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机械装备寿命的可靠 构建与优化设计 摘要： 维护设计对于机电产品或系统的寿命周期来讲，是一种重要的设计方法。基于机构作用可能会出现失败的几率，机械系统的可靠性建模被发展了起来。基于部件可能会出现失败的情况，机械系统的可靠性建模就被发展了起来而系统最小的可靠性和最稳定的可靠性系数被定义为机械系统在寿命周期内大致的可靠性。其次，提出维护的一个基于可靠性的设计最优化模型， 总生活周期 消耗 被考虑 作为 设计目标和系统可靠性 。最终，维护的基于可靠性的设计最优化方法通过组分设计示范被说明。 关键词 :维护 ; 可靠性 ; 模拟 ; 优化设计 1. 介绍 在一个机械产品期间的生命周期，维护是非常重要 的，可以 保持产品可利用时间和延长它的寿命。 关于维护的研究机械产品的大致被分类为 以下 三种： (1)如何拟定维护政策或 (和 )如何优选考虑系统可靠性和维修费用的维护期间 14。(2)发展维护方法和工具保证系统维护到低成本和短的修理时间，例如发展特别的维护工具 59。 (3)在设计程序期间，为维护设计，系统可维护性 地 被评估和被改进 1012。维护在设计之初就开始了。 明显地，维护的设计方法论，是其中一个在产品的生命周期的最佳的有效的维护手段， 吸引许多 研究者的兴趣。然而， 维护设计的研究主要在于两个领域。 一个是在产品设计选择的可维护性评估 ; 另一个 是为方便维护设计的 特殊结构的零件 。在本文 中 ，根据时间对失败零件的密度函数， 要调查 接受维护的一个机械系统 的 零件的服务 寿命 。然后机械系统的可靠性模型被重建并且被 仿真 。 最终， 维护的新颖的设计最优化方法 通过一个链式设计被发展并说明。 2. 可靠性塑造维护的机械系统 型假定 在一个机械系统运行 一段时间 之后，由于失败的 被 替换分开，主要可靠模型是不适用 于 改变系统，因而应重建可靠性模型。 在本文谈论的机械系统有以下 特征： 一个 系统包括很 多 同样 的 零件，零件的数量在系统期间的一生周期是恒定的。 所有零件的时间对失败密度分布函数是 相同 的， 并且 替换件 也 和原始的零件一样有失败分布函数。 每个部分的失败是一个任意 的 独立事件， 也就是说 一部分的失败不影响其他部分在系统的 中 的失败。 维护的可靠性 建模 一个机械系统的可靠性取决于它的零件， 可靠性和失败的可能性取决于他们的工作寿命。在这里 ，根据时间的密度分布函数对零件的 失效 ， 应计算好部件在机械系统中工作寿命 ，然后 开发 机械系统的可靠性模型 。 在一个机械系统的服务期间，发生故障的有些零件 要求及时替换，因此机械系统的部分的 寿命 分布被改变了。推测在机械系统运行 一段时间后 中 是维护活动之间的时间，即维护间隔时间之后， 单位可以是几小时、几天、几个月或者几年。 如果 表零件的年龄比例在 n 用年龄 而部分的年龄分布在时间 上 表示 为 矩阵 L、 L， 。零件的失败密度函数和部分的寿命 分布在系统的确定 寿命 分布在下次或者 在下一段时间区内留下来的部分目录。寿命分布取决于每一段时间内每一部分部件在下一段时间区 内失效的几率。要发现零件的失 效 可能性失败密度函数 是从零开始的。 存留下来的数量在下一个时间段得到提升，失效的部分被新的部件替换被重新返回第一个盒子里。 最初 的 ，所有零件是 新的病在第一个盒子里 。 即在 ，在第一个箱子的部分 是 P0(1 (1) 在 ，第一个箱子的年龄分数和第二个箱子代表 ： P1(p0(1- f(x)P0(p0( f(x) (2) 两 种寿命盒子内 的部分 ， 生存并且到下个 寿命 箱子， 而 不合格 部件 的部分 被新的零件替换 ，从这 两个箱子 到 第一个箱子 。 在 2， 计算 前三个箱子的比例 P2(p1(1- f(x)P1(p0(1- f(x)P0( p1( f(x)p0( f(x) (3) 因此，通过使用以下等式，在 在每个 箱内的部分部件将 被 进行如下 计算 ： 当 P0(寿命在 部件总量的一小部分时，代表了部件刚刚被投入使用。这就意味着 P0(这部分的失效率，或者说是小部件的代替。换种说法就是说，这些在第一个盒子里的一小部分部件在 t0,用来取代失效部件的新部件。 一系列的系统包含了 N 个有相同失效概率分布的部件，每一个部分只是一系列的单元，每个单元是相对独立的。 在同一系列系统里任何一个单元的失效表现 为一个系统的失效，按照可能增长的原则， 一系列系统的可靠性就是： 由于组成系统的部件数量是恒定的，在此，机械系统维护的系统稳定性被定义为： 3. 维护可靠性的模拟仿真 模拟仿真的结果显示了系统的稳定性在工作期间是不断变化着的。一个系统的可靠性经历了几次波动，有时是最大值而有时是最小值，最终达到一个稳定的值。 系统稳定性的震动会周期性的衰减，这段时间是部件 的预期寿命（根据韦伯分布，参数 近似于大 的预期寿命） 。 对于机械系统的设计和维护，系统稳定性的最小值跟稳定值是最重要的。系统的最低稳定性出现在初始阶段，但系 统可靠性的稳定值出现在运行一段很长时间后。在此，为了后面方便讨论，系统维护的最低可靠性和稳定可靠性被定义为 基于如图 6 所示的系统稳定性的仿真结果中。 由于它发生在初始阶段，系统最小可靠性会在从 t=0 到 t=2的仿真结果的不相关联的可靠性值中找到。最小可靠性被定义为： 假设仿真时间是 别代替了在 t T ,T + 2 的最大值和最小值。一旦当最大可靠性值和最小可靠性值的比值 满足，系统可靠性被认为在 达到一个稳定的值。因此，系统稳定性或者说稳定可靠性被定义 为： 1 是稳定的要求，通常是 98%。 如果 存在，系统稳定性是不稳定的。 4. 可靠性的优化设计模型库 对于维护的一个基于可靠性优化设计模型被用来跟耗费维护的系统可靠性和寿命周期消费来代替，上述模型对于计算系统的部件替换率，最小可靠性和系统可靠性有帮助。 在这个模型里， 寿命周期的消耗被认为是一个设计目标，而系统的可靠性被认为是设计约束条件。我们的工作目标就是要去找到一个最小消耗的设计方法并同时满足这个系统规定参数。 型的寿命周期损耗 机械系统的寿命周期损耗包含着产品成本和维护成本。系统维 护成本是来源于以下所列的项目：（ 1）替代部件的成本；（ 2）操作损耗包括替换部件时的资源损耗（ 比如： 劳动、装备 ） ；（ 3）替换部件时的生产间隔造成的间接成本；（ 4）替换部件的准备工作成本。在前面的三个项目参与了每次维护时替代部件的数量。替换越多的部件就会耗费越多的资源，占用越多的生产时间，因而带来巨大的损失并增长了维护成本。最后一项没有参与替换部件的数量上但参与了每次维护跟替换上。结果，机械系统的维护成本 被保密为替换部件数量上的成本考虑和维护次数上的成本考虑。在这种方法下，对于一个包含固定数量 N 部件的机械系统 ，在它运行了一段时间 M，它的寿命周期损耗模型包含了生产成本和维护成本，表示为： 在式子 9， C 是系统内每一部分部件总的寿命周期损耗。 别表示部件生产系数，更换成本系数和准备成本系数，这些数据是统计分析领域的数据。m = M /， M 代表着系统寿命。式子 10 等号右边的首项代表系统的生产成本，式子 9 右边的第二项表示系统的维护成本。在式子 9 里，由于部件的替换成本包含着不仅仅是替换失效部件的部件生产成本，而且 有用于资源的成本 和用于替换的间接成本。显然，式子 10 里表示的不是绝对成本，而是相对成本。式 子 9 也可以表示为： 于可靠性的设计与优化 假设系统的一类部件有 X= (x1, 它们的失效密度函数被表示为每一种方案， X= (x1,它们的失效密度函数被表示为F=(f1(t),f2(t),L,fn(t) 作为每一个方案 。 对于一个维护的固定间隔 0，它的基于可靠性优化设计的模型 I 的维护被表示为： 显然的，最小寿命周期损耗和可靠性取自上述模型的一段特定的时间段。对于任何一个的 n 种设计方案，它的成本和可靠性取决于维护间隔 。最小的成品成本可以取 自于最优化的维护间隔。所谓的最佳的维护间隔，顾名思义地， 就是将维护间隔优化到最小的寿命周期成本，因此基于可靠性设计和优化的模型的维护克表示为： 在式子 11 和式子 12 里， C 是取自式子 9 或式子 10， 别表示系统的最小可靠性和稳定的可靠性。 系统允许的可靠性值。通常来讲，（ 也就意味着系统稳定性在整个寿命周期内允许在某一定的程度上 变化，但变化范围不会超过稳定可靠性值的 5%25%。 据系统可靠性模仿的设计最优化 显然 ，系统 平稳的可靠性、极小的可靠性和部分在设计模型的替换率可以从可靠性模仿 而获得。 所以，维护的设计最优化是 基于模拟 的设计方法。 在设计模型，可靠性模仿的输入的情况是时间对失败密度系统部分 F，系统服务生活 且生活周期 消耗 系数是 为固定的间隔时间维护，输入的情况在固定的维护间隔时间 0增加。 维护的时间与 M/ 0 明显地是相等的在一生周期期间。 至于维护间隔时间需要被优选的情况，维护的时间是获得的被环绕的 M/在另外维护间隔时间。另外，系统的设计选择必须满足系统可靠性的要求，因而 出来了 。 终于，一个优选设计选择和它极小的信度、平稳的可靠性和生活周期费用 被得出了 。 设计最优化流程图维护的显示作为 式子二 ，设计最优化二个模型维护的是联合。 最可能， 一个模型的解答通常是与另一个模型不同。 5. 设计示范 有链式传送机链接圆环的三个设计选择，产品使用期限 M 等于 100 个月。时间的密度分布函数对圆环的失败的是 作用 ，并且他们的发行参量和费用系数生命周期在表 1 被列出 如 下 。 假设极小的可靠性和平稳的可靠性的要求是 考虑系统维护间隔时间从 一系列的等效区别价值被挑选，离散最优化方法被采取。 两个设计模型的模仿结果维护在 表 到图 11 被列出说明系统可靠性和总生活周期费用随系统的工作次数变化。 注： 0是间隔时间固定周期维护的设计模型 11)，和最宜的间隔时间优选周期维护的设计模型 2). 当系统维护间隔固定，最宜的设计选择如显示从模仿结果在表 2 列出了 ，1)是选择 0 = 1 2 x。其中 1x 不满足系统可靠性压抑，并且共计选择 2 x 的寿命消耗 低于选择 3 x。 从 这个 例子， 了解到 不可能有将遇见系统可靠性为不适当的固定的维护间隔时间压抑的设计选择。当系统维护间隔时间被优选时，最宜的设计选择 被 获得了 。 2)是选择 3 x。 在 这个例子中 ，所有设计选择符合系统可靠性的要求，并且共计选择 3 x 的 寿命消耗 是最低的，相应地系统维护间隔时间 * 3 x。 显示易变的维护周期警察导致设计选择另外选择，并且共计生活费用可以是通过优选维护间隔时间减少。 几个有趣的结果能从图 3 到图 6 中 被找到 。 . （ 1） 当固定的间隔时间 (0 = 1)是坚定的，选择的系统可靠性 0 = 要求，而且接近对要求价值。选择 可靠性满足平稳的可靠性的要求，但是不满足极小的可靠性的要求竟管它最便宜。 虽然选择 3 x 满足系统可靠性的要求，平稳的可靠性或极小值可靠性，它有最高的总 寿命周期消耗 。 图 图 4. 设计选择的生活周期费用模仿固定的维护间隔时间 （ 2） 当维护间隔时间被优选时，最宜的间隔时间的选择根据系统可靠性的令人满意要求前提。 至于选择 1 x，为了符合系统可靠性的要求，维护间隔时间减退，但是它的总生活费用增加有些。 为选择 * = 护间隔时间在优化以后保留常数，也，因此意味着间隔时间 =1是这个选择的最宜的间隔时间。 为选择 3 x，由于优化、维护间隔时间增量、 =而它有更低的总生活周期费用。 其外，三个设计选择被优选，系统可靠性和总生活周期费用他们的曲线趋向对集中化和坚固性，并且费用区别在三个选择之中的减少。 图 图 (3) 当系统要求高 的 可靠性 时 ，相应地，维护间隔时间将减 少，并且维修费用将上升。 相反，当系统要求低可靠性，相应地，维护间隔时间将延迟，因此维修费用将减少，系统维护费用减退受系统可靠性要求支配。系统可靠性平稳的价值和最小值随着维护间隔时间的增加单调减少总生活周期费用随着维护间隔时间的增加 而 减少。结果，稳定的极小的间隔时间系统可靠性价值和最小值满足设计要求将得到设计选择的极小的总生活周期费用。必须指出设计选择的系统可靠性比要求价值不是相等与，而是少许更多由于离散最优化的采用。 (4) 当系统的设计选择决定时，设计选择最宜的选择取决于不仅维护系统可靠性和系统服务生活 的间隔时间而且 还有 要求。 例如，当间隔时间被固定时 ( 0 = 1)，并且需要的系统可靠性减少从对，从 11)m R = m R = 不是选择 2 x。当系统服务生活转换从 M = 100 到 50时，最宜的设计选择 被 获得了。 2)是替换 3 x 而 选择 1 x 显示作为图 6。 这就 意味着，因为高质量材料做的零件有长的产品使用期限，设计选择得到更低的总 寿命周期成本， 竟管他们 会有 更高的生产成本。 6. 结论 在产品期间的生命周期维护是其中一项重要任务。零件的替换 将导致系统可靠性和生活周期费用的变动。基于零件的时间 失效 密度函数，平稳的可靠性、极小的可靠性和生活周期费用可以通过可靠性模型的系统可靠性的重建和模仿得到。本文开发维护的基于可靠性的设计最优化方法学，总生活周期费用被看待，当作为设计的设计对象和系统可靠性压抑。它提供一种新的方法做在机 械系统之间的可靠性和总生活周期费用的一种交易在设计最优化的维护 。 鸣谢 这 项 工作 得到了 湖南科学技术大学 的刘博士的大力支持 。 笔者相当感激能得到其参考资料的注释，极大地改进了目前这项工作。 参考文献 1 et “of 5, 2 H. J. et “of 2006. 21, 3 Q. “of of 2005, 36, 4 H. H. “in S,1999, 91, 3055 “ 2002, 6 i, “of to of 004, 7 “ 2005, 750. 8 J. R. et “on 2005, 9 D. O. “ 1999, 10 “, 995. 11 U. “a 2002, 12 H. et “of on 2003 ,20, 13 Y. “A to . 008; 93(8): 113850,” 2009, 14 X. “of 2009, ab ab is an of or on of of on of a is in is as as is by of I. of a is to on (1) to to 14. (2) To to to as 9. (3) To is is 012. at is of in of a on is on is on is of In on of of of a of is a is by of of a F A. a to of is to be in of a of in of is of of as of is a of of in B. of a on of on to of to of of is of is of a to be in of of , is be or )t of nt of at 01(), (), , (), , ()nn in of of in at or of of to An at To of is of to is 50875082 9789/$009 029is by to to in in 0t =00() 1 (1) = , of 2) 11 0 0001 000() ()1 ()d() () ()pt fx pt fx =of to of by in = , of 22 11012 010202 11 0100() ()1 ()d() ()1 ()d() () () () ()pt pt fx pt fx xp t p t f p t f =+(3) at , of in by 110(1)1210(2)231022110101001() ( )1 ()d() ( )1 ()d() ( )1 ()d() ( )1 ()d() ( )1 ()d() ( )n n p t fx xp pt fx pt fx pt =)00()=(4) ()np t is of of It np t is of or of In of in 01, , is a is In of in in to of of ()00() 1 () =(5) of is of is )00()00() ()1() =(6) of a is of is of ( at . of of of of at of a to of on of as t(). s it at of be in of 030t = 2t = . is ) ) , 0,1, ,R Rt i n=L(7) R 0, 2+ of R is is as at at or as is =+)/2 (8) 1 is 8%. be 0N is to a of in to of In of is as a of is as is to a A. of of as (1) of (2) of (3) (4) of of is of of or As a of as In a a of it M , is 0101()c=+ + 2(9) q. 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(1) a ) is of 1 =2x to of x of 032of in of of or it 1. of a . of a 2) is of is on of of As to x , in to of , 2x , = is an x , to , it of to of 1. of an . of an 3) On so as of is to of of of As a of It be of is to to of (4) of of on of is 01 = ), q.(11) is 00购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 绪论 料机的定义 送料机专门用于粒料 ,粉料 ,片状料，带状等材料的自动化，数控化，精确化的输送【 1】 。 在激烈竞争的时代 ,企业经营与发展必会面对劳工的短缺 ,人工成本上扬等问题 。 省力化、合理化与自动化将成为企业发展的趋向。因此数控送料机，自动送料机的应用也十分广泛。在当今社会 ,越来越多的行业将采用机械化输送 。 这种自动送料机有较高的精确度 ,而且又环保 ,又省时 ,还大大减少了劳动强度 。 真正的做到了低成本 ,高回报 。 在今飞速发展的年代 ,这种自动化产品会受到越来越多厂家的青睐与喜欢 ! 所谓送料机，送料机 就是输送材料的机器，是无论是轻工行业还是重工业都不可缺少的设备。传统观念，送料机是借助于机器运动的作用力加力于材料，对材料进行运动运输的机器。近代的送料机发生了一些变化，开始将高压空气、超声波等先进技术用于送料技术中，但人们仍然将这些设备归纳在送料机类的设备中。 自动化程度高的送料设备有 :由电脑控制的动头式送料机、激光送料机、高压气压和电脑送料机等。另外，国外的司生产一种投影送料机这种设备的送台上设有感应器及目察装置，用于对材料轮廓扫描，或在材料行投影以引导送料安排。 料机的原理及其种类 据了解， 国内的数控送料机，都彩用微电脑控制技术，数字式显示，操作简单方便，能有效控制在 内做到送料精确，彻底解决了以往送料器送料不准，调节困难的老大难问题。 料机的原理及种类 式送料机 带式送料机的一般结构主要由输送带、滚筒、支承装置、驱动装置、张紧装置、卸料装置、清扫装置和机架等部件组成 【 2】 。带式送料机是一种连续送料机械，它用一根环绕于前、后两个滚筒上的输送带作为牵引及承载构件，驱动滚筒依靠摩擦力驱动输送带运动，并带动物料一起运行，从而实现输送物料的目的。 刮板送料机 埋刮板送料机由封闭的壳体、刮板链条、驱动装置及张紧装置等部件组成。埋刮板送料机工作时，物料经进料口进入机壳承载段，受到刮板的推力，与刮板链条形成整体一同向前运动，到达料槽的卸料口自行排出，刮板链条沿机壳的空载段返回。因其在工作时刮板链条被埋没在物料中与物料一起向前移动，故称为“埋刮板送料机”。 纸和说明书 ,咨询 式送料机 斗式送料机主要由牵引构件（橡胶带或链条）、承载构件（料斗）、头轮和底轮、驱动装置、张紧装置、机壳等组成。闭合的牵引构件环绕于头轮和底轮上，并被张紧装置张紧。在牵引构件的 全长上，每个一定距离安装一个料斗。为防止物料的抛撒和灰尘飞扬，这些运动的部件用机壳封闭。工作时，外部的驱动装置通过头轮带动牵引构件和料斗运行。物料从机座的进料口进入机座底部，运动着的料斗挖起并向上提升。到达机头后，物料在重力和离心力的作用下脱离料斗，从卸料口排出。 旋送料机 螺旋送料机主要由料槽、螺旋叶片和转动轴组成的螺旋体、两端轴承、中间悬挂轴承及驱动装置所组成。当螺旋体转动时，进入机槽的物料受到旋转叶片的法向推力，该推力的径向分量和叶片对物料的摩擦力将使物料绕轴转动；而物料的重力和机槽 对物料的摩擦力又阻止物料绕轴转动。当螺旋叶片对物料法向推力的轴向分量克服了机槽对物料的摩擦力及法向推力的径向分量，物料不和螺旋一起旋转，只沿料槽向前远移。 动送料机 振动送料机主要由输送槽、激振器、主振弹簧、导向杆、隔振弹簧、平衡底架、进料装置和卸料装置组成。振动送料机是利用某一形式的激振器使槽体沿某一倾斜方向产生振动，从而将物料由某一位置运送至另外一个位置。 纸和说明书 ,咨询 送料机的作用 式送料机 带式送料机是一种生产技术成熟、使用极为广泛的 【 3】 输 送设备，具有最典型的连续送料机的特点，近年来发展很快。其主要优点： （ 1）结构简单，自重轻，容易制造； （ 2）输送路线布置灵活，适应性广，可输送多种物料； （ 3）输送速度快，输送距离长，输送能力大，能耗低； （ 4）可连续输送，工作平稳，不损伤被输送物料；操作简单，安全可靠，保养检修容易，维修管理费用低。 带式送料机的主要缺点是输送带易磨损，且其成本大（约占送料机造价的 40%）；需用大量滚动轴承；在中间卸料时必须加装卸料装置；普通胶带式不适用于输送倾角过大的场合。 目前，带式送料机已经标准化、系列化、性能不断 完善，而且不断有新机型问世。 刮板送料机 埋刮板送料机的主要优点是：适用范围广，输送物料的品种多，其他连续送料机械难以输送的物料，许多都可以采用埋刮板送料机进行输送；密封性能好，物料在封闭的机槽内输送，不抛撒，不泄露，能防尘、防水、防毒、防爆，大大改善了劳动条件，防止环境污染；工艺布置十分灵活，可用于各不同方向的物料输送；容易实现多点加料或多点卸料；体积小，占地面积小，可在比较狭窄的工作场地使用；输送过程中物料与刮板链条之间基本上无相对运动，故对物料的损伤小；安装容易，操作、维修方便，运行安全可靠。 埋刮板送料机的缺点是：输送距离和提升高度有一定的限制；刮板链条与机槽的磨损较大，磨损部位主要是链条关节处、机槽底板及导轨，特别是输送磨琢性粉尘状物料时磨损更为严重；功率消耗较大；不适于输送粘性大的、悬浮性大的、块度较大的及磨损性很大的物料。 料机通俗来分类 高速滚轮送料机 ,新型式送料机 ,控送料机，冲床送料机，数控冲床送料机，数控滚轮送料机，数控自动送料机。空气自动送料机，凸轮驱动送料机 空气自动送料机 (左右偏摆移位型 ) 空气自动送料机 (特殊落地型 )【 4】 。 平面送 料机（感应式） 高速滚轮送料机 高速滚轮送料机 +冲床 高速滚轮送料机 脑厚板送料机 板电脑精密整平送料机 脑精密整平送料机 平面（横）式电子控制送料机各种专用设备！更专业自动送料器 ,高速滚轮送料器 ,新型式送料器 ,轮送料器，数控送料器，冲床送料器，数控冲床送料器，纸和说明书 ,咨询 料器，数控自动送料器空气自动送料器，凸轮驱动送料器 空气自动送料器 (左右偏摆移位型 )， 空气自动送料器 (特殊落地型 )，平面送料器（感应式）， 高速滚轮送料器 ，高速滚轮送料 器 +冲床 ，高速滚轮送料器 脑厚板送料器 ， 内外送料机现状 外送料机现状 国 外带式输送机技术的发展很快 【 5】 ，其主要表现在 2个方面：一方面是带式输送机的功能多元化、应用范围扩大化，如高倾角带输送机、管状带式输送机、空间转弯带式输送机等各种机型；另一方面是带式输送机本身的技术与装备有了巨大的发展，尤其是长距离、大运量、高带速等大型带式输送机已成为发展的主要方向，其核心技术是开发应用于了带式输送机动态分析与监控技术，提高了带式输 送机的运行性能和可靠性。其关键技术与装备有以下几个特点： （ 1） 设备大型化。其主要技术参数与装备均向着大型化发展，以满足年产 300 （ 2） 应用动态分析技术和机电一体化、计算机监控等高新技术，采用大功率软起动与自动张紧技术，对输送机进行动态监测与监控，大大地降低了输送带的动张力，设备运行性能好，运输效率高。 （ 3） 采用多机驱动与中间驱动及其功率平衡、输送机变向运行等技术，使输送机单机运行长度在理论上已有受限制，并确保了输送系统设备的通用性、互换性及其 单元驱动的可靠性。 （ 4） 新型、高可靠性关键元部件技术。如包含 寿命高速托辊、自清式滚筒装置、高效贮带装置、快速自移机尾等。如英国 产的 2400 （ 600）工作面顺槽带式输送机就采用了液粘差速或变频调速装置，运输能力达 3000 t/h 以上，它的机尾与新型转载机（如美国久益公司生产的 套，可随工作面推移而自动快速自移、人工作业少、生产效率高。 内送料机现状 我国生产制造的带式输送机的品种、类型较多。 在 “ 八五 ” 期间，通过国家一条龙“ 日产万吨综采设备 ” 项目的实施，带式输送机的技术水平有了很大提高，煤矿井下用大功率、长距离带式输送机的关键技术研究和新产吕开发都取得了很大的进步。如大倾角长距离带式输送机成套设备、高产高效工作面顺槽可伸缩带式输送机等均填补了国内空白，并对带式输送机的减低关键技术及其主要元部件进行了理论研究和产品开发，研制成功了多种软起动和制动装置以及以 核心的可编程电控装置，纸和说明书 ,咨询 型液力偶合器和行星齿轮减速器。 内外带式输送机的差距 型带式输送机 的关键核心技术上的差距 （ 1） 带式输送机动态分析与监测技术 长距离、大功率带式输送机的技术关键是动态设计与监测，它是制约大型带式输送机发展的核心技术。目前我国用刚性理论来分析研究带式输送机并制订计算方法和设计规范，设计中对输送带使用了很高的安全系统（一般取 n=10左右），与实际情况相差很远。实际上输送带是粘弹性体，长距离带式输送机其输送带对驱动装置的起、制动力的动态响应是一个非常复杂的过程，而不能简单地用刚体力学来解释和计算。已开发了带式输送机动态设计方法和应用软件，在大型输送机上对输送机的动张力进行动态 分析与动态监测，降低输送带的安全系统，大大延长使用寿命，确保了输送机运行的可靠性，从而使大型带式输送机的设计达到了最高水平，并使输送机的设备成本尤其是输送带成本大为降低。 （ 2） 可靠的可控软起动技术与功率均衡技术 长距离大运量带式输送机由于功率大、距离长且多机驱动，必须采用软起动方式来降低输送机制动张力，特别是多电机驱动时。为了减少对电网的冲击，软起动时应有分时慢速起动；还要控制输送机起动加速度 0.1 m/决承载带与驱动带的带速同步问题及输送带涌浪现象，减少对元部件的冲击。由于制造 误差及电机特性误差，各驱动点的功率会出现不均衡，一旦某个电机功率过大将会引起烧电机事故，因此，各电机之间的功率平衡应加以控制，并提高平衡精度。国内已大量应用调速型液力偶合器来实现输送机的软起动与功率平衡，解决了长距离带式输送机的起动与功率平衡及同步性问题。但其调节精度及可靠性与国外相比还有一定差距。此外，长距离大功率带式输送机除了要求一个运煤带速外，还需要一个验带的带速，调速型液力偶合器虽然实现软启动与功率平衡，但还需研制适合长距离的无级液力调速装置。当单机功率 500 ，可控 起动显示出优越性 。由于可控软起动是将行星齿轮减速器的内齿圈与湿式磨擦离合器组合而成（即粘性传动）。通过比例阀及控制系统来实现软起动与功率平衡，其调节精度可达 98% 以上。但价格昂贵，急需国产化。 术性能上差距 我国带式输送机的主要性能与参数已不能满足高产 【 6】 高效矿井的需要，尤其是顺槽可伸缩带式输送机的关键元部件及其功能如自移机尾、高效储带与张紧装置等与国外有着很大差距。 （ 1） 装机功率 我国工作面顺槽可伸缩带式输送机最大装机功率为 4250 国外产品可达 4970 国产带式输送机的装 机功率约为国外产品的 30% 40%，固定带式输送机的装机功率相差更大。 （ 2） 运输能力 我国带式输送机最大运量为 3000 t/h，国外已达 5500 t/h。 纸和说明书 ,咨询 3） 最大输送带宽度 我国带式输送机为 1400 外最大为 1830 （ 4） 带速 由于受托辊转速的限制，我国带式输送机带速为 4m/s，国外为 5m/ （ 5） 工作面顺槽运输长度 我国为 3000 m，国外为 7300m。 （ 6） 自移机尾 随着高产高效工作面的不断出现，要求顺槽可伸缩带式输送机机尾随着工作面的快速推进而快速自移。国 内自移机尾主要依赖进口，主要有 2种：（ a）随转载机一起移动的由英国 司生产的自移机尾装置。（ b）德国 司生产的自移机尾装置。前者只有一个推进油缸，后者则有 2个推进油缸。 .2 点是自移机尾输送带的跑偏量太小，纠偏能力弱，刚性差。德国生产的自移机尾在国内使用效果优于前者，水平、垂直 2个方向均有调偏油缸，纠偏能力强。因此，前者还需完善，后者则需研制。但对自移机尾的要求是共同的，既要满足输送机正常工作时防滑的要求，又要满足在输送 机不停机的情况下实现快速自移。 （ 7） 高效储带与张紧装置 我国采用封闭式储带结构和绞车红紧为主，张紧小车易脱轨，输送带易跑偏，输送带伸缩时，托辊小车不自移，需人工推移，检修麻烦。国外采用结构先进的开放式储带装置和高精度的大扭矩、大行程自动张紧设备，托辊小车能自动随输送带伸缩到位。输送带有易跑偏，不会出现脱轨现象 。 （ 8） 输送机品种 机型品种少，功能单一，使用范围受限，不能充分发挥其效能，如拓展运人、运料或双向运输等功能，做到一机多用；另外，我国煤矿的地质条件差异很大，在运输系统的布置上经常会出现一些特殊 要求，如弯曲、大倾角（ +25 ）直至垂直提升等，应开发特殊型专用机种带式输送机。 靠性、寿命上的差距 （ 1） 输送带抗拉强度 我国生产的织物整芯阻燃输送带最高为 2500 N/外为3150 N/丝绳芯阻燃输送带最高为 4000 N/外为 7000 N/ （ 2） 输送带接头强度 我国输送带接头强度为母带的 50% 65%，国外达母带的70% 75%。 （ 3） 托辊寿命 我国现有的托辊技术与国外比较，寿命短、速度低、阻力大，而美国等使用的新型注油托辊，其运行阻力小 ，轴承采用稀油润滑，大大地提高了托辊的使用寿命，并可作为高速托辊应用于带式输送机上，使用面广，经济效益显著。我国输送机托辊寿命为 2 万 h，国外托辊寿命 5 9 万 h，国产托辊寿命仅为国外产品的 30%40%。 （ 4） 输送机减速器寿命 我国输送机减速器寿命 2万 h，国外减速器寿命 7万 h。 （ 5） 带式输送机上下运行时可靠性差 。 制系统上差距 （ 1） 驱动方式 我国为调速型液力偶合器和硬齿面减速器，国外传动方式多样，纸和说明书 ,咨询 制精度较高。 （ 2） 监控装置 国外输送机已采用高档可编程序控制器 发了先进的程序软伯与综合电源继电器控制技术以及数据采信、处理、存储、传输、故障诊断与查询等完整自动监控系统。我国输送机仅采用了中档可编程序控制器来控制输送机的启动、正常运行、停机等工作过程。虽然能与可控启（制）支装置配合使用，达到可控启（制）动、带速同步、功率平衡等功能，但没有自动临近装置，没有故障诊断与查询等。 （ 3） 输送机保护装置 国外带式输送机除安装防止输送带跑偏、打滑、撕裂、过满堵塞、自动洒水降尘等保护装置外，近年又开发了很多新型监测 装置：传动滚筒、变向滚筒及托辊组的温度监测系统；烟雾报警及自动消防灭火装置；纤维织输送带纵撕裂及接头监测系统；防爆电子输送带秤自动计量系统。这些新型保护系统我国基本处于空白。而我国现有的打滑、堆煤、溜煤眼满仓保护，防跑偏、超温洒水，烟雾报警装置的可靠性、灵敏性、寿命都较低。 式输送机的发展趋势 备大型化、提高运输能力 为了适应高产高效集约化生产的需要，带式输 【 7】 送机的输送能力要加大。长距离、高带速、大运量、大功率是今后发展的必然趋势，也是高产高效矿井运输技术的发展方向。在今后的 10000 4000 t/h，还速提高至 4 6m/s，输送长度对于可伸缩带式输送机要达到 3000m。对于钢绳芯强力带式输送机需加长至 5000机驱动功率要求达到 1000 1500 送带抗拉强度达到 6000 N/绳芯）和2500 N/绳芯）。尤其是煤矿井下顺槽可伸缩输送技术的发展，随着高产高效工作面的出现及煤炭科技的不断发展，原有的可伸缩带式输送机，无论是主参数，还是运行性能都难以适应高产高效工作面的要求，煤矿现场急需主参数更大、技术更先进、性能更可靠的长距离、 大运量、大功率顺槽可伸缩带式输送机，以提高我国带式输送机技术的设计水平，填补国内空白，接近并赶上国际先进工业国的技术水平。其包含 7个方面的关键技术： 带式输送机动态分析与监控技术； 软起动与功率平衡技术； 中间驱动技术； 自动张紧技术； 新型高寿命高速托辊技术； 快速自移机尾技术； 高效储带技术。 高元部件性能和可靠性 设备开机率的高与低主要取决于元部件的性能和可靠性。除了进一步完善和提高现有元部件的性能和可靠性，还要不断地开发研究新的技术和元部件，如高性能可控软起动技术、动态分析与监控技术、 高效贮带装置、快速自移机尾、高速托辊等，使带式输送机的性能得到进一步的提高。 纸和说明书 ,咨询 扩大功能，一机多用化 拓展运人、运料或双向运输等功能，做到一机多用，使其发挥最大的经济效益。开发特殊型带式输送机，如弯曲带式输送机、大倾角或垂直提升输送机等。 纸和说明书 ,咨询 步进送料机的设计 计说明 进送料机 设计某自动生产线的一部分 步进送料机。 具体设计要求为： 1、电机驱动，即必须有曲柄。 2、输送架平动，其上任一点的运动轨迹近似为虚线所示闭合曲线（以下将该曲线简称为轨迹曲线）。 3、轨迹曲线为近似的水平直线段，轨迹曲线的最高点低于直线段的距离，以免零件停歇时受到输送架的不应有的回碰。 计思路 （ 1）设计步进送料机连杆送料机构和齿轮传动机构。 （ 2）设计传动系统并确定其传动比分配。 （ 3）图纸上画出步进送料机的机构运动方案简图和运动循环图。 （ 4）对平面连杆机构进行尺度综合，并进行运动分析；验证输出构件的轨迹是否满足设计要求。 （ 5）完成步进送料机的连杆送料机构、齿轮传动机构总图和主要零部件图。 步进送料机的工作原理。步进送料机概括的说就是能 够实现间歇的输送工件的机器，它的种类繁多，工作原理也不尽相同。图 2动机通过传动装置驱动滑架往复移动，工作行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回是，由于推爪与轴间有扭簧，推爪得一从工件底面滑过，工件保持不动，当滑架再次向前推进时，推爪已复位，向前推动新的工件前移，前方推爪也推动前一工位的工件前移。其传动装置常使用减速器，有时也用其他传动设备。 【 8】 纸和说明书 ,咨询 2 步进送料机原理图 艺参数的给定及运动参数的确定 工艺参数是一部机器进行方案设计和机构设计的原始依据。所以在设计之前，必须明确提出其工作任务，周边环境以及更详细的工艺要求。 行构件件运动关系的确定 有时一部机器的工作任务是由多个执行机构共同完成的，这是各执行构件间必然有一定协同动作关系，确定这宗关系的最直观的方法就是采用运动循环图。 力源的选择及执行机构的确定 机械设备中应用的动力源主要是电、液、气动装置。因此原动机有电动机、液压马达、气压马达、直线油缸及汽缸等。电动机应用最广泛。执行机构的运动按其运动类型划分，主要有直线运动、 回转运动、任意轨迹运动、点到点运动及位到位运动。上述运动又分为连续运动和间歇运动两类。有些运动是单程的，有些运动是往复式的，不同的运动应由不同的机构或多种机构的组合乃至整个机器来实现。 案的比较与决策 一个设计可以由多个方案来实现，每个方案所使用的机构也不尽相同，纸和说明书 ,咨询 。在达到性能指标的前提下，应根据机构组合的复杂程度对精度所造成的影响，并根据经济性和易维修性对不同方案进行比较和决策。 纸和说明书 ,咨询 送料机传动机构设计 步进送料机的运动方案设计，机械运动方案是机械设计的重要环节，运动方案设计的优 劣，决定了这部机器的性能、造价、及市场前景。所谓运动方案的设计，即是设计者通过何种机构组合为一部完成特定工作任务的机械系统的全面构思。 进送料机传动机构的选择 常用的送料机的传动机构有以下几种：齿轮机构；螺旋机构；带传动及链传动：连杆机构；凸轮机构。 【 13】 凸轮机构是一种高副机构。 一般由凸轮，从动件和机架三部分组成，凸轮大都为原动件，当其运动 (一般为等速连续转动，也有摆动或往复移动 )时，通过其上一定的衄线轮廓线或凹槽使从动件得到连续的或间歇的往复移动或摆动。 料机传动机构的选择 由于送料机的加工过程中要求若干个相同的被输送的工件间隔相等的距离 350导轨上向左依次间歇移动，即每个零件耗时 1 s 移动距离 350间歇时间 3 s。考虑到动停时间之比 K=t1/值较特殊，以及耐用性、成本、维修方便等因素，不宜采用槽轮、凸轮等高副机构，而应设计平面连杆机构。 由于设计要求构件实现轨迹复杂并且封闭的曲线，所以输出构件采用连杆机构中的连杆比较合适。 面四杆机构 杆机构的特点 连杆机构构件运动形式多样，如可实现转动、摆动、移 动和平面或空间复杂运动，从而可用于实现已知运动规律和已知轨迹。此外，低副面接触的结构使连杆机构具有以下一些优点：运动副单位面积所受压力较小，且面接触便于润滑，故磨损减小；制造方便，易获得较高的精度；两构件之间的接触是靠本身的几何封闭来维系的，它不象凸轮机构有时需利用弹簧等力封闭来保持接触。因此，平面连杆机构广泛应用于各种机械、仪表和机电产品中。平面连杆机构的缺点是：一般情况下，只能近似实现给定的运动规律或运动轨迹，且设计较为复杂；当给定的运动要求较多或较复杂时，需要的构件数和运动副数往往较多，这样就使机构结 构复杂，工作效率降低，不仅发生自锁的可能性增加，而且机构运动规律对制造、安装误差的敏感性增加；机构中作复杂运动和作往复运动的构件所产生的惯性力难以平衡，在高速时将引起较大的振动和动载荷，故连杆机构常用于速度较低的场合。 纸和说明书 ,咨询 连杆机构的类型及应用 近年来，随着连杆机构设计方法的发展，电子计算机的普及应用以及有关设计软件的开发，连杆机构的设计速度和设计精度有了较大的提高，而且在满足运动学要求的同时，还可考虑到动力学特性。尤其是微电子技术及自动控制技术的引入，多自由度连杆机构的采用，使连杆机构的结构和设计 大为简化，使用范围更为广泛。 根据构件之间的相对运动为平面运动或空间运动，连杆机构可分为平面连杆机构和空间连杆机构。根据机构中构件数目的多少分为四杆机构、五杆机构、六杆机构等，一般将五杆及五杆以上的连杆机构称为多杆机构。当连杆机构的自由度为 1时，称为单自由度连杆机构；当自由度大于 1时，称为多自由度连杆机构。根据形成连杆机构的运动链是开链还是闭链，亦可将相应的连杆机构分为开链连杆机构（机械手通常是运动副为转动副或移动副的空间开链连杆机构）和闭链连杆机构。单闭环的平面连杆机构的构件数至少为 4，因而最简单的平面闭 链连杆机构是四杆机构，其他多杆闭链机构无非是在其基础上扩充杆组而成；单闭环的空间连杆机构的构件数至少为 3，因而可由三个构件组成空间三杆机构。 【 10】 所有运动副均为转动副的平面四杆机构称为 铰链四杆机构 ，它是平面四杆机构的最基本的型式，其他型式的平面四杆机构都可看作是在它的基础上通过演化而成的。在此机构中，构件 4 为机架，与机架构成运动副的构件 1、 3 称为 连架杆 ，不与机架组成运动副的构件 2称为 连杆 。若组成转动副的两构件能作整周相对转动，则该转动副称为 整转副 ，否则称为 摆动副 。与机架组成整转副的连架杆称为 曲柄 ，与机架 组成摆动副的连架杆称为 摇杆 。因此，根据两连架杆为曲柄或摇杆的不同， 铰链四杆机构可分为三种基本型式： 曲柄摇杆机构 : 其中两连架杆中有一杆是曲柄另一杆是摇杆； 双曲柄机构 ：其中两连架杆均为曲柄； 双摇杆机构 ：其中两连架杆均为摇杆。 链四杆机构 对于 曲柄摇杆机构 ，由下一节整转副存在条件可知，曲柄所联接的两个转动副均为整转副，而摇杆所联接的两个转动副均为摆动副。由于机构中任意两构件之间的相对运动关系不因其中哪个构件是固定件而改变，所以当将该机构的机架由 4改换为构件 1时，则构件 2、 4 均变为曲柄，从而成 为双曲柄机构；当取构件 3 为机架时，则成为双摇杆机构；当取构件 2为机架时，则仍为曲柄摇杆机构。这种通过更换机架而得到的机构称为原机构的倒置机构。 需注意的是双摇杆机构有两种类型：一种为上图曲柄摇杆机构取构件 3为机架的倒置机构， 电扇摇头机构 ，即采用这种含两个整转副的双摇杆机构，纸和说明书 ,咨询 上，转动副 A 处装有一与连杆 1 固结成一体的蜗轮，蜗轮与电机轴上的蜗杆相啮合。电机转动时，通过蜗杆和蜗轮使连杆 1 和摇杆 4 作整周相对转动，从而使连架杆 2 和 4作往复摆动，达到风扇摇头的目的；对于机构中四个转动副均为摆动副的铰链 四杆机构，则属另一种双摇杆机构，其三种倒置机构均为双摇杆机 【 11】 构。 链四杆机构设计的基本问题和方法 连杆机构设计通常包括选型、运动设计、承载能力计算、结构设计和绘制机构装配图与零件工作图等内容，其中选型是确定连杆机构的结构组成，包括构件数目以及运动副的类型和数目；运动设计是确定机构运动简图的参数，包括各运动副之间的相对位置尺寸以及描绘连杆曲线的点的位置尺寸等等；承载能力计算是基于强度理论，确定关键零件的主要结构参数；结构设计是在综合考虑安装、调整、加工工艺性等因素情况下对各零件结构参数的全 面细化。 平面连杆机构的运动设计是我们主要研究的内容，它一般可归纳为以下 三类基本问题 ： 1）实现构件给定位置（亦称刚体导引），即要求连杆机构能引导某构件按规定顺序精确或近似地经过给定的若干位置。 2) 实现已知运动规律（亦称函数生成），即要求主、从动件满足已知的若干组对应位置关系，包括满足一定的急回特性要求，或者在主动件运动规律一定时，从动件能精确或近似地按给定规律运动。 3) 实现已知运动轨迹（亦称轨迹生成），即要求连杆机构中作平面运动的构件上某一点精确或近似地沿着给定的轨迹运动。 在进行平面连杆机构运动 设计时，往往是以上述运动要求为主要设计目标，同时还要兼顾一些运动特性和传力特性等方面的要求，如整转副要求、压力角或传动角要求、机构占据空间位置要求等。另外，设计结果还应满足运动连续性要求，即当主动件连续运动时，从动件也能连续地占据预定的各个位置，而不能出现错位或错序等现象。 平面连杆机构运动设计的方法主要是几何法和解析法，此外还有图谱法和模型实验法。几何法是利用机构运动过程中各运动副位置之间的几何关系，通过作图获得有关运动尺寸，所以几何法直观形象，几何关系清晰，对于一些简单设计问题的处理是有效而快捷的，但由 于作图误差的存在，所以设计精度较低。 将 K=1/3带入， =90。 已知摇杆最大的摇摆距离为 350知极位夹角为 90，我们根据给定的急回要求设计四连杆机构。 根据急回运动要求设计四杆机构，主要利用机构在极位时的几何关系。 设计时，先利用公式 3出极位夹角，并画出及最大摆程的直线 2。下面来求固定铰链 A 。为此， 方程加以描述，通过方程的求解获得有关运动尺寸，纸和说明书 ,咨询 ，但设计精度高。随着数值计算方法的发展和计算机的普及应用，解析法已成为各类平面连杆机构运动设计的一种有效方法。 【 12】 动机构的模拟计算 各杆长计算 已知 行程速度变化系数 K=21 则 K=1/3 然后根据行程速度变化系数 K，求极位夹角 )1/()1(1 80 o （ 3 分别做 1 90- ,1， 再做 圆弧 21任意一 ，所以固定铰链应选在此段位置上。由于本设计中 =90，故 P 点与 线重合，则 为该圆的直径。在圆弧上任选一点 A，连接 以 圆交 点 2（由于 2最后确定 于 D 点应该 在 中垂线上，最后所确定的各杆长应该满足曲柄摇杆机构的杆长特点： 最长杆 +最短杆其余连杆之和 （ 3 根据这一方法画出图 3中 2 63 52 64 02 50 50 将本机构各杆长带入公式 372+252 163+164 符合曲柄摇杆机构的杆长条件经过验证，轨迹曲线的 6，避免了零件停歇时受到输送架的不应有的回碰。 纸和说明书 ,咨询 E 杆机构设计模拟图 纸和说明书 ,咨询 其他部件的设计及其计算 动机的选择 表 电动机的选择 过程分析 结论 类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择 选用 Y 系列封闭式三相异步电动机 功率 工作机所需有效功率为 w 圆柱齿轮传动 (8 级精度 )效率 (两对 )为 1 滚动轴承传动效率 (四对 )为 2 带动的效率 3 动机输出有效功率为： w 4321 电动机输出功率为P=号 查得型号 P=4转速为 960r/步转速 1000 r/用 型号 封闭式三相异步电动机 纸和说明书 ,咨询 动比的分配 传动比的分配 目的 过程分析 结论 分配传动比 传动系统的总传动比 其中 i 是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积； 电动机的满载转速，单位为 r/ 工作机输入轴的转速，单位为 r/ 计算如下 70 rn m , m 5460 rn w i 2 i i取 .2 i:总传动比 1i：带传动比 速级齿轮传动比 速级齿轮传动比 i 2i =14.6 .5 动齿轮的设计 精度 等级、材料及齿数，齿型 1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮 。 2）材料选择小齿轮材料为 40质），硬度为 280齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240者材料硬度差为 40 3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度 。 纸和说明书 ,咨询 ）选小齿轮齿数 24，大齿轮齿数 1 4=取 01。 5）选取螺旋角。初选螺旋角 14 。 齿面接触强度设计 按公式试算，即 3 21 )(12 （ 4 定公式内的各计算数值 （ 1） 试选 3.12） 选取区域系数 Z （ 3）计算小齿轮传递的转矩 5 5 41 1 19 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 4 . 2 4 4 / 1 4 4 0 2 . 8 1 4 6 1 0T P n N （ 4 （ 4）由表选取齿宽系数 1d （ 5）由表 查得材料的弹性影响系数 2/ （ 6）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 001 ，大齿轮的接触疲劳强度极限li m 2 550H M P a （ 7）由公式计算应力循环次数 91 6 0 4 . 1 4 7 1 0hN n j L 992 3 . 3 2 1 0 / 4 . 2 0 . 7 9 0 1 0N （ 8）由图查得接触疲劳强度寿命系数 （ 9）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得 M P 1 M P 2 算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 2431 2 1 . 6 2 . 8 1 4 6 1 0 5 . 2 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8 3 7 . 1 01 1 . 6 5 4 . 2 5 3 1 . 2 5td m m （ 2）计算圆周速度 纸和说明书 ,咨询 1 3 7 . 1 0 1 4 4 0 2 . 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s （ 4 （ 3）计算齿宽及模数 1 1 3 7 . 1 0 3 7 . 1 0d m m （ 4 11c o s 3 7 . 1 0 c o s 1 4 1 . 5 024m （ 4 2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 5 0 3 . 3 7 5/ 3 7 . 1 0 / 3 . 3 7 5 1 0 . 9 9m m （ 4 （ 4）计算纵向重合度 a a （ 4 （ 5）计算载荷系数 K 已知使用系数 1根据 ，级精度，由图查得动载荷系数 由表查得 2 2 32 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 1 ) 1 0 . 2 3 1 0 3 7 . 1 0 1 . 4 1 7H d 由图查得 假定 1 0 0 / m ，由表 查得 K 故载荷系数 1 1 . 1 1 1 . 4 1 . 4 2 2 . 2 1A V H K K K （ 4 （ 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 3311 / 3 7 . 1 0 2 . 2 1 / 1 . 6 4 1 . 3 2d K K m m (4 7）计算模数o s 4 1 . 3 2 c o s 1 4 1 . 6 724m （ 4 齿根弯曲强度设计 由式 3 2121co 可得出 （ 4 定计算参数 （ 1）计算载荷系数 1 1 . 1 1 1 . 4 1 . 3 4 2 . 0 8A V
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