巨菌草切割試驗臺的設計【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,巨菌草,切割,試驗臺,設計,cad,圖紙,說明書,仿單
說明書
設計題目： 巨菌草切割試驗臺
專業(yè)年級： 2011級機械設計制造及其自動化
學 號：
姓 名：
指導教師、職稱：
2015年 5 月 17 日
目 錄
中文摘要 I
Abstract II
第一章 緒論 - 3 -
1.1 課題來源 - 3 -
1.2 研究的目的及意義 - 3 -
1.3 菌草的生長特性 - 3 -
1.4 研究思路 - 3 -
1.5 研究內(nèi)容和方法 - 4 -
1.5.1 研究內(nèi)容 - 4 -
1.5.2 研究方法 - 4 -
1.6 本章小結 - 4 -
第 2 章 切割裝置的結構設計 - 5 -
2.1 切割機整機的機構分析 - 5 -
2．2 切割機系統(tǒng)運動方案選擇 - 5 -
2.2.1動力機選擇 - 6 -
2.2.2執(zhí)行機構設計 - 7 -
2.2.3傳動方案設計 - 7 -
2.3 切割裝置的結構和功能分析 - 8 -
2.4 切割裝置結構設計方案的確定 - 9 -
2.4.1 刀軸的設計 - 9 -
2．5本章小結 - 10 -
第三章 傳動裝置主要零件設計 - 11 -
3.1?錐齒輪的設計計算 - 11 -
3.1.1?選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) - 11 -
3.1.2?按齒面接觸強度設計 - 11 -
3.1.3?按齒根彎曲疲勞強度設計 - 13 -
3.1.4?幾何尺寸計算 - 15 -
3.2軸的設計計算 - 16 -
3.2.1?低速軸的設計計算 - 16 -
3.3?軸承的校核 - 19 -
3.4?潤滑與密封 - 19 -
3.4.1?滾動軸承的潤滑 - 19 -
3.4.2?齒輪的潤滑 - 20 -
3.5 本章小結 - 20 -
第四章 基于ANSYS有限元分析 - 21 -
4.1建立幾何模型 - 21 -
4.2 網(wǎng)格單元的選擇及劃分 - 22 -
4.3求解設置 - 23 -
4.4等效應力分析 - 24 -
4.5切割機位移云圖 - 25 -
4.6本章小結 - 27 -
總結語 - 28 -
參考文獻 - 29 -
致謝 - 31 -
附錄 - 32 -
- 31 -
中文摘要
巨菌草：隸屬被子植物門，單子葉植物綱，禾本科，狼尾草屬。原產(chǎn)地在北非，由福建省農(nóng)林大學菌草研究所所長林占熺研究員引進改良培育，在中國大面積獲得成功。這是一種適宜在熱帶、亞熱帶、溫帶生長和人工栽培的高產(chǎn)優(yōu)質(zhì)菌草。但是目前國內(nèi)現(xiàn)有的菌草切割裝置不多，為了市場需求，本文主要從深入了解巨菌草為依據(jù)設計出合理的菌草切割機。主要研究內(nèi)容和結果如下：
首先，分析了菌草收割機和切割裝置的工作原理，對其結構設計方法進行了深入的研究，在對菌草收割機整機和切割裝置結構研究的基礎上，找出了切割裝置設計過程中影響切割性能的主要因素，確定了切割裝置合理的設計方案，對切割裝置的關鍵零部件進行了設計。
其次，根據(jù)實際工況利用有限元分析軟件對切割裝置進行了靜力學分析，得到了菌草切割機靜力的應力變化云圖等，分析結果，通過對數(shù)據(jù)的分析和優(yōu)化，改善了結構不合理部分。
最后，對設計中存在的問題進行了總結，為切割裝置的結構進一步改進提供了理論依據(jù)。
關 鍵 詞：菌草收割機，切割裝置，設計，分析
論文類型：應用研究
Abstract
Membership: anthophyta, Jujun grass Monocotyledoneae, Gramineae, pennisetum. Origin in North Africa, Fujian province by JUNCAO Research Institute of Forestry University researcher Lin Zhanxi introduction breeding success, in a large area of China. This is a suitable for tropical, subtropical, temperate growth and artificial cultivation of high yield and quality of grass. But the current domestic existing grass cutting device is not much, for the needs of the market, this article mainly from the in-depth understanding of giant JUNCAO according to the design of a reasonable grass cutting machine. The main research contents and results are as follows:
First, analysis of the harvester cutting device and JUNCAO working principle, the structure design method is studied, based on the structure of the device and JUNCAO harvester cutting, finds out the main factors affecting the cutting performance of the cutting device in the design process, the design of cutting device is reasonable, the key parts of the cutting device is designed.
Secondly, according to the actual condition of cutting device was analyzed using finite element analysis software, the grass cutting machine static stress variation, the results of the analysis, through the analysis and optimization of the data, improve the unreasonable structure.
Finally, the existing problems in design are summarized. The structure of cutting device provides a theoretical basis for further improvement.
Key words: grass harvester, cutting device, design, analysis
Type of thesis: Applied Research
第一章 緒論
1.1 課題來源
2009年福建省政府決定開展菌草產(chǎn)業(yè)發(fā)展試點工作,下發(fā)了閩政辦[2009]82號文件,扶持菌草業(yè)積極穩(wěn)妥發(fā)展,使菌草業(yè)發(fā)展能跨入一個新階段。
1.2 研究的目的及意義
食、藥用菌產(chǎn)業(yè)是福建省農(nóng)業(yè)發(fā)展的重點之一,隨著農(nóng)產(chǎn)品的質(zhì)量安全,生態(tài)環(huán)境保護,節(jié)能減排要求的不斷提高,2009年福建省政府決定了開展菌草產(chǎn)業(yè)發(fā)展試點工作,下發(fā)了閩政辦[2009]82號文件,扶持菌草業(yè)積極穩(wěn)妥地發(fā)展,使菌草業(yè)發(fā)展能跨入一個新階段。為了菌草的快速開發(fā)和利用,我們對菌草的切割方面作了一些探索，主要以巨菌草的切割為例作為研究對象。
1.3 菌草的生長特性
巨菌草：隸屬于被子植物門，單子葉植物綱，禾本科，狼尾草屬。原產(chǎn)地是在北非，由福建省農(nóng)林大學菌草研究所所長林占熺研究員引進，進行了改良培育，并且在中國大面積獲得成功。這是一種適宜在熱帶、亞熱帶、溫帶生長且適合人工栽培的高產(chǎn)優(yōu)質(zhì)菌草。
巨菌草在溫度適宜的地區(qū)為多年生植物。植株高大，抗逆性強，產(chǎn)量高，粗蛋白和糖分含量高，直立、叢生，根系發(fā)達。在福建、江西等省生長半年，莖粗可達2.5厘米，節(jié)間長9～15厘米。
巨菌草光合作用與蒸騰作用之比較低，因此，巨菌草的生長除需要高溫外，還需濕潤的土壤條件。巨菌草能耐受短期的干旱，但不耐澇。
土壤方面，宜選擇土層深厚，水源較充足的地方。
巨菌草系多年生禾本科直立叢生型的植物,具有較強的分蘗能力。近年來研究表明在不同生態(tài)環(huán)境下種植示范，其產(chǎn)量、干物質(zhì)、粗蛋白、粗脂肪等主要經(jīng)濟技術指標都保持了較高的水平，是一種高產(chǎn)優(yōu)質(zhì)的刈割型牧草。?
1.4 研究思路
巨菌草的力學性能指標體系有：軸向拉伸強度、徑向拉伸強度，軸向壓縮強度、徑向壓縮強度、面內(nèi)剪切強度、軸向彈性模量、徑向彈性模量、主泊松比和剪切彈性模量等。研究思路為：
(1)設計計算切割機各個結構所需的合理數(shù)據(jù)。
(2)在已設計合理的切割機的基礎上，建立切割機切割巨菌草的系統(tǒng)仿真模型。
1.5 研究內(nèi)容和方法
1.5.1 研究內(nèi)容
（1）收集菌草特性及切割機械設計制造的相關理論基礎知識；
（2）提出菌草切割機設計方案,并作方案比較，確定總體方案及相關參數(shù)；
（3) 完成菌草切割機的主要機構設計；
（4) 切割參數(shù)選擇；
（5）繪制圖紙并完成設計說明書。
1.5.2 研究方法
搜集有關設計物件的現(xiàn)實狀況或歷史狀況的材料。通過書籍或網(wǎng)絡查找相關的文獻資料，并進行整理。通過走訪向農(nóng)業(yè)生產(chǎn)人員了解相關情況做最符合生產(chǎn)應用的設計。搜集國內(nèi)外相關類似的切割機的設計經(jīng)參考比較做出最符合我們所需要的切割機。
1.6 本章小結
本章主要介紹了課題的來源、意義和目的，分析了國內(nèi)外相關領域的研究現(xiàn)狀，明確了課題的研究內(nèi)容、方法和技術路線。
第 2 章 切割裝置的結構設計?
2.1 切割機整機的機構分析
1—電機 2—導軌 3—刀盤 4—工作臺
圖 2-1 整機結構簡圖
工作臺在直線導軌上左右移動來實現(xiàn)菌草的切割過程，豎直導軌控制切割裝置的上下移動來實現(xiàn)不同部位的切割。
2．2 切割機系統(tǒng)運動方案選擇
現(xiàn)代機器一般都是由動力機，傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構三部分組成。由于設計的多解性和復雜性，在選擇機械系統(tǒng)的運動方案時，我們需要考慮的除滿足基本的功能要求以外，還需要遵循幾項原則。
（1） 滿足使用要求
（2） 滿足工藝要求
（3） 滿足經(jīng)濟要求
2.2.1動力機選擇
1） 動力機類型選擇
常用動力機的類型和特點見表2-1.在設計機械系統(tǒng)時，我們在選用動力機的形式的時候，主要遵從以下幾個方面方面，然后進行分析比較：
（1）分析工作機械的負載特性和要求。其中包括我們的工作機械的載荷特性、工作制度、結構布置以及工作環(huán)境等。
（2）分析動力機本身的機械特性。包括動力機的功率、轉矩、轉速等特性和動力機所能適應的工作環(huán)境。應使動力機的機械特性與工作機械的負載特性相匹配。
（3）進行經(jīng)濟性的比較。當同時可用多種類型的動力機進行驅動時，我們就可以從經(jīng)濟性方面來比較出更經(jīng)濟實惠適合我們的動力機，包括能源的供應和消耗、動力機的制造、運行和維修成本的對比等。
除了上述三方面外，有些動力機可能還存在對環(huán)境的影響較大，出于環(huán)保要求，所以對污染性較大的動力機的選擇還要考慮對環(huán)境的污染， 其中包括噪聲污染、振動污染和空氣污染等。
表 2-1 常用動力機的類型和特點
類型
功率
驅動效率
調(diào)速性能
結構尺寸
對環(huán)境影響
其他
電動機
較大
高
好
較大
小
可滿足不同類型機械的工作要求
液壓馬達
大
較高
好
小
較大
易漏油，影響工作效率
氣動馬達
小
較低
好
較小
小
工作穩(wěn)定性差，噪聲大
內(nèi)燃機
很大
低
差
大
大
需要的燃料要求高，結構復雜
綜上所述，根據(jù)比較我們采用電動機為切割機的動力機。
2） 電動機選擇
（1）選擇電動機的類型
選擇電動機的類型主要根據(jù)工作機械的工作載荷特性，是否有沖擊，過載的情況，調(diào)速的范圍，起動、制動的頻繁程度以及電網(wǎng)供電的狀況等。
由于直流電動機需要的是直流電源，直流電源的要求高，相比較而言，田間工作的切割機，使用交流電會比較方便，而且直流電動機結構復雜，價格也會較高。因此我們采用交流電動機，因為切割工作一般在室外田地間，所以采用三相異步電動機。綜合考慮，我們選用Y系列電動機，其具有高轉矩、高功率、高效率因數(shù)的優(yōu)點，且過載能力強，適用于我們這種要求起動力矩大的切割機。
（2）選擇電動機的功率
標準電動機的容量用額定功率表示。要求電動機的額定功率應該等于或者稍大于工作要求的功率。如果容量小于電動機的工作要求，則可能無法保證工作機的正常運行，或者有可能會導致電動機長期處于過載、發(fā)熱大而過早損壞；但是容量如果過大的話，那么成本就會相應的增加，并且會因為功率和功率因數(shù)的變低而造成過度的浪費。菌草切割機要求額定功率稍大，經(jīng)過篩選，我們采用額定功率為3KW的型號為Y100L1-2的電動機作為我們的動力機。
（3）選擇電動機的轉速
同一功率的電動機中，電動機的轉速越高，磁極則越少，尺寸、重量也越小，價格也相對越低，但傳動裝置的總傳動比要增大，傳動級數(shù)增多，且尺寸及重量增大，從而使成本增加。低轉速電動機則相反。
查《機械設計課程設計手冊》表12-1得到Y100L1-2的同步轉速為3000r/min。
2.2.2執(zhí)行機構設計
執(zhí)行機構是指最接近被作業(yè)工件的一端的機械系統(tǒng)，其中接觸作業(yè)工件或執(zhí)行終端運動的構件稱為執(zhí)行機構。常用的機構類型有一下幾種：
表 2-2 常用機構的功能特點
機構類型
功能特點
連桿機構
由主動件的轉動變?yōu)閺膭蛹霓D動、移動、擺動，可以實現(xiàn)一定軌跡、位置要求；運動副為面接觸，承載能力大，但平衡困難，不適宜高速
凸輪機構
由主動件的轉動變?yōu)閺膭蛹娜我膺\動規(guī)律的位移、擺動。但行程不大；運動副為高副，不適宜重載
齒輪機構
由主動件的轉動變?yōu)閺膭蛹霓D動或移動；功率和速度范圍大；傳動比準確可靠
撓性件機構
包括帶、鏈、繩傳動；一般主動件的轉動變?yōu)閺膭蛹霓D動；可實現(xiàn)大距離傳動；帶傳動傳動平穩(wěn)，噪聲小，有過載保護；鏈傳動瞬時傳動比不準確
考慮到切割機是在室外作業(yè)，且需要的轉速和功率偏大，所以我們采用齒輪機構作為菌草切割機的執(zhí)行機構。
2.2.3傳動方案設計
傳動方案機構簡圖如下：
1―電動機；2—聯(lián)軸器；3—減速器；4—刀具
圖 2-2 傳動方案機構簡圖
我們采用齒輪傳動裝置，齒輪傳動平穩(wěn)性較直齒輪好，傳遞相同的轉矩時，雖然結構尺寸較大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，因此，適合切割機這種高速級的機器。
2.3 切割裝置的結構和功能分析
目前切割機的切割裝置主要有以下幾種形式：
1、 往復式切割裝置，該型式的切割器具有很好的適應性和通用性，工作穩(wěn)定，但是往復運動過程中有很大的慣性，切割器振動及噪音都很大、切割速度為減速循環(huán)、動能損失大。
2、循環(huán)式切割裝置，該型式的切割器雖然雖然無慣性，割臺振動及噪音小，但是成本較高、應用很少。
3、圓盤式切割裝置，該型式的切割器具有結構簡單、運動平穩(wěn)、工作可靠、切割速度高、切割能力強、可與地面成角度入土切割。
研究表明，圓盤式切割裝置更適合切割類似菌草這種莖稈類植物，而且等滑切角刃線刀片的切割質(zhì)量較同類圓盤切割刀片有明顯優(yōu)勢。切割平穩(wěn)、功率損耗低等。所以我們采用圓盤式切割裝置。圖如下：
圖2-3 刀盤
2.4 切割裝置結構設計方案的確定
2.4.1 刀軸的設計
圖 2-4 刀軸
切割機的刀軸是受彎矩和扭矩聯(lián)合作用的構件，如圖所示的刀軸左端為聯(lián)軸器，有段安裝刀盤，可以看出危險截面在刀軸的中間部位。對于圓形軸截面來說，刀軸上所受的彎曲應力和扭轉應力分別為
σ= (2-1)
τ= (2-2)
式中：M、T ——刀軸所受的彎矩和扭矩，N·m；W、Wt——抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，m3。
M= (2-3)
T=M (2-4)
W= (2-5)
Wt= (2-6)
M的值與T值相等為9.549N·m,W為2154.04×10-9m3,Wt為4308.08×10-9m3，則得出σ=4.4MPa，τ=2.2MPa。
2．5本章小結
本章主要介紹切割機系統(tǒng)的總體設計和一些結構器件的選擇。
第三章 傳動裝置主要零件設計
3.1?錐齒輪的設計計算?
3.1.1?選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)?
1）選用錐齒輪傳動。?
2）主要控制切割裝置上下移動，要求速度不高，故選用7級精度（GB?10095-88）
3）材料選擇。由《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為?280?HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240?HBS，二者材料硬度差為40?HBS。?
4）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=4×24=96?
3.1.2?按齒面接觸強度設計?
1）由設計計算公式進行試算小齒輪分度圓直徑，即?
d1t≥? （3-1）
（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值?
①試選載荷系數(shù)Kt=1.3。
②計算小齒輪傳遞的轉矩。?
T1?==9.55×103N·mm （3-2）
③由《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù)φR=0.3。?
④由《機械設計》圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5
⑤由《機械設計》表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8?MPa?1/2?。?
⑥計算疲勞許用應力[σH]。由?《機械設計》?圖10-25d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極限σHlim2=550MPa。?
計算應力循環(huán)次數(shù)為：?
N1=60n1jLh=60×3000×1×(2×8×300×15)=12.96×10?9? (3-3)
N2==3.24×10?9 (3-4)
由《機械設計》圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN1=0.95。
取失效概率為1﹪，安全系數(shù)S=1，則：?
1 == ?=540 (3-5)
2=?= =523? (3-6)
取1和2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即
=2=523Mpa
（2） 試算小齒輪分度圓直徑
d1t≥ (3-7)
= mm
=36.124mm
2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑
（1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。
①圓周速度v
dm1=d1t(1-0.5ΦR)=36.124×?（1-0.5×0.3）=30.7054mm (3-8)
v?m==m/s?=?4.82?m/s? (3-9)
②當量齒輪的齒寬系數(shù)Φd
計算齒寬b?
b?=φR·d1t=0.3×36.124×=44.021?mm? (3-10)
Φd=b/dm1=44.021/30.7054=1.434
(2)計算載荷系數(shù)KH?
①由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù)KA=1；?
②根據(jù)vm=4.82?m/s，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.173；
③?直齒錐齒輪輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)1；
④由《機械設計》表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪懸臂時，得齒向載荷分布系數(shù)?KHβ=1.345。?
故實際載荷系數(shù)?
KH=?KAKHβ=1×1.173×1×1.345=1.58? (3-11)
（3）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
d1=?d1t?=36.124×?=38.55?mm? (3-12)
相應的齒輪模數(shù)?m?
m?=?=1.61?mm? (3-13)
3.1.3?按齒根彎曲疲勞強度設計?
由《機械設計》得彎曲強度的設計公式為?
（3-14）
確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值?
試選KFt=1.3
計算
由分錐角δ1=arctan（24/96）=14.036°與δ2=90°-14.036°=75.964°，可以得出當量齒數(shù)zv1=z1/cosδ1=24/cos(14.036°)=24.74，zv2=z2/cos(75.964°)=396.69。
由《機械設計》圖10-17查取齒形系數(shù)得?YFa1=2.62；YFa2=2.11。?
由《機械設計》圖10-18查取應力校正系數(shù)得?Ysa1=1.59；Ysa2=1.89。?
由《機械設計》圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限Flim1=500?MPa；大齒輪的彎曲強度極限Flim2=380?MPa；?
由《機械設計》圖10-22查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88；?
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，則
(3-15)
(3-16)
計算大、小齒輪的并加以比較
= (3-17)
= (3-18)
因為大齒輪的數(shù)值大于小齒輪，所以取=?=0.0202
（2）試算模數(shù)
? (3-19)
==1.78mm
1）調(diào)整齒輪模數(shù)
（1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。
①圓周速度v
d1=m1z1=1.78×24=42.72mm (3-20)
dm1=d1(1-0.5ΦR)=42.72×?（1-0.5×0.3）=36.312mm (3-21)
v?m==m/s?=?5.701?m/s? (3-22)
②計算齒寬b
b?=φR·d1=0.3×42.72×=52.059?mm? (3-23)
(2)計算載荷系數(shù)KF??
①由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù)KA=1；?
②根據(jù)vm=5.701?m/s，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.12；
③?直齒錐齒輪輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)1；
④由《機械設計》表10-4用插值法查得KHβ=1.340，則有KFβ=1.270。?
故載荷系數(shù)?
KF=?KAKFβ=1×1.12×1×1.270=1.4224 (3-24)
(3)計算得齒輪模數(shù)為
M=mt=1.834 mm (3-25)
按照齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，就近選擇標準模數(shù)為m=2 mm，按照接觸疲勞強度計算得的分度圓直徑為d1=38.55 mm,算得小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=38.55/2=19.275。
取z1=20,可得大齒輪齒數(shù)z2=uz1=4×20=80。
3.1.4?幾何尺寸計算?
1）計算分度圓直徑?
d1=?z1m=20×2=40?mm? (3-26)
d2=?z2m=80×2=160?mm (3-27)
2）計算分錐角
δ1=arctan(1/u)=arctan(20/80)=14.036° (3-28)
δ2=90°-14.036°=75.964° (3-29)
3）計算齒輪寬度?
b?=φR?d1 M=mt=46.62 mm? (3-30)
取b1=b2=47mm。?
3.2軸的設計計算
3.2.1?低速軸的設計計算?
傳動裝置的總傳動比要求應為
i=nm/nw （3-31）
式中，nm為電動機滿載轉速，r/min；nw為執(zhí)行機構轉速，r/min。
查《手冊》表12-1可知電動機滿載轉速為2870r/min，設機構轉速為750r/min，則有i=3.8。
我們的轉動裝置從電動機到工作機有三軸，從左到右一次定為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸
1）各軸轉速
nI=nm =2870 r/min (3-32)
nII=nI/iI =2870/0.97=2958r/min (3-33)
nIII=nII/iII =2958/3.9=758 r/min (3-34)
式中，nm為電動機滿載轉速，r/min；nI、nII、nIII分別為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速，r/min；Ⅰ軸為高速軸，Ⅲ軸為低速軸；iI、iIII依次為Ⅰ、Ⅱ軸與Ⅱ、Ⅲ軸間的傳動比。
若取傳動效率η=0.97，則功率
PIII=Pη2=3×0.97=2.91 Kw (3-35)
TIII=9550=9550×0.0038=36.66 N·m (3-36)
2）初步估算軸的最小軸徑?
=?? （3-37）?
確定公式內(nèi)的各種計算數(shù)值?
選軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）?，由《機械設計》表15—3，取?A0=112?由前面的計算得?PIII=2.91?kW，nIII=758??r/min?
3）計算最小軸徑
=?= =17.54mm? (3-38)
最小直徑軸安裝聯(lián)軸器處軸。為了使軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，因此需要選擇適當?shù)穆?lián)軸器型號
電動機軸與減速器高速軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉速較高，為減小起動載荷，緩和沖擊，應選用具有較小轉動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，一般選用彈性可移式聯(lián)軸器。我們采用LX4彈性柱銷聯(lián)軸器。
減速器低速軸與工作機軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉速較低，不必要求具有較小的轉動慣量，但傳遞轉矩較大，又因為減速與工作機常不在同一底座上，要求有較大的軸線偏移補償，因此，常需選用無彈性元件的聯(lián)軸器。我們采用柱銷聯(lián)軸器。
4）軸的結構設計
（1）擬定軸上零件的裝配方案?
根據(jù)設計要求，現(xiàn)選用圖所示的裝配方案。
圖?3-1 聯(lián)軸器
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度?
①、為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ、II、Ⅲ軸聯(lián)軸器兩端需制出一軸肩，故取直徑dI=22mm，dII=28mm，dIII=35?mm。
②初步選擇滾動軸承。軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，軸承7007C，其尺寸為?d×D×T=35?mm×62?mm×?14?mm。?
5）軸上零件的周向定位?
聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。由《機械設計》的表6-1查得平鍵截面b?×h=6?mm×6?mm，鍵槽使用鍵槽銑刀加工，長為26?mm，且為了保證聯(lián)軸器與軸配合?良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為?H7/?k6。滾動軸承與軸的周向定位?是以過度配合來保證的，此處的軸的直徑尺寸公差為m6。?
6）確定軸上圓角和倒角尺寸?
由《機械設計》表15-2，取II軸左端倒角為0.8×45°?，Ⅲ軸右端倒角為1.0×45°?
7）求軸上的載荷?
根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從?手冊中查取?a?值（參看《機械設計》圖?15-23）。對于7007C角接觸球軸承，由《機?械設計課程設計手冊》查得?a=?18.3?mm。而作為簡支梁的軸的支承跨距213?mm。
可以看出軸的中間截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的危險截面處的?MH、MV?及M的值列于下表。
表3-1?截面C的支反力、彎矩及扭矩數(shù)值?
載荷
水平面H
垂直面
支反力F
F?FNH1=490N,?FNH2=490N?,
FNV1=209.17N,?FNV2=-209.17N
彎矩M?
MH=24378.9?N·mm?
MV1=10370.6N·mm?
MV2=-10370.6N·mm
總彎矩
M1=?M2= =26493 N·mm?
扭矩T
T1=19760?N·mm?
8）按彎扭合成應力校核軸的強度?
進行校核時，?通常只要校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面?（即危險截面）?的強度。?根據(jù)《機械設計》式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的計算應力?
= =54.9?MPa? (3-39)
前已選定軸的材料為45鋼，?調(diào)質(zhì)處理，?由?《機械設計》?表15-1查得?〔σ-1〕?=60?MPa。?因此σca<〔σ-1〕,故安全。?
3.3?軸承的校核??
由于要同時承受軸向力和徑向力的作用，且左右軸承受力大小相同，因此在這里僅需校核其中任意一個軸承即可，?現(xiàn)取右軸承進行校核，?故P==?693.92?N。 (3-40)?
預期計算軸承的壽命（按工作10年，年工作200天，4小時工作制），則有：?
??=10x200x4=8000h (3-41)?
右軸承所需的基本額定動載荷?
C===16.93kN? (3-42)
查?《機械設計課程設計》表6-6可知，7007C型角接觸球軸承的額定動載荷Cr=18.5?kN。?此，C
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