機械結構設計畢設

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1、編號： 畢業(yè)設計說明書 題 目：水草清理裝置水上平臺 機構及電控部分的設計 學 院： 機電工程學院 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 題目類型： 題目類型：理論研究 實驗研究 工程設計 工程技術研究 軟件開發(fā) 2010年5 月24日 桂林電子科技大學畢業(yè)

2、設計（論文）報告用紙 摘 要 每年5～9月的高溫時段，河道和水塘的水草生長迅速，必須及時進行收割清理，否則會嚴重影響在其中航行的船只以及在相應水域游泳的人員。但是河道和水塘等水域具有航道窄、面積小等特點，一般的大型水草收割機難以實現對該水域水草收割，現在這些水域的水草大部分由人工收割，人工收割存在勞動強度高，工作效率低等問題。為此研制適用于中小尺度水域的水草收割機械。 此文設計的是一種小型水草收割機的水上結構。在對整機尺寸、生產率、靜水航速、最小轉彎半徑等參數進行預期設定的基礎上，完成該水草收割機的水上機構的設計。本設計的主要內容包括機械傳動機構設計、切割深度的控制、移位和平衡機構

3、的設計、船體結構設計等。本設計的小型水草收割機具有尺寸小，船體平穩(wěn)、靈活，所需驅動力小，可以大大提高沉水植物的收割速度，代替人工收割。該設計的小型水草收割機具有良好的割收連續(xù)作業(yè)能力，已達到生物調控、凈化水質的目標。 關鍵字：水草收割機；機械設計；中小尺度水域 Abstract Every year from May to September in the river courses and reservoirs, water plants grow rapidly and need timely cutting and clean

4、ing, 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 Plan

5、t 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

6、 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

7、.. 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

8、 桂林電子科技大學畢業(yè)設計（論文）報告用紙 目 錄 引言 1 1 水草收割機概述 1 1.1 水草收割機的發(fā)展 2 1.2 水草收割機的分類及特點 2 1.2.1根據船體劃分 2 1.2.2根據作業(yè)對象劃分 2 1.2.3根據各工作部件的控制方式劃分 3 1.3 國內外水草收割機的典型設計及優(yōu)缺點 3 2 水草收割機的外型結構及工作原理 4 2.1 水草收割機的主要參數 4 2.2 基本結構 5 2.3 工作原理 5

9、3 傳動結構方案的確定 7 3.1 動力裝置 7 3.2 傳動裝置傳動比計算和各級傳動比的分配 7 3.2.1傳動裝置總轉動比 7 3.2.2各級傳動比 8 3.3 帶傳動機構設計 8 3.3.1帶傳動及其類型 8 3.3.2 V帶的類型與結構 9 3.3.3帶傳動的參數選擇 9 3.3.4帶傳動Ⅰ的設計計算 10 3.3.5帶傳動Ⅱ的設計計算 12 3.3.6帶輪的結構設計 15 3.4 鏈傳動機構設計 18 3.4.1鏈傳動的類型 18 3.4.2鏈傳動的特點 18 3.4.3鏈傳動Ⅰ的設計計算 18 3.4.4鏈傳動Ⅱ的設計計算 20 3.4.5鏈輪的

10、結構設計 21 3.5 軸的機構設計 23 3.5.1軸Ⅰ的結構設計與校核 23 3.5.2軸Ⅰ上軸承的校核 26 3.5.3軸Ⅱ的結構設計與校核 28 3.5.4軸Ⅱ上軸承的校核 32 3.5.5軸Ⅲ的結構設計 34 3.5.6軸Ⅳ的結構設計與校核 35 3.5.7軸Ⅳ上軸承的校核 39 3.6 船體的設計 41 3.7 明輪的設計 41 3.8 減速器的選擇 42 3.9 離合器 43 3.9.1離合器的作用和分類 43 3.9.2離合器的選擇 43 3.10 柴油機啟動系統(tǒng) 43 4 電氣控制部分設計 44 4.1 電氣部分工作目的與原理 44 4.

11、2 電控電路的設計 45 4.2.1電機的選擇 45 4.2.2電路的設計 46 5 結論 47 謝 辭 48 參考文獻 49 桂林電子科技大學畢業(yè)設計（論文）報告用紙 第50頁 共51頁 引言 由于人類生活以及生產的影響，從農田退水、工業(yè)廢水、生活污水以及地表有機物的流失中輸入到湖泊、水庫及河道中的氮、磷營養(yǎng)鹽越來越多，富營養(yǎng)化已經成為世界范圍內一個突出的環(huán)境問題。我國二分之一的湖泊、水庫都面臨著日益嚴重的富營養(yǎng)化危害，在大型水生植物的草型湖泊內，各種挺水植物和沉水植物過量生長，形成了極大的初級生產力，其群落蓋度

12、可達100％，最大生物量為干重2．25Kg/㎡；它們充塞水體空間、破壞自然景觀、危害漁業(yè)生產，沉落腐敗后對水體造成一次污染，同時形成強烈的生物促淤作用導致草型湖泊迅速沼澤化。據調查，我國平均每年有30個湖泊在消亡，在這些消亡的湖泊中絕大多數都是淺水的草型湖泊，富營養(yǎng)化給這些草型湖泊的沼澤化進程提供了巨大的動力，直接威脅到了湖泊的各項生態(tài)功能，給這些地區(qū)的環(huán)境與經濟可持續(xù)發(fā)展造成了不可挽回的損失口。 當前市場上所有水草收割機都是大型機械，滿足大型湖泊水草的收割與修理，但不適合小型河道和湖泊等小水面水域中水草的收割。隨著人民生活水平的提高，水域生態(tài)景觀旅游開發(fā)將成為今后城市環(huán)境建設的重中之重。拿

13、上海來說，根據規(guī)劃，上海市2005年的理想水面率不低于8．4％，到2010年增至9％(需增加水面積40 km2)，到2020年水面率將恢復到10％(再增加水面積60 km2)，上海市政府將投資500億元，籌劃建設八個大型水域生態(tài)景觀的人工湖泊。另外，到2020年，我國將建成300多家大型高爾夫球場，每家高爾夫球場面積都在100 hm2以上，為了創(chuàng)造人與自然的和諧環(huán)境，每個球場配套建設2．67 hm2以上的人工湖泊，在全國范圍內，高爾夫球場內的人工湖泊在800 hm2以上。這些水域生態(tài)景觀和人工湖泊現在都用生態(tài)的方法進行治理，其中種植水草是必不可少的，為了有效維護水域的生態(tài)平衡，收割機是不可缺

14、少的，所以水革收割機的需求量將會越來越大。但是這些水域生態(tài)景觀和人工湖泊大部分面積小，分散度較大，造型不規(guī)則，有的地方非常狹小，不利于大型收割機械的行進和轉彎。目前這些水域中的 水草的收割都由人工完成，勞動強度大，效率低。而且往往在水草瘋長時，人工收割跟不上生長速度，一部分水草因未及時收割而腐爛水中，造成水質惡化。所以小型水上收割機的需求量會越來越大，小型輕便、美觀環(huán)保的水草收割機將是一個重要的發(fā)展方向。 還有一個重要的發(fā)展方向就是操作自動化，目前水草收割機的操作都由人工來完成。在大型的水草收割船t一般有2～3人進行操作。但隨著水草收割機的小型化，它的收割和集草都要在同一條船上進行，由于窄

15、間有限，最多只能由一人操控，若都是手動操作的話，會不太方便，所以應該提高水草收割機的自動化程度，特別是遙控式的水草收割機不僅能進一步減小船體的尺寸，增大儲草空間，而且安全，將會是小型水草收割機的一個發(fā)展方向。本文所設計的水草收割機稍做修改就能設計成遙控式的收割機。 1 水草收割機概述 1.1 水草收割機的發(fā)展 荷蘭等國早在50年代就開始使用專門的水利機械進行河道的清淤除草作業(yè)。荷蘭的IHC CO Konljn機械廠1958年研制出H系列兩棲式挖泥船共6種機型，隨后又相繼開發(fā)出M 系列、s系列和FB系列等多種清淤機械：荷蘭的HERDER公司也開始研制各種機型的河道除草機。起初他們一般是把

16、切割器安裝在液壓挖掘機或農用拖拉機上，把溝渠、河道內的蒲草、雜草切割后撈起放于岸邊，其整機需停在岸邊或沿岸邊行駛進行作業(yè)，這就是陸用割草機。由于陸用割草機的使用范圍有較大限制．河道、溝渠旁常揎有樹木，無法停機，遠離岸邊的水草又無法切割到，因此研制一種能在河道中航行的水中割草機應運而生。60年代．英國的Rolbe公司開發(fā)出Oibeaux系列水中割草機，英國的John wider(工程)公司也開發(fā)出自己的系列產品．3O多年來，這些產品至今還在世界各地廣泛使用。 國內也有一些相關企業(yè)及研究機構進入該領域，并且取得了一定的研究成果，如寧波農業(yè)機械研究所、桂林象山農機廠、紹興縣農林管理總部聯(lián)合研究的W

17、H1800型河道清草機，北京市水利局聯(lián)合數家單位共同開發(fā)的的SGY-2.5型水草收割機，上海電器集團現代化裝備有限公司新液壓長研究開發(fā)的GC2230型號河道割草保潔船以及GC2000型小型河道割草作業(yè)機械。 經歷半個世紀的發(fā)展歷程，水草收割機的設計，由開始的岸邊切割水草作業(yè)，水中水草作業(yè)，水中收割水草作業(yè)，到現在的水中切割、收獲、后續(xù)處理一體化作業(yè)模式，功能日益完善，而且經過長時間的摸索和經驗積累，其工作模式也發(fā)生了很大的改變。其主要是朝著小型化、自動化方向發(fā)展。 1.2 水草收割機的分類及特點 1.2.1根據船體劃分 (1)單體船式(圖1．g)。優(yōu)點是船體的排水量大，吃水深度小，船艙

18、可以作為集草艙，大大降低對輔助船只的要求，適合于割收連續(xù)作業(yè)。缺點是船體的穩(wěn)定性較差，只適合大船體工作，不適合小船體工作。 (2)雙體船式(圖1-j)。優(yōu)點是船體的穩(wěn)定性比較好，容易操作。缺點是船體的排水量比較小，吃水深度較大，不能實現割收的連續(xù)工作，需要其它的輔助設備協(xié)同工作。 1.2.2根據作業(yè)對象劃分 (1)近海水草式。主要收集近海水域的藻類水草。要求功率大，船體大，排水量大，不需要將水草收集起來，可以將水草沉入水底，船體必須配備適當的救生設備，而且船體的防腐要求很高，適合于大型水生植物收割機的連續(xù)作業(yè)。 (2)內河水草式。主要用來收割內陸江河、湖泊等淺水域的水草。水草的生長情況

19、比較復雜，同時考慮到環(huán)境保護的問題，必須將水草及時收集打撈，因此，必須在船體上配備適當的收集裝置，機構比較復雜。 1.2.3根據各工作部件的控制方式劃分 (1)機械控制式。各機構的協(xié)同工作主要依靠人工手動調整來完成。優(yōu)點是大大減少了輔助機構的數量與重量，從而降低整體重量與造價，拆卸維修方便；缺點是自動化程度低下，對操作人員的素質要求比較高，必須熟悉各機構的工作情況，才能夠正常操作。 (2)液壓控制式(圖l-j)。各機構的正常運動主要依靠液壓泵、液壓馬達以及其它控制部件來實現。優(yōu)點是自動化程度比較高，所有機構的正常運轉只需要通過按動按鈕即可，對操作人員的要求比較低，只要熟悉按鈕的相應功能即

20、可。缺點是部分液壓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，大大增加了整機的造價。 1.3 國內外水草收割機的典型設計及優(yōu)缺點 (1)液壓控制。大部分水草收割機明輪的動作、切割器的工作以及傳送帶的升降都是采用液壓控制的方式來實現的，該種控制方式的優(yōu)點是能夠實現無級變速，方便靈活地控制切割器以及明輪的工作速度。 (2)明輪驅動。在所有的水草收割機當中，最常用的驅動裝置是明輪，而且一般情況下，都是安裝在船體的尾部。只有sGY一2．5型水中割草機這種水草收割機的明輪安裝是比較柔性化的，充分考慮到了水草收割機的各種工況，可以任意改變明輪的到了水草收割機的各種工況，可以任意改變明

21、輪的安裝位置。 (3)往復切割。大部分產品都采用往復式切割器，并且安裝的位置都是在船體的前部，比較少的情況是采用旋轉式的切割器，這樣有利于避免纏繞等問題的產生。 (4)單體船。在考慮到了船體的排水量以及船體的裝載量等問題的時候，所有船體都設計為單體船的形式，但是由于以上所有的產品都屬于大型機械，所以船體的穩(wěn)定性是可以克服的。 (5)功耗大。在所有的水草收割機中，由于是多機械輔助工作，所以需要的功率消耗較大(都在13kW以上)，最大的功率接近100 kW。 (6)造價高。需要多種輔助設施，液壓設備協(xié)助工作，大大提高了水草收割機的造價。 (7)外型大。轉彎半徑在6米左右，需要2名甚至多人

22、協(xié)同工作。 (8)割深可調。水草收割機的割深都在O～1．7 m之間可調，割幅比較大(2 m左右)。 (9)維修不便。大型船體不利于整機搬運以及維修。 圖1.1 國內外水草收割機的典型設計 a．多功能小型水草收割船；b．水草切割機；c．水草切割裝置；d．水草收獲系統(tǒng)； e．水草收割機；f．水草收割裝置；g．SCY一2．5碰水中割草機；h．wHl800河道清草機； i．水生植物收割裝置；j．9Gscc—1．4H水生植物收割機；k．Gc2230型河道割草保潔船 2 水草收割機的外型結構及工作原理 2.1 水草收割機的主要參數 該小型水草收割機水上部分的主要參數為：整機空載質量1

23、50KG；外形尺寸（船體尺寸）2085mm1200mm600mm；柴油機型號160F；減速電機型號4DM100A；減速器型號T-5:1-1-L-V5。 2.2 基本結構 該小型水草收割機主要包括動力裝置、船體、減速電機、軸承座、減速器、明輪推進器和傳動系統(tǒng)，其基本結構見圖2.1。 圖2.1 水草收割機水上部分的基本結構 1.柴油機；2.帶傳動；3.船體；4.明輪；5.減速器；6.鏈傳動；7.軸承座；8.升降按鈕； 9.減速電機；10.離合器操作桿；11.行程開關；12.繩輪 2.3 工作原理 在啟動馬達的帶動下，柴油機啟動，動力經主軸傳動后分成兩部分：一部分經過減速機和換向機構直

24、接傳送到兩邊的明輪和傳送帶；另一部分經過軟軸傳送到傳送帶軸，帶動傳送帶，2個明輪同時工作，推動船體前進。明輪離合器分別控制兩側明輪，使其協(xié)調工作，實現整機的前進與轉彎。下圖2.2是其傳動簡圖，圖2.3是傳動結構圖。 圖2.2 傳動簡圖 圖2.3 傳動結構圖 1.柴油機；2.小帶輪Ⅰ；3。大帶輪Ⅰ；4.軸；5.減速器；6.小帶輪Ⅱ 7.大帶輪Ⅱ；8.軸Ⅱ；9.10A雙排鏈輪；10.軸Ⅳ；11.10A單排鏈輪；12.08A鏈輪; 13.離合器；14.軸Ⅲ 3 傳動結構方案的確定 3.1 動力裝置 根據水草特性和船體在水中行走的動力學特點，小型水草收割機在水中正常工作時，

25、所需功率包括往復式切割器功率、傳送帶功率和行走系統(tǒng)(明輪)功率3部分，計算得往復式切割器、明輪、傳送帶需要的功率分別為0.6，0．5和0．3 kW，該機構動力傳動路線短，整機效率約為85% ，因此1.65 kw 的動力裝置即可滿足需求 。經計算整機功率可以滿足陸地行走的要求。為此，本設計選擇的動力裝置是160F型柴油機，該柴油機主要參數如表3-1。 表3-1 柴油機參數 型 號 160F 型 式 斜式四沖程 燃燒方式 渦流式 氣 缸 數 單缸 缸徑行程（毫米） 6060 活塞總排量（升） 0.17 壓縮比 211 功率（千瓦/轉/分） 1.62kW 轉速（轉

26、/分） 2600 燃油消耗率（克/千瓦.小時） ≤339.9 機油消耗率（克/千瓦.小時） ≤4.76 冷卻方式 強制風冷 潤滑方式 飛濺 起動方式 手搖 凈質量（千克） ≤26KG 3.2 傳動裝置傳動比計算和各級傳動比的分配 3.2.1傳動裝置總轉動比 傳動裝置中，有兩級帶輪傳動，一級錐齒輪減速器減速，以及的鏈傳動。柴油機初轉速為=2600r/min,明輪的要求轉速，切割轉速，取明輪轉速為240r/min,則總傳動比。 3.2.2各級傳動比 減速器的輸入軸一端與軟軸相連，軟軸再同切割器相連，故經兩級帶減速后轉速依然要符合切割要求，即大于500r/min；

27、初步確定各級傳動比如下 3.3 帶傳動機構設計 3.3.1帶傳動及其類型 1、帶傳動介紹： 帶傳動是一種撓性傳動，傳動的基本組成零件為帶輪（主動帶輪和被動帶輪）和傳動帶。當主動輪轉動時，利用帶輪和傳動帶間的摩擦或嚙合作用，將運動和動力通過傳動帶傳遞給從動帶輪。帶傳動具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉和緩沖吸振等特點，在近代機械中應用廣泛。 2、帶傳動類型： 按照工作原理的不同，帶傳動可以分為摩擦型帶傳動和嚙合型帶傳動。在摩擦型帶傳動中，根據傳動帶的橫截面形狀的不同，又可分為平帶傳動、圓帶傳動、V帶傳動和多楔帶傳動。 1）、平帶傳動：平帶傳動結構簡單，傳動效率高，帶輪也容易制造，

28、在傳動中心距較大的情況下應用較多。常用的平帶有帆布芯平帶、編織平帶（棉織、毛織和縫合棉布帶）、錦綸片復合平帶等數種。其中以帆布芯平帶應用最廣，它的規(guī)格可查閱國家標準或手冊。 2）、圓帶傳動：圓帶結構簡單，其材料常為皮革、棉、麻、錦綸、聚氨酯等，多用于小功率傳動。 3）、V帶傳動：V帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上也做出相應的輪槽。傳動時，V帶的兩個側面和輪槽接觸。槽面摩擦可提供更大的摩擦力。另外，V帶允許的傳動比大，結構緊湊，大多數V帶已經標準化。V帶傳動的上述特點使其得到了廣泛的應用。 4）、多楔帶傳動：多楔帶兼有平帶柔性好和V帶摩擦力大的優(yōu)點，并解決了多根V帶長短不一而使各帶受力不均的問

29、題。多楔帶主要用于傳遞功率較大同時要求結構緊湊的場合。 5）、嚙合型帶傳動：嚙合型帶傳動一般也稱為同步帶傳動。它通過傳動帶內表面上等距分布的橫向齒和帶上的相應齒槽的嚙合來傳遞運動。與，摩擦型帶傳動相比較，同步帶的帶輪和傳動帶之間沒有相對滑動，能夠保證嚴格的傳動比。但同步帶傳動對中心距及尺寸穩(wěn)定性要求較高。 3.3.2 V帶的類型與結構 1、普通V帶： 標準普通V帶是用多種材料制成的無接頭環(huán)形帶。這些材料包括頂膠、抗拉體、低膠和包布。根據抗拉體結構的不同，普通V帶分為簾布芯和繩芯兩種。簾布芯柔韌性好，主要用于載荷步大和帶輪直徑較小的場合。普通V帶的帶型分為Y、Z、A、B、C、D、E7種。

30、 2、窄V帶： 窄V帶的剖面結構與普通V帶類似。其抗拉體采用合成纖維繩或鋼絲繩。與普通V帶相比，當寬度相同時，窄V帶的高度約增加1/3，使其看上去比普通V帶窄。窄V帶的兩個工作面向內凹，在窄V帶套到帶輪上后，近似回復為平面，使之與帶輪輪槽的兩個工作側面貼合緊密，從而提高了窄V帶的工作能力，故而適用于傳遞功率較大同時又要求外形尺寸較小的場合。其工作原理和設計方法與普通V帶類似。 V帶的名義長度稱為基準長度。基準長度是按照一定的方式測量得到的。當V帶垂直于其頂面彎曲時，從剖面上看，頂膠變窄，低膠變寬，在頂膠和低膠之間的某個位置處，寬度保持不變，這個寬度稱為帶的節(jié)寬bp。把V帶套在規(guī)定的尺寸測

31、量帶輪上，在規(guī)定的張緊力下，沿V帶的節(jié)寬巡行一周，即為V帶的基準長度Ld。V帶的基準長度已經標準化。 除了普通V帶和窄V帶外，還有聯(lián)組V帶、齒形V帶、大楔角V帶、寬V帶等多種類型。但最常用的是普通V帶。 3.3.3帶傳動的參數選擇 1、中心距a： 中心距大， 可以增加帶輪的包角，減少單位時間內帶的循環(huán)次數，有利于提高帶的壽命。但是中心距過大，則會加劇帶的波動，降低帶傳動的平穩(wěn)性，同時增大帶傳動的整體尺寸。中心距小，則有相反的利弊。一般初選帶傳動的中心距為： (1) 式中，為初選的帶傳動中心距，mm 2、傳動比i： 傳動比大，會減小帶輪的包角。當帶

32、輪的包角減小到一定程度時，帶傳動就會打滑，從而無法傳遞規(guī)定的功率。因此，帶傳動的傳動比一般為i≤7，推薦值為i=2—5。 3、帶輪的基準直徑： 在帶傳動需要傳遞的功率給定的條件下，減少帶輪的直徑，會增大帶傳動的有效拉力，從而導致V帶根數的增加。這樣不僅增大了帶輪的寬度，而且也增大了載荷在V帶之間的分配不均勻性。另外，帶輪直徑的減小，增加了帶的彎曲應力。為了避免彎曲應力過大，小帶輪的基準直徑就不能過小。一般情況下，應保證≥。推薦的V帶輪的最小基準直徑列于表3—2： 表3—2 V帶輪的最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E /mm 20 50 75 125

33、 200 355 500 4、帶速v： 當帶傳動的功率一定時，提高帶速，可以減低帶傳動的有效拉力，相應地減少帶的根數或者V帶的橫截面積，總體上減少帶傳動的尺寸；但是，提高帶速，也提高了V帶的離心應力，增加了單位時間內帶的循環(huán)次數，不利于提高帶傳動的疲勞強度和壽命。降低帶速則有相反的利弊。 由此可見，帶速不宜過高或過低，一般推薦v=5~25m/s。在大部分速度范圍內，V帶的基本額定功率都是逐漸升高的，只有在極高速的情況下才會下降。所以從充分發(fā)揮帶的工作能力和減少帶傳動的總體尺寸考慮，在多級傳動中應將帶傳動設置在高速級。 3.3.4帶傳動Ⅰ的設計計算 已知柴油機功率為1.62kW

34、，轉速為2600r/min,傳動比 1.確定計算功率 該水草收割機屬于工作在環(huán)境惡劣，反復啟動的的場合，由機械設計課本中表8-7知工作情況系數KA=1.2，故  （3-1） 2.選擇V帶類型 根據Pca、1=由圖8-11選用Z型 3.確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速 1）初定小帶輪的基準直徑d1。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑d1=63mm 2）驗算帶速。 （3-2） 因為5m/s<<30m/s,故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑 計算大帶輪的基準直徑 d2= 根據基準表，圓整取。 則實際傳動比為 4.取V帶的中

35、心距和基準長度 1）根據公式 （3-3） 則中心距 2）計算所需的基準長度 （3-4） 根據基準表，圓整取1000. 3）計算實際的中心距。 （3-5） 由公式 則中心距的變化范圍是281.34到

36、294.19 5.驗算小帶輪上的包角 （3-6） 6.計算帶的根數 1）計算單根V帶的額定功率。 由和，查表8-4得 根據，和Z型帶，查表得 查表得，查表得,于是 （3-7） 2）計算V帶的根數。 （3-8） 取5根 7.計算單根V帶的初拉力的最小值 由表的Z型帶的單位長度質量，所以 （3-9） 應使帶的實際拉應力。 8.計算壓軸力 壓軸力的最小值為 （3-10） 3.3.5帶傳動Ⅱ的設計計算 V帶的傳送效率取0.96，所以功率速率 1. 確定計算功率 由

37、表查得工作系數，故 （3-1） 2. 選擇V帶的傳動類型 根據得選用A型。 3. 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 1）初定小帶輪的基準直徑d1。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑d1=118mm 2）驗算帶速。 （3-2） 因為5m/s<<30m/s,故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑 計算大帶輪的基準直徑 d2= 根據基準表，圓整取。 則實際傳動比為 4.取V帶的中心距和基準長度 1）根據公式 （3-3） 則中

38、心距 2）計算所需的基準長度 （3-4） 根據基準表，圓整取1000mm. 3）計算實際的中心距。 （3-5） 由公式 則中心距的變化范圍是265.65mm到310.65mm 5.驗算小帶輪上的包角 （3-6） 6.計算帶的根數 1）計算單根V帶的額定功率。 由和，查表8-4得 根據，和Z型帶，查表得 查表得，查表得,于是 （3-7） 2）計算V帶的根數。 （3-8） 取2根 7.計算單根V帶的初拉力的

39、最小值 由表的A型帶的單位長度質量，所以 （3-9） 應使帶的實際拉應力。 8.計算壓軸力 壓軸力的最小值為 （3-10） 3.3.6帶輪的結構設計 1、帶輪Ⅰ的結構設計 常用的帶輪材料為HT150或HT200.轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓后焊接而成。小功率時可用鑄鋁或塑料。 這里，由于帶輪速度V=8.58m/s<30m/s，故其材料選擇HT200。 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成。根據輪輻結構不同，V帶輪可以分為實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式，V帶的結構形式與基準直徑有關。當帶輪基準直徑為dd<2.5d(d為安裝帶輪的軸的直徑，mm)時，可采用實心式；當dd≤

40、300mm時，可采用腹板式；當dd≤300mm，同時D1-d1≥100mm時，可采用孔板式；當dd>300時，可采用輪輻式。 查機械手冊得：160F型柴油機軸直徑為D=20mm，由于主動帶輪直接安裝在柴油機軸上，故其安裝帶輪的軸的直徑為d=20mm，故采用腹板式結構；由于從動輪的基準直徑，由后面的設計部分知，安裝該帶輪的軸的直徑d=20mm。由于dd=200mm<300mm，故采用腹板式結構。 主動輪（小帶輪）：根據腹板式帶輪設計經驗公（查機械手冊得）式計算主要參數，結果如下： 軸直徑d=20mm、帶輪基準直徑，d1=30mm，B=62mm，其結構如圖3.1。 圖3.1小帶輪Ⅰ結

41、構圖 從動輪（大帶輪）：根據腹板式帶輪設計經驗公（查機械手冊得）式計算主要參數，軸直徑d=20mm、帶輪基準直徑，d1=32mm，B=36.7mm，其結構如圖3.2。 圖3.2大帶輪Ⅰ結構圖 2、帶輪Ⅱ的結構設計 這里，由于帶輪速度V=5.1m/s<30m/s，故其材料選擇HT200。 由于主動帶輪安裝在軸上，故其安裝帶輪的軸的直徑為d=20mm，故采用腹板式結構；由于從動輪的基準直徑，由減速器的輸入軸徑知，安裝該大帶輪的軸的直徑d=20mm。由于dd=160mm<300mm，故采用腹板式結構。 主動輪（小帶輪）：根據腹板式帶輪設計經驗公（查機械手冊得）式計算主要參數， 軸

42、直徑d=20mm、帶輪基準直徑，d1=30mm，B=62mm，其結構如圖3.3。 從動輪（大帶輪）：根據腹板式帶輪設計經驗公（查機械手冊得）式計算主要參數，軸直徑d=20mm、帶輪基準直徑，d1=36mm，B=36.7mm，其結構如圖3.4 圖3.3小帶輪Ⅱ的結構圖 圖3.4大帶輪Ⅱ結構圖 3.4 鏈傳動機構設計 3.4.1鏈傳動的類型 鏈傳動是以鏈條為中間傳動件的嚙合傳動。如圖7所示鏈傳動由主動鏈輪1、從動鏈輪2和繞在鏈輪上并與鏈輪嚙合的鏈條3組成。 按照用途不同，鏈可分為起重鏈、牽引鏈和傳動鏈三大類。起重鏈主要用于起重機械中提起重物，其工作速度v≤0.25m/

43、s；牽引鏈主要用于鏈式輸送機中移動重物，其工作速度v≤4m/s；傳動鏈用于一般機械中傳遞運動和動力，通常工作速度v≤15m/s。 圖3.5 3.4.2鏈傳動的特點 (1)和帶傳動相比。鏈傳動能保持平均傳動比不變；傳動效率高；張緊力小，因此作用在軸上的壓力較小；能在低速重載和高溫條件下及塵土飛揚的不良環(huán)境中工作。 (2)和齒輪傳動相比。鏈傳動可用于中心距較大的場合且制造精度較低。 (3)只能傳遞平行軸之間的同向運動

44、，不能保持恒定的瞬時傳動比，運動平穩(wěn)性差，工作時有噪聲。 通常鏈傳動傳遞的功率P≤100KW，中心距a≤5～6m,傳動比i≤8,線速度v≤15m/s,廣泛應用于農業(yè)機械、建筑工程機械、輕紡機械、石油機械等各種機械傳動中。 3.4.3鏈傳動Ⅰ的設計計算 主要參數如下傳遞功率 輸入軸速度 輸出軸速度 傳動比 初選中心距 1、鏈輪齒數選擇 選擇主動輪齒數為，則從動輪齒輪 2、鏈條計算與選擇 （1） 修正功率 工況系數 齒數系數 （2）鏈條的選擇 修正功率 （3-11） 根據和根據查圖可選滾子鏈為10-A。鏈條的節(jié)距為 （3）鏈條長

45、度 計算鏈長節(jié)數 （3-12） 圓整取節(jié)數為節(jié) （4）鏈條速度 （3-13） （5）最大的中心距 最大中心距 （3-14） （6）、壓軸力 有效圓周力：==== （3-15） 取壓軸力系數 則壓軸力 3.4.4鏈傳動Ⅱ的設計計算 主要參數如下傳遞功率 輸入軸速度 輸出軸速度 傳動比 初選中心距 1、鏈輪齒數選擇 選擇主動輪齒數為，則從動輪齒輪 2、鏈條計算與選擇 （2） 修正功率 工況系數 齒數系數

46、 （2）鏈條的選擇 修正功率 （3-11） 根據和根據查圖可選滾子鏈為10-A。鏈條的節(jié)距為 （3）鏈條長度 計算鏈長節(jié)數 （3-12） 圓整取節(jié)數為節(jié) （4）鏈條速度 (3-13)（5）最大的中心距 最大中心距 (3-14)（6）、壓軸力 有效圓周力：==== (3-17) 取壓軸力系數 則壓軸力 3.4.5鏈輪的結構設計 因為軸Ⅱ左端需要跟減速器上的鏈輪和軸Ⅲ的鏈輪連接，所以軸Ⅱ一段鏈

47、輪設計成雙排鏈輪，另一段設計為單排鏈輪，經計算取10A的鏈條，其主要參數如表3-3： 表3-3 10A鏈輪主要參數 ISO鏈號 節(jié)距 滾子鏈直徑 d1 max 內鏈節(jié)內寬b1 min 銷軸直徑d2 max 內鏈板高度h2 max 排距pt 抗拉載荷 單排min 雙排min 10A 15.875 10.16 9.4 5.09 15.09 18.11 21.8 43.6 （1）10A單排鏈輪的主要參數如下： 輪轂厚度≈9mm，常數K如表3-4： 表3-4 常數K值 d ＜50 50～100 100～150 ＞150 K 3.

48、2 4.8 6.4 9.5 輪轂長度 輪轂直徑 因鏈輪和軸設計為過度配合，故在鏈輪一段用一個M6的緊定螺釘與軸固定。 其結構設計如圖3.6 （2）10A雙排鏈輪的主要參數如下： 輪轂厚度≈9mm，常數K如表3-4 輪轂長度 輪轂直徑 因鏈輪和軸設計為過度配合，故在鏈輪一段用一個M6的緊定螺釘與軸固定。 其結構設計如圖3.7 圖3.6 10A單排鏈輪 圖3.7 10A雙排鏈輪結構圖 3.5 軸的機構設計 3.5.1軸Ⅰ的結構設計與校核 1、軸Ⅰ的結構設計 （1）傳動軸的功率，速率根據公式

49、 (3-18) 查表取 ，則 （2）軸上零件的周向定位 帶輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接。由表6-1查的平鍵截面，鍵用鍵槽銑刀加工，長為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過度配合來保證的。 (3）初步選擇滾動軸承。 因為軸承主要承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6205，其尺寸為。 軸承兩端均采用軸肩定位，并用軸承座固定。 （4）確定軸上的圓角與倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 (5)確定軸各段直徑和長度 ①左起第一段，由于安裝帶輪，屬于基孔制配合，因開有鍵槽，增大7

50、%并圓整取20mm，長度為38mm，與大帶輪Ⅰ連接，取偏差等級取u6，與帶輪為過盈配合，軸末端進行145倒角，軸左端有一M5的螺紋孔，與軸端擋板處的M5螺釘連接； ②左起第二段直徑取25mm，連接軸承6205及軸承座，長度取100mm； ③左起第三段是延長軸長，直徑取30mm，長度取822mm； ④左起第四短直徑取25mm，連接軸承6205及軸承座，長度取100mm； ⑤左起第五段直徑取20mm，連接左端的小帶輪Ⅰ，長度取40mm，取偏差等級取u6，與帶輪為過盈配合，軸末端進行145倒角； ⑥左起第五段直徑取15mm，內有與軟軸一端連接的3mm6mm的鴨舌槽。 結構如圖3.8

51、 圖3.8 軸Ⅰ的結構圖 2、軸Ⅰ的強度校核 （在以下軸的計算中如無特殊說明，所查閱公示、表格、圖等均出自濮良貴、紀名剛主編《機械設計》第八版） （1）．求軸上的功率P，轉速n和轉矩T ==1.620.95=1.54kw ===820.19r/min =9550=9550=17.93 (3-19) （2）.求作用于帶輪上的力 已知大帶輪的分度圓直徑為：=200 有效圓周力：== (3-20) 壓軸力 已知小帶輪的分度圓直徑為：=118 有效圓周力：== 壓軸力 (3-2

52、1) 有效圓周力，壓軸力的方向如“軸的載荷分析圖”中所示。 (3）.初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。 根據表15-3，取，于是得 (3-22) 圓整取20mm （4）.求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值（參看圖15-23）。對于6205深溝球軸承，查GB276-89知。 根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖 圖3.9軸Ⅰ的彎矩圖和扭矩圖 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面

53、?，F將計算出的截面處的、及的值列于下表3-5。 表3-5軸Ⅰ的、及的值 載荷 水平面 垂直面 支反力 ， ， 彎矩 ， ， 總彎矩 扭矩 (5).按照彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 (3-23) 前已確定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查的。因此<，故安全。 3.5.2軸Ⅰ上軸承的校核 查GB297-84選擇深溝球軸承6205，其基本額定動載荷，基本額定靜

54、載荷 （1）.求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸承部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。 圖3.10 軸Ⅰ軸承的受力分析圖 由前面軸的受力的分析可知： （2）.求兩軸承的計算在軸向力和 對于深溝球軸承，無派生軸向力，由于軸上沒有軸向力的作用，所以兩軸承的計算軸向力和為零。 （3）.求軸承的當量動載荷和 因為 由表13-5查的徑向載荷分布系數和軸向載荷分布系數為 對軸承1 對軸承2 因運轉過程中有中等沖擊載荷，按表13-6,取=1.5。則 (3-24) （4）.

55、驗算軸承壽命 因為，所以按軸承2的受力大小驗算 (3-25) 使用壽命符合要求 3.5.3軸Ⅱ的結構設計與校核 1、 軸Ⅱ的結構設計 （1）傳動軸的功率，速率根據公式 (3-18) 查表取 ，則 （2）軸上零件的周向定位 帶輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接。由表6-1查的平鍵截面，鍵用鍵槽銑刀加工，長為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過度配合來保證的。 (3）初步選擇滾動軸承。 因為軸承主要承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。由軸承產品目錄中初

56、步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6205，其尺寸為。 軸承兩端均采用軸肩定位，并用軸承座固定。 （4）確定軸上的圓角與倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 (5)確定軸各段直徑和長度 ①左起第一段，由于安裝鏈輪，屬于基孔制配合，因開有鍵槽，增大7%并圓整取20mm，長度為48mm，與10A雙排鏈輪連接，取偏差等級取k6，與帶輪為過度配合，軸末端進行145倒角； ②左起第二段直徑取25mm，連接軸承6205及軸承座，長度取80mm； ③左起第三段是延長軸長，直徑取30mm，長度取420mm； ④左起第四短直徑取25mm，連接軸承6205及軸承座，長度取80mm；

57、 ⑤左起第五段直徑取20mm，連接左端的10A單排鏈輪，長度取30mm，取偏差等級取k6，與帶輪為過度配合，軸末端進行145倒角； 結構圖如下圖3.11所示 圖3.11 軸Ⅱ的結構圖 2、軸的強度校核 （在以下軸的計算中如無特殊說明，所查閱公示、表格、圖等均出自濮良貴、紀名剛主編《機械設計》第八版） （1）．求軸Ⅱ上的功率P，轉速n和轉矩T ==1.32kw =240r/min =9550=9550=52.56 (3-19) （2）.求作用于鏈輪上的力 已知鏈輪的分度圓直徑為：=86.5 有效圓周力：====

58、 (3-20) 取壓軸力系數 則壓軸力 (3-21) 有效圓周力，壓軸力的方向如“軸的載荷分析圖”中所示。 （3）.求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值（參看圖15-23）。對于6205深溝球軸承，查GB276-89知。 根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖3-12. 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F將計算出的截面處的、及的值列于下表3-5。 （4）.按照彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式（

59、15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 (3-22) 前已確定軸的材料為40，調質處理，由表15-1查的。因此 <，故安全。 查GB297-84選擇深溝球軸承6205，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷 圖3.12軸Ⅱ的彎矩扭矩圖 表3-5軸Ⅱ的、及的值 載荷 水平面 垂直面 支反力 ， ， 彎矩 ， ，， 總彎矩 扭矩 3.5.4軸Ⅱ上軸承的校核 （1）.求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸承部件受到的空間力系分解為鉛垂面

60、和水平面兩個平面力系。 由前面軸的受力的分析可知： (3-23) 圖3.13軸Ⅱ的軸承受力圖 （2）.求兩軸承的計算在軸向力和 對于深溝球軸承，無派生軸向力，由于軸上沒有軸向力的作用，所以兩承的計算軸向力和為零。 （3）.求軸承的當量動載荷和 因為 由表13-5查的徑向載荷分布系數和軸向載荷分布系數為 對軸承1 對軸承2 因運轉過程中有中等沖擊載荷，按表13-6,取=1.5。則 (3-24) （4）.驗算軸承壽命 因為，所以按軸承2

61、的受力大小驗算 (3-25) 3.5.5軸Ⅲ的結構設計 1、軸Ⅲ的結構設計與校核 （1）確定軸上零件的定位和固定方式(如圖) 圖3.14 軸Ⅲ的結構圖 （2）傳動軸的功率，速率根據公式 (3-18) 查表取 ，則 (3)確定軸各段直徑和長度 ①左起第一段，由于安裝鏈輪，屬于基孔制配合，因開有鍵槽，增大7%并圓整取20mm，長度為30mm，與10A雙排鏈輪連接，取偏差等級取k6，與帶輪為過度配合，軸末端進行145倒角； ②左起第二段直徑取25mm，

62、連接軸承6205及軸承座，長度取50mm； ③左起第三段是延長軸長，直徑取30mm，長度取70mm； ④左起第四短直徑取25mm，連接軸承6205及軸承座，長度取80mm； ⑤左起第五段直徑取20mm，連接左端離合器。 3.5.6軸Ⅳ的結構設計與校核 1、軸Ⅳ的結構設計 （1）傳動軸的功率，速率根據公式 (3-18) 查表取 ，則 （2）軸上零件的周向定位 鏈輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接。由表6-1查的平鍵截面，鍵用鍵槽銑刀加工，長為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過度配合來保證的

63、。 (3）初步選擇滾動軸承。 因為軸承主要承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6205，其尺寸為。 軸承兩端均采用軸肩定位，并用軸承座固定。 （4）確定軸上的圓角與倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 (5)確定軸各段直徑和長度 ①左起第一段，由于安裝鏈輪，屬于基孔制配合，因開有鍵槽，增大7%并圓整取20mm，長度為30mm，與08A鏈輪連接，取偏差等級取k6，與帶輪為過度配合，軸末端進行145倒角； ②左起第二段直徑取25mm，連接軸承6205，長度取62.5mm； ③左起第三段是延長軸長，直徑取30mm，長度

64、取895mm； ④左起第四短直徑取25mm，連接軸承6205及軸承座，長度取32.5mm； 結構圖如下圖所示 圖3.15 軸Ⅳ的結構圖 2、軸的強度校核 （在以下軸的計算中如無特殊說明，所查閱公示、表格、圖等均出自濮良貴、紀名剛主編《機械設計》第八版） （1）．求軸Ⅲ上的功率P，轉速n和轉矩T ==0kw =20r/min =9550=9550=43.93 (3-19) （2）.求作用于鏈輪及滾輪上的力 已知鏈輪的分度圓直徑為：=69.12 有效圓周力：== 取壓軸力系數： 則壓軸力：

65、 (3-20) 由于滾輪上的壓軸力無法明確計算出，且方向在升降臺位置改變時會發(fā)生變化，但經過估算每個滾輪上的壓軸力大小不會超過400。在接下來的計算中，按壓軸力為，且方向與鏈輪受力方向一致來計算。若在此假設下校核合適，則可以保證軸的強度條件。 滾輪速度： 有效圓周力：= 壓軸力： 有效圓周力，壓軸力的方向如“軸的載荷分析圖”中所示。 （3）.初步確定軸的最小值 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。 根據表15-3，取，于是得 。 （4）.求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值（參看

66、圖15-23）。對于6205深溝球軸承，查GB276-89知。 根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖3.16。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面D是軸的危險截面?，F將計算出的截面處的、及的值列于下表3-6 （5）.按照彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 (3-22) 前已確定軸的材料為40，調質處理，由表15-1查的。因此<，故安全。 圖3.16軸Ⅳ的彎矩和扭矩圖 表3-6軸Ⅳ的、及的值 載荷 水平面 垂直面 支反力 ， ， 彎矩 ， ，， 總彎矩 扭矩 3.5.7軸Ⅳ上軸承的校核 查GB297-84選擇深溝球軸承6205，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷 （1）.求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸承部件受到的空間力系分解為