液压安全联轴器

1、.11.4液压安全联轴器11.4.1液压安全联轴器的结构与工作原理液压安全联接器的核心零配件由联接套筒、剪断环、安全管和压力油构成，图11.4.1是液压安全联接器和滚筒式齿轮联轴节的组合结构，联接套筒1是密封的双重套筒，其内外径分别与传动轴和轮毂内孔连接用手动高压机油泵从供油口向连接套筒内注入压力油，紧固安装在连接套筒上的安全管2，将高压油3密封在连接套筒内。 在油压的作用下，连接套筒内和外径分别与传动轴和轮毂摇滾乐，工作时通过摩擦力能够传递与腔内的油压成比例的扭矩。 腔室内的油压大小，安装时可通过手动高压机油泵控制。 施加液压后，可传递的扭矩极限值(称为滑动扭矩)保持一定。 动作中，若动作扭

2、矩大于滑动扭矩，则联轴节套筒与传动轴之间产生相对滑动，安全管的前端被与轴连结的剪切环4剪切，联轴节套筒内的压力油急速泄漏，油压消失，联轴节套筒更换安全管，重新注入压力油后，再次启动。液压安全联轴器动作时安全设备不受疲劳因素的影响，为了使传递扭矩稳定而设定的过载时的脱离时间短(20ms左右)，保护性能安全，通过调整注入液压的大小，能够设定正确的过负荷保护扭矩值，安全管的更换容易，辅助工时缩短的结构紧凑液压安全联轴器有多种结构形式，请参阅JB/T7355-1994。11.4.2设计计算(1)结构设计液压安全联轴器可根据其使用状况设计成耳朵皮式和套筒式的组合等各种结合形式，这些个的结合形式分为牛鼻子

3、结合和无牛鼻子结合，主要是考虑被结合部件的空间构造、负荷的大小、转速等而设计的。I .轴向尺寸被限定定时，多设计成套筒式。 与其他类型的联轴器(鼓齿轮式联轴器)、齿轮等毂类联轴器组合使用。 套筒式联轴器的内径一般为220mm以下，轴上有牛鼻子槽时，轴径以牛鼻子槽的套筒外径计算。ii .径向尺寸限定时，大多设计成耳朵皮结构。 为了传递大的负荷扭矩，需要采用中间耳朵皮背结构，耳朵皮背尺寸根据薄壁圆筒理论和最大负荷扭矩由强度计算决定。.根据耦合摩擦表面的径向线载荷或相对折动速度决定是否采用滚动轴承结构，必须采用折动面压力P1MPa或相对折动速度v1.5m/s的滚动轴承支承结构。 为了确保摩擦表面的有

4、效接触长度，多选择轻量狭窄系列的深沟球轴承。 折动面压力和折动速度可以分别用(1)式和(2)式计算p=fr/(LD ) MPa式中： p-折动面压力、MPafr-脱落后折动面受到径向线力，nl，d-折动面的有效接触长度和轴径，mmv=5.2dn10-5米/秒式中： v-折动速度m/sd-折动面轴径mmn-动作转速r/miniv .连接的传动轴有牛鼻子槽时，采用牛鼻子连接式。 可根据折动面荷载设计牛鼻子联轴器套筒或套筒，套筒的厚度由轮毂牛鼻子槽的尺寸决定。v .为了使联轴器室内的高压油在过载的瞬间迅速泄漏，联轴器折动面的轴径不足220mm时，安全管可采用的折动面的轴径超过220mm时，必须使用2

5、根以上的安全管。(2)联轴器部件及被连结轮毂材质的选定耦合套筒是液压安全耦合的核心零配件，其材料需要良好的力学性能和焊接性能，一般采用sb980 MPa的合金结构钢，如42CrMo。 内外套管之间一般采用H7/h6间隙，其配合表面有螺旋式油槽的剪断环的材质选用优质的碳结构钢，而在剪断口需要进行淬火处理的安全管的材质是真的吗？ 与连接套筒之间为900角锥形的密封结构的液压油可以使用L-HV15或L-HV22联轴器套筒和传动轴必须用合理的材料匹配。 必须保证传递扭矩的可靠性，保证脱落后不发生咬住现象。 一般轮毂表面采用氮化处理，轴表面堆焊铝青铜或等离子镀层，焊层的厚度由传动轴的直径决定。 一般经验

6、值为0.31mm。与液压安全联轴器连接的轮毂，如果外径da与内径di之比不低于表面尺11.4.1的规定，必须用厚壁圆筒进行强度检查表11.4.1轮毂材料合金钢材球墨铸铁灰铸铁元素铝直径比da/di1.51.82.02.4(4)式中： sr、st、s-分别为轮毂半径方向、切线方向、合成应力MPass-屈服极限，MPa；p-油室压力一般为80100 Mpada、di-轮毂的外径和内径、mm；s-安全系数，一般为1.52。(3)尺寸设计和传递扭矩能力计算联轴器的尺寸由其结构形式和传递的扭矩决定。采用衬套结构时，其内径尺寸、长度尺寸取决于连接的传动轴的直径和长度，一般联轴器的长度为连接轴延伸的长度程度

7、。 压力室内径、外径尺寸基于圆柱壳理论，薄壁套筒外径与内径之比Dw/Dn1.11.2。 如果套筒的壁厚过薄，则联轴节套筒变形而无法恢复，如果壁厚过厚，则传递扭矩能力下降。采用耳朵皮结构形式时，受压的内联轴器设计方法同轴套筒结构的承受拉伸的外轮毂的外径尺寸必须为压力油室内径尺寸的1.5倍以上。为了保证联轴器在无负荷时旋转的柔软性，联轴器套筒与传动轴之间需要一定的间隙d，间隙过小则卡住或磨损增大，间隙过大则传递扭矩能力降低，因此要合理决定轴与传动轴之间的配合公差配合间隙的值取决于传动轴直径的大小，一般将轴和套筒的配合公差设计在间隙配合公差区域，如果有可以在中轴直径间隙0.030.1mm之间选择的滚

8、动轴承，间隙设计就是在联轴器脱落后滚动轴承发挥支撑作用联轴器设计的关键是传递扭矩能力的确定。 图11.4.2是将耦合套筒的长度设为l、内腔压力设为p、传动轴的直径设为d的液压安全耦合的示意图，将耦合套筒的内壁厚度设为s、内腔压力为零时耦合套筒与轴的间隙设为d、耦合套筒的由图11.4.2可知，由于内腔压力p，联接套筒的变形受到边界力的影响，轴压p1(x )分布不均匀。 因此，利用案例弯曲理论作为计算依据。考虑摩擦学原理和联轴器的对称性，求传递扭矩的公式如下由于腔内压力p与所受到轴压p1(x )的协同作用，径向位移在联接套筒的内壁上重日式榻榻米，由此能够根据力与变形的关系求出p1(x )与p的关系

9、式如果将(6)式代入(5)式，则能够求解在施加压力p时传递的扭矩的式子是1式中： p-连接套管内腔压力、Pam-摩擦副摩擦系数xb-非完全接触长度(XB因压力p而异)、mml-油室长，mmb-关于圆筒壳体的结构尺寸、材料性能的系数式中： v-泊松比钢v=0.3Rm、s-耦合套筒内壁的平均半径和内壁的厚度、mm由图11.4.2可知，连接套筒内壁的压力p引起的位移方程式式中： w-耦合位移mm (负表示受压引起的位移)RM-耦合套筒内壁的平均半径和内壁的厚度，mm电弹性模数、钢材E=2.06105 MPa参数xb是传动轴和联接套筒的非完全接触长度，可以根据内腔压力p和初始间隙d求出。 xb根据压力

10、p的变化而变化，因此xb=f(p )。 在给出耦合套筒和传动轴之间的间隙d的情况下： -，可以通过求解(8)式求出不同压力p下的非完全接触长度x=xb的值，它随着p的增大而减小。 将给定的参数和求出的xb代入(7)式，求出在给定的压力下联轴器能够传递的扭矩t。为了求出用于消除间隙的初始压力值p0，将(8)式微分为x，在w中有极端值=因为e-x0、0、bx=np，所以，在x=np/b时(n为自然数)，w取极大值。 也就是说，wmax=，并且取决于耦联装置的对称性，在接触点也必须满脚丫子。(取n=1)代入(8)式时根据(8)式，在联轴器的中点消除间隙d所需的压力P0m也可如下求出(1.0 )通过以上的计算，能够正确地描绘图11.4.3所示的p-t理论曲线。 消除液压安全联轴器间隙所需的压力p0为1520MPa，实际的动作压力p为通常60120MPa之间。液压安全联轴器的设计从结构形式、连接方式的多样性出发，在实际设计中可以把握其结构原理，应用时可以根据被连接构件的空间尺寸和传递载荷的大小决定主要的尺寸参数。 独立结构设计时，需要在内接头焊接部进行强度检查。在传递大扭矩时，应尽量采用中间耳朵皮的套筒结构，此时，应对内连接套筒焊接和中间耳朵皮的套筒进行强度检查。考虑联轴器的折动面和轴承的润滑和密封而设计，一般采用稀油润滑、o型圈和