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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*********姓名艾福杨日期2013.11.29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 干净地面表2功能方案表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1 23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/min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/min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=1540600n n ==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=1060600n n ==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P C 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。

P C = A K P=1×250=250W式中:P C ——计算功率A K ——工况系数。

查工况系数表得A K =1 P ——所需传递的额定功率 2)选取V 带的型号根据P C 和n 0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1d d =56mm 2)大带轮直径 2d d =i 1d d =3×56=168mm ,取4d d =160mm 3)计算带速v V=10006013⨯n d d π=10006012056⨯⨯π=1.35m/s4)初定中心距 0.7(1d d + 2d d )﹤0a ﹤2(1d d + 2d d ) 156.8 ﹤0a ﹤448 取0a =380mm 5)计算基准长度0d L0d L =20a =2π(1d d + 2d d )+a d d d d 4)(212-=2×380+214.3⨯224+40041502⨯=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=0a +2d d L L - =380+211261120- =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1α=︒180-ad d d d 34-⨯︒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F 0=500z P c ν(aK 5.2-1)+q 2ν=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a ka k =1.25(︒--180051α)=1.25(︒︒--18049.15551)=0.968110)计算轴压力Q Q=2F 0zsin 2a =2130⨯︒⨯6.81sin =249.2N 11)确定带轮结构小带轮d d ≤(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P 0由[2]表查得A K =1,K z =1.1,K p =1 P 0=PZ A K PK K = 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 =1i z ⋅=2⨯25=503)选取链的型号根据P 0和n 3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a 0=40P=508mm链节数02012210222p a z z z z P L P a π+-⎛⎫=++ ⎪⎝⎭=100.9p L =100 中心距002P P L L a a P -=+=508+29.100100-=507.55mm5)计算压轴力 V==⨯⨯⨯=⨯100060605017100060pz 31n 0.85m/sF t =vp1000 Q F =K Q F t =85.0225.025.11000K 10003⨯⨯=vP p =330.88N4)链轮直径 d=zP180sin=95mm 5)轮毂宽度查[2]表得 d 1=10.68mm d 轮毂=d-d 1=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=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=2.06 5)分锥角δtanδ1=1735=0.4857 δ1= 25°54′23″ δ2=64°5′37″6)分度圆直径d1=m z1=4×17=68mm d2=m z2=4×33=132mm 7)锥距RR=11sin 2δd =77.82mm8)齿宽bb=(31~41)R=22mm 9)假想平面齿轮齿数ZcZ c =22sin z δ=38.91mm 10) 参考点锥距R pR p =R -0.415b=77.82-0.415×22=68.69mm 11)小端锥距R iR i =R -b=77.82-22=55.82mm12)齿宽中点螺旋角m β取m β=35°,小齿轮右旋,大齿轮左旋。

13)初定参考点螺旋角/p β/p β=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 β=37.5°,R p =68.69mm,查得标准刀盘半径 r b =44mm ,对应的螺旋角//p β=40°,由表13-3-19得Z w =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Z c =38.91mm, /p β=37.5°,确定选用EN4-44刀盘时用3号刀片 r 2ω=1972mm 2.16)参考点法向模数m pm p =22222ωωZ Z r R c p -+=2×222491.38197269.68--=2.708 17)参考点实际螺旋角βp βp =pc p R Z m 2=69.68291.38708.2⨯⨯=0.7670βp =39°55′ 18)齿高hh=2.15 m p +0.35=2.15×2.708+0.35=6.17mm 19)铣刀轴倾角Δα由h r b =17.644=7.13和βp =39°55′,查机械设计手册图13-3-12得δm ax 2=79°18 所以Δα=0 20)高变位系数x因为Z 1=17﹥16,所以x 1= x 2=0 21)齿顶高h ah 1a =(1+ x 1) m p =(1+0)×2.708=2.708mm h 2a =(1+ x 2) m p =(1+0)×2.708=2.708mm 22)齿根高h fh 1f =h -h 1a =6.17-2.708=3.462mm h 2f =h -h 2a =6.17-2.708=3.462mm 23)切向变位系数x t x 1t =501-μ=5012-=0.02x 2t =- x 1t =-0.02 24)齿顶圆直径d ad 1a = d 1+2h 1a cos δ1=68+2×2.708×cos25°54′23″=72.87mm d 2a = d 2+2h 2a cos δ2=132+2×2.708×cos64°5′37″=134.37mm 25)外锥高A kA 1k =Rcos δ1- h 1a sin δ1=77.82×cos25°54′23″-2.708×sin25°54′23″ =68.816mmA 2k =Rcos δ2- h 1a sin δ2=77.82×cos64°5′37″-2.708×sin64°5′37″ =32.143mm 26)安装距按结构确定A 1=88mm, A 2=72mm27)支承端距HH 1= A 1-A 1k =88-68.82=19.18mm H 2= A 2-A 2k =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′,P R R =69.6882.77=1.13,查得β=48°54 29)弧齿厚s s 1=m(2π+βαcos tan 21x +x 1t )=4×(214.3+βαcos tan 02⨯⨯+0.02)=6.36mm s 2=πm -s 1=3.14×4-6.36=6.2mm3.4.4 锥齿轮的校核T 1=9550n P =9550×1200.058=4.6N ·m F t =11d 2T =0.0684.62⨯=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。

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