关于MARTIN开口式联轴器的信息

本文目录一览：

• 1、皮带传动中带轮受到的摩擦力的算法
• 2、联轴节都有哪些分类，安装步骤是什么？
• 3、抱紧式联轴器怎么安装
• 4、高铁车头前的开口，到底是干什么的？
• 5、【制冷压缩机的工作原理及结构】 螺杆式制冷机工作原理
• 6、联轴器的用途应用

皮带传动中带轮受到的摩擦力的算法

齿轮是重要的基础机械元件。齿轮传动量大面 广，在机械传动中占有主导地位。由于齿轮摩擦学机 制异常复杂，目前仍是机械学科研究的热点之一，其 中摩擦因数是今后长期研究的难点与重点 。 Jost 指出，摩擦学研究具有巨大经济效益，尤 其适用于机械传动。齿轮传动齿面摩擦力的主要影响 有：降低传动效率，瞎枝加剧轮齿失效 （磨损、点蚀、 胶合、折断等），引起系统振动与噪声等。随着齿轮 传动向高速、重载、精密、高效、低噪声与长寿命方 基金项目：国家自然科学基金资助项目 （50475139）． 收稿日期：2o05—12—20 作者简介：周长江 （1975一），博士研究生，主要从事复杂机械 系统建模、分析与仿真，同时从事汽车安全技术研究． 向的发展，齿面摩擦特性研究对于减少摩擦损失、增 大轮齿承载能力、改善系统传动性能等具有显著的意 义。摩擦损耗是齿轮传动功率损失最主要的因素，尤 其在高速、重载、大功率传动系统中 j。一定工况 下，齿面摩擦力对齿根弯曲与齿面接触疲劳强度的影 响不能忽略 ；研究者在齿轮有限元分析中开始重 视齿面摩擦力的影响 。研究表明 “ ，齿面摩 擦力在点蚀形成、齿根裂纹萌生与扩展及轮齿断裂过 程中起到加速作用。同时，齿面摩擦力影响到齿轮系 统的动态特性，是重要的振动与噪声激励源 。 上述研究表明，准确求解出啮合齿面上各点的摩 擦力和摩擦因数，对于齿轮疲劳强度设旅亏计、破坏机制 分析、系统动力学和减振降噪等研究具有积极的意 义。本文作者将重点对复杂润滑状态下齿面摩擦因数 的计算方法进行系统研究。按研究手段不同，齿面摩 维普资Page 2

186 润滑与密封 总第182期 擦因数计算方法主要分为2大类：一类以弹流润滑理 论为基础，另一类则是以齿面摩擦特性试验为基础。 结合作者的研究成果，补充了线外啮合冲击摩擦模型 及其摩擦因数的计算方法。 1 基于弹流润滑理论的齿面摩擦因数计算方法研究 1965年Bodensieck首次提出 “油膜比厚系数”A： A： （1） 式中：h…为最小油膜厚； ＝￣／ ＋ ；， 。、 分 别为齿面 1、2的粗糙度均方根值。 Akin 16〕在总结前人的成果并结合自己的研究， 把齿轮润滑摩擦状态大致分为3类：A＞3，完全弹 流润滑状态；1 A 3，混合弹流润滑状态；A＜1， 边界润滑状态。下面分别对上述3种润滑状态下齿面 摩擦因数的计算方法进行研究。 1．1 完全弹流润滑 当前比较成熟的弹流润滑理论和摩擦因数计算公 式是在稳态弹流下建立的，典型的计算方法为道森理 论的线／点接触等温全膜弹流数值解法。 Dowson和 Higginson 根据弹流润滑理论，得出 线接触等温全膜弹流数值解的摩擦因数计算公式： ＝ 7／dx （2、 在齿轮传动计算中，瞬时啮合处的最小油膜厚度 是一个非常重要的评价指标，其经验计算式为： h… ＝2．65 G0 。 ” （3） Dowson公式后来被众多的试验所证实，作为理 想弹流阶段的重要成果被普遍承认，在高副传动计算 中被广泛使用。该公式在下面情况磨镇敏时误差较大：①材 料参数G小于1 000，即低弹性模量材料采用低粘度 系数的润滑剂时；②载荷系数 小于 l0 的轻载荷情 况；③供油不足或高速条件下剪切热引起粘度下降等 情况时。值得注意的是，由于滚动摩擦力几乎完全位 于平行油膜的入口处，而推导式 （3）时只考虑使油 膜具有平行区段的载荷，即h ＝h。，如图1所示。 图1 线接触弹流润滑模型 对于更为一般的高副接触情况，1977年，Harm． rock和Dowson 对等温椭圆接触的弹流问题进行了 大量的数值计算，提出了各种情况下点接触弹流的压 力分布、油膜形状以及最小油膜厚度的计算公式。 1979年，他们又提出了等温椭圆接触的润滑状态图， 为理想型点接触弹流油膜厚度的计算奠定了基础 。 下面直接给出Harmrock和Dowson对等温点接触全膜 弹流提出的油膜厚度公式： Hmm＝3．63 G0钾 町 （1一e ） （4） 实验证明 ：式 （4）的计算结果与实际测量值 较为一致，推荐用于等温点接触的弹流润滑计算。 1．2 混合弹流润滑 混合弹流润滑的概念正式提出可以追溯到Chris． tensen 的研究。齿轮传动中，齿面摩擦因数随着转 速、载荷分布与齿廓表面形状等因素的改变而发生显 著变化。Martin 发现，由于上述因素的影响，轮齿 润滑状态在液体摩擦与边界摩擦之间不断摆动。事实 上，混合弹流润滑是实际齿轮传动中广泛存在的接触 状态，是液体润滑、边界润滑、薄膜润滑等的共同组 合。 wu 采用简化的齿轮副摩擦模型研究了轮齿在 动压油膜和边界接触共同作用下的齿面摩擦特性。 Jiang 基于 “Macro Micro” 方法对混合润滑状态下 的齿面摩擦磨损现象进行了探索。基于混合弹流润滑 理论，并结合实验研究，Kelley和 Lemanski〔2 （式 （5））、Martin （式 （6））等人先后提出了不同的 摩擦因数计算公式；Gohar＿2 （式 （7））对Evans— Johnson公式进行了修正，增加了考虑非线性粘性与 粘弹的影响因子。 一 o．o 1 lgl 九 1 71 r … IXT ～P L （o J 7 ￣o＋1．74＠lnP〔 （ 〕 l 丁n凡n l＋ ．O c ． （7） I，．fcL， 32 、l／ 【 面 但由于齿面粗糙度的随机性及轮齿对滚动和相对 滑动过程中表面接触状态的时变性，致使混合润滑状 态下轮齿的摩擦特性非常复杂，至今尚未建立完善的 物理模型及相关理论。Vaishya和 Houser ，对上述 研究成果进行了深入的数值分析和实验比较，结果表 明Kelley和 Lemanski考虑了表面光洁度的闪温因素 在内的公式与实验吻合得较好，较为接近齿轮啮合的 实际工况。Vaishya和Houser还对低粘度润滑剂情况 下的Kelley—Lemanski公式进行了修Page 3

2006年第10期 周长江等：齿轮传动齿面摩擦因数计算方法的研究 187 计算混合润滑状态下齿面摩擦因数的另一种方法 认为：综合摩擦因数＿厂由边界润滑状态下的摩擦因数 与部分液体摩擦因数 。组成： ／＝f．q ＋ 。q 。 （9） 式中：q 、qEHD分别为峰顶接触的承载系数和弹流润 滑油膜的承载系数，均由相应的实验测出，二者满足 q ＋q咖 ＝1。 由表面微凸体的接触性质决定，可用 实验进行测定； 。不是常数，而是啮合轮齿滑滚比 的函数。 1．3 边界润滑 边界润滑由Hardy于 1919年首次提出，用以描 述一种介于液体润滑与干摩擦之间的润滑状态。后来 经 F P Browdon，D Tabor，以及B．B．皿e pYlrHH等人 的贡献，使得边界润滑理论的发展日趋完善，并被称 为提高齿轮传动润滑性能的重要理论基础。 齿轮传动中，边界润滑在一定的情况下客观存 在。如在啮入点附近区域，被动齿轮轮齿的齿顶沿着 主动齿轮齿廓刮行，动力油膜基本被破坏，主要以边 界润滑的形式存在。边界润滑机制复杂，测试分析困 难，因此，至今仍没有统一的计算公式，应用也还处 于经验阶段。边界润滑对齿面摩擦磨损中出现的粘着 效应、犁沟效应等影响显著。 Tallian 通过对粗糙表面弹流接触的压力和湍流 研究，指出工作表面经过跑合，稳定状态下产生的塑 性焊合的可能性很小。对于磨齿、滚齿并经跑合的齿 面来说，可以认为上述啮合阶段齿面处于弹性峰接 触，其边界油膜不会破裂。通常认为峰点接触处于边 界润滑状态，其摩擦因数基本保持为常量，实验所测 得边界润滑的摩擦因数一般为： ＝0．1～0．2。边界 润滑 （A＜1）下齿面摩擦 因数 的计算 多选用 Buckingham 半经验式： “ ＝0．05e加 ＋0． ooz／v； （10） 2 基于齿面摩擦特性试验的齿面摩擦因数计算方法 研究 啮合齿面间的摩擦因数呈时变、强非线性分 布” ；其值取决于齿面材料、表面光洁度、齿形、 载荷、工作温度、润滑状态、非稳态油膜的流变特性 及润滑油种类等诸多因素 。因此，根据纯弹流 润滑理论建立齿轮摩擦特性分析模型很困难，求解也 非常复杂；而过多的条件简化往往会影响到分析结论 的可靠性。于是，许多齿面摩擦特性试验研究应运而 生。 2．1 基于啮合点曲率半径等效原理的模拟试件的齿 面摩擦因数试验研究 啮合点曲率半径等效原理 （图2）为：齿廓上到 节点P距离为s的K点的瞬时啮合接触，可用曲率半 径分别为Rl＝rl sins ＋s与R2＝／’2sint￣ 一s，转速等于 齿轮转速的2个模拟试件—— 当量圆柱体或圆盘的摩 擦接触来模拟。 图2 渐开线齿轮等效曲率半径 齿面摩擦力模拟试验研究，主要是借助齿轮摩擦特 性试验台直接测出模拟试件的摩擦力矩，再计算摩擦力 与摩擦因数。计算式通常比较简单，如式 （11） 与式 （12） ： u＝4．255T／F 2Mf ／ （11） （12） 常见的试验机有双圆盘、四圆盘、盘球试验机 等 ，这些模拟试验机为研究油膜的润滑机制、 摩擦特性及齿面摩擦力与摩擦因数的分析起到了很大 的作用。 但其主要不足有：① 圆柱或圆盘之间的油膜性 状不能完全反映实际轮齿之间的油膜复杂的流变、剪 变等变化规律；② 不能真实反映热、流体与结构的 多物理场耦合效应对润滑油膜的影响；③ 每对圆柱 或圆盘只能模拟齿廓上的一个啮合点的情况，且不能 反映部分齿形参数对油膜性状的作用；④ 不能反映 实际轮齿啮合周期内多润滑状态的交变对油膜摩擦特 性的影响。 2．2 基于功率损失与摩擦功耗等效原理的齿轮试件 的齿面摩擦因数试验研究 Rao 根据一个啮合周期内摩擦功等于输入与输 出功率损失的原理，得出了平均摩擦因数的计算式： 维普资讯 Page 4

188 润滑与密封 总第 182期 （1一叼T）（￡ ＋f ） rh1（1“）〔（ ） ＋ln 丽 〕 （13） 式 （13）只考虑了滑动速度而不计滚动摩擦损 失，且不能求解瞬时摩擦因数。Hori 采用重力摆锤 法使啮合轮齿间产生可控的滑动与滚动来模拟齿面接 触，进而求解出齿面摩擦因数。摆锤法的基本原理是 给摆锤一个很小的自由衰减振荡，摆锤势能的减少量 等于啮合轮齿表面摩擦力所做的功。单双齿啮合区的 齿面摩擦因数计算式分别为： h（cos0 一cos0 ＋2 ） 2（1±卫）e ∑ r ， h（cos0 一cos0m ） r ． i＋2N 一1 （1±： ）（el＋e2） ∑ ， （14） （15） 式中的 “±” 分别表示外啮与内啮合方式，该方法 仅适用于准静态测试。 1．变频电机 Z联轴器 输入转速转 矩传感器 4润滑系统 s加载器 矗冷却系统 试验齿轮 ＆输出转速转 矩传感器 图3 封闭功率流齿轮传动效率测试原理 以齿轮试件为研究对象计算齿面摩擦因数，更多 的是基于功率流齿轮传动效率测试方法，其中以闭式 功率流试验测量居多。其测试原理 （见图3）为：用 转速转矩传感器测出输入端和输出端的转速与转矩， 求出试验齿轮装置的总功率损失，进而算出传动效 率；近似地认为齿面摩擦功耗等于总功率损失，再求 出齿面的 “有效 ” 或 “当量 ” 摩擦因数 （见式 （16））；或将轴承中的摩擦损耗从总功率损失中分离 出来，再计算齿面摩擦因数 加 （见式 （17））。 厂： ・ ．詈 （16） 2 ＋I，b＋ F （17） 实际上，功率流齿轮试验台系统的总功率损失中 包含了齿轮、轴承、联轴器等零部件的空载损耗、搅 油损耗，各封闭圈与轴表面问的摩擦损耗，试验台各 运动副表面的空气阻力损耗，齿面摩擦损耗，轴承摩 擦损耗及联轴器的工作损耗等。基于功率流齿轮传动 效率的测试方法，一方面从总功率损失中分离出摩擦 损耗的操作比较复杂，但若不去掉系统误差，则测量 结果的可信度将大大下降。另外， “有效 ” 或 “当 量”摩擦因数并不能反映轮齿实际啮合周期内不同 接触点真实的摩擦状况。 3 齿面摩擦因数动测实验研究 Benedict 尝试用应变计测量2个孤齿试验齿轮 啮合的瞬时动态摩擦因数，但因系统惯性和低阶系统 共振频率的干扰而致使测试结果失真，最终只得采用 圆盘模拟试验机测量模拟试件的摩擦力。Oswald 在NASA齿轮噪声试验台上进行了动测试验，试验中 采用的试件一类为齿廓修形齿，另一类为未修形齿。 Oswald根据涡流测扭仪的测试结果计算出齿面摩擦 力；该项工作为后来齿面摩擦力动测试验奠定了坚实 的基础。 图 4 齿面摩擦力动测试验 台 Rebbrchi 设计出齿面摩擦力动测试验台 （图 4），并将其测试结果与相关的研究结论进行了验证。 该试验台的基本测试原理为：通过贴在2个连续齿的 齿根过渡曲线区域的应变计，分别测出啮合轮齿的在 接触点的法向力与摩擦力： ISc allFn＋at2Ff （18） 【St＝a21F ＋a22F 再根据库仑定律计算出摩擦因数。由于其中一个试验 齿轮只有一个轮齿，因此当重合度大于1时，测试结 果就不能真实反映多齿啮合区的法向力与摩擦力。另 外，由于该试验测试原理是分时测得法向力与摩擦 力，因此与实际啮合点法向载荷与摩擦力同时作用且 随啮合点不同齿面呈现不同的摩擦过渡与交变的情况 存在一定的差距。 维普资讯 Page 5

2006年第10期 周长江等：齿轮传动齿面摩擦因数计算方法的研究 189 由于动态测试系统能够在较高转速下直接测试轮 齿敏感区的应力应变，与前面提到的模拟试验机与功 率流试验系统相比较，动态测试结果更能真实地反映 啮合点的受力情况。齿面摩擦因数动测试验需要注意 的主要问题有：尽量减小被测系统的动态特性 （如 惯性、共振、系统变形等因素）对测试敏感元件及 其数据采集的干扰；降低测试系统自身的误差等。 4 线外啮合冲击模型及其摩擦因数计算方法的研究 考虑齿轮加工与装配误差、轮齿磨损与弹性变形 以及系统变形等因素时，客观上存在线外啮合冲击接 触。受载轮齿与非理想齿轮传动中，这是不可避免的 现象 j。在线外啮合冲击阶段，齿面的摩擦特性不 同于以弹流润滑理论为基础的边界润滑、混合润滑或 完全弹流状态下的轮齿摩擦机制；同时也不便用上面 介绍模拟试验机测量；也不宜用传统的摩擦功耗与传 动功率损失等效的原理进行分析。在此，作者根据多 年的研究成果建议按冲击摩擦进行建模，并给出了齿 面冲击摩擦因数计算式。 基于精确的齿轮有限 元模型得出的载荷历程数 值分析结论 （图 5）， 准确地推导出考虑双齿区 应力叠加效应且含系统误 差与轮齿综合变形时线外 竺 ．冲 宝 喜图 轮齿综合变形载荷历程 速度和冲击力 （图… — ………… 6）。进而推导出由实际啮入冲击点到理论啮合线啮 入点全程中任意点的位置、冲击速度和冲击力的算 法，从而准确地计算出线外啮合阶段各点的冲击摩擦 力与摩擦因数 ，其中啮入冲击力计算式为： （19） I F cos（arcsin ’b2）dt ＝ ————— （20） I F sin（arcsin ’b2）dt O a2 含系统误差与综合变形齿轮副线外啮合冲击摩擦 分析模型的提出，并准确地计算出线外啮合阶段各点 的冲击摩擦力与摩擦因数，其意义主要体现在：对实 际齿轮传动系统轮齿啮合周期内出现的冲击摩擦接 触、边界润滑、混合润滑与完全弹流润滑等状况分阶 段进行系统研究，从而较完整地揭示出复杂润滑状态 下齿轮副的摩擦力与摩擦因数的变化规律。 图6 齿轮线外冲击啮合 5 结论 （1）以弹流润滑理论为基础，对 3种典型润滑 状态下齿面摩擦因数的计算方法及其适用条件等进行 了较深入的分析。 （2）以齿面摩擦特性试验为基础，分别对基于 啮合点曲率半径等效原理的模拟试件与基于功率损失 同摩擦功耗等效原理的试验齿轮的齿面摩擦因数计算 方法的特点、实验条件及结论等进行了比较研究。 （3）比较指出了齿面摩擦因数动测实验结果具 有更高的可信度。 （4）在分别从理论与实验两个方面对齿面摩擦 因数的计算方法进行了综合分析与比较研究后，补充 提出了含系统误差与综合变形齿轮副线外啮合冲击摩 擦模型，给出了相应的冲击摩擦力与摩擦因数计算 式，从而较完整地构建了含系统误差与综合变形的复 杂润滑状态下齿轮传动齿面摩擦因数的计算方法体 系。该体系对探索齿轮摩擦机制、完善其强度设计准 则；对提高齿轮设计制造水平和促进减摩耐磨技术的 开发，均具有较重要的意义。

参考文献 【1】周仲荣，

联轴节都有哪些分类，安装步骤是什么？

联轴节，又名联轴器，是用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件，起衔接，缓冲、减振和提高轴系动态性能等作用。联轴器种类繁多，按照被联接两轴的相对位置和位置的变动情况，可以分为：

①固定式联轴器。主要用于两轴要求严格对中并在工作中不发生相对位移的地方，结构一般较简单，容易制造，且两轴瞬时转速相同，主要有凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器等。

②可移式联轴器。主要用于两轴有偏斜或在工作中有相对位移的地方，根据补偿位移的方法又可分为刚性可移式联轴器和弹性可移式联轴器。

刚性可移式联轴器利用联轴器工作零件间构成的动联接具有某一方向或几个方向的活动度来补偿，如牙嵌联轴器（允许轴向位移）、十字沟槽联轴器（用来联接平行位移或角位移很小的两根轴）、万向联轴器（用于两轴有较大偏斜角或在工作中有较大角位移的地方）、齿轮联轴器（允许综合位移）、链条联轴器（允许有径向位移）等，弹性可移式联轴器（简称弹性联轴器）利用弹性元件的弹性变形来补偿两轴的偏斜和位移，同时弹性元件也具有缓冲和减振性能，如蛇形弹簧联轴器、径向多层板簧联轴器、弹性圈栓销联轴器、尼龙栓销联轴器、橡胶套筒联轴器等。联轴器有些已经标准化。选择时先应根据工作要求选定合适的类型，然后按照轴的直径计算扭矩和转速，再从有关手册中查出适用的型号，最后对某些关键零件作必要的验算。让键

联轴节的安装步骤：

1、先用无绒布将新联轴节中心孔内壁及需要安装新联轴节的传动轴外壁擦净后，再用沙纸清除表面可能存在的毛刺，最后用7063清洗并擦净。（注意，要仔坦谨巧细清理新联轴节的注油孔，确保没有灰尘及杂物。

2、把新联轴节装到传动轴上，确保联轴节注油孔向下，然后，用力向里一推。

3、把液压设备的管线按照以上方法固定在注油孔上，（注意：固定前一定要先把晌皮管内的空气排净。）

4、把工装及其轴向加压装置安装后用工艺杆固定在coupling中心孔上面（注意：工装的开口处应向下对准安装在注油孔上的管线；轴向加压装置的方向不要装反）。

5、设备安装并固定后，开始加压，首先两个压力泵同时加压，液压表打到5000气压表打到500后保压两分钟，然后液压表打到10000气压表打到1000后，保压两分钟，接着液压表打到20000气压表打到2000保压两分钟，最后液压表打到30000气压表打到2500~3000保压两分钟，此时，用手摸联轴节与传动轴的咬合处，如果已经紧密结合，没有突起，说明此时已经安装到位，如果还有突起，就说明没有到位，继续等！如果已经安装到位，注意：先把油压表泄压，轴向压力表继续保压25分钟。

6、保压后，把轴向压力表泄压，注意，旋转泄压阀门的时候，速度一定要快！否则，联轴节可能又脱落出来。把轴向压力表泄压后，观察联轴节的连接处一分钟，如果没有位移，就说明安装成功，如有位移，需参照以上方法重新安装。

7、取下所有工装并恢复。

抱紧式联轴器怎么安装

将抱紧螺钉和支紧螺钉松开，具体如下。

1、拧入顶开螺钉把联轴器的开口槽的槽口顶得更宽些，将搅拌轴轴头完全套入联轴器内与动镇弊迅力头的轴联接。

2、松开顶开螺钉，旋紧抱紧螺钉，使联轴器将动御此力头轴和搅拌轴轴头抱紧联接，拧紧支紧螺钉。

3、拉拽搅拌轴，检查联接是否紧固可卜举靠。

高铁车头前的开口，到底是干什么的？

高铁车头前的开口，是用来连接使用的。有时候高铁需要增加车厢数量，就通过车头的开头来进行连接。

【制冷压缩机的工作原理及结构】 螺杆式制冷机工作原理

制冷压缩机的工作原理及结构

第一节 螺杆式制冷压缩机的工作原理

1、螺杆式制冷压缩机的特点

与活塞压缩机的往复容积式不同，螺杆式压缩机是一种回转容积式压缩机。与活塞压缩机相比，螺杆式制冷压缩机有以下优点： a.体积小重量轻，结构简单，零部件少，只相当于活塞压缩机的1/3～1/2；

b.转速高，单机制冷量大；

c.易损件少，使用维护方便；

d.运转平稳，振动小；

e.单级压比大，可以在较低蒸发温度下使用；

f.

g.对湿行程不敏感；

h.

制冷量可以在10%～

100%之间无级调节；

i.操作方便，便于实现自动控制；

j.体积小，便于实现机组化。

缺点：

转子、机体等部件加工精度要求高，装配要求比较严格； 油路系统及辅助设备比较复杂；因为转速高，所以噪声比较大。

2、螺杆式制冷压缩机工作原理

双螺杆（压缩机）是由一对相互啮合、旋向相反的阴、阳转子，阴转子为凹型，阳转子为凸型。随着转子按照一定的传动比旋转，转子基元容积由于阴阳转子相继侵入而发生改变。侵入段（啮合线）向排气端推移，于是封闭在沟槽内的气体容积逐渐缩小，压力逐渐升高，压力升高到一定值（或者说转子旋转到一定位臵）时，齿槽（密闭容积）与排气孔相通，高压气体排出压缩机，进入油分离器。吸气、压缩、排气过程见示意图。

3、内压比与螺杆压缩机经济性的关系

螺杆压缩机是没有气阀的容积型回转式压缩机，吸、排气孔的打开和关闭完全为几何结构决定的，即吸气终了的体积和压缩结余嫌橡束时的体积是固定的，即内容积比是固定的。而活塞压缩机的吸、排气阀片的打开是由吸、排气腔的压力决定的。

内容积比：Vi=VS/Vd

VS—吸气终了时的容积，Vd—压缩终了时的容积

内压力比：Za = Pd / P0

Pd—压缩终了压力，P0—吸入压力

可见，内压比是由内容积比决定的。所以，压缩终了压力Pd是由吸气压力和内容积比决定的。

外压力比：Zy = Py / P0

Py—排气背压力，或者说冷凝压力

外压比是由蒸发温度和冷凝温度决定的，即由运行工况所决定的。

当压缩机内压比小于外压比时（内容积比小），压缩终了压力小于冷凝压力，气体进入排气口后不能排出压缩机，会受到下一个齿槽排出的气体继续压缩（等容压缩），直到压力达到冷凝压力时，才会排出排气口，进入排气管路；当压缩机内压比大于外压比时（内容积比大）， 压缩终了压力大于冷凝压力，气体进入排气口后压力迅速降低至冷凝压力（等容膨胀）

。不论是等容压缩还是等容膨胀，都会使压缩机功耗增加。

因为一台压缩机的竖旁内压比一般都是固定的，而工况的变化会导致内、外压比不一致。所以在选用压缩机时，应选用内压比与使用工况对应的外压比相同或接近的，才能获得节能。

常用的调节内压比的办法有：

更换具有不同开口位臵的滑阀（滑阀上开有径向排气口），通过改变排气口位臵来改变内压比；

采用具有可以调节内容积比的压缩机（可调内容积比螺杆压缩机）。

第二节 螺杆式压缩机的结构

螺杆制冷压缩机一般可分为机体部件、转子部件、滑阀部件、轴封部件和联轴器部件。

1)机体部件

机体部件主要是由机体、吸气端座、吸气端盖机体：气口。机体下部有一部分缸壁被镗掉用于放臵滑阀。要使压缩机压缩气体的效率高，就要求机体孔与转子之间的间隙必须严格保证。滑阀端部与机体的配合要严密，组装时需经钳工研合。

吸气端座：吸气端座上部设有轴向吸气孔口，气体进入压缩机的通道。吸气端座有三个呈三

角形排列的孔，上部两个是安装主轴承的，下面一个是滑阀油活塞的工作油缸。安装主动转子主轴承孔口外侧安装平衡活塞套。

排气端座：排气端座下部的孔口是气体压缩终了的轴向排气口。排气端座上主轴承孔的外侧安装止推轴承，用轴承压盖将止推轴承外圈压在排气端座上。

吸气端座、机体、排气端座的相对位臵是三体找正后靠它们之间的定位销来确定。即使是同一型号机器的各部件也不能随意搭配。机体部件中的各零件的端面相互是严密贴合的，通过橡胶圈或厌氧胶密封。吸、排气端座主轴承孔及机体孔之间同心是保证转子能正常工作的重要条件。

2)转子部件

转子部件由主动者拦转子（一般为阳转子）、从动转子（一般为阴转子）、主轴承、止推轴承、轴承压盖、平衡活塞以及平衡活塞套等零件组成。 阴、阳转子是螺杆压缩机中最核心的零件。转子的加工精度、形位公差要求都很高，精加工后还必须做动平衡试验方可使用。主动转子通过联轴器与电机直联，并带动从动转子旋转。 主轴承一般采用滑动轴承，又叫主轴瓦，是支撑转子、承担径向力。主轴承内表面衬有一层耐磨合金，磨损较大或拉毛、拉伤时应更换。主轴承在工作中靠润滑油润滑，各油路必须通畅。更换新轴承时要采取“刮花”处理。 止推轴承：每个转子上一般装有一对止推轴承，而且是经过游隙测定

后相反方向安装。止推轴承是克服转子工作时产生的轴向力（排气端压向吸气端），并保持转子端面与吸、排气端座保持一定的间隙。转子排气端面与排气端座的间隙是靠调整垫的厚度来调整的。如果测量排气端间隙大，则磨薄调整垫；如果测量排气端间隙小，则更换调整垫或增加一个调整垫。止推轴承的内圈是通过圆螺母及防松垫片（俗称王八垫）固定在转子上，外圈是通过轴承压

盖压紧在排气端座上。装配轴承压盖时要注意用力均匀，并随时盘动转子检查是否盘车过紧。

把紧轴承压盖后，要测量转子的轴向和径向的串动量。此时，转子的轴向串动量应为0，径向串动量应小于0.005mm。

平衡活塞通过螺栓（或键）固定在主动转子上吸气侧的一端、在平衡活塞套中随转子一同旋转，承受油压来平衡一部分轴向力，作用是延长止推轴承的使用寿命。平衡活塞及平衡活塞套磨损严重时必须更换。

3)滑阀部件

滑阀部件主要由滑阀、滑阀导管、滑阀导管套、螺旋管、油活塞、指示器以及“O”型圈和密封环等零件组成。螺杆制冷压缩机最常用的能量调节方法就是在两个转子之间设臵一个可以轴向移动的滑阀，即滑阀能量调节方法。如图2-14所示，滑阀位臵改变，与滑阀固定端脱离，打开一条与吸气腔相通的通道，基元容积中的气体没有得到压缩就旁通回吸气腔，相当于改变了转子的有效工作长度。滑阀位臵不同，旁通气体的量也不同，滑阀的连续移动，能量可以在10%～100%

之间无级调节。滑阀位臵的改变，也改变了径向排气口的位臵，使原本设计好的内压比发生改变，压缩比减小，使功耗的变化与冷量的变化不成比例，效率降低。滑阀的运动是靠油活塞运动带动的。控制系统相连。螺杆制冷压缩机能量调节控制原理见图2-15。

4)轴封部件

对于开启式压缩机，驱动轴的一端要伸出机体外部，为了防止制冷剂向外泄漏或空气渗漏入系统，必须在轴的伸出部位及机体之间设臵轴封装臵。

如图2-16所示的弹簧式轴封，是由动环、静环、弹簧、弹簧座、压环和“O”型密封圈组成。其中动环、弹簧、弹簧座及动环胶圈装配在一起并随主动转子旋转而旋转，静环及静环胶圈装配在轴封压盖上相对于机体固定。弹簧提供给动、静环之间合适的压力。因此，安装轴封时要调整弹簧的弹力。胶圈是防止气体轴向泄漏，动、静环的贴合面是防止气体径向泄漏。螺杆压缩机的转速很高，动、静环表面的摩擦及发热量都很大。为了润滑动、静环之间的密封面、减少渗漏并带走热量，轴封室内充满润滑油，通过油泵把油不断地输送到轴封。因为主动转子轴伸出端处在排气侧，所以轴封工作位臵所处压力为压缩机的排气压力，为保证轴封的正常工作，要求油压比排气压高0.15~0.3MPa 。

在轴封的前端，一般装有油封，其作用是保证轴封室内充满润滑油。 注意事项：对于氟利昂压缩机，“O”型圈应使用耐氟橡胶；轴封少量渗漏是允许的；润滑油中制冷剂过多会严重损坏轴封。

5)联轴器部件

螺杆压缩机的联轴器有橡胶柱销式和挠性（膜片式）联轴器两种。 橡胶柱销式联轴器由两个半联轴节、飞轮、传动芯子以及螺钉等组成。这种联轴器的橡胶传动芯容易磨损，磨损后会导致机器运动不平稳，对转子、轴承、轴封都会产生不良影响。目前逐渐被挠性联轴器取代。 挠性联轴器是由两半联轴节、接筒、传动垫片以及螺钉等组成。这种联轴器的两个半联轴节是经过动平衡试验的，安装时相对位臵是固定的。

联轴器是将电动机的动力传递到压缩机主动转子的重要部件。由于螺杆压缩机的转速较高，

对联轴器的安装精度（同轴度）要求也较高。联轴器安装不当，不但会引起机器运转不平稳、

噪声增高，而且对转子、主轴承、止推轴承和轴封会产生异常损伤。 对于新运行的机组，因为油分或机架的应力变化，会使压缩机、电机的同轴度发生改变，应定期检查同轴度，直至机组应力消除方可连续运转。

第三节 螺杆式制冷压缩机组与循环系统

1、螺杆制冷压缩机组

螺杆压缩机工作时要不断向工作腔喷入润滑油，起着润滑、冷却、密封和消声作用，以及润滑主轴承、止推轴承、轴封的润滑油，推动油活塞、平衡活塞的压力油，这些油最后和高压气体混合着排出压缩机。这些油必须分离出来，经过冷却、过滤、加压后循环使用。为防止制

冷系统中的杂质随吸气进入压缩机对转子、机体造成磨损，必须设臵吸气过滤器。 ①吸气过滤器

吸气过滤器主要由壳体和金属过滤网等组成。壳体上安装吸气温度计、压力表和加油阀。加油阀是机组运行时加油的部位。 注意事项：

拆卸端盖时防止被弹簧弹出伤人；安装时应注意过滤网一端的胶圈是完好的，如破损或变形应更换。

可以通过更换干燥过滤器滤去水分，也可以通过吸气过滤器过滤水分。如何判断和操作

②油分离器

螺杆压缩机组的油分离器主要有立式和卧式两种，并且以填料式为主。我公司目前普遍采用卧式二级油分、三种分油方式，分油效率高，可达10PPm。油分离器并且也是压缩机、电机的基础，使机组结构紧凑。油分内部分隔成三个腔，靠压缩机一侧桶体是保持油位的，其外部壳体上有两个上下布臵的视油镜，是监视油位高度（自动机组有油位控制器）。靠电机一侧的桶体是安装二次油分高效分油滤芯的，其外侧也有一个视油镜，根据油位判断是否采取回油措施。 注意事项：

油位控制：两个视油镜之间；分油滤芯前后部分筒内的回油操作油加热器的作用；

分油滤芯如果污染严重，会增加排气阻力，耗功增加，效率降低，应当更换；因为油分长度较长，受温度、振动的影响

会产生应力变形，使电机和压缩机的同轴度改变，压缩机初期运行时应随时调整同轴度。具体间隔时间由前次找正时测得的偏差植决定。 ③油冷却器

油分分离出来的润滑油因为吸收摩擦热及气体的热量而使温度升高（接近排气温度）。润滑油正常使用温度是30～60℃，油温过高粘度降低，会使密封作用减弱，内泄漏增加，降低压缩机的效率，所以润滑油必须经过冷却才能循环使用。油冷却器就是起冷却油的作用。 一般油冷却器采用水冷却方式。油走壳程，水走管程，清洗水路方便。优点是系统简单，油

温可以降低至比较低的温度（根据水温而定）；缺点是水侧管路易腐蚀。

工质冷却。油走管程，工质走壳程。优点是油冷不易腐蚀，操作维护简单；节省一套水路系统，适用于水质差或供水困难的场合；油温比较稳定。缺点是油温的最低温度受冷凝温度控制，系统需增加辅助贮液器或氨泵。辅助贮液器出液口与油冷之间至少要有1米以上的高度差。

④粗油过滤器

为保护油泵的正常工作，在润滑油进入油泵之前通过粗油过滤器滤去杂质。过滤器由壳体和金属滤网组成，壳体上设有加油阀，初次加油都是通过此阀。加油可以通过系统抽真空加油，也可以通过油泵加油。对于初次运转的机器，初运转后要检查粗油过滤器的清洁度，并根据系统清洁度定期拆检过滤网。可使用汽油或煤油清洗过滤网，并用干

燥空气吹干净后继续使用。

⑤油泵

油泵在压缩机组中的作用是增加油压。常采用齿轮泵或转子泵。开机前要先检查油泵旋转方向。油泵齿轮或转子磨损严重会导致油压不足，必须检修或更换；油泵轴封漏油也必须检修或更换。 ⑥精油过滤器

精油过滤器也是由壳体和过滤网组成，装配在油泵之后、油分配器之前，过滤油中的细小颗粒，保护压缩机转子及轴封。为了能滤去细微的金属磨屑，在过滤网内装有永磁铁。

精油过滤器的过滤网比较细密，容易受到污染而使阻力增大。当油流经精油过滤器的压力降超过0.05～0.1Mpa时，就要对精滤器进行清洗或更换。机组设有精滤器前后压差保护，设定值为0.1Mpa。 ⑦油压调节阀

油压调节阀的作用是调节压缩机的喷油压力。如果进入压缩机的油压过高，会使喷油量过大，既影响压缩机的吸气量，又增加压缩机的耗功，还会增加轴封漏油的可能性；油压过低，会使喷油量过小，使润滑油的作用减弱。一般要求精油过滤器后的油压即喷油压力要比排气压力高0.15～0.3Mpa（可调内容积比压缩机除外）。

油压调节阀位一般于油泵进、出油管之间，一般是弹簧式的。当油泵出口压力高于油压调节阀设定值时，自动顶开调节阀的阀头，使一部分油流回进油管或油分，使油压降低。通常在刚开油泵或油温比较低时，油压会比较高，达到0.4~0.6MPa，此时不须要调整油压调节阀

的设定值。机器运转正常后，根据需要将油压调整到合适值。 ⑧止回阀

止回阀又称止逆阀或单向阀。因为螺杆压缩机没有例似于活塞压缩机中的吸、排气阀片可以自动隔开高低压气腔，当压缩机突然停机而又没有来得及关闭吸排气截止阀，制冷剂气体就会从高压侧流向低压侧，同时压缩机转子也会在气流的作用下出现倒转现象。螺杆压缩机倒转会产生很多恶劣的影响：转子会产生严重的磨损；低压侧（蒸发器）压力升高，温度上升；压缩机中的润滑油会随气流大量流向低压侧，会使机组油量不足，影响蒸发器换热，或再次开机出现液击现象。 螺杆压缩机在吸气截止阀与机体吸气口之间、油分出口与排气截止阀之间设有吸气单向阀和排气单向阀，用以防止制冷剂气体反方向流动。

不能把单向阀做为截止阀使用。吸、排气止

联轴器的用途应用

在选择联轴器时应根据选用者各自实际情况和要求，综合考虑上述各种因素，从现有标准联轴器中选取最适合自己需要的联轴器品种、型式和规格。一般情况下现有的标准联轴器基本可以满足不同工况的需要。

由于动力机的驱动转矩及工作机的负载载矩不稳定，以及由传动零件制造误差引起的冲击和零件不平衡离心惯性力引起的动载荷，使得传动轴系在变载荷（周期性变载荷及非周期性冲击载荷）下动行产生机械振动，这将影响机械的使用寿命和性能，破坏仪器、仪表的正常工作条件，并对轴系零件造成附加动应力，当总应力或交变应力分别超过允许限制时，会使零件产生破坏或疲劳破坏。在设计或选用传递转矩和运动用的联轴器时，应进行扭振分析和计算，其目的在于求击轴系的固有频率，以确定动力机的各阶临界转速，从而算出扭振使轴系及传动装置产生的附加载荷和应力。必要时采用减振缓冲措施，其基本原理是合理的匹配系统的质量、刚度、阻尼及干扰力的大小和频率，使传动装置不在共振区的转速范围内运转，或在运转速度内范围不出现强烈的共振现象。另一个行之有效的方法是在轴系中采用高柔度的弹性联轴器，简称高弹（性）联轴器，以降低轴系的固有源并扰频率，并利用其阻尼特性减小扭振振幅。 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，根据传动系统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，目前我国制订为国标和行标的有十几种，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用范围，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需自行设计联轴器。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。雹旦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系统的角度需要来选择联轴器，应避免单纯的只考虑主、从动端联接选择联轴器。

动力机的机械特性

动力机到工作时之间，通过一个或数个不同品种或不同型式、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、内燃机和汽轮机。由于动力机工作原理和结构不同，其机械特性差别很大，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。

动力机的机械特性对整个传动系统有一定的影响，不同类型的动力机，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都是电动机，运行的机械产品传动系统(例如般舶、各种车辆等)中的动力机多为蔽悉内燃机，当动力机为缸数不同的内燃机时，必须考虑扭振对传动系统的影响，这种影响因素与内燃机的缸数、各缸是否正常工作有关。此时一般应选用弹性联轴器，以调整轴系固有频率，降低扭振振幅，从而减振、缓冲、保护传动装置部件，改善对中性能，提高输出功率的稳定性。

载荷类别

由于结构和材料不同，用于各个机械产品传动系统的联轴器，其承载能力差异很大。载荷类别主要是针对工作机的工作载荷的冲击、振动、正反转、制动、频繁启动等原因而形成不同类别的载荷。为便于选用计算，将传动系统的载荷分为四类。

传统系统的载荷类别是选择联轴器品种的基本依据。冲击、振动和转知变化较大的工作载荷，应选择具有弹性元件的挠性联轴器即弹性联轴器，以缓冲、减振、补偿轴线偏移，改善传动系统工作性能。起动频繁、正反转、制动时的转矩是正常平稳工作时转矩的数倍，是超载工作，必然缩短联轴器弹性元件使用寿命，联轴器只允许短时超载，一般短时超载不得超过公称转矩的2~3倍，即[Tmax]≥2~3Tn。

低速重载工况应避免选用只适用于中小功率的联轴器，例如：弹性套柱销联轴器、芯型弹性联轴器、多角形橡胶联轴器、轮胎式联轴器等；需控制过载安全保护的轴系，宜选用安全联轴器；载荷变化较大的并有冲击、振动的轴系，宜选择具有弹性元件且缓冲和减振效果较好的弹性联轴器。金属弹性联轴器承载能力高于非金属弹性元件弹性联轴器；弹性元件受挤压的弹性联轴器可靠性高于弹性元件受剪切的弹性联轴器。

许用转速

联轴器的许用转速范围是根据联轴器不同材料允许的线速度的最大外缘尺寸，经过计算而确定。不同材料和品种、规格的联轴器许用转速范围不相同，改变联轴器的材料可提高联轴器许用转速范围，材料为钢的许用转速大于材料为铸铁的许用转速。

所联两轴相对位移

联轴器所联两轴由于制造误差、装配误差、安装误差、轴受载而产生和变形、基座变形、轴承磨损、温度变化、部件之间的相对运动等多种因素而产生相对位移。一般情况下，两轴相对位移是难以避免的，但不同工况条件下的轴系传动所产生态平衡位移方向，即轴向、径向角向以及位移量的大小有所不同。只有挠性联 轴器才具有补偿两轴相对位移的性能，因此在实际应用中 大量选择挠性联轴器。刚性联轴器不具备补偿性应用范围受到限制，因此用量很少。角向位移较大的轴系传动宜选用万向联轴器；有轴向窜动，并需控制轴向位移的轴系传动，应选用膜片联轴器；只有对中精度很高的情况下才选用刚性联轴器。

传动精度

小转矩和以传递运动为主的轴系传动，要求联轴器具有较高的传动精度，宜选用金属弹性元件的挠性联轴器。大转矩和传递动力的轴系传动，对传动精度亦有要求，高转速时，应避免选用非金属弹性元件弹性联轴器和可动元件之间有间隙的挠性联轴器，宜选用传动精度高的膜片联轴器。

尺寸、安装与维护

联轴器外形尺寸，即最大径向和轴向尺寸，必须在机器设备允许的安装空间以内。间选择装拆方便、不用维护、维护周期长或维护方便、更换易损件不用移动两轴、对中调整容易的联轴器。

大型机器设备调整两轴对中较困难，应选择使用耐久和更换易损件方便的联轴器。金属弹性元件挠性联轴器一般比非金属弹性元件挠性联轴器使用寿命长。需密封润滑和使用不耐久的联轴器，必然增加维护工作量。对于长期连续运转和经济效益较高的场合，例如我国冶金企业的轧机传动系统的高增端，目 前普遍采用的是齿式联轴器，齿式联轴器虽然理论上传递转矩大，但必须在润滑和密封良好的条件下才能耐久工作，且需经常检查密封状况，注润滑油，维护工作量大，增加了辅助工时，减少了有效工作时间，影响生产效益。

工作环境

联轴器与各种不同主机产品配套作用，周围的工作环境比较复杂。对于高温、低温、有油、酸、碱介质的工作环境，不宜选用以一般橡胶为弹性元件材料的挠性联轴器，应选择金属弹性元件挠性联轴器。 弹性柱销齿式联轴器由于运转时柱销的窜动，自身噪声大，对于噪声有严格要求的场合不应选用。

制造、安装、维护和成本

在满足便用性能的前提下，应选用装拆方便、维护简单、成本低的联轴器。例如刚性联轴器不但结构简单，而且装拆方便，可用于低速、刚性大的传动轴。一般的非金属弹性元件联轴器(例如弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器、梅花形弹性联轴器等)，由于具有良好的综合能力，广泛适用于一般的中、小功率传动。 选用标准

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 要时才需自己设计联轴器。

选择品种

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 中间轴型或接中间套型。

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短矩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。

初选型号

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L0,就满足联轴器 转速n≤[n]。

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 同是普通现象，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/T3852中规定的七种轴孔型式，推荐采用J1型轴孔型式，以提高通用性和 互换性，轴孔长度按联轴 器产品标准的规定。

联接型式

联轴器联接型式的选择取决于主、从动端与轴的联接型式，一般采用键联接，为统一键联 接型式及代号，在GB/T3852中规定了七 种键槽型式，四种无 键联接，用得较多的是A型键。

选定品种

根据动力机和联 轴器载荷类别、转速、工作环 境等综合因素，选定联轴 器品种；根据 联轴器的配套、联接情况等因 素选定联轴器型式；根据公称转矩、轴孔直径与轴孔长度选定规格（型号）。为了保证轴和键的强度，在选定联轴器型号（规格）后，应对轴和键强度做校核验算，以最后确定联轴器的型号。 联轴器外形尺寸，即最大径向 和轴向尺寸，必须在机器 设备允许的安装空间以内。应选择装拆方便、不用维护、维护周期长或维护方便、更换易损件不用移动两轴、对中调整容易的联轴器。

大型机器设备调整两轴 对中较困难，应选择使用 耐久和更换易损件方便的联轴器。金属弹性元件挠性联轴器一般比非金属弹性元件挠性联轴器的使用寿命长。需密封润滑和使用 不耐久的联轴器，必然增加维护工 作量。对于长期连续运转和经济 效益较高的场合，例如我国冶金企业的轧机传动系统高速端，目 前普遍采用的是齿式联轴器，齿式联轴器虽然理论上传递转矩大，但必须在润滑和密封良好的条件下才能耐久工作。且需经常检查密封状况，注润滑油或润滑脂，维护工作量大，增加了辅助工时，减少了有效工作时间，影响生产效益。国际上工业发达国家，已普遍选用使用寿命长、不用润滑和维护的膜片联轴顺取代鼓形齿式联轴器，不仅提高了经济效益，还可净化工作环境。在轧机传动系统选用我国研制的弹性活销联轴器和扇形块弹性联轴器，不仅具有膜片联轴器的优点，而且缓冲减振效果好，价格更便宜。 十字滑块式

最高圆周速度约30m/s，用2号润滑脂润滑，中间滑块的旷地空闲装满脂，换脂周期1000小时，适合采用球轴承脂。最高圆周速度约30m/s，用N220齿轮油润滑，中间滑块的旷地空闲装满油，换油周期1000小时，有时采用浸满油的毛毡垫。

盘式弹簧

最高圆周速度约60m/s，用2号或3号润滑脂润滑，用量为装满联轴器，换脂周期12个月，对密封要求不严；最高圆 周速度约150m/s，用N150、N220齿轮油润滑，要求有 足够的流量，沿轴向连续地通过联轴器。

弹簧片式

最高圆周速度约30m/s，用1号润滑脂润滑，用量为装满联轴器，换脂周期1000小时，对密封要求不严。

联轴器新型号，联轴器旧型号

1.联轴器命名的原则

a 联轴器名称要有科学性、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。 类别 组别 品种 型式 规格 名称 型号 名称 代号 名称 代号 名称 代号 新 旧 刚性联轴器 　G 凸缘式 Y 基本型 　18 凸缘联轴器 GY YL 有对中榫型 D 18 有对中榫凸缘联轴器 GYD YKD 套筒式 T 　套筒联轴器 GT 　夹壳式 J 基本型 夹壳联轴器 GJ 　立式 L 　立式夹壳联轴器 GJN 　径向键式 N 　径向键凸缘联轴器 GN GT 平行轴式 P 滚动轴承型 G 15 滚动轴承平行轴联轴器 GPG PLG 滑动轴承型 H 15 滑动轴承平行轴联轴器 GPH PLH 挠性联轴器 无 弹 性 元 件 挠 性 联 轴 器 W 滑块式 H 10 滑块联轴器 WH HL 鼓形齿式 G 基本型 　30/24 鼓形齿联轴器 WG 　双面分体式 S 　双面鼓形齿联轴器 WGS 　单面分体式 D 30/25 单面鼓形齿联轴器 WGD 　接中间轴式 J 30/25 接中间轴鼓形齿联轴器 WGJ 　接中间套式 T 24 接中间套鼓形齿联轴器 WGT 　垂直安装式 S 14 垂直安装鼓形齿联轴器 WGS 　带制动轮式 Z 14 带制动轮鼓形齿联轴器 WGZ 　带制动盘式 P 14 带制动盘鼓形齿联轴器 WGP 　直齿式 C 　直齿联轴器 WC 　滚子链 Z 双排链 　15 滚子链联轴器 WZ GL 单排链 D 　单排链联轴器 WZD 　齿形链式 L 　齿形链联轴器 WL 　套筒链式 T 　套筒链联轴器 WT 　十字轴式 S 整体叉头型 C 11~13 整体叉头十字轴万向联轴器 WSC SWC 部分轴承座型 P 14 部分轴承座十字轴万向联轴器 WSP SWP 整体轴承座型 Z 11 整体轴承座十字轴万向联轴器 WSZ SWZ 小型 　8 十字轴万向联轴器 WS 　球笼式 Q 基本型 　9 球笼万向联轴器 WQ QWL 大倾角型 D 7 大倾角球笼万向联轴器 WQD QWLZ 球叉式 A 　球叉万向联轴器 WA 　凸块式 K 　凸块万向联轴器 WK 　三球销式 U 　三球销万向联轴器 WU 　三销式 N 　三销万向联轴器 WN 　铰杆式 G 　铰杆万向联轴器 WG 　球铰式 M 　球铰万向联轴器 WM 　球铰柱塞式 B 　球铰柱塞万向联轴器 WB 　钢球式 E 　钢球联轴器 WE 　三叉杆式 D 　三叉杆万向联轴器 WD 　球面滚子式 J 基本型 　17 球面滚子联轴器 WJ WJ A型 A 16 A型球面滚子联轴器 WJA WJA 非 金 属 弹 性 元 件 挠 性 联 轴 器 L 轮胎式 U 带骨架型 　18 轮胎式联轴器 LU UL 整体型 N 　整体轮胎式联轴器 LUN 　开口型 K 　开口轮胎式联轴器 LYK 　弹性套柱销式 T 基本型 　13 弹性套柱销联轴器 LT TL 带制动轮型 Z 9 带制动轮弹性套柱销联轴器 LTZ TLL 弹性柱销式 H 基本型 　14 弹性柱销联轴器 LH HL 带制动轮型 Z 15 带制动轮弹性柱销联轴器 LHZ HLL 弹性柱销齿式 Z 基本型 　23 弹性柱销齿式联轴器 LZ ZL 圆锥轴孔型 D 13 圆锥轴孔弹性柱销齿林联轴器 LZD ZLD 接中间轴型 J 23 接中间轴弹性柱销齿式联轴器 LZJ ZLZ 带制动轮型 Z 9 带制动轮弹性柱销齿式联轴器 LZZ ZLL 梅花形 　基本型 　14 梅花形弹性联轴器 LM ML 单法兰型 D 14 单法兰梅花弹性联轴器 LMD MLZ 双法兰型 S 14 双法兰梅花弹性联轴器 LMS MLS 分体式制动轮型 ZⅠ 13 分体式制动轮梅花型弹性联轴器 LMZI MLL-I 整体式制动轮型 ZⅡ 13 整体式制动轮梅花型弹性联轴器 LMZⅡ MLL-Ⅱ 凹型环式 A 　凹型环式联轴器 LA 　弹性套筒式 G 　弹性套筒联轴器 LG 　弹性板式 B 　弹性板联轴器 LB 　多角式 D 11 多角形弹性联轴器 LD 　芯型 N 基本型 　14 芯型弹性联轴器 LN NL 双法兰型 S 14 双法兰芯型弹性联轴器 LNS NLS 弹性环 X 16 橡胶金属环联轴器 LX 　H型弹性块 R 基本型 A/B 13/19 H型弹性块联轴器 LR HTLA 接中间轴型 J 10 接中间轴H型弹性块联轴器 LRJ HTLE 带制动轮型 Z 7/9 带制动轮H型弹性块联轴器 LRZ 　牙嵌式

最高圆周速度约150m/s，用N150、N220齿轮油润滑，要求有足够的流量，沿轴向连续地通过联轴器，无密封。 凸缘式联轴器

特点：构造简单，成本低，可传递较大转矩。不允许两轴有相对位移，无缓冲。

用途：在转速低，无冲击，轴的刚性大，对中性较好的场合应用较广。

滑块联轴器

半联轴器1.3上的凹槽与中间滑块的凸榫→移动副→可补偿两轴偏移

特点、应用：

无缓冲，移动副应加润滑→用于低速传动

弹性联轴器

特点：缓冲吸振，可补偿较大的轴向位移，微量的径向位移和角位移。

应用：正反向变化多，启动频繁的高速轴。

安全联轴器

在结构上的特点是，存在一个保险环节（如销钉可动联接等），其只能承受限定载荷。当实际载荷超过事前限定的载荷时，保险环节就发生变化，截断运动和动力的传递，从而保护机器的其余部分不致损坏，即起安全保护作用。 起动安全联轴器：除了具有过载保护作用外，还有将机器电动机的带载起动转变为近似空载起动的作用。

刚性联轴器

刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，也不具有缓冲减震性能；但结构简单，价格便宜。只有在载荷平稳，转速稳定，能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚性联轴器。

挠性联轴器

具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，最大量随型号不同而异。

无弹性元件的挠性联轴器：承载能力大，但也不具有缓冲减震性能，在高速或转速不稳定或经常正、反转时，有冲击噪声。适用于低速、重载、转速平稳的场合。

非金属弹性元件的挠性联轴器 在转速不平稳时有很好的缓冲减震性能；但由于非金属（橡胶、尼龙等）弹性元件强度低、寿命短、承载能力小、不耐高温和低温，故适用于高速、轻载和常温的场合 。

金属弹性元件的挠性联轴器：除了具有较好的缓冲减震性能外，承载能力较大，适用于速度和载荷变化较大及高温或低温场合。

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