人教版小学数学四年级上册三角形的内角和教案

1、计算过程及计算说明 一、传动方案的拟定 ： a)使用寿命：使用折旧期 8 年，大修期 4 年，中修期 2 年，小修期）工作条件（1半年； b)工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35； c)动力来源：三相交流电，电压 380/220V; d)使用工况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； e)制造条件：一般机械厂制造，小（大）批量生产。 ：运输带工作拉力,运输带工作速度 V=1.2m/s（允许带速误）原始数据）原始数据2（KN6.5F差5%）,滚筒直径。滚筒效率（包括滚筒与轴承96.0mm400Dj的效率损失） 。 方案拟定： 采用 V 带传动与斜齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带

2、传动具有良好的缓冲，吸震性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 二、电动机的选择 2.1 电动机类型的选择 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y 型。 2.2 选择电动机的容量 PFv 由式 P=和得 wPd w1000a由电动机至运输带的总效率为 式中：、 、 、 、分别为带传动、轴承传动、齿轮传动、联轴器和卷筒j3421的传动效率 =0.99（齿轮联轴器） ，则级，不包括轴承效率） ，=0.98(滚子轴承） ， =0.97（齿轮精度取，=0.9683421Fv65001.2 所以 kW29.P d10000.100085a 2.3

3、确定电确定电动机转速动机转速 卷筒轴工作转速为 ii则6，=24 一级斜齿轮减速器传动比，=3 取由指导书表 1 推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比为12i6总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为 24a24 57.32=343.926nniad1375.68r/min 符合这一范围的同步转速有 750r/min、1000r/min 综合考虑容量和转速，有设计手册查出有 2 种适用的电动机，因此有 2种传动 方案，如下图所示：综合考虑 方案 电动机质电动机转速电动机型号 r/min 额定功ed动机和 KgkW 动装置同步转满载转速尺寸、12315001460Y160M-4111 量

4、、价重和带传147970Y160L-61110002 减速器动、传动的 n=1000r/min 比，可见方案 2 比较适合，则选。 2.42.4确定电动机的型号根据以上选用电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 。Y160L-6 。11kW,满载转速 970r/min 其主要性能：额定功率： 三、计算总传动比及分配各级的传动比970nm （1 1）总传动比：92.16i a32.n57 ）分配传动比：（2 2ii 、式中，分别为带传动和减速器的传动比。0ii 比较合理）带传动 4 取为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 2=3.2（V00 则减速器的传动比为： 四、计算传动

5、装置的运动参数和动力参数 各轴转速4.14.1970nm13n303. r/min 轴 23.i013303.n1min/57.30nr 轴 295i.in30r/mnn57. 卷筒轴 卷 4.24.2 各轴输入功率kW838.20.P96p9. P=轴 101ddkW398.0.978.830.98 轴 P P=P3212kW14998.0.980.8.39 P=P P 卷筒轴 卷4224 ，即、轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率 0.98 轴的输出功率为0.98=8.65kW 0.98=8.83= P P 轴的输出功率为0.98=8.22Kw 0.98=8.39 P= P 4.34.3

6、 各轴输入转矩 电动机输出转矩： 各轴输入转矩 轴mN2620.96278.TiTi90583 T=1010d0d 轴 卷筒轴 ，即轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率、 0.98 轴的输出转矩轴的输出转矩 运动和动力参数计算结果如下表所示 功 PK 转 T 转 n 传动 ir/min 输输输输0.9690.589709.23.2电动机303.138.65278.268.83272.695.290.9557.368.221371.298.391399.280.971.0057.307.988.141357.581330.43卷筒轴五、传动零件的设计计算 5.15.1 带的传动设计： （1

7、 1）计算功率 P Pc 由机械设计课本中表 5.5 查得工作情况系数 K=1.2，故 A(2)(2)选取普通 V V 带型号 P13.2kW,n970r/min，由机械设计图 5.14 确定选用 B 根据型。 mc（3 3）确定带轮基准直径 D D 和和 D D2 1 由机械设计表 5.6 取 D=140mm，=1%，得 1D450mm。 5.6 取 由表2 大带轮转速 5%,1.4%120 1a923.85（7 7）确定 V V 带根数带根数 Z n970m3.20i 传动比 13.n303kWP290.P2.70kW 5.3 由表 5.4 查得查得 , 由机械设计表00K0.952K1.

8、05 5.2 查得由表 5.7 查得,由表 L V 带根数 取 Z=5 根。 （8 8）求作用在带轮轴上的压力）求作用在带轮轴上的压力 F F Q 由机械设计表 5.1 查得 q=0.17kg/m 单根 V 带的张紧力 作用在带轮轴上的压力为 5.2 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 选定齿轮材料及精度等级及齿数选定齿轮材料及精度等级及齿数 （a）机器为一般机械厂制造，速度不高，故选用 7 级精度。 （b）由于结构要求紧凑，故大小齿轮最好选用硬齿面组合， 55 HRC45 表面淬火，45SiMn 小齿轮 50 大齿轮 45 钢表面淬火，HRC40 6.14、图 6.15 得由机械设计图 (

9、c)确定许用应力（Mpa）-5S1.S1.1 6.5 取 (d)由机械设计表minminFH8105.821516250N60njL60303.13 使用寿命 h10.2.0YY1YZ1.15Z1 6.16 曲线,由图 6.17 得 由机械设计图STNN11NN22 ）按齿面接触疲劳强度设计（长期单向运转的闭式齿轮传动） （e 工作转矩 确定载荷系数： 11.K35.K1 面取；由 7 ;由级齿轮精度取硬 由机械设计表 6.2 齿VA961.KKKKKK1.211.K ，则VA?10990Zcos.985.cos0 则 取840.Z8189.Z52Z.得,，由表 6.8 ;查表 查机械设计图

10、6.12，得 6.3 得EH90.29.i5 da ）确定中心距（fa=190mm ，以利于制造和测量，所以初定因尽量圆整成尾数为 0 或 5mz、z ）选定模数（g 和螺旋角、齿数n21?3017z)取 z148.2928148.12(z28ziz510 ， ，则，初选一般21112985.02acos190213m.2 则 n148zz28215.2m ，取标准模数由机械设计表 6.7ncosa272149.zz 则 21mn150zz 取 21z)izz(1ziz,zi ，所以由于2z11212124z ，则取1z12625.i5 齿数比 224z1 ，可用比，误差为 0.8%与 i=5

11、.291505z)2.m(z11?21n32.coscos9 则 19022a ）计算齿轮分度圆直径 h（24.52mz1nmmd860. 小齿轮： 1987cos.01265mz2.n2mm1319.d 大齿轮： 29870.cos ）齿轮宽度（i90. ，则齿轮工作宽度按强度计算要求，取d 圆整为大齿轮的宽度 则小齿轮宽度 ）接触疲劳强度的校核（j 故满足强度要求 齿轮的圆周速度(k) 8 级制造精度最合宜。由手册查得，选 ）归纳如下 f（?32.9 螺旋角 a=190mm 中心距 mm52.m 数 模n25.i5,z126,z24 齿数及传动比21mm1319.8mm,dd60. 分度圆

12、直径 21mm75bb80mm, 宽 齿215.3 轴的设计计算 两轴上的功率两轴上的功率 P P、转数、转数 n n 和转矩和转矩 由前面的计算已知： P=8.83kW n=303.13r/min T=278.26Nm P=8.39kW n=57.30r/min T=1399.28Nm (a) 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 d60.8mm 已知小齿轮的分度圆直径1F：作用在小齿轮周向力 tF：小齿轮的径向力 rF：小齿轮的轴向力 a 带轮给轴 I 的载荷 F: Q 带轮给轴 I 的转矩 T I T=278.26N.m Id319.1mm 已知大齿轮的分度圆直径2 大齿轮的周向力： 大

13、齿轮径向力： 大齿轮的轴向力： 作用在联轴器端的转矩 T： (b)(b) 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 5.3.1 轴的设计及校核 （i i）选取的轴的材料为 45 钢，调质处理钢，调质处理 由机械设计表 11.3 选 C=112 （iiii）确定轴各段直径和长度 d37mm，又带轮从大带轮开始左起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取1L90mm 即 B=2d=74mm,则第一段长度 2)d 的宽 B=(1.5,111d40mm 左起第二段直径取2 根据轴承端盖的装拆以及轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面的距离为 30mm,则取第二段的

14、长度为 L=50mm. 2左起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，选用 7009C 型轴承，其尺寸为dDB457516，那么该段的直径 d=45mm,长度为 L3=40mm. 3左起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 d=51mm,长度取4L4=10mm 左起第五段，因为齿轮分度圆直径为 60.8mme 时，y=0.4cot 由机械设计表 8.5 查得圆锥滚子轴承当Ae 的 yy 即为表值)ySR/(2） 8.7 查得圆锥滚子轴承（ 则由表RS0.27R/0.80.34R 即 (e)计算轴承所受的轴向负荷 SF21401502.23642NS 因为12a

15、并由轴承受力图分析知，右边轴承受紧，左边轴承被放松。由此可得 (f)计算当量动负荷 左边轴承 A364210.56e0.4 因为 R64891 所以 右边轴承 2140A24.340.e0 因为 6294R2 所以 (g)计算轴承寿命 PP，故按左边轴承计算轴承的寿命因为 21rr10 由圆锥滚子轴承得 3所选轴承 30209 型圆锥滚子轴承合 6.26.2 IIII 轴滚动轴承的选择及校核计 dDB7011020，只型，其尺寸为（a） 有前面的计算知 II 轴上滚动轴承的型号为 7014C承受径向力。 F1439.31NN4385.09R57.3r/minRn ： 轴知 II 各参数为已a2

16、1HHR1114.22NR2120.56N 2Vv181625032000h b）根据已知条件，轴承的使用寿命为（C43.5kNkNC48.2 ）由手册查得， （c orrf1.2 由机械设计表 8.6查得p 轴 II 的受力如图所示 则 (d)计算派生轴向力 S1、S2 由机械设计表 8.7 查得 70000C 型轴承的派生轴向力为 S=0.5R，则可求得轴承派生轴向力为 (e)计算轴承所受的轴向负荷 (f) 计算当量动负荷 A3701.5320.085 1 轴承 C435000e0.46 ，用线性插值法可求得：8.5 由机械设计表2x0.44,y1.23 查机械设计表 e 由，用线性插值法

17、求得：8.5122A2262.2210.05 轴承 2 C435000e0.45 ，用线性插值法查得， 由机械设计表 8.51x0.44,y1.33 8.5，并用线性插值法求得：由 e 查表211（g）轴承寿命计算 3） 因 P2P1，故按右边轴承的计算寿命（故选轴承合格 七， 键的选择及校核 7.17.1 I I 轴：轴： bh108 带轮与轴用平键联接，其型号为，长度系列 L=80mm lLb801070mm 键的工作长度：)轻度冲击载荷110Mpa( ，由轴和齿轮的材料，选取根据机械设计表 3.1p故,满足挤压强度条件 7.27.2 IIII 轴轴： bh2514 长度系列 L=70mm

18、 （i）齿轮与轴用平键联接，其型号为lLb702545mm 键的工作长度故,满足强度挤压要求 bh1811 联轴器与齿轮的联接用平键联接，其型号为 (ii)，长度系列 L=100mm lLh1001189mm 键的工作长度为：则 满足强度挤压要求。 八， 密封与润滑的设计 8.18.1 密封密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄露间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可存储润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。 8.28.2 润滑润滑 齿轮的圆周速度 dn3.1460.8970m1

19、3v.09m/s12m/s 601000100060 所以采用油润滑 九， 联轴器的设计 （1）由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器 （2）为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故需选联轴器的型号，联轴器的计算转矩TKTK1.5,则 10.2，考虑到转矩变化很小，故取 ,查机械设计表AcaAT应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 LX4 型弹性柱销联轴器，其公称按照计算转矩cad60mmd60mm；半，故取轴的右端第一段的直径为 2500N.m，半联轴器 I 的孔径转矩为1联轴器长度 L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=142

20、mm 1十，箱体的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制造，采用剖分式结构为了保证齿轮的配合质量，大端盖分机体采H7配合。 用 is61，机体有足够的刚度 在机体内加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2，考虑到机体内零件的润滑，密封散热 因其传动件的速度小于 12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅拌时沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 大于 40mm 6.3 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应静创，其表面粗糙度为 3，机体结构有良好的工艺性 铸件壁厚为 8mm，圆角半径为 5mm，机体外形简单，拔模方便 4，附件的设计 （1） 窥视孔和窥视孔盖 在机盖

21、顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上窥视孔与凸缘一块以便于加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M8 紧固 （2）油螺塞 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺栓堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，有机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封 （3）游标 游标位于便于观察减速器油面及油面稳定处 油齿安置的部位不能太低，以防油进入座孔而溢出 （4）通气孔 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内压力平衡

22、 （5）位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 （6）吊钩 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重物体。 铸铁减速器的有关尺寸 附表减速器形式及尺寸关 符 8机盖壁 28 机盖壁 12 机座凸缘厚 12 机盖凸缘厚20 机座底凸缘 M16地脚螺钉直4n 地脚螺钉数 16 轴承旁螺栓直 16盖、座联接螺栓径 150l联接螺的间2M8 轴承端盖螺钉直 M8 窥视孔盖螺钉直 10 定位销直 1822、至外机壁的距离 162至凸缘边缘的距离 14 轴承旁凸台半 h轴承旁凸台高度 48外机壁至轴承座端面的距离 18齿顶圆至内机

23、 的距 12 齿轮端面至内机 的距离期m1=8,m=8 机盖、机座肋 129,154 轴承端盖外 9t轴承端盖凸缘厚度s轴承旁螺栓距离近半个月的课程设计中，我们学到了很多。三年的专业学习，在课程设计中我们把这三年累计下来的知识或多或少的展现在我们的课程设计中。也许在大学三年中，曾经我们迷茫过，不知道自己毕业以后还是否会从事 本专业的工作，曾经的学习也不知道我们所上的每一门课程和我们专业有多大的联系，不知道其用途所在，往往在学习的时候抱着强迫性心理，既然学校给我们安排了这门课程，我们就学，很被动，当我们在做课程设计的时候，我们发现我们所学的大多数课程都能在我们的课程设计中或多或少的体现，在课程设计中主要的参考书籍除了专门的有关课程设计的手册、图册、指导书外，我们还用到了我们以前学到的课本知识， 互换性与技术测量 、 机械设计 、画法几何及机械制图 。 课程设计刚开始的时候我迷茫过，看着减速器的外形和不知道内部结构的减速器，不知道该如何下手，不