机械毕业设计450KN.m万向轴的设计

选题背景 第 1 页 （ 共 34 页 ） 50KN m 万向轴 的 设计 1 选题背景 1.1 设计课题来源 本设计课题来源于 实际生产 。 1.2 设计课题的目的和意义 我国的传动联结件行业虽然发展速度快，技术水平也不低，但与市场的需求和先进国家的产品相比仍然存在着一些问题和差距，主要表现在企业数众多，但大企业少，自主开发能力及创新能力仍比较薄弱，半数以上产品技术从国外引进，产品开发周期过长，难度大、使用场合重要、附加值高的产品仍依赖进口。另外按当前的生产条件，我们的加工设备普遍都显得比较陈旧，加工手段落后， 很难达到精度和质量的要求，而且生产效率也比较低。因此，为推动我国传动联结件行业的持续发展，今后仍须大力提高研发能力，从加工设备、工艺等方面采取措施以适应新产品的要求，提高产品附加值和国际竞争能力。 50KNM 分体式叉头万向联轴器是重型联轴器的一种。利用其机构特点能使不在同一轴线或同一轴线或轴线折角较大或轴向移动较大的 两轴等到角速连续回转，并可靠的传递转矩和运动。其最大的特点是各向位移补偿能力强，结构紧凑，传动效率高，维修保养方便。 重型万向联轴器适用于冶金机械、重型机械、石油机械、工程机械 。为了适应市场 的需求，使所设计的连轴器更加稳定，易拆装，成本更低，研究连轴器成了一个刻不容缓的课题。 1.3 万向轴的分类 万向轴是 用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件 。 万向轴作为一类容许两轴之间具有较大角位移的联轴器，在 汽车、冶金机械、重型机械、橡胶机械、石油机械、工程机械、矿山机械、起重运输机械以50KN m 万向联轴器设计 第 2 页 （ 共 34 页 ） 及造纸、船舶工业 中均有使用，并表现出了结构简单、传动可靠等优点。 根据联轴器有无弹性元件、对各种相对位移有无补偿能力，即能否在发生相对位移条件下保持联接功能以及联轴器的用途等， 联轴器可分为刚性联轴器，挠性联轴器和安全联轴器。 （ 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。在先进工业国家中，刚性联轴器已淘汰不用。属于刚性联轴器的有套筒联轴器、夹壳联轴器和凸缘联轴器等。 （ 2） 挠性联轴器 挠性联轴器无弹性元件的挠性联轴器，不仅能传递运动和转矩，而且具有不同程度的轴向、径向、角向补偿性能 包括齿式联轴器、万向联轴器、链条联轴器、滑 块联轴器等 有弹性元件的挠性联轴器，能传递运动和转矩；具有不同程度的轴向、径向、角向补偿性能；还具有不同程度的减振、缓冲作用，改善传动系统的工作性能 包括各种非金属弹性元件挠性联轴器和金属弹性元件挠性联轴器，各种弹性联轴器的结构不同，差异较大，在传动系统中的作用亦不尽相同 。 （ 3） 安全联轴器 安全联轴器传递运动和转矩，过载安全保护。挠性安全联轴器还具有不同程度的补偿性能 包括销钉式、摩擦式、磁粉式、离心式、液压式等安全联轴器 。 （ 4） 起动安全联轴器 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。许多机器，如球蘑机、搅拌机、输送机、空压机、鼓风机、离心水泵、油田抽油机、矿粉烧结机以及各种车船都是带载起动。通常为了克服工作机的负荷和传动系统的转动惯量而顺利起动，必须匹配比稳定运转所需功率大得多的电动机，但起动完毕进入稳定运转时，所匹配的电动机的功率又远大于所需功率。这种状况降低了电网的功率因数和电机效率，增大了电能的无功损耗，造成能源浪费，而采用起动安全联轴器则可解决这种不和理状况。 1.4 与国外先进产品的差距 1 选题背景 第 3 页 （ 共 34 页 ） 从总体上看，我国的工业万向轴产品发展很快， 技术上也取得了很大的进步， 与国 外同类产 品 对比 SWC型 十 字轴式 万 向联轴器与德国 VOITH公司 S.W.CW系列万向联轴器产品 相比 有相同的整体叉头结构 、 使用寿命 、运行可靠，许用倾角大 和 应用范 围广等共同特点 ，但和德国 VOITH及 GWB等公司性能先进的产品相比，技术水平上仍然还有很大差距。和国外的主要差距有以下几个方面： 1. 材料与热处理 万向轴是机械设备中用于传递动力的重要部件，其主要组成零件均在重负荷下工作，因此对其制造材料的机械性能有很高的要求。 （） 十字轴 和轴承套 这两种零件绝大多数制造厂都采用低合金结构钢 20CrMnTi锻造毛坯，并经渗碳淬火热处理使其表面硬化。对硬度的要求一般为 58 62HRC。这种材料也存在一个比较突出的缺点，就是热处理时容易产生裂纹。检验不严格，甚至某些实力较弱的制造厂从根本上就缺乏检验手段也同样在制造产品，显而易见，仅因这一事实的存在，就不可避免地给产品造成质量隐患。此外，这两种零件至今一直采用的热处理工艺是渗碳淬火，其中小规格的渗碳层深度一般都在 1 2mm左右，较大的规格也不过 2 2 5mm而已，由于渗碳层比较浅，淬火以后其硬化层 必定不会深，这样，特别在负荷较重的情况下，往往会发生零件表面被压出较深痕迹的情况。如果制造厂本身具备热处理手段，并且尚能严格执行合理的热处理工艺的话，应该说，其质量是基本上能保证的。但目前的情况并不那么理想，其原因是绝大多数制造厂零件的热处理都是委外进行的，多数协作厂为了降低自身的成本，赚取最大利润，必然会毫不留情地以牺牲委托方的产品质量为代价。由于目前我国供应市场上钢材的供货渠道非常广泛，但往往其化学成分不稳定，如若材料的进货检验稍有放松，零件的热处理就会出问题，要么硬度不均，或者达不到要求的硬度，要么甚 至产生裂纹。正因为存在上述一系列问题，往往使制造厂装配到万向轴上的十字轴和轴承套未必都是达到质量要求的合格品。尤其是一些条件较差的小厂，这种情况就更为普遍 !可见，在很多情况下，万向轴的重要零件 十字轴和轴承套的质量是很难得到保证的。 （） 叉头 叉头的制造材料大多采用 ZG35CrMo合金铸钢及调质热处理工艺。调质处理硬度的范围在 220 280 HB左右，各个制造厂家规定的范围不同。无疑，选取低端的占绝50KN m 万向联轴器设计 第 4 页 （ 共 34 页 ） 大多数， 220 255HB左右，因为其硬度提高，加工难度也会加大，制造成本必然大幅度增加。零件硬度低虽然好 加工，但叉头的强度和刚度都会受到影响，在重负荷下容易变形，严重的会使轴承孔变扁、变大，甚至会使轴承“逃出”。大小规格各不相同的叉头几乎全都采用铸钢制造是我国的普遍现象，比之于技术先进的国家中小规格都采用模锻显然存在差距。采用铸造毛坯不仅本身的强度不如锻钢，而且容易产生铸造缺陷。缩松、砂孔、气孔等缺陷几乎是不可避免的。采用金属模精铸的毛坯相对而言较好，采用木模砂型铸造的毛坯不仅更易产生铸造缺陷，表面质量也不理想。此外，尤其是砂铸毛坯，零件的几何精度肯定高不了，还必定存在较大的质量偏心，其结果必然严重地影响万向 轴的动平衡性能。从全国的情况来看，应该说采用砂铸毛坯的比例更大，可见叉头这一万向轴的重要组成零件目前也仍然处于一个较低的水平。 （ 3）花键副 花键副的材料多用合金结构钢 40Cr，也有的选用 45钢。一般都进行调质处理，其硬度达 255 286HB左右。也有不少用户要求最终再将花键轴进行高频淬火或氮化处理。此处存在的问题是：某些制造厂为降低成本甚至直接用轧制圆钢制造花键副，免除对使用性能至关重要的热处理工序。毫无疑问，其承载能力和抗磨损能力都会受到严重影响。 （ 4）密封圈 密封的好坏对万向轴的使用寿命有极大的影响 ，但我国用于万向轴的基本上都是普通的标准橡胶密封固，不仅其结构对万向轴不是最合理的，而且，为降低成本，材料也未必选用优质丁晴橡胶或聚胺酯制造的密封圈。万向轴的密封问题还未受到应有的重视 !由于受到专用模具费用和订货量的制约，看来不少厂家部下不了决心去解决好万向轴的密封问题。 .金属切削加工工艺问题 由于受到设备条件、操作工人技术素质等因素的制约，目前万向轴的制造过程中也存在几个问题： （ 1）花键轴多用分度单齿铣削的办法加工，难于达到高精度的要求。 （ 2）花键套和联接轴套多用落后的插床加工，加工精度不高，不可 能有优良的配合性能。 （ 3）十字轴、叉头轴承孔及联接止口、端面键槽、端面齿及其他重要零件的加选题背景 第 5 页 （ 共 34 页 ） 工都未必能够满足形位公差，特别是位置公差的要求。 （ 4）叉头端面齿加工的精度还不高，加工的效率还非常低。 .焊接及探伤问题 目前工业万向轴的焊接基本上都是手工焊接，小规格有的采用二氧化碳气体保护焊。除无锡市万向轴厂外还尚未得到其他厂采用埋弧焊的信息。焊接还存在预热和焊后保温的问题。焊缝多用超声波探伤，十字轴采用着色探伤，并非每个厂都使用了这些手段。 .动平衡问题 动平衡好坏对万向轴的使用寿命影响很大，尤其是高速万 向轴更加重要 的 用户对动平衡的要求也日益广泛，但我国只有部分万向轴厂购置了动平衡机并进行动平衡试验。 .油漆问题 目前我国工业万向轴的表面涂漆质量普遍处于较低水平。由于基本上都没有对工件进行喷丸或抛丸处理并采用手工刷漆，因此不仅表面不美观，而且最致命的缺点是油漆很容易脱落。 要缩小与国外万向轴工业的差距，就应该 对十字轴万向联轴器的结构进行优化设计、疲劳强度设计、蠕变设计 ， 跳出传统的设计模式，进行大胆 的 技术创新 ，在动力传输，轴承润滑等方面做出更好的改进。 争取设计出 具有回转半径小、转动惯量低、承载扭矩大、寿命长 、运行平稳、制造工艺性好、材料成本低等特点 的新型万向联轴器 。 1.5 产销状况和市场预测 当前国内对传动联结件的需求正在不断地增长，不仅在数量上、价格上，而且还对其品种、质量和性能上有更高的要求。另一方面与国外产品竞争的形势也很严峻。传动联结件产品由于应用广泛，随着中国装备制造业的发展，是很有潜在市场的基础零部件产品。 如：万向联轴器主要是与汽车行业配套使用，因此，它的产销随着汽车工业的发展而增加，在未来十年期间，中国的汽车工业随着家庭用车消费的增加，而有宽广的产销市场。 50KN m 万向联轴器设计 第 6 页 （ 共 34 页 ） 高速高性能挠性联轴器更适合于高速大 功率的关键大型旋转设备。产品不仅用于航空、坦克等军品上，而且用于国民经济其它各领域，如：石油化工、钢铁、制冷、制药、船舶、印刷机械、纺织机械、有色金属、发电、核电等领域。 近年来，随着我国制造业技术水平的提高，市场对 “传动联结件 ”的要求大大提高，其高精度、高速、大扭矩、小体积、低噪声、高性能（多种控制）、安全高寿命的产品，成为市场急需。 1.6 行业技术发展趋势 由于用户对产品性能的需求不断提高以及机电一体化产品的 发展，对传动联结件提出了更高的性能要求，主要表现在如下几个方面 ： (1)高速性； (2)高可靠 性； (3)结构小型化； (4)无间隙化； (5)高精度化； (6)低噪声化； (7)易维护性。选题背景 第 7 页 （共 34 页） 2 方案论证 2.1 选择 方案 联轴器种类繁多，按照被联接两轴的相对位置和位置的变动情况，可以分为： 固定式联轴器。主要用于两轴要求严格对中并在工作中不发生相对位移的地方，结构一般较简单，容易制造，且两轴瞬时转速相同，主要有凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器等。 可移式联轴器。主要用于两轴有偏斜或在工作中有相对位移的地方，根据补偿位移的方法又可分为刚性可移式联轴器和弹性可移式联轴器。刚性可移式联轴器利用联轴器 工作零件间构成的动联接具有某一方向或几个方向的活动度来补偿，如牙嵌联轴器（允许轴向位移）、十字沟槽联轴器（用来联接平行位移或角位移很小的两根轴）、万向联轴器（用于两轴有较大偏斜角或在工作中有较大角位移的地方）、齿轮联轴器（允许综合位移）、链条联轴器（允许有径向位移）等，弹性可移式联轴器（简称弹性联轴器）利用弹性元件的弹性变形来补偿两轴的偏斜和位移，同时弹性元件也具有缓冲和减振性能，如蛇形弹簧联轴器、径向多层板簧联轴器、弹 性圈栓销联轴器、尼龙栓销联轴器、橡胶套筒联轴器等 。 用于两相交轴上的可移式刚性联轴器（见 图）。两轴线最大夹角可达 45，广泛用于机床、汽车、精密机械和重型机械等。万向联轴器由两个叉形零件和一个十字形零件联接而成。当主动轴以等角速度 1旋转时，如两轴线夹角为，则从动轴的角速度 2 将在 1cos 2 1/cos 的范围内作周期性变化，从而引起附加动载。因此，单个万向联轴器不宜用在转速高、两轴线夹角大的联接。为克服上述缺点，可采用双联万向联轴器，即用一根中间轴联接两个万向联轴器，安装时使主、从动轴与中间轴的轴线夹角相等，并使两端的叉形零件处在同一平面内，这样能使主动轴与从动轴的角速度随时相等 。利用球笼式万向联轴器和球槽式万向联轴器也可使两轴瞬时速度近似相等。 50KN m 万向轴的设计 第 页 （ 共 34 页 ） （图 .1） 可移式刚性联轴器 在高速重载的动力传动中，有些联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。联轴器由两半部分组成，分别与主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联轴器与工作机相联接。 选择时先应根据工作要求选定合适的类型，然后按照轴的直径计算扭矩和转速，再从有关手册中查出适用的型号，最后对某些关键零件作必要的验算。在这里我选用 50KN m十字轴 式万向联轴器。 选题背景 第 9 页 （ 共 34 页 ） 2.2 十字轴式万向联轴器 十字轴式万向联轴器主要适用 于轧制机械、起重运输机械以及其它重型机械，联接两个不同轴线的传动轴系。 SWP型回转直径为 160-640mm，公称转矩为 16-1250KN.m，轴线折角 A-F型 10 ， G型 5 ； SWC型回转直径为 100-620mm，公称转矩为1.25-1000KN.m，轴线折角为 15 -25 。 十字轴式万向联轴器主要应用于轧机主传动和辅机传动，也适用于起重、矿山、工程、车辆运输、石油、船舶、造纸机械及其它重型机械行业。 十字轴式万向联轴器具有以下特点： a、承载能力高 与其它型式的万向联轴器比较，在回转直径相同的条 件下，能传递更大的扭矩，这对于回转直径受到严格限制的机械设备更为重要； b、传递效率高 传递效率高达 98.7-99.9%，用于大功率传动节能显著，可降低电耗5-15； c、传动平稳、噪音低 用于轧机传动，可提高轧材质量，提高机器性能，改善操作者的劳动条件。一般噪声为 30-40db(A)； d、结构合理，使用安全可靠，寿命长； e、许用倾角大，可达 10 -25 。 .3.十字轴式 单 万向联轴器的运动分析 2 2.3.1单 万向联轴节 十字轴式万向联轴器的结构原理如（图 2）所示，主、从动轴上的叉形件 (轴叉 )1、 3 与中间的十字轴 2 分别以铰链联接，当两轴有角位移时，轴叉 1、 3 绕各自固定轴线回转，而十字轴则作空间运动。 50KN m 万向轴的设计 第 10 页 （共 34 页） （图 .2）十字万向联轴器的结构简图 1， 3 轴叉 2 十字轴 当两轴的轴间角不等于零时，任一瞬时主动轴转角与从动轴转角如（图 3）所示。 图 .3 十字万向联轴器的传动关系图 在垂直主动轴 1 的平面上投影，主动轴叉上 A 点的轨迹为一实际大小的圆，从动轴叉上 B点的轨迹为一椭圆。由于 OB垂直于 OA，因此，当主动轴叉转过角 1 ，在投影面上0A点转至 A 点，而0B点转至 1B 点， 1BO 与 1AO 仍保持垂直关系，即110 BOB。而从动轴叉上 B点实际转角 2 ，可将 1OB 所在平面转过角 使与 OA所在平面重合，此时 1OB ，成为 1OB ， 1B 点所对中心角 10 BOB即为从动轴转角 2 ，由几何关系可得： 选题背景 第 11 页 （ 共 34 页 ） 2112 t a n/t a nc o sc o s/t a nt a n aa 或 （ 1） 式中 两轴的轴间角 1 , 2 主、从动轴的转角 由上式可知主、从动轴的转角之比与轴间角 有关。两轴的转角差 可用下式表示 = 1 - 2 =aac o stan2s intan2arc tan1221 （ 2） 通常两 轴间角 15 ，故可将上式改写成 = )2sin4arctan( 12 a （ 3） 当主动轴转角 1 =45 时，两轴的转角差达到最大值，近似地可用下式表示 4/2max arad （ 4） 由式（ 1）可得出主，从动轴之间的角速度关系式 11222 c o ss in1c o s a a rad/s（ 5） 主，从动轴角速度比值 与主动轴转角的关系见（图 4）。 50KN m 万向轴的设计 第 12 页 (共 34 页 ) 图 .4 主 、 从动轴角速度比值与主动轴转角的关系 当 1 =0 或 180 时，从动轴角速度达到最大值， aco s/1max2 。当 1 =90或 270 时，从动轴角速度至最小值， acos1min2 。 从动轴角速度的波动情况还可以用转速不均匀系数 表示 = aa ta ns in1m in2m a x2 （ 6） 图 5 从动轴转速不均匀系数与轴间角的关系 选题背景 第 页 （ 共 34 页 ） 主动轴等角速度回转时，从动轴因转速波动而产生的角加速度为 2122 12122 )c o ss in1(22s in2s ins inaaadtd（ 7） 由上式可知从动轴的角加速度也是随主动轴转角 1 周期性地变化，当 1 =0 ，90 ， 180 和 270 时， 02 ，而当转角 1 位于使主动，从动角速度相等，即 12 时，从动轴的角加速度 2 达到最大值。由于从动轴角速度波动将引起冲击和扭转振动。因此，单万向联轴器不宜用于转速高，惯性大，轴间角大而要求转动平稳的轴系。 2.3.2双万向联轴节 由于单万向联轴节从动轴的角速度作周 期变化，因而传动中将产生附加动载荷，使轴发生振动。为避免从动轴产生角速度变化，可采用双万向联轴节。 如（图 5）所示。 图 .6 双万向联轴器 a)主，从动轴线相交 b) 主，从动轴线平行 1 ， 2 主，从动轴与中间轴的轴间角 50KN m 万向轴的设计 第 14 页 （共 34 页） 当 1 = 2 时， 1 2 ，由此可使主、从动轴间没有转角差，消除了主动 等速回转而从动轴转速波动的现象。 双万向联轴节是由左右两单万向联轴节组成， 由于传动中主、从动轴相对位置有变化，因此两端两万向联轴节间距离也相对发生变化，为适应这种变化，采用花键联接。 为保证主、从动轴的角速度相等，即角速比恒等于 1，双万向联轴节必须满足以下两个条件： 1） 主动轴与中间轴的夹角必须等于从动轴与中间轴的夹角，即 1=3 ； 2） 中间轴两端的叉面必须位于同一平面内。 3) 主、从动轴和中间轴三轴的轴线应在同一平面内。 在联轴器运转过程中主从动轴需要相对移动时，为了满足上述三个条件，应根据轴线位移的性质，确定相应的布置形式，对于要求平行移动的轴线，应采用（图7） a）的 z型布置，对于要求有角位移的轴线，宜采用（图 8） b）的 M型布置。 图 .7 双万向联轴器的平面布置 a） Z型布置 平移调整 选题背景 第 页 （ 共 34 页 ） 图 .8 双万向联轴器的平面布置 b） M型布置 角度调整 如若中间轴与主，从动轴的轴间角不相等，即 1 2 ，或三轴的轴线不是位于同一平面时，就不能保持主、从动轴同步转动，此时，主、从动轴的转角差和从动轴的转速波动现象与各轴线的相对布置有关。主动轴与中间轴在空间的轴间角 1 可用下式表示 12121 ta nta nta n 同样，从动轴与中间轴在空间的轴间角 2 的关系式 22222 ta nta nta n 以上两式中 1 ， 2 主、从动轴与中间轴在垂直面上的夹角 1 ， 2 主、从动轴与中间轴在水平面上的夹角 设 111 tan/tantan 222 tan/tantan 式中 1 ， 2 主、从动轴在垂直中间轴平面内与水平面的夹角 50KN m 万向轴的设计 第 页 （ 共 34 页 ） .4 十字轴式万向联轴器的传动效率 十字轴式万向联轴器的传动效率与两轴的轴间角、十字轴支承的结构和材料、加工和装配精度以及润滑条件等有关，近似地可按下式计算： 当两轴的轴间角 45 时 21 Rd（ 8） 当两轴的轴间角 25 40 时 )t a n2t a n2(11 Rd（ 9） 以上两式中 d 十字轴轴颈的直径 R 十字轴中心至轴颈支承长度中点的距离 十字轴轴颈与轴叉支承的摩擦系，其值与轴承类型有关：对滑动轴承， 0.15 0.2；对滚动轴承，可取 =0.05 0.1 通常，当 25 时十字轴式万向联轴器的效率约为 97 99% 。 .5 十字轴式万向联轴器的受力分 析 根据瞬时功率相等条件，从动轴上的转矩为 2112 TT 或 c o s c o ss in1 12212 TT （ 10） 当 1 =90和 270时， 从动轴上的转矩达到最大值 cos/1max2 TT N mm（ 11） 当 1 =0和 180 时， 从动轴上的转矩减小到最小值 cos1min2 TT N mm（ 12） 由转矩产生作用于主动轴叉孔和十字轴颈处的圆周力 RTFt 2/11 。作用于从动轴叉孔和十字轴颈处的圆周力 RTFt 2/22 ，其最大值 方案论证 第 页 （ 共 34 页 ） co s/1m ax2 tt FF （ 13） 当轴间角 不等于零时，由于主从动轴叉的回转平面不在同一平面，因而产生附加弯矩，其值与主动轴转角和轴间角的大小有关，当处于（图 9） b）所示位置，即当 1 90或 270时，作用在主动轴叉上的附加弯矩 1M 达到最大值。 图 .9 十字轴式万向联轴器的附加弯矩 a) 从动轴受到最大附加弯矩 (1 =0 ,180 ) b) 主动轴受到最大附加弯矩 (1 =90 ,270 ) 1M = tan1T （ 14） 当联轴器主从动轴叉处在图 29 4 9 a 所示位置，即 1 =0和 180时。作用在从动轴叉上的附加弯矩达到最大值。 2M = sin1T （ 15） 由附加弯矩在十字轴轴颈与轴叉孔处产生的附 加作用力 F为 在主动轴叉 上附加作用力的最大值 ta n2/11max1 tFRMF （ 16） 在从动轴叉上附加作用力的最大值 50KN m 万向轴的设计 第 18 页 （共 34 页） s in2/ 12max2 tFRMF （ 17） 3 主要零部件的设计计算及校核 .十字轴的结构和计算 十字轴的典型如下图所示 ,在互相垂直的四个轴颈的中心，有彼此贯通的供油通道，润滑剂从与两轴颈成 45的进油口注入，并从轴颈端部的油槽流到轴承表面润滑剂也可从轴颈端部或十字轴中部注入后两种不是因使用不方便就是因维护保养困难，故应用不及 第一种广泛。 图 .10 十字轴的结构 目前十字轴都已规范化因此在设计十字轴时，应尽量选用已有系列的结构尺寸，必要时再校核其强度。 十字轴的材料一般为中碳合金钢，如 40Cr， 42CrMo；或低碳合金钢，如 18CrMoTi、20MnVB、 20CrMo等，经渗碳淬火后，表面硬度达 HRC58 64。十字轴轴颈的主要失效形式是轴颈在轴肩处的弯曲强度不足，其弯曲强度条件为 )(16 414 ddR sdT e N/mm2 式中 eT 联轴器的计算转矩 N mm 主要零部件的设计计算及校核 第 页 （ 共 34 页 ） R 十字轴中心到轴颈中部的距离 mm s 轴颈中部至轴肩的距离 mm d、 d1 轴颈直径和内径 mm 十字轴材料的许用弯曲应力，一般取 s 3 3.5 N/mm2 s 十字轴材料的屈服极限 N/mm2 根据毕业设计的已知数据得：eT= 61050 N mm R=150mm s=40mm d、 d1 =80mm、 20mm其 中 d1 是取的经验值 2 。 6 1 14 4 71 6 7 0 5 0 1 0 4 0 2 2 . 4 1 0 1 1 6 . 5 63 . 1 4 1 5 0 ( 8 0 2 0 ) 4 7 1 4 . 0 8 1 0x N/mm2 十字轴的材料预选 40Cr1 。查书知经过热处理工艺的 40的s=800MPa=800N/mm2则 =s/3.5=800/3.5=228.6N/mm2 =116.56N/mm2 ；故当十字轴选 40Cr时满足条件。 3 .十字轴支承的结构和计算 大型十字轴支承一般都采用滚动元件支承，滚动支承的结构型式与联轴器的尺寸大小和传递转矩的大小有关，（图 11）为无保持架的滚针轴承结构，它的结构紧凑，外形尺寸较小，但摩 擦阻力大，滚针易倾斜折断，也易损坏十字轴轴颈表面，一般适用于外形尺较小，对承载要求不高的场合。（图 12）为带有保持架的双列滚针轴承的支承结构，采用双唇密封圈。由于有保持架隔离滚针减少摩擦阻力，且因缩短滚针长度而不易倾斜，故可提高轴承的使用寿命但因滚针数减少，接触应力增加，承载能力略有降低。为了提高承裁能力，可采用双列短圆柱或三列短圆柱滚子轴承的结构，（图 13）为一种双列滚子轴承的支承结构，其滚子端面用碟形弹簧压紧、可使滚子与轴颈及外圈滚道的接触均匀，并有利于改善滚子的润滑条件因而能提高轴承的承载能力和使用 寿命。 50KN m 万向轴的设计 第 20 页 （共 34 页） 图 .11 无保持架滚针轴承的支承结构 图 .12 双列滚针轴承的支承结构 1 轴叉， 2 压盖， 3 外套圈， 1 轴承座盖， 2 外套圈， 3 尼龙垫， 4 十字轴 4 十字轴， 5 滚针， 6 挡圈 5 滚针， 6 保持架， 7 轴叉， 8 双唇密封圈 图 .13 双列滚子轴承的支承结构 1 轴承座盖， 2 保持架， 3 十字轴， 4 外套圈， 5 尼龙垫， 6 碟型弹簧， 7 隔垫， 8 轴叉， 9 滚子， 10 双唇密封圈。 主要零部件的设计计算及校核 第 页 （ 共 34 页 ） 所以在此设计中，我选择了第三种，双列短圆柱滚子轴承，结构尺寸如下 ： . .滚子沿周的总间隙 滚子沿周向的总间隙 如（图 14)不宜过大，以防止滚子歪斜一般总间隙 滚子直 径的 2/5 图 .14 滚针轴承的周向间隙 所选滚子轴承总间隙 4.4114.034.125314.38123)( rr ddda 。 50KN m 万向轴的设计 第 22 页 （共 34 页） . .验算滚子与轴颈的接触应力 11270HrH ddbP N/mm2 b 滚子的有效接触长度 72mm dr 滚针或滚子的直径 15mm d 轴颈直径 93mm P 滚子上所受的最大径向力 N P=zFt6.4= 45 107.146 1070.16.4 N Ft 轴承上的径向载荷 N，可按式 (29 4 20)计算 Ft= 6 55 0 1 0 1 . 7 1 1 02 c o s 2 1 5 0 c o s 1 2eTRa oN z 滚针或滚子数目 46个 H 许用接触应力，对常用材料轴承钢 HRC 50可取 H =2000 2240 N/mm2 41 1 1 . 7 1 1 0 1 12 7 0 2 7 0 1 1 5 7 . 7 47 2 9 3 1 5H rPb d d N/mm2 所以选滚动轴承钢，钢号为 GCr9，经过热处理，回火后硬度为 HRC62 64,可取 H =2240N/mm2 满足条件。 . . .验算轴承寿命 3/107105.1 eh TCRnL h n 连轴器 的转速 r/min 由前面的运动分析可得： n= 28 8 0 . 0 1 1 1 6 5 0 1 4 5 . 24 n 联r/min(其中 为轴间角 ) 轴间角 （ 12） eT 联轴器的计算转矩 61050 N mm 主要零部件的设计计算及校核 第 页 （ 共 34 页 ） R 十字轴中心到轴颈中部的距离 150mm C 轴承的额定动载荷 N，可查滚动轴承手册，当缺乏数据时可按下式计算 27/294/39/7c o sre dzibfC i 轴承中滚动体的列数 接触角，滚子上合成载荷向量与轴线垂直平面的夹角，对向心圆柱滚子轴承， 1cos ef 系数，其值与轴承材料、滚动体与消道的接触形式、结构尺寸等许多因素有关查（表 1）可取ef=6.575 27/294/39/7 11465425 7 5.6C 48346.6 1 0 / 3761 . 5 1 0 4 8 3 4 6 . 6 1 5 0 93721 6 5 0 1 2 / 1 8 0 5 0 1 0hLh 寿命校核满足条件。 表 1 额定动载荷计算中的系数ef的值 50KN m 万向轴的设计 第 页 （ 共 34 页 ） . . .轴承的密封 为了防止润滑剂泄出，防止灰尘、切屑微粒以及其他杂物和水 分 侵入轴承必须进行必要的密 封，以保持良好的润滑条件和工作环境，使轴承达到预期的工作寿命。通常在选择轴承密封形式时应考虑以下因素， 1.轴承外部工作环境； 2.轴承的转速与工作温度； 3.轴的支承结构与特点； 4.润滑剂的种类与性能。 轴承的密封装置一般分非接触式和接触式两类。非接触式密封包括间隙式、迷宫式和垫圈式等不同结构。由于此类装置中，密封件不与轴或配合件直接相接触，因此可用于高速运转轴承的密封；接触式密封包括毛毡密封、皮碗密封等。在此类密封装置中，密封件与轴或其他配合件直接相接触。故工作中产生摩擦磨损并使温度 升高。一般适用于中、低速运转条件下轴承的密封。 根据工作环境和对密封的不同要求，工程中往往综合运用几种不同的密封形式，以期达到更好的密封效果。万向联轴器叉头处的轴承转速很小，所以我选用接触式密封。 . . .轴承的润滑 运转过程中，轴承内部各元件间，均存在不同程度的相对滑动，从而导致摩擦发热和元件的磨损。因此工作中必须对抽承进行可靠的润滑。润滑轴承的主要目的是： 1.减小摩擦发热，避免工作温度过高； 2.降低磨损； 3.防止锈蚀； 4.散热 (油润滑 )； 5.密封 (脂润滑 )。 主要零部件的设计计算及校核 第 页 （ 共 34 页 ） . . .润滑的选择 选择润滑剂应考虑的因素有： 1轴承的工作温度 各种润滑剂都有其各自适于工作的温度范围。过高的工作温度会使润滑剂的粘度降低，润滑效果变差以至完全失效。正常的工作温度，应使润滑油的粘度，对球轴承不低于 sm /103.1 5 ，对滚子轴承不低于 sm /102 5 。 2轴承工作负荷 润滑油的粘度是随压力而变化的，当轴承所受负荷增大时，润滑区内润滑油的压力增加、粘度降低，从而导致油膜厚度减薄，甚至破裂。因此，轴承工作负荷越大所选润 滑油的粘度也应越大。 3轴承的工作转速 工作中，轴承转速愈高，内部摩擦发热量愈大。为了控制轴承的温升通常对轴承的 d n值 (d为轴承内径， n为转速 )加以限制。 . . .润滑剂的种类 滚动轴承使用的润滑剂分润滑脂和润滑油两种。 润滑脂是由润滑油稠化剂和添加剂在高温下混合而成。根据稠化剂的种娄，润滑脂可分为钙基润滑脂、钠基润滑脂、钙钠基润滑脂、锂基润滑脂、铝基润滑脂和二硫化钼润滑脂等。 润滑脂的主要性能指标是针入度、滴点、机械安定性氧化安定性和防腐性。润滑剂的选择应根据轴承的工作条件，温度和负荷 等进行。 滴点一般用来评价润滑脂的高温性能。轴承的实际工作温度应低于润滑脂滴点10 30。合成润滑脂的使用温度，应低于滴点 20 30。针入度，表示润滑脂的软硬或负荷能力。在重负荷下工作的轴承，应使用针入度较小的润滑脂。钙基润滑脂不易溶于水，适合于潮湿、水分较多的工作环境。钠基润滑脂易溶于水，适用于干燥、水份较少的工作环境。 一般轴承多采用脂润滑。这种润滑的优点在于，油膜强度高；油脂粘附性好，不易流失，使用时间较长；密封简单，能防止灰尘、水份和其他杂物进入轴承。其缺点是：转速较高时，摩擦损耗的功率 较大。 50KN m 万向轴的设计 第 页 （ 共 34 页 ） 润滑脂的不足或过多，都会导致轴承工作中温升增大，磨损加快，故润滑脂的填充量要适度。一般，以填充量占轴承与外壳空间的 1/3 1/2为宜。 润滑油包括特制的矿物油、植物油和合成润滑油。 润滑油的性能指标有粘度、粘 温特性、酸值、腐蚀性、闪点、凝固点等。 粘度，指润滑油内部相对运动的摩擦阻力。粘度的大小，直接影响润滑油的流动性和在摩擦面间形成润滑油膜的能力，因此粘度是选择润滑油的重要依据。 在高速或高温条件下工作的轴承一般采用油润滑。油润滑的优点是：润滑可靠、摩擦系数小，具有良好的冷却和清洗作用、可用 多种润滑方式，以适用不同的工作条件。其缺点是需要复杂的密封装置和供油设备。 当轴承浸在油中时 (油浴润滑 )，油面高度不应超过最下面滚动体的中心。转速较高时，应采用滴油或油雾润滑。 .中间轴的结构和计算 中间轴采用花键轴结构：尺寸为7441 0 1 6 0 1 4 5 1 5 cc c cDDDD d d d 挤压强度校核mj hzlDT 2 T 联轴器的计算转矩为 61050 N mm 系数一般取 0.70.8 z 齿 数为 10 l 工作长度为 200mm 5.1522 1451602 dDD m mm 5.3222 14516022 cdDh mm c 为倒角尺寸 所以 45.1065.152200105.38.0 105026 jN/mm2 所以选择使用制造情况良好，齿面要经过热处理，这样抗挤压强度可以达到 120200N/mm2 满足要求。 主要零部件的设计计算及校核 第 页 （ 共 34 页 ） 剪切强度校核 62 2 5 0 1 0 2 0 . 9 01 0 1 0 5 0 2 2 0 1 4 5Tb l d N/mm2 所以选材料为 45Mn2 钢，经热处理后其屈服极限 s=750/3.5=214N/mm2 远远大于花键所受的剪应力。 3 . .轴叉的设计 轴叉与十字轴组成联接支承，在联轴器工作过程中，产生支承反力，轴叉体受到弯曲和剪切，一般在与十字轴轴孔中心线成 45 的截面 NN上产生的应力最大 (图 15)，可作为强度计算时的危险截 面，危险部面的形状比较复杂，为了简化计算，按实际情况可转化为椭圆或矩形截面 图 .15 轴叉危险截面的形状 NN截面上的弯曲应力 WcFWM t2/mmN NN截面上的剪应力 TtTe W aFWT 2/mmN 式中tF一作用于轴叉孔上的力 N，见式（ 13）cos/1tt FF = 6 55 0 1 0 1 . 7 1 1 02 1 5 0 c o s 1 2 N （ 13） c 轴叉孔上力作用点至 NN截面的距离由我的设计图纸可知为 83mm 50KN m 万向轴的设计 第 28 页 (共 34 页 ) a 轴叉孔上力作用点至 NN截面对称中心的距离由设计图纸可知为 47mm W NN截面的抗弯模量矩形截面 223 5 1 6 3 1 5 4 9 8 5 . 866bhW 3mm TW NN截面的抗扭模量矩形截 220 . 3 1 2 3 5 1 6 3 5 6 7 2 4 . 3 8 2TTW K b h 3mm TK 可以按比值 bh/ 查（表 2） 表 2 系数 TK 的值 b ， h 矩形的边长分别为 35mm和 163mm 由强度理论，可得其强度条件 22 3 2/mmN 22551 . 2 2 3 1 0 8 3 1 . 2 2 3 1 0 4 73 2 0 41 4 6 1 2 9 . 5 5 5 3 8 2 . 1 8 4 2/mmN 选取材料为 30CrMnSi 中淬透性钢，必须经过调质热处理工艺，屈服极限为900 2/mmN 22 /174/14.2575.3/9005.33/ mmNmmNs 故可知满足强度条件。 . .法兰螺栓的选择和校核 法兰螺栓的联接是承受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接。并且法兰螺栓孔是铰制孔，孔和螺杆多采用基孔制过度配合（ H7/m6,H7/n6）。这种联接能精确固定连接件的相对位置，并且能承受横向载荷，但孔的加工精度较高。 4 螺栓的规格是 5.127 M ,十个这样规格的螺栓环行均匀分布在法兰的周边主要零部件的设计计算及校核 第 页 （ 共 34 页 ） （可见设计图纸）。 螺栓强度校核： 根据前文十字轴式万向联轴器的传动效率可知法兰螺栓所受的轴向力 BTF e16 415 0 1 0t a n 1 2 0 . 2 1 3 3 . 0 4 1 0350zF F N eT 联轴器的工作扭矩是 50KN m B 法兰螺栓中心圆直径是 350mm 此时螺栓收到的总拉力 40 0 . 8 5 . 7 2 1 0c z z zF F F F F N 上式cF是残余预紧力 4 ，对于有密封要求的联接，cF=（ 1.5 1.8） zF ；对于一般联接，工作载荷稳定时，cF=（ 0.2 0.6） zF ；工作载荷不稳定时，cF=（ 0.6 1.0）zF ；对于地脚螺栓联接， cF zF 。我所设计的万向联轴器属于工作载荷不稳定，所以我取cF=0.8 zF 。 （ 1） .拉伸强度 考虑到螺栓在总拉力0F的作用下可能 需要拧紧，故将拉力增加 30%以考虑扭转应力的影响。这样危险截面的拉伸强度条件为 40221 . 3 1 . 3 5 . 7 2 1 0 3 0 . 5 81 0 0 . 7 8 5 1 7 . 64cawFnd 2/mmN（ 2） .剪切强度 螺杆与壁孔的挤压强度条件为： 8.20252710 104.1 5m i n01 Lnd Fp 2/mmN50KN m 万向轴的设计 第 页 （ 共 34 页 ） 螺栓杆的剪切强度条件为： 5.2427785.010 104.1425201 dnF2/mmN 鉴于拉伸强度ca，挤压强度p，剪切强度 都超过 30 2/mmN 所以螺栓材料可以选45或 35钢都满足强度条件。 .6 固定套环与 叉头螺钉的选择和校核 由于套环与叉头之间存在较大的剪切力，且需要固定轴承位置，故选用绞制螺钉。此种螺钉能很好的固定套环与叉头的位置，且能承受较大的剪切力。 由机械手册第二卷选用螺钉材料为 35CrMo, 4716.0,785 ss 。 扭距为mmN 61050 。 F= NLT 56 1032.112c o s370 105012c o s 我 取螺栓直径 d=20 38.4202014.3 1032.144 2 52 dF 471 故该螺栓满足条件。 3 7 动平衡 中间轴的平衡 为了消除不平衡惯性力引起的噪音和震动，对转速较快的联轴器需要进行平衡校正，由于不平衡惯性力主要由中间轴产生，因此一般都是在中间轴上加设平衡块进行平衡。当转速超过 1000r/m，且中间轴较长时，除静平衡外，还应进行动平衡，平衡后的精度要求与联轴器工作转速关系如下： 当转速 2000r/m 时，动平衡量应控制在 500-750以下； 当转速 2