閉鎖式液力耦合器設計【7張CAD高清圖紙、文檔所見所得】

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河南理工大學萬方科技學院 本科畢業(yè)設計（論文）開題報告 題目名稱 學生姓名 專業(yè)班級 學號 一、 選題的目的和意義： 二、 國內外研究綜述： 三、 畢業(yè)設計（論文）所用的主要技術與方法： 四、 主要參考文獻與資料獲得情況： 五、 畢業(yè)設計（論文）進度安排（按周說明） 六、 指導教師審批意見： 指導教師： （簽名） 年 月 日 河南理工大學萬方科技學院 本科畢業(yè)設計（論文）中期檢查表 指導教師： 職稱： 所在院（系）： 教研室（研究室）： 題 目 學生姓名 專業(yè)班級 學號 一、選題質量：（主要從以下四個方面填寫：1、選題是否符合專業(yè)培養(yǎng)目標，能否體現(xiàn)綜合訓練要求；2、題目難易程度；3、題目工作量；4、題目與生產(chǎn)、科研、經(jīng)濟、社會、文化及實驗室建設等實際的結合程度） 二、開題報告完成情況： 三、階段性成果： 四、存在主要問題： 五、指導教師對學生在畢業(yè)實習中，勞動、學習紀律及畢業(yè)設計（論文）進展等方面的評語 指導教師： （簽名） 年 月 日 5 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 前 言 進入二十一世紀以來，隨著我國國民經(jīng)濟的高速發(fā)展，我國液力耦合器行業(yè)保持了多年高速增長，并隨著我國加入WTO, 近年來，液力耦合器行業(yè)的出口也形勢喜人，2008年，全球金融危機爆發(fā)，我國液力耦合器行業(yè)發(fā)展也遇到了一些困難，如國內需求下降，出口減少等，液力耦合器行業(yè)普遍出現(xiàn)了經(jīng)營不景氣和利潤下降的局面，2009年，隨著我國經(jīng)濟刺激計劃出臺和全球經(jīng)濟走出低谷，我國液力耦合器行業(yè)也逐漸從金融危機的打擊中恢復，重新進入良性發(fā)展軌道，進入2010年，全球經(jīng)濟復蘇的前景面臨波折，國內經(jīng)濟結構調整的呼聲逐漸升溫，貿易保護主義的抬頭，液力耦合器行業(yè)中技術含量低的人力密集型企業(yè)，缺乏品牌的出口導向型企業(yè)面臨發(fā)展危機，而注重培養(yǎng)品牌和技術創(chuàng)新能力較強的企業(yè)將占得先機，液力耦合器行業(yè)企業(yè)如何面對新的經(jīng)濟環(huán)境和政策環(huán)境，制定適合當前形勢和自身特點的發(fā)展策略與競爭策略，是液力耦合器行業(yè)企業(yè)在未來兩年我國經(jīng)濟結構調整大潮中立于不敗之地的關鍵，本報告也將從宏觀和微觀環(huán)境對我國液力耦合器行業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀，政策環(huán)境、競爭策略，投資前景，市場容量，進出口形勢等方面進行全面而權威的分析。 隨著我國加入WTO及全球一體化的深入我國對液力偶合器的應用還不是很普遍，但液力偶合器所具有的改善品質和節(jié)約能源等優(yōu)點，表明了它具有較強的生命力。在許多固定的機械設計上，在動力機與工作機構之間也多設有傳動裝置，其主要功能不外乎滿足工作機調速和調節(jié)功率的要求，也有的主要是為了改善起動機加速性能、過載保護、提高運用可靠性和工作壽命。因而傳動裝置的功用就不僅僅是簡單地將動力機之動力傳至走行部分，而主要在于將動力機的特性轉變?yōu)檫m應車輛運行要求的特征。液力偶合器是一種應用很廣泛的通用傳動元件，它置于動力機與工作機之間，傳遞兩者的動力。其作用似乎和聯(lián)軸器相同，但實質并不相同。在改善啟動性能、過載保護、無級變速、對載荷有自動適應性等方面，液力偶合器的特性是聯(lián)軸器所沒有的。隨著我國科學技術的發(fā)展，以及人們對液力偶合器的認識不斷加深，其應用領域將會日益擴大。在對相關著作的學習、研究中得到更多、更深層的理論知識。 當前，國際能源日益緊張，人們不得不把注意力放到如何提高能源利用率和節(jié)約能源方面來。因此，可以在應用中節(jié)約能源的調速型液力偶合器和液力偶合器傳動裝置得到了迅速發(fā)展。由于液力偶合器傳動裝置結構復雜、技術精密、加工精度高、難度大、利潤高，因而西方各大公司競相研制生產(chǎn)，競爭很激烈。對于有形資產(chǎn)，各行業(yè)都有不同之處，需要分別進行探討。國外對有形資產(chǎn)要比國內更加重視，他們在理論上有很多需要我們借鑒的地方。尤其一提的是，國外對開發(fā)成本的研究日趨成熟，值得我們研究并學習。 我國對液力偶合器的應用還不是很普遍，但液力偶合器所具有的改善品質和節(jié)約能源等優(yōu)點，表明了它具有較強的生命力。隨著我國科學技術的發(fā)展，以及人們對液力偶合器的認識不斷加深，其應用領域將會日益擴大。 本次我的畢業(yè)設計做的就是液力偶合器，因為自己也是初次接觸設計液力偶合器，不足之處希望老師多提寶貴意見。 第一章 液力偶合器的基礎知識 液力耦合器是安裝在電動機與泵之間的一種傳遞部件，從電機至液力偶合器和偶合器至水泵之間是采用繞性聯(lián)軸器連接，而偶合器與一般的聯(lián)軸器不同之處是，它是通過工作油來傳遞和轉換能量的。 它主要由主動軸、泵輪、渦輪、從動軸以及防止漏油的旋轉內套等組成，泵輪與渦輪分別裝在主動輪和從動輪上，它們之間無機械聯(lián)系。旋轉外套在其外緣法蘭處用螺栓與泵輪相連接。 泵輪與渦輪的軸心線相重合，內腔相對布置，兩輪側板的內腔形狀和幾何尺寸相同，輪內裝有許多徑向輻射形葉片，兩輪端面留有適當?shù)拈g隙。構成一個液流通道，叫工作腔，工作腔的軸面投影稱為流道。 運轉時，在夜里偶合器中充滿工作油，當主動輪帶動泵輪回轉時，泵輪流道中的工作油因離心力的作用，沿著徑向流道由泵輪內側（進口）流向外緣（出口）形成高壓高速油。在出口處以徑向相對速度與泵輪出口圓周速度形成合速，沖入渦輪的進口徑向流道，并沿著流道由工作油動量矩的改變去推動渦輪，使其跟隨泵輪作同方向旋轉。但它們的轉速不可能完全相同，因液體不具有剛性，假使它們在同一轉數(shù)下旋轉，則工作油就不會再沖擊渦輪，因而就不會發(fā)生動力傳遞。一般泵輪與渦輪的轉差率為3%-4% 。油在渦輪流道中由外緣（入口）流向內側（出口）的過程中減壓減速，在出口中又以徑向相對速度與渦輪出口圓周形成合速。沖入泵輪的進口徑向流道，重新在泵輪中獲得能量。如此周而復始，構成工作油在泵輪和渦輪兩者間的自然環(huán)流。在這種循環(huán)中，泵輪將輸入的機械功轉化為工作油的動能和壓力能，而渦輪則將工作油的動能和勢能轉換為輸出的機械功。從而實現(xiàn)電動機到水泵之間的動力傳遞。工作油越多，則傳遞的動力愈大，也就增加了渦輪的傳遞。而工作油減少時，情況正與上述相反。工作油量靠勺管來調節(jié)的。 1.1 傳動機構及液力傳動 所有機械，一般都有原動機、傳動機構和工作機三部分組成。原動機一般為電動機、內燃機（汽油機、柴油機）蒸汽機等他們的功能都是將電能、熱能等轉變?yōu)闄C械能。當原動機的動力特性不能滿足工作機的要求時，就需要用傳動機構來實現(xiàn)原動機與工作機之間的合理匹配。傳動機構有電氣傳動、機械傳動及流體傳動，而流體傳動又分為氣壓傳動、液壓傳動及液力傳動三種。氣壓傳動及液壓傳動主要靠工作流（空氣或油液）的壓力能來傳遞能量。而液力傳動則主要靠液體的速度對轉軸的動量矩來傳遞能量。所以液力傳動必然有帶葉片的工作輪——泵輪及渦輪等。泵輪與原動機相連，其功能是把原動機的機械能傳給工作液體，其作用類似于水泵的葉輪。流體流經(jīng)泵輪以后能量增加，而渦輪則與工作機相違。它使工作液體的能量轉變?yōu)闄C械能輸出，經(jīng)過渦輪以后工作液體的能量減少，渦輪類似于水輪機的工作輪。如果工作機的轉矩變化較大，為增加渦輪的轉矩，往往采用液力變矩器，有的渦輪軸之后增加變速機構。而在液力變矩器中，除有泵輪、渦輪外還有與機座固定的導輪。導輪的作用是改變泵輪進口處流體的動量矩，起著永輪機導向輪的作用，故稱之為導輪。 1.2 液力傳動的基本原理 液力傳動是將葉片泵與水輪機組合起來實現(xiàn)能量傳動的。對液力變矩器來說，它是由流體在泵輪、渦輪和導輪所組成的工作腔中流動，原動機帶動泵輪使流體流經(jīng)泵輪后能量增加，因此泵輪是原動機的直接負載。從泵輪流出的高速流體又推動類似永輪機的渦輪傳動，從而帶動與渦輪軸相連的工作機，這就實現(xiàn)了能量的傳遞。流體流經(jīng)泵輪后，其機械能（流體的動能和壓力能）是增加的，而流經(jīng)渦輪后其能量減少。流體在工作腔中的循環(huán)流動實現(xiàn)了能量從原動機到工作機的傳送。水輪機有導流器，它是一個固定在機座上的葉片部件，因此流過它的流體對導流器葉片有作用力。如果液力元件中有導輪，其作用與水輪機的導流器作用相同，具有變矩作用。如果沒有導輪，則稱之為液力偶合器。 1.3 液力傳動的分類 液力傳動包括液力偶合器、液力變矩器和液力機械傳動。液力偶合器只有泵輪和渦輪而沒有導輪。在不考慮各種損失的情況下，泵輪的轉矩與渦輪的轉矩相等，故稱之為液力偶合器，亦稱之為“液力聯(lián)軸節(jié)”。液力偶合器有根據(jù)其結構和功能的不同而分為牽引型偶合器、限矩形偶合器和調速型偶合器等不同類別。 如果加上固定在支座上又不轉動的導輪，則泵輪與渦輪上的轉矩就不相等，這種液力元件稱之為液力變矩器。液力變矩器的泵輪一般是原動機的直接負載，這一點與偶合器相同。但液力變矩器中由泵輪、渦輪和導輪組成的流道為封閉流道，流體在流道中的流動為有壓流動，而在偶合器中，由于流體一般不能完全充滿由泵輪和渦輪組成的工作腔，即工作腔中含有一定的充氣空間，因此在偶合器中流動的流體有自由表面，屬于無壓流動。液力變矩器中由于有固定在支座上的導輪，所以渦輪的輸出轉矩與泵輪軸上的轉矩不相等，具體有三種情況：大于、等于和小于泵輪轉矩。這說明液力變矩器具有變矩的功能。 液力機械傳動不是液力元件（變矩器、偶合器）與機械傳動元件的簡單組合，而是指液力元件與行星齒輪的適當組合?？梢允乖瓌訖C的功率進行分流，一部分功率經(jīng)由液力元件，另一部分功率則由行星齒輪傳遞。它們也是有類似于所采用液力元件（變矩器或偶合器）的傳動特性，因此同樣屬于液力傳動的范疇。 工作腔由兩個葉輪組成者稱為液力偶合器，由三個以上葉輪組成的為液力變矩器。這里介紹的是液力偶合器的設計。 第二章 液力偶合器的工作原理 液力偶合器是一種應用很廣泛的通用傳動元件，它置于動力機與工作機之間，傳遞兩者的動力。其作用似乎和聯(lián)軸器相同，但實質并不相同。在改善啟動性能、過載保護、無級變速、對載荷有自動適應性等方面，液力偶合器的特性是聯(lián)軸器所沒有的。因此，其正確名稱為液力偶合器，而不稱為液力連軸器。 典型的液力偶合器結構（圖1—1）由對稱布置的泵輪渦輪以及外殼、主軸等構件組成；外殼與泵輪通過螺栓固定連接，其作用是防止工作液體散逸。輸入軸 1-1液力偶合器主要構件 (與泵輪固定連接）與輸出軸（與渦輪固定連接）分別與動力機和工作機相連接。泵輪和渦輪均為具有徑向直葉片的葉輪、由泵輪初渦輪具有葉片的凹腔部分所形成的圓環(huán)狀空腔稱為工作腔，供工作液體在其中循環(huán)流動。傳遞動力進行工作，工作腔的最大直徑稱為有效直徑，是液力元件的特征尺寸——規(guī)格大小的標志。 1-2液力偶合器傳動裝置圖 在液力偶合器被動力機帶動運轉時，存在于液力偶合器腔體內的工作液體，受泵輪帶動，既隨泵輪做周圍（牽連）運動，又對泵輪做相對運動。液體質點相對于葉輪的運動狀態(tài)由葉輪和葉片形狀決定。由于葉片為徑向直徑片，按照葉片數(shù)目無窮多、厚度無限薄的假設，液體質點只能沿著葉片表面與工作腔外環(huán)表面所組成的流道內流動。由于旋轉運動的離心力作用，液體質點從泵輪半徑較小的流道進口處被加速并被拋向半徑較大的流道出口處，從而液體質點的動量矩（mvuR）增大，即泵輪從動力機吸收機械能（力矩M和轉速n）并轉化成液體能。{}在泵輪出口處液流以較高的速度和壓強沖向渦輪葉片并沿著葉片表面與工作腔外環(huán)表面所組成的流道做向心流動，液流對渦輪葉片的沖擊減少了它的速度和壓強，使液體質點的動量矩不斷減小。釋放的液體能推動渦輪（及工作機）旋轉做功（渦輪將液體能轉化成機械能）。當液流的液體能釋放減少后，由渦輪流流出而進入泵輪，再開始下一個能量轉化的循環(huán)流動，如此不斷循環(huán)。 在液力偶合器運轉的能量轉化過程中，不可避免地伴隨著能量損耗，造成工作液體發(fā)熱，溫度上升，同時使渦輪轉速nr，低于泵輪轉速nB，形成液力偶合器運轉中必須存在的轉速差（nB - nr）。 在泵輪出口處的液流，之所以能沖入渦輪是由于在液力偶合器在運轉過程中泵輪轉速始終高于渦輪轉速。泵輪出口處的壓強高于渦輪進口處壓強，因而液流能沖入渦輪，進而循環(huán)流動。 泵輪和渦輪轉速差越大，則上述壓差也越大，由于循環(huán)流量（單位時間內流過循環(huán)流道某一過流斷面的工作液體的體積）與此壓差平方根成正比，故此循環(huán)流量也越大（即循環(huán)流速增高）。當渦輪轉速為零而泵輪轉速不等于零時，循環(huán)流量最大，從式 （1—10） 可見其葉片輪力矩亦最大，當泵輪與渦輪轉速相等時，壓差等于零，液流停止流動，循環(huán)流量為零，則此時葉輪力矩等于零，為零矩工況，此時液力偶合器不能傳遞力矩。 從式（1—10）中可見，在運轉中葉輪力矩M取決于Q、vu、R諸內參數(shù)。而Q、vu、R又取決于轉速差、泵輪轉速和工作腔充液量。故液力偶合器傳遞力矩（或功率）的能力與泵輪轉速和泵輪、渦輪間的轉速差（或轉速比）大小有關，同時也與工作腔的充液量大小有關，在相同情況下，工作腔充液量越大，其傳遞力矩（或轉速）的能力也越大。反之亦然，因而調節(jié)工作腔中的充液量（充液度），就可改變其輸出力矩和轉速。從這一特征出發(fā)，采取不同的結構措施，即可構成不同類型的液力偶合器。例如，設置輔助強（用來調節(jié)工作腔充液量的空腔），在液力偶合器力矩過載時靠液流的靜壓或動壓使工作腔中的工作液體自動的傾泄入不同類型的輔助腔。減少工作腔充滿度，限制輸出力矩的提高，從而構成限矩型液力偶合器。在工作腔以外設置導管（導流管，亦稱勺管）和導管腔（供導管導出工作液體的輔助腔），依靠調節(jié)裝置改變導管開度（導管頂端與螺旋外殼間距的百分率值）來人為地改變工作腔中的充液量，從而實現(xiàn)對輪的力矩的調節(jié)，按此原理構成了調速型液力偶合器。 對于限矩型液力偶合器，工作腔充液率隨載荷而自動變化，對于調速型液力偶合器工作腔充液率與導管開閉之間有函數(shù)關系，需外加控制、由于調速型液力偶合器工作腔充液率難以測得，通常以導管開度（0～100%）來代表工作腔充液率。 第三章 閉鎖式液力偶合器的結構 3.1 液力偶合器的分類 液力偶合器按其應用特性可分為三個基本類型：普通型、限矩型、調速型；兩個派生類型：液力偶合器傳動裝置和液力減速器，共五個類型。同一類型的液力偶合器依其結構（腔型）、性能的不同，又可分若干個品種、同一品種的液力偶合器具有相同的結構（及腔型）與相同的原始特性。液力偶合器的分類如下： 3-1液力偶合器結構代號和結構特征代號表 按液力偶合器工作腔模型（腔型）分類：有靜壓泄液式、動壓泄液式、長圓形、斜蛋形、扁桃形、多角形、扁圓形等不同腔型。通常前三種腔型用于限矩型和普通型液力偶合器，后四種腔型用于調速型液力偶合器及液力偶合器傳動裝置。 按液力偶合器工作腔數(shù)量分類，則有單工作腔、雙工作偶合器。雙工作腔液力偶合器（如圖3—1）比相同有效直徑的單工作腔偶合器傳遞力矩（功率）增加一倍，因而相同功率時雙工作腔比單工作腔的徑向尺寸小，但軸向尺寸大，結構復雜。 無輔助系統(tǒng)的雙工作腔偶合器的軸向力是平衡的。但在有輔助系統(tǒng)時，由于補償液體及其他因素影響。仍可能有軸向力，但很小。 3-2 雙工作腔偶合器示意圖 液力偶合器的葉輪葉片均為平面葉片（骨面為平面的葉片）。按葉片布置方式有徑向葉片和傾斜式葉片兩種。徑向葉片為徑向布置的葉片。其葉片背景與軸面（通過軸線的平面）相重合。傾斜葉片是骨面與葉輪軸面相交的平面葉片，即葉片平面以其骨面端線為軸旋轉，與軸面有一夾角。 以泵輪為基準，將傾斜葉片分為前傾斜葉片和后傾斜葉片；前傾斜葉片——泵輪流道口處葉片骨面向著泵輪轉向的傾斜葉片，渦輪葉片的傾斜方向與泵輪的同向（圖3—2（a））。后傾斜葉片——泵輪流道口處葉片骨面與泵輪轉向相反的傾斜葉片，葉片傾斜方向與泵輪相反（圖3—2（b））。前、后傾斜葉片的泵輪、渦輪葉片在軸面上均為同一方向平行布置的。 3-3傾斜葉片葉輪示意圖 前、后傾斜葉片與徑向葉片液力偶合器的原始特性很不相同（圖3—3）。由圖可見，在相同轉速比的情況下，前傾斜葉片泵輪力矩系數(shù)值最大；徑向葉片者居中；后傾斜葉片者最小。為獲得較大的制動力矩，液力減速器采用前傾斜葉片。由于后傾斜葉片者泵輪力矩系數(shù)較低，在低轉速比時有很好的限矩保護性能，因此某些特定的限矩型偶合器采用后傾斜葉片。但由于葉輪鑄造工藝性較差和泵輪正、反轉變化時，前、后傾斜發(fā)生轉化，其特性差別很大，故后傾斜葉片液力偶合器很少應用。 此外，按液力偶合器工作腔內環(huán)的有無分為有內環(huán)和無內環(huán)兩種。在液力偶合器的早起結構中，因其是液力變矩器演變而來的，故同液力變矩器一樣，工作腔中有內環(huán)存在。在液力偶合器 3-4不同葉片的比較 的發(fā)展過程中，人們發(fā)現(xiàn)有內環(huán)液力偶合器的能容比無內環(huán)的要小許多，因為內環(huán)的空間不參與能量的傳遞。甚至有的還會因妨礙液流流態(tài)變化而消耗能量。在工作腔中內環(huán)越小，液力偶合器的能容越高。沒有內環(huán)則能容最高，故近代液力偶合器均無內環(huán)。 本次設計的閉鎖式液力偶合器是限矩型液力偶合器的一種，在下面重點介紹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過載系數(shù)大，使之在許多設備上無法應用。為了有效保護動力機（以及工作機）不過載。要求液力偶合器在任何工況下的力矩均不得大于動力機的最大力矩、因此必須采取結構措施來限制低轉速比時力矩的升高。常采用的結構措施有設置輔助腔、采取多角形工作腔和在泵輪、渦輪之間加設擋板等多種方式，其中應用最多的是設置輔助腔。此種方式是依靠減小工作腔充液量的辦法來限制液力偶合器的傳遞力矩，能量損耗較少。在泵輪、渦輪之間加設擋板常作為輔助限矩方式來應用。 常見的限矩型偶合器有靜壓泄液式、動壓泄液式和復合泄液式三種基本結構。 3.2.1 靜壓泄液式液力偶合器 此種液力偶合器的明顯特點是在渦輪和外殼之間有一容積較大的側輔腔（如圖3—4），其中儲存的液體以角速度旋轉，靠其旋轉造成的離心靜壓力與工作腔壓力相平衡。當超載使渦輪轉速降低時，側輔腔中液體也相應降低而使離心靜壓力下降。與此同時工作腔中因超載而增大了轉速差和循環(huán)流量，從而增大了液體能（包括壓力能和動能），使工作腔與側輔腔之間出現(xiàn)壓力不平衡， 1 聯(lián)軸器 2泵輪 3 外殼 4渦輪 5 擋板 6 輸出軸 7端面密封 8 過熱保護塞 9 低熔合金 10 鋼球 3-5靜壓泄液使液力偶合器 迫使工作腔中的液體大量流入側輔腔，減少工作腔中的充液量，限制力矩的升高，起到過載保護的作用。由于靜壓平衡關系，側輔腔在高轉速比工況下存油極少（即工作腔充液量較多），而在低轉速比和零速工況下存油較多，因而使液力偶合器在高轉速比工況傳遞能力較大而在低轉速比區(qū)段特性曲線較為平坦，為工作機提供了較好的性能、但此種液力偶合器在突然加載時，側輔腔不能立即發(fā)揮限矩作用。原因是側輔腔中的液體由于慣性，離心靜壓力降低較遲緩，動態(tài)過載系數(shù)比靜態(tài)過載系數(shù)大的多。經(jīng)壓泄液式液力偶合器防止瞬時過載的性能不夠理想。對于載荷突然變化和需頻繁啟動，制動的工作場合不宜選用，其優(yōu)點是結構比較簡單，靜載過載系數(shù)約為2.5左右。 此種液力偶合器常用于過載不頻繁的汽車、叉車、破碎機和起重機行走機構的傳動系統(tǒng)中。由于其多用于車輛傳動，又稱牽引型液力偶合器。 3.2.2 動壓泄液式液力偶合器 靜壓泄液式液力偶合器在突然過載時難以起到限矩和過載保護作用，使其應用受限。為克服上述缺點而發(fā)展了動壓泄液式液力偶合器，見圖3—5，圖中1、8分別為液力偶合器的輸入、輸出軸套，可分別裝入動力機和工作機的軸上。輸入軸套通過彈性聯(lián)軸器及后輔腔外殼而帶動泵輪4。從而可以消除液力偶合器與動力機及工作機安裝不同心造成的不良影響。泵輪4與渦輪7的有葉片部分構成工作腔。5為注油塞，為液力偶合器的過熱保護裝置——易熔塞。當液力偶合器在低轉速比下較長時間運轉或過載拖延的時間較長時，使液體溫升超過規(guī)定極值時，致使易熔塞中心孔的低熔點合金熔化甩出，液力偶合器腔體里的液體全部從易熔塞中心孔噴出，是工作機的運轉停止。 典型的動壓泄液式液力偶合器具有前、后輔腔。圖3—5中前輔腔2為泵輪和渦輪中心部位組成的無葉片的空腔，后輔腔3為泵輪外壁與后輔腔內壁所構成的空腔。前、后輔腔間有連通孔相連，后輔腔與工作腔也有連通孔相連。前、后輔腔與靜壓泄液式液力偶合器的側輔腔作用相同，功能均為在零速式低轉速比工況下儲存油液以減小工作腔充液量，從而限制力矩的上升。在高轉速比工況（包括額定工況）下，它們不存在油液，不起限矩作用。使液力偶合器充分發(fā)揮其傳遞力矩的能力。 3-6 動壓泄液式液力偶合器 3.2.3 復合泄液式液力偶合器 通常用于帶式輸送機或刮板輸送機的直支軸減速器，由于輸入軸承受著液力偶合器的重量而易疲勞扳傷，甚至斷軸、由于懸臂的輸入軸的承重過大，使其臨界轉速低于要求的運行轉速。解決的辦法只能是把液力偶合器的重量不加在減速器的輸入軸上。因此北京起重機運輸機械研究所為解決這一問題，近年來研制成功TYOXF型清水或礦物油兩用的液力偶合器，不只解決了上述問題，且具有與常用液力偶合器不同的結構和優(yōu)良的性能。 YOXP系列液力偶合器為復合泄液式限矩型液力偶合器，它的結構性能與國內常用的動壓泄液式或靜壓泄液式有明顯的不同。它采用的內輪傳動式結構（圖3—6）。泵輪1在外殼4的內部，渦輪9為外露零件，它只有泵輪、渦輪和外殼，沒有像動壓泄液式液力偶合器的后輔腔外殼、其主軸2兩端的軸承和骨架油封的型號均相同， 3-7復合泄液式液力偶合器 減少了易損件的規(guī)格。軸承內側的兩組骨架油封使軸承的潤滑脂與腔內的工作液相隔離。在液力偶合器與制動輪8（或輪轂）之間以橡膠彈性塊6相連，制動輪的外徑及寬度B尺寸均符合國標以及原機械工業(yè)部聯(lián)合設計的DT型帶式輸送機系列選定的制動器尺寸。液力偶合器向電機軸上安裝或拆卸不需另備工具，而以不同規(guī)格的螺栓作為拆裝工具，便于在現(xiàn)場安裝、維護。 液力偶合器在額定工況運行時，在工作腔中液體循環(huán)流動為小循環(huán)流動（圖3—7（a））。此時液力偶合器轉差率小，傳遞力矩也小。當載荷增大，泵輪與渦輪轉差率增大，循環(huán)流速增高時，液流呈現(xiàn)大循環(huán)流動（圖3—7（b））。由于泵輪液流入口半徑較小，液流可吸收更多的功率，使傳遞力矩明顯增大。由于循環(huán)流速增高，大循環(huán)流動的液體靠自身速度由渦輪出來后，一部分進入泵輪，另一部分經(jīng)孔A進入側輔腔（圖3—7（b）），稱此狀況為動壓泄液。當液流進入渦輪前，由于其自身壓強高于側輔腔中液體壓強（因流速不同），使部分液流經(jīng)泵輪與渦輪間隙D進入側輔腔，稱這種狀況為靜壓泄液。兼有動壓泄液和靜壓泄液的結構，稱為復合泄液式。因超載而引起動壓、靜壓同時泄液，從而降低工作腔液體充滿區(qū)，使傳遞力矩下降，因而可有效地限制超載力矩的升高。 3-8工作腔內液體的循環(huán)流動 當負載力矩下降，泵輪與渦輪間轉差率降低，側輔腔中液體沿間隙D或孔A緩慢流回工作腔，逐步恢復穩(wěn)定工況。這就是復合泄液式限矩型液力偶合器限制超載力矩的工作原理。 3.2.4 閉鎖式液力偶合器 從上面各種液力偶合器的結構介紹中我們可以了解到，各種液力偶合器均需存在轉速差方能傳遞動力，轉速差使輸出轉速和功率均有損失，這是液力偶合器的內在缺陷。如何彌補液力偶合器在這方面的缺陷呢？ 本次設計的閉鎖式液力偶合器就可以有效的彌補這方面的缺陷。閉鎖式液力偶合器就是在限矩型液力偶合器上加裝離心式摩擦離合器組成。通過上面三種典型的液力偶合器的結構介紹，我們選擇使用靜壓泄液式液力偶合器腔型，這樣側輔腔有足夠的空間來放置離心式摩擦離合器而不影響渦輪和泵輪的工作；并采取復合泄液式液力偶合器的內輪傳動式結構。具體結構如圖（圖3—8）在靜壓式液力偶合器側輔腔里裝有離心式摩擦離合器3，它與渦輪4一起通過連接盤11和輸出軸10固定連接，在旋轉中使離合器片外伸與外殼2接觸構成摩擦副傳遞動力。 離心式摩擦離合器（圖3—9）由帶有四條徑向導槽的連接盤1、四塊粘結石棉襯片6的離合器片2、復位彈簧3、滑塊4和銷軸5組成。離合器片2通過銷軸5插入滑塊4內，滑塊可在連接盤內的徑向導槽內滑動。在渦輪靜止或低速運轉時，復位彈簧3使四塊離合器片2縮攏并貼靠在較小的直徑部位上。當渦輪轉速升高到某值后，摩擦離合器的離合器片2連同滑塊4 3-9閉鎖式液力偶合器 在離心力的作用下，沿徑向導槽外滑并可繞銷軸5擺動。這時離合器片2向液力偶合器外殼內壁產(chǎn)生摩擦力矩，通過銷軸、滑塊、連接盤由輸出軸輸出。此時動力通過兩路傳遞：一路以液力傳動方式通過外殼～泵輪～渦輪～輸出軸；另一路以摩擦離合器方式通過外殼～摩擦離合器～輸出軸。隨著渦輪轉速的升高，摩擦離合器傳遞的力矩與成比例的增長，其值在總力矩中的比值也相應增長（圖3—10）。當渦輪超過某值以后，全部力矩由摩擦離合器傳遞，液力傳動不再起作用，這時消除了轉差損失而成為“直接傳動”，傳動效率達100%。 3-10閉鎖式液力偶合器特性曲線示意圖 當液力偶合器超載時，由于渦輪轉速下降，離心力降低復位彈簧使離合器縮回，摩擦離合器呈脫開狀態(tài)，這時液力偶合器的過載保護特性得以恢復。故閉鎖式液力偶合器除額定工況為“直接傳動”高效率外，其它工況均保持液力耦合器的原有特性。 第四章 閉鎖式液力偶合器的參數(shù)設計 4.1 設計原始參數(shù)及其分析 4.1.1 所傳功率和轉速 對于柴油機為動力的，通常是指柴油機的額定功率和額定轉速，一般即為偶合器的輸入功率和輸入轉速。對于異步電動機所帶的負載機器，例如水泵和風機，在選配電動機時通常有相當?shù)墓β蕛洌岳饎哟髴T量負載的需要，主要在它們之間加裝液力偶合器，由于偶合器能輕載起動電動機和逐步起動大慣量負荷機器，已不需要電動機儲備功率，故應以負荷機器的軸功率作為偶合器的輸出功率。 對于液力偶合器的設計來說，功率小于100kw的稱為小功率，500～2000kw稱為中功率，大于5000kw的稱為大功率。轉速低于500r/min的稱低轉速，730～1500r/min為中速，3000r/min為高速，大于4500r/min稱為超高速。 本次所設計的閉鎖式液力偶合器的適用范圍廣， 并無固定的功率與轉速。給出的參數(shù)是功率小于350kw；轉速小于2000 r/min。 所以本次設計的閉鎖式液力偶合器屬于中等功率中等中等轉速。這類偶合器大多用于各類泵和風機上，例如吹泥船和泵站上的泥漿泵。煤渣輸送泵，礦砂輸送泵，電站的鍋爐引風機、送風機 ，礦山的坑口抽風機，船用柴油機的 并車裝置。破冰船螺旋槳撞擊冰塊時的過載保護等等。這類偶合器的尺寸重量較大，脫離性能較差，接脫和調速的靈敏度不高，設計中要著重解決這類問題。 4.1.2 額定轉速比與效率 額定轉速比指的是額定工況的轉速比。對于限矩型液力偶合器0.95～0.985，本次設計的閉鎖式液力偶合器因為加裝了離心式摩擦離合器，使輸出轉速和功率損失大大減少，轉速比理論上可以達到1. 偶合器的傳動效率，就是指在傳遞額定功率和長期運轉時的效率。液力偶合器的傳動效率，還可用下式表示： ——偶合器的液力效率 ——偶合器的機械效率 對于中等功率中等轉速偶合器，如果不用增速齒輪，實測表明，偶合器的機械效率。也即空轉時總的功率損失不到所傳遞額定功率的0.01。為了減小這類偶合器的尺寸重量，一般取=0.98。 代入上式可得=0.97 4.2 工作腔型參數(shù)設計及其選擇 4.2.1 液力偶合器有效直徑D的確定 按照GB/T5837-93“液力偶合器型式和基本參數(shù)”國家標準規(guī)定，在符合雷諾系數(shù)Re5液力偶合器的基本性能參數(shù)應符合表4—1 表4—1 液力偶合器泵力矩系數(shù) 型式 循環(huán)圓直徑/mm 泵輪力矩系數(shù) 額定轉速差 限矩型液力偶合器 320 4 限矩型液力偶合器 360～560 4 限矩型液力偶合器 650 4 泵力矩系數(shù)是液力偶合器的重要參數(shù)，它與有效直徑D密切相關。由于是傳動比的函數(shù)，而效率，為了既保證額定工況的效率在某一范圍內變化，又保證足夠的安全性，通常取=；液體的重度取=8428。 按公式計算有效直徑D== =378mm～364mm 式中——液力偶合器泵輪的凈輸入功率，； ——電動機在額定工況下的力矩，即泵輪的力矩，； ——電動機在額定工況下的轉速，即泵輪的轉速，； ——液體的重度，； ——額定工況下泵輪的力矩系數(shù)，。 計算得直徑D的范圍為378mm～364mm，故根據(jù)表4—2選得液力偶合器的有效直徑為400mm。 確定D值后，要做出液力偶合器與電動機聯(lián)系運行的特性曲線，以便分析設計是否合理。液力偶合器的其他線性尺寸，在工藝條件允許的情況下，應按相似理論確定。有效直徑D的值應符合表4—2的規(guī)定。需要指出，有效直徑小于560mm的液力偶合器的功率比為1.76，即相鄰的小規(guī)格液力偶合器功率的1.76倍為大規(guī)格液力偶合器的功率，大于560mm的液力偶合器的功率比為2.0。功率較小的液力偶合器一般不對葉輪強度、冷卻、潤滑等問題進行強度驗算。 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 450 500 560 650 750 800 875 1000 1150 1320 1550 1800 2060 表4—2 液力偶合器有效直徑系列（mm） 4.2.2 工作腔模型選擇及設計 液力偶合器性能的優(yōu)劣，主要取決于工作腔模型（簡稱腔型）。液力偶合器系列化的主要內容包括腔型結構規(guī)范化、規(guī)格尺寸系列化和功率特性的協(xié)調一致性。三者相互聯(lián)系、相互一致構成液力偶合器系列型譜。較好的腔型使液力偶合器有較高的泵輪力矩系數(shù)，在相同的條件下，可比其它液力偶合器傳遞更大的功率。在同樣的轉速率下，它可有較寬的功率帶，可以采用規(guī)格較稀疏的優(yōu)先數(shù)系做為尺寸系列。利于產(chǎn)品批量集中，便于組織專業(yè)化生產(chǎn)，簡化工藝，提高產(chǎn)品質量和降低生產(chǎn)成本。因此，產(chǎn)品系列化對于生產(chǎn)廠和用戶是有利的。 本次設計的閉鎖式液力偶合器就是在靜壓泄液式液力偶合器加裝離心式摩擦離合器而成的。所以腔型和靜壓泄液式液力偶合器相同。腔型如圖4—1。 液力偶合器迄今尚無國際標準，技術先進和國際影響力大的福依特公司和英國液力驅動工程公司的企業(yè)標準被認為是國外先進標準。 所以本次設計使用的計算公式也是在設計液力偶合器業(yè)界公認的標準。公式如下： =0.32400 =128mm = 0.60400 =240mm =0.53400 =212mm =0.15400 =60mm =0.30400 =120mm =0.01400 =4mm 又因為這側輔腔要裝入離心式摩擦離合器，所以在不影響偶合器的工作下將側輔腔加大，將b擴大10mm，取b=118mm。 4.2.3 輪葉設計 葉片數(shù)對液力偶合器性能有很大的影響，葉片數(shù)太多則循環(huán)圓有效容積減少，同時葉片與液流的摩擦損失增大，傳遞功率容積降低；葉片數(shù)太少則液流在葉片間產(chǎn)生的二次流動加劇，增加渦流損失，也降低傳遞功率容量，因此葉片數(shù)有一最佳值。 液力偶合器流設計時最佳輪葉數(shù)的選擇，與有效直徑D的大小、、葉輪厚度和葉輪的制造工藝等有關，泵輪葉片數(shù)可參考表4—3選擇（葉片數(shù)量一般為3的整數(shù)倍，便于葉輪分度制模型）故選泵輪葉片數(shù)位48；渦輪葉片數(shù)為45。通常也可按下面的經(jīng)驗公式確定。 對于=0.4～0.55的腔型，葉片數(shù)為： Z= 或 Z= 對于 =0.27 ～0.32的腔型，葉片數(shù)Z為： Z= 式中 ——循環(huán)圓內徑，mm； D—— 有效直徑，mm。 按經(jīng)驗公式得到葉片數(shù)根據(jù)實際結構及工藝條件可能有所增減。焊接沖壓葉片比較薄可以適當增加葉片數(shù)。 表4—3 推薦的泵輪葉片數(shù)量 有效直徑D/mm 140 160 180 200 220 250 280 320 360 葉片數(shù)量 Z/片 30 33 36 39 42 42 45 45 48 有效直徑D/mm 400 450 500 560 650 750 870 1000 葉片數(shù)量 Z/片 48 51 51 54 54 57 60 63 輪葉的厚度，通常由葉輪的制造工藝決定，見表4—4 表4—4 液力偶合器葉輪葉片厚度 有效直徑 mm 工作輪制造工藝 葉片厚度 mm 備注 250～500 鋼板沖壓輪壁，鉚接鋼板 1～1.5 250～500 鋁合金鑄造 2.5～3.5 金屬模取低值 450～850 鋁合金鑄造 4～6 砂模取低值 450～700 鑄鋼，鑄、鍛鋼輪壁 5～6 由上表可選葉片厚度 泵輪和渦輪之間間隙的選擇。為了保證液力偶合器裝配后兩葉輪間自由旋轉而不致相碰，泵輪和渦輪端面之間要留有間隙。由于泵輪出口處的油壓力要比泵輪進口處的高，這一壓差的存在，使流體流出泵輪后，不會全部流入渦輪進口，有一部分油由這一間隙直接流回泵輪進口處，也即引起容積損失。間隙愈大，容積損失愈大，液力偶合器所傳扭矩也愈下降。因此，通常規(guī)定在安裝工藝允許的條件下，愈小愈好。 取3.5mm 葉輪輪壁厚度的選擇 輪壁的基本厚度應隨轉速的增加而加厚；轉動外殼的厚度應大于泵輪的厚度，泵輪的厚度視具體結構而定，輪壁兩側受力不均衡時，壓力差較大者厚度應大些。 因為本次設計的閉鎖式液力偶合器是中功率中轉速，一般可以不進行強度計算。 所以采用類比設計法，對泵輪厚度取8mm，渦輪厚度取6mm。 4.2.4 擋板的設計選擇 在偶合器流道中安裝擋板的目的，主要是為了減少在低轉速和i=0時偶合器所傳的扭矩M0，也就是用來降低偶合器的過載系數(shù)。 在渦輪出口處加裝不同直徑的擋板后，偶合器的過載系數(shù)將有不同程度地減小。如圖4—2 選擇d=0.46D =165.6mm 取整為166mm 4.3 軸的設計 4.3.1 軸上各軸段直徑和長度的確定 首先確定求出做為承受扭矩的軸段的最小直徑，本次設計軸選用45號鋼材料，利用下面的公式 式中：——軸傳遞的功率，單位為 ——軸的轉速，單位為 代入計算的 考慮裝聯(lián)軸器加鍵，其軸徑增加3%左右，故取軸端的第一段直徑為 。 第一段長度選為=75mm 第二段要配合工作腔的直徑取=40mm 長度定位=150mm 4.3.2 強度校核 按鈕轉強度條件計算，使用下面的公式 =25.9MPa<[] 式中 T——軸所受的扭矩， ——軸的抗截面系數(shù)， P——軸所傳遞的功率，kw n——軸的轉速，r/min d——計算截面處的直徑，mm []——軸的強度極限30MPa 4.3.3 剛度校核 使用下面的公式： 階梯軸 式中 T——軸所受的扭矩， G——軸的材料的剪切彈性模量，MPa 其中鋼的為G=MPa L—— 階梯軸受扭矩作用的長度，mm 、、——分別代表階梯軸第i段上所受扭矩、長度和極慣性矩 Z——階梯軸受扭矩作用的軸段數(shù) 代入計算的[]，剛度條件也符合。 式中[]為軸每米長的允許扭轉角，與軸使用場合有關。對于一般傳動軸，可取[]=對于精度要求不高的軸，可大于1 4.3.4 鍵的選擇 軸與聯(lián)軸器用鍵來軸向固定以傳遞力矩，因為軸的直徑為30mm，所以根據(jù)整個設計過程易選擇平鍵。其中鍵的強度極限[]=100MPa,查閱鍵的標準得尺寸如下 =10mm =8mm =76mm 第二段軸的直徑是40mm，查閱鍵的標準得尺寸如下 =12mm =8mm =128mm 鍵的強度計算，因為采用的是普通平鍵，用下面的公式校核 式中：T——傳遞的扭矩， k——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h,mm l——鍵的工作長度，mm；圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L，這里的L為鍵的公稱長度 d——軸的直徑，mm 代入計算得： = =44MPa 故強度符合條件。 4.3.5 軸承的選擇 液力偶合器的軸承主要用來承受徑向力和軸向力,軸向力隨轉速比i變化，軸承受力應按實際工況確定。滑動軸承壽命長，噪聲小，但制造工藝較復雜，要求維修水平高。以本液力偶合器的適用范圍來看，選用滾動軸承，因為軸的直徑為30mm，采用標準件深溝球軸承型號GB/T276-1994。其結構尺寸如下 =40mm =68mm =9mm 45mm 55.7mm =0.6mm 重量=0.2kg 軸承壽命計算： 由于軸承受徑向力取，查表的深溝球軸承型號6206得基本額定動載荷=19.5kw。 計算壽命 式中： ——軸承壽命，h ——溫度系數(shù) ——軸承的基本額定動載荷，kw ——轉速 ——載荷 =659h 符合所選載荷的壽命。 4.4 離心式摩擦離合器 4.4.1 初選摩擦片外徑D、內徑d、厚度b 摩擦片外徑是離合器基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和壽命，它和離合器所需傳遞轉矩大小有一定關系。 D=Kd=14.6=172.75mm 式中，為發(fā)動機最大轉矩，取=140N/m； Kd取14.6 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表1 表1 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內徑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 4 c=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1- 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 單位面積 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 摩擦片標準系列尺寸，取mm,，，，單位面積132mm 4.4.2 后備系數(shù)β 后備系數(shù)保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機扭矩，同時它有助于減少起步時的滑磨，提高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過大。由于所設計的離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變?。ㄩ_始時還有些增加），使用條件較好，宜取較小值，故初取β=1.8。 4.4.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩Tc ===252 4.4.4 單位壓力P0 摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質量等有關。 離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣單位壓力P較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力P應隨摩擦片外徑的增加而降低。選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數(shù)等因素。 ==0.42MPa 式中，為摩擦因數(shù)取0.3； 為單位壓力（） 為摩擦面數(shù)取2； 為摩擦片外徑取180； 為摩擦片內徑取125； 摩擦片材料選擇粉末冶金材料，為單位壓力0.42，為摩擦因數(shù)取0.3。 4.5 離心塊的設計 離心塊的設計如圖所示 4.6 殼體設計和螺栓螺釘選擇 4.6.1 殼體設計 殼體工作能力的主要指標是剛度，其次是強度和抗震性能；當同時用作滑道時，滑道部分還應有足夠的耐磨性。此外，對具體的機械，還應滿足特殊的要求，并力求具有良好的工藝性。 殼體厚度采用類比法設計，殼體的結構形狀和尺寸選擇設計如圖 如圖尺寸如下： 總高：434mm 壁厚：10mm 內腔：380mm 圓弧半徑：5mm和15mm 4.6.2 螺栓螺釘選擇與強度計算 本次設計的液力偶合器共有3個螺釘組和一個螺栓組，其中渦輪與殼體連接選用標準件開槽圓柱螺釘尺寸為螺紋規(guī)格d=M6尺寸如下。單位（mm） p a max b min n 公稱 max k max 1 2 38 1.6 10 3.9 t min r max max l 長度 全螺紋長度 100mm重量 1.6 0.25 6.8 40 0.0200kg 螺釘組布置如 擋板與渦輪連接選用標準件開槽圓柱螺釘尺寸為螺紋規(guī)格d=M4，尺寸如下。單位（mm） p a max b min n 公稱 max k max 0.7 1.4 38 1.2 7 2.6 t min r max max l 長度 全螺紋長度 100mm重量 1.1 0.2 4.7 40 0.0085kg 軸與離心式摩擦離合器連接選用標準件六角頭螺栓C級，螺紋規(guī)格d=M18尺寸如下。單位（mm） s 公稱 k 公稱 r 最小 e 最小 a 最大 27 11.5 0.6 29.6 6 最小 b l 100mm重量 24.9 26 0.223kg 強度校核 螺栓、螺釘危險截面的拉伸強度條件計算如下公式： 式中：——螺栓、螺釘所受的拉應力 ——螺栓、螺釘所受的預緊力 ——螺栓、螺釘?shù)奈ｋU截面直徑 代入計算后得=，拉伸強度符合要求。 螺栓、螺釘危險截面的剪切強度條件計算如下公式： 式中：——螺栓、螺釘所受工作剪力 ——螺栓、螺釘所受剪切面的直徑 ——螺栓、螺釘所受切應力 代入計算后得，剪切強度符合要求。 4.7 發(fā)熱和散熱計算 液力偶合器工作時有轉速差和其他功率損失，這些損失使液力偶合器工作液體發(fā)熱，在頻繁啟動、制動、超載和反轉等大轉差區(qū)工作時發(fā)熱量更大。調速型液力偶合器在低轉速時發(fā)熱量也較大。這些熱量使工作液體和殼體溫度上升，嚴重者可使工作液體（油）老化變質，密封損壞，及其變形等。因此，對發(fā)熱和散熱必須進行計算，并采取措施，以限制液力偶合器的溫升。 液力偶合器產(chǎn)生的熱量Q按下式