鼓型齒式離合器結構設計說明書

鼓型齒式離合器結構設計說明書,鼓型齒式,離合器,結構設計,說明書 鼓型齒式離合器結構設計 摘 要 鼓型齒離合器是近 30 年來為滿足機器在高速條件下快速換輥的要求發(fā)展起來的一種齒輪離合器。它具有補償軸線之間相對于徑向、軸向和角的位移的能力， 其中，它的內部結構是十分緊密，傳遞運動過程中既快速，又準確和可靠，能夠十分有效的避免齒尖角的應力集中，具有較大的承載能力。 本課題的主要內容是根據給定的條件以及工作狀況，可知該鼓型齒式離合器是通過液壓缸對鼓型齒式聯軸器的自動伸縮，從而達到快速換輥的目的。本文對鼓型齒式離合器進行結構設計，鼓形齒聯軸器的關鍵進行零件校核。如：鼓形齒齒面強度、接觸強度、彎曲強度、花鍵軸的強度校核、花鍵副強度校核、平鍵強度校核以及連接螺栓剪切強度校核。液壓缸關鍵零件的校核如液壓缸的選型、液壓缸螺栓組強度校核。 關鍵詞：鼓形齒式聯軸器；液壓缸；強度校核。 IV ABSTRACT Tooth clutch drum is nearly 30 years developed to meet the machine at high speed rapid roll change requires a gear clutch. It has the ability to compensate for axial relative displacement between the radial, axial and angular, wherein, its internal structure is very close, during the transfer movement is fast, accurate and reliable and can be very effective to avoid sharp corners teeth stress concentration, with greater carrying capacity. The main contents of this issue is based on the given conditions and working conditions, it was found that the drum-type dog clutch is automatic retractable by a hydraulic cylinder for drum gear coupling, so as to achieve the purpose of quick roll change. In this paper, the dog clutch drum for structural design, key drum gear coupling were parts checked. Such as: drum-shaped tooth surface strength, contact strength, bending strength, spline shaft strength check, Spline strength check, key strength check and bolts shear strength check. The key components of the hydraulic cylinder such as a hydraulic cylinder selection checked, the hydraulic cylinder bolt group strength check. Key words: Drum gear coupling; cylinder; strength check. 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第 1 章 緒論 1 1.1 闡述設計鼓型齒式離合器的內容 1 1.2 研究鼓形齒離合器的目的及意義 1 1.3 齒輪離合器國內外現狀概述 2 第 2 章 聯軸器選擇及其分類 7 2.1 選擇聯軸器的因素 7 2.2 聯軸器的分類 10 2.2.1 剛性聯軸器 10 2.2.2 撓性聯軸器 13 2.2.3 安全聯軸器 21 第 3 章 鼓型齒離合器方案設計 22 第 4 章 聯軸器強度校核 24 4.1 原始數據 24 4.2 鼓形齒聯軸器關鍵零件的校核 27 4.2.1 對于鼓型齒式聯軸器中的鼓形齒齒面強度的校核 27 4.2.2 對鼓形齒式聯軸器中的鼓型齒齒面接觸應力強度校核 29 4.2.3 鼓形齒式聯軸器齒輪的彎曲強度校核 31 4.2.4 對鼓形齒聯軸器花鍵軸的強度校核 33 4.2.5 漸開線花鍵副連接強度校核 34 4.2.6 對鼓型齒式聯軸器的平鍵校核 35 4.2.7 鼓形齒式聯軸器螺栓強度校核 36 第 5 章 液壓缸選型及螺栓校核 38 5.1 液壓缸的選型 38 5.2 液壓缸螺栓校核 42 結論與展望 45 致謝 46 參考文獻 47 第 1 章 緒論 1.1 闡述設計鼓型齒式離合器的內容 鼓型齒式離合器是由鼓型齒式聯軸器在液壓缸快速幫助換輥的條件下運行的系統。鼓型齒式聯軸器是用鼓形齒的齒厚為外齒和內齒組成的嚙合副來相互聯接兩軸的，合適的裝置在兩個都有徑向位移和傾斜的軸線上來回傳遞兩軸之間的運動和扭矩。[1] 在各種不同的因素影響下發(fā)生偏移位移是不可避免的，因此兩軸不 會時刻的保持同心運轉。 1.2 研究鼓型齒離合器的目的及意義 伴隨著近、現代工業(yè)科學生產技術的迅速的發(fā)展，齒輪離合器所面臨的承受的載荷、可靠的性能、體積大小、重量高低、圓周速度快慢和工作效率等技術層面上和經濟指標上的要求是越來越高了。離合器就是在聯軸器的基礎上，切換不同的齒輪從而達到改變速率提高機器的效率等技術層面的要求下發(fā)展起來的。從結構上看，鼓型齒聯軸器基本都是對稱的；從齒頂方向看，向外齒軸套上的齒的形狀均為鼓形齒，并且齒的厚度都是由中心向兩邊方向逐漸的減小，與外齒軸套相嚙合的齒均為直齒。由于外齒軸套的齒面和它的齒頂都是弧形的，因而這種聯軸器是一個雙活結的聯軸器，并且是撓性的。[2] 因此，鼓型齒式聯軸器是適合兩 個軸線間有較大偏角的一種聯軸器。 在高速度和重載荷的動力傳動情況下，部分聯軸器具有減振緩沖的性能。聯軸器是一般都是由兩半部分共同組成的，同時都和主動軸和從動軸分別相聯接的。 聯軸器一般可以分為：i、固定聯軸器。常用于要求兩軸對中，同時在工作中不發(fā)生相對位移，并且它的結構簡單，制造容易，并且在工作時兩軸能夠瞬時達到轉速相同的聯軸器。ii、可移式聯軸器。主要用于主動軸和從動軸之間有偏斜或者在運動中發(fā)生有相對位移的位置。 鼓型齒式離合器是由液壓缸為鼓型齒式聯軸器提供快速換輥的一種裝置。鼓 第 9 頁 型齒式離合器是一種由液壓缸快速換輥的性能優(yōu)越的可移式剛性鼓型齒式聯器。根據鼓型齒式聯軸器的不同特性，能夠在近代工業(yè)中的各種機械設備里有很廣泛的應用。在設計鼓型齒式離合器時應立足于兩軸偏斜角度和需求來選擇聯軸器。 1.3 國內外現狀概述 伴隨科學技術的發(fā)展進步，現代工業(yè)中的機械化應用并且在逐步擴大，這就會使得鼓型齒式聯軸器的種類也不斷增加，對它功能的要求也會越來越高。保證機械裝置的零部件品質，尤其是聯軸器的種類要多，同時也要具有高質量是很重要的，因為聯軸器的質量會直接影響機械裝置的品質。因此，盡管目前世界上有很多系列化、標準化的聯軸器，但由于機械裝置的繁多，并且在不同的載荷、不同的轉速、不同的工作環(huán)境下都會各不相同，故還需要性能不同的聯軸器種類， 以適應機械在不同的情況下工作。 近現代國內外的聯軸器品類越來越多和質量越來越高。主動軸與從動軸是可以用一只聯軸器直接進行相聯接的，也可以用兩個齒輪聯軸器同時經過一個中間軸來過度實現聯接的。 如圖 1-1 所示。鼓形齒式聯軸器的內齒輪是直齒形狀的齒輪，外齒輪是為球面形狀的齒輪。 圖 1-1 鼓形齒聯軸器傳動原理圖 當今在國內寶鋼集團八一鋼鐵股份有限公司中齒式聯軸器已廣泛應用。圖 1-1、1-2 為齒式聯軸器示意圖。寶鋼集團鋼鐵股份有限公司廠中精軋傳動軸的齒式聯軸器在生產過程中，一旦發(fā)生突發(fā)故障，更換一個傳動軸至少需要 3h。因此， 針對上面所說的弊端，我們對齒式聯軸器進行了改進。經改進后，在不影響齒式聯軸器各種技術性功能的前提下，檢查齒式聯軸器的時間由改進前的 30min/個， 縮短為現在的 5min/個。 齒式聯軸器改進的要求有：（1）齒式聯軸器在旋轉的過程中，齒磨損的程度基本上是相同的。（2）在改進措施實施后，保證了齒式聯軸器的各項技術性能能夠不變。（3）對于齒式聯軸器改進后，拆裝更加方便、既省時又省力，檢查齒的磨損量更容易了。（4）油脂的密封要求能夠保證。 圖 1-2 1、蓋 2、密封圈 3、外齒圈 4、內齒圈 圖 1-3 1、蓋 2、密封圈 3、外齒圈 4、內齒圈 5、蓋板 6、壓板 齒式聯軸器的改變：如圖 1-3 所示，在原有齒式聯軸器的基礎上加裝蓋板 5 和壓板 6（圖 1-3），其中，壓板嵌在蓋板里。因為蓋板、蓋的弧形槽形狀相同， 故用圖 1-3 都有所表示，故將蓋板、蓋（圖 1-4）與內外齒分度圓相對應的位置各加工出 2 個弧形通槽并以 3600 均勻分布，蓋板的弧形通槽比蓋的大。在內齒圈上加工 4 個螺紋孔（每 2 個為 1 組，組與組呈 1800 對稱）。壓板（圖 1-5）嵌在蓋板內與蓋通過螺栓相連。 改進后每次的檢查機器，只需要拆下壓板上的 4 個小螺栓，既省時間又省力氣。為了提高精度和效率，我們制作了 δ=0.5，δ=1，δ=1.5,δ=2,δ=2.5,δ =3,δ=3.5,δ=4,δ=4.5 幾種規(guī)格的專用“塞尺”，在檢查中，通過檢測齒側隙的大小來掌握齒的磨損情況，從而使之運行處于受控狀態(tài)。 齒式聯軸器在機械設備中工作時，由于兩軸之間會產生相對位移，從而使得齒面的磨損嚴重程度會增加和功率損耗也會增加。因而，該類聯軸器要完全封閉的狀況并在良好的潤滑條件下工作，才能降低磨損程度和損耗功率。 圖 1-4 蓋板、蓋的簡化左視圖 圖 1-5 壓板 如圖 1-6、1-7 所示,由于齒式聯軸器的徑向尺寸小，但是它所能夠承受的載荷能力很大，一般用于低速重載荷情況下的軸系傳動。由于在鼓型齒式聯軸器的角向位移補充大于直齒式聯軸器才使得齒式聯軸器在國際上運用的范圍很廣。 圖 1-6 齒式聯軸器 圖 1-7 齒式聯軸器的效果圖 第 2 章 聯軸器選擇及其分類 2.1 選擇聯軸器的因素 不同規(guī)格尺寸、不同擺動角度的聯軸器縱然模數相同，所要求的齒側間隙也不同。[3] 由于機械在工作是的狀況各不相同，因而對聯軸器提出了各種不同的性 能要求，如兩軸之間的相對位移、聯軸器的長短和安裝及對設備的保障、工作環(huán)境、經濟特性等等。 （1） 動力機的機械特性 在機械傳動運輸過程中，由于動力機的工作原理和機器結構的不同，對傳動系統所形成的影響不一樣。因此我們會根據動力機的機械特性，一般將動力機可以分為四種類別。見表 2-1。 表 2-1 動力機系數 Kw 動力機類別代號 動力機名稱 動力機系數 Kw Ⅰ 電動機、透平 1.0 Ⅱ 四缸及四缸以上電動機 1.2 Ⅲ 二缸內燃機 1.4 Ⅳ 單缸內燃機 1.6 選擇聯軸器品種的基本因素是動力機的種類。 （2） 聯軸器的載荷類別 由于聯軸器制造材料的不同和聯軸器的結構的不同，各種聯軸器對載荷的承受能力也不是都相同。為了方便選擇符合自身機械條件的聯軸器，將動力系統的載荷分為了四類，詳細見表 2-2。 表 2-2 載荷類別 載荷類別 載荷狀況 工況系數 K Ⅰ 均勻載荷，工作平穩(wěn) 1～1.5 Ⅱ 中等沖擊載荷 1.5～2.5 Ⅲ 重沖擊載荷，頻繁正反轉 2.5～2.75 Ⅳ 特重沖擊載荷，頻繁正反轉 >2.75 （3） 聯軸器許用轉速 根據不同材料所生產的不同規(guī)格、不同型號的聯軸器，它們都會有一個轉速極限，就是該聯軸器所允許的最大線速度和最大外緣尺寸。在許用轉速范圍內， 機械的損耗是最低的，我們要根據其許用轉速來選擇聯軸器，使得聯軸器得到最大的運用。 （4） 聯軸器的傳動精度 對于精度很高的傳動機構和伺服傳動機構，要求聯軸器所聯接的兩軸能具有同步轉動的功能，不能有滯后反應，包括瞬間停止和起動時均需要同步進行。對于無彈性元件和彈性元件撓性聯軸器，由于零件之間存在著間隙或因彈性元件扭 轉，而導致的剛度降低。顯然，這種形式的聯軸器降低了傳動精度，從而影響了機械的使用性能。因此，對于傳動精度要求較高的傳動裝置應選用剛性聯軸器。 （5） 兩軸之間的相對位移 因為各種不同的誤差而產生不同的變形，使得各個零件之間的相對運動的兩軸而產生相對位移。但是兩軸之間的相對位移是很難避免的，但在不同工作情況條件下軸系間傳動所產生的位移方向，并在不同的位移方向產生的位移大小也不同。 （6） 聯軸器的尺寸和安裝及維護 聯軸器的尺寸就是包括聯軸器的最大徑向和其最長的軸向尺寸。在設計安裝時，必須要能夠考慮到在機器設備所允許的安裝空間以內安裝。故在選擇聯軸器時，應該選擇安裝與拆卸方便、維護方便的聯軸器。 在大型工業(yè)機械設備中，要想調整兩軸相互對中是十分困難的，因此，我們在選擇聯軸器時，故應選擇使用經久耐用與更換易損件方便的聯軸器。 （7） 工作環(huán)境 聯軸器在一般情況下，是與各種不同型號的主軸機產品配套使用，周圍的工作環(huán)境也會十分復雜，如溫度、濕度、蒸汽、粉塵、砂子、油、酸、堿、腐蝕介質、輻射等各種不同的狀況下工作，因此這些因素也是選擇聯軸器時必須所要考慮的。 （8） 經濟性 根據本課題鼓型齒式離合器的結構設計，我選用的是無彈性元件撓性聯軸器中的鼓形齒式聯軸器。鼓型齒式聯軸器結構比較簡單，彈性元件的聯接沒有間隙， 不需潤滑，維護方便，平衡容易滿足，質量小，對環(huán)境適應性強，主要用于載荷比較平穩(wěn)的高速傳動。不同的聯軸器，其價格也會不同，故設計者在選擇聯軸器時，也既要考慮它的實用性，又要考慮它的經濟性。 2.2 聯軸器的分類 就目前而言，聯軸器的類型十分的繁多，根據它所傳遞的扭矩大小、軸系的轉速大小、被聯接兩部件的安裝精度高低等因素，可分為機械式、液壓式、電磁式三類聯軸器。 2.2.1 剛性聯軸器 剛性固定式聯軸器一般包括凸緣聯軸器、夾殼聯軸器、套筒聯軸器、平行軸聯軸器等。 （1） 夾殼聯軸器 如圖 2-1 和圖 2-2 所示，夾殼聯軸器是由縱向部分的兩半筒形夾殼和連接兩半筒形夾殼的螺栓組成。夾殼聯軸器只能適用于低速和載荷平穩(wěn)的場合中。一般情況下最大外緣的線速度不大于 5m/s，當線速度超過 5m/s 時需要進行平衡校檢。 為了改善平衡狀況，故螺栓應該正、倒相間安裝。夾殼聯軸器是不具備軸向、徑向和角向補償功能的。 圖 2-1 夾殼聯軸器 第 47 頁 圖 2-2 夾殼聯軸器效果圖 （2） 套筒式聯軸器 如圖 2-3 與 2-4 所示，在采用鍵連接時，軸向的固定用緊定螺釘來實現。鍵的型式分為半圓鍵和普通平鍵。在采用銷連接時，銷既起傳遞轉矩的作用，又起軸向固定的作用。 套筒式聯軸器的特點是構造簡單、使用方便、制造容易、傳遞的扭矩不大、徑向尺寸小、成本較低，但不能緩沖減振。如小泵普通車床、龍門刨床等。 （a) 普通平鍵套筒聯軸器 （b）半圓鍵套筒聯軸器 圖 2-3 套筒聯軸器 圖 2-4 套筒聯軸器效果圖 （3)凸緣聯軸器 如圖 2-5（a)所示的凸緣聯軸器，是靠鉸制孔用螺栓來實現兩軸對中。圖 2-5 （b)是有對中榫的凸緣聯軸器。圖 2-6 是凸緣聯軸器效果圖及實物圖。 優(yōu)點：結構簡單、成本低、可傳遞較大轉矩，故當轉速低、無沖擊、軸的剛性大、對中性較好。 （a) (b) 圖 2-5 凸緣聯軸器 圖 2-6 凸緣聯軸器 2.2.2 撓性聯軸器 撓性聯軸器的共同點是對兩軸線的軸向、徑向、角向相對偏移進行補償位移的能力。 1. 無彈性元件撓性聯軸器 十字滑塊聯軸器、滑塊聯軸器、鏈條聯軸器、齒式聯軸器、鏈條式聯軸器、萬向聯軸器等都屬于無彈性元件撓性聯軸器中的一類。 （1）十字滑塊聯軸器 如圖 2-7、2-8 所示，十字滑塊聯軸器的工作原理是當兩軸存在不對中和偏斜時，滑塊將在凹槽內滑動。如圖 2-7 所示。 圖 2-7 十字滑塊聯軸器 圖 2-8 十字滑塊聯軸器效果圖 （2） 滑塊聯軸器 如圖 2-9、2-10 所示,由兩個半聯軸器與中間的方形滑塊構成的聯軸器叫滑塊聯軸器。 圖 2-9 滑塊聯軸器 圖 2-10 滑塊聯軸器效果圖 （3） 齒式聯軸器 如圖 2-11、2-12 所示，外齒套和內齒圈的齒廓都為漸開線型，壓力角通常為 20°~ 30o ，齒數和模數都相等的齒式聯軸器。因全部輪齒都進行嚙合，所以具 有結構緊湊，傳遞扭矩大的特點。齒式聯軸器分為直齒式和鼓形齒式?？梢圆捎脴藴誓档毒?，加工簡單。 為了降低齒面磨損程度和相對位移的阻力，需使?jié)櫥湍艿竭_齒輪嚙合處， 避免齒輪咬住，要求相接觸的輪齒齒側應比一般齒輪傳動具有較大的間隙，外齒套的齒頂要加工成球面鼓形，并且球面的中心一定要位于齒輪的軸線上。 圖 2-11 齒式聯軸器 圖 2-12 齒式聯軸器效果圖 （4） 鏈條式聯軸器 如圖 2-13、2-14 所示，鏈條聯軸器的特性主要體現在結構十分簡單，尺寸緊湊，質量較輕，裝拆方便，維修容易、銷售價便宜。 圖 2-13 鏈條式聯軸器 圖 2-14 鏈條式聯軸器效果圖 2、有彈性元件撓性聯軸器 制造彈性元件的材料一般有非金屬和金屬。非金屬有橡膠，特點是質量輕、銷售的價格便宜，又有良好的彈性性能，故減緩抗振性能較強。各種不同型號的彈簧一般都是金屬材料制成的彈性元件，一般它們的強度高，工作壽命比較長。 有彈性元件撓性聯軸器包括有彈性套筒銷聯軸器、梅花形彈性聯軸器、彈性柱銷聯軸器、膜片聯軸器等。 (1) 彈性套柱銷聯軸器 如圖 2-15 所示，彈性套筒銷聯軸器是通過裝在兩個半聯軸器的凸緣孔中的柱銷和套在它上面的梯形截面環(huán)狀的整體彈性套，實現兩軸的聯接。彈性套的結構簡單、制造容易。 圖 2-15 彈性套柱銷聯軸器效果圖 （2）彈性柱銷聯軸器 如圖 2-16、2-17 所示，彈性柱銷聯軸器補償兩軸相對位移的能力主要靠非金屬材料的彈性以及柱銷與柱銷孔配合的間隙。若配合間隙過大，會造成接觸條件惡化，加速柱銷磨損。例如離心泵、鼓風機等。 圖 2-16 彈性柱銷聯軸器 圖 2-17 彈性柱銷聯軸器實物圖 (3)梅花形彈性聯軸器 如圖 2-18、2-19 所示，梅花形彈性聯軸器的工作原理是利用梅花形狀的彈性元件放在兩半聯軸器的凸爪中間，并對兩半聯軸器進行聯接。 圖 2-18 梅花形彈性聯軸器 圖 2-19 梅花形彈性聯軸器實物圖 （4）膜片聯軸器 膜片聯軸器不僅提高了經濟效益，還可凈化工作環(huán)境。[4] 如圖 2-20、2-21 所示，由幾組薄板與兩半聯軸器聯接稱之為膜片聯軸器。如直升機尾翼軸等。 1，6-半聯軸器；2-襯套；3-墊圈；4 中間軸；5-膜片組 圖 2-20 膜片聯軸器 圖 2-21 膜片聯軸器實物圖 2.2.3 安全聯軸器 如圖 2-22 所示，在機械設備中，安全聯軸器是一種新型的扭矩限制器。它適用于高速、高精度的驅動裝置。安全聯軸器類型有很多，主要有鋼球式安全聯軸器、鋼砂式安全聯軸器、鏈輪摩擦式安全聯軸器、液壓式安全聯軸器等。 圖 2-22 安全聯軸器 第 3 章 鼓型齒離合器方案設計 鼓型齒式離合器（圖 3-1）是由鼓型齒式聯軸器經過移動機架總成（圖 3-3） 相連接液壓缸及底座總成（圖 3-2）共同組成的。該離合器是由液壓缸裝置對鼓型齒式聯軸器的自動伸縮，從而達到快速換輥的目的。因此，我們需要對鼓型齒式聯軸器的關鍵零件進行強度校核，以及對液壓缸的選型與其螺栓的校核。 主視圖 左視圖 俯視圖 圖 3-1 鼓型齒式離合器三視圖 圖 3-2 底座總成 圖 3-3 移動機架總成 第 4 章 聯軸器強度校核 4.1 原始數據 圖 4-1 鼓形齒花鍵套[5] 表 4-1 鼓形齒原始數據 參數名稱 代號 數值 模數 m 3.5 齒數 Z 92 齒形角 α 20o 齒頂高系數 h* 0.8 全齒高 h 5.775mm 公稱扭矩 Tn 160kN·m 許用轉速 n 1500r/min 鼓形齒嚙合半徑 R 350mm 圖 4-2 花鍵軸 表 4-2 花鍵參數表 參數名稱 代號 數值 齒數 Z 33 模數 m 4 壓力角 α 30o 有效長度 l 180 4.2 鼓形齒聯軸器關鍵零件的校核 圖 4-3 鼓型齒式聯軸器 圖 4-4 鼓形齒 4.2.1 對于鼓型齒式聯軸器中的鼓形齒齒面強度的校核 圖 4-5 齒端內齒圈 齒式聯軸器所受到的承重載荷與使用壽命長短是會受到齒面磨損的影響，為了更好的避免齒面之間的過度磨損，故在選定鼓形齒式聯軸器（如圖 4-3）的尺寸后， 我們一般都會對鼓形齒（如圖 4-4、圖 4-5）齒面的壓強進行驗算。 要滿足鼓形齒齒面壓強條件為： p = ?2Tc ￡ [p] Z · h · b · D  (N / mm2 )  （4-1） 式中 Tc ——計算轉矩， N / mm b ——外齒軸套的齒寬， mm D ——齒輪分度圓直徑, mm Z ——齒數； p ——齒面壓強， N mm2 h ——齒輪的工作高度， mm [p]——許用壓強， N 代入原始的數據，可得： mm2 p = 2Tc = Z · h · b · D 2Tc Z · h · b · Z · m = 2 ′1.6 ′108 92 ′ 55′ 5.775′ 92 ′ 3.5 = 34 N mm2 齒面之間的許用壓強[p]，其數值與材料、速度等有關。鼓形齒的內齒圈和外 齒軸套所使用材料都為 42CrMo，其許用壓強為 42 N mm2 ，故齒面壓強滿足要求。 4.2.2 對鼓形齒式聯軸器中的鼓型齒齒面接觸應力強度校核 圖 4-6 齒端聯軸器總成 如圖 4-5、圖 4-6 所示，在設計鼓型齒式離合器時，對圓弧面進行接觸應力的校核。鼓型齒式離合器與齒輪傳動不同，齒輪傳動載荷集中作用在一對或有限對齒上，齒面承載不僅要考慮到接觸強度，還要考慮到齒根彎曲強度，剪切強度等， 而鼓型齒離合器，一般情況下由于內齒圈壁厚較薄，承載能力主要體現在齒輪接觸強度上，可按下式計算： sH =0.418 ( MPa ) （4-2） 式中 h ——接觸時的有效齒高，取h* =（ 0.65 ~ 0.75 ） h mm ； e e e ，單位 Rt ——鼓形齒工作圓切面上曲率半徑，單位mm ； E——材料彈性模量，E=210000MPa,單位MPa ； Fn ——齒輪法向力，單位 N 。 輪齒承受的平均法向力 F = ?2Tn = n kmz2 cosa 2 ′160 ′106 0.75′ 3.5′ 922 ′cos 20。  N = 15327.07N 式中 k 是承載齒數與齒數的比值，取 K=0.75。鼓形齒工作圓切面上曲率半徑 Rt =fc · R 式中，R-位移圓半徑 fc -曲率系數查表得，fc =3.9 Rt = 3.9 ′ 700mm = 2730mm 接觸面的高度為 h =2 h* m=2×0.8×3.5=5.6mm e a e 接觸時的有效齒高h* 為 h* =0.65 h =0.65×5.6=3.64mm e e 根據式（4-2）得 sH = 0.418 = 0.418 = 237.89MPa 因為鼓型齒式離合器的內齒圈和外齒軸套材料都為 42CrMo，根據經驗，當調質硬度為 HB302～341 時，許用強度為 400MPa 大于計算值。因此滿足要求。 4.2.3 鼓形齒式聯軸器齒輪的彎曲強度校核 圖 4-7 鼓形齒內齒圈 如圖 4-7 所示，鼓形齒式聯軸器在傳遞載荷的過程中,其傳動齒輪的輪齒一直處于懸臂受彎工作狀態(tài)下。為了保證傳動齒輪在運動時不致于發(fā)生斷齒的現象， 齒根處的最大應力必須低于其許用值，因此，必須對鼓形齒聯軸器齒輪進行彎曲強度的計算。 彎曲應力：  o = Mt w W (N / mm2 )  （4-3) Mt = Ft · h = Fn · h · cosa （4-4） = bs2 W 6  （4-5） s = mz sin 90o z cosa  （4-6） Fn = 2Tn kmz2 cosa  （4-7） 式中 Mt ---彎矩，單位 N · mm Ft ——一個輪齒所受的切向應力，單位 N W ——抗彎模量，單位mm3 Fn ---個輪齒所受的法向應力，單位 N h ---齒輪的工作高度，單位mm s ---根圓處齒厚，單位mm m ---模數； z ---齒數； k ---承載系數，此處選擇 k=1。代入數據得： s = mz sin = 90o z cosa 90o o 3.5′ 92 ′sin = 5.165mm cos 20 92 = bs2 W 6 = 55′ 5.1652 6 = 244.5mm3 Fn = = 2Tn kmz2 cosa 2 ′1.6 ′108 = 1′ 3.5′ 922 ′cos 20o 11495.3N n t M = F h cosa= 11495.3′ 5.775′cos 20o = 62381.8N o = Mt w W = 62381.8 = 255.14N / mm 244.5 由于鼓形齒的內齒圈和外齒軸套所使用的材料均為 42CrMo,故當其調質度為 HB302～342 時，其許用強度[sb ]不小于 340 N mm2 ，計算值大于s 的值。所以該 w 齒輪齒面彎曲強度是符合要求的。 4.2.4 對鼓形齒聯軸器花鍵軸的強度校核 圖 4-8 花鍵軸 鼓型齒式聯軸器花鍵軸具體數值，如圖 4-8 所示花鍵的強度條件為： m o = 2T ′103 ￡ [s ] p yzhld p （4-8） 式中 y---載荷分配不均時的系數值，一般取y= 0.7～0.8，此處取y= 0.8； z ---花鍵的齒數； l ---齒的工作長度，單位mm h ---花鍵齒側面的工作高度 h = D - d - 2C 2 D---為外花鍵的大徑，單位為mm ； D 為內花鍵的小徑，單位為mm ； C 為倒角尺寸，單位為mm ； d = D + d ； d = d m 2 m i dm ---花鍵的平均直徑，單位 mm； di ---為分度圓直徑， mm ； p [s ]---花鍵聯接的許用擠壓應力， MPa 代入數據得： p o = 2T ′103 = yzhldm 2 ′1.6 ′105 ′103 0.8′ 33′ 4 ′180 ′ 33′ 4 = 127.5 N mm2 花鍵軸許用擠壓應力[s ]為 120～200 N mm2 ，計算所得s 在[s ]許用范圍 p p p 內，故花鍵軸的強度滿足要求。 4.2.5 漸開線花鍵副連接強度校核 如圖 4-8 所示，花鍵連接主要失效形式是靜聯接和動連接。因此，靜聯接按擠壓應力的強度計算，對動連接則是進行耐磨性的強度計算。 假如載荷沿鍵的工作長度分布均勻，鍵連接的強度校核條件為: 3 s = 2T ′10 p yzhld ￡ é?sp ù?  (4-9) m 式中：ψ———載荷分配不均系數，一般取 0.7 : 0.8， z———花鍵的齒數； l———齒的工作長度，單位 mm； h———花鍵齒側面的工作高度，a=45°時，h=m，m 為模數； dm ——花鍵的平均直徑， dm = di ， di 是分度圓直徑，單位 mm。由式（4-9）得 sp = 2 ′160 ′106 MPa = 88.80MPa 0.7 ′ 33′ 4 ′ 300 ′130 查表得齒面經過熱處理后許用擠壓應力é?sp ù? =120 ? 200MPa，計算值小于許用擠壓應力，因此花鍵副的強度滿足要求。 4.2.6 對鼓型齒式聯軸器的平鍵校核 在平鍵連接中，一般主要包括以下失效方式：工作面的壓潰、磨損以及鍵的剪斷。如圖 4-8 所示，假設載荷均勻分布在鍵的工作平面上。 普通平鍵連接強度條件為： o 2T ′103 ￡ és ù  (4-10) p = kld ? p ? 其中 T———傳遞的轉矩 160，單位 KN·m； K———鍵與鍵槽之間的連接高度，單位 mm； l ———鍵的工作長度，單位 mm； d———軸的直徑，單位 mm； é?sp ù? ——最弱的材料的許用擠壓應力，單位 MPa 。 K=0.5h，h 為鍵的高度由式（4-10）可得 sp = 2 ′160 ′105 MPa = 53.33MPa 20 ′ 200 ′150 查表得許用擠壓應力é?sp ù? =100 ? 120MPa，計算值小于許用擠壓應力，故鍵的強度是足夠強的，滿足需求。 4.2.7 鼓形齒式聯軸器螺栓強度校核 圖 4-9 螺栓 如圖 4-9 所示，螺栓桿的剪切強度條件為： t= F ￡ [t] (N / mm2 )  （4-11） 2 n p d 4 F = （4-12) 式中 F ——螺栓所受的工作的剪力，單位 N ； D ——螺栓孔分布圓直徑，單位mm ； d ——螺栓孔的直徑，單位mm ； n ——螺栓數目，單位個 [t]——螺栓材料的許用剪切應力，單位 N / mm2 。代入數據得： F = = = 8′105 N 2 F t= p = d n 4 8′105 3.14 ′172 ′18 4 = 195.9N / mm 所選螺栓的的許用剪切應力[t]不小于200 N  mm2 ，且安全系數選3.4 ～5 之間， 故聯軸器的螺栓選擇是滿足要求的。 第 5 章 液壓缸選型及螺栓校核 在同等輸出功條件下，液壓缸的優(yōu)點有重量輕、慣性小、集成度高且力矩大， 方便過載保護設計，運動系統能自行潤滑。[6] 在鼓型齒式離合器的結構設計中， 液壓缸起著至關重要的作用。 5.1 液壓缸的選型 圖 5-1 液壓缸圖示 如圖 5-1 所示的液壓缸裝置[7] 是拉桿型液壓缸，由兩個黑色箭頭進油口進油， 通過液壓缸，從而達到快速換輥的作用。 根據公式 p = F (Pa)[8] A  (5-1) F --作用在活塞上的載荷， N ; A--活塞工作的有效面積， m2 ; p --液壓缸工作壓力， MPa .規(guī)定 pmax ￡ 1.5PN (MPa) 。 F = 1154KN , 根據資料，公稱注射量 250~ 500g 的注射缸，工作壓力范圍 7 ~ 25MPa。故本課題中的液壓缸的工作壓力采用的是 25MPa。故 p = 25MPa 根據公式 d = D （j一般取 1.46~2），j= 2 ； 根據該液壓缸是注射缸，故 D = (5-2) 所以 液壓缸缸筒內徑 D： D = ，D=0.24m，d=0.17m 該液壓裝置是有桿腔作用的面積 Ai1 ，故由公式 功率 P:  P = T · n 9.55  (5-3) T--公稱扭矩，單位， KN · m ； n--轉速，單位， r · min-1 ； P--功率，單位，w. P = T · n 9.55 = 160 ′103 ′1500 9.55 = 2.5′107 w 由公式  P = F · v  (5-4) v--液壓缸活塞桿外伸速度， m · s-1 = = · 所以 v = P F 2.5′107 -1 1154 ′103 ′ 60 0.361m s 液壓缸最大需用流量 Q Q = 6 · v · Ai1 ′104 = 6′ 0.045′ 0.361′104 = 975L · min-1 伸出時流量: Q1 = Q ′ 80 ％=975×0.8=780 L · min-1 ； 縮回時流量: 2 Q = Q ′ 20 ％=975×0.2=195 L · min-1 ； 伸出時排量: q = Q1 ′103 = 1 n 780 ′103 = 520mL · r -1 ； 1500 縮回時排量: q = Q2 ′103 = 2 n 195 1500  ′103 = 130mL · r -1 。 根據 p 、 D 、d ，查表 5-1， 表 5-1 液壓缸選型表 類別 型號 缸徑/mm 速度比 工作壓力 / MPa 工程用液壓缸 HSG 40 ~ 250 2、1.46、1.33 16 車輛用液壓缸 DG 40 ~ 200 1.46 16 冶金設備用液壓缸 UY (JB/ZQ 4181) 40 ~ 400 2 10 ~ 25 重載液壓缸 CD/CG 250 40 ~ 320 2、1.6、1.4 25 CD/CG 350 35 C25 D25 40 ~ 400 25 CDH2/CGH2 (RD/E/C 17334) 50 ~ 500 2、1.6 輕型拉桿式液壓缸 WYX 01 32 ~ 250 1.4、1.25 7、14 根據表 5-1 中的數據，故選擇重載液壓缸，型號為 CD/CG 250 如圖 5-2。 圖 5-2 型號為 CD/CG 250 重載液壓缸實物圖 5.2 液壓缸螺栓校核 圖 5-3 鼓型齒式離合器俯視圖 如圖 5-3 所示，假設液壓缸螺栓 z=4,根據各螺栓所需的預緊力為 0 z F 3 KST f ? ri i=1 [9]  (5-5) 式中： f  ?接合面之間的摩擦系數， f  = 0.1； ri ? 第 i 個螺栓的軸線到螺栓組對稱中心 O 的距離，mm； z ? 螺栓數目； T ? 公稱扭矩； KS ? 防滑系數， KS = 1.1 ~ 1.3 。所以預緊力 0 z F 3 KST f ? ri i=1 1.3′160 ′103 = = 0.1′ 4 ′ 90 5.78′103 N 根據公式 F0 = 1.8FE (5-6) FE ? 螺栓工作載荷 F0 ? 預緊力 故螺栓總拉伸載荷 Fa Fa = F0 + F0 1.8 = 2.8F0 = 8.99′ 103 N (5-7) 1.8 按表 10-5 選螺栓材料性能等級為 8.8 級，ss = 640MPa ，按表 10-7 暫取安全系數S=4，螺栓許用應力為[10] [s] = ss = 640 MPa = 160MPa  (5-8) S 4 由式（10-12）得螺紋的小徑為 d1 3 = = 9.646mm (5-9) 查表 10-1，取 M12 螺栓（小徑 d1 =10.106mm)。按照表 10-7 可知，所取安全系數S=4 是正確的。 結論與展望 根據本人對鼓型齒式離合器結構設計的研究，該結構是由鼓型齒式聯軸器與液壓缸共同組成的。該課題的原理是當機械中鼓型齒式聯軸器高速運動時，通過液壓缸在機械中的協助，以至達到鼓型齒式聯軸器自動伸縮快速換輥的工作原理。從而形成等同于離合器的工作原理。通過對鼓型齒式離合器國內外現狀的研究， 對影響鼓型齒式聯軸器的選擇因素有了一定的理解和對聯軸器的分類有了一些了解。根據鼓型齒式離合器的設計方案中所示圖并進行分析，對其關鍵的零構件進行強度校核、選型并驗證。 本課題中新穎之處就是在于運用了液壓缸來換輥，因為用液壓缸帶動鼓型齒式聯軸器自動伸縮達到快速換輥的目的。用液壓缸來協助，可以不用減速裝置， 同時，它工作時很穩(wěn)定。因此，本課題設計的鼓型齒式離合器可以在重載荷、高速等比較苛刻的工作環(huán)境下工作，在很多大型的工業(yè)行業(yè)中能夠有很大的用處。 通過我對聯軸器的探究，我知道了聯軸器的類型很多，優(yōu)點也有很多。對于聯軸器的各個零部件的強度校核，從而我們選擇最適用于機械裝置的聯軸器，可以充分的運用其性能。不過現代的機械化越來越明顯，那么所要用到的聯軸器種類越來越多和要求品質會越來越高，但是我相信我們的設計者們會不斷的拓新和發(fā)現新性能的聯軸器，將會為我國的工業(yè)化提到一個新高度。 致謝 通過幾個月的努力，終于將本次畢業(yè)論文課題做完了。在本次畢業(yè)設計和論文撰寫中，最需感謝的是我的指導老師仝基斌教授和各位同組的同學對我的幫助! 因為在他們的幫助和支持下，使得我能夠順利完成畢業(yè)設計。 仝教授每周都會對我們進行孜孜不倦的指導，對我們在課題設計的過程中所遇到的問題進行詳細且耐心的解答，同時給我們提出來很多寶貴的建議，對我的畢業(yè)設計工作有很大幫助。我要衷心感謝仝教授的細心指導，感謝您對我們的付出，感謝您的認真負責的教誨。 同時，我要感謝我的家人，在我這四年的大學生活中，他們默默的支持我， 鼓勵我，使我的學習生涯得以順利完成。 最后，向參加我論文評審和答辯的老師和專家們表示感謝。 參考文獻 【1】 袁風娣.上海船用柴油機研究所.鼓形齒齒式聯軸器的研究和應用[J]. 【2】 孟百剛.鼓形齒聯軸器的應用與設計[J]. 【3】 趙甲男.設計研究院工程師，鼓形齒聯軸器設計計算[J]. 【4】 闞鋼.南京揚子石化金浦橡膠有限公司，乳聚丁苯橡膠脫水擠壓機鼓型齒式聯軸器改型[J]. 【5】 仝基斌，晏群.機械工業(yè)出版社，機械制圖[M]. 【6】 劉曉明，葉 瑋.沈陽工業(yè)大學電氣工程學院,液壓缸結構設計及運行特性分析[J]. 【7】 姜繼海，宋錦春，高常識.高等教育出版社，液壓與氣壓傳動[M]. 【8】 成大先.化學工業(yè)出版社，第五版，機械設計手冊液壓傳動單行本[M]. 【9】 濮良貴，陳國定，吳立言.高等教育出版社，機械設計[M]. 【10】 楊可楨，程光蘊，李仲生.高等教育出版社，機械設計基礎[M].