0049-道路垃圾清掃機結(jié)構(gòu)設計【全套13張CAD圖】

0049-道路垃圾清掃機結(jié)構(gòu)設計【全套13張CAD圖】,全套13張CAD圖,道路,垃圾,清掃,打掃,結(jié)構(gòu)設計,全套,13,cad 道路垃圾清掃機結(jié)構(gòu)設計 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 械 化 發(fā) 展 現(xiàn) 狀 ………………………………………………2 1.3 國 內(nèi) 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(jié) 構(gòu) 設 計 ……………………………………………………………………3 2.3 各 主 要 機 構(gòu) 參 數(shù) 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(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(qū)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(jié)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 1 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(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(guān)鍵詞：清掃機；傳動；設計計算 2 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 3 1 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 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。 1.2 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(jié)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(cè)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(chǔ)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(shù)，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(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 4 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。 2.2 總體結(jié)構(gòu)設計 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(jié)構(gòu)簡單、作業(yè)質(zhì)量好、價格低廉、拆裝轉(zhuǎn) 移方便、操作輕巧省力等特點。 （3）行走機構(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，控制電機開關(guān)。 （5）動力匹配：由電瓶驅(qū)動的直流電動機。 其結(jié)構(gòu)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 5 總成 16.扶手 17.齒輪 圖 1 垃圾清掃機主要結(jié)構(gòu)圖 Fig.1 Main structure map of road sweeping machine 2.3 各主要機構(gòu)參數(shù)的設計和驗算 已知條件：清掃機生產(chǎn)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(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(shù)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(jù)以下公式計算； 6 （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(shù)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(zhuǎn)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(jù)清掃機實際，以及刷苗數(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)205.1arcos()]231.0(1[ 205973 )1arcos()]2(18.0[)/(103.5 313212????? ??? ???? 所以可得 KwVPm 154.09.01)3(4.6810/)(1 ?????? 已知滾刷轉(zhuǎn)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??? 7 計算克服空氣阻力所消耗的功率為 KwN015413?? 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(jīng)：150mm 滾輪轉(zhuǎn)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(shù) ：201z 大齒輪齒數(shù) ：1002 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 /79.0615026 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(shù) ，清掃機以前進kgM8?7.?f 速度 工作計算。則有：smV/09.? [11] （10）wfvFP05.10 8 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(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）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(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 [14]kwPN284.01.24.0????輸 送 帶 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 電動機類型和結(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（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，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 9 [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(zhuǎn)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(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(guān)以后，一端接到 24V 電源正負極上，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 10 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(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)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 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(zhuǎn)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(zhuǎn)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?? 11 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(zhuǎn)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(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(guān)公式及表格均出自本書） [19]表 8-7 查得工作情況系數(shù) ，故計算1.?AK （13）wPKAca 401.??? （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(jù)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(jù)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 12 （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(shù) 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(shù) ，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(zhì)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(zhuǎn)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(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(guān)公式及表格均出自本書） [19]表 8-7 查得工作情況系數(shù) ，故計算0.1?AKwPKAca 38.29.30.1??? （2）選取 V 帶帶型 13 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(jù)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(jù)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(shù) 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 799)()(0 ????? 計算 V 帶根數(shù) ，取 z=284.17.0?rcaz 14 （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(shù) 取小鏈輪齒數(shù) ，大鏈輪的齒數(shù)201?z 40212??iz （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(guān)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(shù)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(shù)為m0? （22）021210)(apzzaLp ??? 31.947.47. 2???? 取鏈節(jié)數(shù) 節(jié)94p 查表 9-7 得到中心距計算系數(shù) ，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? 15 （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(shù) ，則壓軸力為5.FpKe 3.3.4 齒輪傳動（驅(qū)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(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(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 217～255HBS,取硬度為 240HBS 選擇小齒輪齒數(shù) ,大齒輪齒數(shù)201?z102?z （2）按齒面接觸強度設計 選定載荷系數(shù) 3.tK 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （26）mNnPT ?????734508.1.9105.91 由表 10-7 選取齒寬系數(shù) 4.d? 由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) 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(shù)為 （27）81 14.)03581(5060 ?????hjLnN （28）928.i 由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) .,92.1HNHNK 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）MPaSH560.][lim11 ????KN288.][li22 16 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(shù) （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(shù) 由圖 10-8 查得動載系數(shù) ，直齒輪，05.?vK1?FaHK 由表 10-2 查得使用系數(shù) 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(shù)為 （35）2075.1.05.1??????HvAK 按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式 10-10a 得 （36）mdtt 6.3.27381 計算模數(shù) 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(shù) 84.0,91.2?FNFNK 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3S 17 （37）MPaSKFENF 263.1809][11 ????FEF 5.4.][22 計算載荷系數(shù) （38）18205.1??????FVAK 由表 10-5 查得齒形系數(shù) 82,.1aaY 由表 10-5 查取應力校正系數(shù) 79.SS 計算大小齒輪的 ，并加以比較][FSaY?0163.25.8][1??FSa8947][2FSaY? 小齒輪的數(shù)值大 計算模數(shù) （39）mYzKTmFSad 19.063.24.01785)][(23331 ??????? 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 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(jù)清掃機實際取db204.1???? ，mb251?20 18 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(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(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(jié)構(gòu)設計 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 19 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mL5.6743.821??L5.36?mL304? 矩圖和扭矩圖。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出 L3 與 L4 交界面是軸的危險截面。 現(xiàn)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。 20 根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)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(diào)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(shù) （433332.1958.01. mdW??? ） 抗扭截面系數(shù) （443334.02T ） 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(zhuǎn)切應力 （46）T6.4390.??? 軸的材料為 45 鋼，調(diào)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(shù) 及 按照附表 3-2 查取。因??? ,經(jīng)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(shù)為 21 ,82.0??q5.1? 故有效集中系數(shù)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(shù) ；由附圖 3-3 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 。67.?? 0.?? 軸按照車加工，由附表 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 8.0??? 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）236.1.67.834?????????kK （49）40.51???? 又由§3-1 及§3-2 得碳鋼的特性系數(shù)為 1.,2.~10?????取 055.???取 于是，計算安全系數(shù) 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(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(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 22 （2）軸的結(jié)構(gòu)設計 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 23 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出 L3 與 L4 交界面是軸的危險截面。 現(xiàn)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 24 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(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)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(diào)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(shù) 3332.1958.01. mdW??? 抗扭截面系數(shù) 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(zhuǎn)切應力 T4.63087?? 軸的材料為 45 鋼，調(diào)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(shù) 及 按照附表 3-2 查取。因??? 25 ,經(jīng)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(shù)為 ,79.?q84.? 故有效集中系數(shù)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(shù) ；由附圖 3-3 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 。60.? 85.0?? 軸按照車加工，由附表 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 9.??? 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1?q?083.12.60.79????????kK9785.1???? 又由§3-1 及§3-2 得碳鋼的特性系數(shù)為 1.0,2.~10????取 55.????取 于是，計算安全系數(shù) 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(zhuǎn)速 ，裝軸承處的軸徑可在 28～40mm 范圍內(nèi)NFa9.43?min/50r? 26 選取，運轉(zhuǎn)有輕微沖擊看， 表 13-3 選擇預期使用壽命 [20]。根據(jù)工作條hLh20? 件選取深溝球軸承。 （1）求比值 （53）0?raF 根據(jù)參考文獻 [20] 13-5， 。eFra? （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(guān)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(jù)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(jù)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(nèi)徑 ,外經(jīng) 。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(zhuǎn)速 ，裝軸承處的軸徑可在NFp5.867?Na79.208?in/125r 28~40mm 范圍內(nèi)選取，運轉(zhuǎn)有輕微沖擊看，預期使用壽命 。根據(jù)工作條件hLh0? 選取深溝球軸承。 （1）求比值 0?raF 根據(jù)表 13-5， 。eFra? 27 （2）初步計算當量動載荷 P,根據(jù)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(jù)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(jù)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(nèi)徑 ,外經(jīng) 。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(zhuǎn)速 ，裝軸承處的軸徑可在NFp60?Na3.290?in/5.62rn? 28~40mm 范圍內(nèi)選取，運轉(zhuǎn)有輕微沖擊看，預期使用壽命 。根據(jù)工作條件hLh20? 選取深溝球軸承。 （1）求比值 0?raF 根據(jù)表 13-5， 。eFra? （2）初步計算當量動載荷 P,根據(jù)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(jù)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(jù)式 13-5 28 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(nèi)徑 ,外經(jīng) 。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(jù)公式參考文bLl17825??? hk50 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(jù)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(jù)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(jù)式 6-1 可得bLl17825??? hk5.3.0? 29 (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(jù)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(jù)公式參考文獻bLl17825??? hk5. [20]表 6-1 可得 (合適)MPa2.934178.2kld0T3p ???][p? 5 結(jié)論 5.1 主要優(yōu)點 （1）本清掃機清掃能力強、效率高，能夠?qū)覊m、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(jié)構(gòu)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(qū)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，主要適用于一般平坦 道路的清掃 [21]。 30 （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(qū)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(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(chǔ)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(shù)標準、規(guī)范、設計手冊等有關(guān)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(jié)構(gòu)尺寸不是完全由計算確定的，還要考慮結(jié)構(gòu)、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(jié)構(gòu)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(guān)技術(shù)