目录
第一章设计任务书 (3)
1.1设计题目 (3)
1.2设计步骤 (3)
第二章传动装置总体设计方案 (3)
2.1传动方案 (3)
2.2该方案的优缺点 (3)
第三章电动机的选择 (4)
3.1选择电动机类型 (4)
3.2确定传动装置的效率 (4)
3.3选择电动机的容量 (4)
3.4确定电动机参数 (4)
3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 (5)
第四章计算传动装置运动学和动力学参数 (6)
4.1电动机输出参数 (6)
4.2高速轴Ⅰ的参数 (6)
4.3中间轴Ⅱ的参数 (6)
4.4低速轴Ⅲ的参数 (6)
4.5滚筒轴的参数 (7)
第五章减速器高速级齿轮传动设计计算 (8)
5.1选精度等级、材料及齿数 (8)
5.2按齿面接触疲劳强度设计 (8)
5.3确定传动尺寸 (10)
5.4校核齿根弯曲疲劳强度 (11)
5.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (11)
5.6齿轮参数和几何尺寸总结 (12)
第六章减速器低速级齿轮传动设计计算 (12)
6.1选精度等级、材料及齿数 (12)
6.2按齿面接触疲劳强度设计 (12)
6.3确定传动尺寸 (15)
6.4校核齿根弯曲疲劳强度 (15)
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (16)
6.6齿轮参数和几何尺寸总结 (16)
第七章轴的设计 (17)
7.1高速轴设计计算 (17)
7.2中间轴设计计算 (23)
7.3低速轴设计计算 (29)
第八章滚动轴承寿命校核 (35)
8.1高速轴上的轴承校核 (35)
8.2中间轴上的轴承校核 (36)
8.3低速轴上的轴承校核 (37)
第九章键联接设计计算 (37)
9.1高速轴与联轴器键连接校核 (37)
9.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核 (38)
9.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核 (38)
9.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 (38)
9.5低速轴与联轴器键连接校核 (38)
第十章联轴器的选择 (39)
10.1高速轴上联轴器 (39)
10.2低速轴上联轴器 (39)
第十一章减速器的密封与润滑 (40)
11.1减速器的密封 (40)
11.2齿轮的润滑 (40)
11.3轴承的润滑 (40)
第十二章减速器附件设计 (40)
12.1油面指示器 (40)
12.2通气器 (41)
12.3放油孔及放油螺塞 (41)
12.4窥视孔和视孔盖 (42)
12.5定位销 (42)
12.6启盖螺钉 (42)
12.7螺栓及螺钉 (42)
第十三章减速器箱体主要结构尺寸 (42)
第十四章设计小结 (43)
第十五章参考文献 (43)
第一章设计任务书
1.1设计题目
展开式二级直齿圆柱减速器，拉力F=7056N，速度v=0.65m/s，直径D=280mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：365天，配备有三相交流电源，电压380/220V。
1.2设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.减速器内部传动设计计算
6.传动轴的设计
7.滚动轴承校核
8.键联接设计
9.联轴器设计
10.润滑密封设计
11.箱体结构设计
第二章传动装置总体设计方案
2.1传动方案
传动方案已给定，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。
2.2该方案的优缺点
展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。
第三章电动机的选择
3.1选择电动机类型
按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。
3.2确定传动装置的效率
查表得：
联轴器的效率：η1=0.99
一对滚动轴承的效率：η2=0.99
闭式圆柱齿轮的传动效率：η3=0.98
工作机效率：ηw=0.97
故传动装置的总效率
ηa=η12η23η32ηw=0.886
3.3选择电动机的容量
工作机所需功率为
P w=F×V
=
7056×0.65
=4.59kW
3.4确定电动机参数
电动机所需额定功率:
P d=P w
ηa
=
4.59
0.886
=5.18kW
工作转速：
n w=60×1000×V
π×D
=
60×1000×0.65
3.14×280
=44.36rpm
经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆柱齿轮减速器传动比范围为：8--40因此理论传动比范围为：8--40。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(8--40)×44.36=355--1774r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M2-8的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=720r/min，同步转速为nt=750r/min。
电机主要外形尺寸：
3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：
i a=n m
n w
=
720
44.36
=16.231
（2）分配传动装置传动比
高速级传动比
i1=√1.35×i a=4.68则低速级的传动比
i2=3.47
减速器总传动比
i b=i1×i2=16.2396
第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数
功率：P0=P d=5.18kW
转速：n0=n m=720rpm
扭矩：T0=9.55×106×P0
=9.55×106×
5.18
=68706.94N?mm
4.2高速轴Ⅰ的参数
功率：P1=P0×η1=5.18×0.99=5.13kW
转速：n1=n0=720rpm
扭矩：T1=9.55×106×P1
n1
=9.55×106×
5.13
720
=68043.75N?mm
4.3中间轴Ⅱ的参数
功率：P2=P1×η2×η3=5.13×0.99×0.98=4.98kW
转速：n2=n1
i1
=
720
4.68
=153.85rpm
扭矩：T2=9.55×106×P2
n2
=9.55×106×
4.98
153.85
=309125.77N?mm
4.4低速轴Ⅲ的参数
功率：P3=P2×η2×η3=4.98×0.99×0.98=4.83kW
转速：n3=n2
i2
=
153.85
3.47
=44.34rpm
扭矩：T3=9.55×106×P3
n3
=9.55×106×
4.83
44.34
=1040290.93N?mm
4.5滚筒轴的参数
功率：P w=P3×ηw×η1×η2=4.83×0.97×0.99×0.99 =4.59kW
转速：n w=n3=44.34rpm
扭矩：T w=9.55×106×P w
w
=9.55×106×
4.59
=988599.46N?mm
运动和动力参数计算结果整理于下表:
第五章减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选精度等级、材料及齿数
（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS （2）选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=26×4.68=123。
实际传动比i=4.731
（3）压力角α=20°。
5.2按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥√2×K Ht×T
φd
×
u+1
u
×(
Z H×Z E×Zε
[σH]
)
2
3
1）确定公式中的各参数值
①试选载荷系数KHt=1.3
T=9550000×P
n
=9550000×
5.13
720
=68043.75N?mm
③查表选取齿宽系数φd=1
④由图查取区域系数ZH=2.46
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥重合度
端面重合度为：
εα=[1.88?3.2(1
z1
+
1
z2
)]cosβ=[1.88?3.2(
1
26
+
1
123
)]cos0°=1.73
轴向重合度为：
εβ=0.318×φd×z1×tanβ=0
查得重合度系数Zε=0.87
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：
σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa
计算应力循环次数
N L1=60×n×j×L?=60×720×1×16×365×10×0.25=6.307×108
N L2=N L1
u
=
6.307×108
4.68
=1.348×108
由图查取接触疲劳系数：
K HN1=0.987，K HN2=0.997取失效概率为1%，安全系数S=1，得
[σH]1=K HN1×σHlim1
S
=
0.987×600
1
=592MPa
[σH]2=K HN2×σHlim2
S
=
0.997×550
1
=548MPa
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=548MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
d1t≥√2×K Ht×T
φd
×
u+1
u
×(
Z H×Z E×Zε
[σH]
)
2
3
=√2×1.3×68043.75
1
×
4.68+1
4.68
×(
2.46×189.8×0.87
548
)
2
3
=49.046mm （2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度ν
v =
π×d 1t ×n 60×1000=π×49.046×720
60×1000
=1.848
齿宽b
b =φd ×d 1t =1×49.046=49.046mm
2）计算实际载荷系数KH ①查表得使用系数KA=1 ②查图得动载系数Kv=1.087 ③齿轮的圆周力。
F t =2×T d 1=2×68043.75
49.046
=2774.691N K A ×
F t =1×2774.691=57N <100N 查表得齿间载荷分配系数：KH α=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KH β=1.44 实际载荷系数为
K H =K A ×K V ×K Hα×K Hβ=1×1.087×1.4×1.44=2.191
3）按实际载荷系数算得的分度圆直径
d 1=d 1t ×√
K H
Ht 3
=49.046×√2.1913=58.367mm 4）确定模数
m =
d 1z 1=58.36726
=2.245mm ，取m =2.5mm 。 5.3确定传动尺寸
（1）计算中心距
a =
(z 1+z 2)×m
2
=186.25mm ，圆整为186mm
（2）计算小、大齿轮的分度圆直径
d 1=z 1×m =26×2.5=65mm d 2=z 2×m =123×2.5=307.5mm
（3）计算齿宽
b =φd ×d 1=65mm
取B1=70mm B2=65mm
5.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为
σF=2×K×T
b×m×d1
×Y Fa×Y Sa×Yε≤[σ]F
1）K、T、m和d1同前
齿宽b=b2=65
齿形系数YFa和应力修正系数YSa：
查表得：
Y Fa1=2.57，Y Fa2=2.14
Y Sa1=1.595，Y Sa2=1.83
查图得重合度系数Yε=0.684
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由图查取弯曲疲劳系数：
K FN1=0.825，K FN2=0.944
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力
[σF]1=K FN1×σFlim1
=
0.825×500
=294.643MPa
[σF]2=K FN2×σFlim2
=
0.944×380
=256.229MPa
σF1=
2×K×T
1
×Y Fa1×Y Sa1×Yε=54.811MPa<[σF]1=294.643MPa σF2=σF1×
Y Fa2×Y Sa2
Fa1Sa1
=52.365MPa<[σF]2=256.229MPa
故弯曲强度足够。
5.5计算齿轮传动其它几何尺寸
（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高
?a=m×?an?=2.5mm
?f=m×(?an?+c n?)=3.125mm
?=(?a+?f)=m×(2?an?+c n?)=5.625mm
（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径
d a1=d1+2×?a=m×(z1+2?an?)=70mm
d a2=d2+2×?a=m×(z2+2?an?)=312.5mm
（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径
d f1=d1?2×?f=m×(z1?2?an??2c n?)=58.75mm
d f2=d2?2×?f=m×(z2?2?an??2c n?)=301.25mm
注：?an?=1.0，c n?=0.25
5.6齿轮参数和几何尺寸总结
第六章减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数
（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS （2）选小齿轮齿数Z1=29，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=29×3.47=101。
实际传动比i=3.483
（3）压力角α=20°。
6.2按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥√
2×K Ht×T
d ×
u+1
×(
Z H×Z E×Zε
[H]
)
2
3
1）确定公式中的各参数值
①试选载荷系数KHt=1.3
T=9550000×P
=9550000×
4.98
=309125.77N?mm
③查表选取齿宽系数φd=1
④由图查取区域系数ZH=2.46
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥重合度
端面重合度为：
εα=[1.88?3.2(
1
1+
1
2
)]cosβ=[1.88?3.2(
1
+
1
)]cos0°=1.74
轴向重合度为：
εβ=0.318×φd×z1×tanβ=0
查得重合度系数Zε=0.868
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：
σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa
计算应力循环次数
N L1=60×n×j×L?=60×153.85×1×16×365×10×0.25=1.348×108
N L2=N L1
u
=
1.348×108
3.47
=3.884×107
由图查取接触疲劳系数：
K HN1=0.997，K HN2=0.999取失效概率为1%，安全系数S=1，得
[σH]1=K HN1×σHlim1
=
0.997×600
=598MPa
[σH]2=K HN2×σHlim2
S
=
0.999×550
1
=549MPa
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=549MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
d 1t
≥√2×K Ht ×T d ×u +1×(Z H ×Z E ×Z ε[H ])
23
=√
2×1.3×309125.771×3.47+13.47×(2.46×189.8×0.868549
)
2
3
=82.632mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度ν
v =
π×d 1t ×n =π×82.632×153.85
=0.665
齿宽b
b =φd ×d 1t =1×82.632=82.632mm
2）计算实际载荷系数KH ①查表得使用系数KA=1 ②查图得动载系数Kv=1.063 ③齿轮的圆周力。
F t =2×T d 1=2×309125.7782.632
=7481.987N K A ×
F t =1×7481.987=91N <100N
查表得齿间载荷分配系数：KH α=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KH β=1.46 实际载荷系数为
K H =K A ×K V ×K Hα×K Hβ=1×1.063×1.4×1.46=2.173
3）按实际载荷系数算得的分度圆直径
d 1=d 1t ×√K H
Ht 3
=82.632×√2.1733=98.066mm
4）确定模数
m =
d 11=98.066=3.382mm ，取m =3.5mm 。
6.3确定传动尺寸（1）计算中心距
a=(z1+z2)×m
=227.5mm，圆整为228mm
（2）计算小、大齿轮的分度圆直径
d1=z1×m=29×3.5=101.5mm
d2=z2×m=101×3.5=353.5mm （3）计算齿宽
b=φd×d1=101.5mm
取B1=110mm B2=105mm
6.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
σF=
2×K×T
1
×Y Fa×Y Sa×Yε≤[σ]F 1）K、T、m和d1同前
齿宽b=b2=105
齿形系数YFa和应力修正系数YSa：
查表得：
Y Fa1=2.52，Y Fa2=2.156
Y Sa1=1.62，Y Sa2=1.814
查图得重合度系数Yε=0.681
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由图查取弯曲疲劳系数：
K FN1=0.944，K FN2=1.064
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力
[σF]1=K FN1×σFlim1
S
=
0.944×500
1.4
=337.143MPa
[σF]2=K FN2×σFlim2
S
=
1.064×380
1.4
=288.8MPa
σF1=
2×K×T
1
×Y Fa1×Y Sa1×Yε=70.815MPa<[σF]1=337.143MPa
σF2=σF1×Y Fa2×Y Sa2
Y Fa1×Y Sa1
=67.842MPa<[σF]2=288.8MPa
故弯曲强度足够。
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸
（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高
?a=m×?an?=3.5mm
?f=m×(?an?+c n?)=4.375mm
?=(?a+?f)=m×(2?an?+c n?)=7.875mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径
d a1=d1+2×?a=m×(z1+2?an?)=108.5mm
d a2=d2+2×?a=m×(z2+2?an?)=360.5mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径
d f1=d1?2×?f=m×(z1?2?an??2c n?)=92.75mm
d f2=d2?2×?f=m×(z2?2?an??2c n?)=344.75mm
注：?an?=1.0，c n?=0.25
6.6齿轮参数和几何尺寸总结
第七章轴的设计
7.1高速轴设计计算
（1）已经确定的运动学和动力学参数
转速n=720r/min；功率P=5.13kW；轴所传递的转矩T=68043.75N?mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45，调质处理，硬度为240HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。
d≥A0×√P n
3
=112×√5.13 720
3
=21.55mm
由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%
d min=(1+0.05)×21.55=22.63mm
查表可知标准轴孔直径为24mm故取dmin=24
（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为29mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
b.确定各轴段的直径和长度。
外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm
轴承端盖厚度e=10mm
调整垫片厚度△t=2mm
箱体内壁到轴承端面距离△=5mm
各轴段直径的确定
d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=24mm。
d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=29mm
d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=35mm，选取轴承型号为深沟球轴承6207
d4：考虑轴承安装的要求，查得6207轴承安装要求da=42mm，根据轴承安装尺寸选择d4=42mm。
d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。
d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=42mm。
d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=35mm。
各轴段长度的确定
L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=52mm。
L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=71mm。
L3：由滚动轴承宽度确定，选取L3=17mm。
L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=14mm。
L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=70mm。
L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=131.5mm。
L7：由滚动轴承宽度确定，选取L7=17mm。
（5）弯曲-扭转组合强度校核
a.画高速轴的受力图
如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图
b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）
齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）
F t1=2×
T1
1=2×
68043.75
=2094N
齿轮1所受的径向力
F r1=F t1×tanα=2094×tan20°=762N
第一段轴中点到轴承中点距离La=105mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=57mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=174.5mm
轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关
在水平面内
轴承A处水平支承力：
R AH=F r1×L b
L b+L c
=
762×57
57+174.5
= 188N
轴承B处水平支承力：
R BH=F r1?R AH=762?(188)=574N 在垂直面内
轴承A处垂直支承力：
R AV=F t1×
L b
b c =2094×
57
= 516N
轴承B处垂直支承力：
R BV=F t1×
L c
L b+L c
=2094×
174.5
57+174.5
= 1578N
轴承A的总支承反力为：
R A=√R AH2+R AV2=√()2()2=549.18N 轴承B的总支承反力为：
R B=√R BH2+R BV2=√(574)+(1578)=1679.15N d.绘制水平面弯矩图
截面A在水平面上弯矩：
M AH=0N?mm
截面B在水平面上弯矩：
M BH=0N?mm
截面C在水平面上的弯矩：
M CH=R AH×L c=188×174.5=32806N?mm
截面D在水平面上的弯矩：
M DH=0N?mm
e.在垂直平面上：
截面A在垂直面上弯矩：
M AV=0N?mm
截面B在垂直面上弯矩：
M BV=0N?mm
截面C在垂直面上的弯矩：
M CV=R AV×L c=516×174.5=90042N?mm
截面D在垂直面上弯矩：
M DV=0N?mm
合成弯矩，有：
截面A处合成弯矩：
M A=0N?mm
截面B处合成弯矩：
M B=0N?mm
截面C处合成弯矩：
M C=√M CH2+M CV2=√(32806)2+(90042)2=95832N?mm
截面D处合成弯矩：
M D=0N?mm
转矩和扭矩图
T1=67363.31N?mm
截面A处当量弯矩：
M VA=0N?mm
截面B处当量弯矩：
M VB=√M B2+(αT)2=√(0)+(0.6×67363.31)=40418N?mm
截面C处当量弯矩：
M VC=√M C2+(αT)2=√(95832)2+(0.6×67363.31)2=104007N?mm 截面D处当量弯矩：
CLZ 型齿式联轴器基本参数和主要尺寸mm
鼓形齿式联轴器属于刚挠性联轴器，齿式联轴器是由齿数相同的内齿圈和带外齿的凸缘半联轴器等零件组成。外齿分为直齿和鼓形齿两种齿形，所谓鼓形齿即为将外齿制成球面，球面中心在齿轮轴线上，齿侧间隙较一般齿轮大，鼓形齿联轴器可允许较大的角位移（相对于直齿联轴器），可改善齿的接触条件，提高传递转矩的能力，延长使用寿命。有角位移时沿齿宽的接触状态。具有径向、轴向和角向等轴线偏差补偿能力，具有结构紧凑、回转半径小、承载能力大、传动效率高、噪声低及维修周期长等优点，特别适用于低速重载工况，如冶金、矿山、起重运输等行业、也适用于石油、化工、通用机械等各类机械的轴系传动齿式联轴器在工作时，两轴产生相对角位移，内外齿的齿面周期性作轴向相对滑动，必然形成齿面磨损和功率消耗，因此，齿式联轴器需在有良好和密封的状态下工作。齿式联轴器径向尺寸小，承载能力大，常用于低速重载工况条件的轴系传动，高精度并经动平衡的齿式联轴器可用于高速传动，如燃汽轮机的轴系传动。由于鼓形齿式联轴器角向补偿大于直齿式联轴器，国内外均广泛采用鼓形齿式联轴器，直齿式联轴器属于被淘汰的产品，选用者应尽量不选用。 鼓形齿式联轴器的特点(与直齿式联轴器相比有以下特点) ：
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％ 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1o，而鼓形齿式联轴器的许用角位移为1o30'，提高50％。在相同的模数、齿数、齿宽下，鼓形齿比直齿允许的角位移大, 3、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。 4、外齿套齿端呈喇叭形状，使内、外齿装拆十分方便。 5、传动效率高达99.7%。 基于经上特点，目前，国内外已普遍以鼓形齿替代直齿式联轴器。
TGL 型鼓形齿式联轴器■结构特点：●具有较高的缓冲减振性能，并有较大幅度的轴向、角向、径向位移偏差的补偿能力。●由于工程塑料与金属件的配合，具有良好的自润滑性能，是十分理想的近似万向弹性联轴器。●外壳模具成型简化了加工工艺，成本低。使用环境温度-20oC 80oC。●装配维修特别简单。广泛用于各种液压泵、润滑泵、气动泵、压缩机，纺织机等机械上。●本联轴器外壳可制成钢件（B型或C型），以传递更大的扭矩。 A 型（基本型） B型（内挡圈型） C型（外挡圈型）注意：1、设计选型时，要作扭矩的计算，并考虑转矩变化，起动频繁，环境条件、合理的选择工况系数。2、灰尘较大的场地，用C型结构较好。3、装配时勿将杂物留在腔内。4、装配好后，内齿圈应能用手自由滑动。5、小规格可采用螺钉拧紧。■标记方法：选用B型TGL6鼓形齿式联轴器主动端：J1型轴孔，A型键槽 d=22, L=38 从动端：J1型轴孔，A型键槽 d=32, L=60标记：联轴器 TGL6BJ122×38JB/T5514-91J132×60 如选用TGL6A型联轴器“A”可不标 注 TGL鼓形齿式联轴器基本性能参数和主要尺寸（JB/TB5514-91）型号主要尺寸轴孔直径轴孔长度公称扭矩许用转速转动惯量重量许用补偿 量 DBSdLN．mrpmKg.m2kg径向轴向角向 A、B型C型A、B型C型mmA、B型C型A、B型C型 mm(oC) TGL140-38-46、 71610100000.00003-0.20-0.3±1±1 8、920 10、1122 12、1427 TGL248-38-48、9201690000.00006-0.278-0.3±1±1 10、1122 12、1427 16、18、 1930 TGL356584252410、 112231.585000.000120.000150.4820.5330.4±1±1 12、1427 16、18、1930 20、22、2438 TGL466704656412、
联轴器的选用 联轴器品种、型式、规格很多，在正确理解品种、型式、规格各自概念的基础上，根据传动的需要来选择联轴器，首先从已经制订为标准的联轴器中选择，目前我过制订为国际和行标的联轴器有数十种，这些标准联轴器绝大多数是通用联轴器，万向联轴器,每一种联轴器都有各自的特点和适合范围，基本能够满足多种工况的需要，一般情况下设计人员无需自行设计联轴器，只有在现有标准联轴器不能满足需要时才自行设计联轴器。标准联轴器选购方便，价格比自行设计的非标准联轴器要便宜很多。在众多的标准联轴器中，正确选择适合自己需要的最佳联轴器，关系到机械产品轴系传动的工作性能、可靠性、使用寿命、振动、噪声、节能、传动效率、传动精度、经济性等一系列问题，也关系到机械产品的质量。设计人员在选用联轴器时应立足于从轴系传动的角度和需要来选择联轴器，应避免单纯的只考虑主、从动端联接选择联轴器。 一、选择联轴器应考虑的因素 （一）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。万向联轴器,见表1 。 表 1 动力机系数Kw 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 1.2 Ⅳ 单缸内燃机 1.6 燃机 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
齿式联轴器安装规程 齿轮联轴器的装配，在机械设备检修中属于比较常见的检修工艺。在齿式联轴器装配中关键要掌握轮毂在轴上的装配、联轴器所联接两轴的对中、零部件的检查及按图纸要求装配联轴器等环节。齿式联轴器是由齿数相同的内齿圈和带外齿的凸缘半联轴器等零件组成。外齿分为直齿和鼓形齿两种齿形，所谓鼓形齿即为将外齿制成球面，球面中心在齿轮轴线上，齿侧间隙较一般齿轮大，鼓形齿联轴器可允许较大的角位移（相对于直齿联轴器），可改善齿的接触条件，提高传递转矩的能力，延长使用寿命。 齿式联轴器在工作时，两轴产生相对位移，内外齿的齿面周期性作轴向相对滑动，必然形成齿面磨损和功率损耗，因此齿式联轴器需在良好润滑和密封的状态下工作。齿式联轴器径向尺寸小，承载能力大，长用于低速重载工况条件的轴系传动，高精度并经动平衡的齿式联轴器可用于高速传动。 1：联轴器的安装 齿式联轴器装配方法有静力压入法、动力压入法、温差装配法及液压装配法等。装配前一定要按照图纸仔细测量轴和齿套的实际数据看看是否符合要求，对于不符合要求的一定不能装配！ （1）静力压入法 这种方法是根据轮毂项轴上装配时所需压入力的大小不同、采用夹
钳、千斤顶、手动或机动的压力机进行，静力压入法一般用于锥形轴孔。由于静力压入法收到压力机械的限制，在过盈较大时，施加很大的力比较困难。同时，在压入过程中会切去轮毂与轴之间配合面上不平的微小的凸峰，使配合面受到损坏。因此，这种方法一般应用不多。压入装配法多用于轻型和中型静配合，而且需要压力机等机械设备，故一般仅在制造厂采用 （2）动力压入法 这种方法是指采用冲击工具或机械来完成轮毂向轴上的装配过程，一般用于轮毂与轴之间的配合使过渡配合或过盈不大的场合。装配现场通常用手锤敲打的方法，方法是在轮毂的端面上垫放木块、铅块或其他软材料作缓冲件，依靠手锤的冲击力，把轮毂敲入。这种方法对用铸铁、淬过火的钢、铸造合金等脆性材料制造的轮毂，有局部损伤的危险，不宜采用。这种方法同样会损伤配合表面，故经常用于低速和小型联轴器的装配。 （3）温差装配法 用加热的方法是轮毂受热膨胀或用冷却的方法使轴端受冷收缩，从而使轮毂轴孔的内径略大于轴端直径，亦即达到所谓的"容易装配值"，不需要施加很大的力，就能方便地把轮毂套装到轴上。这种方法比静力压入法、动力压入法有较多的优点，对于用脆性材料制造的轮毂，采用温差装配法是十分合适的。 温差装配法大多采用加热的方法，冷却的方法用的比较少。加热的方法有多种，有的将轮毂放入高闪点的油中进行油浴加热或焊枪烘烤，
１.联轴器命名原则 a 联轴器名称应具有科学性、准确性； b 联轴器名称应简短易记； c 按联轴器的结构特点命名，但要与现有其它类似联轴器有所区别； d 按联轴器中具有特征的主要零件（形状、特点等）命名； e 按联轴器中主要零件特殊材料命名； f 按传统习惯命名； g 按上述综合因素命名； h联轴器品种名称不得重复是联轴器命名最基本的原则。 ２.联轴器型号 联轴器的型号由组别代号、品种代号、型式代号、规格代号组成。 联轴器的组别代号、品种代号、型式代号，取其名称的第一汉语拼音字母代号，如有重复时，则取第二个字母，或名称中第二、三个字母的第一、第二汉语拼音字母，或选其名称中具有特点字的第一、第二汉语拼音字母，以在同一组别、品种、型式中相互之间不得重复为原则。 联轴器的主参数为公称转矩Ｔn，单位为Ｎ·m。公称转矩系列顺序号，为联轴器规格代号。
联轴器新旧标准对照表 序号现行标准号产品型号旧标准号 1 JB/T8854.1-2001 GCLD JB/T8854.1-1999 ZBJ19012-89 JB/ZQ4380-86 2 JB/T8854.2-2001 GⅠCL JB/T8854.2-1999 ZBJ19013-89 JB/ZQ4378-86 GⅡCLZ JB/T8854.3-1999
ZBJ19014-89 JB/ZQ4379-86 3 JB/T8854.3-2001 GⅠCL JB/T8854.2-1999 ZBJ19013-89 JB/ZQ4222-86 GⅠCLZ JB/T8854.3-1999 ZBJ19014-89 JB/ZQ4223-86 4 JB/ZQ4644-1997 NGCL JB/ZQ4644-86 5 JB/ZQ4645-1997 NGCLZ JB/ZQ4645-86 6 JB/ZQ4186-199 7 WG / 7 JB/T7001-1993 WGP / 8 JB/T7002-1993 WGC / 9 JB/T7003-1993 WGZ / 10 JB/T7004-1993 WGT / 11 JB/ZQ4218-86 CL Q/ZB104-73 12 JB/ZQ4219-86 CLZ Q/ZB105-73 13 GB/T5272-2002 LM LMD LMS LMZ-Ⅰ LMZ-Ⅱ GB5272-85 ML M 14 GB/T4323-2002 LT LTZ GB4323-84 15 GB/T5014-2003 LX LXZ GB5014-85 16 GB/T515-2003 LZ LZJ LZD LZZ GB5015-85 ZL 17 GB/T6069-2002 GL GB6069-86 18 GB/T5843-2003 GY GYS GYH GB5843-86 19 GB/T5844-2002 UL GB5844-86 20 JB/ZQ4376-1997 YL JB/ZQ4376-86 21 JB/ZQ4384-1997 WHL JB/ZQ4384-86 22 JB/ZQ4018-1997 LLA LLB JB/ZQ4018-86 23 JB/T5514-1991 TGL / 24 JB/ZQ4389-1997 制动轮JB/ZQ4389-86
冷轧机板形辊鼓形齿联轴器分析 1.引言 因轧机厚度波动限制轧机产能且经常引发断带问题，经驻北京西马克技术有限公司的技术人员现场诊断处理，确定故障原因为：板形辊与驱动电机之间的鼓形齿联轴器的齿间隙过大引起。 在更换齿间隙较小的鼓形齿联轴器后，通过电气作业区、轧钢作业区反馈的情况看轧机厚度波动状况明显减小。由此，鼓形齿联轴器侧间隙达到多大值时会影响板形辊的转速测定、联轴器侧间隙如何影响板形辊转速，成为需要进一步分析探讨的问题。 2.鼓形齿联轴器的结构及特点 鼓形齿联轴器形状尺寸小、承载能力大、在高速下工作可靠。鼓形齿联轴器广泛应用于冶金、化工、印刷、水泵、风机、运输等机械领域。其显著特点是：一是补偿机能好，因为外齿轴套为鼓形齿，联轴器工作时可避免内外齿棱角接触，两轴轴线角位移在2～3°时也能可靠的工作。二是能承受重载及冲击载荷，在相同角位移情况下能承受更大载荷。三是效率高，可达0.99。四是密封性好，使用可靠，装卸、维护利便。 鼓形齿联轴器由内齿套、外齿轴套、护盖、油封、润滑油孔等组成。见下图：
3.鼓形齿联轴器侧间隙实测 经过详细了解西马克现场服务人员故障排查处理的过程，得知测量辊的鼓形齿联轴器的主要用途是用于传递速度，并非像一般机械设备上的联轴器用于传递扭矩，此处使用的鼓形齿联轴器传递的扭矩在高速稳态时只有0.04kNm，其设计制造精度要求高于普通传递扭矩的联轴器。冷轧机投用以来，由于机械维护人员不了解其它专业相关精度控制的要求，此前机械人员均按传递扭矩联轴器的使用要求和标准进行维护保养。 鼓形齿联轴器的内外齿啮合后必须留有一定的侧间隙，以保证齿轮副的正常工作，避免因安装误差和工作温度升高引起热膨胀变形卡死。同时需要控制其最大侧间隙，以避免变速转动时齿间产生撞击，增大噪音，加剧齿面磨损，影响其寿命。 由于西马克在图纸中没有给出鼓形齿联轴器的齿侧间隙允许误差，也没有给出极限使用侧间隙的值。国内文献检索不到
本科毕业设计（论文）通过答辩 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 35 30 26 26 14 14 11 4 6 3 3 3 4 16 2 20 18 18 18 32 3 34
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 35 30 26 26 14 14 11 4 6 3 3 3 4 16 2 20 18 18 18 32 3 34
工作行为规范系列 鼓形齿联轴器的正确安装 方法 （标准、完整、实用、可修改）
编号：FS-QG-21691鼓形齿联轴器的正确安装方法Correct installation method of drum tooth coupling 说明：为规范化、制度化和统一化作业行为，使人员管理工作有章可循，提高工作效率和责任感、归属感，特此编写。 联轴器是企业机械传动中重要的部件，广泛应用设备与减速器或电机的联接中。联轴器的装配与找正在设备安装中是一项非常重要、精度要求很高的工作，若装配与找正的结果不精确，会造成设备的振动值超标，严重威胁设备的正常运行，尤其是高转速设备，所以在安装联轴器的过程应特别注意一些细节。 对于联轴器与轴有相应间隙的配合可在清理干净配合表面后，涂抹润滑油脂直接安装。对于过渡配合和过盈量不是很大的配合，或者有特殊要求的配合(如保护已装精密另部件)可采用压入法，但需要压入设备。联轴节的热装配工作常用于大型电机、压缩机和轧钢机等重型设备的安装中，因为这类设备中的联轴节与轴通常是采用过盈配合联接在一起的。过盈联接件的装配方法有：压入装配、低温冷装配和
热套装配等数种。冷缩装配法一般用液氮等作为冷源，且需有一定的绝热容器，故也只能在有条件时才采用。 热套装配的本质原理是加热包容件(孔)，使其直径膨胀一个配合过盈值，然后装入被包容件(轴)，待冷却后，机件便达到所需结合强度。实际上，加热膨胀值必须比配合过盈值大，才能保证顺利安装而不致于在安装过程中因包容件的冷却收缩，出现轴与孔卡住的严重事故。同时，为了保证具有较大的啮合力――结合强度，热套装配的结合面要经过加工，但不要过分光洁，因为一定的表面粗糙度，不受轴向移动而被压平，冷却以后，将使内外机件的结合强度较大，所能传递的扭距也较大。 1、弹性联轴器可传递扭矩和回转角度，同时吸收轴的安全偏差，当安装偏差超过容许值时，可能会产生振动或导致联轴器的寿命缩短，因此要确保偏差的调整适当。 2、轴的偏差有三种，分别是径向偏差、角向偏差和轴向偏差。请调整偏差，使其低于各产品规格表中列出的容许值。 3、各产品所列之最大偏差容许值是指只有一种偏差存在的情况下，当两种或更多种偏差同时存在时，容许值应低
如何选用联轴器型号 选用联轴器型号，虽同是选用商品，但它考虑的东西应该比其他一般商品要多些。 在考虑上述综合因素的基础上，联轴器选用程序如下： (一) 选用标准联轴器 设计人员在选择联轴器时首先应在已经制定为国家标准、机械行业标准以及获国家专利的联轴器中选择，只有在现有标准联轴器和专利联轴器不能满足设计需要时才自己设计联轴器。我国现已制订了数量相当多的不同品种，在不同结构型式和规格基本能满足不同转矩、转速和工况条件的标准联轴器。这些标准联轴器有的是我国自行研制并经过工业实验;有的是根据国外工业发达国家有关标准转化;有的是参考引进样机消化吸收并自行研制。有的标准联轴器不仅在国内是新型高性能，在国际上也具有先进水平，例如膜片联轴器。在制订标准时一般都经过严格程序，以保证标准的质量。标准联轴器是成熟的，一般也应是可靠的，关键是正确选择。国家专利联轴器例如弹性活销联轴器、扇形块弹性联轴器，吸取多种老式弹性联轴器的优点，克服了各自存在的缺点，在国内外均属高性能、新技术，是更新换代联轴器。 (二) 选择联轴器品种、型式 了解联轴器(尤其是挠性联轴器)在传动系统中的综合功能，从传动系统总体设计考虑，选择联轴器品种、型式。根据原动机类别和工作载荷类别、工作转速、传动精度、两轴偏移状况、温度、湿度、工作环境等综合因素选择联轴器的品种。根据配套主机的需要选择联轴器的结构型式，当联轴器与制动器配套使用时，宜选择带制动轮或制动盘型式的联轴器;需要过载保护时;宜选择安全联轴器;与法兰联接时，宜选择法兰式;长距离传动，联接的轴向尺寸较大时，宜选择接中间或接中间套型。 (三) 联轴器转矩计算 传动系统中动力机的功率应大于工件机所需功率。根据动力机的功率和转速可计算得到与动力机相联接的高速端的理论转矩 T ;根据工况系数 K 及其他有关系数，可计算联轴器的计算转矩 Tc 。联轴器 T 与 n 成反比，因此低速端 T 大于高速端 T 。 (四) 初选联轴器型号 根据计算转矩 Tc ，从标准系列中可选定相近似的公称转矩 Tn ，选型时应满足 Tn ≥ Tc 。初步选定联轴器型号(规格)，从标准中可查得联轴器的许用转速 [n] 和最大径向尺寸 D 、轴向尺寸 Lo ，应满足联轴器转速 n ≤ [n] 。 (五) 根据轴径调整型号 初步选定的联轴器联接尺寸，即轴孔直径 d 和轴孔长度 L ，应符合主、从动端轴径的要求，否则还要根据轴径 d 调整联轴器的规格。主、从动端轴径不相同是普遍现象，当转矩、转速相同，主、从动端轴径不相同时，应按大轴径选择联轴器型号。新设计的传动系统中，应选择符合 GB/T 3852 中
第七章 轴的设计计算 一、初步确定轴的尺寸 1、高速轴的设计及计算 已知：高速轴功率kw p 11.21=，转速m in /7101r n =。 选取轴的材料为40Cr 、调质处理、由《机械设计》教材表15-3，取1000=A ，得 考虑轴上开有一个键槽对轴强度的削弱，轴径增大%7~%5，并圆整后mm d 15=，轴承选用角接触球轴承7205C ，B=15mm ，综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓，高速轴初步设计如下： 2、中间轴的设计及计算 已知：中间轴功率kw p 03.22=，转速m in /4.1612r n =。 选取轴的材料为40Cr 、调质处理、由《机械设计》教材表15-3，取1050=A ，得 考虑轴上开有两个键槽对轴强度的削弱，轴径增大%15~%10，并圆整后mm d 25=，轴承选用角接触球轴承7205C ，B=15mm ，综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓，中间轴初步设计如下： 安装大齿轮处的键型号为：键10?36GB1096-79 安装小齿轮处的键型号为：键10?70GB1096-79 3、低速轴的设计及计算 已知：低速轴功率kw p 95.13=，转速min /4.433r n =。 选取轴的材料为40Cr 、调质处理、由《机械设计》教材表15-3，取970=A ，得 考虑轴上开有两个键槽对轴强度的削弱，轴径增大%15~%10，并圆整后mm d 35=，轴承选用角接触球轴承7209C ，B=19mm ，综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓，低速轴初步设计如下： 安装大齿轮的键型号为:键18?65GB1096-97 安装联轴器处的键为:键16?125GB1096-97 二、轴的校核 以中间轴的校核为代表，已知中间轴的功率为kw p 03.22=，转速为m in /4.1612r n =，转矩11.1202=T N ·m 。 1、中间轴的受力分析如下： 大齿轮的分度圆直径为mm d 029.1731=，螺旋角。 790.15=β，受力分析如图所示，则： 11ταF F =·βtan =N N 594.392790.15tan 322.1388≈?。 小齿轮的分度圆直径为mm d 018.622=，螺旋角。 655.14=β，受力分析如图所示，则：
常用联轴器分类及性能介绍 一、凸缘联轴器 凸缘联轴器（亦称法兰联轴器）是利用螺栓联接两凸缘盘式半联轴器，两个半联轴器分别用键与两轴联接，以实现两轴连接，传递转矩和运动。凸缘联轴器结构简单，制造方便，成本较低，工作可靠，装拆、维护均较方便，传递转矩较大，能保证两轴具有较高的对中精度，一般常用于载荷平稳，高速或传动精度要求较高的轴系传动。凸缘联轴器不具有径向、轴向和角向补偿的性能，使用时如果不能保证被联接两轴对中精度，将会降低联轴器的使用寿命，传动精度和传动效率，并引起振动和躁声。 凸缘联轴器分为：YL型——基本型、YLD型——对中型。 二、滑块联轴器 滑块联轴器与十字滑块联轴器结构相似，不同之处在于中间十字滑块为方形，利用中间滑块在其两侧半联轴器端面的相应径向槽内滑动，以实现两半联轴器联接。滑块联轴器躁声大，效率低，磨损快，一般尽量不选用，只有转速很低的场合使用。其型号为：WH型。 三、链条联轴器 链条联轴器利用公用的链条，同时与两个齿数相同的并列链轮啮合，不同结构形式的链条联轴器主要区别是采用不同的链条，常见的有双排滚子链联轴器，单排滚子链联轴器，齿形链联轴器，尼龙链联轴器等。双排滚子链联轴器的性能优于其他结构形式的联轴器，他具有结构简单，装拆方便，拆卸时不用移动被联接的两轴，尺寸紧凑，质量轻，有一定补偿能力，对安装精度要求不高，工作可靠，寿命较长，成本较低等优点。主要型号有：GL型（不带罩壳）、GLF型（带罩壳）。 四、齿式联轴器 齿式联轴器是有齿数相同的内齿圈和带外齿的凸缘半联轴器等零件组成。外齿分为直齿和鼓形齿两种，所谓鼓形齿即为将外齿制作成球面，球面中心在齿轮轴线上，齿侧间隙较一般齿轮大，鼓形齿联轴器可允许较大的角位移（相对直齿联轴器），可改善齿的接触条件，提高传递转矩的能力，延长使用寿命。 齿式联轴器在工作时，两轴产生相对角位移，内外齿的齿面周期性作轴向相对滑动，必然形成齿面磨损和功率消耗，因此，齿式联轴器需要良好的润滑和密封的状态。齿式联轴器的径向尺寸小，承载能力大，常用于低速重载工况条件的轴系传动，高精度并经动平衡的齿式联轴器可用于高速传动。由于鼓形齿式联轴器角向补偿大于直齿联轴器，被广泛选用。 鼓形齿式联轴器形式有： GICL型——宽型基本型，内齿圈较宽，能补偿较大的轴线偏移，适用于连接水平两同轴线轴系传动。 GIICL型——窄型基本型，齿间距小，允许相对径向位移小，结构紧凑，传动惯量小。GICLZ型——宽型接中间轴型 GIICLZ型——窄型接中间轴型 GCLD型——接电机轴型，适用于与电机配套的场合。 WGP型——带制动盘型，适用于与盘式制动器配套的场合。 WGC型——垂直安装型，适用于垂直两轴线轴系传动。 WGZ型——带制动轮型，适用于与闸瓦式制动器配套的场合。 WGT型——接中间套型，适用于长距离联接的场合。 TGL型——尼龙内齿圈型，适用于2500N。M以下中小扭矩，联接两同轴线的传动。WGJ型——接中间轴型， NGCL型——带制动轮型 NGCLZ型——带制动轮型
龙源期刊网 https://www.doczj.com/doc/8a15544556.html, 鼓形齿联轴器鼓度曲线选型的优化对比研究作者：吕美丽 来源：《中国化工贸易·下旬刊》2017年第11期 摘要：鼓形齿联轴器作为现阶段机械工业基础件之一，近年来随着科技的进步以及生产 实践的发展越来越受到机械行业的重视，这种工业基础件由于其结构以及性能特点可以较好地补偿连接两轴间的轴向、径向以及角度位移，所以在地铁、动车等领域应用非常普遍，文章以此为出发点，重点对鼓形齿联轴器鼓度曲线选型优化进行了介绍。 关键词：鼓形齿联轴器；鼓度曲线；选型优化 1 鼓形齿联轴器鼓度曲线介绍 对于鼓度曲线的介绍以某高速动车为例，该高速动车组动力车使用的即为鼓形齿联轴器，该鼓形齿联轴器模数为3m/nm，压力角为20α/（°），齿数为60z，外齿切向变位系数为0，齿宽为20B/nm，内齿切向变位系数为0.03xt2，从圆形鼓度半径大小的改变可以看出啮合传动所产生的影响；椭圆形的鼓度曲线通过长轴、短轴以及短轴定点位置曲率的半径，可以判断这种鼓度曲线下啮合传动产生的影响；两条双曲线实际上由实轴以及虚轴的2a、2b决定，p是任意一个定点位置曲率半径，通过改变a、b、p三个数据可以看出这种鼓度曲线对于啮合传动产生的影响；三个圆弧鼓度曲线主要由rc和侧段弧rcf的半径决定，rc和侧段弧rcf以及中段弧占据的轴宽半c数值的改变可以看出啮合传动产生的影响。图1显示的双曲线和三段圆弧曲线参数图： 2 啮合分析 2.1 圆形鼓度曲线 不同圆弧所对应的最大允许轴间倾角会随着鼓度圆弧的不断增加而缩小，同时当圆弧半径为90nm的时候内外齿接触点轴向位移距离最大，并且允许的最大轴间倾角变化也最大，增加20nm，相对应的最大轴间偏角相应的缩小约0.2°，圆弧半径超过90nm的时候允许的最大轴间倾角变化趋于稳定，基本上不会发生太大的变化，同时内外齿接触点的轴向位移距离会随着圆弧半径的逐渐增加而增加，当90nm的时候，基本上接触到了外齿面边缘位置，小于90nm的时候内外齿最大轴间倾角条件下发生的接触都是非边缘接触。 2.2 椭圆鼓度曲线 椭圆鼓度曲线的接触点轴向位置数值会随着曲率半径的增加而增加，同时随着长半轴数值的变大而变大，当曲率半径为130nm、长半轴的数值为18nm的时候，同样如圆形鼓度曲线一样会产生棱边接触，偏转角度范围相对较大的情况下，会保持较好的啮合性能。
深入鼓形齿式卷筒联轴器故障分析与维护措施 发表时间：2020-04-02T07:14:26.510Z 来源：《建筑学研究前沿》2019年24期作者：马亚涛[导读] 在角向得补充和抗冲击等几个方面具有非常好的综合性能，当前被广泛的使用在大型起重机上。 山东正泰工业设备安装有限公司 252000 摘要：分析起重机鼓形齿式卷筒联轴器其相关的结构原理以及具体的特点，将某桥式抓斗卸船机现场的实际使用作为例子，对于卷筒联轴器使用过程中经常会出现的问题进行分析，通知针对联轴器故障的处置措施，给出了设备安装和使用以及维护的相关建议。 关键词：鼓形齿；卷筒联轴器；维护 1 引言 起重机卷筒联轴器是起升机构中不能够缺少的一个主要的传动部件，其自身的稳定性以及可靠性在设备安全使用中起到举足轻重的作用。卷筒联轴器按照结构的形式，通常能够被分成直接啮合式和球铰式以及球面滚子与鼓形齿等形式。球面滚子还有鼓形齿两种方式的结构非常的紧凑，传递之间的扭矩也非常大，当前也被广泛的进行使用。球面滚子得联轴器其本身的补偿量非常大，可是滚珠和滚道磨损还有对于传动系统起到的冲击是需要关注的问题同时之后对其进行维护的量也是相对较大的。对比来说，鼓形齿式联轴器结构其自身较为紧凑和运行上十分稳定，在角向得补充和抗冲击等几个方面具有非常好的综合性能，当前被广泛的使用在大型起重机上。 2 鼓形齿式卷筒联轴器结构原理与特点 外齿轴套其使用内圈以及减速器输出轴过盈配并且还配备了键连接，法兰内齿圈的法兰盘圆周方向均匀的完成螺栓孔的分布，和分布在卷筒端面板上的螺孔能够一一的相对，同时使用螺栓能够完成和卷筒之间的可靠性和固定性，并且还能够把减速器输出扭矩以及转速传递至卷筒。承载环主要是在外齿轴套上进行安装，其自身承担的是源自于卷筒的径向载荷；内外端盖和密封圈其自身起到的是一种轴向固定和密封作用；指针其不但能够被使用在进行定位的安装，同时也是实际运行中对于齿面磨损进行检查的一个不可忽视的工具。 3 鼓形齿式卷筒联轴器故障分析 3.1 外盖螺栓断裂问题 将某一轧机卷筒联轴设备作为案例，其在使用时间超过了三个月之后，外端盖的螺栓则开始产生断裂的情况，通过对于螺栓断口其外部形貌给予相关分析可以得出其断裂问题非常的明星突出，按照联轴器实际的安装工作以及设备结构自身的原理进行分析，能够看出外端盖在实际进行运行的时候其本身并不会受到联轴器的运输荷载产生的影响，通过相关的分析定位指针去确定最终安装的位置，这样的一种方式能够判定是安装不适宜而产生的一种问题。基于这样的一种情况可以把外端盖打开对其给予详细的分析并且给予最终的确认，可以找出外端盖以及承载环其相对端面里出现的比显著的接触挤压等相关问题。通过对于以上情况进行分析系，可以判断出外端盖与联轴器之间是因为存在的间隙相对较小而导致的问题出现，这样的一种情况也让法兰外齿圈有关外端盖承受了承载环所带来的轴向冲击的压力，外端盖所进行安装的螺栓因为得到附加负载冲击下而产生一种拉伸和断裂的问题。对于出现的这些问题，要求采取对于垫片给予调整的方式，去使得承载环和外端盖彼此之间的轴向间隙能够得到调整，从而减少外端盖螺栓其产生的附加荷载。 3.2 连接卷筒螺栓断裂问題 首先是卷筒联轴器其内外齿圈之间产生的冲击。螺栓组可以精卷筒以及法兰内部齿圈对其起到有效的固定和连接作用，可是同时其自身也会因内外齿两部分对其起到的回转冲击，按照其相关的结构特点我们不难看出，其主要是因为被出现的剪切力所影响。因此在螺栓其自身承担的回转冲击荷载剪切力在超出螺栓自身承载制约的时候，就会使得螺栓产生断裂和松动额情况，基于这样的一种条件下，驱动部件便则会出现一种并不是十分稳定和正常的运行情况，最后会产生不断过载的问题，如果联轴器其本身使用的时间不断的提升，那么就要求肩擦齿面磨损有是不是超过了自身的应用限制。除此之外则是联轴器所处在的位置产生偏差的问题，维护替换以及安装过程中经常会因为卷筒和加速器以及联轴器的替换并未满足其提出的标准要求，从而产生径向偏差以及轴向偏差两种问题，这样的一种问题也使其出现了允许的偏差，附加负荷也让螺栓是产生了剪切的断裂，可以说这也是其中比较常会出现的一种螺栓断裂的原因。 3.3 轴向载荷问题 卷筒联轴器在实际进行使用和进行安装的时候，其自身的偏角最大不可以超过0.5至1度，并且鼓形齿式其卷筒联轴器在实际进行安装和使用过程中仍然不能够承担轴向的荷载，卷筒联轴器在实际进行运行过程中所出现的轴向力其需要落在卷筒的轴承座上，并使用这样的一种承担轴向压力，否则则会使得卷筒联轴器整体的运行效果受到影响。因此在对于鼓形齿卷筒联轴器进行安装的时候，要求对其给予一个精准的定位，不然在具体进行运行的时候卷筒就会产生弹性水平的位移，这样的一种情况也会使得卷筒联轴器其周向限位产生很大的威胁，最终会使得联接出现失效的问题，严重的还会出现非常严重的一种事故问题。
萬向軸之基本原理 萬向軸之運動學 以下之圖形顯示出由一萬向接頭G1連結兩根軸之狀況，軸之間以交叉角度為β，軸1是代表輸入軸，是以恆定的角速度1. 旋轉。軸2 是代表輸出軸，是以一種不規律的角速度2旋轉。 軸2的角速度遵循著正弦曲線之擺動模式，此模式是指有兩個循環週期介於角速度之最大值及最小值。這個萬向接頭錯誤導致了2, 不規 律的角速度，而其幅度是萬向接頭偏角的函數。 這種關係在以下之圖形顯示，其顯示了其偏角是如何影響其振幅，但是非其頻率由輸出軸之延遲或起前輸入軸之速度而造成。在高速與角度下你可能可以準確地想像其外部的慣性激勵可以相當嚴重。所以，一個簡單的萬向接頭型式之萬向軸僅用於低速，低角度，及低負荷， 並且恆定轉速必須是不重要恆速的應用上。 假設其接頭1之叉頭方位顯示於以下之圖形如aα1 = 0°即代表角度為零的位置與旋轉α1,其關係(1) 至(3) 執行。可得出軸1與2的角 速度之比例與扭矩之比例依據公式(4) 與(5) 對於一個非規律性的比較，所謂的循環變化U之係數是依據公式(6) 已經介紹過的。
雙萬向接頭 上一段落解釋一個卡登式萬向接頭之運動學以及其如何產生非規律之角速，當它在一偏角工作時。然而，假如兩個萬向軸我佈置如以下之方式，如圖中的Z或W模式，所以接頭之角度β1等於β2，其外部軸將會是規律的速度。第二個接頭G2產生非規律性之速度相同且相反於G1，造成相消之效果。再者，內部1與外部3將會以同週期旋轉，但是中央部分2將會以非恆速旋轉。
軸部分1與3的同步旋轉，在下列情形時可得到保證。 a. 萬向接軸的所有部分需在同一平面上 b. 中央部分的內叉頭需位於同一平面上 c. 其工作角度β1與β2需相同 a) b) c)
GIICL型鼓形齿式联轴器《JB/T8854.2-2001》 GIICL型（窄型）鼓形齿式联轴器的主要尺寸和参数《JB/T8854.2-2001》 型号：GIICL1-GIICL25 额定转矩：0.4-4500KN.m 许用转速：4000-550r/min 轴孔直径：18-1000mm 轴孔长度：52-1100mm 联轴器外径：103-1644mm 联轴器脖粗：50-1390mm 内齿总长度：76-620mm（GIICL14以上的包括两边挡板厚度） GIICL型基本型（窄型）齿间距小，允许相对径向位移小，结构紧凑，转动惯量小。 该齿式联轴器由两个带有内齿及凸缘的外套筒和两个带有外齿的内套筒所组成。两个内套筒分别用键与两轴联接，两个外套简用螺栓联成一体，依靠内外齿相啮合以传递转矩。由于外齿的齿顶制成椭球面，且保证与内齿啮合后具有适当的顶隙和侧隙，故在传动时，套筒可有轴向和径向位移以及角位移(下图< 齿式联轴器b>)。又为了减少磨损，可由油孔注入润滑油,并在套筒和之间装有密封圈,以防止润滑油泄漏。 鼓形齿式联轴器中，所用齿轮的齿廓曲线为渐开线，啮合角为20°，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。 GIICL基本型（窄型）鼓形齿式联轴器基本性能参数和主要尺寸 型号公称转距 Tn N.m 许用转速[n] r/min 轴孔直径 轴孔长度 D H A C 转动惯量 kg.㎡ 润滑脂用量 mL 质量 Kg Y，J1 d1,d2 L GIICL1 355 4000 14-35 38-82 103 2.0 36 8 0.0035-0.00375 51 3.1 GIICL2 630 4000 16-45 38-112 115 2.0 42 8 0.00550-0.00675 70 3.5 GIICL3 1000 4000 22-56 38-112 127 2.0 44 8 0.010-0.0113 68 7.0 GIICL4 1600 4000 38-65 60-142 149 2.0 49 8 0.02-0.0245 87 12.2 GIICL5 2800 4000 40-75 84-142 167 2.5 55 10 0.0378-0.0433 125 18.0 GIICL6 4500 4000 45-90 84-172 187 2.5 56 10 0.0663-0.0843 148 26.5 中国联轴器网-朱自醒
联轴器选用中应注意的几个问题 联轴器品种、型式、规格很多，在正确理解品种、型式、规格各自概念的基础上，根据传动的需要来选择联轴器，首先从已经制订为标准的联轴器中选择，目前我过制订为国际和行标的联轴器有数十种，这些标准联轴器绝大多数是通用联轴器，每一种联轴器都有各自的特点和适合范围，基本能够满足多种工况的需要，一般情况下设计人员无需自行设计联轴器，只有在现有标准联轴器不能满足需要时才自行设计联轴器。标准联轴器选购方便，价格比自行设计的非标准联轴器要便宜很多。在众多的标准联轴器中，正确选择适合自己需要的最佳联轴器，关系到机械产品轴系传动的工作性能、可靠性、使用寿命、振动、噪声、节能、传动效率、传动精度、经济性等一系列问题，也关系到机械产品的质量。 设计人员在选用联轴器时应立足于从轴系传动的角度和需要来选择联轴器，应避免单纯的只考虑主、从动端联接选择联轴器。 一、选择联轴器应考虑的因素 （一）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 1 。 表 1 动力机系数Kw 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。
目录 1.零件简介 (2) 2.基本结构参数及技术要求 (3) 3.生产方式及条件 (3) 4.铸造工艺方案 (3) 4.1 浇铸位置和分型面 (3) 4.2 确定工艺参数 (3) 4.3 造型和造芯 (4) 5.浇铸系统的设计 (7) 5.1 浇铸系统类型 (7) 5.2 确定内浇道相关参数 (8) 5.3 确定直浇道的位置和高度 (8) 5.4 浇铸时间及金属液的上升速度 (8) 5.5 浇口比及各组员截面积 (9) 5.6 浇铸系统图示 (10) 6.冒口的设计 (10) 6.1 铸件冒口补缩设计原理 (10) 6.2 冒口相关参数的计算 (10) 6.3 冒口的设置 (11) 6.4 校核冒口数目 (11) 7.冷铁的设计 (11) 7.1 冷铁的设置部位 (11) 7.2 冷铁材料的选择 (11) 7.3 冷铁厚度的确定 (11) 8.设计心得 (14) 9.参考文献 (15)
零件简介 连轴器是机械产品中一种常用的部件，用来连接两轴或轴和回转件，并在传递运动和动力过程中，一同回转而不脱开也不改变转动方向和扭矩大小。连轴器主要分为十字联轴器、夹壳联轴器、万向联轴器、柱销联轴器、梅花联轴器、星形联轴器、弹性联轴器等。 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被联两轴可能出现的相对偏移有： 轴向偏移图a）、径向偏移图b）和角向偏移图c），以及三种偏移同时出现的组合偏移d）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
第7章 轴的设计及计算 7.1低速轴的设计 7.1.1求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 mm mz d 438146344=?== 而 N d T F t 6.7741438 16954002243=?== N F F t r 7.2817tan ==α 圆周力t F ，径向力r F 的方向参考图7-2. 7.1.2轴的材料的选择 由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。 7.1.3轴的最小直径 根据文献【1】中12-2式可初步估算轴的最小直径， 33 3min n P A d = 式中：A —最小直径系数，根据文献【1】中表12-3按45钢查得112=A 3P —低速轴的功率（KW ），由表5.1可知：KW P 984.63= 3n —低速轴的转速（r/min ），由表5.1可知：min /34.393r n = 因此： mm n P A d 9.6234 .39984.61123333min =?== 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径Ⅱ-Ⅰd 与联轴器的孔径相 适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中11-1式查得， m N KT T c ?=?==1.25434.16955.13
式中：c T —联轴器的计算转矩（m N ?） K —工作情况系数，根据文献【1】中表11-1按转矩变化小查得，5.1=K 3T —低速轴的转矩（m N ?），由表5.1可知：)(4.16953m N T ?= 按照计算转矩c T 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表16-4查得，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150)(m N ?。半联轴器的孔径mm d 631=，故取mm d 63Ⅱ-Ⅰ=，半联轴器长度为 172mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为mm L 1321=。 7.1.4轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案。选用装配方案如图7-1所示。 图7-1 轴的结构与装配 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ①满足半联轴器的轴向定位要求。Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径 mm h d d 7352632ⅡⅡ-ⅠⅢ-Ⅱ=?+=+= 式中：h II —轴Ⅱ处轴肩的高度（mm)，根据文献【1】中P283中查得定位轴 肩的高度 6.3m m ~41.4630.1~07.01.0~07.0Ⅱ=?== ）（）（d h 故取mm h 5Ⅱ= 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm D 75=挡圈。半联轴器与轴 配合的毂孔的长度mm L 1321=,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比1L 稍短一些，现取mm l 130Ⅱ-Ⅰ=