设计胶带输送机的传动装置

PAGEPAGE25目录TOC\o"1-3"\h\z一、设计任务书 2二、电动机的选择计算 2三、传动装置的运动及动力参数计算 3四、传动零件的设计计算 7五、轴的设计计算 16六、轴的强度校核 17七、滚动轴承的选择及其寿命验算 22八、键联接的选择和验算 23九、减速器的润滑及密封形式选择 23十、参考文献 24一、设计任务书1）设计题目：设计胶带输送机的传动装置2）工作条件：工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量82清洁平稳小批3）技术数据题号滚筒圆周力F(N)带速v(m/s)滚筒直径D(mm)滚筒长度L(mm)ZL-6140000.28500900二、电动机的选择计算1）、选择电动机系列根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y系列电动机2）、滚筒转动所需要的有效功率根据表4.2-9确定各部分的效率:传动滚筒效率η滚筒=0.96弹性联轴器效率η1=0.99刚性联轴器的效率η2=0.99滚动轴承效率η轴承=0.99开式齿轮的传动效率η开齿轮=0.95俄闭式齿轮的传动效率η闭齿轮=0.97则总的传动总效率η=η滚筒×η1×η2×η5轴承×η开齿轮×η2闭齿轮=0.96×0.99×0.99×0.995×0.95×0.972 =0.8000 3).电机的转速所需的电动机的功率Pr=4.9kw选电动机Y132M2—6型，额定功率5.5kw,同步转速1000r/min,满载转速960r/min。同时，由表4.12-2查得电动机中心高H=132mm，外伸轴段D×E=38mm×80mm。三、传动装置的运动及动力参数计算（一）.分配传动比．总传动比2）各级传动比的粗略分配由表4.2-9取i开＝6减速器的传动比：减速箱内高速级齿轮传动比i1=4.493减速箱内低速级齿轮传动比i2=3.382（二）各轴功率、转速和转矩的计算0轴：（电动机轴）P0=4.9KWn0=960r/minT0=48.74NmⅠ轴：（减速器高速轴）P1=4.851kwn1=960r/minT1=48.26N.m3.Ⅱ轴：（减速器中间轴）P2=4.658kwn2=213.67r/minT2=208.19N.m4.Ⅲ轴：（减速器低速轴）P3=4.473kwn3=64.20r/minT3=665.38N.mⅣ轴：（传动轴）P4=4.438kwn4=64.20r/minT4=652.14N/m6.Ⅴ轴：（滚筒轴）P5=4.125kwn5=10.7r/minT5=3681.66N.m各轴运动及动力参数轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率η04.996048.74弹性联轴器1.00.99Ⅰ4.85196048.26闭式齿轮4.4930.96Ⅱ4.658213.67208.19闭式齿轮3.3280.96Ⅲ4.47364.20665.38联轴器1.00.98Ⅳ4.43864.20652.14开式齿轮60.94Ⅴ4.12510.703681.66

（三）设计开式齿轮1）．选择材料小齿轮选用QT600-3，正火处理，齿面硬度190-270HBS，大齿轮选用QT600-3，正火处理，齿面硬度180-230HBS。2).按齿根弯曲疲劳强度确定模数初取小齿轮齿数Z=20,则大齿轮齿数Z=Zi=22×6=132按强度为230HBS和190HBS查图5-18知，取查图5-19知，又，取由则查图5-14知查图5-15知则：取取则由于预取m=5mm>4.431mm,所以可以取m=5mm。当m=5mm时，1.0629与1.1相差较大，不需要修正m.所以可以选取m=5mm.此时，Ⅳ轴和Ⅴ轴的中心距为3）、齿轮5、6的主要参数Z=22,Z=132,u=6,m=5mm取四、传动零件的设计计算（一）减速器高速级齿轮的设计计算材料的选择：高速级小齿轮45号钢调质处理齿面硬度217-255HBS大齿轮45号钢正火处理齿面硬度162-217HBS计算应力循环次数查图5-17，ZN1=1.0ZN2=1.05（允许一定点蚀）由式5-29，ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0ZW=1.0ZLVR=0.92（精加工齿轮）由图5-16b，得,由5-28式计算许用接触应力因，故取2）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T1=48260N·mm初定螺旋角β=13.5о,。初取，由表5-5得减速传动，;取端面压力角基圆螺旋角βb=12.2035。由式（5-39）计算中心距a由4.2-10,取中心距a=130mm。a=130mm估算模数mn=(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm,取标准模数mn=2mm。mn=2mm小齿轮齿数：大齿轮齿数：z2=uz1=取z1=23，z2=103z1=23，z2=103实际传动比传动比误差，在允许范围内。修正螺旋角与初选β=13.50相近,ZH`Zβ可不修正.齿轮分度圆直径圆周速度由表5-6,取齿轮精度为8级.(3)验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷稍有波动,由表5-3,取KA=1.25由图5-4b，按8级精度和，得Kv=1.04。齿宽。由图5-7a，按b/d1=1.083,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.10。由表5-4，得Kα=1.2载荷系数计算重合度齿顶圆直径端面压力角 齿轮基圆直径端面齿顶压力角由式5-39,计算齿面接触应力故安全。（4）验算齿根弯曲疲劳强度按Z1=23，Z2=103,由图5-18b，得，由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0由式5-32，m=2mm<5mm,故Y=Y=1.0。取Y=2.0，S=1.4由式5-31计算许用弯曲应力，由图5-14得Y=2.65，Y=2.20由图5-15得Y=1.57，Y=1.81。由式（5-47）计算Yβ，因（5）齿轮主要几何参数z1=23,z2=103,u=4.478,mn=2mm,β0=,mt=mn/cosβ=2/cos13.6290=2.058mm,d1=48.031mm,d2=211.969mm,da1=52.031mm,da2=215.969mmdf1=43.031mm,df2=206.969mm,a=130mmmm,b1=b2+(5~10)=60mm（二）减速器低速级齿轮的设计计算1).材料的选择：根据工作条件及其载荷性质，选择适当的材料。小齿轮40CrNiMo齿面硬度为283—330HBS大齿轮40Cr齿面硬度为162—217HBS由高速齿轮传动设计可知。2）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T=208190N·mm初定螺旋角β=13о,减速传动，;取。由式（5-41）计算ZH端面压力角基圆螺旋角由式（5-39）计算中心距a取中心距a=150mm。a=150mm估算模数mn=(0.007～0.02)a=1.05--3mm取标准模数mn=2.5mm.mn=2.5mm小齿轮齿数大齿轮齿数。取Z=27，Z=90。Z=27，Z=90实际传动比传动比误差，在允许范围内。修正螺旋角与初选β=130相近,Z、Z可不修正.齿轮分度圆直径圆周速度由表5-6,取齿轮精度为8级.(3)验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷稍有波动,由表5-3,取K=1.25由图5-4b，按8级精度和，得K=1.01。齿宽。由图5-7a，按b/d1=60/69.231=0.867,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.08。由表5-4，得K=1.2载荷系数计算重合度：齿顶圆直径端面压力角齿轮基圆直径端面齿顶压力角由式5-39,计算齿面接触应力故安全。验算齿根弯曲疲劳强度按Z1=27，Z2=90,由图5-14得由图5-15得由式5-23计算由式5-47得由图5-18b，得，由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0由式5-32，m=2.5mm<5mm,故Y=Y=1.0。取Y=2.0，S=1.4由式5-31计算许用弯曲应力，由图5-14得Y=2.58，Y=2.2由图5-15得Y=1.62，Y=1.79由式（5-47）计算Yβ，因，所以（6）、低速级齿轮主要参数Z=27,Z=90,u=3.333，,m=2.5mm，md=mm,mm,dmm,dmmd=d-2(h*a+c*)m=62.981mm,d=d-2(h*a+c*)m=224.519mm,a=mmb=b=60mm,取b=b+(5～10)=68mm五、轴的设计计算（一）高速轴的设计及联轴器的选择初步估定减速器高速轴外伸段轴径根据所选电机查表4-12-2选电机轴径则d=(0.8～1.0)d=(0.8～1.0)38=30.4～38mm取d=32mm。d=32mm2．选择联轴器高速轴轴端处选择TL6型联轴器GB4323-85名义转矩T=9550×=48.26mm计算转矩为TC=KT=1.5×48.26=72.39N·mＴｎ＝250N·m>TC=72.39N·m,[n]=3300r/min>n=960r/min减速器高速轴外伸段直径为d=32mm，长度L=82mm。L=82mm（二）中间轴的设计 轴的材料为选择45钢,调质处理，传递功率Ｐ＝4.51W，转速ｎ=221ｒ／mｉｎ。由表８-２，查得A0=118,受键槽影响加大%5取ｄ＝40mmｄ＝40mm（三）低速轴的设计计算,受键槽影响加，轴径加大５％,,取ｄ＝45ｍｍ。d＝45mm因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。初取联轴器HL4,公称转矩Tn=1.5665.38=998.87N·mTc=KT=1250N·m>TC=998.87N·m d=84mm满足要求取轴伸长d=112六、轴的强度校核1.低速轴校核：作用在齿轮上的圆周力Ft=N径向力Fr=5766.60N轴向力=1314.23N绘轴的受力简图，求支座反力ａ.垂直面支反力RAY=1843NRBY=3923.18Nb.水平面支反力得，=--140.48N，RBX=2293.2N(2)作弯矩图垂直面弯矩MY图C点，MCY=229500Nmm水平面弯矩MZ图C点右M'CX=138000N.mmC点左,MCX=17489.76N.mm合成弯矩图C点右,M’C=266000N.mmC点左,MC=230000N.mm作转矩T图作计算弯矩Mca图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取α=0.6C点左边McaC=460500N.mmC点右边M’caC=266000N.mmD点McaD=399000N.mm校核轴的强度由以上分析可见，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，所以该轴危险断面是C点和D点所在剖面。查表8-1得查表8-3得。C点轴径因为有一个键槽。该值小于原dc=42.54mm<45mm设计该点处轴径75mm，故安全。D点轴径dD=42.54<50mm因为有一个键槽。该值小于原设计该点处轴径64mm，故安全。（6）精确校核轴的疲劳强度校核Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ剖面的疲劳强度Ⅰ剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得，Ⅱ剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，查得，所以，。因1-1、2-2剖面主要受转矩作用，起主要作用，故校核1-1剖面。1-1剖面产生的τ=18.06N/mm2=9.03N/mm245钢的机械性能查表8-1，得，绝对尺寸影响系数由附表1-4，得，表面质量系数由附表1-5，得,查表1-5，得，1-1剖面安全系数S=6.77>[S]取，，所以1-1剖面安全。b.校核III,IV剖面的疲劳强度III剖面因配合(H7/k6)引起的应力集中系数由附表1-1，查得，IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：所以，。IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得，。故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核III剖面。III剖面承受III剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为=3.89N/mm2=3.89N/mm2III剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为=7.12N/mm2=3.56N/mm2由附表1-4,查得,表面质量系数由附表1-5，得,,,表面质量系数同上.III剖面的安全系数按配合引起的应力集中系数计算，,所以III剖面安全。S=12.34>[S]其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核。七、滚动轴承的选择及其寿命验算低速轴轴承选择一对6213深沟球轴承，低速轴轴承校核：1）、确定轴承的承载能力查表9-7，轴承6211的=25000N，c=33500N.2）、计算径向支反力R1=1685NR2=3354N3）、求轴承轴向载荷A1=0A1=0NA2=1314.23NA2=1314.23N4）、计算当量动载荷A2/C0=1314.23/25000=0.053插值定e=0.22+(0.032-0.028)*（0.26-0.22）/（0.056-0.028）=0.0.256由A2/R2=1314.23/3923.18=0.335〉e查表9—10X2=0.56，Y2=1.99+（0.032-0.028）*（1.71-1.99）/（0.056-0.028）=1.70查表9—11，取fd=1.2，fm=1.0,ft=1.0P1=fdfm1(X1R1+Y1A1)=1.2×1×1×1685=2022NP2=fdfm2(X2R2+Y2A2)=1.2×1.0×(0.56×3354+1.95×1108)=5317.40N5)校核轴承寿命故深沟球轴承6211适用。八、键联接的选择和验算高速轴上键的选择选择普通平键10×70GB1096-79（二）中间轴上键的选择与高速级齿轮联接轴段处选择普通平键14×45GB1096-79(三).低速轴上键的选择与验算齿轮处选择普通平键18×50GB1096-79型，其参数为R=b/2=9mm，k=h-t=12-7.5=4.5mm，l=L-2×R=50-2×9=32mm，d=64mm。齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，由表2-1，查得=83.5Nmm2因，故安全。联轴器处选择键14×100GB1096-79,其参数为R=b/2=7mm，k=h-t=10-6=4mm，l=L-2×R=100-2×7=86mm，d=45mm。齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，静联接，由表2-1，查得=65.1Nmm2因，故安全九、减速器的润滑及密封形式选择 1减速器的润滑采用油润滑，润滑油选用中负荷工业齿轮油GB5903-86。2油标尺M16,材料Q235A。3密封圈低速轴选用FB065072GB13871-92高速轴选用FB050072GB13871-92十、参考文献[1]孙志礼何雪宏何韶君著<<机械设计>>北京：冶金工业出版社2021巩云鹏孙德志喻子建著<<机械设计课程设计>>北京：冶金工业出版社2021

论大学生写作能力写作能力是对自己所积累的信息进行选择、提取、加工、改造并将之形成为书面文字的能力。积累是写作的基础，积累越厚实，写作就越有基础，文章就能根深叶茂开奇葩。没有积累，胸无点墨，怎么也不会写出作文来的。写作能力是每个大学生必须具备的能力。从目前高校整体情况上看，大学生的写作能力较为欠缺。一、大学生应用文写作能力的定义那么，大学生的写作能力究竟是指什么呢？叶圣陶先生曾经说过，“大学毕业生不一定能写小说诗歌，但是一定要写工作和生活中实用的文章，而且非写得既通顺又扎实不可。”对于大学生的写作能力应包含什么，可能有多种理解，但从叶圣陶先生的谈话中，我认为：大学生写作能力应包括应用写作能力和文学写作能力，而前者是必须的，后者是“不一定”要具备，能具备则更好。众所周知，对于大学生来说，是要写毕业论文的，我认为写作论文的能力可以包含在应用写作能力之中。大学生写作能力的体现，也往往是在撰写毕业论文中集中体现出来的。本科毕业论文无论是对于学生个人还是对于院系和学校来说，都是十分重要的。如何提高本科毕业论文的质量和水平，就成为教育行政部门和高校都很重视的一个重要课题。如何提高大学生的写作能力的问题必须得到社会的广泛关注，并且提出对策去实施解决。二、造成大学生应用文写作困境的原因：（一）大学写作课开设结构不合理。就目前中国多数高校的学科设置来看，除了中文专业会系统开设写作的系列课程外，其他专业的学生都只开设了普及性的《大学语文》课。学生写作能力的提高是一项艰巨复杂的任务，而我们的课程设置仅把这一任务交给了大学语文教师，可大学语文教师既要在有限课时时间内普及相关经典名著知识，又要适度提高学生的鉴赏能力，且要教会学生写作规律并提高写作能力，任务之重实难完成。（二）对实用写作的普遍性不重视。“大学语文”教育已经被严重地“边缘化”。目前对中国语文的态度淡漠，而是呈现出全民学英语的大好势头。中小学如此，大学更是如此。对我们的母语中国语文，在大学反而被漠视，没有相关的课程的设置，没有系统的学习实践训练。这其实是国人的一种偏见。应用写作有它自身的规律和方法。一个人学问很大，会写小说、诗歌、戏剧等，但如果不晓得应用文写作的特点和方法，他就写不好应用文。（三）部分大学生学习态度不端正。很多非中文专业的大学生对写作的学习和训练都只是集中在《大学语文》这一门课上，大部分学生只愿意被动地接受大学语文老师所讲授的文学经典故事，而对于需要学生动手动脑去写的作文，却是尽可能应付差事，这样势必不能让大学生的写作水平有所提高。（四）教师的实践性教学不强。学生写作能力的提高是一项艰巨复杂的任务，但在教学中有不少教师过多注重理论知识，实践性教学环节却往往被忽视。理论讲了一大堆，但是实践却几乎没有，训练也少得可怜。阅读与写作都需要很强的实践操作，学习理论固然必不可少，但是阅读方法和写作技巧的掌握才是最重要的。由于以上的原因，我们的大学生的写作水平着实令人堪忧