掃地車設計(共22頁)

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 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 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

2、 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

3、 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(zhuǎn) 動力功能 掃地筒旋轉(zhuǎn) 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(zhuǎn)速控制

4、 圖3功能樹 1.6 確定每種功能方案、構(gòu)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(zhuǎn)速控制 人工控制，機械控制，電腦定時 表2功能方案表

5、 表3形態(tài)學矩陣 分功能 功能解 1 2 3 A 垃圾清理 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(zhuǎn)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 A1—B1—C2—D1 1.9畫出整機的方案簡圖

6、 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(shù) 車架長寬高： 1000×800×600mm 掃地車掃地盤轉(zhuǎn)速為60r/min，掃地筒4

7、0r/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 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(shù)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(zhuǎn)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

8、 類比選用12V250W?齒輪減速電機，其輸出轉(zhuǎn)速為600r/min 3.2 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=2 3.3 各軸功率、轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的確定 軸號 功率P（w） 轉(zhuǎn)矩T（N·mm） 轉(zhuǎn)速（r/min） 0軸（電機） 250 3.98 600 Ⅰ（主軸） 225.8 20.8 120 Ⅱ（掃地筒軸） 87.2 18.75 40 Ⅲ（掃地盤軸） 47 7.5 6

9、0 查得：η齒=0.97、η承=0.99、η鏈=0.95、η帶=0.96 表4各軸功率、轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)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(jù)傳遞功率P，并考慮到載荷性質(zhì)和每天運行時間長短等因素影響而確定。 ? ?PC =?P=1×250=250W 式中：PC——計算功率?????? ?????? ——工況系數(shù)。查工況系數(shù)表得=1 P——所需傳遞的額定功率 2）選取V帶的

10、型號 根據(jù)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，取小帶輪直徑為=56mm 2）大帶輪直徑 =i?=3×56=168mm，取=160mm 3）計算帶速v? V===1.35m/s 4）初定中心距? 0.7（+?）﹤﹤2（+?） 156.8?﹤﹤448 取=380mm 5）計算基準長度 =2=（+?）+ =2×380+224+ =1126

11、mm 查機械設計手冊12-1-4，取基準長度Ld=1120mm? 6）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=380mm? 7）小帶輪包角 =- =- =163.2°﹥120° 所以小帶輪包角合適? 8）確定V帶根數(shù) 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?

12、 F0=500(-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(shù) =1.25()=1.25()=0.9681 10）計算軸壓力Q Q=2F0zsin=2=249.2N 11）確定帶輪結(jié)構(gòu) 小帶輪≤(2.5-3)d，采用實心式結(jié)構(gòu)，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=1 P0== 250w

13、 2）確定鏈輪齒數(shù) 傳動比i=2 設鏈速v=3～8m/s,由[2]表4-13選取=25 又==225=50 3）選取鏈的型號 根據(jù)P0和n3確定，選鏈號為N010A。 所以P=15.875mm 4）確定中心距a 初步選定中心距a=40P=508mm 鏈節(jié)數(shù)=100.9 100 中心距=508+=507.55mm 5)計算壓軸力 V=0.85m/s F= Q=KF==330.88N 4） 鏈輪直徑 d==95mm 5） 輪轂寬度 查[

14、2]表得 d=10.68mm d=d-d=84.32mm 3.4.3 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(zhuǎn)速不高，故選用8?級精度選擇小錐齒輪的材料為42SiMn(調(diào)質(zhì)硬度240∽270HBS),?大錐齒輪的材料為42SiMn(調(diào)質(zhì)硬度210~240HBS)。 1）齒形角α? 選用EN刀盤，則α=20° ?2）大端端面模數(shù)? 根據(jù)強度與類比法確定??m=4 ?3）齒數(shù)比? 由傳動關系可知，齒數(shù)比μ=2 4）確定齒數(shù) 由機械設計手冊表13-3-11和實際空間得z1=17，z2=μz1=2×17=34.因為z1和z2最好無公

15、因數(shù)，取z2=33，則實際傳動比μ=2.06? 5）分錐角δ tanδ1==0.4857??????δ1=?25°54′23″????????δ2=64°5′37″ 6）分度圓直徑 d1=m?z1=4×17=68mm d2=m?z2=4×33=132mm? 7)錐距R R==77.82mm? 8）齒寬b b=()R=22mm 9）假想平面齒輪齒數(shù)Zc Z==38.91mm 10) 參考

16、點錐距R R=R－0.415b=77.82－0.415×22=68.69mm 11） 小端錐距R R=R－b=77.82－22=55.82mm 12)齒寬中點螺旋角 取=35°，小齒輪右旋，大齒輪左旋。 13）初定參考點螺旋角 =0.914（β+6°）=0.914×（35°+6°）=37.5° 14） 選擇銑刀盤 由機械設計手冊圖13-3-10，根據(jù)=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=4 15） 選擇刀片型號 由機械設

17、計手冊圖13-1-11和表13-3-19，根據(jù)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(shù)m m=2=2×=2.708 17)參考點實際螺旋角β β===0.7670 β=39°55′ 18）齒高h h=2.15 m+0.35=2.15×2.708+0.35=6.17mm 19)銑刀軸傾角Δα 由==7.13和β=39°55′，查機械設計手冊圖13-3-12得δ=79°18 所以Δα=0 20）高變位系數(shù)x

18、因為Z=17﹥16，所以x= x=0 21）齒頂高h h=(1+ x) m=(1+0)×2.708=2.708mm h=(1+ x) m=(1+0)×2.708=2.708mm 22）齒根高h h=h－h(huán)=6.17－2.708=3.462mm h=h－h(huán)=6.17－2.708=3.462mm 23)切向變位系數(shù)x x===0.02 x=- x=-0.02 24）齒頂圓直徑d d= d+2hcosδ=68+2×2.708×co

19、s25°54′23″=72.87mm d= d+2hcosδ=132+2×2.708×cos64°5′37″=134.37mm 25)外錐高A A=Rcosδ- hsinδ =77.82×cos25°54′23″－2.708×sin25°54′23″ =68.816mm A=Rcosδ- hsinδ =77.82×cos64°5′37″－2.708×sin64°5′37″ =32.143mm 26)安裝

20、距 按結(jié)構(gòu)確定A=88mm, A=72mm 27)支承端距H H= A－A=88－68.82=19.18mm H= A－A=72－32.14=39.86mm 28)大端螺旋角β 查機械設計手冊圖13-3-16，由β=39°55′，==1.13,查得β=48°54 29）弧齒厚s s=m(++x)=4×(++0.02)=6.36mm s=πm－s=3.14×4－6.36=6.2mm 3.4.4 錐齒輪的校核 T=9550=9550×=4.6N·m

21、 F===135N 1） 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。 σ= 式中：K——載荷系數(shù) K=KKKK 查機械設計教材表10-2得使用系數(shù)K=1； 查機械設計教材圖10-8得動載系數(shù)K=1.15； 查機械設計教材表10-3得齒間載荷分布系數(shù)K=1.1； 查機械設計教材表10-4得齒向載荷分布系數(shù)K=1.1。 ——齒形系數(shù) 查機械設計教材表10-5得=2.97 ——應力校正系數(shù) 查機械設計教材表10-5得=1.52 Ф——錐齒輪傳動的齒寬系數(shù) 取Ф=0.3

22、3 σ==11.52Mp 查機械設計教材圖10——20（C）得〔σ〕=400 Mp σ﹤〔σ〕 ∴齒根彎曲疲勞強度足夠 2） 齒面接觸疲勞強度計算 σ=5Z 式中：Z——彈性影響系數(shù) 查機械設計教材表10-6，Z=188 Mp Ф——錐齒輪傳動的齒寬系數(shù) 取Ф=0.33 u——傳動比 u=2 σ=5×188×=6.45 Mp 查機械設計教材圖10-21（d），〔σ〕=525 Mp σ﹤〔σ〕 ∴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(diào)制處理，初步計算其最小直徑。取A=115，則： d≧A=115×=13.7mm

23、初步取d最小直徑為20mm 2）采用下圖所示裝配方案： 3）確定軸的各段直徑和長度 ①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(zhuǎn)動，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 ㎜； ②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(jù)III-Ⅳ軸段的直徑為30 ㎜，由軸承產(chǎn)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

24、寸為d×D×T=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。 ③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-Ⅶ軸段的長度為22 ㎜。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h﹥0.07d,取h=3.5 ㎜,則軸環(huán)處的直徑為42 ㎜。軸環(huán)寬度b≥1.4h,?、?Ⅷ軸段的長度為10 ㎜。為了滿足右端齒

25、輪的軸向固定要求，采用階梯軸形式，選用Ⅷ-Ⅸ軸段的直徑為35 ㎜，長度為193 ㎜。右端的零部件結(jié)構(gòu)的定位及軸徑長度與左端的大體相同。 ④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b×h×l=6 ㎜×6 ㎜×14 ㎜、 b×h×l=8 ㎜×7 ㎜×16 ㎜、b×h×l=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

26、V 支反力F F=85N, F=125N F=217N, F=217N 彎矩M M=35.37N·m M=30.38N·m 總彎矩 M=46.62 N·m 扭矩T T=20.8 N·m 軸的受力如圖所示： 11.25N·m 35.37N·m 25.36N·m M 11.25N·m 46.62N·m 39.57N·m M 16.2N·m 20.8N·m 4.6N·m T 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(shù) W=－ =－

27、 =3843mm 式中：d——軸的直徑 b——鍵槽寬度 t——鍵槽深度 t=3.5mm σ= = =12.56Mp 式中：σ——軸的計算應力，Mp M——軸所受的彎矩，N·mm T——軸所受的扭矩，N·mm а——取а=0.6 軸的材料選用45鋼，其許用應力〔σ〕=60 Mp σ﹤〔σ〕 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，2008 [2] 孫志禮，馬興國等.機械設計[M].北京：科學出版社，2008 [3] 吳宗澤.機械設計實用設計手冊（第二版）[M

28、].北京：化學工業(yè)出版社，2003 [4] 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，20

29、08 [2] 孫志禮，馬興國等.機械設計[M].北京：科學出版社，2008 [3] 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，2003 [4] 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。 專心---專注---專業(yè)