帶式運輸機傳動裝置設計說明書

機械設計課程設計說明書——帶式運輸機傳動裝置設計學院：機電工程學院班級：機工學號：姓名:指導教師：時間：目錄傳動方案擬定………4電動機的選擇………4計算總傳動比及分配各級的傳動比………………6運動參數及動力參數計算…………6傳動零件的設計計算1.V帶傳動的設計………………72.高速級齒輪傳動的設計及校核………………103.低速級齒輪傳動的設計及校核………………14軸的設計計算…………………16七、滾動軸承的校核計算…………25八．鍵聯(lián)結的選擇及計算…………26帶式運輸機傳動裝置設計(第二組）原始數據已知條件：輸送帶工作拉力輸送帶速度卷筒直徑工作條件工作情況：兩班制工作（每班按8h計算），連續(xù)單項運轉，載荷變化不大，空載啟動；輸送帶速度容許誤差±5%；滾筒效率工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境溫度30℃使用期限：折舊期8年，4年一次大修。制造條件及批量：普通中.小制造廠，小批量總體設計傳動方案的擬定根據已知條件計算出工作機滾筒的轉速為若選用同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機，則可估算出傳動裝置的總傳動比i約為30或20電動機的選擇電動機類型的選擇：電動機的類型根據動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機電動機功率的選擇：工作機所需要的有效功率為設分別為彈性聯(lián)軸器,閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）,滾動軸承,V形帶傳動。滾筒的效率，由表2-2差得η1=0.99η2=0.97η3=0.99η4=0.95η5=0.96則傳動裝置的總效率為電機所需功率為由第十六章表16-1選取電動機的額定功率為3)電動機轉速的選擇：選擇常用的同步轉速為1500r/min和1000r/min兩種。電動機型號的確定：根據電動機所需功率和同步轉速，查第十六章表16-1可知，電動機型號為Y160M-4和Y160L-6。相據電動機的滿載轉速nm和滾筒轉速nw可算出總傳動比?，F(xiàn)將此兩種電動機的數據和總傳動比列于下表中：電動機型號為Y160L-6減速器的總傳動比為Z=6M=2mmA=135mm預計壽命：8×2×365×8=46720hX=1Y=0P=986.791NC鍵8X7A鍵20X12A鍵14X9A鍵14X9方案號電動機型號額定功率/kw同步轉速r/min滿載轉速r/min總傳動比軸外伸軸徑/mm軸外伸長度/mm1Y160M-4111500146027.80421102Y160L-611100097018.4742110由上表可知，方案1中雖然電動機轉速高，價格低，但總傳動比大。為了能合理分配傳動比，使傳動比裝置結構緊湊決定選用方案2，即電動機型號為Y160L-6。查第十六章表16-2知，該電動機中心高H=160mm軸外伸軸徑為42mm，軸外伸長度為110mm三.傳動比的分配根據表2-3，取帶傳動比為，則減速機的總傳動比為雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為低速級的傳動比為四.傳動裝置的運動和動力參數計算（1）各軸的轉速計算：（2）各軸的輸入功率計算（2）各軸的輸入轉矩計算各軸的運動及動力參數軸號轉速功率轉矩傳動比19708.76286.2652342.768.414234.4313157.458.080490.0864157.457.917480.320五．傳動零件的設計計算1.選V帶⒈確定計算功率Ρca由表8-7查得工作情況系數,故⒉選擇V帶的帶型根據Ρca?n1由圖8-11選用B型⒊確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1)初選小帶輪的基準值徑dd1由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑2)驗算帶速v因為5m/s＜v＜25m/s,故帶速合適。3﹚計算大帶輪的基準直徑根據表8-8，為=900驗算i誤差：⒋確定V帶的中心距α和基準長度Ld1﹚初定中心距2﹚計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度Ld=4500mm3﹚計算實際中心距α中心距的變化范圍為728-2080mm⒌驗算小帶輪上的包角⒍計算帶的根數Z1﹚計算單根V帶的額定功率Ρr由=140mm和=970r/min,查表8-4a得根據和B型帶查表8-4b得查表8-5得,查表8-2得ΚL=1.15，于是2﹚計算V帶根數Z取6根⒎計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得B型帶的單位長度質量所以⒏計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為:2.高速級齒輪傳動設計已知輸入功率P1=8.672KW，小齒輪的轉速n1=970r/min，齒數比u1=2.829.由電動機驅動，壽命為8年（設每年年工作300天），2班制則（1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數a.按圖10-23所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動b.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）c.材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS選小齒輪齒數Z1=24，則大齒輪齒數Z2=2.829×24=67.896取Z2=68（2）按齒面接觸強度設計a.試選載荷系數Kt=1.3b.計算小齒輪傳遞的扭矩T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×8.762/970=86265×105Nmmc.由表10-7選取齒輪寬系數?d=1d.由表10-6查得材料彈性系數ZE=189.8e.由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強度疲勞極限σHlim2=550Mpaf.計算應力循環(huán)次數N1=60n1jLh=60×970×(2×8×300×8)×1=2.235×109N2=2.235×109/2.829=7.9×108g.由圖10-19取接觸疲勞壽命KHN1=0.9；KHN2=0.92h.計算接觸疲勞許用應力（取失效概率為1%，安全系數S=1）[σH]1=KHN1×σHlim1/S=0.9×600/1=540Mpa[σH]2=KHN2×σHlim2/S=0.92×550/1=506Mpa計算：a.小齒輪分度圓直徑d1t,代入[σH]3中較小的值=64.365mmb.計算圓周速度vv===3.27m/sc.計算齒寬bb=×d1t=1×64.365=64.365d.計算齒寬和齒高之比模數mt===2.682mm齒高h=2.25mt=2.25×2.682=6.03mm==10.67e.計算載荷系數根據v=3.27m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.14直齒輪==1查10-4表，當小齒輪相對支承非對稱位置時=1.422由=10.67=1.422查圖10-13得=1.4，故載荷系數K=KAKV=1×1.14×1×1.422=1.621f.按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式可得d1=d1t=64.365=69.278g.計算模數mm===2.89mm(3)按齒根彎曲強度設計1）確定各公示內的計算數值a.由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限=500Mpa大齒輪的彎曲極限=380Mpab.由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數=0.88=0.9c.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則===314.286===244.286e.計算負載系數KK=KAKVKFαKFβ=1×1.14×1×1.4=1.596f.查取齒形系數由表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.248g.查取應力校正系數由表10-5查得YSa1=1.58YSa2=1.746h.計算大小齒輪的并加以比較==0.01332==0.01607由此可見，大齒輪數值大2）設計計算m==1.97圓整后得m=2按接觸強度算得分度圓直徑d1=74.721所以，Z1==Z2=2.829×3599.05取Z2=100（4）幾何尺寸計算a.計算分度圓直徑d1=Z1m=35×2=70mmd2=Z2m=100×b.計算中心距a=c.計算齒輪寬度b==1×70=70mm取B2=70mm,B1=75mm3、低速級齒輪傳動設計（原理同高速級齒輪傳動設計方案，求得以下數據）1.材料：小齒輪40Cr280HBS大齒輪45鋼（調質）240HBS2.選=24=24×2.176=52.224取=53Kt=1.3ZE=189.8MPa3.T3==490086N.mm4.查得=600Mpa=550Mpa5.=60×15745×1×(2×8×300×8)=3.628×108由圖取=0.92=0.956.7.d3t=115.285mm8.9.所以，10.d3=121.105mmm=5.046mm11.查得所以，12.13.查得所以，大齒輪的數值大14.圓整=315.所以，B2=95mmB1=100mm六．軸的設計計算1）輸入軸的設計a.初算軸徑選用45鋼（調質）硬度217~255HBS，查課本P235（10-2）得C=115考慮有一鍵槽，直徑增大5%d=23.95(1+5%)=25.15mm所以，初選d=27mmb.軸結構設計1.軸上零件的定位固定和裝配齒輪相對軸承非對稱分布，右面由軸肩固定，左面由套筒固定，連接以平鍵作過渡配合固定兩軸承分別以軸肩和筒定位，則采用過渡配合固定2.確定各段直徑和長度Ⅰ段：d1=27mm長度取L1=50mm因為，h=2cc=1.5mmⅡ段：d2=d1+2h=27+2×3=33mmL2=20(套筒)+55（聯(lián)軸箱與外壁距）=75mmⅢ段：d3=38mm初選用7208c型角接觸球軸承，內徑為40mm,寬度為18mm,D=80mm,L3=18mm所以，?、舳危孩醵危喝5=40mmL5=18mm則軸承跨距L=235.5mm3.按彎矩復合強度設計計算①已知d1=70mmT1=86265N.mm②圓周力：③徑向力：Fr=Fttanα=2464.714×tan20°=897.083N④由上可知：LA=64mmLB=214mmLC=134mm1)繪制軸受力簡圖（a）2)繪制垂直彎矩圖（b）軸承受反力FAy=690.388NFBy=206.695NFAz=1897.289NFBz=567.416N截面C在垂直面彎矩Μc1==690.388×64=44.183)繪制水平面彎矩圖（c）截面C在水平面彎矩為Μc2==1897.289×64=121.434)繪制合彎矩圖(d)Μc===129.225)繪制扭矩圖（e）Τ=9.55×(ΡⅡ/nⅡ)×10=Τ1=86.2656）繪制當量彎矩（f）取α=1則=[+()]=[129.22+244.03]=276.137）校核危險截面=該軸強度足夠（2）輸出軸的設計計算a．按扭矩初算軸徑先用45鋼（調質）硬度217∽255HBS，由P235表10-2取C=115考慮到有鍵槽增大5%b．聯(lián)軸器型號的選取查表14-1，取按計算轉矩小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查表8-2選用YL11型凸緣聯(lián)軸器其公稱轉矩為1000，半聯(lián)軸器孔徑為50，故選C．軸的結構設計1．軸的零件定位，固定和裝配齒輪相對軸承菲對稱布置，左面用套筒定位，右端用軸肩定位，周向定位采用鍵和過度配合，兩軸承分別從軸肩和套筒定位，周向永過度或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面，齒輪套筒右軸承和皮帶輪從右裝入，低速級小齒輪與輸出軸設計成齒輪軸確定軸的各段直徑和長度Ⅰ段：長度?、蚨危孩蠖危撼踹x用7213c型角接觸球軸承，內徑為65,寬度23，所以，Ⅳ段：Ⅴ段：Ⅵ段：Ⅶ段：3．按彎扭復合強度計算①已知②圓周力③徑向力④由圓可知⑴求支反力⑵截面C在垂直面彎矩截面C在垂直水平面彎矩⑶⑷扭矩(5)校核危險截面強度故，該軸強度足夠該軸彎矩圖及扭矩圖如下圖中間軸的設計計算a.初算軸徑1.選用45鋼（調質），硬度217-255HBS，查課本P235表10-2得，C=115∴d≥c=1152.選軸承：初選用7208c型角接觸球軸承，其內徑為40mm,寬18mm,D=80mmb.軸的結構設計Ⅰ段：由軸承可知Ⅱ段Ⅲ段Ⅳ段（齒輪軸）則軸承跨距c.軸上零件的定位。固定和裝配：齒輪相對軸承非對稱分布，左面有套筒定位。右面有套筒定位，高速小齒輪于軸Ⅲ設計成齒輪軸。軸承由軸肩及套筒固定。按彎矩復合強度設計計算七．滾動軸承的選擇及校核計算Ⅰ軸：7208cⅡ軸：7208cⅢ軸：7213c預計壽命：8×2×365×8=46720小時計算輸入軸承Ⅰa.軸承所受徑向力Fr=897.083N軸向力Fa=0Fa/Fr=0由表12-6,得，X=1Y=0b.計算當量動載荷P=fp(xFr+YFa)fp取1.1則c.驗算壽命∴所選軸承7208c滿足要求（2）計算輸出軸承（Ⅲ）a.軸承所受徑向力：Fr=2912.3NFa=0Fa/Fr=0X=1Y=0b.計算當量動載荷：P=fp(xFr+YFa)P=1.1×(1×2912.3+0)+3203.53Nc.驗算壽命∴所選偶成7213c滿足要求八．鍵連接的選擇及校核計算1..聯(lián)軸器與輸入軸系采用平鍵連接軸徑查手冊p51，選用c型鍵得鍵c8×7鍵長L=37mm2.輸出軸與齒輪連接用平鍵軸徑查手冊P51選用A型平鍵鍵A20×12鍵長90mm3．中間軸與齒輪用平鍵連接軸徑d=46mm查手冊p51選A型平鍵鍵A14×9l=L-b鍵長63Th=9mm4.輸出軸與聯(lián)軸器用平鍵聯(lián)接軸徑d=50mmL查手冊p51選A型平鍵鍵A14×9l=L-b=80-14=66mmTh=9mm個人小結開學至今，我們經歷了為期長達十天之久的實訓課，即機械設計課程設計。我們所得到的任務是憑借極少的數據，自行設計一個減速箱。對于素來動手極少的我而言，這可謂是一個非常反復的工作。首先，在和小組成員互動中發(fā)現(xiàn)，此設計需要高度的團隊合作，因為一人之失所造成的計算錯誤幾乎可以說是致命的。諸如在對齒輪進行的計算和校驗，由于各種原因導致前前后后計算了多次，大大影響了整體速度，而重復計算某一樣東西所帶來的煩躁感也在整個團隊中揮之不去。另外通過實訓讓我們進一步掌握了機械原理以及機械設計課堂中所學習的查表和公式計算，在沒有老師親自指導的時間里，我們不僅增強了看書自學的能力，更加強了同組的團隊合作甚至跨組的相互探討，共同完成了這項繁復的任務。在整個計算校驗過程中，碰到了很多困難和挫折，因彼此的過失而造成集體計算錯誤也比比皆是，但就是在這樣互相改正的作用下，讓我越發(fā)珍惜和大家共同學習的時間和方法。進入繪圖過程后，再度感嘆制圖的不宜，每一根線都要用心地量取尺寸并小心的繪制到巨大的圖紙之上，在用上之前所設計的諸多尺寸的同時還要自行設計整個減速箱體的大小和內部配合及見習，即使是同一組用的同一個數據，最終所設定出的箱體結果也是各有千秋。無論是初繪還是加深描寫，每一步每一步都需要投入大量的經歷甚至是休息的時間才能完美的完成，但是看著周圍的人都認真地伏案于桌前，某一種動力就催促我繼續(xù)畫下去直至深夜。本次的實訓對我們是一個可稱之為考驗的過程，是一種歷練，對作圖，對機械本身，對團隊合作，種種種種，收獲頗多。我們懂得了，看圖，識圖，計算，校驗，分工已及和機械設計，機械原理等相關課程進一步加深印象。在老師“點題”的幫助下，有條不紊地得到了完成。同時讓我們體驗到了很多平日理論課堂上無法得到的知識，增強了我對機械繪圖的整體把我和零件搭配的基本原理。相信這會成為我今后在機械這塊領域的學習變得更為積極動力。也會成為我們這個專業(yè)在學習的所有人心中一份特殊的記憶。

本科生學位論文論多媒體技術在教學中的應用姓名：指導教師：專業(yè)：教育管理專業(yè)年級：完成時間：

論多媒體技術在教學中的應用[摘要]多媒體不再是傳統(tǒng)的輔助教學工具，而是為構造一種新的網絡教學環(huán)境創(chuàng)造了條件，特別是對于教育社會化來說，多媒體網絡是一種更理想的傳播工具。多媒體本身具有：融合性、非線性化，無結構性、相互交涉性、可編輯性、實時性等特點；同時運用在教育教學上又有其特長：利于信息的存儲利用、是培養(yǎng)發(fā)散性思維的工具、促使學習個別化的實現(xiàn)。多媒體在教學中的應用有著多種的形式，它在提高學生學習興趣上有著積極的作用，同時它還能促進學生知識的獲取與保持、對教學信息進行有效的組織與管理、建構理想的學習環(huán)境，促進學生自主學習等多方面的效果。立足未來發(fā)展，利用多媒體網絡技術，開展教學試驗。[關鍵詞]多媒體網絡教學系統(tǒng)資源共享多媒體技術主要指多媒體計算機技術，加工、控制、編輯、變換，還可以查詢、檢索。人們借助于多媒體技術可以自然貼切地表達、傳播、處理各種視聽信息，并具有更多的參與性和創(chuàng)造性。當今多媒體已成為廣泛流傳的名詞，但人們對于它的認識，特別是對于它在教育教學方面如何更好應用，未知的因素還很多。

一、多媒體的教育特長任何一種媒體不管其怎樣先進，它只能是作為一種工具被應用到教育領域，能不能促進教育的改革，。。。。。。應當吸取教訓，加強理論研究，充分認識多媒體的特性及其教育特長，以便更好地在教育領域開發(fā)應用多媒體。

1、多媒體的特性

（1）融合性多種符號系統(tǒng)的融合是多媒體的特性之一，多媒體的這一特性區(qū)別于過去媒體符號系統(tǒng)的單一性或復合性。也就是說多媒體技術不是將符號系統(tǒng)疊加，而是具有整體性的融合。

（2）非線性化，無結構性因為多媒體是在超文本、，其組合結構是固定的、不變的。

（5）實時性多媒體信息中的聲音、活動視瀕、動畫于時間有密切聯(lián)系，對它們進行呈現(xiàn)、交互等集成處理是實時的。在顯示某一主體內容時，其視聽信息具有同步性。

2、多媒體的教育特長

（1）信息的存儲利用便利多媒體特別是多媒體WWW網絡信息的存儲、提取、雙向傳輸非常便利，它應用于教育，更利于教學信息傳播機制的建立。

（2）發(fā)散性思維的工具在培養(yǎng)學習者發(fā)散性思維方面…………或創(chuàng)造性思維的基礎。

（3）促使學習個別化的實現(xiàn)多媒體WWW網絡有利于個別化的實現(xiàn)。因為學習者各人需求、學習經驗、認知程度等不同，學習方法也有差異，由于多媒體教學信息的多角度多層次性，不具有固定的學習目標和既定學習路徑，學習者可以自定學習路徑選擇自己需要的學習內容。

四、迎接信息時代，運用多媒體技術，實現(xiàn)網絡教學傳播

21世紀是