扫地车设计

机械系统大作业作业题目扫地车设计专业班级机设103班学号100103077姓名艾福杨日期2013.11.291第一章总体方案设计1.1研究给定的设计任务表1扫地车设计任务书1.2设计任务抽象化编号名称扫地车设计单位辽宁工业大学起止时间主要设计人员艾福杨设计费用设计要求功能主要功能：清洁地面适应性制粒对象：公共场所的大厅，走廊清扫能力效率：20㎡/min可靠度整机可靠度：99.9%。使用寿命10年人机工程操作方便、造型美观。安全性漏电保护，故障停机保护2扫地盘旋转扫地筒旋转扫地盘传动扫地滚传动动力功能传动功能扫地车控制功能安全保护转速控制速度控制图1扫地车黑箱1.3确定工艺原理方案扫地盘，扫地筒清扫1.4确定加工工艺方案，画工艺路线图图2工艺路线图1.5功能分解，画出功能树图3功能树1.6确定每种功能方案、构造形态学矩阵扫地盘将垃圾集中扫地筒将垃圾扫入垃圾箱垃圾箱收集垃圾脏地面干净地面3表2功能方案表表3形态学矩阵分功能功能解123A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速度控制人工控制机械控制电脑定时D转速控制人工控制机械控制电脑定时1.7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1.8方案评价，确定一种方案A1—B1—C2—D11.9画出整机的方案简图扫地功能垃圾清理机械清扫，吸尘器，人工清扫垃圾收集铁箱，朔料袋，人工收集动力功能扫地盘动力电动机，柴油机，汽油机扫地筒动力电动机，柴油机，汽油机传动功能扫地盘传动带传动，齿轮传动，链传动扫地筒传动带传动，齿轮传动，链传动控制功能速度控制人工控制，机械控制，电脑定时转速控制人工控制，机械控制，电脑定时4图4方案简图1，扫地盘2，扫地筒3，垃圾箱1.10总体布置设计，画出总体布置图123图5总体布置图1，扫地盘2，扫地筒3，垃圾箱1.11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/min5第二章执行系统设计2.1画出执行系统方案简图图6扫地滚筒图7扫地圆盘2.2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扫地车扫地盘转速为60r/min，扫地筒40r/min6第三章传动系统设计3.1动力机选择类比选用12V250W齿轮减速电机，其输出转速为600r/min3.2传动比分配电机到II轴(扫地筒轴)之间的总传动比i=1540600nn筒电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=1060600nn刷电齿轮间传动比i=23.3各轴功率、转矩和转速的确定查得：η齿=0.97、η承=0.99、η链=0.95、η带=0.96表4各轴功率、转矩和转速表3.4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=AKP=1×250=250W式中：PC——计算功率AK——工况系数。查工况系数表得AK=1P——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带轴号功率P（w）转矩T（N·mm）转速（r/min）0轴（电机）2503.98600Ⅰ（主轴）225.820.8120Ⅱ（扫地筒轴）87.218.7540Ⅲ（扫地盘轴）477.56073.4.1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1dd=56mm2）大带轮直径2dd=i1dd=3×56=168mm，取4dd=160mm3）计算带速vV=10006013ndd=10006012056=1.35m/s4）初定中心距0.7（1dd+2dd）﹤0a﹤2（1dd+2dd）156.8﹤0a﹤448取0a=380mm5）计算基准长度0dL0dL=20a=2（1dd+2dd）+adddd4)(212=2×380+214.3224+40041502=1126mm查机械设计手册12-1-4，取基准长度Ld=1120mm6）确定中心距a=0a+20ddLL=380+211261120=374mm考虑到滚筒与带轮2之间有一定的间隙，所以取a=380mm7）小带轮包角1=180-adddd3460=180-38011260=163.2°﹥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=500zPc(aK5.2-1)+q28=500（95.05.2-1）+0.1235.0=130N式中q由教材[2]表4-1查得q=0.1Kg/m，由教材式4-20包角系数akak=1.25(180051)=1.25(18049.15551)=0.968110）计算轴压力QQ=2F0zsin20a=21306.81sin=249.2N11）确定带轮结构小带轮dd≤(2.5-3)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AK=1，Kz=1.1，Kp=1P0=PZAKPKK=250w2）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1z=25又2z=1iz=225=503）选取链的型号根据P0和n3确定，选链号为N010A。所以P=15.875mm4）确定中心距a初步选定中心距a0=40P=508mm链节数02012210222pazzzzPLPa=100.9pL100中心距002PPLLaaP=508+29.100100=507.55mm95)计算压轴力V=100060605017100060pz31n0.85m/sFt=vp1000QF=KQFt=85.0225.025.11000K10003vPp=330.88N4）链轮直径d=zP180sin=95mm5）轮毂宽度查[2]表得d1=10.68mmd轮毂=d-d1=84.32mm3.4.3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=43）齿数比由传动关系可知，齿数比μ=24）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=2.065）分锥角δtanδ1=1735=0.4857δ1=25°54′23″δ2=64°5′37″6）分度圆直径d1=mz1=4×17=68mmd2=mz2=4×33=132mm7)锥距RR=11sin2d=77.82mm8）齿宽bb=(31~41)R=22mm9）假想平面齿轮齿数Zc10Zc=22sinz=38.91mm10)参考点锥距RpRp=R－0.415b=77.82－0.415×22=68.69mm11）小端锥距RiRi=R－b=77.82－22=55.82mm12)齿宽中点螺旋角m取m=35°，小齿轮右旋，大齿轮左旋。13）初定参考点螺旋角/p/p=0.914（βm+6°）=0.914×（35°+6°）=37.5°14）选择铣刀盘由机械设计手册图13-3-10，根据/p=37.5°，Rp=68.69mm,查得标准刀盘半径rb=44mm，对应的螺旋角//p=40°，由表13-3-19得Zw=415）选择刀片型号由机械设计手册图13-1-11和表13-3-19，根据Zc=38.91mm,/p=37.5°,确定选用EN4-44刀盘时用3号刀片r2=1972mm2.16)参考点法向模数mpmp=22222ZZrRcp=2×222491.38197269.68=2.70817)参考点实际螺旋角βpβp=pcpRZm2=69.68291.38708.2=0.7670βp=39°55′18）齿高hh=2.15mp+0.35=2.15×2.708+0.35=6.17mm19)铣刀轴倾角Δα11由hrb=17.644=7.13和βp=39°55′，查机械设计手册图13-3-12得δmax2=79°18所以Δα=020）高变位系数x因为Z1=17﹥16，所以x1=x2=021）齿顶高hah1a=(1+x1)mp=(1+0)×2.708=2.708mmh2a=(1+x2)mp=(1+0)×2.708=2.708mm22）齿根高hfh1f=h－h1a=6.17－2.708=3.462mmh2f=h－h2a=6.17－2.708=3.462mm23)切向变位系数xtx1t=501-=5012=0.02x2t=-x1t=-0.0224）齿顶圆直径dad1a=d1+2h1acosδ1=68+2×2.708×cos25°54′23″=72.87mmd2a=d2+2h2acosδ2=132+2×2.708×cos64°5′37″=134.37mm25)外锥高AkA1k=Rcosδ1-h1asinδ1=77.82×cos25°54′23″－2.708×sin25°54′23″=68.816mmA2k=Rcosδ2-h1asinδ2=77.82×cos64°5′37″－2.708×sin64°5′37″=32.143mm26)安装距按结构确定A1=88mm,A2=72mm1227)支承端距HH1=A1－A1k=88－68.82=19.18mmH2=A2－A2k=72－32.14=39.86mm28)大端螺旋角β查机械设计手册图13-3-16，由βp=39°55′，PRR=69.6882.77=1.13,查得β=48°5429）弧齿厚ss1=m(2+costan21x+x1t)=4×(214.3+costan02+0.02)=6.36mms2=πm－s1=3.14×4－6.36=6.2mm3.4.4锥齿轮的校核T1=9550nP=9550×1200.058=4.6N·mFt=11d2T=0.0684.62=135N1）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。σF=)5.01(RSaFatbmYYKF式中：K——载荷系数K=KAKVKK查机械设计教材表10-2得使用系数KA=1；查机械设计教材图10-8得动载系数KV=1.15；查机械设计教材表10-3得齿间载荷分布系数K=1.1；查机械设计教材表10-4得齿向载荷分布系数K=1.1。FaY——齿形系数查机械设计教材表10-5得FaY=2.97SaY——应力校正系数查机械设计教材表10-5得SaY=1.52ФR——锥齿轮传动的齿宽系数取ФR=0.3313σF=)33.05.01(42252.197.213539.1=11.52Mpa查机械设计教材图10——20（C）得〔σF〕=400MpaσF﹤〔σF〕∴齿根弯曲疲劳强度足够2）齿面接触疲劳强度计算σH=5ZEudKTRR3121)5.01(式中：ZE——弹性影响系数查机械设计教材表10-6，ZE=188Mp21aФR——锥齿轮传动的齿宽系数取ФR=0.33u——传动比u=2σH=5×188×268)5.033.01(33.09.439.132=6.45Mpa查机械设计教材图10-21（d），〔σH〕=525MpaσH﹤〔σH〕∴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A0=115，则：dmin≧A033np=115×31202032.0=13.7mm