畢業(yè)設計（論文）萬向聯(lián)軸器設計

1、目錄第一章 緒 論111 前言112萬向聯(lián)軸器作用313萬向聯(lián)軸器的種類及特點3131 特點：3132 種類：3133 結構：314 課題目的和要求:5141課題5142 設計技術要求與數(shù)據(jù)5第二章 萬向聯(lián)軸器的運動學分析和動力學分析621十字萬向聯(lián)軸器的結構組成及受力分析6211 十字萬向聯(lián)軸器結構總成6212 十字萬向聯(lián)軸器受力分析622十字軸式萬向聯(lián)軸器運動分析7221十字軸式單萬向聯(lián)軸器的運動分析7222十字軸時雙向聯(lián)軸器的運動分析923萬向節(jié)十字軸設計原則12231按彎曲強度設計十字軸12232按表面應力設計十字軸1324軸承的壽命計算14241軸承的動扭矩14242軸承的壽命計算1

2、425 法蘭叉頭15251 法蘭叉頭的作用15252叉頭軸孔部位的應力計算15253 叉頭根部應力15第三章 萬向軸的結構設計1731概述1732 十字軸總成游隙結構設計17321 滾動體和軸向推力軸承分類17322 軸承游隙及主要尺寸19323 十字軸和軸承外圈主要材料、工藝和精度2033 中間軸伸縮花鍵副結構設2034 十字軸萬向軸標準及選用計算21341十字萬向軸標準21342 十字萬向聯(lián)軸器的選型22第四章 主要零件的工藝分析2541 法蘭叉頭零件分析25411 零件的作用25412 零件的工藝分析25412建立數(shù)字模型2642確定數(shù)控加工工藝方案26421劃分數(shù)控加工工步26422選

3、擇加工設備27423選用加工刀具27424 確定切削用量27425設計數(shù)控程序27426 確定編程原點和加工坐標系28427 設計數(shù)控程序加工路線28428設計數(shù)控程序刀具路徑28428 后置處理29429加工仿真及程序校驗294210數(shù)控系統(tǒng)軌跡模擬294211程序傳輸和運行30第五章 結語與展望30謝 辭31參考文獻32第一章 緒 論11 前言uoe鋼管應用范圍十分廣闊，不僅應用于鋪設長距離高壓輸油氣管線，并且已經(jīng)擴展到以氣體，液體作為推動力輸送礦石、谷物、石油、煤炭。在工程建設中用于海底隧道，海底打樁，防坡堤及海上采油平臺等，在其它領域還用于高壓容器，機架外殼等。市場與效益分析（anal

4、ysis of market and returns）國內市場分析：uoe鋼管的市場十分廣闊，據(jù)國家“十一五”規(guī)劃，到2010年我國新建原油、天然氣、成品油、煤漿管道總長度近40000公里，共需uoe鋼管約3000萬噸。我公司已先后在西氣東輸支線、內蒙長呼天然氣輸送管線、長包管線、靖邊擴能管線、惠州殼牌石化工程部分管線、勝利油田石油輸送管線、東海大橋等重大管線工程中中標，共銷售uoe鋼管5萬噸，實現(xiàn)銷售額3.5億元。國際市場分析：國際上，俄羅斯、土庫曼斯坦及中東地區(qū)國家進入中國的油氣資源將通過海底管道輸送到韓國、日本等對能源需求量較大的國家，預計全球總需求量將在16000萬噸左右，可以說市場十

5、分廣闊。目前國際上在建的幾條大型天然氣管線項目中，除采用了德國和日本的uoe鋼管外，也大量采用了我們公司的產(chǎn)品。如伊朗國家天然氣（nigc）主持修建的4000多公里的天然氣管線的干線管中，我們公司作為國內唯一通過資格預審的投標人，最終力挫日本鋼管廠與德國歐洲鋼管公司一舉中標。目前我們已經(jīng)發(fā)出近7.5萬噸鋼管，并一次性全部通過國際監(jiān)理機構sgs的驗收，獲得了nigc的大力好評，在行業(yè)內穩(wěn)穩(wěn)占據(jù)了重要一席。此前我們也陸續(xù)往巴基斯坦、阿聯(lián)酋、加拿大和美國出口了大量鋼管，實現(xiàn)出口總額近6000萬美元。uoe鋼管軋制工藝流程圖如圖1-1、1-2、1-3所示，軋制中連軋管機和脫管機中的主動夾棍的的運動均由

6、電機、聯(lián)軸器、變速箱、齒輪箱和十字軸萬向聯(lián)軸器驅動，如圖1-4所示.圖1-1 uoe鋼管軋制工藝流程示意圖圖1-2 uoe連軋管機示意圖圖1-3夾棍的工作示意圖 圖1-4 主動夾棍的傳動系統(tǒng)十字軸式萬向聯(lián)軸器是一種最常用的聯(lián)軸器。利用其結構的特點能使不在同一軸線或軸線折角較大或軸向移動較大的兩軸等角速連續(xù)回轉，并可靠地傳遞轉矩和運動。能廣泛應用于冶金、起重、工程運輸、礦山、石油、船舶、煤炭、橡膠、造紙機械及其它重機行業(yè)的機械軸系中傳遞轉矩。聯(lián)軸器是聯(lián)接原動機與工作機的重要部件，它的損壞將導致機器的停頓，甚至波及到整條作業(yè)線，因此對其可靠性的要求相當高。但是，十字軸式萬向聯(lián)軸器所處的條件又往往是

7、很苛刻的，例如：在軋機傳動中，由于所聯(lián)接的軋輥的直徑有一定限制，因而聯(lián)軸器的回轉直徑也相應受到限制，軋制過程中的實際轉矩往往接近聯(lián)軸器的疲勞轉矩，稍有不當還會超出，這種過載現(xiàn)象如頻繁出現(xiàn)，就會大大降低疲勞壽命，從而使之過早失效或損壞。另外，十字軸式萬向聯(lián)軸器空間幾何位置的要求也較高，如有不當，就會出現(xiàn)附加轉矩，這些附加轉矩也會降低其壽命并影響其傳輸效率。對于大型聯(lián)軸器來說，由于維修技術不到位和平衡系統(tǒng)調整不當，也會帶來相當于轉矩級別的附加載荷或者更大，有的甚至使十字軸折斷。因此，對于這樣一個核心設備，要有周全的技術控制，以確保其壽命。12萬向聯(lián)軸器作用用來聯(lián)接不同機構中的兩根軸（主動軸和從動軸

8、）使之共同旋轉以傳遞扭矩的機械零件。在高速重載的動力傳動中，有些聯(lián)軸器還有緩沖、減振和提高軸系動態(tài)性能的作用。聯(lián)軸器由兩半部分組成，分別與主動軸和從動軸聯(lián)接。一般動力機大都借助于聯(lián)軸器與工作機相聯(lián)接。13萬向聯(lián)軸器的種類及特點131 特點：萬向聯(lián)軸器最大的特點是具有較大的角向補償能力，結構緊湊，傳動效率高，不同結構型式萬向聯(lián)軸器兩軸線夾角不相同，一般5-45之間。萬向聯(lián)軸器利用其機構的特點，使兩軸不在同一軸線，存在軸線夾角的情況下能實現(xiàn)所聯(lián)接的兩軸連續(xù)回轉，并可靠地傳遞轉矩和運動。132 種類：萬向聯(lián)軸器有多種結構型式，例如：十字軸式、球籠式、球叉式、凸塊式、球銷式、球鉸式、球鉸柱塞式、三銷式

9、、三叉桿式、三球銷式、鉸桿式等，最常用的為十字軸式，其次為球籠龍，在實際應用中根據(jù)所傳遞轉矩大小分為重型、中型、輕型和小型。133 結構：（1）：十字軸式如圖1-1所示，它由兩個叉形接頭1、3，一個中間聯(lián)接件2和軸銷4(包括銷套及鉚釘)、5所組成；軸銷4與5互相垂直配置并分別把兩個叉形接頭與中間件2聯(lián)接起來。這樣，就構成了一個可動的聯(lián)接。這種聯(lián)軸器可以允許兩軸間有較大的夾角(夾角最大可達3545)，而且在機器運轉時，夾角發(fā)生改圖1-1 十字軸式變仍可正常傳動；但當過大時，傳動效率會顯著降低。這種聯(lián)軸器的缺點是:當主動軸角速度1為常數(shù)時，從動軸的角速度 并不是常數(shù)，而是在一定范圍內(1cos31

10、/cos)變化，因而在傳動中將產(chǎn)生附加動載荷。為了改善這種情況，常將十字軸式萬向聯(lián)軸器成對使用(右圖)，但應注意安裝時必須保證軸、 軸與中間軸之間的夾角相等，并且中間軸的兩端的叉形接頭應在同一平面內(右圖)。只有這種雙萬向聯(lián)軸器才可以得到3 =1 。（2）：球籠式球籠式萬向聯(lián)軸器是通過球籠外環(huán)和星形內環(huán)分別與主、從動軸相聯(lián)，傳力鋼球的中心都位于通過聯(lián)軸器中心的平面內，并裝在由球形外環(huán)和星形內環(huán)外球面凹槽組成的滾道中，兩個球面的中心與萬向聯(lián)軸器的中心重合，為了保證所有鋼球中心都在兩軸軸線間夾角的平分面上，鋼球裝于球籠內，從而保證了聯(lián)軸器主、從動軸之間的夾角變化時，傳力點能始終位于夾角的平分線上，

11、因此，球籠式萬向聯(lián)軸器主、從動軸間的傳速得以保持同步。傳動方式可采用滑動傳動，也可采用滾動傳動。采用滑動傳動時，為了緩沖和減振，在球臂和傳力臂上安裝有聚合物緩沖套3。當采用滾動傳動時，則在球臂和傳力臂上將原裝有的緩沖套3改裝為滾動件，同時，在球頭和臼座之間亦將原裝有的緩沖墊改為滾動件，以適應剛性傳動的需要。傳動的通用部件，而且也可用于高速傳動。該萬向聯(lián)軸器適用范圍廣泛，尤其是適合于大傾角、徑向尺寸受限制工況條件的軸系傳動。圖1-2 球籠式萬向聯(lián)軸器 圖1-3 球籠式萬向聯(lián)軸器結構示意圖（3）：球鉸式圖1-5球鉸式14 課題目的和要求:141課題 設計用于寶鋼uoe焊管線上下夾送輥的swc250

12、整體叉頭十字軸萬向聯(lián)軸器。要求根據(jù)該產(chǎn)品的特點,完成該產(chǎn)品的零件設計計算和機械結構cad等任務。142 設計技術要求與數(shù)據(jù) （1）設計的數(shù)據(jù)1.公稱扭矩31.5kn/m，疲勞轉矩為16kn/m，軸線折角10。2.連接法蘭的回轉直徑為250mm,dh短伸縮焊接式。3.主電機功率250kw,送輥轉速n=80rpm，送輥最小直徑dmin=400mm。4.使用壽命5000h.（2）設計的技術要求1.主要適用于低速、重載工況條件。2.為保證主、從動端的同步性，十字軸式萬向聯(lián)軸器采用雙聯(lián)式。第二章 萬向聯(lián)軸器的運動學分析和動力學分析21十字萬向聯(lián)軸器的結構組成及受力分析211 十字萬向聯(lián)軸器結構總成十字軸

13、式萬向聯(lián)軸器主要由法蘭叉頭、十字軸總成、焊接叉頭花鍵軸和花鍵軸套組成，如下圖所示。圖2-1 十字軸式萬向聯(lián)軸器1法蘭叉頭 2十字軸總成 3花鍵軸 4花鍵套 5焊接叉頭212 十字萬向聯(lián)軸器受力分析 （1）十字軸的受力分析 在十字軸的每個軸頭上，軸承座給十字軸的壓力由滾針軸承承擔，假設該力在沿軸向滾子有效接觸長度上均勻分布，則在十字軸斷面內，只有受力的半圈軸承滾動體承受載荷，而這半圈內各滾動體承受載荷的大小是不同的，中間的滾動體受力最大，其他的沿兩側逐漸減小，處在最兩側的滾動體受力為零（軸承座內孔的加工精度對此也影響較大）。而十字軸的受力大小則是半圈滾動體所受力的合力。由此，十字軸的受力可簡化為

14、大小相同、方向相反的兩對力偶。這兩對力偶處于主傳動與被傳動軸所決定的平面內，如不計兩軸的傾角，則構成兩力偶的力均在十字軸軸線平面內。通過在強大的實體設計及分析軟件solidworks中建立十字軸的實體模型，將實際中十字軸受到的力與力矩作用于十字軸4個軸頭受力的半圓柱面上，則可顯示整個十字軸的應力值分布、各部位受力后的位移以及及強度安全系數(shù)等。分析表明，十字軸頭的截面積剪切應力與扭矩完全滿足要求，但是軸頭根部兩過渡圓角的應力值是受力中的最大值（如圖，r1、r2），應力梯度非常大，尤其是圓角較小的r1處更是如此，應力集中較為明顯，在交變載荷下極易產(chǎn)生疲勞，是裂紋和斷裂產(chǎn)生的根源。（2） 法蘭叉架及

15、軸承座的受力分析 法蘭叉架軸承座可看作是懸臂梁結構，軸承座根部一側受拉應力，另一側受壓應力，其叉架根部不僅受到大小為f的力作用，還受到力矩為fh的作用。在此力與力矩的交變作用下，叉架軸承座與法蘭連接的根部便是疲勞產(chǎn)生與斷裂的根源。由此，軸承座的中心高度h和軸承座根部過渡圓弧大小的結構設計對法蘭叉架的強度影響很大。軸承座內孔圓周表面一側承受壓應力，一側則不受力。軸承座受的力通過連接軸承座的螺栓，使得螺栓承受拉應力，因此，螺栓的預緊力就顯得尤為重要。螺栓的預緊力使得上軸承座與下軸承座接觸面內產(chǎn)生接觸壓力，隨著預緊力的增大，接觸壓力也上升。這種預緊力的變化隨傳遞扭矩的增大而增大。如果預緊力較小，而傳

16、遞扭矩過大，則受力側的上下軸承座間壓力可能下降為零，這時上下軸承座間將出現(xiàn)間隙，而扭矩減小時，間隙會消失，從而產(chǎn)生沖擊，而此時為保證傳動，與其對稱的另一軸承座將會受到很大的力而率先導致疲勞斷裂，這對十字軸的使用壽命是極為不利的。另一方面，如果螺栓的預緊量太大，螺栓的拉應力也隨著增大，螺栓極易被拉斷。所以螺栓的預緊量應根據(jù)不同的扭矩確定合適的一個范圍，保證上下軸承座的完全接觸狀態(tài)。22十字軸式萬向聯(lián)軸器運動分析221十字軸式單萬向聯(lián)軸器的運動分析 字軸式萬向聯(lián)軸器的結構原理如圖所示，主、從動軸上的軸叉1、3與中間的十字軸2分別以鉸鏈聯(lián)接，當兩軸有角位移時，軸叉1、3繞各自固定軸線回轉，而十字軸則

17、作空間運動，十字軸軸頭在軸叉1、3軸承孔作擺動。圖示2-2 十字軸式萬向聯(lián)軸器結構簡圖1.3叉軸 2十字軸圖示2-3 萬向聯(lián)軸器傳動關系圖當兩軸的軸間角不等于零時，任一瞬時主動軸轉角與從動軸轉角如圖示2-2。在垂直主動軸1的平面上投影，主動軸叉上a點的軌跡為一實際大小的圓，從動軸叉上b點的軌跡為一橢圓。由于ob垂直于oa，因此，當主動軸叉轉過1，在投影面上ao點轉至a點，bo點轉至bl點，obl與。a仍保持垂直關系，即b0obl=1。而從動軸叉上b實際轉角2，可將ob1所在平面轉過角使與oa所在平面重合，此時ob1成為ob1，b1點所對中心角ob1即為從動軸轉角2，由幾何關系可得:tg2=tg

18、1/cos (2-1) 式中：軸1與軸2的夾角10。1、2主、從動軸的轉角。由上式可知主、從動軸的轉角之比與軸間角有關。兩軸的轉角差可用下式表示：=2-1=arctg(2-2)圖示2-4 主、從動軸角速度比值與主動軸轉角關系根據(jù)設計要求，兩軸的軸間角10，故可將上式改寫成：=arctg()(2-3)當主動軸轉角1=45時，兩軸的轉角差達到最大值，近似地可用下式表示：max=2/4 rad（2-4）由式（2-1）可得出主、從動軸之間的角速度關系式：w2=(2-5)當1=0或180時，從動軸角速度達到最大值w2max=w1/cos。當1=90或270時，從動軸角速度降至最小值，w2min=w1co

19、s。從動軸角速度的波動情況還可用轉速不均勻系數(shù)表示：=（2-6）圖示2-5為從動軸轉速不均勻系數(shù)與軸間角的關系，主動軸等角速度回轉時，從動軸因轉速波動而產(chǎn)生的角速度為：=（2-7）圖示2-5 從動軸轉速不均勻系數(shù)與軸間角的關系由上式可知從動軸的角加速度也是隨主動軸轉角1周期性地變化，當1=0、90、180和270時，2=0，而當轉角1位于使主、從動軸角速度相等，即1=2時，從動軸的角加速度2達到最大值。由于從動軸角速度波動將引起沖擊和扭轉波動。因此，單萬向聯(lián)軸器不宜用于轉速高、慣性大，軸間角大而要求傳動平穩(wěn)的軸系。222十字軸時雙向聯(lián)軸器的運動分析 為了消除單萬向聯(lián)軸器從動軸轉速周期性波動，可

20、以將兩個單萬向聯(lián)軸器串聯(lián)而成為雙萬向聯(lián)軸器，如圖2-6所示。根據(jù)式(2一1)，利用投影關系可得主、從動軸與中間軸的轉角關系式:tg1=tg3cos1 tg2=tg3cos2得： tg1/ tg2= cos1/ cos2式中：1、2、3主動軸、從動軸和中間軸的轉角 1 、2主、從動軸分別與中間軸的軸間角。圖2-6 a)主、從動軸線相交 b)主、從動軸線平行當1 =2時，1=2，由此可使主、從動軸間沒有轉角差，消除了主動軸等速回轉而從動軸轉速變速波動的現(xiàn)象。為此，絕大多數(shù)場合下，雙萬向聯(lián)軸器在安裝時必須滿足以下三個條件:1）中間軸與主、從動軸的軸間角1 、2應相等;2）中間軸兩端軸叉應位于同一平面

21、內;3）主、從動軸和中間軸三軸的軸線應在同一平面內。圖示2-7 a）z型布置-平移調整 b）w型布置角向調整 在聯(lián)軸器運轉過程中，主、從動軸需要相對移動時，為了滿足上述三個條件，應根據(jù)軸線位移的性質，確定相應的布置形式，對于要求平行位移的線，應采用圖2-6a的z型布置，對于要求有角位移的軸線，宜采用圖2-6b的w型布置，如若中間軸與主、從動軸的軸間角不相等，即12，或三軸的軸線不是位于同一平面時（圖2-7），就不能保持主、從動軸同步轉動，此時，主、從動軸的轉角差和從動軸的轉速波動現(xiàn)象與各軸線的相對位置有關。a)zz型 b)ww型 c)zw型 d)wz型圖2-8 雙萬向聯(lián)軸器主、從動軸的空間布置

22、形式主動軸與中間軸在空間的軸間角1可用下式表示：tg1=(2-8)同樣，從動軸與中間軸在空間的軸間角2的關系式：tg2=(2-9)以上兩式中：1、2主、從動軸與中間軸在垂直面上的夾角； 1、2主、從動軸與中間軸在水平面上的夾角。設: tg1=tg1/tg1(2-10a)tg2=tg2/tg2(2-10b)式中：1、2主、從動軸在垂直中間軸平面內與水平面的夾角。在垂直中間軸平面內，主從動軸之間的軸間角與軸線之間的空間布置有關（圖2-9）。圖2-9 wz型主、從動軸軸線的空間關系1主動軸 2從動軸 3中間軸對zz型和ww型=1-2（2-11a）對zw型和wz型=180-1-2（2-11b）參照式（

23、2-3），對雙向聯(lián)軸器，當主、從動軸與中間軸不在同平面時，主、從動軸的轉角差表達式為：（2-12）對不同的布置方式，式中的分別用式（2-11a）或式（2-11b）代入。由式（2-12）可知，主、從動軸軸線與中間軸軸線為空間布置時，即使1=2，由于0，主從動軸間仍有轉角差。轉角差隨而變，當（2-13）轉角差達到最大值。如設1= 2= ，此時當=90，因3=45，因而使轉角差達到極大值（2-14）與單萬向聯(lián)軸器最大轉角差近似（2-4）比較，主、從動軸不在同一平面時，使主、從動軸的轉角差增大一倍。23萬向節(jié)十字軸設計原則231按彎曲強度設計十字軸利用材料力學方法，對十字軸按有外殼包圍的懸臂梁(固定梁

24、)承受彎曲載荷的情況來計算軸頸直徑這一主要結構參數(shù)，如圖2一10所示:圖2-10 十字軸的軸頸直徑十字軸所采用的材料為20crmnti,其材料力學性能如下：抗拉強度b (mpa)：1080 屈服強度s (mpa)：835伸長率5 (%)：10 斷面收縮率 (%)：45 沖擊功akv (j)：55 沖擊韌性值kv (j/cm2)：69 硬度：217hbi-i面的彎矩mi-i， ml-i=fa=wbs(215) 轉矩: t=f2r(216)由上述兩式求得從動軸十字軸軸頸上得受力最大值: （2-17）從式（2-16）、（2-17）可求得：（2-18）232按表面應力設計十字軸利用赫茲理論，可以計算滾

25、動體（滾針或滾子）與十字軸軸頸的表面接觸應力，其公式如下所示：h=270（2-19）式中：b滾針或滾子的有效接觸長度mmdr滾針和滾子的直徑mm;d十字軸軸頸mm;p滾針或滾子的直徑mm；p=f軸承上徑向載荷n；z每排滾針或滾子數(shù)目;許用接觸應力n/mm2，一般取=20002400 n/mm2。十字軸是萬向聯(lián)軸器的主要零件之一，在傳遞最大扭矩時其十字軸軸頸不應發(fā)生彎曲疲勞損壞。十字軸在傳遞扭矩時受集中載荷，如圖所示，其中危險斷面的彎曲應力為：（mpa）(2-20)式中：f十字軸軸頸的作用力（n）r作用力半徑d十字軸直徑d1十字軸i-i斷面處直徑s作用力至i-i斷面距離di十字軸中心孔直徑，di

26、=8mm圖2-11 十字軸24軸承的壽命計算241軸承的動扭矩軸承的動扭矩是萬向聯(lián)軸器軸承座的動載荷與軸頸有效范圍傳動旋轉軸軸矩之乘積。ti=fclz7/9z3/4dz29/272r10-6knm(2-21)式中：fc取決于軸承型式的系數(shù)（此處取fc=95）lz滾柱與滾面間接觸線長度（mm）(lz=2000mm) dz滾柱直徑（mm）;ti軸承的動扭矩（knm）。242軸承的壽命計算lh=1.5（2-22）式中：lh使用壽命（h）n萬向聯(lián)軸器轉速，（n=100rpm）聯(lián)軸器工作傾角10，（=5）ti軸承的動扭矩，按（2-21）式計算；tm=聯(lián)軸器工作時的平均扭矩，取tm=0.65tn=0.65

27、71=46.15(knm）通過（2-22）式得出使用壽命為5000h。25 法蘭叉頭251 法蘭叉頭的作用法蘭叉頭的法蘭底座與減速機( 或等速機) 輸出軸的法蘭接座的法蘭及工作端的法蘭接座的法蘭通過端面鍵或端面齒相嚙合并用螺栓緊固達到可靠地聯(lián)接，從而實現(xiàn)萬向聯(lián)軸器傳遞動力和運動的目的。萬向聯(lián)軸器在使用一定時間之后 往往發(fā)生 法蘭叉頭的法蘭從端面鍵或螺孔所對應的法蘭外緣 撕開, 裂紋不斷向法蘭內部延伸直至 法蘭叉架被破壞。所以法 蘭叉架的厚度, 即法蘭軸向截面的確定，在法蘭叉架的材質、工藝確定之后, 在法蘭的設計中是極為重要的。252叉頭軸孔部位的應力計算最大應力max=p4r2+dk24r2-

28、dk2(mpa)(2-25)式中：p=fdkl(mpa)f叉頭所受集中載荷(n) dk叉頭軸承孔直徑(mm)l軸承套長度(mm)r叉頭頂圓半徑（mm）圖2-15 法蘭叉頭253 叉頭根部應力根據(jù)理論分析叉頭根部i-i斷面應力最大，如圖2-16所示其幾何圖形圖2-16叉頭根部i-i斷面彎曲應力 =f(h-h2)2jzl22 (2-26)式中：f-作用在叉頭軸承孔中心線集中載荷（n）按式(2-21)計算h-叉頭軸承孔中心線叉頭法蘭端面距離（mm）h2-叉頭i-i斷面到叉頭法蘭端面距離；l2-叉頭i-i斷面處寬度；-叉頭i-i斷面處的最大彎曲應力；jz-叉頭i-i斷面處對z軸的慣性扭矩mm4扭轉剪應

29、力 =tn1062jpl22 (2-27)式中：-叉頭i-i斷面的最大扭轉剪應力為mpa；tn-萬向聯(lián)軸器所承受的最大扭矩（knm）；jp-叉頭i-i斷面處慣性扭矩mm4；按照第四強度理論，叉頭i-i斷面最大等效應力：e=2+3r2 (2-28)第三章 萬向軸的結構設計31概述 本章主要介紹萬向軸以及相關零件的結構設計，十字萬向軸標準及選用計算，萬向軸的選型原則等內容。32 十字軸總成游隙結構設計321 滾動體和軸向推力軸承分類滾動體的類型(分為圓柱滾針和圓柱滾子)以及是否采用滑動推力軸承或用圓柱滾子推力軸承主要與萬向聯(lián)軸器的回轉直徑大小、傳遞轉矩的特征轉速有關。一般以傳遞運動為主而傳遞轉矩較

30、小的萬向聯(lián)軸器多采用滾針軸承，在十字軸軸頭端面采用滑動推力軸承，如圖3-1-a所示。圖3-1 滾動體和軸向推力軸承分類（1）對于轉速在300r/min以下，回轉直徑150mm至620mm以傳遞轉矩為主的萬向聯(lián)軸器宜采用如圖31-b所示的軸承結構，滾動體采用24列的圓柱滾子，滑動推力軸承可以置于十字軸的根部，也可以置于十字軸的軸頭部位，其特點可以承受較大的轉矩、制造相對比較簡單。本設計聯(lián)軸器轉直徑為250mm,送輥轉速n=100rpm，故采用這類軸承結構。（2） 對于轉速在300r/min以上，回轉直徑225mm至390mm以傳遞轉矩為主，同時動平衡要求較高的萬向聯(lián)軸器宜采用如圖31-c所示的軸

31、承結構，滾動體采用2一3列的圓柱滾子，采用圓柱滾子推力軸承，一般置于十字軸的軸頭部位，其特點可以減輕十字軸的軸頭摩擦、增加關節(jié)運轉的靈活性、延長萬向聯(lián)軸器的使用壽命。（3）回轉直徑超過680mm的萬向聯(lián)軸器，因其傳遞的轉矩大、自身質量重的原因，圓柱滾子推力軸承一般置于十字軸的軸頭部位，也可以置于十字軸的根部，如圖31-d所示，徑向圓柱滾子設計成45列，圓柱滾子如設計成凸度狀，可以降低圓柱滾子兩端的接觸應力，以免碎裂。圖3-2軸承322 軸承游隙及主要尺寸根據(jù)前述得出的十字軸直徑以及軸承滾動體的基本尺寸可按式(3一1)計算徑向滾動體相互之間的平均間隙，按式(3一2)計算徑向滾動體周向總間隙，如圖

32、2一2所示:圖3-2 軸承游隙及主要尺寸（3-1）（3-2）滾動體之間沿周向具有適當間隙，由于十字軸與軸承之間是擺動的關系，因此可以選取較小的間隙，一般來說對于滾針滾動體，其滾針相互之間的平均間隙取在0.0050.025mm范圍內，直徑較大的滾針取大值，反之取小值，由于滾動體采用密排方式，沒有保持架，為防止?jié)L動體在軸承內歪斜，還要對滾動體周向總間隙給予限制，對于滾針滾動體，總間隙一般不超過0.5mm或滾針直徑的0.4倍;對于回轉直徑較大的或承載能力較高的十字軸式萬向聯(lián)軸器，其滾動體采用圓柱滾子，其圓柱滾子相互之間的平均間隙取在0.010.04mm范圍內，總間隙一般取在0.7一1.2mm范圍內。

33、軸承外圈的壁厚h與滾動體的直徑有關，一般按經(jīng)驗取值如下:對于滾針軸承，當dl=23mm時，h=(1.51.9)d1;當dl=24mm時，h=(1.92.1)d1;當d1=56mm時，hdl。對于圓柱滾子軸承，當dl20mm時，h=(0.750.85)d1，（h取值16）當d120mm時，h=(0.650.75)dl。323 十字軸和軸承外圈主要材料、工藝和精度十字軸和軸承外圈主要材料一般采用低碳合金鋼，如15cnr4imo、18crmoti、17crznizmo、18crzni4、20crzni4、18crzni4wa等，表面滲碳淬火后硬度達到hrc58一64，芯部組織硬度hrc35左右比較理

34、想;十字軸、軸承套的主要配合尺寸及形位公差按56級設計。 33 中間軸伸縮花鍵副結構設目前十字軸式萬向聯(lián)軸器中間軸伸縮花鍵一般采用矩形花鍵和漸開線花鍵，特殊場合采用帶有鋼球的滾動花鍵，如圖3一3所示。矩形花鍵比較常見，受加工條件限制，一般多用于十字軸式萬向聯(lián)軸器低速傳動;漸開線花鍵分為gb/t3478.1一1995和din5480兩種標準，由于采用范成法加工，齒的兩側定位精度高，應用較多;對于轉速高、伸縮頻繁的十字軸式萬向聯(lián)軸器，為減輕花鍵磨損可采用帶有鋼球的滾動花鍵，如圖3一3。所示;此外對于有嚴重沖擊載荷的傳動，還可采用具有橡膠彈性元件減振保護的花鍵。在圖3-3-a的結構中，密封唇安裝在特

35、制的套筒中， 與花鍵套的光滑、抗腐蝕的外圓表面接觸，即可防止?jié)櫥瑒┑牧鞒觯挚勺柚雇饨绠愇锏那秩?，密封非?？煽?而在圖3-3-b的結構中，因為密封唇與花鍵兩側、齒頂、齒槽接觸，密封要困難的多?；ㄦI副的有效配合長度與花鍵中徑、十字軸式萬向聯(lián)軸器的總長有關，一般按花鍵中徑的22.5倍選取，對于其長度是回轉直徑10倍以上特長的十字軸式萬向聯(lián)軸器，花鍵副的有效配合長度按花鍵中徑的2.52倍范圍內選取。此外對于轉矩大、自身質量重、特長的主傳動十字軸式萬向聯(lián)軸器，其花鍵副可采用如圖34的結構，徑向靠件1、2分別與花鍵軸外徑和接管內徑滑動配合定位，花鍵齒側主要傳遞動力，解決了花鍵齒側磨損而引起的中間軸伸縮花

36、鍵撓度增大的現(xiàn)象。圖3-3 中間軸伸縮花鍵副結構圖3-4 花鍵傳動示意圖34 十字軸萬向軸標準及選用計算341十字萬向軸標準十字萬向軸標準很多，通用型國內主要標準有swc型整體叉頭十字軸式萬向聯(lián)軸器(jb/t5513一91)、swp型剖分軸承座十字軸式萬向聯(lián)軸器(jb/t3142一91)、swz型整體軸承座十字軸式萬向聯(lián)軸器(jb/t3242一93)、ws型小型雙十字軸式萬向聯(lián)軸器(jb/t5901一91)、wsd型小型單十字軸式萬向聯(lián)軸器(jb/t5901一91)、wsh型滑動軸承十字軸式萬向聯(lián)軸器，以及swp、swc型十字軸式萬向聯(lián)軸器十字包型式與尺寸(jb/t7341一94)等，此外還有

37、許多生產(chǎn)廠制定的企業(yè)標準。對于汽車、農(nóng)業(yè)機械、工程機械等行業(yè)也部分采用專用的十字軸式萬向聯(lián)軸器。但對于各種標準其轉矩名稱較多，現(xiàn)統(tǒng)一作如下解釋:1.理論轉矩t:根據(jù)原動機的驅動功率p及轉速n直接算出的轉矩:t=2.計算轉矩tc:根據(jù)使用條件及工作狀況對理論轉矩進行修正的轉矩，不同的萬向聯(lián)軸器標準其計算轉矩t。的方法不盡相同;3.公稱轉矩tn:也稱額定轉矩，是在給定條件下的理論計算數(shù)值。如swp型是指聯(lián)軸器轉速n=10r/min，軸間角a=3，軸承壽命lh=5000h，以及負荷平穩(wěn)下的傳遞的轉矩;swz型是指聯(lián)軸器轉速n=1000r/min，軸間角=3，軸承壽命lh=3000h聯(lián)軸器傳遞的轉矩;

38、swc型是指聯(lián)軸器轉速n=30r/min，軸間角=5，軸承壽命lh=5000h聯(lián)軸器傳遞的轉矩;4.峰值轉矩tmax:萬向聯(lián)軸器偶然傳遞的最大工作轉矩，超過峰值轉矩，軸承表面將產(chǎn)生點蝕，降低軸承預期壽命，一般為交變疲勞轉矩tf的3至4倍；5.極限轉矩tk:萬向聯(lián)軸器材料接近屈服點時所允許極偶然傳遞的轉矩，一般是根據(jù)有限元方法求得最薄弱部分得應力值(或應變值)來確定;6.靜態(tài)轉矩to:根據(jù)軸承滾動體得靜態(tài)承載力c。及靜態(tài)安全系數(shù)s。計算出萬向聯(lián)軸器得理論計算轉矩，要大于或等于公稱轉矩tn;7.動態(tài)轉矩td:將軸承得實際應力轉換稱等效應力，在規(guī)定工作轉速n、軸間角a及使用壽命下計算出得萬向聯(lián)軸器傳

39、遞的轉矩，標準產(chǎn)品的額定轉矩由此確定;8.等效轉矩te:也稱平衡轉矩，它是根據(jù)萬向聯(lián)軸器各階段的轉矩、轉速以及各轉速所占時間比而計算出的;9.交變疲勞扭矩tf:萬向聯(lián)軸器在交變轉矩負荷下所允許傳遞的轉矩，在此值下，萬向聯(lián)軸器其理論上是趨于無限疲勞壽命;10.單向疲勞轉矩t:p萬向聯(lián)軸器在脈沖負荷下所允許傳遞的轉矩，在此值下，萬向聯(lián)軸器其理論上是趨于無限疲勞壽命。單向疲勞轉矩tp是交變疲勞扭矩tf的1.45 1.55倍之間。342 十字萬向聯(lián)軸器的選型 工程上通常有兩種獨立的準則進行選型，一是按十字軸總成軸承壽命，二是按聯(lián)軸器的最大承載能力。（1）：按軸承壽命選擇 對于連續(xù)動轉但運轉平穩(wěn)的萬向聯(lián)

40、軸器，其考核使用長短主要依據(jù)是看易損件軸承能夠一次運轉多長時間，亦即萬向聯(lián)軸器的疲勞壽命，在此期間內，明顯的峰值扭矩并不是產(chǎn)生，或產(chǎn)生也是非經(jīng)常性的及短暫的，計算軸承壽命是基于可靠度為90%依據(jù)正態(tài)分布的理論值。由于影響軸承壽命的因素，如軸承的制造精度、十字軸的制造精度、潤滑一與密封的質量、靜態(tài)過載大小等，理論來說平均壽命與計算壽命在實際上經(jīng)常有很大范圍的差。壽命計算公式lh=(3-3)式中：ne等效轉速；cr軸承額定負荷；tg萬向軸傳遞等效轉矩，通常情況下用公稱轉矩tn代替；k系數(shù)，對于電機及液壓馬達作為動力輸入源k取1;對于汽油發(fā)動機k取1.15;柴油發(fā)動機k取1.2。圖3-5 等效轉速、

41、等效轉矩對于等效轉速n。和等效轉矩在整個壽命周期內按式3一4、式3一5和圖3一5求取如下ne=a1n1+ a2n2+ annn (3-4)te=(3-5)通常情況下，計算出的壽命l。要大于或等于所要求的最短壽命。（2）：按傳遞轉矩類型選擇以萬向聯(lián)軸器傳遞轉矩能力為依據(jù)可以用實際傳遞的峰值轉矩tmax與十字萬向聯(lián)軸器產(chǎn)品能夠承受的峰值轉矩tmax或交變疲勞扭矩tf和單向疲勞轉矩tp進行比較，工程上通常使用實驗式或經(jīng)驗式參數(shù)，利用安全系數(shù)來計算，計算的最大的峰值轉矩tmax是在理論轉矩t值上乘以一個不同工況下的沖擊系數(shù)k3，表達式如下: tmax=k3ttn。表3-1 k3的選擇對于十字萬向聯(lián)軸器

42、是雙向運轉還是單向運轉，還要比較實際傳遞的峰值轉矩tmax與十字萬向聯(lián)軸器產(chǎn)品的交變疲勞扭矩tf和單向疲勞轉矩tp,應滿足tmaxtf,tmaxtp。 此外，從標準的十字萬向聯(lián)軸器產(chǎn)品中選型還要考慮最大的工作轉速筆須遠小于臨界彎曲轉速。一般情況下實際最大轉速不要超過臨界轉速的80%，標準產(chǎn)品規(guī)定了臨界轉速。第四章 主要零件的工藝分析41 法蘭叉頭零件分析411 零件的作用法蘭叉頭形狀比較復雜，在十字萬向聯(lián)軸器中通過端面鍵或端面齒相嚙合并用螺栓緊固達到可靠地聯(lián)接 ,從而實現(xiàn)萬向聯(lián)軸器傳遞動力和運動的目的。412 零件的工藝分析法蘭叉頭是萬向接軸中的關鍵件，也是曲面最復雜繁多的零件之一。(1)sw

43、c型法蘭叉頭結構如圖41所示，工件毛坯為鑄件zg35crmo，法蘭盤直徑d=250mm，軸承孔直徑d=95mm，型腔曲面相對于法蘭盤d中心線、軸承孔d中心為對稱結構，型腔由兩段r圓弧，且弧面呈30、17包絡，包絡的弧面與兩側45斜面相交，腔底為7斜面。該產(chǎn)品使用傾角大于15相互運動件容易產(chǎn)生干涉，由于鑄造時漲箱、重要尺寸產(chǎn)生較大誤差等原因的影響，致使實際鑄造叉頭可能存在與相關件嚴重干涉(鑄造時重要尺寸偏差比圖紙給出的偏差大)或者重要部位的強度減弱（鑄造時重要尺寸偏差比圖紙給出的偏差?。┑膯栴}，從而對產(chǎn)品的生產(chǎn)和質量造成嚴重影響。圖4-1 swc型法蘭叉頭（2）制造難點分析：1）由于鑄造實際尺寸

44、與設計尺寸差距很大，有的部位多達8-10mm，有些部位又有缺肉，因此確立合理的工步是該型腔曲面檢查及加工的關鍵。2）法蘭叉頭鑄造毛坯零件加工余量不均勻，在加工中材料去除量較大，因此提高加工效率是一個難點。3）法蘭叉頭的型腔面一次走刀中去掉的金屬體積較大，必須考慮刀具壽命，減少停機換刀時間。因此選擇合適的刀具參數(shù)，使用合理的切削用量尤為重要。4）法蘭叉頭加工是在三坐標數(shù)控鏜床上加工自由曲面，加工質量和效率對加工程序要求高。412建立數(shù)字模型將設計提供的利用三維cad技術及先進的有限元分析軟件優(yōu)化后的三維模型stp文件導入到ugnx4中，在ug nx4建模模塊中將法蘭叉頭曲面分成a、b、a面（如圖

45、4-2、圖4-3所示）。如圖4-2法蘭叉頭曲面的分割 圖4-3法蘭叉頭三維模型42確定數(shù)控加工工藝方案421劃分數(shù)控加工工步由于型腔曲面鑄造公差大，加之鑄件漲箱變形，造成毛坯余量不均勻、不對稱，為了提高加工效率， 先將型腔曲面分割成a、b、a面，按單邊留量6mm，將型腔曲面走刀檢查一遍，確定工件余量，再根據(jù)余量情況制定加工流程，如圖4-4所示。圖4-4加工流程圖1）如果觀察沒有余量，可加大機床轉速和走刀，快速完成型腔曲面的檢查。2）如果a、b面均有加工余量，量大則先執(zhí)行a、b面分別粗加工程序，再執(zhí)行a、b面同時精加工程序；量小則直接執(zhí)行a、b面同時精加工程序。3）如果a面或b面單邊有加工余量，

46、則只執(zhí)行a面或b面粗、精加工程序。422選擇加工設備宜選擇帶回轉工作臺的數(shù)控鏜銑床，結合工件外形尺寸及重量，考慮到該零件只對其型腔面進行修形，綜合機床的加工能力及主軸轉速、進給速度等性能，選擇tk6111數(shù)控鏜床有利于提高效率。423選用加工刀具由于型腔曲面的加工表面質量要求不高，粗、精加工用同一把刀，選擇了75可轉位面銑刀，刀具直徑160，該刀具可改變每層之間的波峰殘留，減少分層密度，同時可采用大進給量，效率高、性能可靠。刀片可換，即使在長時間切削中磨損后，暫停程序換刀片，此時刀具長度等參數(shù)均未變，然后繼續(xù)執(zhí)行程序即可。424 確定切削用量為了保證切削速度均勻、切削載荷較穩(wěn)定，減少刀具、機床

47、所受的沖擊，同時提高加工效率，以“小切深大走刀”的高速切削原理來規(guī)定切削用量。切削深度：以數(shù)控程序分層加工需要達到的要求，粗加工ap取58mm，精加工ap取12mm；切削速度vc300m/min；主軸轉速：n=1000r/min；進給速度：f=10001500mm/min。425設計數(shù)控程序編制加工法蘭叉頭型腔曲面程序是數(shù)控加工的重要環(huán)節(jié)，優(yōu)化刀具路徑、選擇合理進退刀方式對加工質量和效率至關重要。編程采用ug nx4平臺進行自動編程方式。為保證加工連續(xù)性和提高效率，采取通過程序自動根據(jù)毛坯具體情況分刀進行數(shù)控程序的設計。426 確定編程原點和加工坐標系按照加工坐標系mcs和wcs坐標系重合的原

48、則，以d和d的中心交點為定g54，這樣在加工過程中能盡量減少碰撞發(fā)生，同時方便對刀及加工前的程序檢查（如圖4-5所示）。圖4-5 工件坐標系的確定427 設計數(shù)控程序加工路線在nx cam中的操作對應每個加工工步。根據(jù)工序的劃分，在nx cam中建立程序組，并將程序組名規(guī)范化，避免因程序多導致操作失誤。根據(jù)選用的刀具創(chuàng)建刀具模型參數(shù)和加工參數(shù)（如圖4-6所示）。創(chuàng)建各工序的工件包括零件、毛坯和加工坐標系等加工幾何體和操作（如圖4-7所示）。428設計數(shù)控程序刀具路徑nx加工模塊中提供了三軸加工和多軸加工模式，法蘭叉頭的加工要求以及加工機床的功能，我們采用cavity mill（型腔銑）方式，用

49、法蘭叉頭的自由曲面作為驅動面，以平行于水平面的不同深度平面與型腔面相截，產(chǎn)生的截面線再偏置一個刀具半徑，產(chǎn)生刀具路徑（如圖4-8所示）。這樣通過分層的數(shù)控程序即（2.5軸聯(lián)動加工）生成刀具軌跡，避免加工中扎刀現(xiàn)象，盡量多的運用圓弧插補來加工型腔面的輪廓，使得走刀路線大大縮短，加工時間縮短，且加工的表面光度好，使得后續(xù)的打磨工序工作量減少。圖4-6刀具參數(shù)模型 圖4-7加工幾何體和操作圖4-8 程序的刀路設計428 后置處理機床后置模塊的作用是生成可使用的g代碼程序。在實際運用中，發(fā)現(xiàn)在圓弧插補上用ijk方式后置處理的g代碼在機床上模擬報警出錯，其原因為數(shù)據(jù)計算累積錯誤。最后后置處理器改為cr的

50、方式，產(chǎn)生的程序運行通過。系統(tǒng)自動產(chǎn)生nc程序段格式如下：毛坯檢查程序：（flct.txt）n0010 g40 g17 g90 g54n0040 g0 g90 x-163.2199 y-138.8421 s1500 m03n0060 z277.2647.429加工仿真及程序校驗為了保證程序的可加工性，減少實際試制時間，節(jié)約費用，將生成的加工程序在軟件上進行仿真加工。通過仿真可對程序進行分析，防止在加工中出現(xiàn)刀具軸振動、過切及碰撞、扎刀現(xiàn)象。對于仿真結果不理想的程序則可返回加工模塊對加工方式、參數(shù)等進行修改，直至仿真結果（如圖4-9所示）符合加工要求。圖4-9加工仿真4210數(shù)控系統(tǒng)軌跡模擬通過

51、數(shù)控系統(tǒng)的圖形顯示功能顯示刀具軌跡運行情況，這種方法快而準確，該測試可在各種倍率模式有效時進行。由于所有運動在控制器的圖形模式下進行測試，這樣就減少了檢查任務量，且程序也易跟蹤。4211程序傳輸和運行法蘭叉頭根據(jù)前面劃分，從而產(chǎn)生了26個程序。這些程序的程序段數(shù)多達8000，在文件大小上，其中一個達到4m字節(jié)，可用u盤將程序拷入機床中。程序在運行時，由于機床的ncu內存太小，無法將程序裝載入后進行加工，所以采用數(shù)控機床自動模式下，通過硬盤方式進行邊傳程序邊加工。根據(jù)實際情況，在一些加工程序段上通過倍率開關優(yōu)化指定的切削速度和進給速度。第五章 結語與展望聯(lián)軸器是上下夾送輥系統(tǒng)中的一個核心部件，由

52、于聯(lián)軸器的尺寸大、工況惡劣，造價高，生產(chǎn)復雜，所以對其進行理論分析、工程設計，并利用這些設計分析結果指導生產(chǎn)就顯得愈加重要，才有可能使得問題暴露在設計階段，縮短產(chǎn)品的研制周期，降低產(chǎn)品成本，增強產(chǎn)品的市場競爭能力。由于uoe焊管線的工作特殊性，在正常工作時不允許停機，因此對聯(lián)軸器產(chǎn)品的各種運動學性能、動力學性能、可靠性、壽命等都有著非常高的要求，長期以來，我國所使用的中、寬厚板軋鋼機傳動系統(tǒng)中的聯(lián)軸器依賴進口，成本非常高。武漢冶金設備一廠根據(jù)這一市場需求，著手進行重型聯(lián)軸器的設計、研制，并取得了成功，目前，該產(chǎn)品已成功地運用在幾條uoe焊管生產(chǎn)線上。本文就是根據(jù)這一生產(chǎn)背景下，以企業(yè)的實際科研

53、攻關項目為依托進行的，本文的主要工作和創(chuàng)新點如下: 1、對聯(lián)軸器的運動學性能和動力學性能進行了分析針對聯(lián)軸器這一部件，采用幾何、運動學、力學理論進行了分析計算，分析了聯(lián)軸器工作時的各個零件之間的幾何關系、運動學關系以及動力學關系，并對聯(lián)軸器的效率以及聯(lián)軸器的壽命進行了分析。 2、對萬向軸進行了結構設計 研究了聯(lián)軸器的重要構成零件十字軸的設計，研究了十字軸總成游隙的結構設計，分析了安裝時的軸承游隙，就十字軸以及軸承外圈的主要材料、工藝和精度進行了分析，還進行了中間軸伸縮花鍵副、法蘭叉頭的結構設計問題，在此基礎上，討論了十字萬向軸標準和選用計算方法；給出了選用聯(lián)軸器時的不同選用方案:按照軸承壽命選擇和按照傳遞扭矩類型選擇。3、對聯(lián)軸器進行了設計分析 根據(jù)uoe焊管用聯(lián)軸器的設計要求，對聯(lián)軸器