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鼓形齿联轴器的设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

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鼓形齿联轴器的设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送 全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 目 录 前言 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 绪论 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 第一章 概述 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1.1 联轴器的功用 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1.2 联轴器的特点 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „„„„„„„ 第二章 选择联轴器的类型 „„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ 2.1 联轴器的分类 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „„„„„„ 2.2 选择联轴器应考虑的因素 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2.3 鼓形齿联轴器的特点 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2.4 ZWG 型鼓形齿联轴器 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 第三章 ZWG型鼓形齿联轴器的尺寸给定 „„„„„„„„„„„„„„„ „ 3.1 型式、基本参数和主要尺寸 „„ „„„„„„„„„„„„„„„„„„ „„ 3.2 其型式、基本参数和主要尺寸应符合规定 „„ „„„„„„„„„„„„„„„„ 第四章 鼓形齿 联轴器的强度 „„„„„„„„„„„„„„„„ „ „ „ 第五章 CAD/CAM建模及数控编程 „„„„„„„„„„„„„„„„„ 5.1 走刀轨迹及程序 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „„„„ „ 第六章 结论与展望 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ 参考文献 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 致谢 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ „„ 33 37 3530 26 26 14 14 11 4 6 3 3 3 4 16 2 20 18 18 18 322 3 34 常州工学院 第 2 页 共 34 页 鼓形齿联轴器的设计 买文档送全套图纸 扣扣 414951605 前言 三年的大学生涯即将结束,最后的学习任 务就是毕业设计。 设计就是根据任务书将学习到的基础知识、专业理论知识和实践知识相结合应用的过程,也是我们回顾、总结这三年所学知识的过程。 前面再加上“毕业”这两字,它的能力要求就更高了。 这次毕业设计的课题是厚板轧机联轴器,这是为了特定的要求而进行的,尽管设计的难度很大,但掌握相关机械设计的基本理论和正确的方法是我学们专业的学生理所应该具备的能力。 随着我国经济的发展,大直径轧管机需求增加,其主传动使用联轴器的要求也越来越高,满足该要求的联轴器有十字式万向联轴器和大转矩鼓形齿式联轴器,其中十字式万向联轴器转矩可 以达到,但承载冲击性能差、寿命短,这是一个很大的缺点;大转矩鼓形齿式联轴器承载冲击性能好,但齿面接触应力和齿根弯曲疲劳强度要求高,如果我们采取特殊结构、特殊材料、特殊工艺,那么该联轴器就能够满足大直径轧管机的要求。目前国内轧机用的标准联轴器无法满足要求,只达到需求转递转矩的1/2~ 1/3,国外联轴器专业制造商可以满足要求,但由于它采用专门的技术,再加上制造难度大,所以价格特别昂贵。一台轧管机需要 10 套左右,再加上备件外购费用很大。 2000 年太原重工成功的为 φ 159 轧管机组设计出了大转矩三段弧形齿式联轴器,制 造费用只有进口价的 1/4~ 1/5( 16.7 万元 /每套)。 根据设计任务书我查阅了相关的资料,并对其进行汇总、整理、综合。然后 进行联轴器的选用及计算、 齿接触应力、弯曲强度和铰孔螺栓的剪切 强度校核。 在给定了相关设计零件的尺寸后,用 AUTOCAD 进行设计和绘制全部零件( 内齿圈、端盖、外齿轴套等) 的平面图和装配图, 并安排合理的技术要求, 给出一些匹配零件。最后是 零件的 CAD/CAM 建模及编程。经过以上这些工作之后,联轴器的设计就完成了。 作为一种传动装置的鼓形齿联轴器是由普通直齿联轴器发展演变而来的,鼓形齿联轴器在国 外许多先进的工业国家已有种种标准及系列产品, 由两个鼓形外齿套与一对直齿内齿齿圈等零件组成。靠内,外齿的啮合传递转矩,并通鼓形外齿套的直齿的内齿圈的轴线摆动(称角向位移)来补偿俩传动轴线的相对偏移。齿长方向的鼓度越大,其角向位移越大, 最大达 6 ,一般使用推荐 1 ~ 1.5,而旧的齿轮联轴器只允许0.5;从弯曲强度和承载能力来看,在相同的工作条件下鼓形齿联轴器传递扭矩可提高 15~ 20。 齿长方向的鼓度,使齿对接触情况较好,因此鼓形齿式联轴器有传动能力大、角位移大、传动平稳、效率高、寿命长等优点。 因此逐步取代直 齿联轴器,并 广泛用于冶金机械,重型、矿山机械,起重、运输机械等传动。 鼓形齿联轴器的设计 第 3 页 共 34 页 绪论 鼓形齿联轴器,具有结构紧凑、回转半径小、传递转矩大和较大的角向补偿量等特点。其中传 递转矩与 CL 系列直齿联轴器相比提高 50以上,是一种先进的鼓形齿式联轴器。 第一章 概述 1.1 联轴器的功用 联轴器( COUPLING)是联接两轴或轴和回转件、在传递运动和动力过程中一起回转而不脱开的一种装置,是机械设备传动轴系中应用量大、面广的通用部件。 用于冶金、重型、矿山、工程、石油 、化工、船舶、交通、起重运输、通用、纺织、轻工、农业、印刷机械和水泵、风机、机床等机械设备传动轴系中的联轴器,主要功能有传递扭矩;而应用于精密机械以及某些操纵、控制机构的联轴器,主要功能则是传递精确的运动。 在传动轴系中机械振动、冲击、轴线偏差等不利因素,只有通过联轴器才能得到改善和补偿,由此可见联轴器在传动轴系中的重要作用。科学的设计、合理的选用联轴器,不仅能延长联轴器的使用寿命,而且能改善传动轴系工作性能,保证传动轴系正常工作。 联轴器是机械通用基础部件,品种、型式很多。但任何联轴器都不可能是万能的,每 一个品种、型式(包括不同元件材质和结构形状)的联轴器都有其适用范围,选用时应予注意。 1.2 联轴器的 特点 各种工况联轴器的结构形式很多,在选择品种、型号、规格前,应考虑联轴器用于何条件。如工作环境的温度、湿度;是否有粉尘、油、酸、碱等物质、并根据不同的工况条件和环境选用不同材质,同时工况条件还应考虑启动是否频繁。 由于制造和安装不可能绝对精确,以及工作受载时基础、机架和其它部件的弹性变形与温差变形,联轴器所联接的两轴线不可避免的要产生相对偏移。 两轴相对偏移的出现,将在轴、轴承和联轴器上引起附加载荷,甚至 出现剧烈振动。因此,联轴器还应具有一定的补偿两轴偏移的能力,以消除或降低被联两轴相对偏移引起的附加载荷,改善传动性能,延长机器寿命。为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷,联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。 考虑载荷性质、联接方式是选择联轴器类别的重要因素;选用和设计联轴器都应常州工学院 第 4 页 共 34 页 以联轴器的传递扭矩作为主要参数来考虑。 第二章 选择联轴器的类型 2.1 联轴器的分类 根据传递载荷的大小,轴转速的高低,被联接两部件的安装精度等,参考各类联轴器特性,一种合用的联轴器类型。具体选择 有 以下几 种 2.1.1 刚性联轴器 刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力,也不具有缓冲减震性能;但结构简单,价格便宜。只有在载荷平稳,转速稳定,能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下, 才可选用刚性联轴器。 这类联轴器有套筒式、夹壳式和凸缘式等。图 2-1( a) 是普通的凸缘联轴器,通常是靠铰制孔用螺栓来实现两轴对中;图 2-1( b) 是有对中样的凸缘联轴器,凸缘联轴器可作成带防护边的(图 2- 1c)。 由于凸缘联轴器属于刚性联轴器,对所联两轴间的相对位移缺乏补偿能 力.对两轴对中性的要求很高。当两轴有相对位移存在时,就会在机件内引起附加载荷。但由于构造简单、成本低、可传递较大转矩,故当转速低、无冲击、轴的刚性大、对中性较好时亦常采用 。 图 2-1 凸缘联轴器 2.1.2 挠性联轴器 这种联轴器具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力,最大量随型号不同而异。 1.无弹性元件的挠性联轴器 无弹性元件的挠性联轴器 承载能力大,但也不具有缓冲性能,在高速或转速不稳鼓形齿联轴器的设计 第 5 页 共 34 页 定或经常正、反转时,有冲击噪声。适用于低速、重载、转速平稳的场合。 a.十字滑块联轴器 这类联轴器因具有挠性,故可补偿两轴的相对位移。但因无弹性元件, 故不能缓冲减振。常用的有以下几种 ( 1)十字滑块联轴器 如图 2-2 所示,十字滑块联轴器由两个在端面上开有凹槽的半联轴器 1、 3和一个两面带 。 图 2-2 十字滑块联轴器 这种联轴器零件的材料可用 45 号钢,工作表面须进行热处理,以提高其硬度;要求较低时也可用 Q275 钢,不进行热处理。为了减少摩擦及磨损,使用时应从中间盘的油孔中注油进行润滑。 因为半联轴器与中间盘组成移动副,不能发生相对转动,故主动轴与从动轴的角速度应相等。但在两轴间有相对位移的情况下工作时;中间盘就会产生很大的离心力,从而增大动载荷及磨损。因此选用时应注意其工作转速不得大于规定值。 这种联轴器一般用于转速 n< 250 r/ min,轴的刚度较大,且无剧烈冲击处。效率 η1 -( ) fy/d,这里 f 为摩擦系数,一般取为 ; y 为联轴间径向位移量 0.5mm; d 为轴径 0.125mm。 b. 滑块联轴器 滑块联轴器 (图 2-3) 与十字滑块联轴器相 似,只是两边半联轴器上的沟槽很宽,并把原来的中间盘改为两面不带凸牙的方形滑块,且通常用夫布胶水制成。由于中间滑块的质量减小,又具有弹性,故允许较高的极限转速。中间滑块也可用尼龙 6制成,并在配制时加入少量的石墨或二硫化铝,以便在使用时可以自行润滑。这种联油器结构简单;尺寸紧凑,适用于小功率、高转速而无剧烈冲击处。 常州工学院 第 6 页 共 34 页 图 2-3 滑块联轴器 c.十字轴式万向联轴器 如图 2-4( a) 所示,它由两个叉形接头 1、 3,一个中间联接件 2 和轴销 4(包括销套及铆钉)、 5 所组成;轴销 4 与 5 互相垂直配置并分别把两个叉形接头与中间件 2 联接起来。这样,就构成了一个可动的联接。这种联轴器可以允许两轴间有较大的夹角(夹角 a 最大可达 35 ~ 45 ),而且在机器运转时,夹角发生改变仍可正常传动;但当 a过大时,传动效率会显著降低。 2-4 十字轴式万向联轴器 这种联轴器的缺点是当主动轴角速度。 l 为常数时,从动轴的角速度。。并不是常数,而是在一定范围内( ω1cosα≤ω3≤ω1cosα )变化,因而在传动中将产生附加动载荷。为了改善这种情况,常将十字轴式万向联轴器成对使用(图 2-4b),鼓形齿联轴器的设计 第 7 页 共 34 页 但应注意多装时必须保证 O1 轴、 O3 轴与中间轴之间的夹角相等,并且中间轴的两端的叉形接头应在同一平面内(图 2-5。只有这种双万向联轴器才可以得到 ω3ω1 。 图 2-5 双万向联轴器 这 种联轴器各元件的材料,除铆钉用 20 号钢外,其余多用合金钢,以获得较高的耐磨性及较小的尺寸。小型十字轴式万向联轴器已标准化,设计时可按标准选用。 d.齿 式联轴器 如图 2-6( a) 所示,这种联轴器由两个带有内齿及凸缘的外套筒 3 和两个带有外齿的内套简工所组成。两个内套商 1 分别用键与两轮联接,两个外套 筒 3用螺栓 5联成一体,依靠内外齿相啮合以传递转矩。由于外项的齿顶制成椭球面,且保证与内齿咽合后具有适当的顶隙和侧隙,放在传动时,套筒 1 可有轴向和径向位移以及用位移(图 2-6b)。又为了减少磨损,可由油孔 4注入润滑油,并在套简工和 3之间装有密封圈点以防止润滑油泄漏。 齿式联轴器中,所用齿轮的齿廓曲线为渐开线,啮合用为 ZOo,齿数一般为 30~80,材料一般用 45 号钢或 ZG310- 570。这类联轴器能传递很大的转矩,并允许有较大的偏移量,安装精度要求不高;但质量较大,成本较高,在重型机械中广泛应用。 图 2-6 齿式联轴器 e. 滚子链联轴器 常州工学院 第 8 页 共 34 页 如图 2-7 所示 这种 联 轴器是利用一条公用的双排链条 2 同时与两个齿数相同的并列链轮啮合来实现两半链轴器 1与 4 的联接。为了改善润滑并防止污染,一般都将联轴器密封在罩壳内。 图 2-7 滚子链联轴器 滚子链联轴器的特点是结构简单,尺寸紧凑,质量小,装拆方便,维修容易、价廉并具有一定的补偿性能和缓冲性能,但因链条的套简与其相配件间存在间隙,不宜用于逆向传动和起动频繁或立轴传动。同时由于受离心力影响也不宜用于高速传动 。 2 有弹性元件的挠性联轴器 这类联轴器因装有弹性元件,不仅可以补偿两袖间的相对位移,而且具有缓冲减振的能力。弹性元件所能储蓄的能量取多,则联轴器的缓冲能 力愈强;弹性元件的弹性滞后性能与弹性变形时零件间的摩擦功愈大、则联轴器的减振能力愈好。这类联轴器目前应用很广,品种亦愈来愈多。 制造弹性元件的材料有非金属和金属两种。非金属有橡胶、塑料等.其特点为质量小,价格便宜,有良好的弹性滞后性能,因而减振能力强。金属材料制成的弹性元件(主要为各种弹簧恻强度高、尺寸小而寿命较长。 联轴器在受到工作转矩 T 以后,被联接两轴将因弹性元件的变形而产生相应的扭转角 φ ; φ 与 T 成正比关系的弹性元件为定刚度,不成正比的为变刚度。非金属材料的弹性元件都是变刚度的,金属材料的则由其结构 不同可有变刚度的与宝刚度的两种。常用非金属材料的刚度多随载荷的增大而增大,故缓冲性好,特别适用于工作载 荷 有较大变化的机器。 a.改弹性套柱销联轴器(图 2-8) 鼓形齿联轴器的设计 第 9 页 共 34 页 图 2-8 改弹性套柱销联轴器 这种联轴器的构造与凸缘联轴器相似,只是用套有弹性套的柱销代替了联接螺栓。因为通过蛹状的弹性套传递转矩,故可缓冲减振。弹性套的材料常用耐油橡胶,并作成截面形状如图中网纹部分所示,以提高其弹性。半联轴器与轴的配合孔可作成圆柱形或圆锥形(图 2-8)。 半联轴器的材料常用 HT 20O,有时也采用 35 号钢 或 ZG 270- 500;柱销材料多用 35 号钢。这种联轴器可按标准( GB 4323- 84)选用 。 这种联轴器制造容易,装拆方便,成本较低,但弹性套易磨损,寿命较短。它适用于联接载荷平稳、许正反转或启动频繁的传递中、小传距的轴 b.弹性柱销联轴器 这种联轴器的结构如图 ( 2-9) 所示,工作时转矩是个联轴器、件销而传到从动轴上去的。为了防止林荫脱落,在半联轴器的外侧,用螺钉固定了挡板。这种联轴器与弹性套柱销联轴器很相似,但传递转题的能力很大,结构更为简单,安装、制造方便,耐久性好,也有一定的缓冲和吸振能力, 允许被联接两轮有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移,适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和起动频繁的场合,由于尼龙柱销对温度较敏感,故使用温度限制在 -20~ 70℃ 的范围内。 常州工学院 第 10 页 共 34 页 图 2-9 弹性柱销联轴器 C.星形弹性联轴器 如图 2-10所示,两半联轴器 1、 3 上均制有凸牙,用橡胶等类材料制成的星形 弹性件 2,放置在两半联轴器的凸牙之间 C工作时,星形弹性件受压缩并传递转矩 C这种联轴器允许轴径位移为 0.2mm,偏角位移为 1”30’ 。因为弹性件只受压不受拉,工作情况有所改善,故寿命较长。 图 2-10 星形弹性联轴器 d.梅花性弹性联轴器 如 图 2-11所示这种联轴器图,其结构形式及工作原理与星形弹性联轴器相似,但半联 轴器与轴配合的孔可作成圆柱形或圆锥形.并以梅花形弹性件取代星形弹性件。弹性键可根据使用要求选用不同硬度的聚氨酯橡队铸型尼龙等材料制造。工作温度范围为 - 35~ 80℃ ,短时工作温度可达 100℃ ,传递的公称转矩为 16~ 25000 Nm 。 鼓形齿联轴器的设计 第 11 页 共 34 页 图 2-11 梅花性弹性联轴器 e.膜片联轴器 膜片联轴器其弹性元件为一 定数量的很薄的多边环形(或圆环形)金属膜片汪会而成的膜片组,在膜片的圆周上有若干个螺栓孔,用校制孔用螺栓交错间闭与半联轴器相联接这样将弹性元件上的弧段分为交错至压缩和受拉伸的两部尤拉伸部分传速转矩,医缩部分趋向皱折。当矾组存在轮向、径向和角位移时,金属膜片区产生技状变形。 2.1.3 安全联轴器 在结构上的特点是,存在一个保险环节(如销钉可动联接等),其只能承受限定载荷。当实际载荷超过事前限定的载荷时,保险环节就发生变化,截断运动和动力的传递,从而保护机器的其余部分不致损坏,即起安全保护作用。 2.1.4 起 动安全联轴器 除了具有过载保护作用外,还有将机器电动机的带载起动转变为近似空载起动的作用。 2.2 选择联轴器应考虑的因素 2.2.1 动力机的机械特性 动力机到工作机之间,通过一个或数个不同品种型式、规格的联轴器将主、从动端联接起来,形成轴系传动系统。在机械传动中,动力机不外乎电动机、内燃机和气轮机。由于动力机工作原理和机构不同,其机械特性差别较大,有的运转平稳,有的运转时有冲击,对传动系统形成不等的影响。根据动力机的机械特性,将动力机分为四类。见表 2- 1 。 表 2- 1 动力机系数 Kw 常州工学院 第 12 页 共 34 页 动力机 类别代号 动力机名称 动力机系数 Kw 动力机类别代号 动力机名称 动力机系数 Kw Ⅰ 电动机、透平 1.0 Ⅲ 二缸内燃机 1.4 Ⅱ 四缸及四缸以上内燃机 1.2 Ⅳ 单缸内燃机 1.6 动力机的机械特性对整个传动系统有一定的影响,不同类别的动力机,由于其机械特性不同,应选取相应的动力机系数 Kw ,选择适合于该系统的最佳联轴器。动力机的类别是选择联轴器品种的基本因素,动力机的功率是确定联轴器的规格大小的主要依据之一,与联轴器转矩成正比。 固定的机械产品传动 系统中的动力机大都是电动机,运行的机械产品传动系统(例如船舶、各种车辆等)中的动力机多为内燃机,当动力机为缸数不同的内燃机时,必须考虑扭振对传动系统的影响,这种影响因素与内燃机的缸数、各缸是否正常工作有关。此时一般应选用弹性联轴器,以调整轴系固有频率,降低扭振振幅,从而减振、缓冲、保护传动装置部件,改善对中性能,提高输出功率的稳定性。 2.2.2 载荷类别 由于结构和材料不同,用于各个机械产品传动系统的联轴器,其载荷能力差异很大。载荷类别主要是针对工作机的工作载荷的冲击、振动、正反转、制动、频繁启动等原 因而形成不同类别的载荷。为便于选用计算,将传动系统的载荷分为四类,见表 2-2 。 表 2-2 载荷类别 载荷类别 载荷状况 工况系数 K 载荷类别 载荷状况 工况系数 K Ⅰ 载荷均匀,工作平稳 11.5 Ⅲ 重冲击载荷,频繁正反转 2.52.75 Ⅱ 中等冲击载荷 1.52.5 Ⅳ 特重冲击载荷,频繁正反转 2.75 传动系统的载荷类别是选择联轴器品种的基本依据。冲击、振动和转矩变化较大的工作载荷,应选择具有弹性元件的挠性联轴器即弹性联轴器,以缓冲、减振、补偿轴线偏移,改善传 动系统工作性能。起动频繁、正反转、制动时的转矩是正常平稳工作时转矩的数倍,是超载工作,必然缩短联轴器弹性元件使用寿命,联轴器只允许短时超载,一般短时超载不得超过公称转矩的 2~ 3 倍 。 低速工况应避免选用只适用于中小功率的联轴器,例如弹性套柱销联轴器、芯型弹性联轴器、多角形橡胶联轴器、轮胎式联轴器等;需要控制过载安全保护的轴系,宜选用安全联轴器;载荷变化较大的并有冲击、振动的轴系,宜选择具有弹性元件且缓冲和减振效果较好的弹性联轴器。金属弹性元件弹性联轴器承载能力高于非金属弹鼓形齿联轴器的设计 第 13 页 共 34 页 性元件弹性联轴器;弹性元件受挤压 的弹性联轴器可靠性高于弹性元件受剪切的弹性联轴器。 2.2.3 联轴器的许用转速 联轴器的许用转速范围是根据联轴器不同材料允许的线速度和最大外缘尺寸,经过计算而确定。不同材料和品种、规格的联轴器许用转速的范围不相同,改变联轴器的材料可提高联轴器许用转速范围,材料为钢的许用转速大于材料为铸铁的许用转速。 用于 n5000r/min 工况条件的联轴器,应考虑联轴器外缘离心力和弹性元件变形等影响因素,并应作动平衡。高速时不应选用非金属弹性元件弹性联轴器,高速时形成弹性元件变形,宜选用高精度的挠性联轴器,目 前国外用于高速的联轴器不外乎膜片联轴器和高精度鼓形齿式联轴器。 2.2.4 联轴器所联两轴相对位移 联轴器所联两轴由于制造误差、装配误差、安装误差、轴受载而产生变形、基座变形、轴承受损、温度变化(热胀、冷缩)、部件之间的相对运动等多种因素而产生相对位移。一般情况下,两轴相对位移是难以避免的,但不同工况条件下的轴系传动所产生的位移方向,即轴向( x )、径向( y )、角向( α )以及位移量的大小有所不同。只有挠性联轴器才具有补偿两轴相对位移的性能,因此在实际应用中大量选择挠性联轴器。刚性联轴器不具备补偿性 能,应用范围受到限制,因此用量很少。角向( α )唯一较大的轴系传动宜选用万向联轴器,有轴向窜动,并需控制轴向位移的轴系传动,应选用膜片联轴器;只有对中精度很高的情况下选用刚性联轴器 。 2.2.5 联轴器的传动精度 小 转矩和以传递运动为主的轴系传动,要求联轴器具有较高的传动精度,宜选用金属弹性元件的挠性联轴器。大转矩传递动力的轴系传动,对传动精度亦有要求,高转速时,应避免选用非金属弹性元件弹性联轴器和可动元件之间有间隙的挠性;联轴器,宜选用传动精度高的膜片联轴器。 2.2.6 联轴器尺寸、安装和维护 联 轴器外形尺寸,即最大径向和轴向尺寸,必须在机器设备允许的安装空间以内。应选择装拆方便、不用维护、维护周期长或者维护方便、更换易损件不用移动两轴、对中间调整容易的联轴器。 常州工学院 第 14 页 共 34 页 大型机器设备调整两轴对中较困难,应选择使用耐久和更换易损件方便的联轴器。金属弹性元件挠性联轴器一般比非金属弹性元件挠性联轴器使用寿命长。需密封润滑和使用不耐久的联轴器,必然增加维护工作量。对于长期连续运转和经济效益较高的场合,例如我国冶金企业的轧机传动系统的高速端,目前普遍采用的是齿式联轴器,齿式联轴器虽然理论上传递转矩大,但必须在润滑和 密封良好的条件下才能耐久工作,且需经常检查密封状况,注润滑油或润滑脂,维护工作量大,增加了辅助工时,减少了有效工作时间,影响生产效益。国际上工业发达国家,已普遍选用使用寿命长、不用润滑和维护的膜片联轴器取代鼓形齿式联 轴器,不仅提高了经济效益,还可以净化工作环境。在轧机传动系统选用我 国 研 制的弹性活销联轴器和扇形块弹性联轴器,不仅具有膜片联轴器的优点,而且缓冲减振效果好,价格便宜。 2.2.7 工作环境 联轴器与各种不同主机产品配套使用,周围的工作环境比较复杂,如温度、湿度、水、蒸汽、粉尘、砂子、油、酸、碱 、腐蚀介质、盐水、辐射等状况,是选择联轴器时必须考虑的重要因素之一。对于高温、低温、有油、酸、碱介质的工作环境,不宜选用以一般橡胶为弹性元件材料的挠性联轴器,应选择金属弹性元件挠性联轴器,例如膜片联轴器、蛇形弹簧联轴器等。 弹性柱销式联轴器由于运转时柱销的窜动,自身噪声大,对于噪声有严格要求的场合就不应选用。 2.2.8 经济性 由于各品种、型式、规格的联轴器结构、材料、大小和精度不同,其成本和造价相差很大。一般精度要求的联轴器成本低于高精度要求的联轴器;结构简单、工艺性好的联轴器成本低于结构复杂、工 艺性差的联轴器;采用一般材料作原料的联轴器成本低于采用特殊材料作原料的联轴器;非金属弹性元件挠性联轴器的成本低于金属弹性元件挠性联轴器。在选择联轴器时,价格是不可忽视的重要因素,有时甚至是决定因素。对于一般工况条件,就无必要选择价格较贵的高精度联轴器,选用者往往因为经济的原因不能选用某些性能虽好但价格较高的挠性联轴器。 在选择联轴器时应根据选用各自实际情况和要求,综合考虑上述各种因素,从现有标准联轴器中选取最适合于自己需要的联轴器品种、型式和规格。 根据设计任务书本设计选用无弹性元件挠性联轴器中的鼓形齿式联 轴器。 这种联轴器结构比较简单,弹性元件的联接没有间隙,不需润滑,维护方匣,平衡容易,质量小,对环境适应性强,但扭转弹性较低,缓冲减振性能差,主要用 f 载荷比较平稳的高速传动 。 2.3 鼓形齿式联轴器的特点 与直齿式联轴器相比有以下特点 鼓形齿联轴器的设计 第 15 页 共 34 页 2.3.1 承载能力强 . 在相同的内齿套外径和联轴器最大外径下,鼓形齿式联轴器的承载能力平均比直齿式联轴器提高 15~ 20%,见下表 2-3 对比例证 表 2-3 对比表 2.3.2 角位移补偿量大 . 当径向位移等于零时,直齿式联轴器的许用角位移为 1,而鼓形齿式联轴器的许用角 位移为 130 ,提高 50%。见下图 2-12,在相同的模数、齿数、齿宽下,鼓形齿比直齿允许的角位移大。 图 2-12 角位移补偿量 1、 鼓形齿面使内、外齿的接触条件得到改善,避免了在角位移条件下直齿齿端 棱边挤压,应力集中的弊端,同时改善了齿面摩擦、磨损状况,降低了噪声,维修周期长。 2、 外齿套齿端呈喇叭形状,使内、外齿装拆十分方便。 3、 传动效率高达 99.7。 兼顾以上所述类型的比较,选用无弹性元件挠性联轴器中的齿式联轴器。 这种联轴器结构比较简单,弹性元件的联接没有间隙,不需 润滑,维护方匣,平衡 容 易,质量小,对环境适应性强,但扭转弹性较低,缓冲减振性能差,主要用 f 载荷比较平稳的高速传动 。 作为一种传动装置的鼓形齿联轴器是由普通直齿联轴器发展演变而来的,鼓形齿常州工学院 第 16 页 共 34 页 联轴器在国外许多先进的工业国家已有种种标准及系列产品, 由两个鼓形外齿套与一对直齿内齿齿圈等零件组成。靠内,外齿的啮合传递转矩,并通鼓形外齿套的直齿的内齿圈的轴线摆动(称角向位移)来补偿俩传动轴线的相对偏移。齿长方向的鼓度越大,其角向位移越大, 最大达 6 ,一般使用推荐 1~ 1.5,而旧的齿轮联轴器只允许 0.5;从弯曲强度和 承载能力来看,在相同的工作条件下鼓形齿联轴器传递扭矩可提高 15~ 20。齿长方向的鼓度,使齿对接触情况较好,因此鼓形齿式联轴器有传动能力大、角位移大、传动平稳、效率高、寿命长等优点。因此逐步取代直齿联轴器,并广泛用于冶金机械,重型、矿山机械,起重、运输机械等传动。 本系列鼓形齿联轴器,具有结构紧凑、回转半径小、传递转矩大和较大的角向补偿量等特点。其中传 递转矩与 CL 系列直齿联轴器相比提高 50以上,是一种先进的鼓形齿式联轴器。 2.4 ZWG 型鼓形齿联轴器 2.4.1 构成 ZWG 型鼓形齿联轴器是由内齿圈、外齿 轴套、端盖、密封圈、螺塞及紧固件(螺栓、螺母、垫圈)组成,其中螺栓符合 GB5782-86, GB27-88。 在整个 ZWG 型鼓形齿联轴器系列中,内齿圈、端盖外型结构不变,不同档的内齿圈、端盖对应的尺寸参数不同,外齿轴套的外型结构则因孔的长度不同而变化。 2.4.2 适用范围 本系列联轴器适用于起重运输、冶金机械、矿山机械及其它机械,传递公称转矩710~ 1000000N m,单对齿角向补偿量为△α≤ 1 2.4.3 联轴器根据负荷情况、计算转矩、轴端直径和工作转速进行选择。 计算转矩由下式求出 Tc kT k 9550 ≤ Tn N m 2.5 27370 41055 N m 式中 Tc 计算转矩 N m T 理论转矩 N m Tn 公称转矩 N m Pw 驱动功率 kw n 工作转速 r/min k 工作状况系数 (见表 2-4) 表 2-4 工作状况系数 n Pw 鼓形齿联轴器的设计 第 17 页 共 34 页 工作载荷状况 工况系数 k 载荷较均匀 1~ 1.5 载 荷变化和冲击载荷中等 1.5~ 2.5 载荷变化和冲击载荷大 > 2.5 计算转矩 Tc 也可根据各专业的计算方法得到。 根据计算转矩 Tc 值,及设计任务书中给定的许用转速值,查阅鼓形表,初定型 号为 12规格的基本型鼓形齿联轴器 2.4.4 代号表示方法 ZWG 。 。 00( ) 轴孔型式代号 联轴器规格序号( 01~ 21) 产品编号(由产品分类号和产品 设计顺序号确定) 联轴器型式代号(基本型无代号) D 单面法兰型 Z 带制动轮型 P 带制动盘型 鼓形齿式联轴器 2.4.5 标记示例 根据任务书中给定的许用转速和公称扭矩要求,选择 12 规格的基 本型鼓形齿联轴器 例 产品编号 A7352 选用 12 规格基本型鼓形齿式联轴器 主动端 Y型轴孔, A 型键槽 d150 Ly252 从动端 Y型轴孔, A 型键槽 d150 Ly252 鼓形齿联轴器 150 252 ZWG7352.12.00( ) () Y Y 常州工学院 第 18 页 共 34 页 第三章 ZWG 基本型鼓形齿式联轴器尺寸给定 3.1 型式、基本参数和主要尺寸 ZWG 型 基本型鼓形齿式联轴器 如图 3-1所示 3.2 其型式、基本参数和主要尺寸应符合规定 3.2.1 主要尺寸 经过查阅鼓 形表,得出 12 规格鼓形齿式尺寸如下 B406 Ly252 Cy8 D448 D1370 D2286 d150 3.2.2 主要参数 产品编号 A7352 选用 12 规格的基本型鼓形齿式联轴器 主动端 Y 型轴孔, A 型键槽 d150 Ly252 从动端 Y 型轴孔, A 型键槽 d150 Ly252 鼓形齿联轴器 150 252 ZWG7352.12.00( ) 根据计算及查表,确定主要鼓形的基本参数 见表 3-1 表3 -1 参数规格 参 数 名 称 代号 数值 模 数 m 6 mm 齿 数 z 52 分 度 圆 压 力 角 α 20 外 齿 轴 套 宽 度 b 50 作 用 力 至 根 圆 距 离 h 1.5 m 刀 具 位 移 圆 半 径 R 121 () Y Y 鼓形齿联轴器的设计 第 19 页 共 34 页 图 3-1 ZWG 型鼓形齿式联轴器外型 步骤 说明与理由 结果 常州工学院 第 20 页 共 34 页 第四章 鼓形齿联轴器强度计算 步 骤 说明与理由 结果 鼓形齿联轴器是近二十多年来发展迅速并得到广泛应用的一种联轴器,是由普通直齿联轴器发展演变而来 的,其主要区别在于外齿轴套齿面是呈鼓形的,从角度补偿方面最大可达 6 ,一般使用推荐 1~ 1.5,而旧的齿轮联轴器只允许 0.5;从承载能力方面来讲,承载能力在相同条件下可提高 1520。 鼓形齿联轴器的薄弱环节在齿部,主要是齿的接触应力σ H,轮齿的弯曲强度一般都足够。另外连接内齿圈的铰孔螺栓的规格及数量都由设计给定,其剪切强度应足够。根据设计任务书符合设计要求,但为了设备安全运行,下面对所做系列的联轴器的齿接触应力、弯曲强度及铰孔螺栓的剪切强度作一校核计算。 一.鼓形齿的接触应力 接触应力 σ H 0.418 式中 E 材料弹性模量 E 2.1 106 kgf / cm2 21 104 N / mm2 ρ 1 外齿齿面曲率半径 mm ρ 1 tgRR 为刀具位移圆半径 ρ 1 20121tg332 Fn 一个齿承受的平均法向力 Fn 根据计算得出外齿齿面曲率半径为 332mm hFnE1 c o s2c o s22kmzTnkdzTn 鼓形齿联轴器的设计 第 21 页 共 34 页 式中 Tn 联轴器转矩 N mm (根据查鼓形表得 Tn80000000N mm) m 齿轮模数 mm 6 z 齿轮齿数 52 α 压力角(为 20 ) k 承载系数(承载齿数 /总齿数 取 k 0.75. Fn 13993 N 由此可得出 σ H 0.418 0.418 255 N mm2 鼓形齿 联轴 器 内齿 圈和外 齿轴 套材料 都为42CrMo,当调质硬度为 HB246~ 286 时,许用接触强度为 [σ H]350N/mm2, 当调质硬度为 HB302~ 341 时,许用接触强度为 [σ H]400N/mm2 ,上述计算σ H均小于[σ H],接触强度满足要求。 根据查表得k 0.75计算出 一个齿承受的平均法向力 为 13993 N 由公式计算出 σ H 255 N mm2 1  c o s2c o s2 2kmz Tnkdz Tn hFnE120c o s52675.0 80 00 0 00 02 25.133221 000 013 993常州工学院 第 22 页 共 34 页 步骤 说明与理由 结果 二 .弯曲强度 一般齿轮传动中,齿轮同时工作的齿对只有一对或两对。而鼓形齿联轴器与一 般齿轮传动不同,若由于制造误差等影响,而使载荷集中在一对齿上,这对齿受力发生变形后,另一些齿对就很快接触,很快就几乎使全部齿对接触。所以,分担在每一个齿上的作用力相对减少。弯曲应力不会造成齿的折断,一般是由于接触疲劳致使轮齿失效,所以一般设计按接触应力计算,按弯曲应力验算。(所以按接触疲劳应力计算,而验算弯曲应力) 弯曲应力σ w Mt 弯矩 Mt Ft h Fn h cosα 0.94 Fn h 0.94 13993 1.5 118382 N mm W 抗弯模量 mm3 W 式中 b 齿宽 mm (外齿轴套的齿宽) h 作用力至跟圆距离 mm h 1.5 m Fn 一个齿承受的平均法向力 s 根圆处齿厚 mm 6 52 8.855mm 计算出弯矩为 118382 N mm 查表得出 h 1.5 m 所以计算出 根圆处齿厚 为 8.855mm 62bsWMt3 20cos5290sin c o s90s in zmzs 鼓形齿联轴器的设计 第 23 页 共 34 页 步骤 说明与理由 结果 三.铰孔螺栓剪切强度 鼓形齿联轴器内齿圈和外齿轴套材料都为 42CrMo, 当调质硬度为 HB302~ 341 时,许用强度 [σ b]不小于 340N/mm2,此值大于σ w计算值。故弯曲强度满足要求。 所选规格鼓形齿联轴器螺栓剪切强度计算 螺栓 GB27 88 螺栓强度级别 8.8 螺栓最小屈服强度 σ s640 N/mm2 螺栓抗拉强度 σ b800 N/mm2 螺栓孔分布图形 如下 根据弯曲应力公式得出抗弯模量 W 为 653.4 mm3 常州工学院 第 24 页 共 34 页 步骤 说明与理由 结果 螺栓工作时承受纯剪, 其剪切应力 τ 应满足   1. . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .42 nFd 其中 2.. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .2/D TF    3... . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .. . . . . . . . . .5 s 上式中 F 所有螺栓承受的圆周力 N T 联轴器传递的转矩 Nm ; D 螺栓孔分布圆直 径 mm ; [τ] 许用剪应力 2/ mmN ; σ s 螺栓的屈服强度 2/ mmN ; d 螺栓受剪直径 mm ; n 螺栓数量。   2/1 2 856 4 05 mmNs   2/DTF 2/41380000000392500 N   nFd 24 nFd 24 40 2/ mmN F392500 N  402/ mmN 5 鼓形齿联轴器的设计 第 25 页 共 34 页 步骤 说明与理由 结果 计算剪切应力 τ 全部小于许用剪切应力 [τ] ,且安全系数为 34,故安全。 四 . 结论 通过对联轴器的( 1)齿接触应力 ( 2)弯曲强度 ( 3)铰孔螺栓的剪切强度 三种计算结果分析,强度方面都满足要求。验证了 12 规格的基本型鼓形齿联轴器是符合要求的,可以进行大批量生产。 通过对初选方案( 12 规格的基本型鼓形齿联轴器)的强度校核计算分析,验证了 12 规格的基本型鼓形齿联轴器是符合设计要求的。 常州工学院 第 26 页 共 34 页 第五章 CAD/CAM 建模及数控编程 完成上述的机械设计工作后,下一步就是根据图纸进行 CAD-CAM 工作了。CAD/CAM 技术对工业界的影响有目共睹,它极大促进了产品质量、生产效益的提高和设计制造成本的降低,从一定角度来说,它甚至使生产和设计变得生 动,大大减少了人们的重复和烦琐的简单劳动,使人能最大限度地运用自己的头脑来 完成设计和生产工作,设计的生产为了一种创造艺术品的过程。 当前能进行 CAD/CAM 工作的软件有很多,这里选用 Unigraphics NX。Unigraphics NX 是当今世界上先进的、高度集成的、面向制造业的 CAD/CAE/CAM 高端软件。 这里选用 UG 建模后,生成刀具轨迹及程序。 5.1 建模、走刀轨迹及程序 1.内齿圈加工程序 O0000 ( PROGRAM NAME - 01) 鼓形齿联轴器的设计 第 27 页 共 34 页 DATEDO-MM-YY -25-03-06 TIMEHHMM-1343 N100G21 N102G0G17G40G49G80G90 ( UNDEFINED TOOL -1DIA. OFF.-LEN.-1DIA.-6.) N104T1M6 N106 G0G90X-55.218Y-57.948A0.S3000.M3 N108G43H1Z50. N110Z0. N112G1Z-1.F0. N114X-53.563Y-59.603F1200. N116X-53.361Y-59.805 N118X-52.298Y-60.819 N120X-50.687Y-62.241 N768X48.459Y-78.977R89.113 N770 X63.331Y-66.857R89.113 N772 X75.26Y-51.832R89.113 N778 X88.677Y3.219R89.113 N780 X84.999Y22.048R89.113 N782 X77.371Y39.651R89.113 N784 X66.148Y55.211R89.113 N786 X51.851Y68.004R89.113 N788 X35.145Y77.435R89.113 N790X16.0805Y83.067R89.113 N792X.04Y84.67R89.321 N794G0Z50. N796M5 N798G91G28Z0. N800G28X0.Y0.A0. N802M30 常州工学院 第 28 页 共 34 页 2.外齿轴套加工程序 O0000 ( PROGRAM NAME - 02) DATEDO-MM-YY -25-03-06 TIMEHHMM-1505 N100G21 N102G0G17G40G49G80G90 ( UNDEFINED TOOL -1DIA.OFF.LEN.-1DIA.-12) N104T1M6 N106G0G90X-0.052Y75.001A0.S1909M3 N108G43H1Z50. N110Z1 N112G1Z-1.F0. N114X-3.991Y74.896F1500 N116X-8.006Y74.572 N118X-12.016Y74.032 N120X-15.991Y73.276 N122X-19.737Y72.357 N124X-20.423Y72.166 N126X-24.042Y71.041 鼓形齿联轴器的设计 第 29 页 共 34 页 N128X-27.807Y69.647 N3700 X-26.542Y-12.875 N3702 X-29.678Y-17.589 N3704 X-62.524Y-22.375 N3706X-59.375Y-27.419 N3708X-56.641Y-32.726 N3710X-53.292Y-37.982 N3712X-49.466Y-42.886 N3714X-48.052Y-44.373 N3716G0Z1 N3718Z50 N3720M5 N3722G91G28Z0 N3724G28X0.Y0.Z0. M30 3. 端盖加工程序 常州工学院 第 30 页 共 34 页 O0000 ( PROGRAM NAME - 01) DATEDO-MM-YY -25-03-06 TIMEHHMM-16.37 N100G21 N102G0G17G40G49G80G90 TOOL-1DIA.OFF.-1LEN.-1DIA.-20 N104T1M6 N106G0G90G54X-147.5Y-20.A0.S500M3 N108G43H1Z50.M8 N110Z10. N112G1Z0.F100. N114X-127.5 N116G3X-107.5Y0.R20. N118G2X-107.5R107.5 N120X-107.5R107.5 N122G3X-127.5Y20.R20. N124G1X-147.5 N126Z10 N128G0Z50. N130M5 N132G91G28Z0.M9 N134G28X0.Y0.A0 N136M01 TOOL-2DIA.OFF.-2LEN.-2DIA.-10. N138T2M6 N140G0G90G54X0.Y87.5.A0.S1200M3 N144G99G81Z0.R10.F100. N150X-83.217Y27.039 N152Y-27.039 N162Y-27.03 N164X51.431Y70.789 鼓形齿联轴器的设计 第 31 页 共 34 页 N166X27.039Y-83.217 N168G80 N170M5 N172G91G28Z0. N174G28X0.Y0.A0. N176M30 常州工学院 第 32 页 共 34 页 第六章 结论与展望 回首大学生活,在师友的严格教益和个人努力下,我已走过了幼稚,迈向了成熟。这一 成长过程,是我人生旅途中的一个重要阶段,它将永远铭记在我的心 中。 在葛老师的精心指导和个人的努力下,我的毕业设计已接近了尾声, 伴随着毕业设计的完成,大学的生活也即将结束了,但不管怎么样,只要没有留下什么遗憾那才是最重要的。毕业设计就是我们最后没有留下遗憾的,也是我们向老师和学校交的最后一份答卷。由于时间紧促,还存在一些不足之处,敬请各位老师给予指点。 通过这次毕业设计我基本了解了联轴器从设计到加工的整个过程。 在完成毕业设计的过程中,我碰到了很多难题,但我最后还是坚持了下来。因为我知道做任何一件事,它都 存在不同程度的困难。更何况这些只是小的困难,毕竟将来会有更大的挑战需要我来面对。难度,考验,思考,这等等的一切对于我来说是个很好的锻炼,毕业设计它是积累了这三年来所学的各方面知识的应用,能够充分调动一个人的积极性与主动性,使理论知识与实践综合起来,然后去思考问题,解决问题,从而来达到自己的目标。 鼓形齿联轴器的设计 第 33 页 共 34 页 参考文献 [1] 宋新萍等编,中国机械设计大典第 32 篇圆柱齿轮传动.南昌江西科学技术出版社, 2002 年 1 月 [2] DRUM COUPLINCS. MALMEDI E TYPE TIX., 2002 [3] DRUM COUPLINCS. F LEN D ER TYPE, 2002 [4] 冯辛安,黄玉美,杜君文.机械制造装备设计. 北京机械工业出版社. 1999 [5] 王可,实用机床设计手册.辽宁辽宁科技技术出版社, 1999 [6] 胡家秀主编 ,谈向群 ,谈晓厚,王旭编简明机械零件设计手册.金属工艺学.机械工业出版社 ,1999 年 5 月 [7] 机械工业基础标准情报网 .机械基础零部件联轴器标准手册 . 1987, 12 [8] 太原重机厂. 联轴器 标准, 1996 [9] 机械工程手册编辑委员会.机械工程手册.机械工业出版社, 1992 [10] 谢联主编.机械零件的承载能力和强度

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