毕设屋顶除雪机的设计

屋顶除雪机的设计刘晓亮河北科技师范学院机电工程学院，机械设计制造及其自动化专业0903班指导教师：于晶晶摘要：本文简要介绍了国内外陆地扫雪设备的市场、分类及发展情况，在此基础上提出设计屋顶除雪设备的构想，希望通过借鉴传统扫雪设备的设计理念，来设计出一种集前部旋转扫雪，中间螺旋运输雪，后部通过收集箱收集雪的简便、轻巧的小型屋顶除雪机，并通过相关理论分析和计算，为除雪机主要参数的确定提供依据，最后对齿轮部分进行了优化，找出了最优的齿轮参数，为进一步减轻设备重量和成本提供了参考。关键字：旋转扫雪；屋顶除雪机；优化1绪论1．1论文的研究背景与意义如今的房屋建筑多为钢筋混凝土浇筑、金属桁架结构，降雪后如果积雪不及时清扫，积雪昼融夜冻，会加重热胀冷缩作用从而产生破坏应力，使钢筋疲劳致使强度降低。如果积雪过厚，建筑很可能由于钢筋强度不足而发生倒塌事故。因此房屋建筑的除雪工作就显得特别重要。当然最传统的、最常规的方法是人工除雪，但人工除雪效率低、劳动量大不适合如今房屋众多的城镇，设计一款屋顶除雪机迫在眉睫。本设计主要针对以下情景：温度4℃～16℃，雪的厚度cmh10，新下的雪，密度约为3/15.0~1.0cmg，屋顶必须为平顶，人力推动，低压直流电机驱动扫雪，电瓶供电，扫雪人行走速度sm/5.1左右。1．2屋顶除雪机的特点（1）除雪原理简单、工作可靠。（2）重量轻、便于拆卸和搬运、结构紧凑、体积小。（3）集扫雪、收集雪于一体。（4）除雪机整体尺寸小、使得每次收集雪的重量有限制，增加了倾倒的次数。（5）每次使用完之后，必须把机器中残留的雪清理干净，减轻雪对金属的腐蚀，防止生锈，维护起来不太方便。1．3国内外关于该论题的研究现状1.3.1有关除雪机国内外研究概况机械法是通过机械作用直接作用解除冰雪危害。虽然除净率较低，但是对环境和植被无任何影响。能实现冰雪的异地转移。应用范围比较广。因此，个人认为：机械除雪法是未来除雪的发展趋势，适用于各个领域、不同规格的除雪机器会不断涌现出来，不断丰富除雪机械这个大家族。我国对除雪机械的开发、生产都比较晚，因此还处于起步阶段。目前，我国的城市道路、公路和房屋建筑冬季除雪大部分仍沿用传统的养护方式，即单纯人工作业或人工作业和小型的除雪机械相结合的方式。高速公路和一级公路开始使用大型专用除雪机械，进行冬季养护。但是，除雪机械在数量和品种规格上还很少，除雪设备大部分依赖进口[1]。机械化程度和总体水平远远落后于发达国家。只是最近几年国内的厂家才参照国外的先进技术研制了适合我国国情的除雪机械，因此我国的除雪机械水平有待提高，种类有待丰富，市场有待开发。1.3.2国内外除雪机械主要种类除雪机械的种类繁多，按其结构可分为以下几种[2]：(1)犁式除雪车。将犁刀装在载货汽车(或清扫车、装载机、平地机、推土机等)上改装而成的。除雪时，犁刀车辆的行驶方向成一定的角度铲推、堆积或掷抛雪，主要用于清除0．2～0．3mm厚的松软积雪。(2)转子式除雪车。是将除雪装置装在车辆前端的专用汽车。它主要用于清除较厚的积雪。其除雪装置包括切雪、集雪和抛雪等。(3)刷式除雪车。是一种清除较薄积雪的专用汽车，不适应较厚雪层的清扫。它利用旋转将积雪扫到路边，亦称扫雪汽车。(4)气流式除雪车。气流式除雪车是用高压气流清除道路和机场的雪，具有生产效率高、抛雪距离远、工作装置可靠的特点。但是噪声大、能耗高，除雪厚度较薄(不大于0．2m)。1．4屋顶除雪机的发展趋势纵观各种除雪机的发展情况，可以预见未来屋顶除雪机的发展方向主要有以下几个方面：（1）、高速度、长使用寿命。高速度即意味着高生产率，材料强度是限制屋顶除雪机使用寿命的主要原因，因此在严格限制设备重量的同时，必须使用那些有足够强度、刚度、耐腐蚀性的材料。（2）、低电能消耗。使用体积小大容量的电瓶和重量轻大功率低能耗的电机，减少更换供电设备的次数，提高设备的连续工作能力。（3）、智能化发展。未来设备不需要人力作为前进动力，人们可以根据扫雪距离、厚度等因素进行设置，使其前进速度，电机输出功率最优匹配。（4）、可折叠性。屋顶除雪决定了设备尺寸不能太大，因此可折叠性、模块组合性可大大减小搬运时的体积，到屋顶后打开或方便地组装保证有一定的除雪宽度。（5）、仿生原理的应用。利用仿生学原理，用模仿动物行走的仿生机构取代常规的轮子或履带，可大大减轻设备的重量，提高灵活程度和智能程度。1．5本设计研究的主要内容本文针对平屋顶，刚下的雪，厚度不超过10cm的情形研究除雪机械。方法是进行理论分析和计算，并进行三维建模和运动仿真。具体研究内容如下：(1)旋转式除雪板的设计主要阐述如何利用行星轮机构、平行四边形机构的组合来实现扫雪板的平动并且能够承受雪的阻力把雪推进螺旋运输机构。并对齿轮、轴、雪板、V带等零部件进行设计和选择。(2)螺旋运输机构的设计根据雪和金属之间的摩擦系数和旋转除雪板的转速等参数对螺旋运输轴的内径d，外径D，螺距S进行确定，并对轴的扭转强度进行校核。(3)带有运输带收集箱结构的设计主要计算了驱动运输带直流电机所需的功率，和收集箱的倾倒机构。2旋转式除雪板的设计2．1旋转式除雪板机构的运动简图旋转式除雪板共由四个板组成，分别在每个行星轮的分支上，为了简化，现只画其中的一个。图1旋转式除雪板的运动简图1、与支撑轴固连的中心轮2、行星轮3、平行四边形机构的连杆4、粗实线表示的系杆5、中间传动齿轮6、与除雪板固连的齿轮2.1.1扫雪板的工作原理简述初步假设机构中齿轮1、2的分度圆直径相同，齿轮5的分度圆直径和齿轮6的分度圆直径之比为1:2。BDCE为平行四边形机构，BC为主动曲柄。系杆为动力输入装置，当其以1的转速顺时针转动时，会驱动行星轮2以12的转速顺时针转动，根据平行四边形机构的特性，此时齿轮5也会以12的转速顺时针转动，齿轮6会以2的转速绕F点逆时针转动，根据尺寸关系得到12，转向相反，这样扫雪板会始终垂直于地面做平动，可以把雪扫进螺旋运输装置。2.1.2机构自由度的计算[3]FpppnFhl)2(3活动构件的总数17n低副总数21lp高副总数8hp局部自由度0F虚约束0p代入数据得F=1，因此只需一个原动件，选系杆4作为原动件。2.1.3系杆4输入转速1的确定扫雪数学模型如图[4]：图2确定最佳前进距离0x的函数模型其中雪的厚度为10cm，圆（实线圆和虚线圆）的半径都是20cm，第一个雪板扫雪（带点的阴影部分）的距离为17.32cm，设扫完后机器向前运动X0（X0∈[017.32]）,此时雪板扫过的区域为斜线阴影部分，实线圆的方程21400xy，虚线圆的方程为22)0(400xxy，则斜线阴影部分面积为:dxxxdxxxxxSxx)10)0(400()400)0(400()(032.1732.172232.17020,现在求S(x0)的最大值。令)(0xs=01004002x，得最大值点x0=17.32，即雪板每扫完一次雪，机器应向前移动17.32cm。假设人行走的速度为v=1.5m/s,扫雪机构共有四个扫雪板，则扫雪机构每转一转扫雪距离l=4×17.32=69.28cm,即l=69.28cm/r。因此扫雪机构的转速n1=v/l=150/69.28=2.2r/s,取ω1=2.5r/s=150r/min。2．2受力分析及主要零件的设计2.2.1单个扫雪板所受阻力的计算扫雪板扫雪时可简化为如下模型[5]：图3扫雪板受力示意图受力分析等效模型：图4扫雪板受阻力分析F为扫雪板对雪（三角阴影部分）的推力，Ff为金属对雪的摩擦阻力，G为雪所受到的重力，Fn为金属对雪的支反力。假设雪的厚度为10cm，扫雪板的扫雪长度为70cm，扫雪的截面积为122.872cm，扫雪体积为V=860093cm，新下的雪的密度的密度ρ=0.15g/3cm,则扫雪的质量为m=ρV=1.3kg，G=mg=130N。根据受力平衡∑X=0Fncos20°+Ffcos70°-F=0∑Y=0Fnsin20°-G-Ffcos20°=0Ff=μFnμ为在-16℃--30℃下，雪的密度为0.10g/3cm时的摩擦系数μ=0.14解得F=66.57NFf=18.7614NFn=134.01N根据作用力与反作用力的关系，雪板所受阻力F’=66.57N,方向相反。2.2.2扫雪板上齿轮受力分析及设计（1）齿轮受力分析[5]图5扫雪板齿轮受力分析0,0)(1RFtOAFFMO得齿轮所受到的转矩mNAFRFtT.657.61.057.66012（2）扫雪板两啮合齿轮设计[6]大小齿轮啮合时轮齿所受的切向力是一对作用力与反作用力，大小相等方向相反21222112FtdTdTFt初步设计d2/d1=2，则小齿轮所受到的转矩T1=T2/2=3.3285N.m。因此设计要求就是，输入轴齿轮所受的扭矩为T1=3.3285N.m，z2/z1=2,工作寿命要求达到72000h，原动件采用直流电动机，工作载荷稳定，要求在满足要求的前提下，使两齿轮的总重量最轻。设计步骤：选用直齿圆柱齿轮，由于该齿轮传动用于一般机械传动，故选7级精度；选小齿轮材料为40Cr，调质处理，齿面硬度为HB235-HB275。大齿轮材料为45钢，调质处理，齿面硬度为HB217-HB255;采用优化设计方法来确定小齿轮的齿数z1、模数m、齿宽系数φd；（1）确定设计变量和目标函数[7]设计变量x=[x1x2x3]=[mz1φd]。设小齿轮的分度圆直径为d1，大齿轮的分度圆直径为d2，小齿轮的宽度为b，要求大小齿轮的总重量最小，即在材料密度一定的条件下使两齿轮的体积和最小，为了计算方便先假设两齿轮宽度相同，因此可以建立目标函数：min4)21()(22bddxf，其中d2=2d1，d1=mz1，φd=b/d1，可把上式改写为：min321927.3)(33xxxxf。（2）确定约束条件模数限制2≦x1≦10；齿数限制20≦x2≦30；齿宽系数限制0.8≦x3≦1.4；接触疲劳强度：即HHxg)(1udduKTZZEH31)1(12-H≦0，为H接触疲劳强度；K为载荷系数，HHVAKKKKK,AK为工作情况系数，原动机轻微振动，AK取1.25；VK为动载荷系数，由上述选择系杆4转速1=150r/min,可知行星轮2的转速2=300r/min，齿轮5和行星轮2用平行四边形机构相连，因此5=2=300r/min，取d1=0.04m，故v1=10π×0.02=0.63m/s，查图8-18，VK取1.07；HK为载荷沿齿宽方向分配不均匀系数，查表8-64取1.12；HK为啮合齿对间载荷分配系数查表8-63取1.1；因此HHVAKKKKK=1.25×1.07×1.12×1.1=1.6478；T1为小齿轮所受的转矩，T1=3.3285N.m；由表8-65查得材料的弹性系数EZ=189.8MPa；当为标准直齿轮α=20°时，区域系数HZ=2.5；由图8-22按齿面硬度和热处理方法查得小齿轮的接触疲劳强度极限,6001limMPaH大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim；应力循环次数:9110296.17200013006060hnjLN,8121048.62/NN,则1HNK=98.010296.1100706.099，2HNK=03.11048.610057.089，计算许用应力:1H=MPaSKHHN5881lim1,2H=MPaSKHHN5.5662lim2,将较小的许用接触应力2H带入公式，则05.5663211.54309)(133xxxxg。弯曲疲劳强度极限：0FF，其中F为弯曲疲劳强度，dSaFazmYYKTF21312，齿形系数分别为063.201794.315186.12,063.