带式输送机的设计论文文献

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……………………………………………………………国内外带式输送机的发展与现状 ……………………………………………国外煤矿用带式输送机技术现状和发展趋势 ……………………………国内煤矿用带式输送机的技术现状及存在的问题 ………………………我国煤矿用带式输送机的发展 ……………………………………………选题背景 ………………………………………………………………………主要技术参数 ………………………………………………………………线路参数 ……………………………………………………………………物料特性 ……………………………………………………………………带式输送机工作环境 ………………………………………………………本课题的研究内容 ……………………………………………………………长运距、大运量下运带式输送机关键技术分析研究 ……………………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 ……………………………下运带式输送机基本组成 ……………………………………………………驱动方案的确定 ………………………………………………………………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………………………………………… 带式输送机原始参数………………………………………………………… 带式输送机的设计计算………………………………………………………输送带运行速度的选择……………………………………………………输送带宽度计算……………………………………………………………初选输送带…………………………………………………………………输送机布置形式及基本参数的确定…………………………………………输送带布置形式……………………………………………………………输送机基本参数的确定……………………………………………………线路阻力的计算………………………………………………………………输送带张力的计算……………………………………………………………张力计算时各种运行工况的讨论………………………………………… 最大发电状态下张力计算 ………………………………………………… 最大电动状态下张力计算 …………………………………………………满载状态下张力计算………………………………………………………三种工况综合分析张力计算………………………………………………电机数量与配比的选择…………………………………………………… 滚筒的选择与减速器的选择…………………………………………………传动滚筒直径的选择………………………………………………………改向滚筒直径选择…………………………………………………………减速器的选型……………………………………………………………… 制动器装置的选择……………………………………………………………目前主要的制动装置原理与性能…………………………………………制动器的选用原则…………………………………………………………制动器的选择………………………………………………………………软起动装置的选择…………………………………………………………… 目前主要的软起动装置原理与性能……………………………………… 软起动装置的选用…………………………………………………………拉紧装置………………………………………………………………………张紧位置的确定……………………………………………………………拉紧力及拉紧形成的计算…………………………………………………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

毕业论文 (设计)文档规范格式毕业论文（设计）的整理、装订要求统一采用A4纸打印、左面竖装；毕业论文（设计）的书写格式规范1.毕业论文正文由毕业论文（设计）题目、作者、中文摘要、中文关键词、英文摘要、英文关键词、正文、参考文献9部分组成。(1) 论文题目：一般不超过25个字，要简练准确，可分两行书写；(2) 作者：处于论文题目正下方，须写明系、专业、年级、姓名； (3) 摘要：中文摘要字数应在200字以内，英文摘要实词数应在200个实词以内；(4) 关键词：中、英文均限制在3—5个词语内，各词间用“；”间隔；(5) 正文：论文正文包括引言(或者绪论、概述等)、论文主体、结语等，正文要标题清晰，图表和公式要编号，公式应另起一行书写。字数要求：正文字数要求4000－6000字(6)参考文献：参考文献是撰写论文时围绕论题参考的著作、论文、期刊、网上资料、图片音像资料等。参考文献总数不得少于8篇，鼓励结合学科特点查阅外文参考文献。参考文献在文中出现的地方用上标予以标明，序号用加方括号的阿拉伯数字表示（如[1][2][3]），列于正文文末。毕业论文（设计）的排版格式规范1.版面尺寸：A4(210×297毫米)。2.装订位置：装订线1cm，左面竖装，页边距上下左右均为。3.页码：采用页脚方式设定，采用小4号宋体、用第×页和随后的括号内注明共×页的格式，例如“第1页（共10页）”，处于页面下方、居中、距下边界的位置。4.正文文本：宋体小4号、标准字间距、行间距为固定值26磅、所有标点符号采用宋体全角要求排版。5.论文标题：小2号黑体，居中。6.中文摘要和中文关键词：抬头用5号黑体加粗，内容用5号宋体、两端对齐方式排列，行间距固定值26磅。7.英文摘要和英文关键词：抬头用5号Times New Roman体加粗，内容用5号Times New Roman体、两端对齐方式排列，行间距固定值26磅。8. 正文内标题：见附后格式。（分文理科版本）9.文中图表：所涉及到的全部图、表，不论计算机绘制还是手工绘制，都应规范化，符号、代号标准统一，字体大小与正文协调，手工绘制的要用绘图笔，图表名称和编号准确无误。10.参考文献：位于正文结尾后下空2行，行间距单倍行距，排版见附后格式。文秘杂烩网

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论文编号:JX235 所有图纸,任务书.论文字数:40706.页数:105摘 要 本设计主要是带式输送机全自动液压张紧装置的设计。它是在吸收国、内外输送机张紧技术的基础上，根据国内带式输送机的运行特点及要求研制的。它采用比例控制技术及可靠性较高的可编程控制技术，可以对张紧力进行多点控制，根据不同工作情况随时调节张紧力的大小。能最大程度的延长皮带的寿命，大大节约了成本。在设计中，用一个动滑轮使液压缸的行程减少了一半，避免使用行程较长的液压缸，减少了制造液压缸的难度。同时，系统中增加了若干个蓄能器，可以最大限度的吸收液压冲击，减小对皮带的冲击力提高胶带的使用寿命。本设计在总结其它常规皮带张紧装置的基础上,设计了能够满足皮带机的皮带长度变化较大时的皮带拉紧装置。此装置在皮带机启动阶段,能提供足够大的启动张力；启动完毕后, 又可使皮带的张力恢复到额定值以维持皮带机的正常运行。本文根据液压自动张紧装置的液压原理,详细阐述了自动张紧装置的结构组成、控制原理及功能特点,并阐明了控制系统的设计关键在于压力值和最大拉力值的设定。介绍了带式输送机运行系统要求,并运用PLC可编程控制技术对带式输送机的起动、制动和拉紧部分实时监控,完全实现了带式输送机自动控制运行方式,构成了一个高可靠性的设备运行控制系统。关键词：带式输送机； 自动液压张紧装置； 自动控制； 可编程控制PLCABSTRACT This design is mainly about full automatic hydraulic tension station for belt conveyer. It is designed on the foundation of opening technology in and outside, according to the domestic operation characteristic of belt conveyer and requirement. The equipment is also made on domestic belt-type conveyer movement characteristic and requestment. It uses the proportional control technology and the reliable higher programmable control technology, It may carry on the multi-spots control to strict the strength, adjusts pressing the strength size as necessary according to the different working can be the greatest degree lengthen the leather belt the life, greatly saved the cost. In the design, It causes the hydraulic cylinder with a movable pulley the stroke to reduce one half, and avoides using a stroke longer hydraulic this way,it reduces difficulty of the hydraulic cylinder’s produce. At the same time, it increases certain accumulators in the system, and limits absorption hydraulic pressure impact,which reduces the leather belt impulse and enhances the adhesive tape’s this issue ,the belt conveyer device whose tension force varied greatly is desiged to satisfy the re2 quirement s of the st ressed belt in varied length. It s tersion is greater in starting state ,and smaller in normal state moving. In the basis of working principle of automatic hydraulic tensioning device , st ructure composing , cont rol principle and function characteristics of the device were int roduced in this paper. It also expounded the design key of the cont rol system is to set pressure value and maxim drawing requirement of belt conveyer operating system. PLC is utilized to monitor the drive , brake and tension part of belt conveyer in real time and to realize autocontrol operating mode completely, constructing a control system with super reliability for equipment words：Belt-type conveyer； full automatic hydraulic tension station； automatic control； programmable control目 录1 概述 张紧装置的作用 张紧装置的类型及其介绍 液压张紧装置的基本介绍及其特点 液压张紧装置的特点 新型自动控制液压张紧装置的主要技术特点 液压传动的特点 带式输送机张紧装置的PLC控制系统介绍 PLC的介绍 带式输送机张紧装置的控制原理 62 带式输送机的工作原理 带式输送机的组成及工作原理 带式输送机的组成 带式输送机的工作原理 带式输送机的驱动原理——摩擦传动原理 单滚筒驱动情况 多滚筒驱动情况 163 带式输送机的选型设计计算 设计参数 带式输送机的机型选择 输送带的选择设计 选取带速 选择带宽 运行阻力的计算 输送带张力的计算 校核 张紧行程及张紧力的计算 张紧行程 张紧力 机型布置 布置原则 布置形式 滚筒的选择 电机、减速器的选型及有关驱动装置部件的选用 减速器的选型 有关驱动装置部件的选用 354 带式输送机的起动分析 带式输送机的起动曲线 起动时的动张力计算 起动时间 425 张紧装置选择方案 张紧装置的类型 方案比较与选择 446 张紧装置的设计 张紧装置组成 主要技术问题 张紧装置参数的确定 张紧力和张紧行程 启动加速度 起动时间 液压站及有关元件的设计与选用 液压油缸的设计 齿轮泵及电机 蓄能器 液压油箱的设计 电液比例溢流阀及其放大器 电磁换向阀、单向阀 机械结构设计 张紧车架 滑轮 注意事项与要求 张紧装置的振动 设备使用要求 587 电控系统 控制系统的硬件组成 PLC及扩展模块 测速传感器 压力变送器 PLC控制系统的硬件配置图 软件设计 思路及流程图 输入输出点地址分配 参数设定 带式输送机张紧装置PLC程序 68结 论 75参考文献 76英文原文 77中文译文 99致 谢 104可&联[系Q——Q：13....6.........后面输入....775..........接着输入12......5Q——Q空间里有所有内容。

计算内容 计算结果 一， 设计任务书 设计题目：传送设备的传动装置 （一）方案设计要求： 具有过载保护性能（有带传动） 含有二级展开式圆柱齿轮减速器 传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行 （二）工作机原始数据： 传送带鼓轮直径___ mm,传送带带速___m/s 传送带主动轴所需扭矩T为 使用年限___年，___班制 工作载荷（平稳，微振，冲击） （三）数据： 鼓轮D 278mm，扭矩T 带速V ，年限 9年 班制 2 ，载荷 微振 二.电机的选择计算 1. 选择电机的转速： a. 计算传动滚筒的转速 nw= 60V/πd=60×× r/min b.计算工作机功率 pw= nw/×10³=248××10³= 2. 工作机的有效功率 a. 传动装置的总效率 带传动的效率η1= 弹性联轴器的效率η2= 滚筒的转速 nw= r/min 工作机功率 pw= 计算内容 计算结果 滚动轴承的效率 η3= 滚筒效率 η4= 齿轮啮合效率 η5= 总效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²= ×××ײ= c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/η= 3. 选择电动机的型号： 查参考文献[10] 表16-1-28得 表 方案 号 电机 型号 电机 质量 (Kg) 额定 功率 (Kw) 同步 转速(r/min) 满载 转速 (r/min) 总传 动比 1 Y100L1-4 34 1500 1420 2 Y112M-6 45 1000 940 根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y112M-6型电动机。 三.运动和动力参数的计算 1. 分配传动比取i带= 总传动比 i= i减=i/i带= 减速器高速级传动比i1= = 减速器低速级传动比i2= i减/ i1= 2. 运动和动力参数计算: 总效率 η= 电动机输出功率 Pr= 选用三相异步电动机Y112M-6 p= kw n=940r/min 中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60 i= i12= i23= P0= 计算内容 计算结果 0轴(电动机轴): p0=pr= n0=940r/min T0=103P0/n0=103 Ⅰ轴(减速器高速轴): p1=p.η1= n1= n0/i01=940/ T1=103P1/n1= Ⅱ轴(减速器中间轴): p2=p1η12=p1η5η3= = Kw n2= n1/i12=376/ r/min T2=103 P2/n2= Ⅲ轴(减速器低速轴): p3=p2η23= p2η5η3= Kw n3= n2/i23= r/min T3=103 P3/n3= Ⅳ轴(鼓轮轴): p4=p3η34= Kw n4= n3= r/min T4=103 P4/n4= 四.传动零件的设计计算 (一)减速器以外的传动零件 1.普通V带的设计计算 (1) 工况系数取KA= 确定dd1, dd2:设计功率pc=KAp= n0=940r/min T0= p1= n1=376r/min T1= p2= n2= r/min T2= p3= n3= r/min T3= p4= Kw n4= T4= 小带轮转速n1= n0=940 r/min 选取A型V带 取dd1=118mm dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm 取标准值dd2=315mm 实际传动i=dd1/ dd2=315/118= 所以n2= n1/i=940/(误差为>5%) 重取 dd1=125mm, dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125= 取标准值dd2=315mm 实际传动比i= dd1/ dd2=315/125= n2= n1/i=940/ (误差为8% 允许) 所选V带带速v=πdd1 n1/(601000)= 125940/(601000)= 在5 ~25m/s之间 所选V带符合 (2)确定中心距 ①初定a0 :(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2) 308≤a0≤880 取a0=550mm ②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0 =2550+() (315+125)+(315-125)²/4550= ③取标准值:Ld=1800mm ④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+()/2 计算内容 计算结果 = 取a=547mm,a的调整范围为: amax=a+ Ld=601mm amin= (2)验算包角: α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。 (3)确定根数:z≥pc/p0’ p0’=Kα(p0+Δp1+Δp2) Kα=(1- )= 对于A型带:c1=10-4,c2=10-3, c3=10-15,c4=10-5 L0=1700mm ω1= = = p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)] =125[10-4-  10-15 (125)²- 10-5 lg(125)]= Δp1= c4dd1ω1 = Δp2=c4dd1ω1 = p0’= ()= Kw 确定根数：z≥ ≤Zmax z= = 取z=2 （4）确定初拉力F0 F0=500 =500× = （5）带对轴的压力Q Q=2 F0zsin =2 = （二）减速器以内的零件的设计计算 1．齿轮传动设计 （1）高速级用斜齿轮 ① 选择材料 小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250~280HBS大齿轮选用ZG340~ 640，正火处理，齿面硬度170 ~ 220HBS 应力循环次数N： N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=×108 N2= N1/i1=×108 ÷×108 查文献[2]图5-17得：ZN1= Z N2=（允许有一点蚀） 由文献[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=，取SHmin=，Zw=，ZLVR= 按齿面硬度250HBS和170HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa 许用接触应力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR= Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR = Mpa 因[σH]2〈[σH]1，所以计算中取[σH]= [σH]2 = Mpa ②按接触强度确定中心距 初定螺旋角β=12° Zβ= = 初取KtZεt2= 由文献[2]表5-5得ZE= ，减速传动u=i1 =，取Φa= 端面压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=° 基圆螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×°)=° ZH= = = 计算中心距a: 计算内容 计算结果 a≥ = = 取中心距 a=112mm 估算模数mn=()a=()×= 取标准模数mn=2 小齿轮齿数 实际传动比： 传动比误差 在允许范围之内 修正螺旋角β= 10°50′39〃 与初选β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。 齿轮分度圆直径 圆周速度 由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级 ③验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动，载荷平稳，由文献[2]表5-3 取 KA= 由文献[2]图5-4（b），按8级精度和 取KV= 齿宽 ，取标准b=45mm 由文献[2]图5-7（a）按b/d1=45/,取Kβ= 由文献[2]表5-4，Kα= 载荷系数K= KAKVKβKα= 计算重合度： 齿顶圆直径 端面压力角： 齿轮基圆直径： mm mm 端面齿顶压力角： 高速级斜齿轮主要参数： mn=2 z1=30, z2=80 β= 10°50′39〃 mt= mn/cosβ= d1= d2= da1= da2= df1= d1-2(ha*+ c*) mn= df2= d2-2(ha*+ c*) mn= 中心距a=1/2(d1+d2)=112mm 齿宽b2=b= 45mm b1= b2+(5~10)=50mm 计算内容 计算结 齿面接触应力 安全 ④验算齿根弯曲疲劳强度 由文献[2]图5-18（b）得： 由文献[2]图5-19得： 由文献[2]式5-23： 取 计算许用弯曲应力： 计算内容 计算结果 由文献[2]图5-14得： 由文献[2]图5-15得： 由文献[2]式5-47得计算 由式5-48： 计算齿根弯曲应力： 均安全。 ⑵低速级直齿轮的设计 ①选择材料 小齿轮材料选用40Cr钢，齿面硬度250—280HBS,大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162—185HBS 计算应力循环次数N：同高速级斜齿轮的计算 N1=60 n1jL h=×108 N2= N1/i1=×108 计算内容 计算结果 查文献[2]图5-17得：ZN1= Z N2= 按齿面硬度250HBS和162HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa 由文献[2]式5-28计算许用接触应力： [σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR= Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR = Mpa 因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 = Mpa ②按接触强度确定中心距 小轮转距T1= 初取KtZεt2= 由文献[2]表5-5得ZE= ，减速传动u=i23=，取Φa= 计算中心距a: a≥ = 取中心距 a=150mm估算模数m=()a=()×150= 1．05~3 取标准模数m=2 小齿轮齿数 齿轮分度圆直径 齿轮齿顶圆直径： 齿轮基圆直径： mm mm 圆周速度 由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级 按电机驱动，载荷平稳，而工作机载荷微振，由文献[2]表5-3 取 KA= 按8级精度和 取KV= 齿宽 b= ,取标准b=53mm 由文献[2]图5-7（a）按b/d1=53/100=,取Kβ= 由文献[2]表5-4，Kα= 载荷系数K= KAKVKβKα= 计算端面重合度： 安全。 ③校核齿根弯曲疲劳强度 按z1=50, z2=100,由文献[2]图5-14得YFa1= ,YFa2= 由文献[2]图5-15得YSa1= ，YSa2=。 Yε= εα= 由文献[2]图5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp 由文献[2]图5-19，YN1= YN2=,因为m=4〈5mm，YX1= YX2=。 取YST=，SFmin=。 计算许用弯曲应力： [σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp [σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp 计算齿根弯曲应力： σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2××136283××××100×2=〈[σF1] σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=〈[σF2] 均安全。 五．轴的结构设计和轴承的选择 a1=112mm, a2=150mm, bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm (h----高速轴，l----低速轴) 考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10mm，考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm，为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm，初取轴承宽度分别为n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根轴的支撑跨距分别为： 计算内容 低速级直齿轮主要参数： m=2 z1=50, z1=50 z2=100 u= d1=100mm d2=200mm da1=104mm da2=204mm df1= d1-2(ha*+ c*) m=95mm df2= d2-2(ha*+ c*) m=195mm a=1/2(d2+ d1)=150mm 齿宽b2 =b=53mm b1=b2+ (5~10)=60mm 计算结果 l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20= 172mm l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm (2)高速轴的设计： ①选择轴的材料及热处理 由于高速轴小齿轮直径较小，所以采用齿轮轴，选用40r钢， ②轴的受力分析： 如图1轴的受力分析： lAB=l1=170mm, lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm lBC= lAB- lAC=170-50=120mm (a) 计算齿轮啮合力： Ft1=2000T1/d1=2000× Fr1=Ft1tanαn/cosβ×tan20°/°= Fa1= Ft1tanβ×°= (b) 求水平面内支承反力，轴在水平面内和垂直面的受力简图如下图： RAx= Ft1 lBC/ lAB=×120/170= RBx= Ft1-RAx= RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(×120+× )/170= RBy= Fr1-RAy= (c) 支承反力 弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC= MC2= RB lBC= 转矩T= Ft1 d1/2= 计算内容 计算结果 d≥ ③轴的结构设计 按经验公式，减速器输入端轴径A0 由文献[2]表8-2，取A0=100 则d≥100 ，由于外伸端轴开一键槽， d=（1+5%）=取d=20mm，由于da1<2d,用齿轮轴，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。 初定轴的结构尺寸如下图： 高速轴上轴承选择：选择轴承30205 GB/T297-94。 （2）中间轴（2轴）的设计： ①选择轴的材料及热处理 选用45号纲调质处理。 ②轴的受力分析： 如下图轴的受力分析： 计算内容 计算结果 lAB=l2=172mm, lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm lBC= lAB- lAC=172-51=121mm lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm (a) 计算齿轮啮合力： Ft2=2000T2/d2=2000× Fr2=Ft2tanαn/cosβ=×tan20°/°= Fa2=Ft2tanβ=×°= Ft3=2000T2/d3=2000× Fr3=Ft3tanα=×tan20°= (b)求水平面内和垂直面内的支反力 RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(×121+×56)/172= RBx=Ft2+Ft3-RAX= RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(××121+×56)= RBY=Fr3-Fr2-RAY= 计算内容 计算结果 RA=, RB= ③轴的结构设计 按经验公式, d≥A0 由文献[2]表8-2，取A0=110 则d≥110 ，取开键槽处d=35mm 根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。 初定轴的结构尺寸如下图： 中间轴上轴承选择：选择轴承6206 GB/T276-94。 （3）低速轴（3轴）的设计： ①选择轴的材料及热处理 选用45号纲调质处理。 ②轴的受力分析： 如下图轴的受力分析： 计算内容 计算结果 初估轴径： d≥A0 =110 联接联轴器的轴端有一键槽，dmin=（1+3%）=，取标准d=35mm 轴上危险截面轴径计算：d=（）a=（）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=，取标准 计算内容 计算结果 50mm 初选6207GB/T276-94轴承，其内径，外径，宽度为40×80×18 轴上各轴径及长度初步安排如下图： ③低速级轴及轴上轴承的强度校核 a、 低速级轴的强度校核 ①按弯扭合成强度校核： 转矩按脉动循环变化，α≈ Mca1= Mc= Mca2= Mca3=αT= 计算弯矩图如下图： 计算内容 计算结果 Ⅱ剖面直径最小，而计算弯矩较大，Ⅷ剖面计算弯矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。 Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=×35³= Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=×50³= 对于45号纲，σB=637Mp，查文献[2]表8-3得 [σb] -1=59 Mp，σca<[σb] -1,安全。 ②精确校核低速轴的疲劳强度 a、 判断危险截面： 各个剖面均有可能有危险剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面为过度圆角引起应力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面与Ⅱ剖面比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数较大者进行验算。Ⅸ--Ⅹ面比较，它们直径均相同，Ⅸ与Ⅹ剖面计算弯矩值小，Ⅷ剖面虽然计算弯矩值最大，但应力集中影响较小（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），所以Ⅵ与Ⅶ剖面危险，Ⅵ与Ⅶ剖面的距离较接近（可取5mm左右），承载情况也很接近，可取应力集中系数较大值进行验算。 计算内容 计算结果 b.较核Ⅰ、Ⅱ剖面疲劳强度：Ⅰ剖面因键槽引 起的应力集中系数由文献[2]附表1-1查得：kσ=, kτ= Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的应力集中系数由文献[2]附表1-1得：kσ=, kτ=。Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查文献[2]附表1-2（用插入法）： （过渡圆角半径根据D-d由文献[1]表查取） kτ=，故应按过渡圆角引起的应力集中系数验算Ⅱ剖面 Ⅱ剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为： τmax =T/ WT=×35³=, τa=τm =τmax /2= 绝对尺寸影响系数查文献[2]附表1-4得：εσ =，ετ =，表面质量系数查文献[2]附表1-5：βσ =，βτ = Ⅱ剖面安全系数为： S=Sτ= 取[S]=，S>[S] Ⅱ剖面安全。 b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面： Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的应力集中系数查附表1-1，kσ=, kτ= Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，kσ=τ= Ⅶ剖面因键槽引起的应力集中系数查文献[2]附表1-1得：kσ=, kτ=。故应按过渡圆角引起 计算内容 计算结果 的应力集中系数来验算Ⅵ剖面 MVⅠ=113 RA=×113=, TVⅠ= Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力： σmax= MVⅠ/W=×50³= σa=σmax= σm=0 Ⅵ剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为： τmax =TⅥ/ WT=266133/×50³ 绝对尺寸影响系数由文献[2]附表1-4得：εσ =，ετ = 表面质量系数由文献[2]附表1-5查得：βσ =，βτ = Ⅵ剖面的安全系数： Sσ = Sτ= S= 取[S]= ，S>[S] Ⅵ剖面安全。 六．各个轴上键的选择及校核 1．高速轴上键的选择： 初选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp，σp= 满足要求； 计算内容 高速轴上 选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm 中间轴 选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, 计算结果 2．中间轴键的选择： A处：初选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp σp= 满足要求; B处：初选A型10×45 GB1095-79： b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp σp= 满足要求. 3. 低速轴上键的选择： a.联轴器处选A型普通平键 初选A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp σp= 满足要求. b. 齿轮处初选A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp σp= 满足要求. 七．联轴器的选择 根据设计题目的要求，减速器只有低速轴上放置一联轴器。 查表取工作情况系数K= 取K= 计算转矩 Tc=KT=× 选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85，[T]=, Tc<[T],n<[n],所选联轴器合适。 低速轴 联轴器处选A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm 低速轴 齿轮处初选A型14×40GB1096-79： b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm 选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85 参考资料：机械课程设计，理论力学