毕业设计（论文）-小型路面扫雪机的设计-小型除雪机

本科毕业设计题目小型路面扫雪机的设计系别专业学生姓名学号指导教师职称摘要雪是冬天的象征，瑞雪兆丰年，大雪纷飞，是世间美好而壮观的景象，最快乐的就属孩子们，他们在雪地里打雪仗，堆雪人，玩的不亦乐乎。可是雪对于国家来说，不仅仅只是美景而已，还是大自然带来的灾害。雪天路面湿滑，行人走在路面时常摔倒，也有很多车辆因为下雪发生交通事故，造成人员伤亡，家庭破裂。因此，扫雪机的发明，对人们的安全起到了至关重要的作用。本设计主题是在分析了国内外各种扫雪机的发展现状后提出的，针对我国北方大量降雪的城市。此设计的运用范围主要是那些大型路面扫雪车所不能触及的街道。所以根据街道路面的宽窄，雪的厚度、硬度等因素，设计一种小型的路面扫雪机。此次设计方案采用吸尘器的设计原理，由柴油机提供动力，风机叶轮在动力机的高速驱动下，将空气排出风机，同时，使吸雪口的空气不断补充进风机，形成较高的压强差，从而将雪吸入箱体，达到除雪效果。关键词：扫雪机；吸尘器；压力差AbstractSnowisasymbolofwinter,snowbumperharvest,heavysnow,howbeautifulisspectacular.Themosthappinesstothechildren,theyareinthesnowsnowballfights,asnowman,enjoyplay.Butsnowforcounties,alsobelongtonaturaldisasters.Snowroadsurfaceisslippery,therearealotofpedestriansontheroadtrip,andsotherearealotofvehicleaaccidents,causingcasualties,familyapart.Therefore,theinventionofthesnowsweeper,playedacrucialroleinthesafetyofthepeople.Thisdesignthemeisafteranalyzingthepresentdevelopmentsituationofdomesticandforeignvarioussnowblowers,accordingtoalotofsnowinthenorthofChinacity.Theapplicationrangeofthisdesignismainlythelargetractorroadcan’thitthestreets.Soaccordingtothestreetpavementwidth,factorssuchasthethickness,hardness,designingasmallroadsnowblowers.Thedesignadoptsthedesignprincipleofvacuumcleaner,poweredbydieselengines,drivenbyhighspeedblowerimpellerintheengine,theairexhaustfan,atthesametimemakethesuctionfan,airisaddedintothesnowformhighpressuredifference,suctionboxtosnow,snowremovaleffect.Keywords:Snowblower;Thevacuumcleaner;Thepressuredifference目录1绪论 绪论1.1选题的目的与意义在北方的冬天，人们往往是天天盼雪，倘若这个冬天一场雪都没下，就好像这个冬天不完整。冬季的早晨，当一觉醒来，看见一片白茫茫，就像诗里写的那样“忽如一夜春风来，千树万树梨花开”，这种景象是人间最美不过的画面。人们通常都喜欢出门玩耍，在雪地里拍照。然而也正是这种美景，给人们带来了无限的痛苦。大雪过后，道路湿滑，摩擦阻力变小，车辆通行时很容易发生交通事故，就连行人也是时常滑倒，造成骨折。然而城市道路的清扫，大多是环卫工人。他们在雪停的那一瞬间，就扛起铁锹，扫帚赶到公路上开始工作，辛辛苦苦一整天却清扫不了几条街道。因此，雪越下越厚，道路越来越难通行，导致事故频繁发生。人的力量是有限的，且工作效率低，现代社会，机械化代替了人工，解放了劳动力，因此，为了更加方便快捷的清扫雪路，提高工作效率，设计出一种小型路面扫雪机是很有必要的。机器可以代替人工，不仅工作效率高，且可以长时间持续工作，这样路面清扫速度快，事故发生也会减少。1.2目前主要的除雪方法目前除雪采用的方法主要有：①传统的人工除雪；②利用融雪剂来清除；③利用各种除雪机器来除雪。人工除雪工作效率低、浪费人力、作业成本高、占用路面的时间长且必须在白天工作，有很多不安全因素，容易发生交通事故，给来往的车辆，行人带来不便。融雪剂除雪是一种依靠热的作用或化学药剂，使积雪融化的方法。主要用于机场、广场、停车场、城市道路等，可以起到除雪及防冻的作用，但是，同时也对周围环境造成危害。融雪剂的费用很高，且容易对道路和城市环境造成污染，损害人的身体健康。而且，当温度过低时，将失去其原有的作用，也不利于保护车辆的轮胎。所以，这种除雪方法的使用范围有一定的限制。机械扫雪是通过机械直接对雪进行铲除或清扫，主要分为犁式扫雪机和螺旋转子扫雪机两大类。现如今，传统人工清雪法和融雪剂清雪法已经不能满足需要，所以需要性能良好、自动化程度高的机械设备来替代。但目前扫雪机种类并不是很多，且设备还不完善，存在着许多不足之处。1.3目前扫雪机种类及存在问题目前市场上的扫雪机按其工作原理分为以下几种：一是推移式扫雪机：在大型车辆上（如推土机）安装推雪铲刀，扫雪犁等装置，将雪推走，留出人们行走的通道，然后再利用其它车辆将雪拉走。这种形式的扫雪机，清理效率低，容易划伤地面，且耗费时间。由于借助大型车辆，所以在路面的选择上有一定的局限性。二是抛雪式扫雪机：市面上大多数扫雪机多为抛雪式，先利用搅龙收集积雪，再利用抛雪泵将雪抛出。这种扫雪机清扫效率高，速度快，是使用最广泛的一种。三是吹雪式扫雪机：利用航空发动机来产生强大空气流，再由喷口吹出来，从而清除地面积雪。这种扫雪机运行速度高，生产效率高，但同时成本也高，只能在机场、高速路等宽旷地区使用，不适合小型产品的生产。这几种扫雪机大都是大型的设备，只适用于空旷无人的地区或者较宽的路面，在城市的交通道路上并不适用，且这几种扫雪机采用的是铲刀或者搅龙，容易划伤路面，且对于凹凸不平的地面，起不到很好地清理效果。1.4扫雪机国内外的发展现状据了解，国外扫雪机发展已有很长的历史，近几十年来，发展尤为迅速，种类也逐渐增多，各生产商在采用新技术的同时，还不断提高产品的作业性能和操作性能，以便适应冬季扫雪的各种要求。最早的扫雪机是利用推土机，后来逐渐发展为犁式扫雪机。早在1943年，日本就开始把V型犁式扫雪器装载在卡车上，用来扫雪。经过多年发展，国外的犁式扫雪机已有较高的技术水平。在国内，扫雪机的研究较少，据资料显示，国内对扫雪机的真正研究和开发是在上世纪80年代以后，随着改革开放的发展，开始不断新建道路，各种机动车层出不穷。扫雪机也随着时代发展的需求而出现，主要研究工作是在东北地区，那里下雪量大，需求高。通过深入研究，国内也生产出了几种机器，在除雪作业中，起到一定的作用，但是，工作效率低，成本高，对地面的保护能力差。90年代初，我国的沈大高速公路上引进了德国产的“乌尼莫克道路综合养护车”，辅助机械备有犁式除雪器。国内犁式除雪机的研究也取得一定的成绩，先后研制了一些成功的产品，如西安公路研究所所研制的L9280型扫雪机，吉林交通科学研究所研制的CL-3.6，CL-3.5型系列扫雪机，以及哈尔滨林业机械研究所研制的CBX-216综合破冰机等。犁式扫雪机只对没冻的积雪清理效果好，并不能解决积雪久的路面。旋转式扫雪机的出现，使清理路面积雪变得简单。旋转式扫雪机一般具有切削、集中、推移和抛投的功能，具有结构复杂、功能多的特点。德国和日本是生产此类扫雪机的主要国家，技术成熟，产品性能居世界领先水平。在除雪工作中，扫雪机机身的大小和扫雪速度是影响交通的重要因素，机体过大，会导致占道影响；速度过低，会影响车流量，造成交通堵塞。而适应于企业单位、城市干道和环卫工人的小型扫雪机几乎不常见，且发展缓慢。所以小型扫雪机的设计对于国内机械行业的发展起到一定作用。1.5小型路面扫雪机的结构原理扫雪机由车体和安装在它上面的柴油机（动力机）、变速箱、传动装置、吸雪器以及清雪装置组成。此次设计方案，采用吸尘器的原理，利用动力机的高速旋转，带动风机叶轮的转动，将叶轮中的空气高速排出风机，同时外界空气从吸雪口不断地补充进风机，这样箱体内部与外界会形成较高的压差，从而将雪吸入箱体。收集到箱体后，再由抛雪装置将雪抛出。抛雪叶轮利用高速旋转产生的离心率将雪抛出箱体。这样在原动机的带动下，扫雪车不断前进，就能实现扫雪的功能。

2总体方案设计2.1雪的物理性质由于温度的改变，下雪时间的长短，雪的密度、硬度均不同，且由于路面有车辆行驶，导致积雪的摩擦系数发生改变，所以在设计扫雪机之前，要先对道路上的积雪进行研究了解。经过多次调查取样，新下的雪的密度在0.1-0.15g/cm32.2总体方案的设计方案一：利用摩托车，在车体前面安装滚刀片，通过刀片轴的高速旋转，碾压积雪，破除积雪，并在车体后接扫帚，将破除积雪扫到道路两旁。由于是利用刀片来除雪，所以对地面会有一定的损伤性，且遇凹凸不平的地面，不能很好地清理。方案二：利用传统扫雪装置，在车身前面安装搅龙或铲刀，将积雪收集到集雪箱内，再通过车体内的毛刷轮将收集的积雪散落到车体两旁，从而清除出一条人行走的道路。这种方案只会清理出一条很窄的道路，且清理的积雪需要环卫工人再进行整体清理，工作效率低。方案三：利用手推车的方式，采用吸尘器的原理，利用叶片轮高速旋转产生的压力差，积雪会随吸入的空气一同吸入箱体，并随排除空气一同排出机体，抛到道路两侧的绿化带内。这种方案利用的是手推车，体积小，成本低，行走方便，适用于道路较窄的地方。大雪过后，及时清理积雪，会减少很多事故，所以本次设计主要是针对新鲜积雪，所以扫雪机要求轻便，快捷，工作效率高，可以在积雪冻住或碾压结实之前清理干净。根据对扫雪机的要求，还有公路保护的考虑，选择第三种方案。2.3传动方案的设计发动机提供动力，通过带传动带动中间轴的旋转，从而带动锥齿轮的转动，锥齿轮连接叶片轮，使叶片轮高速旋转，将箱体内的空气高速排出风机，与外界形成压力差。吸雪口处的雪会随空气一同进入箱体，进而再随排出空气一同排出机体。行走装置主要是由发动机提供动力，通过带传动连接减速器减速，从减速器出来，通过链传动连接变速器，改变行走速度，再通过链传动带动车轮轴，从而实现行走。主要传动结构如下：带传动锥齿轮锥齿轮叶片轮发动机带传动减速器链传动1变速器链传动2车轮3各系统的设计3.1原动机的选择由于在户外作业，电动机储电量有限，所以选择汽油机或柴油机来充当发动机。但因为汽油价格昂贵，考虑到成本问题，因此采用柴油机，其油损少，连续工作时间长，更能适应对扫雪机性能的要求。经考虑机体的整体性能和使用寿命，这里选用F系列常柴186F型单缸柴油机，其性能尺寸见表3-1.表3-1常柴186F型单缸柴油机型式单缸，四冲程，风冷，立式燃烧室型式直喷缸径（mm）86行程（mm）70排量（L）0.406标定功率/转速（kw/r/min）6.3/3600标定点燃油耗（g/kw·h）≤280怠速（r/min）≤1300压缩比19启动方式反冲式手拉起动或电起动净重（kg）47外形尺寸（mm）420×440×4953.2车体的设计车体是固定连接机械部件，且具备行走功能。主要采用低碳钢焊接而成，包括车架，箱体等。车体前段为集雪器，中间为传动装置，后边是柴油机座，各部分设计应考虑如何满足简单、实用、美观、操作方便等要求，且车体的宽度不能超过集雪器的宽度。此外，还要考虑实际生活，应注意避免划伤路面。集雪器采用低碳钢焊接制成，抛雪口与集雪器相连，位于集雪器挡板的中间。风机叶轮在电动机高速旋转的带动下转动，将集雪器内空气从抛雪口排出，因此箱体内与外界形成较高压差，外界空气会从吸雪口进入箱体，中和压强。由于主要清扫新鲜的积雪，雪比较松软，无需安装螺旋滚轮粉碎，积雪进入箱体后，会随高速排出的空气一同排出。3.3扫雪机的设计参数根据任务要求，扫雪机每小时扫雪量为1000m2，积雪密度为150kg1000m2×0.1m×150kgm3=1.5利用抛雪叶轮抛雪，抛出的距离为2m，雪抛出的速度为3m/s，所以抛雪消耗的功率为：m∙g∙ht成年人行走平均速度为5-7km/h，所以车轮的转速为88r/min--124r/min，变速器的输出速度为264r/min—372r/min，减速器的输出速度为744r/min，车体的大概尺寸为1402mm×900mm×1317mm。

4扫雪机的设计计算与校核4.1带传动的计算⑴确定计算功率P由表3-1可知，发动机功率P=6.3KW，转速n1=3600rPca=⑵选择V带的带型根据Pca⑶确定带轮的基准直径dd①初选小带轮的基准直径dd1。由表查得，取小带轮的基准直径d②验算带速v。v=π因为5m/s<v<30m/s，故带速合适。③计算大带轮的基准直径。d取标准值为dd2⑷确定v带的中心距a和基准长度L①根据式0.7（dd1②根据公式计算带所需的基准长度Ld0=[2×300+查表选带的基准长度Ld③计算实际中心距a。a≈a由公式计算中心距变化范围为：amin=a-0.015L⑸验算小带轮上的包角αα1⑹计算带的根数z①计算单根V带的额定功率Pr由dd1=90mm和n1根据n1=3600rmin，查表得Kα=0.98，Pr=②计算V带的根数z。z=取4根。⑺计算单根V带的初拉力F由表得Z型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F⑻计算压轴力FFp=⑼主要设计结论选用A型普通V带4根，带基准长度990mm。带轮基准直径dd1=90mm，dd2=132mm，中心距控制在4.2减速器的设计4.2.1减速器的动力参数设计采用二级圆柱直齿轮减速器，减速器的输入轴速度n1=2400rmin，输出轴速度⑴分配各级传动比取两级齿轮减速器高速级的传动比i则低速级的传动比i⑵传动装置的运动和动力参数计算皮带的传动效率η带=0.95，齿轮啮合效率η减速器高速轴：PnT减速器中间轴：PnT减速器低速轴：PnT4.2.2高速级齿轮传动的设计⑴选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数①按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20º。②变速器为一般工作机器，选用8级精度。③材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。④选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2⑵按齿面接触疲劳强度设计1)由公式d1t①试选KHt②计算小齿轮传递的转矩T③查表选取齿宽系数∅d=1，区域系数ZH④计算接触疲劳强度用重合度系数Zααεα=Z⑤计算接触疲劳许用应力[σH查图表得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σ计算应力循环次数：NN2=查取接触疲劳寿命系数K取失效概率为1%、安全系数S=1，由公式得[σ[取[σσ试算小齿轮分度圆直径d1t==39.8052)调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v。v=②齿宽b。b=计算实际载荷系数K①由表查得使用系数KA②根据v=5m/s、8级精度，查得动载系数Kv③齿轮的圆周力。Ft1=K查表得齿间载荷分配系数KHα④用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβKH=按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=及相应的齿轮模数m=⑶按齿根弯曲疲劳强度设计1)试算模数，即mt≥确定公式中的各参数值①试选K②计算弯曲疲劳强度用重合度数Y③计算YFa查图表得齿形系数YFa1=2.65、YFa2=2.40[σF[YY因为大齿轮的YFaY试算模数m2)调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v。dv=②齿宽b。b=③宽高比bhh=b计算实际载荷系数KF①根据v=3.25m/s，8级精度，查得动载系数Kv②由Ft1=查表得齿间载荷分配系数KFα③用插值法查得KHβ=1.443，结合bh则载荷系数为KF=按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt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疲劳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1.44mm并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=46.354mm，算出小齿轮齿数取z1=31，则大齿轮齿数z2=uz这样设计出的齿轮传动，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。⑷几何尺寸计算计算分度圆直径dd计算中心距a=计算齿轮宽度b=考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（5~10）mm，即b取b1=53mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即⑸圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计制造。为此，可以通过调整传动比，改变齿数或变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至a’=65mm。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。1)计算变位系数和计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。α'=arczxy=∆y=查图表可知，当前的变位系数和降低了齿轮强度，但重合度有所提高。2)齿面接触疲劳强度校核按前面类似做法，得出计算结果：KH=1.91，T1=2.38×104N∙mmααεZ将计算所得结果代入公式，得到σH=齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。3)齿根弯曲疲劳强度校核按前面类似的做法，得出计算结果：KF=1.85，T1=2.38×104N∙mm，YFa1=2.54，Ysa1=1.63，Yσσ齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。⑹主要设计结论齿数z1=31、z2=53，模数m=1.5mm，压力角α=20°，中心距a=145mm，齿宽4.2.3低速级齿轮传动的设计⒈选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数⑴根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20º。选用7级精度。⑵材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。⑶选小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿数z2⒉按齿面接触疲劳强度设计⑴确定计算分度圆直径中的参数①选KHt=1.3，齿宽系数∅d=1，区域系数②计算接触疲劳强度用的重合度系数Zεααε=Z③计算接触疲劳许用应力查资料得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、计算应力循环次数：N1=60N查取接触疲劳寿命系数KHN1取失效概率为1%、安全系数S=1，由公式得[[取[σH]σ④小齿轮传递的转矩T试算小齿轮分度圆直径d1t==48.719mm⑵调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v。v=②齿宽b。b=2)计算实际载荷系数KH①使用系数KA=1.5。根据v=3.6m/s、7级精度，查得动载系数②齿轮的圆周力。FK齿间载荷分配系数KHα③用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβK3)按实际载荷系数算得的分度圆直径d及相应的齿轮模数m=⒊按齿根弯曲疲劳强度设计⑴试算模数，即m1)确定公式中的各参数值①选KFt=1.3。齿形系数YFa1=2.54、YFa2=2.45，应力修正系数Ysa1=1.63、[[YY因为大齿轮的YFaY②计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y2)试算模数m⑵调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v。dv=②齿宽b。b=③宽高比bhh=b2)计算实际载荷系数KF①根据v=2.44m/s，7级精度，查图表得动载系数Kv②由Ft1=2T查表得齿间载荷分配系数KFα③用插值法查得KHβ=1.415，结合bh则载荷系数为K3)按实际载荷系数算得的齿轮模数m=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疲劳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1.32mm并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.992mm，算出小齿轮齿数取z1=42，则大齿轮齿数z2=uz这样设计出的齿轮传动，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。⒋几何尺寸计算⑴计算分度圆直径dd⑵计算中心距a=⑶计算齿轮宽度b=考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（5~10）mm，即b取b1=70mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即⒌圆整中心距后的强度校核采用变位法将中心距就近圆整至a’=70mm。⑴计算变位系数和①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。αzxy=∆y=当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。②分配变位系数x1有图表知，坐标点(z∑2，x∑⑵齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，给出计算结果KH=1.91将它们代入公式，得到σ=462MPa<[齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。⑶齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，计算出结果：KF=1.85σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。⒍主要设计结论z1=42、4.3链传动1的设计因为链传动连接减速器与变速器，所以减速器会消耗功率，减速器的输出功率P=5.52kw。链传动的传动比i=2。⑴选择链轮齿数取小链轮齿数z1=21，大链轮的齿数为z⑵确定计算功率由表查得工况系数KA=1.0，主动链轮齿数系数P⑶选择链条型号和节距根据Pca=6.73kw，n1⑷计算链节数和中心距初选中心距a0=30~50L取链长节数Lp采用线性插值查表，计算得到中心距计算系数f1a⑸计算链速v，确定润滑方式v=由v=6.23m/s和链条型号10A，查图表可知采用油池润滑或油盘飞溅润滑。⑹计算压轴力F有效圆周力为：F链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15⑺主要设计结论链条型号为10A；链轮齿数z1=21，4.4变速器的设计计算通过链传动，变速器的输入转速n1=560.5rP=4.4.1高档位的齿轮传动设计计算⒈选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数⑴选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20°。精度等级为7级。⑵小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。⑶选小齿轮齿数z1=21，大齿轮齿数z2⒉按齿面接触疲劳强度设计⑴计算小齿轮分度圆直径①试选KHt=1.3。齿宽系数∅d=1，区域系数②计算小齿轮传递的转矩T③计算接触疲劳强度用重合度系数Zεααε=Z④计算接触疲劳许用应力[σH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1计算应力循环次数：NN查取接触疲劳寿命系数KH取失效概率为1%、安全系数S=1，有公式得：[[取[σσ试算小齿轮分度圆直径d==64.325mm⑵调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v。v=②齿宽b。b=2)计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA=1，根据v=1.888m/s、7级精度，查得动载系数②齿轮的圆周力。FK查表得齿间载荷分配系数KHα③用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβK3)按实际载荷系数算得分度圆直径d及相应的齿轮模数m=⒊按齿根弯曲疲劳强度设计⑴试算模数1)确定计算参数①试选KFt②计算弯曲疲劳强度用重合度系数。Y③计算YFa查得齿形系数YFa1=2.78、YFa2=2.65；应力修正系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式得[σYY因为大齿轮的YFaY2)试算模数m⑵调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度v。dv=②齿宽b。b=③宽高比bhh=b2)计算实际载荷系数KF①根据v=1.14m/s，7级精度，查得动载系数Kv②由Ft1=2T1d1=2×8.465×104查得齿间载荷分配系数KFα③用插值法查得KHβ=1.417，结合bh则载荷系数为K3)按实际载荷系数算得的齿轮模数m=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疲劳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1.89mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=70.876mm，算出小齿轮齿数取z1=35，则大齿轮齿数z2这样设计出的齿轮传动，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。⒋几何尺寸计算⑴计算分度圆直径dd⑵计算中心距a=⑶计算齿轮宽度b=考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（5~10）mm，即b取b1=77mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即⒌圆整中心距后的强度校核采用变位法将中心距就近圆整至a’=80mm。⑴计算变位系数和①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。αzxy=∆y=当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。②分配变位系数x1坐标点（z∑2，x∑⑵齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，计算出各参数结果：KHσ=471MPa<齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。⑶齿根弯曲疲劳强度校核按前面类似做法，计算出各参数值，KFσσ齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。⒍主要设计结论齿数z1=35、z2=42，4.4.2低速档齿轮传动的设计因为大齿轮与高速档的大齿轮为一个齿轮，即低速挡的大齿轮z2=42,则小齿轮齿数z1=z⒈几何尺寸计算⑴计算分度圆直径已知大齿轮分度圆直径d2m=小齿轮分度圆直径d⑵计算中心距a=⑶计算齿轮宽度b=考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（5~10）mm，即b取b1⒉圆整中心距后的强度校核采用变位法将中心距就近圆整至a’=70mm。⑴计算变位系数和①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。αzxy=∆y=②分配变位系数x1坐标点（z∑2，x∑⒊主要设计结论齿数z1=25、z2=424.5链传动2的设计变速器的输出功率P=P变∙⒈选择链轮齿数取小链轮齿数z1=22，大链轮的齿数为⒉确定计算功率工况系数KA=1.0，主动链轮齿数系数P⒊选择链条型号和节距根据Pca⒋计算链节数和中心距初选中心距a0=30~50L取链长节数LP采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1a⒌计算链速v，确定润滑方式v=由v=3.07m/s和链号16A，可知采用油池润滑或油盘飞溅润滑。⒍计算压轴力F有效圆周力为：F链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15⒎主要设计结论链条型号16A；链轮齿数z1=22，4.6锥齿轮的设计⒈选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数⑴选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为20°。选用7级精度，材料与直齿圆柱齿轮传动材料相同。⑵选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2⒉按齿面接触疲劳强度设计⑴确定计算参数①试选KHt=1.3，齿宽系数∅R=0.3，区域系数②小齿轮传递的转矩T③计算接触疲劳许用应力[σH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1计算应力循环次数：NN查取接触疲劳寿命系数K取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式得[[取[σσ计算小齿轮分度圆直径d==65.16mm⑵调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度v。dv②当量齿轮的齿宽系数∅db=∅2)计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA②根据vm=6.96m③直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KH④用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KHβ由此，得到实际载荷系数K3)按实际载荷系数算得的分度圆直径为d及相应的齿轮模数m=⒊按齿根弯曲疲劳强度设计⑴计算公式中的参数值。①试选KFt②计算Y由分锥角δ1可得当量齿数zv1查得齿形系数YFa1=2.58、YFa2=2.23，应力修正系数[[YY因为大齿轮的YFaY试算模数。m==2.5mm⑵调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度v。ddv=②齿宽b。b=2)计算实际载荷系数KF①根据v=6.4m/s，8级精度，查得动载系数Kv②直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KFα③用插值法查得KHβ=1.157，于是则载荷系数为K3)按实际载荷系数算得的齿轮模数为m=按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=2.5mm，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=66.594mm，算出小齿轮齿数取z1=27，则大齿轮齿数z2⒋几何尺寸计算⑴计算分度圆直径dd⑵计算分锥角δδ⑶计算齿轮宽度b=取b1⒌主要设计结论齿数z1=27、z2=46，模数m=2.5mm，压力角α=20°4.7轴的设计计算ⅨⅠⅡⅧⅦⅥⅨⅠⅡⅧⅦⅥⅤⅣⅢⅤⅣⅢ⒈求轴上的功率P、转速n和转矩T发动机的输出功率P0=6.3kw，带传动的机械效率为P=又n=于是T=9.55×⒉求作用在带轮上的力因已知皮带轮的分度圆直径为d而Ft⒊求作用在齿轮上的力因已知齿轮的分度圆直径为d而FtFrFa=⒋初步确定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。取A0dmin=轴的最小直径处安装滚动轴承和轴承端盖，所以选dⅠ-Ⅱ⒌轴的结构设计⑴确定轴的各段直径和长度1)初步选择滚动轴承。根据dⅠ-Ⅱ=24mm，选择(0)2尺寸系列深沟球轴承6204，其尺寸为d×D×B=20mm×47mm×14mm。2)Ⅱ-Ⅲ段安装带轮，考虑到皮带轮的内径，故取dⅡ-Ⅲ3)取安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥ-Ⅶ=30mm；齿轮左端与带轮之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为20mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅣ-Ⅴ=18mm。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(24)由于车体内宽为800mm，故取lⅢ-Ⅳ=100mm,dⅢ-Ⅳ=26mm；至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5)轴上零件的周向定位齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅥ-Ⅶ由表查得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为12mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6；同样，带轮与轴的连接，选用平键为6)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径为R1。6.轴的校核轴上功率为P=5.985kw，转速n=2400r/min转矩T=9.55×作用在齿轮上的力Ft，FFF根据平衡条件，列出轴上的平衡方程：FF解得：FNH1水平面上：MV=M总弯矩M=M弯矩、扭矩合成：Mca=150167N∙mm轴所受的应力为σca=应力σca4.8叶片轴的计算校核1.求轴上的功率P、转速n和转矩T圆柱锥齿轮的传动效率η齿=0.97，轴承的传动效率P=n=T=95500002.求作用在齿轮上的力已知齿轮分度圆直径为d=115mmFF3.初算轴的最小直径选取材料为45钢，调质处理。取A0d叶片轴最小直径显然是安装锥齿轮处轴的直径d1。锥齿轮孔径为24mm，故取d1=4.轴的结构设计⑴根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足锥齿轮的轴向定位要求，第一段轴左端需制出一轴肩，故取第二段的直径d2=38mm，长度为2)初步选滚动轴承。选用深沟球轴承，根据箱体内径大小选用6211型号，其尺寸为d×D×B=55mm×100mm×21mm，故d3=d5=55mm，定其长度为l3=20mm3)取叶轮处直径d6=30mm，叶片轮左侧采用轴端挡圈定位，右侧采用轴肩定位。此段长度取至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4)轴上零件的周向定位齿轮和叶片轮均采用平键与轴连接。按第一段