道路垃圾清扫机设计毕业论文设计

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湖南农业大学东方科技学院
全日制普通本科生毕业设计
道路垃圾清扫机设计
ROAD SWEEPING MACHINE DESIGN
学生姓名：汤毓
学号：200841914711
年级专业及班级：2008级机械设计制造及其自动化
(7)班
指导老师及职称：全腊珍教授
学部：理工学部
湖南·长沙
提交日期：2012年5月
湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生
毕业设计诚信声明
本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。

除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。

对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。

同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。

本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。

毕业设计作者签名：
年月日
目录
摘要 (1)
关键词…………………………………………………………………………………错误!未定义书签。

1 前言……………………………………………………………………………………错误!未定义书签。

1.1垃圾清扫现状分析………………………………………………………………错误!未定义书签。

1.2国内外垃圾清扫机械化发展现状………………………………………………错误!未定义书签。

1.3国内清扫机发展趋势……………………………………………………………错误!未定义书签。

2垃圾清扫总成设计计算……………………………………………………………错误!未定义书签。

2.1设计思想…………………………………………………………………………错误!未定义书签。

2.2总体结构设计……………………………………………………………………错误!未定义书签。

2.3各主要机构参数的设计和验算…………………………………………………错误!未定义书签。

2.3.1 垃圾清扫设计……………………………………………………………错
2.3.2 垃圾输送收集装置设计…………………………………………………错误!未定义书签。

2.3.3 推动清扫机所需功率计算………………………………………………错误!未定义书签。

2.3.4 清扫机扫辊速度验算……………………………………………………错误!未定义书签。

2.3.5 行走设计…………………………………………………………………错误!未定义书签。

2.3.6 垃圾清扫机的动力匹配…………………………………………………错误!未定义书签。

3 操作系统的确定及设计算 (7)
3.1传动方案的确定…………………………………………………………………错误!未定义书签。

3.2设定各级传动比和主要参数……………………………………………………错误!未定义书签。

3.2.1 传动比确定………………………………………………………………错误!未定义书签。

3.2.2 各轴转速确定……………………………………………………………错误!未定义书签。

3.2.3 各轴转矩计算……………………………………………………………错误!未定义书签。

3.2.4 各轴功率计算……………………………………………………………错误!未定义书签。

3.3主要工作零部件的设计计算……………………………………………………错误!未定义书签。

3.3.1 第一级传动带轮设计……………………………………………………错误!未定义书签。

3.3.2 第二级传动带轮设计…………………………………………………错
3.3.3 第三级传动链传动设计………………………………………………错误!未定义书签。

3.3.4 齿轮传动（驱动输送带）的设计………………………………………错误!未定义书签。

4 主要受力零件的强度或寿命校核计算………………………………………………错误!未定义书签。

4.1轴的设计计算及校核……………………………………………………………错误!未定义书签。

4.1.1 第一级从动轴设计计算及校核………………………………………错误!未定义书签。

4.1.2 第二级从动轴设计计算及校核………………………………………错误!未定义书签。

4.2轴承的设计计算及其校核………………………………………………………错误!未定义书签。

4.2.1 第一级从动轴轴承设计计算及其校核………………………………错误!未定义书签。

4.2.2 第二级从动轴轴承设计计算及其校核………………………………错误!未定义书签。

4.2.3 第三级从动轴轴承的设计计算及其校核……………………………错误!未定义书签。

4.3键的设计计算及校核……………………………………………………………错误!未定义书签。

4.3.1 第一级从动轴上联接键的校核………………………………………错误!未定义书签。

4.3.2 第二级从动轴上联接键的校核………………………………………错误!未定义书签。

4.3.3 第三级从动轴上联接键的校核………………………………………错误!未定义书签。

4.3.4 上滚轮轴联接键的校核………………………………………………错误!未定义书签。

5 结论……………………………………………………………………………………错误!未定义书签。

5.1主要优点…………………………………………………………………………错误!未定义书签。

5.2主要缺点…………………………………………………………………………错误!未定义书签。

5.3有待改进的地方…………………………………………………………………错误!未定义书签。

5.4维护和保养………………………………………………………………………错误!未定义书签。

6 设计心得..........................................................................................错误!未定义书签。

参考文献................................................................................................错误!未定义书签。

致谢 (30)
道路垃圾清扫机的设计
学生：汤毓
指导老师：全腊珍
（湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128）
摘要：本文叙述了道路清扫机械化的现状，以及未来的发展趋势。

该清扫机以电动机为动力源，通过带传动、链传动以及齿轮传动带动清扫辊和传送带工作。

该清扫机主要用于平坦道路的垃圾清扫，提高了清扫效率，降低了清洁工人的劳动强度。

该清扫机成本低，使用性能好，寿命长，非常适合清洁工人使用。

关键词：清扫机；传动；设计计算
Road Sweeping Machine Desigh
Student:Tang Yu
Tutor:Quan la-zhen
（Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128）
Abstract:The essay describes the current situation of road sweeping mechanization, and its development trendency in future. The sweeping machine use the motor as power source, use the belt transmission, chain drive, gear driven roller and conveyor belt to work. The sweeper is mainly used for the rubbish in the flat road, it also improve the cleaning efficiency and reduce the labor intensity of cleaners. The cleaning machine of low cost, good performance ,long life is remarkably fit for cleaners.
Key Words: Cleaning machine; Sweep roll; Design calculations
1 前言
1.1 垃圾清扫现状分析
随着经济社会的迅速发展，城市、工厂生产、公共交通、市政建设、园林绿化、环境卫生等行业的工作任务越来越重，人们对生活环境要求的不断提高。

然而环卫行业设备的发展现状与当前经济社会发展形势存在很大差距，道路清扫设备落后的问题较为突出。

这就要求养护手段要不断改进，就路面清扫而言，亟需由以往原始笨拙的低
效率的人工清扫改为现代灵活高效率的机械清扫 [1]。

因此，很有必要创造条件，实现清扫机械化，以减轻清扫工人的劳动强度，改善劳动条件，不断提高道路清扫质量和环境卫生水平，本课题的研究有着十分重要的现实意义。

1.2 国内外垃圾清扫机械化发展现状
目前，我国的国产扫路车在品种规格上、使用性能上已能基本满足国内各种需求。

产品规格从2t到8t，有将近8个规格 [2]，清扫车的作业方式主要为湿式吸扫结合,动力为主、副双发动机形式,扫刷布置形式为前置和中置两种,吸嘴形式有中置长吸嘴、后置短吸嘴和侧置小吸嘴三种形式,风机形式有通用和专用风机两种形式。

国产产品存在外形单调、功能单一、操作不方便、清扫效率低等问题。

国外清扫车由于有几十年的发展史,加之基础零部件可靠性高,因此都有一个共同的特点,可靠性相对国内产品要高；而且早已广泛应用了先进的电子技术，有些还应用了有线和无线遥控。

1.3 国内清扫机发展趋势
随着许多新兴的中小城市正在崛起, 城市化规模不断扩大, 路面清洁养护已经越来越重要，清扫机发展前景会越来越好。

在功能多样性方面，由单一功能向多功能方向发展；在传动系统方面，由机械传动向全液压传动的方向发展；在除尘方面，由干式除尘方式向湿式除尘方式发展[3]；在清扫方式上，由纯吸式、纯扫式向吸扫复合式方向发展；在重量和体积方面，由体积大、自重大的清扫机向体积小和轻便式，综合利用价值高的方向发展 [4]。

2. 垃圾清扫机总成设计计算
2.1 设计思想
本垃圾清扫机由清扫部分，传送部分，行走部分和箱体、箱架等结构组成，其特征在于清扫部分由横置带有清扫刷苗的清扫滚筒构成；清扫机将街道上的垃圾通过清扫滚筒清扫并抛掷到传送部分中的传送带上，传送带通过齿轮变向实现与清扫机行走方向成反向旋转，然后垃圾在传送带的末端由于重力的作用掉入垃圾桶中；走部分由两个定向前轮和两个万向后轮实现，既方便又经济；箱体、箱架主要由角钢焊接而成，部分零件用螺栓连接，垃圾箱用塑料制成[5]。

本设计的创新特点首先是利用电动机作为动力来源，清洁环保，操作方便；其次是清扫滚筒用链传动，链传动无弹性滑动和整体打滑现象，能保持准确的平均传动比，能在潮湿和油腻的环境中工作；最后，利用卧式滚刷对路面起清扫及垃圾抛起的双重作用。

以上小小的创新能够降低清洁员的劳动强度，提高工作效率的目的。

2.2 总体结构设计
总体结构分为以下几个部分：
（1）垃圾清扫总成：有清扫滚筒、清扫刷苗、清扫滚筒链轮。

清扫辊通过轴承座固定在机架中间，轴承座主要通过六角螺栓固定在机架底盘上，清扫刷苗是通过定位销来实现轴向固定。

（2）垃圾输送收集装置：由上料板、垃圾输送带、上滚轮总成、下滚轮总成、变向轴以及垃圾桶等部件组成。

具有结构简单、作业质量好、价格低廉、拆装转移方便、操作轻巧省力等特点。

（3）行走机构：有四个万向轮组成,前两个不可变向，后两个可改变方向。

（4）操作系统：手推式扶手，控制电机开关。

（5）动力匹配：由电瓶驱动的直流电动机。

其结构图如图1：
1.机架
2.链轮
3.清扫滚筒总成
4.上料板
5.输送带
6.下滚轮总成
7.皮带轮
8.第二级从动轴
9.电瓶 10.万向轮 11.第一级从动轴 12.皮带 13.电动机 14.垃圾箱 15.上滚轮总成 16.扶手 17.齿轮
图1 垃圾清扫机主要结构图
Fig.1 Main structure map of road sweeping machine
2.3 各主要机构参数的设计和验算
已知条件：清扫机生产率为h /km 20
2.3.1 垃圾清扫设计
清扫轮消耗功率N 主要包括：克服刷苗和地面间摩擦力所需的功率1N ，刷苗变形所消耗的功率2N ，克服空气阻力所需的功率3N ,克服垃圾与上料板的摩擦阻力所需的功率4N ，提升垃圾所消耗的功率5N 得。

54321N N N N N N ++++=[6]
（1）主要参数
清扫辊半径：85mm
清扫轮宽幅：600mm
尼龙刷苗与地面间摩擦系数：0.4
刷苗自由长度：120mm
尼龙刷苗直径：3mm
刷苗变形量：25mm
工作刷苗数量：200
清扫轴链轮半径：81mm
清扫轮转速：62.5rmin
（2）由相关公式计算清扫部分所需功率 [6] 克服刷苗和面间摩擦力所需功率,
ημ1000/)(1m V V P N +=
（1） P-变形刷苗对路面上的压力（N ）；
μ-尼龙刷苗与地面间摩擦系数为0.4；
m V -刷苗圆周线速度取ms ；
V-扫路车行走速度为大于0.09ms ，取0.09ms ；
η-传动效率为0.9；
P 值可根据以下公式计算；
)1arccos()]2(18.01[)/(103.531
22R h
V Z h L EJ d P m --+⨯⨯=
（2） d-尼龙刷苗半径为m 3103-⨯；
R-滚刷半径为0.205m ；
L-刷苗自由长度为0.12m ；
E-刷苗弹性模量取Pa 11109.0⨯；
J-刷苗断面惯性矩为4121097.3m -⨯；
=62.5rmin ，可计算
083.0180/)2(/)2(3)arcsin(2=⨯--⨯-=πϕR R h Rh h R （5）
因此，刷苗变形所消耗的功率为
Kw L
EJ h d n Z N 033466.01026.02
372=⨯⨯⨯
⨯=-ϕ （6） 计算克服空气阻力所消耗的功率为 Kw N N 00154.001.013=≈ 克服垃圾与上料板的摩擦阻力所需的功率为
Kw V P N m 04487.09
.01000315.015.06.85410004=⨯⨯⨯==ημ （7） 提升垃圾所消耗的功率5N 太小可忽略不计。

所以清扫部分所消耗的总功率为：
Kw N N N N N N 24.0004487.000154.0033466.0154.054321≈++++=++++=
2.3.2 垃圾输送收集装置设计
滚轮外经：150mm
滚轮转速：100rmin
传送带宽幅：600mm
小齿轮分度圆直径1d ：50mm
大齿轮分度圆直径2d ：250mm
小齿轮齿数1z ：20
大齿轮齿数2z ：100
齿轮模数m ：2.5mm
齿轮计算过程在写在后面3.3.4节。

输送带所需功率计算；
假定每一时刻输送带载有的垃圾量和皮带重量为m=5kg ，忽略倾斜的角度不计；传送带的线速度为
s m nr v /79.060
107510026023
=⨯⨯⨯==-ππ[10] （8） 输送带所需功率为
kw mgv v F p w w e 041.096
.0100079.08.9510001000=⨯⨯⨯===ηη输送带 （9） 2.3.3 推动清扫机所需功率计算
假设最恶劣的工作环境，当整机重kg M 80=，阻力系数7.0=f ，清扫机以前进速度工作s m V /09.0=计算。

则有：
kw Mgfv Fv P 05.01000
1000=== [11] （10） 2.3.4 清扫机扫辊速度验算
设定清扫轮刷苗与上料板最后接触的位置与上料板最高点的距离为mm H 50≈.设刷苗最远端的线速度为v ，要使质量为m 的垃圾上抛到最高点，由参考文献[19]得知必须满足下面条件：
mgH mv ≥22
1 [12] （11） 计算s m gH v /98.005.08.922=⨯⨯=≥ 又有s m s m nr v /98.0/34.160
102055.6226023
>=⨯⨯⨯==-ππ 所以清扫车的电机能够保证垃圾顺利地抛送到传送带上。

2.3.5 行走设计
清扫机行走速度：由公式 B v f ⨯=1000，取m B 6.0=，h m f /k 20=得
s m h Km B
f v /09.0/33.01000=== [13] （12） 只要清扫机在不低于0.09ms 的行走速度下运行，就能够保证生产率的额定值。

2.3.6 垃圾清扫机的动力匹配
（1）电动机的选择
由以上计算可知清扫机所需要的功率为
kw
P N P 284.0041.024.0=+=+=输送带 [14] 电动机类型和结构型式
电动机类型和结构型式可以根据电源的种类、工作条件（温度、环境、空间尺寸）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。

在移动的设备中和蓄电池配套的较常使用的电机有直流电动机和步进电动机。

直流电动机的优点：容易购得，型号多，功率大，接口简单，适合大型机器。

直流电动机的缺点：太快需要齿轮减速器，电流通常较大，较难与车轮装配，控制复杂
步进电动机的优点：精确的速度控制，型号多，适合室内机器人的速度，接口简单，便宜。

步进电动机的缺点: 功率与自重比小，电流通常较大，体积大，较难与车轮装配，负载能力低，功率小，控制复杂，运动时产生震动。

清扫机多在室内环境下工作，要求控制较简单，运行平稳，因此选择直流电动机[15]。

选定ZYT 系列直流永磁电机为动力源（博山电机）[17]。

电机型号：110ZYT105
额定功率：400W 0=P
电压：24V U =
扭矩：m 1274m N 0•=T
转速：3000r/m in 0=n
（2）电池的选择
选定两个12V 铅酸蓄电池为电源，重量大约15斤个
同时布线时应该注意：根据电机的位置选择符合规格的电线，剪取所要的电线长度，将电机联起来，一端通过开关以后，一端接到24V 电源正负极上，开关装在扶手旁边容易摸到的地方。

3. 操作系统的确定及主要工作部件的设计计算
3.1 传动方案的确定
方案一
图2 垃圾清扫机传动方案一
Fig.2 The first transmission scheme
方案二
图3 垃圾清扫机传动方案二
Fig.3 The second transmission scheme
由以上两个方案可知，根据清扫机清扫时的实际情况，选用方案二更加合理恰当。

因为摩擦式带传动有弹性滑动，不能用于分度系统；摩擦易起电，不宜用于易燃易爆场合。

轴与轴承受力较大，带传动寿命较短 [16]。

而链传动平均传动比为常数，链条元件间形成的油膜有吸振能力，对恶劣环境有较强的适应能力，工作可靠，轴上载荷较小。

所以选择方案二更合理[19]。

3.2 设定各级传动比和主要参数
3.2.1 传动比确定
第一级传动比61=i
第二级传动比42=i
第三级传动比23=i
上滚轮轴齿轮传动比54=i
3.2.2 各轴转速确定
第一级从动轴m in /5001r n =
第二级从动轴m in /1252r n =
第三级从动轴m in /5.623r n =
上滚轮轴m in /1004r n =
3.2.3 各轴转矩计算
第一级从动轴mm N i T T •=⨯⨯=24.73381101η
第二级从动轴mm N i T T •=⨯⨯=8.281782212η
第三级从动轴mm N i T T •=⨯⨯=8.546663323η
上滚轮轴mm N i T T •=⨯⨯=8.341224414η
3.2.4 各轴功率计算
第一级从动轴w P P 384101=⨯=η
第二级从动轴w P P P 38.329212=⨯-=η）（输送带
第三级从动轴w P P 2048.316323=⨯=η
上滚轮轴w P P 12.357414=⨯=η
3.3 主要工作零部件的设计计算
3.3.1 第一级传动带轮设计
已知电机额定功率400W 0=P ，转速3000r/m in 0=n ，第一级传动比61=i
，设定连续工作8小时。

（1）确定计算功率ca P
根据《机械设计》（第七版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书） [19]表8-7查得工作情况系数1.1=A K ，故计算
w w P K P A ca 4404001.1=⨯== （13）
（2）选取V 带带型
根据ca P 0,n ，由图8-11选用Z 型
（3）确定带轮的基准直径并d d 验算带速
由查表8-6，表8-8,取小带轮基准直径mm d d 500=
从动轮基准直径mm d i d d d 300506011=⨯==
根据表8-8，圆整为315mm
验算带的速度
s m s m n d v d /25/85.71000603000
501000600
0<=⨯⨯⨯=⨯=ππ （14）
故带速合适
(4)确定V 带的基准长度和传动中心距
根据公式(8-20），初定中心距mm a 5000=。

计算带所需基准长度
mm a d d d d a L d d d d d 5.16085004)50315()31550(250024)()(22202
011000=⨯-++⨯+⨯=-+++≈π
π
（15）
由表8-2选取带的基准长度mm L d 1600=
计算实际中心距为
mm L L a a d d 4962
5.16081600500200≈-+=-+= （16） （5）验算小带轮上的包角1α
9039.149496
3.57)50315(1803.57)(180121>=⨯--=--=a d d d d α （17） 小带轮上的包角合适
（6）计算V 带的根数z
查表8-4a ，表8-4b 分别得到kw P 28.00=，kw P 04.00=∆
查表8-5，表8-2分别得到815.0=αK ，16.1=l K 。

计算单根V 带的功率为
kw K K P P P l r 34.016.1915.0)04.028.0()(00=⨯⨯+=∆+=α （18）
计算V 带根数
29.134.044.0===r ca P P z ，取z=2
（7）计算单根V 带的初始拉力的最小值min 0)(F
由表8-3得Z 型V 带单位长度质量m kg q /06.0=，所以计算得
N qv zv K P K F ca 97.2985.706.085.72915.044.0)915.05.2(500)5.2(500
)(22min 0=⨯+⨯⨯⨯-⨯=+-=αα （19）
应使带的实际初拉力min 00)(F F >
（8）计算轴上的压轴力p F
压轴力最小值为
N F miin p 5.10574sin 97.29222sin F z 2)(1
0min =⨯⨯⨯== α）（ （20）
3.3.2 第二级传动带轮设计
已知功率W 38.3291=-输送带P P ，转速r/m in 0050=n ，第二级传动比4，设定连续工作8小时。

（1）确定计算功率ca P
根据《机械设计》（第七版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书） [19]表8-7查得工作情况系数0.1=A K ，故计算
w w P K P A ca 38.32938.3290.1=⨯==
（2）选取V 带带型
根据ca P 0,n ，由图8-11选用Z 型
（3）确定带轮的基准直径并d d 验算带速
查表8-6，表8-8,取小带轮基准直径mm d d 800=
从动轮基准直径mm d i d d d 320804011=⨯==
根据表8-8，圆整为315mm
验算带的速度
s m s m n d v d /25/09.2100060500
801000601
1<=⨯⨯⨯=⨯=ππ
故带速合适
(4)确定V 带的基准长度和传动中心距
根据式（8-20），初定中心距mm a 5000=。

计算带所需基准长度
mm a d d d d a L d d d d d 08.1648500
4)80315()31580(250024)()(222
02122100=⨯-++⨯+⨯=-+++≈π
π
有表8-2选取带的基准长度mm L d 1600=
计算实际中心距a
mm L L a a d d 4762
08.16481600500200≈-+=-+= （5）验算小带轮上的包角1α
907.151476
3.57)80315(1803.57)(18012
1>=⨯--=--=a d d d d α 小带轮上的包角合适 （6）计算V 带的根数z
查表8-4a ，表8-4b 分别得到kw P 15.00=，kw P 013.00=∆
查表8-5，表8-2分别得到93.0=αK ，18.1=l K 。

计算单根V 带的功率为
kw K K P P P l r 179.018.193.0)013.015.0()(00=⨯⨯+=∆+=α
计算V 带根数
84.1179.033.0===r ca P P z ，取z=2
（7）计算单根V 带的初始拉力的最小值min 0)(F
由表8-3得Z 型V 带单位长度质量m kg q /06.0=，所以计算得
N qv zv K P K F ca 9.6609.206.009.2293.033.0)93.05.2(500)5.2(500)(22min 0=⨯+⨯⨯⨯-⨯=+-=αα 应是带的实际初拉力min 00)(F F >
（8）计算轴上的压轴力p F 压轴力最小值为N F miin p 5.2617.77sin 9.66222sin
F z 2)(10min =⨯⨯⨯== α）（
3.3.3 第三级传动链传动设计
（1）选择链轮齿数
取小链轮齿数201=z ，大链轮的齿数4022012=⨯==i z z
（2）确定计算功率
根据《机械设计》（第七版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书） [19]表9-6查得0.1=A K ，由图9-13查得35.1=Z K ，单排链，则计算功率为
w P K K P Z A ca 88.4263== （21） （3）链条型号与节距的选择
查图9-11，可选08A 链条，查表9-1得链条节距为mm p 7.12=
（4）计算链节数和中心距
初选中心距mm mm p a 635~3817.12)50~30()50~30(0=⨯==
取mm a 4000=，相应的链长节数为
2122100)2(22a p z z z z p a L p π-+++= （22） 31.93400
7.12)22040(240207.1240022=⨯-+++⨯=π 取链节数节94=p L
查表9-7得到中心距计算系数24884.01=f ，则链传动最大中心距为
mm z z L p f a p 405)]4020(942[7.1224884.0)](2[211≈+-⨯⨯⨯=+-= （23）
（5）计算链速V ，确定润滑方式
s m p z n v /529.01000
607.122012510006012=⨯⨯⨯=⨯= （24） 由和链号0s m v /529.0=8A ，查图9-14可知应采用定期人工润滑
（6）计算压轴力p F
有效圆周力为
N v P F e 5276
.0102048.316100010003
3=⨯⨯==- （25） 链轮水平布置时压轴力系数15.1=Fp K ，则压轴力为
N F K F e Fp p 60652715.1=⨯==
3.3.4 齿轮传动（驱动输送带）的设计
（1）选定齿轮类型、精度等级、材料
由于输送带为一般工作构件，速度不高，轴向载荷不大，故选用7级精度（GB10095-88）直齿圆柱齿轮传动
根据《机械设计》（第七版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所用到的相关公式及表格均出自本书） [19]表10-1选择大小齿轮材料为45钢（调质），硬度为217～255HBS,取硬度为240HBS
选择小齿轮齿数201=z ,大齿轮齿数1002=z
（2）按齿面接触强度设计
选定载荷系数3.1=t K
计算小齿轮传递的转矩
mm N n P T •≈⨯⨯=⨯=7334500
384.0105.95105.955151 （26） 由表10-7选取齿宽系数4.0=d φ 由表10-6查得材料的弹性影响系数21
8.189MPa Z E =
由图10-21d 按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限为MPa H 600lim =σ 由式10-13计算应力循环次数为
811104.8)1035081(15006060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N （27） 9121068.1⨯==i N N （28） 由图10-19取接触疲劳寿命系数88.0,92.021==HN HN K K
计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得
MPa S K HN H 5521
60092.0][lim 11=⨯==σσ （29） MPa S K HN H 528160088.0][lim 22=⨯==
σσ 计算小齿轮分度圆直径t d 1，代入中较小][H σ的值
mm Z T K d H E d t t 38)528
8.189(234.07103.132.2)][(132.23233211≈⨯⨯⨯⨯⨯=+=σμμφ （30） 计算圆周速度v
s m n d v t /733.010*******
381000601
1=⨯⨯⨯=⨯=ππ （31）
计算齿宽mm d b t d 15384.01=⨯==φ （32） 计算模数mm z d m t t 9.120
3811=== （33） 计算齿高mm m h t 275.49.125.225.2=⨯== （34） 计算齿宽与齿高之比为
89.81==h
d h b t 计算载荷系数
由图10-8查得动载系数05.1=v K ，直齿轮，1==Fa Ha K K 由表10-2查得使用系数1=A K
由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，15.1=βH K ,查图10-13得125.1=βF K
故载荷系数为
2075.115.1105.11=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K （35） 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式10-10a 得
mm K K d d t t 076.373
.12075.1383311=⨯== （36） 计算模数mm z d m 85.120
076.3711=== （3）按齿根弯曲强度设计
由图10-20c 查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为
MPa FE FE 38021==σσ
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数84.0,91.021==FN FN K K
计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数3.1=S ，由式10-12得
MPa S K FE FN F 2663
.138091.0][111=⨯==σσ （37） MPa S K FE FN F 5.2453.138084.0][222=⨯==
σσ 计算载荷系数
18125.1125.1105.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K （38）
由表10-5查得齿形系数18.2,8.221==Fa Fa Y Y
由表10-5查取应力校正系数79.1,55.121==Sa Sa Y Y 计算大小齿轮的]
[F Sa Fa Y Y σ，并加以比较 0163.0266
55.18.2][111=⨯=F Sa Fa Y Y σ 01589.05
.24579.118.2][222=⨯=F Sa Fa Y Y σ 小齿轮的数值大
计算模数
mm Y Y z KT m F Sa Fa d 19.10163.0204.010718125.12)][(232
33211=⨯⨯⨯⨯⨯=≥σφ （39） 综合齿面接触疲劳强度计算的模数与齿根弯曲疲劳强度计算的模数，根据模数系列值以及清扫机实际取mm m 5.2=
（4）几何尺寸计算
分度圆直径计算mm m z d 505.22011=⨯== （40） mm m z d 2505.210022=⨯== 中心距计算mm d d a 1502
25050221=+=+= 计算齿轮宽度mm d b d 20504.01=⨯=⨯=φ,根据清扫机实际取
mm b 251=，mm b 202=
4. 主要受力零件的强度或寿命校核计算；
4.1 轴的设计计算及校核
4.1.1 第一级从动轴设计计算及校核
（1）初步确定轴的最小直径
先根据《机械设计》（第七版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所
用到的相关公式及表格均出自本书） [19]式15-2初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料
为45钢，调质处理。

根据表15-3，取1250=A ，于是得
mm n P A d 44.11500
384.012533110min =⨯== （41） 为了保证系统的强度与运动平稳，取轴的最小直径为28mm
（2）轴的结构设计
图4 第一级从动轴的结构图
Fig.4 The sketch map of the first level driven shaft
由图可知A 、D 处安装轴承，C 处安装齿轮，E 处安装大小带轮。

轴承安装A 、D 处的直径为30mm ，B 处直径为36mm ，C 处直径为30mm ，E 处直径为28mm 。

A 处长度为35mm ，B 处长度为596mm ，C 处长度为31mm ，D 处长度为39mm ，E 处长度为60mm 。

C 处轴与齿轮的周向定位采用平键联接。

由《机械设计课程设计手册》(参考文献)查得平键截面mm mm h b 78⨯=⨯（GBT1096）,平键长度为25mm ，周向定位采用挡圈进行定位。

E 处周向定位采用平键联接，由手册查的平键截面mm mm h b 78⨯=⨯（GBT1096），平键长度为50mm ；轴向定位采用挡圈进行定位。

轴上倒角圆角均为1mm 。

（3）求轴上的载荷
图5 第一级从动轴的载荷分析图
Fig.5 The load analysis chart of the first level driven shaft
首先由轴的结构图做出轴的计算简图。

作为简支梁的轴的支承跨距mm L L 5.674365.63821=+=+，mm L 5.363=，mm L 304=，根据轴的简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出L3与L4交界面是轴的危险截面。

现将计算出截面处的得M M M V H 及,值列入表
表1 第一级从动轴的载荷分析
Table1 The load analysis of the first level driven shaft
载荷 水平面 垂直面
支反力 N F N NH 3.351,4.56F 21NH == N F N NV V 1.119,31.29F 21N ==
弯矩 mm N M H •=4.36011 mm N M V •=28.30041mm N M •=4.76045V2 总弯矩 mm N M mm N M •=•=1.84141,5.3613621
扭矩 mm N T •=24.7338
（4）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（及危险截面）的强度。

根据式（15-5）及上表中的数值，并取α=0.3，轴的计算应力
MPa d T M W T M 49.16281.0)24.73383.0(5.361361.0)()(3
2
232212
2=⨯⨯+=+=+=αασ 目前已选择轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得MPa 60][1=-σ。

因此][1-<σσ，故安全。

（5）精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，L3与L4段的截面处引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，L1段得右截面不受扭矩作用，截面L3、L4的应力最大。

校核L3段得右截面
抗弯截面系数3332.2195281.01.0mm d W =⨯== （43） 抗扭截面系数3334.4390282.02.0mm d W T =⨯== （44） L3段右截面的弯矩M 为
mm N M •=-⨯=9.212855
.36155.365.36136 截面的扭矩为mm N T •=24.7338
截面上的弯曲应力
MPa W M b 7.92
.21959.21285===
σ （45） 截面上的扭转切应力 MPa W T T T 67.14.439024.7338===
τ （46） 轴的材料为45钢，调制处理。

由表15-1查得MPa B 640=σ,MPa 2751=-σ MPa 1551=-τ
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及σατα按照附表3-2查取。

因1,0357.0281===d
d d r ,经插值法可查得 02.2=σα,37.1=τα
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
82.0=σq ,85.1=τq
故有效集中系数按式（附表3-4）为
8364.1)102.2(82.01)1(1=-⨯+=-+=σσσαq k （47）
6845.1)137.1(85.11)1(1=-⨯+=-+=ττταq k （48）
由附图3-2的尺寸系数67.1=σε；由附图3-3的扭转尺寸系数80.0=τε。

轴按照车加工，由附表3-4得表面质量系数为88.0==τσββ
轴未经过强化处理，即1=q β则按式（3-12）及式（3-12a ）得综合系数为
236.1188.0167.18364.111=-+=-+=σ
σσσβεk K （48） 242.2188
.018.06845.111=-+=-+=τττ
τβεk K （49） 又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数为
1.0,
2.0~1.0==σσϕϕ取
05.0,1.0~05.0==ττϕϕ取
于是，计算安全系数ca S 值，按式（15-6）~（15-8）则得
94.1120
1.097.1236.12751=⨯+⨯=+=-m b K S σϕσσσσσ （50） 81835
.005.0835.0242.21551
=⨯+⨯=+=-m a K S τϕσττττ （51） 5.182.658194.1128194.1122222=>=+⨯=+=S S S S S S ca τσστ
（52）
故可知其安全。

4.1.2 第二级从动轴设计计算及校核
（1）初步确定轴的最小直径
先根据《机械设计》（第七版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，以下所
用到的相关公式及表格均出自本书） [19]式15-2初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料
为45钢，调质处理。

根据表15-3，取1250=A ，于是得
mm n P A d 27.17125
1038.329125333220min =⨯⨯==- 为了保证系统的强度与运动平稳，取轴的最小直径为28mm
（2）轴的结构设计
图6 第二级从动轴的结构示意图
Fig.6 The sketch map of the second level driven shaft
由图可知A、D处安装轴承，C处安装链轮，F处安装带轮。

轴承安装A、D处的直径为30mm，B处直径为36mm，C处直径为34mm，E，F处直径为28mm。

A处长度为35mm，B处长度为596mm，C处长度为33mm，D处长度为39mm，E处长度为25mm，F处长度为32mm，槽深2mm。

C处轴与齿轮的周向定位采用平键联接。

由《机械设计课程设计手册》 [18]查得平键截面mm
=
⨯（GBT1096）,平键长度为25mm，周向定位采用挡圈进10⨯
mm
h
b8
行定位。

F处周向定位采用平键联接，由手册[18]查的平键截面mm
=
8⨯
⨯（GBT10
h
b7
mm
96），平键长度为25mm；轴向定位采用挡圈进行定位。

轴上倒角圆角均为1mm。

（3）求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。

作为简支梁的轴的支承跨距mm L L 5.675365.63921=+=+，mm L 5.323=，mm L 304=，根据轴的简图做出轴的水平面上的弯矩图，和垂直面上的弯矩图和水平面上的扭矩图，垂直面上的扭矩图,具体情况见图7。

图7 第二级从动轴的载荷分析图
Fig.7 The load analysis chart of the second level driven shaft
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出L3与L4交界面是轴的危险截面。

现将计算出截面处的得M M M V H 及,值列入表2(参看图6)。

表2 第二级从动轴的载荷分析
Table2 The load analysis of the second level driven shaft
载荷 水平面 垂直面
支反力 N F N NH 4.1435,9.208F 21NH == N F N NV V 8.422,147F 21N ==
弯矩 mm N M H •=6.133591 mm N M V •=5.144791mm N M •=6.270380V2 总弯矩 mm N M mm N M •=•=301583,13437421
扭矩 mm N T •=8.28178
（4）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（及危险截面）的强度。

根据式（15-5）及上表中的数值，并取α=0.3，轴的计算应力 MPa d T M W T M 13.628
1.0)8.281783.0(1343741.0)()(32
2322122=⨯⨯+=+=+=αασ 目前已选择轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得MPa 60][1=-σ。

因此][1-<σσ，故安全。

（5）精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，L3与L4段的截面处引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，L1段得右截面不受扭矩作用，截面L3、L4的应力最大。

校核L3段得右截面
抗弯截面系数3332.2195281.01.0mm d W =⨯==
抗扭截面系数3334.4390282.02.0mm d W T =⨯==
L3段右截面的弯矩M 为
mm N M •=-⨯=8.8013436
1536134374 截面的扭矩为mm N T •=8.28178
截面上的弯曲应力
MPa W M b 5.362
.21958.80134===
σ 截面上的扭转切应力 MPa W T T T 4.64.43908.28178===
τ 轴的材料为45钢，调制处理。

由表15-1查得MPa B 640=σ,MPa 2751=-σ MPa 1551=-τ
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及σατα按照附表3-2查取。

因。