道路清扫机工作原理原理探究【马路清洁机结构设计公路养护工程】（全套含CAD图纸）

下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709851前 言清扫作业是公路养护工程的重要内容，为适应我国经济、技术及公路交通事业的发展需要，公路清扫实现机械化势在必行。扫路车是近几年发展起来的重要的路面养护专用环卫车辆之一，主要适合高等级公路路面清（如机场、学校、工厂车间、人行道、体育场跑道等）扫作业的专业车辆，具备洒水喷雾、清扫、吸入垃圾等功能。 本文分析了国内外道路清扫车的应用现状及未来发展趋势，具体从以下几个方面对吸扫式扫路车（目前在我国清扫车市场中，吸扫式扫路车占有率为 95%）的工作原理作了较为深入的综合研究：设计说明了吸扫式扫路车的主要结构及设计计算。吸扫式扫路车的清扫传动系统、真空吸扫结构、盘刷、吸嘴装置、风机的设计原理，设计主要解决系统组成、主要技术性能和特点以及设计制造的技术关键。由于人们对生活环境问题越来越重视，清扫设备因其实用性强、 垃圾清扫率高 、污染小、成本底、结构紧凑、操作简单、维修方便等特点具有广泛的市场前景和实用价值，它的出现和使用，将极大减轻人们工作劳动、劳动强度、节省宝贵的时间，提高了人们的生活质量。清扫机设备现在正是一个高速发展的时期，有着极其广阔的发展空间。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709852目 录前言 11 工程概况 21.1 本课题研究目的意义 21.2 本课题所涉及的问题在国内（外）的研究现状及分析 31.3 本课题需要重点研究的、关键的问题及解决的思路 31.4 设计所涉及的任务要求及实现预期目标的可行性分析 32 设计方案的确定 32.1设计方案的比较确定 32.2 道路清扫车的工作原理 43 清扫部分的设计 43.1 电机功率的计算与选择 53.2 传动比的分配 53.3 带轮的选择设计 93.4 主轴的设计计算 103.5 轴的校核 103.6 键的校核 123.7 锥齿轮计算 123.8 锥齿轮校核计算 154 吸尘部分的计算 164.1 柴油机的选择及减速器的选择 164.2 风机风量及吸嘴尺寸的设计与计算 174.3 轴的设计 204.4 关键零件的选择、定位和校核 214.5 键联结的选择与校核 224.6 联轴器的选下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709853择 234.7 轴承端盖的设计 234.8 带传动的设计计算 23总结 25致谢 26参考文献 27下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709854下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098551.工程概况1.1 本课题研究的目的及意义清扫作业是公路养护工程的重要内容，为适应我国经济、技术及公路交通事业的发展需要，公路清扫实现机械化势在必行。扫路车是近几年发展起来的重要的路面养护专用环卫车辆之一，具备洒水喷雾、清扫、吸入垃圾等功能，主要用于高等级路面和城市路面以及广场的垃圾清扫。城市建设是国民经济发展的一个重要标志。在城市建设中, 对城市道路、广场等公共设施的清扫和保洁设备的需求越来越大。其次胡锦涛在 2010 年全国劳动模范和先进工作者表彰大会上指出，要切实发展和谐劳动关系，建立健全劳动关系协调机制，完善劳动保护机制，让广大劳动群众实现体面劳动。为此,本课题研究的目的符合经济发展的要求和党中央对于实现体面劳动的设想。1.2 本课题所涉及的问题在国内（外）的研究现状及分析1.2.1 国外研究现状分析国外清扫机起步较早，技术较先进。 英国的 JoHSToN 公司于 1904 年，设计出了马拉的扫路机，美国的 ELGIN 公司于 1914 年研制出了该公司第一部人力蹬踏的三轮扫路机，用机械取代了人工清扫。清扫机械的发展与汽车工业的发展是息息相关的，1929 年汽车发动机被应用在道路清扫机上，发动机功率已达百马力。实心轮胎被充气轮胎代替，使道路清扫机的清扫速度大大加快，达 78 英里/小时。随着工业蓬勃的发展产品工艺的不断提高及工业美学的推动，道路清扫机的外观质量也在相应的提高。大约在 1949 年扫路机上都安装了驾驶室，改善了驾驶员的工作环境。五十年代中，液压传动系统被应用到道路清扫机上，使清扫机的传动结构紧凑、可靠，操作灵便，垃圾箱可以通过油缸被举升到任意位置卸出垃圾，垃圾箱的容量也在增大。碟形刷采用液压马达驱动，液压传动可以吸收和振动。大大降低壳传动系统的碟形刷的损坏率，使道路清扫机的在性能上出现了飞跃。美国、英国、德国的汽车工业发展历史悠久。汽车、装载机、拖拉机技术日趋成熟，英国、西德的几家公司先后推出了汽车、拖拉机牵引的清扫机械。有许多家公司都形成了系列产品。美国的 AARPOWERBOSS 公司的小型道路清扫机的品种多达二十二种；包括纯扭式、吸扫复合式小型机械和地面洗刷机。1.2.2 国内研究现状分析20 世纪 60 年代，我国研制出第一代扫路机，由于清扫效果差、劳动强度大，操作不方便、面世不久即被淘汰。70 年代，国内相关科研机构、生产厂家加大了扫路机的研究开发力度，我国第二代扫路机诞生了。北京和上海研制了大、中、小三种规格的纯扫式扫路机，S31 大型扫路机和 S32 中型扫路机、S15 小型扫路机的技术水平比第一代有了较大的提高。但由于纯扫式的清扫不高问题、干式纯吸式的除尘系统可靠性问题等原因，使该类道路清扫机的使用受到极大限制。国内清扫机研制起步较晚，清扫机的机电一体化程度相对国外来说比较。落后。80 年代以后，国内清扫机基本采用国外 80 年代的先进技术，如真空技术，液压技术，电液操作等技术。而作为机电一体化技术的核心技术，计算机技术以及直接制约和影响技术发展的传感检测在国产清扫机上几乎没有应用，大大制约了国内的清扫机的发展水平。国内清扫机的发展将是一个课题。我们针对国内清扫机的现状进行技术改造，对清扫机实行智能控制，针对不同的工作环境对清扫机进行相应的设计和改造。使其更加适应时代的发展和人们的需求。在之前的技术基础之上进行改进，将清扫机机型变得简单轻便，外观更加美观，在增大承载容积和载荷能力的同时，降低清扫机的重量。提高清扫机的使下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709856用寿命，减少噪声，降低成本，是清扫机更加的人性化智能化，更加方便人们的使用，清扫机在国内的发展前景是远大的。1.3 本课题需要重点研究的、关键的问题及解决的思路本文分析了国内外吸扫式扫路车的工作特点、近年来我国扫路车的应用现状及未来发展趋势，采用了目前普遍的扫路车（吸扫式道理清扫车） 。具体从以下几个方面对吸扫式扫路车作了较为深入的综合研究与工作原理介绍：设计了吸扫式扫路车的主要结构及设计要点。吸扫式扫路车的真空吸扫结构、盘刷、吸嘴装置、风机、垃圾积尘箱、动力传动系统。分析系统组成、主要技术性能和特点以及设计制造的技术关键。1.4 设计所涉及的任务要求及实现预期目标的可行性分析1.4.1 设计的任务要求通过实地观察、查阅资料，弄清楚道路清扫机的工作原理，具体要求如下：1)画出清扫原理图；2)弄清清扫机构关键部件的机构或型号；3)要求 CAD 图纸完成。1.4.2 实现目标的可行性分析由于清扫机是一新兴产品，扫地功能的实现结构还不成熟，很难查到相关的资料。因此扫地功能的实现是设计工作的一个很大的难点。清扫机工作时所产生的二次扬尘污染、漏垃圾、噪音大和产品可靠性等方面也较难解决的问题。清扫范围的大小不仅与清扫机的各部分的尺寸有关，并与它的总体设计构形式有关。为了更好的了解所作题目, 查阅已有文献资料是十分重要的，为了更好的设计清扫机的内部结构，在轴，齿轮等重要元件的设计过程中保证其结构的准确性，又对机械设计等专业课本进行了系统的复习，但是，由于我国清扫机出现时间晚，产品数量少，一些关键技术受专利所限，因此，很多关键技术是不会公布在资料之中的。所以，我参考用的资料并不能解决我在设计过程中所遇到的所有难点，有许多的问题是根据我自己的想法来做的。因为我的这些想法并不成熟，没有太多的实践性，所以，在解决一些棘手问题时并不能够很好的解决。在今后的设计中，还需要通过实践，对其一步一步的进行改进。2 设计方案的确定2.1 方案的确定经过查阅相关资料和老师、同学探讨，最终确定该机选用吸扫式清扫车包括清扫装置、风机、减速器、柴油机、吸嘴及等组成。首先由电机驱动清扫装置将垃圾清扫至车辆中间，其次利用副发动机输出的动力通过机械传动系统，驱动高压离心式除尘风机工作，在除尘设备中产生高速负压气流，通过特殊设计的吸尘罩，吸入路面上的垃圾尘土，经各级除尘设备滤尘，使垃圾尘土与流动气流分离，最后将干净空气排入大气，完成一个工作循环。干式吸扫式清扫车。干式除尘主要由高压离心鼓风机、重力降尘室、吹吸风嘴、风道、脉冲喷吹式除尘器、清扫刷等组成核心部件采用风机的设计，主要进行清扫装置、风机的计算，轴的设计，带轮的设计锥齿轮等计算。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709857图 2-1 吸扫式清扫车结构示意图2.2 道路清扫车的工作原理该工作方式主要由汽车的主发动机使车辆行驶，副发动机带动风机使垃圾箱内产生负压，盘刷将清扫范围内的垃圾扫至中间由吸嘴把垃圾带入垃圾箱内。采用双发动机由主发动机驱动车辆行驶，副发动机驱动风机、电动机驱动盘刷。道路清扫车（图2-2）装有2个扫盘，其作用是将路面上的垃圾扫至吸入（吸口）区范围，再依靠吸入系统的强风力风机所产生的较大的负压，将垃圾吸入垃圾箱内，垃圾进入垃圾箱内经过重力除尘和脉冲除尘。图 2-2 道路清扫车工作原理3.清扫部分设计3.1电机功率的计算与选择清扫机清扫材料选用尼龙材料。设计圆盘毛刷受力约为 ，转速为1F=50N160/minr圆盘毛刷转矩 150.17TFRNm所需功率 = = =47WP9n6圆盘毛刷到锥齿轮间用带传动，传递效率90%。横放锥齿轮轴处的功率为：下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098581=P/47/90%5W锥齿轮间的传递效率为90%竖放齿轮处的功率 1/52908竖此处的功率= = =PnT47.5W电机到轴之间用带传动，传递效率90%电机的输出功率 01P=+%=竖（ 2） （ 587.2） 905.8由于清扫机工作速度为60r/min 为较低转速故选用12V250W 齿轮减速电机，其输出转速为600r/min。3.2 传动比的分配分配各级传动比设计有电机到轴的传动比i=5；电机到圆盘毛刷的总传动比 601ni电刷齿轮间的传动比为i=23.3 带轮的选择设计3.3.1轴带轮的设计计算1）确定计算功率计算功率 是根据传递功率 ，并考虑到载荷性质和每天运行时间长短等因素影响而确caPP定。 1203.caAKW式中： 计算功率 ca工况系数。查工况系数表得 =1AKA所需传递的额定功率长P2）计算传动比 60512ni电选择Z型V带3）由机械设计手册表12-1-11，取小带轮基准直径为 =50mmd14）大带轮直径d21=502im下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098595）计算带速v13.4506v=1.7m/s60dn6）初定中心距 0a0.7（ + ） 2（ + ）1d20a1d2210 600取 a=300mm7）计算基准长度 d120122(4adLda）= 3.0496m查机械设计手册表12-1-4，取基准长度 dL=10m8）实际中心距a 002Ld196350am9）小带轮包角 d211 - 857.3a035所以小带轮包角合理10）确定V带根数一般单根V带可传递的功率达75KW。此处，所传递的功率远远小于75KW，所以用一根V带足以。11）单根V带的张紧力202.5(1)PdFmvkz2.0.61.578946N式中： 包角修正系数 ， 查表机械设计手册12-1-21得 =0.88k kmV带单位长度质量（kg/m） 。查表12-1-23得m=0. 06 kg/m下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709851012）作用在轴上的力 rF102sinrFZ9.46i85Nmax37.12r13) 带轮结构设计设计V 带轮时应满足的要求有：质量小；结构工艺性好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀，轮槽工作面要精细加工，以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以减少载荷分布均匀。参照机械设计手册12-712-10可知：基准宽度bd 为 8.5 ；基准线上槽深最小值为 2.0 ；基准线下槽深为最小值为7.0 ；带轮宽B 为B=(Z-1)e2f ；外径da=dd2ha ；从而确定带轮的各部分尺寸。初定小带轮孔径d=20mm，基准直径d =50mm，外径d =53.2mm，轮宽B=14mm，轮槽宽1ab =8.5mm。因为基准直径d 2.5d，所以小带轮采用实心结构。1d大带轮基准直径d =i d =550=250mm2d = d 2（h + f +）aa=2542（2.0+7.0+5.5）=225mmd =（1.82）d=43mm1因为d - d 100mm,所以大带轮采用孔板式。腹板厚S=10mm L=（1.52）d=362轮宽B=20mm，S 1.5S=15mm，S 0.5S=7mm，d = =134mm。轮槽宽12021b =8.5mm。d下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098511图3-1 清扫机轴大带轮结构示意图3.3.2 盘刷轴的带轮设计1）确定计算功率47caAPKW式中：计算功率 工况系数。查工况系数表得AK1所需传递的额定功率长P2）确定传动比由总体传动比可确定传动比为 i选用Z型V带3）查机械设计手册表12-1-11得小带轮的基准直径 310dm4）计算带速 3601dnv.46./s5）计算中心距 205am6）计算基准长度 0Ld 2d4303( -)2()ad下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985123.142562m查机械设计手册12-1-4，选择基准长度 0Ld7）单根V带的初张紧力20.5()PFvkz2.4710.637N式中： 包角修正系数 查表机械设计手册12-1-21得k 1kmV带单位长度质量，kg/m。查表12-1-23得m=0.06 kg/m8）计算压轴力F r102sinrFZ7904Nmax312rr9)带轮结构设计两个带轮均采用腹板式结构设计V 带轮时应满足的要求有：质量小；结构工艺性好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀，轮槽工作面要精细加工，以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以减少载荷分布均匀。3.4 主轴的设计计算3.4.1主轴的结构设计1）主轴的材料选择45钢调制处理，初步计算其最小直径。取 ，则：015A33min0.215.7pdAm初步取 最小直径为d22）采用下图所示装配方案：下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098513图3-2 主轴装配示意图3）确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用轴承参照 工作要求并根据第一轴段的直径为30 ，由轴承产品目录初步选取0 基本游隙组标准精度级的圆锥滚子轴承32006 型其尺寸为dDT=30 55 13 ,故选用第一轴段的直径为30 ，长度为 23 。右端轴承采用采用套筒进行轴向定位。由手册查得厚度为h=4 ,取第二轴段的直径为30 。套筒右端用定位。2）安装齿轮处的的第三轴段的直径为30 齿轮左端用挡圈定位。右端用一套筒定位，同时套筒右端定位带轮。已知带轮的轮毂宽度为25 ，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮此轴段应略短于轮毂宽度故采用第四轴段的长度为22 。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,取h=3.5 ,则轴环处的直径为42 。轴环宽度b1.4h,取第五轴段的长度为10 。为了满足右端齿轮的轴向固定要求，采用阶梯轴形式，选用第六轴段的直径为35 ，长度为538 。右端的零部件结构的定位及轴径长度与左端的大体相同。3）带轮及齿轮与轴的轴向定位采用平键连接。按照齿轮与轴的直径由手册查表得平键截面尺寸分别为bhl=6 6 14 、 bhl=8 7 16 、bhl=10 8 16 (GB/T1095-1979)。键槽用键槽铣加工，同时为了保证齿轮和轴的配有良好的对中性，故选择轮毂与轴的配合为H7/n6. 圆锥滚子轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为h6。3.5 轴的校核下面对主轴进行校核。根据设计的轴的尺寸和各处所传递的功率，计算轴上的力及力矩。轴的受力如图所示：图3-3主轴的受力示意图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的截面（即危险截面C）。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098514轴的抗弯截面系数 32()dbtW2.1450.(35.)38m式中： d轴的直径键槽宽度b键槽深度 t3.5t2()caMtW2460.8)312.5P式中： 轴的计算应力， caa轴所受的弯矩，MNm轴所受的扭矩，T取 0.6轴的材料选用45钢，其许用应力 160MPac所以该轴安全。3.6 键的校核键的失效形式主要是工作面被压溃，一般只对挤压应力进行强度校核，由公式得： 3210pTkld式中：传递的转矩，为t20.8NM:键的工作长度，为k14m轴的直径 ，为d35键、轴、连轴器轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，需用挤压应力p，取其平均值 ,得：708Pa7Pa320.8149.5256()p pMPa所以，键是安全的。3.7 锥齿轮计算选用斜齿锥齿轮传动，清扫机为一般机械转速不高，故选用8 级精度选择小锥齿轮的材料为42SiMn(调质硬度240270HBS), 大锥齿轮的材料为42SiMn(调质硬度210240HBS)。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985151)齿形角选用EN刀盘，则=202)大端端面模数根据强度与类比法确定 m=43)齿数比由传动关系可知，齿数比 12nz4)确定齿数由机械设计手册表13-3-11和实际空间得 ， ， 。因为 和 最好17z21734z1z2无公因数，取z =33，则实际传动比=2.0625)分锥角17tan0.4853125432645376)分度圆直径16dmz21dmz7)锥距R17.82sin8）齿宽 b()43:9）假想平面齿轮齿数 cZ28.91sinczm10) 参考点锥距 pRR 0.4157.8268.9bm11)小端锥距 i.5.i12)齿宽中点螺旋角 m取 ，小齿轮右旋，大齿轮左旋。3513）初定参考点螺旋角 /p/0.914(6).(356)7.m选择铣刀盘由机械设计手册图13-3-10，根据 ， ,查得标准刀盘半径 /.p8.9pRm下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098516，对应的螺旋角 ，由表13-3-19得4brm/40p4wZ14)选择刀片型号由机械设计手册图13-1-11和表13-3-19，根据 , ,确定选用EN4-4438.91cm/37.5p刀盘时用3号刀片 。22197rm15)参考点法向模数m pm =2 =2 =2.708p2ZrRc2491.387616)参考点实际螺旋角 p2.70.67089cpR39.5p17）齿高 h2.10.21.708356.1mm18)铣刀轴倾角 由 和 ，查机械设计手册图13-3-12得br47.3695p 2ax7918所以 019）高变位系数 x因为 ，所以176Z120x20）齿顶高 ah1()().78.apmm2102x21）齿根高 f16.3.46fah27822)切向变位系数 tx1-0.25t2tt23）齿顶圆直径 ad下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098517112cos682.70cos54237.8aadh m36124)外锥高 kA111cosinkaRh7.825423.708sin2543 =6mk2a1sin.co.i6 325)安装距按结构确定 , 1A=82726)支承端距 H1K16.918m22-3427)大端螺旋角 查机械设计手册图13-3-16，由 ， ,查得p=957.82=1369PR48528）弧齿厚 s( +)=1=m1t12tanxcos.40tan.22cos（ ） =6.3m2=s3.6.=3.8 锥齿轮校核计算 1P 0.58T954.Nn12:t14.F3d61)齿根弯曲疲劳强度计算直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度课近似地按照平均分度圆处的当量圆柱齿轮进行计算。 F=(0.5)taSRKYbm式中： 载荷系数KAV查机械设计教材表 10-2 得使用系数 ；1查机械设计教材图 10-8 得动载系数 ； VK=.5下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098518查机械设计教材表 10-3 得齿间载荷分布系数 ；K=1.查机械设计教材表 10-4 得齿向载荷分布系数 。齿形系数 查机械设计教材表 10-5 得FaY 2.97FaY应力校正系数 查机械设计教材表 10-5 得S =15S锥齿轮传动的齿宽系数 取R0.3RF1.395271=2Mpa4(.)查机械设计教材图 1020（C）得 =400 MpF所以齿根弯曲疲劳强度足够2） 齿面接触疲劳强度计算 1235(0.)HERKTZdu式中： 弹性影响系数 查机械设计教材表 10-6，ZE 28EZMPa锥齿轮传动的齿宽系数 取R=.R传动比 uu=2H231.94518=6.45Pa0.3(05)8查机械设计教材图 10-21（d） ， H=MPaH所以齿接触疲劳强度足够4 吸尘部分的计算4.1 柴油机的选择及减速器的选择根据多方查阅资料，确定风机的转速在 650-680r/min,选择 680r/min，风机所需功率为 13.8kw。采用柴油机和减速器组合的方式进行设计，根据文献 1 图 11-2 选择柴油机的类型为 RZ170F ，功率 15kw， ，柴油机转速 3200r/min，设计减速器将转速降到 867r/min。4.2 风机风量及吸嘴尺寸的设计与计算风机装置是由风机、风机轴承座、风机支架、风机进出口接管等组成。风机装置是主要工作机构之一，它的作用是使污水垃圾箱抽吸处于强负压状态，在吸嘴与地面的间隙处产生高速气流，利用气力输送原理将污水和垃圾吸入污水垃圾箱内。车系列车型均采用专用高压离心风机，噪声小，效率高。传动部分则采用液压传动方式，提高了传动效率，并使风机布置十分紧凑。风机轴承座应按保养规定定期检查并加注锂基润滑脂。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098519图 4-1 风机1 吸入口 2.风箱 3.叶片 4.小带轮 5.出风口 6.皮带 7.联轴器 8.大带轮 9.减速器 10.柴油机考虑到道理清扫车的工作对象（吸入的垃圾）分析，计算风机的功率。表 4-2 常见垃圾尘粒物性表尘粒名称 平均粒径(rnlTl)密度(tm3)容重(tm3)悬浮速度(ms)吸送速度(ms)干细盐 l 2.2 0.9-1.3 9.8-12.0细粒盐 5 12.8-14.0 20-30粗粒岩 7.0-7.2 1.09 0.72 14.8-15.51 1.0-1.7 0.72-0.94 2.3-3.51-3 4.0-5.33-5 4.2-6.8 18-407-10 7.3-10.0煤炭10-15 11.0-13.3炉渣 粉粒状 5.0-17.7 15-35砂 4 2.6 1.41 6.8 25-35水泥 3.2 1.1 0.223 9-25熟石灰 1 2.0 0.4-0.5 6.0 26-30在各种垃圾类型中，选取清扫车较难吸送的粒径为 20mm 的混凝土碎块为例，计算其悬浮速度：混凝土球形颗粒自由悬浮速度： Cpd3g4Vsh）（ 式中：重力加数度，取 9.8m/s颗粒直径，取 ；sd20颗粒块的密度，颗粒块的密度，取sp240kg/m下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098520空气的密度，取p1.29kg/m阻力系数，由气流雷诺数 决定，对于清扫车的吸送系统而言，被传送垃圾尘粒CeR的惯性力占主要地位，属于湍流运动， ,取 ；40C.4由以上参数，求得：。hV34.5m/s是在假设单个球形颗粒在无限大的空气场中运动的条件下得到的，实际上对于吸扫式清扫车来说，垃圾尘粒的形状不全是球形的，而且也不只有单个尘粒在运动，被吸送的尘粒也不是在无限大空气场中运动。尘粒的形状，数量以及流场的大小部对悬浮速度有不同程度的影响，因此，有必要上述公式加以修正，使理论计算更符合实际情况。修正后，混凝土颗粒被吸入时，颗粒实际悬浮速度：)(1KV2CuDdsh式中；形状系数，取 ；e.5圆形风管的直径，取 ；20m由以上参数，求得：。uV27.9m/s(2)吸嘴参数的计算吸嘴是一个封闭的异径吸气罩，吸嘴两侧共有 2 个橡胶滚轮，用以保证吸嘴底部与路面的一定间隙，该间隙对吸力影响很大。滚轮使用后出现磨损，应随时调整，以保证吸嘴底沿离地间隙约为 lOmm。吸嘴通过升降机构及气压操纵的提升装置与车架相连，吸嘴放下工作时通过滚轮接地并可随路面的起伏上下左右浮动，确保吸嘴底沿离地间隙均匀。吸尘盘结构设计的合理性对扫路车的性能和清扫效率有着十分重要的影响。如果风机的设计或选型与吸尘盘、垃圾箱匹配，则吸尘盘的结构型式与安装将对吸尘效率的提高起主导作用。图 4-3 清扫车吸嘴结构FxVX20175.式中：距极点的竖直距离，如图 4-3 中所示；距极点 x 处的气流速度，取 ；x 27.9m/s下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098521管路系统内的气流速度，取 ；0V45m/s吸嘴的长度，取 ；a0吸嘴的宽度，取 ；b7吸嘴的面积，取 ；F2Fab.3由以上参数，求得：在保证 Vx27.9m/s 的前提下，x0.2m。(3)所需风量的计算 mAvQ0式中：风管的截面积，取 ；2AD4 20.31m管道的密封效率，取 ；m9%由以上参数，求得： 3Q5470/h由以上计算可知，选取风量为 的风机较为合适。350/h4.2.1 风机所需功率的计算10BP式中：风机的流体效率，取 ；b 0.7管路系统消耗的总压力，取Pa63P由以上参数，求得： 13.8kw/h4.3 轴的设计设计的轴长为 mm，轴分为段。其结构示意图如下：图 4-4 风机主轴如图4-4所示，第一段轴与轴承端盖连接，其直径为28mm；第二段用来安装风扇叶片用套筒固定，第三段安装轴承和轴承端盖，其直径为30mm，最后一段与带轮相连轴上直径为20mm。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098522轴的材料：轴的材料主要是碳刚和合金刚。由于碳刚比合金刚价格便宜，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，所以本设计采用 45 号刚作为轴的材料，调制处理。轴的校核轴的扭矩计算减速器输出转矩：T = =955013.8/680=201.9kwdmdnp950式中： 为风机额定功率， 为风机转速mn主轴输入转矩：T=Tdi =201.90.80.970.98=153.5NM12I 为传动比为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表 1 初选1 97.0为轴承的传动效率初选 =0.982 2根据要求，轴要满足下列条(2)轴的强度条件：PT153.=067MPaW2式中： 为轴的切应力（Mpa）;T 为转矩（N.mm）; 为抗扭截面系数（ ）;TW3m为许用扭切应力（Mpa） 。表 4-5 常用材料的 值和 C 值轴的材料 Q235,20 35 45 40Cr，35SiMnMPa/12-20 20-30 30-40 40-52C 160-135 135-118 118-107 107-98该的材料为 45 号钢，则满足强度条件，轴是安全的。轴的受力分析图 4-6 扭矩图（4）轴的刚度计算下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709852344432153.0.1928.PTllradGI 式中：T 为转矩； 为受转矩作用的长度， mm;G 为材料的切变模量，MPa;d 为轴径，mm; 为轴截面的极惯性距。 , ，故轴是安全的。4.4 关键零件的选择、定位和校核4.4.1 轴系零件的定位键主要是为了实现轴上零件的周向定位来传递转距，键的形式用多种，因此要根据不同的要求来选择不同型号的键，根据传动的要求，本设计全部采用圆头普通平键（A 型） ，它的两个侧面是工作面，上表面与轮毂槽底之间留有间隙，其主要特点是定心性好、拆装方便。4.4.2 轴承的选择 已知此处轴径 ，所以选内径为 35mm 的轴承，在机械设计手册中选择深沟球md35轴承；查表 6-1，选择型号为 6007 GB/T27694 的轴承。另一处已知轴径为 ，md35所以选内径也为 35mm 的轴承，选择型号也为 6007 GB/T27694 的轴承。所选的轴承基本参数如下；轴承外径： bD62B14基本额定动载荷： C1.KN基本额定静载荷： or054.5 键联结的选择与校核1）键的选择根据轴的直径的不同，应该选择不同型号的键，另外，键的长度也有一系列的标准，应该优先选用第一系列，在以上的说明书中知道安装键的轴有两处，分别是第二段和第二段。第一段的直径为 ，第二段的直径为 ， 根据以上的数据选择两个相同的键：35m20mGB/T1096 键 2810从机械设计手册表 4-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 ，高度 。由b10mh8联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度 （比伸入到联轴器的l32深度短一些） 。 2）键的安装键的安装位置见零件图。3）校核键联接的强度轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献 12 的表 6-2 查得许用挤压应力为,取其平均值， 。键的工作长度为p1205MPap135MPa，键与轮毂的键槽的接触高度为mbLl 21。由文献 1 的式 6-1 可得。hk48.cpckldT3MPa1354.25410.23传递的转矩（ ）MN:轴的直径（ ）dm键的工作长度（ ） ； 型，l Al=Lb键与轮毂的接触高度（ ） ； , 为键的高度，kkht下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098524键的宽度（ ）bm切向键工作面宽度（ ）t键的许用切应力（ ）cMPa键连接的许用挤压应力（ ）p可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。4.6 联轴器的选择本设计的联轴器的选择主要包括了一个联轴器的选择，第一个是柴油机轴与减速器的输入主轴的联结，根据文献 12 中的表 12-23Y 系列柴油机的外型尺寸，本设计所选用的柴油机的型号为 RZ170F，可知电动机的输出主轴的外伸部分的长度 E 和直径 D 分别是 60 和28。又本设计的轴的直径计算最小值为 20mm 和计算最小直径为 15mm。又轴上都装有键，要将尺寸扩大 7%左右。最终确定的柴油机轴的直径和减速器轴的直径分别是 42mm 和28mm，表 8-2 凸缘联轴器,最后确定柴油机与减速器的输入轴间的联轴器选择为 GYH3 型。4.7 轴承端盖的设计所选轴承外径为62mm,在45-65的范围内，所以选择螺钉直径 d =6mm，螺钉数4个3md7130D765.2.m930210)1(4d567305mD2)(631.2.e，取b50b5h.81m（ ）4.8 带传动的设计计算由减速器提供的转速 = ，风机的转速 ，风机功率1n867r/i2n=680r/miP=13.8kw1）求计算功率 P查机械设计基础查（表 13-8）得 ，故AK1.CA=K.238kw16.5下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985252）选 V 带型号可用普通 V 带或窄 V 带，现以窄 V 带为例。根据 （查机械设计手册表 13-15）选出 型。C1P=.65kwn87， SPZ3）求大、小带轮基准直径 21d、由表 13-9， 取 250mm1d21n680=5m=927（ -） （ .）由机械设计手册表 13-9， （虽使 略有增大但误差小于 5%，故允许） 。2n（a） （b）图 4-7 带轮（a）小带轮（b）大带轮4）验算带速 v1250867/1.3/60dnvms带速在 范围内，合适。/s:5）求 V 带基准长度 和中心距dLa初步选取中心距 012a=.5+.(025)67m（ ）取 ，符合 。07m17()d下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098526得带长 210120()4527=108m7dLaa查表 13-2，对 型带选取 。再计算实际中心距SPZdLd00L240a=（ +） 6(6)验算小带轮包角 121857.320a合适（7）求 V 带的根数 z c0Lpz=PK（ +）今 ，查表（13-3）得11n=86r/mi,d25006.23kw求传动比 210.8()5(2)di查表 13-5 得 0.5Pk由 查表 13-7 得 ，查表 ，由此可得176K.980.84L.4.6(3.50).z取 5 根（8）求带轮轴上的压力 QF查表 13-1 得 ，故得单根 V 带的初拉力。0.6/qkgm2 25501.625(1)()0.61.390.44398cQPFv NzvK作用在轴上的压力。10 72sin9.sin2Q N下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098527下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098528总结最后一个学期的毕业设计马上就要结束了，在整个设计过程中遇到了很多的困难，但在孟炜老师、以及同组同学帮助下都一一克服了，顺利的完成了我的毕业设计，在这次毕业设计中主要做了以下工作：1)到图书馆和电子阅览室查阅大量国内外文献，搜集第一手资料，对现有的清扫设备进行了分析对比，为毕业设计做好准备。2)根据题目的要求，参考实际情况设计出了几种方案，对比确定出了一种较为理想的经济实用的总体结构方案。3)详细细致的分析和设计了清扫机的传动系统、清扫机构、吸尘机构，对所需零部件进行了设计计算，使其结构布局和受力更加合理。4)用CAD 软件完成了总装图和零部件图的绘制。5)根据自己的设计，将从方案的提出分析对比到零件的设计校核编写进了设计说明书，完成了毕业设计说明书的编写。通过本次毕业设计，不仅使我巩固了以前的知识，而且使我学到了许多新知识。我深深的体会到计算机绘图与手工绘图的差异，计算机绘图的优越性在这次设计中充分的体现了出来。通过这次设计使我知道了自己许多的不足之处，在以后的学习和工作中，我将会努力去改正和弥补，并继续学习科学文化知识和锻炼实践能力，虚心向每个人学习。由于本人水平有限以及时间仓促，本次设计还有许多不足。希望各位老师批评指正。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098529致 谢本次设计是在孟炜老师的悉心指导和殷切关怀下完成的。老师以渊博的知识、严谨 的治学态度和求实的工作作风给我留下了深刻的印象，并将成为我终生受益的精神财富。在设计工作即将完成之际，谨向导师表达我深深的敬意和最真诚的感谢! 同时也学到了许多书本上学不到的知识，受益匪浅，特致以深深的感谢。同时也要感谢学科组每一位老师们不仅在“授业、传道、解惑”方面给予了精心培养和指导，也给我提供了充足完备的条件和宝贵的学习交流机会，而且在生活方面还给予我极大的关怀，学生深表谢意四年的大学生活即将结束，在这四年里，我体会颇多。首先感谢所有老师，尤其是这四年来带过我课的老师，没有你们就没有今天的我，你们不仅教会了我书本上的知识，而且还教会了我做人的道理。在这里，学生真诚的向你们说声感谢。再次感谢农机班的所有同学们，谢谢你们在平日里给我的帮助和照顾，祝愿你们在以后的工作和生活中都能一帆风顺。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098530参考文献1徐宁，吴三达吸扫式扫路车的总体设计与研究J商用汽车，2006，26(6)：83-852马文星，邓洪超筑路与养护路机械M北京：化学工业出版社，2005：154-1763张世英，陈元基筑路机械工程M北京：机械工业出版社，1998：383-3914宋永刚真空清扫车负压吸尘机理及系统设计方法初探J筑路机械与施工机械化，1992，9(5)：3-85谭天祜工业通风M北京：冶金工业出版社，1994：127-1336李力，廖湘辉，任晓莉碾压混凝土仓面清洁机具吸拾系统设计J技术施工，2005，34(2)：79807谢立扬，杨治林真空式清扫车吸口速度特性初探J西安公路交通大学学报，1997，17(2)：981018孙一坚简明通风设计手册M北京：中国建筑工业出版社，1997：226-2579(日)林太郎工厂通风M北京：中国建筑工业出版社，1986：38-4710马永辉工程机械液压系统设计计算M北京：机械工业出版社，1985：225-24111王蓉高速公路清扫车作业装置的研究J专用汽车，1995，14(4)：20-2612陈忠基，吴晓元，徐广谱，等路面清扫车吸嘴装置的实验研究J同济大学学报，2001，29(12)：1483148513张启明路面清扫车的发展J筑路机械与施工机械化，2008，25(8)：565814许礼鸿吸扫式路面清扫车使用效能影响因素分析J公路与汽运， 2005， 19(2)：116117