帶式輸送機的PLC控制(完整版)資料

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第一章緒論帶式輸送機的PLC控制（完整版）資料(可以直接使用，可編輯優(yōu)秀版資料，歡迎下載）帶式輸送機是一種摩擦驅(qū)動以連續(xù)方式運輸物料的機械。它可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進行純粹的物料輸送外，還可以與各工業(yè)企業(yè)生產(chǎn)流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線。所以帶式輸送機廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代化的各種工業(yè)企業(yè)中。

在礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統(tǒng)、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應(yīng)用帶式輸送機。它可以用于水平運輸或傾斜運輸。1.1國內(nèi)外帶式輸送機研究狀況及差距國外在帶式輸送機動態(tài)分析研究方面開展得比較早,動態(tài)分析理論與研制的軟件已基本能夠滿足當(dāng)前帶式輸送機發(fā)展之需；而我國相對較晚,與國外相比還存在一定的差距,尤其是動態(tài)分析軟件部分。為了盡快彌補這一差距,趕超世界水平,有必要研究和分析當(dāng)今國外帶式輸送機的動態(tài)分析軟件。國外動態(tài)分析軟件目前,美國、法國、澳大利亞、意大利等國家在動態(tài)分析研究方面,已經(jīng)達到國際領(lǐng)先地位。我國生產(chǎn)制造的上運帶式輸送機的品種、類型較多。在“八五”期間，通過國家一條龍“日產(chǎn)萬噸綜采設(shè)備”項目的實施，帶式輸送機的技術(shù)水平有了很大提高，煤礦井下用大功率、長距離帶式輸送機的關(guān)鍵技術(shù)研究和新產(chǎn)品開發(fā)都取得了很大的進步。如大傾角、長距離帶式輸送機成套設(shè)備、高產(chǎn)高效工作面順槽可伸縮帶式輸送機等均填補了國內(nèi)空白，并對帶式輸送機的主要元部件進行了理論研究和產(chǎn)品開發(fā)，研制成功了多種軟起動和制動裝置以及以PLC為核心的可編程電控裝置，驅(qū)動系統(tǒng)采用調(diào)速型液力耦合器和行星齒輪減速器。a、大型皮帶輸送機的關(guān)鍵核心技術(shù)上的差距

(1)皮帶輸送機動態(tài)分析與監(jiān)測技術(shù)

長距離、大功率皮帶輸送機的技術(shù)關(guān)鍵是動態(tài)設(shè)計與監(jiān)測，它是制約大型皮帶輸送機發(fā)展的核心技術(shù)。目前我國用剛性理論來分析研究帶式輸送機并制訂計算方法和設(shè)計規(guī)范，設(shè)計中對輸送帶使用了很高的安全系統(tǒng)（一般取n=10左右），與實際情況相差很遠。(2)可靠的可控軟起動技術(shù)與功率均衡技術(shù)

長距離大運量帶式輸送機由于功率大、距離長且多機驅(qū)動，必須采用軟起動方式來降低輸送機制動張力，特別是多電機驅(qū)動時。國內(nèi)已大量應(yīng)用調(diào)速型液力偶合器來實現(xiàn)輸送機的軟起動與功率平衡，解決了長距離帶式輸送機的起動與功率平衡及同步性問題。但其調(diào)節(jié)精度及可靠性與國外相比還有一定差距。當(dāng)單機功率>500kW時，可控CST軟起動顯示出優(yōu)越性。由于可控軟起動是將行星齒輪減速器的內(nèi)齒圈與濕式磨擦離合器組合而成（即粘性傳動）。通過比例閥及控制系統(tǒng)來實現(xiàn)軟起動與功率平衡，其調(diào)節(jié)精度可達98%以上。但價格昂貴，急需國產(chǎn)化。b、技術(shù)性能上差距我國上運帶式輸送機的主要性能與參數(shù)已不能滿足高產(chǎn)高效礦井的需要，尤其是順槽可伸縮帶式輸送機的關(guān)鍵部件及其功能如自移機尾、高效儲帶與張緊裝置等與國外有著很大差距。(1)裝機功率我國工作面順槽可伸縮帶式輸送機最大裝機功率為4×250kW，國外產(chǎn)品可達4×970kW，國產(chǎn)帶式輸送機的裝機功率約為國外產(chǎn)品的30%～40%，固定帶式輸送機的裝機功率相差更大。(2)運輸能力我國帶式輸送機最大運量為3000t/h，國外已達5500t/h。(3)最大輸送帶寬度我國帶式輸送機為1400mm，國外最大1830mm。(4)帶速由于受托輥轉(zhuǎn)速的限制，我國帶式輸送機帶速為4m/s，國外為5m/s以上。(5)工作面順槽運輸長度我國為3000m，國外為7300m。(6)自移機尾國內(nèi)自移機尾主要依賴進口。對自移機尾的要求是共同的，既要滿足輸送機正常工作時防滑的要求，又要滿足在輸送機不停機的情況下實現(xiàn)快速自移。(7)高效儲帶與張緊裝置我國采用封閉式儲帶結(jié)構(gòu)和絞車拉緊為主。國外采用結(jié)構(gòu)先進的開放式儲帶裝置和高精度的大扭矩、大行程自動張緊設(shè)備，托輥小車能自動隨輸送帶伸縮到位。(8)輸送機品種國內(nèi)機型品種少，功能單一，使用范圍受限，不能充分發(fā)揮其效能。c、可靠性、壽命上的差距(1)輸送帶抗拉強度我國生產(chǎn)的織物整芯阻燃輸送帶最高為2500N/mm，國外為3150N/mm。鋼絲繩芯阻燃輸送帶最高為4000N/mm，國外為7000N/mm。(2)輸送帶接頭強度我國輸送帶接頭強度為母帶的50%～65%，國外達母帶的70%～75%。(3)托輥壽命我國現(xiàn)有的托輥技術(shù)與國外比較，壽命短、速度低、阻力大。我國輸送機托輥壽命為2萬h，國產(chǎn)托輥壽命僅為國外產(chǎn)品的30%～40%。(4)輸送機減速器壽命我國輸送機減速器壽命2萬h，國外輸送機減速器壽命7萬h。(5)帶式輸送機上下運行時可靠性差。d、控制系統(tǒng)上差距(1)驅(qū)動方式我國為調(diào)速型液力偶合器和硬齒面減速器，國外傳動方式多樣，如BOSS系統(tǒng)、CST可控傳動系統(tǒng)等。(2)監(jiān)控裝置國外輸送機已采用高檔可編程序控制器PLC。我國輸送機僅采用了中檔可編程序控制器來控制輸送機的啟動、正常運行、停機等工作過程。(3)輸送機保護裝置近年國外輸送機先進保護裝置技術(shù)是國內(nèi)的空白。1.2改進方法(1)設(shè)備大型化、提高運輸能力

為了適應(yīng)高產(chǎn)高效集約化生產(chǎn)的需要，帶式輸送機的輸送能力要加大。長距離、高帶速、大運量、大功率是今后發(fā)展的必然趨勢，也是高產(chǎn)高效礦井運輸技術(shù)的發(fā)展方向。(2)

提高元部件性能和可靠性

設(shè)備開機率的高與低主要取決于元部件的性能和可靠性。除了進一步完善和提高現(xiàn)有元部件的性能和可靠性，還要不斷地開發(fā)研究新的技術(shù)和元部件，如高性能可控軟起動技術(shù)、動態(tài)分析與監(jiān)控技術(shù)、高效貯帶裝置、快速自移機尾、高速托輥等，使帶式輸送機的性能得到進一步的提高。

(3)

擴大功能，一機多用化

拓展運人、運料或雙向運輸?shù)裙δ?，做到一機多用，使其發(fā)揮最大的經(jīng)濟效益。開發(fā)特殊型帶式輸送機，如彎曲帶式輸送機、大傾角或垂直提升輸送機等。1.3常用帶式輸送機類型與特點帶式輸送機分類方法有多種,按運輸物料的輸送帶結(jié)構(gòu)可分成兩類，一類是普通型帶式輸送機，這類帶式輸送機在輸送帶運輸物料的過程中，上帶呈槽形，下帶呈平形，輸送帶有托輥托起，輸送帶外表幾何形狀均為平面；另外一類是特種結(jié)構(gòu)的帶式輸送機，各有各的輸送特點其簡介如下各種帶式輸送機的特點：(1)QD80輕型固定式帶輸送機與TDⅡ型相比，其帶較薄、載荷也較輕,運距一般不超過100m，電機容量不超過22kw。(2)U形帶式輸送機它又稱為槽形帶式輸送機，其明顯特點是將普通帶式輸送機的槽形托輥角提高到使輸送帶成U形。這樣一來輸送帶與物料間產(chǎn)生擠壓，導(dǎo)致物料對膠帶的摩擦力增大，從而輸送機的運輸傾角可達25°。(3)管形帶式輸送機是U形帶式輸送帶進一步的成槽，最后形成一個圓管狀，即為管形帶式輸送機，故可以實現(xiàn)閉密輸送物料，可明顯減輕粉狀物料對環(huán)境的污染，并且可以實現(xiàn)彎曲運行。(4)壓帶式帶輸送機它是用一條輔助帶對物料施加壓力。這種輸送機的主要優(yōu)點是：輸送物料的最大傾角可達90°,輸送能力不隨傾角的變化而變化,可實現(xiàn)松散物料和有毒物料的密閉輸送。其缺點是輸送帶的磨損增大和能耗較大。(5)鋼繩牽引帶式輸送機它是無際繩運輸與帶式運輸相結(jié)合的產(chǎn)物，既具有鋼繩的高強度、牽引靈活的特點，又具有帶式運輸?shù)倪B續(xù)、柔性的優(yōu)點。第二章帶式輸送機施工設(shè)計2.1概述2.1.1帶式輸送機的應(yīng)用帶式輸送機(beltconveyer)由驅(qū)動裝置、拉緊裝置、輸送帶、中部構(gòu)架和托輥組成。輸送帶作為牽引和承載構(gòu)件，借以連續(xù)輸送散碎物料或成件品。帶式輸送機是一種摩擦驅(qū)動以連續(xù)方式運輸物料的機械。應(yīng)用它，可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。所以帶式輸送機廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代化的各種工業(yè)企業(yè)中。帶式輸送機與其他運輸設(shè)備(如機車類)相比，具有輸送距離長、運量大、連續(xù)輸送等優(yōu)點，而且運行可靠，易于實現(xiàn)自動化和集中化控制，尤其對高產(chǎn)高效礦井，帶式輸送機已成為煤炭開采機電一體化技術(shù)與裝備的關(guān)鍵設(shè)備。2.1.2帶式輸送機的結(jié)構(gòu)通用帶式輸送機由輸送帶、托輥、滾筒及驅(qū)動、制動、張緊、改向、裝載、卸載、清掃等裝置組成。(1)輸送帶常用的有橡膠帶和塑料帶兩種。橡膠帶適用于工作環(huán)境溫度-15～40°C之間。物料溫度不超過50°C。對于大傾角輸送可用花紋橡膠帶。塑料帶具有耐油、酸、堿等優(yōu)點，但對于氣候的適應(yīng)性差，易打滑和老化。(2)托輥分單滾筒、雙滾筒和多滾筒等。有槽形托輥、平形托輥、調(diào)心托輥、緩沖托輥。槽形托輥用以輸送散粒物料；調(diào)心托輥用以調(diào)整帶的橫向位置，避免跑偏；緩沖托輥裝在受料處，以減小物料對帶的沖擊。(3)滾筒分驅(qū)動滾筒和改向滾筒。驅(qū)動滾筒是傳遞動力的主要部件。分單滾筒、雙滾筒和多滾筒等。(4)張緊裝置其作用是使輸送帶達到必要的張力，以免在驅(qū)動滾筒上打滑。2.1.3帶式輸送機的技術(shù)優(yōu)勢首先是它運行可靠。在許多需要連續(xù)運行的重要的生產(chǎn)單位，如發(fā)電廠煤的輸送，鋼鐵廠和水泥廠散狀物料的輸送，以及港口內(nèi)船舶裝卸等均采用帶式輸送機。必要時，帶式輸送機可以一班接一班地連續(xù)工作。帶式輸送機動力消耗低。由于物料與輸送帶幾乎無相對移動，不僅使運行阻力小，而且對貨載的磨損和破碎均小，生產(chǎn)率高。有利于降低生產(chǎn)成本。帶式輸送機的輸送線路適應(yīng)性強又靈活。線路長度根據(jù)需要而定。可以安裝在小型隧道內(nèi)，也可以架設(shè)在地面交通混亂和危險地區(qū)的上空。根據(jù)工藝流程的要求，帶式輸送機能非常靈活地從一點或多點受料．也可以向多點或幾個區(qū)段卸料。2.2帶式輸送機的設(shè)計計算帶式輸送機是一種摩擦驅(qū)動以連續(xù)方式運輸物料的機械。應(yīng)用它，可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進行純粹的物料輸送外，還可以與各工業(yè)企業(yè)生產(chǎn)流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線。所以帶式輸送機廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代化的各種工業(yè)企業(yè)中。本論文主要研究平帶式輸送機的設(shè)計過程帶式輸送機的設(shè)計計算，應(yīng)具有下列原始數(shù)據(jù)及工作條件資料原始參數(shù)和工作條件(1)輸送物料：煤(2)物料特性：(1)塊度：0～300mm(2)散裝密度：0.90t/(3)在輸送帶上堆積角：ρ=20°(4)物料溫度：<50℃(3)工作環(huán)境：井下(4)輸送系統(tǒng)及相關(guān)尺寸：(1)運距：1000mm(2)傾斜角：β=0°(3)最大運量:350t/h初步確定輸送機布置形式，如圖2.2-1所示：圖2.2-1傳動系統(tǒng)圖帶寬的確定：按給定的工作條件,取原煤的堆積角為20°。原煤的堆積密度按900kg/；輸送機的工作傾角β=0°；帶式輸送機的最大運輸能力計算公式為：Q=3.6svk（2.2—1）式中：——輸送量（t/h）；——帶速（m/s）；——物料堆積密度（kg/）；S——在運行的輸送帶上物料的最大堆積面積,K——輸送機的傾斜系數(shù)輸送帶運行速度是輸送機設(shè)計計算的重要參數(shù)，在輸送量一定時，適當(dāng)提高帶速，可減少帶寬。對水平安裝的輸送機，可選擇較高的帶速，輸送傾角越大帶速應(yīng)偏低，向上輸送時帶速可適當(dāng)高些，向下輸送時帶速應(yīng)低些。目前DTII系列帶式輸送機推薦的帶速為1.25～4m/s。對于下運帶式輸送機，考慮管理難度大，一般確定帶速為2～3.5m/s。本設(shè)計選用運行速度為1.6m/s。表2.2-1傾斜系數(shù)k選用表傾角(°)2468101214161820k1.000.990.980.970.950.930.910.890.850.81輸送機的工作傾角=0°；查DTⅡ帶式輸送機選用手冊（表2.2-1）(此后凡未注明均為該書)得k=1按給頂?shù)墓ぷ鳁l件,取原煤的堆積角為20°；原煤的堆積密度為900kg/；考慮山上的工作條件取帶速為1.6m/s；將個參數(shù)值代入上式,可得到為保證給頂?shù)倪\輸能力,帶上必須具有的的截面積S圖2.2-2槽形托輥的帶上物料堆積截面表2.2-2槽形托輥物料斷面面積A槽角λ帶寬B=500mm帶寬B=650mm帶寬B=800mm帶寬B=1000mm動堆積角ρ20°動堆積角ρ30°動堆積角ρ20°動堆積角ρ30°動堆積角ρ20°動堆積角ρ30°動堆積角ρ20°動堆積角ρ30°30°0.02220.02660.04060.04840.06380.07630.10400.124035°0.02360.02780.04330.05070.06780.07980.11100.129040°0.02470.02870.04530.05230.07100.08220.11600.134045°0.02560.02930.04690.05340.07360.08400.12000.136040°00.024700.028700.045300.052300.071000.082200.116000.134045°00.025600.029300.046900.053400.073600.084000.120000.1360查表2.2-2,可知輸送機的承載托輥槽角35°，物料的堆積角為20°時，帶寬為800mm的輸送帶上允許物料堆積的橫斷面積為0.0678，此值大于計算所需要的堆積橫斷面積,據(jù)此選用寬度為800mm的輸送帶能滿足要求。經(jīng)如上計算,確定選用帶寬B=800mm,680S型煤礦用阻燃輸送帶。680S型煤礦用阻燃輸送帶的技術(shù)規(guī)格：縱向拉伸強度750N/mm；帶厚8.5mm；輸送帶質(zhì)量9.2Kg/m。輸送大塊散狀物料的輸送機，需要按（2.2-2）式核算，再查表2.2-2（2.2-2）式中——最大粒度，mm。表2.2-2不同帶寬推薦的輸送物料的最大粒度mm帶寬B500650800100012001400粒度篩分后100130180250300350未篩分150200300400500600計算：故，根據(jù)原始資料和上述選擇要求，輸送帶寬滿足輸送要求。1.計算公式(1)所有長度傳動滾筒上所需圓周驅(qū)動力為輸送機所有阻力之和，可用式（2.2-3）計算：（2.2-3）式中——主要阻力，N；——附加阻力，N；——特種主要阻力，N；——特種附加阻力，N；——傾斜阻力，N。五種阻力中，、是所有輸送機都有的，其他三類阻力，根據(jù)輸送機側(cè)型及附件裝設(shè)情況定，由設(shè)計者選擇。對機長大于80m的帶式輸送機，附加阻力明顯的小于主要阻力，可用簡便的方式進行計算。為此引入系數(shù)C作簡化計算，則公式變?yōu)橄旅娴男问剑海?.2-4）式中——與輸送機長度有關(guān)的系數(shù)，在機長大于80mm時，可按式（2.2-5）計算，或從表查取（2.2-5）式中——附加長度，一般在70mm到100mm之間；——系數(shù)，不小于1.02。查〈〈DTⅡ（A）型帶式輸送機設(shè)計手冊〉〉表3-5既本說明書表2.2-3表2.2-3系數(shù)CL80100150200300400500600C1.921.781.581.451.311.251.201.17L70080090010001500200025005000C1.141.121.101.091.061.051.041.03(1)主要阻力計算輸送機的主要阻力是物料及輸送帶移動和承載分支及回程分支托輥旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生阻力的總和。可用式（2.2-6）計算：（2.2-6）式中——模擬摩擦系數(shù)，根據(jù)工作條件及制造安裝水平?jīng)Q定，一般可按表查取。——輸送機長度（頭尾滾筒中心距），m；——重力加速度；初步選定托輥為DTⅡ6204/C4，查表27，上托輥間距＝1.2m，下托輥間距＝3m，上托輥槽角35°，下托輥槽角0°。——承載分支托輥組每米長度旋轉(zhuǎn)部分重量，kg/m，用式（2.2-7）計算（2.2-7）其中——承載分支每組托輥旋轉(zhuǎn)部分重量，kg；——承載分支托輥間距，m；托輥已經(jīng)選好，知=24.3kg計算：=/=24.3/1.3=20.25kg/m——回程分支托輥組每米長度旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量，kg/m，用式（2.2-8）計算：（2.2-8）其中——回程分支每組托輥旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量——回程分支托輥間距，m；=15.8kg計算：===5.267kg/m——每米長度輸送物料質(zhì)量===60.734kg/m——每米長度輸送帶質(zhì)量，kg/m，=9.2kg/m=0.045×300×9.8×[20.25+5.267+（2×9.2+60.734）×cos35°]=11379N運行阻力系數(shù)f值應(yīng)根據(jù)表2.2-4選取。取=0.045。表2.2-4阻力系數(shù)f輸送機工況工作條件和設(shè)備質(zhì)量良好，帶速低，物料內(nèi)摩擦較小0.02～0.023工作條件和設(shè)備質(zhì)量一般，帶速較高，物料內(nèi)摩擦較大0.025～0.030工作條件惡劣、多塵低溫、濕度大，設(shè)備質(zhì)量較差，托輥成槽角大于35°0.035～0.045(2)主要特種阻力計算主要特種阻力包括托輥前傾的摩擦阻力和被輸送物料與導(dǎo)料槽攔板間的摩擦阻力兩部分，按式（2.2-9）計算：+（2.2-9）本輸送機沒有主要特種阻力，即=0(3)附加特種阻力計算附加特種阻力包括輸送帶清掃器摩擦阻力和卸料器摩擦阻力等部分，按下式計算：（2.2-10）（2.2-11）（2.2-12）式中——清掃器個數(shù)，包括頭部清掃器和空段清掃器；A——一個清掃器和輸送帶接觸面積，，見表——清掃器和輸送帶間的壓力，N/，一般取為3N/；——清掃器和輸送帶間的摩擦系數(shù)，一般取為0.5~0.7；——刮板系數(shù)，一般取為1500N/m。表2.2-5導(dǎo)料槽欄板內(nèi)寬、刮板與輸送帶接觸面積帶寬B/mm導(dǎo)料欄板內(nèi)寬/m刮板與輸送帶接觸面積A/m頭部清掃器空段清掃器5000.3150.0050.0086500.4000.0070.018000.4950.0080.01210000.6100.010.01512000.7300.0120.01814000.8500.0140.021得A=0.008m，取p=10N/m，取=0.6，將數(shù)據(jù)帶入式（2.2-11）則=0.008×10×0.6=480N擬設(shè)計的總圖中有兩個清掃器和一個空段清掃器（一個空段清掃器相當(dāng)于1.5個清掃器）=0由式（2.2-10）則=3.5×480=1680N(4)傾斜阻力計算傾斜阻力按下式計算：（2.2-13）式中：因為是本輸送機水平運輸，所有H=0=0=1.12×11379+0+1680+0=14425N2.3傳動功率計算）計算傳動滾筒軸功率（）按式（2.3-1）計算：（2.3-1）電動機功率，按式（2.3-2）計算：（2.3-2）式中——傳動效率，一般在0.85~0.95之間選取；——聯(lián)軸器效率；每個機械式聯(lián)軸器效率：=0.98液力耦合器器：=0.96；——二級減速機：=0.98×0.98=0.96三級減速機：=0.98×0.98×0.98=0.94——電壓降系數(shù)，一般取0.90~0.95。——多電機功率不平衡系數(shù)，一般取=0.90~0.95，單驅(qū)動時，=1。根據(jù)計算出的值，查電動機型譜，按就大不就小原則選定電動機功率。由式（2.3-3）==23080W由式（2.3-2）=2=55614W選電動機型號為YB200L-4，N=30KW，數(shù)量2臺2.4輸送帶張力計算輸送帶張力在整個長度上是變化的，影響因素很多，為保證輸送機正常運行，輸送帶張力必須滿足以下兩個條件：（1）在任何負載情況下，作用在輸送帶上的張力應(yīng)使得全部傳動滾筒上的圓周力是通過摩擦傳遞到輸送帶上，而輸送帶與滾筒間應(yīng)保證不打滑；（2）作用在輸送帶上的張力應(yīng)足夠大，使輸送帶在兩組托輥間的垂度小于一定值。(1)輸送帶不打滑條件校核圓周驅(qū)動力通過摩擦傳遞到輸送帶上（見圖2.4-1）圖2.4-1作用于輸送帶的張力如圖輸送帶在傳動滾簡松邊的最小張力應(yīng)滿足：傳動滾筒傳遞的最大圓周力。動載荷系數(shù)=1.2~1.7；對慣性小、起制動平穩(wěn)的輸送機可取較小值;否則，就應(yīng)取較大值。取=1.5——傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數(shù)，見表2.4-1表2.4-1傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數(shù)工作條件光面滾筒膠面滾筒清潔干燥0.25～0.030.40環(huán)境潮濕0.10～0.150.25～0.35潮濕粘污0.050.20取=1.5，由式=1.5×14425=21638N對常用C==1.97該設(shè)計取=0.05；=470。=1.9721638=42626N(2)輸送帶下垂度校核為了限制輸送帶在兩組托輥間的下垂度，作用在輸送帶上任意一點的最小張力，需按式（2.4-1）和（2.4-2）進行驗算。承載分支(2.4-1)回程分支（2.4-2）式中——允許最大垂度，一般0.01；——承載上托輥間距（最小張力處）；——回程下托輥間距（最小張力處）。取=0.01由式（2.4-1）和（2.4-2）得：=10280N=3381N(3)各特性點張力計算為了確定輸送帶作用于各改向滾筒的合張力，拉緊裝置拉緊力和凸凹弧起始點張力等特性點張力，需逐點張力計算法，進行各特性點張力計算。圖2.4-2張力分布點圖1.運行阻力的計算至分離點起，依次將特殊點設(shè)為1、2、3、…一直到相遇點10點，如圖2.4-2所示。計算運行阻力時，首先要確定輸送帶的種類和型號。在前面我們已經(jīng)選好了輸送帶，680S型煤礦用阻燃輸送帶，縱向拉伸強度750N/mm；帶厚8.5mm;輸送帶質(zhì)量9.2Kg/m.1)承載段運行阻力由式（2.4-3）：（2.4-3）=2)回空段運行阻力由式（2.4-4）（2.4-4）=1464N=20N=10N=5N3)最小張力點有以上計算可知，4點為最小張力點2.輸送帶上各點張力的計算1）由懸垂度條件確定5點的張力承載段最小張力應(yīng)滿足=10280N2)由逐點計算法計算各點的張力因為=10280N,根據(jù)表14-3選=1.05，故有=9790N8326N=7929N7924N=7546N7526N20878N=21921N=21931N3.用摩擦條件來驗算傳動滾筒分離點與相遇點張力的關(guān)系滾筒為包膠滾筒，圍包膠為470°。由表14-5選摩擦系數(shù)=0.35。并取摩擦力備用系數(shù)n=1.2。由式（2.4-5）可算得允許的最大值為：（2.4-5）==33340N>故摩擦條件滿足。2.5傳動滾筒、改向滾筒計算根據(jù)計算出的各特性點張力,計算各滾筒合張力。頭部180改向滾筒的合張力:==20878+21921=42799N尾部180改向滾筒的合張力：==9790+10280=20070N根據(jù)各特性點的張力計算傳動滾筒的合張力:動滾筒合張力:=21926+7526=29452N單驅(qū)動時,傳動滾筒的最大扭矩按式（2.5-1）計算：（2.5-1）式中D——傳動滾筒的直徑（mm）。雙驅(qū)動時,傳動滾筒的最大扭矩按式（2.5-2）計算：（2.5-2）初選傳動滾筒直徑為500mm,則傳動滾筒的最大扭矩為:=29.452KN=5.4KN/m拉緊裝置拉緊力按式（2.5-3）計算（2.5-3）式中——拉緊滾筒趨入點張力（N）；——拉緊滾筒奔離點張力（N）。由式（2.5-3）=7924+7546=15470N=15.47KN查〈〈煤礦機械設(shè)計手冊〉〉初步選定鋼繩絞筒式拉緊裝置。繩芯要求的縱向拉伸強度按式（2.5-4）計算；（2.5-4）式中——靜安全系數(shù)，一般=7~10。運行條件好，傾角好，強度低取小值；反之，取大值。輸送帶的最大張力21926N選為7,由式（2.5-4）=192N/mm可選輸送帶為680S,即滿足要求.2.6驅(qū)動裝置的選用與設(shè)計帶式輸送機的負載是一種典型的恒轉(zhuǎn)矩負載，而且不可避免地要帶負荷起動和制動。電動機的起動特性與負載的起動要求在帶式輸送機上比較突出，一方面為了保證必要的起動力矩，電機起動時的電流要比額定運行時的電流大6～7倍，要保證電動機不因電流的沖擊過熱而燒壞，電網(wǎng)不因大電流使電壓過分降低，這就要求電動機的起動要盡量快，使起動過程不超過3～5s。驅(qū)動裝置是整個皮帶輸送機的動力來源，它由電動機、偶合器，減速器、聯(lián)軸器、傳動滾筒組成。驅(qū)動滾筒由一臺或兩臺電機通過各自的聯(lián)軸器、減速器、和鏈?zhǔn)铰?lián)軸器傳遞轉(zhuǎn)矩給傳動滾筒。傳動滾筒采用焊接結(jié)構(gòu)，主軸承采用調(diào)心軸承，傳動滾筒的機架與電機、減速器的機架均安裝在固定大底座上面，電動機可安裝在機頭任一側(cè)。電動機額定轉(zhuǎn)速根據(jù)生產(chǎn)機械的要求而選定，一般情況下電動機的轉(zhuǎn)速不低500r/min,本設(shè)計皮帶機所采用的電動機的總功率為54kw，所以需選用功率為60kw的電機，擬采用YB200JDSB－４型電機，該型電機轉(zhuǎn)矩大，可以滿足要求。查《運輸機械設(shè)計選用手冊》，它的主要性能參數(shù)如下表：表2.6-1YB200JDSB－４型電動機主要性能參數(shù)電動機型號額定功率kw滿載轉(zhuǎn)速r/min電流A效率％功率因數(shù)YB200L-４30147056.892.50.87起動電流/額定電流起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩重量kg7.01.92.0320已知輸送帶寬為800，查《運輸機械選用設(shè)計手冊》表2－77選取傳動滾筒的直徑D為500，則工作轉(zhuǎn)速為：，已知電機轉(zhuǎn)速為＝1470r/min，則電機與滾筒之間的總傳動比為：本次設(shè)計選用JS30型.礦用減速器,傳動比為25，可傳遞30KW功率。第一級為螺旋齒輪，第二級、第三級為斜齒和直齒圓柱齒輪傳動，其展開簡圖如下：圖3.2-1JS30型減速器展開簡圖電動機和I軸之間，IV軸和傳動滾筒之間用的都是聯(lián)軸器，故傳動比都是1。目前，在帶式輸送機的傳動系統(tǒng)中，廣泛使用液力偶合器，它安裝在輸送機的驅(qū)動電機與減速器之間，電動機帶動泵輪轉(zhuǎn)動，泵輪內(nèi)的工作液體隨之旋轉(zhuǎn)，這時液體繞泵輪軸線一邊作旋轉(zhuǎn)運動，一邊因液體受到離心力而沿徑向葉片之間的通道向外流動，到外緣之后即進入渦輪中，泵輪的機械能轉(zhuǎn)換成液體的動能，液體進去渦輪后，推動渦輪旋轉(zhuǎn)，液體被減速降壓，液體的動能轉(zhuǎn)換成渦輪的機械能而輸出作功．本次設(shè)計選用的YOD400，輸入轉(zhuǎn)速為1470r／min，效率達0.96，起動系數(shù)為1.3～1.7。本次驅(qū)動裝置的設(shè)計中，較多的采用聯(lián)軸器，這里對其做簡單介紹：聯(lián)軸器是機械傳動中常用的部件。它用來把兩軸聯(lián)接在一起，機器運轉(zhuǎn)時兩軸不能分離；只有在機器停車并將聯(lián)接拆開后，兩軸才能分離。聯(lián)軸器所聯(lián)接的兩軸，由于制造及安裝誤差、承載后的變形以及溫度變化的影響等，往往不能保證嚴格的對中，而是存在著某種程度的相對位移。這就要求設(shè)計聯(lián)軸器時，要從結(jié)構(gòu)上采取各種不同的措施，使之具有適應(yīng)一定范圍的相對位移的性能。根據(jù)對各種相對位移有無補償能力，聯(lián)軸器可分為剛性聯(lián)軸器（無補償能力）和撓性聯(lián)軸器（有補償能力）兩大類。撓性聯(lián)軸器又可按是否具有彈性元件分為無彈性元件的撓性聯(lián)軸器和有彈性元件的撓性聯(lián)軸器兩個類別。2.7帶式輸送機部件的選用輸送帶在帶式輸送機中既是承載構(gòu)件又是牽引構(gòu)件，它不僅要有承載能力，還要有足夠的抗拉強度。輸送帶有帶芯和覆蓋層組成。輸送機的帶芯主要是有各種織物或鋼絲繩構(gòu)成。按輸送帶帶芯結(jié)構(gòu)及材料不同，輸送帶被分成織物層芯和鋼絲繩芯兩大類。鋼絲繩芯輸送帶是有許多柔軟的細鋼絲繩相隔一定的間距排列，用與鋼絲繩有良好粘合性的膠料粘合而成。鋼絲繩芯輸送帶的縱向拉伸強度高，抗彎曲性能好；伸長率小，需要拉緊行程小。同其它輸送帶相比，鋼絲繩芯輸送帶的厚度小。1.鋼繩芯帶與普通帶相比較優(yōu)點(1)強度高。由于強度高，可使1臺輸送機的長度增大很多。伸長量小，鋼繩芯帶的伸長量約為帆布帶伸長量的十分之一，因此拉緊裝置縱向彈性高。這樣張力傳播速度快，起動和制動時不會出現(xiàn)浪涌現(xiàn)象。(2)成槽性好。由鋼繩芯是沿輸送帶縱向排列的，且只有一層，與托輥貼合緊密,可以形成較大的槽角。這樣不僅可以增大運量，而且可以防止輸送帶跑偏。(3)抗沖擊性及抗彎曲疲勞性好，使用壽命長。(4)破損后容易修補，鋼繩芯輸送帶一旦出現(xiàn)破損，破傷幾乎不再擴大，修補也很容易。(5)接頭壽命長。這種輸送帶由于采用硫化膠接，接頭壽命很長。(6)輸送機的滾筒小。鋼繩芯輸送帶由于帶芯是單層細鋼絲繩，彎曲疲勞輕微，允許滾筒直徑比用帆布輸送帶的小。2.鋼繩芯輸送帶的缺點(1)制造工藝要求高，必須保證各鋼繩芯的張力均勻，否則輸送帶運轉(zhuǎn)中由于張力不均而發(fā)生跑偏現(xiàn)象。(2)由于輸送帶內(nèi)無橫向鋼繩芯及帆布層，抗縱向撕裂的能力弱。(3)易斷絲。當(dāng)滾筒表面與輸送帶之間卡進物料時，容易引起輸送帶鋼繩芯的斷絲。因此,要求要有可靠的清掃裝置。本設(shè)計選用鋼繩芯輸送帶選用1、托輥的作用與類型托輥是用來支承輸送帶和輸送帶上的物料，減少輸送帶的運行阻力，保證輸送帶的垂度不超過技術(shù)規(guī)定。是輸送帶使用壽命的最重要部件之一。托輥可分為承載托輥、回程托輥、緩沖托輥和調(diào)心托輥等；(1)承載托輥安裝在有載分支上，以支承輸送帶與物料。(2)回程托輥安裝在空載分支上，以支承輸送帶。通常采用平行托輥，大型輸送機有時采用V形回程托輥。(3)緩沖托輥大多安裝在輸送機的裝載點上，以減輕物料對輸送帶的沖擊。在運輸沉重的大塊物料的情況下，有時也需沿輸送機全線設(shè)置緩沖托輥。通常緩沖托輥有彈簧鋼板式和橡膠圈式兩種。(4)目前應(yīng)用最為普遍的是前傾托輥，它取代了調(diào)心托輥，靠普通槽形托輥的兩側(cè)輥向輸送帶運行方向傾斜2°～3°實現(xiàn)防跑偏。2、托輥間距托輥間距的布置應(yīng)遵循膠帶在托輥間所產(chǎn)生的撓度盡可能小的原則。膠帶在托輥間的撓度值一般不超過托輥間距的2.5％。在裝載處的上托輥間距應(yīng)小一些，一般的間距為300～600mm，而且必須選用緩沖托輥，下托輥間距可取2500～3000mm，或取為上托輥間距的兩倍。該設(shè)計采用槽形托輥。由原始尺寸B＝800mm查《運輸機械設(shè)計選用手冊》表2－42，取托輥為DTⅡ03C0311,托輥直徑D為89mm。在輸送機的受料處，為了減少物料對輸送帶的沖擊，減少運行阻力，擬采用DTⅡ03C0711緩沖托輥；結(jié)構(gòu)型式為橡膠圈式，托輥直徑選為89mm。下托輥采用平行型托輥DTⅡ03C2112,托輥直徑為89mm托輥的間距設(shè)計由帶寬B＝800mm，取上托輥間距為1200mm，下托輥間距為3000mm。及制動裝置的選型1、拉緊裝置的作用拉緊裝置的作用是：保證輸送帶在傳動滾筒的繞出端有足夠的張力，能使?jié)L筒與輸送帶之間產(chǎn)生必須的摩擦力，防止輸送帶打滑；保證輸送帶的張力不低于一定值，以限制輸送帶在各支撐托輥間的垂度，避免撒料和增加運動阻力；補償輸送帶在運轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的塑性伸長和過渡工況下彈性伸長的變化。2、張緊裝置在使用中應(yīng)滿足的要求(1)布置輸送機正常運行時，輸送帶在驅(qū)動滾筒的分離點具有一定的恒張力，以防輸送帶打滑。(2)布置輸送機在啟動和停機時，輸送帶在驅(qū)動滾筒的分離點具有一定恒張力，比值一般取1.3～1.7（可以通過設(shè)計計算不小于啟動系數(shù)進行確定）。(3)保證輸送帶承載分支和回空分支最小張力處的輸送帶下垂度不應(yīng)超過標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定值(4)補償輸送帶的塑性伸長和過渡工況下彈性伸縮的變化。(5)為輸送帶接頭提供必要的張緊行程。(6)在工況過渡過程中，應(yīng)能將輸送帶中出現(xiàn)的動力效應(yīng)減至最小限度，以防損壞輸送機。文華學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(論文)基于PLC的機械手控制系統(tǒng)設(shè)計學(xué)生姓名：張昭飛學(xué)號：學(xué)部（系）：機械與電氣工程學(xué)部專業(yè)年級：12級電氣工程及其自動化5班指導(dǎo)教師：楊澤富職稱或?qū)W位：副教授2021年5月11日目錄TOC\o"1-3"\h\u1321摘要 IV38.181.38241.8110.99^23、傳動零件設(shè)計計算3.1高速級齒輪的設(shè)計3.1.1材料選擇、熱處理方式和公差等級本設(shè)計方案選用軟齒面閉式直齒圓柱齒輪傳動。1、閉式傳動，采用軟齒面HBS2、齒輪的結(jié)構(gòu)與齒輪的尺寸有關(guān)。齒輪的材料是根據(jù)齒輪尺寸決定的，尺寸小時采用鍛鋼（40、45鋼）；尺寸大時（如圓柱齒輪d>500mm）時，由于受到鍛造設(shè)備能力的限制，采用鑄鋼。當(dāng)毛坯的制造方法不同時，齒輪的結(jié)構(gòu)也不同，也就是齒輪結(jié)構(gòu)必須與毛坯的制造方法相適應(yīng)。故不同的尺寸的齒輪要視其材料而決定結(jié)構(gòu)。考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。平均硬度相差30~50HBW。選用8級精度。3、圓柱齒輪在強度計算中得到的齒寬應(yīng)作為大齒輪齒寬，而小齒輪寬度應(yīng)該取得大一些。一般，以補償軸安裝誤差，保證足夠的齒寬接觸。3.1.2按齒面接觸強度設(shè)計小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度197~286HBS，，，大齒輪用45鋼正火，齒面硬度為156~217HBS，，。由表11-5，取,.因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面解除疲勞強度設(shè)計。其設(shè)計公式為：1）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為2）查表，取載荷系數(shù)3）查表，齒寬系數(shù)4）查表，取5）初選螺旋角，查圖標(biāo)準(zhǔn)齒輪的節(jié)點區(qū)域系數(shù)。6)初選,則，取147，則端面重合度軸向重合度為查得重合度系數(shù)7)由β值可查得查得螺旋角系數(shù)8)接觸應(yīng)力計算由圖查得接觸疲勞極限應(yīng)力為，小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為由圖查得壽命系數(shù),安全系數(shù),小齒輪的許用接觸應(yīng)力：大齒輪的許用接觸應(yīng)力：取，初算小齒輪的分度圓直徑，①計算載荷系數(shù)由圖得動載荷系數(shù)，向載荷分配系數(shù)，，查表得使用系數(shù)，則載荷系數(shù)②對進行修正因K與有較大差異，故需對由計算出的進行修正，即③確定模數(shù)取=1.5④計算傳動尺寸中心距a圓整，取,則螺旋角為值與初選值相差不大，故精確計算圓周速度為，由圖查得動載荷系數(shù)，基本不變，因此取，,則高速級的中心距為：圓整，取,則螺旋角修正為修正完畢，故3.1.3齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度為、、和同前齒寬齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為查得,,查得4）查得重合度5)螺旋角系數(shù)6）許用彎曲應(yīng)力彎曲疲勞極限應(yīng)力為，壽命系數(shù),安全系數(shù),故滿足齒根彎曲疲勞強度3.1.4計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù)齒頂高齒底高全齒高頂隙齒頂圓直徑為齒根圓直徑為3.2低速級齒輪的設(shè)計3.2.1材料選擇、熱處理方式和公差等級大小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，齒面硬度平均硬度為,,在30~50HBW之間。選用8級精度。3.2.2按齒面接觸強度設(shè)計因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面解除疲勞強度設(shè)計。其設(shè)計公式為：1）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為2）查表11-3，取載荷系數(shù)K=1.43）查表11-8，齒寬系數(shù)4）查表11-4，取5）初選螺旋角，查圖標(biāo)準(zhǔn)齒輪的節(jié)點區(qū)域系數(shù)。6)初選,則，取129，則端面重合度軸向重合度為查得重合度系數(shù)7)由圖11-2查得螺旋角系數(shù)8)接觸應(yīng)力計算由圖查得接觸疲勞極限應(yīng)力為，小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為由圖8-5查得壽命系數(shù),安全系數(shù),小齒輪的許用接觸應(yīng)力：大齒輪的許用接觸應(yīng)力：取，初算小齒輪的分度圓直徑，①計算載荷系數(shù)查表得使用系數(shù)由圖得動載荷系數(shù)，向載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)②對進行修正因K與有較大差異，故需對進行修正。③確定模數(shù)取（3）計算傳動尺寸中心距a取,則螺旋角為對值與初選值相差較大，故對與有關(guān)的參數(shù)進行修正，,則端面重合度為軸向重合度為查得重合度系數(shù)，由圖11-2查得螺旋角系數(shù)精確計算圓周速度為，因由圖查得動載荷系數(shù)，基本不變，因此取，,則則低速級的中心距為：螺旋角修正為修正完畢，故,取，取3.2.3齒根彎曲疲勞強度校核齒根疲勞強度為1）、、和同前2）齒寬3）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為查得,,查得4）查得重合度5)螺旋角系數(shù)6）許用彎曲應(yīng)力彎曲疲勞極限應(yīng)力為，壽命系數(shù),安全系數(shù),故因此滿足齒根彎曲疲勞強度3.2.4計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù)齒頂高齒底高全齒高頂隙齒頂圓直徑為齒根圓直徑為斜齒圓柱齒輪上作用力的計算齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設(shè)計與校核、鍵的選擇和驗算以及軸承的選擇與校核提供數(shù)據(jù)。4.1高速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速，螺旋角，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑。（2）齒輪1上的作用力圓周力為其方向與力作用點圓周速度相反徑向力為其方向為由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心軸向力為其方向可用左手法則確定，即左手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向。法向力為(3)齒輪2的作用力從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反。4.2低速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速，螺旋角。為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力相互抵消一些，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑。（2）齒輪1上的作用力圓周力為其方向與力作用點圓周速度相反徑向力為其方向為由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心軸向力為其方向可用右手法則確定，即右手握住輪3的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向。法向力為(3)齒輪4的作用力從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反。軸的設(shè)計計算5.1中間軸的設(shè)計計算5.1.1已知條件由前面計算已知中間軸的傳遞功率，轉(zhuǎn)速，齒輪分度圓直徑，，齒輪寬度，5.1.2選擇軸的材料因為傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，查表可選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。5.1.3初算軸徑最小軸徑為：C經(jīng)查表得106~135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值，則5.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下圖所示：（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸不長，故軸承采用兩端固定的方式，然后，按照軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計。（2）軸承的選擇與軸段與軸段⑤的設(shè)計該軸段安裝軸承，其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進行?？紤]齒輪有軸向力的存在，選用角接觸軸承，軸段⑤上安裝軸承，其直徑即應(yīng)便于安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為7205C，查表可得，內(nèi)徑，外徑，寬度，定位軸肩直徑，外徑定位直徑，對軸的力作用點與外圈大端面的距離，故。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則。（3）軸段②和軸段④的設(shè)計軸段②上安裝齒輪3，軸段④上安裝齒輪2，便于齒輪的安裝，和應(yīng)分別略大于和，初定。齒輪2的輪轂寬度范圍為（1.2~1.5）=32.4~40.5mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的軸徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與其齒輪寬度相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段②和軸段④的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂短，故取,.（4）軸段③該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.07~0.1）=1.89~2.7mm,取其高度為，故。齒輪③左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為，齒輪②與齒輪③的距離初定為，則箱體與內(nèi)壁之間的距離為取，則箱體內(nèi)壁距離為。齒輪②右端面與箱體內(nèi)壁距離為則軸③段的長度為（5）軸段①及軸段⑤的長度該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸采用脂潤滑，需用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距離箱體內(nèi)壁的距離取為，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段①的長度為軸段⑤的長度為（6）軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大斷面的距離，則由軸的結(jié)構(gòu)圖可得軸的支點及受力點間的距離為：5.1.5鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查圖可得鍵的型號分別為鍵8×56GB/T1096-1990和鍵8×32GB/T1096-1990。5.1.6軸的受力分析(1)畫軸的受力簡圖，如下圖所示：(2)計算軸承支承反力在水平面上為式中負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為(3)畫彎矩圖彎矩圖如下圖所示在水平面上，a-a剖面左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為b-b剖面右側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為在b-b剖面左側(cè)為在b-b剖面右側(cè)為(4)畫轉(zhuǎn)矩圖如下圖，5.1.7校核軸的強度雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大。但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面兩側(cè)均有可能為危險剖面，故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為a-a剖面左側(cè)彎曲應(yīng)力為a-a剖面右側(cè)彎曲應(yīng)力為扭剪應(yīng)力為按彎扭組合強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為，所以a-a剖面左側(cè)為危險截面。查表可得45剛調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，查得軸的需用彎曲應(yīng)力，，強度滿足要求。5.1.8校核鍵連接的強度齒輪2處鍵的擠壓應(yīng)力為取鍵、軸及齒輪的材料都為剛，查表可得，強度足夠。齒輪3處的鍵長強于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠。5.1.9校核軸的壽命（1）計算軸承的軸向力查表可知7205C軸承的C=16500N，，可查表知軸承內(nèi)部軸向力的計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為：外部軸向力,各軸力方向如下圖所示則兩軸的軸向力分別于因為，故只需校核軸承1的壽命（2）計算軸承1的當(dāng)量載荷由，查表可得e=0.45，因，故X=0.44，Y=1.26，則當(dāng)量動載荷為（3）校核軸承壽命軸承在100℃下工作，查表得。對于減速器，查表得載荷系數(shù)軸承1的壽命為減速器預(yù)期壽命，故軸承壽命足夠5.2高速軸的計算5.2.1已知條件由前面計算已知中間軸的傳遞功率，轉(zhuǎn)速，齒輪分度圓直徑,齒輪寬度.5.1.2選擇軸的材料因為傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，查表可選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。5.2.3初算軸徑最小軸徑為：C經(jīng)查表得106~135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取中間值，則軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%~5%，軸端最細處軸徑為取5.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下圖所示：（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定的方式，然后，按照軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計。（2）聯(lián)軸器及軸段①軸段安裝軸承①，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表得，取，則計算轉(zhuǎn)矩由表可查得GB/T5014-2003中的LX1型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為250N·mm，許用轉(zhuǎn)速8500r/min,軸孔范圍12~24mm。考慮d>11.865mm,取聯(lián)軸器轂孔直徑為14mm，軸孔長度27mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX114×27GB/T5014-2003，相應(yīng)的軸段①的直徑，其長度略小于轂孔寬度，取。（3）密封圈及軸段②在確定軸段②軸徑的同時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承端蓋密封圈的尺寸，聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度，軸段②的軸徑最終由密封圈確定。該軸的圓周速度小于3m/s，查表可得選用20JB/ZQ4606-1997，則軸承與軸段③和軸段⑦考慮齒輪有軸向力的存在，選用角接觸軸承，軸段③上安裝軸承，其直徑即應(yīng)便于安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為7204C，查表可得，內(nèi)徑，外徑，寬度，定位軸肩直徑，外徑定位直徑，對軸的力作用點與外圈大端面的距離，故取軸段③的直徑。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取為△，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁1~2mm，擋油環(huán)軸口寬度初定為，則通常一根軸上的兩個軸承應(yīng)取相同的型號，則，（5）齒輪及軸段⑤該段上安裝齒輪，為便于安裝應(yīng)略大于，可初定為，查表可得該處鍵的截面尺寸為b×h=8×7mm,輪轂鍵槽深度=3.3mm,則該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為故該軸設(shè)計成齒輪軸，則，（6）軸段④和軸段⑥的設(shè)計該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則，齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離取為，則軸段⑥的長度。軸段④的長度（7）軸段②的長度該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為，由表可得，下箱座壁厚，取，取軸承旁邊連接螺栓為M12，則，箱體軸承座寬度為，?。坏啬_螺栓，則由軸承端蓋連接螺定為，由表可查得軸承端蓋凸緣厚度取為；取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為；端蓋連接螺釘查表采用螺釘GB/T5718M8×25；其安裝圓周大于聯(lián)軸器的輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆卸空間干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與聯(lián)軸器外端距離為。則（8）軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大斷面的距離，則由軸的結(jié)構(gòu)圖可得軸的支點及受力點間的距離為：5.2.5鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查圖可得鍵的型號分別為鍵5×22GB/T1096-1990。5.2.6軸的受力分析(1)畫軸的受力簡圖，如下圖所示：(2)計算軸承支承反力在水平面上為式中負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為(3)畫彎矩圖彎矩圖如下圖所示在水平面上，a-a剖面左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為a-a剖面右側(cè)為(4)畫轉(zhuǎn)矩圖如下圖，5.2.7校核軸的強度雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大，但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面兩側(cè)均有可能為危險剖面，故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為a-a剖面左側(cè)彎曲應(yīng)力為扭剪應(yīng)力為按彎扭組合強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為查表可得45剛調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，查得軸的需用彎曲應(yīng)力，，強度滿足要求。5.2.8校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處鍵的擠壓應(yīng)力為取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為剛，查表可得，強度足夠。5.2.9校核軸的壽命（1）計算軸承的軸向力查表可知7205C軸承的C=16500N，，可查表知軸承內(nèi)部軸向力的計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為：外部軸向力,各軸力方向如下圖所示則兩軸的軸向力分別于（2）計算軸承當(dāng)量載荷因，查表可得e=0.39，因，故X=0.44，Y=1.43，則當(dāng)量動載荷為因，查表可得e=0.38，因，故X=0.44，Y=1.48，則當(dāng)量動載荷為（3）校核軸承壽命因為，故只需要校核軸承1的壽命，，軸承在100℃下工作，查表得。對于減速器，查表得載荷系數(shù)軸承1的壽命為減速器預(yù)期壽命，故軸承壽命足夠5.3低速軸的計算5.3.1已知條件由前面計算已知中間軸的傳遞功率，轉(zhuǎn)速，齒輪分度圓直徑,齒輪寬度.5.3.2選擇軸的材料因為傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，查表可選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。5.3.3初算軸徑最小軸徑為：C經(jīng)查表得106~135，考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩，故取較小值，則軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%~5%，軸端最細處軸徑為5.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下圖所示：（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定的方式，然后，按照軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計。（2）聯(lián)軸器及軸段①軸段安裝軸承①，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的