機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)77萬向聯(lián)軸器

上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 1 目錄 第一章 緒 論 . 1 1 1 前言 . 1 1 2萬向聯(lián)軸器作用 . 2 1 3萬向聯(lián)軸器的種類及特點(diǎn) . 2 1 3 1 特點(diǎn)： . 2 1 3 2 種類： . 3 1 3 3 結(jié)構(gòu)： . 3 1 4 課題目的和要求 : . 5 1 4 1課題 . 5 1 4 2 設(shè)計(jì)技術(shù)要求與數(shù)據(jù) . 5 第二章 萬向聯(lián)軸器的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析和動(dòng)力學(xué)分析 . 6 2 1十字萬向聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)組成及受力分析 . 6 2 1 1 十字萬向聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)總成 . 6 2 1 2 十字萬向聯(lián)軸器受力分析 . 6 2 2十字軸式萬向聯(lián)軸器運(yùn)動(dòng)分析 . 7 2 2 1十字軸式單萬向聯(lián)軸器的運(yùn)動(dòng)分析 . 7 2 2 2十字軸時(shí)雙向聯(lián)軸器的運(yùn)動(dòng)分析 . 9 2 3萬向節(jié)十字軸設(shè)計(jì)原則 . 12 2 3 1按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)十字軸 . 12 2 3 2按表面應(yīng)力設(shè)計(jì)十字軸 . 13 2 4軸承的壽命計(jì)算 . 14 2 4 1軸承的動(dòng)扭矩 . 14 2 4 2軸承的壽命計(jì)算 . 14 2 5 法蘭叉頭 . 15 2 5 1 法蘭叉頭的作用 . 15 2 5 2叉頭軸孔部位的應(yīng)力計(jì)算 . 15 2 5 3 叉頭根部應(yīng)力 . 15 第三章 萬向軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) . 17 3 1概述 . 17 上理工大學(xué)專科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 2 3 2 十字軸總成游隙結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) . 17 3 2 1 滾動(dòng)體和軸向推力軸承分類 . 17 3 2 2 軸承游隙及主要尺寸 . 18 3 2 3 十字軸和軸承外圈主要材料、工藝和精度 . 19 3 3 中間軸伸縮花鍵副結(jié)構(gòu)設(shè) . 19 3 4 十字軸萬向軸標(biāo)準(zhǔn)及選用計(jì)算 . 21 3 4 1十字萬向軸標(biāo)準(zhǔn) . 21 3 4 2 十字萬向聯(lián)軸器的選型 . 22 第四章 主要零 件的工藝分析 . 25 4 1 法蘭叉頭零件分析 . 25 4 1 1 零件的作用 . 25 4 1 2 零件的工藝分析 . 25 4 1 2建立數(shù)字模型 . 25 4 2確定數(shù)控加工工藝方案 . 26 4 2 1劃分?jǐn)?shù)控加工工步 . 26 4 2 2選擇加工設(shè)備 . 27 4 2 3選用加工刀具 . 27 4 2 4 確定切削用量 . 27 4 2 5設(shè)計(jì)數(shù)控程序 . 28 4 2 6 確定編程原點(diǎn)和加工坐標(biāo)系 . 28 4 2 7 設(shè)計(jì)數(shù)控程序加工路線 . 28 4 2 8設(shè)計(jì)數(shù)控程序刀具路徑 . 28 4 2 8 后置處理 . 29 4 2 9加工仿真及程序校驗(yàn) . 29 4 2 10數(shù)控系統(tǒng)軌跡模擬 . 30 4 2 11程序傳輸和運(yùn)行 . 30 第五章 結(jié)語與展望 . 30 謝 辭 . 32 參考文獻(xiàn) . 33 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 1 第一章 緒 論 1 1 前言 UOE鋼管應(yīng)用范圍十分廣闊，不僅應(yīng)用于鋪設(shè)長距離高壓輸油氣管線，并且已經(jīng)擴(kuò)展到以氣體，液體作為推動(dòng)力輸送礦石、谷物、石油、煤炭。在工程建設(shè)中用于海底隧道，海底打樁，防坡堤及海上采油平臺(tái)等，在其它領(lǐng)域還用于高壓容器，機(jī)架外殼等。 市場與效益分析（ ANALYSIS OF MARKET AND RETURNS） 國內(nèi)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(nèi)蒙長呼天然氣輸送管線、長包管線、靖邊擴(kuò)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(biāo)，共銷售 UOE 鋼管 5萬噸，實(shí)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(jìn)入中國的油氣資源將通過海底管道輸送到韓國、日本等對(duì)能源 需求量較大的國家，預(yù)計(jì)全球總需求量將在 16000 萬噸左右，可以說市場十分廣闊。目前國際上在建的幾條大型天然氣管線項(xiàng)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(nèi)唯一通過資格預(yù)審的投標(biāo)人，最終力挫日本鋼管廠與德國歐洲鋼管公司一舉中標(biāo)。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(jī)構(gòu) SGS 的驗(yàn)收，獲得了 NIGC 的大力好評(píng)，在行業(yè)內(nèi)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(shí)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(jī)和脫管機(jī)中的主動(dòng)夾棍的的運(yùn)動(dòng)均由電機(jī)、聯(lián)軸器、變速箱、齒輪箱和十字軸萬向聯(lián)軸器驅(qū)動(dòng)，如圖 1-4 所示 . 圖 1-1 UOE 鋼管軋制工藝流程示意圖 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 2 圖 1-2 UOE 連軋管機(jī)示意圖 圖 1-3 夾棍的工作示意圖 圖 1-4 主動(dòng)夾棍的傳動(dòng)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(jié)構(gòu)的特點(diǎn)能使不在同一軸線或軸線折角較大或軸向移動(dòng)較大的兩軸等角速連續(xù) 回轉(zhuǎn)，并可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩和運(yùn)動(dòng)。能廣泛應(yīng)用于冶金、起重、工程運(yùn)輸、礦山、石油、船舶、煤炭、橡膠、造紙機(jī)械及其它重機(jī)行業(yè)的機(jī)械軸系中傳遞轉(zhuǎn)矩。 聯(lián)軸器是聯(lián)接原動(dòng)機(jī)與工作機(jī)的重要部件，它的損壞將導(dǎo)致機(jī)器的停頓，甚至波及到整條作業(yè)線，因此對(duì)其可靠性的要求相當(dāng)高。但是，十字軸式萬向聯(lián)軸器所處的條件又往往是很苛刻的，例如：在軋機(jī)傳動(dòng)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(zhuǎn)直徑也相應(yīng)受到限制，軋制過程中的實(shí)際轉(zhuǎn)矩往往接近聯(lián)軸器的疲勞轉(zhuǎn)矩，稍有不當(dāng)還會(huì)超出，這種過載現(xiàn)象如頻繁出現(xiàn)，就會(huì)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(dāng)，就會(huì)出現(xiàn)附加轉(zhuǎn)矩，這些附加轉(zhuǎn)矩也會(huì)降低其壽命并影響其傳輸效率。對(duì)于大型聯(lián)軸器來說，由于維修技術(shù)不到位和平衡系統(tǒng)調(diào)整不當(dāng)，也會(huì)帶來相當(dāng)于轉(zhuǎn)矩級(jí)別的附加載荷或者更大，有的甚至使十字軸折斷。因此，對(duì)于這樣一個(gè)核心設(shè)備，要有周全的技術(shù)控制，以確保其壽命。 1 2萬向聯(lián)軸器作用 用來聯(lián)接不同機(jī)構(gòu)中的兩根軸（主動(dòng)軸和從動(dòng)軸）使之共同旋轉(zhuǎn)以傳遞扭矩的機(jī)械零件。在高速重載的動(dòng)力傳動(dòng)中，有些聯(lián)軸器還有緩沖、減振和提高軸系動(dòng)態(tài)性能的作用。聯(lián)軸器由兩半 部分組成，分別與主動(dòng)軸和從動(dòng)軸聯(lián)接。一般動(dòng)力機(jī)大都借助于聯(lián)軸器與工作機(jī)相聯(lián)接。 1 3萬向聯(lián)軸器的種類及特點(diǎn) 1 3 1 特點(diǎn)： 萬向聯(lián)軸器最大的特點(diǎn)是具有較大的角向補(bǔ)償能力，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)效率高，不同結(jié)構(gòu)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(jī)構(gòu)的特點(diǎn)，使兩軸不在同一軸線，存在軸線夾角的情況下能實(shí)現(xiàn)所聯(lián)接的兩軸連續(xù)回轉(zhuǎn)，并可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩和運(yùn)動(dòng)。 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 3 1 3 2 種類： 萬向聯(lián)軸器有多種結(jié)構(gòu)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、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(shí)際應(yīng)用中根據(jù)所傳遞轉(zhuǎn)矩大小分為重型、中型、輕型和小型。 1 3 3 結(jié)構(gòu)： （ 1）：十字軸式 如圖 1-1 所示，它由兩個(gè)叉形接頭 1、 3，一個(gè)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(gè)叉形接頭與中間件 2 聯(lián)接起來。這樣，就構(gòu)成了一個(gè)可動(dòng)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(dá) 35 45 )，而且在機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，夾角發(fā)生改 圖 1-1 十字軸式 變?nèi)钥烧鲃?dòng)；但當(dāng)過大時(shí)，傳動(dòng)效率會(huì)顯 著降 低。 這種聯(lián)軸器的缺點(diǎn)是 :當(dāng)主動(dòng)軸角速度 1為常數(shù)時(shí)，從動(dòng)軸的角速度 并不是常數(shù)，而是在一定范圍內(nèi) ( 1cos 3 1/cos )變化，因而在傳動(dòng) 中將產(chǎn)生附加動(dòng)載荷。為了改善這種情況，常將十字軸式萬向聯(lián)軸器成對(duì)使用 (右圖 )，但應(yīng)注意安裝時(shí)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(yīng)在同一平面內(nèi) (右圖 )。上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 4 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(nèi)環(huán)分別與主、從動(dòng)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(nèi)，并裝在由球形外環(huán)和星形內(nèi)環(huán)外球面凹槽組成的滾道中，兩個(gè)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(nèi)，從而保證了聯(lián)軸器主、從動(dòng) 軸之間的夾角變化時(shí)，傳力點(diǎn)能始終位于夾角的平分線上，因此，球籠式萬向聯(lián)軸器主、從動(dòng)軸間的傳速得以保持同步。傳動(dòng)方式可采用滑動(dòng)傳動(dòng)，也可采用滾動(dòng)傳動(dòng)。采用滑動(dòng)傳動(dòng)時(shí)，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(dāng)采用滾動(dòng)傳動(dòng)時(shí)，則在球臂和傳力臂上將原裝有的緩沖套 3改裝為滾動(dòng)件，同時(shí)，在球頭和臼 座之間亦將原裝有的緩沖墊改為滾動(dòng)件，以適應(yīng)剛性傳動(dòng)的需要。傳動(dòng)的通用部件，而且也可用于高速傳動(dòng)。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(dòng)。 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(jié)構(gòu)示意圖 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 5 （ 3）：球鉸式 圖 1-5 球鉸式 1 4 課題目的和要求 : 1 4 1課題 設(shè)計(jì)用于寶鋼 UOE焊管線上下夾送輥的 SWC250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(diǎn) ,完成該產(chǎn)品的零件設(shè)計(jì)計(jì)算和機(jī)械結(jié)構(gòu) CAD 等任務(wù)。 1 4 2 設(shè)計(jì)技術(shù)要求與數(shù)據(jù) （ 1） 設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù) 1.公稱扭矩 31.5KN/m，疲勞轉(zhuǎn)矩為 16KN/m，軸線折角 10。 2.連接法蘭的回轉(zhuǎn)直徑為 250mm,DH短伸縮焊接式。 3.主電機(jī)功率 250KW,送輥轉(zhuǎn)速 n=80rpm，送輥?zhàn)钚≈睆?Dmin=400mm。 4.使用壽命 5000h. （ 2）設(shè)計(jì)的技術(shù)要求 1.主要適用于低速、重載工況條件。 2.為保證主、從動(dòng)端的同步性，十字軸式萬向聯(lián)軸器采用雙聯(lián)式。 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 6 第二章 萬向聯(lián)軸器的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析和動(dòng)力學(xué)分析 2 1十字萬向聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)組成及受力分析 2 1 1 十字萬向聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)總成 十字軸式萬向聯(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 2 1 2 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(gè)軸頭上，軸承座給十字軸的壓力由滾針軸承承擔(dān)，假設(shè)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(nèi)，只有受力的半圈軸承滾動(dòng)體承受載荷，而這半圈內(nèi)各滾動(dòng)體承受載荷的大小是不同的，中間的滾動(dòng)體受力最大，其他的沿兩側(cè)逐漸減小，處在最兩側(cè)的滾動(dòng)體受力為零（軸承座內(nèi)孔的加工精度對(duì)此也影響較大）。而十字軸的受力大小則是半圈滾動(dòng)體所受力的合力。由此，十字軸的受力可簡化為大小相同、方向相反的兩對(duì)力偶。這兩對(duì)力偶處于主傳動(dòng)與被傳動(dòng)軸所決定的平面內(nèi)，如不計(jì)兩軸的傾角，則構(gòu)成兩力偶的力均在十字軸軸線平面內(nèi)。通過在強(qiáng)大的實(shí)體設(shè)計(jì)及分析軟件 SOLIDWORKS 中建立十字軸的實(shí)體模型，將實(shí)際中十字軸受到的力與力矩作用于十字軸 4個(gè)軸頭受力的半圓柱面上，則可顯示整個(gè)十字軸的應(yīng)力值分布、各部位受力后的位移以及及強(qiáng)度安全系數(shù)等。分析表明，十字軸頭的截面積剪切應(yīng)力與扭 矩完全滿足要求，但是軸頭根部兩過渡圓角的應(yīng)力值是受力中的最大值（如圖， R1、 R2），應(yīng)力梯度非常大，尤其是圓角較小的 R1 處更是如此，應(yīng)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） 法蘭叉架及軸承座的受力分析 法蘭叉架軸承座可看作是懸臂梁結(jié)構(gòu)，軸承座根部一側(cè)受拉應(yīng)力，另一側(cè)受壓應(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)法蘭叉架的強(qiáng)度影響很大。軸承座內(nèi)孔圓周表面一側(cè)承受壓應(yīng)力，一側(cè)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(yīng)力，因此，螺栓的預(yù)緊力就顯得尤為重要。螺栓的預(yù)緊力使得上軸承座與下軸承座接觸面內(nèi)產(chǎn)生接觸壓力，隨著預(yù)緊力的增大，接觸壓力也上升。 這種預(yù)緊力的變化隨傳遞扭矩的增大而增大。如果預(yù)緊力較小，而傳遞扭矩過大，則受力側(cè) 的上下軸承座間壓力可能下降為零，這時(shí)上下軸承座間將出現(xiàn)間上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 7 隙，而扭矩減小時(shí)，間隙會(huì)消失，從而產(chǎn)生沖擊，而此時(shí)為保證傳動(dòng)，與其對(duì)稱的另一軸承座將會(huì)受到很大的力而率先導(dǎo)致疲勞斷裂，這對(duì)十 字軸的使用壽命是極為不利的。另一方面，如果螺栓的預(yù)緊量太大，螺栓的拉應(yīng)力也隨著增大，螺栓極易被拉斷。所以螺栓的預(yù)緊量應(yīng)根據(jù)不同的扭矩確定合適的一個(gè)范圍，保證上下軸承座的完全接觸狀態(tài)。 2 2十字軸式萬向聯(lián)軸器運(yùn)動(dòng)分析 2 2 1十字軸式單萬向聯(lián)軸器的運(yùn)動(dòng)分析 字軸式萬向聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)原理如圖所示，主、從動(dòng)軸上的軸叉 1、 3與中間的十字軸 2 分別以鉸鏈聯(lián)接，當(dāng)兩軸有角位移時(shí)，軸叉 1、 3 繞各自固定軸線回轉(zhuǎn)，而十字軸則作空間運(yùn)動(dòng)，十字軸軸頭在軸叉 1、 3軸承孔作擺動(dòng)。 圖示 2-2 十字軸式萬向聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡圖 1.3叉軸 2十字軸 圖示 2-3 萬向聯(lián)軸器傳動(dòng)關(guān)系圖 當(dāng)兩軸的軸間角不等于零時(shí)，任一瞬時(shí)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角與從動(dòng)軸轉(zhuǎn)角如圖示2-2。在垂直主動(dòng)軸 1的平面上投影，主動(dòng)軸叉上 A點(diǎn)的軌跡為一實(shí)際大小的圓，上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 8 從動(dòng)軸叉上 B點(diǎn)的軌跡為一橢圓。由于 OB 垂直于 OA，因此，當(dāng)主動(dòng)軸叉轉(zhuǎn)過1 ，在投影面上 AO 點(diǎn)轉(zhuǎn)至 A點(diǎn)， BO點(diǎn)轉(zhuǎn)至 Bl點(diǎn)， O Bl與。 A仍保持垂直關(guān)系，即 B0O Bl = 1。而從動(dòng)軸叉上 B實(shí)際轉(zhuǎn)角 2，可將 OB1所在平面轉(zhuǎn)過角使與 OA 所在平面重合，此時(shí) OB1 成 為 OB1， B1點(diǎn)所對(duì)中心角 OB1即為從動(dòng)軸轉(zhuǎn)角 2，由幾何關(guān)系可得 : tg 2=tg 1/cos (2-1) 式中：軸 1與軸 2的夾角 10。 1、 2主、從動(dòng)軸的轉(zhuǎn)角。 由上式可知主、從動(dòng)軸的轉(zhuǎn)角之比與軸間角有關(guān)。 兩軸的轉(zhuǎn)角差 可用下式表示： = 2- 1=arctg121cos )cos1( tgtg (2-2) 圖示 2-4 主、從動(dòng)軸角速度比值與主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角關(guān)系 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，兩軸的軸間角 10，故可將上式改寫成： =arctg(12 2sin4 ) (2-3) 當(dāng)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角 1=45時(shí)，兩軸的轉(zhuǎn)角差達(dá)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(dòng)軸之間的角速度關(guān)系式： W2= sra d /c o ss in1 c o s 122 (2-5) 當(dāng) 1=0或 180時(shí)，從動(dòng)軸角速度達(dá)到最大值 w2max=w1/cos。當(dāng) 1=90或 270時(shí)，從動(dòng)軸角速度降至最小值， w2min=w1 cos。從動(dòng)軸角速度的波動(dòng)情況還可用轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)表示： = tgwww s in1m in2m a x2（ 2-6） 圖示 2-5 為從動(dòng)軸轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)與軸間角的關(guān)系，主動(dòng)軸等角速度回轉(zhuǎn)時(shí)，從動(dòng)軸因轉(zhuǎn)速波動(dòng)而產(chǎn)生的角速度為： =2122 1212 )c o ss in1(2 2s in2s ins in wdtdw （ 2-7） 上理工大學(xué)專科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 9 圖示 2-5 從動(dòng)軸轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)與軸間角的關(guān)系 由上式可知從動(dòng)軸的角加速度也是隨主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角 1 周期性地變化，當(dāng) 1=0、 90、 180和 270時(shí)， 2=0，而當(dāng)轉(zhuǎn)角 1位于使主、從動(dòng)軸角速度相等，即 1= 2 時(shí)，從動(dòng)軸的角加速度 2 達(dá)到最大值。由于從動(dòng)軸角速度波動(dòng)將引起沖擊和扭轉(zhuǎn)波動(dòng)。因此，單萬向聯(lián)軸器不宜用于轉(zhuǎn)速高、慣性大，軸間角大而要求傳動(dòng)平穩(wěn)的軸系。 2 2 2十字軸時(shí)雙向聯(lián)軸器的運(yùn)動(dòng)分析 為了消除單萬向聯(lián)軸器從動(dòng) 軸轉(zhuǎn)速周期性波動(dòng)，可以將兩個(gè)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(guān)系可得主、從動(dòng)軸與中間軸的轉(zhuǎn)角關(guān)系式 : tg 1=tg 3 cos 1 tg 2=tg 3 cos 2 得： tg 1/ tg 2= cos 1/ cos 2 式中： 1、 2、 3主動(dòng)軸、從動(dòng)軸和中間軸的轉(zhuǎn)角 1 、 2主、從動(dòng)軸分別與中間軸的軸間角。 上理工大學(xué)專科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 10 圖 2-6 a)主、從動(dòng)軸線相交 b)主、從動(dòng)軸線平行 當(dāng) 1 = 2時(shí)， 1= 2，由此可使主、從動(dòng)軸間沒有轉(zhuǎn)角差，消除了主動(dòng)軸等速回轉(zhuǎn)而從動(dòng)軸轉(zhuǎn) 速變速波動(dòng)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(shí)必須滿足以下三個(gè)條件 : 1）中間軸與主、從動(dòng)軸的軸間角 1 、 2應(yīng)相等 ; 2）中間軸兩端軸叉應(yīng)位于同一平面內(nèi) ; 3）主、從動(dòng)軸和中間軸三軸的軸線應(yīng)在同一平面內(nèi)。 圖示 2-7 a） Z 型布置 -平移調(diào)整 b） W 型布置 角向調(diào)整 在聯(lián)軸器運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，主、從動(dòng)軸需要相對(duì)移動(dòng)時(shí)，為了滿足上述三個(gè)條件，應(yīng)根據(jù)軸線位移的性質(zhì)，確定相應(yīng)的布置形式，對(duì)于要求平行位移的線，應(yīng)采用圖 2-6a的 Z型布置，對(duì)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(dòng)軸的軸間角不相等，即 1 2，或三軸的軸線不是位于同一平面時(shí)（圖 2-7），就不能保持主、從動(dòng)軸同步轉(zhuǎn)動(dòng)，此時(shí)，主、從動(dòng)軸的轉(zhuǎn)角差和從動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速波動(dòng)現(xiàn)象與各軸線的相對(duì)位置有關(guān)。 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 11 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(dòng)軸的空間布置形式 主動(dòng)軸與中間軸在空間的軸間角 1可用下式表示： tg 1=1212 tgtg (2-8) 同樣，從動(dòng)軸與中間軸在空間的軸間角 2的關(guān)系式： tg 2=2222 tgtg (2-9) 以上兩式中： 1、 2主、從動(dòng)軸與中間軸在垂直面上的夾角； 1、 2主、從動(dòng)軸與中間軸在水平面上的夾角。 設(shè) : tg 1=tg 1/tg 1 (2-10a) tg 2=tg 2/tg 2 (2-10b) 式中： 1、 2主、從動(dòng)軸在垂直中間軸平面內(nèi)與水平面的夾角。 在垂直中間軸平面內(nèi)，主從動(dòng)軸之間的軸間角與軸線之間的空間布置有關(guān)（圖 2-9）。 圖 2-9 WZ 型主、從動(dòng)軸 軸線的空間關(guān)系 1主動(dòng)軸 2從動(dòng)軸 3中間軸 對(duì) ZZ型和 WW 型 = 1- 2 （ 2-11a） 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 12 對(duì) ZW型和 WZ 型 =180 - 1- 2（ 2-11b） 參照式（ 2-3），對(duì)雙向聯(lián)軸器，當(dāng)主、從動(dòng)軸與中間軸不在同平面時(shí)，主、從動(dòng)軸的轉(zhuǎn)角差表達(dá)式為： ） 90(2s i n42s4 32231 ina r c tg（ 2-12） 對(duì)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(dòng)軸軸線與中間軸軸線為空間布置時(shí)，即使 1= 2，由于 0，主從動(dòng)軸間仍有轉(zhuǎn)角差。轉(zhuǎn)角差隨3而變，當(dāng) ） ） 90(s in 90(2c o s/222213 a r c tg（ 2-13）轉(zhuǎn)角差達(dá)到最大值。如設(shè) 1= 2= ，此時(shí)當(dāng) =90，因 3=45，因而使轉(zhuǎn) 角差達(dá)到極大值 2909045(2s i n90s i n4 22m a x ）a r c tg （ 2-14） 與單萬向聯(lián)軸器最大轉(zhuǎn)角差近似（ 2-4）比較，主、從動(dòng)軸不在同一平面時(shí)，使主、從動(dòng)軸的轉(zhuǎn)角差增大一倍。 2 3萬向節(jié)十字軸設(shè)計(jì)原則 2 3 1按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)十字軸 利用材料力學(xué)方法，對(duì)十字軸按有外殼包圍的懸臂梁 (固定梁 )承受彎曲載荷的情況來計(jì)算軸頸直徑這一主要結(jié)構(gòu)參數(shù)， 如圖 2一 10所示 : 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 13 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(xué)性能如下： 抗拉強(qiáng)度 b (MPa) ： 1080 屈服強(qiáng)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： 217HB I-I 面的彎矩 MI-I， Ml-I=F a=Wb s(2 15) 轉(zhuǎn)矩 : T=F 2R (2 16) 由上述兩式求得從動(dòng)軸十字軸軸頸上得受力最大值 : sdaF 332cos （ 2-17） 從式（ 2-16）、（ 2-17）可求得： 33 cos16cos32bb RTaFd （ 2-18） 60835c o s 1 081 2671163 2 3 2按表面應(yīng)力設(shè)計(jì)十字軸 利用赫茲理論，可以計(jì)算滾動(dòng)體（滾針或滾子）與十字軸軸頸的表面接觸應(yīng)力，其公式如下所示： H=270 Hrddbp 11 （ 2-19） 式中： b滾針或滾子的有效接觸長度 mm dr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=zF08.4F軸承上徑向載荷 N； Z每排滾針或滾子數(shù)目 ; H 許用接觸應(yīng)力 N/mm2，一般取 H =2000 2400 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(shí)其十字軸軸頸不應(yīng)發(fā)生彎曲疲勞損壞。 十字軸在傳遞扭矩時(shí)受集中載荷，如圖所示，其中危險(xiǎn)斷面的彎曲應(yīng)力為： )(32441 1iII ddFS d （ Mpa） (2-20) 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 14 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=8mm 圖 2-11 十字軸 2 4軸承的壽命計(jì)算 2 4 1軸承的動(dòng) 扭矩 軸承的動(dòng)扭矩是萬向聯(lián)軸器軸承座的動(dòng)載荷與軸頸有效范圍傳動(dòng)旋轉(zhuǎn)軸軸矩之乘積。 Ti=fc Lz7/9 z3/4 dz29/27 2R 10-6KN M (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(dòng)扭矩（ KN m） 。 2 4 2軸承的壽命計(jì)算 Lh=1.5 3/107 110 miTTn （ 2-22） 式中： Lh使用壽命（ h） N萬向聯(lián)軸器轉(zhuǎn)速，（ n=100rpm） 聯(lián)軸器工作傾角 10 ，（ =5） Ti軸承的動(dòng)扭矩，按（ 2-21）式計(jì)算； Tm=聯(lián)軸器工作時(shí)的平均扭矩，取 Tm=0.65 Tn=0.65 71=46.15(KN m） 通過（ 2-22）式得出使用壽命為 5000h。 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 15 2 5 法蘭叉頭 2 5 1 法蘭叉頭的作用 法蘭叉 頭 的法蘭 底座 與減速機(jī) ( 或等速機(jī) ) 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(dá)到可靠地聯(lián)接 ， 從而實(shí)現(xiàn)萬向聯(lián)軸器傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)的目的。 萬向聯(lián)軸器在使用一定時(shí)間之后 往往發(fā)生 法蘭叉 頭 的法蘭從端面鍵或螺孔所對(duì)應(yīng)的法蘭外緣 撕開 , 裂紋不斷向法蘭內(nèi)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(zhì)、工藝確定之后 , 在法蘭的設(shè)計(jì)中是極為重要的。 2 5 2叉頭軸孔部位的應(yīng)力計(jì)算 最 大應(yīng)力 (2-25) 式中 ： F 叉頭所受集中載荷 (N) 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 2 5 3 叉頭根部應(yīng)力 上理工大學(xué)專科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 16 根據(jù)理論分析叉頭根部 I-I斷面應(yīng)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(yīng)力 (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(jì)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(yīng)力； -叉頭 I-I 斷面處對(duì) Z軸的慣性扭矩 扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 (2-27) 式中： -叉頭 I-I斷面的最大扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為 MPa； -萬向 聯(lián)軸器 所承受的最大 扭 矩 （ KN m）； -叉頭 I-I斷面處慣性扭矩 ； 按照第四強(qiáng)度理論，叉頭 I-I斷面最大等效應(yīng)力： (2-28) 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 17 第三章 萬向軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3 1概述 本章主要介紹萬向軸以及 相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，十字萬向軸標(biāo)準(zhǔn)及選用計(jì)算，萬向軸的選型原則 等內(nèi)容。 3 2 十字軸總成游隙結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3 2 1 滾動(dòng)體和軸向推力軸承分類 滾動(dòng)體的類型 (分為圓柱滾針和圓柱滾子 )以及是 否采用滑動(dòng)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(zhuǎn)直徑大小、傳遞轉(zhuǎn)矩的特征轉(zhuǎn)速有關(guān)。一般以傳遞運(yùn)動(dòng)為主而傳遞轉(zhuǎn)上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 18 矩較小的萬向聯(lián)軸器多采用滾針軸承，在十字軸軸頭端面采用滑動(dòng)推力軸承，如圖 3-1-a所示。 圖 3-1 滾動(dòng)體和軸向推力軸承分類 （ 1） 對(duì)于轉(zhuǎn)速在 300r/min 以下，回轉(zhuǎn)直徑 150mm 至 620mm 以傳遞轉(zhuǎn)矩為主的萬向聯(lián)軸器宜采用如圖 3 1-b 所示的軸承結(jié)構(gòu)，滾動(dòng)體采用 24 列的圓柱滾子，滑動(dòng)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(diǎn)可以承受較大的轉(zhuǎn)矩、制造相對(duì)比 較簡單。 本設(shè)計(jì)聯(lián)軸器轉(zhuǎn)直徑為 250mm,送輥轉(zhuǎn)速 n=100rpm，故采用這類軸承結(jié)構(gòu)。 （ 2） 對(duì)于轉(zhuǎn)速在 300r/min以上，回轉(zhuǎn)直徑 225mm至 390mm 以傳遞轉(zhuǎn)矩為主，同時(shí)動(dòng)平衡要求較高的萬向聯(lián)軸器宜采用如圖 3 1-c 所示的軸承結(jié)構(gòu)，滾動(dòng)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(diǎn)可以減輕十字軸的軸頭摩擦、增加關(guān)節(jié)運(yùn)轉(zhuǎn)的靈活性、延長萬向聯(lián)軸器的使用壽命。 （ 3） 回轉(zhuǎn)直徑超過 680mm 的萬向聯(lián)軸器，因其傳遞的轉(zhuǎn)矩大、自身質(zhì)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 3 1-d 所示，徑向圓柱滾子設(shè)計(jì)成 4 5列，圓柱滾子如設(shè)計(jì)成凸度狀，可以降低圓柱滾子兩端的接觸應(yīng)力，以免 碎裂 。 圖 3-2 軸承 3 2 2 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(dòng)體的基本尺寸可按式 (3 一 1)計(jì)算徑向滾動(dòng)體相互之間的平均間隙，按式 (3 一 2)計(jì)算徑向滾動(dòng)體周向總間隙，如圖 2一 2所示 : 上理工大學(xué)專科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 19 圖 3-2 軸承游隙及主要尺寸 11 180s in)( dzdd （ 3-1） z （ 3-2） 滾動(dòng)體之間沿周向具有適當(dāng)間隙，由于十字軸與軸承之間是擺動(dòng)的關(guān)系，因此可以選取較小的間隙，一般來說對(duì)于滾針滾動(dòng)體，其滾針相互之間的平均間隙取在 0.005 0.025mm 范圍內(nèi)，直徑較大的滾針取大值，反之取小值，由于滾動(dòng)體采用密排方式，沒有保持架，為防止?jié)L動(dòng)體在軸承內(nèi)歪斜，還要對(duì)滾動(dòng)體周向總間隙給予限制，對(duì)于滾針滾動(dòng)體，總間隙一般不超過 0.5mm 或滾針直徑的 0.4 倍 ;對(duì)于回轉(zhuǎn)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(dòng)體采用圓柱滾子，其圓柱滾子相互之間的平均間隙 取在 0.01 0.04mm 范圍內(nèi)，總間隙一般取在 0.7一 1.2mm范圍內(nèi)。 軸承外圈的壁厚 h與滾動(dòng)體的直徑有關(guān)，一般按經(jīng)驗(yàn)取值如下 : 對(duì)于滾針軸承，當(dāng) dl=2 3mm時(shí)， h=(1.5 1.9)d1; 當(dāng) dl=2 4mm 時(shí)， h=(1.9 2.1)d1; 當(dāng) d1=5 6mm 時(shí)， h dl。 對(duì)于圓柱滾子軸承，當(dāng) dl 20mm時(shí)， h=(0.75 0.85)d1， （ h 取值 16） 當(dāng) d1 20mm時(shí)， h=(0.65 0.75)dl。 3 2 3 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(dá)到HRC58 一 64，芯部組織硬度 HRC35 左右比較理想 ;十字軸、軸承套的主要配合尺寸及形位公差按 5 6級(jí)設(shè)計(jì)。 3 3 中間軸伸縮花鍵副結(jié)構(gòu)設(shè) 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(dòng)花鍵，如圖 3 一 3所示。矩形花鍵比較常見，受加上理工大學(xué)專科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 20 工條件限制，一般多用于十字軸式萬向聯(lián)軸器低速傳動(dòng) ;漸開線花鍵分為GB/T3478.1一 1995 和 DIN5480兩種標(biāo)準(zhǔn)，由于采用范成法加工，齒的兩側(cè)定位精度高，應(yīng)用較多 ;對(duì)于轉(zhuǎn)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(dòng)花鍵，如圖 3 一 3。所示 ;此外對(duì)于有嚴(yán)重沖擊載荷的傳動(dòng)，還可采用具有橡膠彈性元件減振保護(hù)的花鍵。 在圖 3-3-a 的結(jié)構(gòu)中，密封唇安裝在特制的套筒中， 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?，密封非常可?;而在圖 3-3-b 的結(jié)構(gòu)中，因?yàn)槊芊獯脚c花鍵兩側(cè)、齒頂、齒槽接觸，密封要困難的多。 花鍵副的有效 配合長度與花鍵中徑、十字軸式萬向 聯(lián)軸器的總長有關(guān)，一般按花鍵中徑的 2 2.5 倍選取，對(duì)于其長度是回轉(zhuǎn)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 2.5 2 倍范圍內(nèi)選取。此外對(duì)于轉(zhuǎn)矩大、自身質(zhì)量重、特長的主傳動(dòng)十字軸式萬向聯(lián)軸器，其花鍵副可采用如圖 3 4的結(jié)構(gòu)，徑向靠件 1、 2分別與花鍵軸外徑和接管內(nèi)徑滑動(dòng)配合定位，花鍵齒側(cè)主要傳遞動(dòng)力，解決了花鍵齒側(cè)磨損而引起的中間軸伸縮花鍵撓度增大的現(xiàn)象。 圖 3-3 中間軸伸縮花鍵副結(jié)構(gòu) 上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 21 圖 3-4 花鍵傳動(dòng)示意圖 3 4 十字軸萬向軸標(biāo)準(zhǔn)及 選用計(jì)算 3 4 1十字萬向軸標(biāo)準(zhǔn) 十字萬向軸標(biāo)準(zhǔn)很多 ，通用型國內(nèi)主要標(biāo)準(zhǔn)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(dòng)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 許多生產(chǎn)廠制定的企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)。對(duì)于汽車、農(nóng)業(yè)機(jī)械、工程機(jī)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(duì)于各種標(biāo)準(zhǔn)其轉(zhuǎn)矩名稱較多，現(xiàn)統(tǒng)一作如下解釋 : 1.理論轉(zhuǎn)矩 T:根據(jù)原動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)功率 P及轉(zhuǎn)速 n直接算出的轉(zhuǎn)矩 : T=np2.計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tc:根據(jù)使用條件及工作狀況對(duì)理論轉(zhuǎn)矩進(jìn)行修正的轉(zhuǎn)矩，不同的萬向聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)其計(jì)算轉(zhuǎn)矩 T。的方法不盡相同 ; 3.公稱轉(zhuǎn)矩 Tn:也稱額定轉(zhuǎn)矩，是在給定條件下的理論計(jì)算數(shù)值。如 SWP型是指聯(lián)軸器轉(zhuǎn)速 n=10r/min，軸間角 a=3，軸承壽命 Lh=5000h，以及負(fù)荷平穩(wěn)下的傳遞的轉(zhuǎn)矩 ;SWZ 型是指聯(lián)軸器轉(zhuǎn)速 n=1000r/min，軸間角 =3，軸承壽命Lh=3000h聯(lián)軸器傳遞的轉(zhuǎn)矩 ;SWC型是指聯(lián)軸器轉(zhuǎn)速 n=30r/min，軸間角 =5，軸承壽命 Lh=5000h 聯(lián)軸器傳遞的轉(zhuǎn)矩 ; 4.峰值轉(zhuǎn)矩 Tmax:萬向聯(lián)軸器偶然傳遞的最大工作轉(zhuǎn)矩，超過峰值轉(zhuǎn)矩，軸承表面將產(chǎn)生點(diǎn)蝕，降低軸承預(yù)期壽命，一般為交變疲勞轉(zhuǎn)矩 Tf的 3至 4倍； 5.極限轉(zhuǎn)矩 Tk:萬向聯(lián)軸器材料接近屈服點(diǎn)時(shí)所允許極偶然傳遞的轉(zhuǎn)矩，一般是根據(jù)有限元方法求得最薄弱部分得應(yīng)力值 (或應(yīng)變值 )來確定 ; 6.靜態(tài)轉(zhuǎn)矩 To:根據(jù)軸承滾動(dòng)體得靜態(tài)承載力 C。及靜態(tài)安全系數(shù) S。計(jì)算上理工大學(xué)?？粕厴I(yè)設(shè)計(jì)（論文） 22 出萬向聯(lián)軸器得理論計(jì)算轉(zhuǎn)矩，要大于或等于公稱轉(zhuǎn)矩 Tn; 7.動(dòng)態(tài)轉(zhuǎn)矩 Td:將軸承得實(shí)際應(yīng)力轉(zhuǎn)換稱等效應(yīng)力，在規(guī)定工作轉(zhuǎn)速 n、軸間角 a及使用壽命下計(jì)算出得萬向聯(lián)軸器傳遞的轉(zhuǎn)矩，標(biāo)準(zhǔn)產(chǎn)品的額定轉(zhuǎn)矩由此確定 ; 8.等效轉(zhuǎn)矩 Te:也稱平衡轉(zhuǎn)矩，它是根據(jù)萬向聯(lián)軸器各階段的轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速以及各轉(zhuǎn)速所占時(shí)間比而計(jì)算出的 ; 9.交變疲勞扭矩 Tf:萬向聯(lián)軸器在交變轉(zhuǎn)矩負(fù)荷下所允許傳遞的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩 T:P 萬向聯(lián)軸器在脈沖負(fù)荷下所允許傳遞的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩 TP 是交變疲勞扭矩 Tf的 1.45 1.55 倍之間。 3 4 2 十字萬向聯(lián)軸器的選型 工程上通常有兩種獨(dú)立的準(zhǔn)則進(jìn)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(duì)于連續(xù)動(dòng)轉(zhuǎn)但運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)的萬向聯(lián)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(yùn)轉(zhuǎn)多長時(shí)間，亦即萬向聯(lián)軸器的疲勞壽命，在此期間內(nèi)，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(jì)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(zhì)量、靜態(tài)過載大小等，理論來說平均壽命與計(jì)算壽命在實(shí)際上經(jīng)常有很大范圍的差。 壽命計(jì)算公式 Lh= 3/107 )(105.1ee TCRKn (3-3) 式中： ne等效轉(zhuǎn)速； CR軸承額定負(fù)荷； Tg萬向軸傳遞等效轉(zhuǎn)矩，通常情況下用公稱轉(zhuǎn)矩 Tn 代替； K系數(shù)，對(duì)于電機(jī)及液壓馬達(dá)作為動(dòng)力輸入源 K取 1;對(duì)于汽油 發(fā)動(dòng)機(jī) K取 1.15;柴油發(fā)動(dòng)機(jī) K取 1.2。 上理工大學(xué)專科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 23 圖 3-5 等效轉(zhuǎn)速、等效轉(zhuǎn)矩 對(duì)于等效轉(zhuǎn)速 n。和等效轉(zhuǎn)矩在整個(gè)壽命周期內(nèi)按式 3 一 4、式 3 一 5 和圖3一 5求取如下 ne=a1 n1+ a2 n2+ + an nn (3-4) Te=310310310222310111ennnnTnaTnaTna (3-5) 通常情況下，計(jì)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(zhuǎn)矩類型選擇 以萬向聯(lián)軸器傳遞轉(zhuǎn)矩能力為依據(jù)可以用實(shí)際傳遞的峰值轉(zhuǎn)矩 T