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钢管切管机设计【6张图纸】【优秀】

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关键词：: 钢管切管机设计图纸钢管切管机

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钢管切管机设计

49页 15000字数+说明书+6张CAD图纸【详情如下】

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1 绪论1

1.1 引言1

1.2 切管机的作用1

1.3 国内外切管机的发展状况2

1.4 研究内容与方法2

1.4.1切管机在现场的布置2

1.4.2研究内容与方法3

2方案选择与评述5

2.1切管机功能原理设计5

2.2 切管机的结构设计8

3 主要参数选择与计算9

3.1电机容量选择9

3.2传动装置的设计10

3.2.1分配传动比10

3.2.2 传动装置的整体布置10

3.2.3 传动装置的运动和动力参数计算11

4 主要零件的设计及强度计算13

4.1 V带传动的设计计算13

4.2齿轮传动的设计计算15

4.2.1高速轴与中间轴之间的齿轮啮合15

4.2.2低速轴与中间轴之间的齿轮啮合23

4.2.3齿轮的润滑27

4.3轴的设计及轴承的选择28

4.3.1轴的设计28

4.3.2轴的强度校核29

4.4轴承的强度校核37

4.4.1高速轴上的轴承强度校核37

4.4.2中间轴上的轴承强度校核38

4.5键的较核39

4.5.1高速轴上的键校核40

4.5.2中间轴上的键校核40

5 减速器齿轮轴的应力分析41

结束语44

致谢45

参考文献46

摘要

　　　钢管是一种多功能的经济断面钢材。它在国民经济各部门应用愈来愈广泛，需求量也越来越大。管材的需要量之所以急剧增长，是因为管子能用各种材料来制造。而且质量和精度也高。随着钢管的需求量的日益增大，钢管的生产也显得尤其的重要，至此，这里先对切管机这一钢管生产中的设备做一下介绍。首先，切管机在钢管精整工段中占有很重要的地位。根据钢管产品标准的规定，凡是成品钢管共两端必须切齐整，且切头断面应与钢管中心线垂直。而热轧并经矫直后的管子均达不到上述技术条件的要求，钢管两端往往有裂纹、撕破、结疤和壁厚不均等缺陷，故需要切头尾。成品钢管按订货要求的定尺或倍尺，还有待处理品的改尺，均需要切断。此外，冷拔冷轧钢管生产时，中间管料和成品钢管都需切断和切头尾。本设计对钢管固定式Q119型切管机的主传动部分进行原理性设计。包括切削功率的计算，主传动部分的设计和校核等。详细内容见正文部分。

关键词：钢管；切管机；切削功率；校核

　　　钢管主要用来输送流体(一般叫做输送管、英文叫“pipe”)和用作锅炉等的热交换器管(叫做管子，英文叫“tube”)。

　　　钢管是一种多功能的经济断面钢材。它在国民经济各部门应用愈来愈广泛，需求量也越来越大。管材的需要量之所以急剧增长，是因为管子能用各种材料来制造。而且质量和精度也高。

　　　钢管作为输送管广泛地用于输送油、气、水等各种流体，如石油及天然气的钻探开采与输送、锅炉的油水与蒸汽管道、一般的水煤气管道。化工部门一般用管道化方式生产与运输各种化工产品。所以钢管被人们称为工业的“血管”。

　　　钢管作为结构管大量地用于机械制造业和建筑工业，如用于制作房架、塔吊、钢管柱、各种车辆的构架等。在断面面积相同的条见下，钢管比圆钢、方钢等的抗弯能力大，刚性好，其单位体积的重量轻。因此，钢管是一种抗弯能力较强的结构材料。

　　　钢管还作为中空的零件毛坯用于制造滚动轴承、液压支柱、液压缸简体、空心轴、花键套、螺母以及手表壳等，这既节约金属又节省加工工时。

　　　钢管又是军队工业中的重要材料，如用于制造枪管、炮筒及其他武器。随着航空、火箭、导弹、原子能与宇宙空间技术等的发展，精密、薄壁、高强度钢管的需求量正迅速增长。

　　　随着钢管的需求量的日益增大，钢管的生产也显得尤其的重要，至此，本文将对切管机这一生产设备做一下介绍。

1.2 切管机的作用

首先，切管机在钢管精整工段中占有很重要的地位。根据钢管产品标准的规定，凡是成品钢管共两端必须切齐整，且切头断面应与钢管中心线垂直。而热轧并经矫直后的管子均达不到上述技术条件的要求，钢管两端往往有裂纹、撕破、结疤和壁厚不均等缺陷，故需要切头尾。成品钢管按订货要求的定尺或倍尺，还有待处理品的改尺，均需要切断。此外，冷拔冷轧钢管生产时，中间管料和成品钢管都需切断和切头尾。

　　　其次，在长距离输油气管线建设与维护作业中，管材必须经切管机切断，然后才能使用。

总体上讲切管机的作用是：

(1)按合同要求将飞锯、矫直后的钢管切成定尺长度或通常长度；

(2)对钢管端而进行加工，使符合技术标准的要求；

(3)对有缺陷的待修钢管进行中间切断，切除缺陷部分，钢管改尺(通常长度或短尺长度)交货；

　　　　(4)将飞锯切断的倍尺长度的钢管切成单倍尺长度。

内容简介：: 辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第 LI 页目录1 绪论11.1 引言11.2 切管机的作用11.3 国内外切管机的发展状况21.4 研究内容与方法21.4.1切管机在现场的布置21.4.2研究内容与方法32方案选择与评述52.1切管机功能原理设计52.2 切管机的结构设计83 主要参数选择与计算93.1电机容量选择93.2传动装置的设计103.2.1分配传动比103.2.2 传动装置的整体布置103.2.3 传动装置的运动和动力参数计算114 主要零件的设计及强度计算134.1 V带传动的设计计算134.2齿轮传动的设计计算154.2.1高速轴与中间轴之间的齿轮啮合154.2.2低速轴与中间轴之间的齿轮啮合234.2.3齿轮的润滑274.3轴的设计及轴承的选择284.3.1轴的设计284.3.2轴的强度校核294.4轴承的强度校核374.4.1高速轴上的轴承强度校核374.4.2中间轴上的轴承强度校核384.5键的较核394.5.1高速轴上的键校核404.5.2中间轴上的键校核405 减速器齿轮轴的应力分析41结束语44致谢45参考文献46摘要钢管是一种多功能的经济断面钢材。它在国民经济各部门应用愈来愈广泛，需求量也越来越大。管材的需要量之所以急剧增长，是因为管子能用各种材料来制造。而且质量和精度也高。随着钢管的需求量的日益增大，钢管的生产也显得尤其的重要，至此，这里先对切管机这一钢管生产中的设备做一下介绍。首先，切管机在钢管精整工段中占有很重要的地位。根据钢管产品标准的规定，凡是成品钢管共两端必须切齐整，且切头断面应与钢管中心线垂直。而热轧并经矫直后的管子均达不到上述技术条件的要求，钢管两端往往有裂纹、撕破、结疤和壁厚不均等缺陷，故需要切头尾。成品钢管按订货要求的定尺或倍尺，还有待处理品的改尺，均需要切断。此外，冷拔冷轧钢管生产时，中间管料和成品钢管都需切断和切头尾。本设计对钢管固定式Q119型切管机的主传动部分进行原理性设计。包括切削功率的计算，主传动部分的设计和校核等。详细内容见正文部分。关键词：钢管；切管机；切削功率；校核The abstractsteel pipe is one kind of multi-purpose economic section steel products. It applies in the various branches and sectors of a national economy increasingly widely, the demand more and more is also big. The tubing required quantity the reason that grows suddenly, because the pipe can use any material to make. Moreover the quality and the precision are also high. Increases day by day along with the steel pipe demand, the steel pipe production also appears the especially unimportance, here, here first makes to in the pipe cutter this steel pipe production equipment to introduce. First, the pipe cutter holds the very important status in the steel pipe finishing construction section. According to the steel pipe product standard stipulation, every is the end product steel pipe altogether both sides must cut neatly, also the head metal cross section should be vertical with the steel pipe middle line. But hot rolling and after the strightening pipe could not achieve the above engineering factor the request, the steel pipe both sides often have the crack, tear to pieces, the scar and the wall thickness not equal flaw, therefore needs to cut from beginning to end. The end product steel pipe decides the ruler or time of ruler according to the ordering request, but also waits for the disposal merchandise to change the ruler, needs to shut off. In addition, when the cold draw cold rolling steel pipe produces, the middle tubing material and the end product steel pipe all must shut off and cut from beginning to end. This design carries on the principle design to the steel pipe stationary type Q119 pipe cutter master drive part. Including cutting power computation, master drive part design and examination and so on. The detailed content sees the main text part.Key word: The steel pipe；pipe cutter；cutting power ； examination1 绪论1.1 引言钢管主要用来输送流体(一般叫做输送管、英文叫“pipe”)和用作锅炉等的热交换器管(叫做管子，英文叫“tube”)。钢管是一种多功能的经济断面钢材。它在国民经济各部门应用愈来愈广泛，需求量也越来越大。管材的需要量之所以急剧增长，是因为管子能用各种材料来制造。而且质量和精度也高。钢管作为输送管广泛地用于输送油、气、水等各种流体，如石油及天然气的钻探开采与输送、锅炉的油水与蒸汽管道、一般的水煤气管道。化工部门一般用管道化方式生产与运输各种化工产品。所以钢管被人们称为工业的“血管”。钢管作为结构管大量地用于机械制造业和建筑工业，如用于制作房架、塔吊、钢管柱、各种车辆的构架等。在断面面积相同的条见下，钢管比圆钢、方钢等的抗弯能力大，刚性好，其单位体积的重量轻。因此，钢管是一种抗弯能力较强的结构材料。钢管还作为中空的零件毛坯用于制造滚动轴承、液压支柱、液压缸简体、空心轴、花键套、螺母以及手表壳等，这既节约金属又节省加工工时。钢管又是军队工业中的重要材料，如用于制造枪管、炮筒及其他武器。随着航空、火箭、导弹、原子能与宇宙空间技术等的发展，精密、薄壁、高强度钢管的需求量正迅速增长。随着钢管的需求量的日益增大，钢管的生产也显得尤其的重要，至此，本文将对切管机这一生产设备做一下介绍。1.2 切管机的作用首先，切管机在钢管精整工段中占有很重要的地位。根据钢管产品标准的规定，凡是成品钢管共两端必须切齐整，且切头断面应与钢管中心线垂直。而热轧并经矫直后的管子均达不到上述技术条件的要求，钢管两端往往有裂纹、撕破、结疤和壁厚不均等缺陷，故需要切头尾。成品钢管按订货要求的定尺或倍尺，还有待处理品的改尺，均需要切断。此外，冷拔冷轧钢管生产时，中间管料和成品钢管都需切断和切头尾。其次，在长距离输油气管线建设与维护作业中，管材必须经切管机切断，然后才能使用。总体上讲切管机的作用是： (1)按合同要求将飞锯、矫直后的钢管切成定尺长度或通常长度； (2)对钢管端而进行加工，使符合技术标准的要求； (3)对有缺陷的待修钢管进行中间切断，切除缺陷部分，钢管改尺(通常长度或短尺长度)交货；(4)将飞锯切断的倍尺长度的钢管切成单倍尺长度。1.3 国内外切管机的发展状况管材在机械制造、石油化工、压力容器、民用家电等行业的大量使用,促进了研究设计人员对管材加工工艺方法及加工设备的相关研究。而下料工序是管材加工后续工序的基础,通常采用普通机床(如车床、锯床等)来分割管材近年来,切管机床的研制取得了很大进展。早在上个世纪六、七十年代，我国就已经能够自主研发并生产各种型号的切管机及其辅助设备。尤其是应城县，它们生产的切管机遍及全国钢铁、锅炉、汽车等上百家企业。到九十年代，由于我国科学技术的发展并不断的吸收国外先进技术，针对客户不同需求，开发出新一代的高速切管机、数控切管机等等。这些新产品已经用于国内主要的无缝钢管生产企业、全国五大锅炉厂、一汽、二汽等汽车行业。但是和国外的一些尖端设备相比还是有一定的差距的。国外的切管机的设计研发工作一直走在我国的前面。现如今像PMC公司已经成功开发出了智能化高速切管机，它将智能化软件应用其中，使的切削过程更加精确化，切削后钢管的质量更高。同时，其切管直径更大，以适应现代化生产的需要。1.4 研究内容与方法1.4.1切管机在现场的布置为了缩短切管的时间，提高切管机组的生产效率，在两台切管机中心线上的辊道之间再增加一条辊道。这条辊道用来将第一台切管机切头以后的钢管送到第二台切管机的位置，这样可以争取时间，减少在第二台切管机的辊道上的输送的距离。鞍山钢铁集团无缝钢管厂生产车间布置见图1.1。1.成品发货铁路 2.七辊矫直机 3.切管机1 4.切管机2 5.检查台架 6.过钢台架 7. 剪切机 8.装钢台架 9.环形加热炉 10.电机 11.入炉机械手 12.冷床 13.七架定径机 14.六孔型自动轧管机 15.齿轮箱 16.穿孔机 17.齿轮箱 18.电机 19.出炉机械手 20.空气锤 21.均整机 22.齿轮箱 23.电机图1.1 切管机在管材生产现场布置图1.4.2研究内容与方法一个正确的设计必须满足两方面的要求即：技术要求安全可靠，操作和维修方便；经济要求结构紧凑，工艺性好，效率高，用料少，成本低，寿命长。设计的机械能否满足上述基本要求，是通过正确地选择和设计组成机械的零件与机构来实现的。首先要对设计项目进行研究，弄清设计目的、任务和要求，制定设计计划；设计人员还必须充分了解生产过程的现状，特别是薄弱环节。因此要深入实际广泛进行调查研究，并对工艺方案提出初步设想。工艺方法不同，设计出来的机器也不同，所以工艺方法的确定，是整个机器设计的主要依据。对于切管机，设计人员经过调查研究，得出了常见的几种工艺方法。工艺方案确定以后，设计人员使着手做一些细致的工作。下图是产品设计的一般流程图，它说明了产品的整个设计过程，我们将按照其进行切管机的设计计算。图1.2 产品设计流程2方案选择与评述2.1切管机功能原理设计所谓“功能原理设计”就是对所设计产品的主要功能提出一些原理性的构思，亦即针对产品的主要功能进行原理性设计。功能原理设计的主要工作内容是：构思实现功能目标的新的解法原理。这里运用功能原理设计的设计方法“黑箱法”。1 切管机的原理方案设计第一步：用黑箱法寻找总功能的转换关系，见图2.1黑箱示意图。图2.1 黑箱示意图第二步：总功能分解（1）总功能分解的依据机器一般都由五部分组成：即动力系统、传动系统、执行系统、控制和支承系统。其技术过程通常是：原动机传动控制执行机构，而这四部分都安装在支承部件上。为了表示这种技术过程和周围环境的关系，用技术流程图来表示，见图2.2。此技术流程图已较清楚地将机器的技术轮廓展示出来了，可直接求得总功能的解，并为总功能的分解提供了可靠的依据。1图2.2 技术流程图（2）总功能分解将总功能分解为一级、二级分功能，依次类推，直到可找到相应的原理解为止。1如图2.3所示。图2.3 总功能分解第三步：建立功能结构图。首先建立总功能与一级分功能的功能结构图，如图2.4（a）、（b）。然后，建立二级功能的结构图。1如图2.4（c）。（a）（b）（c）图2.4 功能结构第四步：寻找原理解法和原理解组合功能结构图建立后，就可以寻找各功能元的解，然后用形态学矩阵法对功能元的解进行组合，可得到设计方案的多种解。1见表2.1。组合方案数23334533240考虑到现场的工作要求：高速运转，稳定切削，结构紧凑等原因，对方案进行选择如表2.1。表2.1原理解法及最优解选择方案序号技术解分功能 1 2 3 4 5回转钢管回转式钢管固定式进给液压进给电动进给手工进给夹紧液压夹紧电动夹紧手动夹紧能量转换电动机柴油机液压泵能量分配传递齿轮传动皮带传动齿轮皮带式链传动油泵制动带式制动阐瓦制动片式制动圆锥形制动变速液压式齿轮式液压-齿轮2.2 切管机的结构设计机床以刀盘旋转管料不转为准则进行总体布局设计。机床具备以下运动功能:（1）主运动:主轴部件刀盘的旋转运动；（1）进给运动:水平和垂直进给步进电机带动主轴箱沿管料周向运动；（3）辅助运动:送料机构送料油缸带动拖板移动实现定长送料；送料机构和夹紧机构的夹紧动块移动实现管料的夹持和定位，见图2.5。图2.5 切管机的整体布局 3 主要参数选择与计算3.1电机容量选择已知：切管机输出两种转速 =110r/min 或 =220r/min 对应切削力F1=4442N F2=2221N 最大切断直径d=90mm 计算并选择电机（1）选择电动机系列对无调速要求的机械，应选用感应电动机。考虑到作业现场的工作环境，为防止灰尘、铁屑或其它飞扬物件进入电机内部，故选用封闭式笼型感应电动机，JO2系列。（2）选择电动机功率 Pw=FVV1=d/601000=3.1490110/601000=0.518m/s F1=4442N Pw=2.3kwV1 刀具切削速度； Pw 刀具的切削功率传动装置总效率=带齿2承2 按2表4.2-9取：皮带传动效率带=0.96 齿轮啮合效率齿=0.98（齿轮精度为7级）滚动轴承效率承=0.99 则传动总效率 =0.960.9820.992 =0.885 Pr= Pw/=2.3/0.885=2.65kw查3附表40-4，可选择JO2系列封闭式笼型感应电动机JO2-32-4型，额定功率P0=3kw, 转速1430r/min,或JO2系列系列封闭式笼型感应电动机JO2-41-6型，额定功率P0=3kw,转速960r/min。（3）确定电动机转速现以同步转速1430r/min和960r/min两种方案进行比较，由3附表40-4查得动机数据，计算出总的传动比于表3.1。表3.1 电动机方案方案号电动机型号额定功率/kw同步转速/(r/min)电动机质量/kg总传动比 1JO2-32-43.0143046=110r/min-13=220r/min-6.5 2JO2-41-63.096063=110r/min-8.73=220r/min-4.37比较两种方案可见，方案2虽然总传动比较小，但质量和价格较高。考虑机器的经济性和装配，决定选用方案1。电动机型号为JO2-32-4，额定功率为3.0kw, 同步转速1430r/min。3.2传动装置的设计3.2.1分配传动比根据表24.2-9取i带=2.0，=110r/min时，则齿轮减速器的传动比i减=i总/i带=13/2=6.55，传动比较大，所以应采用两级齿轮传动。=220r/mi时，则齿轮减速器的传动比i减= i总/i带=6.5/2=3.25。同时为满足切管机的两个不同的工作转速，须有一双联滑移齿轮变速组和一定比传动组组成。为满足最后低速轴大齿轮的尺寸和装配要求，高速轴齿轮传动比应取较小值，暂取=110r/min时，i1=1.5,则=220r/min时i1=0.75。由此可知=110r/min时，低速轴齿轮传动比i2=i减/ i1=6.5/1.5=4.333，=220r/min时，低速轴齿轮传动比i2=i减/ i1=3.25/0.75=4.333。见表3.2。3.2.2 传动装置的整体布置（1）带、齿轮的布置带传动为摩擦传动，传动平稳，能缓冲吸振，但传动比不准确，传递相同扭矩时，结构尺寸较大。因此，应布置在高速级因为传递相同功率，转速愈高，转矩愈小，可使表3.2 传动比的分配传动比转速i总总传动比 i带带传动比 i1高速轴传动比 i2低速轴传动比=110r/min13 2 1.5 4.333=220r/min6.5 2 0.75 4.333带传动的结构紧凑。齿轮传动效率高，传动比准确，稳定，应置于低速级。（2）滑移齿轮的轴向布置变速组中的滑移齿轮一般宜布置在主动轴上，因它的转速一般比从动轴的转速高，则其上的滑移齿轮的尺寸小，重量轻，操作省力。为避免使轴产生较大的弯曲变形，通常在传动中将滑移齿轮直径较小的一端尽量靠近轴的支承点。传动装置的整体布置见图3.1 图3.1 传动装置的整体布置3.2.3 传动装置的运动和动力参数计算0轴：0轴即电动机轴P0=Pr=3 kwn0=1430 r/minT0=9550 P0/ n0=95503/1430 Nm=20 Nm=2.0104 Nm1轴：1轴即减速器高速轴 P1= P0带=30.96 kw=2.88 kw n1=n0/i带=1430/2 r/min=715 r/min T1=9550 P1/ n1=95502.88/715 Nm=38.5 Nm=3.85104 Nmm2轴：2轴即减速器中间轴 P2=P1齿承=2.880.980.99 kw=2.80 kw=110 r/min时 n2=n1/ i1=715/1.5 r/min=477r/min T2=9550 P2/ n2=95502.80/477 Nm=56.07 Nm=5.607104 Nmm=220 r/min时 n2=n1/i1=715/0.75 r/min=953 r/min T2=9550P2/ n2=95502.80/953 Nm=28.09=2.809104 Nmm3轴：3轴即减速器低速轴 P3=P2齿承=2.800.980.99 kw=2.72 kw=110 r/min时 n3= n2/ i1=477/4.333 r/min=110 r/min T2=9550 P3/ n3=95502.72/110 Nm=236.1Nm=2.361105 Nmm=220 r/min时 n3= n2/ i1=953/4.333 r/min=220r/min T2=9550 P3/ n3=95502.72/220 Nm=118.1Nm=1.181105 Nmm4 主要零件的设计及强度计算4.1 V带传动的设计计算1. 确定计算功率Pca 计算功率Pca是根据传递的功率P，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的。即 Pca=KAP式中： Pca计算功率，单位为kw； P传递的额定功率，单位为kw； KA工作情况系数。已知 P=3.0kw 查4表8-6 得KA=1.3 则Pca=1.33=3.9kw2. 根据计算功率Pca和小带轮转速n1查3图8-8选定带型为A型。3. （1）初选带轮的基准直径dd1和dd2。根据V带截型，参考4表8-3和表8-7选取dd1=100mm75mm。（2）验算带的速度v 根据4式8-13来计算带的速度，并应使vvmax。对于普通V带vmax=2530m/s。 v=dd1n1/601000=3.141001430/601000=7.48m/s25m/s所以带轮直径dd1合适。（3）计算从动轮的基准直径dd2 dd2=i dd1=2100=200mm4. 确定中心矩a和带的基准长度Ld这里中心矩未给出，可根据传动的结构需要处定中心矩a0,取 0.7（dd1dd2）a02（dd1 dd2） 0.7（100200）a02（100200） 210mma0600mm取a0=400mm;a0取定后，根据传动的几何关系，按48-20计算所需带的基准长度Ld： Ld2a0（dd1dd2）/2（dd2 dd1）/4a0 24003.14（100200）/2（200-100）/4400 1277.25mm 根据Ld参考4表8-2选取和Ld相近的V带的基准长度Ld。选 Ld=1250mm 再根据Ld来计算实际中心矩参考48-21式有： aa0(LdLd)/2 400(12501277.25) 386.4mm5. 验算主动轮上的包角1使包角11201=180 （dd2 dd1）57.5/a =180（200100）57.5/386.4 =165120 满足要求。6. 确定带的根数z参考48-22式有 z=Pca/(P0+ P0)KKL式中：K考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数，查4表8-8得K=0.96； KL考虑带的长度不同时的影响系数，简称长度系数，查4表8-2得KL=0.93； P0单根V带的基本额定功率，查4表8-5a得P0=1.32kw； P0计入传动比的，单根V带额定功率的增量，查38-5b得P0=0.17kw； z=3.9/(1.32+0.17)0.960.93 =2.93取z=3。7. 确定带的预紧力F0参考48-7式，并考虑离心力的不利影响时，单根V带所需的预紧力为 F0=500 Pca（2.5/ K1）/zvqv qV带单位长度的质量，单位为kg/m,查4表8-4得q=0.10kg/m； F0=5003.9（2.5/0.961）/37.480.107.48 = 145N 由于新带容易松弛，所以对自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力为F0的1.5倍，即F0实=1.5 F0=1.5145=217.5N。8. 计算带传动作用在轴上的力（简称压轴力）Fp 为安全设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力Fp。如果不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可以近似地按带的两边的预紧力的F0的合力来计算。见图3.2。图4.1 压轴力的分析Fp=2 zF0sin(1/2)=23217.5sin(165 /2) N=1294 N式中：Z带的根数；F0单根带的预紧力；1主动轮上的包角。4.2齿轮传动的设计计算4.2.1高速轴与中间轴之间的齿轮啮合输出转速n1=110r/min时1. 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数。（1）按图3.1传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）切管机为一般机器，查5表232-45选择7级精度。（3）材料选择。由4表10-1选择小齿轮为40cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数z1=28,大齿轮齿数z2=i1z1=281.5=42。2. 按齿轮接触强度设计由410-9a式进行试算，即 d1t2.32（1）确定公式内的各计算参数值试选载荷系数Kt=1.3 。计算小齿轮传递的扭矩 T1=3.85104N 由4表10-7选取齿宽系数，考虑到是金属切削机床，传递功率不大，所以这里取 =0.2。由4表10-6查得材料的弹性影响系数zE=189MPa1/2。由4图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa；由4式10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh =607151（2436010） =3.707109 N2= N1/ i1=5.56109/1.5=2.471109 由4图10-19查得接触疲劳寿命KHN1=0.90，KHN2=0.92 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由410-12得： 1= KHN1Hlim1/S=0.90600 MPa =540MPa 2= KHN Hlim2/S=0.92550 MPa=506 MPa（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，带入中较小的值 d1t2.32 =2.32mm =60.353mm 计算圆周速度v v=d1tn1/601000 =3.1460.353715/601000m/s =2.26m/s计算齿宽b b= d1t=0.260.353mm=12.071mm 计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt= d1t/z1=60.353/28mm=2.155mm 齿高 h=2.25 mt=2.252.155mm=4.849mmb/h=12.071/4.849=2.49 计算载荷系数根据v=2.26m/s，7级精度，由4图10-8查得动载系数Kv=1.10；直齿轮，假设KAFt/b100N/mm，由4表10-3查得KH=KF=1.2；由4表10-2查得使用系数KA=1；由4表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.120.18(10.62) 20.2310-3b 将数据带入后得:KH=1.120.18(10.60.22) 0.220.2310-315.817 =1.131 由 b/h=3.73, KH=1.131查4图10-13得KF=1.09；故载荷系数K=KAKvKHKH =1.01.11.21.131 =1.493按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由410-10a得 d1= d1t =60.353 =63.203mm计算模数m m=d1/z1=63.203/28mm=2.26mm3. 按齿根弯曲强度设计由410-5式得弯曲强度的设计公式为 m（1）确定公式内的各计算参数由4图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa；由4图10-18查得弯曲疲劳系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由410-12式得 F1= KFN1FE1/S=0.85500/1.4MPa=303.57 MPa F2= KFN2FE2/S=0.88380/1.4MPa=238.68 MPa 计算载荷系数K K=KAKvKFKF=11.11.21.09=1.39 查取齿形系数由4表10-5查得YFa1=2.55，YFa2=2.38。查取应力校正系数由4表10-5查得YSa1=1.61，YSa2=1.674 计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较 YFa1YSa1/F=2.551.61/303.57=0.01352 YFa2YSa2/F=2.381.674/238.86=0.01668 大齿轮的数值较大。（2）设计计算 mmm =2.25mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要决定于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，理论上可取由弯曲强度计算得的模数2.25并圆整为标准值m =2.5mm，再按接触强度计算得的分度圆直径d1=55.372mm, 算出小齿轮齿数 z1= d1/m大齿轮齿数 z2=i1 z1 这样设计出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，且结构紧凑，避免浪费。但在现场实践中搀杂着一些不确定因素，使齿轮往往提前损坏而停止工作，这在生产中造成巨大的经济损失，为避免上述情况的出现，通常在设计取一个安全系数S，这里取S=1.2，然后与两者中的最大值mmax相乘，即m=Smmax=1.22.26mm=2.712mm ，圆整后m=3mm。既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，合适。4. 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=283mm=84mmd2=z2m=423mm=126mm（2）计算中心矩 a=(d1d2)/2=(84126)/2=105mm（3）计算齿轮宽度 B=d1=0.284mm=16.8mm 取B2=20mm,B1=25mm。5. 验算 Ft=2T1/d1=23.85104/84N=916.67N KA Ft/b=1916.67/16.8N/mm=54.56N/mm100N/mm,合适输出转速n1=220r/min时1. 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数。（1）按图3.1传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）切管机为一般机器，查5表232-45选择7级精度。（3）材料选择。由4表10-1选择小齿轮为40cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数z1=30,大齿轮齿数z2= z1/ i1=30/0.75=40。此时安装中心矩a=105mm为已知，则m=a/(z1z2)=105/(3040)mm=3mm。按齿轮接触强度设计和按齿根弯曲强度设计所得m若小于3mm, 则满足要求。2. 按齿轮接触强度设计由410-9a式进行试算，即 d1t2.32 （1）确定公式内的各计算参数值试选载荷系数Kt=1.3 。计算小齿轮传递的扭矩 T1=28.09104N 由4表10-7选取齿宽系数，考虑到是金属切削机床，传递功率不大，所以这里取 =0.2。由4表10-6查得材料的弹性影响系数zE=189MPa1/2。由4图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa；由4式10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh =609531（2436010） =4.94109 N2= N1 i1=4.941090.75=3.705109由4图10-19查得接触疲劳寿命KHN1=0.90，KHN2=0.92 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由310-12得： 1= KHN1Hlim1/S=0.90600 MPa =540MPa 2= KHN Hlim2/S=0.92550 MPa=506 MPa （2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，带入中较小的值 d1t2.32 =2.32mm =72.065mm计算圆周速度v v=d1tn1/601000 =3.1472.065715/601000m/s =3.59m/s计算齿宽b b= d1t=0.272.065mm=14.413mm 计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt= d1t/z1=72.065/30mm=2.402mm 齿高 h=2.25 mt=2.252.402mm=5.405mmb/h=14.413/5.405=2.67 计算载荷系数根据v=3.59m/s，7级精度，由4图10-8查得动载系数Kv=1.12；直齿轮，假设KAFt/b100N/mm，由4表10-3查得KH=KF=1.2；由4表10-2查得使用系数KA=1；由4表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.120.18(10.62) 20.2310-3b 将数据带入后得KH=1.120.18(10.60.22) 0.220.2310-314.413 =1.164 由 b/h=3.73, KH=1.164查4图10-13得KF=1.09；故载荷系数K=KAKvKHKH =1.01.121.21.164 =1.564按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由410-10a得 d1= d1t =72.065 =76.646mm 计算模数m m=d1/z1=76.646/30mm=2.55mm3mm 满足强度要求。3. 按齿根弯曲强度设计由410-5式得弯曲强度的设计公式为 m（1）确定公式内的各计算参数由4图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa；由4图10-18查得弯曲疲劳系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由410-12式得 F1= KFN1FE1/S=0.85500/1.4MPa=303.57 MPa F2= KFN2FE2/S=0.88380/1.4MPa=238.68 MPa计算载荷系数K K=KAKvKFKF=11.121.21.09=1.46 查取齿形系数由4表10-5查得YFa1=2.52，YFa2=2.40查取应力校正系数由4表10-5查得YSa1=1.625，YSa2=1.67 计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较 YFa1YSa1/F=2.521.625/303.57=0.01349 YFa2YSa2/F=2.401.67/238.86=0.01678大齿轮的数值较大。（2）设计计算 mmm =1.97mm3mm 满足要求由此可见，m=3mm。既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，合适。4. 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=303mm=90mmd2=z2m=403mm=120mm（2）计算中心矩 a=(d1d2)/2=(90120)/2=105mm（3）计算齿轮宽度 B=d1=0.290mm=18mm 取B2=20mm,B1=25mm。5. 验算 Ft=2T1/d1=22.809104/90N=624.22N KA Ft/b=1624.22/18N/mm=34.68N/mm100N/mm,合适。4.2.2低速轴与中间轴之间的齿轮啮合1. 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数。（1）按图3.1传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）切管机为一般机器，查5表232-45选择7级精度。（3）材料选择。由4表10-1选择小齿轮为40cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数z1=30,大齿轮齿数z2=i1z1=304.333=130。2. 按齿轮接触强度设计由410-9a式进行试算，即 d1t2.32 （1）确定公式内的各计算参数值试选载荷系数Kt=1.3 。计算小齿轮传递的扭矩 T1=2.80104N 由4表10-7选取齿宽系数，考虑到是金属切削机床，传递功率不大，所以这里取 =0.2。由4表10-6查得材料的弹性影响系数zE=189MPa1/2。由4图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa；由4式10-13计算应力循环次数，这里按n=953r/min N1=60n1jLh =609531（2436010） =4.94109 N2= N1/ i1=4.94109/4.333=1.14109 由4图10-19查得接触疲劳寿命KHN1=0.90，KHN2=0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由410-12得： 1= KHN1Hlim1/S=0.90600 MPa =540MPa 2= KHNHlim2/S=0.95550 MPa=522.5MPa（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，带入中较小的值 d1t2.32 =2.32 =82.808mm计算圆周速度v v=d1tn1/601000 =3.1482.808953/601000m/s =4.13m/s计算齿宽b b=d1t=0.282.808mm=16.562mm 计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt= d1t/z1=82.808/30mm=2.760mm 齿高 h=2.25 mt=2.252.760mm=6.21mmb/h=16.562/6.21=2.67计算载荷系数根据v=4.13m/s，7级精度，由4图10-8查得动载系数Kv=1.12；直齿轮，假设KAFt/b100N/mm，由4表10-3查得KH=KF=1.2；由4表10-2查得使用系数KA=1；由4表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.120.18(10.62) 20.2310-3b 将数据带入后得KH=1.120.18(10.60.22) 0.220.2310-316.562 =1.165由 b/h=2.67, KH=1.165查4图10-13得KF=1.09；故载荷系数K=KAKvKHKH =1.01.121.21.165 =1.566按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由410-10a得 d1= d1t =83.808 =88.109mm计算模数m m=d1/z1=88.109/30mm=2.94mm3. 按齿根弯曲强度设计由410-5式得弯曲强度的设计公式为 m（1）确定公式内的各计算参数由4图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa；由4图10-18查得弯曲疲劳系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由410-12式得 F1= KFN1FE1/S=0.85500/1.4MPa=303.57 MPa F2= KFN2FE2/S=0.88380/1.4MPa=238.68 MPa计算载荷系数K K=KAKvKFKF=11.121.21.09=1.465 查取齿形系数由4表10-5查得YFa1=2.52，YFa2=2.12。查取应力校正系数由4表10-5查得YSa1=1.625，YSa2=1.8 计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较 YFa1YSa1/F=2.521.625/303.57=0.01349 YFa2YSa2/F=2.121.8/238.86=0.01598大齿轮的数值较大。（2）设计计算 mmm =1.94mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要决定于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，理论上可取由弯曲强度计算得的模数1.94并圆整为标准值m =2.0mm，再按接触强度计算得的分度圆直径d1=82.808mm, 算出小齿轮齿数 z1= d1/m大齿轮齿数 z2=i1 z1 这样设计出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，且结构紧凑，避免浪费。但在现场实践中搀杂着一些不确定因素，使齿轮往往提前损坏而停止工作，这在生产中造成巨大的经济损失，为避免上述情况的出现，通常在设计中取一个安全系数S，这里取S=1.2，然后与两者中的最大值mmax相乘，即m=Smmax=1.22.94mm=3.528mm，圆整后m=3.5mm 。既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，合适。4. 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=303.5mm=105mmd2=z2m=1303.5mm=455mm（2）计算中心矩 a=(d1d2)/2=(105455)/2=280mm（3）计算齿轮宽度 B=d1=0.2105mm=21mm为适应床头箱的装配和承载能力，这里取 B2=35mm,B1=40mm。5. 验算 Ft=2T1/d1=22.80104/105N=533.33N KA Ft/b=1533.33/21N/mm=25.39N/mm100N/mm,合适。4.2.3齿轮的润滑1. 润滑方式闭式齿轮传动的润滑方式取决于齿轮的圆周速度。因v15m/s时，常采用油浴润滑（如下图），即大齿轮浸入油池中，靠大齿轮转动将油带入啮合区进行润滑。2. 侵油深度当v12m/s时，为13倍的模数。4.3轴的设计及轴承的选择4.3.1轴的设计1. 高速轴的设计轴径的设计初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据4表15-3，A0=110，于是得： dmin= A0=110mm=17.5mm考虑到现场的工作环境及机器的装配等原因，实际的轴的最小直径应该等于理论值乘以一个安全系数S，即dmin实=Sdmin这里取S=1.4，则dmin实=1.217.5mm=21mm。圆整后得dmin实=25mm,此即左端轴承配合处的轴径d=25mm。当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大57；有两个键槽时，轴径应增大1015。4由此计算得到：齿轮配合处的轴径 d=46mm，采用花键 842469 GB1144-87 联接。皮带轮配合处的轴径 d=30mm，采用平键 850 GB1096-79 联接。右端轴承配合处的轴径 d=35mm。轴承的选择因采用直齿圆柱齿轮传动，没有轴向载荷，所以选用深沟球轴承即可。参考1表4.6-1,初步设计寿命为5000h。根据轴径选择左端轴承型号为6305 GB/T276-94。右端轴承型号为6207 GB/T276-94。2. 中间轴的设计轴径的设计初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据4表15-3，A0=110，于是得 dmin= A0=110mm=19.8mm考虑到现场的工作环境及机器的装配等原因，实际的轴的最小直径应该等于理论值乘以一个安全系数S，即dmin实=Sdmin这里取S=1.4，则dmin实=1.219.8mm=23.76mm。圆整后得dmin实=25mm,此即左右端轴承配合处的轴径d=25mm。当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大57；有两个键槽时，轴径应增大1015。3由此计算得到：齿轮配合处的轴径 d=35mm。左面齿轮配合处采用平键 1060 GB1096-79 联接。右面齿轮配合处采用平键 1090 GB1096-79 联接。轴承的选择因采用直齿圆柱齿轮传动，没有轴向载荷，所以选用深沟球轴承即可。参考5表4.6-1,初步设计寿命为5000h。根据轴径选择左右端轴承型号均为6305 GB/T276-94。轴的强度校核 4.3.2轴的强度校核1. 高速轴的强度校核分析轴的受力情况，并画出轴的载荷分析图。（1）=110r/min，轴的载荷分析见图4.2，并由此可见C截面是轴的危险截面，并计算截面C处的载荷列于表4.1。图4.2轴的受力分析表4.1轴上载荷的计算载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1= 118 N，FNH2= 799 NFNV1= -234 N，FNV2= 1862 N弯矩 MMH= 35990 NmmMV1= -71370 Nmm，MV2= -97050 Nmm总弯矩M1=Nmm= 79752 Nmm M2= 97050 Nmm扭矩 TT= 38500 Nmm（2）=220r/min，轴的载荷分析见图4.3，并由此可见C截面是轴的危险截面，并计算截面C处的载荷列于表4.2。表4.2 轴上载荷的计算载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1= 248 N，FNH2= 394 NFNV1= -187 N，FNV2= 1715 N弯矩 MMH= 53190 NmmMV1= -40205 Nmm，MV2= -97050 Nmm总弯矩M1=Nmm= 66675 Nmm M2= 97050 Nmm扭矩 TT= 38500 Nmm图4.3 轴的受力分析比较表4.1和表4.2两种转速下高速轴C截面上的载荷的大小，可知两种转速下C截面上载荷大小相等。按第三强度理论，由4式15-5计算轴的计算应力ca得ca=这里取=0.6，因为滑移齿轮采用花键联接，W=d4(Dd)(Dd)2zb/32D。则ca= MPa=12.83MPa-1对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，查4表15-1得-1=60 MPa。因此ca-1,故安全。2. 中间轴的强度校核（1）=110r/min，轴的载荷分析见图4.4，并计算载荷大小见表4.3。表4.3 轴上载荷的计算载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1= 694 N，FNH2= -516 NFNV1= 253 N，FNV2= -188 N弯矩 MMH1= 58990 Nmm，MH2= -23220 NmmMV1= 21505 Nmm，MV2= -8460 Nmm总弯矩M1=Nmm= 62788 Nmm M2= Nmm=24713 Nmm扭矩 TT= 56070 Nmm图4.4 轴的受力分析（2）=220r/min，轴的载荷分析见图4.5，并计算载荷大小见表4.4。图4.5 轴的受力分析表4.4 轴上载荷的计算载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1= 164 N，FNH2= -253 NFNV1= 60 N，FNV2= -92 N弯矩 MMH1= 13940 Nmm，MH2= -34155 NmmMV1= 5100 Nmm，MV2= -12420 Nmm总弯矩M1=Nmm= 14844 Nmm M2= Nmm=36343 Nmm扭矩 TT= 28090 Nmm比较表4.3和表4.4两种转速下高速轴A截面上的载荷的大小，可知在=110r/min时A截面上载荷最大。按第三强度理论，由4式15-5计算轴的计算应力ca得ca=这里取=0.6，则ca = MPa=16.61 MPa-1对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，查4表15-1得-1=60 MPa。因此ca5000h故所选轴承符合要求。左面轴承的校核Lh= = =1168350.38h5000h故所选轴承符合要求。4.4.2中间轴上的轴承强度校核（1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2Fr1= Fr2=（2）计算轴承的当量载荷P1和P2P1= fp(X1Fr1Y1 Fa1)P2= fp(X2Fr2Y2 Fa2)因为采用直齿轮传动，所以Y=0。因轴承有中等冲击载荷，按4表13-6，取fp=1.5。根据表4.3和表4.4计算，并将计算结果置于下表：表4.6 轴承载荷计算载荷输出转速Fr1Fr2P1P2n出=110r/min739 N549 N1705.5 N824.5 Nn出=220r/min175 N269 N262.5 N403.5 N对比两种转速下的轴承受力情况，可见当n出=110r/min时，轴承受力较大。但当n出=220r/min时，轴承转速较高，有可能使轴承的寿命降低而产生失效。所以校核时应按照两种转速下的轴承受力情况分别校核。Lh=C轴承基本额定动载荷；P轴承支反力；n轴承转速；为指数，对于球轴承=3。n出=110r/min时，P1P2。所以Lh= =35839.38h5000hn出=220r/min时，P2P1。所以Lh= = =1354598.44h5000h综上所述,故所选轴承符合要求。4.5键的较核1. 对于普通平键，它的强度条件为p=2T/kldp式中：T传递的扭矩，单位为Nmm； k键与轮毂键槽的接触高度,k=0.5h,此处为键的高度，单位为mm。 l键的工作长度，单位为mm，圆头平键l=L-b,平头平键l=L,这里L为键的公称长度，单位为mm；b为键的宽度，单位为mm； d轴的直径，单位为mm； p键，轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa，这里根据4表6-2，选取p=100MPa。2. 对于花键，它的强度条件为p=2T/zhldmp式中：载荷分配不均匀系数，与齿数的多少有关，一般取=0.70.8，齿数多时取小值； z花键的齿数； l齿的工作长度，单位为mm； h花键齿侧面的工作高度，矩形花键，h=(D-d)/2-2C，此处D为外花键的大径，d为内花键的小径，C为倒角尺寸，单位为mm； dm花键的平均直径，矩形花键，dm=（D+d）/2，单位为mm； p花键联接的许用挤压应力，单位为MPa；4.5.1高速轴上的键校核1. 轴与皮带轮配合处的键校核带入数值进行计算得： p=18.33MPap 故安全。2. 滑移齿轮处的花键校核带入数值进行计算得： p=11.16MPap 故安全。4.5.2中间轴上的键校核比较两种转速下轴所承受的转矩，可见当n出=110r/min时，轴的转矩较大，并以此对其进行校核，此时T=56070Nmm。1.左面齿轮配合处的键校核带入数值进行计算得： p=16.02MPap 故安全。2. 右面齿轮配合处的键校核带入数值进行计算得： p=10.01MPap 故安全。5 减速器齿轮轴的应力分析利用有限元分析软件ANSYS 对减速器齿轮轴进行有限元分析，了解了其应力和应变的分布情况，确定了其危险部位，为轴的设计和失效分析提供了准确而可靠的理论依据。 1. 应用有限元分析软件ANSYS在结构分析中，有限元法是应用比较广泛的一种分析方法，因为它可以解决拥有任意的结构形状和边界条件的问题。采用有限元法可以对各种机械结构件进行静态分析、动态分析和固有特性分析。有限元法的基本思想是将问题的求解域划分为一系列的单元，单元和单元之间由节点连接，利用单元节点物理量通过选定的函数关系可以求得单元内部点的待求物理量。由于被划分出来的这些单元的形状简单，所以由平衡关系或者能量关系就能很容易的建立节点量之间的方程式，进而组合各个单元方程形成总体代数方程，根据边界条件就可对方程式进行求解。采用有限元法有如下优点：缩短设计和分析的周期；减少成本；降低材料的消耗；增加产品的可靠性；可以进行模拟试验分析；可以预先发现潜在的问题；进行事故分析并查找原因。ANSYS 是一种大型通用有限元商业分析软件。它既可进行结构分析也可进行优化设计，具有多物理场耦合的功能，允许将各种各样的耦合计算施加于同一模型上，可以用于结构的静力分析、动力分析、非线性分析、电磁分析、计算流体动力学分析、设计优化、弹性接触分析等，总之，ANSYS 功能强大，可以应有于结构、热、流体、电磁、声学等多方面。ANSYS 的实体建模采用基于NURBS 的三维实体描述方法、几何体素以及布尔运算。ANSYS 设计数据访问模块（DDA）能够将CAD 所建模型转换到ANSYS 软件中，这样可以节省建模的工作量。本文的研究对象是某一款减速器的齿轮轴。轴结构是机械设备中常见的重要设备，它本身设计的合理与否影响到整个设备的安全运行。在过去，一般采用常规的力学方法对轴的结构进行设计，不过这种传统的方法是将实际结构和所受的载荷，根据力学模型进行合理的简化后再进行理论计算的，如果

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