液壓安全聯(lián)軸器

1、11.4液壓安全聯(lián)軸器液壓安全聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)和工作原理液壓安全聯(lián)軸器的核心部件由聯(lián)結(jié)套、剪切環(huán)、安全管和壓力油組成，圖為液壓安全聯(lián)軸器與鼓型齒式聯(lián)軸器的組合結(jié)構(gòu)，聯(lián)結(jié)套1是一個(gè)密封的雙層套筒，其內(nèi)、外徑分別與傳動(dòng)軸和輪轂內(nèi)孔聯(lián)接。通過手動(dòng)高壓油泵將壓力油由注油口注入聯(lián)結(jié)套內(nèi)，然后擰緊裝在聯(lián)結(jié)套上安全管2，將高壓油3密封在聯(lián)結(jié)套內(nèi)。在油壓的作用下，聯(lián)結(jié)套內(nèi)、外徑分別與傳動(dòng)軸和輪轂鎖緊，工作時(shí)可籍摩擦力傳遞與腔內(nèi)油壓成正比的轉(zhuǎn)矩。腔內(nèi)油壓的大小可在安裝時(shí)由手動(dòng)高壓油泵來控制。油壓給定后，所能傳遞的轉(zhuǎn)矩的極限值（稱滑動(dòng)轉(zhuǎn)矩）為定值。工作過程中，當(dāng)工作轉(zhuǎn)矩大于滑動(dòng)轉(zhuǎn)矩時(shí)，則聯(lián)結(jié)套與傳動(dòng)軸之間產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)

2、，安全管的頂端就被與軸相聯(lián)的剪切環(huán)4剪斷，聯(lián)結(jié)套腔內(nèi)的壓力油迅速泄出，油壓消失，聯(lián)結(jié)套與軸之間產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)，轉(zhuǎn)矩傳遞中斷起到安全保護(hù)功能。更換安全管并重新注入壓力油后，便可重新工作。 液壓安全聯(lián)軸器工作時(shí)安全元件不受疲勞因素影響，設(shè)定傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩穩(wěn)定；超載時(shí)脫開時(shí)間短（20ms左右），保護(hù)性能安全可靠；通過調(diào)整注入油壓大小，可設(shè)置準(zhǔn)確的過載保護(hù)轉(zhuǎn)矩值；更換安全管方便，縮短了輔助工時(shí)；結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量小，便于與其它傳動(dòng)件組合使用。液壓安全聯(lián)軸器有多種結(jié)構(gòu)型式，可參見JB/T7355-1994。11.4.2設(shè)計(jì)計(jì)算（1）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)液壓安全聯(lián)軸器可根據(jù)其使用場(chǎng)合設(shè)計(jì)成法蘭式和軸套式組合型等各種聯(lián)接型式，在這

3、些聯(lián)接型式中又可分為鍵聯(lián)接和無鍵聯(lián)接，設(shè)計(jì)時(shí)主要考慮被聯(lián)結(jié)部件空間結(jié)構(gòu)，載荷大小，轉(zhuǎn)動(dòng)速度等因素。i. 軸向尺寸限定的情況下，多設(shè)計(jì)成軸套式。它與其它類型聯(lián)軸器（如鼓形齒式聯(lián)軸器），齒輪等輪轂類聯(lián)接組合使用。軸套式聯(lián)軸器內(nèi)徑一般小于220mm，如果軸上有鍵槽則軸徑應(yīng)按鍵槽上軸套外徑計(jì)算。ii. 在徑向尺寸限定的情況下多設(shè)計(jì)成法蘭式結(jié)構(gòu)。傳遞大負(fù)荷轉(zhuǎn)矩時(shí)須采用中間法蘭套結(jié)構(gòu)，法蘭套尺寸按照薄壁圓筒理論及最大負(fù)載轉(zhuǎn)矩由強(qiáng)度計(jì)算確定。iii. 根據(jù)聯(lián)軸器摩擦面徑向負(fù)荷或者相對(duì)滑動(dòng)速度確定是否采用滾動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)，當(dāng)滑動(dòng)面壓強(qiáng)P>1MPa或者相對(duì)滑動(dòng)速度v>1.5m/s時(shí)須選用滾動(dòng)軸承支撐結(jié)構(gòu)

4、。為了保證摩擦面有效接觸長(zhǎng)度，多選用輕窄系列深溝球軸承?；瑒?dòng)面壓強(qiáng)和滑動(dòng)速度可分別按（1）和（2）式計(jì)算： p Fr/（L ·d ） MPa （1）式中：p滑動(dòng)面壓強(qiáng)，MPaFr脫開后滑動(dòng)面承受徑向力，N L 、d滑動(dòng)面的有效接觸長(zhǎng)度和軸徑，mmv 5.2dn×10-5 m/s （2）式中：v滑動(dòng)速度 m/s d 滑動(dòng)面軸徑mm n 工作轉(zhuǎn)速 r/miniv. 當(dāng)被聯(lián)結(jié)的傳動(dòng)軸上有鍵槽時(shí)須采用鍵聯(lián)結(jié)型式。根據(jù)滑動(dòng)面負(fù)荷可設(shè)計(jì)成鍵聯(lián)結(jié)套或軸套，套的厚度根據(jù)輪轂鍵槽尺寸確定。v. 為了確保過載瞬間聯(lián)軸器腔內(nèi)高壓油能迅速泄出，當(dāng)聯(lián)軸器滑動(dòng)面軸徑小于220mm時(shí)可采用一個(gè)安全管；當(dāng)

5、滑動(dòng)面軸徑大于220mm時(shí)需采用2個(gè)以上安全管。（2） 聯(lián)軸器部件及被聯(lián)輪轂材質(zhì)選擇聯(lián)結(jié)套是液壓安全聯(lián)軸器核心部件，其材料應(yīng)有良好的力學(xué)性能及焊接性能，一般采用sb980 MPa的合金結(jié)構(gòu)鋼，如42CrMo。內(nèi)外套筒之間一般采用H7/h6間隙配合，其配合表面有螺旋式油槽；剪切環(huán)材質(zhì)選用優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，剪切口處需進(jìn)行淬火處理；安全管材質(zhì)可選用黃銅，其與聯(lián)結(jié)套之間為900角錐面密封結(jié)構(gòu)；液壓油可用L-HV15或L-HV22；聯(lián)結(jié)套與傳動(dòng)軸應(yīng)選用合理的材料匹配，既要保證傳遞轉(zhuǎn)矩的可靠性，又要保證脫開后不出現(xiàn)咬死現(xiàn)象，一般輪轂表面采用滲氮處理，軸表面堆焊鋁青銅或等離子鍍膜，焊層厚度根據(jù)傳動(dòng)軸直徑確定，

6、一般經(jīng)驗(yàn)值在0.31mm。與液壓安全聯(lián)軸器聯(lián)結(jié)的輪轂，其外徑da與內(nèi)徑di之比不低于表的規(guī)定，否則應(yīng)按厚壁圓筒進(jìn)行強(qiáng)度校核：表輪轂材料合金鋼球墨鑄鐵灰鑄鐵鋁直徑比da/di1.51.82.02.4 (3a) (3b) (4)式中：sr、st、s 分別為輪轂的徑向、切向和合成應(yīng)力；MPass 屈服極限， MPa；p 油腔壓力，一般取80100 Mpa；da 、di 輪轂外徑和內(nèi)徑，mm；s 安全系數(shù)，一般為1.52。（3） 尺寸設(shè)計(jì)及傳遞轉(zhuǎn)矩能力計(jì)算聯(lián)軸器的尺寸應(yīng)根據(jù)其結(jié)構(gòu)型式及傳遞的轉(zhuǎn)矩確定。當(dāng)采用軸套式結(jié)構(gòu)，其內(nèi)徑尺寸、長(zhǎng)度尺寸應(yīng)依據(jù)聯(lián)結(jié)的傳動(dòng)軸直徑及長(zhǎng)度而定，一般情況下聯(lián)軸器長(zhǎng)度約為聯(lián)接軸

7、伸的長(zhǎng)度。壓力腔內(nèi)徑、外徑尺寸根據(jù)圓柱薄殼理論，其薄壁套筒外徑與內(nèi)徑之比Dw/Dn1.11.2。如果套筒壁厚過薄造成聯(lián)結(jié)套在變形后無法恢復(fù)，壁厚過厚使傳遞轉(zhuǎn)矩能力下降。當(dāng)采用法蘭結(jié)構(gòu)型式時(shí)，受壓的內(nèi)聯(lián)結(jié)套設(shè)計(jì)方法同軸套式結(jié)構(gòu)，受拉的外輪轂外徑尺寸應(yīng)大于1.5倍壓力油腔內(nèi)徑尺寸。為了保證聯(lián)軸器在空載時(shí)能夠轉(zhuǎn)動(dòng)靈活，因而聯(lián)結(jié)套與傳動(dòng)軸之間應(yīng)有一定的間隙d，間隙太小易造成咬死和磨損過大，間隙太大將降低傳遞轉(zhuǎn)矩能力，因而合理確定軸與套之間的配合公差顯得尤為重要。配合間隙值取決于傳動(dòng)軸徑的大小，一般將軸與套的配合公差設(shè)計(jì)成間隙配合公差帶，中等軸徑間隙可在0.030.1mm之間選??；如有滾動(dòng)軸承時(shí)，間隙設(shè)

8、計(jì)應(yīng)確保聯(lián)軸器脫開后滾動(dòng)軸承起到支撐作用，從而減小軸套的磨損。聯(lián)軸器設(shè)計(jì)的關(guān)鍵是傳遞轉(zhuǎn)矩能力的確定。如圖為一聯(lián)結(jié)套長(zhǎng)度為L(zhǎng)，受內(nèi)腔壓力為p，傳動(dòng)軸直徑為d的液壓安全聯(lián)軸器示意圖，聯(lián)結(jié)套內(nèi)壁厚為S，內(nèi)腔壓力為零時(shí)聯(lián)結(jié)套與軸之間間隙為d，聯(lián)結(jié)套內(nèi)壁的平均半徑為Rm，聯(lián)結(jié)套油腔長(zhǎng)度為l。 由圖可以看出，在內(nèi)腔壓力p作用下，聯(lián)結(jié)套的變形受邊界力的影響，軸壓p1（x）為非均勻分布。因此，借助于殼體彎曲理論作為計(jì)算依據(jù)。根據(jù)摩擦學(xué)原理并考慮到聯(lián)結(jié)套的對(duì)稱性，得出傳遞轉(zhuǎn)矩的表達(dá)式為： (5)通過對(duì)聯(lián)結(jié)套內(nèi)壁在腔內(nèi)壓力p及所受軸壓p1(x)共同作用下產(chǎn)生徑向位移疊加，由力與變形的關(guān)系可以求出p1(x)與p的關(guān)

9、系式為： (6)將（6）式代入（5）式可解出在給定壓力p時(shí)傳遞轉(zhuǎn)矩的表達(dá)式為：1 (7)式中：p 聯(lián)結(jié)套內(nèi)腔壓力，Pam 摩擦副摩擦因數(shù)xb 非完全接觸長(zhǎng)度（不同壓力p下xb不同），mml 油腔長(zhǎng)度，mmb 圓柱殼體結(jié)構(gòu)尺寸，材料性能有關(guān)系數(shù)式中：v泊松比 鋼v=0.3Rm 、S聯(lián)結(jié)套內(nèi)壁平均半徑和內(nèi)壁厚，mm由圖可知聯(lián)結(jié)套內(nèi)壁在壓力p作用下的位移方程為： (8)式中：w 聯(lián)結(jié)套位移 mm（負(fù)號(hào)表示受壓產(chǎn)生的位移） Rm 聯(lián)結(jié)套內(nèi)壁平均半徑和內(nèi)壁厚 ，mm E 彈性模量，鋼材E=2.06´105 MPa參數(shù)xb是傳動(dòng)軸與聯(lián)結(jié)套非完全接觸長(zhǎng)度，可通過內(nèi)腔壓力p與初始間隙d求出。因?yàn)閤b

10、隨著壓力p的變化而變化，即xb =f（p）。在聯(lián)結(jié)套與傳動(dòng)軸之間間隙d給定情況下即：-,通過求解（8）式可求出在不同壓力p時(shí)的非完全接觸長(zhǎng)度x=xb值，它隨著p的增大而減小。把給定的參數(shù)及所求xb代入（7）式，可求出在給定壓力時(shí)聯(lián)軸器所能傳遞的轉(zhuǎn)矩T。為求得消除間隙所用初始?jí)毫χ祊0可將（8）式對(duì)x微分，當(dāng), w有極值：=因e-x0，0，bx=np，當(dāng)x=np/b時(shí)（n為自然數(shù)），w取得極大值。即wmax=，根據(jù)聯(lián)結(jié)套的對(duì)稱性，在該接觸點(diǎn)處還必須滿足。把 (取n=1)代入(8)式可得： (9)通過（8）式亦可以求出在聯(lián)結(jié)套中點(diǎn)處消除間隙d時(shí)所需的壓力P0m為： (10)通過以上計(jì)算可以精確地繪制出如圖所示pT理論曲線。液壓安全聯(lián)軸器消除間隙所需壓力p0在1520MPa,實(shí)際工作壓力p一般在60120MPa之間。 液壓安全聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)由于結(jié)構(gòu)型式、聯(lián)結(jié)方式的多樣性，在實(shí)際設(shè)計(jì)時(shí)只要掌握其結(jié)構(gòu)原理，根據(jù)應(yīng)用場(chǎng)合、被聯(lián)接部件空間尺寸及傳遞載荷大小即可確定主要尺寸參數(shù)。設(shè)計(jì)成獨(dú)立結(jié)構(gòu)時(shí)應(yīng)對(duì)內(nèi)聯(lián)結(jié)套焊縫處進(jìn)行強(qiáng)度校核；對(duì)于傳遞大轉(zhuǎn)矩時(shí)盡量采用中間法蘭套結(jié)構(gòu)，這時(shí)應(yīng)對(duì)內(nèi)聯(lián)結(jié)套焊縫和中間法蘭套進(jìn)行強(qiáng)度校核。 設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)考慮聯(lián)軸器滑動(dòng)面和軸承的潤(rùn)滑以及密封，一般采用稀油潤(rùn)滑、O形密封圈和旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈密封等。參考文獻(xiàn)：