机械结构设计毕设

编号： 毕业设计说明书题 目：水草清理装置水上平台 机构及电控部分的设计 学 院： 机电工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称： 题目类型： 题目类型：理论研究 实验研究 工程设计 工程技术研究 软件开发2010年5 月24日桂林电子科技大学毕业设计（论文）报告用纸摘 要每年59月的高温时段，河道和水塘的水草生长迅速，必须及时进行收割清理，否则会严重影响在其中航行的船只以及在相应水域游泳的人员。但是河道和水塘等水域具有航道窄、面积小等特点，一般的大型水草收割机难以实现对该水域水草收割，现在这些水域的水草大部分由人工收割，人工收割存在劳动强度高，工作效率低等问题。为此研制适用于中小尺度水域的水草收割机械。此文设计的是一种小型水草收割机的水上结构。在对整机尺寸、生产率、静水航速、最小转弯半径等参数进行预期设定的基础上，完成该水草收割机的水上机构的设计。本设计的主要内容包括机械传动机构设计、切割深度的控制、移位和平衡机构的设计、船体结构设计等。本设计的小型水草收割机具有尺寸小，船体平稳、灵活，所需驱动力小，可以大大提高沉水植物的收割速度，代替人工收割。该设计的小型水草收割机具有良好的割收连续作业能力，已达到生物调控、净化水质的目标。关键字：水草收割机；机械设计；中小尺度水域AbstractEvery year from May to September in the river courses and reservoirs, water plants grow rapidly and need timely cutting and cleaning, otherwise sailing ships and relevant staff would be severely affected. However, because the watercourses and ponds are narrow and small, where most of the apuatic plants can only be harvested by hand, which has low efficiency and high labor intensity, rather than by the large-sized Apuatic Plant Harvesting Mechinery. For this reason, small harvest machines applicable to medium-sized water area are developed, which is small, stable, and flexible. Also It needs driving force and can greatly increase the harvest rate. This small harvest machine can work continuously and has achieved the goal of biological control and water purification.This paper is mainly discussing the above-water structure of the small-sized Apuatic Plant Harvesting Machine and the design of the structure based on the preset parameters of overall size, production rate, calm water speed, minimum turning radius, etc. The main contents include the design of mechanical transmission mechanism, cutting depth control system, the shift and balance mechanism, and the boat structure, etc.Keywords: Apuatic Plant Harvesting Mechinery,;mechanical design; small-and-medium-sized water area 桂林电子科技大学毕业设计（论文）报告用纸目 录引言11 水草收割机概述11.1 水草收割机的发展21.2 水草收割机的分类及特点21.2.1根据船体划分21.2.2根据作业对象划分21.2.3根据各工作部件的控制方式划分31.3 国内外水草收割机的典型设计及优缺点32 水草收割机的外型结构及工作原理42.1 水草收割机的主要参数42.2 基本结构52.3 工作原理53 传动结构方案的确定73.1 动力装置73.2 传动装置传动比计算和各级传动比的分配73.2.1传动装置总转动比73.2.2各级传动比83.3 带传动机构设计83.3.1带传动及其类型83.3.2 V带的类型与结构93.3.3带传动的参数选择93.3.4带传动的设计计算103.3.5带传动的设计计算123.3.6带轮的结构设计153.4 链传动机构设计183.4.1链传动的类型183.4.2链传动的特点183.4.3链传动的设计计算183.4.4链传动的设计计算203.4.5链轮的结构设计213.5 轴的机构设计233.5.1轴的结构设计与校核233.5.2轴上轴承的校核263.5.3轴的结构设计与校核283.5.4轴上轴承的校核323.5.5轴的结构设计343.5.6轴的结构设计与校核353.5.7轴上轴承的校核393.6 船体的设计413.7 明轮的设计413.8 减速器的选择423.9 离合器433.9.1离合器的作用和分类433.9.2离合器的选择433.10 柴油机启动系统434 电气控制部分设计444.1 电气部分工作目的与原理444.2 电控电路的设计454.2.1电机的选择454.2.2电路的设计465 结论47谢 辞48参考文献49 桂林电子科技大学毕业设计（论文）报告用纸 第50页 共51页引言由于人类生活以及生产的影响，从农田退水、工业废水、生活污水以及地表有机物的流失中输入到湖泊、水库及河道中的氮、磷营养盐越来越多，富营养化已经成为世界范围内一个突出的环境问题。我国二分之一的湖泊、水库都面临着日益严重的富营养化危害，在大型水生植物的草型湖泊内，各种挺水植物和沉水植物过量生长，形成了极大的初级生产力，其群落盖度可达100，最大生物量为干重225Kg/；它们充塞水体空间、破坏自然景观、危害渔业生产，沉落腐败后对水体造成一次污染，同时形成强烈的生物促淤作用导致草型湖泊迅速沼泽化。据调查，我国平均每年有30个湖泊在消亡，在这些消亡的湖泊中绝大多数都是浅水的草型湖泊，富营养化给这些草型湖泊的沼泽化进程提供了巨大的动力，直接威胁到了湖泊的各项生态功能，给这些地区的环境与经济可持续发展造成了不可挽回的损失口。当前市场上所有水草收割机都是大型机械，满足大型湖泊水草的收割与修理，但不适合小型河道和湖泊等小水面水域中水草的收割。随着人民生活水平的提高，水域生态景观旅游开发将成为今后城市环境建设的重中之重。拿上海来说，根据规划，上海市2005年的理想水面率不低于84，到2010年增至9(需增加水面积40 km2)，到2020年水面率将恢复到10(再增加水面积60 km2)，上海市政府将投资500亿元，筹划建设八个大型水域生态景观的人工湖泊。另外，到2020年，我国将建成300多家大型高尔夫球场，每家高尔夫球场面积都在100 hm2以上，为了创造人与自然的和谐环境，每个球场配套建设267 hm2以上的人工湖泊，在全国范围内，高尔夫球场内的人工湖泊在800 hm2以上。这些水域生态景观和人工湖泊现在都用生态的方法进行治理，其中种植水草是必不可少的，为了有效维护水域的生态平衡，收割机是不可缺少的，所以水革收割机的需求量将会越来越大。但是这些水域生态景观和人工湖泊大部分面积小，分散度较大，造型不规则，有的地方非常狭小，不利于大型收割机械的行进和转弯。目前这些水域中的水草的收割都由人工完成，劳动强度大，效率低。而且往往在水草疯长时，人工收割跟不上生长速度，一部分水草因未及时收割而腐烂水中，造成水质恶化。所以小型水上收割机的需求量会越来越大，小型轻便、美观环保的水草收割机将是一个重要的发展方向。还有一个重要的发展方向就是操作自动化，目前水草收割机的操作都由人工来完成。在大型的水草收割船t一般有23人进行操作。但随着水草收割机的小型化，它的收割和集草都要在同一条船上进行，由于窄间有限，最多只能由一人操控，若都是手动操作的话，会不太方便，所以应该提高水草收割机的自动化程度，特别是遥控式的水草收割机不仅能进一步减小船体的尺寸，增大储草空间，而且安全，将会是小型水草收割机的一个发展方向。本文所设计的水草收割机稍做修改就能设计成遥控式的收割机。1 水草收割机概述1.1 水草收割机的发展荷兰等国早在50年代就开始使用专门的水利机械进行河道的清淤除草作业。荷兰的IHC CO Konljn机械厂1958年研制出H系列两栖式挖泥船共6种机型，随后又相继开发出M 系列、s系列和FB系列等多种清淤机械：荷兰的HERDER公司也开始研制各种机型的河道除草机。起初他们一般是把切割器安装在液压挖掘机或农用拖拉机上，把沟渠、河道内的蒲草、杂草切割后捞起放于岸边，其整机需停在岸边或沿岸边行驶进行作业，这就是陆用割草机。由于陆用割草机的使用范围有较大限制河道、沟渠旁常揎有树木，无法停机，远离岸边的水草又无法切割到，因此研制一种能在河道中航行的水中割草机应运而生。60年代英国的Rolbe公司开发出Oibeaux系列水中割草机，英国的John wider(工程)公司也开发出自己的系列产品3O多年来，这些产品至今还在世界各地广泛使用。国内也有一些相关企业及研究机构进入该领域，并且取得了一定的研究成果，如宁波农业机械研究所、桂林象山农机厂、绍兴县农林管理总部联合研究的WH1800型河道清草机，北京市水利局联合数家单位共同开发的的SGY-2.5型水草收割机，上海电器集团现代化装备有限公司新液压长研究开发的GC2230型号河道割草保洁船以及GC2000型小型河道割草作业机械。经历半个世纪的发展历程，水草收割机的设计，由开始的岸边切割水草作业，水中水草作业，水中收割水草作业，到现在的水中切割、收获、后续处理一体化作业模式，功能日益完善，而且经过长时间的摸索和经验积累，其工作模式也发生了很大的改变。其主要是朝着小型化、自动化方向发展。1.2 水草收割机的分类及特点1.2.1根据船体划分(1)单体船式(图1g)。优点是船体的排水量大，吃水深度小，船舱可以作为集草舱，大大降低对辅助船只的要求，适合于割收连续作业。缺点是船体的稳定性较差，只适合大船体工作，不适合小船体工作。(2)双体船式(图1-j)。优点是船体的稳定性比较好，容易操作。缺点是船体的排水量比较小，吃水深度较大，不能实现割收的连续工作，需要其它的辅助设备协同工作。1.2.2根据作业对象划分(1)近海水草式。主要收集近海水域的藻类水草。要求功率大，船体大，排水量大，不需要将水草收集起来，可以将水草沉入水底，船体必须配备适当的救生设备，而且船体的防腐要求很高，适合于大型水生植物收割机的连续作业。(2)内河水草式。主要用来收割内陆江河、湖泊等浅水域的水草。水草的生长情况比较复杂，同时考虑到环境保护的问题，必须将水草及时收集打捞，因此，必须在船体上配备适当的收集装置，机构比较复杂。1.2.3根据各工作部件的控制方式划分(1)机械控制式。各机构的协同工作主要依靠人工手动调整来完成。优点是大大减少了辅助机构的数量与重量，从而降低整体重量与造价，拆卸维修方便；缺点是自动化程度低下，对操作人员的素质要求比较高，必须熟悉各机构的工作情况，才能够正常操作。(2)液压控制式(图l-j)。各机构的正常运动主要依靠液压泵、液压马达以及其它控制部件来实现。优点是自动化程度比较高，所有机构的正常运转只需要通过按动按钮即可，对操作人员的要求比较低，只要熟悉按钮的相应功能即可。缺点是部分液压工作部件在水下工作，因此，材料的防腐性能以及密封性能要求高，大大增加了整机的造价。1.3 国内外水草收割机的典型设计及优缺点(1)液压控制。大部分水草收割机明轮的动作、切割器的工作以及传送带的升降都是采用液压控制的方式来实现的，该种控制方式的优点是能够实现无级变速，方便灵活地控制切割器以及明轮的工作速度。(2)明轮驱动。在所有的水草收割机当中，最常用的驱动装置是明轮，而且一般情况下，都是安装在船体的尾部。只有sGY一25型水中割草机这种水草收割机的明轮安装是比较柔性化的，充分考虑到了水草收割机的各种工况，可以任意改变明轮的到了水草收割机的各种工况，可以任意改变明轮的安装位置。(3)往复切割。大部分产品都采用往复式切割器，并且安装的位置都是在船体的前部，比较少的情况是采用旋转式的切割器，这样有利于避免缠绕等问题的产生。(4)单体船。在考虑到了船体的排水量以及船体的装载量等问题的时候，所有船体都设计为单体船的形式，但是由于以上所有的产品都属于大型机械，所以船体的稳定性是可以克服的。(5)功耗大。在所有的水草收割机中，由于是多机械辅助工作，所以需要的功率消耗较大(都在13kW以上)，最大的功率接近100 kW。(6)造价高。需要多种辅助设施，液压设备协助工作，大大提高了水草收割机的造价。(7)外型大。转弯半径在6米左右，需要2名甚至多人协同工作。(8)割深可调。水草收割机的割深都在O17 m之间可调，割幅比较大(2 m左右)。(9)维修不便。大型船体不利于整机搬运以及维修。 图1.1 国内外水草收割机的典型设计a多功能小型水草收割船；b水草切割机；c水草切割装置；d水草收获系统；e水草收割机；f水草收割装置；gSCY一25碰水中割草机；hwHl800河道清草机；i水生植物收割装置；j9Gscc14H水生植物收割机；kGc2230型河道割草保洁船2 水草收割机的外型结构及工作原理2.1 水草收割机的主要参数该小型水草收割机水上部分的主要参数为：整机空载质量150KG；外形尺寸（船体尺寸）2085mm1200mm600mm；柴油机型号160F；减速电机型号4DM100A；减速器型号T-5:1-1-L-V5。2.2 基本结构该小型水草收割机主要包括动力装置、船体、减速电机、轴承座、减速器、明轮推进器和传动系统，其基本结构见图2.1。图2.1 水草收割机水上部分的基本结构1.柴油机；2.带传动；3.船体；4.明轮；5.减速器；6.链传动；7.轴承座；8.升降按钮；9.减速电机；10.离合器操作杆；11.行程开关；12.绳轮2.3 工作原理在启动马达的带动下，柴油机启动，动力经主轴传动后分成两部分：一部分经过减速机和换向机构直接传送到两边的明轮和传送带；另一部分经过软轴传送到传送带轴，带动传送带，2个明轮同时工作，推动船体前进。明轮离合器分别控制两侧明轮，使其协调工作，实现整机的前进与转弯。下图2.2是其传动简图，图2.3是传动结构图。图2.2 传动简图图2.3 传动结构图1.柴油机；2.小带轮；3。大带轮；4.轴；5.减速器；6.小带轮7.大带轮；8.轴；9.10A双排链轮；10.轴；11.10A单排链轮；12.08A链轮;13.离合器；14.轴3 传动结构方案的确定3.1 动力装置根据水草特性和船体在水中行走的动力学特点，小型水草收割机在水中正常工作时，所需功率包括往复式切割器功率、传送带功率和行走系统(明轮)功率3部分，计算得往复式切割器、明轮、传送带需要的功率分别为0.6，05和03 kW，该机构动力传动路线短，整机效率约为85% ，因此1.65 kw 的动力装置即可满足需求 。经计算整机功率可以满足陆地行走的要求。为此，本设计选择的动力装置是160F型柴油机，该柴油机主要参数如表3-1。表3-1 柴油机参数型 号160F型 式斜式四冲程燃烧方式涡流式气 缸 数单缸缸径行程（毫米）6060活塞总排量（升）0.17压缩比211功率（千瓦/转/分）1.62kW转速（转/分）2600燃油消耗率（克/千瓦.小时）339.9机油消耗率（克/千瓦.小时）4.76冷却方式强制风冷润滑方式飞溅起动方式手摇净质量（千克）26KG3.2 传动装置传动比计算和各级传动比的分配3.2.1传动装置总转动比传动装置中，有两级带轮传动，一级锥齿轮减速器减速，以及的链传动。柴油机初转速为=2600r/min,明轮的要求转速，切割转速，取明轮转速为240r/min,则总传动比。3.2.2各级传动比减速器的输入轴一端与软轴相连，软轴再同切割器相连，故经两级带减速后转速依然要符合切割要求，即大于500r/min；初步确定各级传动比如下3.3 带传动机构设计3.3.1带传动及其类型1、带传动介绍：带传动是一种挠性传动，传动的基本组成零件为带轮（主动带轮和被动带轮）和传动带。当主动轮转动时，利用带轮和传动带间的摩擦或啮合作用，将运动和动力通过传动带传递给从动带轮。带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，在近代机械中应用广泛。2、带传动类型：按照工作原理的不同，带传动可以分为摩擦型带传动和啮合型带传动。在摩擦型带传动中，根据传动带的横截面形状的不同，又可分为平带传动、圆带传动、V带传动和多楔带传动。1）、平带传动：平带传动结构简单，传动效率高，带轮也容易制造，在传动中心距较大的情况下应用较多。常用的平带有帆布芯平带、编织平带（棉织、毛织和缝合棉布带）、锦纶片复合平带等数种。其中以帆布芯平带应用最广，它的规格可查阅国家标准或手册。2）、圆带传动：圆带结构简单，其材料常为皮革、棉、麻、锦纶、聚氨酯等，多用于小功率传动。3）、V带传动：V带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做出相应的轮槽。传动时，V带的两个侧面和轮槽接触。槽面摩擦可提供更大的摩擦力。另外，V带允许的传动比大，结构紧凑，大多数V带已经标准化。V带传动的上述特点使其得到了广泛的应用。4）、多楔带传动：多楔带兼有平带柔性好和V带摩擦力大的优点，并解决了多根V带长短不一而使各带受力不均的问题。多楔带主要用于传递功率较大同时要求结构紧凑的场合。5）、啮合型带传动：啮合型带传动一般也称为同步带传动。它通过传动带内表面上等距分布的横向齿和带上的相应齿槽的啮合来传递运动。与，摩擦型带传动相比较，同步带的带轮和传动带之间没有相对滑动，能够保证严格的传动比。但同步带传动对中心距及尺寸稳定性要求较高。3.3.2 V带的类型与结构1、普通V带：标准普通V带是用多种材料制成的无接头环形带。这些材料包括顶胶、抗拉体、低胶和包布。根据抗拉体结构的不同，普通V带分为帘布芯和绳芯两种。帘布芯柔韧性好，主要用于载荷步大和带轮直径较小的场合。普通V带的带型分为Y、Z、A、B、C、D、E7种。2、窄V带：窄V带的剖面结构与普通V带类似。其抗拉体采用合成纤维绳或钢丝绳。与普通V带相比，当宽度相同时，窄V带的高度约增加1/3，使其看上去比普通V带窄。窄V带的两个工作面向内凹，在窄V带套到带轮上后，近似回复为平面，使之与带轮轮槽的两个工作侧面贴合紧密，从而提高了窄V带的工作能力，故而适用于传递功率较大同时又要求外形尺寸较小的场合。其工作原理和设计方法与普通V带类似。V带的名义长度称为基准长度。基准长度是按照一定的方式测量得到的。当V带垂直于其顶面弯曲时，从剖面上看，顶胶变窄，低胶变宽，在顶胶和低胶之间的某个位置处，宽度保持不变，这个宽度称为带的节宽bp。把V带套在规定的尺寸测量带轮上，在规定的张紧力下，沿V带的节宽巡行一周，即为V带的基准长度Ld。V带的基准长度已经标准化。除了普通V带和窄V带外，还有联组V带、齿形V带、大楔角V带、宽V带等多种类型。但最常用的是普通V带。3.3.3带传动的参数选择1、中心距a： 中心距大， 可以增加带轮的包角，减少单位时间内带的循环次数，有利于提高带的寿命。但是中心距过大，则会加剧带的波动，降低带传动的平稳性，同时增大带传动的整体尺寸。中心距小，则有相反的利弊。一般初选带传动的中心距为： (1)式中，为初选的带传动中心距，mm2、传动比i：传动比大，会减小带轮的包角。当带轮的包角减小到一定程度时，带传动就会打滑，从而无法传递规定的功率。因此，带传动的传动比一般为i7，推荐值为i=25。3、带轮的基准直径：在带传动需要传递的功率给定的条件下，减少带轮的直径，会增大带传动的有效拉力，从而导致V带根数的增加。这样不仅增大了带轮的宽度，而且也增大了载荷在V带之间的分配不均匀性。另外，带轮直径的减小，增加了带的弯曲应力。为了避免弯曲应力过大，小带轮的基准直径就不能过小。一般情况下，应保证。推荐的V带轮的最小基准直径列于表32：表32 V带轮的最小基准直径槽型YZABCDE/mm2050751252003555004、带速v：当带传动的功率一定时，提高带速，可以减低带传动的有效拉力，相应地减少带的根数或者V带的横截面积，总体上减少带传动的尺寸；但是，提高带速，也提高了V带的离心应力，增加了单位时间内带的循环次数，不利于提高带传动的疲劳强度和寿命。降低带速则有相反的利弊。由此可见，带速不宜过高或过低，一般推荐v=525m/s。在大部分速度范围内，V带的基本额定功率都是逐渐升高的，只有在极高速的情况下才会下降。所以从充分发挥带的工作能力和减少带传动的总体尺寸考虑，在多级传动中应将带传动设置在高速级。3.3.4带传动的设计计算已知柴油机功率为1.62kW，转速为2600r/min,传动比1.确定计算功率该水草收割机属于工作在环境恶劣，反复启动的的场合，由机械设计课本中表8-7知工作情况系数KA=1.2，故 （3-1）2.选择V带类型根据Pca、1=由图8-11选用Z型3.确定带轮的基准直径d并验算带速1）初定小带轮的基准直径d1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径d1=63mm2）验算带速。 （3-2）因为5m/s30m/s,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径计算大带轮的基准直径 d2= 根据基准表，圆整取。则实际传动比为4.取V带的中心距和基准长度1）根据公式 （3-3）则中心距2）计算所需的基准长度 （3-4） 根据基准表，圆整取1000.3）计算实际的中心距。 （3-5）由公式则中心距的变化范围是281.34到294.195.验算小带轮上的包角（3-6）6.计算带的根数1）计算单根V带的额定功率。由和，查表8-4得根据，和Z型带，查表得查表得，查表得,于是 （3-7）2）计算V带的根数。 （3-8）取5根7.计算单根V带的初拉力的最小值由表的Z型带的单位长度质量，所以（3-9）应使带的实际拉应力。8.计算压轴力压轴力的最小值为（3-10）3.3.5带传动的设计计算V带的传送效率取0.96，所以功率速率1. 确定计算功率由表查得工作系数，故 （3-1）2. 选择V带的传动类型根据得选用A型。3. 确定带轮的基准直径并验算带速1）初定小带轮的基准直径d1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径d1=118mm2）验算带速。 （3-2）因为5m/s30m/s,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径计算大带轮的基准直径 d2= 根据基准表，圆整取。则实际传动比为4.取V带的中心距和基准长度1）根据公式 （3-3）则中心距2）计算所需的基准长度 （3-4）根据基准表，圆整取1000mm.3）计算实际的中心距。（3-5）由公式则中心距的变化范围是265.65mm到310.65mm5.验算小带轮上的包角（3-6）6.计算带的根数1）计算单根V带的额定功率。由和，查表8-4得根据，和Z型带，查表得查表得，查表得,于是 （3-7）2）计算V带的根数。 （3-8）取2根7.计算单根V带的初拉力的最小值由表的A型带的单位长度质量，所以 （3-9）应使带的实际拉应力。8.计算压轴力压轴力的最小值为（3-10）3.3.6带轮的结构设计1、带轮的结构设计常用的带轮材料为HT150或HT200.转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压后焊接而成。小功率时可用铸铝或塑料。这里，由于带轮速度V=8.58m/s30m/s，故其材料选择HT200。V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。根据轮辐结构不同，V带轮可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式，V带的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径为dd300时，可采用轮辐式。查机械手册得：160F型柴油机轴直径为D=20mm，由于主动带轮直接安装在柴油机轴上，故其安装带轮的轴的直径为d=20mm，故采用腹板式结构；由于从动轮的基准直径，由后面的设计部分知，安装该带轮的轴的直径d=20mm。由于dd=200mm300mm，故采用腹板式结构。主动轮（小带轮）：根据腹板式带轮设计经验公（查机械手册得）式计算主要参数，结果如下：轴直径d=20mm、带轮基准直径，d1=30mm，B=62mm，其结构如图3.1。图3.1小带轮结构图 从动轮（大带轮）：根据腹板式带轮设计经验公（查机械手册得）式计算主要参数，轴直径d=20mm、带轮基准直径，d1=32mm，B=36.7mm，其结构如图3.2。图3.2大带轮结构图2、带轮的结构设计这里，由于带轮速度V=5.1m/s30m/s，故其材料选择HT200。由于主动带轮安装在轴上，故其安装带轮的轴的直径为d=20mm，故采用腹板式结构；由于从动轮的基准直径，由减速器的输入轴径知，安装该大带轮的轴的直径d=20mm。由于dd=160mm300mm，故采用腹板式结构。主动轮（小带轮）：根据腹板式带轮设计经验公（查机械手册得）式计算主要参数， 轴直径d=20mm、带轮基准直径，d1=30mm，B=62mm，其结构如图3.3。从动轮（大带轮）：根据腹板式带轮设计经验公（查机械手册得）式计算主要参数，轴直径d=20mm、带轮基准直径，d1=36mm，B=36.7mm，其结构如图3.4图3.3小带轮的结构图图3.4大带轮结构图3.4 链传动机构设计3.4.1链传动的类型 链传动是以链条为中间传动件的啮合传动。如图7所示链传动由主动链轮1、从动链轮2和绕在链轮上并与链轮啮合的链条3组成。按照用途不同，链可分为起重链、牵引链和传动链三大类。起重链主要用于起重机械中提起重物，其工作速度v0.25m/s；牵引链主要用于链式输送机中移动重物，其工作速度v4m/s；传动链用于一般机械中传递运动和动力，通常工作速度v15m/s。 图3.53.4.2链传动的特点(1)和带传动相比。链传动能保持平均传动比不变；传动效率高；张紧力小，因此作用在轴上的压力较小；能在低速重载和高温条件下及尘土飞扬的不良环境中工作。 (2)和齿轮传动相比。链传动可用于中心距较大的场合且制造精度较低。(3)只能传递平行轴之间的同向运动，不能保持恒定的瞬时传动比，运动平稳性差，工作时有噪声。通常链传动传递的功率P100KW，中心距a56m,传动比i8,线速度v15m/s,广泛应用于农业机械、建筑工程机械、轻纺机械、石油机械等各种机械传动中。3.4.3链传动的设计计算主要参数如下传递功率输入轴速度输出轴速度传动比初选中心距1、链轮齿数选择选择主动轮齿数为，则从动轮齿轮2、链条计算与选择（1） 修正功率工况系数 齿数系数（2）链条的选择修正功率 （3-11）根据和根据查图可选滚子链为10-A。链条的节距为（3）链条长度计算链长节数 （3-12）圆整取节数为节（4）链条速度 （3-13）（5）最大的中心距最大中心距 （3-14）（6）、压轴力有效圆周力：= （3-15）取压轴力系数则压轴力3.4.4链传动的设计计算主要参数如下传递功率输入轴速度输出轴速度传动比初选中心距1、链轮齿数选择选择主动轮齿数为，则从动轮齿轮2、链条计算与选择（2） 修正功率工况系数 齿数系数（2）链条的选择修正功率 （3-11）根据和根据查图可选滚子链为10-A。链条的节距为（3）链条长度计算链长节数 （3-12）圆整取节数为节（4）链条速度 (3-13)（5）最大的中心距最大中心距 (3-14)（6）、压轴力有效圆周力：= (3-17)取压轴力系数则压轴力3.4.5链轮的结构设计因为轴左端需要跟减速器上的链轮和轴的链轮连接，所以轴一段链轮设计成双排链轮，另一段设计为单排链轮，经计算取10A的链条，其主要参数如表3-3：表3-3 10A链轮主要参数ISO链号节距滚子链直径d1max内链节内宽b1min销轴直径d2max内链板高度h2max排距pt抗拉载荷单排min双排min10A15.87510.169.45.0915.0918.1121.843.6（1）10A单排链轮的主要参数如下：轮毂厚度9mm，常数K如表3-4：表3-4 常数K值d5050100100150150K3.24.86.49.5轮毂长度轮毂直径因链轮和轴设计为过度配合，故在链轮一段用一个M6的紧定螺钉与轴固定。其结构设计如图3.6（2）10A双排链轮的主要参数如下：轮毂厚度9mm，常数K如表3-4轮毂长度轮毂直径因链轮和轴设计为过度配合，故在链轮一段用一个M6的紧定螺钉与轴固定。其结构设计如图3.7图3.6 10A单排链轮图3.7 10A双排链轮结构图3.5 轴的机构设计3.5.1轴的结构设计与校核1、轴的结构设计 （1）传动轴的功率，速率根据公式 (3-18)查表取 ，则（2）轴上零件的周向定位带轮与轴的轴向定位均采用平键连接。由表6-1查的平键截面，键用键槽铣刀加工，长为。滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证的。(3）初步选择滚动轴承。因为轴承主要承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6205，其尺寸为。轴承两端均采用轴肩定位，并用轴承座固定。（4）确定轴上的圆角与倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为。(5)确定轴各段直径和长度左起第一段，由于安装带轮，属于基孔制配合，因开有键槽，增大7%并圆整取20mm，长度为38mm，与大带轮连接，取偏差等级取u6，与带轮为过盈配合，轴末端进行145倒角，轴左端有一M5的螺纹孔，与轴端挡板处的M5螺钉连接；左起第二段直径取25mm，连接轴承6205及轴承座，长度取100mm；左起第三段是延长轴长，直径取30mm，长度取822mm；左起第四短直径取25mm，连接轴承6205及轴承座，长度取100mm；左起第五段直径取20mm，连接左端的小带轮，长度取40mm，取偏差等级取u6，与带轮为过盈配合，轴末端进行145倒角；左起第五段直径取15mm，内有与软轴一端连接的3mm6mm的鸭舌槽。结构如图3.8图3.8 轴的结构图2、轴的强度校核（在以下轴的计算中如无特殊说明，所查阅公示、表格、图等均出自濮良贵、纪名刚主编机械设计第八版）（1）求轴上的功率P，转速n和转矩T=1.620.95=1.54kw=820.19r/min =9550=9550=17.93 (3-19)（2）.求作用于带轮上的力已知大带轮的分度圆直径为：=200有效圆周力：= (3-20)压轴力已知小带轮的分度圆直径为：=118有效圆周力：=压轴力 (3-21)有效圆周力，压轴力的方向如“轴的载荷分析图”中所示。(3）.初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 (3-22)圆整取20mm（4）.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值（参看图15-23）。对于6205深沟球轴承，查GB276-89知。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。如下图图3.9轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、及的值列于下表3-5。表3-5轴的、及的值载荷水平面垂直面支反力，弯矩，总弯矩扭矩(5).按照弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力(3-23)前已确定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查的。因此，故安全。3.5.2轴上轴承的校核查GB297-84选择深沟球轴承6205，其基本额定动载荷，基本额定静载荷（1）.求两轴承受到的径向载荷和将轴承部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。图3.10 轴轴承的受力分析图由前面轴的受力的分析可知：（2）.求两轴承的计算在轴向力和对于深沟球轴承，无派生轴向力，由于轴上没有轴向力的作用，所以两轴承的计算轴向力和为零。（3）.求轴承的当量动载荷和因为 由表13-5查的径向载荷分布系数和轴向载荷分布系数为对轴承1 对轴承2 因运转过程中有中等冲击载荷，按表13-6,取=1.5。则(3-24)（4）.验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算 (3-25)使用寿命符合要求3.5.3轴的结构设计与校核1、 轴的结构设计 （1）传动轴的功率，速率根据公式 (3-18)查表取 ，则（2）轴上零件的周向定位带轮与轴的轴向定位均采用平键连接。由表6-1查的平键截面，键用键槽铣刀加工，长为。滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证的。(3）初步选择滚动轴承。因为轴承主要承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6205，其尺寸为。轴承两端均采用轴肩定位，并用轴承座固定。（4）确定轴上的圆角与倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为。 (5)确定轴各段直径和长度左起第一段，由于安装链轮，属于基孔制配合，因开有键槽，增大7%并圆整取20mm，长度为48mm，与10A双排链轮连接，取偏差等级取k6，与带轮为过度配合，轴末端进行145倒角；左起第二段直径取25mm，连接轴承6205及轴承座，长度取80mm；左起第三段是延长轴长，直径取30mm，长度取420mm；左起第四短直径取25mm，连接轴承6205及轴承座，长度取80mm；左起第五段直径取20mm，连接左端的10A单排链轮，长度取30mm，取偏差等级取k6，与带轮为过度配合，轴末端进行145倒角；结构图如下图3.11所示图3.11 轴的结构图2、轴的强度校核（在以下轴的计算中如无特殊说明，所查阅公示、表格、图等均出自濮良贵、纪名刚主编机械设计第八版）（1）求轴上的功率P，转速n和转矩T=1.32kw=240r/min =9550=9550=52.56 (3-19)（2）.求作用于链轮上的力已知链轮的分度圆直径为：=86.5有效圆周力：= (3-20)取压轴力系数则压轴力 (3-21)有效圆周力，压轴力的方向如“轴的载荷分析图”中所示。（3）.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值（参看图15-23）。对于6205深沟球轴承，查GB276-89知。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。如下图3-12.从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、及的值列于下表3-5。（4）.按照弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力(3-22)前已确定轴的材料为40，调质处理，由表15-1查的。因此，故安全。查GB297-84选择深沟球轴承6205，其基本额定动载荷，基本额定静载荷图3.12轴的弯矩扭矩图表3-5轴的、及的值载荷水平面垂直面支反力，弯矩，总弯矩扭矩3.5.4轴上轴承的校核（1）.求两轴承受到的径向载荷和将轴承部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由前面轴的受力的分析可知： (3-23)图3.13轴的轴承受力图（2）.求两轴承的计算在轴向力和对于深沟球轴承，无派生轴向力，由于轴上没有轴向力的作用，所以两承的计算轴向力和为零。（3）.求轴承的当量动载荷和因为 由表13-5查的径向载荷分布系数和轴向载荷分布系数为对轴承1 对轴承2 因运转过程中有中等冲击载荷，按表13-6,取=1.5。则 (3-24)（4）.验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算 (3-25)3.5.5轴的结构设计1、轴的结构设计与校核（1）确定轴上零件的定位和固定方式(如图)图3.14 轴的结构图（2）传动轴的功率，速率根据公式 (3-18)查表取 ，则(3)确定轴各段直径和长度左起第一段，由于安装链轮，属于基孔制配合，因开有键槽，增大7%并圆整取20mm，长度为30mm，与10A双排链轮连接，取偏差等级取k6，与带轮为过度配合，轴末端进行145倒角；左起第二段直径取25mm，连接轴承6205及轴承座，长度取50mm；左起第三段是延长轴长，直径取30mm，长度取70mm；左起第四短直径取25mm，连接轴承6205及轴承座，长度取80mm；左起第五段直径取20mm，连接左端离合器。3.5.6轴的结构设计与校核1、轴的结构设计 （1）传动轴的功率，速率根据公式 (3-18)查表取 ，则（2）轴上零件的周向定位链轮与轴的轴向定位均采用平键连接。由表6-1查的平键截面，键用键槽铣刀加工，长为。滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证的。(3）初步选择滚动轴承。因为轴承主要承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6205，其尺寸为。轴承两端均采用轴肩定位，并用轴承座固定。（4）确定轴上的圆角与倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为。(5)确定轴各段直径和长度左起第一段，由于安装链轮，属于基孔制配合，因开有键槽，增大7%并圆整取20mm，长度为30mm，与08A链轮连接，取偏差等级取k6，与带轮为过度配合，轴末端进行145倒角；左起第二段直径取25mm，连接轴承6205，长度取62.5mm；左起第三段是延长轴长，直径取30mm，长度取895mm；左起第四短直径取25mm，连接轴承6205及轴承座，长度取32.5mm；结构图如下图所示图3.15 轴的结构图2、轴的强度校核（在以下轴的计算中如无特殊说明，所查阅公示、表格、图等均出自濮良贵、纪名刚主编机械设计第八版）（1）求轴上的功率P，转速n和转矩T=0kw=20r/min =9550=9550=43.93 (3-19)（2）.求作用于链轮及滚轮上的力已知链轮的分度圆直径为：=69.12有效圆周力：=取压轴力系数：则压轴力： (3-20)由于滚轮上的压轴力无法明确计算出，且方向在升降台位置改变时会发生变化，但经过估算每个滚轮上的压轴力大小不会超过400。在接下来的计算中，按压轴力为，且方向与链轮受力方向一致来计算。若在此假设下校核合适，则可以保证轴的强度条件。滚轮速度：有效圆周力：=压轴力：有效圆周力，压轴力的方向如“轴的载荷分析图”中所示。（3）.初步确定轴的最小值先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得。（4）.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值（参看图15-23）。对于6205深沟球轴承，查GB276-89知。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。如下图3.16。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面D是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、及的值列于下表3-6（5）.按照弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力(3-22)前已确定轴的材料为40，调质处理，由表15-1查的。因此，故安全。图3.16轴的弯矩和扭矩图表3-6轴的、及的值载荷水平面垂直面支反力，弯矩，总弯矩扭矩3.5.7轴上轴承的校核查GB297-84选择深沟球轴承6205，其基本额定动载荷，基本额定静载荷（1）.求两轴承受到的径向载荷和将轴承部件受到的空间力系分解为