机械毕业设计（论文）-输送带动态性能试验台设计【全套图纸】.doc

辽宁工程技术大学毕业论文前言 全套图纸，加153893706目前很多行业中都常常采用输送带来进行产品的传输，而传输过程中经常存在一些输送带的疲劳强度，接口断裂等一些物理性能问题。而在我国目前煤矿机械设备中，带式输送机的应用十分广泛，输送带作为带式输送机承载物料的载体，更是必不可少的组成部分，它的一些物理性能参数直接影响到整机的性能和工作效率。而输送带的安全系数是输送带抗拉强度与正常运行状态，满载或设计负载的比例，影响输送带抗拉强度的主要因素为接头强度。而现状是国内外对于测试输送带各项性能的试验台都比较单一，比较独立，而输送带所要测量的性能有很多种。基于这种考虑，本文将设计一种综合型的试验台，同时对输送带的动态特性，接头疲劳性能以及输送带的压陷阻力进行综合测试。集多种试验台的性能于一体，这样不仅节省了资金和场地，也大大的提高了整机的工作效率。本试验台将采用液压控制系统，其中包括由双液压缸组成的同步回路，同时还将采用多种电液阀来实现两缸同步，多级压力变化等问题。作者力求将本试验台的各项优点展现在老师面前，但限于作者水平，设计中的错误和不足之处在所难免，希望各位老师对此提出宝贵的批评和建议1 绪论1.1 设计背景带式输送机的输送带是输送机的重要部件，在输送机中，输送带的成本占整个设备成本的30%50%。输送带是由橡胶和织物芯或钢丝绳芯构成的。由于橡胶本身是流变材料，再加上各向异性的织物芯或受力情况十分复杂的钢丝绳芯，因而具有极为复杂的动力学特性。其变形量和加载的大小，时间，频率，环境温度，材料特性等因素有关。在运转过程中，输送带所受的载荷是复杂的，它除了受纵向的拉伸应力外，还受到压陷阻力，弯曲阻力和托辊的摩擦力。研究证明，输送带的运行长度越长，它和托辊接触区域产生的压陷阻力越大，最大可达到输送带运行阻力的30%40%。影响输送带抗拉强度主要因素为接头强度。因此，接头的连接强度十分重要，如果达不到原来输送带的强度，就会在接头处发生断裂，造成事故。常见的接头连接有三种方法：机械连接，硫化连接法，冷粘接头法。1.2设计内容根据橡胶输送带国家产品标准，产品出售前应对其进行各项指标测试。为了满足测试参数的需求，我们设计了各项参数的测试方法和试验台结构。橡胶输送带综合性能测试试验台是我校为阜新环宇橡胶有限公司开发设计的新产品，主要用来测试该公司输送带的性能参数包括;输送带的动态特性，接头疲劳强度，输送带压陷阻力等。本设计主要对橡胶输送带综合性能测试试验台的整体设计及其性能进行分析研究，它包括输送带性能测试试验台的系统设计方案，结构设计方案，控制部分及数据采集等方面，主要内容有：1.2.1 输送带性能测试试验台的方案设计对输送带动态特性测试，压陷阻力测试，接头疲劳性能测试，三项实验的相关理论和测试方法进行详尽的阐述。压陷阻力测试部分主要介绍压陷阻力的形成，研究的意义，实验的原理和测试方法。输送带接头疲劳性能测试部分作为整机设计的主体部分，涉及到基本参数的检验，实验的标准，方法，工作原理的概述等，其余两项实验涉及的部分同上。1.2.2. 输送带性能测试试验台的结构设计本试验台是以输送带接头疲劳性能测试实验的实验设备为主体，在此基础上，对动态特性测试，压陷阻力测试装置进行设计添加，主驱动系统各部件（如电动机,减速器等）的选型。1.2.3本设计的研究意义输送带的测试一般只在试验台上进行。根据有关资料，目前，国内输送带综合性能的试验台的数量不多，并且国内现有的试验台一般只局限在测试单一的参数性能。本机上可以同时完成接头疲劳性能测试试验，输送带动态特性测试，压陷阻力测试等三个试验，既节省了场地和资金，又提高了实验效率。2 试验测试方案设计2.1 输送带性能概述在矿山机械设备中，带式输送机已成为最重要的散装物料连续输送设备。它不仅应用于企业内部的运输，也拓展到企业外部的输送，广泛应用于冶金，矿山，港口，粮食和化工等领域。带式输送机的输送带是输送机的重要部件，在输送机中，输送带的成本占整个设备成本的30%50%。胶带在输送机上既是承载机构又是牵引机构，不仅要有足够的强度，还要有一定的挠度和弹性。胶带由芯体和覆盖层构成，芯体承受拉力，覆盖层保护芯体不受损伤和腐蚀。胶带有普通胶带，钢绳芯胶带。普通胶带中有多芯胶带，整芯胶带。胶带与胶带之间的连接有许多方法，其连接方法有机械连接法、硫化连接法、冷粘连接法和塑化连接法。机械连接法常用的有钩卡、钉扣、合页和夹板铆接。钉扣连接法较好，连接强度接近胶带本身强度。硫化连接法用硫化设备加压硫化，连为整体。冷粘连接法是将胶料涂在接口上后不需加温，施加适当的压力保持一定时间即可。塑化连接法对于整编芯体的胶带，是将接头处的编织体拆散，然后将拆散的两端互相编结，包覆塑料片后施加适当的温度和压力。塑化接头的强度可达到胶带本身强度的75%80%。胶接接头的强度是人们十分关心的问题, 接头强度取决于三个方面 即被胶接件的强度, 胶层本身的强度和界面结合强度 ,胶层的强度由胶的类型、 弹性常数 、厚度 、密度等决定，界面结合强度取决于胶层和被胶接件之间的界面结合力与界面状况有关,胶带接头的疲劳强度直接影响胶带的寿命，胶带的寿命直接影响用户的经济效益。 2.2 输送带接头疲劳性能测试实验的方案设计2.2.1 阻燃钢丝绳芯输送带简介1）输送带的性能及用途阻燃输送带适用于化工、轻工、煤炭、洗煤厂、冶金、粮食加工、电力等行业使用难燃或难燃且导静电的场所。阻燃钢丝绳芯输送带具有钢丝绳芯输送带的高强度、长距离、大运量场合下输送物料的优点外，还具有阻燃、导静电性能，适合于煤矿井下输送物料。 覆盖层性能：拉伸强度15Mpa，拉断伸长率350%，拉伸强度变化-25%+25%，拉断伸长率变化率-25%+25%，磨耗量不得大于200，硬度为705Ao粘合强度：老化后钢丝绳平均粘合强度不小于老化前的85%，覆盖层与粘合层之间的平均粘合强度不小于10KN/m，对含织物层的阻燃钢丝绳芯带，覆盖层与织物层之间平均内粘合强度不小于8KN/m。 2) 煤矿用阻燃钢丝绳芯输送带的规格和结构表2-1 煤矿用阻燃钢丝绳芯输送带规格【1】Tab 2-1 Mine fire-retardant steel cord conveyor belt specifi cations项 目ST630ST800ST1000ST1250ST1600ST2000ST2500ST3150ST3500ST4000ST4500ST5000ST5400纵向拉伸强度N/mm63080010001250160020002500315035004000450050005400钢丝绳最大公称直径,mm3.03.54.04.55.06.07.28.18.68.99.710.911.3钢丝绳间距,mm101.5101.5121.5121.5121.5121.5151.5151.5151.5151.5161.5171.5171.5上覆盖层厚度,mm556668888888.59下覆盖层厚度,mm556666688888.59宽度规格(mm)钢丝绳根数ST630ST800ST1000ST1250ST1600ST2000ST2500ST3150ST3500ST4000ST4500ST5000ST540080075756363636350505010009595797979796464646459555512001131139494949476767777716666140013313311111111111189899090847878160015115112612612612610110110410496909018001711431431431431141141171171091021022000159159159159128128130130121113113矿用阻燃输送带由覆盖胶、带芯及边胶组成。其中，带芯由结构有全棉、难棉交织、尼龙、聚酯及尼龙和聚酯交织帆布，其胶层具有自熄、阻燃导静电性能。该输送带以纵向定间距排列的钢丝绳为强力层（也可加横向网络），覆以阻燃性能良好的粘合胶、覆盖胶经硫化而成。煤矿用阻燃钢丝绳芯输送带采用MT6681997标准，其安全性能为国内外阻燃输送带的最高等级，老化实验后，平均粘合强度不小于老化前的85%。3) 输送带接头的连接方法【1】目前带式输送机胶带的连接方法有3种，即冷粘结，机械链接和硫化连接。冷粘结法是在常温下用强力粘合剂将胶带两端接头连接起来。机械法常用的有胶带扣，抓子，卡板铆接等。硫化连接法则是把胶带的两端做成特殊的形式，然后在一定的压力和温度下进行粘接。 胶带接头的冷粘接法带式输送机胶带接头冷粘接技术是一种比较新的工艺。粘接的工艺是首先确定接头形式，将胶带两头按所选的接头形式，尺寸进行加工；然后进行接头表面处理，以便获得良好的粘接强度；最后将配置好的胶粘剂涂刷于接头的表面，粘接好后在常温情况下进行固化。 胶带接头的机械连接法目前，煤矿井下综采工作面运输巷和综掘工作面的带式输送机都是随着工作面的逐渐推进而逐渐缩短或延长的。冷粘接头虽具有一些优点，但对可伸缩的带式输送机不适应。机械接头连接时间短适用于经常更换胶带的场合。 胶带接头的热硫化连接对于钢丝绳芯式输送机的接头，必须选取最合适的钢丝绳芯接头形式，并按其规定方法和规范，用热硫化的方法将两个胶带接头连成一个整体。钢丝绳芯胶带的接头强度是靠钢丝绳与橡胶的粘合力来保证的。接头形式有:三级错位搭接、二对一搭接、一对一搭接和全搭接4种形式。钢丝绳芯胶带接头强度是根据所需钢丝绳胶带强度、钢丝绳间距、接头长度的长短、接头形式、硫化工艺的技术特性而决定。一般来说，钢丝绳直径小，胶带强度低，钢丝绳间距大，接头长度短时，采用全搭接或一对一搭接法;胶带强度中等，钢丝绳间距较大，接头长度介于中间，常采用二对一搭接法;胶带强度高，钢丝绳直径大，间距较小或小者，则多采用三级搭接法。接头钢丝绳的抽出力与搭接长度是密切相关的，在保证接头强度的条件下，应尽可能缩短搭接长度。热硫化胶带接头，可保证与原胶带同样的平整度，但操作困难，适应钢丝绳芯胶带的连接。2.2.2 试样的要求及实验参数的采集1） 试验试样的要求【1】试验试样的长度取决于试验机的中心距和使用的滚筒直径，钢丝绳输送带试样，胶带连接件的试样连接的结构尽可能与边缘钢丝绳排列的原始宽度相似。推荐从较宽的胶带材料中切割出试样，在两个胶带边缘除连接件以外的每一个不承受压力的钢丝绳按一定的间距（1.5m）加以割断。试样钢丝绳的数量应考虑边缘钢丝绳的排列和试验台的宽度，其试样宽度为650mm。2） 实验参数的采集阻燃性能钢丝绳芯输送带【4】产品采用MT668-1997煤矿用阻燃钢丝绳芯输送带技术条件产品标准，该标准安全性能的制定参照、采用代表当今国际先进水平的日本、英国、德国标准，并结合我国国情，形成了独立的标准体系，且其安全性能为国内外阻燃输送带的最高等级。按照此标准，接头疲劳性能和寿命测试试验条件概括如下：a 加载周期42s。 b 卸载周期8s。 c 一个周期波为505s。 d 最大运行速度5.8m/s。 e 载荷比率为18:1。 f 试样宽度为650 mm。 g 试样静长度16m。 h 滚筒直径为1000mm。 i最小载荷为63N/米mm 。 j 最大载荷为破断力1/18（此数据可根据输送带等级调整）。k 试验周期：10000个加载周期或者至断裂。2.2.3 接头疲劳强度测试实验的实验原理及方法1） 实验原理试验系统为了模拟输送带实际加载使用情况,按照国家橡胶输送带参数采集标准,采用驱动滚筒和张紧滚筒来持续运行系统,在一定的循环张力下运转一定周期，实验原理如图2-1所示。图2-1实验原理图Fig 2-1 Experimental schematic图2-2 张力循环周期示意图Fig 2-2 Tension cycle diagram2）实验方法测试设备采用驱动滚筒和张紧滚筒【2】的持续运行系统，两滚筒中心距a为5500mm，张紧距h为1000mm,滚筒表面线速度为5.8m/s。根据表2-2，选择滚筒直径为1000mm，滚筒最小宽度取500mm。表2-2 滚筒直径范围Tab 2-2 Drum diameter胶带额定拉伸强度，N/mm滚筒直径范围D，mm800150010002100125021001500210015002100试验台可有效控制试样张力在整个试验过程中按图2-2循环变化，张力循环变化一次的周期为Tf=（505）s，其中5/6Tf为张力递增区，1/6Tf为张力递减区。张力的变化范围为试样的额定拉伸力的6.6%50%。本试验设计方案中，试验台能够可以根据试验的需要任意设置试验的最大和最小循环张力，并能显示和记录试样在试验中张力循环的波形、波幅、周期和累计循环次数等试验数据。阻燃带在试验台上运行一周的时间Tp与张力循环时间TF的比率为Tf/Tp=181。为保证此比值，试验台设计为能调整滚筒转速，显示和记录试样的周转时间、累计周转次数和运行带速等数据。当试样出现张力严重降落或接头断开等异样情况时，试验台应能自动报警，并停车。2.2.4 实验步骤1) 将阻燃带连接成一环形整体带并按图2-1安装在试验台的滚筒上。2) 按试样的额定拉伸力确定试验的最大循环张力为50%和最小循环张力为6.6%，并将最大和最小循环张力设置到控制系统的数据中。3) 校核环形带的周转周期Tp，确认试验台上的张力循环周期Tf，使Tf/Tp=181。4) 启动试验台，启动加速度不得大于0.2m/s，所有显示、监控。记录等装置同步开始工作。5) 在保持设定张力的循环条件下，使用试样周转周期和张力循环周期按规定比例连续不间断的运行，直至试样接头断开或张力循环次数达到规定值。6) 结果表示。2.3 输送带压陷阻力实验的方案设计2.3.1 输送带压陷阻力的形成及意义输送机的运行阻力分为：输送机线路上的主要阻力；各输送机部件上的附加阻力；输送载荷的提升阻力；由各特殊装置产生的特种阻力。在上述的各项阻力中，提升阻力随提升高度而变，是可以精确进行计算的；附加阻力反映的是加料处物料的加速阻力；特种阻力反映的是清扫、卸料以及是托辊【2】前倾阻力。它们根据具体的结构形式来确定，而主要阻力又包括托辊的运行阻力和挤压阻力。主要阻力产生在输送机线路上，对于长距离输送机，输送机运行阻力绝大部分来自于主要阻力。输送机运行的主要阻力与下列因素有关：1)托辊的直径、旋转部分质量、安装质量、槽型、槽角、润滑情况和托辊间距。2)输送带的上下覆盖胶厚度、橡胶硬度和张力。3)带速、环境和温度、运送物料的性质等。在上述的阻力各部分中，目前采用大直径托辊和特殊的轴承使托辊产生的摩擦阻力已得到了尽量的降低，由于对输送带相对垂度条件的严格要求（从过去的2%到现在的1%）也使物料的内摩擦和输送带的弯曲阻力降低，而对重载的输送机，相对而言输送带的压陷阻力所占的比重较大，最大的高达输送机总模拟摩擦阻力系数的70%。2.3.2压陷阻力的实验条件1）实验中输送带速度从1.03.15m/s可调。 2）本试验机选择托辊直径为100m。 3）测试中上下托辊(压辊)阻力分别测试,这样能够分别研究在承载侧和回空侧阻力情况。4）试验中还要调整温度,可研究温度条件对阻力的影响。5）综合研究托辊直径,橡胶特性,环境温度等对阻力的影响,为研究节能输送带提供条件。2.3.3 输送带压陷阻力实验的原理及方法输送带的压陷阻力测试，测定输送带在额定载荷下的电能消耗，目的是研究低功耗节能输送带。如图2-3所示，在试验过程中，通过加载油缸对输送带加载负荷，分别利用垂直方向的位移传感器测出输送带的压陷深度，再利用水平压力传感器测出输送带运转时托辊所产生的水平方向的压陷阻力，通过实验可以了解到输送带压陷阻力，压陷深度，托辊直径和输送带之间的关系。图2-3压陷阻力原理示意图Fig 2-3 Principle of resistance to pressure depression1. 输送带; 2.压力传感器; 3.托辊; 4.位移传感器 ;5.接触板; 6.液压缸2.3.4试验对液压系统的要求在接头疲劳性能和寿命测试试验中，试验台的两侧各有个液压缸11（带有位移传感器），可能由于两负载的微小差别；输送带安装位置不对中；液压回路流量、压力的波动；系统安装误差及运行后的累计误差等引起两缸的不同步，这就要求液压系统解决两液压缸的同步。同时要实现压陷阻力油缸推力的多级连续变化。3.总体设计3.1试验台整体结构设计根据设计方案，橡胶输送带综合性能测试试验台以接头疲劳强度实验的实验为主体进行结构设计，其余两项实验是在其基础上添加相应的附设部件的方式来完成的。橡胶输送带试验台主要由传动滚筒、张紧滚筒、试验台框架、电机、减速器、四周护栏以及推力油缸等组成。在满足测试系统的试验条件的前提下，其具体设计参数简介如下：1)该试验台的主体结构参数为，总长度=10m，总宽=4.5m，总高=2.5m。2)根据输送带试验标准规定，试验时滚筒表面最大线速度为6m/s,以及各种输送带额定拉伸力的要求，初步将试验台系统张力定为70t，系统功率定为40kw。3)由系统张力，功率以及运行速度，选择电机和减速器型号。4)在输送带接头疲劳试验方法中，涉及到利用液压系统对试样进行加载试验。根据试验要求，初步确定整个试验台系统压力为20MP。图3-1试验台整体布局图Fig 3-1 The overall layout of Taiwan3.2主要部件滚筒组的设计与计算1滚筒轴；2筒壳；3胀套；4变截面幅板；5轮毂；6轴承图3-2滚筒结构示意图Fig 3-2 The structure of drum滚筒2采用铸焊结构形式。轮毂和轮辐铸造为一个整体（对于变截面辐板，则是轮毂、幅板、筒壳的端部三者铸为一个整体），它与筒壳焊接在一起，如图3-2 所示，图上黑点处为焊接位置。其优点是，虽然存在焊缝，可在轮毂和轮辐处不存在焊缝，大大降低了发生焊缝破裂的机率，用来连接轮辐与筒壳的焊缝位置离开了应力集中区，并且焊缝坡口尺寸大，多呈“V”形或“Y”形，大大提高了滚筒的承载能力，所以普遍应用于重载条件下。 3.2.1传动滚筒轴计算本试验台采取单端驱动。传动滚筒轴的材料采用40Cr调质，其主要力学参数b=700MP, s=500MP。选辐板处轴的直径为d1=260mm，轴承处直径d2=240mm，轴伸处直径d3=220mm。1）辐板处轴的强度计算：图3-3 轴的受力简图Fig 3-3 Axis force diagram轴受到的扭矩：.（3-1）式中： P轴所传递的功率，kw； n-轴的转速，r/min。辐板处受到的弯矩, N.m; m （3-2）式中： F辐板处受到的水平径向力，KN； a辐板中心到轴承座中心的距离，mm。经验算滚筒的重力所产生的弯矩很小，可忽略。根据材料力学第三强度理论，按下式计算出当量弯矩：.（3-3）式中： M、T弯矩和扭矩，N.mm； 考虑弯矩和扭矩在轴截面引起的应力循环特性差异的系数。转轴的弯曲应力一般为对称循环变应力，而扭转剪应力常常不是对称循环应力。对于单向转动的轴，考虑启动、停车及运转不均匀性的影响通常将剪应力视为脉动循环变应力；对于双向转动的轴则将剪应力视为对称循环变应力。当剪应力为静应力、脉动循环变应力和对称循环变应力时，分别取0.3、0.6和1，这里取0.6。确定辐板中心处的轴截面为危险截面，按弯扭合成强度条件进行校核计算，即： .（3-4）式中: W危险截面处的抗弯截面模量，；许用弯曲应力的确定：对于转轴和转动心轴，弯曲应力是对称循环变应力，应取。但在试验台工作时，轴要承受较大的外载荷，那么在轴旋转过程中所受的循环应力便不再对称，按脉动循环处理更为合适；而对于固定心轴，理论上弯曲应力是静应力，但是考虑起动、停车等影响，应按脉动循环变应力处理。取。，其中为材料的拉伸强度极限。经计算=6370N/mm2，可见 ， 所以轴的强度符合要求 。 2）轴的刚度校核计算：轴的最大挠度位于两轴承的中心位置，则： .（3-5）式中： Y轴在两轴承座轴承中心的中点处挠度，mm； E40Cr的弹性模量，211GPa； I轮毂处轴的截面惯性矩，mm；L两轴座中心距，mm；a轴承中心到辐板中心距离，mm。将，及各量代入式（3-5）解得：表3-1 轴挠度系数Tab 3-1 Shaft deflection coefficient全焊滚筒组传动滚筒改向滚筒铸焊滚筒组传动滚筒改向滚筒辐板处的转角条件： .（3-6）对于全焊接滚筒组，过赢配合时，；胀套连接时，；对于铸焊滚筒组，胀套连接时，。 .(3-7）式中： 轴的当量截面惯性矩，mm。将各个参数代入得：综上所述，辐板处满足要求。3） 轴承处的强度校核：轴承处的强度条件：式中： 弯曲工作系数，取2.0 见表3.2；扭转工作系数，取1.5 见表3.2；轴承座外危险截面弯矩，N.mm。胀套宽度，m轴承处转角条件：轴承公称内径时，；轴承公称内径时，。表3-2 工作系数和Tab 3-2 The coefficient of work and 工况条件轻载启动平稳或不均匀运行1.51.0相当重载启动或不均匀运行2.01.5轻或重载启动及中等冲击运行2.52.0轻或重载启动及猛烈的冲击运行3.02.5轴承处的转角为： （3-8）经计算轴承处满足要求。4)轴伸处扭转强度条件.（3-9）轴伸处挤压强度条件(双键)：.（3-10）式中： d轴伸直径，mm；h键高，mm；l键的工作长度，mm。轴伸处满足强度及刚度要求。3.2.2张紧滚筒轴设计改向滚筒轴的材料选40Cr，辐板处轴径，轴承处轴径。采用过盈连接形式。辐板处的强度条件：.（3-11）轴承处的强度条件：.（3-12）轴承处的强度条件：.（3-13）3.2.3轴承的选择计算1）轴承4的基本额定动载荷：.（3-14）式中：寿命系数，取；速度系数，取n=114r/min；冲击负荷系数，按表3.3取1.2；温度系数，工作温度t120，=1.0；力矩负荷系数，力矩符合较小时1.5，力矩负荷较大时2.0。表3-3 冲击符合系数表4Tab 3-3 Impact of the coefficient table负荷性质无冲击或轻微冲击1.01.2中等冲击1.21.8强大冲击1.83.02） 轴承的基本额定静载荷： .（3-15）式中：当量静负荷，N；的向心滚子轴承，径向当量静负荷； 安全系数，推力调心滚子轴承。查文献7，选取型轴承23248cc/w33可以满足要求。3.2.4筒壳的选取计算1）许用应力的确定筒皮厚度取决于滚筒直径、长度、皮带张力。予选定滚筒厚t=30mm，材质为Q235A，。筒体的材料通常是Q235-A钢，铸造接盘多用ZG20Mn5V,Q235-A钢的厚度在20mm40mm时，=400MP。从理论上分析可知筒体和辐板所受应力是变化的，且实践证明多数滚筒的失效都是在没有明显变形的情况下造成裂纹。设计计算时，都是按照静强度的方法来计算，或按照与疲劳强度等效的静强度计算。安全系数是一个比较复杂的问题。它主要取决于下列几种因素： 原材料的稳定情况，包括材料性质，原材料尺寸变化，制造工艺的稳定性等 计算的精确度，包括外载荷，以及应力计算的精确程度。 零件的重要程度。根据滚筒的具体情况，其原材料和制造工艺都比较稳定，计算精度为中等，又是属于比较重要的零部件，根据经验可把安全系数取为1.51.8。筒体的厚度取决于滚筒的直径、筒体长度、输送带张力、制动时的磨损等因素。关于筒体厚度的计算十分困难，并且一般计算值偏小。但考虑到耐磨损等因素，筒体的厚度一般都取得较厚，参照文献8 取厚度t=30mm。2）壳体强度的校核： .（3-16）式中：筒壳的平均半径mm， D筒壳外径，mm 筒壳的半径，mm l两辐板中心间距，mm查文献得：轴向系数，周向系数筒壳的周向应力：筒壳的轴向应力：筒壳厚度的选取满足要求。3）筒皮与辐板的强度校核： .（3-17）式中：K包角系数，如表3.4所示；输送带最大直径紧边拉力。表3-4 包角系数KTab 3-4 Corners coefficient K包角120140160180200220K0.10060.0810.05510.02920.05510.081所以，筒壳厚度的选取满足要求。4. 液压系统的设计按照接头疲劳性能和寿命测试试验要求，选用双作用单活塞杆液压缸，张力液压缸需提供最大工作推力为350KN。试验中输送带有一定的延伸率，因此根据试样自身参数计算得液压缸的行程为L=400 mm。4.1液压系统液压系统的组成：a. 动力装置 它供给液压系统压力，并将电动机输出的机械能转换为油液的压力能，从而推动整个液压系统工作如图中液压泵3就是动力装置，将油液从油箱1中吸人，再输送给系统1) 执行元件19；它包括液压缸和液压马达，用以将液体的压力能转换为机械能，以驱动工作部件运动；图中7是液压缸，在压力油的推动下，做直线运动； 2) 控制调节装置19 包括各种阀类，如压力阀、流量阀和方向阀等用来控制液压系统的液体压力、流量(流速)，和液流的方向，以保证执行元件完成预期的工作运动图中4是溢流阀，用来控制系统的压力；3) 辅助装置4 指各种管接头、油管油箱、过摅器和压力计等它们起着连接、储油、过滤、储存压力能和测量油压等辅助作用，以保证液压系统可靠稳定、持久地工作。图中2为网式过滤器起过滤油液的作用；1为油箱，用来储油和将油散热。4) 工作介质 指在液压系统中，承受压力并传递压力的油液。 1油箱 2 5过滤器 3 泵 4溢流阀 6伺服阀 7液压缸图4-1 液压系统简图Fig 4-1 Diagram of the hydraulic system4.2液压系统图的拟定通过对前两节对同步控制的介绍，分析以上同步回路的优缺点，结合本试验机特点，考虑到经济方面的因素，我们初步确定由电液伺服阀和比例阀联合控制的同步方案来完成推进液压缸的同步，应用电液比例溢流阀的来实现多级压力变化，从而完成压陷阻力试验。设计液压系统原理图3.4 图4-2液压系统原理图Fig 4-2 Principle of the hydraulic system4.2.1液压系统说明该液压系统主要实现的功能：是两个横向油缸（左侧为缸1，右侧为缸 2）加载和卸荷的周期性变化及其它们伸出，缩回动作的同步性。同时实现压陷阻力油缸推力的多极连续性变化。该液压系统的主要组成包括：1）在单向阀组成的桥式回路中加入电液比例调速阀14所组成的同步回路。回路中使用一个普通调速阀和一个电液比例调速阀（它们各自装在由单向阀组成的桥式节流油路中），分别控制缸1和缸2的运动，当两活塞出现位置误差时，检测装置就会发出信号，调节比例阀的开度，实现同步。2）在主回路中应用电液伺服阀所组成的调压回路。该系统由电液伺服阀，力传感器，信号转换及信号放大装置，液压缸等组成闭环反馈回路。力传感器装在施力活塞和被控对象间检测到的力包括惯性力，粘性力和弹性力。力传感器检测的信号经过二次仪表以电压的形式输出，该信号与输入电压比较后，转换成电流的信号传给电液伺服阀，由电流信号来控制油路的输出压力即油缸活塞压力。使用电液伺服系统具有响应速度快，精度高，连续性好的特点。重要的是使用电液伺服系统可以实现输出压力的线性变化和周期控制。3）应用电液比例溢流阀的多级压力调速回路56，给回路主要实现压陷阻力油缸推力的变化，传统的调压回路是通过电磁换向阀的换向功能用不同的溢流阀来控制油路压力。而电液比例溢流阀是通过改变控制电流的大小来改变溢流阀的导通压力进而改变油路压力。实现油路压力的变化和电流变化成正比变化。传统的调压办法中压力变化不是连续性的而是一种阶跃变化，且液压系统的响应时间要比电信号的响应时间长的多。这样会造成系统震动大，响应时间慢的缺陷。图4-3压力调节对比图Fig 4-3 Comparison of pressure regulator4）辅助回路的设计说明。由于油缸1和2缩回时限定压力为总压力的6.6所以设计了由可调节流阀和单向阀组成的背压回路来控制。由减压阀和单向阀组成的减压回路来调节流向压陷阻力油缸液压油的压力系统还加入了缎带保护，过载保护等装置来实现对机械的保护。4.2.2液压系统同步工作原理1）双缸推进过程中的同步的实现调速阀1接收位移指令信号，比例调速阀2同时接收速度指令信号及两液压缸位移的偏差信号，这样缸1为主动缸，缸2为从动缸，改变指令信号即可改变两缸的移。2）伺服阀与比例阀联合控制，用误差来消除误差，因此不会形成与油缸行程有关的累计误差，系统响应速度加快，成本降低。3）若试件在滚筒不是处于滚筒的中心位置，则会引起两推进液压缸的工作压力不同，这样同样会造成两缸的不同步，为了解决这一问题，本试验台还设置了传感器来检测试件的轴向位移。若试件不对中，则一定有一侧油缸的工作阻力增加，此时调节比例阀的阀口开度来控制双缸同步。4.3液压系统设计依据1）用途：用于对输送带的各方面参数的检测，主要工作环境为室内。2）主要技术参数可移动部分的重量：液压缸推进总行程：匀速推进时的速度：匀速收缩总路程： 匀速收缩的速度： 移动滚筒的推进方式： 液压油缸推进4.3.1工况分析移动滚筒放置在行程架上，启动、制动时间均为0.5s。液压缸的机械效率取0.91，各变速阶段的加速度和位移分析如下：1)启动加速度： 位移： 2)制动 加速度： 位移：3)反向启动加速度： 位移：4)反向制动加速度： 位移：速度和位移分析结果列于下表：4-1推进装置液压缸的速度和位移Tab 4.1 Promote the installation of the speed of hydraulic cylinders and displacement工况位移/ 速度/（）启动匀速推进制动反向启动匀速收缩反向制动4.3.2负载分析1）负载的组成及计算原理7油缸负载的组成：作用在油缸活塞上的负载包括外载荷（及工作负载）、摩擦负载及运动部件在启动过程中由于速度变化产生的惯性负载等，即： .（4-1） 式中：工作负载； 摩擦负载； 惯性负载。工作负载：工作负载外是负载力中的主要部分，不同的机械，工作负载形式也不同。工作负载的性质的大小，要根据不同机械的特点来具体分析和计算。分为正负载和负负载。正负载油缸的运动方向与负载作用力方向相反。负负载油缸的运动方向与负载作用力方向相同。摩擦负载：摩擦负载包括两部分8，一是主机执行机构运动时克服的导轨或支撑面上的摩擦阻力二是液压缸密封装置摩擦阻力。即： .（4-2）的大小与导轨或支撑面的种类、材料和工作状态有关。 .（4-3）式中：作用在第个导轨面或支撑面上的法向力； 第个摩擦副的摩擦因数。其余润滑条件、摩擦副配对材料以及运动状态有关，为了便于计算，启动阶段用静摩擦因数计算，正常运动中用动摩擦因数计算。一般的，经摩擦因数取0.2-0.3，动摩擦因数取0.05-1。油缸密封处的摩擦阻力可以用公式计算，也可以从有关手册中查出，但是由于密封圈的尺寸、压缩量、硬度等都直接影响到摩擦力的大小，往往计算数值与实际出入较大，一般情况下都计入液压缸的机械效率中。惯性负载惯性负载时运动部件在启动或制动过程中的惯性力。其平均值可按下式计算： .（4-4）式中: 运动部件的质量； 运动部件的加速度； 运动部件的重力； 重力加速度； 运动部件的速度变化量； 完成变速过程所需的时间。2）负载的具体计算根据以上分析对液压缸所受的负载分别进行计算：本系统的工作负载 因为按试样的额定拉伸力Fb确定试验的最大循环张力为50%Fb和最小循环张力为6.6%Fb，这里实验中最大张力为50%Fb，大概为350KN，最小张力6.6%Fb，大概为46.7KN。惯性负载启动时：制动时：反向启动时： 反向制动时： 摩擦负载由于导轨采用水平导轨的形式，则移动滚筒对导轨支撑面的正压力为： 我们取移动滚筒部分与导轨之间的动摩擦因数，静摩擦因数。则有：静摩擦力：动摩擦力：由于所有负载中工作负载的范围是，远远大于摩擦负载和惯性负载，因此我们在计算过程中粗略的只按工作负载进行计算。4.4 液压系统主要参数的确定4.4.1液压缸的载荷组成和计算1）确定液压缸活塞的有效面积18推进液压缸的作用是通过它的水平伸出和缩回来调整驱动滚筒和张紧滚筒之间的距离从而控制胶带的张力，实现张力的周期循环变化。选单活塞杆双作用液压缸，并使，实验中要求液压缸的行程为。图3.6表示已个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。图4-4 液压缸主要设计参数Fig 4-4 Cylinder main design parameters 图中： 无杆腔活塞有效作用面积（）； 有杆腔活塞有效作用面积（）； 液压缸工作腔压力（）； 液压缸回油腔压力（）； 活塞直径（）； 活塞杆直径（）； 液压缸受到的负载压力（）。一般情况下，液压缸在受压状态下工作满足： .（4-5）由于我们前面使所以上式简化成 .（4-6）本机液压缸的推力选初步定为350KN，参照GB/T2346-2003中的液压-公称压力系列表，初选定工作压力。 由于液压缸活塞杆在受压状态时，液压缸有杆腔直接接油箱，故所以液压缸活塞的有效工作面积为： 2）计算活塞及活塞杆的直径4在求出活塞的工作面积后，就可以确定液压缸直径及活塞杆直径。当活塞杆受拉时d=(0.3-0.5)D 当活塞杆受压时 d=(0.5-0.55)D D=(0.6-0.7)D 当活塞杆有杆腔为工作腔时，活塞直径为：.（4-7） 当活塞杆无杆腔为工作腔时，活塞直径为：.(4-8)本系统液压缸活塞的直径为：根据GB/T2348-1993液压缸内径尺寸系列圆整后得：活塞杆直径为：根据GB/T2348-1993液压缸活塞杆外径尺寸系列圆整后得：液压缸的实际有效工作面积为：实际最大工作压力最小工作压力因为工作负载是程线性变化的，所以我们容易知道工作压力也是程线性变化的。4.4.2液压缸计算、选型对于双作用单活塞杆液压缸，无杆腔进油时有 （4-9） 设计时常令 此时有 （4-10）其中为进油压力，D为缸的内径 ，为活塞杆直径。设计中，取缸内径 D=200和 工作推力=350KN ，带入上式得工作压力 （4-11）其中，速度比 ， 为活塞杆伸出的速度， 为活塞杆缩回的速度。4.4.3 液压缸的结构设计及主要性能参数计算1）液压缸公称压力的确定试验台设计要求活塞杆的推力为350KN,行程为1000mm，周期505s，活塞杆伸出时的行程时间为，缩回时的行程时间为，液压缸内径初选为180mm。油液作用在单位面积上的最大压强：式中：F作用在活塞上的载荷，KN； A活塞的有效工作面积，。从上式可知，压力值的建立是由载荷的存在而产生的。在同一个活塞的有效工作面积上，载荷越大，克服载荷所需要的压力就越大。换句话说，如果活塞的有效工作面积一定，油液压力越大，活塞产生的作用力就越大。液压缸的公称压力4也称额定压力，指液压缸能长期工作的最大压力，根据国家标准GB/T7938-1987规定了液压缸的公称压力系列，选择液压缸的公称压力为16MPa。4.4.4.液压缸的效率计算1)机械效率，由各运动部件密封处的摩擦阻力的损