1、屋頂除雪機的設計劉曉亮河北科技師范學院機電工程學院，機械設計制造及其自動化專業(yè)0903班指導教師：于晶晶摘要：本文簡要介紹了國內外陸地掃雪設備的市場、分類及發(fā)展情況，在此基礎上提出設計屋頂除雪設備的構想，希望通過借鑒傳統(tǒng)掃雪設備的設計理念，來設計出一種集前部旋轉掃雪，中間螺旋運輸雪，后部通過收集箱收集雪的簡便、輕巧的小型屋頂除雪機，并通過相關理論分析和計算，為除雪機主要參數(shù)的確定提供依據(jù)，最后對齒輪部分進行了優(yōu)化，找出了最優(yōu)的齒輪參數(shù)，為進一步減輕設備重量和成本提供了參考。關鍵字：旋轉掃雪；屋頂除雪機；優(yōu)化1 緒論11論文的研究背景與意義如今的房屋建筑多為鋼筋混凝土澆筑、金屬桁架結構，降雪后如

2、果積雪不及時清掃，積雪晝融夜凍，會加重熱脹冷縮作用從而產生破壞應力，使鋼筋疲勞致使強度降低。如果積雪過厚，建筑很可能由于鋼筋強度不足而發(fā)生倒塌事故。因此房屋建筑的除雪工作就顯得特別重要。當然最傳統(tǒng)的、最常規(guī)的方法是人工除雪，但人工除雪效率低、勞動量大不適合如今房屋眾多的城鎮(zhèn)，設計一款屋頂除雪機迫在眉睫。本設計主要針對以下情景：溫度，雪的厚度，新下的雪，密度約為，屋頂必須為平頂，人力推動，低壓直流電機驅動掃雪，電瓶供電，掃雪人行走速度左右。12屋頂除雪機的特點（1）除雪原理簡單、工作可靠。（2）重量輕、便于拆卸和搬運、結構緊湊、體積小。（3）集掃雪、收集雪于一體。（4）除雪機整體尺寸小、使得每次

3、收集雪的重量有限制，增加了傾倒的次數(shù)。（5）每次使用完之后，必須把機器中殘留的雪清理干凈，減輕雪對金屬的腐蝕，防止生銹，維護起來不太方便。13國內外關于該論題的研究現(xiàn)狀1.3.1有關除雪機國內外研究概況機械法是通過機械作用直接作用解除冰雪危害。雖然除凈率較低，但是對環(huán)境和植被無任何影響。能實現(xiàn)冰雪的異地轉移。應用范圍比較廣。因此，個人認為：機械除雪法是未來除雪的發(fā)展趨勢，適用于各個領域、不同規(guī)格的除雪機器會不斷涌現(xiàn)出來，不斷豐富除雪機械這個大家族。我國對除雪機械的開發(fā)、生產都比較晚，因此還處于起步階段。目前，我國的城市道路、公路和房屋建筑冬季除雪大部分仍沿用傳統(tǒng)的養(yǎng)護方式，即單純人工作業(yè)或人工

4、作業(yè)和小型的除雪機械相結合的方式。高速公路和一級公路開始使用大型專用除雪機械，進行冬季養(yǎng)護。但是，除雪機械在數(shù)量和品種規(guī)格上還很少，除雪設備大部分依賴進口1。機械化程度和總體水平遠遠落后于發(fā)達國家。只是最近幾年國內的廠家才參照國外的先進技術研制了適合我國國情的除雪機械，因此我國的除雪機械水平有待提高，種類有待豐富，市場有待開發(fā)。1.3.2國內外除雪機械主要種類除雪機械的種類繁多，按其結構可分為以下幾種2：(1)犁式除雪車。將犁刀裝在載貨汽車(或清掃車、裝載機、平地機、推土機等)上改裝而成的。除雪時，犁刀車輛的行駛方向成一定的角度鏟推、堆積或擲拋雪，主要用于清除0203mm厚的松軟積雪。(2)轉

5、子式除雪車。是將除雪裝置裝在車輛前端的專用汽車。它主要用于清除較厚的積雪。其除雪裝置包括切雪、集雪和拋雪等。(3)刷式除雪車。是一種清除較薄積雪的專用汽車，不適應較厚雪層的清掃。它利用旋轉將積雪掃到路邊，亦稱掃雪汽車。(4)氣流式除雪車。氣流式除雪車是用高壓氣流清除道路和機場的雪，具有生產效率高、拋雪距離遠、工作裝置可靠的特點。但是噪聲大、能耗高，除雪厚度較薄(不大于02m)。14屋頂除雪機的發(fā)展趨勢縱觀各種除雪機的發(fā)展情況，可以預見未來屋頂除雪機的發(fā)展方向主要有以下幾個方面：（1）、高速度、長使用壽命。高速度即意味著高生產率，材料強度是限制屋頂除雪機使用壽命的主要原因，因此在嚴格限制設備重量

6、的同時，必須使用那些有足夠強度、剛度、耐腐蝕性的材料。（2）、低電能消耗。使用體積小大容量的電瓶和重量輕大功率低能耗的電機，減少更換供電設備的次數(shù)，提高設備的連續(xù)工作能力。（3）、智能化發(fā)展。未來設備不需要人力作為前進動力，人們可以根據(jù)掃雪距離、厚度等因素進行設置，使其前進速度，電機輸出功率最優(yōu)匹配。（4）、可折疊性。屋頂除雪決定了設備尺寸不能太大，因此可折疊性、模塊組合性可大大減小搬運時的體積，到屋頂后打開或方便地組裝保證有一定的除雪寬度。（5）、仿生原理的應用。利用仿生學原理，用模仿動物行走的仿生機構取代常規(guī)的輪子或履帶，可大大減輕設備的重量，提高靈活程度和智能程度。15本設計研究的主要內

7、容本文針對平屋頂，剛下的雪，厚度不超過10cm的情形研究除雪機械。方法是進行理論分析和計算，并進行三維建模和運動仿真。具體研究內容如下：(1) 旋轉式除雪板的設計主要闡述如何利用行星輪機構、平行四邊形機構的組合來實現(xiàn)掃雪板的平動并且能夠承受雪的阻力把雪推進螺旋運輸機構。并對齒輪、軸、雪板、V帶等零部件進行設計和選擇。 (2)螺旋運輸機構的設計 根據(jù)雪和金屬之間的摩擦系數(shù)和旋轉除雪板的轉速等參數(shù)對螺旋運輸軸的內徑d，外徑D，螺距S進行確定，并對軸的扭轉強度進行校核。(3)帶有運輸帶收集箱結構的設計主要計算了驅動運輸帶直流電機所需的功率，和收集箱的傾倒機構。2 旋轉式除雪板的設計21旋轉式除雪板機

8、構的運動簡圖旋轉式除雪板共由四個板組成，分別在每個行星輪的分支上，為了簡化，現(xiàn)只畫其中的一個。 圖1旋轉式除雪板的運動簡圖1、 與支撐軸固連的中心輪 2、行星輪 3、平行四邊形機構的連桿 4、粗實線表示的系桿 5、中間傳動齒輪 6、與除雪板固連的齒輪2.1.1掃雪板的工作原理簡述初步假設機構中齒輪1、2的分度圓直徑相同，齒輪5的分度圓直徑和齒輪6的分度圓直徑之比為1:2。BDCE為平行四邊形機構，BC為主動曲柄。系桿為動力輸入裝置，當其以的轉速順時針轉動時，會驅動行星輪2以的轉速順時針轉動，根據(jù)平行四邊形機構的特性，此時齒輪5也會以的轉速順時針轉動，齒輪6會以的轉速繞F點逆時針轉動，根據(jù)尺寸關

9、系得到，轉向相反，這樣掃雪板會始終垂直于地面做平動，可以把雪掃進螺旋運輸裝置。2.1.2機構自由度的計算3 活動構件的總數(shù) 低副總數(shù) 高副總數(shù)局部自由度虛約束代入數(shù)據(jù)得F=1，因此只需一個原動件，選系桿4作為原動件。2.1.3系桿4輸入轉速的確定掃雪數(shù)學模型如圖4： 圖2確定最佳前進距離的函數(shù)模型其中雪的厚度為10cm，圓（實線圓和虛線圓）的半徑都是20cm，第一個雪板掃雪（帶點的陰影部分）的距離為17.32cm，設掃完后機器向前運動X0（X00 17.32）,此時雪板掃過的區(qū)域為斜線陰影部分，實線圓的方程，虛線圓的方程為，則斜線陰影部分面積為:,現(xiàn)在求S(x0)的最大值。令=，得最大值點x0

10、=17.32，即雪板每掃完一次雪，機器應向前移動17.32cm。假設人行走的速度為v=1.5m/s,掃雪機構共有四個掃雪板，則掃雪機構每轉一轉掃雪距離l=417.32=69.28cm,即l=69.28cm/r。因此掃雪機構的轉速n1=v/l=150/69.28=2.2r/s,取1=2.5r/s=150r/min。22受力分析及主要零件的設計2.2.1單個掃雪板所受阻力的計算掃雪板掃雪時可簡化為如下模型5： 圖3掃雪板受力示意圖受力分析等效模型： 圖4掃雪板受阻力分析F為掃雪板對雪（三角陰影部分）的推力，F(xiàn)f為金屬對雪的摩擦阻力，G為雪所受到的重力，F(xiàn)n為金屬對雪的支反力。假設雪的厚度為10cm

11、，掃雪板的掃雪長度為70cm，掃雪的截面積為122.87，掃雪體積為V=86009，新下的雪的密度的密度=0.15g/,則掃雪的質量為m=V=1.3kg，G=mg=130N。根據(jù)受力平衡X=0 Fncos20+ Ffcos70- F=0Y=0 Fnsin20- G - Ffcos20=0Ff=Fn 為在-16- -30下，雪的密度為0.10g/時的摩擦系數(shù)=0.14解得F=66.57N Ff=18.7614N Fn=134.01N 根據(jù)作用力與反作用力的關系，雪板所受阻力F=66.57N,方向相反。2.2.2掃雪板上齒輪受力分析及設計（1）齒輪受力分析5 圖5掃雪板齒輪受力分析得齒輪所受到的轉

12、矩 （2）掃雪板兩嚙合齒輪設計6大小齒輪嚙合時輪齒所受的切向力是一對作用力與反作用力，大小相等方向相反初步設計d2/d1=2，則小齒輪所受到的轉矩T1=T2/2=3.3285 N.m。因此設計要求就是，輸入軸齒輪所受的扭矩為T1=3.3285 N.m，z2/z1=2,工作壽命要求達到72000h，原動件采用直流電動機，工作載荷穩(wěn)定，要求在滿足要求的前提下，使兩齒輪的總重量最輕。設計步驟：選用直齒圓柱齒輪，由于該齒輪傳動用于一般機械傳動，故選7級精度；選小齒輪材料為40Cr，調質處理，齒面硬度為HB235-HB275。大齒輪材料為45鋼，調質處理，齒面硬度為HB217-HB255;采用優(yōu)化設計方

13、法來確定小齒輪的齒數(shù)z1、模數(shù)m、齒寬系數(shù) d；（1）確定設計變量和目標函數(shù)7設計變量x=x1 x2 x3=m z1 d。設小齒輪的分度圓直徑為d1，大齒輪的分度圓直徑為d2，小齒輪的寬度為b，要求大小齒輪的總重量最小，即在材料密度一定的條件下使兩齒輪的體積和最小，為了計算方便先假設兩齒輪寬度相同，因此可以建立目標函數(shù)：min ，其中d2=2d1，d1=mz1，d=b/d1，可把上式改寫為：min 。（2）確定約束條件模數(shù)限制2x110；齒數(shù)限制20x230；齒寬系數(shù)限制0.8x31.4；接觸疲勞強度：即 -0，接觸疲勞強度；K為載荷系數(shù)，, 為工作情況系數(shù)，原動機輕微振動，取1.25；為動載

14、荷系數(shù)，由上述選擇系桿4轉速=150r/min,可知行星輪2的轉速=300r/min，齒輪5和行星輪2用平行四邊形機構相連，因此=300r/min，取d1=0.04m，故v1=100.02=0.63m/s，查圖8-18，取1.07；為載荷沿齒寬方向分配不均勻系數(shù)，查表8-64取1.12；為嚙合齒對間載荷分配系數(shù)查表8-63取1.1；因此=1.251.071.121.1=1.6478；T1為小齒輪所受的轉矩，T1=3.3285N.m；由表8-65查得材料的彈性系數(shù)=189.8；當為標準直齒輪=20時，區(qū)域系數(shù)=2.5；由圖8-22按齒面硬度和熱處理方法查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞

15、強度極限；應力循環(huán)次數(shù):,則 =，=，計算許用應力:=,=,將較小的許用接觸應力帶入公式，則。彎曲疲勞強度極限：，其中為彎曲疲勞強度， 齒形系數(shù)分別為，應力校正系數(shù)分別為：。載荷系數(shù)K=1.6478。T1=3328.5 N.mm。安全系數(shù)S1=1.4，由圖8-22查得，大小齒輪的安全系數(shù)S都取1.4，大小齒輪的需用彎曲應力：代入公式： 。（3）用fmincon函數(shù)7優(yōu)化后得x=x1 x2 x3=2 40 0.8,變量都取下限，說明還有一定的富余量，整理得：小齒輪m1=2,z1=20,d=0.8,b1=32mm,圓整到整數(shù)取b1=30mm；大齒輪m2=2,z2=40,b2=30-5=25mm,大

16、小齒輪的齒頂圓直徑都小于160mm，因此都做成實體式。2.2.3行星輪系中心輪受力分析5如圖6：對齒輪1進行受力分析：。其中=,DE取25mm,代入上式的=。 圖6中心齒輪受力分析對行星輪5進行受力分析：。其中BC=DE=25mm，則T5=Ft5r5= F15BC=133.1425=3328.5N.mm，初步選擇中心輪和太陽輪的齒數(shù)相同，因此中心輪所受轉矩T4= Ft5 r4=3328.5N.mm，由于掃雪機構中有4個掃雪板，即有4個行星輪，則中心輪4所受的最大轉矩T4=3328.54=13314N.mm。2.2.4中心輪設計6設計步驟：選用直齒圓柱齒輪傳動；由于該齒輪傳動用于一般的機械傳動，

17、故選用7級精度；按表8-67選擇中心輪材料為40Cr，調質處理，硬度為HB235-HB275，行星輪材料為45鋼，調質處理，齒面硬度HB217-HB255。擬采用優(yōu)化設計的方法確定中心輪的齒數(shù)、模數(shù)、齒寬系數(shù)。（1）設計變量和目標函數(shù)。設計變量x=x1 x2 x3=m z d,其中m為中心輪的模數(shù)，z為中心輪的齒數(shù)，d為中心輪的齒寬系數(shù)，要求在滿足使用要求的前提下是行星輪機構的重量最輕，即在密度一定的條件下使得體積最小。目標函數(shù)d1=d2=mz，b=dd1，因此上式可以改寫為。（2）約束條件模數(shù)限制2x110；齒數(shù)限制35x250；齒寬系數(shù)限制0.8x31.4；接觸疲勞強度，ZHZE-0，接觸

18、疲勞強度；由表8-65查得材料的彈性系數(shù)=189.8；當為標準直齒輪=20時，區(qū)域系數(shù)=2.5；K為載荷系數(shù)，, 為工作情況系數(shù)，原動機和工作機工作都平穩(wěn)，；為動載荷系數(shù)， ,為小齒輪轉速，為系桿的轉速，為小齒輪節(jié)圓直徑，其中將上述數(shù)據(jù)代入公式，解得；為載荷沿齒寬方向分配不均勻系數(shù)，查表8-64取1.2658；為嚙合齒對間載荷分配系數(shù)查表8-63取1.1；因此 =11.061.26581.1=1.476；由圖8-22按齒面硬度和熱處理方法查得中心輪的接觸疲勞強度極限，每個行星齒輪的應力循環(huán)次數(shù)，中心齒輪的應力循環(huán)次數(shù)；，兩齒輪的許用接觸應力分別為：將較小的許用接觸應力帶入公式得。彎曲疲勞強度:

19、，F(xiàn)為彎曲疲勞強度，其中；荷系數(shù)K=1.476；T4=13314N.mm；由圖8-22查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限，大小齒輪的安全系數(shù)S都取1.4，,兩齒輪的許用彎曲應力則約束條件為： （3）用fmincon函數(shù)6計算后得x1 x2 x3=2 30 0.8,即中心輪的模數(shù)，齒數(shù)，行星輪的模數(shù)，齒數(shù)，為了便于連桿的裝配和有足夠的接觸寬度，兩個齒輪寬度,中心輪、行星輪的齒頂圓直徑都小于160mm，因此都選用實體式結構。2.2.5掃雪機構V帶的設計6（1）功率的計算 圖7掃雪板齒輪受力分析如圖為掃雪板軸齒輪的受力分析，由前面計算可知Ft1R=6657N.mm，其中R=40mm，故Ft1=163.93

20、N，標準直齒圓柱齒輪的壓力角為20，因此Fr1= Ft1tan20=163.93tan20=59.67N。X=0 Fx + F+ Ft1=0Y=0 -Fy-Fr1=0解得Fx=-230.5N Fy=-59.67N 負號說明實際方向和圖示方向相反。 圖8中心齒輪受力分析對齒輪5進行受力分析，由前述計算可知，即,由前述計算T4= Ft5 r4=3328.5N.mm，r4=30mm，得Ft5=Ft5=110.95N，F(xiàn)r5=Ft5tan（20）=40.38N。 173.52N。正號說明實際受力方向和圖示方向相同。對4、5齒輪的嚙合點取矩， ,解得，符號為正說明實際方向和圖示方向相同。 圖9系桿受力分

21、析,解得。根據(jù)。（2）低壓直流電動機的選擇系桿的工作轉速為150r/min,按推薦的合理的傳動比的范圍，取帶的傳動比為i=2-4，為了減輕零件重量和尺寸，取帶的傳動比i=2。故電動機的轉速為300r/min。由上述計算掃雪時所需功率為0.62kW，螺旋運輸雪時總功率0.88Kw,電動機的額定功率必須大于0.62+0.88=1.5kW。根據(jù)上述數(shù)據(jù)選擇電動機型號為DC48-4.5:串勵(勵磁方式),48(額定電壓),4.5KW(額定功率),93A(額定電流),1450RPM(額定轉速)7。但電動機的輸出轉速為1450 r/min，為了降低轉速，提高扭矩選擇型號為歐陸590C直流調速器，其調速比為

22、100:1，即調節(jié)范圍為14.50 r/min-1450 r/min，對直流調速器進行合理的設置，使電機輸出轉速為300 r/min。（3）V帶的設計步驟6考慮皮帶的傳動效率，則皮帶計算功率為。根據(jù)和電機轉速，查圖8-4確定為SPZ型。計算帶輪的計算直徑由表8-5，取主動輪計算直徑為為90mm，即，從動輪基準直徑為，（為彈性滑動率），查表8-18，取從動輪基準直徑為180mm。則從動輪實際轉速為。驗算帶速為： 確定帶的長度和中心距根據(jù)，即，初定中心距為540mm，根據(jù)表8-11選節(jié)線長度為。則實際中心距為。驗算主動輪上的包角，主動輪上的包角合適計算帶的根數(shù)單根窄V帶的基本額定功率；單根窄V帶的

23、額定功率的增量；窄V帶的帶長修正系數(shù)；普通V帶小帶輪的包角系數(shù)帶入得。 計算帶的初拉力=308.84N。計算軸承上的壓力。帶輪結構小帶輪采用實心式，大帶輪采用孔板式。23主要零部件的校核計算2.3.1支撐軸的設計與校核8（1）支撐軸材料的選擇與許用扭轉剪應力的計算選擇材料為普通的碳素結構鋼Q255，在鋼材直徑16mm時，取安全系數(shù)則取。（2）軸的扭矩圖 圖10中心軸的扭矩圖。解得，取軸的最小直徑為15mm。校核軸的剛度，碳鋼的，代入上式得因此剛度足夠。2.3.2支撐軸軸承的選擇6由于支撐軸只受徑向力，因此選用深溝球軸承。軸頸直徑為15mm，為了減小軸承徑向尺寸，選擇特輕直徑系列的深溝球軸承61

24、002，和大帶輪接觸的推力軸承型號為51202。2.3.3除雪板軸的設計與校核8（1）受力圖、扭矩圖、彎矩圖,如圖11。（2）軸徑計算C處截面的等效彎矩，B處截面的等效彎矩因此C截面為危險截面。軸的材料選擇2AlSi9Mg，,安全系數(shù)根據(jù)第三強度理論最大彎曲應力：圖11掃雪板軸的扭矩、彎矩圖2.3.4除雪機構外軸的設計（1）除雪機構外軸受力分析、扭矩圖、彎矩圖，如圖12。（2）材料選擇與校核選擇普通碳素結構鋼Q255,其許用應力=102Mpa。如圖12，很明顯B截面為危險截面，根據(jù)第三強度理論，帶入數(shù)據(jù)強度足夠。 圖12外軸的扭矩、彎矩圖2.3.5外軸與大帶輪連接螺栓的校核（1）受扭矩T作用螺

25、栓組連接的受力分析9如圖13，用受剪螺栓組連接時，忽略連接中預緊力和摩擦力，根據(jù)帶輪的靜力平衡條件得：（2）螺栓的選擇和校核螺栓選擇規(guī)格M10，材料為鋼，力學等級為8.8級，強度條件：，螺栓剪切強度足夠。 圖13螺栓組受力圖2.3.6圓頭平鍵的校核9軸的直徑為15mm，選擇鍵的型號為，該連接為靜聯(lián)接，強度條件代入數(shù)據(jù)。3螺旋運輸機構的設計31螺旋運輸機構的運動簡圖 圖14螺旋運輸機構運動簡圖1、2為螺旋運輸軸 3、4為皮帶輪、5、6為直齒圓錐齒輪3.1.1機構自由度的計算1 3 5、6組成的螺旋運輸機構中：活動構件的總數(shù) 低副總數(shù) 高副總數(shù)局部自由度虛約束代入數(shù)據(jù)得F=1，因此只需一個原動件，

26、擇錐齒輪6作為動力輸入構件。3.1.2錐齒輪轉速的確定根據(jù)實際應用情況選擇螺旋運輸軸外徑D=30cm，參考文獻10可知軸徑d=（0.2-0.35）D，螺距S=（0.8-1）D，因此取d=0.2D=6cm,由于雪和金屬的摩擦系數(shù)較小，S可取大一些以提高運輸效率，S=D=30cm。由上一步計算雪板轉速為n=2.5r/s,而掃雪的橫截面積（圖2中點的陰影部分）A=122.87，初步設計掃雪長度為L=70cm，因此掃雪速度為v1=nAL=2.5122.87704=86009/s，每個螺旋運輸軸的運送速度v2必須大于v1/2=43004.5/s。螺旋運輸軸的每個螺距空間可簡化成空心圓柱模型如圖： 圖15

27、空心圓柱模型則雪的體積V=20357.52,因此要求運輸軸的轉速n2必須大于v2/V=2.11r/s,取n2=2.5r/s，即n2=150r/min.為了節(jié)省空間兩個皮帶輪、兩個錐齒輪之間的傳動比都是1，因此錐齒輪6的輸入轉速必須大于=150r/min，但是為了減小帶輪直徑，取=450r/min。3.1.3螺旋運輸軸軸承的選擇由于螺旋運輸軸同時受到徑向力和軸向力作用，內徑d=60mm，為了減小徑向尺寸，選擇型號為70012C的角接觸球軸承。32螺旋運輸機構V帶的設計3.2.1設計要求電動機的功率為4.5Kw,需要傳遞的功率為0.88Kw,其輸出轉速為300r/min,輸入軸的轉速為450r/m

28、in,工作時有輕微的振動。3.2.2設計步驟（1）確定計算功率。由于載荷平穩(wěn)趨工作情況系數(shù)，。（2）選擇V帶的型號根據(jù)，查圖8-4確定為SPZ型。（3）確定帶輪的計算直徑由上述計算可知主動輪的基準直徑，從動輪基準直徑為，（為彈性滑動率），查表8-18，取從動輪基準直徑為63mm。則從動輪實際轉速為。驗算小帶輪帶速為：所以帶速合理。（4）確定帶的長度和中心距根據(jù)，即，初定中心距為255mm，根據(jù)表8-11選節(jié)線長度為。則實際中心距為。（5）驗算主動輪上的包角，主動輪上的包角合適（6）計算帶的根數(shù)單根窄V帶的基本額定功率；單根窄V帶的額定功率的增量；窄V帶的帶長修正系數(shù)；普通V帶小帶輪的包角系數(shù)帶

29、入上式得z=2.7，取z=3。（7）計算帶的初拉力=501.73N。（8）計算軸承上的壓力。（9）帶輪結構大小帶輪都采用實體式。33螺旋運輸軸的設計校核3.3.1螺旋運輸軸扭矩的計算和材料的選擇螺旋運輸機構運送雪時可簡化為如下模型： 圖16運送雪時的受力模型物塊在水平驅動力F的作用下沿斜面向上運動，運輸軸充滿雪時總重量主動力矩，為中徑處的螺旋升角，為斜面的摩擦角，可求得：，兩個螺旋運輸軸所需的總扭矩為。初步選用鎂鋁合金軸，2AlMg5Si。3.3.2許用應力的計算和扭轉強度的校核的拉伸強度極限，安全系數(shù)因此扭轉強度足夠。3.3.3方頭平鍵的校核軸的直徑為60mm，選擇鍵的型號為，該連接為靜聯(lián)接

30、，強度條件代入數(shù)據(jù)鍵的強度足夠。4收集雪裝置的設計計算4.1運輸帶的工作原理簡述示意圖： 圖17運輸帶工作示意圖雪經過螺旋運輸軸，堆放到運輸帶上A處，如果堆放過高會堵塞出料口，因此需要運輸帶及時運走，通過在主動輥處安裝直流電機，并控制電機正反轉，使雪均勻分布在運輸帶上，合理地利用有限的空間。4.2直流驅動電機的選擇對于L80m的帶式輸送機，主動輥軸功率可根據(jù)以下公式進行簡易計算：輸送帶及支撐輥轉動部分運轉功率，KW；：物料水平提升功率，KW;：物料垂直提升功率，由于本機構只是水平運輸不涉及垂直提升，因此該項為零。各符號意義及數(shù)值如下：v: 輸送帶速度,取0.3m/s；Q: 運輸量，取46.44

31、t/h；Ln:運輸帶水平投影長度，取0.6m；H: 輸送帶受料點與卸料點間的高差,運輸帶水平布置，高度差H=0；k1:空載運行功率系數(shù)，根據(jù)支撐輥阻力系數(shù)，查表?。簁1=0.0103；k2：物料水平運行系數(shù)，根據(jù)支撐輥阻力系數(shù)，查表取；k3：附加功率系數(shù)，根據(jù)輸送機水平投影長度Ln和輸送機傾角，取k3=3.472；k4：卸料車功率系數(shù)，無卸料車時k4=1；P： 犁式卸料器及導料槽長度超過3m部分的附加功率，P=0；將上述數(shù)值帶入公式的解得，K為功率備用系數(shù)取1，光面?zhèn)鲃訚L筒效率=0.88。5部分零部件的有限元分析5.1內支撐軸的分析分析結果，等效應力圖11：圖18內支撐軸等效應力等值圖從等值圖

32、中可以看出在軸肩和軸段拐角部分應力最大，。鍵槽部分的應力雖然大于許用應力，但小于破壞應力，因此需要采取減小應力集中的措施，以減小鍵槽部分的應力集中現(xiàn)象，提高軸的使用壽命。5.2大帶輪和右空心軸受剪連接螺栓的分析分析結果，等效應力圖：如圖19受剪螺栓的在被連接的兩構件的接觸面的橫截面上容易發(fā)生應力集中和剪切破斷，通過等值圖可以看出最大應力為3.32MPa，這與計算結果3.9MPa，接近，與理論分析的薄弱截面位置比較符合。圖19受剪螺栓等效應力等值圖6屋頂除雪機的總體尺寸和重量除雪機的總體尺寸見圖2012。除雪機分三部分：旋轉式掃雪機構，螺旋運輸機構，收集箱。旋轉式掃雪機構總重量大約為40kg，掃

33、雪機構和支架方便拆卸可分開搬運；螺旋運輸機構和車架、電機總重量大約為55kg，電機，運輸筒的上半部分可拆卸，使用時可以分別搬運；收集箱為鋁合金材料，重量大約15kg，可方便折疊拆卸。除雪機的總重量大約為110kg，分三大部分，每一大部分又分若干小部分，之間可以方便拆卸、連接，從而最大限度的減小重量以減小搬運困難?？傮w尺寸較小，采用人工推動電動掃雪的形式，電機轉速可根據(jù)人行走速度進行調節(jié)，既可以避免由于人行走過快導致積雪堵塞的現(xiàn)象，又可以避免因為掃雪板空轉而造成的效率降低。電瓶放置在收集箱的后側，也可以單獨進行搬運，以減輕重量和方便進行充電。 圖20屋頂除雪機總體尺寸單位（mm）7屋頂除雪機改進

34、與維護7.1屋頂除雪機的改進（1）減輕重量。除雪機的重量大約為110kg，這對于搬運、除雪是非常不方便的，應該在保持其強度足夠的同時減輕其重量。例如在用matlab優(yōu)化后發(fā)現(xiàn)中心齒輪和行星齒輪的寬度度有非常大的富余量（優(yōu)化后寬度大約為10mm，本設計中實際取得是60mm），這樣會使齒輪的重量增加5倍，造成不必要的浪費，因此應綜合考慮齒輪尺寸和實際應用情況，精簡尺寸，減輕重量。（2）改人力推動為電動。為了減輕勞動量，提高勞動效率，可將電機改裝成能夠同時為掃雪和除雪機前進提供動力，掃雪、螺旋運輸雪所需的總功率為1.5kW，電機的額定功率為4.5kW，還有很大的富余量可利用剩余的功率為除雪機前進提供

35、動力。（3）在掃雪板上增加毛刷。由于掃雪板和收集鏟斗之間有一些空隙，會漏掉一部分雪，可在掃雪板的底部和側邊增加毛刷，這樣在將雪掃干凈的同時又可以防止掃雪板和房頂、金屬收集鏟斗的摩擦，保護掃雪板。（4）利用仿生學原理13。傳統(tǒng)的掃雪設備或是輪式或是履帶式，這樣會增加設備的重量對屋頂除雪設備來說很不方便。利用仿生學原理，用模仿動物行走的仿生機構取代常規(guī)的輪子或履帶，可大大減輕設備的重量，提高靈活程度和智能程度，能夠適應各種復雜的工作環(huán)境。7.2屋頂除雪機的維護屋頂除雪機的工作條件是溫度低、濕度大、有一定的摩擦并且需要經常拆卸裝配，因此在這樣工作條件下的除雪機的合理操作與保養(yǎng)就具有更大的意義,除雪機

36、的維護和保養(yǎng)主要要求如下: （1）電動機（鏟雪電機和運輸帶電機）在無負荷的條件下啟動,起動后空轉一段時間方能工作。如因特殊情況發(fā)生緊急停車后，應手動排除螺旋運輸軸中的雪然后重新啟動。（2）除雪機往前運動除雪時,應逐步增加除雪機前進速度至額定速度，前進速度應均勻并且和旋轉雪鏟的轉速匹配,否則容易造成積雪堵塞,驅動裝置的過載,使整臺機器過早損壞。 （3）為了保證電動機無負載起動的要求,除雪機在停車前應停止前進,等螺旋運輸軸中的雪全輸盡后方可停止運轉。 （4）要注意積雪的覆蓋物,保證沒有堅硬、大塊、團絮狀的覆蓋物，避免螺旋卡死或使掃雪板變形。（5）在使用中要經常檢查除雪機各部位的工作狀態(tài),注意各緊固

37、機件是否松動, 如果發(fā)現(xiàn)機件松動,則應立即擰緊螺釘,使之重新緊固。 8齒輪優(yōu)化matlab程序及結果8.1行星齒輪機構（1）程序nonl2.mfunction c ceq=nonl2(x)c(1)=.1/sqrt(x(1)3*x(2)3*x(3)-534;c(2)=(38876.88*(12.5186/(x(2)-3.01794)+2.063)*(1.97-22.704/(x(2)+34.6)/(x(1)3*x(2)2*x(3)-241;gear1.mx0=2.5;50;0.9;lb=2;17;0.1;ub=10;55;1.4;A=0,-0.414,0;b=2;Aeq=;beq=;x,fval

38、=fmincon(gun,x0,A,b,Aeq,beq,lb,ub,nonl2)ceq=;（2）結果x = 2.7374 26.3219 0.1649fval =2.4224e+0058.2掃雪板齒輪機構（1）程序nonl.mfunction c,ceq=nonl(x);c(1)=54309.1/sqrt(x(1)3*x(2)3*x(3)-566.5;c(2)=10969.4*(2.063+12.5186/(x(2)-3.01794)*(1.97-22.704/(x(2)+34.6)/(x(1)3*x(2)2*x(3)-267;c(3)=10969.4*(2.063+12.5186/(2*x(

39、2)-3.01794)*(1.97-22.704/(2*x(2)+34.6)/(x(1)3*x(2)2*x(3)-243.7;gear2.mx0=2.5;26;0.8;lb=2;1;0.1;ub=10;30;1.4;x,fval=fmincon(fun,x0,lb,ub,nonl)ceq=;（2）結果x = 2.0000 22.5641 0.1000fval =1.5995e+003致謝：首先要感謝學校和機電工程學院，為我們能夠較好的進行設計提供了很多的幫助。其次要感謝我的指導老師-于晶晶老師，她給予了我充分的指導，并且還培養(yǎng)我了獨立思考問題的能力。參考文獻1王振.國內除雪除冰機械現(xiàn)狀芻議J.工程機械,2003,34（4）:55-57.2崔憲江.除雪機械M.北京：人民交通出版社,1988.3孫恒 陳作模 葛文杰.機械原理（第七版）M.高等教育出版