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摘 要激光切割的适用对象主要是难切割材料，如高强度、高韧性材料以及精密细小和形状复杂的零件，因而数控激光切割在我国制造业中正发挥出巨大的优越性。本文设计了一台单片机控制的数控激光切割机床，主要完成了：机床整体结构设计，Z轴、XY轴的结构设计计算、滚珠丝杠、直线滚动导轨的选择及其强度分析；以步进电机为进给驱动的驱动系统及其传动机构的分析设计计算；以89C51为主控芯片的数控系统硬件电路设计、系统初始化设计及系统软件方案设计和步进电机的控制程序设计。关键词 CNC，激光切割机床，结构，设计目 录摘 要 ⅠABSTRACT Ⅱ1 绪论 11.1课题背景 11.2现实意义 11.3设计任务 11.4总体设计方案分析 22 机械部分XY工作台及Z轴的基本结构设计 42.1 XY工作台的设计 42.1.1主要设计参数及依据 42.1.2 XY工作台部件进给系统受力分析 42.1.3初步确定XY工作台尺寸及估算重量 42.2 Z轴随动系统设计 53 滚珠丝杠传动系统的设计计算 63.1 强度计算 63.2 滚珠丝杠副的传动效率 64 直线滚动导轨的选型 85 步进电机及其传动机构的确定 95.1 步进电机的选用 95.1.1 脉冲当量和步距角 95.1.2步进电机上起动力矩的近似计算 95.1.3确定步进电机最高工作频率 105.2齿轮传动机构的确定 105.2.1传动比的确定 105.2.2齿轮结构主要参数的确定 115.3步进电机惯性负载的计算 116 传动系统刚度的讨论 136.1 根据工作台不出现爬行的条件来确定传动系统的刚度 136.2根据微量进给的灵敏度来确定传动系统刚度 137 消隙方法与预紧 157.1消隙方法 157.1.1偏心轴套调整法 157.1.2锥度齿轮调整法 167.1.3双片齿轮错齿调整法 167.2预紧 178 数控系统设计 188.1 确定机床控制系统方案 188.2 主要芯片配置 188.2.1主要芯片选择 188.2.2 主要管脚功能 188.2.3 EPROM的选用 198.2.4 RAM的选用 208.2.5 89C51存储器及I/O的扩展 208.2.6 8155工作方式查询 218.2.7状态查询 228.2.8 8155定时功能 228.2.9 芯片地址分配 238.3 键盘设计 248.3.1键盘定义及功能 248.3.2 键盘程序设计 248.4 显示器设计 288.4.1显示器显示方式的选用 288.4.2显示器接口 298.4.3 8155扩展I/O端口的初始化 298.5 插补原理 308.6光电隔离电路 318.7越界报警电路 318.8总体程序控制 328.8.1流程图 328.8.2总程序 329 步进电机接口电路及驱动 34结 论 38参考文献 39致 谢 40
仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=7.06m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]=2.26 (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=198.58N?m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,查[2]表10.1可知极限转速9000r/min（1）已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1
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1 10L真空搅拌机设计2 8英寸钢管热浸镀锌自动生产线设计3 卧式钢筋切断机的设计4 气门摇臂轴支座毕业设计5 后钢板弹簧吊耳的加工工艺6 环面蜗轮蜗杆减速器7 S195柴油机机体三面精镗组合机床总体设计及夹具设计8 车床主轴箱箱体右侧10-M8螺纹底孔组合钻床设计9 机油盖注塑模具设计10 机油冷却器自动装备线压紧工位装备设计11 5基于AT89C2051单片机的温度控制系统的设计12 基于普通机床的后托架及夹具设计开发13 减速器的整体设计14 搅拌器的设计15 金属粉末成型液压机PLC设计16 精密播种机17 可调速钢筋弯曲机的设计18 空气压缩机V带校核和噪声处理19 冲压拉深模设计20 螺旋管状面筋机总体及坯片导出装置设计21 落料，拉深，冲孔复合模22 膜片式离合器的设计23 内螺纹管接头注塑模具设计24 内循环式烘干机总体及卸料装置设计25 全自动洗衣机控制系统的设计26 生产线上运输升降机的自动化设计27 实验用减速器的设计28 手机充电器的模具设计29 鼠标盖的模具设计30 双齿减速器设计31 双铰接剪叉式液压升降台的设计32 水泥瓦模具设计与制造工艺分析33 四层楼电梯自动控制系统的设计34 塑料电话接线盒注射模设计35 塑料模具设计36 同轴式二级圆柱齿轮减速器的设计37 托板冲模毕业设计38 推动架设计39 椭圆盖注射模设计40 万能外圆磨床液压传动系统设计41 五寸软盘盖注射模具设计42 锡林右轴承座组件工艺及夹具设计43 心型台灯塑料注塑模具毕业设计44 机械手设计45 机械手自动控制系统的PLC实现方法研究46 汽车制动系统实验台设计47 数控多工位钻床设计48 数控车床主轴和转塔刀架毕业设计49 送布凸轮的设计和制造50 CA6140车床后托架夹具设计51 带式输送机毕业设计论文52 电火花加工论文53 机床的数控改造及发展趋势54 机械加工工艺规程毕业论文55 机械手毕业论文56 基于ANSYS的齿轮泵有限元分析57 可编程序控制器在机床数控系统中应用探讨58 矿石铲运机液压系统设计59 汽车连杆加工工艺及夹具设计论文60 数控车床半闭环控制系统设计61 数控多工位钻床设计62 数控机床体积定位精度的测量与补偿63 数控机床维修64 数控加工工艺与编程65 塑料注射模设计与制造66 新型电动执行机构67 液力传动变速箱设计与仿真论文68 轴类零件的加工工艺论文69 中型货车变速器的设计70 数控钻床横、纵两向进给系统的设计71 经济型数控车床控制系统设计72 Y210—2型电动机定子铁芯冲压模具设计73 双坐标十字滑台设计及控制74 注射器盖毕业设计75 二级减速器的毕业设计联系 Q Q 1 0 7 0 2 6 5 1 0 1
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仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=7.06m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]=2.26 (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=198.58N?m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,查[2]表10.1可知极限转速9000r/min（1）已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1
索结构在桥梁工程中的应用及基本防腐处理措施 摘要:研究目的:索结构在桥梁工程中得到了日益广泛的应用,其主要应用桥型范围是悬索桥、斜拉桥、拱桥、系杆拱桥等,索的构造也相应分为缆索、拉索及吊索等多种类型,根据桥梁索结构所处的环境条件,相应对其提出了很高的防腐性能要求。研究结论:索结构由于其优异的材料性能特点,在桥梁等多种工程中得到广泛应用,为保证长期安全使用,对索结构的防腐应采取综合工程措施。目前对构成索结构的材料采取的基本防腐处理措施主要为热浸镀锌和环氧喷涂处理。关键词:桥梁工程;索结构应用;腐蚀特点;防腐措施;热浸镀锌;环氧喷涂随着我国桥梁建造水平的提高,在对桥梁与运输服务的综合效益、与周边环境相协调的景观要求、与结构使用寿命相一致的耐久性设计等方面都提出了更高的要求,悬索、斜拉等桥型结构的应用日趋普遍,对索结构的防腐处理提出了新的要求与课题。1索结构在桥梁等工程中的应用特点索结构在桥梁工程中得到了日益广泛的应用,根据索的应用部位、结构受力及变形特点,主要包括缆索、拉索及吊索等多种类型,索的材料主要由钢丝束、钢绞线、钢丝绳等柔性构件构成,同时部分有类似功能要求的构件也可采用圆钢等(如小跨度吊桥的吊杆等),索结构在桥梁工程中的主要应用桥型结构范围是悬索桥、斜拉桥、拱桥、系杆拱桥等,其中包括悬索桥的主缆索和吊索、斜拉桥的斜拉索、拱桥及系杆拱桥的吊索、水平拉索(明索)等,对于一些桥梁结构的特殊处理(包括施工过程中的临时受力需要)及旧桥加固等有时需采用体外索的处理形式,也属索结构在桥梁工程中的应用范围。另外,也有一些诸如预应力锚索等也在包括桥梁等很多工程中得到日益广泛的应用,特别在水电、高挡墙路基、桥梁以及其它各种加固工程等应用十分广泛,对保证工程安全、有效控制工程投资发挥了重要作用,尽管有些严格从结构特点上判断不属于索结构,但从防腐处理考虑则很多具有类似的技术要求。对不稳定的岩(土)体采用预应力锚索体系进行整体加固已成为目前基本选择和常规做法,工艺上也具备愈加成熟的特点,在道路工程设计施工中也常常面临高路基工程,从满足受力要求、节省工程量、节约占地需求、降低工程投资、改善外观效果等方面考虑,自立互锚(或半自立锚固)混凝土挡土墙也应用较多,山区地形条件更是如此,桥梁工程中也有较多应用工程实例,以切实保证结构安全及设计合理,如在万州长江二桥的锚碇结构设计中,根据工程地质条件,为保证结构安全及有效控制工程量,锚碇前端采用了预应力岩锚体系。目前,从桥梁跨度、桥型构造特点、结构美观、施工条件等各种因素综合考虑,索结构在桥梁工程中的应用前景十分广泛,包括永久工程及临时工程等,尤其是钢索的柔性结构特点对施工可以带来很大便利,而随着材料科学的不断发展,用于索结构的主要材料钢丝、钢绞线、钢丝绳等材料强度不断发展、规格系列越发齐全、防护水平显著提高,同时设计计算分析水平及施工操作水平也迅猛提高,以上各种条件变化为索结构在桥梁工程中日益广泛的应用创造了良好条件。根据腐蚀条件及长期使用经验,对包括桥梁用各类索结构的防腐处理引起工程界愈加高度的重视,成为衡量桥梁工程设计施工质量、保证结构耐久性关键控制因素之一,结合有关防腐处理研究部门及相关生产厂家的共同努力,其防腐处理的工艺及技术水平也有了很大提高,除对索结构的基本材料钢丝、钢绞线等本身外表面必须进行必要的防腐处理,通常采用热镀锌或环氧涂层防护等处理措施,还需对成型后的缆索或索股等采用其它防护处理措施,为切实保证其有效防护使用年限要求、提高整个工程的使用性能条件提供良好保证。对由平行钢丝或钢绞线构成的各种拉索、吊索等构造,其成型规格尺寸通常不是很大,一般外表面采用热挤PE进行防护,应在工厂进行专业化施工,同时PE材料也具备较好的现场修补条件,热挤PE有单层或双层构造,外层有多种色彩选择,可以满足防护及景观效果等多方面要求;悬索桥主缆在成桥后需对其采取综合防护处理,有较高技术要求;对于由钢丝绳构成的索结构通常可采用涂装或油脂防护;此外,对索结构的锚固与其它构造的衔接处理也高度重视,采取了一系列工艺改进措施。2桥梁索结构应用中存在的主要问题由于索结构基本为体外构造,暴露于大气环境之中,处于十分不利的腐蚀环境条件,因此,用于桥梁工程时必须充分考虑其很高的防腐性能要求,不仅包括索的自身防腐处理,对其与相关构造的衔接处理也需予以高度重视,且在很多情况下成防腐薄弱环节及影响结构安全的控制因素,必须采取有效措施切实保证其耐蚀性要求,为确保结构整体安全创造有利条件。在以往国内外桥梁工程设计施工中,尽管针对索的防护重要性有一定认识,通常也都采取了相应的防护处理措施,但由于受当时防护处理技术水平、认识水平及重视程度不够的制约影响,因而由于对索的防护处理不力、影响工程正常使用及需要进行返工处理的工程实例很多,而进行相应事故的处理投资费用很高,且费工费时,对正常交通一般也会造成很大影响,个别严重的还会造成工程报废,所造成的影响及损失更大,从结构特点及以往工程实例特点分析,其中斜拉桥出现的问题更多一些,由此造成了很大的直接及间接损失,拱桥的吊索也很容易发生类似问题。针对悬索桥结构而言,对其主缆的防护历来十分重视,通常除对材料本身进行必要的防护处理外,对成型后的缆索外表面通常还会采取一系列其它防护处理措施(结构封闭及涂装处理),使之缆索处于相对封闭状态,同时主缆的受力特点也决定了其受力条件较为均匀,应力幅度变化相对不大,两端连接锚头基本采用工艺成熟的热铸锚工艺,材料性能匹配较好,通常不会出现腐蚀局部薄弱环节,基于以上特点,悬索桥由于主缆防护处理不利出现重大工程事故的不多,因而就主缆防护存在一定的重视不够或认识不足之处,在较长一段时间就此方面的技术发展进步相对不大,但并不表明其缆索的的防护处理就不存在技术问题。由于大跨度悬索桥对主缆索进行了封闭处理,进行相应检查较为困难,有些问题不能及时发现和暴露出来,但近年来美国、日本等国家对以往修建的大跨度悬索桥主缆索进行的相关检查(拆除外表面涂装及缠丝后)中发现,其主缆钢丝的锈蚀现象较为严重和普遍,主要原因是虽然对钢丝自身及缆索外表面进行了相关的防护处理,但外表面防护处理仍难以完全避免外部水汽浸入,防护涂层的龟裂及索鞍、索夹等防水薄弱环节的存在是主要原因,而水汽一旦浸入则很难顺利排出,由此形成主缆内部湿度很大,严重恶化了其腐蚀环境,造成钢丝锈蚀,因而近年来除该改进缠丝材料构造及工艺、采取进一步的封闭措施外,还考虑采用必要的除湿设备,当然工程投资会有所增加,但考虑长期使用目的仍是必要的。我国进行现代意义的大跨度悬索桥建设时间不长,各桥梁工程对主缆也尚未进行相关检查,有些可能出现的问题也尚未暴露出来,但借鉴国外经验,对主缆防护采取各种加强措施仍是十分必要的。国内外桥梁工程由于对索的防护处理不利造成较大影响及损失的主要工程实例有:德国汉堡的Kohl-brand Estruary桥,由于斜拉索腐蚀严重,建成的第三年就更换了全部的斜拉索,耗资达6 000万美元,是原来斜拉索造价的4倍;委内瑞拉的Maracibo桥,建于1958~1960年间,受当时技术水平制约,其斜拉索没有进行镀锌处理,采用一般的涂漆防护,经过不断的风雨侵蚀,斜拉索锚头处的锚箱罩盖率先损坏,进而使得斜拉索与上锚箱的接口处发生锈蚀,且相当一部分锈蚀十分严重, 1979年发生个别斜拉索断裂,因此决定对全桥斜拉索进行更换,全部进行镀锌处理,并采用了含有铅质的酚醛树脂糊膏进行表面防护,且换索后拉索根数增加一倍;我国广州海印大桥于1988年年底建成, 1995年起陆续发生索股断裂及松断事故,调查表明产生的主要原因是管道压浆工艺未能保证拉索顶部灌注饱满,造成拉索直接与空气接触进而发生锈断,为防止事故的进一步发生,被迫进行全桥换索工程,耗资大量资金及时间; 2001年11月7日,宜宾南门大桥(拱桥)倒塌,事故调查发现拉索已经发生严重生锈;此外,国内外还有许多斜拉桥建成后陆续进行了局部换索或其它处理。美国在1903年建世界上第一座现代化长跨度悬索桥W illiamsburg桥,受当时技术水平和造价制约,没有对钢丝进行镀锌处理而采用一般防护,建成后仅7年就发现钢丝锈蚀断裂, 1922年对缆索补缠镀锌钢丝,但1934年又发现主缆内有水从锚碇处流出,虽陆续采取了多种处理方案,但都没有能够阻止锈蚀发展, 1992年开始被迫进行为期3年的主缆维护工作,耗资7 300万美元。3索结构的腐蚀特点索结构在桥梁工程的应用环境特点基本处于高空之中,主要的腐蚀环境是大气环境腐蚀,在高纬度地区,对悬索桥主缆索通常还要考虑到积雪对缆索的影响。目前构成桥梁索结构的材料基本为高强度钢丝或钢绞线组成,另外钢丝绳在悬索桥吊索中也有较多应用,而钢绞线或钢丝绳也是由不同直径的钢丝在工厂再加工而成,因此高强度钢丝是桥梁工程中索结构的最基本材料,属冷拨碳素钢,包括强度等各项技术指标不断取得提高,目前在不进行镀锌处理等条件下其标准强度多为1 860MPa,而2 000MPa及以上标准是今后的发展方向,且多采用低松弛系列,能够更好地适应工程实际需要,同时,在对钢丝进行镀锌处理过程中,钢丝表面会有一定损伤,因此镀锌钢丝(或钢丝绳)的抗拉强度等有所降低,目前相关标准中通常采用1 600~1 700MPa。由于钢丝的含碳量较高,通常在0. 75% ~0. 85%之间,因此塑性条件相对较差,在没有进行防护的条件下其抗腐蚀性很差,造成钢丝自身腐蚀的主要原因包括应力腐蚀及疲劳腐蚀:应力腐蚀是材料在一定环境中由于外加或本身残余的应力,加之腐蚀的作用,导致金属的早期破裂现象,金属的应力腐蚀破裂主要是对应力腐蚀较为敏感的合金上发生,纯金属很少产生,合金的化学成分、金相组织、热处理对合金的应力腐蚀破裂有很大影响,处于较高应力状态情况下,包括材料内部各种残余应力、组织应力、焊接应力或工作应力在内,且基本为拉应力影响,可以引起应力腐蚀破裂,防止应力腐蚀破裂的主要方法是消除或减少其应力状况,并且通过改变介质的腐蚀性(添加缓蚀剂),选用耐应力腐蚀破裂的金属材料,从而避免相关腐蚀的出现;疲劳腐蚀是钢铁在交变应力作用和腐蚀介质的共同作用下产生的一种腐蚀现象,同时也是在桥梁工程的索结构中发生较为普遍、概率较大的腐蚀现象,减少疲劳腐蚀的主要方法是选择适应相关腐蚀环境的抗腐蚀的材料,同时对材料表面进行镀锌、涂漆等方法减轻疲劳腐蚀的作用。桥梁工程设计施工过程中,针对索结构的应用,从保证其使用安全考虑通常都留有相对较大的安全系数,不同的索结构及材料类型对相应的安全系数有具体要求,尽管如此,各种索结构通常仍是在较高的应力状态下工作的,虽然对于工作疲劳应当没有影响,但是在高应力状态下,腐蚀介质和应力的相互发生作用,如果不进行合理有效的防护处理,其腐蚀是非常容易发生的,腐蚀发生将会大大影响钢丝的受力性能,同时从桥梁工程的构造特点考虑,索结构与其它构造的衔接部位通常也是最易受腐蚀的薄弱的地方,同时悬索桥的主缆索在锚碇范围是通过散索鞍后散开在锚室内进行锚固,而锚碇为地下结构,无论采用何种锚碇构造,锚室内的空气湿度通常都很大,对包括缆索及各种连接构件的防腐都十分不利,目前,在锚碇洞室内通常还需设置排水及除湿设备,以改善洞室内的腐蚀环境条件。1967年12月,美国西弗吉尼亚州和俄亥俄州之间的俄亥俄大桥突然倒塌,事故调查的结果就是因为应力腐蚀和腐蚀疲劳产生的裂缝所致。4钢丝的热浸镀锌处理热浸镀锌工艺在桥梁工程中得到了广泛应用,尤其是在各类索结构的防腐处理中应用更是极为普遍,是目前对钢丝防腐处理的常规工艺方法,对钢丝进行热浸镀锌可以有效防止或减小索结构在制造、运输、架设以及使用过程中的锈蚀,结合其它合理的防腐处理措施,切实保障其耐蚀要求,进而为整个工程的安全长期使用提供良好条件。热浸镀锌工艺已有较长的发展历程,用于钢丝防护主要是随着现代悬索桥的建设而得到发展并逐步扩大其应用范围,美国是世纪上建造现代悬索桥最早的国家,在20世纪30年代就开始在悬索桥上使用主缆及吊索系统用镀锌钢丝,比如世界闻名的金门大桥,而一些没有使用镀锌钢丝的桥梁多因应力腐蚀或腐蚀疲劳而不得不后期进行换索加固。热浸镀锌即是把钢铁浸入温度达440~465℃或者更高温度的熔化锌中进行处理的过程,铁基体与熔锌反应,形成铁-锌合金层覆盖在整个工件表面,镀锌表面有一定的韧性,可耐很大的摩擦及冲击,同时与基体有着良好的结合,钢丝热浸镀锌的基本工艺流程为:除油→水洗→酸洗→水冲洗→熔剂处理→烘干→热镀锌→后处理→收线→成品。热浸镀锌的镀层厚度通常在50~250μm,对于钢丝要求其锌层重量控制在300g/m2以上,同时对附着力按有关要求进行严格的检查控制,镀锌质量保证主要的控制因素包括表面基材处理效果、助熔方式、镀锌时间、引出方式、引出后的处理(锌层均匀性及表面效果)等。5环氧树脂涂层处理5. 1基本材料特点及应用条件环氧树脂是由环氧氯丙烷和双酚基丙烷在碱作用下缩聚而成的高聚物,含有极性高而不易水解的脂肪基和醚键,涂膜的耐化学性好,其结构是刚性的苯环和柔性的烃链交替排列,物理机械性能良好,同时其固化时体积收缩率低,可避免由于内应力的产生影响附着力,由于环氧树脂属热固性树脂,其固化后形成的三维交联的主体结构会导致其很少有分子键滑动,因而使用中需增加其韧性指标,通常可采用胺类固化剂,有机多元胺在常温条件下能与环氧树脂交联固化,所形成的涂膜具有良好的附着力及硬度指标,同时具有耐脂肪烃溶剂性、耐稀酸(碱)性和耐盐水性,防腐性能十分理想。当需要防护处理的金属结构等处于较为特殊的使用环境条件(如埋于地下土层当中等),根据其腐蚀特点及对防腐材料的性能特点要求,可针对配方作进一步改进以满足相关的使用要求。由于煤焦沥青含有环烃结构,如酚或塞酚之类具有很好的抗腐蚀细菌功能,同时具有很好的水下不渗透性,因此,在环氧树脂防腐体系里加入煤焦沥青可使其具有一般环氧树脂所不具有的特性,可以有效提高涂层在土壤中的抗水渗透性及抗细菌腐蚀性能等,其涂料配方由环氧树脂、溶剂、固化剂、填料等组成。根据实际使用环境条件的不同,钢铁等金属材料的腐蚀过程及腐蚀类型较为复杂多样,主要为化学腐蚀及电化学腐蚀等,为保证其使用耐久性及结构安全,必须进行防腐处理,对涂膜的基本质量要求包括涂膜厚度的合理选择、附着力、耐皂化性能、化学耐久性、耐冲击性等。采用环氧树脂涂层防护处理对工艺设备的要求很高,其应用于桥梁等工程的防护处理在美国、日本等国家发展起步较早,国内近年来也发展很快,由于需进行专业化生产的特点,已有部分生产厂家引进了必要的技术和设备,通过消化吸收具备了相应的生产能力。目前在桥梁等工程上应用最多的是环氧喷涂钢绞线(简称SC钢绞线),由于工艺处理复杂,技术要求高,因而其造价相对较高,但由于其优良的防腐性能条件和技术优势使之具备广阔的发展应用前景,主要应用于斜拉索、吊索、桥梁体外索加固、岩(土)体加固及一些地下工程等对防腐性能要求很高的工程,也可用于常规工程,用于桥梁等工程后防腐年限大幅度提高,结构安全更有保障,同时可以有效避免或减少后期损失,如斜拉桥曾较多地发生断索等工程事故需要进行更换处理,其换索施工不仅对正常交通造成很大影响,而且所需费用十分昂贵,各种损失巨大。5. 2SC钢绞线主要技术特点随着高强度预应力钢绞线在包括桥梁等许多工程中日趋广泛的应用,特别是根据各类索结构的构造形式、应用环境特征、腐蚀特点,同时考虑在保证工程整体寿命及结构安全方面的重要作用,对其防腐效果及耐久性提出了越来越高的要求,防腐处理技术的相应发展是其关键,为从根本上有效解决钢绞线的防腐耐久性问题,环氧树脂涂层预应力钢绞线(英文名称Sur-passCoa.t Strand,故简称SC钢绞线)技术得到了很快的发展及应用,从涂装操作特点考虑属粉末涂装法,常用的粉末涂装主要有流动浸渍法和静电喷涂法, SC钢绞线系采用高压静电喷涂法将环氧树脂粉末喷射于钢绞线各根钢丝上,然后加热熔融、固化、冷却,从而在组成钢绞线的各根钢丝外表面形成一层致密的环氧涂膜,为实现这一目标,喷涂前需将钢绞线各根钢丝暂时打散,喷涂后再将其复扭成型。以前对钢绞线的防腐处理通常采用镀锌钢绞线、外表面整体进行树脂填充及涂装环氧层、普通钢绞线外侧设热挤PE防护层等处理方法,而SC钢绞线则是对组成钢绞线的各根钢丝外表面都进行环氧涂膜处理,要求环氧涂膜层有良好的致密性及厚度均匀,因此称之为全涂装钢绞线。SC钢绞线系与其它防腐处理类型的钢绞线的主要区别是由于所用的防腐材料与工艺上的不同,从而造成其防腐效果及钢绞线机械性能方面的较大差异,一般钢丝或钢绞线经镀锌处理后,由于镀锌过程对钢丝表面不可避免地产生一定损伤,因而机械性能均有所下降,体现在设计中的影响主要是强度指标需要降低,另外,镀锌钢绞线表面锌层被刮伤后,刮伤处会产生阴极电化学反应,从而加快腐蚀的发生,其它防腐处理方式也存在一定的薄弱之处,包括防腐效果、物理特性变化、锚具要求、与混凝土的附着效果、对施工操作的影响等方面, SC钢绞线主要技术特点如下:5.2.1对构成钢绞线的各根钢丝都进行了充分的表面材质调整,各根钢丝一边旋转一边进行涂装处理,与其它涂装法比较,其膜层厚度较薄(平均120 ~180μm)且均匀,同时致密性好,耐磨性强,可靠性高,具有良好的耐离子渗透、耐化学品、耐电压、耐紫外线辐射、耐疲劳性能等基本特点,综合防腐效果十分理想,应用前景广阔。5.2.2与涂装前的普通钢绞线相比, SC钢绞线的强度及柔软性没有降低,同时,由于涂装处理时的温度不高,不会出现镀锌处理造成的强度损失较大的特点,其强度指标与不涂装钢绞线基本没有区别,松弛率也可保证,十分有利于设计施工控制。5.2.3普通钢绞线即使出厂不久,局部仍易产生锈蚀或浮锈,而在存放时间较长、保护措施不利条件下或由于施工养护等方面的原因,极易发生较为严重的腐蚀现象,甚至导致报废,而SC钢绞线在制造时需在打散情况下对各钢丝进行表面防腐处理,成型后不会出现防腐蚀薄弱部位,不会发生锈蚀现象,合理的操作可充分保证其涂膜质量。涂装处理后的SC钢绞线较原基材外径变化很小,目前所用的常规锚具、夹片仍可适用,无需另行采用专用锚具,有利于方便施工、合理控制投资。由于膜层厚度相对较薄, SC钢绞线的涂装材料用量较少,有条件作到价格更为合理,现场施工通常不会另行增加费用,目前主要在于出厂价格相对较高,其主要原因在于对设备、技术及操作工艺要求很高等方面因素,同时国内能够生产的厂家也有限,随着普及率的不断提高及各方面条件的不断改善,其价格也会相应降低。6结论(1)索结构由于其优异的材料性能特点,在桥梁等多种工程中得到广泛应用,同时,随着设计施工技术及材料工艺不断发展,其应用范围日益扩大,在工程建设中发挥着极为重要的作用,特别在大型工程建设中具有难以替代的作用。(2)为保证制造质量及精度要求,降低现场工作量及难度,进行工厂化生产制造是主要应用发展方向,应根据工程特点进行合理选择,包括合理的锚固连接构造。(3)根据材料自身及使用环境特点,为保证工程长期安全使用,避免或减少各种损失,对索结构的防腐必须高度重视,采取相应工程处理措施。(4)对索结构的防腐应采取综合工程措施,随着技术进步及认识程度的不断提高,在此方面已取得很大发展。除对索体材料自身进行必要的镀锌、环氧喷涂等措施外,对成型后的索体结构进行热挤PE及其它防护处理措施,可取得良好防腐效果。参考文献:[1]中华人民共和国交通部.公路悬索桥设计规范(报批稿)[S].[2]JTJ 027—96,公路斜拉桥设计规范(试行)[S].[3]GB/T 21073—2007,环氧涂层七丝预应力钢绞线[S].[4]唐清华,郑史雄.斜拉桥与悬索桥的防腐[ J].四川建筑, 2005(1): 125-126.
路基路面病害科学检测与养护措施论文
摘要 ：首先介绍了高速公路路基路面普遍的病害。随后就高速公路路基路面病害问题的检测技术展开探讨，包括检测原则、选择检测技术、检测技术种类。重点分析了高速公路路面路基病害的预防养护措施，如路基、路面早期病害的原因和表现以及高速公路预防和养护措施。结论证实，要运用科学的检测技术，在高速公路施工结束早期及早检测出存在的病害问题，找出问题并进行及时的预防养护，保证高速公路施工符合建设要求。
关键词 ：高速公路；路基路面病害；科学检测；预防养护
1高速公路路基路面普遍的病害
1.1车辙损害
车辙损害是高速公路路面常见的病害情况，主要特点是路面具有明显的车辙痕迹，还有的发生明显的凹陷，导致发生车辙损害的原因有两个。第一是路面材料不耐高温，在夏季日晒情况下路面会变软，从而导致车辙出现。第二原因是车辆超载，当车辆载荷过大超出路基承载范围，就会发生路面沉降，导致车辙出现。
1.2结构性破坏
高速公路发生结构破坏具有多种表现，包括网状裂纹、横裂纹等种类。引发高速公路出现结构破坏的原因非常多，可以总结为三种。一是高速公路受到外部水体侵蚀，对材料结构造成破坏，引发结构破坏。二是路面防水层性能比较低，不能起到很好的防水效果，雨水冲刷后破坏了公路结构。三是没有很好的养护管理，外界温度会影响混凝土收缩变化，最终导致裂缝出现。
1.3沉降不均
高速公路建设中非常容易出现沉降不均，这个问题很难处理。导致沉降不均的原因非常多。施工方面的因素是，路基碾压施工不够合理，没有达到设计标准。此外，路基施工材料填筑不合格，压缩系数及路基设计都有偏差，这样都引发了沉降出现。施工以外的因素包括，没有勘察好施工地质条件，导致发生沉降隐患。
2高速公路路基路面病害问题的检测技术
2.1检测原则
对高速公路定期检测可以全面了解公路的情况，做好公路的全面诊断。为了全方面检测公路病害情况，要制定科学化的检测流程，进行科学化的检测，才能获得准确的检测结果并制定出相应的解决方法。及时检测路基路面的病害问题，可以促进高速公路的使用和发展。检测时，要遵循相关的原则开展，主要有：一，确保检测结果准确无误。对病害进行检测是为了及时发现高速公路路基路面存在的不同质量问题，尽快消除隐患，提高高速公路安全性。二，确保检测高效。检测病害问题时，一般是在公路施工结束后进行，还有的在正式运营后。当公路通车运营后，进行病害检测会对正常交通造成影响，所以需要提高检测工作的效率，可以在短时间内就完成工作，恢复正常运营。三，要确保病害检测具有经济性。经济性指的是，在一定成本下，能够进行高质量的检测，避免浪费。四，要遵循针对性检测原则。在高速公路路基路面进行全面检测的同时，还要做好针对性的检测。检测过程中有针对性和目的性，既可以缩短公路检测时间，又可以节省公路检测中的人力和物力。因此遵照针对性原则，可以显著提升检测效率，还能做到有针对性。比如在卡车经常路过的路段进行针对性检测，可以及时发现由于重载负荷引起的路基路面病害，这就要配合交警部门严格查处违法超载车辆，由于连年超载会导致高速公路发生严重损害，必须技术加以维护。
2.2选择检测技术
对高速公路路基路面病害检测要运用多种检测技术，在不同条件下，选择的检测技术是各不相同的。所以，要针对高速公路具体的病害问题，采取恰当的检测技术。当路面发生病害不会影响到正常交通的时候，可以采用无损检测全面检查路面，一旦发现问题要及时处理。如果高速公路路面发生大面积损害，首先要采用无损检测技术，但如果不能达到检测效果，就要采用破坏性的检测技术。例如，对路面网状裂缝进行检测时，因为其是受到外界很大的`载荷，对周围环境和交通都会造成很大影响。在这种条件下，就要选择使用破坏性的检测方法，通常采用钻芯取样。当路面遭受的破坏比较大，对交通造成影响时，只能挖除路面，检测路基的情况，才能发现病害原因。
2.3检测技术种类
检测高速公路路基路面病害是一个重要工作，检测内容主要有弯沉检测、平整度检测、摩擦系数检测、路面破损检测和裂缝检测等。用于检测的技术主要包括：雷达探地检测技术、声波检测技术、EH-4连续电导率检测和可控源高分辨地震波检测等。弯沉检测指的是对路基路面出现的沉降和沉降引发的弯曲情况进行检测。平整度检测是对路面平整情况进行检测，它关系到车辆行驶的舒适度。裂缝检测指的是检测路面裂缝引发的原因。以上的检测技术，它们的检测原理是非常不同的，例如雷达探地检测法使用雷达检测路面存在的缺陷；声波探测法通过发出声波对路面病害进行检测。针对不同病害形式，要根据不同表现采取相应的检测，从而保证检测结果的准确和高效。
3高速公路路面路基病害的预防养护措施
3.1路基早期病害的原因和表现
路基是高速公路重要构成部分，一旦路基出现病害会直接影响到公路的整体质量，造成严重的后果。根据调查，路基早期病害表现有非常多类型，会引发行车的安全事故。首先，路基压实度不够高。这会导致路面沉降和路基发生破坏的连锁反应，特别是纵向压实度不够高，路面会出现纵向裂纹。其次经常存在桥头跳车的情况。桥头跳车的出现原因是，由于地基沉降不均匀，使得桥面和路面连接缝位置有了高度差，当车辆通过此高度差的时候就会出现跳车的情况。最后是水破坏问题。水破坏会使路基发生损坏，导致路基质量下降。在一些路段，由于地理的原因，水的流速非常大，会对路基材料进行冲刷，还有的会出现洪水冲刷路基。
3.2路面早期病害的表现
和路基的问题相比，路面具有更加多样的问题。路面早期的病害包括变形破坏、沉降破坏和松散破坏等问题。这些不同的病害相互间既有不同之处，也有内在的联系。针对变形破坏和沉降破坏，这两种病害的表现特点是一样的，还有的时候沉降破坏会导致变形破坏。松散破坏的原因是施工导致的问题，当车辆碾压后，会发生松散破坏，造成车辙、裂纹等问题。
3.3高速公路预防和养护措施
不管是路基病害还是路面病害，当发生早期病害的时候，要及时开展预防养护措施，从而尽快消除问题，确保高速公路施工质量。进行路面预防养护时，先要翻修破损的路面，进行翻修后使公路能够符合通行的要求。比如某地的部分高速公路，在2016年翻修过一次，增强了整体道路质量。另外还要修补破坏不严重的路面。在某个高速路段，落石砸在了路面上，对部分路段造成了不同程度的损害，采用混凝土修补后，使路面满足了高速公路的设计要求。最后，还要对路面裂缝进行处理。当路面出现裂缝时，要找出裂缝的原因，制定针对裂缝的解决对策。比如，当裂缝宽度在2mm以下时，可以使用灌浆法，使用环氧树脂进行填补。一旦裂缝在10mm以上就要进行开挖，安置钢筋架，把环氧树脂灌注在里面，最后使用混凝土抹平。路基预防养护措施为，先要增强桩基，特别是桥梁部分的桩基，采用有效的桩基施工，避免造成沉降。另外，还要加强路基碾压施工，合理制定碾压次数，进行均匀碾压、多次碾压，保证路基材料密实度符合要求，最终保证高速公路在使用过程中不会发生沉降。
4结语
高速公路在施工中，路基路面是重点和难点部分，在施工刚结束的早期阶段，极易存在很多病害问题，比如裂纹、车辙和沉降等问题。这些病害虽然在一段时间内不能影响到整体高速公路的使用性能，但是会大大降低局部路段的行车安全和质量。所以要运用科学的检测技术，在高速公路施工结束早期及早检测出存在的病害问题，及时找出问题并进行及时的预防养护，保证高速公路施工符合建设要求。
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摘要 本文在参考常规下运带式输送机设计方法的基础上，分析了常见驱动方式和制动方式用于长运距、大运量下运带式输送机上的优缺点，提出该运输机可采用的驱动和制动方式；分析了常见软起动装置及其选型方法，归纳总结出长运距、大运量变坡输送下运带式输送机设计中的关键问题和可靠驱动方案和制动方式优化组合的可行方案；通过常规设计计算，提出了合理确定张紧位置、张紧方式及张紧力大小的方法；对驱动装置及各主要部件进行了选型并校核。长距离变坡下运带式输送机运行工况复杂，在设计方面需考虑各种可能的工况，并计算最危险工况下输送机的各项参数，同时为保证运行过程中输送机各组成部分能适应载荷及工况的变化需将拉紧力统一，然后重新计算各工况下输送机参数，最终确定整机参数。本论文对长运距、大运量变坡下运带式输送机，综合考虑各方面的因素，采用合理的驱动方案、制动方式和软启动装置组合，有效保证长运距、大运量变坡下运带式输送机的可靠运行。关键词：带式输送机 下运 长距离 变坡目 录1 绪论………………………………………………………………………………12.输送机的发展与现状……………………………………………………………22.1国内外带式输送机的发展与现状 ……………………………………………22.1.1国外煤矿用带式输送机技术现状和发展趋势 ……………………………22.1.2国内煤矿用带式输送机的技术现状及存在的问题 ………………………32.1.3我国煤矿用带式输送机的发展 ……………………………………………32.2选题背景 ………………………………………………………………………42.2.1主要技术参数 ………………………………………………………………42.2.2线路参数 ……………………………………………………………………52.2.3物料特性 ……………………………………………………………………52.2.4带式输送机工作环境 ………………………………………………………52.3本课题的研究内容 ……………………………………………………………62.3.1长运距、大运量下运带式输送机关键技术分析研究 ……………………62.3.2带式输送机的设计及驱动、制动方案的分析 ……………………………63长距离、大运量下运带式输送机关键技术的分析 ……………………………73.1下运带式输送机基本组成 ……………………………………………………73.2驱动方案的确定 ………………………………………………………………73.3带式输送机制动技术 …………………………………………………………84 长距离大运量下运带式输送机的设计…………………………………………114.1 带式输送机原始参数…………………………………………………………114.2 带式输送机的设计计算………………………………………………………114.2.1输送带运行速度的选择……………………………………………………114.2.2输送带宽度计算……………………………………………………………124.2.3初选输送带…………………………………………………………………124.3输送机布置形式及基本参数的确定…………………………………………134.3.1输送带布置形式……………………………………………………………134.3.2输送机基本参数的确定……………………………………………………134.4线路阻力的计算………………………………………………………………144.5输送带张力的计算……………………………………………………………154.5.1张力计算时各种运行工况的讨论…………………………………………164.5.2 最大发电状态下张力计算 …………………………………………………164.5.3 最大电动状态下张力计算 …………………………………………………194.5.4满载状态下张力计算………………………………………………………204.5.5三种工况综合分析张力计算………………………………………………214.5.6电机数量与配比的选择……………………………………………………244.6 滚筒的选择与减速器的选择…………………………………………………244.6.1传动滚筒直径的选择………………………………………………………244.6.2改向滚筒直径选择…………………………………………………………244.6.3减速器的选型………………………………………………………………244.7 制动器装置的选择……………………………………………………………254.7.1目前主要的制动装置原理与性能…………………………………………254.7.2制动器的选用原则…………………………………………………………274.7.3制动器的选择………………………………………………………………274.8软起动装置的选择……………………………………………………………284.8.1 目前主要的软起动装置原理与性能………………………………………284.8.2 软起动装置的选用…………………………………………………………314.9拉紧装置………………………………………………………………………314.9.1张紧位置的确定……………………………………………………………324.9.2拉紧力及拉紧形成的计算…………………………………………………324.9.3拉紧装置选择………………………………………………………………325 结论………………………………………………………………………………34致谢 ………………………………………………………………………………35参考文献 …………………………………………………………………………36外文文献原文译文
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仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=7.06m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]=2.26 (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=198.58N?m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,查[2]表10.1可知极限转速9000r/min（1）已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1
第2章主减速器的结构设计过程2.1 设计方案的确定2.1.1 主减速比的计算主减速比对于主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高单位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由则和那个车动力计算来确定。可利用在不同的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 为了得到足够的功率儿使得最高车速稍微有所下降，一般选的比最小值大10%~25%，即按照下是选择：i =(0.377~0.472)=(o.377~0.472) 0.5828 2400/(80 1 1 3.478)=1.478~2.23式中：r ——车轮的滚动半径 i ——变速器最高档传动比1.0（为直接档） i ——分动器或动力器的最高档传动比 i ——轮边减速器的传动比2.1.2 主减速器结构方案的确定（1）双曲面齿轮具有一系列的优点，因此比螺旋齿轮应用更加广泛。本次设计也采用双曲面齿轮。 （2）主减速器主动锥齿轮的支撑形式及其安装方式的选择，本次设计用：主动锥齿轮：悬臂式支撑（圆锥滚子轴承） 从动锥齿轮：跨置式支撑（圆锥滚子轴承） （3）从动锥齿轮的支撑方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支撑多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并采用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。（4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支撑主减速器的圆锥滚子轴承需要预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增加支撑刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支撑刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一个理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可以取为发动机最大转矩时换算做得轴向力的30%。主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。（5）主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及其轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类别及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及其制造条件有关，但是它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求得主减速比的大小及其驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及其布置形式等。通常主减速比不大于7.6的各种中小汽车上。2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算2.2.1 主减速器齿轮载荷的计算通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档位传动比时和驱动车轮打滑两种情况作用下主减速器从动齿轮上的转矩(T ，T )较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即式中：T ——发动机最大转矩1070N*M i ——由发动机所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比根据同类型的车型的变速器传动比选择i =2.47式中： ——上述传动部分的效率，取 =0.9 k ——超载系数，取k =1.0 n——驱动桥数目2 G ——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但是后桥来说还应该考虑到汽车加速时负荷增大值，但是可以取 ，i ——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别是0.96和3.478由式（2—1）,式（2—2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即是主减速器的平均计算转矩为式中：G ——汽车满载总重32000 9.8N G ——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取G =0 f ——道路滚动阻力系数，货车通常取0.015~0.020， f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.05~0.09，可以取f =0.07 f ——汽车性能系数当2.2.2 主减速器齿轮参数的选择z （1）齿数的选择 对于单级主减速器，i 6时，z 的最小值可以取为5，但是为了啮合平稳及提高疲劳强度，z 最好大于5.当i 较小时，z 可以取7~12，但是这时常常会因为主动齿轮、从动齿轮的尺寸太大而不能保证所要求桥下离地间隙为了磨合均匀，主动齿轮、从动齿轮的齿数之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40.多以取为z 17 ，z2为38.（2）节圆直径的选择 根据从动锥齿轮大的计算转矩（见式2—2，式2—3）并取两者中较小的一个为计算依据，按照经验公示选出： 式中：K ——直径系数，取K =13~16 T ——计算转矩，N*M，取T =T =2653.34N*M计算得，d =137.74~169.52mm,考虑到此车是重型载重卡车，其经常工作在超载的情况下，初取d =286mm。 （3）齿轮断面模数的选择 d 选定后，可以按式m= 算出从动齿轮大端模数，m=5,并用下式校核 （4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F=0.155d =44.33mm,考虑其超载情况，可初取F=60mm。（5）双齿面齿轮的偏移距E 轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A 的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 的20%)；传动比则E也越大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达到从动齿轮节圆直径d 的20%-30%。当E大于d 的20%时，应检查是否发生根切。（6）双曲面齿轮的偏移方向 由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮下方时为下偏移。下偏移时主动齿轮的旋转方向为左旋，从动齿轮为右旋。（7）螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向 对着齿面看去，如果齿轮的弯曲方向从其小端到大端为顺时针走向时则称为右旋齿，反时针时则成为左旋齿。主从动齿轮螺旋方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮背面看去。所以主动齿轮螺旋方向是左旋，旋转方向是顺时针。（8）螺旋角的选择 双曲面齿轮传动，由于有了偏移距而使主从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，而从动齿轮的小。螺旋角应满足足够大以使m =1.25.。因越大就越平稳噪声就越低。螺旋角过大时会引起轴向力也越大因此有一个适当的范围。 “格里森”制推荐用下式，近似的预选为主动齿轮螺旋角的名义值式中： ——主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值 预选 后尚需要用刀号来加以校正。首先要求出近似刀号近似刀号=式中 ， ——主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示。 按照近似刀号选取与其最接近的标准刀号（计有：然后按照选定的标准刀号反着算螺旋角 ：式中 标准刀号为3 最后选用的 与 之差不得超过5. （9）齿轮法向压力角的选择 格里森规定载货汽车和重型汽车则应该分别选用20 和22 30 的发向压力角，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿的法相压力角不等，因此应按照平均压力角考虑，载货汽车选用22 30 的平均压力角。（10）铣刀盘名义直径2r 的选择 按照从动齿轮节圆直径d 选取刀盘名义直径r =152.4mm。2.2.3 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算与强度计算有附录1计算（1） 主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能够提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距地粗切刀，切出沿着齿面宽的方向正确的吃后收缩来。当打齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。圆弧齿双面齿轮的这一计算方法适用于轴交角为90 的所有传动比，但是应该使z 6 , z + z 40。此计算方法限制用于格里森刀盘切齿。对于大齿轮直径超过650mm或小齿轮轴线偏移距E大于100mm时候，必须另行考虑。由附录双曲面齿轮计算用表第65项求的的齿轮线曲率半径 r 与第7项选定的刀盘半径r 的1%。否则需要重新计算20项至65项。如果r 我可能可以帮忙