辊式破碎机传动机构的设计 辊式骨折在块材料的连续研磨中起着重要作用。与其他类型的破碎相比，辊式骨折具有相对较高的能量利用率、较低的噪声和相对均匀的材料粒度。 图1所示为辊式破碎机的物料破碎原理图。图1中定轴线的转速大小相等、转向相反, 将通过两个辊子之间的物料挤压破碎, 当硬度较大的异物进入或物料过多时, 破碎力超过设定的值, 动轴线辊子让位, 将它们放过去, 从而保护传动机构等免于损坏。动轴线上, 可移支座用弹簧或液压油缸顶住, 以便在两个辊子之间产生需要的破碎力。为此, 在单电机驱动的辊式破碎机中, 提出了时变轴距等速比传动机构的设计问题, 以解决破碎机在正常与非正常破碎物料时传动的需要。早期, 一直采用长齿传动, 长齿传动的优点是机构简单、缺点是允许的轴距变化量太小、轴距变化时齿面磨损快且容易发生断齿事故。近几年, 设计了五杆四齿轮变轴距等速比传动机构, 它彻底地解决了轴距变化量太小的问题, 但其中的高副约束依然是一个薄弱环节。于是, 六杆四齿轮变轴距等速比传动机构又被设计出来, 它既解决了轴距变化量太小的问题, 又不存在强度上的薄弱环节, 为辊式破碎机设计出了一种传动特征与强度特征都满足使用要求的传动机构。 本文研究这两种含复合铰链的变轴距等速比传动机构的受力分析, 从而为各个运动副的等强度设计提供力的计算方法, 以便充分利用它们的传动与强度特征。 1 齿轮传动机构的平衡方程 图2为一种五杆四齿轮变轴距等速比传动机构, 它是基于五杆机构上四个齿轮的传动比等于-1的函数关系而被设计出来的, 称为第一类传动机构。其中杆a、b、c、d与e组成一个自由度为2的平面五杆机构 (F=3n-PL-PH=3×8-2×9-1×4=2) ,ABCD形成一个等腰梯形。为了保持ABCD在动态轴距下始终为等腰梯形, 在杆a上焊接扇形齿轮5, 扇形齿轮5的圆心重合于转动副B;在杆c上焊接扇形齿轮6, 扇形齿轮6的圆心重合于转动副C, 扇形齿轮5、6的半径相等, 从而使星空体育杆a、b、c、d、e所组成的平面五杆机构的自由度等于1 (F=3n-PL-PH=3×4-2×5-1×1=1) 。以A、B、C与D为中心安装齿轮1、2、3和4, 其中Z2=Z3,Z1=Z4, 于是组成一个行星轮系。由于ABCD始终为等腰梯形, 所以, 该五杆四齿轮机构不但可以实现时变轴距下的等速比传动, 而且轴距所能达到的最大值S(t)max可以达到正常工作状态下轴距S(t0) 的2倍, 即S(t)max=2S(t0) 。 设齿轮1、2、3与4的分度圆半径分别为r1、r2、r3与r4, 齿轮1、2之间的传动比i12=n1/n2=-r2/r1, 齿轮2、3之间的传动比i23=n2/n3=-r3/r2=-1, 齿轮3、4之间的传动比i34=1/i12, 于是,i14=n1/n4=-1,r2=r3=i12r1, 杆a=c=r1+r2=r3+r4= (1+i12)r1, 杆b=2r2=2i12r1。 在正常工作轴距S(t0) 下, 由图2得此时杆a的方位角为φat φat=arctan[√(1+i12)2r21-(0.5S(t0)-i12r1)20.5S(t0)-i12r1](1)φat=arctan[(1+i12)2r21?(0.5S(t0)?i12r1)2√0.5S(t0)?i12r1](1) 设主动轴上的驱动功率为P(kW) , 忽略摩擦损失,P的一半PG1驱动辊子G1, 另一半PG2通过齿轮连杆组合机构驱动辊子G2, 辊子G1与齿轮1的转速都为n1(r/min) , 主动齿轮1上的功率PC1、从动齿轮4上的功率PC4与从动辊子G2上的功率PG2相等, 齿轮1上的主动力矩T1与齿轮4上的阻力矩T4相等,T1=T4=9.55×103PC1/n1(N·m) 。 在图2中, 设Feax、Feay为机架e对杆a的作用力;Fdcy为机架e对滑块d、滑块d又对杆c的作用力,Fdcx为油缸对滑块d、滑块d又对杆c的作用力, 由传动机构的力矩平衡方程得Feay、Fdcy的大小为 Feay=Fdcy=Τ1+Τ4S(t)(2)Feay=Fdcy=T1+T4S(t)(2) 图3 (a) 为齿轮1、2与杆a(其上固结约束齿轮5) 的力隔离体图,F12为齿轮1对齿轮2的驱动力,F12=Τ1(r1cosα)Ν,αF12=T1(r1cosα)N,α为齿轮的啮合角,F12的方位角为φat+3π/2+α;F32为齿轮3对齿轮2的作用力,F32的方位角为3π/2-α,F32=F12;F65为约束齿轮6对约束齿轮5的作用力,F65的方位角为π/2+α;FbB为连杆b对转动副B的作用力。对齿轮2、3的啮合节点取力矩平衡方程, 得Feax的大小为 -Τ1+Feax(1+i12)r1sinφat+Feay[i12r1+(1+i12)r1cosφat]=0Feax={Τ1-Feay[i12r1+(1+i12)r1cosφat]}[(1+i12)r1sinφat](3) 于是, 机架e对杆a的作用力Fea=√F2eax+F2eay。 在图3 (a) 所示的力隔离体图中, 取垂直方向的力平衡方程, 得约束齿轮6对约束齿轮5的作用力F65的大小为 F65=F32+Feaycosα(4) 在图3 (a) 中, 取水平方向的力平衡方程, 得连杆b对转动副B的作用力FbB的大小为 FbB= (F32+F65) sinα-Feax(5) 齿轮2对转动副B的作用力F2B的大小为 F2B=F12√2+2cos(φat+2α)(6) F2B的方位角为φat2+3π2。 图3 (b) 为杆a(其上固结约束齿轮5) 的力隔离体图, 设杆a对转动副B在水平与垂直方向的作用力分别为FBax与FBay, 由杆a的力平衡方程得FBax、FBay的大小分别为 FBax=F65sinα-F2Bsin (0.5φat) -FbB-Feax(7) FBay=F2Bcos (0.5φat) +Feay-F65cosα(8) 于是, 杆a上B处的受力FBa=√F2Bax+F2Bay。 图3 (c) 为齿轮3、4与杆c(其上固结约束齿轮6) 的力隔离体图, 已知FbC=FbB,F23=F32,F43=F32,F56=F65, 对齿轮2、3的啮合节点取力矩平衡方程, 得Fdcx的大小为 Fdcx={Fdcy[i12r1+(1+i12)r1cosφat]-Τ4}[(1+i12)r1sinφat](9) 于是, 滑块d对杆c的作用力Fdc=√F2dcx+F2dcy。 在图3 (c) 中,F23的方位角为π/2-α,F43的方位角为π/2-φat+α, 齿轮3对转动副C的作用力F3C的大小为 F3C=F12√2+2cos(φat-2α)
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