毕业设计 初稿

兰州工业学院

毕业设计（论文）

题目

院 系

专 业

班 级

姓 名

学 号

指导教师（职称）

日 期

摘要

1绪论

我国已逐步进入现代化社会，陈旧、落后的拖、洗方式及设备，已不能满足社会进步的需要。对于自动化拖地器具，它能进行大面积拖、洗，工作效率高，并且节约人力。然而，小面积区域的拖、洗工具还主要沿用传统手工拖、洗工具拖地，工作效率低、拖、洗效果不够理想、浪费人力资源。而工作效率高的省时省力的庞然大物拖地车在比如厂区、居住小区、机关、学校、医院、走廊等场所，确是英雄无用武之地。随着现代生活节奏的加快及居住面积的增大，家居地面的拖、洗工作也越来越繁重，严重干扰了人们的生活。因此急需开发一种成本低、节约人力物力、拖、洗效果良好的适应院落、小区、小巷、走廊等小区域场所的小型拖、洗设备。

1.1手推式拖地车在国内发展现状

中国拖地车行业历经几十年的发展，拖地车产品从单一的拖地式发展到目前多种功能型式，产品性能和产品质量迅速提高，特别是在改革开放以后，通过进口和外购关键部件使拖地车产品性能和可靠性大大提高。但目前我国拖地车的水平与国外发达国家相比，还存在一定的差距，特别是在产品的新型专利功能方面。

为尽快提高我国扫地车的水平，缩小与先进国家扫地车水平的差距，满足我国环卫部门及大型工业区企业对地面作业的要求，拖地车生产企业应选择一个合适的拖地车研究方向，完善研发技术和提高产业技能。随着社会的发展及进步，不再满足于单纯意义上的拖地，将从多功能、环保、经济等方面提出更多的要求，市场呼唤能满足各种需求的清洁车等清洁设备。

拖地车的市场也在不断的扩大当中，越来越多的人开始接受这个新型的环保的设备，反之也证明了全自动拖地机的发明和设计对社会进程是十分有意义和价值的，而不是简单的一个发明而已。事实上，能够解决部分人的烦恼，满足他们的需要，这样的产品就是具有他的价值了，而电动式拖地机不但满足了人们对清洁设备的需求，还有效节省了作业时间，高效完成清洁任务，所以电动式拖地机体现了其在社会的意义和价值。

相对于发达国家，我国地面清扫机在销售规模、技术水平、拖、洗效果等方面都存在一定的差距。 随着公共环境卫生、工厂清洁机械市场的迅猛发展，2005 年之后，国内地面清扫机开始呈现快速发展的态势。但与国外相比，国内还停留在市场的初级发展阶段。

1.1.1手动普通拖地

手动普通拖地，往往伴随着许多的烦恼，地面是拖完了，但人不得随意走动，地板有水，脏鞋子会把地板弄脏。等水干，得要多长时间。这无形中就有很多时间被浪费了。手动普通不仅慢，浪费时间，而且劳动量也相对大，况且未必能拖干净。用拖把拖完后，还得再用抹布擦，这工作量的大真是难以想象。仅仅拖地就让很多的人烦恼至极。拖地貌似简单，人人都在做，都会做，几乎每天都在做，因此，拖地的改进有着很重要意义。

1.1.2机械式拖地

虽然国产拖地机的生产技术水平已有了一定的进步，价格性能比优于进口产品，但在以下几个方面尚待进一步提高，这也是今后我国拖地机械技术的发展趋势。

（1）提高工作可靠性

目前国产拖地机工作可靠性不及进口机，其原因主要有三，一是国产基础件不过关，如动力装置及其传动系统、工作装置的耐用性及材料的热处理工艺等有待提高；二是制造工艺及加工精度较低；三是某些技术和整机结构设计尚待完善等。

（2）研发多功能拖地机

目前的拖地机基本是单一拖地功能。若能开发一专多能的拖地机，则其功能会进一步拓展，也更为实用。

（3）注重环保的多功能拖地机

目前大多数机型，扬尘比较严重。随着国家对环境保护的要求越来越高，开发环保型拖地机非常必要。

（4） 根据需要生产不同种类和配置的拖地机械

拖地涉及各种不同等级的地面，它所需要的拖地机械也是不同的。如高档场所和对地面要求较高的地方要求拖地机械必须具备很低的噪音和良好的清洁效果，当然其相应采购和使用成本较高。等级较低的其它普通走廊地面的拖地要求较低，相应生产和使用成本较低。根据不同等级地面需要配置不同种类的拖地机械，以便降低地面总成本的投入，因此开发和生产不同种类和配置的拖地机械是必要的。

1.1.3电动式拖地器

要对大型广场、车站、码头等场所进行清洁，传统的拖地方式劳动强度大，效率低，

已难以满足要求。传统的吸尘器也难以也难以将粘连在地面上的尘土打扫干净。本款自动拖地车主要由电力驱动，只需人控制方向就可以轻松拖地，大大减轻了劳动强度，提高了劳动生产效率。

拖地车技术的发展，应该说是科学技术发展的一个综合性的结果，它集机械学、电子技术、控制技术、人工智能等诸多学科为一体。

拖地车具有如下的特点：

①拖地车自带电源，小巧轻便、操作简单、自主性强、具有很强的实用性。 ②拖地车的工作环境主要为普通家庭、商场、广场、院落等环境，但要求有较好的环境适应性。

③拖地车的任务是拖、洗地面，工作的对象是地面的灰尘、以及其他一些小尺寸物体，而大尺寸物体不作为清洁机器人的处理对象。考虑到安全因素，拖地车必须对人及家庭物品等不构成任何危害。就现有的技术而言拖地车的发展受到了很大的局限，它的推广也得到了一定的限制。

1.2手动式拖地车在国外发展现状

目前，许多国家研制的清洁机器人应时而生。日本，美国，欧洲各大厂商竞相开发，有些产品甚至很超前。例如，有一种具有高效吸尘除灰功能的清洁机器人，可遥控也可自主运作，能转向，躲避障碍物，有很高的实用价值，可对家居、厂矿企业等地面进行清洁，帮助人们从繁杂的劳动中解放出来。在国外清洁设备的拥有率和洗衣机几乎相当。

国外路面拖地车已广泛应用了先进的电子技术，如带有微电脑的清扫及回收装置等，而且实现了有线与无线遥控，目前国内产品仅停留在路面清洁度等最原始的技术研究方面。

1.3手推式拖地车的研究意义

随着现代化的发展进程，大大小小的城市许素发展，商场扩大，机场扩建，人们去对生活环境卫生与美化的要求不断提高，一把拖把，一个抹布的时代已经成为过去，现在有不少厂家在从事拖地车的研究工作。根据国内外对拖地车的研究现状，该拖地车能对大面积场地进行拖、洗，大大的提高了劳动效率。

拖地车市场潜力大，厂家大规模生产可能性比较高。目的是克服现有技术存在的不足之处，经反复研制、改进、设计出一台能解决人们生活中拖地问题机械设备。

在这方面，国内的研发步伐较慢，但是随着国家城市化的进程不断加大和经济

的发展，许多新兴的中小城市正在崛起，城市化规模不断扩大，现代化的工厂不断建成，机关、小区、医院、学校和公共场不断建设机械化清扫已经成为一种必然，地面的清洁养护及工厂清洁生产已经越来越重要。劳动力成本的不断提高，拖、洗设备的市场前景日渐看好。

1.4手推式拖地车的研究内容

对拖地车的整体构造进行设计，其中包括拖地车底盘的构造、驱动系统的设计、蓄电池的选择、轴的设计及校核、齿轮的设计及校核、连杆的设计及校核、V带轮的设计及校核、键的选择、V带个数的确定、曲柄摇杆机构的设计及校核、前轮与后轮之间距离的布局设计、拖板摆动方式及其长度、宽度、厚度的设计，以及对减速箱和各部件进行设计。

根据设计要求，通过整体构造的设计，设计拖地车各部件构造，进行理论分析确定其关键参数，并用三维造型软件模拟拖地车运行情况。

的发展，许多新兴的中小城市正在崛起，城市化规模不断扩大，现代化的工厂不断建成，机关、小区、医院、学校和公共场不断建设机械化清扫已经成为一种必然，地面的清洁养护及工厂清洁生产已经越来越重要。劳动力成本的不断提高，拖、洗设备的市场前景日渐看好。

1.4手推式拖地车的研究内容

对拖地车的整体构造进行设计，其中包括拖地车底盘的构造、驱动系统的设计、蓄电池的选择、轴的设计及校核、齿轮的设计及校核、连杆的设计及校核、V带轮的设计及校核、键的选择、V带个数的确定、曲柄摇杆机构的设计及校核、前轮与后轮之间距离的布局设计、拖板摆动方式及其长度、宽度、厚度的设计，以及对减速箱和各部件进行设计。

根据设计要求，通过整体构造的设计，设计拖地车各部件构造，进行理论分析确定其关键参数，并用三维造型软件模拟拖地车运行情况。

分析和拟定传动装置的运动简图

一般工作机器通常由原动机，传动装置和工作装置三个基本职能部分以及操纵控制装置组成。传动装置传送原动机的动力、变换其运动，以实现工作装置预定的工作要求，它是机器的主要组成部分。实践证明，传动装置的重量和成本通常在整台机器中占有很重大的比重；机器的工作性能和运转费用在很大程度上也取决于传动装置的性能、质量及设计布局的合理性。由此可见，在机械设计中合理拟定传动方案具有重要意义。

传动方案通常有运动简图表示。它用简单的符号代表一些运动副和机构，能显示机器运动链及运动特征。如图1-1（a）所示表示为拖地小车传动装置的外形图，图1-1（b）即为其运动简图﹔

图1-1（b）

由于拖地小车具有自由移动特征，故采用蓄电池提供电量，因此选择直流电动机。

它以满载转速nm提供连续的回转运动。倘若机器工作轴需以n连续回转，那么拟定传动装置方案最基本的要求就是选择一个（或串联几个）传递连续回转运动的机构，使其传动比（或总传动比）i=

nm

;n

若工作装置所要求的运动不是等速连续回转，这就需要首先选择能将连续回转变换为工作构件所要求的运动特性的机构，再以该机构作等速连续回转的主轴作为工作轴，并计算该轴所需转速n,然后按上述方法，在电动机与工作轴之间选择传递连续回转运动的机构，使其传动比i=

nm

，这样最终也实现了工n

作装置所要求的运动。

分析和选择传动机构的类型及其组合是拟定传动方案的重要一环，这时应综合考虑工

作装置的载荷、运动以及机器的其他要求，再结合各种传动机构的特点和适用范围，加以分析比较，合理选择。为便于选型，将常用传动机构的特点及其应用列于表2-1和表2-2。传动装置中广泛采用减速器。常用减速器的型式、特点及其应用列于表2-3。

选择原动机

1原动机的类型及应用

原动机是机器中运动和动力的来源，其种类很多，在机械中常见的有电动机内燃机、液动机和气动机。

内燃机是将柴油或汽油作为燃料，在气缸内部进行燃烧，直接将产生的热能转变为

机械能，其功率范围较宽，操作方便，启动迅速，便于移动，在汽车、飞机、船艇、野外作业的工程机械、农业机械中有广泛地应用；但由于其排气污染和噪声都较大，不宜用于室内机械。

液动机和气动机分别以液体和气体作为工作介质，两类原动机的工作原理也很相似，输出转矩的有液压马达和气动马达、旋转油缸和旋转气缸；作往复移动的有普通油缸和气缸。液动机和气动机工作较平稳，可无极调速，易实现自动控制；但两者都必须在有液源、气源的场合方可选用。液动机比其他同功率的动力机体积小，重量轻，运动惯性小，低速性能好；但漏油时不能保证精确运动。与液动机相比，气动机介质清洁、费用少；但其工作压力较低，且由于空气的可压缩性较大，速度不稳定。 电动机是将电能转化为机械能的原动机。一般来说，较其他原动机有较高的驱动效率，与被驱动的工作机的连接也较为方便，其种类和型号较多、并具有各种机械特性，可满足不同类型工作机械的要求，电动机还具有良好的调速性能，启动、制动、反向和调速以及远程测量与遥控均较方便，便于生产过程自动化管理；因此，生产机械在有动力电源的场合应优先选用电动机作为原动机。

2. 2 电动机的选择

（1）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。 （2）电机功率的计算

电动机功率选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响，当功率小于工作要求的时候，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载发热量大而过早损坏；功率过大则电动机价格高，能量充分利用，经常处于不满载运行，其效率和功率因数都降低，增加电能消耗造成很大浪费。

电动机容量主要根据电动机运行的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状态有关。对于长期连续运转，载荷不变或变化很小，常温下工作的机械，只要所选电动机的额定功率Pm 等于或大于所需电动机功率P0，即Pm>=P0，电动机在工作时就不会过热，而不必校验发热和起动力矩。

2确定电动机的功率

电动机所需输出功率为：

Pc=

P



kW (2-1)

式中：P为工作装置所需功率，kW; η为由电动机至工作装置的传动装置的总效率。 由电动机至工作装置的传动装置的总效率η按下式计算： η=η1·η式中：η1、η

2

2

·η

3

···η

n

（2-2）

、…、η

n

分别为传动装置中每一级传动副（齿轮、蜗杆、带或链传动等）、

每对轴承或每对联轴器的效率，其值可查阅机械设计手册，表2-4列出了部分数据。

计算传动装置总效率时时应注意以下几点: ① 所取传动副的效率是否已包括其轴承效率，如已包括则不再计入轴承效率； ② 轴承效率通常指一对轴承而言； ③ 同类型的几对传动副、轴承或联轴器，要分别计入、各自的效率； ④ 蜗杆传动效率与蜗杆头数及材料有关，设计时应初选头数，估计效率，待设计

出蜗杆传动后再确定效率，并修正前面的设计计算数据； ⑤ 资料推荐的效率值一般有一个范围。如工作条件差、加工精度低、维护不良时，

则应取低值；反之，则取高值。

表2-4 机械传动效率的概略值

综上各方面选择取电动机的功率为1.5kw

3确定电动机的转速

如图1-1（b）所示，设n1、n2、n3、n分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、工作轴的转速，r/min; P1、P2、P3、P分别为Ⅰ、Ⅳ、Ⅲ轴和工作轴的输入功率，kw；T1、T2、T3和T分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴和工作轴的输入转矩，N·M; i12、i23和i3分别为Ι轴至Ⅱ轴、Ⅱ轴至Ⅲ轴、Ⅲ轴至工作轴之间的传动比；ηη

23、η3

12、

分别为Ι轴至Ⅱ轴、Ⅱ轴至Ⅲ轴、Ⅲ轴至工作轴之间的传动效率。

现按Ⅰ轴至工作轴的传动顺序进行计算如下:

1. 各轴转速

n1=

nm

i12



 r/min (2-3)



n2=

n1 nm

=

i23 i12i23

n3=

n2 nm

= i3 i12i23i3

式中：nm为电动机满载转速，r/min 。 2. 各轴输入功率 P1=Pm

P2= P1 •η P3 = P2 •η P= P3 •η

12



 kw （2-4） 

23

3

式中：Pm 为电动机的额定功率。 3. 各轴输入转矩 T1=9550

P1

n1



P2

T2=9550  N·M （2-5）

n2



T3=9550

P3

n3P

n

T=9550

根据设计要求工作轴转速为120r/min

按表2-1推荐的各种传动比范围：V带传动比范围ib'=1~4，锥齿轮减速器传动比范围ic=23，单级圆柱齿轮传动比范围ig=3~5，则总传动比范围应为i'=1×2×3~4×3×5=6~60，可见电动机转速的可选范围为n= i'• n=(6~60) ×120=720~7200 r/min

考虑到转速不高，为减少电动机的质量和价格，选择1400r/min的直流电机。

'

'

'

2.1 蓄电池的选择

选用蓄电池型号

清扫车所使用的蓄电池要求在使用过程中能够完全放电，不排放有害气体，不污染环境。

由此针对此设计选用铅蓄电池，型号为：3DAW250 有关性能为：

标准电压为12V 其比能量达250w• h/kg 使用寿命为充放电1200 次 放电深度为75% 外形尺寸为：长×宽×高=120mm×70mm×70mm 重量约为：5kg 此蓄电池外形图为：

图3.1 蓄电池 此蓄电池的性能：

（1）该电池为全密封阀控式（可维护）电动车专用蓄电池，具有全密封防泄露设计、安全可靠、自放电小、容量大、比能量高等优点。

（2）污染少，噪声小。可减少排污97%，甚至可做到零排污 （3）节约能源，为普通蓄电池耗能的2/3 （4）结构简单、控制方便，易于操作和维修 （5）使用时间长，充电后每次可用15 小时

（6）有足够的功率供清扫机达到每小时清扫面积不低于1000 平方米的要求。 （7）使用寿命长，一般可充电700 次左右。

2带轮的结构设计 2.1确定计算功率PC

见《机械设计基础》表10-9，查的工作情况因数KA=1.2 PC=KAP=1.2x1.5KW=1.7KW

2.2选取普通V带型号

根据PC=1.7KW,n1=1500r/min，由《机械设计基础》图10-12选取带的型号为Z型

2.3确定带轮的直径dd1，dd2

见《机械设计基础》表10-4，选取小带轮直径，取dd1=71cm，按公式计算大带轮直径dd2 dd2=

n1

dd1=71cm n2

2.4验算带速

v=

60000

带速在5~25之间。

dd1n115003.1471

==5.57m/s

60000

2.5检验转速误差

150071nd

从带轮的转速n2=1d1==1500r/min

d271



n2n21500-1500

转速误差为==0％

1500n2

2.6确定带长和中心距a

⒈初定中心距

0.7dd1dd2a2dd1dd2，化简得：

99.4a284，初选a150

⒉确定带长

l02a



2

dd1dd2



2dd2dd1

4a

=2150

2

=522.94mm

1420

查表10-2，选取最接近l0的基准长度，取ld560mm ⒊计算实际中心距a

由式（10-21）得：

ll560-522.94

aa0d0150

22

=168.53mm 满足题目要求。 ⒋中心距调整范围

按式（10-22）确定中心距的调整范围

amina0.015ld168.530.015560160.13mm amina0.03ld168.530.03560185.33mm

2.7验算小带轮包角1

由式（10-23）计算小带轮包角1

1180-0180120 包角合适。

2.8确定带轮的根数z

由表10-5，得P00.33kW

根据传动比i1，查表10-7，得传动比因数Ki1.0 由表10-6，得弯曲影响因数Kb0.0204103 由式（10-18）计算传递功率增量

1

P0Kbn110kW Ki

由表10-8，得包角影响因数K1 由表10-2，得带长影响因数KL0.94 按式（10-24）计算带的根数

z

PcPc1.7

5.6 PP0PKKL0.3310.94

因此，带的根数选6根。

2.9计算初拉力F0

见表10-1，得q0.06kg/m，按式（10-25），计算初拉力F0

500PcF0=

zv

2.52K1qv 

5001.72.5

10.065.572 =

65.571

=40.01N

2.10计算对轴产生的压力FQ

180

FQ2zF0sin2640.01sin480.12N

22

1

2.11带轮的结构设计

表10-1 V带（基准宽度制）的截面尺寸（摘自GB/T 11544-1997)

表10-2 普通V带的基准长度系列和带长影响因数KL

表10-4 V带带轮最小直径及标基准直径系列

表10-5 特定条件下单根V带所能传递的功率P0

表10-6 弯曲影响因数Kb

表10-8 包角影响因数K

3轴的结构设计

3.1求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3

P3P21.70.972kW1.60kW

n3

n1170170r/min i1i211

P31.609550103mm89882.3Nmm n3170

T39550103

3.2确定去柄摇杆作用在轴上的力

圆周力Ft、径向力Fr，和轴向力Fa分别为

Ft

2T3289882.3N5992Nd230

tanntan20

FrFt5992N13405N 

coscos0

FaFttan0N

3.3确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理

见表11-19，取C=112，由下式初步估算轴的最小直径

dmin

P31.60

C11223.52mm n3170

由于轴的最小直径是安装轴承的，因此它的轴径d125mm

3.4轴的结构设计

如图

3.5轴的受力分析与计算

⑴根据轴系结构图作轴的计算简图，如图

在确定轴的支点位置时，从手册中查得30205轴承的a25mm。因此，简支梁轴的支承跨距为

L2L3(508050225)130mm

⑵根据轴的计算简图作轴的弯矩图和扭矩图 ①作水平弯矩MH图，如图

FHB(L2L3)FtL30FHB

FtL3592265

2996N

L2L36565

FHBFHDFt0

FHDFtFHB599229962996N

C截面处水平面弯矩MHC为

MHCFHBL2299665194740Nmm

②作垂直面弯矩Mv图，如图

FVB(L2L3)FrL3Fa

FrL3Fa

d2

0得2

由FVB

d2

(5992650)N2996N L2L36565

FVDFrFVB599229962996N

C截面的左边垂直弯矩MVCZ为

MVCZFVBL229966574900Nmm

C截面的右边垂直面弯矩MVCY为

MVCYFVDL329966574990Nmm

③作合成弯矩图M图，如图

C截面的左边合成弯矩MCZ为

22

MCZMHCMVCZ2749002208647Nmm

C截面的右边合成弯矩MCY为

22MCYMHCMVYZ2749002208647Nmm

④作扭矩图T图，如图

d30

TFt2599289880Nmm

22⑤计算当量弯矩Me

轴在C截面处左侧的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面。因是单向转动，扭矩可认为

按脉动循环变化，故取0.6。C截面上的最大当量弯矩为

2

MeMCZ(T)2208647253928221550Nmm

3.6校核轴强度

进行校核时，通常只校核危险截面的强度。见《机械设计基础》表11-17查得

b160MPa由设计公式得

d Me215503.596mm29mm

0.1b10.160

因此该轴安全，强度富裕。

3 齿轮设计校核

1. 选择齿轮材料及精度等级

见表7-4，小齿轮选用45钢调质，硬度为220HBW；大齿轮选用45钢正火，硬度为170HBW。初步估计齿轮线速度v＜10m/s，见表7-7，选择8级精度 2. 确定齿轮许用应力 通过查机械设计手册，查得σ

σσ

Hlim1

Hlim

和σ

Flim

=570MPa, σ=200MPa, σ

Hlim2

=530MP =190MPa

Flim1Flim2

见表7-10，查得SH和SF SH=1，SF=1.3

根据设计要求，齿轮工作年限为20年，每年52周，每周工作日为5天，单班制，每天工作8小时，所以 应力循环数：

Lh=20×52×5×8h=416000h

N1=60n1jLh=60×500×1×416000=1.248×1010 N2= N1/i=1.248×1010/3=4.16×109 通过查机械设计手册，查得ZN和YN

ZN1=1，ZN2=1.07 YN1= YN2=1

由式（7-23）、式（7-26），求得许用应力 [σ

[σ[σ[σ

H1]=

ZN1Hlim11570

=MPa=570MPa （7-23） SH1

H2]=

ZN2Hlim21.07530

=MPa=567MPa （7-23） SH1YN1Flim11200

=MPa=154MPa （7-26） SF1.3YN2Flim21190

=MPa=146MPa （7-26） SF1.3

F1]=

F2]=

3. 按齿面接触疲劳强度设计 1)小齿轮所传递的转矩 T1=9.55×1062)载荷因数K

见表7-8，选取K=1.1 3）齿数z1和齿宽因数Ψd

选择小齿轮的齿数z1=25，则大齿轮的齿数z2=25×3=75，因是一级锥齿减速器，故为不对称布置，见表7-12，选取Ψd=1 4）齿数比μ

μ= z2/ z1=75/25=3 5）材料弹性系数

因为两齿轮材料均为钢，见表7-9，查得ZE=189.8MPa 6）计算小齿轮直径d1及模数m

P4.0

=9.55×106×N·mm=76400N·mm n1500

因为是软齿面，由齿面接触强度公式（7-22）计算 d1》3

3.53ZE

H2）

KT1(＋1)

d

=(

3.53189.821.176400(3＋1)

)mm=53.9mm 56713

m=

d153.9

==2.16mm z125

见表7-1，取标准模数m=2.5mm 4. 计算大、小齿轮的几何尺寸 d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm

da1=m(z1＋2ha)=2.5×(25＋2×1)mm=67.5mm

df1=m(z1－2ha－2c)=2.5×(25－2×1－2×0.25)mm=56,25mm d2=mz2=2.5×75mm=187.5mm

da2= m(z2＋2ha)=2.5×(75＋2×1)mm=192.5mm

df2=m(z2－2ha－2c)=2.5×(75－2×1－2×0.25)mm=181.5mm h1=h2=m(2ha＋c)=2.5×（2×1＋0.25）mm=5.625mm a=

m(z1＋z2)2.5(25＋75)

=mm=125mm 22

b=Ψdd1=1×62.5mm=62.5mm 取b1=70mm,b2=65mm 5. 校核齿根弯曲疲劳强度 见表7-11，查得 YF1=2.65,YF1=2.215 YS1=1.59,YS2=1.785 σ

F1=

2KT121.174600

YY=2.651.59MPa=72.5MPa F1S1

bm2z162.52.5225

σ

F2=F1

YF2YS22.2151.785

=72.5MPa=68.03MPa YF1YS12.651.59

6. 验算齿轮圆周速度 V=

d1n1

601000

=

3.1462.5500

m/s=1.64m/s

601000

V=1.64m/s﹤10m/s, 故合适。

表7-10 安全因数SH、SF

表7-1 渐开线圆柱齿轮标准模数（摘自GB/T1357-19870）

表7-8 载荷因数

表7-11 正常齿轮准外齿轮的齿形修正因数YF与应力修正因数YS

表7-4 常用齿轮材料的性能及应用范围

轴承设计校核

1.确定6005轴承的主要性能参数

查设计手册得: Cr=10KN、Cor=5.85KN、e=0.42、X=1、Y=1.04 2.计算派生轴向力Fs1、Fs2 Fs1= Fs2=

Fr12396=N=1151.9N 2Y21.04

3.计算轴向载荷FA1、FA2

Fs2＋Fa=(1151.9＋814.9)N=1993.8N＞Fs1 故轴承Ⅰ为紧端，轴承Ⅱ为松端，则： FA1= Fs2＋Fa=(1151.9＋814.9)N=1993.8N FA2= Fs2=1151.9N 4.确定因数X1、Y、X2、Y2

1

FA11993.8N

==0.83＜1.04 Fr12396NFA21151.9N

==1.41＞1.04 Fr2814.N

1

见表11-12，得X1=1、Y=1.04、X2=0.56、Y2=1 5.计算当量动载荷P1、P2

P1=X1Fr1＋Y1FA1=（1×2396＋1.04×1993.8）N=4469N

P2=X2Fr2＋Y2FA2=(0.56×814.9＋1×1151.9)N=1608.2N 6.计算轴承寿命Lh

见表11-9、表11-10，得fp=1.2、ft=1,又因6005是深沟球轴承，寿命因数ξ=3，有

106ftC1061103

)= Lh=()h=4124h

60nfpP601701.24.4

7.验算轴承是否合适 Lh=4124h＞4000h 该轴承合适

表11-12 径向动载荷因数X和轴向动载荷因数Y

表11-9 载荷因数fP

表11-10 温度因数ft

1.查机械设计手册，得6004轴承的基本额定动载荷Cr=9.38KN，基本额定静载荷Cor=5.02KN，所受的轴向力Fa=800N，径向力Fr=2000N。 2.计算Fa，并确定e的值

or

Fa800N==0.19 Cor5020N

or

根据Fa=0.19，查表11-10得 e=0.44 3.计算当量动载荷

Fa800N==0.4＜e Fr2000N

查表11-12得，X=1、Y=0，于是

P=XFr＋XYa=（1×2000＋0×800）N=2000N 4.计算轴承寿命Lh

查表11-9、表11-10，得fp=1.2、ft=1，又因6004是深沟球轴承，寿命因数ξ=3，则

106ftC106193803

()=()=5827h Lh=

60nfpP601701.22000

轴承盖 选择嵌入式轴承盖

注：嵌入式轴承盖不需要螺钉固紧，结构简单，重量轻。

键的选择

通过查机械设计手册查得，选圆头普通平键（A型）。 轴径为20，选择b=6、h=6、L=25的键 轴径为25，选择b=8、h=7、L=30的键

兰州工业学院

毕业设计（论文）

题目

院 系

专 业

班 级

姓 名

学 号

指导教师（职称）

日 期

摘要

1绪论

我国已逐步进入现代化社会，陈旧、落后的拖、洗方式及设备，已不能满足社会进步的需要。对于自动化拖地器具，它能进行大面积拖、洗，工作效率高，并且节约人力。然而，小面积区域的拖、洗工具还主要沿用传统手工拖、洗工具拖地，工作效率低、拖、洗效果不够理想、浪费人力资源。而工作效率高的省时省力的庞然大物拖地车在比如厂区、居住小区、机关、学校、医院、走廊等场所，确是英雄无用武之地。随着现代生活节奏的加快及居住面积的增大，家居地面的拖、洗工作也越来越繁重，严重干扰了人们的生活。因此急需开发一种成本低、节约人力物力、拖、洗效果良好的适应院落、小区、小巷、走廊等小区域场所的小型拖、洗设备。

1.1手推式拖地车在国内发展现状

中国拖地车行业历经几十年的发展，拖地车产品从单一的拖地式发展到目前多种功能型式，产品性能和产品质量迅速提高，特别是在改革开放以后，通过进口和外购关键部件使拖地车产品性能和可靠性大大提高。但目前我国拖地车的水平与国外发达国家相比，还存在一定的差距，特别是在产品的新型专利功能方面。

为尽快提高我国扫地车的水平，缩小与先进国家扫地车水平的差距，满足我国环卫部门及大型工业区企业对地面作业的要求，拖地车生产企业应选择一个合适的拖地车研究方向，完善研发技术和提高产业技能。随着社会的发展及进步，不再满足于单纯意义上的拖地，将从多功能、环保、经济等方面提出更多的要求，市场呼唤能满足各种需求的清洁车等清洁设备。

拖地车的市场也在不断的扩大当中，越来越多的人开始接受这个新型的环保的设备，反之也证明了全自动拖地机的发明和设计对社会进程是十分有意义和价值的，而不是简单的一个发明而已。事实上，能够解决部分人的烦恼，满足他们的需要，这样的产品就是具有他的价值了，而电动式拖地机不但满足了人们对清洁设备的需求，还有效节省了作业时间，高效完成清洁任务，所以电动式拖地机体现了其在社会的意义和价值。

相对于发达国家，我国地面清扫机在销售规模、技术水平、拖、洗效果等方面都存在一定的差距。 随着公共环境卫生、工厂清洁机械市场的迅猛发展，2005 年之后，国内地面清扫机开始呈现快速发展的态势。但与国外相比，国内还停留在市场的初级发展阶段。

1.1.1手动普通拖地

手动普通拖地，往往伴随着许多的烦恼，地面是拖完了，但人不得随意走动，地板有水，脏鞋子会把地板弄脏。等水干，得要多长时间。这无形中就有很多时间被浪费了。手动普通不仅慢，浪费时间，而且劳动量也相对大，况且未必能拖干净。用拖把拖完后，还得再用抹布擦，这工作量的大真是难以想象。仅仅拖地就让很多的人烦恼至极。拖地貌似简单，人人都在做，都会做，几乎每天都在做，因此，拖地的改进有着很重要意义。

1.1.2机械式拖地

虽然国产拖地机的生产技术水平已有了一定的进步，价格性能比优于进口产品，但在以下几个方面尚待进一步提高，这也是今后我国拖地机械技术的发展趋势。

（1）提高工作可靠性

目前国产拖地机工作可靠性不及进口机，其原因主要有三，一是国产基础件不过关，如动力装置及其传动系统、工作装置的耐用性及材料的热处理工艺等有待提高；二是制造工艺及加工精度较低；三是某些技术和整机结构设计尚待完善等。

（2）研发多功能拖地机

目前的拖地机基本是单一拖地功能。若能开发一专多能的拖地机，则其功能会进一步拓展，也更为实用。

（3）注重环保的多功能拖地机

目前大多数机型，扬尘比较严重。随着国家对环境保护的要求越来越高，开发环保型拖地机非常必要。

（4） 根据需要生产不同种类和配置的拖地机械

拖地涉及各种不同等级的地面，它所需要的拖地机械也是不同的。如高档场所和对地面要求较高的地方要求拖地机械必须具备很低的噪音和良好的清洁效果，当然其相应采购和使用成本较高。等级较低的其它普通走廊地面的拖地要求较低，相应生产和使用成本较低。根据不同等级地面需要配置不同种类的拖地机械，以便降低地面总成本的投入，因此开发和生产不同种类和配置的拖地机械是必要的。

1.1.3电动式拖地器

要对大型广场、车站、码头等场所进行清洁，传统的拖地方式劳动强度大，效率低，

已难以满足要求。传统的吸尘器也难以也难以将粘连在地面上的尘土打扫干净。本款自动拖地车主要由电力驱动，只需人控制方向就可以轻松拖地，大大减轻了劳动强度，提高了劳动生产效率。

拖地车技术的发展，应该说是科学技术发展的一个综合性的结果，它集机械学、电子技术、控制技术、人工智能等诸多学科为一体。

拖地车具有如下的特点：

①拖地车自带电源，小巧轻便、操作简单、自主性强、具有很强的实用性。 ②拖地车的工作环境主要为普通家庭、商场、广场、院落等环境，但要求有较好的环境适应性。

③拖地车的任务是拖、洗地面，工作的对象是地面的灰尘、以及其他一些小尺寸物体，而大尺寸物体不作为清洁机器人的处理对象。考虑到安全因素，拖地车必须对人及家庭物品等不构成任何危害。就现有的技术而言拖地车的发展受到了很大的局限，它的推广也得到了一定的限制。

1.2手动式拖地车在国外发展现状

目前，许多国家研制的清洁机器人应时而生。日本，美国，欧洲各大厂商竞相开发，有些产品甚至很超前。例如，有一种具有高效吸尘除灰功能的清洁机器人，可遥控也可自主运作，能转向，躲避障碍物，有很高的实用价值，可对家居、厂矿企业等地面进行清洁，帮助人们从繁杂的劳动中解放出来。在国外清洁设备的拥有率和洗衣机几乎相当。

国外路面拖地车已广泛应用了先进的电子技术，如带有微电脑的清扫及回收装置等，而且实现了有线与无线遥控，目前国内产品仅停留在路面清洁度等最原始的技术研究方面。

1.3手推式拖地车的研究意义

随着现代化的发展进程，大大小小的城市许素发展，商场扩大，机场扩建，人们去对生活环境卫生与美化的要求不断提高，一把拖把，一个抹布的时代已经成为过去，现在有不少厂家在从事拖地车的研究工作。根据国内外对拖地车的研究现状，该拖地车能对大面积场地进行拖、洗，大大的提高了劳动效率。

拖地车市场潜力大，厂家大规模生产可能性比较高。目的是克服现有技术存在的不足之处，经反复研制、改进、设计出一台能解决人们生活中拖地问题机械设备。

在这方面，国内的研发步伐较慢，但是随着国家城市化的进程不断加大和经济

的发展，许多新兴的中小城市正在崛起，城市化规模不断扩大，现代化的工厂不断建成，机关、小区、医院、学校和公共场不断建设机械化清扫已经成为一种必然，地面的清洁养护及工厂清洁生产已经越来越重要。劳动力成本的不断提高，拖、洗设备的市场前景日渐看好。

1.4手推式拖地车的研究内容

对拖地车的整体构造进行设计，其中包括拖地车底盘的构造、驱动系统的设计、蓄电池的选择、轴的设计及校核、齿轮的设计及校核、连杆的设计及校核、V带轮的设计及校核、键的选择、V带个数的确定、曲柄摇杆机构的设计及校核、前轮与后轮之间距离的布局设计、拖板摆动方式及其长度、宽度、厚度的设计，以及对减速箱和各部件进行设计。

根据设计要求，通过整体构造的设计，设计拖地车各部件构造，进行理论分析确定其关键参数，并用三维造型软件模拟拖地车运行情况。

的发展，许多新兴的中小城市正在崛起，城市化规模不断扩大，现代化的工厂不断建成，机关、小区、医院、学校和公共场不断建设机械化清扫已经成为一种必然，地面的清洁养护及工厂清洁生产已经越来越重要。劳动力成本的不断提高，拖、洗设备的市场前景日渐看好。

1.4手推式拖地车的研究内容

对拖地车的整体构造进行设计，其中包括拖地车底盘的构造、驱动系统的设计、蓄电池的选择、轴的设计及校核、齿轮的设计及校核、连杆的设计及校核、V带轮的设计及校核、键的选择、V带个数的确定、曲柄摇杆机构的设计及校核、前轮与后轮之间距离的布局设计、拖板摆动方式及其长度、宽度、厚度的设计，以及对减速箱和各部件进行设计。

根据设计要求，通过整体构造的设计，设计拖地车各部件构造，进行理论分析确定其关键参数，并用三维造型软件模拟拖地车运行情况。

分析和拟定传动装置的运动简图

一般工作机器通常由原动机，传动装置和工作装置三个基本职能部分以及操纵控制装置组成。传动装置传送原动机的动力、变换其运动，以实现工作装置预定的工作要求，它是机器的主要组成部分。实践证明，传动装置的重量和成本通常在整台机器中占有很重大的比重；机器的工作性能和运转费用在很大程度上也取决于传动装置的性能、质量及设计布局的合理性。由此可见，在机械设计中合理拟定传动方案具有重要意义。

传动方案通常有运动简图表示。它用简单的符号代表一些运动副和机构，能显示机器运动链及运动特征。如图1-1（a）所示表示为拖地小车传动装置的外形图，图1-1（b）即为其运动简图﹔

图1-1（b）

由于拖地小车具有自由移动特征，故采用蓄电池提供电量，因此选择直流电动机。

它以满载转速nm提供连续的回转运动。倘若机器工作轴需以n连续回转，那么拟定传动装置方案最基本的要求就是选择一个（或串联几个）传递连续回转运动的机构，使其传动比（或总传动比）i=

nm

;n

若工作装置所要求的运动不是等速连续回转，这就需要首先选择能将连续回转变换为工作构件所要求的运动特性的机构，再以该机构作等速连续回转的主轴作为工作轴，并计算该轴所需转速n,然后按上述方法，在电动机与工作轴之间选择传递连续回转运动的机构，使其传动比i=

nm

，这样最终也实现了工n

作装置所要求的运动。

分析和选择传动机构的类型及其组合是拟定传动方案的重要一环，这时应综合考虑工

作装置的载荷、运动以及机器的其他要求，再结合各种传动机构的特点和适用范围，加以分析比较，合理选择。为便于选型，将常用传动机构的特点及其应用列于表2-1和表2-2。传动装置中广泛采用减速器。常用减速器的型式、特点及其应用列于表2-3。

选择原动机

1原动机的类型及应用

原动机是机器中运动和动力的来源，其种类很多，在机械中常见的有电动机内燃机、液动机和气动机。

内燃机是将柴油或汽油作为燃料，在气缸内部进行燃烧，直接将产生的热能转变为

机械能，其功率范围较宽，操作方便，启动迅速，便于移动，在汽车、飞机、船艇、野外作业的工程机械、农业机械中有广泛地应用；但由于其排气污染和噪声都较大，不宜用于室内机械。

液动机和气动机分别以液体和气体作为工作介质，两类原动机的工作原理也很相似，输出转矩的有液压马达和气动马达、旋转油缸和旋转气缸；作往复移动的有普通油缸和气缸。液动机和气动机工作较平稳，可无极调速，易实现自动控制；但两者都必须在有液源、气源的场合方可选用。液动机比其他同功率的动力机体积小，重量轻，运动惯性小，低速性能好；但漏油时不能保证精确运动。与液动机相比，气动机介质清洁、费用少；但其工作压力较低，且由于空气的可压缩性较大，速度不稳定。 电动机是将电能转化为机械能的原动机。一般来说，较其他原动机有较高的驱动效率，与被驱动的工作机的连接也较为方便，其种类和型号较多、并具有各种机械特性，可满足不同类型工作机械的要求，电动机还具有良好的调速性能，启动、制动、反向和调速以及远程测量与遥控均较方便，便于生产过程自动化管理；因此，生产机械在有动力电源的场合应优先选用电动机作为原动机。

2. 2 电动机的选择

（1）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。 （2）电机功率的计算

电动机功率选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响，当功率小于工作要求的时候，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载发热量大而过早损坏；功率过大则电动机价格高，能量充分利用，经常处于不满载运行，其效率和功率因数都降低，增加电能消耗造成很大浪费。

电动机容量主要根据电动机运行的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状态有关。对于长期连续运转，载荷不变或变化很小，常温下工作的机械，只要所选电动机的额定功率Pm 等于或大于所需电动机功率P0，即Pm>=P0，电动机在工作时就不会过热，而不必校验发热和起动力矩。

2确定电动机的功率

电动机所需输出功率为：

Pc=

P



kW (2-1)

式中：P为工作装置所需功率，kW; η为由电动机至工作装置的传动装置的总效率。 由电动机至工作装置的传动装置的总效率η按下式计算： η=η1·η式中：η1、η

2

2

·η

3

···η

n

（2-2）

、…、η

n

分别为传动装置中每一级传动副（齿轮、蜗杆、带或链传动等）、

每对轴承或每对联轴器的效率，其值可查阅机械设计手册，表2-4列出了部分数据。

计算传动装置总效率时时应注意以下几点: ① 所取传动副的效率是否已包括其轴承效率，如已包括则不再计入轴承效率； ② 轴承效率通常指一对轴承而言； ③ 同类型的几对传动副、轴承或联轴器，要分别计入、各自的效率； ④ 蜗杆传动效率与蜗杆头数及材料有关，设计时应初选头数，估计效率，待设计

出蜗杆传动后再确定效率，并修正前面的设计计算数据； ⑤ 资料推荐的效率值一般有一个范围。如工作条件差、加工精度低、维护不良时，

则应取低值；反之，则取高值。

表2-4 机械传动效率的概略值

综上各方面选择取电动机的功率为1.5kw

3确定电动机的转速

如图1-1（b）所示，设n1、n2、n3、n分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、工作轴的转速，r/min; P1、P2、P3、P分别为Ⅰ、Ⅳ、Ⅲ轴和工作轴的输入功率，kw；T1、T2、T3和T分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴和工作轴的输入转矩，N·M; i12、i23和i3分别为Ι轴至Ⅱ轴、Ⅱ轴至Ⅲ轴、Ⅲ轴至工作轴之间的传动比；ηη

23、η3

12、

分别为Ι轴至Ⅱ轴、Ⅱ轴至Ⅲ轴、Ⅲ轴至工作轴之间的传动效率。

现按Ⅰ轴至工作轴的传动顺序进行计算如下:

1. 各轴转速

n1=

nm

i12



 r/min (2-3)



n2=

n1 nm

=

i23 i12i23

n3=

n2 nm

= i3 i12i23i3

式中：nm为电动机满载转速，r/min 。 2. 各轴输入功率 P1=Pm

P2= P1 •η P3 = P2 •η P= P3 •η

12



 kw （2-4） 

23

3

式中：Pm 为电动机的额定功率。 3. 各轴输入转矩 T1=9550

P1

n1



P2

T2=9550  N·M （2-5）

n2



T3=9550

P3

n3P

n

T=9550

根据设计要求工作轴转速为120r/min

按表2-1推荐的各种传动比范围：V带传动比范围ib'=1~4，锥齿轮减速器传动比范围ic=23，单级圆柱齿轮传动比范围ig=3~5，则总传动比范围应为i'=1×2×3~4×3×5=6~60，可见电动机转速的可选范围为n= i'• n=(6~60) ×120=720~7200 r/min

考虑到转速不高，为减少电动机的质量和价格，选择1400r/min的直流电机。

'

'

'

2.1 蓄电池的选择

选用蓄电池型号

清扫车所使用的蓄电池要求在使用过程中能够完全放电，不排放有害气体，不污染环境。

由此针对此设计选用铅蓄电池，型号为：3DAW250 有关性能为：

标准电压为12V 其比能量达250w• h/kg 使用寿命为充放电1200 次 放电深度为75% 外形尺寸为：长×宽×高=120mm×70mm×70mm 重量约为：5kg 此蓄电池外形图为：

图3.1 蓄电池 此蓄电池的性能：

（1）该电池为全密封阀控式（可维护）电动车专用蓄电池，具有全密封防泄露设计、安全可靠、自放电小、容量大、比能量高等优点。

（2）污染少，噪声小。可减少排污97%，甚至可做到零排污 （3）节约能源，为普通蓄电池耗能的2/3 （4）结构简单、控制方便，易于操作和维修 （5）使用时间长，充电后每次可用15 小时

（6）有足够的功率供清扫机达到每小时清扫面积不低于1000 平方米的要求。 （7）使用寿命长，一般可充电700 次左右。

2带轮的结构设计 2.1确定计算功率PC

见《机械设计基础》表10-9，查的工作情况因数KA=1.2 PC=KAP=1.2x1.5KW=1.7KW

2.2选取普通V带型号

根据PC=1.7KW,n1=1500r/min，由《机械设计基础》图10-12选取带的型号为Z型

2.3确定带轮的直径dd1，dd2

见《机械设计基础》表10-4，选取小带轮直径，取dd1=71cm，按公式计算大带轮直径dd2 dd2=

n1

dd1=71cm n2

2.4验算带速

v=

60000

带速在5~25之间。

dd1n115003.1471

==5.57m/s

60000

2.5检验转速误差

150071nd

从带轮的转速n2=1d1==1500r/min

d271



n2n21500-1500

转速误差为==0％

1500n2

2.6确定带长和中心距a

⒈初定中心距

0.7dd1dd2a2dd1dd2，化简得：

99.4a284，初选a150

⒉确定带长

l02a



2

dd1dd2



2dd2dd1

4a

=2150

2

=522.94mm

1420

查表10-2，选取最接近l0的基准长度，取ld560mm ⒊计算实际中心距a

由式（10-21）得：

ll560-522.94

aa0d0150

22

=168.53mm 满足题目要求。 ⒋中心距调整范围

按式（10-22）确定中心距的调整范围

amina0.015ld168.530.015560160.13mm amina0.03ld168.530.03560185.33mm

2.7验算小带轮包角1

由式（10-23）计算小带轮包角1

1180-0180120 包角合适。

2.8确定带轮的根数z

由表10-5，得P00.33kW

根据传动比i1，查表10-7，得传动比因数Ki1.0 由表10-6，得弯曲影响因数Kb0.0204103 由式（10-18）计算传递功率增量

1

P0Kbn110kW Ki

由表10-8，得包角影响因数K1 由表10-2，得带长影响因数KL0.94 按式（10-24）计算带的根数

z

PcPc1.7

5.6 PP0PKKL0.3310.94

因此，带的根数选6根。

2.9计算初拉力F0

见表10-1，得q0.06kg/m，按式（10-25），计算初拉力F0

500PcF0=

zv

2.52K1qv 

5001.72.5

10.065.572 =

65.571

=40.01N

2.10计算对轴产生的压力FQ

180

FQ2zF0sin2640.01sin480.12N

22

1

2.11带轮的结构设计

表10-1 V带（基准宽度制）的截面尺寸（摘自GB/T 11544-1997)

表10-2 普通V带的基准长度系列和带长影响因数KL

表10-4 V带带轮最小直径及标基准直径系列

表10-5 特定条件下单根V带所能传递的功率P0

表10-6 弯曲影响因数Kb

表10-8 包角影响因数K

3轴的结构设计

3.1求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3

P3P21.70.972kW1.60kW

n3

n1170170r/min i1i211

P31.609550103mm89882.3Nmm n3170

T39550103

3.2确定去柄摇杆作用在轴上的力

圆周力Ft、径向力Fr，和轴向力Fa分别为

Ft

2T3289882.3N5992Nd230

tanntan20

FrFt5992N13405N 

coscos0

FaFttan0N

3.3确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理

见表11-19，取C=112，由下式初步估算轴的最小直径

dmin

P31.60

C11223.52mm n3170

由于轴的最小直径是安装轴承的，因此它的轴径d125mm

3.4轴的结构设计

如图

3.5轴的受力分析与计算

⑴根据轴系结构图作轴的计算简图，如图

在确定轴的支点位置时，从手册中查得30205轴承的a25mm。因此，简支梁轴的支承跨距为

L2L3(508050225)130mm

⑵根据轴的计算简图作轴的弯矩图和扭矩图 ①作水平弯矩MH图，如图

FHB(L2L3)FtL30FHB

FtL3592265

2996N

L2L36565

FHBFHDFt0

FHDFtFHB599229962996N

C截面处水平面弯矩MHC为

MHCFHBL2299665194740Nmm

②作垂直面弯矩Mv图，如图

FVB(L2L3)FrL3Fa

FrL3Fa

d2

0得2

由FVB

d2

(5992650)N2996N L2L36565

FVDFrFVB599229962996N

C截面的左边垂直弯矩MVCZ为

MVCZFVBL229966574900Nmm

C截面的右边垂直面弯矩MVCY为

MVCYFVDL329966574990Nmm

③作合成弯矩图M图，如图

C截面的左边合成弯矩MCZ为

22

MCZMHCMVCZ2749002208647Nmm

C截面的右边合成弯矩MCY为

22MCYMHCMVYZ2749002208647Nmm

④作扭矩图T图，如图

d30

TFt2599289880Nmm

22⑤计算当量弯矩Me

轴在C截面处左侧的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面。因是单向转动，扭矩可认为

按脉动循环变化，故取0.6。C截面上的最大当量弯矩为

2

MeMCZ(T)2208647253928221550Nmm

3.6校核轴强度

进行校核时，通常只校核危险截面的强度。见《机械设计基础》表11-17查得

b160MPa由设计公式得

d Me215503.596mm29mm

0.1b10.160

因此该轴安全，强度富裕。

3 齿轮设计校核

1. 选择齿轮材料及精度等级

见表7-4，小齿轮选用45钢调质，硬度为220HBW；大齿轮选用45钢正火，硬度为170HBW。初步估计齿轮线速度v＜10m/s，见表7-7，选择8级精度 2. 确定齿轮许用应力 通过查机械设计手册，查得σ

σσ

Hlim1

Hlim

和σ

Flim

=570MPa, σ=200MPa, σ

Hlim2

=530MP =190MPa

Flim1Flim2

见表7-10，查得SH和SF SH=1，SF=1.3

根据设计要求，齿轮工作年限为20年，每年52周，每周工作日为5天，单班制，每天工作8小时，所以 应力循环数：

Lh=20×52×5×8h=416000h

N1=60n1jLh=60×500×1×416000=1.248×1010 N2= N1/i=1.248×1010/3=4.16×109 通过查机械设计手册，查得ZN和YN

ZN1=1，ZN2=1.07 YN1= YN2=1

由式（7-23）、式（7-26），求得许用应力 [σ

[σ[σ[σ

H1]=

ZN1Hlim11570

=MPa=570MPa （7-23） SH1

H2]=

ZN2Hlim21.07530

=MPa=567MPa （7-23） SH1YN1Flim11200

=MPa=154MPa （7-26） SF1.3YN2Flim21190

=MPa=146MPa （7-26） SF1.3

F1]=

F2]=

3. 按齿面接触疲劳强度设计 1)小齿轮所传递的转矩 T1=9.55×1062)载荷因数K

见表7-8，选取K=1.1 3）齿数z1和齿宽因数Ψd

选择小齿轮的齿数z1=25，则大齿轮的齿数z2=25×3=75，因是一级锥齿减速器，故为不对称布置，见表7-12，选取Ψd=1 4）齿数比μ

μ= z2/ z1=75/25=3 5）材料弹性系数

因为两齿轮材料均为钢，见表7-9，查得ZE=189.8MPa 6）计算小齿轮直径d1及模数m

P4.0

=9.55×106×N·mm=76400N·mm n1500

因为是软齿面，由齿面接触强度公式（7-22）计算 d1》3

3.53ZE

H2）

KT1(＋1)

d

=(

3.53189.821.176400(3＋1)

)mm=53.9mm 56713

m=

d153.9

==2.16mm z125

见表7-1，取标准模数m=2.5mm 4. 计算大、小齿轮的几何尺寸 d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm

da1=m(z1＋2ha)=2.5×(25＋2×1)mm=67.5mm

df1=m(z1－2ha－2c)=2.5×(25－2×1－2×0.25)mm=56,25mm d2=mz2=2.5×75mm=187.5mm

da2= m(z2＋2ha)=2.5×(75＋2×1)mm=192.5mm

df2=m(z2－2ha－2c)=2.5×(75－2×1－2×0.25)mm=181.5mm h1=h2=m(2ha＋c)=2.5×（2×1＋0.25）mm=5.625mm a=

m(z1＋z2)2.5(25＋75)

=mm=125mm 22

b=Ψdd1=1×62.5mm=62.5mm 取b1=70mm,b2=65mm 5. 校核齿根弯曲疲劳强度 见表7-11，查得 YF1=2.65,YF1=2.215 YS1=1.59,YS2=1.785 σ

F1=

2KT121.174600

YY=2.651.59MPa=72.5MPa F1S1

bm2z162.52.5225

σ

F2=F1

YF2YS22.2151.785

=72.5MPa=68.03MPa YF1YS12.651.59

6. 验算齿轮圆周速度 V=

d1n1

601000

=

3.1462.5500

m/s=1.64m/s

601000

V=1.64m/s﹤10m/s, 故合适。

表7-10 安全因数SH、SF

表7-1 渐开线圆柱齿轮标准模数（摘自GB/T1357-19870）

表7-8 载荷因数

表7-11 正常齿轮准外齿轮的齿形修正因数YF与应力修正因数YS

表7-4 常用齿轮材料的性能及应用范围

轴承设计校核

1.确定6005轴承的主要性能参数

查设计手册得: Cr=10KN、Cor=5.85KN、e=0.42、X=1、Y=1.04 2.计算派生轴向力Fs1、Fs2 Fs1= Fs2=

Fr12396=N=1151.9N 2Y21.04

3.计算轴向载荷FA1、FA2

Fs2＋Fa=(1151.9＋814.9)N=1993.8N＞Fs1 故轴承Ⅰ为紧端，轴承Ⅱ为松端，则： FA1= Fs2＋Fa=(1151.9＋814.9)N=1993.8N FA2= Fs2=1151.9N 4.确定因数X1、Y、X2、Y2

1

FA11993.8N

==0.83＜1.04 Fr12396NFA21151.9N

==1.41＞1.04 Fr2814.N

1

见表11-12，得X1=1、Y=1.04、X2=0.56、Y2=1 5.计算当量动载荷P1、P2

P1=X1Fr1＋Y1FA1=（1×2396＋1.04×1993.8）N=4469N

P2=X2Fr2＋Y2FA2=(0.56×814.9＋1×1151.9)N=1608.2N 6.计算轴承寿命Lh

见表11-9、表11-10，得fp=1.2、ft=1,又因6005是深沟球轴承，寿命因数ξ=3，有

106ftC1061103

)= Lh=()h=4124h

60nfpP601701.24.4

7.验算轴承是否合适 Lh=4124h＞4000h 该轴承合适

表11-12 径向动载荷因数X和轴向动载荷因数Y

表11-9 载荷因数fP

表11-10 温度因数ft

1.查机械设计手册，得6004轴承的基本额定动载荷Cr=9.38KN，基本额定静载荷Cor=5.02KN，所受的轴向力Fa=800N，径向力Fr=2000N。 2.计算Fa，并确定e的值

or

Fa800N==0.19 Cor5020N

or

根据Fa=0.19，查表11-10得 e=0.44 3.计算当量动载荷

Fa800N==0.4＜e Fr2000N

查表11-12得，X=1、Y=0，于是

P=XFr＋XYa=（1×2000＋0×800）N=2000N 4.计算轴承寿命Lh

查表11-9、表11-10，得fp=1.2、ft=1，又因6004是深沟球轴承，寿命因数ξ=3，则

106ftC106193803

()=()=5827h Lh=

60nfpP601701.22000

轴承盖 选择嵌入式轴承盖

注：嵌入式轴承盖不需要螺钉固紧，结构简单，重量轻。

键的选择

通过查机械设计手册查得，选圆头普通平键（A型）。 轴径为20，选择b=6、h=6、L=25的键 轴径为25，选择b=8、h=7、L=30的键