液力耦合器设计说明书

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321毕业设计（论文）毕业设计（论文） 摘要车用液力偶合器的实质是离心泵与涡轮机的组合，主要由输入轴、输出轴、泵轮、涡轮、外壳、辅室及安全保护装置等构成。目前对车用液力偶合器的设计有三种研发类的全新型设计、相似设计和选型设计。工程中运用最多的是选型设计。本文试图在结合行业中车用液力偶合器的设计惯例，结合工作要求，进行选型设计和相似设计，并做重要部分的结构设计。 对输出轴孔和输入轴孔进行结构设计与校核，包括轴孔的强度校核和轴孔上的配合螺栓组强度校核。本文也对输出轴孔的轴承进行了选择和校核。确定了泵轮和涡轮的厚度及合金材料成分。同时，本设计也确定了车用液力偶合器的辅助系统的原理及相关参数。关键词：车用液力偶合器；选型设计；相似设计；结构设计Abstract Hydraulic coupling, in essence, is centrifugal pump and turbine combination. Enter from the main shaft, the output shaft, pumping round, turbine, shell, auxiliary rooms and pose a security device. Coupled with the current hydraulic design of the three-research and development of new types of design, similar to the design and type design. Engineering is the largest use of type design. This paper attempts to combine industry in the hydraulic coupling in the design practice, the combination of work requirements, selection and design of similar design, and to do important part of the structural design. The output shaft hole and input shaft hole for structural design and verification, including the shaft hole and check the strength of the shaft with bolt holes on the group strength checking. In this paper, check the option of the output shaft holes bearings. Determine the pump and turbine wheel of alloy material composition and thickness. At the same time, the design has also identified a hydraulic system coupled with the support of the principles and parameters. Key words: hydraulic coupler; Selection design; similar design, structure design目录前言41设计要求及目的72车用液力偶合器的设计82.1车用液力偶合器基型的确定82.2车用液力偶合器基型确定92.2.1车用液力偶合器基型传递功率的确定92.2.2车用液力偶合器基型确定92.2.3作共同工作特性和输出特性102.2.4验算输送机带速103根据电动机转矩或功率，计算有效直径124子午断面设计135轴向力计算和轴承选择155.1轴向力的计算165.2轴承选择176叶轮及旋转壳体的设计186.1轮壁断面的确定186.2叶轮(或旋转壳体)的强度计算187耦合器叶片数目和叶片厚度的选择198车用液力偶合器输入输出轴孔结构设计及校核208.1车用液力偶合器输入轴孔结构设计及校核208.1.1车用液力偶合器输入轴孔结构设计208.1.2车用液力偶合器输入轴孔校核238.1.3车用液力偶合器输入轴孔螺栓组校核248.2车用液力偶合器输出轴孔基本结构设计及校核268.2.1车用液力偶合器输出轴的结构设计268.2.2车用液力偶合器输出轴的校核288.2.3车用液力偶合器输出轴孔螺栓组校核298.2.4车用液力偶合器输出轴轴承校核319按相似原理确定耦合器的其他结构尺寸3210辅助系统3310.1供油系统3310.2润滑系统3410.3操纵控制系统3510.4车用液力偶合器的发热与冷却3511计算耦合器的外特性曲线曲线3711.1共同工作的输入特性3711.2.输出特性3712车用液力偶合器的系统布置图3913结语4113.1车用液力偶合器设计思想4113.2存在的不足及解决41致谢42参考资料43附录A44附录B51前言13 液力传动以其独特的优越性在汽车制造、工程机械、矿山机械、石油、化工、冶金、军工等领域得到了广泛应用。车用液力偶合器主要有限矩型与调速型两种。(1)限矩型车用液力偶合器A)限矩型车用液力偶合器工作原理车用液力偶合器的实质是离心泵与涡轮机的组合。主要由输入轴、输出轴、泵轮、涡轮、外壳、辅室及安全保护装置等构成。输入轴一端与动力机相连，另一端与泵轮相连。输出轴一端与涡轮相连，另一端与工作机相连。泵轮与涡轮对称布置，轮内布置一定数量的叶片。外壳与泵轮固联成密封腔，腔内充填工作液体以传递动力；当原动机通过输入轴带动泵轮旋转时，充填在工作腔内的工作液体受离心力和工作轮叶片的作用由半径较小的泵轮入口被加速加压抛向半径较大的泵轮出口，同时液体的动量矩产生增量，即耦合器泵轮将输入的机械能转化成了液体动能。当携带液体动能的工作液体由泵轮出口冲向对面的涡轮时，液流便沿涡轮叶片形成的流道做向心流动，同时释放液体动能转化成机械能驱动涡轮旋转并带动负载做功。就这样工作液体在工作腔内周而复始地做螺旋环流运动，于是输出与输入在没有任何直接机械联接的情况下，仅靠液体动能便柔性地联接在一起了。图0-1到图0-44表现出工作各状态下的情况。 图0-1 工作液的状况 图0-2 车用液力偶合器静止时的状态Fig.0-1 on the status of work Fig.0-2 fluid coupling at the static state 图0-3车用液力偶合器启动的状态 图0-4 车用液力偶合器工作的状态Fig.0-3 fluid coupling the state of starting Fig.0-4 fluid coupling the state of workB)限矩型车用液力偶合器主要特点及应用限矩型车用液力偶合器主要特点： 1、保护电动机，提高电机启动能力。 2、缩短电动机启动时间，改善起动性能，减少起动平均电流。 3、减少起动的冲击和振动，具有过载保护作用。 4、在多机驱动系统中能均衡各电机的负荷。 5、结构简单，运行可靠，无机械磨损，使用寿命长。限矩型车用液力偶合器应用：胶带输送机、刮板输送机、链式输送机、螺旋输送机、挖掘机、斗轮挖掘机、各种提升机、球磨机、破碎机、磨煤机、搭式起重机、门式起重机、桥式起重机、斗轮堆取料机、离心机、洗涤机、制革转鼓、游艺机、搅拌机、拉丝机、炼胶机、注塑机、挤出机、预加水成球机、锅炉碎渣机等。(2)调速型车用液力偶合器A)调速型车用液力偶合器工作原理调速型车用液力偶合器其工作原理是：耦合器工作腔内充入一定量的工作液(一般为20号透平油)，工作轮泵从电机上获得机械能，并转化为液体能，推动涡轮旋转，涡轮把液体能转化为机械能，通过输出，带动工作机工作，周而复始，实现了从原动机到工作机之间的能量传递。调速型车用液力偶合器之所以能够调速，是通过耦合器内部的导管改变导管开度，从而改变工作腔内工作液的充满度，在电动机转速不变的情况下，实现对工作机的无级调速，改变输出功率的大小。因在传递能量变化日寸，产生转差率，会使工作液发热，所以必须配备冷却器把工作液冷却。耦合器配备有电动执行器和电动操作器，与负载变化的讯号联接，也可按用户要求配自动测速装置。可以实现调速遥控或自动控制。B)调速型车用液力偶合器主要特点及应用调速型车用液力偶合器主要特点 1、用于需要调速的流体机械(如风机、泵类)时，有显著的节电效果，节电率可达2040。 2、能使电动机空载起动，又能利用其尖峰力矩作起动力矩，提高其起动能力，缩短电动机起动时间而使工作机滞后于电机缓慢起动。 3、用于多机驱动时，能协调功率平衡，减少电网冲击电流。 4、隔离扭振，减缓；中击，防止动力过载，保护电机，工作机，不会因过载而损坏。 5、易于实现对工作机的遥控和自动控制，操作方便。 6、提高工作机的使用寿命，减小噪音，改善了劳动环境；投资少，简化电器设备，降低运行费用。 7、结构简单，可靠，无机械磨损，能在环境恶劣的条件下工作，无需特殊维护，使用寿命长。调速型车用液力偶合器应用 用于各种风机、泵类及其它需要调速和需要解决起动困难的机械设备上。 泵类锅炉给水泵、热网循环泵、原油泵、冷凝水泵、灰渣泵、渣浆泵、砂泵、成品油泵、油田注水泵、泥浆泵、柱塞泵、自来水供水泵等。风机锅炉送风引风机、水泥回转窑窑尾风机、水泥立窑罗茨风机、电炉除尘风机、均热炉引风机、高炉鼓风机、高炉除尘风机、化铁炉风机、烧结风机、转炉排烟除尘风机、均热炉鼓风机、预热循环风机、空调风机、高压透平压缩机、煤粉风机、排粉风机、矿井送风机、通风机、煤气压缩机等。其它带式输送机、离心机、搅拌机、木材切碎机、环锤破碎机、大型球磨机、柴油机冷却扇、挖泥船、油田钻机、船用发电机组、废钢切碎机、风扇式磨煤机、制革转鼓等。1设计要求及目的1、设计用途：满足露天煤矿输送剥离土石用带式输送机的车用液力偶合器。2、具体要求：1)带速2.32.5以上；2)皮蛋滚筒直径D=1m，减速器减速比i=21；3)输送系统稳定运动功率=110kW；4)双驱动滚筒各由一台Y135S笼型电动机驱动，电动机额定功率 =75kW，额定转速= 980r/min，额定力矩=731Nm。2车用液力偶合器的设计结合相似设计思想，根据现有各种基型耦合器的原始特性，对车用液力偶合器的重要部件进行结构设计和校核，对其他的尺寸进行相似设计。2.1车用液力偶合器基型的确定根据设计的要求用途和工况要求，选限矩型车用液力偶合器。由于动压式车用液力偶合器的过载系数随冲量液量不同在一定范围内变化，一般5，传递功率范围较宽，动态反映灵敏，过载保护性能好，且多用于保护动力机和工作机不超过规定力矩的场合，如板式输送机、刮板机、带式输送机等。故，动压式选限矩型车用液力偶合器。由于本设计要求在带式输送机中运用，负载一直处于变化中，则，选安全型而不是牵引型。考虑到正反双向运转的需求，采用直叶片。2.2车用液力偶合器基型确定2.2.1车用液力偶合器基型传递功率的确定假如所选用的车用液力偶合器的额定工况效率，则需要输每台电动机出的功率，即车用液力偶合器传递的功率为： (2-1)2.2.2车用液力偶合器基型确定按设计手册选用TVA562型限矩形车用液力偶合器,由表查得当=1000r/min时,传递功率=4590kW,过载系数=1.52.3。当充液量为23.7L时，传递功率61kW。TVA562型限矩形车用液力偶合器,技术参数表2-1。表2-1 TVA562型限矩形车用液力偶合器技术参数6Tab.2-1 TVA562 limited form of rectangular fluid coupling technical parameters 型号D输入端输出端充油量重量(不包括油)最高转速/过载系数 max.minTVA6505367401252251302004623219150022.5工作油选用N32(原22#透平油)，其参数表2-2。表2-2 工作油N32(原22#透平油)参数7Tab.2-2 parameters of oil N32 (# 22 original turbine oil) 密度/15闪点不低于倾点不高于粘度40/100粘度指数VIISO品质等级ISO粘度分类0.870160-1032 / 5.298L-AN322.2.3作共同工作特性和输出特性图2-1 共同工作特性和输出特性曲线Fig.2-1 common characteristics of the work and output characteristic curve由图2-1可知： 1，车用液力偶合器额定工况(i=0.97)的输入特性曲线与电动机的外特性曲线交于额定工况附近。在稳定运行时，电动机工作状况好，传动效率高。 2，车用液力偶合器各工况的输入特性全部交于电动机外特性的稳定工况区，具有较好的保护性能。2.2.4验算输送机带速当车用液力偶合器的转速比i=0.97时，共同工作点的转速，此时涡轮转速为。故带速V为： (2-2)以上选基型计算符合设计要求。故，以TVA562型限矩形车用液力偶合器作为基型，进行车用液力偶合器设计。3根据电动机转矩或功率，计算有效直径或，8 (3-1)式中：有效直径，m；动力机额定工况时的转矩，；动力机的额定转速，r/min；额定工况基型耦合器泵轮的转矩系数,此值在基型耦合器原是特性上查找；工作液密度,；重力加速度,。TVA562型限矩形车用液力偶合器额定工况基型耦合器泵轮的转矩系数；则如下计算：车用液力偶合器规格尺寸即循环圆直径(工作腔有效直径)，按GB/T583793国家标准规定车用液力偶合器循环圆直径应符合下表规定。表3-1 车用液力偶合器规格9Tab.3-1 fluid coupling specifications125140160180200220250280320360400450(487)500560650750(800)875100011501320155018002060注：1 括号内为不推荐参数2车用液力偶合器传动装置循环圆直径除应符合本表规定外，也可采用422，463，510三参数。按GB/T5837-93国家标准规定，取D560mm。4子午断面设计根据选定的作用直径D进行子午断面的结构设计。根据 煤矿机械设计手册(下册)及行业标准，画出如下子午断面的结构简图，其有关尺寸关系在图示中标出。可以计算得出本安全型车用液力偶合器的泵轮、涡轮的相关附属结构尺寸，其计算过程如下： 图4-1 子午断面简图Fig. 4-1Meridian cross-section diagram得出如下的结构尺寸：其中孔a及b由实验确定，设计时孔a可暂取4孔；孔b可暂取4孔5。5轴向力计算和轴承选择车用液力偶合器在运转中存在着轴向推力。轴向力是指旋转液流、循环液流和补偿压力对工作腔的轴向作用力。作用在泵轮轴和涡轮轴的轴向力，大小相等方向相反。影响轴向力的因素很多，随着结构、尺寸、充液量和工况的不同，轴向力的大小和方向都是变化的。精确的计算很困难，因此常采用估算的方法就算轴向力10。5.1轴向力的计算一般采用相似法计算轴向力(kN) (5-1)式中： 车用液力偶合器轴向力系数； 补偿压力在不平衡面积上产生的轴向力。当两相似车用液力偶合器的补偿压力不完全相等时，亦即不和成正比时,并不正比于；当补偿压力完全相等时，工作轮上轴向力的总和与成正比。轴向力系数由模型试验得出，无试验数据时可参考相似结构估算轴向力。对带有铺助腔的限矩型车用液力偶合器，由于在过渡过程中工作腔充液量是变化的，因而很难用相似法计算。但在充液率相等的条件下，额定工况和零速工况时的轴向力可用上式计算。多个车用液力偶合器的台架推力特性试验表明：i=0.81.0范围内，轴向推力系数，可以按此来计算长期运转的推力轴承的使用寿命；在时，对于流到内外直径比的耦合器流道，；对于的耦合器流道，。可按此来校核短期超负荷运转下推力轴承的承载能力。防止破坏或烧损而引起事故。(a)多角形流道；(b)桃形流道图5-1 具有冷却供油系统车用液力偶合器的影响轴向推力特性Fig.5-1 fluid coupling with the cooling system oil supply coupled with effects of axial thrust由此初步取，则轴向力为： 5-2)5.2轴承选择 车用液力偶合器轴承主要承受径向力和轴向力。功率在1000kW以下，转速在3000r/min以下时，一般用球轴承；功率在3000kW以上，转速在3000r/min以上时多为专门设计的径向和双向推力滑动轴承；在10003000kW之间可用球轴承，也可用滑动轴承。滑动轴承寿命长，噪音小，但制造工艺较复杂，要求维修水平高10。轴向力随转速比变化，轴承受力应按实际工况确定。由本车用液力偶合器转速为560，低于3000，选用球轴承，具体的参数在轴的结构设计中确定。6叶轮及旋转壳体的设计6.1轮壁断面的确定轮壁断面形状是以循环圆直径为基准，在外面加上必要的厚度，与结构要求加厚的部分圆滑过渡。轮壁的基本厚度应随转速的增加而加厚；转动外壳的厚度应大于泵轮(或涡轮)的厚度，泵轮(或涡轮)的厚度视具体结构而定，轮壁两侧受力不均衡时，压力差较大者厚度应大些。在设计中小功率中速()的车用液力偶合器时，由于圆周速度不高，一般可不进行强度计算，轮壁断面尺寸可参照有效直径、圆周速度和它相近的车用液力偶合器选取。几种车用液力偶合器轮壁的基本厚度见下表表6-1 车用液力偶合器轮壁的基本厚度10Tab.6-1 the basic wall thickness of fluid coupling有效直径/Mm圆周速度/(m/s)材料及制造工艺基本厚度使用实例泵轮转动外壳25065050铝合金铸造工作轮410512YOX450限矩型车用液力偶合器450750100铸钢工作轮,锻钢转动外壳或高强度铝合金101512161000kW调速型车用液力偶合器1000180060铸钢轮壁,钢板焊接叶片铸钢转动外壳10141216D1400船用车用液力偶合器外缘螺栓处的法兰，承受很大的拉力和弯矩，必须加厚。6.2叶轮(或旋转壳体)的强度计算对于功率大于500kW，转速高于3000r/min的车用液力偶合器的叶轮则应进行强度计算。由于叶轮受力比较复杂，一般按工作腔充满液体的旋转密封容器受力简化处理10。此次设计的车用液力偶合器功率为61kW，小于500 kW，因此不做叶轮(或旋转壳体)强度计算。7耦合器叶片数目和叶片厚度的选择 已知基型耦合器的叶片数，可按其、选取，当尺寸相差较大时，可参照下表选取：表7-1 耦合器叶片数3Tab.7-1 coupling leaves fewD/mm2502803203604004505005606507503234404450545860626430323842485256586062叶片厚度铸铝/mm333333.544.555叶片厚度焊接/mm3也可以按经验公式计算叶片数：对有内环耦合器：；对无内环耦合器：设计尺寸与基型耦合器相差较大，故参照上表选取：60；58；叶片厚度铸铝取4.5mm。8车用液力偶合器输入输出轴孔结构设计及校核车用液力偶合器的输入轴，不是严格意义上的轴。限矩型车用液力偶合器输入端为梅花形弹性联轴器或者橡胶快式弹性联轴器，输出端为单键轴孔，以输出端固定连接在减速机或者工作机油上，并由其承重10。8.1车用液力偶合器输入轴孔结构设计及校核8.1.1车用液力偶合器输入轴孔结构设计输入端为梅花型弹性联轴器，在结构设计的时候，参照梅花型的弹性联轴器的尺寸，结合车用液力偶合器的腔型和后辅室的大小，确定输入轴的尺寸。图8-1 梅花型联轴器的结构示意图11Fig.8-1 the structure of Plum-coupling 本车用液力偶合器由电动机驱动，电动机的安装尺寸如下表格：表8-1 电动机的安装尺寸12Tab.8-1 motor size of the installation电动机连接尺寸210由此选取的梅花型弹性联轴器为型号：LM10/LMD10/LMS10。其有关参数11如下：|弹性件硬度|a/HA|805： 2800|弹性件硬度|b/HD|905： 5600许用转速n|LM | r/min： 3300许用转速n|LMD, LMS | r/min： 2500轴孔直径、|mm 80、85、90、95轴孔长度|Y型| L |mm： 172轴孔长度|J、Z型|L |mm： 132轴孔长度|L推荐|mm： 90L0推荐|LM |mm： 230L0推荐|LMD |mm： 248L0推荐|LMS | mm： 268D |mm： 230D1|LM |mm： 180D1|LMD、LMS | mm： 305弹性件型号： MT10-a,MT10-b重量|LM/LMD/LMS | kg： 32.03/51.36/44.55|LM/LMD/LMS | kgm2： 0.2105/0.4594/0.5262许用安装误差|径向Y |mm： 0.7许用安装误差|轴向X |mm： 4.5许用安装误差|角向()： 0.5由此确定输入端的最大轴直径为230。其他的参数结合腔型和后辅室的尺寸确定。最终图形如图(8-2)(8-3)。图8-2 车用液力偶合器输入轴孔结构(a)Fig. 8-2 the structure of hydraulic input shaft coupling pore (a)图8-3 车用液力偶合器输入轴孔结构(b左视图)Fig. 8-3 the structure of hydraulic input shaft coupling pore (b left view)图8-4 车用液力偶合器输入轴孔结构(c右视图)Fig. 8-2 the structure of hydraulic input shaft coupling pore (c right view)8.1.2车用液力偶合器输入轴孔校核车用液力偶合器的输入轴孔可视为空心轴，其中内、外径之比，通常取0.50.8，这里取0.613，则：外径轴的材料选Q235-A，调制处理，则，根据行业标准，在选Q235-A时，取较小者，则取14；则： (8-1)按第三强度理论校该空心轴： (8-2)则，该输入轴是安全的，安全系数，强度满足要求。8.1.3车用液力偶合器输入轴孔螺栓组校核输入轴孔有两组螺栓，一组连接梅花形联轴器，另一组连接后辅室的壳体。两组螺栓组都采用配合连接，承受扭矩都为：。由于两组螺栓规格一样，且联接后辅室的壳体的螺栓直径比较大，因此不会比前一组螺栓先失效。因此，这里只校核前一组螺栓组。 (8-3)式中： 各螺栓承受的剪力； 各螺栓离开扭转中心的距离；所以： (1)使螺栓不产生剪切破坏的强度条件为： (8-4)式中： 为螺栓承受的剪切力； 为螺栓配合直径； 为配合面剪切面的个数； 螺栓的许用剪力，式中： 为螺栓材料的屈服极限应力；为安全系数，一般取3.55.0；螺栓采用45#钢，性能等级查表，选6.8级，14则许用切应力： 切应力： 则切应力满足要求。(2)螺栓挤压强度条件为：13 (8-5)式中：为被连接件较小的孔壁高度； 为许用挤压强度；，为安全系数，对于钢，取1.6。则螺栓的需用挤压应力为：螺栓挤压应力为： 。则螺栓的挤压强度满足要求。8.2车用液力偶合器输出轴孔基本结构设计及校核8.2.1车用液力偶合器输出轴的结构设计车用液力偶合器的输出轴孔亦可视为空心轴，其中内径与最小外径之比，通常取0.50.8，这里取0.7，则：外径.依次推定，各轴段的长度和直径。其中从右到左第二个轴段为安装深沟球轴承7000132，因此查系列可取内径为160的深沟球轴承，宽度。从右到左第三、四个轴段，长度和直径尺寸由车用液力偶合器的腔型确定。在腔型确定的集成上，涡轮叶轮片基本确定，其位置也随之确定。从左到右第一段为安装轴承段，其尺寸可以根据轴承确定，选取内径为154的深沟球轴承。长度根据腔型确定。在腔型确定的基础上，泵轮的位置确定，因此为了保证工作的顺利进行，长度取49。从左到右第三段的定位由车用液力偶合器的腔型确定。该段上的螺栓取M12,8颗均匀分布。由此跟涡轮连接，而且几何尺寸变化比较大，存在应力集中，此截面为危险截面，应对其进行结构强度校核。轴的左端中间由挡板固定插入输出轴的轴，选取GB/T892-1986A型螺栓紧固轴端挡圈A75，由此确定M5的螺孔的位置与大小。这段尺寸的长度由车用液力偶合器的腔型确定。右端的键槽根据内径轴98尺寸，结合煤炭行业标准MT/208-1995刮板输送机用车用液力偶合器，确定键槽宽为25。退刀槽的尺寸结合腔型的尺寸和生产中的实际情况确定，如图。最终设计的输出轴各段尺寸如示：图8-4 输出轴(a)Fig.8-4 output shaft (a)图8-5 输出轴(b)Fig.8-5 output shaft (b)8.2.2车用液力偶合器输出轴的校核轴的材料选Q235-A，调制处理，其有，根据行业标准，在选Q235-A时，取较小者，则取；该轴只受转矩，如图6-8示。但实际上，输出轴属于复杂应力状态，校核比较困难。为了简化校核，按比较保守的第三强度理论进行校核。图8-6 输出轴受到的力与扭矩图Fig.8-6 the force and torque map of output shaft (8-6)按第三强度理论校该空心轴： (8-7)则，该输出轴是安全的，安全系数，强度满足要求。8.2.3车用液力偶合器输出轴孔螺栓组校核输出轴的螺栓组是联接输出轴与泵轮，承受较大的扭矩。由 (8-8)式中： 各螺栓承受的剪力； 各螺栓离开扭转中心的距离；所以， (1)使螺栓不产生剪切破坏的强度条件为： (8-9)式中： 为螺栓承受的剪切力； 为螺栓配合直径； 为配合面剪切面的个数； 螺栓的许用剪力， (8-10)式中： 为螺栓材料的屈服极限应力；为安全系数，一般取3.55.0；螺栓采用45#钢，性能等级查表，选6.8级，则许用切应力： 切应力： ，切应力满足要求。(2)螺栓挤压强度条件为： (8-11)式中： 为被连接件较小的孔壁高度； 为许用挤压强度；，为安全系数，对于钢，取1.6。则螺栓的需用挤压应力为： 螺栓挤压应力为： 。则螺栓的挤压强度满足要求。8.2.4车用液力偶合器输出轴轴承校核在轴的结构设计中，确定轴承内径为160，且为球轴承，则确定轴承型号为7000132， 轴承外径为240，宽度为25。轴承额定动载荷为68.2kN,额定静载荷为74.8kN15。由于车用液力偶合器轴主要承受轴向力，查表，取径向载荷系数X=0.44；轴向载荷系数Y=1.0。(1)轴承的当量动载荷 (8-12)式中： 为轴承支座反力； A轴向力； X,Y径向、轴向载荷系数； (2)轴承寿命查轴承温度系数表，取=1.0；载荷系数=1.8；则： (8-13)则在车用液力偶合器的全生命周期内，轴承能正常工作。9按相似原理确定耦合器的其他结构尺寸可以根据相似原理设计出车用液力偶合器的输入端孔，；输出端孔、最大和最小充油量以及重量(不包括油)等。 (9-1) 总结如下数据：表9-1 车用液力偶合器的总体数据Tab.9-1 the overall parameters of fluid coupling/mmD/mm输入端/mm输出端/mm充油量/L重量(不包括油)/kgMaxmin406560951709815120109510辅助系统辅助系统主要包括供油系统、润滑系统以及操控机构。10.1供油系统供油系统的作用是为了冷却和调速时增减工作腔中液量并补充旋转外壳间隙密封的漏损。供油泵一般工作压力为0.20.5MPa，在车用液力偶合器进液口处不低于0.06MPa。供油泵的流量按公式(10-1)计算：16 (10-1)式中： 发热量； 工作液体比热容； 进出车用液力偶合器工作液体温差，常取，视冷却器冷却能力而定。中小功率车用液力偶合器的供油泵多选用齿轮泵、叶片泵或转子泵。大功率者多用离心泵或螺杆泵。在重要设备上常设置备用供油泵。采用滚动轴承的调速型车用液力偶合器的供油和润滑系统使用统一的油路(图 10-1)，油泵1从油箱从吸油，经过设置在车用液力偶合器外部的冷却器2后，流入进油腔，通往工作腔，同时润滑各滚动轴承。安全阀3安装在箱体内。在出油口装有压力表4和温度计5，进油口装有温度计6，这些仪表均安装在箱体外侧上方，可随时监控油路系统中的油温和油压的变化。图 10-1 车用液力偶合器的供油和润滑系统Fig.10-1 coupled with the hydraulic oil and lubrication system1油泵 2冷却器 3安全阀 4压力表 5、6温度计10.2润滑系统车用液力偶合器的轴承润滑必须保证，特别是大功率、高转速时一般采用强制润滑。强制润滑系统一般由油箱(可与供油系统共用)、油泵、过滤器、冷却器等构成。润滑系统也可与其他机组润滑系统共用一个泵站。为了防止突然断电事故，设置高位油箱。在突然断电，润滑系统停止供油时，高位油箱继续供润滑油直至机组停车。高位油箱容油量应在断电后供油15min以保证惯性运转的需要8。采用滑动轴承的调速型车用液力偶合器，其油路系统分为主供油系统、润滑系统及辅助润滑系统。其辅助润滑系统单独设置在箱体外。车用液力偶合器启动前，必须首先启动辅助润滑泵1，润滑油经梭阀2和双联过滤器3通过专门设置的润滑油路润滑滑动轴承4、5、6和7。车用液力偶合器启动后，主供油泵8经箱体外部的冷却器9想工作腔供油。同时，在节流器10前由一部分油液经梭阀进入润滑油路。当过滤器3后的压力表11显示达到规定的润滑压力(0.140.175MPa)后，辅助润滑油泵1停止工作。在车用液力偶合器正常运转时，滑动轴承由主供油泵供油润滑。在车用液力偶合器停机过程，当压力表11显示值降到0.05MPa时，必须立即启动辅助润滑泵1，及时向各滑动轴承供油润滑。油路系统中装有安全阀12(安在箱体内)其开启压力为0.050.42MPa。车用液力偶合器在运转时，分别通过温度计13和14，压力表11和15，及装在各滑动轴承处的测温元件，监控主供油系统和润滑系统的油温和油压。在车用液力偶合器运转时，应将工作油油温控制在规定的范围内，即入口油温应高于，出口油温应低于，这可以通过调节冷却器中冷却水的流量来控制。车用液力偶合器启动前，油箱内油温应高于，如果低于此值，可用加热器进行预热。正常情况下，各滑动轴承的温度不允许超过，若超过，则应停机检查润滑油路。压力表和温度计大多采用电接点式，出厂时已配备好，用户可根据需要采用报警装置或实行联动控制，以保证车用液力偶合器安全可靠地运行。10.3操纵控制系统操纵机构的动作，可以手动，也可以电动、液动或气动。另外，还可以与其他机构联动，实现车用液力偶合器调速过程远程或自动控制。调速型车用液力偶合器(或起离合作用的普通型)在调速时需移动导管的位置或调节阀门，这就需要操纵控制机构。通常移动导管伸缩的控制机构为电动执行器，其操纵方式有手动操作、远程电控和自动控制三种方式。10.4车用液力偶合器的发热与冷却车用液力偶合器运行中因有转速损失而发热，工作液体在转动中既是工作介质同时也为热量载体。限矩型和普通型车用液力偶合器在运行中的功率损失(即发热功率)： (10-2)越小，功率损失越大，制动工况时()功率损失最大。功率损失表现在工作液体在流道中的冲击损失(特别是在叶片顶部的冲击损失)和摩擦损失。损失的功率(发热功率)使工作液体温度升高。当过载严重或过载不严重但时间较长时，液体温升达到密封和油液老化所不允许的程度时，车用液力偶合器的过热保护装置易熔塞(限矩型和普通型车用液力偶合器均装有易熔塞，调速型车用液力偶合器一般不装易熔塞)中低熔点合金熔化，使车用液力偶合器向外喷油而中断运行。当前，我国车用液力偶合器普遍使用的极限油温在之间。极限油温要考虑到密封件的极限工作温度、工作液体的闪点和工作环境有无爆炸性气体等。极限温度定得过低，势必造成经常喷油妨碍运行。一般有爆炸性气体环境下宜选低些。在连续运行场合宜选高些。表10-1列出各种低熔点合金成分。应掌握易熔塞低熔点合金配方和熔炼、浇铸技术及其修复再制工作。表10-1低熔点合金成分10Tab.10-1 low melting point alloy components熔点成分(质量分数)/ %铋Bi镉Cd铅Pb锡Sn锑Sb9151.68.142.29555.611.133.310040.020.040.010548.028.514.59.010842.142.115.811340.040.020.011736.536.527.012455.544.513030.838.430.813228.543.028.513857.043.014218.230.651.2本设计车用液力偶合器的工作温度大概在，故过热保护塞的合金成份：表10-2 过热保护塞的合金成分Tab.9-2 overheating protection Cypriot alloy componentsBiGdPbSnSb30.8%38.4%30.8%普通型和限矩型车用液力偶合器大多采用自冷式，即靠旋转壳体向外界散热。车用液力偶合器的散热功率。10 (10-3)式中： K车用液力偶合器综合散热系数，决定于车用液力偶合器的结构形式和工作状态； F车用液力偶合器散热表面的面积(包括散热筋片)； 车用液力偶合器表面的温度与环境温度之差。对自冷式车用液力偶合器必须(为车用液力偶合器的发热功率)。11计算耦合器的外特性曲线曲线根据基型耦合器的原始特性，作原动机与耦合器及工作机的传动特性。11.1共同工作的输入特性所谓输入特性是指电动机的动力特性与其负载耦合器泵轮上的转矩平衡关系。其由工作点稳定的条件可见，电动机与耦合器共同工作的各工作点都是稳定的。同时也可对上述各步骤列表计算。这就是共同工作的输入特性，如图11-1所示：11.2.输出特性输出特性是将耦合器涡轮力矩曲线及负载曲线绘制在同一坐标平面上(其坐标为且与输入特性比例相同)。图11-1 电动机