⑴ 帶式輸送機傳動裝置的設計
一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N•m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及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=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數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)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．
六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。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=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N•m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。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=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠
二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠
七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。
八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3
D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.
九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。
十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版
⑵ 機械工程類論文
機械工程技術作為工業領域中不可缺少的生產手段,其有著舉足輕重的作用,而且其還是提升國家經濟水平的重要工具。下文是我為大家蒐集整理的的內容，歡迎大家閱讀參考!
篇1
淺談機械裝置自動化技術
摘要：機械裝置在工業生產中佔有很重要的地位，特別是難度高、危險、工作量大的工程都是需要機械裝置的使用。文章首先對機械裝置自動化技術進行了簡單的概述，之後著重分析了其實踐應用。
關鍵字：機械裝置;自動化技術;實踐運用
在工業經濟的大背景下，自動化技術一直處於不斷發展之中，自動化至今為止並沒有一個准確的定義，因為其在相關技術的支援下不斷革新，當前的自動化技術主要將計算機技術和人工智慧技術作為基礎，通過計算機程式來模擬人的思維，用機械裝置代替人類進行各項活動，當前機械裝置自動化技術已經被廣泛應用於各個領域中。
1機械裝置自動化技術概述
總結來說機械裝置自動化技術具備以下優點：首先，能夠節省大量人力，機械裝置自動化被應用以後，很多產業真正實現了批量生產，一個機床甚至一個車間只需要一個操控人員，生產效率大大提升;其次，機械裝置在計算機系統的操控下能夠精確完成各項動作指令，只要指揮沒有失誤，機械動作就不會出現失誤，可以說裝置技術水平比經驗最豐富的生產師傅還要高，因此產品質量明顯提升;最後，該項技術的應用能夠排除一些不確定因素的干擾，大大提升生產速度，人們可以根據標准生產速度預計月、季度以及年生產量，而且隨著技術的進一步發展，生產速度仍有上升空間[1]。
2機械裝置自動化技術的實踐運用
2.1各類刀具的自動化應用
工業生產過程中離不開各類刀具，尤其是與金屬加工相關的行業，切削過程中都要將刀具作為主要工具，機械裝置自動化技術還不發達的年代，使用這些刀具時對人的依賴程度比較高，換刀以及走刀過程需要浪費很多時間，切削時還容易出現失誤，隨著機械裝置自動化技術的發展，刀具的使用向著自動化的方向發展，普通機床以及自動機床在使用刀具時對人的依賴程度大大降低，工人們不再需要親自動手完成選刀、換刀以及走刀等一些列過程，這些刀具會根據計算機程式自動完成這些動作，不僅節省時間，且不容易出現失誤，技術人員只需要在操控室里觀察整個過程，如果出現偏差直接在電腦中調整引數即可，既便捷又安全。
2.2運用於機械加工中
機械裝置自動化技術在機械加工中的應用非常普遍，比較典型的就是自動化加工裝逗乎置，自動化加工裝置主要有兩種型別，一種是全自動化，其能夠完全實現迴圈自動化加工，同時裝卸工件的過程也完全實現自動化，另一種是半自動化，只能做到前半部分，裝卸工件過程需要依靠人工，加工過程自動化可以代替人們絕大多數的體力勞動，甚至可以代替一部分腦力勞動。例如當前大多數機械加工過程所使用的都是數控機床，對加工過程進行自動化控制，能夠按照人們的要求批量加工出各類零件，實現流水作業。
2.3運用於計算機輔助設計與工藝中
計算機輔助製造包含很多內容，需要計算機輔助設計提供幫助，從廣義的角度來說，設計內容包括所有與物流相關事項，從狹義的角度來說，是指生產裝備間的活動，我們可以將其理解為數控程式設計，無論是廣義的角度理解還是從狹義的角度理解，設計中都要將機械裝置自動化技術作為根本依據。而在一些輔助工藝的設計中，人們可以根據實際需要對工藝流程進行優化，提升程式設計效率的同時，還能提升技術的精準度。而無論是設計過程還是在生產過程，都涉及到大量與生產過程有關的資料，將這些資料集中在一起進行統一管理，包括生產物料資訊、生產工藝流程、年度生產計劃、成本控制計劃以及產品訂單資訊等，這些資訊共同構成了生產過程的資訊流，資訊流的自動化管理實際上就是對整個產品生產周期的管理。
2.4運用於物流供輸中
機械製造中有一個非常重要的環節就是物流供輸，只有物流供輸過程順利進行，生產過程所需要的物料才能被及時運送到裝置處或者是倉儲處，機械生產過程才能持續下去。物流供輸過程的自動化，就是在生產系統中輸入物料名稱，系統就會根據流程判斷出該物料應仿指洞該輸送到何處，並作出輸送指令，輸送機械就會根據指令完成輸送動作。物流供輸系統中包括以下幾項內容：其一是單機供料裝置，該裝置中包括備枯五種機器，分別用於存料、隔料、上料以及輸料，另外其中還包括一組定位裝置，用來判斷物料輸送的具 *** 置;其二為連續輸送裝置，其中包括帶式、棍式以及鏈式輸送系統，還包括很多傳送帶，除此之外還有一個特殊的裝置叫做返回裝置，如果由於輸入錯誤或者是指令錯誤導致物料運輸失誤，就可以啟動該裝置將物料運回;其三為運輸小車，對於一些特殊物料就需要使用運輸小車運輸，例如鋼廠會使用有軌小車運煤，使用懸掛車運輸鋼卷等;其四是工業機器人，由於位置特殊其他裝置無法將物料輸送到時，工業機器人就能發揮作用;其五的儲存裝置，其中包括中央刀庫以及自動化立體倉庫。
2.5應用於裝配過程中
工業生產除了加工以外還有一個重要的過程就是轉配，就是將加工好的零件按照技術要求組合在一起，形成基礎部件或套件，最終裝配成完整的產品，機械裝置自動化技術最初發展起來的時候人們都將重點放在加工環節，而裝配環節主要依靠人工，大量技術工人由加工環節向裝配環節轉移，但是實踐表明人工裝配無論如何也滿足不了實際需求，於是人們開始研究自動化裝配。零件裝配質量會對產品質量產生直接影響，從技術角度來說，裝配過程要比加工過程更加復雜，因為其不屬於完全的流水化生產過程，需要自動化裝配系統具有一定的判斷力，能夠自動判斷出連線處或者是接觸處是否符合標准要求，連線的是否牢靠等，這就需要人工智慧技術提供支援，使自動裝配系統能夠模仿人腦思維。
2.6應用於檢測過程中
檢測是所有工業生產過程中必須可少的環節，能夠及時發現零件或者成品中存在的問題，避免一些不合格產品流入市場，例如汽車製造業就會對每一個零件進行檢測，確認尺寸、材料等所有特性都符合標准要求以後才可以進行裝配，同樣裝配完成以後仍舊要對裝配情況進行檢測，隨著加工和裝配過程的自動化，人工檢測已經不能滿足生產要求，各類自動化識別技術應運而生，例如，在對切削刀具的磨損情況進行檢查時，就可以將電流訊號作為依據，也可以根據人工神經網路做出判斷，自動化技術的應用大大提升了檢測效率，也提升了檢測結果的准確性。
機械裝置自動化技術具有悠久的歷史，在工業經濟的發展中具有不可替代的作用，到目前為止其仍舊處於進一步發展中，在計算機技術以及人工智慧技術越來越發達的今天，機械裝置自動化技術仍舊有非常大的發展空間。
參考文獻
[1]黃學俊.自動化技術在機械裝置製造中的應用[J].中國高新技術企業,2015,111330:60-61.
篇2
淺析機械結構優化設計的應用與展望
一、機械結構優化設計的關鍵技術與理論
機械結構優化設計中有許多的關鍵技術與理論，它們對機械結構優化設計的發展和應用起著十分重要的作用。歸結起來，其中的主要關鍵技術與理論有以下幾個方面：
機械結構優化設計的思想和理論;優化方法;建模技術;結構分析技術;結構重分析技術;敏度分析技術;軟體開發技術。機械結構優化設計的研究與開發主要集中在這幾個方面，不斷有新的理論、方法與技術出現，也有一些其他學科的相關知識和新理論被引入結構優化設計，並且大大拓寬了該方法的應用領域和范圍，為機械結構優化設計的發展注入了新的活力。
二、機械結構優化設計的應用
1.航空航天
航空航天技術代表著一個國家科學技術的綜合水平與實力，大量的先進科學技術首先在航空航天領域推廣應用或發明、開發，而機械結構優化設計發展最快、應用最廣和作用最大的領域也在航空航天。由於該領域的特殊地位，機械結構優化設計得到了廣泛的應用和充分的重視。目前，結構優化設計的大量研究集中在航空航天領域，同時也發表了大量的研究論文和研究報告。國內進行了有關飛機機身、飛機翼面、飛機結構整體、火箭發動機殼體、航空發動機輪盤、機身承力框架等結構優化設計方面的研究，發表了許多論文。而在國外，有關結構優化設計在航空航天工業中應用的研究更是層出不窮，發表了大量的研究報告和論文，一些著名的結構優化設計專家學者都在從事該領域的研究等。我國的航空航天工業已經取得了巨大的成功，其中機械結構優化設計應用是其重要的因素之一，而且必將成為越來越大的角色之一，為我國航海空航天事業的發展做出很大的貢獻。
2.船舶工業
船舶結構優化設計方法的研究相對起步較晚，我國開始研究船舶結構優化設計比國外晚了近十年。但是，我國的船舶結構優化設計也取得了較大的成果，在潛艇結構、中小型集裝箱結構、油船剖面、潛艇外部液壓艙等結構優化設計方面進行了研究，提高了相關研究物件的效能，為船舶設計提供了一種可靠、精確的設計方法。
3.通用機械和機床
通用機械和機床的結構優化設計也是一個機械結構優化設計成功應用的領域，把有限元技術與優化技術結合起來，機械結構優化設計對大型復雜機械結構件的設計是一種有效、精確的方法。由於一般的機械零部件都是連續體結構，結構分析非常復雜，進行結構優化設計比較困難。國內的相關研究比較突出，發表了大量的研究論文和報告，陳立周、孫煥純等根據機械設計中離散設計變數較多的情況，提出了離散設計變數結構優化設計方法;孫靖民、米成秋對機床床身等部件進行了結構優化設計;賙濟等研究了圓柱拉壓彈簧動載下的結構優化設計;鍾毅芳、唐增寶等進行了液力傳動系和雙級齒輪減速器的結構優化設計研究;方宗德等完成了斜齒輪三維修形的優化設計;秦東晨、方剛等完成了復雜箱形梁的結構優化設計研究等。通過這些研究工作的開展，通用機械和機床的設計有了一種快速、有效、可靠的設計方法，提高機械產品的設計水平。
4.汽車工業
汽車工業是一個不斷創新、發展的重要行業，各個國家和地區都十分重視汽車工業的發展。因此，先進的機械結構優化設計方法也就在此行業得到推廣和應用，國內外出現了大量的研究成果。馮振東等進行了萬向節傳動布局的支承動態結構優化設計;田振中研究了特種汽車車身的結構優化設計;馮國勝對汽車車架的結構優化設計進行了研究;章一鳴等研究了汽車懸掛系統的優化設計;上官文斌等進行了發動機懸置系統的優化設計;秦東晨等對汽車車身進行了結構優化設計等。汽車工業已經成為機械結構優化設計廣泛應用的一個領域。
三、機械結構優化設計的展望
結構優化設計隨著最優化方法的不斷發展和改善，已逐漸得以發展。
拓撲優化、材料優化和形狀優化的整合在機械結構和部件設計中具有重要的實用價值，是近年來出現的並行設計的重要組成部分，仍將是下一步研究工作的重點。拓撲優化能夠為結構的方案設計提供科學的依據，使復雜結構和部件在概念設計階段即可靈活地、理性地優選方案，有望用於大型實際結構優化設計求解。拓撲優化研究中提出的均勻化方法等，可以將材料選擇，布局優化和形狀優化整合一體，為並行地設計材料、工藝和結構提供科學的手段，有關方法的研究，實用化軟體開發及應用是有意義的。但是要處理龐大的有限元和優化模型計算量增大，應力約束處理、對「多孔狀」材料分布圓整化，單元消失可能會對計算模型造成病態等問題。
動態特性優化是機械繫統和結構設計應用研究的一個重要方向。特徵向量、動力響應量的靈敏度分析、高度密集頻率的動力學問題的分析和優化設計，大型動力優化問題的建模和求解方法，非線性分析在優化中的應用，使優化技術的作用從對設計方案的優化延伸到加工工藝過程的優化，仍是極富有研究和應用價值。
結構優化技術在工程設計中的進一步推廣應用仍具實用價值，要解決優化設計的有限元模型的龐大性，解決結構優化與多學科設計問題交叉問題。對於機構、結構和機械裝置的可靠性與健壯性是大型工業裝備設計時十分關心的問題，綜合考慮可靠度，健壯性及成本的全效能優化設計理論、方法及其應用，將給出更為接近實際的結果，應予重視。在這類問題的研究中，對包括模糊性和隨機性的不確定因素應予注意。為促進優化設計為工程實際服務，進一步開展實用性，通用性的結構化設計軟體的開發和完善工作也是十分迫切的。
⑶ 帶式輸送機傳動裝置設計
一、帶式輸送機傳動裝置，可伸縮膠帶輸送機與普通膠帶輸送機的工作原理一樣，是以膠帶作為牽引承載機的連續運輸設備，不過增加了儲帶裝置和收放膠帶裝置等，當游動小車向機尾一端移動時，膠帶進入儲帶裝置內，機尾回縮;反之則機尾延伸，因而使輸送機具有可伸縮的性能。
二、設計安裝調試：
1.輸送機的各支腿、立柱或平台用化學錨栓牢固地固定於地面上。
2.機架上各個部件的安裝螺栓應全部緊固。各托輥應轉動靈活。托輥軸心線、傳動滾筒、改向滾筒的軸心線與機架縱向的中心線應垂直。
3.螺旋張緊行程為機長的1%~1.5%。
4.拉繩開關安裝於輸送機一側，兩開關間用覆塑鋼絲繩連接，松緊適度。
5.跑偏開關安裝於輸送機頭尾部兩側，成對安裝。開關的立輥與輸送帶帶邊垂直，且保證帶邊位於立輥高度的1/3處。立輥與輸送帶邊緣距離為50~70mm。
6.各清掃器、導料槽的橡膠刮板應與輸送帶完全接觸，否則，調節清掃器和導料槽的安裝螺栓使刮板與輸送帶接觸。
7.安裝無誤後空載試運行。試運行的時間不少於2小時。並進行如下檢查:
(1)各托輥應與輸送帶接觸，轉動靈活。
(2)各潤滑處無漏油現象。
(3)各緊固件無松動。
(4)軸承溫升不大於40°C，且最高溫度不超過80°C。
(5)正常運行時，輸送機應運行平穩，無跑偏，無異常噪音。
⑷ 提高帶式輸送機牽引力的措施有哪些
帶式輸送機輸送能力強，適合長距離運輸。廣泛應用於家用電器、電子、電器、機械、注塑、食品等桐老行業，可以涵蓋物體的組裝、測試、調試、包裝、運輸等。青島騰越輸送機告訴你幾種提高帶式輸送機牽引力的方法。帶式輸送機具有許多優點，如:輸送能力強、適合長距離運輸、結構簡單、自動運行、噪音低、速度快且穩定，並能輸送上坡和下坡等。帶式輸送機也可以輸送100公斤以下的粉狀和顆粒狀物局大升品。帶式輸送機的高效率體現在牽引力大。為了提高帶式輸送機的輸送效率，可以採取措施提高輸送機的牽引輸送能力。有三種常見的方法:1.增加傳送帶的包角。帶式輸送機在井下使用時，工作條件差，需要強大的牽引力。一般採用雙滾筒傳動，可以增加包角。2.增加傳送帶的張力。在帶式輸送機的運輸過程中，如果皮帶被拉伸，牽引力就會減小。因此，採用張緊裝置來張緊皮帶，可以增加皮帶的張力，提高輸送機的牽引力，提高輸送效率。3.增加傳送帶的摩擦系數。輸送帶摩擦系數的增減視具體情況而定。可以通過保護覆蓋在傳動滾筒上的木襯或橡膠襯來增加摩擦系數，或者通過減少水煤來防止摩擦系數降低。如果選擇輸送機，可仿腔以選擇Leap。主要產品:鏈板輸送機、移動式帶式輸送機和鏈式輸送機。我們優秀的技術為您提供了良好的保證！青島輸送機、煙台輸送機、濰坊輸送機廠家選擇騰越。
⑸ 機械設計課程設計帶式運輸機傳動裝置
機械設計課程設計任務書
題目：設計一用於帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況：
載荷平穩、單向旋轉
三． 原始數據
鼓輪的扭矩T（N·m）：850
鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四． 設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算；
2. 斜齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書一份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
1．電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 電動機的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．電動機轉速的選擇
nd＝（i1』·i2』…in』）nw
初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求。
計算傳動裝置的運動和動力參數
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
⑹ 鋼絲繩牽引帶式輸送機的特點是什麼
鋼絲繩牽引帶式輸送機的特點是鋼絲繩牽引帶式輸送機是一種強力帶式輸送機。這種輸送機的特點是以鋼絲繩作牽引機構，膠帶只起承載作用，不受牽引力。
帶式輸送機的組成部分主要由傳動裝置、上下托輥、中間架、換向滾筒、拉緊裝置、清掃裝置和安全保護裝置等組成。
帶式輸送機(belt conveyor)又稱膠帶輸送機，廣泛應用於家電、電子、電器、機械、煙草、注塑、郵電、印刷、食品等各行各業，物件的組裝、檢測、調試、包裝及運輸等。線體輸送可根據工藝要求選用：普通連續運行、節拍運行、變速運行等多種控制方式；線體因地制宜選用：直線、彎道、斜坡等線體形式 輸送設備包括：皮帶輸送機也叫帶式輸送機或膠帶輸送機等，是組成有節奏的流水作業線所不可缺少的經濟型物流輸送設備。皮帶機按其輸送能力可分為重型皮帶機如礦用皮帶輸送機，輕型皮帶機如用在電子塑料，食品輕工，化工醫葯等行業。皮帶輸送機具有輸送能力強，輸送距離遠，結構簡單易於維護，能方便地實行程序化控制和自動化操作。運用輸送帶的連續或間歇運動來輸送100KG以下的物品或粉狀、顆狀物品，其運行高速、平穩，噪音低，並可以上下坡傳送。
⑺ 帶式輸送機拉緊的作用有哪些拉緊裝置的結構有哪幾種
一、皮帶輸送機拉緊裝置的作用（衡）：
1、保證輸送帶緊貼在傳動滾筒上，使專他的繞出端具屬有足夠的張力，使所需的牽引力得以傳遞，使滾筒與膠帶之間產生所需的摩擦力，防止輸送帶打滑（陽）。
2、限制輸送機膠帶各點的張力不低於一定值，以防止帶條在各支承托輥之間過分鬆弛下垂而引起散料和增加運動阻力，使輸送機能正常工作。（雙）
3、補償輸送機帶條由於受拉的塑性伸長和過渡工況下彈性伸長的變化（雁）。
4、為輸送帶重新街頭提供必要的行程。（運）
二、皮帶輸送機拉緊裝置的型式（輸）：
一般情況下拉緊裝置的型式有螺旋式、車式、垂直式、液壓拉緊和卷揚絞車等（機）。
為了使傳動滾筒能給予膠帶以足夠的拉力，保證輸送帶在傳動滾筒上不打滑，並且使輸送帶在相鄰兩托輥之間不過於下垂，就必須給輸送帶施加一個初張力，這個初張力是由輸送機的拉緊裝置將輸送帶拉緊而獲得的。在設計范圍內，初張力越大，皮帶與驅動滾筒的摩擦力越大（械）。
⑻ 設計膠帶輸送機的傳動裝置
一、摩擦傳動理論
帶式輸送機所需的牽引力是通過驅動裝置中的驅動滾筒與輸送帶間的摩擦作用而傳遞的，因而稱為摩擦傳動。為確保作用力的傳遞和牽引構件不在驅動輪上打滑，必須滿足下列條件：
(1)牽引構件具有足夠的張力；
(2)牽引帶與驅動滾筒的接觸表面有一定的粗糙度；
(3)牽引帶在驅動輪上有足夠大的圍包角。
圖l—22為一台帶式輸送機的簡圖。當驅動滾筒按順時針方向轉動時，通過它與輸送帶間的摩擦力驅動輸送帶沿箭頭方向運動。
在輸送帶不工作時，帶子上各點張力是相等的。當輸送帶運動時，各點張力就不等了。其大小取決於張緊力P0、運輸機的生產率、輸送帶的速度、寬度、輸送機長度、傾角、托輥結構性能等等。故輸送帶的張力由l點到4點逐漸增加，而在繞經驅動滾筒的主動段，由4點到l點張力逐漸減小。必須使輸送帶在驅動滾筒上的趨入點張力Sn大於奔離點張力S1，方能克服運行阻力，使輸送帶運動。此兩點張力之差，即為驅動滾筒傳遞給輸送帶的牽引力W0。在數值上它等於輸送帶沿驅動滾筒圍包弧上摩擦力的總和，即
W0=Sn-S1 (1—1)
趨入點張力Sn隨輸送帶上負載的增加而增大，當負載過大時，致使(Sn-S1)之差值大於摩擦力，此時輸送帶在驅動滾筒上打滑而不能正常工作。該現象在選煤廠中可經常遇到。
Sn與S1應保持何種關系方能防止打滑，保證輸送帶正常工作，這是將要研究的問題。
在討論前，先作如下假設：
(1)假設輸送帶是理想的撓性體，可以任意彎曲，不受彎曲應力影響；
(2)假設繞經驅動滾筒上的輸送帶的重力和所受的離心力忽略不計(因與輸送帶上張力和摩擦力相比數值很小)。
如圖l—22b所示，在驅動滾筒上取一單元長為dl的輸送帶，對應的中心角即圍包角為dα。當滾筒回轉時，作用在這小段輸送帶兩端張力分別為S及S+dS。在極限狀態下，即摩擦力達到最大靜摩擦力時，dS應為正壓力dN與摩擦系數μ的乘積，即
dS＝μdN
dN為滾筒給輸送帶以上的作用力總和。
列出該單元長度輸送帶受力平衡方程式為
由於dα很小，故sin(dα/2)≈(dα/2)，cos(dα/2)≈1，上述方程組可簡化為
略去二次微量：dSdα，解上述方程組得 .
通過在這段單元長度上輸送帶的受力分析，可以得到，當摩擦力達到最大極限值時，欲保持輸送帶不打滑，各參數間的關系應滿足dS/S＝μdα。以定積分方法解之，即可得出輸送帶在整個驅動滾筒圍包弧上，在不打滑的極限平衡狀態下，趨入點的Sn與奔離點的Sk之間的關系
解上式，得
式中 e——自然對數的底，e=2.718；
μ——驅動滾筒與輸送帶之間的摩擦系數；
——輸送帶在驅動滾筒上趨入點的最大張力；
S1一一輸送帶在驅動滾筒奔離點的張力；
α——輸送帶在驅動滾筒上的圍包角，弧度。
上式)即撓性體摩擦驅動的歐拉公式。根據歐拉公式可以繪出在驅動滾筒圍包弧上輸送帶張力變化的曲線，見圖l—23中的bca'。
從上述分析可知，歐拉公式只是表達了趨入點張力為最大極限值時的平衡狀態。而實際生產中載荷往往是不均衡的；而且，在歐拉公式討論中，將輸送帶看作是不變形的撓性體，實際上輸送帶(如橡膠帶)是一個彈性體，在張力作用下，要產生彈性伸長，其伸長量與張力值大小成正比。因此，輸送帶沿驅動滾筒圓周上的分布規律見圖1—23中bca曲線變化(而不是bca』)。在BC弧內，輸送帶張力按歐拉公式之規律變化；到c點後，張力達到Sn值，在CA弧內，Sn值保持不變。也就是說為了防止輸送帶在驅動滾筒上打滑，應使趨入點的實際張力Sn小於極限狀態下的最大張力值，即
既然輸送帶是彈性體，那麼，在受力後就要產生彈性伸長變形。這是彈性體與剛性體最本質的區別。受力愈大，變形也愈大，而輸送帶張力是由趨入點向奔離點逐漸減小，即在趨入點輸送帶被拉長的部分，在向奔離點運動過程中，隨著張力的減小而逐漸收縮，從而使輸送帶與滾筒問產生相對滑動，這種滑動稱為彈性滑動或彈性蠕動(它與打滑現象不同)。顯然，彈性滑動只發生於輸送帶在驅動滾筒圍包弧上有張力變化的一段弧內。產生彈性滑動的這一段圍包弧，稱為滑動弧，即圖l-23中的BC弧，滑動弧所對應的中心角稱為滑動角，即λ角；不產生彈性滑動的圍包弧，稱為靜止弧(圖中的CA弧)，靜止弧所對應的中心角，稱為靜止角，即圖中γ角。滑動弧兩端的張力差，即為驅動滾筒傳遞給輸送帶的牽引力。由此可見，只有存在滑動弧，驅動滾筒才能通過摩擦將牽引力傳遞給輸送帶；在靜止弧內不傳遞牽引力，但它保證驅動裝置具有一定的備用牽引力。
當輸送機上負載增加時，趨入點張力Sn增大，滑動弧及對應的滑動角也相應均要增大，而靜止弧及靜止角則隨之減小。圖1—23中的C點向A點靠攏，當趨入點張力Sn增大至極限值Snmax時，則整個圍包弧BA弧都變成了滑動弧，即C點與A點重合，整個圍包角都變成了滑動角(λ=α，γ=0)。這時驅動滾筒上傳送的牽引力達到最大值的極限摩擦力：
(1—4)
若輸送機上的負荷再增加，即 ，這時．輸送帶將在驅動滾筒上打滑，輸送機則不能正常工作。
二、提高牽引力的途徑
根據庫擦傳動的理論及式(1—4)均可以看出，提高帶式輸送機的牽引力可以採用以下三種方法：
(1)增加奔離點的張力S1，以提高牽引力。具體的措施是通過張緊輸送機的拉緊裝置來實現。隨著S1的增大，輸送帶上的最大張力也相應增大，就要求提高輸送帶的強度，這種做法是不經濟的，在技術上也不合理。
(2)改善驅動滾筒表面的狀況，以得到較大的摩擦系數μ，由表1—29可知，膠面滾筒的摩擦系數比光面滾筒大，環境乾燥時比潮濕時大，所以，可以採用包膠、鑄塑，或者採用在膠面上壓制花紋的方法來提高摩擦系數。
(3)採用增加輸送帶在驅動滾筒上的圍包角來提高牽引力。其具體措施是增設改向滾筒(即增面輪)可使包角由180°增至210°-240°必要時採用雙滾筒驅動。
三、剛性聯系雙滾筒驅動牽引力及其分配比朗確定
剛性聯系雙滾筒和單滾筒相比，增加一個主動滾筒：當兩個滾筒的直徑相等時其角度是相同的(圖1—24)。從圖l—24中可以看出，輸送帶由滾筒②的C點到滾筒①的B點時，這兩點之間除了一小段(BC段)膠帶的臼重外，張力沒有任何變化，故B點可看作C點的繼續。因而剛性聯系的雙滾筒與單滾筒實質上是相同的，因為滑動弧隨著張力增大而增大這一規律對它同樣適用的。
S1及μ值在一定的情況下，而且μl＝μ2，只有當滾筒②傳遞的牽引力達到極限值時，滾筒①才開始傳遞牽引力。設λ1、λ2、γ1、γ2、α1、α2分別為第①及第②滾筒的滑動角，靜止角及圍包角、則在λ2=α2，λ1=0的情況下，靜止弧僅存在於滾筒①上。當λ2=α2時，λ1=α1-γ1時，輸送帶在兩個主動滾筒上張力變化曲線如圖1—24所示。
滾筒②可能傳遞的最大牽引力為
滾筒①可能傳遞的最大牽引力為
式中 S』——兩滾筒間輸送帶上的張力。
驅動裝置可能傳遞總的最大牽引力為
式中 α——總圍包角
兩滾筒可能傳遞的最大牽引力之比為
在一般情況下： 因而
（1-5）
顯然，當第①滾筒上傳遞的牽引力未達到極限時，即 時，則兩驅動滾筒傳遞的牽引力之比為
由上式可知，當總的牽引力W0和張力S1一定時，若μ值增加，則第⑧個驅動滾筒傳遞的牽引力WII增大，而WI減小。反之，若μ值減小時，則WI增大(因W0=WI+WII為一定值)。
由此可以看出：剛性聯系的雙滾筒驅動裝置，其滾筒牽引力的分配比值隨摩擦系數的變化而改變。但由式(1-5)可知，驅動滾筒①可能傳遞的最大牽引力等於滾筒⑨的 倍這一比值是不變的。
剛性聯系的雙驅動滾筒缺點是已設計的牽引力分配比值，只適用於一定的荷載和一定的摩擦系數。當荷載變化，其比例也就被破壞了。此外，還由於大氣潮濕程度的變化，兩滾筒的表面清潔程度的不同，摩擦系數也發生了變化，其分配比實際上不可能保持定值。
⑼ 帶式輸送機種類有哪些
1.按承載能力分類
輕型帶式輸送機：專門應羨肢如用於輕型載荷的輸送機。
通用帶式輸送機：這是應用最廣泛的帶式輸送機，其他類型帶式輸送機都是這種帶式輸送機的變形。
鋼繩芯帶式輸送機：應用於重型載荷的輸送機。
2.按可否移動分類
固定帶式輸送機：輸送機安裝在固定的地點，不需要移動。
移動帶式輸送機：具有移動機構。如輪、履帶。
移置帶式輸送機：通過移動設備變換設備的位置。
可伸縮帶式輸送機：通過儲帶裝置改變輸送機的長度。
3.按輸送帶的結構形式分類
普通輸送帶帶式輸送機：輸送帶為平型，帶芯為帆布或尼龍帆布或鋼繩芯。
鋼繩牽引帶式輸送機：用鋼絲繩作為牽引機構，用帶有耳邊的輸送帶作為承載機兄啟構。
壓帶式輸送機：兩條閉環帶，其中一條為承載帶，另一條為壓帶。
鋼帶輸送機：輸送帶是鋼帶。
網帶輸送機：輸送帶是網帶。
管狀帶式輸送機：輸送帶圍包成管狀或用特殊結構輸送帶密閉輸送物料。
波狀擋邊帶式輸送機：輸送帶邊上有擋邊以增大物料的截面，傾斜角度大時，一般在橫向設置擋板。
花紋帶式輸送機：用花紋帶以飢伍增大物料和輸送帶的摩擦，提高輸送傾角。
4.按承栽方式分類
托輥式帶式輸送機：用托輥支撐輸送帶。
氣墊帶式輸送機：用氣膜支撐輸送帶。另外還有磁性輸送帶、液墊帶式輸送機，它們共同的特點都是對輸送帶連續支撐。
深槽型帶式輸送機：由於加大槽深，除用托輥支撐外，也起到對物料的夾持作用，可增大輸送傾角。
5.按輸送機線路布置分類
直線帶式輸送機：輸送機縱向是直線，但是可在鉛垂面上有凸凹變化曲線。
平面彎曲帶式輸送機：可在平面上實現彎曲運行。
空間彎曲帶式輸送機：可以在空間實現彎曲運行。
6.按驅動方式分類
單滾筒驅動帶式輸送機。
多滾筒驅動帶式輸送機。
線摩擦帶式輸送機：用一個或多個輸送帶作為驅動體。
磁性帶式輸送機：通過磁場作用驅動輸送帶。
⑽ 什麼是中間繼電器
你這個問題蠻專業的，剛好有空，幫你找了些資料，看看你用得上不吧！ 中間繼電器(intermediate relay)：用於繼電保護與自動控制系統中，以增加觸點的數量及容量。 它用於在控制電路中傳遞中間信號。中間繼電器的結構和原理與交流接觸器基本相同，與接觸器的主要區別在於：接觸器的主觸頭可以通過大電流，而中間繼電器的觸頭只能通過小電流。所以，它只能用於控制電路中。 它一般是沒有主觸點的，因為過載能力比較小。所以它用的全部都是輔助觸頭，數量比較多。新國標對中間繼電器的定義是K，老國標是KA。一般是直流電源供電。少數使用交流供電。 以上就是關於中間繼電器方面的一些分享，希望對你有幫助！親的認可是我的最大動力哦！