强力分级式双齿辊破碎机设计【11张CAD图纸+PDF图】
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中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第98页一 般 设 计 部 分1 绪论1.1 FP5216B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。1.2 FP5216B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。1.3 FP5216B强力分级破碎机与传统破碎机的比较1.3.1 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1/2 1/5，设备高度仅为1/3 1/7,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。1.3.2 破碎机工艺性能比较1、产品粒度比较 以MMD-750型4齿式破碎机与PXZ910/170旋回破碎机，1500 x 2100单衬板鄂式破碎机为例，当处理能力为1000 t/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0.66kWh/t,而MMD破碎机仅为0.22kWh/t( 750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。1.4 FP5216B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。1.4.1 MMD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MMD-750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。1.4.2 FP5216B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。2 FP5216B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。2.1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1-1位置到2-2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2-2位置运动到3-3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。2.2 FP5216B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,Kick-Kirpichev法,Bond法和Holmes法,其中Rittinger法适用于细磨,Kick-Kirpichev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：估算二：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,;A占给料粒度80%以上的部分的粒度尺寸,;取值范围0.21.4。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。通过对1250双齿辊破碎机功率的计算,根据绘制N-i曲线(N=WHQ),初步得出对于双齿辊破碎机可取0.450.5，该式在估算中选择0.48。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：估算二：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YBC-250电动机，如图2-1所示：图2-1技术特征：1、 额定功率：250kW 2、额定电压：1140V 3、额定电流：162A4、 额定转速：1475rpm 5、额定频率：50HZ 6、绝缘等级：H7、 接线方式：Y 8、工作方式：S1 9、冷却水压：3.0MPa10、进水温度：30 11、冷却水量：1.5m3 12、质量：1490 vkg13、电缆密封圈内径：60mm2.3 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2-2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：方案一：假设齿辊轴的转速 n90rpm 齿辊轴的有效长度 L=1.3m角速度图2-2Q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；将Q=1000 t/h代入上式，得齿辊轴的半径 R=0.148m方案二：假设齿辊轴的转速 n120rpm 齿辊轴的有效长度 L=1.3m角速度将Q=1000 t/h代入上式，得 齿辊轴的半径 R=0.099m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 辊齿高度 两齿辊之间的距离辊齿大径 入料口的宽度 辊轴中心距2.4 破碎机基本参数的校核与破岩力的评估2.4.1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。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0.250.4，由此确定梯形估算法确实可行，方案校核通过。2.4.2破岩力的评估减速器的传动比 式中 电动机的额定转速，rpm 电动机的额定功率 Pd= 250Kw 则破碎辊的估算转矩破碎齿齿尖上的估算破岩力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3-1图中:1.注油塞、 2.泵轮、 3.后半连轴节、4.O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。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 外形尺寸 最大输入孔径 及长度（ mm ） 最大输出孔径 及长度（ mm ） 充油量（ L ） 重量 （ kg ） D A d1max d2max L1max L2max YOX600 1500 200-360 2-2.5 0.96 695 490 100/210 115/210 16.8 33.6 185 4 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。4.1 确定传动类型二级圆锥圆柱齿轮减速器传动简图如图4-1所示：图4-1 齿轮传动机构的性能及使用范围功率（常用值）/Kw 最大50000单级传动比常用值圆柱35圆锥23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。4.2 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，即可求得传动装置的总传动比为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 2、 圆柱齿轮传动比为： 传动比误差确定 在误差限制范围内。4.3 传动装置的运动和动力参数4.3.1各轴转速1轴2轴3轴图4-2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）0.99很好跑合的6级精度和7级精度圆锥齿轮传动(油润滑）0.97膜片联轴器0.98滚子轴承（稀油润滑）0.98液力联轴器0.964.3.2各轴的输入功率1轴2轴3轴4.3.3各轴的转矩电动机的输出转矩 1轴 2轴3轴5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，联轴器的计算转矩式中 K工作情况系数， 考虑角位移对传递转矩的影响系数据此选择膜片联轴器基本外形为图5-1型号为JM116 公称转矩 瞬时最大转矩轴孔长度 L=200mm6 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。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。6.1 轮齿的失效形式轮齿的主要失效形式有以下5种：6.1.1 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。6.1.2 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。6.1.3 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。6.1.4 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。6.1.5 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。6.2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zmin=17。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，zmin=14。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）。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。6.3 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。6.4 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）6.4.1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曲线齿弧齿锥齿轮埃尼姆斯齿形制齿形角（度）齿顶高系数顶隙系数螺旋角（度）变位方式齿高0.820.2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Z1=1720。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62齿数比 传动比误差 误差在范围内小齿轮转速小齿轮功率小齿轮转矩估算圆周速度使用系数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；齿形系数；齿宽系数1/3.5；试验齿轮的疲劳极限；弧齿锥齿轮高变位系数（埃尼姆斯齿形制 ）0.3 ；弧齿锥齿轮切向变位系数（埃尼姆斯齿形制 ）0.19 ；按弯曲疲劳强度进行分度圆直径的初步确定模数标准模数系列（GB1357-1987）第一系列11.251.522.5345681012162025324050第二系列1.752.252.75(3.25)3.5(3.75)4.55.5(6.5)79(11)141822283645取m8mm 分度圆直径 小轮分度圆直径 圆周速度 与估算圆周速度 很相近，对使用系数KA、齿形系数不必修正；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1000rpm，则锥齿轮类型选择正确，不再更正。6.4.2高-切变位弧齿锥齿轮正交传动的几何计算分锥角 锥距齿宽 取两者较小值齿顶高齿高齿根高 齿顶圆直径 齿根角 齿顶角 顶锥角 根锥角 外锥高铣刀盘名义直径中点锥距大端螺旋角 弧齿厚 当量齿数端面重合度 K=0.709 齿线重合度总重合度 6.4.3 高-切变位弧齿锥齿轮接触强度校核节点区域系数 弹性系数当量圆柱齿轮分度圆当量中心矩当量齿顶圆直径当量端面齿形角当量基圆直径当量啮合线长度 当量端面重合度当量纵向重合度接触强度计算的重合度系数接触强度计算的螺旋角系数 接触强度计算的锥齿轮系数 使用系数 动载系数 齿向载荷分布系数齿向载荷分配系数齿宽中点分度圆上的名义切向力接触强度计算的有效齿宽当量圆柱齿轮的齿数比试验齿轮的接触强度疲劳极限接触强度计算的最小安全系数速度系数润滑剂系数粗糙度系数齿宽中点法向模数接触强度计算的尺寸系数 计算接触应力（正交传动）许用接触应力强度条件合格6.5高变位斜齿轮传动主要尺寸的确定斜齿轮传动的主要优点：1、斜齿轮传动比较平稳，冲击、振动和噪音较小，适宜于高速、重载传动；2、啮合性能好。一对斜齿轮啮合时，两轮齿齿面接触线是斜直线，轮齿是逐渐进入啮合逐渐脱离啮合的，因而传动平稳，振动和噪音小；3、重合度大。重合度随齿宽和螺旋角的增大而增大，重合度大，则同一瞬时啮合的轮齿对数多，故承载能力高，传动平稳，适于告诉重载传动；4、斜齿轮不产生根切的最小齿数较直齿轮少，因此，斜齿轮机构可以更加紧凑。对齿轮材料的要求：齿面有足够的硬度和耐磨性，轮齿心部有较强韧性，以承爱冲击载荷和变载荷。常用的齿轮材料是各种牌号的优质碳素钢、合金结构钢、铸钢和铸铁等，一般多采用锻件或轧制钢材。当齿轮直径在400600mm范围内时，可采用铸钢。下表列出了常用齿轮材料及其热处理后的硬度。常用的齿轮材料材 料机械性能 / MPa热处理方法硬 度sbssHBSHRC45580290正火160217640350调质217255表面淬火405040Cr700500调质240286表面淬火485535SiMn750450调质21726942SiMn785510调质22928620Cr637392渗碳、淬火、回火566217CrNiMo61180835渗碳、淬火、回火566240MnB735490调质241286ZG45569314正火163197ZG35SiMn569343正火、回火163217637412调质197248HT200200170230HT300300187255QT500-5500147241QT600-2600229302齿轮材料: 17CrNiMo6 热处理方法： 渗碳、淬火、回火渗碳淬火用于处理低碳钢和低碳合金钢，渗碳淬火后齿面硬度可达HRC5662，齿面接触强度高，耐磨性好，而轮齿心部仍保持有较高的韧性，常用于受冲击载荷的重要齿轮传动。6.5.1高变位齿轮齿轮主要尺寸的初步确定一般用分度圆柱面上的螺旋角表示斜齿圆柱齿轮轮齿的倾斜程度。通常所说斜齿轮的螺旋角是指分度圆柱上的螺旋角。斜齿轮的螺旋角一般为820，取=12o；为抵消齿轮2的轴向力，采用左旋。齿顶高系数 取法向齿形角标准值为20，端面齿形角 ，。 齿宽系数按齿轮相对轴承非对称布置，取顶隙系数 取 u4 传动类型：斜齿轮采用高变位， 根据传动类型和、，选择，这样使齿轮的特性得到了很大的改善，应用变位齿轮可以避免根切，提高齿面接触强度和齿根弯曲强度，提高齿面的抗胶合能力和耐磨损性能，此外变位齿轮还可以用于配凑中心距。 2轴的转矩 综合系数 K=2.5 是指某种材料的齿轮经长期持续的重复载荷作用后，齿根保持不破坏时的极限应力。影响的主要因素有：材料成分；力学性能；热处理及硬化层深度、硬度梯度；齿坯加工方式（锻、轧、铸）；残余应力；材料纯度及缺陷等。ML表示对用于齿轮的材料和热处理质量的最低要求，MQ表示可以由有经验的工业齿轮制造者以合理的生产成本来达到的中等质量要求，ME表示制造最高承载能力齿轮对材料和热处理的质量要求。齿轮选用ME, 小齿轮的齿形系数 按弯曲疲劳强度进行初步确定：取 6.5.2高变位斜齿轮外啮合传动的几何计算分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距基圆直径齿顶圆压力角端面重合度 查图得， 则 齿宽 纵向重合度 总重合度 6.5.3高变位斜齿轮接触强度校核小齿轮端面内分度圆上的名义切向力使用系数 小齿轮圆周速度 动载系数 接触强度计算的齿向载荷分布系数 （装配时检验调整的非对称支承）接触强度计算的齿间载荷分布系数节点区域系数弹性系数接触强度计算的重合度系数接触强度计算的螺旋角系数 试验齿轮的接触疲劳极限 FP5216B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。当量循环次数 最小安全系数 润滑剂系数 速度系数 齿面粗糙度 大齿轮及小齿轮的齿面平均粗糙度 相对平均粗糙度 粗糙度系数 齿面工作硬化系数 接触强度计算的尺寸系数计算接触应力许用接触应力 强度条件 合适6.6齿轮结构形式的确定通过齿轮传动的强度计算，只能确定处齿轮的啮合参数及主要尺寸，至于齿轮的结构形式和其他各部分的尺寸，则需要进行结构设计才能确定。6.6.1高-切变位弧齿锥齿轮结构形式1、由于小弧齿锥齿轮 故做成齿轮轴结构。2、大弧齿锥齿轮齿顶圆直径 因此采用轮辐式铸造齿轮 铸钢齿轮 取l100mm 6.6.2高变位斜齿轮结构形式1、由于小斜齿轮 故做成齿轮轴形式。2、大斜齿轮齿顶圆直径 采用铸造齿轮 7 传动轴的结构设计与校核轴是机器中的重要零件，各种作旋转运动的零件都必须安装在轴上，才能进行运动和动力的传递。因此轴的功能是支承旋转零件及传递运动和动力。轴的材料种类很多，要根据强度、刚度和耐磨性等要求，选择材料种类和热处理方式。轴的常用材料是碳素钢和合金钢。碳素钢价格较低，对应力集中敏感性小，通常使用碳素钢，最常用的是45号钢，不太重要或受力较小的轴可以使用Q235等钢材。合金钢毕碳素钢具有更高的机械强度和优良的热处理性能，但对应力集中较为敏感，对于受力较大又要减小轴的尺寸和重量，或者需要提高轴颈的耐磨性，或者在高温、腐蚀等条件下工作的轴，可以采用合金钢。在低于200的工作温度下，合金钢和碳素钢的弹性模量相差不大，因此，使用合金钢代替碳素钢并不能提高轴的刚度。热处理可以明显提高轴的强度（特别是疲劳强度）和耐磨性，因此要根据工作条件选用合适的热处理方式。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位及制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形状和尺寸。工作能力计算是通过强度、刚度和振动稳定性计算，保证轴具有足够的工作能力和可靠性。大多数的轴只需进行强度计算，防止断裂和塑性变形；对于刚度要求较高的轴（如机床主轴）才进行刚度计算，避免发生过大的变形；对于高速转动的轴还要进行振动稳定性计算，避免发生共振。轴的设计步骤通常是先拟定轴上零件装配方案，然后装配和制造要求，确定轴的结构形状和尺寸，最后进行轴的强度校核，必要时进行刚度计算或振动稳定性计算。提高轴的强度措施：1、改善轴的受力状况轴上零件的安装位置、轴的结构对轴的受力影响很大，设计轴时应该充分加以考虑。当轴上有两个以上的零件输出扭矩，应该将输入扭矩的零件尽量布置在轴的中间，而不是布置在轴的一端，这样可以显著降低轴上的最大转矩。2、减小应力集中大多数轴是在变应力条件下工作的，主要失效形式为疲劳破坏。轴的截面变化处（如轴肩、键槽等）及过盈配合产生的应力集中是引起疲劳破坏的主要因素，因此设计轴的结构时，应尽量减少应力集中源和降低应力集中程度。合金钢对应力集中较为敏感，设计时更应加以注意。为减少应力集中，应尽量避免在轴上特别是应力较大不为处钻孔、开槽或加工螺纹。轴肩处应采用圆角过渡，并且圆角不宜过小。当依靠轴肩定位的零件圆角半径很小时，为增大轴肩的圆角半径，可采用内凹圆角或隔离环过渡。轴的表面质量对疲劳强度也有显著影响，因为轴表面的加工刀痕也是应力集中源，疲劳裂纹常发生在表面粗糙的部位，所以必须合理确定表面粗糙度。此外，对轴进行表面热处理（渗碳淬火、高频淬火等）和表面强化处理（碾压、喷丸等），也可以提高轴的疲劳强度。3、轴的结构工艺性轴的基本形状确定后，需要根据装配和制造工艺要求，对轴的细部结构进行合理设计。例如，为了减少装夹工件的时间，同一轴上的键槽应布置在同一母线上；为了减少道具种类，轴的键槽宽度、圆度、退到草和砂轮槽等应尽量采用相同的尺寸，并符合有关的标准；为了去掉毛刺和便于装配零件，轴段端部应该倒角；过盈配合零件装入端通常要加工出导向锥面；磨削处应有砂轮越程槽，车削螺纹处应有退刀槽。7.1 输入轴的结构设计7.1.1 确定轴的最小直径轴的结构设计包括轴的形状、轴的径向尺寸和轴向尺寸。轴的结构设计是在初估轴颈基础上进行的。为了满足设计要求，保证轴上零件的定位和规定，便于装配，并有良好的加工工艺性，所以选择阶梯轴形。装滚动轴承的定位轴肩尺寸应查有关的安装尺寸。为便于装配及减小应力集中，有配合的轴段直径变化处做成引导锥。在一根轴上的轴承一般都取一样型号，使轴承孔尺寸相同，可一次镗孔，保证精度。输入轴为齿轮轴结构，选取轴的材料为20Cr，渗碳、淬火、回火处理。初估轴的最小直径，可得拟定轴上零件的装配方案如下图所示7.1.2 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段（1）左端联接限矩型液力联轴器，如下图所示联轴器的联接尺寸为181mm，取减速器伸出轴段部分的长度为190mm；与联轴器联接的孔径为54mm，因此取轴段（1）的直径为54mm。轴段（2）上装有单列圆锥滚子轴承，外力在两支点外作用，安装选用反安装结构，能使轴的支撑有较高的刚度。轴承间隙是靠轴上的圆螺母来调整的，轴上要加工螺纹。为了调节圆锥齿轮的轴向位置，把一对轴承放在同一个套杯中，套杯则装在外壳的座孔中，通过增减套杯端面与外壳之间的垫片厚度即可使圆锥齿轮轴的位置发生改变，从而调整锥齿轮啮合的接触区。单列圆锥滚子轴承的特性：1、额定动载荷比1.52.5，能限制轴和外壳在一个方向上的轴向位移；2、在径向载荷作用下会产生附加轴向力，一般成对使用，对称安装；3、能承受较大的径向负荷和单向的轴向负荷，极限转速较低；4、内外圈可分离，轴承游隙可在安装时调整，适用于转速不太高，轴的刚性较好的场合。选择轴承代号为32312 T=48.5mm d60mm D=130mm轴承左端装有圆螺母Ddkd1MntCC1M60*290791283.51.51和圆螺母用止动垫圈规格（螺纹大径）dDD1Sbah每1000个的重量Kg606194791.57.757628.4由此确定轴段（2）的直径为60mm，长度为59mm。轴段（3）装有套筒用于调整齿轮的轴向尺寸，为了提高轴的强度和刚度，应尽量缩短轴承与传动件的距离。小锥齿轮选用悬臂式，以便于装配。为使轴的刚度较好，取两轴承支点跨距。由轴承接触角的大小确定轴承的支点，选取轴段（3）的长度为80mm，直径为54mm。轴段（4）装有单列圆锥滚子轴承，选用反安装结构，左端由套筒定位，右端由挡油环定位，确定轴段（4）的直径为60mm，长度为65mm。7.1.3 轴上零件的轴向定位及轴上圆角和倒角的尺寸轴肩高度应比零件孔的倒角或圆角半径大23mm，轴肩的圆角半径应小于零件的倒角或圆角半径。液力联轴器与轴的轴向定位采用A型普通平键联接，特点为：键与轴槽配合较紧，键易于制造，装拆方便。按d154mm，从手册中查得平键截面尺寸为轴径键键槽dbh宽度深度半径b偏差轴毂r较松键联接一般键连接较紧键联接轴H9毂D10轴N9毂JS9轴和毂P9t偏差t1偏差最大最小54161016 +0.043/0 +0.120/+0.050 0/-0.0430.0215 -0.018/-0.06160.24.3 +0.2/00.250.4键的长度为160mm。输入轴上的倒角和圆角尺寸见装配图。7.2 中间轴的结构设计7.2.1 确定轴的最小直径中间轴为齿轮轴结构，选取轴的材料为20CrMnTi，渗碳、淬火、回火 处理。初估轴的最小直径，可得拟定轴上零件的装配方案如下图所示7.2.2 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度为使传动件在轴上的固定可靠，应使轮毂的宽度略大于与之配合轴段的长度，以使其他零件顶住轮毂，而不是顶在轴肩上轴段（1）装有单列圆锥滚子轴承，轴的外力在支点间作用，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。选择轴承代号为32319 T=71.5mm d95mm D=200mm轴承的右端装有挡油环来调整轴向间隙。轴段（1）的长度为92mm，直径为95mm。轴段（2）装有弧齿圆锥齿轮，选用简支式支承，该支承结构结构简单，支承刚性好。锥齿轮的轴向长度为100mm，选取轴的直径为100mm，长度为145mm。轴段（3）为齿轮轴结构部分，尺寸由斜齿轮3的决定。轴段（4）装有单列圆锥滚子轴承，根据轴承的尺寸确定该轴段的直径为95mm，长度为134mm。7.2.3 轴上零件的轴向定位及轴上圆角和倒角的尺寸当轴向定位用平键时，键应较配合长度稍短，并应布置在偏向传动件装入的一侧，以便于装配。齿轮2与轴的周向定位采用A型普通平键联接，特点为：键与轴槽配合较紧，键易于制造，装拆方便。按d2100mm，从手册中查得平键截面尺寸为轴径键键槽dbh宽度深度半径b偏差轴毂r较松键联接一般键连接较紧键联接轴H9毂D10轴N9毂JS9轴和毂P9t偏差t1偏差最大最小100281628 +0.052/0 +0.149/+0.065 0/-0.052 0.026 -0.022/-0.07410 +0.2/06.4 +0.2/00.40.6键的长度为80mm。输入轴上的倒角和圆角尺寸见装配图。7.3 输出轴的结构设计7.3.1 确定轴的最小直径输出轴的材料为20CrMnTi，渗碳、淬火、回火处理。初估轴的最小直径，可得拟定轴上零件的装配方案如下图所示7.3.2 按定位要求确定各轴段直径和长度轴段（1）左端联接膜片联轴器，型号为JM116，轴孔长度L=200mm，选取减速器伸出轴部分的长度为220mm，直径为135mm。轴段（2）装有单列圆锥滚子轴承，轴承的内侧至箱体内壁应留有一定的间距，由于采用脂润滑，所留的间距较大，以便放挡油环，防止润滑油溅入而带走润滑脂，又当小齿轮齿顶圆小于安装轴承的孔径时，也可防止齿轮啮合传动时挤出的赃油进入轴承，加速轴承的磨损。轴的外力在支点间作用，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。选择轴承代号为32328 T=77mm d140mm D=300mm轴承的右端装有挡油环来调整轴向间隙。轴段（2）的长度为87mm，直径为140mm。轴段（3）作用是为了调整输出轴上个零件的轴向距离和对单列圆锥滚子轴承的轴向定位。根据单列圆锥滚子轴承内圈定位点来确定轴的直径，选择轴的直径为157mm。 轴段（5）上安装斜齿轮，齿轮4的齿宽为83mm，故选取该轴段的长度为79，以便于斜齿轮的装配要求。斜齿轮与轴的轴向定位采用渐开线花键联接。花键联接为多齿工作，承载能力高，对中性、导向性好，齿根较浅，应力集中较小，轴与毂强度削弱小。渐开线花键的齿廓为渐开线，受载时齿上有径向力，能起到定心作用，使各齿的受力均匀、强度高、寿命长。加工工艺与齿轮相同，易获得较高精度和互换性。渐开线型花键用于载荷较大，定心精度要求较高，以及尺寸较大的联接。圆柱直齿渐开线型花键的标准压力角选择30o，30o压力角的渐开线花键有平齿根和圆齿根两种，圆齿根有利于降低齿根的应力集中和表面淬火裂纹，因此选则圆齿根。花键的基本尺寸计算如下：分度圆直径基圆直径周节内花键大径基本尺寸 内花键大径下偏差 0外花键作用齿厚上偏差 外花键渐开线起始圆直径最大值式中内花键小径基本尺寸 内花键分度圆上弧齿槽宽 外花键大径基本尺寸 外花键小径基本尺寸 外花键分度圆上弦齿厚 作用齿厚最小值由此，确定轴段（5）的直径为168mm轴段（4）取齿轮的左端轴肩高度 取h12mm，则轴环的直径为192mm，轴段（4）的长度 取b30mm轴段（7）装有单列圆锥滚子轴承，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。选择轴承代号为32328 T=77mm d140mm D=300mm轴承的右端装有挡油环来调整轴向间隙。轴段（7）的长度为81mm，直径为140mm。轴段（6）放置挡油环和轴套，轴套的外径应与轴环的直径相同，7.4传动轴的弯扭合成强度计算与疲劳强度校核完成轴的结构设计后，轴上主要零件和支反力的位置、外载荷的大小已经确定，轴的弯矩和转矩可以求出，因此，应按弯扭合成强度条件进行轴的强度校核。7.4.1传动轴的受力分析将轴上的载荷简化为集中力，力的作用点取载荷作用宽度的中点。作用在轴上的扭矩从传动零件轮毂宽度的中点计算。轴及轴上零件的自重通常忽略不计，轴承的支反力作用点要根据轴承类型和布置方式确定。单列圆锥滚子轴承的支点从手册中查得。外载荷通常不作用在轴的同一平面内，需要将外力分解到水平面和垂直面上，然后求出各支承处的水平反力和垂直反力。1、高切变位弧齿锥齿轮受力分析中点分度圆的切向力从弧齿锥齿轮锥顶向大端方向观察判定为顺时针旋转；从齿顶看齿轮，齿线从小端到大端逆时针旋转为左旋。径向力轴向力2、高变位斜齿轮的受力分析斜齿轮的分度圆的切向力径向力轴向力7.4.2轴的弯扭合成强度校核1）圆周力Ft ：主反从同，即主动轮的圆周力为阻力，与回转方向相反；从动轮的圆周力为驱动力，与回转方向相同。2）径向力Fr：分别指向各自轮心。 3）轴向力Fa： 斜齿圆柱齿轮轴向力Fa 的方向取决于齿轮的回转方向和轮齿螺旋线方向。主动轮轴向力Fa可用左、右手定则来判断：当主动轮为右旋时，用右手，主动轮为左旋时，用左手，以四指的弯曲方向表示主动轮的转向，则拇指指向即为它所受轴向力的方向。从动轮轴向力方向：与主动轮的轴向力方向相反。直齿锥齿轮轴向力Fa 的方向由小端指向大端，弧齿锥齿轮轴向力Fa 的方向：由锥齿轮的旋转方向和旋向来确定。根据轴的结构图作出轴的计算简图如下：图中L1=131mm L2=103mmL3=132mm L1+L2131+103134mm L1+L2+L3=131+103+130=366mm垂直面内由静力平衡方程 A-B段内的弯矩方程为 A-B段内的弯矩是x的一次函数 B-C段内的弯矩方程为 B-C段内的弯矩是x的一次函数 C-D段内的弯矩方程为 C-D段内的弯矩是x的一次函数 水平面内根据力的平移定理（作用于刚体上的力可以移动到刚体内任意一点，欲不改变它对刚体的作用效应，必须附加一力偶，附加力偶的力偶矩等于原力对新的作用点之矩）由静力平衡方程 A-B段内的弯矩方程为 A-B段内的弯矩是x的一次函数 B-C段内的弯矩方程为 B-C段内的弯矩是x的一次函数 C-D段内的弯矩方程为 C-D段内的弯矩是x的一次函数 合成弯矩按材料力学第三强度理论，按下式计算出当量弯矩式中 考虑弯矩和扭矩在轴截面引起的应力循环特性差异的系数。考虑到起动、停车及运转不均匀性的影响，将剪应力视为脉动循环变应力，取0.6。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，C截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。轴的材料为20CrMnTi，渗碳、淬火、回火处理，由手册中查得抗拉强度极限，考虑到起动、停车等影响，按脉动循环变应力处理，许用弯曲应力取,即99110，取100，轴的计算应力为式中 W抗弯截面模量 该轴满足强度要求。7.4.3精确校核轴的疲劳强度中间轴为重要的轴，必须按安全系数精确校核轴的疲劳强度。危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面C上最大，但应力集中不大(过盈配合的应力集中均在两端)，而且这里轴颈最大，故截面C不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度消弱程度观察，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重。截面的应力集中与截面相近，但截面不受扭矩作用，同时轴颈也较大。分析可知，危险截面为截面（左侧）。截面右侧弯矩截面上的扭矩 抗弯截面模量抗扭截面模量截面上的弯曲应力截面上的扭转剪应力弯曲应力幅弯曲平均应力扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即轴的材料为20CrMnTi，渗碳、淬火、回火处理，由手册中查得抗拉强度极限，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限轴肩圆角处的弯曲、扭转有效集中应力系数、。根据r/d5/1000.05，D/d138/1001.38，经插值后可得。弯曲、扭转的尺寸影响系数、。根据轴截面为圆截面查图得，、弯曲、扭转的表面质量系数、。根据抗拉强度极限和表面加工方法为精车，查图得 。轴的材料为合金钢，则材料的弯曲特性系数，扭转特性系数。只考虑弯矩作用时的安全系数只考虑扭矩作用时的安全系数危险截面的安全系数载荷确定精确，材料性能可靠时，轴的疲劳强度许用安全系数。危险截面的安全系数危险截面的安全系数,可知该轴的疲劳强度校核通过。 8 轴承与键的校核8.1单列圆锥滚子轴承的寿命校核中间轴的受力简图如下图所示：轴的外力在支点间作用，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。32319单列圆锥滚子轴承的主要性能参数为：计算系数 基本额定载荷 。轴承的支承反力垂直支反力 水平支反力 合成支反力轴承的派生轴向力 轴承所受的轴向载荷因轴承的当量动载荷1、因 查表得2、因 查表得轴承寿命校核因，故按计算，由表查得，载荷系数，温度系数轴承寿命13166 h 满足寿命要求。8.2 B型平键的强度校核键联接是将轴上的转动或摆动零件与轴进行周向固定的联接，用以传递转矩；还兼作轴向固定或轴向移动的导向装置，中间轴选用B型键联接，以减小轴上的应力集中；为满足强度条件，采用对称布置双键联接,考虑到制造误差使键上载荷分布不均匀，按1.5个键计算。当轴传递转矩时，键的工作面受到压力N的作用，工作面受挤压，键受剪切，实效形式是键、轴槽和轮毂槽三者中最弱的工作面被压溃和键被破坏。该键用45钢制造，主要失效形式是压溃，所以通常只进行挤压强度计算。假定挤压应力在键的接触面上均匀分布的，此时挤压强度条件是：式中，k键与轮毂槽（或轴槽）的接触高度 ； 键的工作长度 ； 许用挤压应力 。满足条件要求。8.3渐开线型花键的强度校核轴和轮毂孔上均布的凸齿和凹槽构成的周向固定称为花键联接。它适用于载荷较大和定心精度要求较高的静联接和动联接。与平键联接相比，花键联接主要优点是：键齿多，工作面总的接触面积大，承载能力高；键的布置对称，轴、毂受力均匀；可用较精密的磨削工艺加工，定心精度和导向性能好；齿槽浅，应力集中较小，对轴和毂的削弱小。由于输出轴要求有较高的定心精度和导向性能，并且径向尺寸较大，故采用压力角为渐开线花键联接做轴的周向定位。假设载荷沿键的工作长度均匀分布，各齿面上压力的合力Q作用在平均直径处，为考虑花键各齿间实际载荷分布布不均匀的影响，计入（载荷分布不均系数，取0.8），则当花键传递工作扭矩时，静联接挤压强度动联接的压力强度满足强度条件。9 箱体及附件的设计箱体起着支持和固定轴组件，保证轴组件运转精度、良好润滑及可靠密封等重要作用。减速器选用灰铸铁制造，灰铸铁具有良好的铸造性能和减振性能，易获得美观外形。减速器做成卧式结构，箱体沿轴心线所在水平面剖分成箱座和箱盖两部分，这样有利于箱体制造和便于轴组件零件的装拆。铸铁减速器箱体的主要结构尺寸：箱座壁厚 ，考虑减速器工作环境恶劣，选择。式中小锥齿轮的平均直径 大锥齿轮的平均直径箱盖壁厚取箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径 取 地脚螺钉数目 箱盖肋板厚度 取箱座肋板厚度 取盖与座连接螺栓直径 取 定位销直径 取 对于完整的减速器，其箱体上应设置有窥视孔和窥视孔盖、放油孔及放油螺栓、油标、通气器、起盖螺钉、定位销、起吊装置、轴承盖等附件。窥视孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙等，还可用于加入润滑油。放油孔应设在箱座底面的最低处，常将箱体的内底面设计成放油孔方向倾斜，并在其附近做出一小凹坑，以便攻螺纹及油污的汇集和排放。平时用放油螺塞将放油孔堵住，放油螺塞常用六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的端面间应放防漏用的封油垫，以保证良好的密封。油标用来指示油面高度，该减速器选用杆式油标。减速器运转时，箱体内温度升高、气压增大，对减速器的密封极为不利。因此在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使箱体内的热胀气体自由逸出，以保证箱体内外压力均衡，提高箱体有缝隙处的密封性能。吊环螺钉为标准件，按起重量选取。轴承盖是用来封闭减速器箱体上的轴承座孔，以及固定轴组件的轴向位置并承受轴向力。10 FPU同步斜齿轮设计与校核10.1 斜齿轮传动主要尺寸的确定FP5216B强力分级破碎机总体布置图如下图所示：同步齿轮箱的传动比4轴转速5轴转速4轴的转矩 5轴的转矩4轴的功率5轴的功率同步齿轮传动为闭式硬齿面传动，承载能力主要取决于轮齿弯曲强度时，宜取较少的齿数，一般可取Z=1720, 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，故选择齿数。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。1、基本参数选择螺旋角，法向压力角；齿顶高系数；顶隙系数，为抵消齿轮4的少量轴向力，选择齿轮5为右旋。按弯曲疲劳强度对法向模数的初步确定：选取同步齿轮材料为20CrMnTi,采用渗碳淬火后齿面硬度增加，使其具有很强的抗点蚀和耐磨损性能；心部具有良好的韧性，表面经硬化后产生残余压缩应力，大大提高了齿根强度；切削性能得到提高；热处理后由于热变形较大，热处理后应靠磨齿来提高精度，齿轮精度可以达到6级。综合系数（中等冲击）,试验齿轮的疲劳强度极限，小齿轮的齿形系数。法向模数为保证两齿辊的中心距，取第一系列标准法向模数；端面压力角，基圆柱螺旋角，；齿轮采用悬臂支承，齿宽系数。2、 几何尺寸齿宽取进行圆整分度圆直径齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径注：齿轮5与齿轮6的几何尺寸相同。3、啮合尺寸中心矩 取进行圆整。10.2 同步斜齿轮的疲劳强度校核节点区域系数材料弹性系数接触强度计算的螺旋角系数分度圆上的圆周力使用系数圆周速度，动载系数调质齿轮（装配时检验调整，悬臂支承）的齿向载荷分布系数硬齿面齿轮（装配时检验调整）的齿间载荷分布系数是指某种材料的齿轮经长期持续的重复载荷作用后，齿根保持不破坏时的极限应力。影响的主要因素有：材料成分；力学性能；热处理及硬化层深度、硬度梯度；齿坯加工方式（锻、轧、铸）；残余应力；材料纯度及缺陷等。ML表示对用于齿轮的材料和热处理质量的最低要求，MQ表示可以由有经验的工业齿轮制造者以合理的生产成本来达到的中等质量要求，ME表示制造最高承载能力齿轮对材料和热处理的质量要求。齿轮选用ML, 试验齿轮的接触疲劳极限应力接触强度计算的寿命系数 润滑油膜影响系数工作影响系数接触强度计算的尺寸系数接触强度最小安全系数（一般可靠度）齿面接触疲劳强度的计算应力许用应力 满足疲劳强度要求。10.3 斜齿轮的疲劳强度结构形式设计斜齿轮齿顶圆直径 采用铸造齿轮 11 主动部分传动设计与校核主动辊轴材料选用3CrMoAlA，采用调质、氮化处理，经调质后具有较好的强度和韧性；氮化可以获得较高的硬度、较强的抗点蚀和耐磨损能力。力学性能，,维式硬度。受力方向确定：斜齿圆柱齿轮5轴向力Fa 的方向取决于齿轮的回转方向和轮齿螺旋线方向。主动轮轴向力Fa可用右手定则来判断：当主动轮为右旋时，用右手，以四指的弯曲方向表示主动轮的转向，则拇指指向即为它所受轴向力的方向。圆周力Ft ：主反从同，即主动轮的圆周力为阻力，与回转方向相反。径向力Fr：分别指向各自轮心。根据轴的结构图和力的方向确定作出轴的计算简图如下：受力大小分析：分度圆上的圆周力径向力轴向力通过破碎机理分析： 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。故辊齿的剪切力（破岩力）水平面内轴向距离：L1=130mmL2=173mmL3=211mmL4=1622mm L5=191mmL4+L5=1622+191=1813mm L2+L3=173+211=384mmL1+L2+L3=130+173+211=514mm L4/21622/2811mmL1+L2=130+173=303mm L2+L3+L4+L5=173+211+1622+191=2197mmL3+L4+L5=211+1622+191=2024mmL4/2+L5=1622/2+191=1002mmL1+L2+L3+L4 =130+173+211+1622=2136mmL1+L2+L3+L4+L5=130+173+211+1622+191=2327mmL4/2+L2+L3=1622/2+173+211=1195mm根据力的平移定理（作用于刚体上的力可以移动到刚体内任意一点，欲不改变它对刚体的作用效应，必须附加一力偶，附加力偶的力偶矩等于原力对新的作用点之矩）根据平面任意力系的平衡条件 计算，得A-B段内的弯矩方程为A-B段内的弯矩是关于x的一次函数B-C段内的弯矩方程为C-F段内的弯矩方程为垂直面内辊齿上受物料的抗破岩力可以看作均匀分布载荷，则合力大小根据平面任意力系的平衡条件计算，得A-B段内的弯矩方程是B-C段内的弯矩方程是C-D段内的弯矩方程是D-E段内的弯矩方程是D-E段内的弯矩是关于x的抛物线解得E-F段内的弯矩方程E-F段内的弯矩是关于的一次函数注：以上弯矩图及受力分析图为完整表现受力及校核情况，由于排版原因，比例有所失调，详见电子文档！4轴的转矩 式中 考虑弯矩和扭矩在轴截面引起的应力循环特性差异的系数。考虑到起动、停车及运转不均匀性的影响，将剪应力视为脉动循环变应力，取0.6。合成弯矩从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，G截面的合成弯矩最大，是轴的危险截面。当量弯矩主动辊轴材料选用3CrMoAlA，采用调质、氮化处理，经调质后具有较好的强度和韧性；氮化可以获得较高的硬度、较强的抗点蚀和耐磨损能力。力学性能。考虑到起动、停车等影响，按脉动循环变应力处理，许用弯曲应力取,即88.398.1，取95，轴的计算应力：式中 W抗弯截面模量 该齿辊轴满足弯扭合成强度要求。12 FP5216B生产能力精确校核及注意事项12.1 新型双齿辊破碎机生产能力计算方法的推导根据以上分析可知,物料是被齿强行扫出破碎腔的，所以破碎机的生产能力等于将辊齿看作是物料单位时间内通过两齿辊之间的物料的总体积减去所有的辊齿在其中所占的体积，即：式中 Q破碎机的生产能力，；K物料的填充系数；将辊齿看作物料单位时间内通过两辊之间的物料的总体积，；物料粒度，；单位时间内通过两辊之间的所有辊齿的体积，。12.1.1 求由于物料是被辊齿强行扫出的，所以与辊齿接触的物料以辊齿接触点处的线速度运动。如图2所示,两辊之间的间隙为AD段。AC表示左辊上的齿高，BD表示右辊上的齿高。从图中可以看到，两辊上的辊齿从轴向看有重叠部分，即BC段。物料通过BC段某一点的速度应该取两辊齿在该点的线速度的平均值。物料通过AB段和CD段某一点的速度则简单地分别由左右辊齿在该点的线速度决定。考虑到通过AD段的物料关于的垂直等分线具有对称性，则有： ( 2 )式中单位时间内通过AB段的物料(包括辊齿)的体积；单位时间内通过BO段的物料(包括辊齿)的体积。 ( 3 )其中 角速度；L辊轴有效长度，m；辊齿中心距，m；辊齿大径，m；R辊轴半径，m；h辊齿高度，m。设BC段上一点坐标值为，则两辊上的辊齿在该点的线速度分别为和，其中，那么物料通过点的平均速度为：可见物料通过BC段的速度恒等于O点的线速度。则 ( 4 )将式子( 3 )和( 4 )代入式子( 2 )可得： ( 5 )将 ，代入上式得： ( 6 )12.1.2 求 单位时间内通过两辊之间的所有辊齿的体积式中m两个齿辊上安装的总齿数；n齿辊转速，；单个齿的体积，。12.1.3 求 将式( 6 )和( 7 )代入式( 1 )就得到生产能力Q的计算公式：K值选取将是本公式运用的关键。因为K值与物料性质、物料松散系数以及进料饱和度等因素有关，要靠实践经验得到，经试验测定。12.2 FP5216B生产能力校核型号说明FP分级破碎机52齿辊中心距（1/10）16辊齿轴有效长度（1/100）B粒度代号单个齿的体积齿总数（9环4齿双辊+辅助辊齿）单位时间内通过两辊之间的所有辊齿的体积理论计算的生产能力大于生产能力要求8001000t/h 。满足生产能力要求。12.3 注意事项 12.3.1电动机整定、保护及启动电动机电流整定值为电动机的额定电流；在电动机电流超过时(如起动过渡过程)，允许运行60s，超过60s即跳闸保护；设备应设有过热保护、欠压保护、超压保护及对地绝缘保护等，并按有关标准整定。电动机10min内，连续起动次数不得超过三次。12.3.2液力联轴器注油量的确定在液力联轴器富余的情况下，根据电动机额定转矩值，在液力偶合器外特性曲线上找出相应的注油量，按该注油量注油即可。12.3.3 密封及润滑设计由于双齿辊破碎机的工作条件恶劣，破碎辊轴承密封性不好往往是造成轴承损坏的直接原因，因此密封问题应引起高度重视。目前，国产及部分进口破碎机多采用迷宫或迷宫加油封密封。从工业运行中发现，该种密封结构的密封效果并不理想，往往会出现破碎物料粉尘进入轴承腔内，与润滑脂渗合干结的情况，结果造成轴承损坏，直接影响了设备的使用寿命。为解决这个问题，可设置一台自动干油润滑站，定时定量向迷宫与油封之间补油，多余的油经迷宫挤出，这样就可阻止粉尘进入迷宫，同时也解决了轴承的润滑；当然，轴承端盖下部必须加设排油孔，定期放油。如果密封情况良好，轴承使用锂基二硫化钼润滑脂进行润滑，设备运行13166h一般不会出现问题。专 题 设 计 部分1液力联轴器概述液力传动装置是利用液体来传递功率的装置。它与液压传动同属于液体传动范畴，但它们主要的不同点是：液力传动是利用叶轮来工作的，传递功率时液体的流量大而压力低，它是通过液体动能和压力能的变化来传递功率；而液压传动时利用工作腔容积的变化来工作的，它主要是通过液体的压力能的变化来传递功率。液力联轴器又称液力耦合器，是利用液体来传递功率的一种动力式液力传动装置。由于它在改善传动品质、简化驱动器结构及节能方面有独特优点，所以应用范围不断扩大。工业中主要用它联接两传动轴作为柔性联轴器和离合器。当不计叶轮旋转时的鼓风损失和其他机械摩擦损失时在稳定工况下，其输入轴扭矩始终等于输出轴扭矩，但输入轴转速不等于输出轴转速，即存在转速差。采用这种联轴器可以有以下优点：1、隔离扭振。因为它的扭矩是通过液体来传递的，故当主轴扭矩有周期性波动（如柴油机扭振）时，不会通过液力联轴器传到从动轴上。2、过载防护。这种联轴器是柔性传动，在额定工况下，工作中有不大的滑差，当从动轴阻力扭矩突然增加时，联轴器的滑差会自动增大，甚至使从动轴制动，此时若用限矩型联轴器原动机仍可继续运转而不致停车，因此具有过载防护性能。3、均匀多机并车的负荷分配。由于液力联轴器工作中存在滑差，原动机转速稍有变化对扭矩的影响不大敏感，因而在多台机并车的机组中采用这种联轴器时，允许各原动机的转速稍有差别，来均匀这些原动机之间的负荷分配。4、空载启动，离合方便。这种联轴器在流道充油时即行结合传递扭矩，把油排空即行脱离。因此，利用充排油即可实现离合作用，易于遥控。还可实现空载启动原动机，逐步可控地启动大惯量负载（原动机启动后流到逐步充油），这对负载大，即惯性阻力大，启动性能差的大功率异步电机和告诉柴油机，具有很大意义。5、对于调速型液力联轴器，可实现无极调速。6、允许主、从动轴间有较大的安装误差，工作可靠，使用寿命长。它的缺点有：1、传动中有功率损失，效率0.960.98。2、功率大于100KW的液力联轴器，除本身外，还要一套冷却供油系统和若干辅助设备，消耗部分辅助功率。3、原动机转速较低时，联轴器尺寸、重量较大等。目前液力联轴器广泛用于汽车、内燃机车、发电、冶金、其中运输、化工、矿山、船舶等各种机械设备中。2液力联轴器的工作原理如下图2-1所示，它可以设想成为一台离心式水泵和一台水轮机的组体。图2-11-原动机 2-泵轮 3-管道 4-油箱 5-涡轮 6-输出轴离心泵2在原动机1带动下，由水池4中抽出液体，通过管道3冲在涡轮机5的叶片上，使涡轮机转动，从而带动工作机6。但在这种传动型式中，由于离心泵、水轮机的效率很低，加上管道损失（约35），使该传动系统的总效率更低。而且这样的传动系统既笨重又庞大。为了缩小结构尺寸，减少管路损失，取消涡壳，把泵轮和涡轮中心线的截面）见下图中的小图。这时工作液体在这些叶轮中循环流动来传递能量，这就形成了效率可高达9598的液力联轴器的基本结构。如下图2-2所示为液力联轴器的基本结构图。它主要由主动轴1、泵轮5与主动轴相连、涡轮3与从动轴相连。主、从动轴在同一轴线上，泵轮与涡轮左右对称布置，轮内装有一定数量径向辐射的叶片，形成工作油腔（如下图2-2（b）所示），两轮间有一定的间隙，彼此并无机械联系。转动外壳4一般和泵轮相连接，随泵轮一起转动，起防止漏油油和降低轴向力作用，它的内部没有叶片。工作时，液力联轴器中充以工作液体，当主动轴带动泵轮旋转时，工作图2-2 1-主动轴 2-从动轴 3-涡轮 4-转动外壳 5-泵轮液体在叶片的带动下，因离心力的作用由泵轮内侧（进口）流向外缘（出口），形成高压高速液流，冲击涡轮叶片，使涡轮跟着泵轮同向旋转。液流在涡轮中由外缘（进口）流向（出口）的流向内侧（出口）的流动过程中减压减速，然后再流入泵轮进口，如此循环不已。在这种循环流动过程中，泵轮把原动机的机械能变成工作液体的动能（高速）和势能（高压），而在涡轮工作腔内则把这种动能和势能变换成机械能，传给从动轴。从而实现功率的传递。由于工作液体从泵轮进入涡轮的过程中有能量损失，故涡轮的转速低于泵轮。由泵轮和涡轮的轮壁与叶片之间所形成的工作液体进行循环流动的通道，称为流道。流道的最大直径Dk 称液力联轴器的有效直径；最小直径do称为流道内径。3液力联轴器的工作液体3.1基本要求动装置中齿轮、轴承、操纵件的润滑冷却剂和液压控制系统的工作介质。因此，目前在一般的液力联轴器和传动装置中几乎都采用油作为工作液体，并根据具体的结构情况和使用条件来选择油的品种。对所用油的要求一般有：1、适当的粘性和润滑性能。为了减少摩擦，提高液力元件的性能，一般油的粘度v100=58vst。2、温度变化时油的粘性变化要小，即粘温性能要好。一般要求油的粘度指数在90以上，或v50/v1004.5。在严寒地区户外使用时，还要求凝点低。3、良好的抗泡沫性能。产生泡沫会引起传递功率急剧下降、降低传动效率、换挡失灵、冷却效果下降和油品加速老化等。4、有较高的闪点。工作油的闪点温度应比液力联轴器工作时油温高2030。5、有高的抗氧化安全性，酸度低。6、有尽可能大的油的重度。使液力元件传递功率增大。3.2常用油的种类国内外液力联轴器常用油的种类繁多，除矿物油外，还广泛采用各种混合油和加上某些添加剂制成专用油。我国在一般使用条件下，常采用20号机油或22号汽轮机油。为了减少密封漏油，也采用粘性稍高的30号机油。今年来还为这种装置配置了一些专用油。如1、6号液力传动油。它是以22号汽轮机油为基础油，再加入增粘、降凝、清净分散、抗磨、抗氧化、防锈、抗泡沫等添加剂制成。2、8号液力传动油。它是以低粘度精制馏分油作为基础油，然后加入增粘、降凝、抗磨、抗氧化、防锈、抗泡沫等添加剂制成。对于履带车、工程机械、卡车、内燃机车及其液力元件，可采用6号液力传动油。对于轿车用的液力元件、换挡操纵件与液压控制系统共用同一种油的传动装置，油除了作为液力元件的工作介质外，还用于液压自动换挡系统，在润滑、抗磨性方面要求高一些的，可采用8号液力传动油。4液力联轴器的工作特性4.1动量矩方程式工作液体在叶轮中的运动是一种复杂的运动。如下图4-1所示：工作液体随同叶轮一起在空间作旋转的圆周运动为牵连运动，u是牵连速度（又称为圆周速度）；工作液体在叶轮中相对于叶片流道的运动为相对运动，W是相对速度。牵连运动和相对运动的合成为工作液体的绝对运动，V为绝对运动速度。图示为泵轮出口速度三角形。工作液体在涡轮腔内也同样是一种符合运动。为了使问题简化，便于分析研究，通常作如下假设：1、运动的液体是理想液体，即液体是不可压缩，无粘性的。2、工作轮中油无穷多形状相同、且每片厚度无限小的叶片，因而液流被分成无穷多的环流束，各环流束的形状于叶片一致。图4-13、两叶片间流道中的环流束对叶片的相互作用，可用平均流线上液体的流动来表示。4、在环流束中，各过流束断面轴面流速分布均匀。根据上述假定，研究液体在叶轮中的运动时，只要对一个轴面进行讨论，不必分析空间每一个液体质点的运动情况。因此，按照动量矩定律，可得出在稳定流动情况下，泵轮作用于液体的两句TB和液体作用涡轮的力矩TT（如下图4-2所示）为：图4-2 (4-1) (4-2)式中， 液体的重度；Q循环流量；g重力加速度；、泵轮和涡轮出口处液流绝对速度的圆周分速度；、泵轮和涡轮进口前液流绝对速度的圆周分速度；、泵轮和涡轮进口半径；、泵轮和涡轮出口半径。一般液力联轴器的叶片是径向叶片，它的相对速度垂直于牵连速度，故速度三角形为直角三角形。泵轮出口三角形中，牵连速度的大小等于： 相对速度W2B的大小等于：式中 泵轮回转角速度；Q环流量；出口通道界面的径向宽度；阻塞系数，考虑叶片厚度影响系数。由于环流是连续流动，假定叶片间流道中任一截面的有效面积相等，因此，平均流线上任一点相对速度相等。即同样在涡轮出口速度三角形中（脚注2T）得到： 而 根据液力联轴器结构，泵轮和涡轮之间存在着一段无轮叶的流道（工作轮之间的轴向间隙）,液流在这一段无轮叶流道中流动时，垂直于轮壁的液体压力对旋转轴并不产生扭矩，因此，这段流道中动力矩保持不变，表达式为：因为液流从泵轮流出后即进到涡轮，从涡轮流出后即进到泵轮，所以泵轮出口动力矩对于涡轮进口前动量矩，涡轮丑动量矩等于泵轮进口前动力矩，于是得 (4-3) (4-4) 将式（4-3）和式（4-4）代入（4-1）、（4-2）,于是得两个工作轮的扭矩方程相等，符号相反。即(4-5) (4-6)比较式（4-5）和式（4-6）可见：这是液力联轴器的基本特性之一。泵轮扭矩和涡轮扭矩大小相等方向相反。又从式（45）和式（46）可以看出：1、采用重度（）大的工作液体可以提高液力联轴器的传扭能力。如在工作液体中掺混气泡，将使重度降低，除会影响传扭能力外，还会使工况不稳定。2、从泵轮、涡轮工作腔循环圆尺寸上侃，因为泵轮进口前圆周分速度由涡轮出口圆周分速度决定的，涡轮进口前圆周分速度由泵轮出口圆周分速度决定的，故传扭能力主要取决于泵轮出口半径和涡轮出口半径。3、在尺寸条件、运转条件相同情况下，循环圆全充满与部分充满液体，将影响环流量Q的大小和进出口左右半径的变化，使液力联轴器的传扭能力不同。全充满工作液体比部分充满工作液体的传扭能力大。4.2效率特性液力联轴器工作过程中有能量损失。主要使液体在循环圆内流动时液体流动损失和工作轮转动时与空气摩擦以及轴承、密封等机械损失。所以输出功率N2总小于输入功率N1，输出功率和输入功率的比值就是液力联轴器的效率：如果、分别表示泵轮和涡轮机械效率，、分别表示泵轮传给液体的功率和液体传给涡轮的功率，那么一般为0.980.99，这样可近似用涡轮转速（或传动）线性关系表示。这是它的另一个重要特性。下图4-3是其效率特性曲线。但是曲线到达A点后，以虚线表示。当1时，即联轴器的泵轮转速与涡轮转速非常接近，环流很小时，传递的有效扭矩也极小。此时效率不再随的上升而上升，而是随的趋近于零很快下降到零。这说明液力联轴器的效率永远不可能达到1。图4-34.3外特性液力联轴器的外特性是指在泵轮转速保持不变、工作油品种和油温一定的条件下，联轴器所传递扭矩T()和效率随涡轮转速或转速比的变化关系。如果用 和 代入式（4-5），则(4-7)式中（4-7）表示了常数时，液力联轴器扭矩T与涡轮转速的关系，如下图4-4表示的扭矩曲线。图4-4扭矩变化是两个部分的综合反映：涡轮转速变化引起环流量变化对扭矩的影响（椭圆曲线关系）和涡轮转速变化直接产生动量矩部分（线性关系）。这就是联轴器的外特性。上面讨论的是液力联轴器循环流道中全部充满工作液体情况下的扭矩外特性。如果在流道中只充部分工作液体，由于循环流量减小，联轴器所能传递的扭矩自然较全充满为小。如图4-5所示，在部分充油情况下，当空载而很大，在1时，没有环流存在，工作液体纯粹在离心力作用下（此时Q0），全部挤向外源（如图4-5a所示）。当涡轮转速很高，或转速比小于1时，例如0.900.95，工作液体在涡轮中流动受到较大离心力作用，而环流量Q和轴面流速较小，液体在涡轮通道中循环流动时的内半径具有较大的数值（如图4-5b所示）。当涡轮转速或转速比降低时，例如0.650.70，离心力作用因而减弱，而循环流量Q或相对流速增加，液体相对流动的动能作用增大，因此液体在涡轮通道中有足够的动能使其流到较小的内半径（如图4-5c所示）。上述情况液体都只在循环流道中的一部分空间内循环流动，称为小循环圆流动。当涡轮转速或转速比进一步减小，例如0.550.60时，环流能突然开始然涡轮壁流到最小半径，从最小入口半径处进入泵轮，然后再沿泵轮壳壁流到泵轮出口。空气稳定地拘留于还环流的空心部分，如图4-5d所示。此时环流压向工作腔循环圆外壁，并依照液体充满程度而形成或薄或厚的空心圆环，这称为大循环流动。 （4-5） (4-6)小循环流动和大循环流动的相互转换是在某一转差率范围内发生的，这一转差率称为临界转差率。由于液体从小循环流动是准建发展而突然形成的，故造成扭矩波动，从而使这种联轴器在该转速下不能稳定运转。为解决这一问题，可在涡轮出口处加装适当直径的挡板（如图4-6所示），以阻止大循环流动的出现，从而可消除液力联轴器扭矩的波动。4.4无因次特性液力联轴器的无因次系数有：扭矩系数、转速比和雷诺数。它们可分别一下式表示： （4-8） （4-9） （4-10）上述式中 T液力联轴器扭矩（）； 工作液体的重度（N/m3）； g 重力加速度（m/s2）； 泵轮转速（r/min）；液力联轴器的有效直径（m）； 涡轮的转速（r/min）；工作液体的运动粘性系数（m2/s）；泵轮的角速度，。在液力联轴器中，无因次扭矩系数与循环圆几何形状、转速比、雷诺数有关。包含有无因次长度比例、转速比例、粘性力和惯性力的比例，即。它的因次由重力加速度g来决定，如果系数中除一个g，就变成有因次了。这时就称为有因次系数。对于流道形状一定的液力联轴器，仅随转速比而变，这就是液力联轴器的另一个重要的特性，即无因次特性。根据这个结论可见，当两液力联轴器符合：1、几何相似是指两液力联轴器对应的无因次尺寸系数均相等，即循环圆各部分尺寸与有效直径比值（如，）相等。对于带辅室的液力联轴器，辅室腔形也应相似。2、运动相似是指工作轮上各相应点上液流点方向相同，比值相等。其充要条件为、相等。3、动力相似。即两液力联轴器工作轮各相应点上液体质点的惯性力与粘性力之比相同（亦即雷诺数值相等）。那么这两液力联轴器的扭矩系数也必然相等。根据试验表明大到一定值后，值的大小对的影响并不显著。通常，实际设计中，可先进行模拟试验，测定它的无因此特性，如果性能良好，就可以按相似理论放大或缩小用于实物，解决实际问题。5液力联轴器的分类液力联轴器按其应用特性具体分类如下： 液力联轴器普通型限矩型调速型快放阀式滑环式放油式静压泄液式动压泄液式倾斜叶片式变矩联轴器进口调节式出口调节式复合调节式5.1普通型液力联轴器如下图5-1所示为普通型液力联轴器：图5-1由于工作液体充满或近于充满整个循环圆，其零速力矩可达额定力矩的67倍，有时甚至达20倍，所以额定工况下的扭矩系数值变大，过载系数较大，一般为620，过载保护性能很差，使之在许多设备上无法应用。此外，普通型液力联轴器结构相对简单，但腔体有效容积大，传动效率高，启动平稳，能减缓冲击和扭振，加上辅助系统液可作离合器使用，多用于不需要过载保护与调速的传动系统中，起隔离扭振和缓冲击作用，如船舶、绕线机等系统。5.2限矩型液力联轴器为了有效地保护动力机（以及工作机）不过载，要求液力联轴器在任何工况下的力矩均不得大于动力机的最大力矩，或当液力联轴器受到所传递负载的突然冲击，以及被卡住不能转动时，为使整个动力系统免于过载破坏，要求联轴器具有过载防护性能，因此必须采取结构措施来限制低速转速比时力矩的升高，也就是要求采用限矩型液力联轴器。常采用的结构措施有设置辅助腔、采取多角形工作腔和在泵轮、涡轮之间加设挡板等多种方式。限矩型联轴器又称安全型联轴器，是各种型式联轴器中生产数量最多的一种类型，主要用于采煤、运输、破碎和起重等采矿设备中。常见结构如下图5-2所示图5-25.3调速型液力联轴器下图5-3为调速型液力联轴器，它是在输入转速不变的情况下，谈过调节工作腔的充液量（常用导管调节）来改变输出转速，同时调节力矩，充液量的调节是在运行中进行的。普通型和限矩型液力联轴器均是在运转之前，按传递功率的大小充入适量的工作液体。由于通常是在额定工况下运转的，转差率较小，发热量亦小，靠自身冷却（常在外壳上设散热片）即可满足散热要求。调速型液力联轴器则不同，泵轮、涡轮均处于箱体里，不与外界接触，又由于输出转速调节幅度大和传递功率较大，故需有工作液体的外循环和冷却系统，使工作液体不断的外循环和冷却系统，使工作液体不断地进、出工作腔，以散逸热量和调节工作腔充液量。 这种联轴器广泛应用于负荷机器需要无级调速的场合，如和异步电动机带动的离心式水泵和风机相配合。调速型液力联轴器又分为进口调节式，出口调节式，复合调节式。进口调节式调速型液力联轴器结构紧凑，体积小，质量轻，辅助系统简单。但因外壳与泵轮一起旋转及调速过程中工作液体重心的不停变化，造成了平衡精度下降和振动加大，故不宜高速情况下使用，多用于转速不超过图5-31500 rmin的中小功率场合。此种液力联轴器又因安装调试困难，调速响应慢，故障率高等原因，故其生产与应用日见减少；出口调节式调速型液力联轴器工作腔进口由定量泵供油，流量不变，出口流量随导管开度的调节而变化，导致工作腔充满度和输出转速的变化。由于调速响应快(十几秒钟)，故又称快速调节联轴器。一般认为双支梁结构较为先进，其特点：结构紧凑，质量轻，运动精度高，调速反应快，适用于高转速和要求快速调速的场合，广泛应用于风机等设备上；复合调节式液力联轴器工作腔的进、出口流量可同时调节，虽然结构较为复杂，但可降低供油泵流量需求和更好地控制工作液体温度。6 FP5216B破碎机液力联轴器的选型动力机、液力联轴器和工作机一起构成整套机器设备。如何使工作机运行得好、使动力机功率充分发挥，从而获得好的技术经济效果？一个重要因素使液力联轴器选型合适与匹配合理。不同的工作机有不同的载荷特性。载荷特性指的使载荷力矩包括与转速基本无关和与转速有函数关系的两部分。可由下式表示：式中 与转速基本无关的载荷。工作机载荷特性式选择液力联轴器结构型式的主要因素，同时也须考虑工作机的调速、启动和过载保护等方面的要求。对起动过载系数无严格要求，仅对启动平稳、减缓冲击有要求，又不需要调速的工作机，可选用普通型联轴器。例如塔式起重机行走机构、龙门起重机行走机构、船舶螺旋桨、绕线机和各种压力机等传动系统，它们均为恒力矩载荷。普通型联轴器结构简单、成本低廉，而且效率较高，通常应优先选用此种类型液力联轴器。载荷基本上是恒力矩类型，而且对过载保护和启动平稳均要求较高的工作机，应选用限矩型联轴器。例如叉车、破碎机、搅拌机、各类连续输送机、车床、龙门刨和打桩机等。其中带式输送机和刮板输送机对液力联轴器特性要求较高，以选用动压泄液式限矩型联轴器为宜。对于力矩与转速平方成正比的载荷，而且在运转中又要求调速的工作机，应选用调速型联轴器。采用调速型联轴器与廉价的交流异步电动机相匹配可满足工作机的调速要求。与其他调速方式相比，设备简单，成本低，易于维护，并节能。FP5216B破碎机运转时，不但符合变化大，而且有时会发生突然卡住现象。在运转中符合被突然卡住或制动时，将产生很大的动力过载，因为原动机和符合机器所有运动部分质量的动能，都将在瞬时释放出来，变成破坏原动机和工作机某些零件所需要的功。因此，要求采用限矩型联轴器对这种从动部分突然卡住现象做出快速反应，防护动力过载，使原动机和符合机器免受破坏。此外，原动机为异步电动机，而负荷的惯性很大，且经常使有载，甚至重载启动，采用联轴器可大大改善电动机和负荷机械的起动性能。为了达到联轴器和异步电动机之间的合理匹配，要求限矩型联轴器的过载系数不超过异步电动机的最大扭矩和额定扭矩的比值通常不超过2.22.4。当齿辊式破碎机正常作业时，限矩型液力联轴器的涡轮既输出转速，又输出转矩。当齿辊遇异物被卡住时，齿辊转动所需要的转矩增加，由于涡轮不能提供如此大的转矩，所以，涡轮减速并停止转动，与此同时，齿辊停止转动。齿辊停止转动的信号被用于切断电动机的电源，从而保护整个系统的零件免遭破坏，当故障排除后，破碎机恢复正常工作。只有正确选择限矩型液力联轴器的规格，该传动方案才能有效地工作。如下图6-1所示：图6-1曲线l为异步电动机的机械特性曲线，为涡轮与泵轮的转速比，曲线2、3、4分别表示三种规格的限矩型液力联轴器当=0时泵轮的机械特性曲线，为涡轮的机械特性曲线，为负载均值曲线。显然，曲线3与电机的匹配更为合理，可以实现破碎机的满载起动；曲线2表示液力联轴器的规格太小，不能起动；曲线4则又表示液力联轴器的规格太大，电机处于不稳定工作状态。n表示转速，表示异步电机的同步转速；既是电机的额定转速，又是泵轮的转速，为对应于下的涡轮实际转速。在传动系统设计中，人们按照动力机、工作机和传动元件的特性进行选择，使它们相互适应组成技术经济指标好的整套设备。为使动力机、工作机和传动元件相互适应得到良好性能的组合成匹配。
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