道路垃圾清扫机设计毕业设计(编辑修改稿)

道路垃圾清扫机设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

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 87 查得工作情况系数 AK ，故计算 wwPKP Aca  （ 2）选取 V带带型 根据 caP 0,n ，由图 811 选用 Z型 （ 3）确定带轮的基准直径 d 并验算带速 查表 86，表 88,取小带轮基准直径 mmdd 800  从动轮基准直径 mmdid dd 3 2 0804011  根据表 88，圆整为 315mm 验算带的速度 smsmndv d /25/ 0 0 060 5 0 0801 0 0 060 11    故带速合适 (4)确定 V带的基准长度和传动中心距 12 根据式（ 820），初定中心距 mma 5000 。 计算带所需基准长度 mmaddddaL ddddd5004)80315()31580(250024)()(22202122100 有表 82 选取带的基准长度 mmLd 1600 计算实际中心距 a mmLLaa dd 4762 00  （ 5）验算小带轮上的包角 1  5 14 7 )803 1 5(1 8 )(1 8 0 121  add dd 小带轮上的包角合适 （ 6）计算 V 带的根数 z 查表 84a，表 84b分别得到 kwP  ， kwP  查表 85，表 82 分别得到 K ， lK。 计算单根 V带的功率为 kwKKPPP lr 1 7 )0 1 ()( 00   计算 V 带根数  rca PPz ，取 z=2 （ 7）计算单根 V 带的初始拉力的最小值 min0)(F 由表 83得 Z型 V带单位长度质量 mkgq / ，所以计算得 NqvzvK PKF ca )(500)(500)( 22m i n0     应是带的实际初拉力 min00 )(FF  （ 8）计算轴上的压轴力 pF 压轴力最小值为 NFm iinp i i nFz2)( 10m i n  ）（ 第三级传 动链传动设计 （ 1）选择链轮齿数 13 取小链轮齿数 201z ，大链轮的齿数 4022020  izz （ 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 96 查得 AK ，由图 913 查得 ZK ，单排链，则计算功率为 wPKKP ZAca 2 63  （ 21） （ 3）链条型号与节距的选择 查图 911，可选 08A 链条，查表 91 得链条节距为 mmp  （ 4）计算链节数和中心距 初选中心距 mmmmpa 6 3 5~3 8 )50~30()50~30(0  取 mma 4000  ，相应的链长节数为 02122100 )2(22 apzzzzpaL p  （ 22） )2 2040(2 2   取链节数 94pL 节 查表 97 得到中心距计算系数 f ，则链传动最大中心距为 mmzzLpfa p 405)]4020(942[)](2[ 211  （ 23） （ 5）计算链速 V，确定润滑方式 smpznv /5 2 0 0 060 2 51 0 0 060 12   （ 24） 由 smv / 和链号 08A，查图 914 可知应采用定期人工润滑 （ 6）计算压轴力 pF 有效圆周力为 NvPF e 5 2 102 0 4 1 61 0 0 01 0 0 0 33   （ 25） 链轮水平布置时压轴力系数 FpK ，则压轴力为 NFKF eFpp 6 0 65 2  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（ GB1009588）直齿圆柱齿轮传动 14 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 101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 tK 计算小齿轮传递的转矩 mmNn PT  7334500 51 51 （ 26） 由表 107选取齿宽系数 d 由表 106查得材料的弹性影响系数 MPaZE  由图 1021d 按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限为 MPaH 600lim  由式 1013计算应力循环次数为 811 )1035081(15006060  hjLnN （ 27） 912  iNN （ 28） 由图 1019取接触疲劳寿命系数 , 21  HNHN KK 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 1012得 MPaSK HNH 5521 ][ l i m11   （ 29） M P aSK HNH 5 2 81 6 0 ][ l i m22   计算小齿轮分度圆直径 td1 ，代入 ][ H 中较小的值 mmZTKdHEdtt 38)5 2 8 8 9( )][( 3 233 211   （ 30） 计算圆周速度 v smndv t / 50038100060 11    （ 31） 计算齿宽 mmdb td   （ 32） 计算模数 mmzdm tt  （ 33） 计算齿高 mmmh t  （ 34） 15 计算齿宽与齿高之比为  hdhb t 计算载荷系数 由图 108查得动载系数 vK ，直齿轮， 1 FaHa KK 由表 102查得使用系数 1AK 由表 104 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， HK ,查图 1013得 FK 故载荷系数为 2 0 7   HHvA KKKKK （ 35） 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式 1010a 得 mmKKddtt 3311  （ 36） 计算模数 mmzdm  （ 3）按齿根弯曲强度设计 由图 1020c 查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为 M PaFEFE 38021   由图 1018取弯曲疲劳寿命系数 , 21  FNFN KK 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S ，由式 1012 得 MPaSK FEFNF ][ 111   （ 37） M P aSK FEFNF ][ 222   计算载荷系数   FFVA KKKKK （ 38） 由表 105查得齿形系数 , 21  FaFa YY 由表 105查取应力校正系数 , 21  SaSa YY 计算大小齿轮的][ FSaFaYY，并加以比较 16 ][ 1 11 F SaFa YY  ][ 2 22 F SaFa YY  小齿轮的数值大 计算模数 mmYYzKTmFSaFad 1 6 1071 8 1 2 )][(2 3 2 33 211    （ 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 mmm  （ 4）几何尺寸计算 分度圆直径计算 mmmzd  （ 40） mmmzd 2 5 0 022  中心距计算 mmdda 1 5 02 2 5 0502 21  计算齿轮宽度 mmdb d   ,根据清扫机实际取 mmb 251  ， mmb 202  4. 主要受力零件的强度或寿命校核计算； 轴的设计计算及校核 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 152 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 153，取 1250 A ，于是得 mmnPAd 33110m i n  （ 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 17 图 4 第一级从动轴的结构图 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 mmmmhb 78  （ GB/T1096） ,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 mmmmhb 78  （ GB/T1096），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 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 18 mmLL  ， mmL  ， mmL 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 MMM VH 及, 得值列入表 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 NFN NH 5 1, 21NH  NFN NVV , 21N  弯矩。