小型路面扫雪机的结构设计.

济南大学泉城学院毕业设计
题目小型路面扫雪机的结构设计专业机械设计制造及其自动化
班级机设07Q2
学生马传磊
学号20073006066
指导教师蔡冬梅
二〇一一年五月二十日
1前言
1.1选题的意义
中国有句古话叫做“瑞雪兆丰年’，冬季一场大雪能带来明年的好收成.但是积雪给城市交通带来巨大的麻烦，尤其是我国的北方地区。

我国北方气候寒冷、冬季时间较长，降雪量较大，常会引起塞车、交通事故、行人摔伤等一系列问题，我们的环卫工作人员在大雪后忙于清除主干道等主要路面的积雪，而对于一些非大型机械车辆行驶的路面很难及时的清理，对过往的路人很不方便。

尤其是在一些校园，厂矿企业或居民小区内的小型路面积雪得不到相关部门的及时清除，来往的路人很不方便，甚至出现意外事故，给人们的户外生活带来不便。

目前我国对于较窄路面的清雪方式仍然是依靠人力，用铁锹和扫帚等工具将积雪清理，清雪效率较低，所以，我们准备设计这种针对小型路面除雪的小型机械，提高积雪的清扫效率，为过往的行人带来方便，同时减少了不必要的事故发生，能在大雪后为紧张的环卫部门减轻了一定的压力。

1.2国内外研究现状
扫除冰雪机械在国外已有几十年的历史，其技术先进，现在已经有成型产品在广泛应用。

现在，清雪机械的发展迅速，已经在市场上流通的清雪机主要有铲刮式除雪机系列，抛扬式除雪机系列，刷扫式扫雪机系列，击振式破冰除雪机系列等，但仍以大型车辆带动清雪装置实现清理积雪的任务。

虽然它们整机性能稳定，但是造价都很高，并且不适合学校、单位等住宅小区内路面的清雪工作。

现在市场上的扫雪机按工作方法来分主要有两种类型：
第一种为抛雪式扫雪机。

它利用高速旋转的叶片将雪旋进扫雪机，再沿导管抛运到车上的储雪箱中。

这冲机器最突出的特点是：宽幅、高效、采用大功率主机，在北欧国家使用较广。

第二种是先将积雪收集，再利用输送带向后传送、装车。

这种机器在俄罗斯较常见。

目前国内有几家单位正在进行扫除冰雪机械和扫雪机的研发，产品已进入市场。

1.3本文主要任务
根据目前已有的清雪设备设计出一种适用于学校、社区、工厂的小型清雪装置，能实现集雪、运雪抛雪功能.要进行合理的方案论证和结构设计，并对主要零件进行设计计算校核。

(1)根据国内外资料进行方案设计，进行比较优化，从中选出最优方案。

(2)具体进行各个工作部分的设计，确定其基本尺寸，安装方式。

2扫雪机设计方案分析比较
2.1总体方案的几种组合及比较
方案一:利用吹风的方式，从鼓风机里吹出的高速气流将积雪吹到路边，吹雪式清雪车运行速度较高，有很高的生产率，但它只适用于新鲜雪，对于压实的积雪或冰层无能为力，只能在机场、桥梁和高速路上应用，成本很高，不适合开发小型产品。

方案二:利用一个置于清雪车前部的铲子，随着清雪车的不断前进，将积雪推至路的一边。

推移式清雪车只能将积雪推到路边，不具备集雪能力，且只适用于新鲜雪或破碎后的压实雪，效率较低，容易划伤地面。

方案三:利用机械传动的方式，由集雪器先将积雪搅碎，并输送至一个高速旋转的叶轮，将其抛到路边。

螺旋转子式清雪车适用范围广，无论是松散雪、压实雪清雪效果和效率要比前两方案好，而且这种方案设计，设计出的产品体积小、成本低，适用于道路窄的地方。

因此选用第三种方案。

2.2小型清雪车工作原理简述
2.2.1基本结构
目前小型机械式清雪车主要由原动机、传动装置、集雪装置、抛雪装置、行走系统和操作系统组成。

原动机可以采用电机或发动机，目前大多采用汽油机或柴油机；集雪装置用来收集积雪，主要采用推雪铲或螺旋状搅龙；抛雪装置是将收集的积雪抛到路的一侧或收集装置中。

主要的方式有抛雪叶轮和鼓风机两种。

行走装置是来实现机器的前进，有手推式和自走式两种;操作装置主要控制设备的运转。

2.2.2工作原理
工作时原动机提供动力，经带传动到行走系统和工作部分。

积雪由集雪装置收集到一个腔体内，再由抛雪装置清除出机体内，抛雪叶轮利用高速旋转时的离心力将积雪抛出。

这样在原动机的带动下，清雪车不断的前行，能实现连续的清除积雪。

小型机械清雪机的结构示意图如下：
图2.1扫雪机的结构示意图
2.3 原动机的选择和具体的实施方式
由于本清雪机主要用于室外的小型路面，所以动力机体积不能太大且不适用电动机，我们选用的是微型汽油机。

本课题的设计需求大约是每小时扫雪量为1000
2m ,以积雪密度250kg/m 3,积雪厚度以20cm 计算，每小时的扫雪量为：
kg m kg m m 4323105.7/2503.0100.1×=×××
在抛雪叶轮的作用下，抛雪扬程为3m,那么雪排出的初速度为4m/s,
7.5×104kg ×10N/kg ×4m/s ÷3600=833w
集雪搅龙在积雪的作用下阻力为20N,那么集雪搅龙消耗的功率为:
W s r N 1320/10714.33.020=×××× 其中lOr/s 是搅龙转速。

估计整机重量为200kg ，与路面的摩擦系数取0.2，前进速度约为lm/s,那么前进
消耗的功率为:200×10×0.2=400w
整机消耗的功率为:834w+1320w+400w=2554w
根据以上数据分析以及考虑到功率的磨损等消耗，选用了凯马KM170F 柴油机
表2.1 KM 170F 柴油机参数
首先是由一个传动带将柴油机的动力传给一动力轴，经过一个锥齿轮和带传动分别将动力传给抛雪叶轮和搅雪轮。

结构简图如下：
图 2.2 小型清雪机得传动原理图
1.搅雪轮
2.聚雪斗
3.抛雪筒
4.抛雪轮
5.动力机
6.带传动
7.减速器 8.链传动 9.变速器 10.锥齿轮 11.行走轮
2.3.3集雪装置的设计
本设计采用的是带状螺旋集雪轮，这样的设计能对积雪有很好的破碎作用，不至于发生堵塞的情况。

基本机构如下：
以上形式的集雪装置将切雪，碎雪，集雪，运雪几大功能于一身，具有很好的效果。

左右两
边的绞龙旋向正好相反，将两边的雪集中到中央，传递到抛雪轮下，在抛雪轮的高速旋转下将雪抛出。

3小型清雪机的设计计算和校核
3.1带传动计算
（1）确定工作的功率
由于清雪机的整体载荷变化不大，所以我们取系数 K
A
=1.0 则
P
ca =K
a
P=1.0×3.6KW=3.6KW
公式中：p
a
为计算功率，单位为 kw
k
a
为工作情况系数
p为传动的额定功率
（2）选择带型
由于p
ca
=3.6kw ,小带轮转速为3600r/min,选择A型带。

（3）确定带轮的基准直径 d
1d ,d
2
d
1）初选小带轮的基准直径。

经过查表选取小带轮的基准直径为 d1d=80mm,
2）确定大带轮的基准直径 d2d=80×1.8=144mm
查表选择大带轮的基准直径为140mm
（4）验算带速
V=3.14d
1d
n=3.14×0.08×60r/s=15m/s＜35m/s
（5）确定中心距a和带的基准长度 L
根据公式 0.7（d
1d ＋d
2
d
）＜a
＜2（d
1d
＋d
2
d
）得
154mm＜a
＜440mm
初步确定中心距300mm,
基准长度L,=
()()
a
d
d
d
a
4
d
2
π
2
2
1
2
2
1
+
+
+=949.3mm
取基准长度为 L
d
=900mm
实际中心距则为 a=a 0＋
2
_d
d L L ′=276mm （6）验算主动轮上的包角1α
1α=180o ×
a
d d d d 1
2_×57.3=167.5o ＞1200 所选择的包角符合标准。

（7） 计算带的根数z
计算带的根数的公式为
Z=
l
ca
k k p p p α)00(∇∇+
由d 1d =90mm,转速n=3600r/min 查表得p 0=1.64kw 。

根据n=3600r/min i=1.8 和A 型带 查表的0p ∇
=0.5kw 查表的 k α=0.98, k l =0.87.
于是 p r =(1.64+0.5)×0.98×0.87=1.824 Z=
r ca p p =824
.16
.3=1.97≈2 取 z=2
备注： k α 考虑包角不同时的影响系数 K l 考虑带的长度不同的时候的影响系数 P 0 单根A 带的基本额定功率
0p ∇
计入传动比的影响时，单根A 型带额定功率的增量 （8）确定单根v 带的初拉力的最小值f 0
m in
经查表的单根A 型带的单位长度质量为0.1kg/m,所以 （f 0）m in =500
ααzvk k p ca )_5.2(+ qv 2=500×98
.0152)
87.0_5.2(6.3××＋0.1×152
=122.3N
应使带的实际初拉力F 0＞(F 0)m in
（9）计算压轴力 F p
压轴力的最小值为
（ F p ）m in =2z （f 0）m in sin 21α=2×2×122.3×sin 25
.167=486.3N
公式中 z 带的根数 F 0单根带的预紧力 1α主带轮上的包角
3.2链传动的计算
扫雪机上由减速器到变速器之间的传动方式选用的是链传动的方式，故要对其进行设计计算 （1）选择链条齿数
确定链条传动速比 i=1.4 查表的小链轮的齿数为z 1=25 则 大链轮的齿数 z 2=25×1.4=35＜120 符合要求
（2） 确定计算功率
因为链传动工作平稳，查表选择传动系数为 k a =1.1 ,计算功率为 P c =k a p=1.1×0.4kw=0.44kw
（3） 初定中心距a 0,取定链节数l p
初定中心距a 0
=(30～50)p 取a 0=40p
L p =p a 02＋221z z +＋(π2_1
2z z )2
0a p
=p p 402×＋23525+＋(π225
_35)2
p p 40
=110.1
L P 取偶数 110 节
（4） 确定链节距
首先确定系数 K Z ,K L ,K P 查表得小链轮的齿轮系数为k z =1.34 由图查得k l =1.09 选单排链，得k p =1.0 所需传递的额定功率为
P 0=
p
l z c k k k p =0.109.134.14.0××
kw =280w 选择滚子链型号为12A ， 节距p=19.06mm
（5） 确定链长和中心距
链长L=l p p/1000=2.09m 中心距
a= 4p
[(l p －221z z +)＋2
12221)2_(8_)2_(πz z z z l p +] =406.19[(110－235
25+)+22)
225_35(8_)23525_110(π+]mm
=602.25mm
a ＞550mm 符合设计要求。

中心距的调整量应该大于2p a Δ＞2p=2×19.06=38.12mm
实际安装中心距为 a `
=a －a Δ=602.25－38.12=564.13mm
（6） 求作用在轴上的力
链速
V=6000011p z n =100006
.19252××=1.02m/s
工作拉力f=1000p/v=1000×0.4/1.02=392.16N
链传动的工作平稳，取压轴力系数为K Q =1.2 则轴上的压力为 F Q =FK Q =392.16×1.2=470.6N
（7） 选择润滑的方式
根据链速为1.02m/s,链节距19.06mm 选择油浴和飞溅润滑方式。

设计结果：链条型号 12A-1-110GB1243 ，链轮齿数z 1=25,z 2=35 ;中心距a ,
=563.13mm 压轴力F Q =470.6N 。

3.3变速器的齿轮计算
3.3.1选定齿轮类型，精度等级，材料和齿数 （1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动
（2）扫雪机的运动速度不高，故选用7级精度（GB 10095-98）。

（3）材料选择。

选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS,两者材料硬度相差40HB. (4)选取小齿轮的齿数z 1=25,大齿轮齿数为z 2=2×25=50 3.3.2按照齿面接触强度计算 由设计计算公式进行试算
d t 1≥2.32
3
2
1)]
[(1.H E d z u u kt σ±Φ
(1)确定公式内的各个计算数值。

1)试选载荷系数k t =1.3 2)计算小齿轮的传动转矩
T 1=115105.95n p ××=××40105.954.05
=9.5×104
Nmm
3)选取齿宽系数
d
φ＝１
4) 由表查得材料的弹性影响系数2
1
8.189a E MP Z =。

5) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 550σ2lim =。

6) 计算应力循环次数
h jL n N 1160==60×40×1×（2×8×300×15）
=1.73×108
7
8
21065.82
1073.1×=×=
N
7) 取接触疲劳寿命系数95.0;90.021==HN HN K K 。

8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
)
(5406009.0σ]σ[1
lim 11a HN H MP S
K =×==
)
2
lim 22(5.52255095.0σ]σ[a HN H MP S
K =×==
(2) 计算
1) 试计算小齿轮分度圆直径t d 1，代入][H σ中较小的值。

mm
Z u u T K d H E d t t 4.23)5
.5228.189(231104.63.132.2)]
σ[(1Φ32.2≥32
43
2
11=•××=+•
2) 计算圆周速度v 。

s m n d v t /1028.01000
60844.23π100060π11=×××=×=
3) 计算齿宽b 。

mm
mm d b t
d 4.234.231Φ1=×=•=
4) 计算齿宽与齿高之比h
b。

模数
mm mm
z d m t t 936.025
4.231
1==
=
齿高
h=2.25t m =2.106mm
1.11106
.24.23==h b
5) 计算载荷系数。

根据v =0.103m/s,7级精度，由表查得动载系数08.1=v K ；
因为是直齿轮传动，1==ααF H K K ； 由表查得使用系数25.1=A K ；
由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，423.1=βH K 。

由,423.1,667.10==βH K h
b
查图得35.1=βF K ；所以载荷系数
92
.1423.1108.125.1=×××==β
αH H v A K K K K K
6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得
3
11t
t K K d d = )(7.263
.192
.14.233
mm =×= 7) 计算模数m 。

)(1.125
7
.261
1mm z d m ==
=
3.3.3 按齿根弯曲强度设计
已知弯曲强度的设计公式为
3
2
11)][(2F
Sa
Fa d Y Y z KT m σΦ≥
（1）确定公式内的各计算数值
1） 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE MP 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限
a FE MP 3802=σ；
2） 取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==FN FN K K ； 3） 计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得
)
(57.3034
.150085.0][1
11a FE FN F MP S K =×=σ=
σ
)
(86.2384
.138088.0σ]σ[2
22a FE FN F MP S K =×==
4）计算载荷系数K 。

8225
.135.10.108.125.1=×××==β
αF F v A K K K K K
5） 查取齿形系数。

由表查得 14.2,65.221==Fa Fa Y Y 。

6) 查取应力校正系数。

由表查得 83.1,58.121==Sa Sa Y Y 。

7） 计算大小齿轮的
]
[F Sa
Fa Y Y σ并加以比较。

01379.057
.30358
.165.2]σ[111=×=F Sa Fa Y Y 01640.086
.23883
.114.2]σ[222=×=F Sa Fa Y Y 大齿轮的数值偏大。

（2） 设计计算 将数值代入公式 3
2
11)][(2F
Sa
Fa d Y Y z KT m σΦ≥ ，得 )(79.101640.025110166.38225.12≥
3
2
4
mm m =×××××
对比计算结果，根据齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于根据齿根弯曲疲劳强度计算的模数，因为齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿径直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算所得的模数1.79。

并就近圆整为标准值m=2,按接触强度算得的分度圆直径d 1=26.7mm
算出小齿轮的齿数
Z 1=
m d 1= 1
.17.26=25 大齿轮的齿数 z 2=3×25=75
这样设计的齿轮传动，既满足了吃面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。

3.3.4 几何尺寸计算 (1）计算分度圆直径
d 1=z 1m=2×25=50mm d 2=z 2m=75×2=150mm
(2) 计算中心距
a=
221d d +=2
75
50+=62.5mm (3)计算齿轮的宽度
b=d φd 1=1×50=mm
3.4 轴的结构设计计算和校核
3.4.1 轴的结构设计
(1)求输出轴上的功率2P ，转速2n 和转矩2T
输入功率为3.0kw ,取带传动的传动效率η=0.97，则
kW
P P 91.297.00.3η
2=×=
又因为
min)
/(20008
.11
360011
2r i
n n =×==
于是得到
)
(138952000
91
.295500009550000
2
22mm N n P T •=×==
(2) 求作用在皮带轮上的力
因为已知皮带轮的分度圆直径为 140mm.
所以圆周力
)(5.198140
13895
221
2N d T F t =×=
=
(3) 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。

取0A =112，于是得
)(69.132000
91
.21123
3
2
20min mm n P A d =×==
考虑到安装皮带轮的内径，故取输出轴最小直径为25mm ，即1d =25mm 。

(4) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
01段要安装一皮带轮，根据皮带轮的直径取其长度为40mm,,03段安装深沟球轴承，取其长度为17mm,,06段安装的是锥齿轮，取其长度为70mm,轴端安装的是皮带轮，根据其厚度，取轴端段长度为35mm 。

其余长度则根据分配需要来确定 (5) 初步选择滚动轴承。

因轴承只需要承受径向力的作用，也承受到轴向力的作用，故选用深沟球轴承6007，和圆锥滚子轴承30207。

3.4.2 轴的校核
因此轴的转速较高所以要对该轴进行校核，以保证扫雪机整体质量 发动机传到轴上的功率为p 2为3kw,转速为2000r/min (1) 求轴上的功率p 2和转矩T 2 P 2=P η=3 ×0.8=2.4(kw) T 2=9.55×106
N P 2=9.55×106×2000
4.2=11460(N) (2)求作用在轴端的力
已得轴端的分度圆直径为d 1=20mm
f t =
122d T =20
11460
2×=1146N F R =f t r
n cos tan α=1146×00
18.3cos 20tan =417.75N
F a =f t tan γ=1146×tan3.180=63.67N
圆周力F t ,径向力F r 和轴向力F a 的方向如下图
L 1 =50㎜ L 2=750㎜ （3）求轴上的载荷
t NH NH F F F =+21
r NV NV F F F =+21
2211L F L F NH NH •=•
)
(463405010741
1mm N L F M NH H •=×==
又因为
2
2
V H M M M +=
从轴所在的位置来看，轴端位子是最危险的截面，计算其M, M V ,M H ，列于下表。

载荷 水平面H
垂直面V
支反力 F 1NH =1074N F 2NH =72N F 1NV =391N F 2NV =26N 弯矩M M H =46340N.mm
M 1V =19582N.mm
总弯矩
M=221958246340+=50307N.mm
扭距T
T 2=11470N
（4） 按弯矩合成应力校核轴的强度 取α=0.6，轴上的应力计算 ca σ=
W
T M 2
212)(α+=
3
2
2701.0)114706.0(50307××+=1.4Mpa
轴的材料为45号钢，调质处理，查的[1_σ]=60 Mpa,因此ca σ＜[1_σ]，故安全
3.5 轴上锥齿轮的设计计算
3.5.1按齿面接触疲劳强度进行计算
设计计算公式是：
（1）确定公式内的各计算数值
1) 初选载荷系数：K=2.0
2）小齿轮传递转矩： T 1=9550×833/2000=3977.6 (N·MM) 3）选取齿宽系数：ΦR=1/3
4)查得材料的弹性影响系数：ZE=189.8MPa 2
1
5)查得齿轮的接触疲劳强度极限：σHlim1=σHlim2=550MPa. 6)应力循环次数：
N1=60n1jLh=60×2000×1×(8×365×10)=3.5×109 N2=N1/2=1.75×109
7)查得接触疲劳寿命系数：K HN1=0.90，K HN2=0.95
8)计算接触疲劳许用应力,取失效概率1％，安全系数S=1。

[σH ]1=
MPa S
K im HN 4955509.01
l 1=⨯=σ [σH ]2=
MPa S
K im HN 5.52255095.02
l 2=⨯=σ （2）计算
1)计算小齿轮最小分度圆直径
( )
3
2 1 2 1 5 . 0 1 ) ] [ ( 92 . 2 u KT
Z d R R H E t φ φ σ - =
()321
2
15.01)]
[(
92.2u
KT Z d R R H E t φφσ-=
=[]
3
22
2)3
15.01(3/133792)
4955.189(
92.2×× =73.54(mm)
2)计算圆周速度υm
=
⨯=
1000
601
m n d m πυ)/m 6.71000
602000
54.73πs （=×××
3)计算载荷系数
==βαH H V A K K K K K 1×1.15×1×(1.5×1.25)=2.156
4)按实际载荷系数校正所得的分度圆直径
)(35.762
156.254.73d 33
11mm k k d t t =×== 5)计算模数
==
11m z d )(69.145
35
.76mm =
3.5.2按齿根弯曲强度设计 设计公式：
()[]
3
2
2
1
2
1
1
5.014m F S F R R a
a Y Y u Z KT σφφ+-≥
（1）确定公式内的各计算数值
1)查得弯曲疲劳极限
a 38021MP FE FE ==σσ
2)弯曲疲劳寿命系数
85.021==FN FN K K
3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[][]）
a (71.2304
.1380
85.01
121MP S
K FE FN F F =⨯=
==σσσ 4)载荷系数K
()156.225.15.1115.11=⨯⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
5)齿形系数、应力校正系数
91.21a =F Y ，53.11=Sa Y 45.22a =F Y ，65.12=Sa Y
6)计算大小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较
[]01930.071
.23053
.191.21
1
1=⨯=
F Sa Fa Y Y σ
[]01752.071
.23065
.145.22
2
2=⨯=
F Sa Fa Y Y σ
（2）计算
()[]
=+-≥3
2
2
1
2
1
15.014m F S F R R a
a Y Y u Z KT σφφ 1.89mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.89并就近圆整为标准值m=2，按接触强度算得的分度圆直径d1=73.54mm ，算出小齿轮齿数
37≈2
54.7311==m d Z
为使做成独立的齿轮，便于加工，取小齿轮齿数40，大齿轮齿数
=2Z 2×40=80
既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

3.5.3几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
)(80240d 11mm m z =×== )(160280d 22mm m z =×==
（2）计算锥距
)(9.722/80405.12/222
221mm z z m R =+×=+=
（3）计算齿轮宽度等各个数据参数
B≤R/3=24.03(mm) 取B=24mm
分锥角
ο565.26100/50arctan()/tan(a δ211===）z z rc
οο435.639012=-=δδ
齿顶高
)(2mm m m h h a a ===
齿根高
)(6.322.1)(mm m c h h a f =×=+=
齿顶圆直径
)(6.83565.26cos 2280δcos 2d 111mm h d a a =××+=+=ο )mm 81.162435.63cos 22160δcos 2d 222（=××+=+=οa a h d
齿根圆直径
)(8.76565.26cos 8.1280δcos 2d 111mm h d f f =××==ο ）
（mm 37.158435.63cos 8.12160δcos 2d 22
2=××==οf f h d 齿根角
ο39.1)9.72/8.1tan(ar )/arctan(θf ===c R h f
顶锥角
f θδδ+=1a1=26.5650+1.390=27.9550
f θδδ+=2a2=63.4350+1.390=64.5250
根锥角
f θδδ-=1f1=26.5650－1.390=25.1750
f θδδ-=2f2=63.4350－1.390=62.0450
3.6减速器的选择
由原动机传出的转速较高，而扫雪机的行走速度需要接近人正常行走速度，所以需要一减速器来减小其转速，考虑到扫雪机的容积量的大小，需要一小型的减速器，综合市场出售的减速器来看，选取了泰州红旗减速器有限公司生产的AQH25型减速器，此减速器可用于正反两向运转，减速器的最高转速不大于2000r/min，而且减速器可在零下40摄氏度的低温下工作，减速器有九种传动比，和三种低速轴轴端形式（可根据工作需要来选取），同时此减速器外形尺寸为440×230×325mm,符合安装要求。

4 结论
由于是第一次完整的设计一个产品，难免会有许多不足之处，比如扫雪机得方向没法自动控制，仍需要人力来完成，同时没有将动力机和减速器集合到箱体内，影响了整车的美观，这仍然需要在以后的设计工作中积累经验完善自己的不足。

但是通过此次独立的完成自己的毕业设计，学到了很多东西，积累了一定的工作经验，并把这几年学到的专业知识又重新拾起，受益匪浅。

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