鼓形齒聯(lián)軸器的設計含8張CAD圖

鼓形齒聯(lián)軸器的設計含8張CAD圖,鼓形齒,聯(lián)軸器,設計,cad 任務書 系： 專業(yè)： 班級： 學生姓名 指導教師 職稱 講師 課題名稱 鼓形齒聯(lián)軸器的設計 課 題 工 作 內 容 鼓形齒聯(lián)軸器的設計 指 標 ︵ 目 標 ︶ 要 求 鼓形齒聯(lián)軸器的設計（包括工藝過程設計） 圖紙不少于2張A0 說明書不少于５０００字 進 程 安 排 2008.03.20~2008.04.01 了解課題,收集資料 2008.04.01~2008.04.20 結構設計,工藝設計 2008.04.20~2008.05.10 CAD繪圖 2008.05.10~2008.05.15 整理說明書 主 要 參 與 文 獻 [1] 宋新萍等編，中國機械設計大典第32篇圓柱齒輪傳動．南昌：江西科學技術出版社，2002年1月 [2]《DRUM COUPLINCS》．MALMEDIE TYPE TIX.，2002 [3]《DRUM COUPLINCS》．FLENDER TYPE，2002 [4] 馮辛安，黃玉美，杜君文．機械制造裝備設計．北京：機械工業(yè)出版社．1999 [5] 王可，實用機床設計手冊．遼寧：遼寧科技技術出版社，1999 [6] 胡家秀主編,談向群,談曉厚，王旭編簡明機械零件設計手冊．金屬工藝學．機械工業(yè)出版社,1999年5月 [7] 機械工業(yè)基礎標準情報網 ．機械基礎零部件聯(lián)軸器標準手冊 ．1987，12 [8] 太原重機廠． 聯(lián)軸器標準，1996 [9] 機械工程手冊編輯委員會．機械工程手冊．機械工業(yè)出版社，1992 [10] 謝聯(lián)主編．機械零件的承載能力和強度計算．機械工業(yè)出版社，1984 [11] 吳輪中主編．機械零件的熱處理設計．上?？茖W技術出版社，1993 [12] 楊黎明等編．機械零件設計手冊．北京：國防工業(yè)出版社，1986 [13] 王中發(fā)主編．實用機械設計．北京：北京理工大學出版社，1998 [14] 周明衡主編．聯(lián)軸器選用手冊．化學工業(yè)出版社，2001年1月 [15] 花家壽主編．聯(lián)軸器與離合器．上海科學技術出版社，1989年1月 [16] 吳宗澤主編．機械設計手冊．北京：機械工業(yè)出版社，2002 [17] 鄒家詳主編．軋鋼機械（第二版）．北京：金工業(yè)出版社，2000 [18] 戴振東等主編．機械設計手冊．北京：國防工業(yè)出版社，2004 地 點 起止 日期 系主任： 指導教師： 年 月 日 年 月 日 說明：畢業(yè)設計（論文）任務書由指導教師根據課題的具體情況填寫，經系部審核簽字后生效。 鼓形齒聯(lián)軸器的設計 目 錄 3 2 前言…………………………………………………………………………… 3 緒論……………………………………………………………………………2 2 2 2 3 第一章 概述………………………………………………………………… 3 1.1聯(lián)軸器的功用………………………………………………………………………… 4 1.2聯(lián)軸器的特點………………………………………………………6 ………………… 4 第二章 選擇聯(lián)軸器的類型 ………………………………………………… 11 2.1聯(lián)軸器的分類………………………………………………………………………… 14 2.2 選擇聯(lián)軸器應考慮的因素………………………………………………………… 16 14 2.3鼓形齒聯(lián)軸器的特點………………………………………………………………… 18 2.4 ZWG型鼓形齒聯(lián)軸器………………………………………………………………… 第三章 ZWG型鼓形齒聯(lián)軸器的尺寸給定 ………………………………………… 18 18 3.1 型式、基本參數和主要尺寸………………………………………………………… 20 3.2 其型式、基本參數和主要尺寸應符合規(guī)定……………………………………………… 26 第四章 鼓形齒聯(lián)軸器的強度………………………………………………… 26 第五章 CAD/CAM建模及數控編程…………………………………………… 32 30 5.1走刀軌跡及程序…………………………………………………………35 ……………37 33 第六章 結論與展望…………………………………………………………… 34 參考文獻……………………………………………………………………… 致謝…………………………………………………………………………… 鼓形齒聯(lián)軸器的設計 前言 三年的大學生涯即將結束，最后的學習任務就是畢業(yè)設計。 設計就是根據任務書將學習到的基礎知識、專業(yè)理論知識和實踐知識相結合應用的過程，也是我們回顧、總結這三年所學知識的過程。前面再加上“畢業(yè)”這兩字，它的能力要求就更高了。這次畢業(yè)設計的課題是厚板軋機聯(lián)軸器，這是為了特定的要求而進行的，盡管設計的難度很大，但掌握相關機械設計的基本理論和正確的方法是我學們專業(yè)的學生理所應該具備的能力。 隨著我國經濟的發(fā)展，大直徑軋管機需求增加，其主傳動使用聯(lián)軸器的要求也越來越高，滿足該要求的聯(lián)軸器有十字式萬向聯(lián)軸器和大轉矩鼓形齒式聯(lián)軸器，其中十字式萬向聯(lián)軸器轉矩可以達到，但承載沖擊性能差、壽命短，這是一個很大的缺點；大轉矩鼓形齒式聯(lián)軸器承載沖擊性能好，但齒面接觸應力和齒根彎曲疲勞強度要求高，如果我們采取特殊結構、特殊材料、特殊工藝，那么該聯(lián)軸器就能夠滿足大直徑軋管機的要求。目前國內軋機用的標準聯(lián)軸器無法滿足要求，只達到需求轉遞轉矩的1/2～1/3，國外聯(lián)軸器專業(yè)制造商可以滿足要求，但由于它采用專門的技術，再加上制造難度大，所以價格特別昂貴。一臺軋管機需要10套左右，再加上備件外購費用很大。2000年太原重工成功的為φ159軋管機組設計出了大轉矩三段弧形齒式聯(lián)軸器，制造費用只有進口價的1/4～1/5（16.7萬元/每套）。 根據設計任務書我查閱了相關的資料，并對其進行匯總、整理、綜合。然后進行聯(lián)軸器的選用及計算、齒接觸應力、彎曲強度和鉸孔螺栓的剪切強度校核。在給定了相關設計零件的尺寸后，用AUTOCAD進行設計和繪制全部零件（內齒圈、端蓋、外齒軸套等）的平面圖和裝配圖，并安排合理的技術要求，給出一些匹配零件。最后是零件的CAD/CAM建模及編程。經過以上這些工作之后，聯(lián)軸器的設計就完成了。 作為一種傳動裝置的鼓形齒聯(lián)軸器是由普通直齒聯(lián)軸器發(fā)展演變而來的，鼓形齒聯(lián)軸器在國外許多先進的工業(yè)國家已有種種標準及系列產品，由兩個鼓形外齒套與一對直齒內齒齒圈等零件組成?？績龋恺X的嚙合傳遞轉矩，并通鼓形外齒套的直齒的內齒圈的軸線擺動（稱角向位移）來補償倆傳動軸線的相對偏移。齒長方向的鼓度越大，其角向位移越大，最大達6°,一般使用推薦1°～1.5°，而舊的齒輪聯(lián)軸器只允許0.5°；從彎曲強度和承載能力來看，在相同的工作條件下鼓形齒聯(lián)軸器傳遞扭矩可提高15～20%。齒長方向的鼓度，使齒對接觸情況較好，因此鼓形齒式聯(lián)軸器有傳動能力大、角位移大、傳動平穩(wěn)、效率高、壽命長等優(yōu)點。因此逐步取代直齒聯(lián)軸器，并廣泛用于冶金機械，重型、礦山機械，起重、運輸機械等傳動。 緒論 鼓形齒聯(lián)軸器，具有結構緊湊、回轉半徑小、傳遞轉矩大和較大的角向補償量等特點。其中傳遞轉矩與CL系列直齒聯(lián)軸器相比提高50%以上，是一種先進的鼓形齒式聯(lián)軸器。 第一章 概述 1.1聯(lián)軸器的功用 聯(lián)軸器（COUPLING）是聯(lián)接兩軸或軸和回轉件、在傳遞運動和動力過程中一起回轉而不脫開的一種裝置，是機械設備傳動軸系中應用量大、面廣的通用部件。 用于冶金、重型、礦山、工程、石油、化工、船舶、交通、起重運輸、通用、紡織、輕工、農業(yè)、印刷機械和水泵、風機、機床等機械設備傳動軸系中的聯(lián)軸器，主要功能有傳遞扭矩；而應用于精密機械以及某些操縱、控制機構的聯(lián)軸器，主要功能則是傳遞精確的運動。 在傳動軸系中機械振動、沖擊、軸線偏差等不利因素，只有通過聯(lián)軸器才能得到改善和補償，由此可見聯(lián)軸器在傳動軸系中的重要作用?？茖W的設計、合理的選用聯(lián)軸器，不僅能延長聯(lián)軸器的使用壽命，而且能改善傳動軸系工作性能，保證傳動軸系正常工作。 聯(lián)軸器是機械通用基礎部件，品種、型式很多。但任何聯(lián)軸器都不可能是萬能的，每一個品種、型式（包括不同元件材質和結構形狀）的聯(lián)軸器都有其適用范圍，選用時應予注意。 1.2 聯(lián)軸器的特點 各種工況聯(lián)軸器的結構形式很多，在選擇品種、型號、規(guī)格前，應考慮聯(lián)軸器用于何條件。如工作環(huán)境的溫度、濕度；是否有粉塵、油、酸、堿等物質、并根據不同的工況條件和環(huán)境選用不同材質，同時工況條件還應考慮啟動是否頻繁。 由于制造和安裝不可能絕對精確，以及工作受載時基礎、機架和其它部件的彈性變形與溫差變形，聯(lián)軸器所聯(lián)接的兩軸線不可避免的要產生相對偏移?！奢S相對偏移的出現，將在軸、軸承和聯(lián)軸器上引起附加載荷，甚至出現劇烈振動。因此，聯(lián)軸器還應具有一定的補償兩軸偏移的能力，以消除或降低被聯(lián)兩軸相對偏移引起的附加載荷，改善傳動性能，延長機器壽命。為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應具有一定的緩沖減震性能。 考慮載荷性質、聯(lián)接方式是選擇聯(lián)軸器類別的重要因素；選用和設計聯(lián)軸器都應以聯(lián)軸器的傳遞扭矩作為主要參數來考慮。 第二章 選擇聯(lián)軸器的類型 2.1聯(lián)軸器的分類 根據傳遞載荷的大小，軸轉速的高低，被聯(lián)接兩部件的安裝精度等，參考各類聯(lián)軸器特性，一種合用的聯(lián)軸器類型。具體選擇有以下幾種：? 2.1.1剛性聯(lián)軸器 剛性聯(lián)軸器不具有補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，也不具有緩沖減震性能；但結構簡單，價格便宜。只有在載荷平穩(wěn)，轉速穩(wěn)定，能保證被聯(lián)兩軸軸線相對偏移極小的情況下，才可選用剛性聯(lián)軸器。 這類聯(lián)軸器有套筒式、夾殼式和凸緣式等。圖2-1（a）是普通的凸緣聯(lián)軸器，通常是靠鉸制孔用螺栓來實現兩軸對中；圖2-1（b）是有對中樣的凸緣聯(lián)軸器，凸緣聯(lián)軸器可作成帶防護邊的（圖2- 1(c)）。由于凸緣聯(lián)軸器屬于剛性聯(lián)軸器，對所聯(lián)兩軸間的相對位移缺乏補償能力．對兩軸對中性的要求很高。當兩軸有相對位移存在時，就會在機件內引起附加載荷。但由于構造簡單、成本低、可傳遞較大轉矩，故當轉速低、無沖擊、軸的剛性大、對中性較好時亦常采用。 圖2-1 ? 凸緣聯(lián)軸器 2.1.2撓性聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器具有一定的補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，最大量隨型號不同而異。 1.無彈性元件的撓性聯(lián)軸器 無彈性元件的撓性聯(lián)軸器承載能力大，但也不具有緩沖性能，在高速或轉速不穩(wěn)定或經常正、反轉時，有沖擊噪聲。適用于低速、重載、轉速平穩(wěn)的場合。 a.十字滑塊聯(lián)軸器 這類聯(lián)軸器因具有撓性，故可補償兩軸的相對位移。但因無彈性元件，故不能緩沖減振。常用的有以下幾種： （1）十字滑塊聯(lián)軸器 如圖2-2 所示，十字滑塊聯(lián)軸器由兩個在端面上開有凹槽的半聯(lián)軸器1、3和一個兩面帶。 圖2-2 十字滑塊聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器零件的材料可用45號鋼，工作表面須進行熱處理，以提高其硬度；要求較低時也可用Q275鋼，不進行熱處理。為了減少摩擦及磨損，使用時應從中間盤的油孔中注油進行潤滑。 因為半聯(lián)軸器與中間盤組成移動副，不能發(fā)生相對轉動，故主動軸與從動軸的角速度應相等。但在兩軸間有相對位移的情況下工作時；中間盤就會產生很大的離心力，從而增大動載荷及磨損。因此選用時應注意其工作轉速不得大于規(guī)定值。 這種聯(lián)軸器一般用于轉速 n＜250 r／min，軸的剛度較大，且無劇烈沖擊處。效率η=1-（3~5）fy/d，這里f為摩擦系數，一般取為0.12~0.25；y 為聯(lián)軸間徑向位移量0.5mm；d為軸徑0.125mm。 b.?滑塊聯(lián)軸器 滑塊聯(lián)軸器（圖2-3）與十字滑塊聯(lián)軸器相似，只是兩邊半聯(lián)軸器上的溝槽很寬，并把原來的中間盤改為兩面不帶凸牙的方形滑塊，且通常用夫布膠水制成。由于中間滑塊的質量減小，又具有彈性，故允許較高的極限轉速。中間滑塊也可用尼龍6制成，并在配制時加入少量的石墨或二硫化鋁，以便在使用時可以自行潤滑。這種聯(lián)油器結構簡單；尺寸緊湊，適用于小功率、高轉速而無劇烈沖擊處。 圖2-3 滑塊聯(lián)軸器 c.十字軸式萬向聯(lián)軸器 如圖2-4（a）所示，它由兩個叉形接頭1、3，一個中間聯(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叉形接頭與中間件2聯(lián)接起來。這樣，就構成了一個可動的聯(lián)接。這種聯(lián)軸器可以允許兩軸間有較大的夾角（夾角a最大可達35°～45°），而且在機器運轉時，夾角發(fā)生改變仍可正常傳動；但當a過大時，傳動效率會顯著降低。 2-4? 十字軸式萬向聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器的缺點是：當主動軸角速度。l為常數時，從動軸的角速度。。并不是常數，而是在一定范圍內（ω1cosα≤ω3≤ω1cosα）變化，因而在傳動中將產生附加動載荷。為了改善這種情況，常將十字軸式萬向聯(lián)軸器成對使用（圖2-4b），但應注意多裝時必須保證O1軸、O3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在同一平面內（圖2-5)。只有這種雙萬向聯(lián)軸器才可以得到ω3=ω1。 圖2-5 雙萬向聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器各元件的材料，除鉚釘用20號鋼外，其余多用合金鋼，以獲得較高的耐磨性及較小的尺寸。小型十字軸式萬向聯(lián)軸器已標準化，設計時可按標準選用。 d.齒式聯(lián)軸器 如圖2-6（a）所示，這種聯(lián)軸器由兩個帶有內齒及凸緣的外套筒3和兩個帶有外齒的內套簡工所組成。兩個內套商1分別用鍵與兩輪聯(lián)接，兩個外套筒3用螺栓5聯(lián)成一體，依靠內外齒相嚙合以傳遞轉矩。由于外項的齒頂制成橢球面，且保證與內齒咽合后具有適當的頂隙和側隙，放在傳動時，套筒1可有軸向和徑向位移以及用位移（圖2-6b）。又為了減少磨損，可由油孔4注入潤滑油，并在套簡工和3之間裝有密封圈點以防止?jié)櫥托孤? 齒式聯(lián)軸器中，所用齒輪的齒廓曲線為漸開線，嚙合用為ZOo，齒數一般為30～80，材料一般用45號鋼或ZG310－570。這類聯(lián)軸器能傳遞很大的轉矩，并允許有較大的偏移量，安裝精度要求不高；但質量較大，成本較高，在重型機械中廣泛應用。 圖2-6 齒式聯(lián)軸器 ??? e. 滾子鏈聯(lián)軸器 如圖2-7所示這種聯(lián)軸器是利用一條公用的雙排鏈條2同時與兩個齒數相同的并列鏈輪嚙合來實現兩半鏈軸器1與4的聯(lián)接。為了改善潤滑并防止污染，一般都將聯(lián)軸器密封在罩殼內。 圖2-7 ? 滾子鏈聯(lián)軸器 滾子鏈聯(lián)軸器的特點是結構簡單，尺寸緊湊，質量小，裝拆方便，維修容易、價廉并具有一定的補償性能和緩沖性能，但因鏈條的套簡與其相配件間存在間隙，不宜用于逆向傳動和起動頻繁或立軸傳動。同時由于受離心力影響也不宜用于高速傳動。 2 有彈性元件的撓性聯(lián)軸器 這類聯(lián)軸器因裝有彈性元件，不僅可以補償兩袖間的相對位移，而且具有緩沖減振的能力。彈性元件所能儲蓄的能量取多，則聯(lián)軸器的緩沖能力愈強；彈性元件的彈性滯后性能與彈性變形時零件間的摩擦功愈大、則聯(lián)軸器的減振能力愈好。這類聯(lián)軸器目前應用很廣，品種亦愈來愈多。 ?制造彈性元件的材料有非金屬和金屬兩種。非金屬有橡膠、塑料等．其特點為質量小，價格便宜，有良好的彈性滯后性能，因而減振能力強。金屬材料制成的彈性元件（主要為各種彈簧惻強度高、尺寸小而壽命較長。 ?聯(lián)軸器在受到工作轉矩T以后，被聯(lián)接兩軸將因彈性元件的變形而產生相應的扭轉角φ；φ與T成正比關系的彈性元件為定剛度，不成正比的為變剛度。非金屬材料的彈性元件都是變剛度的，金屬材料的則由其結構不同可有變剛度的與寶剛度的兩種。常用非金屬材料的剛度多隨載荷的增大而增大，故緩沖性好，特別適用于工作載荷有較大變化的機器。 a.改彈性套柱銷聯(lián)軸器（圖2-8） 圖2-8 改彈性套柱銷聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器的構造與凸緣聯(lián)軸器相似，只是用套有彈性套的柱銷代替了聯(lián)接螺栓。因為通過蛹狀的彈性套傳遞轉矩，故可緩沖減振。彈性套的材料常用耐油橡膠，并作成截面形狀如圖中網紋部分所示，以提高其彈性。半聯(lián)軸器與軸的配合孔可作成圓柱形或圓錐形（圖2-8）。 半聯(lián)軸器的材料常用 HT 20O，有時也采用 35號鋼或 ZG 270－500；柱銷材料多用 35號鋼。這種聯(lián)軸器可按標準（GB 4323－84）選用。 這種聯(lián)軸器制造容易，裝拆方便，成本較低，但彈性套易磨損，壽命較短。它適用于聯(lián)接載荷平穩(wěn)、許正反轉或啟動頻繁的傳遞中、小傳距的軸 b.彈性柱銷聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器的結構如圖（2-9）所示，工作時轉矩是個聯(lián)軸器、件銷而傳到從動軸上去的。為了防止林蔭脫落，在半聯(lián)軸器的外側，用螺釘固定了擋板。這種聯(lián)軸器與彈性套柱銷聯(lián)軸器很相似，但傳遞轉題的能力很大，結構更為簡單，安裝、制造方便，耐久性好，也有一定的緩沖和吸振能力，允許被聯(lián)接兩輪有一定的軸向位移以及少量的徑向位移和角位移，適用于軸向竄動較大、正反轉變化較多和起動頻繁的場合，由于尼龍柱銷對溫度較敏感，故使用溫度限制在-20～+70℃的范圍內。 圖2-9? 彈性柱銷聯(lián)軸器 C.星形彈性聯(lián)軸器 如圖2-10所示，兩半聯(lián)軸器1、3上均制有凸牙，用橡膠等類材料制成的星形彈性件2，放置在兩半聯(lián)軸器的凸牙之間C工作時，星形彈性件受壓縮并傳遞轉矩C這種聯(lián)軸器允許軸徑位移為0.2mm，偏角位移為1”30’。因為彈性件只受壓不受拉，工作情況有所改善，故壽命較長。 圖2-10 星形彈性聯(lián)軸器 d.梅花性彈性聯(lián)軸器 如圖2-11所示這種聯(lián)軸器圖，其結構形式及工作原理與星形彈性聯(lián)軸器相似，但半聯(lián)軸器與軸配合的孔可作成圓柱形或圓錐形．并以梅花形彈性件取代星形彈性件。彈性鍵可根據使用要求選用不同硬度的聚氨酯橡隊鑄型尼龍等材料制造。工作溫度范圍為 －35～80℃，短時工作溫度可達100℃，傳遞的公稱轉矩為 16～25000 N·m。 圖2-11? 梅花性彈性聯(lián)軸器 ?　 e.膜片聯(lián)軸器 膜片聯(lián)軸器其彈性元件為一定數量的很薄的多邊環(huán)形（或圓環(huán)形）金屬膜片汪會而成的膜片組，在膜片的圓周上有若干個螺栓孔，用校制孔用螺栓交錯間閉與半聯(lián)軸器相聯(lián)接這樣將彈性元件上的弧段分為交錯至壓縮和受拉伸的兩部尤拉伸部分傳速轉矩，醫(yī)縮部分趨向皺折。當礬組存在輪向、徑向和角位移時，金屬膜片區(qū)產生技狀變形。 2.1.3安全聯(lián)軸器 在結構上的特點是，存在一個保險環(huán)節(jié)（如銷釘可動聯(lián)接等），其只能承受限定載荷。當實際載荷超過事前限定的載荷時，保險環(huán)節(jié)就發(fā)生變化，截斷運動和動力的傳遞，從而保護機器的其余部分不致?lián)p壞，即起安全保護作用。 2.1.4起動安全聯(lián)軸器 除了具有過載保護作用外，還有將機器電動機的帶載起動轉變?yōu)榻瓶蛰d起動的作用。 2.2選擇聯(lián)軸器應考慮的因素 2.2.1 動力機的機械特性 動力機到工作機之間，通過一個或數個不同品種型式、規(guī)格的聯(lián)軸器將主、從動端聯(lián)接起來，形成軸系傳動系統(tǒng)。在機械傳動中，動力機不外乎電動機、內燃機和氣輪機。由于動力機工作原理和機構不同，其機械特性差別較大，有的運轉平穩(wěn)，有的運轉時有沖擊，對傳動系統(tǒng)形成不等的影響。根據動力機的機械特性，將動力機分為四類。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 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 Ⅲ 二缸內燃機 1.4 Ⅱ 四缸及四缸以上內燃機 1.2 Ⅳ 單缸內燃機 1.6 動力機的機械特性對整個傳動系統(tǒng)有一定的影響，不同類別的動力機，由于其機械特性不同，應選取相應的動力機系數 Kw ，選擇適合于該系統(tǒng)的最佳聯(lián)軸器。動力機的類別是選擇聯(lián)軸器品種的基本因素，動力機的功率是確定聯(lián)軸器的規(guī)格大小的主要依據之一，與聯(lián)軸器轉矩成正比。 固定的機械產品傳動系統(tǒng)中的動力機大都是電動機，運行的機械產品傳動系統(tǒng)（例如船舶、各種車輛等）中的動力機多為內燃機，當動力機為缸數不同的內燃機時，必須考慮扭振對傳動系統(tǒng)的影響，這種影響因素與內燃機的缸數、各缸是否正常工作有關。此時一般應選用彈性聯(lián)軸器，以調整軸系固有頻率，降低扭振振幅，從而減振、緩沖、保護傳動裝置部件，改善對中性能，提高輸出功率的穩(wěn)定性。 2.2.2 載荷類別 由于結構和材料不同，用于各個機械產品傳動系統(tǒng)的聯(lián)軸器，其載荷能力差異很大。載荷類別主要是針對工作機的工作載荷的沖擊、振動、正反轉、制動、頻繁啟動等原因而形成不同類別的載荷。為便于選用計算，將傳動系統(tǒng)的載荷分為四類，見表 2-2 。 表 2-2 載荷類別 載荷類別 載荷狀況 工況系數 K 載荷類別 載荷狀況 工況系數 K Ⅰ 載荷均勻，工作平穩(wěn) 1~1.5 Ⅲ 重沖擊載荷，頻繁正反轉 2.5~2.75 Ⅱ 中等沖擊載荷 1.5~2.5 Ⅳ 特重沖擊載荷，頻繁正反轉 >2.75 傳動系統(tǒng)的載荷類別是選擇聯(lián)軸器品種的基本依據。沖擊、振動和轉矩變化較大的工作載荷，應選擇具有彈性元件的撓性聯(lián)軸器即彈性聯(lián)軸器，以緩沖、減振、補償軸線偏移，改善傳動系統(tǒng)工作性能。起動頻繁、正反轉、制動時的轉矩是正常平穩(wěn)工作時轉矩的數倍，是超載工作，必然縮短聯(lián)軸器彈性元件使用壽命，聯(lián)軸器只允許短時超載，一般短時超載不得超過公稱轉矩的 2～3 倍。 低速工況應避免選用只適用于中小功率的聯(lián)軸器，例如：彈性套柱銷聯(lián)軸器、芯型彈性聯(lián)軸器、多角形橡膠聯(lián)軸器、輪胎式聯(lián)軸器等；需要控制過載安全保護的軸系，宜選用安全聯(lián)軸器；載荷變化較大的并有沖擊、振動的軸系，宜選擇具有彈性元件且緩沖和減振效果較好的彈性聯(lián)軸器。金屬彈性元件彈性聯(lián)軸器承載能力高于非金屬彈性元件彈性聯(lián)軸器；彈性元件受擠壓的彈性聯(lián)軸器可靠性高于彈性元件受剪切的彈性聯(lián)軸器。 2.2.3 聯(lián)軸器的許用轉速 聯(lián)軸器的許用轉速范圍是根據聯(lián)軸器不同材料允許的線速度和最大外緣尺寸，經過計算而確定。不同材料和品種、規(guī)格的聯(lián)軸器許用轉速的范圍不相同，改變聯(lián)軸器的材料可提高聯(lián)軸器許用轉速范圍，材料為鋼的許用轉速大于材料為鑄鐵的許用轉速。 用于 n>5000r/min 工況條件的聯(lián)軸器，應考慮聯(lián)軸器外緣離心力和彈性元件變形等影響因素，并應作動平衡。高速時不應選用非金屬彈性元件彈性聯(lián)軸器，高速時形成彈性元件變形，宜選用高精度的撓性聯(lián)軸器，目前國外用于高速的聯(lián)軸器不外乎膜片聯(lián)軸器和高精度鼓形齒式聯(lián)軸器。 2.2.4 聯(lián)軸器所聯(lián)兩軸相對位移 聯(lián)軸器所聯(lián)兩軸由于制造誤差、裝配誤差、安裝誤差、軸受載而產生變形、基座變形、軸承受損、溫度變化（熱脹、冷縮）、部件之間的相對運動等多種因素而產生相對位移。一般情況下，兩軸相對位移是難以避免的，但不同工況條件下的軸系傳動所產生的位移方向，即軸向（ x ）、徑向（ y ）、角向（α）以及位移量的大小有所不同。只有撓性聯(lián)軸器才具有補償兩軸相對位移的性能，因此在實際應用中大量選擇撓性聯(lián)軸器。剛性聯(lián)軸器不具備補償性能，應用范圍受到限制，因此用量很少。角向（α）唯一較大的軸系傳動宜選用萬向聯(lián)軸器，有軸向竄動，并需控制軸向位移的軸系傳動，應選用膜片聯(lián)軸器；只有對中精度很高的情況下選用剛性聯(lián)軸器。 2.2.5 聯(lián)軸器的傳動精度 小轉矩和以傳遞運動為主的軸系傳動，要求聯(lián)軸器具有較高的傳動精度，宜選用金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器。大轉矩傳遞動力的軸系傳動，對傳動精度亦有要求，高轉速時，應避免選用非金屬彈性元件彈性聯(lián)軸器和可動元件之間有間隙的撓性；聯(lián)軸器，宜選用傳動精度高的膜片聯(lián)軸器。 2.2.6 聯(lián)軸器尺寸、安裝和維護 聯(lián)軸器外形尺寸，即最大徑向和軸向尺寸，必須在機器設備允許的安裝空間以內。應選擇裝拆方便、不用維護、維護周期長或者維護方便、更換易損件不用移動兩軸、對中間調整容易的聯(lián)軸器。 大型機器設備調整兩軸對中較困難，應選擇使用耐久和更換易損件方便的聯(lián)軸器。金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器一般比非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器使用壽命長。需密封潤滑和使用不耐久的聯(lián)軸器，必然增加維護工作量。對于長期連續(xù)運轉和經濟效益較高的場合，例如我國冶金企業(yè)的軋機傳動系統(tǒng)的高速端，目前普遍采用的是齒式聯(lián)軸器，齒式聯(lián)軸器雖然理論上傳遞轉矩大，但必須在潤滑和密封良好的條件下才能耐久工作，且需經常檢查密封狀況，注潤滑油或潤滑脂，維護工作量大，增加了輔助工時，減少了有效工作時間，影響生產效益。國際上工業(yè)發(fā)達國家，已普遍選用使用壽命長、不用潤滑和維護的膜片聯(lián)軸器取代鼓形齒式聯(lián)軸器，不僅提高了經濟效益，還可以凈化工作環(huán)境。在軋機傳動系統(tǒng)選用我國研制的彈性活銷聯(lián)軸器和扇形塊彈性聯(lián)軸器，不僅具有膜片聯(lián)軸器的優(yōu)點，而且緩沖減振效果好，價格便宜。 2.2.7 工作環(huán)境 聯(lián)軸器與各種不同主機產品配套使用，周圍的工作環(huán)境比較復雜，如溫度、濕度、水、蒸汽、粉塵、砂子、油、酸、堿、腐蝕介質、鹽水、輻射等狀況，是選擇聯(lián)軸器時必須考慮的重要因素之一。對于高溫、低溫、有油、酸、堿介質的工作環(huán)境，不宜選用以一般橡膠為彈性元件材料的撓性聯(lián)軸器，應選擇金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器，例如膜片聯(lián)軸器、蛇形彈簧聯(lián)軸器等。 彈性柱銷式聯(lián)軸器由于運轉時柱銷的竄動，自身噪聲大，對于噪聲有嚴格要求的場合就不應選用。 2.2.8 經濟性 由于各品種、型式、規(guī)格的聯(lián)軸器結構、材料、大小和精度不同，其成本和造價相差很大。一般精度要求的聯(lián)軸器成本低于高精度要求的聯(lián)軸器；結構簡單、工藝性好的聯(lián)軸器成本低于結構復雜、工藝性差的聯(lián)軸器；采用一般材料作原料的聯(lián)軸器成本低于采用特殊材料作原料的聯(lián)軸器；非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器的成本低于金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器。在選擇聯(lián)軸器時，價格是不可忽視的重要因素，有時甚至是決定因素。對于一般工況條件，就無必要選擇價格較貴的高精度聯(lián)軸器，選用者往往因為經濟的原因不能選用某些性能雖好但價格較高的撓性聯(lián)軸器。 在選擇聯(lián)軸器時應根據選用各自實際情況和要求，綜合考慮上述各種因素，從現有標準聯(lián)軸器中選取最適合于自己需要的聯(lián)軸器品種、型式和規(guī)格。根據設計任務書本設計選用無彈性元件撓性聯(lián)軸器中的鼓形齒式聯(lián)軸器。這種聯(lián)軸器結構比較簡單，彈性元件的聯(lián)接沒有間隙，不需潤滑，維護方匣，平衡容易，質量小，對環(huán)境適應性強，但扭轉彈性較低，緩沖減振性能差，主要用f載荷比較平穩(wěn)的高速傳動。 2.3 鼓形齒式聯(lián)軸器的特點(與直齒式聯(lián)軸器相比有以下特點) 2.3.1承載能力強. 在相同的內齒套外徑和聯(lián)軸器最大外徑下，鼓形齒式聯(lián)軸器的承載能力平均比直齒式聯(lián)軸器提高15～20％，見下表2-3對比例證： 表2-3 對比表 2.3.2角位移補償量大. 當徑向位移等于零時，直齒式聯(lián)軸器的許用角位移為1o，而鼓形齒式聯(lián)軸器的許用角位移為1o30'，提高50％。見下圖2-12，在相同的模數、齒數、齒寬下，鼓形齒比直齒允許的角位移大。 圖2-12 角位移補償量 1、鼓形齒面使內、外齒的接觸條件得到改善，避免了在角位移條件下直齒齒端 棱邊擠壓，應力集中的弊端，同時改善了齒面摩擦、磨損狀況，降低了噪聲，維修周期長。 2、外齒套齒端呈喇叭形狀，使內、外齒裝拆十分方便。 3、傳動效率高達99.7%。 兼顧以上所述類型的比較，選用無彈性元件撓性聯(lián)軸器中的齒式聯(lián)軸器。這種聯(lián)軸器結構比較簡單，彈性元件的聯(lián)接沒有間隙，不需潤滑，維護方匣，平衡容易，質量小，對環(huán)境適應性強，但扭轉彈性較低，緩沖減振性能差，主要用f載荷比較平穩(wěn)的高速傳動。 作為一種傳動裝置的鼓形齒聯(lián)軸器是由普通直齒聯(lián)軸器發(fā)展演變而來的，鼓形齒聯(lián)軸器在國外許多先進的工業(yè)國家已有種種標準及系列產品，由兩個鼓形外齒套與一對直齒內齒齒圈等零件組成?？績?，外齒的嚙合傳遞轉矩，并通鼓形外齒套的直齒的內齒圈的軸線擺動（稱角向位移）來補償倆傳動軸線的相對偏移。齒長方向的鼓度越大，其角向位移越大，最大達6°,一般使用推薦1°～1.5°，而舊的齒輪聯(lián)軸器只允許0.5°；從彎曲強度和承載能力來看，在相同的工作條件下鼓形齒聯(lián)軸器傳遞扭矩可提高15～20%。齒長方向的鼓度，使齒對接觸情況較好，因此鼓形齒式聯(lián)軸器有傳動能力大、角位移大、傳動平穩(wěn)、效率高、壽命長等優(yōu)點。因此逐步取代直齒聯(lián)軸器，并廣泛用于冶金機械，重型、礦山機械，起重、運輸機械等傳動。 本系列鼓形齒聯(lián)軸器，具有結構緊湊、回轉半徑小、傳遞轉矩大和較大的角向補償量等特點。其中傳遞轉矩與CL系列直齒聯(lián)軸器相比提高50%以上，是一種先進的鼓形齒式聯(lián)軸器。 2.4 ZWG型鼓形齒聯(lián)軸器 2.4.1構成 ZWG型鼓形齒聯(lián)軸器是由內齒圈、外齒軸套、端蓋、密封圈、螺塞及緊固件（螺栓、螺母、墊圈）組成，其中螺栓符合GB5782-86，GB27-88。 在整個ZWG型鼓形齒聯(lián)軸器系列中，內齒圈、端蓋外型結構不變，不同檔的內齒圈、端蓋對應的尺寸參數不同，外齒軸套的外型結構則因孔的長度不同而變化。 2.4.2適用范圍 本系列聯(lián)軸器適用于起重運輸、冶金機械、礦山機械及其它機械，傳遞公稱轉矩710～1000000N·m，單對齒角向補償量為△α≤1° 2.4.3聯(lián)軸器根據負荷情況、計算轉矩、軸端直徑和工作轉速進行選擇。 計算轉矩由下式求出： n Pw Tc = kT = k·9550 ≤Tn N·m = 2.5× 27370 =41055 N·m 式中：Tc — 計算轉矩 N·m T — 理論轉矩 N·m Tn — 公稱轉矩 N·m Pw — 驅動功率 kw n — 工作轉速 r/min k — 工作狀況系數 （見表2-4） 表2-4 工作狀況系數 工作載荷狀況 工況系數k 載荷較均勻 1～1.5 載荷變化和沖擊載荷中等 1.5～ 2.5 載荷變化和沖擊載荷大 ＞2.5 計算轉矩Tc也可根據各專業(yè)的計算方法得到。 根據計算轉矩Tc值，及設計任務書中給定的許用轉速值，查閱鼓形表，初定型 號為12規(guī)格的基本型鼓形齒聯(lián)軸器 2.4.4代號表示方法 ZWG 。 。00（ — ） 軸孔型式代號 聯(lián)軸器規(guī)格序號（01～21） 產品編號（由產品分類號和產品 設計順序號確定） 聯(lián)軸器型式代號（基本型無代號） D—單面法蘭型 Z—帶制動輪型 P—帶制動盤型 鼓形齒式聯(lián)軸器 2.4.5標記示例 根據任務書中給定的許用轉速和公稱扭矩要求，選擇12規(guī)格的基本型鼓形齒聯(lián)軸器： 例：　產品編號A7352選用12規(guī)格基本型鼓形齒式聯(lián)軸器 主動端：Y型軸孔，A型鍵槽 d=150 Ly=252 Y Y 從動端：Y型軸孔，A型鍵槽 d=150 Ly=252 （ — ） 　 鼓形齒聯(lián)軸器 150 ×252 ZWG7352.12.00（ — ） 第三章 ZWG基本型鼓形齒式聯(lián)軸器尺寸給定 3.1 型式、基本參數和主要尺寸 ZWG型——基本型鼓形齒式聯(lián)軸器　(如圖3-1)所示 3.2 其型式、基本參數和主要尺寸應符合規(guī)定 3.2.1主要尺寸 經過查閱鼓形表，得出12規(guī)格鼓形齒式尺寸如下： B=406 Ly=252 Cy=8 D=448 D1=370 D2=286 d=150 3.2.2主要參數 產品編號A7352選用12規(guī)格的基本型鼓形齒式聯(lián)軸器 主動端：Y型軸孔，A型鍵槽 d=150 Ly=252 Y Y （ — ） 從動端：Y型軸孔，A型鍵槽 d=150 Ly=252 鼓形齒聯(lián)軸器 150 ×252 ZWG7352.12.00（ — ） 根據計算及查表，確定主要鼓形的基本參數(見表3-1) 　　　　　　　　　　　表３-１　參數規(guī)格 參 數 名 稱 代號 數值 模 數 m 6 mm 齒 數 z 52 分 度 圓 壓 力 角 α 20° 外 齒 軸 套 寬 度 b 50 作 用 力 至 根 圓 距 離 h 1.5 m 刀 具 位 移 圓 半 徑 R 121 圖3-1 ZWG型鼓形齒式聯(lián)軸器外型 步驟 說明與理由 結果 鼓形齒聯(lián)軸器是近二十多年來發(fā)展迅速并得到廣泛應用的一種聯(lián)軸器，是由普通直齒聯(lián)軸器發(fā)展演變而來的，其主要區(qū)別在于外齒軸套齒面是呈鼓形的，從角度補償方面最大可達6°,一般使用推薦1°～1.5°，而舊的齒輪聯(lián)軸器只允許0.5°；從承載能力方面來講，承載能力在相同條件下可提高15~20%。 鼓形齒聯(lián)軸器的薄弱環(huán)節(jié)在齒部，主要是齒的接觸應力σH，輪齒的彎曲強度一般都足夠。另外連接內齒圈的鉸孔螺栓的規(guī)格及數量都由設計給定，其剪切強度應足夠。根據設計任務書符合設計要求，但為了設備安全運行，下面對所做系列的聯(lián)軸器的齒接觸應力、彎曲強度及鉸孔螺栓的剪切強度作一校核計算。 一．鼓形齒的接觸應力 接觸應力σH = 0.418 式中：E — 材料彈性模量 E = 2.1×106 kgf / cm2 = 21×104 N / mm2 ρ1— 外齒齒面曲率半徑 mm ρ1 = (R為刀具位移圓半徑) ρ1 = =332 Fn — 一個齒承受的平均法向力 Fn= 根據計算得出：外齒齒面曲率半徑為332mm 第四章 鼓形齒聯(lián)軸器強度計算 步驟 說明與理由 結果 式中：Tn — 聯(lián)軸器轉矩 N·mm （根據查鼓形表得Tn=80000000N·mm） m — 齒輪模數 mm ( 6 ) 1 z — 齒輪齒數 ( 52 ) α — 壓力角（為20°） k — 承載系數（承載齒數/總齒數 取k = 0.75. Fn = = = 13993 N 由此可得出： σH = 0.418 =0.418 =255 N·mm2 鼓形齒聯(lián)軸器內齒圈和外齒軸套材料都為42CrMo,當調質硬度為HB246～286時，許用接觸強度為 [σH]=350N/mm2，當調質硬度為HB302～341時，許用接觸強度為[σH]=400N/mm2 ，上述計算σH均小于[σH]，接觸強度滿足要求。 根據查表得k = 0.75計算出一個齒承受的平均法向力 為13993 N 由公式計算出： σH =255 N·mm2 步驟 說明與理由 結果 二.彎曲強度 一般齒輪傳動中，齒輪同時工作的齒對只有一對或兩對。而鼓形齒聯(lián)軸器與一般齒輪傳動不同，若由于制造誤差等影響，而使載荷集中在一對齒上，這對齒受力發(fā)生變形后，另一些齒對就很快接觸，很快就幾乎使全部齒對接觸。所以，分擔在每一個齒上的作用力相對減少。彎曲應力不會造成齒的折斷，一般是由于接觸疲勞致使輪齒失效，所以一般設計按接觸應力計算，按彎曲應力驗算。（所以按接觸疲勞應力計算，而驗算彎曲應力） 彎曲應力：σw = Mt — 彎矩 Mt = Ft·h = Fn·h·cosα= 0.94 Fn·h =0.94×13993×1.5 =118382 N·mm W — 抗彎模量 mm3 W = 式中：b — 齒寬 mm （外齒軸套的齒寬） h — 作用力至跟圓距離 mm ( h = 1.5 m) Fn — 一個齒承受的平均法向力 3 s — 根圓處齒厚 mm = 6×52× =8.855mm 計算出彎矩為118382 N·mm 查表得出 h = 1.5 m 所以計算出 根圓處齒厚 為8.855mm 步驟 說明與理由 結果 三．鉸孔螺栓剪切強度 鼓形齒聯(lián)軸器內齒圈和外齒軸套材料都為42CrMo, 當調質硬度為HB302～341時，許用強度[σb]不小于340N/mm2，此值大于σw計算值。故彎曲強度滿足要求。 所選規(guī)格鼓形齒聯(lián)軸器螺栓剪切強度計算： 螺栓 GB27—88 螺栓強度級別： 8.8 螺栓最小屈服強度： σs=640 N/mm2 螺栓抗拉強度： σb=800 N/mm2 螺栓孔分布圖形如下： 根據彎曲應力公式得出抗彎模量W 為653.4 mm3 步驟 說明與理由 結果 螺栓工作時承受純剪， 其剪切應力τ應滿足： 5 其中 上式中 F——所有螺栓承受的圓周力 N T——聯(lián)軸器傳遞的轉矩 N·m ; D——螺栓孔分布圓直徑 mm ; [τ] ——許用剪應力； σs——螺栓的屈服強度 ； d——螺栓受剪直徑 mm ； n——螺栓數量。 ==392500 N = =40 F=392500 N 40 步驟 說明與理由 結果 計算剪切應力τ全部小于許用剪切應力[τ] ，且安全系數為3~4，故安全。 四. 結論： 通過對聯(lián)軸器的：（1）齒接觸應力 （2）彎曲強度 （3）鉸孔螺栓的剪切強度 三種計算結果分析，強度方面都滿足要求。驗證了12規(guī)格的基本型鼓形齒聯(lián)軸器是符合要求的，可以進行大批量生產。 通過對初選方案（12規(guī)格的基本型鼓形齒聯(lián)軸器）的強度校核計算分析，驗證了12規(guī)格的基本型鼓形齒聯(lián)軸器是符合設計要求的。 第五章 CAD/CAM建模及數控編程 完成上述的機械設計工作后，下一步就是根據圖紙進行CAD-CAM 工作了。CAD/CAM技術對工業(yè)界的影響有目共睹，它極大促進了產品質量、生產效益的提高和設計制造成本的降低，從一定角度來說，它甚至使生產和設計變得生動，大大減少了人們的重復和煩瑣的簡單勞動，使人能最大限度地運用自己的頭腦來 完成設計和生產工作，設計的生產為了一種創(chuàng)造藝術品的過程。 當前能進行 CAD/CAM 工作的軟件有很多，這里選用Unigraphics NX。Unigraphics NX是當今世界上先進的、高度集成的、面向制造業(yè)的CAD/CAE/CAM 高端軟件。這里選用UG建模后，生成刀具軌跡及程序。 5.1建模、走刀軌跡及程序 1.內齒圈加工程序 O0000 （PROGRAM NAME - 01） ( DATE=DO-MM-YY -25-03-06 TIME=HH:MM-13:43 ) N100G21 N102G0G17G40G49G80G90 （UNDEFINED TOOL -1DIA. OFF.-LEN.-1DIA.-6.） N104T1M6 N106 G0G90X-55.218Y-57.948A0.S3000.M3 N108G43H1Z50. N110Z0. N112G1Z-1.F0. N114X-53.563Y-59.603F1200. N116X-53.361Y-59.805 N118X-52.298Y-60.819 N120X-50.687Y-62.241 …… …… …… N768X48.459Y-78.977R89.113 N770 X63.331Y-66.857R89.113 N772 X75.26Y-51.832R89.113 …… N778 X88.677Y3.219R89.113 N780 X84.999Y22.048R89.113 N782 X77.371Y39.651R89.113 N784 X66.148Y55.211R89.113 N786 X51.851Y68.004R89.113 N788 X35.145Y77.435R89.113 N790X16.0805Y83.067R89.113 N792X.04Y84.67R89.321 N794G0Z50. N796M5 N798G91G28Z0. N800G28X0.Y0.A0. N802M30 % 2.外齒軸套加工程序 O0000 （PROGRAM NAME - 02） ( DATE=DO-MM-YY -25-03-06 TIME=HH:MM-15:05 ) N100G21 N102G0G17G40G49G80G90 （UNDEFINED TOOL -1DIA.OFF.LEN.-1DIA.-12） N104T1M6 N106G0G90X-0.052Y75.001A0.S1909M3 N108G43H1Z50. N110Z1 N112G1Z-1.F0. N114X-3.991Y74.896F1500 N116X-8.006Y74.572 N118X-12.016Y74.032 N120X-15.991Y73.276 N122X-19.737Y72.357 N124X-20.423Y72.166 N126X-24.042Y71.041 N128X-27.807Y69.647 …… …… N3700 X-26.542Y-12.875 N3702 X-29.678Y-17.589 N3704 X-62.524Y-22.375 N3706X-59.375Y-27.419 N3708X-56.641Y-32.726 N3710X-53.292Y-37.982 N3712X-49.466Y-42.886 N3714X-48.052Y-44.373 N3716G0Z1 N3718Z50 N3720M5 N3722G91G28Z0 N3724G28X0.Y0.Z0. M30 % 3. 端蓋加工程序 O0000 （PROGRAM NAME - 01） ( DATE=DO-MM-YY -25-03-06 TIME=HH:MM-16.37 ) N100G21 N102G0G17G40G49G80G90 (TOOL-1DIA.OFF.-1LEN.-1DIA.-20) N104T1M6 N106G0G90G54X-147.5Y-20.A0.S500M3 N108G43H1Z50.M8 N110Z10. N112G1Z0.F100. N114X-127.5 N116G3X-107.5Y0.R20. N118G2X-107.5R107.5 N120X-107.5R107.5 N122G3X-127.5Y20.R20. N124G1X-147.5 N126Z10 N128G0Z50. N130M5 N132G91G28Z0.M9 N134G28X0.Y0.A0 N136M01 (TOOL-2DIA.OFF.-2LEN.-2DIA.-10.) N138T2M6 N140G0G90G54X0.Y87.5.A0.S1200M3 N144G99G81Z0.R10.F100. N150X-83.217Y27.039 …… …… …… N152Y-27.039 N162Y-27.03 N164X51.431Y70.789 N166X27.039Y-83.217 N168G80 N170M5 N172G91G28Z0. N174G28X0.Y0.A0. N176M30 % 第六章 結論與展望 回首大學生活，在師友的嚴格教益和個人努力下，我已走過了幼稚，邁向了成熟。這一成長過程，是我人生旅途中的一個重要階段，它將永遠銘記在我的心中。 在葛老師的精心指導和個人的努力下，我的畢業(yè)設計已接近了尾聲，伴隨著畢業(yè)設計的完成，大學的生活也即將結束了，但不管怎么樣，只要沒有留下什么遺憾那才是最重要的。畢業(yè)設計就是我們最后沒有留下遺憾的，也是我們向老師和學校交的最后一份答卷。由于時間緊促，還存在一些不足之處，敬請各位老師給予指點。 通過這次畢業(yè)設計我基本了解了聯(lián)軸器從設計到加工的整個過程。 在完成畢業(yè)設計的過程中，我碰到了很多難題，但我最后還是堅持了下來。因為我知道：做任何一件事，它都存在不同程度的困難。更何況這些只是小的困難，畢竟將來會有更大的挑戰(zhàn)需要我來面對。難度，考驗，思考，這等等的一切對于我來說是個很好的鍛煉，畢業(yè)設計它是積累了這三年來所學的各方面知識的應用，能夠充分調動一個人的積極性與主動性，使理論知識與實踐綜合起來，然后去思考問題，解決問題，從而來達到自己的目標。 參考文獻 [1] 宋新萍等編，中國機械設計大典第32篇圓柱齒輪傳動．南昌：江西科學技術出版社，2002年1月 [2]《DRUM COUPLINCS》．MALMEDIE TYPE TIX.，2002 [3]《DRUM COUPLINCS》．FLENDER TYPE，2002 [4] 馮辛安，黃玉美，杜君文．機械制造裝備設計．北京：機械工業(yè)出版社．1999 [5] 王可，實用機床設計手冊．遼寧：遼寧科技技術出版社，1999 [6] 胡家秀主編,談向群,談曉厚，王旭編簡明機械零件設計手冊．金屬工藝學．機械工業(yè)出版社,1999年5月 [7] 機械工業(yè)基礎標準情報網 ．機械基礎零部件聯(lián)軸器標準手冊 ．1987，12 [8] 太原重機廠． 聯(lián)軸器標準，1996 [9] 機械工程手冊編輯委員會．機械工程手冊．機械工業(yè)出版社，1992 [10] 謝聯(lián)主編．機械零件的承載能力和強度計算．機械工業(yè)出版社，1984 [11] 吳輪中主編．機械零件的熱處理設計．上海科學技術出版社，1993 [12] 楊黎明等編．機械零件設計手冊．北京：國防工業(yè)出版社，1986 [13] 王中發(fā)主編．實用機械設計．北京：北京理工大學出版社，1998 [14] 周明衡主編．聯(lián)軸器選用手冊．化學工業(yè)出版社，2001年1月 [15] 花家壽主編．聯(lián)軸器與離合器．上海科學技術出版社，1989年1月 [16] 吳宗澤主編．機械設計手冊．北京：機械工業(yè)出版社，2002 [17] 鄒家詳主編．軋鋼機械（第二版）．北京：金工業(yè)出版社，2000 [18] 戴振東等主編．機械設計手冊．北京：國防工業(yè)出版社，2004 致 謝 歷時三個多月的畢業(yè)設計，在景魏老師的悉心指導下，現已劃上了圓滿的句號。 在設計過程中，景老師及時的了解我設計中遇到的難題，幫助我解決了不少問題。由于本人對起重機了解不多，實踐知識更是不足，錢老師耐心地給我們講解有關方面的知識，使我得以按時內完成設計工作。同時，教導我們不管是在以后的工作還是學習中，都要保持治學嚴謹的態(tài)度。在本次畢業(yè)設計中，景魏老師和其他老師也給我提供了很多幫助，我向他們表示衷心的感謝。 此次設計的圓滿和同組其他人員的通力合作也是分不開的，他們給了我許多幫助和指點，在此一并表示感謝！ 第 35 頁 共 36 頁