胶带输送机论文参考文献与论文参考文献怎么对齐

1、研究皮带输送机有何意义

输送机用来输送产品 方便 缩短距离 省工省力　　皮带输送机广泛应用于家电、电子、电器、机械、烟草、注塑、邮电、印刷、食品等各行各业，物件的组装、检测、调试、包装及运输等。线体输送可根据工艺要求选用：普通连续运行、节拍运行、变速运行等多种控制方式；线体因地制宜选用：直线、弯道、斜坡等线体形式。　　皮带输送机也叫带式输送机或胶带输送机，是组成有节奏的流水作业线所不可缺少的经济型物流输送设备。皮带机按其输送能力可分为重型皮带机如矿用皮带输送机，轻型皮带机如用在电子塑料，食品轻工，化工医药等行业。皮带输送机具有输送能力强，输送距离远，结构简单易于维护，能方便地实行程序化控制和自动化操作。运用输送带的连续或间歇运动来输送100KG以下的物品或粉状、颗状物品，其运行高速、平稳，噪音低，并可以上下坡传送。　　TD75、DTⅡ型皮带输送机由于输送量大,结构简单,维护方便,成本低,通用性强等优点,而被广泛地应用在冶金、矿山、煤炭、港口、交通、水电、化工等部门,进行装车、装船、转载或堆积各种常温状态的松散密度为500~2500kg/m3各种散状物料或成件物品.由单机或多机组合成运输系统来输送物料,根据工艺要求可布置成水平或倾斜的形式,DTⅡ型皮带输送机除了可满足水平或倾斜输送要求外,还可采用带凸弧段、凹弧段与直线段组合的输送形式.输送机允许输送的物料块度取决于带宽、带速、槽角和倾角,也取决于大块物料出现的频率.该输送机适用的工作环境温度一般为-25~+40℃.我公司还生产轻型皮带输送机和移动式输送机。　　皮带式输送机具有输送量大、结构简单、维修方便、部件标准化等优点，广泛应用于矿山、冶金、煤炭等行业，用来输送松散物料或成件物品，根据输送工艺要求，可单台输送，也可多台组成或与其它输送设备组成水平或倾斜的输送系统，以满足不同布置型式的作业 线需要 ,适用于输送堆积密度小于1.67/吨/立方米，易于掏取的粉状、粒状、小块状的低磨琢性物料及袋装物料，如煤、碎石、砂、水泥、化肥、粮食等。被送物料温度小于60℃。其机长及装配形式可根据用户要求确定，传动可用电滚筒，也可用带驱动架的驱动装置。输送机皮带标准化的几种常见清扫器类型有以下几种：（1）弹衡清扫器安装在头部滚筒处，它主要借助于弹簧的弹力，使固定在支架上的刮板（椒胶板），在物料和输送带分离后，贴近输送带表面，清扫粘结在输送带上的物料。它是TD75型输送机标准设计的主要清扫器，使用效果不好。（2）合金橡胶清扫器P型安装在头部滚筒处，安装位置与弹簧清扫器相似，与弹簧清扫器相比，它主要借助于橡胶棒的弹力，同时刮板材料由橡胶改为硬质合金在物料和输送带分离后贴近输送带表面。清扫粘结在输送带上的物料。（3）合金橡胶清扫号H型安装在头部滚筒处贴近输送带的位置与以上两种形式不同，清扫原理与合金橡胶清扫器P型相同。（4）硬质合金刮板清扫器安装于头部滚筒处，刮板材料采用硬质合金，有单片和双片两种形式，通过调整配重块改变刮板对输送带的压力，达到彻底清扫物料的效果。（5）空段清扫器空段清扫器安装在输送带的回程分支、输送带上侧、靠近尾部滚筒处或垂直拉紧装置改向滚筒处，用来清扫洒落在回程分支输送带上的物料。防止物料夹在输送带与尾部滚筒、改向滚筒之间。损坏演筒与输送带。影响输送机的正常运行。要达到较好的清扫效果，目前较为成熟的经验是在头部滚筒处增加电动滚刷清扫器，联合使用。如合金橡胶清扫器P、H型联合使用。再加一道硬质合金刮板清扫器；回程输送带进入下托辊时，下托辊采用梳形托辊或螺旋托辊、V形梳形托辊，均能达到较好的清扫效果。

参考资料：远大清扫器厂

2、基于PLC控制的带式输送机自动张紧装置的毕业论文谁有！！最好是免费的，简述也行

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PLC在恒温控制过程中的应用 Q.Q，89 ........................................后面接着输入...... 36........................................后面接着输入...... 28........................................后面接着输入...... 136 (4行连着输入就是我的QQ) 47. 变频器在恒压供水控制系统中的应用 48. 基于西门子PLC的Z3040型摇臂钻床改造 49. PLC控制的恒压供水系统的设计本回答由提问者推荐论文编号: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 condition.It 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 cylinder.In 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 life.In 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 value.Introduces 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 operation.Key words：Belt-type conveyer； full automatic hydraulic tension station； automatic control； programmable control目 录1 概述 11.1张紧装置的作用 11.2张紧装置的类型及其介绍 21.3液压张紧装置的基本介绍及其特点 21.3.1液压张紧装置的特点 21.3.2新型自动控制液压张紧装置的主要技术特点 31.3.3液压传动的特点 31.4带式输送机张紧装置的PLC控制系统介绍 41.4.1 PLC的介绍 41.4.2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 92.1带式输送机的组成及工作原理 92.1.1带式输送机的组成 92.1.2带式输送机的工作原理 112.2带式输送机的驱动原理——摩擦传动原理 112.2.1单滚筒驱动情况 122.2.2多滚筒驱动情况 163 带式输送机的选型设计计算 213.1设计参数 213.2带式输送机的机型选择 213.3输送带的选择设计 213.3.1选取带速 213.3.2选择带宽 223.4运行阻力的计算 233.5输送带张力的计算 253.6校核 273.7张紧行程及张紧力的计算 283.7.1张紧行程 283.7.2张紧力 283.8机型布置 303.8.1布置原则 303.8.2布置形式 303.9滚筒的选择 313.10电机、减速器的选型及有关驱动装置部件的选用 333.10.2减速器的选型 333.10.3有关驱动装置部件的选用 354 带式输送机的起动分析 374.1带式输送机的起动曲线 374.2起动时的动张力计算 394.3起动时间 425 张紧装置选择方案 435.1张紧装置的类型 435.2方案比较与选择 446 张紧装置的设计 486.1张紧装置组成 486.2主要技术问题 496.3张紧装置参数的确定 496.3.1张紧力和张紧行程 506.3.2启动加速度 506.3.3起动时间 506.4液压站及有关元件的设计与选用 506.4.1液压油缸的设计 506.4.2齿轮泵及电机 546.4.3蓄能器 546.4.4液压油箱的设计 556.4.5电液比例溢流阀及其放大器 556.4.6电磁换向阀、单向阀 576.5机械结构设计 576.5.1张紧车架 576.5.2滑轮 586.6注意事项与要求 586.6.1张紧装置的振动 586.6.2设备使用要求 587 电控系统 597.1控制系统的硬件组成 597.1.1 PLC及扩展模块 597.1.2测速传感器 617.1.3压力变送器 627.1.4 PLC控制系统的硬件配置图 647.2软件设计 647.2.1思路及流程图 657.2.2输入输出点地址分配 657.2.3参数设定 657.2.4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。

3、带式输送机设计

你也可以去参考我的硕士毕业论文：钢带传动冷却机设计李德生 【摘要】：随着钢带传动理论研究的进步,加上国内外环境保护要求的呼声日益提高等,国外最早在欧美化工、医药等行业内,出现了原理相同结构用途各异的钢带传动系统。 而伴随着全球经济一体化的持续发展,市场竞争日益激烈,化工制造业已经进入了规模竞争时代,面临严峻的竞争成本挑战。很多企业都选择了应用自动化生产设备生产,来提升自身产品的竞争力。但是在设备实际的设计、生产、应用、推广过程中,由于过度依赖参照设计,缺乏基础数据,导致了分析计算不足;加上三化工作准备不足,可靠性难以有效保证。因此构建一个完整的设计框架对新形势下的设备生产企业具有重要意义。 本文通过对钢带传动设计理论研究,以整体改进优化的思路,借助于SolidWorks工具,使用有限元法,进而利用COSMOSWorks分析软件改进现有设计方案。从而提出一整套的设计方案。 本文重点对驱动轮毂、破碎机梳板齿的强度/刚度/模态分析,在此分析的基础上检验设计方案是否可行。对梳板齿、钢带进行疲劳计算分析,在此基础上提出了一些提高使用寿命的办法。详细网址是：.cn/Article/CDMD-10248-1011298703.htm

下面是带式输送机的设计：

　　①原煤上料运输②皮带运输机运输能力为(700 - 学号×5)吨/时③皮带运输机出料端高度为(70 - 学号)米④皮带运输机入料端高度为平面开阔地，皮带长度和倾角可以自由选择.

　　设计条件如下：

　　原煤上料运输

　　①皮带运输机运输能力Q为(700-18×5)=610t/h;

　　②皮带运输机出料端高度为(70-18)=52 m;

　　③皮带长度为240m;

　　④输送机安装倾角为12.5133°;

　　⑤物料的堆积密度为331.0/1000/tmkgm;

　　⑥物料的颗粒度为0-300mm;目前国内采用的是《DTⅡ型固定式带式输送机》系列。

　　该系列输送机由许多标准件组成，各个部件的规格也都成系列。故本设计中也采用DTⅡ型固定式带式输送机系列。

DTII(A)型带式输送机简图：

4、毕业论文是：带式输送机结构设计，二级减速器，GGJJ给点资料过来啊？

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外文文献原文译文本回答由提问者推荐带式运输机传动装置减速器课程设计已发去你邮箱，请查收。仅供参考。

5、带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器的毕业论文

可以给你个参考说明书看看，没有做的你这么完整看一下你要的是不是这个图，这个帖子/question/209124655.html?si=5有贴图，如果能帮你请hi我或者确认你的帖子时说明，我收到最佳答案的通知后传你邮箱图纸更多追问追答追问

是这个图，怎么弄啊？追答

如果能帮你，也就是说你感觉需要，请hi我或者确认你的帖子最佳答案时说明，我收到最佳答案的通知后传你邮箱图纸（记得你的邮箱一定要正确）追问

哦，好来自：求助得到的回答本回答由提问者推荐

6、谁能告诉我带式输送机中 输送能力体积输送量Iv和质量输送量Q在数值上存在怎样的联系？有什么参考文献没有

没关系，lv=s*v*kS最大物料横截面积，V带速，k倾斜输送机面积折减系数。质量输送量lm=lv*p(密度)，输送量Q=3.6*lv*p(密度)本回答由提问者推荐

7、带式输送机传动装置设计

一、带式输送机传动装置，可伸缩胶带输送机与普通胶带输送机的工作原理一样，是以胶带作为牵引承载机的连续运输设备，不过增加了储带装置和收放胶带装置等，当游动小车向机尾一端移动时，胶带进入储带装置内，机尾回缩;反之则机尾延伸，因而使输送机具有可伸缩的性能。二、设计安装调试：1.输送机的各支腿、立柱或平台用化学锚栓牢固地固定于地面上。2.机架上各个部件的安装螺栓应全部紧固。各托辊应转动灵活。托辊轴心线、传动滚筒、改向滚筒的轴心线与机架纵向的中心线应垂直。3.螺旋张紧行程为机长的1%~1.5%。4.拉绳开关安装于输送机一侧，两开关间用覆塑钢丝绳连接，松紧适度。5.跑偏开关安装于输送机头尾部两侧，成对安装。开关的立辊与输送带带边垂直，且保证带边位于立辊高度的1/3处。立辊与输送带边缘距离为50~70mm。6.各清扫器、导料槽的橡胶刮板应与输送带完全接触，否则，调节清扫器和导料槽的安装螺栓使刮板与输送带接触。7.安装无误后空载试运行。试运行的时间不少于2小时。并进行如下检查:(1)各托辊应与输送带接触，转动灵活。(2)各润滑处无漏油现象。(3)各紧固件无松动。(4)轴承温升不大于40°C，且最高温度不超过80°C。(5)正常运行时，输送机应运行平稳，无跑偏，无异常噪音。每一个对本回答被提问者采纳计算内容 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___N.m 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 248N.m 带速V 0.98m/s，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=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min b.计算工作机功率 pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw 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= 0.96 弹性联轴器的效率η2= 0.99 滚筒的转速 nw=67.326 r/min 工作机功率 pw=1.748Kw 计算内容 计算结果 滚动轴承的效率 η3=0.99 滚筒效率 η4=0.96 齿轮啮合效率 η5=0.97 总效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²= 0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816 c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw 3. 选择电动机的型号： 查参考文献[10] 表16-1-28得 表1.1 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 2.2 1500 1420 21.091 2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962 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=2.5 总传动比 i=13.962 i减=i/i带=13.962/2.5=5.585 减速器高速级传动比i1= =2.746 减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034 2. 运动和动力参数计算: 总效率 η=0.816 电动机输出功率 Pr=2.142kw 选用三相异步电动机Y112M-6 p=2.2 kw n=940r/min 中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60 i=13.962 i12=2.746 i23=2.034 P0=2.142Kw 计算内容 计算结果 0轴(电动机轴): p0=pr=2.142Kw n0=940r/min T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m Ⅰ轴(减速器高速轴): p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw n1= n0/i01=940/2.5=376 T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m Ⅱ轴(减速器中间轴): p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99 =1.954 Kw n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m Ⅲ轴(减速器低速轴): p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw n3= n2/i23=67.319 r/min T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m Ⅳ轴(鼓轮轴): p4=p3η34=1.839 Kw n4= n3=67.319 r/min T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m 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=1.2 确定dd1, dd2:设计功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min T0=21.762N.m p1=2.035Kw n1=376r/min T1=51.687N.m p2=1.954Kw n2=136.926 r/min T2=136.283 N.m p3=1.876Kw n3=67.319 r/min T3=266.133N.m p4=1.839 Kw n4=67.319r/min T4=260.884 N.m 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=2.669 所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%>5%) 重取 dd1=125mm, dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm 取标准值dd2=315mm 实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52 n2= n1/i=940/2.52=373.016 (误差为8% 允许) 所选V带带速v=πdd1 n1/(601000)=3.14 125940/(601000)=6.152m/s 在5 ~25m/s之间 所选V带符合 (2)确定中心距 ①初定a0 :0.7(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+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559 ③取标准值:Ld=1800mm ④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2 计算内容 计算结果 =546.221mm 取a=547mm,a的调整范围为: amax=a+0.03 Ld=601mm amin=a-0.015Ld=520mm (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=1.25(1- )=0.948 对于A型带:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3, c3=9.610-15,c4=4.6510-5 L0=1700mm ω1= = =98.437rad/s p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)] =12598.437[3.7810-4- -9.6 10-15 (12598.437)²- 4.6510-5 lg(12598.437)]=1.327 Δp1= c4dd1ω1 =0.148 Δp2=c4dd1ω1 =0.0142 p0’=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw 确定根数：z≥ ≤Zmax z= = 取z=2 （4）确定初拉力F0 F0=500 =500× =175.633KN （5）带对轴的压力Q Q=2 F0zsin =2 =690.768KN （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）=9.74×108 N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108 查文献[2]图5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允许有一点蚀） 由文献[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92 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=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR =459.540 Mpa 因[σH]2〈[σH]1，所以计算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa ②按接触强度确定中心距 初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989 初取KtZεt2=1.12 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i1 =2.746，取Φa=0.4 端面压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103° 基圆螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665° ZH= = =2.450 计算中心距a: 计算内容 计算结果 a≥ = =111.178mm 取中心距 a=112mm 估算模数mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×= 0.784~2.24 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=1.25 由文献[2]图5-4（b），按8级精度和 取KV=1.023 齿宽 ，取标准b=45mm 由文献[2]图5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051 由文献[2]表5-4，Kα=1.2 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=2.036mm d1=61.091mm d2=162.909mm da1=65.091mm da2=166.909mm df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm 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=1.748×108 N2= N1/i1=0.858×108 计算内容 计算结果 查文献[2]图5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14 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=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR =461.472 Mpa 因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa ②按接触强度确定中心距 小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m 初取KtZεt2=1.1 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i23=2.034，取Φa=0.35 计算中心距a: a≥ =145.294mm 取中心距 a=150mm估算模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×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=1.25 按8级精度和 取KV=1.02 齿宽 b= ,取标准b=53mm 由文献[2]图5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03 由文献[2]表5-4，Kα=1.1 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=2.36 ,YFa2=2.22 由文献[2]图5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。 Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666 由文献[2]图5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp 由文献[2]图5-19，YN1= YN2=1.0,因为m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。 取YST=2.0，SFmin=1.4。 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=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1] σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[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=2.034 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=2000×51.687/61.091=162.131N Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N (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=1692.131×120/170=1194.445N RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141× 61.091/2)/170=500.888N RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N (c) 支承反力 弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm MC2= RB lBC=61612.32N.mm 转矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm 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=17.557（1+5%）=18.435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=2000×136.283/162.909=1673.118N Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N (b)求水平面内和垂直面内的支反力 RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336= 计算内容 计算结果 181.656N RA=2073.191N, RB=2341.392N 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=33.5（1+3%）=34.351mm，取标准d=35mm 轴上危险截面轴径计算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，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≈0.6 Mca1= Mc=106962.324N.mm Mca2= Mca3=αT=159679.800N.mm 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=159679.8/0.1×35³=37.243Mp Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp 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=1.76, kτ=1.54 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=1.97, kτ=1.51。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4.2-13查取） kτ=1.419，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=266.133/0.2×35³=31.036Mp, τa=τm =τmax /2=15.52Mp 绝对尺寸影响系数查文献[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面质量系数查文献[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92 Ⅱ剖面安全系数为： S=Sτ= 取[S]=1.5~1.8，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=1.97, kτ=1.51 Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43 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=1.82, kτ=1.62。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=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力： σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp σa=σmax=8.366 σm=0 Ⅵ剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为： τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³ 绝对尺寸影响系数由文献[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ =0.78 表面质量系数由文献[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92 Ⅵ剖面的安全系数： Sσ = Sτ= S= 取[S]= 1.5~1.8，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=1.25~1.5 取K=1.5 计算转矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp 选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, 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，理论力学我的主页/%BA%A3%D1%E0d322/blog里有的,你可以去看看.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___N.m 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 248N.m 带速V 0.98m/s，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=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min b.计算工作机功率 pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw 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= 0.96 弹性联轴器的效率η2= 0.99 滚筒的转速 nw=67.326 r/min 工作机功率 pw=1.748Kw 计算内容 计算结果 滚动轴承的效率 η3=0.99 滚筒效率 η4=0.96 齿轮啮合效率 η5=0.97 总效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²= 0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816 c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw 3. 选择电动机的型号： 查参考文献[10] 表16-1-28得 表1.1 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 2.2 1500 1420 21.091 2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962 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=2.5 总传动比 i=13.962 i减=i/i带=13.962/2.5=5.585 减速器高速级传动比i1= =2.746 减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034 2. 运动和动力参数计算: 总效率 η=0.816 电动机输出功率 Pr=2.142kw 选用三相异步电动机Y112M-6 p=2.2 kw n=940r/min 中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60 i=13.962 i12=2.746 i23=2.034 P0=2.142Kw 计算内容 计算结果 0轴(电动机轴): p0=pr=2.142Kw n0=940r/min T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m Ⅰ轴(减速器高速轴): p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw n1= n0/i01=940/2.5=376 T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m Ⅱ轴(减速器中间轴): p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99 =1.954 Kw n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m Ⅲ轴(减速器低速轴): p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw n3= n2/i23=67.319 r/min T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m Ⅳ轴(鼓轮轴): p4=p3η34=1.839 Kw n4= n3=67.319 r/min T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m 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=1.2 确定dd1, dd2:设计功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min T0=21.762N.m p1=2.035Kw n1=376r/min T1=51.687N.m p2=1.954Kw n2=136.926 r/min T2=136.283 N.m p3=1.876Kw n3=67.319 r/min T3=266.133N.m p4=1.839 Kw n4=67.319r/min T4=260.884 N.m 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=2.669 所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%>5%) 重取 dd1=125mm, dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm 取标准值dd2=315mm 实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52 n2= n1/i=940/2.52=373.016 (误差为8% 允许) 所选V带带速v=πdd1 n1/(601000)=3.14 125940/(601000)=6.152m/s 在5 ~25m/s之间 所选V带符合 (2)确定中心距 ①初定a0 :0.7(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+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559 ③取标准值:Ld=1800mm ④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2 计算内容 计算结果 =546.221mm 取a=547mm,a的调整范围为: amax=a+0.03 Ld=601mm amin=a-0.015Ld=520mm (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=1.25(1- )=0.948 对于A型带:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3, c3=9.610-15,c4=4.6510-5 L0=1700mm ω1= = =98.437rad/s p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)] =12598.437[3.7810-4- -9.6 10-15 (12598.437)²- 4.6510-5 lg(12598.437)]=1.327 Δp1= c4dd1ω1 =0.148 Δp2=c4dd1ω1 =0.0142 p0’=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw 确定根数：z≥ ≤Zmax z= = 取z=2 （4）确定初拉力F0 F0=500 =500× =175.633KN （5）带对轴的压力Q Q=2 F0zsin =2 =690.768KN （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）=9.74×108 N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108 查文献[2]图5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允许有一点蚀） 由文献[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92 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=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR =459.540 Mpa 因[σH]2〈[σH]1，所以计算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa ②按接触强度确定中心距 初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989 初取KtZεt2=1.12 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i1 =2.746，取Φa=0.4 端面压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103° 基圆螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665° ZH= = =2.450 计算中心距a: 计算内容 计算结果 a≥ = =111.178mm 取中心距 a=112mm 估算模数mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×= 0.784~2.24 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=1.25 由文献[2]图5-4（b），按8级精度和 取KV=1.023 齿宽 ，取标准b=45mm 由文献[2]图5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051 由文献[2]表5-4，Kα=1.2 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=2.036mm d1=61.091mm d2=162.909mm da1=65.091mm da2=166.909mm df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm 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=1.748×108 N2= N1/i1=0.858×108 计算内容 计算结果 查文献[2]图5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14 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=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR =461.472 Mpa 因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa ②按接触强度确定中心距 小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m 初取KtZεt2=1.1 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i23=2.034，取Φa=0.35 计算中心距a: a≥ =145.294mm 取中心距 a=150mm估算模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×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=1.25 按8级精度和 取KV=1.02 齿宽 b= ,取标准b=53mm 由文献[2]图5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03 由文献[2]表5-4，Kα=1.1 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=2.36 ,YFa2=2.22 由文献[2]图5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。 Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666 由文献[2]图5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp 由文献[2]图5-19，YN1= YN2=1.0,因为m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。 取YST=2.0，SFmin=1.4。 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=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1] σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[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=2.034 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=2000×51.687/61.091=162.131N Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N (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=1692.131×120/170=1194.445N RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141× 61.091/2)/170=500.888N RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N (c) 支承反力 弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm MC2= RB lBC=61612.32N.mm 转矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm 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=17.557（1+5%）=18.435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=2000×136.283/162.909=1673.118N Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N (b)求水平面内和垂直面内的支反力 RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336= 计算内容 计算结果 181.656N RA=2073.191N, RB=2341.392N 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=33.5（1+3%）=34.351mm，取标准d=35mm 轴上危险截面轴径计算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，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≈0.6 Mca1= Mc=106962.324N.mm Mca2= Mca3=αT=159679.800N.mm 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=159679.8/0.1×35³=37.243Mp Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp 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=1.76, kτ=1.54 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=1.97, kτ=1.51。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4.2-13查取） kτ=1.419，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=266.133/0.2×35³=31.036Mp, τa=τm =τmax /2=15.52Mp 绝对尺寸影响系数查文献[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面质量系数查文献[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92 Ⅱ剖面安全系数为： S=Sτ= 取[S]=1.5~1.8，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=1.97, kτ=1.51 Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43 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=1.82, kτ=1.62。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=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力： σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp σa=σmax=8.366 σm=0 Ⅵ剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为： τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³ 绝对尺寸影响系数由文献[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ =0.78 表面质量系数由文献[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92 Ⅵ剖面的安全系数： Sσ = Sτ= S= 取[S]= 1.5~1.8，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=1.25~1.5 取K=1.5 计算转矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp 选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, 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，理论力学回答者：tlzhangyuchuan 百度知道里有很多人问这个问题，建议你去看一下有没有你需要的

参考资料：百度知道

8、带式输送机传动装置设计论文 谁有，能给发一篇不？谢谢！ 邮箱： loveuwow@yeah.net

要求F=2000 D=280mm v=1.21米每秒 工作环境：清洁 载荷特性：平稳 生产批量：大批量 工作年限：5年双班胶带运输带的有效拉力F=3500N，工作速度v=1.10m/s,传动滚动直径D=280mm,载荷有轻度冲击是如果需要确认你的帖子发你邮箱

9、谁能给一些关于带式输送机或者皮带输送机的发展概况和趋势的文章，要带有参考文献的！

带式输送机或者皮带输送机的发展概况和趋势的文章，我把整个文章发过来.还有其他要求吗？

10、胶带输送机的用途和使用范围？

1、胶带输送机的用途：胶带输送机适用于输送散碎物料。

2、胶带输送机的适用范围：

①输送堆积密度小于1.67/吨/立方米，易于掏取的粉状、粒状、小块状的低磨琢性物料及袋装物料，如煤、碎石、砂、水泥、化肥、粮食等。

②被送物料温度小于60℃。

知识点延伸：

胶带输送机又称皮带输送机，输送带根据摩擦传动原理而运动。