扫地车设计Word文档下载推荐.docx
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漏电保护，故障停机保护
设计任务抽象化
图1扫地车黑箱
确定工艺原理方案
扫地盘，扫地筒清扫
确定加工工艺方案，画工艺路线图
图2工艺路线图
功能分解，画出功能树
图3功能树
确定每种功能方案、构造形态学矩阵
扫地
垃圾清理
机械清扫，吸尘器，人工清扫
垃圾收集
铁箱，朔料袋，人工收集
动力
扫地盘动力
电动机，柴油机，汽油机
扫地筒动力
传动
扫地盘传动
带传动，齿轮传动，链传动
扫地筒传动
控制
速度控制
人工控制，机械控制，电脑定时
转速控制
表2功能方案表
表3形态学矩阵
分功能
功能解
1
2
3
A
垃圾清理
机械清扫
吸尘器
人工清扫
B
垃圾收集
铁箱
朔料袋
人工收集
C
人工控制
机械控制
电脑定时
D
确定边界条件
对外部环境要求：
干燥，空间
对设备要求：
噪声，振动，蓄电池
方案评价，确定一种方案
A1—B1—C2—D1
画出整机的方案简图
图4方案简图
1，扫地盘2，扫地筒3，垃圾箱
总体布置设计，画出总体布置图
12
3
图5总体布置图
确定主要参数
车架长宽高：
1000×
800×
600mm
扫地车扫地盘转速为60r/min，扫地筒40r/min
第二章执行系统设计
画出执行系统方案简图
图6扫地滚筒图7扫地圆盘
执行系统运动分析，确定执行系统的运动参数和运动尺寸
设计圆盘毛刷受力约为F1=50N，滚筒清扫受力约为F=75N
圆盘毛刷半径R=150mm，扫地滚筒半径R=250mm
第三章传动系统设计
动力机选择
类比选用12V250W
齿轮减速电机，其输出转速为600r/min
传动比分配
电机到II轴（扫地筒轴）之间的总传动比i=
分配各级传动比
设计电机到I轴的传动比i=5，由I轴（主轴）到II轴的传动比i=3
电机到圆盘毛刷的总传动比i=
齿轮间传动比i=2
各轴功率、转矩和转速的确定
轴号
功率P（w）
转矩T（N·
mm）
转速（r/min）
0轴（电机）
250
600
Ⅰ（主轴）
120
Ⅱ（扫地筒轴）
40
Ⅲ（扫地盘轴）
47
60
查得：
η齿=、η承=、η链=、η带=
表4各轴功率、转矩和转速表
传动零件的设计计算
1）确定计算功率
计算功率PC是根据传递功率P，并考虑到载荷性质和每天运行时间长短等因素影响而确定。
PC=
P=1×
250=250W
式中：
PC——计算功率
——工况系数。
查工况系数表得=1
P——所需传递的额定功率
2）选取V带的型号
根据PC和n0由教材[2]图4-12确定，因工作点外于Z型区，选择Z型V带
3.4.1带传动的设计计算
1）由机械设计手册表12-1-11，取小带轮直径为=56mm
2）大带轮直径=i
=3×
56=168mm，取=160mm
3）计算带速v
V===s
4）初定中心距
（+
）﹤﹤2（+
）
﹤﹤448
取=380mm
5）计算基准长度
=2=（+
）+
=2×
380+224+
=1126mm
查机械设计手册12-1-4，取基准长度Ld=1120mm
6）确定中心距
a=+
=380+
=374mm
考虑到滚筒与带轮2之间有一定的间隙，所以取a=380mm
7）小带轮包角
=-
=°
﹥120°
所以小带轮包角合适
8）确定V带根数
此处带轮之间所传递的功率远远小于单根V带所传递的功率，所以这里仅用一根V带。
9）单根V带的初张紧力
F0=500（-1）+q
=500（-1）+
=130N
式中q由教材[2]表4-1查得q=m，
由教材式4-20包角系数
=（）=（）=
10）计算轴压力Q
Q=2F0zsin=2=
11）确定带轮结构
小带轮≤d，采用实心式结构，大带轮采用腹板式
3.4.2链传动的设计计算
1）确定设计功率P0
由[2]表查得=1，K=，K=1
P0==250w
2）确定链轮齿数传动比i=2
设链速v=3～8m/s,由[2]表4-13选取=25
又==225=50
3）选取链的型号
根据P0和n3确定，选链号为N010A。
所以P=
4）确定中心距a
初步选定中心距a=40P=508mm
链节数=
100
中心距=508+=
5）计算压轴力
V=s
F=
Q=KF==
4）链轮直径
d==95mm
5）轮毂宽度
查[2]表得d=
d=d-d=
3.4.3齿轮传动的设计计算
选用斜齿锥齿轮传动，走廊清扫机为一般机械转速不高，故选用8
级精度选择小锥齿轮的材料为42SiMn（调质硬度240∽270HBS）,
大锥齿轮的材料为42SiMn（调质硬度210~240HBS）。
1）齿形角α
选用EN刀盘，则α=20°
2）大端端面模数
根据强度与类比法确定
m=4
3）齿数比
由传动关系可知，齿数比μ=2
4）确定齿数
由机械设计手册表13-3-11和实际空间得z1=17，z2=μz1=2×
17=34.因为z1和z2最好无公因数，取z2=33，则实际传动比μ=
5）分锥角δ
tanδ1==
δ1=
25°
54′23″
δ2=64°
5′37″
6）分度圆直径
d1=m
z1=4×
17=68mmd2=m
z2=4×
33=132mm
7）锥距R
R==
8）齿宽b
b=（）R=22mm
9）假想平面齿轮齿数Zc
Z==38.91mm
10）参考点锥距R
R=R－=－×
22=
11）小端锥距R
R=R－b=－22=
12）齿宽中点螺旋角
取=35°
，小齿轮右旋，大齿轮左旋。
13）初定参考点螺旋角
=（β+6°
）=×
（35°
+6°
）=°
14）选择铣刀盘
由机械设计手册图13-3-10，根据=°
，R=68.69mm,查得标准刀盘半径r=44mm，对应的螺旋角=40°
，由表13-3-19得Z=4
15）选择刀片型号
由机械设计手册图13-1-11和表13-3-19，根据Z=38.91mm,=°
确定选用EN4-44刀盘时用3号刀片r=1972mm.
16）参考点法向模数m
m=2=2×
=
17）参考点实际螺旋角β
β===
β=39°
55′
18）齿高h
h=m+=×
+=
19）铣刀轴倾角Δα
由==和β=39°
55′，查机械设计手册图13-3-12得δ=79°
18
所以Δα=0
20）高变位系数x
因为Z=17﹥16，所以x=x=0
21）齿顶高h
h=（1+x）m=（1+0）×
=2.708mm
22）齿根高h
h=h－h=－=3.462mm
23）切向变位系数x
x===
x=-x=
24）齿顶圆直径d
d=d+2hcosδ=68+2×
×
cos25°
54′23″=72.87mm
d=d+2hcosδ=132+2×
cos64°
5′37″=134.37mm
25）外锥高A
A=Rcosδ-hsinδ
=×
54′23″－×
sin25°
54′23″
=×
5′37″－×
sin64°
=
26）安装距
按结构确定A=88mm,A=72mm
27）支承端距H
H=A－A=88－=
H=A－A=72－=
28）大端螺旋角β
查机械设计手册图13-3-16，由β=39°
55′，==,查得β=48°
54
29）弧齿厚s
s=m（++x）=4×
（++=6.36mm
s=πm－s=×
4－=
3.4.4锥齿轮的校核
T=9550=9550×
=·
m
F===135N
1）齿根弯曲疲劳强度计算
直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度课近似地按照平均分度圆处的当量圆柱齿轮进行计算。
σ=
式中：
K——载荷系数
K=KKKK
查机械设计教材表10-2得使用系数K=1；
查机械设计教材图10-8得动载系数K=；
查机械设计教材表10-3得齿间载荷分布系数K=；
查机械设计教材表10-4得齿向载荷分布系数K=。
——齿形系数查机械设计教材表10-5得=
——应力校正系数查机械设计教材表10-5得=
Ф——锥齿轮传动的齿宽系数取Ф=
σ==
查机械设计教材图10——20（C）得〔σ〕=400Mp
σ﹤〔σ〕
∴齿根弯曲疲劳强度足够
2）齿面接触疲劳强度计算
σ=5Z
Z——弹性影响系数查机械设计教材表10-6，Z=188Mp
u——传动比u=2
σ=5×
188×
=Mp
查机械设计教材图10-21（d），〔σ〕=525Mp
∴齿接触疲劳强度足够
3.4.5主轴设计计算
1）主轴的材料选择45钢调制处理，初步计算其最小直径。
取A=115，则：
d≧A=115×
=13.7mm
初步取d最小直径为20mm
2）采用下图所示装配方案：
3）确定轴的各段直径和长度
①为了满足轴向定位要求，I-II轴段右端须制造出一轴肩，故取II-III轴段的直径为27㎜，长度为25㎜。
I-II轴段的左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为28㎜。
使带轮绕轴进行转动，为了保证轴端挡圈只压在带轮上，采用的I-II轴段的直径为20㎜，长度为20㎜；
②初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用轴承参照工作要求并根据III-Ⅳ轴段的直径为30㎜，由轴承产品目录初步选取0基本游隙组标准精度级的圆锥滚子轴承32006型其尺寸为d×
D×
T=30㎜×
55㎜×
13㎜,故选用III-IV轴段的直径为30㎜，长度为22㎜。
右端轴承采用采用套筒进行轴向定位。
由手册查得厚度为h=4㎜,取IV-V轴段的直径为30㎜。
套筒右端用定位。
③安装齿轮处的的轴段V-VI的直径为30㎜齿轮左端用挡圈定位。
右端用一套筒定位，同时套筒右端定位带轮。
已知带轮的轮毂宽度为25㎜，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮此轴段
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