85带钢轧机主传动结构设计毕业设计

本科毕业设计（论文）
850热带钢轧机主传动结构设计
燕山大学毕业设计（论文）任务书
学院：里仁系级教学单位：冶金系
学号学生
姓名
专业
班级
题目题目名称850热带钢轧机主传动结构设计
题目性质
1.理工类：工程设计（√）；工程技术实验研究型（）；
理论研究型（）；计算机软件型（）；综合型（）
2.管理类（）；
3.外语类（）；
4.艺术类（）
题目类型 1.毕业设计（√） 2.论文（）
题目来源科研课题（）生产实际（）自选题目（√）
主要内容
了解并掌握四棍热带钢轧机的结构特点与工作原理，对850热带钢轧机主传动系统进行详细三维设计，并对典型零件受力情况进行有限元分析。

与其他同学合作完成机列设计。

轧机力能参数：
最大轧制力：13000KN，轧制力矩：120KN.m
基本要求1.完成文献综述和开题报告；
2.最终设计图纸不少于6A1，至少有一张零件图；
3.最终完成两万字以上的设计计算说明书；
4.查阅文献15篇以上，其中期刊部少于5篇，外文文献不少于3篇；
5.翻译与课题有关的外文资料3000字。

参考资料1.《轧钢机械设计》--机械工业出版社；
2.《轧钢机械》—冶金工业出版社；
3.《机械工程设计手册》；
4.《轧钢工艺学》。

5.毕业设计图纸资料
周次第 1 -4 周第 5-8 周第 9-12周第 13-16周第 17-18 周
应完成的内容收集资料、消
化图纸、确定
方案、开题报
告、文献综述、
计算力能参数
进行总体结构尺
寸确定和相应部
件的三位设计
完成三位设计
与模拟分析及
工程图
完成设计说
明书和外文
资料翻译；
审图，改图
准备答辩
指导教师：职称：系级教学单位审批：
年月日
注：表题黑体小三号字，内容五号字，行距18磅。

（此行文字阅后删除）
摘要
摘要
本次设计题目为850热带钢轧机主传动结构设计，本次将对850热带钢轧机主传动系统进行三维设计，计算力能参数并进行有限元分析。

设计的主要内容包括联合减速箱和鼓型齿接轴，设计过程中将充分考虑实用性、制造难度、经济因素和实际生产中所遇到的问题。

关键词联合减速机鼓型齿接轴
燕山大学本科生毕业设计（论文）
Abstract
This design topic for850 hot strip mill main drive structure design, this will be the 850hot strip rolling mill main transmission system of three-dimensional design, calculation of parameters of force and energy and finite element analysis. The main content of the design include joint reducer and drum type gear coupling in the process of design, fully consider the practicality, the manufacture difficulty, economic factors and the problems in the production.
Keywords Combined speed reducer drum type gear coupling
目录
目录
摘要 (I)
Abstract (II)
第1章绪论 (5)
1.1课题背景 (5)
1.1.1热带钢轧机的发展 (5)
第2章主传动系统的设计 (7)
2.1设计要求 (7)
2.1.1四棍精轧机主要技术参数 (7)
2.2主传动装置技术性能 (8)
第3章主传动系统的计算和元件选择 (10)
3.1电动机的设计与计算： (10)
3.2轮选择扭矩计算 (10)
3.3齿轮选择 (11)
3.4确定圆周速度 (13)
3.5齿轮校核计算 (13)
3.6轴承寿命的计算 (15)
第4章减速机的设计 (17)
4.1减速机的概念与分类 (17)
4.1.1传动机构类型的选择 (17)
4.1.2减速器的主要类型、特点和应用 (18)
4.2减速机的设计 (19)
第5章联轴器的设计 (24)
5.1概述 (24)
5.1.1联轴器的分类 (24)
5.1.2联轴器的选择与计算 (24)
5.2联轴器的设计 (25)
第6章有限元分析 (28)
6.1概述 (28)
6.2零件的有限元分析 (29)
结论 (32)
参考文献 (33)
致谢 (35)
附录1 开题报告 (36)
附录2 文献综述 (43)
附录3 外文翻译及原文 (49)
第1章绪论
第1章绪论
1.1 课题背景
1.1.1 热带钢轧机的发展
薄板轧制生产始于二辊式轧机，随轧制的薄板宽度越宽，厚度越薄。

通过增加轧辊直径来增加轧辊强度，会导致金属变形抗力增加，轧辊弹性压扁严重，影响产品质量，甚者更薄的产品不能生产。

之后采用了小直径的工作辊，减少与金属接触的面积，用大直径的支撑辊增加强度和刚度，于是便出现了三辊劳特式轧机、四辊轧机、多辊轧机和行星轧机等薄板轧机。

热连轧带钢轧制，经美国阿母科公司8 a（1913～1921）研究实验，于1923 年在阿什兰工厂首先实现。

宽带钢热连轧机发展可分为4 个阶段（代）。

第1 阶段（代）：1960 年以前建造的轧机。

特征：轧制速度10～12 m/s，单位宽度卷重5～12 kg/mm，钢卷重量10～15 t，成品厚度2～10 mm，年产量100 万～200 万t。

第2 阶段（代）1960～1969 年建造的轧机。

特征：轧制速度15～21 m/s，单位宽度卷重16～22 kg/mm，钢卷重量30 t 左右，成品厚度1.5～12.7mm，年产量250 万～350 万t。

第3 阶段（代）：1969年以后建造的轧机。

特征：轧制速度23～30 m/s，单位宽度卷重19～28.5 kg/mm，钢卷重量30 t，成品厚度0.9～25.4 mm，年产量350 万～600 万t。

有人将20 世纪90 年代的薄板坯连铸连轧称为第4 阶段，以超薄带钢无头、半无头连铸连轧为特征。

70年代在热带钢轧机上出现很多新技术如液压agc，快速换辊, 步进炉,
辊型控制，保温罩，润滑液轧制, 计算机控制等。

而80年代又出现很多新技
术, 通过实践均已成熟。

随着我国工业化进程的加快，市场对热带钢轧机的
产品需求日益旺盛，特别是2 0 0 5年以来，随着我国钢铁产品结构的升级、
城市化建设以及工业布局的重新调整，热轧带钢轧机的建设又进入了一个新
的高潮。

截止2008年上半年，国内已经建成和正在建设的连铸连轧共计II
套，设计产能2620万t，常规热轧带钢轧机共计59套，设计产能1.93亿t，中
厚板坯连铸连轧计算在常规热轧宽带钢轧机之中。

从轧机的宽度方面统计，
70套轧机的宽度分布，以1700mm规格轧机分界，宽轧机和窄轧机的数量几乎
相当，而宽轧机略多。

2000年以前，建设热轧宽带钢轧机的模式是国外工程公司技术总负责、全线工艺、设备设计、自动化控制系统设计，全生产线的调试，甚至还包括
土建基本设计。

国内主要负责配套设计、工厂设计以及机械电气设备的合作制造。

2000年后，这种状况得到巨大的改观，特别是2005年以后，以国内设计、制造建设的热轧宽带钢轧机取得了很大的进步。

2008年上半年，我国的粗钢产量达到了26319．48万t，预计今年总产量将达到5亿t，人均产钢量接近400kg。

大规模的产能扩张已经不具备市场的吸纳能力。

2010年后，在热轧宽带钢轧机领域更多的是生产环节的技术进步和产品的升级。

2010年后，中国的热轧宽带钢轧机生产线保有量超过80条，2000年以来国内热轧宽带钢轧机的高速发展时期。

我国在热轧生产线的设计、设备制造、自动化控制系统、安装、调试等方面也取得了巨大的技术进步。

现在制约我国热轧宽带钢轧机技术进一步发展的主要体现在轧线的检测仪表如厚度仪、凸度仪、平直度仪、高温仪、冷热金属检测器；机电一体品如打捆机、喷印机；大型装备如交一直．交变频。

另外在设备设计、自动化控制方面还处于跟踪学习国外技术阶段，开始向自主创新并形成自己的核心技术方面迈进。

随着初轧板坯被连铸板坯的取代，为减少铸机板坯宽度的调整范围，提高连铸机的生产能力，改善带坯宽度质量等，发展了立辊轧机和定宽压力机。

立辊轧机有2 大类：普通立辊轧机和带有自动宽度控制（AWC）功能的重型立辊轧机。

立辊轧机进行的侧压过程总是与水平轧机组合完成。

本钢1 700 轧机和宝钢2 050 轧机均配有AWC 功能的重型立辊轧机。

调宽压力机（Sizing presses）有2个基本类型，即长锤头调宽压力机和短锤头调宽压力机。

鞍钢1780轧机和武钢2250 轧机分别引进日本和德国定宽压力机。

武钢、马钢、邯钢2250 轧机和宝钢1880 轧机同时配有立辊轧机和定宽压力机。

第2章 主传动系统的设计
第2章 主传动系统的设计
2.1设计要求
根据所给的技术参数，设计相应的减速机及联轴器。

2.1.1四棍精轧机主要技术参数
F2-F7四棍精轧机主要技术参数
轧机机型 四棍全液压压下不可逆试精轧机
最大轧制压力 F2-F5 13000KN
F6-F7 10000KN
轧辊最大开口度 F2-F5 65mm
F6-F7 40mm
轧制速度 1.26-15.58m/s
主电机功率 F2-F5 3000AC KW
F6-F7 2500 AC KW
主电机转速（0/基速/最高速）F2-F5 0/250/600 r/min
F6-F7 0/280/620 r/min
液压AGC 规格 F2-F7
mm 120*550*650 φφφ
全液压压下
工作轧辊尺寸
mm
950*430*48076 mm 950*470*52052φφφφF F F F --
支承辊尺寸 F2-F7 mm 850*830*900φφ
牌坊净重、立柱最小断面 F2-F5 41 61*50=30502/t cm F6-F7 40.5 61*50=30502/t cm
减速机速比 F2 4.86
F3 2.83
F4 2.12
F5 1.56
F6 1
F7 1
工作辊最大正弯辊力（单侧） F4—F7 500KN
2.2主传动装置技术性能
F2、F3、F4 接轴技术参数及接轴特性
接轴长度 3454mm
接轴节距 2500mm
公称转矩 350*2 KN.m
最大转矩 700*2 KN.m
最大工作角度（负载时）o
.1
719
最大倾斜角（空载时）o
5.4
最大转速 292r/min
鼓型齿润滑形式干油
衬板润滑形式干油
F2联合减速箱主要技术性能表
电机 3000KW，250-500r/min
过载能力过载1.15倍连续运行，1.5倍持续180s,过载1.7倍时持续60s
齿面类型硬齿面
接通持续率 100%
单向或双向运输双向
每昼夜工作时间 22H
第2章主传动系统的设计
年有效作业时间 150天
要求减速机工作年限 5年
负荷特点较大冲击
可靠度要求高
工作条件灰尘高温
润滑设计制造厂根据设备性能需要推荐润滑油牌号
燕山大学本科毕业设计（论文）
第3章 主传动系统的设计计算和元件选择
3.1电动机的设计与计算：
电动机的选择
主电机功率 F2-F5 3000AC KW
F6-F7 2500 AC KW
卷筒工作功率（最高速）W fv 7800000000600*13000000P w ===
卷筒工作功率（基速） W fv 3250000000250*13000000
p === 卷筒转速 4
.0*14.33.2*6060n ==D v π 传动装置总效率
85.096.0*97.0*99
.0*99.0***y 242423422
1===y y y y
3.2扭矩计算
1.电动机轴扭矩（最高速） M
N T .47750600/3000000
*55.9n p *55.90
0=== 电动机轴扭矩（基速） M
N T .114600250/3000000*55.9n
p *
55.90
=== 2.高速轴扭矩（最高速）
第3章 主传动系统的设计计算和元件选择
M
N n P T .45840600/2880000*55.9*
55.9111=== 高速轴扭矩（基速） M
N n
P T .110016250/2880000*55.9*55.91
a
===
3.低速轴扭矩（最高速） M
N n P T .211230125/96.0*2880000
*55.9*55.92
22===
低速轴扭矩（基速）
M
N n P T a
b .50776652/96.0*2880000*55.9*55.92
===
3.3齿轮选择
1.选择材料及热处理
对尺寸、重量的要求，从经济角度及材料来源考虑选择如下：
大齿轮 材料选用45号钢 正火处理 齿面硬度 225HB
小齿轮 材料选用45号钢 调质处理 齿面硬度 200HB
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2.设计齿轮参数
确定齿数
︒=⇒=+=+≥12.510.02)a
-(0.01)/2cos z (z *i)(1*a 212
1ββ
取m m a d
11725
21==z z
m=16.9 传动比i=4.86
分度圆直径
mm mz d 6.435cos /11==β
mm mz d 5.2038
cos /22==β
齿顶圆直径
mm m h d d mm
m h d a a 3.20719.16*25.20382a 4.4699.16*26.4352da 2211=+=+==+=+= 齿根圆直径
1996.25mm
9.16*25.1*2-5.2038 c*)m (h 2-d d
393.35mm 16.9*1.25*2-435.5
)m c (h 2-d *a 2f **
a 121==+===+=d f
式中1h *
=a ，25.0*
=c
第3章 主传动系统的设计计算和元件选择
3.4确定圆周速度
s
m dn v /7.1366000
/600*6.435*14.36000/===π
3.5齿轮校核计算
1. 校核齿面接触疲劳强度
查表可知
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][44.564570][570Mpa
][590Mpa ][)]tan -(tan tan -tan [z 2123arccos 31d d arccos 14
.107.1*05.1*01.1*1***07
.101
.105
.11
H H H H 21a b 21212221
11σσσσσααααπ
ξαααβαβα<====+=
===========Mpa Mpa
z d d k k k k k k k k k H a a a b a a v a v a 取）（齿顶圆压力角
故满足要求。

2.校核齿根弯曲疲劳强度 ]f 2f 1f [)]tan -(tan z )tan -(tan [z 21arccos arccos 212
221
11H H
f b f f b d d d d σσααααπξααα<+=
==齿根圆压力角 故满足要求。

第3章 主传动系统的设计计算和元件选择
3.6 轴承寿命计算
滚动轴承的载荷与寿命的关系方程为
==61010*εεC L P 常数
其中：P 为当量动载荷；L 为基本额定寿命；C 为基本额定动载荷；ε 为寿命指数，对于球轴承取3，滚子轴承取10/3。

由上式可得滚动轴承的基本额定寿命为
ε ⎪⎭
⎫ ⎝⎛=P C L 10
在实际工程计算中，轴承寿命常用小时表示，此时基本额定寿命为 ε
⎪⎭⎫ ⎝⎛=P C n 6010L 610h
式中n 为轴承转速。

在恒定的径向载荷r F 和轴向载荷a F 作用下，当量动载荷为
a r XF XF P +=
有以上式子可得
输出轴轴承23064的基本额定寿命为 h P C n 10000h 140816010L 610h >=⎪⎭
⎫ ⎝⎛=ε
所选轴承符合要求。

输出轴轴承23088的基本额定寿命为 h P C n 10000h 147306010L 610h >=⎪⎭
⎫ ⎝⎛=ε 所选轴承负荷要求。

传动轴轴承23060的基本额定寿命为
燕山大学本科毕业设计（论文） h P C n 10000h 128946010L 610h >=⎪⎭
⎫ ⎝⎛=ε
所选轴承符合要求。

第4章减速机的设计
第4章减速机的设计
4.1减速机的概念与分类
机器一般由原动机、传动装置和工作机三部分组成。

传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，它的成本在机器中占很大比重，其性能和质量对机器的工作影响也很大。

因此，合理的设计传动装置是整部机器设计工作中重要的一环，而合理的拟定传动方案又是保证传动装置设计质量的基础。

传动方案用机构运动简图表达，它能简单明了的表明运动和动力的传递方式和路线以及各部件的组成和连接关系。

合理的传动方案保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。

一种方案要同时满足上述要求往往比较困难，因此应根据具体的设计任务有侧重的保证主要设计要求，选用比较合理的方案。

满足工作性能要求的传动方案，可以由不同的传动机构以不同的组合形式和布置顺序构成。

因此，选定原动机以后，拟定传动方主要是合理的确定传动机构的类型以及在多级传动中各传动机构的合理布置。

4.1.1传动机构类型的选择
传动机构的类型：
普通V带传动
链传动
渐开线圆柱齿轮传动
圆锥齿轮传动
普通圆柱蜗杆传动
选择传动类型时必须考虑外廓尺寸的大小。

在同样的要求传动条件下，不同类型的传动机构的外廓尺寸相差很大。

在采用同类型传动机构条件下，用不同的连接方式也会有很大差别。

传动机构类型选择的一般原则：
1.小功率传动，宜选用结构简单、价格便宜、标准化程度高的传动机构，以降低制造成本。

2.大功率传动，应优先选用效率高的传动机构，如齿轮传动，以降低耗能。

3.工作中可能出现过载或载荷变化较大、换向频繁的工作机，应选用具有过载保护和缓冲吸震能力的传动机构，如带传动。

在易燃、易爆场合不能选用摩擦传动，以防静电引起火灾。

4.工作温度较高、潮湿、多沉场合，易选用链、闭式齿轮和蜗杆传动。

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5.要求传动比较准确时，宜选用齿轮或蜗杆传动。

各传动机构在多级传动中的布置
在多级传动中必须根据各类传动机构的特点，扬长避短，合理安排传动顺序。

一般应考虑一下几点：
1.带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸震能力强，宜布置在高速级。

2．链传动运转不均匀，有冲击，宜布置在低速机级。

3.蜗杆传动平稳，但效率较低，适用于中、小功率间歇运转的场合。

当与齿轮传动同时使用时若要求减速器结构紧凑，可布置在低速级；若要求提高承载能力和传动效率可布置在高速级。

4.圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，所以只要有在需改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级。

5.斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。

6.开式齿轮传动的工作环境较差，润滑不良，磨损较严重，应布置在低速级。

4.1.2减速机的主要类型、特点及应用
传动装置中广泛采用减速器，一些类型的减速器已有系列标准并由专业厂生产。

一般情况下应尽量选用标准减速器，对传动布置、尺寸结构、功率、传动比等有特殊要求，从标准中不能选出时才自行设计制造。

减速机的主要类型、特点及应用
单级圆柱齿轮减速器，传动比一般小于6，可用直齿、斜齿和人字齿。

轴线可做水平布置、上下布置或垂直布置，应用广泛。

二级圆柱齿轮减速器，传动比一为8~40，结构简单，运用广泛。

展开式的高速级常用斜齿，由于斜齿相对于轴承为不对称布置，因而延齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度，用于载荷比较平稳的场合。

分流式结构复杂，齿轮现对于轴承对称布置，常用于变载荷的场合。

同轴式横向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度略差，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。

单级蜗杆减速器，结构简、紧凑，但效率较低，适用于载荷较小、间歇工作的场合。

蜗杆下置式润滑条件较好，应优先选用，但当蜗杆圆周速度v>4~5m/s时用上置式。

第4章减速机的设计
齿轮-蜗杆减速器，传动比一般为15~60，最大到480.齿轮传动在高速级时结构比较紧凑，蜗杆传动在高速级时传动效率较高。

单级圆锥齿轮减速器，传动比一般小于5，用于直齿、斜齿或曲线齿。

二级圆锥-圆柱齿轮减速器，锥齿轮应布置在高速级，圆锥齿轮为直齿时i=8~20，为斜齿或曲线齿时i=8~40。

4.2减速机的设计
减速机的结构因其类型和用途不同而异。

但无论何种类型的减速器，其基本结构都是由轴系部件、箱体及附件三大部分组成。

减速机箱体使用以支持和固定轴系零件，保证传动件的啮合精度，良好润滑以及密封的重要部件，因此应具有足够的强度、刚度以及合理的结构，它的重量约占减速器总重的50%。

箱体对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本有很大影响。

箱体材料通常多用灰铸铁，对于重型或有冲击载荷的减速器也可以采用铸钢箱体。

铸造箱体较易获得合理和复杂的结构形状，刚度好，易进行切削加工；但制造周期长，重量较大，因而多用于成批生产。

单件生产的减速器，为了简化工艺，降低成本，缩短生产周期，也采用钢板焊接的箱体。

箱体可做剖分式或整体式。

剖分式箱体的剖分面多取与传动件轴心线平面重合的水平面，一般只有一个剖分面。

在大型立式减速器中，为便于制造和安装也可采用两个剖分面。

整体式箱体加工量少，重量轻，零件少，但装配比较麻烦。

减速机外形
燕山大学本科毕业设计（论文）
减速机内部结构
第4章减速机的设计
减速机与联轴器配合部分
减速器内部零件的设计
轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。

传动件是指圆柱齿轮、圆锥齿轮、蜗轮、蜗杆等，传动件决定减速器的技术特性
传动件装在轴上以实现回转运动和传递功率。

减速机普遍采取阶梯轴，轴和传动件之间多用平键做周向联接。

轴承组合包括轴承、轴承盖、密封装置以及调整垫片等。

轴承是支撑轴的部件，由于滚动轴承摩擦系数比普通滑动轴承小，运动精度高，润滑、维护简便，因此减速器普遍采用滚动轴承。

轴承端盖用来固定轴承，承受轴向力，以及调整轴承间隙。

轴承盖有嵌入式和凸缘式两种，凸缘式调整轴承间隙方便，密封性能好，用的较多。

为了调整轴承间隙，有时也为了调整传动件的轴向位置，在轴承盖和箱体之间需放置调整垫片。

它是由若干薄软钢片组成。

在输入输出轴外伸处为防止灰尘、水汽以及其他杂质进入轴承，以及防止润滑剂外漏，需在轴承盖孔中设置密封装置。

齿轮轴的设计
燕山大学本科毕业设计（论文）
轴的工程图
齿轮的设计（具体参数见第三章）
第4章减速机的设计
燕山大学本科毕业设计（论文）
第5章联轴器的设计
5.1概述
联轴器是机械传动中常用的部件，主要用于联接两轴使之一同回转，以传动运动和转矩。

联轴器只有在机器停车后拆开时才能把两轴分离。

由于制造、安装、受载后变形和温度变化等原因，被联接的两轴往往不能严格对中，存在一定程度的x，y方向位移和斜偏角等偏差，以及由它们组成的综合偏差，因此，联轴器需要有适应这些偏差的能力，但适应这种偏差的能力是有限的。

5.1.1联轴器的分类
联轴器的分类如下
1.刚性联轴器：（1）凸缘联轴器
（2）套筒联轴器
（3）夹壳联轴器
2.挠性联轴器：（1）无弹性原件挠性联轴器a.齿式联轴器
b.链条联轴器
c.滑块联轴器
d.万向联轴器
（2）金属弹性原件挠性联轴器 a.蛇形弹簧联轴器
b.簧片联轴器
（3）非挠性联轴器金属弹性原件a.弹性套柱销联轴器
b.弹性柱销联轴器
c.弹性柱销齿式联轴
器
d.梅花形弹性联轴器
e.轮胎式联轴器等
5.1.2联轴器的选择和计算
1.选择类型根据使用要求和工作条件，设计时按照有关手册选择
（1）需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减震方面的要求对大功率的重载传动，可选用齿式联轴器：对有严重冲击载荷或要求消除轴系扭转振动的传动，可选用簧片联轴器等具有较高弹性的联轴器。

（2）联轴器的工作转速高低和引起离心力的大小对于高速传动轴应
第5章 联轴器的设计
选用平衡精度高的膜片联轴器、齿式联轴器等。

（3）两轴相对位移的大小和方向 当安装调整后难以保持两轴精确对中或工作中两轴将产生较大的附加相对位移时，应选用挠性联轴器；径向位移较大时，选用滑块联轴器；角位移较大或相交两轴的联接可选用万向联轴器等。

（4）联轴器的可靠性和工作环境 通常由金属元件制成不需润滑的联轴器比较可靠，需要润滑的联轴器，其性能易受润滑完善程度的影响。

含有橡胶等非金属元件的联轴器对温度、腐蚀性介质、光等比较敏感，而且容易老化。

（5）联轴器的制造、安装、维护和成本 在满足使用性能的前提下，应选用拆装方便、维护简单、成本低的联轴器。

如夹壳联轴器可在不移动两轴的情况下进行拆装，用于低速、刚性大的传动轴。

一般的非金属弹性元件联轴器由于具有良好的综合性能，适宜用于一般的中小功率传动。

2.选择型号 选定联轴器类型后，应按计算转矩、轴伸直径及转速选择所需型号和尺寸。

联轴器的许用转矩、应大于计算转矩及实际转速，轴孔长度，尺寸结构应分别与两被联接轴相配。

由于联轴器的传动轴系载荷变化性质不同，以及联轴器的本身结构特点和性能不同，联轴器的计算转矩不等于传动轴系理论上需传递的转矩，通常以工作情况系数K 表示二者的比值。

5.2联轴器的设计
齿式联轴器是可移式刚性联轴器中用途最广泛的一种，它是利用内外齿啮合以实现两半联轴器的联接。

齿轮形状有直齿和鼓型齿，内外齿齿数相等。

由于啮合齿间留有较大的尺侧间隙并将齿顶做成球面，因此有良好的补偿两轴相对位移的能力。

鼓型齿不仅更有利于增大补偿两轴综合位移的能力，而且当两轴有相对角位移时还可避免轮齿发生边缘接触，改善啮合面上压力分布的均匀性。

齿式联轴器所联两轴的许用相对位移量与联轴器的结构、齿形以及各相对位移的组成有关，此外还与齿轮材质的疲劳强度和联轴器转速有关。

一般允许角位移：直齿 o 300≤＇，鼓型齿301o ≤＇；允许的轴向位移较大。

齿式联轴器工作可靠，适用于重载下工作或高速运动的水平传动轴的联接。

带中间轴的可用于相距较远两轴的联接，而且可增加许用径向位移量，
燕山大学本科毕业设计（论文）
此外还可利用中间轴使联轴器具有扭转弹性。

齿式联轴器制造困难，工作中需要良好的润滑。

鼓形齿式联轴器一般采用45锻钢，齿必须经热处理。

齿轮数目一般为30～80由于较多的齿轮同时工作，可以传递较大转矩。

球面齿顶、鼓形齿形以及啮合齿间留有较大的齿侧缝隙，是这种联轴器具有良好的综合位移补偿能力。

适用于高速、重载传动场合。

重型机械中应用较多。

联轴器外部
联轴器内部
第5章联轴器的设计操作侧鼓型套
燕山大学本科毕业设计（论文）
第6 章有限元分析
6.1 概述
有限元分析的基本概念是用简单的问题代替复杂的问题后求解。

它将求解域看成是有许多称为有限元的小的互联子域组成，对每一单元假定一个合适的近似解，然后推导求解这个域的满足条件（如结构的平衡条件），从而得到问题的解。

这个解不是准确解，而是近似解，因为实际问题被简单问题所代替。

由于大多数实际问题难以得到准确解，而有限元不仅计算精度高，而且能适应各种复杂形状，因而成为行之有效的工程分析手段。

有限元是那些集合在一起能够表示时间连续域的离散单元。

有限元的概念早在几世纪前就已产生并得到运用。

有限元最初被称为矩阵近似方法，经过短短数十年的努力，随着计算机技术的发展与普及，有限元方法迅速从工程分析计算扩展到科学几乎所有的领域。

称为一种丰富多彩，应用广泛并且高效的数值分析方法。

不同于物理性质与数学模型的问题，有限元的求解方法基本步骤是相似的，只是具体公式推导和运算求解不同，有限元求解问题的基本步骤通常为：
1.问题及求解域定义：根据实际问题近似确定求解域的物理性质和几何区域。

2.求解域离散化：将求解域近似为具有不同有限大小和形状且彼此相连的有限个单元组成的离散域，习惯上称为有限元网络划分。

显然单元越小，则离散域的近似程度越好，计算结果也越精确，但计算量及误差都将增大，因此求解域离散化是有限元核心技术之一。

3.确定状态变量及控制方法：一个具体的物理问题通常可以用一组包含问题状态变量边界条件的微分方程表示，为适合有限元求解，通常将微分方程化为等价泛函形式。

4．单元推导：对单元构造一个适合的近似解，即推导有限单元的列式，其中包括选择合理的坐标系，建立单元试函数，以某种方法给出单元各状态变量的离散关系，从而形成单元矩阵。

为保证问题求解的收敛性，单元推导有许多原则要遵循。

对工程应用而。