闭锁式液力耦合器设计【7张CAD图纸和说明书】
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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文1前 言进入二十一世纪以来，随着我国国民经济的高速发展，我国液力耦合器行业保持了多年高速增长，并随着我国加入 WTO, 近年来，液力耦合器行业的出口也形势喜人， 2008 年，全球金融危机爆发，我国液力耦合器行业发展也遇到了一些困难，如国内需求下降，出口减少等，液力耦合器行业普遍出现了经营不景气和利润下降的局面，2009 年，随着我国经济刺激计划出台和全球经济走出低谷，我国液力耦合器行业也逐渐从金融危机的打击中恢复，重新进入良性发展轨道，进入 2010 年，全球经济复苏的前景面临波折，国内经济结构调整的呼声逐渐升温，贸易保护主义的抬头，液力耦合器行业中技术含量低的人力密集型企业，缺乏品牌的出口导向型企业面临发展危机，而注重培养品牌和技术创新能力较强的企业将占得先机，液力耦合器行业企业如何面对新的经济环境和政策环境，制定适合当前形势和自身特点的发展策略与竞争策略，是液力耦合器行业企业在未来两年我国经济结构调整大潮中立于不败之地的关键，本报告也将从宏观和微观环境对我国液力耦合器行业的发展现状，政策环境、竞争策略，投资前景，市场容量，进出口形势等方面进行全面而权威的分析。随着我国加入 WTO 及全球一体化的深入我国对液力偶合器的应用还不是很普遍，但液力偶合器所具有的改善品质和节约能源等优点，表明了它具有较强的生命力。在许多固定的机械设计上，在动力机与工作机构之间也多设有传动装置，其主要功能不外乎满足工作机调速和调节功率的要求，也有的主要是为了改善起动机加速性能、过载保护、提高运用可靠性和工作寿命。因而传动装置的功用就不仅仅是简单地将动力机之动力传至走行部分，而主要在于将动力机的特性转变为适应车辆运行要求的特征。液力偶合器是一种应用很广泛的通用传动元件，它置于动力机与工作机之间，传递两者的动力。其作用似乎和联轴器相同，但实质并不相同。在改善启动性能、过载保护、无级变速、对载荷有自动适应性等方面，液力偶合器的特性是联轴器所没有的。随着我国科学技术的发展，以及人们对液力偶合器的认识不断加深，其应用领域将会日益扩大。在对相关著作的学习、研究中得到更多、更深层的理论知识。当前，国际能源日益紧张，人们不得不把注意力放到如何提高能源利用率和节约能源方面来。因此，可以在应用中节约能源的调速型液力偶合器和液力河南理工大学万方科技学院本科毕业论文2偶合器传动装置得到了迅速发展。由于液力偶合器传动装置结构复杂、技术精密、加工精度高、难度大、利润高，因而西方各大公司竞相研制生产，竞争很激烈。对于有形资产，各行业都有不同之处，需要分别进行探讨。国外对有形资产要比国内更加重视，他们在理论上有很多需要我们借鉴的地方。尤其一提的是，国外对开发成本的研究日趋成熟，值得我们研究并学习。我国对液力偶合器的应用还不是很普遍，但液力偶合器所具有的改善品质和节约能源等优点，表明了它具有较强的生命力。随着我国科学技术的发展，以及人们对液力偶合器的认识不断加深，其应用领域将会日益扩大。本次我的毕业设计做的就是液力偶合器，因为自己也是初次接触设计液力偶合器，不足之处希望老师多提宝贵意见。第一章 液力偶合器的基础知识液力耦合器是安装在电动机与泵之间的一种传递部件，从电机至液力偶合器和偶合器至水泵之间是采用绕性联轴器连接，而偶合器与一般的联轴器不同之处是，它是通过工作河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3油来传递和转换能量的。它主要由主动轴、泵轮、涡轮、从动轴以及防止漏油的旋转内套等组成，泵轮与涡轮分别装在主动轮和从动轮上，它们之间无机械联系。旋转外套在其外缘法兰处用螺栓与泵轮相连接。泵轮与涡轮的轴心线相重合，内腔相对布置，两轮侧板的内腔形状和几何尺寸相同，轮内装有许多径向辐射形叶片，两轮端面留有适当的间隙。构成一个液流通道，叫工作腔，工作腔的轴面投影称为流道。运转时，在夜里偶合器中充满工作油，当主动轮带动泵轮回转时，泵轮流道中的工作油因离心力的作用，沿着径向流道由泵轮内侧（进口）流向外缘（出口）形成高压高速油。在出口处以径向相对速度与泵轮出口圆周速度形成合速，冲入涡轮的进口径向流道，并沿着流道由工作油动量矩的改变去推动涡轮，使其跟随泵轮作同方向旋转。但它们的转速不可能完全相同，因液体不具有刚性，假使它们在同一转数下旋转，则工作油就不会再冲击涡轮，因而就不会发生动力传递。一般泵轮与涡轮的转差率为 3%-4% 。油在涡轮流道中由外缘（入口）流向内侧（出口）的过程中减压减速，在出口中又以径向相对速度与涡轮出口圆周形成合速。冲入泵轮的进口径向流道，重新在泵轮中获得能量。如此周而复始，构成工作油在泵轮和涡轮两者间的自然环流。在这种循环中，泵轮将输入的机械功转化为工作油的动能和压力能，而涡轮则将工作油的动能和势能转换为输出的机械功。从而实现电动机到水泵之间的动力传递。工作油越多，则传递的动力愈大，也就增加了涡轮的传递。而工作油减少时，情况正与上述相反。工作油量靠勺管来调节的。1.1 传动机构及液力传动所有机械，一般都有原动机、传动机构和工作机三部分组成。原动机一般为电动机、内燃机（汽油机、柴油机）蒸汽机等他们的功能都是将电能、热能等转变为机械能。当原动机的动力特性不能满足工作机的要求时，就需要用传动机构来实现原动机与工作机之间的合理匹配。传动机构有电气传动、机械传动及流体传动，而流体传动又分为气压传动、液压传动及液力传动三种。气压传动及液压传动主要靠工作流（空气或油液）的压力能来传递能量。而液力传动则主要靠液体的速度对转轴的动量矩来传递能量。所以液力传动必然河南理工大学万方科技学院本科毕业论文4有带叶片的工作轮泵轮及涡轮等。泵轮与原动机相连，其功能是把原动机的机械能传给工作液体，其作用类似于水泵的叶轮。流体流经泵轮以后能量增加，而涡轮则与工作机相违。它使工作液体的能量转变为机械能输出，经过涡轮以后工作液体的能量减少，涡轮类似于水轮机的工作轮。如果工作机的转矩变化较大，为增加涡轮的转矩，往往采用液力变矩器，有的涡轮轴之后增加变速机构。而在液力变矩器中，除有泵轮、涡轮外还有与机座固定的导轮。导轮的作用是改变泵轮进口处流体的动量矩，起着永轮机导向轮的作用，故称之为导轮。1.2 液力传动的基本原理液力传动是将叶片泵与水轮机组合起来实现能量传动的。对液力变矩器来说，它是由流体在泵轮、涡轮和导轮所组成的工作腔中流动，原动机带动泵轮使流体流经泵轮后能量增加，因此泵轮是原动机的直接负载。从泵轮流出的高速流体又推动类似永轮机的涡轮传动，从而带动与涡轮轴相连的工作机，这就实现了能量的传递。流体流经泵轮后，其机械能（流体的动能和压力能）是增加的，而流经渦轮后其能量减少。流体在工作腔中的循环流动实现了能量从原动机到工作机的传送。水轮机有导流器，它是一个固定在机座上的叶片部件，因此流过它的流体对导流器叶片有作用力。如果液力元件中有导轮，其作用与水轮机的导流器作用相同，具有变矩作用。如果没有导轮，则称之为液力偶合器。1.3 液力传动的分类液力传动包括液力偶合器、液力变矩器和液力机械传动。液力偶合器只有泵轮和涡轮而没有导轮。在不考虑各种损失的情况下，泵轮的转矩与涡轮的转矩相等，故称之为液力偶合器，亦称之为“液力联轴节” 。液力偶合器有根据其结构和功能的不同而分为牵引型偶合器、限矩形偶合器和调速型偶合器等不同类别。如果加上固定在支座上又不转动的导轮，则泵轮与涡轮上的转矩就不相等，这种液力元件称之为液力变矩器。液力变矩器的泵轮一般是原动机的直接负载，河南理工大学万方科技学院本科毕业论文5这一点与偶合器相同。但液力变矩器中由泵轮、涡轮和导轮组成的流道为封闭流道，流体在流道中的流动为有压流动，而在偶合器中，由于流体一般不能完全充满由泵轮和涡轮组成的工作腔，即工作腔中含有一定的充气空间，因此在偶合器中流动的流体有自由表面，属于无压流动。液力变矩器中由于有固定在支座上的导轮，所以涡轮的输出转矩与泵轮轴上的转矩不相等，具体有三种情况：大于、等于和小于泵轮转矩。这说明液力变矩器具有变矩的功能。液力机械传动不是液力元件（变矩器、偶合器）与机械传动元件的简单组合，而是指液力元件与行星齿轮的适当组合。可以使原动机的功率进行分流，一部分功率经由液力元件，另一部分功率则由行星齿轮传递。它们也是有类似于所采用液力元件（变矩器或偶合器）的传动特性，因此同样属于液力传动的范畴。工作腔由两个叶轮组成者称为液力偶合器，由三个以上叶轮组成的为液力变矩器。这里介绍的是液力偶合器的设计。第二章 液力偶合器的工作原理液力偶合器是一种应用很广泛的通用传动元件，它置于动力机与工作机之间，传递两者的动力。其作用似乎和联轴器相同，但实质并不相同。在改善启动性能、过载保护、无河南理工大学万方科技学院本科毕业论文6级变速、对载荷有自动适应性等方面，液力偶合器的特性是联轴器所没有的。因此，其正确名称为液力偶合器，而不称为液力连轴器。典型的液力偶合器结构（图 11）由对称布置的泵轮涡轮以及外壳、主轴等构件组成；外壳与泵轮通过螺栓固定连接，其作用是防止工作液体散逸。输入轴1-1 液力偶合器主要构件(与泵轮固定连接）与输出轴（与涡轮固定连接）分别与动力机和工作机相连接。泵轮和涡轮均为具有径向直叶片的叶轮、由泵轮初涡轮具有叶片的凹腔部分所形成的圆环状空腔称为工作腔，供工作液体在其中循环流动。传递动力进行工作，工作腔的最大直径称为有效直径，是液力元件的特征尺寸规格大小的标志。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文71-2 液力偶合器传动装置图在液力偶合器被动力机带动运转时，存在于液力偶合器腔体内的工作液体，受泵轮带动，既随泵轮做周围（牵连）运动，又对泵轮做相对运动。液体质点相对于叶轮的运动状态由叶轮和叶片形状决定。由于叶片为径向直径片，按照叶片数目无穷多、厚度无限薄的假设，液体质点只能沿着叶片表面与工作腔外环表面所组成的流道内流动。由于旋转运动的离心力作用，液体质点从泵轮半径较小的流道进口处被加速并被抛向半径较大的流道出口处，从而液体质点的动量矩（mv uR）增大，即泵轮从动力机吸收机械能（力矩 M 和转速 n）并转化成液体能。 在泵轮出口处液流以较高的速度和压强冲向涡轮叶片并沿着gvrP2叶片表面与工作腔外环表面所组成的流道做向心流动，液流对涡轮叶片的冲击减少了它的速度和压强，使液体质点的动量矩不断减小。释放的液体能推动涡轮（及工作机）旋转做功（涡轮将液体能转化成机械能）。当液流的液体能释放减少后，由涡轮流流出而进入泵轮，再开始下一个能量转化的循环流动，如此不断循环。在液力偶合器运转的能量转化过程中，不可避免地伴随着能量损耗，造成工作液体发热，温度上升，同时使涡轮转速 nr， 低于泵轮转速 nB，形成液力偶合器运转中必须存在的转速差（n B - nr）。在泵轮出口处的液流，之所以能冲入涡轮是由于在液力偶合器在运转过程中泵轮转速始终高于涡轮转速。泵轮出口处的压强高于涡轮进口处压强，因而河南理工大学万方科技学院本科毕业论文8液流能冲入涡轮，进而循环流动。泵轮和涡轮转速差越大，则上述压差也越大，由于循环流量（单位时间内流过循环流道某一过流断面的工作液体的体积）与此压差平方根成正比，故此循环流量也越大（即循环流速增高）。当涡轮转速为零而泵轮转速不等于零时，循环流量最大，从式（110）1212 RvQRvMuugrQ可见其叶片轮力矩亦最大，当泵轮与涡轮转速相等时，压差等于零，液流停止流动，循环流量为零，则此时叶轮力矩等于零，为零矩工况，此时液力偶合器不能传递力矩。从式（110）中可见，在运转中叶轮力矩 M 取决于 Q、v u、R 诸内参数。而 Q、v u、R 又取决于转速差、泵轮转速和工作腔充液量。故液力偶合器传递力矩（或功率）的能力与泵轮转速和泵轮、涡轮间的转速差（或转速比）大小有关，同时也与工作腔的充液量大小有关，在相同情况下，工作腔充液量越大，其传递力矩（或转速）的能力也越大。反之亦然，因而调节工作腔中的充液量（充液度），就可改变其输出力矩和转速。从这一特征出发，采取不同的结构措施，即可构成不同类型的液力偶合器。例如，设置辅助强（用来调节工作腔充液量的空腔），在液力偶合器力矩过载时靠液流的静压或动压使工作腔中的工作液体自动的倾泄入不同类型的辅助腔。减少工作腔充满度，限制输出力矩的提高，从而构成限矩型液力偶合器。在工作腔以外设置导管（导流管，亦称勺管）和导管腔（供导管导出工作液体的辅助腔），依靠调节装置改变导管开度（导管顶端与螺旋外壳间距的百分率值）来人为地改变工作腔中的充液量，从而实现对轮的力矩的调节，按此原理构成了调速型液力偶合器。对于限矩型液力偶合器，工作腔充液率随载荷而自动变化，对于调速型液力偶合器工作腔充液率与导管开闭之间有函数关系，需外加控制、由于调速型液力偶合器工作腔充液率难以测得，通常以导管开度（0100%）来代表工作腔充液率。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文9第三章 闭锁式液力偶合器的结构3.1 液力偶合器的分类液力偶合器按其应用特性可分为三个基本类型：普通型、限矩型、调速型；两个派生类型：液力偶合器传动装置和液力减速器，共五个类型。同一类型的液力偶合器依其结构（腔型）、性能的不同，又可分若干个品种、同一品种的液力偶合器具有相同的结构（及腔型）与相同的原始特性。液力偶合器的分类如下：3-1 液力偶合器结构代号和结构特征代号表河南理工大学万方科技学院本科毕业论文10按液力偶合器工作腔模型（腔型）分类：有静压泄液式、动压泄液式、长圆形、斜蛋形、扁桃形、多角形、扁圆形等不同腔型。通常前三种腔型用于限矩型和普通型液力偶合器，后四种腔型用于调速型液力偶合器及液力偶合器传动装置。按液力偶合器工作腔数量分类，则有单工作腔、双工作偶合器。双工作腔液力偶合器（如图 31）比相同有效直径的单工作腔偶合器传递力矩（功率）增加一倍，因而相同功率时双工作腔比单工作腔的径向尺寸小，但轴向尺寸大，结构复杂。无辅助系统的双工作腔偶合器的轴向力是平衡的。但在有辅助系统时，由于补偿液体及其他因素影响。仍可能有轴向力，但很小。3-2 双工作腔偶合器示意图液力偶合器的叶轮叶片均为平面叶片（骨面为平面的叶片）。按叶片布置方式有径向叶片和倾斜式叶片两种。径向叶片为径向布置的叶片。其叶片背景与轴面（通过轴线的平面）相重合。倾斜叶片是骨面与叶轮轴面相交的平面叶片，即叶片平面以其骨面端线为轴旋转，与轴面有一夹角。以泵轮为基准，将倾斜叶片分为前倾斜叶片和后倾斜叶片；前倾斜叶片河南理工大学万方科技学院本科毕业论文11泵轮流道口处叶片骨面向着泵轮转向的倾斜叶片，涡轮叶片的倾斜方向与泵轮的同向（图 32（a）。后倾斜叶片泵轮流道口处叶片骨面与泵轮转向相反的倾斜叶片，叶片倾斜方向与泵轮相反（图 32（b）。前、后倾斜叶片的泵轮、涡轮叶片在轴面上均为同一方向平行布置的。3-3 倾斜叶片叶轮示意图前、后倾斜叶片与径向叶片液力偶合器的原始特性很不相同（图 33）。由图可见，在相同转速比的情况下，前倾斜叶片泵轮力矩系数 值最大；径向B叶片者居中；后倾斜叶片者最小。为获得较大的制动力矩，液力减速器采用前倾斜叶片。由于后倾斜叶片者泵轮力矩系数较低，在低转速比时有很好的限矩保护性能，因此某些特定的限矩型偶合器采用后倾斜叶片。但由于叶轮铸造工艺性较差和泵轮正、反转变化时，前、后倾斜发生转化，其特性差别很大，故后倾斜叶片液力偶合器很少应用。此外，按液力偶合器工作腔内环的有无分为有内环和无内环两种。在液力偶合器的早起结构中，因其是液力变矩器演变而来的，故同液力变矩器一样，工作腔中有内环存在。在液力偶合器河南理工大学万方科技学院本科毕业论文123-4 不同叶片的比较的发展过程中，人们发现有内环液力偶合器的能容比无内环的要小许多，因为内环的空间不参与能量的传递。甚至有的还会因妨碍液流流态变化而消耗能量。在工作腔中内环越小，液力偶合器的能容越高。没有内环则能容最高，故近代液力偶合器均无内环。本次设计的闭锁式液力偶合器是限矩型液力偶合器的一种，在下面重点介绍一下限矩型液力偶合器。3.2 限矩型液力偶合器普通型液力偶合器由于过载系数大，使之在许多设备上无法应用。为了有效保护动力机（以及工作机）不过载。要求液力偶合器在任何工况下的力矩均不得大于动力机的最大力矩、因此必须采取结构措施来限制低转速比时力矩的升高。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，其中应用最多的是设置辅助腔。此种方式是依靠减小工作腔充液量的办法来限制液力偶合器的传递力矩，能量损耗较少。在泵轮、涡轮之间加设挡板常作为辅助限矩方式来应用。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文13常见的限矩型偶合器有静压泄液式、动压泄液式和复合泄液式三种基本结构。3.2.1 静压泄液式液力偶合器此种液力偶合器的明显特点是在涡轮和外壳之间有一容积较大的侧辅腔（如图 34），其中储存的液体以 角速度旋转，靠其旋转造成的离心静压力与工作腔压力相平衡。2r当超载使涡轮转速降低时，侧辅腔中液体也相应降低而使离心静压力下降。与此同时工作腔中因超载而增大了转速差和循环流量，从而增大了液体能（包括压力能和动能），使工作腔与侧辅腔之间出现压力不平衡，1 联轴器 2 泵轮 3 外壳 4 涡轮 5 挡板 6 输出轴 7 端面密封 8 过热保护塞 9 低熔合金 10 钢球3-5 静压泄液使液力偶合器迫使工作腔中的液体大量流入侧辅腔，减少工作腔中的充液量，限制力矩的升河南理工大学万方科技学院本科毕业论文14高，起到过载保护的作用。由于静压平衡关系，侧辅腔在高转速比工况下存油极少（即工作腔充液量较多），而在低转速比和零速工况下存油较多，因而使液力偶合器在高转速比工况传递能力较大而在低转速比区段特性曲线较为平坦，为工作机提供了较好的性能、但此种液力偶合器在突然加载时，侧辅腔不能立即发挥限矩作用。原因是侧辅腔中的液体由于惯性，离心静压力降低较迟缓，动态过载系数比静态过载系数大的多。经压泄液式液力偶合器防止瞬时过载的性能不够理想。对于载荷突然变化和需频繁启动，制动的工作场合不宜选用，其优点是结构比较简单，静载过载系数约为 2.5 左右。此种液力偶合器常用于过载不频繁的汽车、叉车、破碎机和起重机行走机构的传动系统中。由于其多用于车辆传动，又称牵引型液力偶合器。3.2.2 动压泄液式液力偶合器静压泄液式液力偶合器在突然过载时难以起到限矩和过载保护作用，使其应用受限。为克服上述缺点而发展了动压泄液式液力偶合器，见图 35，图中1、8 分别为液力偶合器的输入、输出轴套，可分别装入动力机和工作机的轴上。输入轴套通过弹性联轴器及后辅腔外壳而带动泵轮 4。从而可以消除液力偶合器与动力机及工作机安装不同心造成的不良影响。泵轮 4 与涡轮 7 的有叶片部分构成工作腔。5 为注油塞，为液力偶合器的过热保护装置易熔塞。当液力偶合器在低转速比下较长时间运转或过载拖延的时间较长时，使液体温升超过规定极值时，致使易熔塞中心孔的低熔点合金熔化甩出，液力偶合器腔体里的液体全部从易熔塞中心孔喷出，是工作机的运转停止。典型的动压泄液式液力偶合器具有前、后辅腔。图 35 中前辅腔 2 为泵轮和涡轮中心部位组成的无叶片的空腔，后辅腔 3 为泵轮外壁与后辅腔内壁所构成的空腔。前、后辅腔间有连通孔相连，后辅腔与工作腔也有连通孔相连。前、后辅腔与静压泄液式液力偶合器的侧辅腔作用相同，功能均为在零速式低转速比工况下储存油液以减小工作腔充液量，从而限制力矩的上升。在高转速比工况（包括额定工况）下，它们不存在油液，不起限矩作用。使液力偶合器充分发挥其传递力矩的能力。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文153-6 动压泄液式液力偶合器3.2.3 复合泄液式液力偶合器通常用于带式输送机或刮板输送机的直支轴减速器，由于输入轴承受着液力偶合器的重量而易疲劳扳伤，甚至断轴、由于悬臂的输入轴的承重过大，使其临界转速低于要求的运行转速。解决的办法只能是把液力偶合器的重量不加在减速器的输入轴上。因此北京起重机运输机械研究所为解决这一问题，近年来研制成功 TYOXF 型清水或矿物油两用的液力偶合器，不只解决了上述问题，且具有与常用液力偶合器不同的结构和优良的性能。YOXP 系列液力偶合器为复合泄液式限矩型液力偶合器，它的结构性能与国内常用的动压泄液式或静压泄液式有明显的不同。它采用的内轮传动式结构河南理工大学万方科技学院本科毕业论文16（图 36）。泵轮 1 在外壳 4 的内部，涡轮 9 为外露零件，它只有泵轮、涡轮和外壳，没有像动压泄液式液力偶合器的后辅腔外壳、其主轴 2 两端的轴承和骨架油封的型号均相同，3-7 复合泄液式液力偶合器减少了易损件的规格。轴承内侧的两组骨架油封使轴承的润滑脂与腔内的工作液相隔离。在液力偶合器与制动轮 8（或轮毂）之间以橡胶弹性块 6 相连，制动轮的外径及宽度 B 尺寸均符合国标以及原机械工业部联合设计的 DT 型带式输送机系列选定的制动器尺寸。液力偶合器向电机轴上安装或拆卸不需另备工具，而以不同规格的螺栓作为拆装工具，便于在现场安装、维护。液力偶合器在额定工况运行时，在工作腔中液体循环流动为小循环流动（图 37（a）。此时液力偶合器转差率小，传递力矩也小。当载荷增大，泵轮与涡轮转差率增大，循环流速增高时，液流呈现大循环流动（图 37（b）。由于泵轮液流入口半径较小，液流可吸收更多的功率，使传递力矩明显增大。由于循环流速增高，大循环流动的液体靠自身速度由涡轮出来后，一部分进入泵轮，另一部分经孔 A 进入侧辅腔（图 37（b），称此状况为动压泄液。当液流进入涡轮前，由于其自身压强高于侧辅腔中液体压强（因流速不同），使部分液流经泵轮与涡轮间隙 D 进入侧辅腔，称这种状况为静压泄河南理工大学万方科技学院本科毕业论文17液。兼有动压泄液和静压泄液的结构，称为复合泄液式。因超载而引起动压、静压同时泄液，从而降低工作腔液体充满区，使传递力矩下降，因而可有效地限制超载力矩的升高。3-8 工作腔内液体的循环流动当负载力矩下降，泵轮与涡轮间转差率降低，侧辅腔中液体沿间隙 D 或孔 A 缓慢流回工作腔，逐步恢复稳定工况。这就是复合泄液式限矩型液力偶合器限制超载力矩的工作原理。3.2.4 闭锁式液力偶合器从上面各种液力偶合器的结构介绍中我们可以了解到，各种液力偶合器均需存在转速差方能传递动力，转速差使输出转速和功率均有损失，这是液力偶合器的内在缺陷。如何弥补液力偶合器在这方面的缺陷呢？本次设计的闭锁式液力偶合器就可以有效的弥补这方面的缺陷。闭锁式液力偶合器就是在限矩型液力偶合器上加装离心式摩擦离合器组成。通过上面三种典型的液力偶合器的结构介绍，我们选择使用静压泄液式液力偶合器腔型，这样侧辅腔有足够的空间来放置离心式摩擦离合器而不影响涡轮和泵轮的工作；并采取复合泄液式液力偶合器的内轮传动式结构。具体结构如图（图 38）在静压式液力偶合器侧辅腔里装有离心式摩擦离合器 3，它与涡轮 4 一起通过连接盘 11 和输出轴 10 固定连接，在旋转中使离合器片外伸与外壳 2 接触构成摩擦副传递动力。离心式摩擦离合器（图 39）由带有四条径向导槽的连接盘 1、四块粘结石棉衬片 6 的离合器片 2、复位弹簧 3、滑块 4 和销轴 5 组成。离合器片 2 通过河南理工大学万方科技学院本科毕业论文18销轴 5 插入滑块 4 内，滑块可在连接盘内的径向导槽内滑动。在涡轮静止或低速运转时，复位弹簧 3 使四块离合器片 2 缩拢并贴靠在较小的直径部位上。当涡轮转速升高到某值后，摩擦离合器的离合器片 2 连同滑块 43-9 闭锁式液力偶合器在离心力的作用下，沿径向导槽外滑并可绕销轴 5 摆动。这时离合器片 2 向液力偶合器外壳内壁产生摩擦力矩，通过销轴、滑块、连接盘由输出轴输出。此时动力通过两路传递：一路以液力传动方式通过外壳泵轮涡轮输出轴；另一路以摩擦离合器方式通过外壳摩擦离合器输出轴。随着涡轮转速的升高，摩擦离合器传递的力矩与 成比例的增长，其值在总力矩中的比值也相Tn2应增长（图 310）。当涡轮超过某值以后，全部力矩由摩擦离合器传递，液力传动不再起作用，这时消除了转差损失而成为“直接传动”，传动效率达100%。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文193-10 闭锁式液力偶合器特性曲线示意图当液力偶合器超载时，由于涡轮转速下降，离心力降低复位弹簧使离合器缩回，摩擦离合器呈脱开状态，这时液力偶合器的过载保护特性得以恢复。故闭锁式液力偶合器除额定工况为“直接传动”高效率外，其它工况均保持液力耦合器的原有特性。 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文20第四章 闭锁式液力偶合器的参数设计4.1 设计原始参数及其分析4.1.1 所传功率和转速对于柴油机为动力的，通常是指柴油机的额定功率和额定转速，一般即为偶合器的输入功率和输入转速。对于异步电动机所带的负载机器，例如水泵和风机，在选配电动机时通常有相当的功率储备，以利起动大惯量负载的需要，主要在它们之间加装液力偶合器，由于偶合器能轻载起动电动机和逐步起动大惯量负荷机器，已不需要电动机储备功率，故应以负荷机器的轴功率作为偶合器的输出功率。对于液力偶合器的设计来说，功率小于 100kw 的称为小功率，5002000kw 称为中功率，大于 5000kw 的称为大功率。转速低于 500r/min 的称低转速，7301500r/min 为中速，3000r/min 为高速，大于 4500r/min 称为超高速。本次所设计的闭锁式液力偶合器的适用范围广， 并无固定的功率与转速。给出的参数是功率小于 350kw；转速小于 2000 r/min。所以本次设计的闭锁式液力偶合器属于中等功率中等中等转速。这类偶合器大多用于各类泵和风机上，例如吹泥船和泵站上的泥浆泵。煤渣输送泵，矿砂输送泵，电站的锅炉引风机、送风机 ，矿山的坑口抽风机，船用柴油机的 并车装置。破冰船螺旋桨撞击冰块时的过载保护等等。这类偶合器的尺寸重量较大，脱离性能较差，接脱和调速的灵敏度不高，设计中要着重解决这类问题。4.1.2 额定转速比与效率额定转速比 指的是额定工况的转速比。对于限矩型液力偶合器ni0.950.985 ，本次设计的闭锁式液力偶合器因为加装了离心式摩擦离合器，ni使输出转速和功率损失大大减少，转速比理论上可以达到 1.河南理工大学万方科技学院本科毕业论文21偶合器的传动效率，就是指在传递额定功率和长期运转时的效率。液力偶合器的传动效率，还可用下式表示：wv偶合器的液力效率偶合器的机械效率w对于中等功率中等转速偶合器，如果不用增速齿轮，实测表明，偶合器的机械效率 。也即空转时总的功率损失不到所传递额定功率的 0.01。为9.0w了减小这类偶合器的尺寸重量，一般取 =0.98。v代入上式可得 =0.974.2 工作腔型参数设计及其选择4.2.1 液力偶合器有效直径 D 的确定 按照 GB/T5837-93“液力偶合器型式和基本参数”国家标准规定，在符合雷诺系数 Re 5 液力偶合器的基本性能参数应符合表 41610表 41 液力偶合器泵力矩系数型式 循环圆直径/mm 泵轮力矩系数 m/in2B额定转速差限矩型液力偶合器320 6103. 4限矩型液力偶合器360560 645. 4限矩型液力偶合器650 610. 4河南理工大学万方科技学院本科毕业论文22泵力矩系数 是液力偶合器的重要参数，它与有效直径 D 密切相关。由于是传动比 的函数，而效率 ，为了既保证额定工况的效率在某一范围内i i变化，又保证足够的安全性，通常取 = ；液体的重度em/in10)58.31(26取 =8428 。3/mN按公式计算有效直径 D= =52eBnM5 361508240).13(39=378mm364mm式中 液力偶合器泵轮的净输入功率， ；BNkw电动机在额定工况下的力矩，即泵轮的力矩，e；mN电动机在额定工况下的转速，即泵轮的转速，en；in/r液体的重度， ；3/mN额定工况下泵轮的力矩系数， 。e m/in2计算得直径 D 的范围为 378mm364mm，故根据表 42 选得液力偶合器的有效直径为 400mm。确定 D 值后，要做出液力偶合器与电动机联系运行的特性曲线，以便分析设计是否合理。液力偶合器的其他线性尺寸，在工艺条件允许的情况下，应按相似理论确定。有效直径 D 的值应符合表 42 的规定。需要指出，有效直径小于 560mm 的液力偶合器的功率比为 1.76，即相邻的小规格液力偶合器功率的1.76 倍为大规格液力偶合器的功率，大于 560mm 的液力偶合器的功率比为2.0。功率较小的液力偶合器一般不对叶轮强度、冷却、润滑等问题进行强度验算。125 140 160 180 200 220 250 280 320河南理工大学万方科技学院本科毕业论文23表 42 液力偶合器有效直径系列（mm）4.2.2 工作腔模型选择及设计液力偶合器性能的优劣，主要取决于工作腔模型（简称腔型）。液力偶合器系列化的主要内容包括腔型结构规范化、规格尺寸系列化和功率特性的协调一致性。三者相互联系、相互一致构成液力偶合器系列型谱。较好的腔型使液力偶合器有较高的泵轮力矩系数，在相同的条件下，可比其它液力偶合器传递更大的功率。在同样的转速率下，它可有较宽的功率带，可以采用规格较稀疏的优先数系做为尺寸系列。利于产品批量集中，便于组织专业化生产，简化工艺，提高产品质量和降低生产成本。因此，产品系列化对于生产厂和用户是有利的。本次设计的闭锁式液力偶合器就是在静压泄液式液力偶合器加装离心式摩擦离合器而成的。所以腔型和静压泄液式液力偶合器相同。腔型如图 41。液力偶合器迄今尚无国际标准，技术先进和国际影响力大的福依特公司和英国液力驱动工程公司的企业标准被认为是国外先进标准。所以本次设计使用的计算公式也是在设计液力偶合器业界公认的标准。公式如下：Dd32.0360 400 450 500 560 650 750 800 8751000 1150 1320 1550 1800 2060河南理工大学万方科技学院本科毕业论文24=0.32 400=128mm Dd60.1= 0.60 400=240mmd53.02=0.53 400=212mm D15.0=0.15 400=60mmb30.=0.30 400=120mmD01.=0.01 400=4mm又因为这侧辅腔要装入离心式摩擦离合器，所以在不影响偶合器的工作下将侧辅腔加大，将 b 扩大 10mm，取 b=118mm。4.2.3 轮叶设计叶片数对液力偶合器性能有很大的影响，叶片数太多则循环圆有效容积减少，同时叶片与液流的摩擦损失增大，传递功率容积降低；叶片数太少则液流在叶片间产生的二次流动加剧，增加涡流损失，也降低传递功率容量，因此叶片数有一最佳值。液力偶合器流设计时最佳轮叶数的选择，与有效直径 D 的大小、 、叶d/0河南理工大学万方科技学院本科毕业论文25轮厚度 和叶轮的制造工艺等有关，泵轮叶片数可参考表 43 选择（叶片数量一般为 3 的整数倍，便于叶轮分度制模型）故选泵轮叶片数位 48；涡轮叶片数为 45。通常也可按下面的经验公式确定。对于 =0.40.55 的腔型，叶片数为：Dd/0Z= 或 Z=3.067279.0658D对于 =0.27 0.32 的腔型，叶片数 Z 为：/0Z= 52.0391式中 循环圆内径， mm；0dD 有效直径，mm。按经验公式得到叶片数根据实际结构及工艺条件可能有所增减。焊接冲压叶片比较薄可以适当增加叶片数。表 43 推荐的泵轮叶片数量有效直径D/mm140 160 180 200 220 250 280 320 360叶片数量 Z/片30 33 36 39 42 42 45 45 48有效直径D/mm400 450 500 560 650 750 870 1000叶片数量 Z/片48 51 51 54 54 57 60 63河南理工大学万方科技学院本科毕业论文26轮叶的厚度，通常由叶轮的制造工艺决定，见表 44表 44 液力偶合器叶轮叶片厚度有效直径mm工作轮制造工艺 叶片厚度mm备注250500 钢板冲压轮壁，铆接钢板11.5250500 铝合金铸造 2.53.5 金属模取低值450850 铝合金铸造 46 砂模取低值450700 铸钢，铸、锻钢轮壁56由上表可选叶片厚度 m1泵轮和涡轮之间间隙 的选择。为了保证液力偶合器装配后两叶轮间自由旋转而不致相碰，泵轮和涡轮端面之间要留有间隙 。由于泵轮出口处的油压力要比泵轮进口处的高，这一压差的存在，使流体流出泵轮后，不会全部流入涡轮进口，有一部分油由这一间隙直接流回泵轮进口处，也即引起容积损失。间隙 愈大，容积损失愈大，液力偶合器所传扭矩也愈下降。因此，通常规定 在安装工艺允许的条件下， 愈小愈好。D01.取 3.5mm叶轮轮壁厚度的选择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的厚度，泵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。因为本次设计的闭锁式液力偶合器是中功率中转速，一般可以不进行强度计算。所以采用类比设计法，对泵轮厚度取 8mm，涡轮厚度取 6mm。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文274.2.4 挡板的设计选择在偶合器流道中安装挡板的目的，主要是为了减少在低转速和 i=0 时偶合器所传的扭矩 M0，也就是用来降低偶合器的过载系数。在涡轮出口处加装不同直径的挡板后，偶合器的过载系数将有不同程度地减小。如图 42选择 d=0.46D=165.6mm 取整为 166mm4.3 轴的设计4.3.1 轴上各轴段直径和长度的确定首先确定求出做为承受扭矩的轴段的最小直径 ，本次设计轴选用 45mind河南理工大学万方科技学院本科毕业论文28号钢材料，利用下面的公式30npAd式中： 轴传递的功率，单位为pkw轴的转速，单位为nmin/r302.950A代入计算的 3min4015.3d28考虑装联轴器加键，其轴径增加 3%左右，故取轴端的第一段直径为 。d301第一段长度选为 =75mm1L第二段要配合工作腔的直径取 =40mm2长度定位 =150mmL4.3.2 强度校核按钮转强度条件计算，使用下面的公式32.095dnPWT河南理工大学万方科技学院本科毕业论文293)0(2.159T=25.9MPa T式中 T轴所受的扭矩， mN轴的抗截面系数，W3P轴所传递的功率，kwn轴的转速，r/mind计算截面处的直径，mm 轴的强度极限 30MPaT4.3.3 刚度校核使用下面的公式：阶梯轴 zipiIlTLG14073.5式中 T轴所受的扭矩， mNG轴的材料的剪切弹性模量，MPa 其中钢的为 G=MPa410.8L 阶梯轴受扭矩作用的长度，mm、 、 分别代表阶梯轴第 i 段上所受扭矩、长度iTlpiI和极惯性矩 Z阶梯轴受扭矩作用的轴段数代入计算的 ，刚度条件也符合。式中 为轴每米长的允许扭转角，与轴使用场合有关。对于一般传动轴，可取 = 对于精度要求不高的轴， 可大于 1m/)(15.0 m/)(河南理工大学万方科技学院本科毕业论文304.3.4 键的选择轴与联轴器用键来轴向固定以传递力矩，因为轴的直径为 30mm，所以根据整个设计过程易选择平键。其中键的强度极限 =100MPa,查阅键的标准得尺p寸如下=10mm1b=8mmh=76mm1l第二段轴的直径是 40mm，查阅键的标准得尺寸如下=12mm2b=8mmh=128mm 2l键的强度计算，因为采用的是普通平键，用下面的公式校核式中：T传递的扭矩， mNk键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h,mml键的工作长度，mm；圆头平键 l=L-b，平头平键 l=L，这里的L 为键的公称长度d轴的直径，mm代入计算得：=p305412=44MPa p故强度符合条件。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文314.3.5 轴承的选择液力偶合器的轴承主要用来承受径向力和轴向力,轴向力随转速比 i 变化，轴承受力应按实际工况确定。滑动轴承寿命长，噪声小，但制造工艺较复杂，要求维修水平高。以本液力偶合器的适用范围来看，选用滚动轴承，因为轴的直径为 30mm，采用标准件深沟球轴承型号 GB/T276-1994。其结构尺寸如下=40mmd=68mmD=9mmB45mm1d55.7mm =0.6mmr重量 =0.2kgm轴承寿命计算：由于轴承受径向力取 ，查表的深沟球轴承型号 6206 得基本额定动rFP载荷 =19.5kw。rC计算寿命 )(601PCfnLth式中： 轴承寿命，h温度系数tf轴承的基本额定动载荷，kwC转速n载荷P河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3236)5019(hL=659h符合所选载荷的寿命。4.4 离心式摩擦离合器4.4.1 初选摩擦片外径 D、内径 d、厚度 b摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。D=Kd =14.6 =172.75mmmaxTe140式中， 为发动机最大转矩，取 =140N/m；maxeTaxeKd 取 14.6离合器摩擦片尺寸系列和参数表 1表 1外径 D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430内径 d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230厚度 b/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4c=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.5351- c3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847单位面积 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037摩擦片标准系列尺寸，取 mm, ， ， ，单位面积180Dmd25b.3694.0c132mm 2河南理工大学万方科技学院本科毕业论文334.4.2 后备系数 后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少起步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。由于所设计的离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加） ，使用条件较好，宜取较小值，故初取 =1.8。4.4.3 离合器传递的最大静摩擦力矩 Tc= = =252cTmaxe1408.mN4.4.4 单位压力 P0摩擦面上的单位压力 P 的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关。离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力 P 较小为好。当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力 P。因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力 P 应随摩擦片外径的增加而降低。选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。 )1(2330DdZfpTc= =0.42MPa)(330fTc)18025(.0133式中， 为摩擦因数取 0.3；为单位压力（ ）0paMP河南理工大学万方科技学院本科毕业论文34为摩擦面数取 2；Z为摩擦片外径取 180 ；Dm为摩擦片内径取 125 ；d摩擦片材料选择粉末冶金材料， 为单位压力 0.42 ， 为摩擦因数取0paMPf0.3。4.5 离心块的设计离心块的设计如图所示4.6 壳体设计和螺栓螺钉选择4.6.1 壳体设计壳体工作能力的主要指标是刚度，其次是强度和抗震性能；当同时用作滑道时，滑道部分还应有足够的耐磨性。此外，对具体的机械，还应满足特殊的河南理工大学万方科技学院本科毕业论文35要求，并力求具有良好的工艺性。壳体厚度采用类比法设计，壳体的结构形状和尺寸选择设计如图如图尺寸如下：总高：434mm壁厚：10mm内腔：380mm河南理工大学万方科技学院本科毕业论文36圆弧半径：5mm 和 15mm 4.6.2 螺栓螺钉选择与强度计算本次设计的液力偶合器共有 3 个螺钉组和一个螺栓组，其中涡轮与壳体连接选用标准件开槽圆柱螺钉尺寸为螺纹规格 d=M6 尺寸如下。单位（mm）p a max b min n 公称 maxkd k max1 2 38 1.6 10 3.9t min r max maxad l 长度 全螺纹长度 100mm 重量1.6 0.25 6.8 608 40 0.0200kg螺钉组布置如河南理工大学万方科技学院本科毕业论文37挡板与涡轮连接选用标准件开槽圆柱螺钉尺寸为螺纹规格 d=M4，尺寸如下。单位（mm）p a max b min n 公称 maxkd k max0.7 1.4 38 1.2 7 2.6t min r max maxad l 长度 全螺纹长度 100mm 重量1.1 0.2 4.7 40540 0.0085kg轴与离心式摩擦离合器连接选用标准件六角头螺栓 C 级，螺纹规格 d=M18 尺寸如下。单位（mm）s 公称 k 公称 r 最小 e 最小 a 最大27 11.5 0.6 29.6 6最小wd b l 100mm 重量24.9 26 1045 0.223kg强度校核螺栓、螺钉危险截面的拉伸强度条件计算如下公式：2043.1dFca式中： 螺栓、螺钉所受的拉应力ca螺栓、螺钉所受的预紧力0F螺栓、螺钉的危险截面直径d代入计算后得 = ，拉伸强度符合要求。cac螺栓、螺
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