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℃～℃，雪的厚度，新下的雪，密度约为，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 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、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，当其以的转速顺时针转动时，会驱动行星轮2以的转速顺时针转动，根据平行四边形机构的特性，此时齿轮5也会以的转速顺时针转动，齿轮6会以的转速绕F点逆时针转动，根据尺寸关系得到，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] 活动构件的总数 低副总数 高副总数 局部自由度 虚约束 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输入转速的确定 扫雪数学模型如图[4]： 图2确定最佳前进距离的函数模型 其中雪的厚度为10cm，圆（实线圆和虚线cm，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∈[0 17.32]）,此时雪板扫过的区域为斜线阴影部分，实线圆的方程，虚线圆的方程为，则斜线阴影部分面积为: ,现在求S(x0)的最大值。令=，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122.87，扫雪体积为V=86009，新下的雪的密度的密度ρ=0.15g/,则扫雪的质量为m=ρV=1.3kg，G=mg=130N。 根据受力平衡 ∑X=0 Fncos20°+ Ffcos70°- F=0 ∑Y=0 Fnsin20°- G - Ffcos20°=0 Ff=μFn μ为在-16℃- -30℃下，雪的密度为0.10g/时的摩擦系数μ=0.14 解得F=66.57N Ff=18.7614N Fn=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 得齿轮所受到的转矩 （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，大小相等方向相反初步设计d2/d1=2，则小齿轮所受到的转矩T1=T2/2=3.3285 N.m。 因此设计要求就是，输入轴齿轮所受的扭矩为T1=3.3285 N.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=[x1 x2 x3]=[m z1 φd]。 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： min ，其中d2=2d1，d1=mz1，φd=b/d1，可把上式改写为： min 。 （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 -≦0，接触疲劳强度； K为载荷系数，, 为工作情况系数，原动机轻微振动，取1.25；为动载荷系数，由上述选择系杆4转速=150r/min,可知行星轮2的转速=300r/min，齿轮5和行星轮2用平行四边形机构相连，因此==300r/min，取d1=0.04m，故v1=10π×0.02=0.63m/s，查图8-18，取1.07；为载荷沿齿宽方向分配不均匀系数，查表8-64取1.12；为啮合齿对间载荷分配系数查表8-63取1.1；因此=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=189.8； 当为标准直齿轮α=20°时，区域系数=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大齿轮的接触疲劳强度极限； 应力循环次数: ,,则 =，=，计算许用应力: =,=,将较小的许用接触应力带入公式，则。 弯曲疲劳强度极限： ，其中为弯曲疲劳强度，， 齿形系数分别为，应力校正系数分别为：。 载荷系数K=1.6478。T1=3328.5 N.mm。安全系数S1=1.4，由图8-22查得，大小齿轮的安全系数S都取1.4，大小齿轮的需用弯曲应力：代入公式： 。 （3）用fmincon函数[7]优化后得x=[x1 x2 x3]’=[2 40 0.8]’,变量都取下限，说明还有一定的富余量，整理得：小齿轮m1=2,z1=20,φd=0.8,b1=32mm,圆整到整数取b1=30mm；大齿轮m2=2,z2=40,b2=30-5=25mm,大小齿轮的齿顶圆直径都小于160mm，因此都做成实体式。 2.2.3行星轮系中心轮受力分析[5] 如图6：对齿轮1进行受力分析：。其中=,DE取25mm,代入上式的=。 图6中心齿轮受力分析 对行星轮5进行受力分析：。其中BC=DE=25mm，则T5=Ft5×r5= F15×BC=133.14×25=3328.5N.mm，初步选择中心轮和太阳轮的齿数相同，因此中心轮所受转矩T4’= Ft5’× r4=3328.5N.mm，由于扫雪机构中有4个扫雪板，即有4个行星轮，则中心轮4所受的最大转矩T4=3328.5×4=13314N.mm。 2.2.4中心轮设计[6] 设计步骤： 选用直齿圆柱齿轮传动；由于该齿轮传动用于一般的机械传动，故选用7级精度；按表8-67选择中心轮材料为40Cr，调质处理，硬度为HB235-HB275，行星轮材料为45钢，调质处理，齿面硬度HB217-HB255。 拟采用优化设计的方法确定中心轮的齿数、模数、齿宽系数。 （1）设计变量和目标函数。设计变量x=[x1 x2 x3]’=[m z φd]’,其中m为中心轮的模数，z为中心轮的齿数，φd为中心轮的齿宽系数，要求在满足使用要求的前提下是行星轮机构的重量最轻，即在密度一定的条件下使得体积最小。目标函数d1=d2=mz，b=φd×d1，因此上式可以改写为。 （2）约束条件 模数限制2≦x1≦10； 齿数限制35≦x2≦50； 齿宽系数限制0.8≦x3≦1.4； 接触疲劳强度，ZHZE-≦0，接触疲劳强度； 由表8-65查得材料的弹性系数=189.8； 当为标准直齿轮α=20°时，区域系数=2.5； K为载荷系数，, 为工作情况系数，原动机和工作机工作都平稳，；为动载荷系数， ,为小齿轮转速，为系杆的转速，为小齿轮节圆直径，其中将上述数据代入公式，解得；为载荷沿齿宽方向分配不均匀系数，查表8-64取1.2658；为啮合齿对间载荷分配系数查表8-63取1.1；因此 =1×1.06×1.2658×1.1=1.476； 由图8-22按齿面硬度和热处理方法查得中心轮的接触疲劳强度极限，每个行星齿轮的应力循环次数，中心齿轮的应力循环次数； ，两齿轮的许用接触应力分别为：将较小的许用接触应力带入公式得。 弯曲疲劳强度: ，σF为弯曲疲劳强度，，其中；荷系数K=1.476；T4=13314N.mm；由图8-22查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限，大小齿轮的安全系数S都取1.4，,两齿轮的许用弯曲应力则约束条件为： （3）用fmincon函数[6]计算后得[x1 x2 x3]’=[2 30 0.8],即中心轮的模数，齿数，行星轮的模数，齿数，为了便于连杆的装配和有足够的接触宽度，两个齿轮宽度,中心轮、行星轮的齿顶圆直径都小于160mm，因此都选用实体式结构。 2.2.5扫雪机构V带的设计[6] （1）功率的计算 图7扫雪板齿轮受力分析 如图为扫雪板轴齿轮的受力分析，由前面计算可知Ft1×R=6657N.mm，其中R=40mm，故Ft1=163.93N，标准直齿圆柱齿轮的压力角为20°，因此Fr1= Ft1×tan20°=163.93×tan20=59.67N。 ∑X=0 Fx + F’+ Ft1=0 ∑Y=0 -Fy-Fr1=0 解得Fx=-230.5N Fy=-59.67N 负号说明实际方向和图示方向相反。 图8中心齿轮受力分析 对齿轮5进行受力分析，由前述计算可知，即,由前述计算T4’= Ft5’× r4=3328.5N.mm，r4=30mm，得Ft5=Ft5’=110.95N，Fr5=Ft5×tan（20°）=40.38N。 173.52N。正号说明实际受力方向和图示方向相同。对4、5齿轮的啮合点取矩， ,解得，符号为正说明实际方向和图示方向相同。 图9系杆受力分析 ,解得。 根据。 （2）低压直流电动机的选择 系杆的工作转速为150r/min,按推荐的合理的传动比的范围，取带的传动比为i=2-4，为了减轻零件重量和尺寸，取带的传动比i=2。故电动机的转速为300r/min。由上述计算扫雪时所需功率为0.62kW，螺旋运输雪时总功率0.88Kw,电动机的额定功率必须大于0.62+0.88=1.5kW。 根据上述数据选择电动机型号为DC48-4.5:串励(励磁方式),48(额定电压),4.5KW(额定功率),93A(额定电流),1450RPM(额定转速)[7]。但电动机的输出转速为1450 r/min，为了降低转速，提高扭矩选择型号为欧陆590C直流调速器，其调速比为100:1，即调节范围为14.50 r/min-1450 r/min，对直流调速器进行合理的设置，使电机输出转速为300 r/min。 （3）V带的设计步骤[6] ①考虑皮带的传动效率，则皮带计算功率为。 ②根据和电机转速，查图8-4确定为SPZ型。 ③计算带轮的计算直径 由表8-5，取主动轮计算直径为为90mm，即，从动轮基准直径为，（ε为弹性滑动率），查表8-18，取从动轮基准直径为180mm。则从动轮实际转速为。验算带速为： ④确定带的长度和中心距 根据，即，初定中心距为540mm，根据表8-11选节线长度为。则实际中心距为。 ⑤验算主动轮上的包角 ，主动轮上的包角合适 ⑥计算带的根数 单根窄V带的基本额定功率； 单根窄V带的额定功率的增量； 窄V带的带长修正系数； 普通V带小带轮的包角系数 带入得。 计算带的初拉力 =308.84N。 ⑧计算轴承上的压力。 。 ⑨带轮结构 小带轮采用实心式，大带轮采用孔板式。 2．3主要零部件的校核计算 2.3.1支撑轴的设计与校核[8] （1）支撑轴材料的选择与许用扭转剪应力的计算 选择材料为普通的碳素结构钢Q255，在钢材直径≦16mm时，取安全系数则取。 （2）轴的扭矩图 图10中心轴的扭矩图 。 解得，取轴的最小直径为15mm。 校核轴的刚度，碳钢的，代入上式得因此刚度足够。 2.3.2支撑轴轴承的选择[6] 由于支撑轴只受径向力，因此选用深沟球轴承。轴颈直径为15mm，为了减小轴承径向尺寸，选择特轻直径系列的深沟球轴承61002，和大带轮接触的推力轴承型号为51202。 2.3.3除雪板轴的设计与校核[8] （1）受力图、扭矩图、弯矩图,如图11。 （2）轴径计算 C处截面的等效弯矩 ， B处截面的等效弯矩 因此C截面为危险截面。 轴的材料选择2AlSi9Mg，,安全系数根据第三强度理论最大弯曲应力： 图11扫雪板轴的扭矩、弯矩图 2.3.4除雪机构外轴的设计 （1）除雪机构外轴受力分析、扭矩图、弯矩图，如图12。 （2）材料选择与校核 选择普通碳素结构钢Q255,其许用应力=102Mpa。 如图12，很明显B截面为危险截面，根据第三强度理论，带入数据强度足够。 图12外轴的扭矩、弯矩图 2.3.5外轴与大带轮连接螺栓的校核 （1）受扭矩T作用螺栓组连接的受力分析[9] 如图13，用受剪螺栓组连接时，忽略连接中预紧力和摩擦力，根据带轮的静力平衡条件得： （2）螺栓的选择和校核 螺栓选择规格M10，材料为钢，力学等级为8.8级，强度条件： ，螺栓剪切强度足够。 图13螺栓组受力图 2.3.6圆头平键的校核[9] 轴的直径为15mm，选择键的型号为，该连接为静联接，强度条件 代入数据。 3螺旋运输机构的设计 3．1螺旋运输机构的运动简图 图14螺旋运输机构运动简图 1、2为螺旋运输轴 3、4为皮带轮、5、6为直齿圆锥齿轮 3.1.1机构自由度的计算 1 3 5、6组成的螺旋运输机构中： 活动构件的总数 低副总数 高副总数 局部自由度 虚约束 代入数据得F=1，因此只需一个原动件，择锥齿轮6作为动力输入构件。 3.1.2锥齿轮转速ω的确定 根据实际应用情况选择螺旋运输轴外径D=30cm，参考文献[10]可知轴径d=（0.2-0.35）D，螺距S=（0.8-1）D，因此取d=0.2D=6cm,由于雪和金属的摩擦系数较小，S可取大一些以提高运输效率，S=D=30cm。 由上一步计算雪板转速为n=2.5r/s,而扫雪的横截面积（图2中点的阴影部分）A=122.87，初步设计扫雪长度为L=70cm，因此扫雪速度为v1=n×A×L=2.5×122.87×70×4=86009/s，每个螺旋运输轴的运送速度v2必须大于v1/2=43004.5/s。螺旋运输轴的每个螺距空间可简化成空心圆柱模型如图：

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