二級從動軸min/1252rn 第三級從動軸min/5 .623rn 上滾輪軸min/1004rn 3.2.3 各軸轉矩計算第一級從動軸mmNiTT24.73381101第二級從動軸mmNiTT8 .281782212第三級從動軸mmNiTT8 .546663323上滾輪軸mmNiTT8 .3412244143.2.4 各軸功率計算第一

24、級從動軸wPP384101第二級從動軸wPPP38.329212）（輸送帶第三級從動軸wPP2048.316323上滾輪軸wPP12.3574143.3 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400W0P3000r/min0n61i，設定連續(xù)工作 8 小時。10（1）確定計算功率 caP 根據(jù)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(shù)，故計算1 . 1AK （13）wwPKPAca4404001 . 1 （2）選取 V 帶帶型根據(jù)，由圖 8-11 選用 Z

25、型caP0,n（3）確定帶輪的基準直徑并驗算帶速dd由查表 8-6，表 8-8,取小帶輪基準直徑mmdd500從動輪基準直徑mmdiddd300506011根據(jù)表 8-8，圓整為 315mm驗算帶的速度 （14）smsmndvd/25/85. 710006030005010006000故帶速合適(4)確定 V 帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)公式(8-20） ，初定中心距。mma5000計算帶所需基準長度 （15）mmaddddaLddddd5 .16085004)50315()31550(250024)()(22202011000由表 8-2 選取帶的基準長度mmLd1600計算實際中心距為 （

26、16）mmLLaadd49625 .16081600500200（5）驗算小帶輪上的包角1 （17）9039.1494963 .57)50315(1803 .57)(180121adddd小帶輪上的包角合適（6）計算 V 帶的根數(shù) z查表 8-4a，表 8-4b 分別得到，kwP28. 00kwP04. 0011查表 8-5，表 8-2 分別得到，。計算單根 V 帶的功率為815. 0K16. 1lK （18）kwKKPPPlr34. 016. 1915. 0)04. 028. 0()(00計算 V 帶根數(shù)，取 z=229. 134. 044. 0rcaPPz（7）計算單根 V 帶的初始拉力的

27、最小值min0)(F由表 8-3 得 Z 型 V 帶單位長度質(zhì)量，所以計算得mkgq/06. 0 （19）NqvzvKPKFca97.2985. 706. 085. 72915. 044. 0)915. 05 . 2(500)5 . 2(500)(22min0應使帶的實際初拉力min00)(FF （8）計算軸上的壓軸力pF壓軸力最小值為 （20）NFmiinp5 .10574sin97.29222sinFz2)(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)W38.3291輸送帶PPr/min0050n工作 8 小時。（1）確定計算功率 caP 根據(jù)機

28、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(shù)，故計算0 . 1AKwwPKPAca38.32938.3290 . 1 （2）選取 V 帶帶型根據(jù)，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dd查表 8-6，表 8-8,取小帶輪基準直徑mmdd800從動輪基準直徑mmdiddd320804011根據(jù)表 8-8，圓整為 315mm驗算帶的速度smsmndvd/25/09. 21000605008010006011故帶速合適12(4)確定 V 帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)式（8-20）

29、，初定中心距。mma5000計算帶所需基準長度mmaddddaLddddd08.16485004)80315()31580(250024)()(22202122100有表 8-2 選取帶的基準長度mmLd1600計算實際中心距 ammLLaadd476208.16481600500200（5）驗算小帶輪上的包角1907 .1514763 .57)80315(1803 .57)(180121adddd小帶輪上的包角合適（6）計算 V 帶的根數(shù) z查表 8-4a，表 8-4b 分別得到，kwP15. 00kwP013. 00查表 8-5，表 8-2 分別得到，。計算單根 V 帶的功率為93. 0K

30、18. 1lKkwKKPPPlr179. 018. 193. 0)013. 015. 0()(00計算 V 帶根數(shù)，取 z=284. 1179. 033. 0rcaPPz（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(zhì)量，所以計算得mkgq/06. 0 NqvzvKPKFca9 .6609. 206. 009. 2293. 033. 0)93. 05 . 2(500)5 . 2(500)(22min0應是帶的實際初拉力min00)(FF （8）計算軸上的壓軸力pF壓軸力最小值為NFmiinp5 .2617 .77sin9 .66222sinFz2

31、)(10min）（133.3.3 第三級傳動鏈傳動設計（1）選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪的齒數(shù)201z4022012izz（2）確定計算功率根據(jù)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）wPKKPZAca88.4263（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mmp7 .12（4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距mmmmpa6353817 .12)5030()5030(0取，相應的鏈長節(jié)數(shù)為mm

32、a4000 （22）02122100)2(22apzzzzpaLp 31.934007 .12)22040(240207 .1240022取鏈節(jié)數(shù)節(jié)94pL查表 9-7 得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動最大中心距為24884. 01f （23）mmzzLpfap405)4020(9427 .1224884. 0)(2211（5）計算鏈速 V，確定潤滑方式 （24）smpznv/529. 01000607 .122012510006012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）NvPFe5276 . 0102048.316

33、1000100033鏈輪水平布置時壓軸力系數(shù)，則壓軸力為15. 1FpKNFKFeFpp60652715. 13.3.4 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14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(jù)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(diào)質(zhì)），硬度為 217255HBS,取硬度為 240HBS選擇小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)201z1002z（2）按齒面接觸強度設計選定載荷系數(shù)3 . 1tK計算

34、小齒輪傳遞的轉矩 （26）mmNnPT7334500384. 0105 .95105 .955151由表 10-7 選取齒寬系數(shù)4 . 0d由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)218 .189 MPaZE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MPaH600lim由式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)為 （27）811104 . 8)1035081 (15006060hjLnN （28）9121068. 1iNN由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù)88. 0,92. 021HNHNKK計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式 10-12 得 （29

35、）MPaSKHNH552160092. 0lim11MPaSKHNH528160088. 0lim22計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值td1H （30）mmZTKdHEdtt38)5288 .189(234 . 07103 . 132. 2)(132. 23233211計算圓周速度 v （31）smndvt/733. 01000605003810006011計算齒寬 （32）mmdbtd15384 . 0115計算模數(shù) （33mmzdmtt9 . 1203811）計算齒高 （34mmmht275. 49 . 125. 225. 2）計算齒寬與齒高之比為89. 81hdhbt計算載荷系數(shù)由圖

36、 10-8 查得動載系數(shù)，直齒輪，05. 1vK1FaHaKK由表 10-2 查得使用系數(shù)1AK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. 1HK查圖 10-13 得125. 1FK故載荷系數(shù)為 （35）2075. 115. 1105. 11HHvAKKKKK按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式 10-10a 得 （36）mmKKddtt076.373 . 12075. 1383311計算模數(shù)mmzdm85. 120076.3711（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MPaFEFE38021由圖 10-18 取彎曲

37、疲勞壽命系數(shù)84. 0,91. 021FNFNKK計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式 10-12 得3 . 1S （37）MPaSKFEFNF2663 . 138091. 0111MPaSKFEFNF5 .2453 . 138084. 0222計算載荷系數(shù) （38）18125. 1125. 1105. 11FFVAKKKKK16由表 10-5 查得齒形系數(shù)18. 2, 8 . 221FaFaYY由表 10-5 查取應力校正系數(shù)79. 1,55. 121SaSaYY計算大小齒輪的，并加以比較FSaFaYY0163. 026655. 18 . 2111FSaFaYY01589. 05

38、.24579. 118. 2222FSaFaYY小齒輪的數(shù)值大計算模數(shù) （39）mmYYzKTmFSaFad19. 10163. 0204 . 010718125. 12)(23233211綜合齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)與齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，根據(jù)模數(shù)系列值以及清掃機實際取mmm5 . 2（4）幾何尺寸計算分度圓直徑計算 （40）mmmzd505 . 22011 mmmzd2505 . 210022中心距計算mmdda150225050221計算齒輪寬度,根據(jù)清掃機實際取mmdbd20504 . 01，mmb251mmb2024. 主要受力零件的強度或壽命校核計算； 4.1 軸的設計計算

39、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(jù)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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取，于是得1250A （41）mmnPAd44.11500384. 012533110min17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

40、 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行定位。軸上倒角圓角均為 1mm。（3）

41、求軸上的載荷圖 5 第一級從動軸的載荷分析圖18Fig.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(jù)軸的簡圖做出軸的彎mmLL5 .674365 .63821mmL5 .363mmL304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?，F(xiàn)將計算出截面處的得值列入表MMMVH及,表 1 第一級從動軸的載荷分析Table1 The load analysis of the first level driven shaft

42、載荷 水平面 垂直面支反力 NFNNH3 .351,4 .56F21NHNFNNVV1 .119,31.29F21N 彎矩 mmNMH4 .36011mmNMV28.30041mmNM4 .76045V2 總彎矩 mmNMmmNM1 .84141,5 .3613621 扭矩 mmNT24.7338（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(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取=0.3，軸的計算應力 MPadTMWTM49.16281 . 0)24.73383 . 0(5 .361361 . 0)()(322322122目前已選擇軸的材

43、料為 45 鋼，調(diào)制處理，由表 15-1 查得。因此MPa601，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(shù) （433332 .2195281 . 01 . 0mmdW）抗扭截面系數(shù) （443334 .4390282 . 02 . 0mmdWT）19L3 段右截面的彎矩 M 為mmNM9 .212855 .36155 .365 .36136截面的扭矩為mmNT24.7338截面上的彎曲應力 （4

44、5）MPaWMb7 . 92 .21959 .21285截面上的扭轉切應力 （46）MPaWTTT67. 14 .439024.7338軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理。由表 15-1 查得,MPaB640MPa2751MPa1551截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按照附表 3-2 查取。因,經(jīng)插值法可查得1,0357. 0281dddr,02. 237. 1又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數(shù)為,82. 0q85. 1q故有效集中系數(shù)按式（附表 3-4）為 （47）8364. 1) 102. 2(82. 01) 1(1qk （48）6845. 1) 137. 1 (85. 11)

45、1(1qk由附圖 3-2 的尺寸系數(shù)；由附圖 3-3 的扭轉尺寸系數(shù)。67. 180. 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)過強化處理，即則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為1q （48）236. 1188. 0167. 18364. 111kK （49）242. 2188. 018 . 06845. 111kK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，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得caS20 （50）94.11201 . 097. 1236. 12751mbK

46、S （51）81835. 005. 0835. 0242. 21551maKS （52）5 . 182.658194.1128194.1122222SSSSSSca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(jù)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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取，于是得1250AmmnPAd27.171251038.329125333220min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

47、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(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21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，

48、周mmmmhb810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mmmmhb78上倒角圓角均為 1mm。（3）求軸上的載荷首先根據(jù)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(jù)軸的簡圖做出軸的水mmLL5 .675365 .63921mmL5 .323mmL304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

49、 driven shaft22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?，F(xiàn)將計算出截面處的得值列入表 2(參看圖 6)。MMMVH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 NFNNH4 .1435,9 .208F21NHNFNNVV8 .422,147F21N彎矩 mmNMH6 .133591mmNMV5 .144791mmNM6 .270380V2總彎矩 mmNMmmNM301583,13437421扭矩 mmNT8 .2

50、8178（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(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取=0.3，軸的計算應力 MPadTMWTM13. 6281 . 0)8 .281783 . 0(1343741 . 0)()(322322122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MPa601，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

51、右截面抗彎截面系數(shù)3332 .2195281 . 01 . 0mmdW抗扭截面系數(shù)3334 .4390282 . 02 . 0mmdWTL3 段右截面的彎矩 M 為mmNM8 .80134361536134374截面的扭矩為mmNT8 .28178截面上的彎曲應力MPaWMb5 .362 .21958 .8013423截面上的扭轉切應力MPaWTTT4 . 64 .43908 .28178軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理。由表 15-1 查得,MPaB640MPa2751MPa1551截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按照附表 3-2 查取。因,經(jīng)插值法可查得1,0357. 0281ddd

52、r,01. 233. 1又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數(shù)為,79. 0q84. 1q故有效集中系數(shù)按式（附表 3-4）為7979. 1) 101. 2(79. 01) 1(1qk6072. 1) 133. 1 (84. 11) 1(1qk由附圖 3-2 的尺寸系數(shù)；由附圖 3-3 的扭轉尺寸系數(shù)。60. 185. 0軸按照車加工，由附表 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為92. 0軸未經(jīng)過強化處理，即則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為1q083. 3192. 0160. 17979. 111kK978. 1192. 0185. 06072. 111kK又由3-1 及3-2 得碳鋼的

53、特性系數(shù)為1 . 0, 2 . 01 . 0取05. 0, 1 . 005. 0取于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得caS48. 201 . 05 .36038. 32751mbKS88.232 . 305. 02 . 3978. 11551maKS245 . 147. 288.2348. 288.2348. 22222SSSSSSca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,rFaFNFp367軸向力，軸承轉速，裝軸承處的軸徑可在 2840mm 范圍內(nèi)NFa9 .43

54、3min/500rn 選取，運轉有輕微沖擊看， 表 13-3 選擇預期使用壽命20。根據(jù)工作條hLh20000件選取深溝球軸承。（1）求比值 （53）0raFF根據(jù)參考文獻20 13-5，。eFFra（2）初步計算當量動載荷 P, 根據(jù)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）)(arpYFXFfP按照表 13-6， ，按照表 13-5，2 . 1, 2 . 10 . 1ppff取0, 1YX （54）NYFXFfParp4 .44036712 . 1)(（3）根據(jù)式 13-6，求軸承應有的基本額定動載荷值 （55）NnL

55、PCh85.37171020000500604 .4401060366按照手冊選擇的 6006 軸承18。此軸承的基本額定靜載荷NC13200，驗算如下NC83000根據(jù)式 13-5 （56）hhPCnLh20000109)4 .44013200(5006010)(60105366即高于預期計算軸承壽命，故滿足要求。軸承內(nèi)徑,外經(jīng)。mmd30mmD554.2.2 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rFaF25,軸向力，軸承轉速，裝軸承處的軸徑可在NFp5 .867NFa79.2908min/125rn 2840mm 范圍內(nèi)選取，運轉有

56、輕微沖擊看，預期使用壽命。根據(jù)工作條件hLh20000選取深溝球軸承。（1）求比值0raFF根據(jù)表 13-5，。eFFra（2）初步計算當量動載荷 P,根據(jù)式（13-8a）)(arpYFXFfP按照表 13-6， ，按照表 13-5，2 . 1, 2 . 10 . 1ppff取0, 1YXNYFXFfParp10415 .86712 . 1)(（3）根據(jù)式 13-6，求軸承應有的基本額定動載荷值NnLPCh553110200001256010411060366按照手冊選擇的 6006 軸承。此軸承的基本額定靜載荷，NC13200NC83000驗算如下根據(jù)式 13-5hhPCnLh2000010

57、7 . 2)104113200(1256010)(60105366即高于預期計算軸承壽命，故滿足要求。軸承內(nèi)徑,外經(jīng)。mmd30mmD554.2.3 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rFaF,軸向力，軸承轉速，裝軸承處的軸徑可在NFp606NFa3 .2909min/5 .62 rn 2840mm 范圍內(nèi)選取，運轉有輕微沖擊看，預期使用壽命。根據(jù)工作條件hLh20000選取深溝球軸承。（1）求比值0raFF根據(jù)表 13-5，。eFFra26（2）初步計算當量動載荷 P,根據(jù)式（13-8a）)(arpYFXFfP按照表 13-6， ，按

58、照表 13-5，2 . 1, 2 . 10 . 1ppff取0, 1YXNYFXFfParp2 .72760612 . 1)(（3）根據(jù)式 13-6，求軸承應有的基本額定動載荷值NnLPCh72.306610200005 .62602 .7271060366按照手冊選擇的 6006 軸承18。此軸承的基本額定靜載荷NC13200，驗算如下NC83000根據(jù)式 13-5hhPCnLh20000106 . 1)2 .72713200(5 .626010)(60106366即高于預期計算軸承壽命，故滿足要求。軸承內(nèi)徑,外經(jīng)。mmd30mmD554.3 鍵的設計計算及校核4.3.1 第一級從動軸上聯(lián)接

59、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(lián)接處得軸徑為，由前面軸mmd30mml31mmNT24.73381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78hb，鍵與輪轂鍵槽接觸高度，根據(jù)公式參考文mmbLl17825mmhk5 . 35 . 0獻20式 6-1 可得(合適) （57）MPa22. 830175 . 324.73382kld10T23pp帶輪與軸聯(lián)接處得軸徑為，由前面軸mmd28mml60mmNT24.73381設計可知選用 A 型平鍵，鍵的尺寸為，鍵長為 L=50m

60、m，鍵的工作長度為78hb，鍵與輪轂鍵槽接觸高度，根據(jù)公式參考文mmbLl42850mmhk5 . 35 . 0獻20式 6-1 可得(合適)MPa57. 328425 . 324.73382kld10T23pp4.3.2 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=100120MPa，取其平均值p為=110MPa20。p27鏈輪與軸聯(lián)接處得軸徑為，由前面軸mmd34mml33mmNT8 .281782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(jù)式 6-1 可得mmbLl17825mmhk45

61、. 0(合適)MPa38.24341748 .281782kld10T23pp帶輪與軸聯(lián)接處得軸徑為，由前面軸mmd28mml32mmNT8 .281782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78hb，鍵與輪轂鍵槽接觸高度，根據(jù)式 6-1 可得mmbLl17825mmhk5 . 35 . 0(合適)MPa83.3328175 . 38 .281782kld10T23pp4.3.3 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=100120MPa，取其平均值p為=110MPa20。p鏈輪與軸聯(lián)接處得軸徑為，由前面軸mmd36mm

62、l31mmNT8 .546663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(jù)式 6-1 可得mmbLl17825mmhk45 . 0(合適)MPa66.44361748 .546662kld10T23pp4.3.4 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=100120MPa，取其平均值p為=110MPa20。p齒輪與軸聯(lián)接處得軸徑為，由前面軸mmd34mml29mmNT8 .341224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(jù)

63、公式參考文獻mmbLl17825mmhk45 . 020表 6-1 可得(合適)MPa52.29341748 .341222kld10T23pp5 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。28（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(shù)、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

64、適用于一般平坦道路的清掃21。（2）本清掃機需要操作人員具備較好的身體素質(zhì)。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

65、的檢查刷毛的磨損情況，及時調(diào)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

66、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29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(jīng)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?nèi)w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。參考文獻參考文獻1鄒俊.小型路面清掃車Y