万向联轴器.doc

上理工大学专科生毕业设计（论文）
目录
第一章 绪 论 1
1．1 前言 1
1．2万向联轴器作用 3
1．3万向联轴器的种类及特点 3
1．3．1 特点： 3
1．3．2 种类： 3
1．3．3 结构： 3
1．4 课题目的和要求: 5
1．4．1课题 5
1．4．2 设计技术要求与数据 5
第二章 万向联轴器的运动学分析和动力学分析 6
2．1十字万向联轴器的结构组成及受力分析 6
2．1．1 十字万向联轴器结构总成 6
2．1．2 十字万向联轴器受力分析 6
2．2十字轴式万向联轴器运动分析 7
2．2．1十字轴式单万向联轴器的运动分析 7
2．2．2十字轴时双向联轴器的运动分析 9
2．3万向节十字轴设计原则 12
2．3．1按弯曲强度设计十字轴 12
2．3．2按表面应力设计十字轴 13
2．4轴承的寿命计算 14
2．4．1轴承的动扭矩 14
2．4．2轴承的寿命计算 14
2．5 法兰叉头 15
2．5．1 法兰叉头的作用 15
2．5．2叉头轴孔部位的应力计算 15
2．5．3 叉头根部应力 15
第三章 万向轴的结构设计 17
3．1概述 17
3．2 十字轴总成游隙结构设计 17
3．2．1 滚动体和轴向推力轴承分类 17
3．2．2 轴承游隙及主要尺寸 19
3．2．3 十字轴和轴承外圈主要材料、工艺和精度 20
3．3 中间轴伸缩花键副结构设 20
3．4 十字轴万向轴标准及选用计算 21
3．4．1十字万向轴标准 21
3．4．2 十字万向联轴器的选型 22
第四章 主要零件的工艺分析 25
4．1 法兰叉头零件分析 25
4．1．1 零件的作用 25
4．1．2 零件的工艺分析 25
4．1．2建立数字模型 26
4．2确定数控加工工艺方案 26
4．2．1划分数控加工工步 26
4．2．2选择加工设备 27
4．2．3选用加工刀具 27
4．2．4 确定切削用量 27
4．2．5设计数控程序 27
4．2．6 确定编程原点和加工坐标系 28
4．2．7 设计数控程序加工路线 28
4．2．8设计数控程序刀具路径 28
4．2．8 后置处理 29
4．2．9加工仿真及程序校验 29
4．2．10数控系统轨迹模拟 29
4．2．11程序传输和运行 30
第五章 结语与展望 30
谢 辞 31
参考文献 32

34

第一章 绪 论
1．1 前言
UOE钢管应用范围十分广阔，不仅应用于铺设长距离高压输油气管线，并且已经扩展到以气体，液体作为推动力输送矿石、谷物、石油、煤炭。在工程建设中用于海底隧道，海底打桩，防坡堤及海上采油平台等，在其它领域还用于高压容器，机架外壳等。
市场与效益分析（ANALYSIS OF MARKET AND RETURNS）
国内市场分析：UOE钢管的市场十分广阔，据国家“十一五”规划，到2010年我国新建原油、天然气、成品油、煤浆管道总长度近40000公里，共需UOE钢管约3000万吨。我公司已先后在西气东输支线、内蒙长呼天然气输送管线、长包管线、靖边扩能管线、惠州壳牌石化工程部分管线、胜利油田石油输送管线、东海大桥等重大管线工程中中标，共销售UOE钢管5万吨，实现销售额3.5亿元。
国际市场分析：国际上，俄罗斯、土库曼斯坦及中东地区国家进入中国的油气资源将通过海底管道输送到韩国、日本等对能源需求量较大的国家，预计全球总需求量将在16000万吨左右，可以说市场十分广阔。目前国际上在建的几条大型天然气管线项目中，除采用了德国和日本的UOE钢管外，也大量采用了我们公司的产品。如伊朗国家天然气（NIGC）主持修建的4000多公里的天然气管线的干线管中，我们公司作为国内唯一通过资格预审的投标人，最终力挫日本钢管厂与德国欧洲钢管公司一举中标。目前我们已经发出近7.5万吨钢管，并一次性全部通过国际监理机构SGS的验收，获得了NIGC的大力好评，在行业内稳稳占据了重要一席。此前我们也陆续往巴基斯坦、阿联酋、加拿大和美国出口了大量钢管，实现出口总额近6000万美元。
UOE钢管轧制工艺流程图如图1-1、1-2、1-3所示，轧制中连轧管机和脱管机中的主动夹棍的的运动均由电机、联轴器、变速箱、齿轮箱和十字轴万向联轴器驱动，如图1-4所示.

图1-1 UOE钢管轧制工艺流程示意图
图1-2 UOE连轧管机示意图

图1-3夹棍的工作示意图

图1-4 主动夹棍的传动系统
十字轴式万向联轴器是一种最常用的联轴器。利用其结构的特点能使不在同一轴线或轴线折角较大或轴向移动较大的两轴等角速连续回转，并可靠地传递转矩和运动。能广泛应用于冶金、起重、工程运输、矿山、石油、船舶、煤炭、橡胶、造纸机械及其它重机行业的机械轴系中传递转矩。
联轴器是联接原动机与工作机的重要部件，它的损坏将导致机器的停顿，甚至波及到整条作业线，因此对其可靠性的要求相当高。但是，十字轴式万向联轴器所处的条件又往往是很苛刻的，例如：在轧机传动中，由于所联接的轧辊的直径有一定限制，因而联轴器的回转直径也相应受到限制，轧制过程中的实际转矩往往接近联轴器的疲劳转矩，稍有不当还会超出，这种过载现象如频繁出现，就会大大降低疲劳寿命，从而使之过早失效或损坏。另外，十字轴式万向联轴器空间几何位置的要求也较高，如有不当，就会出现附加转矩，这些附加转矩也会降低其寿命并影响其传输效率。对于大型联轴器来说，由于维修技术不到位和平衡系统调整不当，也会带来相当于转矩级别的附加载荷或者更大，有的甚至使十字轴折断。因此，对于这样一个核心设备，要有周全的技术控制，以确保其寿命。
1．2万向联轴器作用
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。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。
1．3万向联轴器的种类及特点
1．3．1 特点：
万向联轴器最大的特点是具有较大的角向补偿能力，结构紧凑，传动效率高，不同结构型式万向联轴器两轴线夹角不相同，一般≤5°-45°之间。万向联轴器利用其机构的特点，使两轴不在同一轴线，存在轴线夹角的情况下能实现所联接的两轴连续回转，并可靠地传递转矩和运动。

1．3．2 种类：
万向联轴器有多种结构型式，例如：十字轴式、球笼式、球叉式、凸块式、球销式、球铰式、球铰柱塞式、三销式、三叉杆式、三球销式、铰杆式等，最常用的为十字轴式，其次为球笼龙，在实际应用中根据所传递转矩大小分为重型、中型、轻型和小型。
1．3．3 结构：
（1）：十字轴式
如图1-1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α最大可达35°～45°)，而且在机器运转时，夹角发生改
图1-1 十字轴式
变仍可正常传动；但当过大时，传动效率会显著降低。
这种联轴器的缺点是:当主动轴角速度ω1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≤ω1/cosα)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(右图<十字轴式万向联轴器b>)，但应注意安装时必须保证轴、 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(右图<双万向联轴器>)。只有这种双万向联轴器才可以得到ω3 =ω1 。
（2）：球笼式
球笼式万向联轴器是通过球笼外环和星形内环分别与主、从动轴相联，传力钢球的中心都位于通过联轴器中心的平面内并装在由球形外环和星形内环外球面凹槽组成的滚道中，两个球面的中心与万向联轴器的中心重合，为了保证所有钢球中心都在两轴轴线间夹角的平分面上，钢球装于球笼内，从而保证了联轴器主、从动轴之间的夹角变化时，传力点能始终位于夹角的平分线上，因此，球笼式万向联轴器主、从动轴间的传速得以保持同步。传动方式可采用滑动传动，也可采用滚动传动。采用滑动传动时，为了缓冲和减振，在球臂和传力臂上安装有聚合物缓冲套3。当采用滚动传动时，则在球臂和传力臂上将原装有的缓冲套3改装为滚动件，同时，在球头和臼座之间亦将原装有的缓冲垫改为滚动件，以适应刚性传动的需要。传动的通用部件，而且也可用于高速传动。该万向联轴器适用范围广泛，尤其是适合于大倾角、径向尺寸受限制工况条件的轴系传动。
图1-2 球笼式万向联轴器 图的位置再好好设置一下

图1-3 球笼式万向联轴器结构示意图

（3）：球铰式
图1-5球铰式
1．4 课题目的和要求:
1．4．1课题
设计用于宝钢UOE焊管线上下夹送辊的SWC250整体叉头十字轴万向联轴器。要求根据该产品的特点,完成该产品的零件设计计算和机械结构CAD等任务。
1．4．2 设计技术要求与数据
（1）设计的数据
1.公称扭矩31.5KN/m，疲劳转矩为16KN/m，轴线折角≤10°。
2.连接法兰的回转直径为250mm,DH短伸缩焊接式。
3.主电机功率250KW,送辊转速n=80rpm，送辊最小直径Dmin=400mm。
4.使用寿命5000h.
（2）设计的技术要求
1.主要适用于低速、重载工况条件。
2.为保证主、从动端的同步性，十字轴式万向联轴器采用双联式。

第二章 万向联轴器的运动学分析和动力学分析
2．1十字万向联轴器的结构组成及受力分析
2．1．1 十字万向联轴器结构总成
十字轴式万向联轴器主要由法兰叉头、十字轴总成、焊接叉头花键轴和花键轴套组成，如下图所示。

图2-1 十字轴式万向联轴器
1法兰叉头 2十字轴总成 3花键轴 4花键套 5焊接叉头
2．1．2 十字万向联轴器受力分析      
  （1）十字轴的受力分析 在十字轴的每个轴头上，轴承座给十字轴的压力由滚针轴承承担，假设该力在沿轴向滚子有效接触长度上均匀分布，则在十字轴断面内，只有受力的半圈轴承滚动体承受载荷，而这半圈内各滚动体承受载荷的大小是不同的，中间的滚动体受力最大，其他的沿两侧逐渐减小，处在最两侧的滚动体受力为零（轴承座内孔的加工精度对此也影响较大）。而十字轴的受力大小则是半圈滚动体所受力的合力。由此，十字轴的受力可简化为大小相同、方向相反的两对力偶。这两对力偶处于主传动与被传动轴所决定的平面内，如不计两轴的倾角，则构成两力偶的力均在十字轴轴线平面内。通过在强大的实体设计及分析软件SOLIDWORKS中建立十字轴的实体模型，将实际中十字轴受到的力与力矩作用于十字轴4个轴头受力的半圆柱面上，则可显示整个十字轴的应力值分布、各部位受力后的位移以及及强度安全系数等。分析表明，十字轴头的截面积剪切应力与扭矩完全满足要求，但是轴头根部两过渡圆角的应力值是受力中的最大值（如图，R1、R2），应力梯度非常大，尤其是圆角较小的R1处更是如此，应力集中较为明显，在交变载荷下极易产生疲劳，是裂纹和断裂产生的根源。
（2） 法兰叉架及轴承座的受力分析 法兰叉架轴承座可看作是悬臂梁结构，轴承座根部一侧受拉应力，另一侧受压应力，其叉架根部不仅受到大小为F的力作用，还受到力矩为F×H的作用。在此力与力矩的交变作用下，叉架轴承座与法兰连接的根部便是疲劳产生与断裂的根源。由此，轴承座的中心高度H和轴承座根部过渡圆弧大小的结构设计对法兰叉架的强度影响很大。轴承座内孔圆周表面一侧承受压应力，一侧则不受力。轴承座受的力通过连接轴承座的螺栓，使得螺栓承受拉应力，因此，螺栓的预紧力就显得尤为重要。螺栓的预紧力使得上轴承座与下轴承座接触面内产生接触压力，随着预紧力的增大，接触压力也上升。这种预紧力的变化随传递扭矩的增大而增大。如果预紧力较小，而传递扭矩过大，则受力侧的上下轴承座间压力可能下降为零，这时上下轴承座间将出现间隙，而扭矩减小时，间隙会消失，从而产生冲击，而此时为保证传动，与其对称的另一轴承座将会受到很大的力而率先导致疲劳断裂，这对十字轴的使用寿命是极为不利的。另一方面，如果螺栓的预紧量太大，螺栓的拉应力也随着增大，螺栓极易被拉断。所以螺栓的预紧量应根据不同的扭矩确定合适的一个范围，保证上下轴承座的完全接触状态。
2．2十字轴式万向联轴器运动分析
2．2．1十字轴式单万向联轴器的运动分析
字轴式万向联轴器的结构原理如图所示，主、从动轴上的轴叉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，十字轴轴头在轴叉1、3轴承孔作摆动。
图示2-2 十字轴式万向联轴器结构简图
1.3－叉轴 2－十字轴
图示2-3 万向联轴器传动关系图
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示2-2。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∮1，在投影面上AO点转至A‘点，BO点转至Bl‘点，O’Bl‘与。‘A‘仍保持垂直关系，即∠B0O′Bl′=∮1。而从动轴叉上B实际转角∮2，可将OB1所在平面转过角α使与OA所在平面重合，此时OB1成为OB1"，B1"点所对中心角∠OB1"即为从动轴转角2，由几何关系可得:
tg2=tg1/cosα (2-1) 公式要居中，下同

式中：α－轴1与轴2的夹角≤10°。
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α有关。
两轴的转角差△可用下式表示：
△=2-1=arctg……………(2-2)
图示2-4 主、从动轴角速度比值与主动轴转角关系
根据设计要求，两轴的轴间角α≤10°，故可将上式改写成：
△=arctg()……………………(2-3)
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：
△max=α2/4 rad……………（2-4）
由式（2-1）可得出主、从动轴之间的角速度关系式：
W2=……………(2-5)
当1=0°或180°时，从动轴角速度达到最大值w2max=w1/cosα。当1=90°或270°时，从动轴角速度降至最小值，w2min=w1·cosα。从动轴角速度的波动情况还可用转速不均匀系数δ表示：
δ=……………（2-6）
图示2-5为从动轴转速不均匀系数与轴间角的关系，主动轴等角速度回转时，从动轴因转速波动而产生的角速度为：
ε=…………………（2-7）

图示2-5 从动轴转速不均匀系数与轴间角的关系
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，ε2=0，而当转角1位于使主、从动轴角速度相等，即1=2时，从动轴的角加速度ε2达到最大值。由于从动轴角速度波动将引起冲击和扭转波动。因此，单万向联轴器不宜用于转速高、惯性大，轴间角大而要求传动平稳的轴系。
2．2．2十字轴时双向联轴器的运动分析
为了消除单万向联轴器从动轴转速周期性波动，可以将两个单万向联轴器串联而成为双万向联轴器，如图2-6所示。根据式(2一1)，利用投影关系可得主、从动轴与中间轴的转角关系式:
tg1=tg3·cosα1 tg2=tg3·cosα2
得： tg1/ tg2= cosα1/ cosα2
式中：1、2、3――主动轴、从动轴和中间轴的转角
α1 、α2――主、从动轴分别与中间轴的轴间角。
图2-6 a)主、从动轴线相交 b)主、从动轴线平行
当α1 =α2时，1=2，由此可使主、从动轴间没有转角差，消除了主动轴等速回转而从动轴转速变速波动的现象。为此，绝大多数场合下，双万向联轴器在安装时必须满足以下三个条件:
1）中间轴与主、从动轴的轴间角α1 、α2应相等;
2）中间轴两端轴叉应位于同一平面内;
3）主、从动轴和中间轴三轴的轴线应在同一平面内。
图示2-7 a）Z型布置--平移调整 b）W型布置—角向调整
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，对于要求平行位移的线，应采用图2-6a的Z型布置，对于要求有角位移的轴线，宜采用图2-6b的W型布置，如若中间轴与主、从动轴的轴间角不相等，即α1≠α2，或三轴的轴线不是位于同一平面时（图2-7），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位置有关。
a)ZZ型 b)WW型 c)ZW型 d)WZ型
图2-8 双万向联轴器主、从动轴的空间布置形式
主动轴与中间轴在空间的轴间角γ1可用下式表示：
？
图号在图的下面
tgγ1=………………(2-8)
同样，从动轴与中间轴在空间的轴间角γ2的关系式：
tgγ2=………………(2-9)

以上两式中：α1、α2――主、从动轴与中间轴在垂直面上的夹角；
β1、β2――主、从动轴与中间轴在水平面上的夹角。
设: tgφ1=tgα1/tgβ1………………(2-10a)
tgφ2=tgα2/tgβ2………………(2-10b)
式中：φ1、φ2――主、从动轴在垂直中间轴平面内与水平面的夹角。
在垂直中间轴平面内，主从动轴之间的轴间角θ与轴线之间的空间布置有关（图2-9）。
图2-9 WZ型主、从动轴轴线的空间关系
1－主动轴 2－从动轴 3－中间轴
对ZZ型和WW型
θ=φ1-φ2………………………………（2-11a）
对ZW型和WZ型
θ=180°-φ1-φ2………………………（2-11b）
参照式（2-3），对双向联轴器，当主、从动轴与中间轴不在同平面时，主、从动轴的转角差表达式为：
……………（2-12）
对不同的布置方式，式中的θ分别用式（2-11a）或式（2-11b）代入。由式（2-12）可知，主、从动轴轴线与中间轴轴线为空间布置时，即使1=2，由于θ≠0，主从动轴间仍有转角差。转角差随而变，当
……………………（2-13）
转角差达到最大值。如设1= 2= ，此时当θ=90°，因3=45°，因而使转角差达到极大值
…………（2-14）
与单万向联轴器最大转角差近似（2-4）比较，主、从动轴不在同一平面时，使主从动轴的转角差增大一倍。

2．3万向节十字轴设计原则
2．3．1按弯曲强度设计十字轴
用我们的十字轴来分析，用我们的设计参数带入公式来计算，最有给出计算的结论：是否合格
利用材料力学方法，对十字轴按有外壳包围的悬臂梁(固定梁)承受弯曲载荷的情况来计算轴颈直径这一主要结构参数，如图2一10所示:
图2-10 十字轴的轴颈直径
十字轴所采用的材料为20CrMnTi,其材料力学性能如下：
抗拉强度σb (MPa)：≥1080
　　屈服强度σs (MPa)：≥835
　　伸长率δ5 (%)：≥10
　　断面收缩率ψ (%)：≥45
　　冲击功Akv (J)：≥55
　　冲击韧性值αkv (J/cm2)：≥69
　　硬度：≤217HB
I-I面的弯矩MI-I， Ml-I=F·a=Wb·δs………………………………(2－15)
转矩: T=F·2R…………………………………(2－16)
由上述两式求得从动轴十字轴轴颈上得受力最大值:
…………………………………（2-17）
从式（2-16）、（2-17）可求得：
………………（2-18）

2．3．2按表面应力设计十字轴
利用赫兹理论，可以计算滚动体（滚针或滚子）与十字轴轴颈的表面接触应力，其公式如下所示：
бH=270………………………（2-19）

式中：b－滚针或滚子的有效接触长度mm
dr－滚针和滚子的直径mm;
D－十字轴轴颈mm;
P－滚针或滚子的直径mm；
P=
F－轴承上径向载荷N；
Z－每排滚针或滚子数目;
—许用接触应力N/mm2，一般取=2000～2400 N/mm2。
十字轴是万向联轴器的主要零件之一，在传递最大扭矩时其十字轴轴颈不应发生弯曲疲劳损坏。
十字轴在传递扭矩时受集中载荷，如图所示，其中危险断面的弯曲应力为：
（Mpa）…………(2-20)
式中：F－十字轴轴颈的作用力（N）
R－作用力半径
d－十字轴直径
d1－十字轴I-I断面处直径
S－作用力至I-I断面距离
di－十字轴中心孔直径，di=8mm
图2-11 十字轴
2．4轴承的寿命计算
2．4．1轴承的动扭矩
轴承的动扭矩是万向联轴器轴承座的动载荷与轴颈有效范围传动旋转轴轴矩之乘积。
Ti=fc×Lz7/9×z3/4×dz29/27×2R×10-6KN·M…………(2-21)
式中：fc－取决于轴承型式的系数（此处取fc=95）
Lz－滚柱与滚面间接触线长度（mm）(Lz=2000mm)
Dz－滚柱直径（mm）;
Ti－轴承的动扭矩（KN·m）。
2．4．2轴承的寿命计算
Lh=1.5×……………（2-22）
式中：Lh－使用寿命（h）

N－万向联轴器转速，（n=100rpm）
β－联轴器工作倾角≤10°，（β=5°）
Ti－轴承的动扭矩，按（2-21）式计算；
Tm=联轴器工作时的平均扭矩，取Tm=0.65×Tn=0.65×71=46.15(KN·m）
通过（2-22）式得出使用寿命为5000h。
2．5 法兰叉头
2．5．1 法兰叉头的作用
法兰叉头的法兰底座与减速机( 或等速机) 输出轴的法兰接座的法兰及工作端的法兰接座的法兰通过端面键或端面齿相啮合并用螺栓紧固达到可靠地联接，从而实现万向联轴器传递动力和运动的目的。
万向联轴器在使用一定时间之后 往往发生 法兰叉头的法兰从端面键或螺孔所对应的法兰外缘 撕开, 裂纹不断向法兰内部延伸直至 法兰叉架被破坏。所以法 兰叉架的厚度, 即法兰轴向截面的确定，在法兰叉架的材质、工艺确定之后, 在法兰的设计中是极为重要的。
2．5．2叉头轴孔部位的应力计算
最大应力………………………………(2-25)
式中：
F—叉头所受集中载荷(N)
—叉头轴承孔直径(mm)
L—轴承套长度(mm)
r—叉头顶圆半径（mm）
图2-15 法兰叉头贴上自己的图并计算

2．5．3 叉头根部应力
根据理论分析叉头根部I-I断面应力最大，如图2-16所示其几何图形
图2-16叉头根部I-I断面
弯曲应力 ………………………………(2-26)
式中：F-作用在叉头轴承孔中心线集中载荷（N）按式(2-21)计算
H-叉头轴承孔中心线叉头法兰端面距离（mm）
H2-叉头I-I断面到叉头法兰端面距离；
L2-叉头I-I断面处宽度；
σ-叉头I-I断面处的最大弯曲应力；
-叉头I-I断面处对Z轴的惯性扭矩
扭转剪应力 ……………………(2-27)
式中：-叉头I-I断面的最大扭转剪应力为MPa；
-万向联轴器所承受的最大扭矩（KN·m）；
-叉头I-I断面处惯性扭矩；
按照第四强度理论，叉头I-I断面最大等效应力：
……………………(2-28)

第三章 万向轴的结构设计
3．1概述
本章主要介绍万向轴以及相关零件的结构设计，十字万向轴标准及选用计算，万向轴的选型原则等内容。
3．2 十字轴总成游隙结构设计
3．2．1 滚动体和轴向推力轴承分类
滚动体的类型(分为圆柱滚针和圆柱滚子)以及是否采用滑动推力轴承或用圆柱滚子推
力轴承主要与万向联轴器的回转直径大小、传递转矩的特征转速有关。一般以传递运动为主而传递转矩较小的万向联轴器多采用滚针轴承，在十字轴轴头端面采用滑动推力轴承，如图3-1-a所示。
图3-1 滚动体和轴向推力轴承分类
1）对于转速在300r/min以下，回转直径Ф150mm至Ф620mm以传递转矩为主的万向联轴器宜采用如图3－1-b所示的轴承结构，滚动体采用2~4列的圆柱滚子，滑动推力轴承可以置于十字轴的根部，也可以置于十字轴的轴头部位，其特点可以承受较大的转矩、制造相对比较简单。本设计联轴器转直径为250mm,送辊转速n=100rpm，故采用这类轴承结构。
（2） 对于转速在300r/min以上，回转直径Ф225mm至Ф390mm以传递转矩为主，同时动平衡要求较高的万向联轴器宜采用如图3－1-c所示的轴承结构，滚动体采用2一3列的圆柱滚子，采用圆柱滚子推力轴承，一般置于十字轴的轴头部位，其特点可以减轻十字轴的轴头摩擦、增加关节运转的灵活性、延长万向联轴器的使用寿命。
（3）回转直径超过Ф680mm的万向联轴器，因其传递的转矩大、自身质量重的原因，圆柱滚子推力轴承一般置于十字轴的轴头部位，也可以置于十字轴的根部，如图3－1-d所示，径向圆柱滚子设计成4～5列，圆柱滚子如设计成凸度状，可以降低圆柱滚子两端的接触应力，以免碎裂据此分析，我们的结构应该采用什么方式，在装配图上用剖开来表达，再贴到此处。
。

图3-2轴承
3．2．2 轴承游隙及主要尺寸
根据前述得出的十字轴直径以及轴承滚动体的基本尺寸可按式(3一1)计算径向滚动体相互之间的平均间隙，按式(3一2)计算径向滚动体周向总间隙，如图2一2所示:

图3-2 轴承游隙及主要尺寸
…………………（3-1）
…………………………（3-2）
滚动体之间沿周向具有适当间隙，由于十字轴与轴承之间是摆动的关系，因此可以选取较小的间隙，一般来说对于滚针滚动体，其滚针相互之间的平均间隙δ取在0.005～0.025mm范围内，直径较大的滚针δ取大值，反之取小值，由于滚动体采用密排方式，没有保持架，为防止滚动体在轴承内歪斜，还要对滚动体周向总间隙△给予限制，对于滚针滚动体，总间隙△一般不超过0.5mm或滚针直径的0.4倍;对于回转直径较大的或承载能力较高的十字轴式万向联轴器，其滚动体采用圆柱滚子，其圆柱滚子相互之间的平均间隙δ取在0.01～0.04mm范围内，总间隙△一般取在0.7一1.2mm范围内。
轴承外圈的壁厚h与滚动体的直径有关，一般按经验取值如下:
对于滚针轴承，当dl=2～3mm时，h=(1.5～1.9)d1;
当dl=2～4mm时，h=(1.9～2.1)d1;
当d1=5～6mm时，h≧dl。
对于圆柱滚子轴承，当dl≦20mm时，h=(0.75～0.85)d1，（h取值16）
当d1≧20mm时，h=(0.65～0.75)dl。
3．2．3 十字轴和轴承外圈主要材料、工艺和精度
十字轴和轴承外圈主要材料一般采用低碳合金钢，如15CNr4iMo、18CrMoTi、17CrZNiZMo、18CrZNi4、20CrZNi4、18CrZNi4WA等，表面渗碳淬火后硬度达到HRC58一64，芯部组织硬度HRC35左右比较理想;十字轴、轴承套的主要配合尺寸及形位公差按5～6级设计。
3．3 中间轴伸缩花键副结构设
目前十字轴式万向联轴器中间轴伸缩花键一般采用矩形花键和渐开线花键，特殊场合采用带有钢球的滚动花键，如图3一3所示。矩形花键比较常见，受加工条件限制，一般多用于十字轴式万向联轴器低速传动;渐开线花键分为GB/T3478.1一1995和DIN5480两种标准，由于采用范成法加工，齿的两侧定位精度高，应用较多;对于转速高、伸缩频繁的十字轴式万向联轴器，为减轻花键磨损可采用带有钢球的滚动花键，如图3一3。所示;此外对于有严重冲击载荷的传动，还可采用具有橡胶弹性元件减振保护的花键。
在图3-3-a的结构中，密封唇安装在特制的套筒中， 与花键套的光滑、抗腐蚀的外圆表面接触，即可防止润滑剂的流出，又可阻止外界异物的侵入，密封非常可靠;而在图3-3-b的结构中，因为密封唇与花键两侧、齿顶、齿槽接触，密封要困难的多。
花键副的有效配合长度与花键中径、十字轴式万向联轴器的总长有关，一般按花键中径的2～2.5倍选取，对于其长度是回转直径10倍以上特长的十字轴式万向联轴器，花键副的有效配合长度按花键中径的2.5～2倍范围内选取。此外对于转矩大、自身质量重、特长的主传动十字轴式万向联轴器，其花键副可采用如图3～4的结构，径向靠件1、2分别与花键轴外径和接管内径滑动配合定位，花键齿侧主要传递动力，解决了花键齿侧磨损而引起的中间轴伸缩花键挠度增大的现象。

图3-3 中间轴伸缩花键副结构
图3-4 花键传动示意图
3．4 十字轴万向轴标准及选用计算
3．4．1十字万向轴标准
十字万向轴标准很多，通用型国内主要标准有SWC型整体叉头十字轴式万向联轴器(JB/T5513一91)、SWP型剖分轴承座十字轴式万向联轴器(JB/T3142一91)、SWZ型整体轴承座十字轴式万向联轴器(JB/T3242一93)、WS型小型双十字轴式万向联轴器(JB/T5901一91)、WSD型小型单十字轴式万向联轴器(JB/T5901一91)、WSH型滑动轴承十字轴式万向联轴器，以及SWP、SWC型十字轴式万向联轴器十字包型式与尺寸(JB/T7341一94)等，此外还有许多生产厂制定的企业标准。对于汽车、农业机械、工程机械等行业也部分采用专用的十字轴式万向联轴器。但对于各种标准其转矩名称较多，现统一作如下解释:
1.理论转矩T:根据原动机的驱动功率P及转速n直接算出的转矩:
T=
2.计算转矩Tc:根据使用条件及工作状况对理论转矩进行修正的转矩，不同的万向联轴器标准其计算转矩T。的方法不尽相同;
3.公称转矩Tn:也称额定转矩，是在给定条件下的理论计算数值。如SWP型是指联轴器转速n=10r/min，轴间角a=3°，轴承寿命Lh=5000h，以及负荷平稳下的传递的转矩;SWZ型是指联轴器转速n=1000r/min，轴间角α=3°，轴承寿命Lh=3000h联轴器传递的转矩;SWC型是指联轴器转速n=30r/min，轴间角α=5°，轴承寿命Lh=5000h联轴器传递的转矩;
4.峰值转矩Tmax:万向联轴器偶然传递的最大工作转矩，超过峰值转矩，轴承表面将产生点蚀，降低轴承预期寿命，一般为交变疲劳转矩Tf的3至4倍；
5.极限转矩Tk:万向联轴器材料接近屈服点时所允许极偶然传递的转矩，一般是根据有限元方法求得最薄弱部分得应力值(或应变值)来确定;
6.静态转矩To:根据轴承滚动体得静态承载力C。及静态安全系数S。计算出万向联轴器得理论计算转矩，要大于或等于公称转矩Tn;
7.动态转矩Td:将轴承得实际应力转换称等效应力，在规定工作转速n、轴间角a及使用寿命下计算出得万向联轴器传递的转矩，标准产品的额定转矩由此确定;
8.等效转矩Te:也称平衡转矩，它是根据万向联轴器各阶段的转矩、转速以及各转速所占时间比而计算出的;
9.交变疲劳扭矩Tf:万向联轴器在交变转矩负荷下所允许传递的转矩，在此值下，万向联轴器其理论上是趋于无限疲劳寿命;
10.单向疲劳转矩T:P万向联轴器在脉冲负荷下所允许传递的转矩，在此值下，万向联轴器其理论上是趋于无限疲劳寿命。单向疲劳转矩TP是交变疲劳扭矩Tf的1.45～ 1.55倍之间。
3．4．2 十字万向联轴器的选型
工程上通常有两种独立的准则进行选型，一是按十字轴总成轴承寿命，二是按联轴器的最大承载能力。
（1）：按轴承寿命选择
对于连续动转但运转平稳的万向联轴器，其考核使用长短主要依据是看易损件轴承能够一次运转多长时间，亦即万向联轴器的疲劳寿命，在此期间内，明显的峰值扭矩并不是产生，或产生也是非经常性的及短暂的，计算轴承寿命是基于可靠度为90%依据正态分布的理论值。
由于影响轴承寿命的因素，如轴承的制造精度、十字轴的制造精度、润滑一与密封的质量、静态过载大小等，理论来说平均寿命与计算寿命在实际上经常有很大范围的差。
寿命计算公式
Lh=………………(3-3)
式中：ne――等效转速；
CR――轴承额定负荷；查教材能查到。论文要接个课题进行计算，而不是写教材！

Tg――万向轴传递等效转矩，通常情况下用公称转矩Tn代替；
K――系数，对于电机及液压马达作为动力输入源K取1;对于汽油
发动机K取1.15;柴油发动机K取1.2。

图3-5 等效转速、等效转矩
对于等效转速n。和等效转矩在整个寿命周期内按式3一4、式3一5和图3一5求取如下

ne=a1·n1+ a2·n2+…+ an·nn ……………………………(3-4)
Te=…………(35)
通常情况下，计算出的寿命L。要大于或等于所要求的最短寿命。
（2）：按传递转矩类型选择
以万向联轴器传递转矩能力为依据可以用实际传递的峰值转矩T′max与十字万向联轴器产品能够承受的峰值转矩Tmax或交变疲劳扭矩Tf和单向疲劳转矩Tp进行比较，工程上通常使用实验式或经验式参数，利用安全系数来计算，计算的最大的峰值转矩T′max是在理论转矩T值上乘以一个不同工况下的冲击系数K3，表达式如下: T′max=K3·T应满足Tmax＜Tf,Tmax＜Tp。
此外，从标准的十字万向联轴器产品中选型还要考虑最大的工作转速笔须远小于临界弯曲转速。一般情况下实际最大转速不要超过临界转速的80%，标准产品规定了临界转速。

第四章 主要零件的工艺分析
4．1 法兰叉头零件分析
4．1．1 零件的作用
法兰叉头形状比较复杂，在十字万向联轴器中通过端面键或端面齿相啮合并用螺栓紧固达到可靠地联接 ,从而实现万向联轴器传递动力和运动的目的。
4．1．2 零件的工艺分析
法兰叉头是万向接轴中的关键件，也是曲面最复杂繁多的零件之一。
用我们自己的图
(1)SWC型法兰叉头结构
如图4－1所示，工件毛坯为铸件ZG35CrMo，法兰盘直径D=250mm，轴承孔直径d=95mm，型腔曲面相对于法兰盘øD中心线、轴承孔Φd中心为对称结构，型腔由两段R圆弧，且弧面呈30º、17º包络，包络的弧面与两侧45º斜面相交，腔底为7º斜面。该产品使用倾角大于15º相互运动件容易产生干涉，由于铸造时涨箱、重要尺寸产生较大误差等原因的影响，致使实际铸造叉头可能存在与相关件严重干涉(铸造时重要尺寸偏差比图纸给出的偏差大)或者重要部位的强度减弱（铸造时重要尺寸偏差比图纸给出的偏差小）的问题，从而对产品的生产和质量造成严重影响。

图4-1 SWC型法兰叉头
（2）制造难点分析：
1）由于铸造实际尺寸与设计尺寸差距很大，有的部位多达8-10mm，有些部位又有缺肉，因此确立合理的工步是该型腔曲面检查及加工的关键。
2）法兰叉头铸造毛坯零件加工余量不均匀，在加工中材料去除量较大，因此提高加工效率是一个难点。
3）法兰叉头的型腔面一次走刀中去掉的金属体积较大，必须考虑刀具寿命，减少停机换刀时间。因此选择合适的刀具参数，使用合理的切削用量尤为重要。
4）法兰叉头加工是在三坐标数控镗床上加工自由曲面，加工质量和效率对加工程序要求高。
4．1．2建立数字模型
将设计提供的利用三维CAD技术及先进的有限元分析软件优化后的三维模型stp文件导入到UGNX4中，在UG NX4建模模块中将法兰叉