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1、道路垃圾清扫机结构设计 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.l Main structure map of road sweeping machine2.3各主要机构参数的设计和验算已知条件：清扫机生产率为20km/z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M，刷苗变形 所消耗的功率n2 ,克服空气阻力所需的功率M,克服垃圾与上料板的摩擦阻力所需的 功率N提升垃圾所消耗的功率M得。（1）主要参数清扫辐半径：85mm清扫轮宽幅：600mm尼龙刷苗与地面间
2、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. 5r/min（2）由相关公式计算清扫部分所需功率克服刷苗和面间摩擦力所需功率，乂 =p（v+匕”）/1000（1）P-变形刷苗对路面上的压力（N）；-尼龙刷苗与地面间摩擦系数为0. 4；匕”-刷苗圆周线速度取m/s；V-扫路车行走速度为大于0.09m/s,取0.09m/s；传动效率为0.9；P值可根据以下公式计算；1hP = 5.3x 102 x d(EJ /L)2/z3Zl + 0.18(V,H - 2)arccos(l )(2)Rd-尼龙刷苗半径为
3、3xW3m；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0.9 x 10 Pa ；J-刷苗断面惯性矩为3.97 x 10m4 ；展刷苗变形量为0. 025m；Z-工作刷苗数量可由公式计算：Z = 5.5BV /dVm 171(3)其中A为刷苗和路面接触点到它的垂直位置的转角；c(R-h)710.205-0.025 ti 1ylec(4)民 =arccosx= arc cosx= 1.488R 1800.205180匕JV-速度比值为3.5；B-滚刷清扫宽度为0. 6m；计算得出Z = 5.55V/必=计算得出Z = 5.55V/必=5.5 x 0.63xW3=
4、211.2根据清扫机实际，以及刷苗数合理分布和安排，取Z=200;可计算变形刷苗对路面上的压力为1uP = 5.3xl02x6/(EJ/L)2/z3Zl + 0.18(V；H-2)arccos(l )R= 5.3x102x3x10-3x(= 5.3x102x3x10-3x(0.9 xlOHx 3.97 xl(r120.12)x0.0253 x 200 x(5)(6)l + 0.18x(0.315-2)xarccos(l-5) =854.6N所以可得z D ZT/八 854.6x0.4x(0.315 + 0.09)八N = Pu(V + V )/100077 = = 0.154Kw1团1000x
5、0.9已知滚刷转速为n=62. 5r/min,可计算(P = arcsin(R )x43QRh /?)/ 尺(尺2) x /180 = 0.083 因此，刷苗变形所消耗的功率为3N, = 0.26 xlO-7Zx xV/zx = 0.033466 Kw-d L计算克服空气阻力所消耗的功率为M pO.OIN = 0.00154 Kw克服垃圾与上料板的摩擦阻力所需的功率为P/nVnl _ 854.6 x 0.15 x 0.315 1000 1000 x0.9=0.04487 Kw(7)提升垃圾所消耗的功率M太小可忽略不计。所以清扫部分所消耗的总功率为：N = N,+N.+N,+N.+N.= 0.1
6、54 + 0.033466 + 0.00154 + 0.04487 + 0 0.24 Kw 1JJJ垃圾输送收集装置设计滚轮外经：150mm滚轮转速：100r/min传送带宽幅：600mm小齿轮分度圆直径4 ： 50mm大齿轮分度圆直径4： 250mm小齿轮齿数Z1： 20大齿轮齿数Z2： 100齿轮模数加：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5kg,忽略倾斜的角度不计；传送带的线速度为Imr2% x 100 x 75 x IO”10v = 0.79根/s60(8)输送带所需功率为P输送带二mgv 5x9.8x0.7
7、9 n 1 z=0.041 kw1000/ 10001000 xO.96(9)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M=80kg,阻力系数7 = 0.7,清扫机以前进速度V = 0.09根/s工作计算。则有：P = - = =0.05kw :,1(10)1000 10002.3.3 清扫机扫辐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50mm. 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：g mv2 mgH rul(11)计算 v 而万=V2x 9.8x0.05 = 0.98m/5又有v =幺竺=2乃x6
8、2.5 x 205x10-3 =力加小 0g加小6060所以清扫车的电机能够保证垃圾顺利地抛送到传送带上。2.3.4 行走设计清扫机行走速度：由公式/ulOOOvxN,取6 = 0.6m，f = 20km/”得v = 0.33Km/h = 0.09m/s 13(12)1000B只要清扫机在不低于0. 09m/s的行走速度下运行，就能够保证生产率的额定值。2.3.5 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尸= +外送带=24 + 0.041 = 0.28以.，4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
9、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。 选定ZYT系列直流永磁电机为动力源(博山电机)17o8电机型号：
10、110ZYT105额定功率：与=400W电压：U = 24V扭矩：稣=1274mN m转速：o = 3000r/min(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
11、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I。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期。3.1 设定各级传动比和主要参数传动比确定第一级传动比&= 6第二级传动比3 =4第三级传动比& =2上滚轮轴齿轮传动比，4 =5各轴转速确定第一级从动轴 =500r/min第二级从动轴 = 125r/min第三级从动轴内 = 62.5r/min上滚轮轴%
12、= lOOr/min各轴转矩计算第一级从动轴十=X 义7 = 7338 24N mm第二级从动轴 5 = 7； x J x % = 28178 .8N mm第三级从动轴7；=心x I； x 4 = 54666 .8N mm上滚轮轴7；二4 X，4X4 =34122 .8N加各轴功率计算第一级从动轴=384卬第二级从动轴 二（耳俞送带）x% =329.38卬第三级从动轴八= 8x7/3 = 316.2048 w10上滚轮轴总= 6x4 =357.12 w主要工作零部件的设计计算3.1.1 第一级传动带轮设计已知电机额定功率为=400W ,转速% = 3000r/min ,第一级传动比 =6,设定
13、连续工作8小时。(1)确定计算功率匕，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)网表8-7查得工作情况系数Ka =1.1,故计算Pca = KaP = Ax400w = 440w(13)(2)选取V带带型根据以，%，由图8-11选用Z型(3)确定带轮的基准直径4并验算带速由查表8-6,表8-8,取小带轮基准直径由。=50mm从动轮基准直径4/i = i/do =6x50 = 300 mm根据表8-8,圆整为315mm验算带的速度成40)7TX 50x3000 r cu / cu / 1 4、v = 135mls 90 (17)d d a49
14、6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分别得到用=0.28左坟，AP. = 0.04Z:w查表8-5,表8-2分别得到皤=0.815 ,用=1.16。计算单根V带的功率为Pr =(P0+AP0)KaK1 = (0.28 + 0.04)x0.915 x 1.16 = 0.34kw(18)计算V带根数z = 4% 34 = 1.29,取 z=2(7)计算单根V带的初始拉力的最小值(bo)总由表8-3得Z型V带单位长度质量q = 0.06kg/m ,所以计算得(外)min =500 (25儿)匕一 +2aZ(19)=500 X(25-。915)X0.44 + 0乂7.85
15、? = 29.97N应使带的实际初拉力Fo (F0)min(8)计算轴上的压轴力匕压轴力最小值为(U，)min = 2z (瑞加加sin12x2x29.97xsin74=105.5N(20)3.1.2 第二级传动带轮设计已知功率-珠送带=329.38W ,转速% = 500r/min ,第二级传动比4,设定连续 工作8小时。(1)确定计算功率以“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)网表8-7查得工作情况系数Ka =1.0,故计算Pca =尸=1.0 x 329.38 w = 329.38 w(2)选取V带带型根据以，o，由图8-11
16、选用Z型(3)确定带轮的基准直径由并验算带速查表8-6,表8-8,取小带轮基准直径= 80mm从动轮基准直径4/i =；=4x8。= 320 mm12根据表8-8,圆整为315mm验算带的速度叫ii80x500/” /v = 2.09m/ s 90小带轮上的包角合适（6）计算V带的根数z查表8-4a,表84b分另I得至1名=0.15hv,=0.013查表8-5,表8-2分别得到K, =0.93, K, =1.180计算单根V带的功率为Pr =（与 +玲）KK/ =（0.15 + 0.013）x0.93xl18 = 0.179Zw计算V带根数z = % =0.3%/79 = 1.84,取 z=2
17、（7）计算单根V带的初始拉力的最小值（居八皿由表8-3得Z型V带单位长度质量q = 0.06kg/m ,所以计算得+ qv2 = 500 x+ 0.06x 2.092 =66.9N13应是带的实际初拉力Fo (F0)min(8)计算轴上的压轴力产压轴力最小值为(丸2z Win12x2x66.9xs1n77.7-26L5N3.1.3 第三级传动链传动设计(1)选择链轮齿数取小链轮齿数4 = 20 ,大链轮的齿数Z2 = z = 20 x 2 = 40(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)表9-6查得长人=1.0 ,由图
18、9-13查得Kz =1.35, 单排链，则计算功率为Pc(i = KAKzP3 =426.88卬(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p = 12.7mm(4)计算链节数和中心距初选中心距 % = (30 50) = (30 50)x12.7/71/7? = 381 635mm取Q=400mm,相应的链长节数为(22)(22)= 93.31L =2& +3石+ (三二)2坦p p 2271。()C 400 20 + 4040-20 . 12.7=2x + ()2x 12.722400取链节数4 =94节查表9-7得到中心距计算系数工=0.2488
19、4 ,则链传动最大中心距为a = flp2Lp -(z, + z2) = 0.24884 x 12.7 x2 x 94 - (20 + 40) 405mm (23)(5)计算链速V,确定润滑方式%ZP 125 x 20x12.7v = -2 * = 0.529m/s(24)60x100060x1000由u = 0.529s/s和链号08A,查图9-14可知应采用定期人工润滑(6)计算压轴力七有效圆周力为= 1000 二= 1000 X 316,2048 xl 527N0.6(25)14链轮水平布置时压轴力系数产L15,则压轴力为Fp =KFpFe =1.15x527 = 606 TV齿轮传动(
20、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)网表10T选择大小齿轮材料为45钢(调质), 硬度为217255HBS,取硬度为240HBS选择小齿轮齿数Z1 = 20,大齿轮齿数z2 = 100(2)按齿面接触强度设计选定载荷系数K, =1.3计算小齿轮传递的转矩(26)(26)95.5 xlO5P 95.5 xl05 x 0.3 84口 =“ 7334N mmn500由表10-7选取齿
21、宽系数内=0.4由表10-6查得材料的弹性影响系数Z189.8M74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。“皿=600加网由式10-13计算应力循环次数为N、=60nJLh = 60 x500 x lx (lx8x350 x10) = 8.4x1()8(27)N2 =N/ = L68xK)9(28)由图10-19取接触疲劳寿命系数K.i =0.92, K.2 =。-88计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数为s=l,由式10-12得丁二空等2(29)计算小齿轮分度圆直径4代入6”中较小的值(30)国/ 4 + 1/ Z”、2 J1.3x103 x7 3 J89.
22、8 . V 念 4 6V 0.42528计算圆周速度v15(31)(31)叫 1x 38义500 八 r” /v = = 0.733帆/s60x100060x1000计算齿宽 b =储(1、1 = 0.4 x 38 = 15mm(32)计算模数m =1.97wn(33)z1 20计算齿高/z = 2.25% =2.25xl.9 = 4.275/nm(34)b d计算齿宽与齿高之比为巳=& = 8.89h h计算载荷系数由图10-8查得动载系数K 1.05,直齿轮，KHa =KFa由表10-2查得使用系数Ka =1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，=1.15 ,查图
23、10-13 得 K, =1.125故载荷系数为K = KAKvKHaKH13 =1x1.05x1x1.15 =1.2075(35)按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式lOTOa得FFJ1.2075sc4 =4川=38x3/二 37.076帆2(36)V KtV 1.3计算模数./胃.85.(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aFE = aFE2 = 380 MPa由图10T8取弯曲疲劳寿命系数Kw =0.91, K.2 =0.84计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S = 1.3,由式10T2得 Kfnifei =。=266MPa(37)Fl S 1
24、.3K FN20 FE2 0.84x380g 二 卜nz 心二二 245.5A/P。F 2 S1.3计算载荷系数(38)K = KAKvKFaKF/3 =1x1.05x1x1.125 =1.1812516由表10-5查得齿形系数%八=2.8,y%2 =2.18由表10-5查取应力校正系数4 =1.55,42 =179V V计算大小齿轮的“包，并加以比较LKal=0 0163266bp 2245.5= 0.01589小齿轮的数值大计算模数j2xl.18125x7xlQ3V 0.4 x 202x 0.0163 = 1.19mm(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
25、模数系 列值以及清扫机实际取m=2.5mm（4）几何尺寸计算(40)分度圆直径计算4 = Z2 = 20 x 2.5 = 50mmd2 = z2m = 100 x 2.5 = 250mm口匚、50 + 250 i ” 中心距计算a = = 150mm22计算齿轮宽度b =4/X =0.4x50 = 20mm,根据清扫机实际取b、= 25 mm , b2 = 20 mm4.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）四式15-
26、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& =125,于是得(41)(41)d- = A3i = 125x JO,384 - 11.44机机rmn 飞 V 50017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28mmo A处长度为 35mm, B处长度为5
27、96mm, C处长度为31mm, D处长度为39mni, E处长度为60mmo 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bx/z = 8m（GB/T1096）,平键长度为25mli1,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Z?x/z = 8“72x7加72 （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18Fig.5 The load analysis chart of the first level driven shaf
28、t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 L1+ L2 = 638.5 + 36 = 674.5mm ,= 36.5mm , L4 = 30mm ,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 将计算出截面处的及M得值列入表表1第一级从动轴的载荷分析Table 1 The load analysis of the first level driven shaft载荷水平面垂直面支反力 Fnh1 =56AN-513N Fnv1= 29.317V,FW2= 119.1A弯矩 mh =36011 ANnvn Mvx
29、=3(XM.28Nmm A/V2 =76(M5 ANmm总弯矩M、= 36136 .5Nm九Al? =84141 ANmm扭矩T = 7338.247V 加71(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a=0.3,轴的计算应力=16 A9M Pa=16 A9M Pa52+(打)2 _ J；+(aT)2 _ J36136.52+(0.3x7338.24)2W 0.1J30.1x283目前已选择轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得6_ = 60a。因此 故安全。(5)精确校核轴的疲劳强度判断
30、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W = 0.M =0.1x283 =2195.2租1(43)抗扭截面系数叫=0.2d3 =0.2x283 =4390.4mm3(44)L3段右截面的弯矩M为19M =36136.5x385 15 =2285.9Nmm36.5截面的扭矩为T = 7338.24N mm截面上的弯曲应力(45)(46)M 21285.9 cro. = = 9 J MPaW 2195.2截面上的扭转切应力tt =4=7338.24
31、 = 67M& 丁 WT 4390.4轴的材料为45钢，调制处理。由表15-1查得与 =64OMRz, * =275MRzt i = 155 MPa - I截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及%按照附表3-2查取。因=0.0357,- = 1,经插值法可查得d 28 d= 2.02 , olt -1.37又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qa = 0.82 , qT= 1.85故有效集中系数按式(附表3-4)为心=1 + %(%1) = 1 + 0.82 x (2.02 1) = 1.8364( 47)k =l + q(ar -1) = 1 + 1.85x(1.37-1) = 1.68
32、45(48)由附图3-2的尺寸系数% =1.67 ；由附图3-3的扭转尺寸系数邑=0.80。轴按照车加工，由附表3-4得表面质量系数为乩=4=0.88轴未经过强化处理，即4=1则按式(3-12)及式(3T2a)得综合系数为Ka = + -1 = - + -1 = 1.236( 48)0 q 41.670.881i 1.68451iKr =+1 =+1 = 2.242( 49)r j 30.80.88又由 3-1及 3-2得碳钢的特性系数为外=0.10.2,取外=0.1(pr 0.05 0.1,取= 0.05于是，计算安全系数2“值，按式(15-6)(15-8)则得20Sg275Ka(jh +(
33、pQm 1.236 x 1.97 + 0.1x0= 112.94t i155_ +(prTni 2.242 x 0.835 + 0.05 x 0.835c cS = L5(50)(51)(52)故可知其安全。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）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4 =125,于是得4叵329.3810-3d- = A.3 = 125x3= 17.27mmmin %为 V 125为了保证系统的强度与运动平稳，取轴的最
34、小直径为28mm （2）轴的结构设计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28mmo 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、
35、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28mmo 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2132mm,槽深2nlm。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 查得平键截面x/i = 10mmx8相加(GB/T1096),平键长度为25mm,周向定位采用挡 圈进行定位。F处周向定位采用平键联接，由手册1查的平键截面6x/z = 8Mx7m (GB/T1096),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Immo (3)求轴上的载
36、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 乙+乙=639.5 + 36 = 675.5mm, L. = 32.5 , L4=30mm,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22将计算出截面处的及用得值列入表2（参看图6）。表2第二级从动轴的载荷分析Table2 The load
37、 analysis of the second level driven shaft载荷水平面垂直面支反力 Fnh1 = 208 .9N,尸.2 = 1435 AN FNV1 = 147 N, FW2 = 422 .8N弯矩 Mh = 133591 .6N.mm MV = 14479 5N mm MV2 = 270380 6N mm总弯矩= 134374 N-nmiM = 301583 Nmm扭矩T = 28178.8Nmm（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a=0.3,轴的计算应力jM2+
38、(aT) a =WjM2+(aT) a =W2 _+(r)2 _ 71343742 +(0.3x28178.8)0.1屋0.1x2832- = 6A3MPa目前已选择轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得b_J = 60MRz。因此故安全。（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 抗弯截面系数卬=0.1/=0.1x283 =2195.2加/抗扭截面系数叫=0.2J3 =0.2 x283 =4390.4mm3L3段右截面的弯
39、矩M为M = 134374x 3615 = 80134.8N 根根36截面的扭矩为T = 28178.8N加n截面上的弯曲应力=36.5MPaM 80134.8oI W 2195.2截面上的扭转切应力23T 28178 .8 乙，=6AMPaWT 4390 A轴的材料为45钢，调制处理。由表15-1查得分 =苗0m%，J =275仞%t I = 155 MPa -1截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数仁及%按照附表3-2查取。因-=0.0357,- = 1,经插值法可查得d 28docg - 2.01, oct -1.33又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为勿=0.79,必=1.84故有效
40、集中系数按式(附表3-4)为勺=1 + %- 1) = 1 + 0.79 x (2.01-1) = 1.7979kT =1 + 或(%1) = 1 + 1.84x(1.331) = 1.6072由附图3-2的尺寸系数分=1.60 ；由附图3-3的扭转尺寸系数邑=0.85。轴按照车加工，由附表3-4得表面质量系数为乩=4= 0.92轴未经过强化处理，即4=1则按式(3-12)及式(3T2a)得综合系数为q 1_ 1.79791=11 -11 j.Uoj0 分 Be 1.600.92二二gr j 30.85+ -1 = 1.978 0.922.48x23.88a/2.482+23.882= 2.4
41、7 5 = 1.524又由 3-1及 3-2得碳钢的特性系数为%=0.1 0.2,取% =0.1(pr =0.05 0.1,取夕=0.05于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得S。=-= 2.48KQb +(PQm 3.038 x 36.5+ 0.1x0= 23.88= 23.88155KQ+(PJm摘要1关键词1前言31. 1垃圾清扫现状分析31.2 国内外垃圾清扫机械化发展现状31.3 国内清扫机发展趋势32垃圾清扫总成设计计算32. 1 设计思想32.2 总体结构设计42.3 各主要机构参数的设计和验算52. 3. 1垃圾清扫设计82. 3.2垃圾输送收集装置设计52.
42、3.3推动清扫机所需功率计算72. 3.4清扫机扫辐速度验算72. 3. 5行走设计82. 3.6垃圾清扫机的动力匹配83操作系统的确定及设计算73. 1传动方案的确定93.2设定各级传动比和主要参数故可知其安全。4.2 轴承的设计计算及其校核第一级从动轴轴承设计计算及其校核已知清扫轴的径向载荷和轴向载荷心可以忽略不计，又带轮的压轴力匕,= 367N,轴向力=433.9N,轴承转速 = 50（k/min ,装轴承处的轴径可在2840mm范围内选取，运转有轻微冲击看，表13-3选择预期使用寿命4 =20000川刈。根据工作条件选 取深沟球轴承。（1）求比值(53)根据参考文献加13-5,乙 工（
43、2）初步计算当量动载荷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）.式（13-8a）P = .fp(XF+YFa)按照表 13-6,=1.0 1.2,取=12 ,按照表 13-5, X = l,y = 0p =+次)=1.2x1x367 = 440.4N(54)(3)根据式13-6,求轴承应有的基本额定动载荷值C=PC=P60x500x20000= 3717.85N(55)按照手册选择C = 13200N的6006轴承。此轴承的基本额定静载荷C。= 8300 N , 验算如下根据式13-5in6 r in6 nonnLh(-=-)39x105/z20000/z(56)卜 60 P 60 x 500 440.4即高于预期计算轴承寿命，故满足要求。轴承内径d = 30加如 外经。=55相机。4.2.1 第二级从动轴轴承设计计算及其校核已知清扫轴的径向载荷工和轴向载荷工可以忽略不计，又链轮和带轮压轴力 产=867.5N,轴向力 乙=2908.79N,轴承转速 =125r/min ,装轴承处的轴径可在 2840