摘要：本文中概述了带式输送机的应用范围，分析了其工作原理和主要性能。对带式输送机的各个组成部件进行了详细的分析和选用。在设计中对输送机的主要部件进行了受力计算。并用Solidworks对连接轴进行有限元分析，使其强度达到要求。其后还对输送机的主要部件的作了寿命分析。
本文所设计的是槽形托辊带式输送机，其设计要求为：输送物料为原煤，输送量：80 吨/小时，输送长度：30 米,提升高度2米；堆积密度：900公斤/米3；物料在带面上的动堆积角为，输送带速：1.2米/秒，上托辊槽形布置。设计中，其整体是一个倾斜的状态，上托辊都采用槽形布置；下（回程）托辊采用平行托辊。本输送机为向下运输物料，其倾斜角为3.80<150，所以采用小倾角设计。在设计带宽时，按照槽形布置来选择计算。在尾架的选取方面，采用螺旋拉紧装置尾架，使输送带能始终保持必要的张力。用Solidworks对连接轴进行有限元分析，得出其一般工作时的性能状态，并做出相应的调整。

关键词：槽形托辊带式输送机输送带有限元分析

指导老师签名：

The Design of Slotted Roller Belt Conveyor

Student name: zhangjinwei Class: 050313
Supervisor: fengliyao

Abstract: This paper provides an overview of the scope of application of belt conveyor, an analysis of its working principle and main performance. The detailed analysis and selection are carried out on the various components of the conveyor components. In the design of the conveyor of the main components of the stress is calculated. In the design bandwidth, the calculation is carried out in accordance with the layout. And Solidworks is used to do the finite element analysis on the connecting axis. Subsequently it also analysis the main conveyor components’ life.
What is designed in this paper is slotted roller belt conveyor, the design requirements are: transport of materials: coal, transport capacity: 80 tons / hour, transmission length: 30 meters, 2 meters high upgrade; Bulk Density: 900 kg / m3; materials in the dynamic accumulation of the surface with angle, conveyor speed: 1.2 m / s, on the trough roller arrangement. Design of a tilt the overall state of the idler trough arrangement used; under the (return) the use of parallel idler rollers. When the materials are transport down through the conveyor, the tilt angle is 3.80 <150, so take the use of small-angle design. As the selection of the tailstock, we take the use of Tailstock screw tensioning device so that the conveyor system can always maintain the necessary tension. And Solidworks is used to do the finite element analysis on the connecting axis, to meet the required strength.

Keywords: slotted roller belt conveyor
conveyor idlers Finite Element Analysis

Signature of supervisor：

前言 ……………………………………………………………………………(6)
第一章带式输送机 ………………………………………………………(7)
1 带式输送机的概述……………………………………………………(7)
1.1带式输送机的应用…………………………………………………………(7)
1.2带式输送机的工作原理 …………………………………………………(8)
1.3带式输送机的性能 ………………………………………………………(8)
1.4带式输送机的种类…………………………………………………………(9)
1.4.1 按承载能力分类………………………………………………………(9)
1.4.2 按可否移动分类………………………………………………………(9)
1.4.3 按输送带的结构形式分类……………………………………………(9)
1.5通用带式输送机的结构组成………………………………………………(10)
1.6 带式输送机的典型布置…………………………………………………(10)
2部件的选用………………………………………………………………(11)
2.1输送带………………………………………………………………………(11)
2.1.1 输送带的性能要求……………………………………………………(11)
2.2.2 输送带的选用…………………………………………………………(11)
2.2驱动装置…………………………………………………………………(14)
2.3传动滚筒……………………………………………………………………(15)
2.4托辊…………………………………………………………………………(16)
2.5机架…………………………………………………………………………(19)
2.6拉紧装置……………………………………………………………………(20)
2.6.1拉紧装置的作用…………………………………………………………(20)
2.6.2拉紧装置的结构形式……………………………………………………(20)
2.7 制动装置…………………………………………………………………(22)
2.7.1 逆止器…………………………………………………………………(22)
2.7.2 制动器…………………………………………………………………(23)
2.8 清扫器………………………………………………………………………(24)
2.8.1头部清扫器………………………………………………………………(24)
2.8.2 空段清扫器………………………………………………………………(25)
2.9 卸料装置及导料槽………………………………………………………(25)
2.9.1卸料装置………………………………………………………………(25)
2.9.2导料槽…………………………………………………………………(27)
第二章槽形托辊带式输送机的计算…………………………………(28)
1 原始数据及工作条件…………………………………………………(28)
2 输送带选择计算…………………………………………………………(28)
2.1带宽………………………………………………………………………(28)
2.2每米胶带重…………………………………………………………………(29)
2.3输送带几何长度…………………………………………………………(29)
2.4输送带订货长度Ld（m）……………………………………………………(29)
3 输送能力的计算……………………………………………………………(30)
3.1输送带上物料流横截面面积S的计算………………………………………(30)
3.2.1重量生产率…………………………………………………………………(31)
3.2.2容积生产率…………………………………………………………………(31)
3.2.3件数生产率………………………………………………………………(31)
4 圆周驱动力和传动功率计算……………………………………………(32)
4.1圆周驱动力(N) Fu……………………………………………………………(32)
4.2主要阻力F…………………………………………………………………(32)
4.3主要特征阻力 ……………………………………………………………(33)
4.4附加特种阻力Fs……………………………………………………………(33)
4.5倾斜阻力Fst…………………………………………………………………(34)
4.6传动功率计算…………………………………………………………………(34)
5 张力计算 ………………………………………………………………………(35)
5.1限制输送带下垂度的最小张力：……………………………………………(35)
5.2各特性点张力(N) ……………………………………………………………(35)
5.3输送带工作时不打滑需保持的最小张力……………………………………(35)
5.4输送带层数Z ………………………………………………………………(36)
5.5输送带的强度校核…………………………………………………………(36)
5.6传动滚筒轴的强度计算和校核……………………………………………(36)
5.6.1传动滚筒的载荷集度……………………………………………………(37)
5.6.2传动滚筒扭矩M…………………………………………………………(37)
5.6.3抗弯截面系数W…………………………………………………………(37)
5.6.4滚筒轴的弯曲强度………………………………………………………(38)
5.7传动滚筒轴承的寿命计算…………………………………………………(38)
6托辊的选用计算…………………………………………………………(39)
7 拉紧行程S（m）…………………………………………………………(41)
第三章用solidworks对连接轴进行有限元分析………………(41)
第四章安装、试运行………………………………………………………(46)
1 安装…………………………………………………………………………(46)
1.1安装顺序……………………………………………………………………(46)
1.2安装注意事项………………………………………………………………(46)
2 试运转………………………………………………………………………(46)
2.1试运转前的检查……………………………………………………………(46)
2.2试运转期间的检查…………………………………………………………(46)
第五章带式输送机皮带跑偏问题……………………………………(47)
第六章安全操作和维护保养……………………………………………(51)
1 安全操作……………………………………………………………………(51)
2 维护保养……………………………………………………………………(51)
结论…………………………………………………………………………(53)
参考文献…………………………………………………………………………(54)
致谢…………………………………………………………………………(55)

前言

带式输送机是重要的散状物输送设备。随着国民经济的发展，带式输送机的应用越来越广泛。它广泛应用于电力、冶金、化工、煤炭、矿山、建材、粮食等领域。带式输送机是利用摩擦力传递运动，以胶带、刚带、刚纤维带和化纤维带作为传送物料和牵引工件的一种适应能力强、应用广泛的连续输送机械。其特点是承载物料的带也是传递动力的牵引件，这是于其他输送机有着显著的区别。
我国生产制造的带式输送机的品种、类型都较多。产量多批次也相对的大,但其技术相对国外还是落后,特别是输送机的寿命和性能方面。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品开发都取得了很大的进步。国外带式输送机技术的发展很快，其主要表现在以下两个方面：1、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。2、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。
带式输送机是一类古老、经济适用而又现代化的输送机械。现在其发展趋向为：1. 继续向大型化发展。早在20世纪70年代，就已经出现了运输距离达到100km的带式输送机输送线路。近年来，带式输送机在矿山运输中已经逐渐开始取代汽车和机车运输，成为散状物料输送的主要装备。2. 扩大输送机的使用范围。发展能在高温、低温条件下、有腐蚀性、放射性、易燃性物质的环境中工作的，以及能输送炽热、易爆、易结团、粘性的物料的输送机。3.使输送机的构造满足物料搬运系统自动化控制对单机提出的要求。如邮局所用的自动分拣包裹的小车式输送机应能满足分拣动作的要求等。
带式输送机结构简单、运行可靠、输送量大、输送物料广、装、卸比较方便等优点，所以在各行各业中得到广泛应用，尤其在煤矿生产中发挥着巨大作用。所以本次毕业设计我选的题目是槽形托辊带式输送机。我想对槽形托辊带式输送机的设计还是很有其必要的。
第一章带式输送机

1 带式输送机的概述
1.1带式输送机的应用
带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。应用它，可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。
( 1 ) DTⅡ互型固定式带式输送机是通用型系列产品，可广泛用于冶金、矿山、煤炭、港口、电站、建材、化工、轻工、石油等各个行业。由单机或多机组合成运输系统来输送物料，可输送松散密度为500 -- 2500kg / ，的各种散状物料及成件物品。
( 2 ) DTⅡ 江型固定式带式输送机适用的工作环境温度一般为-25 ~40 ℃ 。对于在特殊环境中工作的带式输送机，如要求具有耐热、耐寒、防水、防腐、防爆、阻燃等条件，应另行采取相应的防护措施。
( 3 ) DTⅡ型固定式带式输送机均按部件系列进行设计。设计者可根据输送工艺要求，按不同的地形、工况进行选型设计并组合成整台输送机。
( 4 ）输送机允许输送的物料粒度取决于带宽、带速、槽角和倾角，也取决于大块物料出现的频率。各种带宽适用的最大粒度，本系列推荐按表2 一1 选取。当输送硬岩时，带宽超过1200mm 后，粒度一般应限制在350mm 范围内，而不能随带宽的增加而加大。
表1-1 各种带宽适用的最大粒度 mm
带宽 500 650 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400
最大粒度 100 150 200 300 350 350 350 350 350 350 350
注：粒度尺寸系指物料块最大线性尺寸．

1.2带式输送机的工作原理
带式输送机其主要部件是输送带,亦称为胶带,输送带兼作牵引机构和承载机构。带式输送机组成主要包括以下几个部分:输送带(通常称为胶带) 、托辊及中间架、滚筒拉紧装置、制动装置、清扫装置和卸料装置等。输送带绕经传动滚筒和机尾换向滚筒形成一个无极的环形带。输送带的上、下两部分都支承在托辊上。拉紧装置给输送带以正常运转所需要的拉紧力。工作时,传动滚筒通过它和输送带之间的摩擦力带动输送带运行。物料从装载点装到输送带上,形成连续运动的物流,在卸载点卸载。一般物料是装载到上带(承载段)的上面,在机头滚筒(在此,即是传动滚筒)卸载,利用专门的卸载装置也可在中间卸载。
1.3带式输送机的性能
1 输送物料种类广泛
输送物料的范围可以从很细的各种粉状物料到大块的矿石、石块、煤或纸浆木料，以最小的落差输送精细筛分过的或易碎的物料。由于橡胶输送带具有较高的抗腐蚀性，在输送强腐蚀性或强磨损性物料时维修费用比较低。带式输送机还可以输送碱性物料和一定温度热料，也可以运送成件物品。
2 输送能力范围宽
带式输送机的输送能力可以满足任何要求的输送任务，既有轻型带式输送机完成输送量较小的输送任务，又有大型带式输送机实现每小时数千吨的输送任务。
3 输送统一线路的适应性强
带式输送机可以适应坡度为30%～35%的地形，而对于卡车运输来说公能适应原有自然地形的坡度为6％～８％。输送机线路可以适应地形，在空间和水平面上弯曲从而降低基建投资，并能避免在厂内和其他拥挤地区，以免受铁路、公路、以及河流、山脉的干扰。带式输送机的运输线路十分灵活的，线路长度可根据需要延长。
4 灵活的装卸料
带式输送机可根据工艺流程要求灵活地从一点或多点受料，也可以向多点或几个区段卸料。
5 可靠性强
带式输送机的可靠性已成为所有工业领域中的使用经验所证实，它的运行极为可靠，在许多需要连续运行的重要生产单位，如在发电厂内煤的输送，钢铁厂和水泥厂散物料的输送以及港口内船舶装卸散状物料等，都获得了广泛的应用。
6 安全性高
带式输送机具有很高的安全性，需要的生产人员很少，与其他运输方式相比发生事故的机会比较少。不会因大块物料掉下来砸伤人员或由于大型笨重的车辆操纵失灵而引起事故。
7 费用低
带式输送机系统运送每吨散状物料所需的劳动工时和能耗，在所有运输散状物料工具中通常是最低的。而且它所占用维修人员的时间少，较小零件的维修和更换可在现场很快地完成，维修费用低。
1.4带式输送机的种类
1.4.1 按承载能力分类
轻型带式输送机：专门应用于轻型载荷的输送机。
通用带式输送机：这是应用最广泛的带式输送机，其他类型带式输送机都是这种带式输送机的变形。
钢绳芯带式输送机：应用于重型载荷的输送机。
1.4.2 按可否移动分类
固定带式输送机：输送机安装在固定的地点，不需要移动。
移动带式输送机：具有移动机构，如轮，履带。
移置带式输送机：通过移动设备变换设备的位置。
可伸缩带式输送机：通过储带装置改变输送机的长度。
1.4.3 按输送带的结构形式分类
普通输送带带式输送机：输送带为平型，带芯为帆布或尼龙帆布或钢绳芯。
钢绳牵引带式输送机：用钢丝绳作为牵引机构，用带有耳边的输送带作为承载机构。
压带式输送机：用两条闭环带，其中一条为承载带，另一条为压带。
钢带输送机：输送带是钢带。
网带输送机：输送带是网带。
管状带式输送机：输送带围包成管状或用特殊结构输送带密闭输送物料。
波状挡边带式输送机：输送带边上有挡边以增大物料的截面，倾斜角度大时，一般在横抽设置挡板。
花纺带式输送机：用花纹带以增大物料和输送带的摩擦，提高输送倾角。
1.5通用带式输送机的结构组成

全部文件.gif

A0-总装配图.gif

A1-单侧犁式卸料器.gif

A1-改向滚筒.gif

A1-拉紧装置.gif

A1-头架.gif

A1-中间架.gif

内容简介：: 毕业设计（论文）任务书I、毕业设计(论文)题目：槽形托辊带式输送机II、毕业设计(论文)使用的原始资料(数据)及设计技术要求：1. 输送长度：30 米,提升高度2米；2. 输送量：435 吨/小时, 输送物料为原煤，3. 堆积密度：900公斤/米3；物料在带面上的动堆积角为4504、输送带速：1.2米/秒 5、上托辊槽形布置。III、毕业设计(论文)工作内容及完成时间：1.开题报告（1周）2月16日2月22日2外文资料翻译（不少于6000字符）（1周）2月23日3月1日3运动及动力参数计算（2周）3月2日3月15日4总装图设计（4周）3月16日4月12日 5. 主要零、部件强度及选用计算（3周）4月13日5月3日6用solidworks对连接轴进行有限元分析（2周）5月4日5月17日7. 绘制零、部件图（3周）5月18日6月12日8.毕业论文及答辩准备（1周）6月13日6月19日主要参考资料：、主要参考资料：【1】孙桓等主编.机械原理.北京:高等教育出版社，2001【2】濮良贵等主编.机械设计. 北京:高等教育出版社，2001【3】运输机械设计选用手册编委会.运输机械设计选用手册. 北京: ，化学工业出版社.1999【4】毛广卿主编.粮食输送机械与应用. 北京: 科学出版社，2003【5】范祖尧主编.现代机械设备设计手册. 北京:机械工业出版社，1996【6】徐灏主编.机械设计手册（第四版）.北京.机械工业出版社.1991 【7】Shigley J E,Uicher J J.Theory of machines and mechanisms.New York:McGraw-Hill Book Company,1980 航空与机械学院机械设计制造及其自动化专业类 050313 班学生（签名）：张锦卫日期：自 2009 年 2 月 16 日至 2009 年 6 月 19 日指导教师（签名）：封立耀助理指导教师(并指出所负责的部分)：机械设计系（室）主任（签名）：附注:任务书应该附在已完成的毕业设计说明书首页。学士学位论文原创性声明本人声明，所呈交的论文是本人在导师的指导下独立完成的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含法律意义上已属于他人的任何形式的研究成果,也不包含本人已用于其他学位申请的论文或成果。对本文的研究作出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式表明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名：日期：学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权南昌航空大学可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。作者签名：日期：导师签名：日期：Proc. Natl. Acad. Sci. USAVol. 78, No. 4, pp. 1986-1988, April 1981Applied Physical SciencesFinite-time thermodynamics:Engine performance improved by optimized piston motion(Otto cycle/optimized heat engines/optimal control)MICHAEL MOZURKEWICH AND R. S. BERRY Department of Chemistry and the James Franck Institute, The University of Chicago, Chicago, Illinois 60637 Contributed by R. Stephen Berry, December 29, 1980ABSTRACT The methods of finite-time thermodynamics are used to find the optimal time path of an Otto cycle with friction and heat leakage. Optimality is defined by maximization of the work per cycle; the system is constrained to operate at a fixed frequency,so the maximum power-is obtained. The result is an improvement of about 10% in the effectiveness (second-law efficiency) of a conventional near-sinusoidal engine.Finite-time thermodynamics is an extension ofconventional thermodynamics relevant in principle across the entire span of the subject, from the most abstract level to the most applied. The approach is based on the construction of generalized thermodynamic potentials (1) for processes containing time or rate conditions among the constraints on the system (2) and on the determination of optimal paths that yield the extrema corresponding to those generalized potentials.Heretofore, work on finite-time thermodynamics has concentrated on ratheridealized models (2-7) and on existence theorems (2), all on the abstract side of the subject. This work is intended as a step connecting the abstract thermodynamic concepts that have emerged in finite-time thermodynamics with the practical, engineering side of the subject, the design principles of a real machine. In this report, we treat a model of the internal combustion engine closely related to the ideal Otto cycle but with rate constraints in the form ofthe two major losses found in real engines. We optimize the engine by controlling the time dependence of the volume-that is, the piston motion. As a result, without undertaking a detailed engineering study, we are able to understand how the losses are affected by the time path of the piston and to estimate the improvement in efficiency obtainable by optimizing the piston motion.THE MODELOur model is based on the standard four-stroke Otto cycle. This consists of an intake stroke, a compression stroke, a power stroke, and an exhaust stroke. Here we briefly describe the basic features of this model and the method used to find the optimal piston motion. A detailed presentation will be given elsewhere. We assume that the compression ratio, fuel-to-air ratio, fuel consumption, and period of the cycle all are fixed. These constraints serve two purposes. First, they reduce the optimization problem to finding the piston motion. Also,they guarantee that the performance criteria not considered in this analysis are comparable to those for a real engine. Relaxing any of these constraints can only improve the performance further.We take the losses to be heat leakage and friction. Both of these are rate dependent and thus affect the time response of the system. The heat leak is assumed to be proportional to the instantaneous surface of the cylinder and to the temperature difference between the working fluid and the walls (i.e., Newtonian heat loss). Because this temperature difference is large only on the power stroke, heat loss is included only on this stroke. The friction force is taken to be proportional to the piston velocity, corresponding to well-lubricated metal-on-metal sliding;thus, the frictional losses are directly related, to the square ofthe velocity. These losses are not the same for all strokes. The high pressures in the power stroke make its friction coefficient higher than in the other strokes. The intake stroke has a contribution due to viscous flow through the valve.The function we have optimized is the maximum work per cycle. Because both fuel consumption and cycle time are fixed, this also is equivalent to maximizing both efficiency and the average power.In finding the optimal piston motion, we first separated the power and nonpower strokes. An unspecified but fixed time t was allotted to the power stroke with the remainder of the cycle time given to the nonpower strokes. Both portions of the cycle were optimized with this time constraint and were then combined to find the total work per cycle. The duration t of the power stroke was then varied and the process was repeated until the net work was a maximum.The optimal piston motion for the nonpower strokes takes a simple form. Because of the quadratic velocity dependence of the friction losses, the optimum motion holds the velocity constant during most of each stroke. At the ends of the stroke, the piston accelerates and decelerates at the maximum allowed rate. Because the friction losses are higher on the intake stroke, the optimal solution allots more time to this stroke than to the other two. The piston velocity as a function of time is shown in Fig.1.The power stroke was more difficult to optimize because ofthe presence of the heat leak. The problem was solved by using the variational technique of optimal control theory (8). The formalism yields the equation of motion of the piston as a fourthorder set of nonlinear differential equations. These were solved numerically. The resulting motion is shown in Fig. 1 for the entire cycle.The asymmetric shape of the piston motion on the power stroke arises from the trade-off between friction and heat leak losses. At the beginning of the stroke the gases are hot, capable of yielding high efficiency, and the rate of heat loss is high. It is therefore advantageous to make the velocity high on this part of the stroke. As work is extracted, the gases cool and the rate of heat leakage diminishes relative to frictional losses. Consequently the optimal path moves to lower velocities as the power stroke proceeds.The solutions were obtained first with unlimited acceleration and then with limits on acceleration and deceleration. The latter situation yields a result familiar in other contexts under the name of turnpike solution (9). The system tries to operate as long as possible at its optimal forward and backward velocities, by accelerating and decelerating between these velocities at the maximum rates. In this way, the system spends as much time as possible moving along its best or turnpike path.RESULTSParameters for the computations were taken from ref. 10 or, in the case of the friction coefficient, adjusted to give frictional losses of the magnitude cited in ref. 10. Those parameters are given in Table 1. The results of the calculations of some typical cases are given in Table 2, where they are compared with the conventional Otto cycle engine having the same compression ratio but a standard near-sinusoidal motion. The effectiveness (the ratio of the work done to the reversible work, also called the second-law efficiency) is slightly higher for the optimized engine whose piston-acceleration is limited to 5 x 103 m/sec2 ，the maximum of the conventional engine of the first row. If the piston is allowed to have 4 times the acceleration of the conventional engine, the effectiveness increases 9%; if the acceleration is unconstrained, the improvement in effectiveness goes up to 11%.These values are typical, not the most favorable. If the total losses of the conventional engine are held approximately constant but shifted to correspond to about 80% larger heat loss and about 60% smaller friction loss, the gain in effectiveness goes up, reaching more than 17% above the effectiveness of the corresponding conventional engine.The principal source of the improvement in use of energy in this analysis is in the reduction of heat losses when the working fluid is near its maximum temperature. This is why the improvement is greater for engines with large heat leaks and low friction than for engines with relatively better insulation but higher friction.Finally, it is instructive to examine the path of the piston in time, for the optimized engine and for its conventional counterpart. The position of the piston as a function of time is shown for these two cases in Fig. 2.In closing, let us emphasize the unconventional approach to optimizing a thermodynamic system illustrated by this work. Instead of controlling heat rates, heat capacities, conductances, friction coefficients, reservoir temperatures, or other usual parameters of thermodynamic engines, we have controlled the time path of the engine volume.We thank Dr. Morton Rubin for helpful comments and suggestions. This work was supported in part by a grant from the Exxon Education Foundation.REFERENCE1. Hermann, R. (1973) Geonetry, Physics and Systems (Dekker,New York). Proc. Nati. Acad. Sci. USA 78 (1981)2. Salamon, P., Andresen, B. & Berry, R. S. (1977) Phys. Rev. A 14,2094-2102.3. Curzon, F. L. & Ahlborn, B. (1975) Am. J. Phys. 43, 22-24.4. Andresen, B., Berry, R. S., Nitzan, A. & Salamon, P. (1977)Phys. Rev. A 15, 2086-2093.5. Rubin, M. (1979) Phys. Rev. A 19, 1272-1276, 1277-1289.6. Salamon, P., Nitzan, A., Andresen, B. & Berry, R. S. (1980)Phys. Rev. A 21, 2115-2129.7. Gutkowicz-Krusin, D., Procaccia, I. & Ross, J. (1978) J. Chem. Phys. 69, 3898-3906.8. Hadley, C.F.G. & Kemp, M. C. (1971) Variational Methods in Economics (North-Holland, Amsterdam).9. Sen, A., ed. (1970) Growth Economics (Penguin, Baltimore,MD).10. Taylor, C. F. (1966) The Internal Combustion Engine in Theory and Practice (MIT Press, Cambridge, MA), Vol. 1, pp. 158-164; Vol. 2, pp. 19-20.Proc。全国。 Acad。 Sci。美国卷. 78，第 4 页。 1986-1988， 1981年4月应用的物理学有限时间热力学：优化活塞行动改进的发动机性能(奥托循环或优化热引擎或最优控制)MICHAEL MOZURKEWICH和 R. S. BERRY 化学系和詹姆斯法朗克研究所，芝加哥大学，芝加哥，伊利诺伊州 60637 由R.斯蒂芬莓果贡献， 1980年12月29日摘要：利用有限时间热力学方法发现奥托循环的优先时间路径及摩擦和热渗漏。最优性由工作的最大化定义每个周期; 系统被控制在一个固定的内，因此便能获得最大动力。结果是每一个常规近正弦的发动机改善了大约10%的效率(第二定律效率)。有限时间热力学是引伸常规热力学相关原则上横跨主题的整个间距，从最抽象的水平到广泛的应用。方法是根据广义热力学潜力的创立(1)为包含时间或对在限制之中的条件估计在系统之内(2)和在产生对应于那些广义潜力的极值的最佳路径的计算。迄今为止，有限时间热力学的工作集中于较为理想化的模型(2-7)和存在性定理(2)，且全部集中在抽象方面。这项工作是希望作为一个步骤连接在实用的有限时间热力学方面涌现了的抽象热力学概念，工程学方面的课题，一台实用机器的设计的原则。在这个报告中，我们用接近理想的奥多周期来研究内燃机模型，但由于频率限制使得在实际的发动机中是以二主要损失的形式存在。我们通过“控制”时间改善活塞运动来优化发动机的性能。结果，没有进行一项详细的工程学研究，我们能够通过受活塞的时间路径的影响和优化活塞行动获得效率的改善的估计来了解是怎么损失的。模型我们的模型是基于标准的四冲程奥托循环。这包括进气冲程、压缩冲程、作功冲程和排气冲程。我们在这里简要地描述这个模型和发现优化活塞行动的使用方法及基本特点。在别处将给一个详细的介绍。我们假设，压缩比、空燃比、燃油消耗率和时间全部是固定的。这些制约因素有两个目的。首先，他们利用减少优化问题来找到活塞运动。并且，他们保证在这分析没考虑的性能准则与那些是为一个实用的发动机做比较的。放松这些限制中的任一个可能进一步改善性能。我们采取的损失是热渗漏和摩擦。这两个是依靠效率来影响系统的时间反应。热泄漏假设是圆筒的瞬间表面和与在工作流体和墙壁之间的温差比例(即，牛顿热耗)。由于这个温度区别最大是在作功冲程，热渗漏是只包含在这个冲程中。摩擦力与活塞速度成正比，对应于润滑良好的金属表面；因此，摩擦损失也直接与速度正方形有关。这些损失在所有冲程中是不同样的。高压在作功冲程使它的摩擦系数高于在其他冲程。进气冲程得益于。我们优选的作用是确定每循环的最大功率。由于燃料消费和周期是固定的，这也与最大化效率和平均功率是等效的。在寻找优选的活塞行程时，我们首先分离了有能量和无能量的冲程。非特指，但确定的时间 t 是指作功冲程中无能量冲程剩下的时间。循环的两个部分优选以一个限制时间和然后结合找到每循环的总工作量。时间 t的作功冲程后来变化了，并且这个过程会被重覆，直到净工作量达到最大值。采取一个简单形式来描述无能量冲程的最佳活塞运动。在每个冲程的大多数时间，由于摩擦损失与速度的二次方成比例，最宜的运动依赖于速度常数。在冲程的末期，活塞以允许的最大效率加速并且减速。由于摩擦损失在进气冲程较高，与其他两个相比，这个最佳的解决办法是把更多的时间分配到这个冲程。活塞速度与作用时间的关系显示在图1中。由于热泄漏的出现，作功冲程更难优选。问题是通过使用最优控制理论的变化技术解决的 (8)。利用实际情况的非线性的微分方程产生活塞的运动方程式。这些都是实际数值。整个循环运动的结果显示在图1上。图1 活塞速度与作用时间的关系，从作功冲程开始。最大允许的加速度是2 x 104 m/sec2。活塞行动的不对称的形状在作功冲程中的摩擦和热泄漏损失之间交替出现。在冲程初气体是热的，能产生高效率，并且散热率高。在作功冲程中得益于活塞速度高。这个冲程被选出，气体冷却率和热泄漏相对于摩擦损失减少。结果，当作功冲程进行时，最佳路径的移动速度更低。解决的办法在加速度和上首先获得了极大的加速度然后迅速减速。后者情况以“收费公路”解决方案在其他环境下产生一个交叉结果 (9)。在这些速度之间以最高效率进行加速和减速，使系统尽量的在它的最佳的向前和向后速度操作下尽可能延长。这样，系统花费同样多时间尽可能沿它的最佳路径移动。结果计算的参量从参考10中获取，在给定的摩擦系数下，通过参考10中的变量调整摩擦损失的大小。那些参量在表1中给出。一些典型的情况下的计算结果见表2，但在一个标准近正弦运动下，他们与常规奥托循环的发动机相比有同一压缩比。为了优化发动机使第一列的常规发动机最大值，活塞加速度被限制在5 x 10 m3/sec2内，使得有效利用率 (有用功与可逆功的比率，也称第二定律效率)稍微提高。如果发动机的活塞允许有4个时间的加速度，有效率将增加9%；如果加速度是不受强制的，有效率比以前将增加11%。表1 发动机参数*发动机参数：压缩比=8在最小容积的活塞位置=1厘米位移= 7 cm汽缸直径(b) = 7.98 cm汽缸容量(v) = 400 cm3周期(t) = 33.3毫秒/3600转每分钟热力学参量：压缩冲程作功冲程最初的温度 333K 2795K摩尔气体 0.0144 0.0157恒定热容量容量 2.5R 3.35R汽缸壁温度(T) = 600 K可逆循环的动能 (WR)= 435.7 J 可逆的能力(WR/I)= 13.1千瓦损失条件：摩擦系数(a) = 12.9 kg/sec热泄漏系数(K)= 1305 千克/ (度/sec3)每循环的时间损耗和摩擦损失的能量= 50 J *参量数据根据参考书目10.表2 结果(所有能量单位用焦耳)在作功冲程上所用的时间；WP在作功冲程完成的工作量；WT，每循环的净工作量；WF，摩擦损失的能量；WQ，工作中的热泄漏损失的能量； Q，热泄漏；TF，作功冲程结束时的温度；，有效利用率。这些改善是显而易见的，但不是最有利的。如果传统发动机的总损失是保持大约固定的常数，但是减少高于80%的热耗和低于60%的摩擦损失，有效利用率获得提高，到达传统发动机有效利用率的17%以上。当润滑油流过发动机的最高温度附近时，在这个分析过程中的改善的主要来源是热耗的减少。这就是为什么在较大的摩擦力下改善发动机的热泄漏和降低摩擦损失比发动机使用更好的绝缘材料要好，。最后，在相应时间内为优化发动机和为它的传统对应部分，它是指导研究活塞运动的最佳路径的方法。活塞的位置和作用时间的关系显示在图2上在结束时，让我们强调在这工作中说明了一个热力学的系统非传统的优化被方法。而不是控制热效率、热容量、传热、摩擦系数、冷却水温度，或者热力发动机的其他通常参量，我们控制了发动机容量时间路径。我们感谢Morton Rubin博士为我们做到有用的评论和建议。我们的部分经费由Exxon 教育基金提供。图2 在作功、排气、进气和压缩冲程中优化的()和传统的()活塞运动比较；最佳路径的最大加速度被限制在2 x 104 m3/sec2参考文献1. Hermann, R. (1973) Geonetry, Physics and Systems (Dekker,New York). Proc. Nati. Acad. Sci. USA 78 (1981)2. Salamon, P., Andresen, B. & Berry, R. S. (1977) Phys. Rev. A 14,2094-2102.3. Curzon, F. L. & Ahlborn, B. (1975) Am. J. Phys. 43, 22-24.4. Andresen, B., Berry, R. S., Nitzan, A. & Salamon, P. (1977)Phys. Rev. A 15, 2086-2093.5. Rubin, M. (1979) Phys. Rev. A 19, 1272-1276, 1277-1289.6. Salamon, P., Nitzan, A., Andresen, B. & Berry, R. S. (1980)Phys. Rev. A 21, 2115-2129.7. Gutkowicz-Krusin, D., Procaccia, I. & Ross, J. (1978) J. Chem. Phys. 69, 3898-3906.8. Hadley, C.F.G. & Kemp, M. C. (1971) Variational Methods in Economics (North-Holland, Amsterdam).9. Sen, A., ed. (1970) Growth Economics (Penguin, Baltimore,MD).10. Taylor, C. F. (1966) The Internal Combustion Engine in Theory and Practice (MIT Press, Cambridge, MA), Vol. 1, pp. 158-164; Vol. 2, pp. 19-20.毕业设计（论文）题目：槽形托辊带式输送机设计学院：航空与机械工程学院专业名称：机械设计制造及其自动化班级学号： 05031321学生姓名：张锦卫指导教师：封立耀二OO九年六月南昌航空大学学士学位论文（开题报告）1、选题的依据及意义带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备，与其他运输设备(如机车类)相比，具有输送距离长、运量大、连续输送等优点，而且运行可靠，易于实现自动化和集中化控制，尤其对高产高效矿井，带式输送机已成为煤炭开采机电一体化技术与装备的关键设备。带式输送机广泛地应用在冶金、煤炭、交通、水电、化工等部门，是因为它具有输送量大、结构简单、维修方便、成本低、通用性强等优点。槽型托辊带式输送机是属带式输送机的一个类型。其相对于平行托辊带式输送机来说更具有优点，特别在煤矿的运用中，其载荷更大、运行更平稳可靠等特点！煤现在作为世界上最主要的能源之一。对煤矿的采掘中带式输送机仍有十分重要的作用！还有的就是国家的其他部门对带式输送机运用也是十分广泛。所以我觉得现在对带式输送机，特别是槽型托辊带式输送机的研究设计还是十分的有必要的！2、国内外研究概况及发展趋

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