强力分级式双齿辊破碎机设计（全套含CAD图纸）
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强力
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摘要本设计在分析MMD双齿辊破碎机破碎机理的基础上，针对其机构特点，利用梯形法推导出计算该种破碎机基本参数的估算公式。FP5216B强力分级破碎机是在吸收大量国内外先进技术的基础上，设计开发的一种新型、高效、技术先进的强力破碎机，目前已达到国际先进水平，可作为进口同类产品的替代产品。独特新颖的结构和设计方式，使其具有破碎强度高、产能大、能耗低、过载保护灵敏可靠、破碎产品粒度稳定等优点，而且维修拆装方便快捷，易损件寿命大大延长。另外，完善的自动化供油系统、自动化过载保护系统的使用，使本机轴承的使用寿命比以前提高了近一倍，清堵和防堵能力大为提高，降低了维修工人的维修劳动强度，处处体现了以人为本的设计理念；设计独特的专用减速器和FPU同步齿轮箱，不但减小了外型尺寸，而且使破碎机稳定性能得到提高。关键词破碎机；生产能力；减速器；同步；液力联轴器ABSTRACTTHISDESIGNAIMSATITSORGANIZATIONCHARACTERISTICSINANALYZINGAMMDDOUBLEROLLCRUSHERTOOTHEDFALLINGINPIECESTHEFOUNDATIONOFMECHANISM,MAKINGUSEOFATRAPEZOIDMETHODTODEDUCEACALCULATIONSHOULDGROWTHECRUSHERBASICPARAMETERTOESTIMATEFORMULATHEFP5216BSTRONGDINTRATINGSCRUSHERISABSORBINGINGREATQUANTITIESADVANCEDTECHNICALFOUNDATIONATHOMEANDABROADUP,DESIGNDEVELOPMENTOFAKINDOFNEW,EFFICIENTLY,THETECHNIQUEFORERUNNERSSTRONGDINTCRUSHER,CURRENTLYALREADYARRIVEINTERNATIONALADVANCEDLEVEL,BEIMPORTINGTHESAMEKINDPRODUCTOFACTFORPRODUCTSPECIALANDNOVELSTRUCTUREANDDESIGNMETHOD,MAKEITHAVEBROKENUPSTRENGTHHIGH,THEPRODUCTIVITYISBIGANDCANCONSUMELOW,LEADCARRYTOPROTECTINTELLIGENTCREDIBILITY,BROKENUPPRODUCTGRAINDEGREESTABILITYETCADVANTAGE,ANDMAINTAINTODISMANTLETOPACKCONVENIENCEFAST,THEEASYPIECELIFESPANPROLONGSCONSUMEDLYMOREOVER,THEPERFECTAUTOMATIONPROVIDEOILSYSTEMANDONCEAUTOMATEDTOCARRYANUSAGEOFPROTECTINGTHESYSTEM,MAKINGTHISCRANKSHAFTACCEPTOFTHESERVICELIFERAISEDTHANTHEPASTNEAR100,PUREBLOCKUPANDDEFENDTHEABILITYOFBLOCKINGUPGREATLYINORDERTORAISE,LOWEREDTOMAINTAINAWORKERTOMAINTAINLABORSTRENGTH,EVERYWHEREBODYNOWTHEDESIGNPRINCIPLEFORMAKINGPEOPLETHECENTERDESIGNSPECIALMACHINEANDTHEFPUSYNCHRONOUSWHEELGEARBOXOFTHEAPPROPRIATIONDECELERATION,LETUPFEATURESSIZENOTONLY,ANDMADETHECRUSHERSTABLEFUNCTIONGETANEXALTATIONKEYWORDSCRUSHERTHROUGHPUTRETARDEDSYNCHRONIZATIONHYDRAULICCOUPLERS目录一般设计部分1绪论111FP5216B强力分级破碎机的使用范围与优点112FP5216B强力分级破碎机的结构特点113FP5216B强力分级破碎机与传统破碎机的比较3131破碎理论3132破碎机工艺性能比较414FP5216B强力分级破碎机的应用和经济效益浅析5141MMD破碎机的应用情况5142FP5216B强力分级破碎机的经济效益浅析52FP5216B强力分级破碎机基本参数的确定521破碎机的破碎及排料机理分析622FP5216B强力分级破碎机功率的确定及电动机的选型623破碎机基本参数的估算824破碎机基本参数的校核与破岩力的评估10241基本参数的校核10242破岩力的评估103限矩型液力联轴器的选择114传动方案设计1241确定传动类型1242总传动比和合理分配各级传动比1343传动装置的运动和动力参数145膜片联轴器的选型156齿轮传动的设计与校核1661轮齿的失效形式1762变位齿轮简介1963齿轮设计准则2164高切变位弧齿锥齿轮传动主要尺寸的确定21641高切变位弧齿锥齿轮主要尺寸的初步确定22642高切变位弧齿锥齿轮正交传动的几何计算24643高切变位弧齿锥齿轮接触强度校核2665高变位斜齿轮传动主要尺寸的确定29651高变位齿轮齿轮主要尺寸的初步确定30652高变位斜齿轮外啮合传动的几何计算31653高变位斜齿轮接触强度校核3266齿轮结构形式的确定34661高切变位弧齿锥齿轮结构形式34662高变位斜齿轮结构形式347传动轴的结构设计与校核3571输入轴的结构设计36711确定轴的最小直径36712按轴向定位要求确定各轴段直径和长度37713轴上零件的轴向定位及轴上圆角和倒角的尺寸3872中间轴的结构设计39721确定轴的最小直径39722按轴向定位要求确定各轴段直径和长度39723轴上零件的轴向定位及轴上圆角和倒角的尺寸4073输出轴的结构设计40731确定轴的最小直径40732按定位要求确定各轴段直径和长度4174传动轴的弯扭合成强度计算与疲劳强度校核43741传动轴的受力分析43742轴的弯扭合成强度校核44743精确校核轴的疲劳强度508轴承与键的校核5281单列圆锥滚子轴承的寿命校核5282B型平键的强度校核5383渐开线型花键的强度校核549箱体及附件的设计5510FPU同步斜齿轮设计与校核56101斜齿轮传动主要尺寸的确定56102同步斜齿轮的疲劳强度校核58103斜齿轮的疲劳强度结构形式设计5911主动部分传动设计与校核6012FP5216B生产能力精确校核及注意事项67121新型双齿辊破碎机生产能力计算方法的推导67122FP5216B生产能力校核70123注意事项701231电动机整定、保护及启动701232液力联轴器注油量的确定711233密封及润滑设计71专题设计部分1液力联轴器概述722液力联轴器的工作原理733液力联轴器的工作液体7431基本要求7432常用油的种类754液力联轴器的工作特性7541动量矩方程式7542效率特性7843外特性7944无因次特性815液力联轴器的分类8351普通型液力联轴器8352限矩型液力联轴器8453调速型液力联轴器856FP5216B破碎机液力联轴器的选型87参考文献90附录92致谢95一般设计部分1绪论11FP5216B强力分级破碎机的使用范围与优点FP5216B强力分级破碎机主要适用于矿山、冶金、化工、煤矿等行业脆性块状物料的粗、中级破碎，其入料粒度最大可达630MM，出料粒度最小可达80MM，可对抗压强度160MPA的物料进行破碎。FP5216B强力分级破碎机可用来破碎露天矿表层岩石、煤炭、石灰石、粘土矿石、铁矿石、金矿石、铀矿石、镍矿石、铝矾土矿石、滑石、石膏、焦炭、玻璃等。煤炭工业所占比例最大，约占50，金属矿约占12，石灰石矿约占14，非金属矿约占9，石料工业约占6，化工原料约占4。在煤炭行业，使用本机破碎原煤只要经过除铁、除杂，无须拣矸，便可直接进行破碎。破碎出的物料，粒度均匀，过粉碎率低，从而简化了选煤工艺，降低了投资和生产成本。FP5216B强力分级破碎机的优点1、过粉碎率低由于采取剪切原理，破碎后合格物料包括入料中已含有的合格物料沿着螺旋腔直接排出，避免了物料在破碎腔中相互掺杂、挤压、研磨等缺陷，所以物料不易过粉碎。2、能严格保证破碎产品粒度由于辊齿是采用螺旋方式分布在轮轴上，辊齿的结构尺寸是按产品的粒度优化设计的，破碎后的物料在螺旋腔内被强制排出，不再受剪切作用，因此该破碎机能较好的控制物料的粒度。3、有破碎和分级双重作用该破碎机除破碎限定粒度以上的物料外，对入料中的合格物料可以使其通过两辊齿之间以及辊齿与侧壁衬板间的间隙，进入螺旋腔内，然后排出机外，因此具有破碎和筛分双重功效。12FP5216B强力分级破碎机的结构特点FP5216B强力分级破碎机采用单电动机拖动，二级弧齿锥齿轮斜齿圆柱齿轮减速器减速，两齿辊轴用斜齿圆柱齿轮传动，噪声小，抗磨损能力强。FP5216B强力分级破碎机由以下几部分组成原动机、传动机构、减速装置、主机、保险装置等。1、原动机原动机采用电动机拖动，增加了破碎机的使用范围。对远离供电线路或经常更换工作场地的用户来说，极其方便。2、传动机构采用YOX液力联轴器传动，可以使原动机的工作更加平稳且具有过载保护作用。3、减速装置FP5216B强力分级破碎机配有专用的减速器，能够传送强大的动力，同时又有足够长的寿命，设计寿命为2万小时。该减速器结构紧凑，安装方便，直接用螺栓固定在底座上。电动机和减速器通过罩在液力联轴器外面的金属壳联接，形成了一个有机的整体。4、保险装置除了液力联轴器，FP5216B强力分级破碎机还在齿辊轴的末端安装了低速传感器，来保护电动机和主机。当破碎机中进入难以破碎的物料使破碎机闷车时，传感器会发出脉冲信号，经过转换器转换成电信号，使电动机停车，避免损坏主机和电动机。传感器体积小，重量轻，动作灵敏度高。是老式的弹簧装置所无法比拟的。5、主机FP5216B强力分级破碎机的主机，设计先进，工艺性好，互换性强。箱体FP5216B强力分级破碎机的主机采用箱形结构，机架用钢板焊接而成，整体式采用单电机拖动，齿辊轴的中心距固定，两个齿辊轴之间用两个参数相同，精确制造的齿轮联接。破碎机构主机箱体内就是破碎机的核心部分，分为粗破碎辊和第二段破碎辊粗破碎辊由轴、齿环、齿套和键组成。轴按照同系列最大传递功率确定直径；齿环数由生产能力和箱体布置面积确定；齿环上的齿套做成嵌套式。齿套又分为标准型和重型两种，适用于不同物料。辊齿磨损后可用耐磨焊条补焊或更换齿套修复。第二段破碎辊由齿板、齿板架、砧板、弓形板和调整螺栓组成，而齿板架和齿板与老式破碎机的结构截然不同，在强度和稳定性上大大加强。老式破碎机每块齿板用四个螺栓固定在齿板架上，工作时作用在辊子上的力矩，全部作用于四个螺栓。这种结构不能承受大的工作力，而且易产生松动和螺栓剪断现象。FP5216B强力分级破碎机则采用全新的结构形式，克服了老式破碎机的缺点。其弓形齿板上有一半圆弧与齿板架配合，由其来承担上作压力。这种结构稳定牢固，强度高，能承受强大的工作力，所以破碎机能够破碎坚硬的岩矿物料，而老式破碎机只能破碎易破碎的脆性物料。另外，FP5216B强力分级破碎机的齿环、齿套、齿板都是由专门研制的耐磨材料制造，也为破碎机强大的工作能力提供了物质基础。辅助装置MMD齿辊破碎机的主机内还增加了两种辅助装置。其一是齿梳，安装在箱体的两侧，能够剔掉夹在齿间或粘在齿间的物料，使破碎机不会因夹料堵塞，降低工作效率。其二是在箱体的下部，可根据破碎要求，增加或减少砧板，以调整出料粒度大小。排料装置齿板、齿梳、砧板之间的间隙，形成了动态筛分机构。进入破碎腔的物料中所含有的合格粒级的物料迅速从间隙排出，而大块物料被旋转的齿对咬住，受冲击剪切和冲击拉伸而破碎，这种结构提高了破碎机的工作效率和处理能力。13FP5216B强力分级破碎机与传统破碎机的比较131破碎理论对矿物的破碎，长久以来人们的思想是这样一种概念即通过对物料施加压力使物料产生变形。当这变形所吸收的能量足以克服物料原子间的结合力时便产生原子间的位移，微观上称为晶格位移，在宏观上表现为裂碎，从而达到破碎物料的目的。在有目的地破碎物料的历史过程中人们陆续开发出各种各样的机械破碎设备装置、如鄂式破碎机、旋回式破碎机、反击式破碎和锤式破碎机，至今还沿用着这些传统的破碎设备。破碎的基础理论并未发生变化。随着人们对材料性能研究的不断深人以及测试试验手段的不断完善，逐步建立了现代材料力学科学，人们对材料性质和性能的认识发生了很大的变化。利用现代测试技术对岩石进行力学分析，人们发现岩石承受压力破坏的能力远远大于其承受剪切力破坏的能力。经测试，岩石的极限压应力是极限剪应力的610倍，是极限拉应力的24倍。长期以来人们破碎岩石采用挤压方法，很少采用更为合理的拉伸、剪切等方法，而FP5216B强力分级破碎机是基于岩石的剪切破坏原理而设计的，也就是说通过给岩石施加一个剪切力使岩石承受剪切力和由剪切力产生的弯曲扭矩从而使岩石被剪断或折断。另一种重要的原因是大部分岩石本身存在晶格缺陷和纹理缺陷，使得当岩石在承受剪切力时极易沿缺陷、纹理、节面等方向断裂。FP5216B强力分级破碎机在破碎理论上的突破、使其在性能上表现出很大的优势。传统破碎机如旋回破碎机和鄂式破碎机是靠工作部件运动时施加于被破碎物料上的冲击压力实现破碎的。反击式破碎机和锤式破碎机是靠两个直径很大的棍子对物料的挤压和碾磨作用而工作。其中旋回破碎机和鄂式破碎机工作时必须对物料施加非常大的破碎力，因而机器笨重，效率较低，能耗较高。对辊破碎机是不能用于粗碎和第二段破碎作业的，因其咬合矿石能力受限制，多用于细碎，产量低、齿辊表面磨损极为严重。反击式破碎机和锤式破碎机由于高速回转，锤头与打击板与物料高速撞击而产生强烈的磨损。上述传统破碎机的共同缺点是能耗高、处理能力低、强烈的磨损、大而笨重的机体都限制了大型化的发展。从工艺性能上讲，其最终产品粒度、形状和粉末生成率都难以控制。FP5216B强力分级破碎机单机处理矿石能力比传统破碎机高出15倍，占地面积仅为1/21/5，设备高度仅为1/31/7,可更换的齿套和齿尖使磨损大大降低。这一系列特点，使FP5216B强力分级破碎机显示出众多的优越性。132破碎机工艺性能比较1、产品粒度比较以MMD750型4齿式破碎机与PXZ910/170旋回破碎机，1500X2100单衬板鄂式破碎机为例，当处理能力为1000T/H时进行比较旋回破碎机当量排料口为170MM，最大产品粒度为265MM，产品中170MM约占15,25MM粒级占35；鄂式破碎机当量排料口为300MM，最大产品粒度为500MM,170MM粒径约占30，25MM粒级含量占40；MMD破碎机最大产品粒度为180MM，170MM粒级含量约占5，25MM粒级含量约占18。由此可见MMD破碎机过大颗粒比上述两种破碎机分别少10和25。过细粉末分别少17和22。2、单产能耗比较经计算，旋回破碎机单产能耗为38KWH/T,鄂式破碎机为066KWH/T,而MMD破碎机仅为022KWH/T750型，与之比较MMD分别比它们节能约40和65。3、易损件利用率比较旋回破碎机的定锥衬板和动锥衬板往往是在排料时磨损剧烈，而报废被磨部分的重量仅为易损件重量的15，也就是说利用率仅为15。鄂式破碎机高度相对于旋回破碎机要低，故其易损件利用率高于旋回式，据统计约为510。而MMD破碎机的齿牙、齿套均可更换，故其利用率达50以上。14FP5216B强力分级破碎机的应用和经济效益浅析FP5216B强力分级破碎机是MMD破碎机的一种更新改造，自第一台MMD破碎机问世以来，至今已2100多台机器在世界60多个国家得到应用。中国自1991年以来，已有50多台破碎机分别应用于安太堡煤矿，大同煤矿，盘江老屋矿和准格尔煤矿并得到用户好评。141MMD破碎机的应用情况1金属矿山MMD型破碎机在铀矿、金矿和含金矾土矿、镍矿、铜矿铅锌矿等金属矿山都有大量的应用；2煤矿煤矿是最大的用户，约占总数的50，在中国主要集中在新建人型煤矿使用；3石料碎石业更适合于使用MMD机器，特别是移动式破碎机更适合于石料开采，在英国、澳大利亚都采用MMD750轮胎车牵引全移动式破碎机；4水泥工业水泥厂采用MMD破碎机很普遍；5非金属矿MMD型破碎机对重质碳酸钙、粘土矿、石膏矿等物料的破碎更适合，它不存在堵塞给料口和排料口的问题；6市政工程MMD破碎机还可以用来加工城市的废料和垃圾以及各种难碎的物料如玻璃、旧轮胎等。142FP5216B强力分级破碎机的经济效益浅析破碎机的优越性必然给破碎工厂设计、生产、管理和维护带来积极有利的影响，带来环保节能的效果，还可以带来丰厚的经济效益，特别表现在厂房高度低、面积小、辅助设备的简化、大幅度降低基建费用、运转维修费用、人工费用、易损件消耗和动力消耗费用等方面，给用户带来的经济效益是十分显著的。目前，国内矿山使用设备大多是传统设备，引进一些新设备、新理念，无疑会推动矿山工业的发展和粉体下业的发展。MMD破碎机是一种新型环保节能高效破碎机，由于其工作原理突破了传统破碎理论，带来了系列综合性能优点，但MMD破碎机造价较高，能不能加快国产化步伐，加大使用国产零部件比例，使更多的中国用户能接受、应用它，是一个值得探讨的问题。2FP5216B强力分级破碎机基本参数的确定新型双齿辊破碎机是国外近年出现的一种破碎设备,同其它类型的破碎机相比,具有重量轻、体积小、功耗低、生产率高、出料粒度均匀等诸多优点,特别适用于露天矿的破碎站和公路建设碎石。目前国内对该设备的需求量很大,由于引进价格昂贵,因此对其进行技术消化吸收便成为当前的紧迫任务。21破碎机的破碎及排料机理分析强力分级双齿辊破碎机的主要工作部件为两个平行安装的齿辊,每个齿辊沿轴向布置一定数量的齿环,通过齿辊的对转实现对物料的破碎。其结构如图1所示齿对物料的作用过程可分为3个阶段。在第1阶段,旋转运动中的辊齿遇到大块物料,首先对它进行冲击剪切作用,接着对它进行撕拉作用。如果碎块能被辊齿咬入则进入第2阶段破碎,否则辊齿沿物料表面强行滑过,靠辊齿的螺旋布置迫使物料翻转,等待下一对齿的继续作用。在图1中,这一阶段为齿从11位置到22位置。第2阶段从物料被咬入开始,到前一对齿脱离咬合终止。在图1中表现为齿从22位置运动到33位置的过程。这一阶段两齿包容的截面由大逐渐变到最小,然后再增大。粒度大的物料由于包容体积逐渐变小而被强行挤压剪碎,破碎后的物料被挤出,从齿侧间隙漏下。前一对齿开始脱离啮合时,破碎的物料大量下漏排出,个别粒度仍然偏大的物料被劈裂棒阻挡。当齿运动到劈裂棒附近时,与劈裂棒共同作用,将大块物料劈碎并将其强行排出,这就是第3阶段破碎。至此,一对齿的破碎过程结束。每对齿环上有多少齿,齿辊运行一周时同样的过程就进行多少次,循环往复。22FP5216B强力分级破碎机功率的确定及电动机的选型破碎机功率计算是破碎机设计中的关键环节,它是选择电动机的理论依据,电动机选择得适当与否,直接关系到后续设计的成败。在过去的破碎机设计中,一般采用两种方法确定功率,即经验公式法和理论计算法。由于双齿辊破碎机是一种新型设备,无经验可循,因此提出如下的理论计算方法。目前有4种不同的理论计算方法可以确定单位生产量的功耗,即RITTINGER法,KICKKIRPICHEV法,BOND法和HOLMES法,其中RITTINGER法适用于细磨,KICKKIRPICHEV法适用于粗碎,BOND法介于二者之间,HOLMES法是对上述3种方法的统一,其表达式为估算一TKWAEMWII/18030180971148348估算二TKII/71548034803式中W单位生产量的功耗，KWH/T；MBOND功指数；E占排料粒度80以上的部分的粒度尺寸,MA占给料粒度80以上的部分的粒度尺寸,取值范围0214。I由于HOLMES公式中的取值范围过大稍有不当,将与实际情况相差甚远。I通过对1250双齿辊破碎机功率的计算,根据绘制NI曲线NWHQ,初步得出对于双齿辊破碎机可取04505，该式在估算中选择048。I下述方法是基于电机的功率应与单位时间的破碎物料的功耗相同的原则,即认为电动机的功率应如下求得估算一KWQWF213850/10/估算二KWQWF2085/170/式中Q设计要求的生产能力，T/H；F电动机的功率，KW破碎机的传动效率。通过以上分析，考虑到破碎机工作环境和过载系数的影响，选取YBC250电动机，如图21所示沉孔深20YBC3250动图21技术特征1、额定功率250KW2、额定电压1140V3、额定电流162A4、额定转速1475RPM5、额定频率50HZ6、绝缘等级H7、接线方式Y8、工作方式S19、冷却水压30MPA10、进水温度3011、冷却水量15M312、质量1490VKG13、电缆密封圈内径60MM23破碎机基本参数的估算初步确定破碎机辊齿的形状及比例如图22所示，经有关资料结合设计要求，特制定以下估算方案梯形估算法L辊轴有效长度，M；A辊轴中心距，M；D1辊齿大径，M；R辊轴半径，M；H辊齿高度，M；S梯形面积，M；D辊轴直径，M；A1梯形上底，M；A2梯形下底，M；H2梯形高度，M；物料密度，T/M3；角速度RAD/S；梯形部分的面积22109108MHAS方案一假设齿辊轴的转速N90RPM齿辊轴的有效长度L13M角速度SRADN/42960132图22Q设计要求的生产能力，T/H；V两齿辊中间处的线速度，M/S；S1两齿辊中间可通过物料的面积，M2；1039210497136021RALSHV将Q1000T/H代入上式，得齿辊轴的半径R0148M方案二假设齿辊轴的转速N120RPM齿辊轴的有效长度L13M角速度SRADN/56126043210392107360221RLSRHVSQ将Q1000T/H代入上式，得齿辊轴的半径R0099M考虑到破碎机的结构形式、主动轴嵌套齿环、齿帽的结构、轴的材料选择、刚度、加工工艺性等的影响，方案一比较合理。辊轴直径03M152RD辊齿高度H19/两齿辊之间的距离L221辊齿大径560入料口的宽度M93303辊轴中心距RA115124破碎机基本参数的校核与破岩力的评估241基本参数的校核破碎机的工作对象是各种矿石、岩石和煤等，它们的物理特性、节理构造千变万化,所以只有以适合该类型破碎机的破碎理论为基础,通过试验台试验以及工业运行实践而导出的经验公式方是切实可行的。随着人们生产实践的不断发展,会得出各种被破碎物料的修正系数,经验公式将给出更为精确的结果。39021148024971360212LRHQVSQ式中S2两个齿辊中间可通过物料的面积，M2经验公式中充满系数等于02504，由此确定梯形估算法确实可行，方案校核通过。242破岩力的评估减速器的传动比39160475NIM式中电动机的额定转速，RPMMN电动机的额定功率PD250KW则破碎辊的估算转矩MNINTMD25083916475209950破碎齿齿尖上的估算破岩力KDTP28061下表给出了几种物料抗破岩力的参考值岩石中混煤细煤抗破岩力16KN12KN10KN由此看出，破碎齿齿尖上的破岩力P大于被破碎物料的抗破岩力,则满足要求。3限矩型液力联轴器的选择图31图中1注油塞、2泵轮、3后半连轴节、4O型圈、5垫圈、6紧固螺栓7前半连轴节、8弹性块、9外壳、10涡轮、11轴、12螺栓、13油封14油封、15密封圈盖、16轴承、17轴承、18热保护塞限矩型液力偶合器是一种动力式液力传动元件、由于它效率高，结构简单，能够带动负载平稳起动，改善起动性能，提高起动能力；具有过载保护作用；能隔离扭振和冲击；在多台电机传动链中均衡各电机的负荷；并减小电网的冲击电流；所以在矿山机械、化学工业、冶金工业、食品、建筑、交通等部分得到了广泛应用。YOX型主要由主动部分和被动部分组成。主动部分包括后辅室、前半联轴节、后半连轴节、弹性块、泵轮和外壳。从动部分主要包括轴和涡轮。主动部分与原动机联接，被动部分与工作机联接。原动机的扭矩通过联轴器中的工作液体来传递，泵轮将原动机的机械能转变为工作液体的动能，涡轮又将工作液体的动能变为机械能，通过输出轴驱动负载，泵轮和涡轮之间没有机械联系。外形尺寸最大输入孔径及长度（MM）最大输出孔径及长度（MM）D1MAXD2MAX国家标准型号输入转速R/MIN传递功率范围N（KW）过载系数效率DAL1MAXL2MAX充油量（L）重量（KG）YOX6001500200360225096695490100/210115/2101683361854传动方案设计确定传动方案设计是设计传动装置的第一步，是设计各级传动件和装配图的依据，因此应使所拟定的方案在技术上合理、先进、且经济效益高。传动装置方案设计的内容为确定传动类型，计算总传动比和合理分配各级传动比，计算装置的运动和动力参数。41确定传动类型二级圆锥圆柱齿轮减速器传动简图如图41所示图41齿轮传动机构的性能及使用范围功率（常用值）/KW最大50000常用值圆柱35圆锥23单级传动比最大值85许用的线速度/（M/S）6级精度直齿V18M/S，非直齿36M/S外廓尺寸小传动精度高工作平稳性一般自锁能力无过载保护作用无使用寿命长缓冲吸振能力差要求制造及安装精度高要求润滑条件高对环境适应性一般圆锥齿轮传动布置在传动装置的高速级，以减小圆锥齿轮的尺寸。因为大模数的圆锥齿轮需要大型机床切齿，对一般制造工厂难于实现。若圆锥齿轮的速度过高，其精度也要相应地提高。此时还需要考虑能否制造及经济性等问题。42总传动比和合理分配各级传动比电动机选定后，根据电动机的满载转速和工作机构主动轴的转速，MNWN即可求得传动装置的总传动比为39160475WMNI合理选择和分配各级传动比直接影响传动装置的外廓尺寸、质量、润滑、成本等方面，主要考虑如下几点各级传动比不应超过其传动比的最大值，应尽量在推荐范围内选取。使减速器中各大齿轮的浸油深度大致相等，以利实现浸油润滑。所设计的传动装置具有较小的外廓尺寸。1、圆锥齿轮传动比可取为143962501II2、圆柱齿轮传动比为/2传动比误差确定3916U在误差限制范围内。5343传动装置的运动和动力参数431各轴转速1轴RPMN147512轴I839123轴RPIN04523图42机械传动和摩擦副的效率概略值种类效率很好跑合的6级精度和7级精度圆柱齿轮传动油润滑）C099很好跑合的6级精度和7级精度圆锥齿轮传动油润滑）Z097膜片联轴器M098滚子轴承（稀油润滑）G098液力联轴器L096432各轴的输入功率1轴KWPGLD23598062512轴Z7323轴KGC163433各轴的转矩电动机的输出转矩MNNPTMDD48175209501轴GLD21964812轴MNITGZ1359480978215123轴C023235膜片联轴器的选型膜片联轴器（JB/T91472000）采用一种厚度很薄的弹簧片，制成各种形状，用螺栓分别与主从动轴上的两半联轴器联接，其弹性元件为若干多边形的膜片，在膜片的圆周上有若干螺栓孔，为了获得相对位移，常采用中间轴，其两端各有一组膜片组成两个膜片联轴器，分别与主从动轴联接。膜片的材料一般要求具有高的强度极限和疲劳强度，而且要有良好的加工性能，耐腐蚀性和耐热性，目前主要用1CR18NI9、1CR18NI9TI等不锈钢和40CRNI2MOA等高强度合金钢制成。弹性联轴器结构比较简单，弹性元件的联接没有间隙，一般不需润滑，维护方便，平衡容易，重量轻，无噪声，对环境适应性强，可靠性高，承载大，效率高，适用寿命长但扭矩弹性较低，缓冲减振性能差，主要用于载荷比较平稳的中、高速转动轴系，能补偿两轴相对位移，耐酸、耐腐蚀，允许工作温度达200的场合。对于高速运转的联轴器，为防止膜片间发生为微动磨损，可在膜片之间涂以二硫化钼等固体润滑剂或对膜片表面做减磨涂层处理。易平衡，不需润滑，对环境的适应性强，且结构简单，装拆方便，工作可靠，无噪声，有一定的补偿性能和缓冲性能，主要用于载荷较为平稳的中、高速传动，可部分代替齿式联轴器。膜片联轴器的计算与膜片的结构型式有关，同时也与两轴的相对位移情况有关，联轴器的计算转矩MNNPKTC460359210295950311式中K工作情况系数，考虑角位移对传递转矩的影响系1数据此选择膜片联轴器基本外形为图51型号为JM116公称转矩瞬时最大转矩MNTN40MNT560MAX轴孔长度L200MM6齿轮传动的设计与校核当齿轮工作于封闭的箱体之内时，称为闭式齿轮传动。闭式齿轮传动具有润滑与防护条件好的优点，多用于中、高速和较重要的场合；当齿轮齿面的硬度大于350HBS时，称为硬齿面齿轮。将齿轮的精度分为12个精度等级，1级精度最高，12级精度最低，常用的多为59级精度。齿轮材料及热处理如下1、锻钢锻钢是制造齿轮最常用的材料，一对齿轮在啮合过程中，小齿轮的齿面硬度通常高于大齿轮的齿面硬度，其高出值约为HBS3050，硬齿面齿轮一般无硬度差。较重要场合可选用硬齿面齿轮，一般硬齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢制作，如45、40CR、35SIMN，这类齿轮一般进行表面淬火处理，齿面硬度可达HRC5055，因表面淬火后轮齿变形不大，可以不磨齿，常用于中、高速传动。当高速、重载及冲击载荷较大时，硬齿面齿轮常用的材料为20、20CR、20CRMNTI等低碳钢和低碳合金钢，采用渗碳淬火处理，齿面硬度可达HRC5662，而芯部具有良好韧性。但渗碳淬火后变形较大，需要进行磨齿等精加工，价格较贵。2、铸钢当齿轮尺寸较大（直径大于400500MM）或结构较复杂时，因轮坯不易锻造，可采用铸钢。铸钢的强度和耐磨性较好，但铸钢铸造性较差，铸钢轮坯在切削加工前要进行正火处理，以消除铸造中产生的内应力。减速器国外资料介绍，减速器能力应提高8倍，从国内运行实践来看，找不出提高8倍的理由。众所周知，闭式传动的主要破坏形式是齿面疲劳，在齿面疲劳计算通过的情况下，齿弯曲破坏强度是非常富余的，常规不进行齿弯曲强度校核。由于在过铁情况发生时，齿辊和减速器转动件的转动惯量较大，适当提高减速器能力是适宜的。对设计的破碎机选用的减速器进行一次齿抗弯强度校核，这对选用减速器时提高一个档次是有益的。双齿辊破碎机上用的传动齿轮，均应采用硬齿面。齿轮传动的几何尺寸数据，应分别根据情况进行标准化、圆整或求出精确数值。例如，模数必须标准化，中心距、齿宽应圆整，啮合几何尺寸（节圆、分度圆、齿顶圆直径和螺旋角等必须精确到小数点后2至3位，角度应精确到“秒”。直齿圆柱齿轮传动为满足中心距为整数，可改变模数和齿数或采用角度变位。对于斜齿轮传动，可调整螺旋角使中心距为整数。圆锥齿轮的锥距R不要求圆整，按模数和齿数精确计算到小数点后三位数，分度圆锥角的数值精确到“秒”，齿宽系数不能取大。R齿轮传动是机械传动中最重要的、也是应用最为广泛的一种传动型式。齿轮传动的主要优点是（1）工作可靠、寿命较长；（2）传动比稳定、传动效率高；（3）可实现平行轴、任意角相交轴、任意角交错轴之间的传动；（4）适用的功率和速度范围广。61轮齿的失效形式轮齿的主要失效形式有以下5种611轮齿折断齿轮工作时；若轮齿危险剖面的应力超过材料所允许的极限值，轮齿将发生折断。轮齿的折断有两种情况，一种是因短时意外的严重过载或受到冲击载荷时突然折断，称为过载折断；另一种是由于循环变化的弯曲应力的反复作用而引起的疲劳折断。轮齿折断一般发生在轮齿根部。612齿面点蚀在润滑良好的闭式齿轮传动中，当齿轮工作了一定时间后，在轮齿工作表面上会产生一些细小的凹坑，称为点蚀。点蚀的产生主要是由于轮齿啮合时，齿面的接触应力按脉动循环变化，在这种脉动循环变化接触应力的多次重复作用下，由于疲劳，在轮齿表面层会产生疲劳裂纹，裂纹的扩展使金属微粒剥落下来而形成疲劳点蚀。通常疲劳点蚀首先发生在节线附近的齿根表面处。点蚀使齿面有效承载面积减小，点蚀的扩展将会严重损坏齿廓表面，引起冲击和噪音，造成传动的不平稳。齿面抗点蚀能力主要与齿面硬度有关，齿面硬度越高，抗点蚀能力越强。点蚀是闭式软齿面（HBS350）齿轮传动的主要失效形式。而对于开式齿轮传动，由于齿面磨损速度较快，即使轮齿表层产生疲劳裂纹，但还未扩展到金属剥落时，表面层就已被磨掉，因而一般看不到点蚀现象。613齿面胶合在高速重载传动中，由于齿面啮合区的压力很大，润滑油膜因温度升高容易破裂，造成齿面金属直接接触，其接触区产生瞬时高温，致使两轮齿表面焊粘在一起，当两齿面相对运动时，较软的齿面金属被撕下，在轮齿工作表面形成与滑动方向一致的沟痕，这种现象称为齿面胶合。614齿面磨损互相啮合的两齿廓表面间有相对滑动，在载荷作用下会引起齿面的磨损。尤其在开式传动中，由于灰尘、砂粒等硬颗粒容易进入齿面间而发生磨损。齿面严重磨损后，轮齿将失去正确的齿形，会导致严重噪音和振动，影响轮齿正常工作，最终使传动失效。采用闭式传动，减小齿面粗糙度值和保持良好的润滑可以减少齿面磨损。615齿面塑性变形在重载的条件下，较软的齿面上表层金属可能沿滑动方向滑移，出现局部金属流动现象，使齿面产生塑性变形，齿廓失去正确的齿形。在起动和过载频繁的传动中较易产生这种失效形式。62变位齿轮简介标准齿轮存在下列主要缺点1、为了避免加工时发生根切，标准齿轮的齿数必须大于或等于最少齿数；2、标准齿轮不适用于实际中心距不等于标准中心距的场合；3、一对互相啮合的标准齿轮，小齿轮的抗弯能力比大轮齿低。为了弥补这些缺点，有效地改善齿轮的传动性能，所以在工程中常采用变位齿轮。用范成法加工齿数较少的齿轮时，常会将轮齿根部的渐开线齿廓切去一部分，如下图。这种现象称为根切。根切将使轮齿的抗弯强度降低，重合度减小，故应设法避免。对于标准齿轮，是用限制最少齿数的方法来避免根切的。用滚刀加工压力角为20的正常齿制标准直齿圆柱齿轮时，根据计算，可得出不发生根切的最少齿数ZMIN17。某些情况下，为了尽量减少齿数以获得比较紧凑的结构，在满足轮齿弯曲强度条件下，允许齿根部有轻微根切时，ZMIN14。下图为齿条刀具。齿条刀具上与刀具顶线平行而其齿厚等于齿槽宽的直线NN，称为刀具的中线。中线以及与中线平行的任一直线，称为分度线。除中线外，其他分度线上的齿厚与齿槽宽不相等。加工齿轮时，若齿条刀具的中线与轮坯的分度圆相切并作纯滚动，由于刀具中线上的齿厚与齿槽宽相等，则被加工齿轮分度圆上的齿厚与齿槽距相等，其值为，因此被加工出来的齿轮为标准齿轮（下图A）。2/M若刀具与轮坯的相对运动关系不变，但刀具相对轮坯中心离开或靠近一段距离XM（图B、C），则轮坯的分度圆不再与刀具中线相切，而是与中线以上或以下的某一分度线相切。这时与轮坯分度圆相切并作纯滚动的刀具分度线上的齿厚与齿槽宽不相等，因此被加工的齿轮在分度圆上的齿厚与齿槽宽也不相等。当刀具远离轮坯中心移动时，被加工齿轮的分度圆齿厚增大。当刀具向轮坯中心靠近时，被加工齿轮的分度圆齿厚减小。这种由于刀具相对于轮坯位置发生变化而加工的齿轮，称为变位齿轮。齿条刀具中线相对于被加工齿轮分度圆所移动的距离，称为变位量，用XM表示，M为模数，X为变位系数。刀具中线远离轮坯中心称为正变位，这时的变位系数为正数，所切出的齿轮称为正变位齿轮。刀具靠近轮坯中心称为负变位，这时的变位系数为负数，所加工的齿轮称为负变位齿轮。采用变位齿轮可以制成齿数少于ZMIN而不发生根切的齿轮，可以实现非标准中心距的无侧隙传动，可以使大小齿轮的抗弯能力接近相等。63齿轮设计准则齿轮在具体的工作情况下，必须具有足够的、相应的工作能力，以保证在整个工作寿命期间内不发生失效。齿轮传动的设计准则是根据齿轮可能出现的失效形式来进行的，但是对于齿面磨损、塑性变形等，尚未形成相应的设计准则，所以目前在齿轮传动设计中，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行计算。而对于高速重载齿轮传动，还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算（参阅GB64131986）。由工程实际得知，在闭式齿轮传动中，而对于硬齿面（HBS350）齿轮，按弯曲疲劳强度进行设计，接触疲劳强度校核。64高切变位弧齿锥齿轮传动主要尺寸的确定弧齿锥齿轮传动的主要特点1、齿线是一段圆弧；2、齿形较复杂，制造较难；3、承载能力搞，运转平稳，噪声小；4、齿面呈局部接触，装配误差及轮齿变形对偏载的影响不显著；5、轴向力大，其方向与齿轮的转向有关；6、可以磨齿。弧齿锥齿轮传动多用于大载荷、周速V5M/S或转速N1000RPM,要求噪声小的传动；磨齿后可用于高速传动（V40100M/S）641高切变位弧齿锥齿轮主要尺寸的初步确定齿轮类型基准齿形参数齿形角（度）齿顶高系数AH顶隙系数C螺旋角（度）M变位方式齿高曲线齿弧齿锥齿轮埃尼姆斯齿形制200820235高切变位等顶隙收缩齿齿数多则传动的重合度大，传动平稳，并且，在保证齿轮分度圆直径不变的情况下，齿数增多可以减小模数、降低齿高、缩小毛坯直径、减小滑动系数、提高抗胶合能力；同时，减轻齿轮重量、降低制造成本。但当齿轮传动的承载能力主要取决于轮齿弯曲强度时，如闭式硬齿面传动，宜取较少的齿数，一般可取Z11720。由于采用变位齿轮，初步估定小圆锥齿轮的齿数Z1为15；大轮齿数圆整取取6256412I2Z齿数比13/2/U传动比误差误差在范围内075小齿轮转速RPMN1475小齿轮功率KWPGLD2398625小齿轮转矩MNTL8150411估算圆周速度SNPVMT/7/235702/31使用系数KA是考虑由于啮合外部因素引起的动力过渡影响的系数。这种过载取决于原动机和从动机械的特性、质量比、联轴器以及运行状态。齿辊式破碎机属于中等振动，取KA1；齿向载荷分布系数为轴承系数；55BHFBHK齿形系数；850CYF齿宽系数1/35；R试验齿轮的疲劳极限；2LIM/3NF0121TTTXX弧齿锥齿轮高变位系数（埃尼姆斯齿形制）359M03；1X302X弧齿锥齿轮切向变位系数（埃尼姆斯齿形制）0M019；1TX192TX按弯曲疲劳强度进行分度圆直径的初步确定ZYUKTDFAT6312530814658211443413LIM21模数ZMTT57/61标准模数系列（GB13571987）1125152253456810第一系列121620253240501752252753253537545第二系列55657911141822283645取M8MM分度圆直径MZD120581小轮分度圆直径MDRM8610253/11圆周速度SNDVMT/94760/4802360/1与估算圆周速度很相近，对使用系数KA、齿形系数不SVMT/FY必修正；齿辊式破碎机专用减速器为大载荷、圆周速度5M/S、小齿轮转速MTV1N1000RPM，则锥齿轮类型选择正确，不再更正。642高切变位弧齿锥齿轮正交传动的几何计算分锥角243901/21UZTG5370685767492锥距MDR2143081SIN2SI1齿宽B75/43MB800取两者较小值M21齿顶高MXHA9683081422齿高MC72齿根高HAF76598141M1022齿顶圆直径MD41370681COS982COS11HA924622齿根角0271425361RHTGFF0417253612RHTGFF齿顶角8791FA82FA顶锥角14687906A531232A根锥角211FF9147897622FF外锥高MHARAK8243706SIN0613COS45SINCO1119514297222铣刀盘名义直径MD70中点锥距MBR76/35/大端螺旋角639102145374SIN71426532471SINSIN00RDMM93弧齿厚MTGXTGMST35169071349COS22138COS2111M7654312当量齿数092835COS081CSOSC311MVZ47629763322V端面重合度15COS08S1MXHA3805COS82SMXHA7221K07091370219021K齿线重合度8435/5501TGMBTGR总重合度6237122643高切变位弧齿锥齿轮接触强度校核节点区域系数弹性系数HZ2/918MNZE当量圆柱齿轮分度圆DRBDV73057063COS2145COS011MDRBDV5179462937COS142530COS02当量中心矩AVV81DAVV68705021当量齿顶圆直径MTGBTGHDAAVA589120389750921351116746470222当量端面齿形角25398235COS/0COS/TGARTGARMVT当量基圆直径MDVTVB60711T17CS9CS2当量啮合线长度MADDGVTVBAVBAV752956823SIN4816371798609810SIN22222当量端面重合度1589623COS7502143814COSVTVVBRG当量纵向重合度1027352143814750TGBRMTGV接触强度计算的重合度系数930158VZ接触强度计算的螺旋角系数9053COSSMZ接触强度计算的锥齿轮系数850K使用系数1AK动载系数V齿向载荷分布系数65FH齿向载荷分配系数21K齿宽中点分度圆上的名义切向力NDTFMT80530201接触强度计算的有效齿宽MBEH627当量圆柱齿轮的齿数比UV8129376COS/0813COS4CS/O21试验齿轮的接触强度疲劳极限LIM/5NH接触强度计算的最小安全系数LIS速度系数润滑剂系数980VZ1LZ
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