旋翼机总体设计的几个问题

旋翼机总体设计的几个问题

摘要：结合自转旋翼特性及旋翼机设计的独特性，在直升机空气动力学和飞行动力学原理的基础上修改并建立了计算模型，解决了旋翼机气动布局、总体参数及旋翼设计等方面的难题。

旋翼机的旋翼依靠前方来流吹动始终处于自转状态，因而一旦发动机空中停车，可以直接依靠旋翼自转着陆，而直升机旋翼还需要一个转入自转的过程，所以旋翼机没有直升机的低速回避区，安全性更好。旋翼机由于其旋翼自转，没有自发动机至旋翼的减速和传动装置，也不需要平衡旋翼反扭矩的尾桨，因而结构大大简化。现代自转旋翼飞行器采用旋翼预转技术，起飞前通过简单传动装置将旋翼预先驱转，然后通过离合器切断传动链路后起飞，使得它可以跳跃式或超短距起飞（起飞距离0～30m）；自转旋翼飞行器降落时，通过操纵旋翼锥体后倾，可实现点式着陆，不需要专用机场。因而近十几年来，旋翼机再次成为航空领域关注的热点。

一、总体参数、布局及飞行性能

1. 参数确定

旋翼机总体设计参数包括总重Gw、使用载荷Guse、旋翼半径R、旋翼桨尖速度ΩR、旋翼桨叶弦长b、桨盘载荷p、旋翼实度σ、功率载荷q、螺旋桨桨叶半径Rp和螺旋桨桨尖速度ωRp等。

根据对已有旋翼机参数的归纳总结，目前使用中的旋翼机大多是小型或轻型的，重量比（空机与总重之比）约0.6。设计任务可以确定总重Gw，也可以确定使用载荷Guse，知道二者之一，便可以求出另一者。为了拥有好的性能，例如停车下降率约为5m/s，一般要求功率载荷q小于4.5kg/hp （59.2N/kw）,桨盘载荷p小于12kg/m2 。桨叶片数k可以参考直升机方法确定，目前大多旋翼机采用两片桨叶，安装在跷跷板式桨毂上。典型两片桨叶旋翼，取实度σ为0.034～0.040。

如果实度取稍大值，则桨叶挥舞增加，性能改善不多，故一般都取偏小值。由式（1）可以确定旋翼桨叶弦长b，若需要跳飞，预转旋翼桨尖速度要增大至1.5倍左右。螺旋桨直径根据发动机转速来确定，大的直径对爬升率和低速推力很重要，但是如果取得过大，则全机尺寸高，停放不易。螺旋桨一般与发动机输出轴直接连接，所以螺旋桨转速rpm就是发动机轴转速，螺旋桨桨尖速度ωRp和旋翼机前飞速度的合速度一般不超过声速的90%，目前常用的旋翼机螺旋桨桨尖速度（ωRp）max ≤290m/s。知道发动机转速后，即可确定螺旋桨桨叶直径。轻小型旋翼机总距角θ一般是固定的，中大型旋翼机的θ也不用经常操纵。θ增加，则最小飞行速度减小，最大飞行速度增加，可用功率增加，但预转较费力，一般θ取3°～5°较理想。旋翼轴后倒角一般取-3°～- 12°，取偏小值性能略有改善，但是对跳飞不利。中心铰旋翼要有预锥角，一般约2°~4°。

2. 性能

总体参数与气动、动力学、结构重量、噪声及操稳特性等有密切关系。选取这些参数很繁杂，甚至相互矛盾，如果条件具备，旋翼机也可以像直升机总体参数优化设计一样来优化各参数。旋翼机桨盘载荷p对前飞最大速度Vmax影响很小，但对最小速度Vmin影响很大,p减小，Vmin减小，经济速度、有利速度增大。功率载荷q对 Vmin影响较小，对Vmax等影响很大，q减小，Vmax增加，不影响最大航程。实度σ减小，Vmax随之减小，低速段需用功率也减小，所以可用功率增加；增大σ对跳飞有利，对预转速度rpm要求较低。

3. 布局与部件

旋翼机的最基本的部件是机身、发动机、旋翼系统、螺旋桨、尾面以及起落架。为了改善性能，如提高飞行速度等，还可以选择机翼等部件。机身是所有其他部件的连接件，结构可以是焊接管、金属片、复合材料、单管栓接或混合结构方式，最大强度重量比的机身是碳纤维材料或焊接管结构。发动机在飞行中提供独立于旋翼系统的前飞动力，在地面则可以提供旋翼桨叶预转的动力。随着旋翼机的发展，可用于旋翼机的发动机种类也越来越多。车用、船用、航空发动机都可以

用于以娱乐、体育爱好为目的研制的旋翼机，而需要取得适航证的旋翼机必须安装权威管理机构认证的发动机。发动机可以是活塞式也可以是涡轮式。旋翼系统主要给旋翼机提供升力和操纵，常用的是全铰接式、半刚性跷跷板式。因不需反扭矩装置，现代旋翼机的主要型式是单一的旋翼。目前旋翼机惯用2片或3片桨叶，广泛应用于直升机的负扭度桨叶对旋翼机来讲，并没有多大优势，所以旋翼机上常用无扭转或正扭转桨叶。个人自制的小型旋翼机常常使用可以连同桨毂桨叶一起扳动倾转的旋翼系统，也可以使用带总距操纵来改变旋翼桨叶俯仰角的旋翼系统。如果桨叶带总距操纵且具有足够的惯量，旋翼机跳飞就有可能实现。旋翼机的螺旋桨可以是拉进式也可以是推进式，也就是说，螺旋桨可以安装在机身头部，也可以安装在尾部。早期的旋翼机是由螺旋桨拉进式固定翼飞机改装而成，用旋翼替代固定机翼或者固定机翼与旋翼复合使用。推进式布局避免了方向舵和平尾位于螺旋桨滑流中，具有更好的操纵性，飞行员也有更好的视野。但是在总体设计中应该充分考虑推进式布局中，由于受机身影响，螺旋桨的工作效率有所降低。和定翼飞机一样，旋翼机尾平面包括垂尾和平尾，提供俯仰和偏航轴向的稳定和操纵。有一些旋翼机，特别是封闭式驾驶舱的旋翼机，航向稳定性很低，为了补偿航向稳定性，安装垂尾是必要的。由于垂尾面积受旋翼桨叶倾转边界和着陆俯仰角度的限制，所以许多旋翼机设计安装了多片垂直安定面和方向舵。如果采用推进式螺旋桨布局，处于螺旋桨滑流中的平尾和垂尾利用效率会更高，特别是在旋翼机起飞和着陆飞行速度比较低的时候。起落架使旋翼机在地面具有机动性。早期的旋翼机一般采用后三点式起落架布局，现今的旋翼机大都采用前三点式起落架布局。旋翼机可以选装机翼，这样就可以实现短距离起飞和以飞机速度巡航，例如Cartercopter旋翼机。采用这类布局，在前飞时，机翼会承担旋翼机绝大多数载荷，旋翼也就被卸载了。如果此时发生发动机停车，旋翼不具有安全着陆的能量，必须相对旋翼机所处的飞行状态采取相应的措施，设法让旋翼尽快进入自转状态。

二、纵向稳定性

旋翼机的纵向稳定性问题，尤其是飞行员诱发振荡(PIO， Pilot Induced Oscillation)问题和推力过大（PPO, Power Push Over）问题是飞行员最关注的问题。PPO问题实质上是指遭遇突风，旋翼机的旋翼升力突然被卸载，旋翼机的螺旋桨推力仍然保持，造成的低头力矩相对过大，旋翼机发生前翻的严重飞行事故。旋翼机纵向稳定性和螺旋桨推力线（本文主要研究推进式布局螺旋桨）与重心相对位置有重要关系。旋翼机稳定与否，取决于螺旋桨推力线的高度。旋翼机的纵向运动可用五个参数描述：空速、机身迎角、俯仰角度、俯仰角速度和旋翼转速，其中最重要的是迎角。旋翼机的纵向俯仰运动取决于螺旋桨推力、平尾力（升力和阻力）、机身阻力和旋翼拉力（升力和阻力）。假如先不考虑平尾气动力，在两种重心设计状态下旋翼机要保持平衡，旋翼拉力力矩必须要和螺旋桨推力力矩组成相反力矩，如图1所示（高、低重心是相对螺旋桨推力线位置而言）。在图1-a中, 螺旋桨推力矩是低头力矩，则旋翼拉力矩是抬头力矩。当遇到外界干扰，如突风，旋翼机迎角增加，桨盘迎角也随之增加，则旋翼拉力增加，前行桨叶升力增加多些，后行桨叶升力增加的少些，这样增加了桨叶的周期吹风挥舞，使桨尖平面后倒，如图1-a所示，T1 变成T2，力和力臂都有所增加，产生附加力矩，增加的力矩是抬头力矩，又增加了旋翼机迎角。反之，当外界干扰使迎角减小，抬头力矩减小又加速了迎角减小。所以这种重心布置，是俯仰静不稳定的，需要加装平尾。在图1-b中, 螺旋桨推力矩是抬头力矩，则旋翼拉力矩是低头力矩。如遇阵风，旋翼机迎角增加，桨盘迎角也随之增加，则旋翼拉力增加，如图1-b所示，T1 变成T2，力有所增加，但力臂减小了，相比较还是力的增加是主要的，所以产生附加力矩，增加的力矩是低头力矩，减小了旋翼机迎角，故这种布局，是俯仰静稳定的。

综上可知：

无平尾低重心旋翼机纵向静不稳定，在PPO问题上是极其危险的，有风和高速状态下不能飞，这种布局不可取；带平尾低重心旋翼机（目前大多轻小型旋翼机的类型）布局要求平尾面积足够大，翼型气动效能好，最好是处在螺旋桨的滑流

里；带平尾高重心旋翼机布局最好，不易产生PIO问题，更不会产生PPO问题。总之，在总体布局设计时应该考虑到：推力螺旋桨布局优点多，视野好，低速时增加尾面效率，但重心靠后，旋翼高；垂尾应该在螺旋桨尾流中，低速效果好，前飞中来流不被机身阻挡；保证在螺旋桨停转时仍有足够的气动效能；桨毂采用下挂式，使各片桨叶的重心连线过铰心，对中心铰旋翼，无俯仰阻尼，应该有平尾；侧翻角要大，因为侧风中着陆时常有侧倾，主轮应该在空机重心之后，前轮尽可能放前，前翻角不小于35°，后翻角不小于45°；重心纵向范围按两种极限状态（乘员的最大、最小人数）计算；选择翼型很重要，特别是旋翼桨叶翼型，翼型适宜可以减少飞行员的操纵负荷。

三、自转旋翼特性

自转旋翼是旋翼机的典型特征。旋翼机的旋翼气动原理与直升机的相似，所以可将分析直升机旋翼气动特性的方法，根据旋翼机的特点进行修改后用来分析旋翼机。图2是旋翼机巡航飞行时自转旋翼桨盘所受气动力及其分布示意图。靠近桨尖部分的叶素气动合力向后，阻碍桨叶转动，对自转起减缓作用，如图2-c所示；靠近桨根的叶素迎角过大，引起失速，如图2-b所示；中间部分的叶素气动合力向前，驱使桨叶转动，对自转起加速作用，如图2-d所示。当整个桨盘起阻碍作用的气动合力等于起驱动作用的气动合力时，旋翼便处于稳定自转状态，这也是旋翼机的定常工作状态。

叶素相对气流的切向速度UT、垂向速度UP和径向速度UR分别为：

UT=vxsinψ+vYcosψ UP=(-vxcosψ+vYsinψ)sinβ+（vz-vi）cosβ

UR=(-vxcosψ+vYsinψ)cosβ+（vz-vi）sinβ

其中vx、vy、vz分别为来流速度在X、Y、Z三个轴方向的分量，vi为旋翼诱导速度，β和ψ分别为桨叶挥舞角和方位角。通过引入动态入流到叶素理论，并应用数值积分的方法，建立数学模型计算单片桨叶的升力和阻力，然后按坐标分解，积分求出桨轴坐标系中的桨毂力和力矩。为了计算旋翼自转时的稳定转速，需求解非线性方程。旋翼机定常飞行时，螺旋桨推力（靠操纵发动机油门控制）、旋翼纵向和横向周期变距（操纵驾驶杆）、垂尾舵面（操纵脚蹬）是操纵量，总距在旋翼机起飞后一般是不操纵的。所以要使旋翼机做定常飞行，必须通过输入操纵量，让旋翼垂直向上的桨毂力等于重力的同时，并使旋翼处于稳定自转状态，即旋翼上的反扭矩Q也为零：其中Cl为翼型升力系数，Cd为翼型阻力系数，e为铰为伸量（旋翼为跷跷板式时e为零）。通过建模计算，本文得出某型旋翼机单独旋翼飞行动力性能关系及结果如图4、图5、图6、图7所示。当旋翼输入参数旋翼轴后倒角γs=-5*9觷、总距θ0=3*9觷、纵向周期变距θ1c=0*9觷、横向周期变距θ1s=0*9觷时，随着前飞速度的增加，旋翼稳定转速也逐渐增加；当前飞速度一定，而且以上四个参数值只变动一个的情况下，旋翼稳定转速随γs增加而减小，而随θ0、θ1c、θ1s的增加而增加。如图8所示，当总距不变时，随着前飞速度的变化，可以只操纵周期变距杆来稳定旋翼转速，这是旋翼机的主要操作方式。如果设计要求旋翼机具有跳飞性能，则从总体设计阶段开始就要对旋翼系统，特别是桨叶进行相关设计，不能只选择现有旋翼或直升机上所使用的旋翼。旋翼桨叶翼型要选择阻力系数小、升力系数大的，以便于预旋转到高转速，并且具有较大的转动惯量和较低的桨盘载荷，最好要加桨尖配重。

四、结束语

旋翼机总体设计阶段主要完成如下工作：首先确定旋翼机的主要功能和用途，然后分析旋翼机的参数特性，和现有旋翼机比较性能，再选择发动机、气动布局、结构形式并画出设计图，最后计算各性能等。设计过程中必须要进行一些必要的结构分析，而且上述工作之间很多都是相辅相成的，进程是并行的，需要不断修改和反复。旋翼机总体设计中除了上述几个较重要的问题外，像发动机通过离合器预旋转旋翼的传动系统设计，跳飞特性及旋翼机操纵性和稳定性分析等问题也是需要研究的工作内容。

行星齿轮减速器设计【开题报告】

开题报告 机械设计制造及其自动化 行星齿轮减速器设计 一、综述本课题国内外研究动态，说明选题的依据和意义 [国内外研究动态] 1．国内行星齿轮传动技术的发展概况： 对行星齿轮传动技术的开发及运用在我国自上世纪五十年代就开始了，但直到改革开放前的相当长的一段时间里，由于受设计理念与水平、加工手段与材料及热处理质量等方面的限制，我国各类行星齿轮减速箱的承载能力及可靠性都还处于一个比较低的水平，以至于我国许多行业配套的高性能行星齿轮箱，如磨机齿轮箱等都采用进口产品。改革开放以来，随着国内多家单位相继引进了国外先进的行星传动生产和设计技术并在此基础上进行了消化吸收和创新开发，使得国内的行星传动技术有了长足的进步。在基础研究方面，通过国内相关高校、研究院所及企业的合作，在行星传动的均载技术、优化设计技术、结构强度分析、系统运动学与动力学分析及制造装配技术等方面都取得了一系列的突破，使得我国已全面掌握了行星传动的设计、制造技术并形成了一批具有较强实力的研发制造机构。继西安重型机械研究所联合多家单位推出国内第一代通用行星齿轮减速器产品系列并完成其标准化工作后，目前正在推出性能更为先进、结构更为合理的新一代行星齿轮减速器产品。与此同时，国内其他单位也开发出了一系列专用行星齿轮产品。在制造手段方面，近二十年来通过引进及自主开发的磨齿机、插齿机、加工中心及热处理装置的广泛运用，大大提升了制造水平，在硬件上也切实保证了产品的加工质量。 目前，国内开发的重载行星传动装置已成功运用于许多多年来一直采用国外产品的领域。如西重所开发的运用于铝铸压机的行星齿轮箱最大输出力矩已达到 600KN·m，运用于水泥滚压机的大型行星齿轮箱的输出力矩已达到400KN·m，均成功替代了进口产品。国内生产的运用于磨机的行星齿轮箱的最大功率已达到3600KW，运用于中小功率的行星齿轮箱更是数不胜数。二十余年的实践与运用证明目前我国的行星传动齿轮箱的设计制造已达到与先进工业国家相当的水品，完全可满足为国内格行业传动配套的的需求。

带式输送机设计方案定稿

页眉内容 济南大学泉城学院 毕业设计方案 题目带式输送机的设计 专业机械设计制造及其自动化 班级机设10Q4 学生董吉蒙 学号012 指导教师顾英妮 二〇一四年三月二十一日

学院泉城学院专业机械设计制造及其自动化 学生董吉蒙学号012 设计题目带式输送机的设计 一、选题背景与意义 随着工业化经济的不断增长,带式输送机作为输送行业中的重要设备,其技术发展已成为输送设备发展更替的重要标志之一。全球化经济的发展和提倡低能环保机械的倡导,设计出低能耗和环保新型带式输送机又成为众多工程技术人员的目标。 目前带式输送机的发展趋势主要集中在长距离、高速度、大运量、大功率等方向，其特点将得到充分的发挥，更具有现代物流发展意义，与传统的直线输送机搭接、汽车等其它运输工具相比具有明显的优点。 生产实践证明,带式输送机与其他运输机械相比,其相关技术指标都表现出明显的优越性,但作为机械设备来讲,都会有自身的不足之处,如通用带式输送机的运动零部件多,维护维修费用大问题、由于托辅的原因带速受限问题,再比如输送机的起动、输送带的振动易跑偏和摩擦起热等问题,近些年来,国内外研究机构对诸如此类的问题都做了大量的研究,相关的科学技术研究取得了重要的突破。 国内研究现状 尽管我国已拥有先进的软起动技术及多机功率平衡技术、中间驱动技术,而且掌握的技术完全可满足煤矿长距离带式输送机的需要,但由于国内输送带技术跟不上国外先进国家,带强受到限制,无法满足高强度带式输送机发展的需要。因此,输送机驱动系统必须尽量减少对输送机各部件的动负荷,控制对输送带的动张力,防止输送带在滚筒上的打滑,减小张紧行程。因此,输送机的起制动要求更高,据有关资料介绍,上运输送机最佳的起动特性曲线应为“S”形,有必要进一步研制新型启动技术和自动张紧技术。 国外研究现状 国外对于无辑式特种带式输送机的研究较早,成果也相对丰富。气垫式带式输送机最初始于荷兰,系统介绍气垫式带式输送机的文献出自荷兰TWERTE大学,一种供运送旅客用的气垫输送机取得专利,另外国外还有供搬集装箱的新型双气垫输送机。国外有关气塾带式输送机的专利有几十项,国外主要的生产厂家有,荷兰的Shiis公司,英国的Simon-Carves和Numec公司等,在初期阶段,国外的气垫带式输送机多用于输送面粉、谷物等密度较小的散状物料,近些年来,幵始用于输送憐酸盐、煤矿等密度较大且刚性大的物料,并逐渐向长距离、高运速和大运量上发展。 - 1 -

行星齿轮减速器设计DOC

1 引言 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1] 。 2 设计背景 试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为 1 740KW p =，输入转速11000rpm n = ,传动比为35.5p i =,允许传动 比偏差0.1P i ?=,每天要求工作16小时，要求寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。 3 设计计算 3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图 根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为17.1p i =,25p i =进行传动。传动简图如图1所示：

图1 3.2 配齿计算 根据2X-A 型行星齿轮传动比 p i 的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内 齿轮1b ,行星齿轮1c 的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮1a 数为17和行星齿轮数为3p n =。根据内齿轮()11 1 1 b a p i z z =- ()17.1117103.7103b z =-=≈ 对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的P 值与给定的P 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为 i ＝1＋＝7．0588 其传动比误差i ?＝ ip i ip -＝ 7.17.0588 7.1 -＝5℅ 根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为 ()1 11243c b a z z z =-= 所求得的1ZC 适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为： 11 2 za zb +＝ C ＝40 ()整数

双梁门式起重机设计计算书(—)150吨20米

第一章设计出始参数 第一节基本参数： 起重量PQ=150.000 ( t ) 跨度S = 20.000 (m ) 左有效悬臂长ZS1=0.000 (m) 左悬臂总长ZS2=1.500 (m) 右有效悬臂长YS1=1.500 （m ) 右悬臂总长YS2=0.770 (m) 起升高度H0=20.000 (m) 结构工作级别ABJ=5级 主起升工作级别ABZ=0级 副起升工作级别ABF=5级 小车运行工作级别ABX=5级 大车运行工作级别ABD=5级 主起升速度VZQ=3.4000 (m/min) 副起升速度VFQ=3.4000 (m/min) 小车运行速度VXY=2.4000 (m/min) 大车运行速度VDY=2.4000 (m/min) 第二节选用设计参数 起升动力系数02=1.20 运动冲击系数04=1.10 钢材比重R=7.85 t/m'3 钢材弹性模量E=2.1*10'5MPa 钢丝绳弹性模量Eg=0.85*10'5MPa 第三节相关设计参数 大车车轮数（个）AH=8 大车驱动车轮数（个）QN=4 大车车轮直径RM=0.7000(mm) 大车轮距L2=11.000 (m) 连接螺栓直径MD=0.0360 (m) 工作最大风压q1=0/*250*/(N/m'2) 非工作风压q2=0/*600*/(N/m'2) 第四节设计许用值 钢结构材料Q235----B 许用正应力[ σ ] I=156Mpa [ σ ] II=175Mpa 许用剪应力[ ? ]=124Mpa 龙门架许用刚度：

主梁垂直许用静刚度： 跨中（Y）x~1=S/800=30.00mm 悬臂（Y）1=ZS1/700=2.00mm 主梁水平许用静刚度： 跨中（Y）y~1=S/2000=12.00mm 悬臂（Y）1=ZS1/700=2.00mm 龙门架纵向静刚度： 主梁严小车轨道方向（Y）XG=H/800=16.4mm 许用动刚度（f ）=1.7H z 连接螺栓材料8.8级螺栓 许用正应力[ σ ] 1s=210.0Mpa 疲劳强度及板屈曲强度依GB3811-83计算许用值选取。 第二章起重小车设计 第一节小车设计参数 小车质量(t) GX=50.000(t) 小车车距(m) B=3.500(m) 轨道至主梁内边(m) L5=0.030(m) 小车轨距( m ) L6=2.500(m) 小车左外伸(m) L7=0.500(m) 小车右外伸(m) L8=0.500(m) 主梁与马鞍间距(m) L11=0(m) 吊钩下探量(m) H6=2.000(m) 小车轨道截面高(m) H7=0.120(m) 小车高H8=1.650(m) 小车顶至马鞍(m) 小车罩沿大车轨道方向 迎风面积(m'2) XDS=12.000(m'2) 小车罩垂直于大车轨道方向 迎风面积(m'2) XXS=12.000(m'2) 钢丝绳金属丝截面积(m'2) DO=6.550700e-004(m'2) 滑轮组钢丝绳分支数半NO=5 小车轨道型号QU70 小车外罩至导电架距离(m)L9=0.97(m) 小车外罩至栏杆距离(m) L10=0.970(m) 法兰至主梁上盖板距离(m)HD=1.800(m) 第二节设计计算 为工厂便于组织生产，提高标准件的通用性，设计中不进行起重小车设计，而采用5t--50t 通用桥式起重机小车。此，起重机小车设计详见5t--50t通用桥式起重机小车计算说明书。

带式输送机设计说明书

目录 1带式输送机设计的目的和意义 (2) 2带式输送机设计基本条件和主要技术要求 (2) 带式输送机的工作原理 (2) 3 带式输送机的设计计算 (4) 计算公式 (4) 传动功率计算 (5) 传动轴功率（A P）计算 (5) 电动机功率计算 (6) 传动滚筒结构 (7) 4托辊 (8) 5卸料装置 (8) 参考文献 (12) 致谢 (13)

1带式输送机设计的目的和意义 熟悉带式输送机的各部分的功能与作用，对主要部件进行选型设计与计算，解决在实际使用中容易出现的问题，并大胆地进行创新设计。 选择带式输送机这种通用机械的设计作为毕业设计的选题，能培养我们独立解决工程实际问题的能力，通过这次毕业设计是对所学基本理论和专业知识的一次综合运用，也使我们的设计、计算和绘图能力都得到了全面的训练。 2带式输送机设计基本条件和主要技术 要求 带式输送机的工作原理 带式输送机又称胶带运输机，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。带式输送机组成及工作原理如图2-1所示，它主要包括一下几个部分：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。

图2-1 带式输送机简图 1-张紧装置 2-装料装置 3-犁形卸料器 4-槽形托辊 5-输送带 6-机架 7-动滚筒 8-卸料器 9-清扫装置 10-平行托辊 11-空段清扫器 12-清扫器 输送带1绕经传动滚筒2和机尾换向滚筒3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5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。 普通型带式输送机的机身的上带是用槽形托辊支撑，以增加物流断面积，下带为返回段(不承载的空带)一般下托辊为平托辊。带式输送机可用于水平、倾斜和垂直运输。对于普通型带式输送机倾斜向上运输，其倾斜角不超过18°，向下运输不超过15°。 输送带是带式输送机部件中最昂贵和最易磨损的部件。当输送磨损性强的物料时，如铁矿石等，输送带的耐久性要显著降低。 提高传动装置的牵引力可以从以下三个方面考虑： （1）增大拉紧力。增加初张力可使输送带在传动滚筒分离点的张力 S增加，此法提高牵引力虽然是可行的。但因增大1S必须相应 1 地增大输送带断面，这样导致传动装置的结构尺寸加大，是不经济的。故设计时不宜采用。但在运转中由于运输带伸长，张力减

行星齿轮减速器的优化设计

减速器是机械行业中十分重要的传动装置，传统的减速器设计通常3 ）限制模数最小值，得： 需要有经验的人员选取适当的参数，进行反复的试凑、校核确定设计方4）限制齿宽系数b/m 的范围： ，得：案，但也不一定是最佳设计方案，而优化设计的方法则通过设计变量的选取、目标函数和约束条件的确定，建立数学模型，通过求解得到满足5）满足接触强度要求，得： 条件的最佳解，同时缩短设计周期。为了合理分配行星轮系的总传动比，并使系统体积小、质量轻，建立了具有3个设计变量、1个目标函数 和几个约束方程的优化设计数学模型，并用MATLAB 优化工具箱进行求6）满足弯曲强度要求，得：解。 2K-H （NGW ）型行星齿轮减速器的优化设计： 式中： 、 -齿轮的齿形系数和应力校正系数； -许用弯曲应力。 3 所选优化方法的介绍 惩罚函数法：根据惩罚函数项的不同构成形式，惩罚函数法又可分为外点惩罚函数法、内点惩罚函数法和混合惩罚函数法三种，分别简称为外点法、内点法和混合法。 3.1 外点法：外点法的计算步骤 1）给定初始点 、收敛精度ε、初始罚因子 和惩罚因子递增系数c ，置k=0； 1-中心轮 2-行星轮 3-壳体 图1 NGW 型行星轮系机构简图 图1为NGW 型行星轮系机构简图。已知：作用于中心轮的转矩T1＝1140N ·m ，传动比u ＝4.64，齿轮材料均为38SiMnMo ，表面淬火45-55HRC ，行星轮个数c=2，要求以重量最轻为目标，对其进行优化设计。 1 目标函数和设计变量的确定 行星齿轮减速器的重量可取太阳轮和c 个行星轮重量之和来代替， 3.2 内点法：内点法是另一种惩罚函数法 因此目标函数可简化为： 其构成形式与上式相同，但要求迭代过程始终限制在可行域内进 行。 式中：z 1-中心轮1的齿数；m-模数，单位为（mm ）； b-齿宽，单位对于不等式约束 ，满足上述要求的复合函数有以下两种为（mm ）；c-行星轮的个数；u-轮系的传动比4.64。 影响目标函数的独立参数应列为设计变量，即 在通常情况下，行星轮个数可以根据机构类型事先选定，这样，设计变量为： 其中，惩罚因子 是一递减的正数序列，即 2 约束条件的建立 由式（2）和式（3 ）可知，对于给定的某一惩罚因子 ，当点在可1）小齿轮z 1不根切，得： 行域内时，两种惩罚项的值均大于零，而且当点向约束边界靠近时，两 2）限制齿宽最小值，得： 行星齿轮减速器的优化设计 赵明侠 （宝鸡职业技术学院 机械工程系 陕西 宝鸡 721013） 摘 要： 根据可靠性设计理论和机械优化设计技术，以NGW 型行星齿轮减速器为例，初步探讨优化设计的原理和方法。关键词： 行星齿轮减速器；优化设计；优化设计方法 中图分类号：TH132 文献标识码：A 文章编号：1671－7597（2011）1010074－02 2）构造惩罚函数

(完整word版)20T龙门吊基础设计计算书

20t龙门吊基础设计 1、设计依据 1.1、《基础工程》； 1.2、龙门吊生产厂家提所供有关资料； 1.3、《建筑地基基础设计规范》（GB50007-2002）； 1.4、《边坡稳定性分析》 2、设计说明 根据现场情况看：场地现有场地下为坡积粉质粘土，地基的承载力为180KPa。龙门吊行走轨道基础采用原始地面夯实基础并铺设20cm粗石碾压。沿着钢轨的端头每隔1米距离就作枕木与厚5mm钢垫板，每个钢垫板焊4根长度为25cm的Φ16铆钉作为锚筋。 3、设计参数选定 3.1、设计荷载 根据龙门吊厂家提供资料显示，吊重20t，自重17t，土体容重按18.5KN/m3计。（1）从安全角度出发，按g=10N/kg计算。 （2）17吨龙门吊自重：17吨，G4=17×1000×10=170KN； （3）20吨龙门吊载重：20吨，G5=20×1000×10=200KN； （4）最不利荷载考虑20吨龙门吊4个轮子承重，每个轮子的最大承重； （5）G6=（170000+200000）/=92.5KN； （6）吊重20t；考虑冲击系数1.2； （7）天车重2.0t；考虑冲击系数1.2； （8）轨枕折算为线荷载：q1=1.4KN/m； （9）走道梁自重折算为线荷载：q2=2.37KN/m； （10）P43钢轨自重折算为线荷载：q3=0.5 KN/m(计入压板)； （11）其他施工荷载：q4=1.5 KN/m。 （12）钢板垫块面积：0.20×0.30=0.06平方米 （13）枕木接地面积：1.2 ×0.25=0.3平方米 （13）20吨龙门吊边轮间距：L1：7m

3.2、材料性能指标 地基 （1）根据探勘资料取地基承载力特征值：?α=180Kpa （2）地基压缩模量：E S =5Mpa 4、地基验算 4.1基础形式的选择 考虑到地基对基础的弹性作用及方便施工，故基础采用原始土壤夯实后填20cm碎石碾压基础上铺设枕木。 4.2、地基承载力验算 轨道梁基础长100m，根据20T龙门吊资料：支腿纵向距离为6m，轮距离0.5m，按最不利荷载情况布置轮压，见图-4.1 图-4.1：荷载布置图（单位：m） 假设： （1）整个钢轨及其基础结构完全刚性（安装完成后的钢轨及其结构是不可随便移动的）。 （2）每台龙门吊完全作用在它的边轮间距内（事实上由于整个钢轨及其基础是刚性的，所以单个龙门吊作用的长度应该长于龙门吊边轮间距）。即：龙门吊作用在钢轨上的距离是：L1=7m 根据压力压强计算公式：压强=压力/面积，转换得：面积=压力/压强 要使得龙门吊对地基的压强小于2MPa才能达到安全要求。即最小面积： S2min=370KN/2000KPa=0.185m2 拟采用有效面积为0.20×0.30=0.06 m2的钢板垫块，铆钉锚入枕木内。 对于20吨龙门吊，0.06×5=0.3 大于0.25。因此最少需要5个垫块垫住钢轨才能能满足地基承载力要求，垫块间距是：7÷5=1.4米。应考虑安全系数1.2，故垫块间距应取L=1.2m，为加强安全性，间距选1m。

门式起重机计算书

常熟市莫城起重机械制造厂 门式起重机计算书 型号： MDG 起重量：主钩50T副钩10T 跨度： 24M 有效悬臂：左9M右9M 工作级别：A5 内容：悬臂刚度强度校核；整机稳定性校核

50/10-24M 单梁门式起重机计算书 起重机主参数及计算简图： Lx1=11721Lk=24000Lx2=11421 B=3600 b1b2 p 1p 2 8 5 4 1 = h L=9000 计算简图 小车自重： G X=153.8 KN主梁自重： G Z=554.1 KN走台栏杆滑导支架等附件： G F=40.2 KN 桥架自重： 1100.54 KN额定起重量： G E=490 KN 760e 2751413 0 4 0 2 1 1 2 2 6 1 602 103 222 222 1338.7 1358.7 支腿折算惯性矩的等值截面14140012 6 14261 主梁截面 刚性支腿折算惯性矩：I 1BH 3bh3 5.18 1010 MM 4 12 主梁截面惯性矩： I 2BH 3bh37.91010 MM 4 12 主梁 X 向截面抵弯矩：W X BH 3bh3 7.087 107MM3

主梁 Y 向截面抵弯矩：W Y HB 3hb3 5.089 107 MM 3 6B 一. 悬臂强度和刚度校核。 Ⅰ. 悬臂刚度校核 该门式起重机采用两个刚性支腿，故悬臂端挠度计算按一次超静定龙门架计算简图计算。 ( P1 P2) L2C 38K 3 f(L L K) 3EI 28K12 式中C3:小车轮压合力计算挠度的折算系数 ( P1b1 P2b2) L(2L K3L ) P2b2 3 C3 2 ( L K L) 2(P1 P2)L ＝1.00055 K:考虑轮缘参与约束，产生横向推力 K I 2h 0.927 I 1L K P1,P2:小车轮压 P1P2G X G E 321.9KN 2 代入数值： f(P P2C(L L K8K 3 ) 12)L3 3EI 28K12 (321.9103321.9 103 )9000 2 1.00055 (90002400080.927 3 ) 3 2.1021057.9101080.92712 22.911mm 按起重机设计规范有效悬臂端的许用挠度:[ f ]L K900025.7mm 350350 f [ f ] 结论：综上计算校核，该起重机的悬臂梁的刚度满足起重机械设计规范的要求。 Ⅱ. 悬臂的强度校核 1.该起重机悬臂的危险截面为支承处截面，满载小车位于悬臂端时该截面受到最大弯曲应力和最 大剪应力。 此时弯曲应力： M x M qw M q s M p s MT max W y W y W x W x

NGWN(III)型行星轮减速器设计

1 前言 NGWN（III）型行星轮减速器设计 1 前言 随着现代化工业的发展，机械化和自动化水平不断地提高，各工业部门需要大量的减速器，并要求减速器的体积小、重量轻、传动比大、效率高、承载能力大、运转可靠和寿命长等。而行星齿轮传动具有减速比大、传动效率高、结构小巧、承载能力强等优点，在许多情况下可代替二级、三级的普通齿轮减速器和涡轮减速器，因此行星轮减速器被广泛应用于各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩的传动装置上也已获得广泛的应用，所以目前行星传动技术已成为世界各国机械传动重点之一。目前国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，在结构优化、传动性能，传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。 行星轮减速装置经过一个多世纪的发展设计理论及制造技术有了很大的进步，而且与新技术革命的发展紧密结合。当今世界行星轮减速装置总的发展趋势是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率、高的承载能力以及利用寿命长的目标发展，而且其重量更轻，噪声更低，效率更高，可靠性也更高。目前世界各国由工业化信息化时代正在进入知识化时代，行星轮在设计上的研究也趋于完善，制造技术也不断改进。行星齿轮传动类型很多，行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为：2K—H、3K、及K—H—V三种。若按各对齿轮的啮合方式，又可分为：NGW型、NN型、WW型、WGW 型、NGWN型和N型等。我所研究的NGWN（III）行星齿轮属于3Z型行星齿轮传动的一种。本文主要对NGWN（III）齿轮减速器设计方法进行了探讨，主要内容包括齿轮传动比的分配计算，主要零部件参数设计，标准零部件的选用，以及减速器中零件三维模型的设计。

简易门式起重机设计

电动葫芦门式起重机设计 一、实验目的 1、掌握简易电动葫芦门式起重机的设计过程。 2、拆装测绘电动葫芦内部结构。 二、实验设备 2吨SHH悬挂式环链电动葫芦，2吨CD型钢丝绳电动葫芦，3.2吨SHA2低建筑钢丝绳电动葫芦，1吨SH3悬挂式钢丝绳电动葫芦和5吨轻型门式起重机门架。 三、实验内容 由驱动装置(如电动机等)、传动装置(减速器)、制动装置(制动器)和取物缠绕装置(如吊钩、滑轮、钢丝绳、链条、卷筒、链轮等)紧凑地组装为一体的起重设备，称为起重葫芦(英文称为Hoist)。用电力驱动称为电动葫芦，用人力驱动称为手动葫芦，用气力驱动称为气动葫芦。 以起重葫芦作为起升机构的起重机，统称为葫芦式起重机。葫芦式起重机作为桥式和门式起重机的一个重要分支，已成为一种独特的起重机体系，量大而面广。国外统称为Hoist cranes。 起重机有四大基本机构：起升机构、运行机构、旋转机构和变幅机构。葫芦起重机一般只有两种机构，起升机构和运行机构，起升机构为电动葫芦；运行机构主要就是葫芦运行小车和起重机运行大车。 葫芦式起重机的设计计算完全遵守GB/T3811-2008《起重机设计规范》所确立的适应葫芦式起重机总体、钢结构、机构、电气控制与安全等方面必要的准则，同时还要遵守JB/T5663-2008 《电动葫芦门式起重机》机械行业标准。 设计步骤一般如下：

1、电动葫芦门式起重机总体设计我们这次主要是设计MD 型单主梁工字钢葫芦门式起重机。主要是确定门架结构的整体形式，主梁的数量，是否有悬臂，支腿结构和运行机构等。起升高度2-6米。起重机跨度3-10米。起重量由各小组所选择的电动葫芦起重量确定。 2、电动葫芦门式起重机钢结构设计计算设计计算的主要内容有 a、主梁强度计算包括吊载在跨中时主梁整体自由弯曲强度计算；约束弯曲强度计算；约束扭转强度计算和危险点的复合应力校核计算等 b、主梁刚度计算 c、稳定性计算 d、支腿强度计算 e、支腿刚度计算 f、支腿稳定性计算 3、起升机构电动葫芦的设计计算设计计算的主要内容有 a、确定电动葫芦的结构形式(串联型、并联型和套装型) b、吊钩的选用 c、钢丝绳的选用计算 d、滑轮设计 e、卷筒设计计算 f、电动机的选择与验算 g、减速器的选择 h、制动器的设计计算 4、葫芦运行小车的设计计算计算内容包括 a、运行阻力计算 b、运行电动机的选择和验算 c、减速器的计算与选择 d、制动器的计算与选择

智能手机硬件体系结构

智能手机硬件体系 结构

智能手机的硬件体系结构 -06-04 本文来源:电子设计信息作者:厦门大学信息科学与技术学院江有财 随着通信产业的不断发展,移动终端已经由原来单一的通话功能向话音、数据、图像、音乐和多媒体方向综合演变。 而对于移动终端,基本上能够分成两种:一种是传统手机(feature phone);另一种是智能手机(smart phone)。智能手机具有传统手机的基本功能,并有以下特点:开放的操作系统、硬件和软件的可扩充性和支持第三方的二次开发。相对于传统手机,智能手机以其强大的功能和便捷的操作等特点,越来越得到人们的青睐,将逐渐成为市场的一种潮流。 然而,作为一种便携式和移动性的终端,完全依靠电池来供电,随着智能手机的功能越来越强大,其功率损耗也越来越大。因此,必须提高智能手机的使用时间和待机时间。对于这个问题,有两种解决方案:一种是配备更大容量的手机电池;另一种是改进系统设计,采用先进技术,降低手机的功率损耗。

现阶段,手机配备的电池以锂离子电池为主,虽然锂离子电池的能量密度比以往提升了近30％,可是仍不能满足智能手机发展需求。就当前使用的锂离子电池材料而言,能量密度只有20％左右的提升空间。而另一种被业界普遍看做是未来手机电池发展趋势的燃料电池,能使智能手机的通话时间超过13 h,待机时间长达1个月,可是这种电池技术仍不成熟,离商用还有一段时间[1]。增大手机电池容量总的趋势上将会增加整机的成本。 因此,从智能手机的总体设计入手,应用先进的技术和器件,进行降低功率损耗的方案设计,从而尽可能延长智能手机的使用时间和待机时间。事实上,低功耗设计已经成为智能手机设计中一个越来越迫切的问题。 1 智能手机的硬件系统架构 本文讨论的智能手机的硬件体系结构是使用双cpu架构,如图1所示。

行星齿轮减速器参数

行星齿轮减速器是一种应用广泛、精度级别较高的减速器，也称为行星齿轮减速电机，主要传动结构由驱动电机、行星齿轮箱减速器组装而成，驱动电机可采用直流无刷电机、直流有刷电机、步进电机、伺服电机等微型电动马达作为驱动源，减速器是采用多级行星齿轮箱作为减速器，技术参数通常是按照需求定制而成，例如减速比，扭矩，转速，噪音，精度等参数是定制开发而成；定制参数范围，直径规格在3.4mm-38mm之间，额定电压在3V-24V，输出力矩范围：1gf.cm到50Kgf.cm之间，减速比范围：5-1500；输出转速范围：5-2000rpm； 行星齿轮减速器参数： 产品名称：16MM金属行星齿轮减速器 产品分类：五金行星齿轮箱 外径：16mm 材质：五金 旋转方向：cw&ccw 齿轮箱回程差：≤2°（可定制） 轴承：烧结轴承;滚动轴承 轴向窜动：≤0.1mm(烧结轴承);≤0.1mm(滚动轴承) 输出轴径向负载：≤20N(烧结轴承);≤30N(滚动轴承) 输入速度:≤15000rpm 工作温度：-30 (100)

产品名称：20MM金属行星齿轮减速器产品分类：五金行星齿轮箱 外径：20mm 材质：金属 旋转方向：cw&ccw

齿轮箱回程差：≤3°（可定制） 轴承：烧结轴承;滚动轴承 轴向窜动：≤0.1mm(烧结轴承);≤0.1mm(滚动轴承)输出轴径向负载：≤30N(烧结轴承);≤50N(滚动轴承)输入速度:≤15000rpm 工作温度：-20 (85)

产品名称：24MM金属行星齿轮减速器产品分类：五金行星齿轮箱 外径：24mm 材质：五金 旋转方向：cw&ccw 齿轮箱回程差：≤2°（可定制） 轴承：烧结轴承;滚动轴承 轴向窜动：≤0.1mm;≤0.1mm 输出轴径向负载：≤120N;≤170N 输入速度:≤15000rpm 工作温度：-30 (100)

门式起重机毕业设计说明书

门式起重机毕业设计说 明书 文件排版存档编号：[UYTR-OUPT28-KBNTL98-UYNN208]

西南交通大学峨眉校区 毕业设计说明书 论文题目：门式起重机设计 —起升机构与小车运行机构设计系部：机械工程系 专业：工程机械 . 班级：工机二班 学生姓名：毛明明 学号： 指导教师：冯鉴 目录 第一章门式起重机发展现状 4 型吊钩门式起重机的用途 (5) 钢丝绳的计算 (8) 滑轮、卷筒的计算...................................... 减速机的选择 (12)

车轮的计算 (24)

第一章门式起重机发展现状 门式起重机是指桥梁通过支腿支承在轨道上的起重机。它一般在码头、堆场、造船台等露天作业场地上。当门式起重机的小车运行速度大、运行距离长、生产效率高时，常改称为装卸桥。港口上常用的机型有：轨道式龙门起重机、轮胎式龙门起重机、岸边集装箱起重机、桥式抓斗卸船机等。 当桥架型起重机的跨度特别大时，为了减轻桥架和整机的自身质量，常改用缆索来代替桥架，供起重小车支承和运行之用。 起重机械是用来升降物品或人员的，有的还能使这些物品或人员在其工作范围内作水平或空间移动的机械。取物装置悬挂在可沿门架运行的起重小车或运行式葫芦上的起重机，称为“门架型起重机”。 进入21世纪以来，我国的造船工业进入了快速发展的轨道，各大主力船厂承接的船舶吨位从几万吨发展到十几万吨，年造船能力也普遍跃上百万吨水平，造船模式也相继从船台造船转向船坞造船，大型造船门式起重机的需求也大幅度增加。 随关中船长兴、中船龙穴、青岛海西湾、舟山金海湾、靖江新时代、太平洋集团扬州大洋等大型国营和民营造船基地的建设，大型造船门式起重机也进入了一个大型集中建造的黄金时期，起重机的提升能力从600ｔ上升到900ｔ，跨度从170米增加到239米，已经建成的和在建的大型造船门式起重机有几十台。门式起重机作为一种重要的物料搬运设备，在造船领域中的重要作用日益显现。随着经济的发展，它不仅在国民经济中占有重要的位置，而且在社会生产和生活的领域也不断扩大。从20纪后期开始，国际上门式起重机的生产向大型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。 第二章 MG型吊钩门式起重机的概述 MG型吊钩门式起重机属双主梁通用门式起重机,也称A型双梁门吊,由桥架、大车运行机构、小车、电气设备等部分构成。本起重机是按GB/T14406-1993《通用门式起重机》设计制造，常用起重量10-50t，工作环境为-20- 40。C，工作级别A5、A6两种。本起重机小车导电采用软缆导电，大车采用滑触线或电缆卷筒方式供电，操作方式有地面控制、操纵室控制、遥控三种形式供用户选择。标准操纵方式为室控，全部机

精密行星减速器设计

引言 本课题研究的是一种精密行星齿轮减速器，通过对精密行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各齿轮的设计尺寸和装配尺寸，并对涉及结果进行参数分析，为精密行星齿轮减速器产品的开发和性能评价实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据。通过本设计，要能弄懂该行星减速器的传动原理，达到对所学知识的复习与巩固，从而在以后的工作中能解决类似的问题。 1 减速器国内外现状、水平和发展趋势： 国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。20世纪70－80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新。减速器与电动机的一体结构也是大力发展的方向，并已成功生产多种结构和多种功率型号的产品。 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率和重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器多从国外进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点，但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质没有突破，因此，没能从根本上解决传动功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结果简单，效率也高。由于该减速器的三轴平行结果，故使功率/体积（或重量）比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。 减速器技术已经接受了时间的考验，成为当今世界成熟技术之一。其设计与制造技术的发展在一定程度上标志着一个国家的工业技术水平。因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。随着我国改革开放的不断进行，世界级的跨国大公司已开始大举进军中国市场，在我国生产汽车、工程机械、大型成套设备的齿轮及齿轮装置，齿轮产品在我国将会有大量国际品牌加入，这必将促使我国零部件结构的大调整，齿轮生产的专业化集中度也将继续提升。总之，不单单是我国，当今国际上各国减速器及齿轮技术发展的总趋势都在向着六高、二低、二化等方面发展：六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化。 齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。在常用的齿轮传动中，普通的圆柱齿轮传动一级传动比小，体积大，结构笨重，普通的涡轮蜗杆传

双梁门式起重机设计计算书(40.0吨36.0米)

双梁门式起重机 设计计算书 (40.0吨36.0米)

目录 第一章设计初始参数-------------------------------------1 第一节基本参数--------------------------------------1 第二节选用设计参数----------------------------------1 第三节相关设计参数----------------------------------1 第四节设计许用值参数--------------------------------1 第二章起重机小车设计-----------------------------------3 第一节小车设计参数---------------------------------3 第二节设计计算（详见桥吊计算书）-------------------3 第三章门机钢结构部分设计计算---------------------------4 第一节结构型式、尺寸及计算截面---------------------4 一、门机正面型式及尺寸---------------------------4 二、门机支承架型式及尺寸-------------------------4 三、各截面尺寸及几何特性-------------------------5 第二节载荷及其组合---------------------------------7 一、垂直作用载荷---------------------------------7 二、水平作用载荷---------------------------------8 三、载荷组合－－---------------------------------12 第三节龙门架强度设计计算---------------------------13 一、主梁力计算---------------------------------13 二、主梁应力校核计算-----------------------------17 三、疲劳强度设计计算-----------------------------19 四、主梁腹板局部稳定校核-------------------------20 五、主梁整体稳定性－－---------------------------22 六、上盖板局部弯曲应力---------------------------22 第四节龙门架刚度设计计算---------------------------25 一、主梁垂直静刚度计算---------------------------25 二、主梁水平静刚度计算---------------------------26 三、门架纵向静刚度计算---------------------------27 四、主梁动刚度计算-------------------------------27 第五节支承架强度设计计算---------------------------29 一、垂直载荷作用下，马鞍横梁跨中截面力计算-----29 二、水平载荷作用下，马鞍横梁跨中截面力计算-----35 三、支承架各截面力及应力-----------------------40 第六节支承架刚度设计计算---------------------------45 一、垂直载荷作用下，支承架的小车轨顶处位移-------45 二、水平载荷作用下，支承架的小车轨顶处位移-------849 第七节支腿整体稳定性计算---------------------------58 第八节连接螺栓强度计算-----------------------------60 一、马鞍立柱下截面或上端梁截面的螺栓强度---------60 二、支腿下截面螺栓强度计算-----------------------62 第四章大车运行机构设计计算-----------------------------65 第一节设计相关参数及运行机构形式--------------------65 一. 设计相关参数---------------------------------65

智能手机硬件体系结构

智能手机的硬件体系结构 2008-06-04 本文来源：电子设计信息作者：厦门大学信息科学与技术学院江有财 随着通信产业的不断进展，移动终端差不多由原来单一的通话功能向话音、数据、图像、音乐和多媒体方向综合演变。 而关于移动终端，差不多上能够分成两种：一种是传统手机(feature phone)；另一种是智能手机(smart pho ne)。智能手机具有传统手机的差不多功能，并有以下特点：开放的操作系统、硬件和软件的可扩充性和支持第三方的二次开发。相关于传统手机，智能手机以其强大的功能和便捷的操作等特点，越来越得到人们的青睐，将逐渐成为市场的一种潮流。 然而，作为一种便携式和移动性的终端，完全依靠电池来供电，随着智能手机的功能越来越强大，其功率损耗也越来越大。因此，必须提高智能手机的使用时刻和待机时刻。关于那个问题，有两种解决方案：一种是配备更大容量的手机电池；另一种是改进系统设计，采纳先进技术，降低手机的功率损耗。

现时期，手机配备的电池以锂离子电池为主，尽管锂离子电池的能量密度比以往提升了近30％，然而仍不能满足智能手机进展需求。就目前使用的锂离子电池材料而言，能量密度只有2 0％左右的提升空间。而另一种被业界普遍看做是以后手机电池进展趋势的燃料电池，能使智能手机的通话时刻超过13 h，待机时刻长达1个月，然而这种电池技术仍不成熟，离商用还有一段时刻[1]。增大手机电池容量总的趋势上将会增加整机的成本。 因此，从智能手机的总体设计入手，应用先进的技术和器件，进行降低功率损耗的方案设计，从而尽可能延长智能手机的使用时刻和待机时刻。事实上，低功耗设计差不多成为智能手机设计中一个越来越迫切的问题。 1 智能手机的硬件系统架构 本文讨论的智能手机的硬件体系结构是使用双cpu架构，如图1所示。

(完整word版)行星齿轮减速器设计

1引言 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20 世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就, 并获得了许多的研究成果。近20 多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1]。 2设计背景 试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为p1740KW ，输入转速n1 1000rpm , 传动比为i p 35.5, 允许传动比偏差iP0.1, 每天要求工作16小时，要求寿命为2 年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。 3设计计算 3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图 根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为i p1 7.1, i p2 5进行传动。传动简图如图1所示：

图1 3.2 配齿计算 根据 2X-A 型行星齿轮传动比 i p 的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内 齿轮 b1, 行星齿轮 c1 的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中 心齿轮 a1数为 17 和行星齿轮数为 np 3 。根据内齿轮 z b1 i p1 1 z a1 zb1 7.1 1 17 103.7 103 对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的 P 值与给定的 P 值稍有变化，但是必须控 制在其传动比误差范围内。实际传动比为 i ＝ 1＋ za 1 ＝7．0588 zb 1 其传动比误差 i ＝ ip i ＝ 7.1 7.0588 ＝5℅ ip 7.1 根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为 所求得的 ZC1适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为： 第二级传动比 i p2为 5，选择中心齿轮数为 23 和行星齿轮数目为 3，根据内齿轮 zb1 z c1 z b1 z a1 2 43 za1 zb1 2 C ＝ 40 整数