液压安全联轴器

11.4.1液压安全联轴器的结构和工作原理

液压安全联轴器的核心部件由联结套、剪切环、安全管和压力油组成，图11.4.1为液压安全联轴器与鼓型齿式联轴器的组合结构，联结套1是一个密封的双层套筒，其内、外径分别与传动轴和轮毂内孔联接。通过手动高压油泵将压力油由注油口注入联结套内，然后拧紧装在联结套上安全管2，将高压油3密封在联结套内。在油压的作用下，联结套内、外径分别与传动轴和轮毂锁紧，工作时可籍摩擦力传递与腔内油压成正比的转矩。腔内油压的大小可在安装时由手动高压油泵来控制。油压给定后，所能传递的转矩的极限值（称滑动转矩）为定值。工作过程中，当工作转矩大于滑动转矩时，则联结套与传动轴之间产生相对滑动，安全管的顶端就被与轴相联的剪切环4剪断，联结套腔内的压力油迅速泄出，油压消失，联结套与轴之间产生相对滑动，转矩传递中断起到安全保护功能。更换安全管并重新注入压力油后，便可重新工作。

液压安全联轴器工作时安全元件不受疲劳因素影响，设定传动转矩稳定；超载时

脱开时间短（20ms左右），保护性能安全可靠；通过调整注入油压大小，可设置准确的过载保护转矩值；更换安全管方便，缩短了辅助工时；结构紧凑，质量小，便于与其它传动件组合使用。

液压安全联轴器有多种结构型式，可参见JB/T7355-1994。

11.4.2设计计算

（1）结构设计

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液压安全联轴器可根据其使用场合设计成法兰式和轴套式组合型等各种联接型式，在这些联接型式中又可分为键联接和无键联接，设计时主要考虑被联结部件空间结构，载荷大小，转动速度等因素。

i. 轴向尺寸限定的情况下，多设计成轴套式。它与其它类型联轴器（如鼓

形齿式联轴器），齿轮等轮毂类联接组合使用。轴套式联轴器内径一般小于220mm，如果轴上有键槽则轴径应按键槽上轴套外径计算。

ii. 在径向尺寸限定的情况下多设计成法兰式结构。传递大负荷转矩时须采

用中间法兰套结构，法兰套尺寸按照薄壁圆筒理论及最大负载转矩由强度计算确定。

iii. 根据联轴器摩擦面径向负荷或者相对滑动速度确定是否采用滚动轴承结构，当滑动面压强P>1MPa或者相对滑动速度v>1.5m/s时须选用滚动轴承支撑结构。为了保证摩擦面有效接触长度，多选用轻窄系列深沟球轴承。滑动面压强和滑动速度可分别按（1）和（2）式计算：

p ＝Fr/（L ·d ） MPa ………………………………（1） 式中：p—滑动面压强，MPa

Fr—脱开后滑动面承受径向力，N

L 、d—滑动面的有效接触长度和轴径，mm

v ＝5.2dn×10-5 m/s ………………………………（2） 式中：v—滑动速度 m/s d —滑动面轴径mm n —工作转速 r/min

iv. 当被联结的传动轴上有键槽时须采用键联结型式。根据滑动面负荷可设计成键联结套或轴套，套的厚度根据轮毂键槽尺寸确定。

v.

为了确保过载瞬间联轴器腔内高压油能迅速泄出，当联轴器滑动面轴

径小于220mm时可采用一个安全管；当滑动面轴径大于220mm时需采用2个以上安全管。

（2） 联轴器部件及被联轮毂材质选择

联结套是液压安全联轴器核心部件，其材料应有良好的力学性能及焊接性能，一般采用b≥980 MPa的合金结构钢，如42CrMo。内外套筒之间一般采用H7/h6间隙配合，其配合表面有螺旋式油槽；剪切环材质选用优质碳素结构钢，剪切口

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处需进行淬火处理；安全管材质可选用黄铜，其与联结套之间为900角锥面密封结构；液压油可用L-HV15或L-HV22；联结套与传动轴应选用合理的材料匹配，既要保证传递转矩的可靠性，又要保证脱开后不出现咬死现象，一般轮毂表面采用渗氮处理，轴表面堆焊铝青铜或等离子镀膜，焊层厚度根据传动轴直径确定，一般经验值在0.3～1mm。

与液压安全联轴器联结的轮毂，其外径da与内径di之比不低于表11.4.1的规定，否则应按厚壁圆筒进行强度校核：

表11.4.1 轮毂材料 直径比da/di 合金钢 1.5 da/di212球墨铸铁 1.8 1灰铸铁 2.0 铝 2.4 rp

2da/(did) ………………………………(3a)

t

da/di21 ………………………………(3b) p2da/(did)21r2t2rtss …………………………(4)

式中：r、t、— 分别为轮毂的径向、切向和合成应力；MPa

s — 屈服极限， MPa；

p — 油腔压力，一般取80~100 Mpa； da 、di— 轮毂外径和内径，mm； s — 安全系数，一般为1.5~2。

（3） 尺寸设计及传递转矩能力计算

联轴器的尺寸应根据其结构型式及传递的转矩确定。

①当采用轴套式结构，其内径尺寸、长度尺寸应依据联结的传动轴直径及长度而定，一般情况下联轴器长度约为联接轴伸的长度。压力腔内径、外径尺寸根据圆柱薄壳理论，其薄壁套筒外径与内径之比Dw/Dn≤1.1～1.2。如果套筒壁厚过薄造成联结套在变形后无法恢复，壁厚过厚使传递转矩能力下降。

②当采用法兰结构型式时，受压的内联结套设计方法同轴套式结构，受拉的外轮毂外径尺寸应大于1.5倍压力油腔内径尺寸。

③为了保证联轴器在空载时能够转动灵活，因而联结套与传动轴之间应有一

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定的间隙，间隙太小易造成咬死和磨损过大，间隙太大将降低传递转矩能力，因而合理确定轴与套之间的配合公差显得尤为重要。配合间隙值取决于传动轴径的大小，一般将轴与套的配合公差设计成间隙配合公差带，中等轴径间隙可在0.03～0.1mm之间选取；如有滚动轴承时，间隙设计应确保联轴器脱开后滚动轴承起到支撑作用，从而减小轴套的磨损。

联轴器设计的关键是传递转矩能力的确定。如图11.4.2为一联结套长度为L，受内腔压力为p，传动轴直径为d的液压安全联轴器示意图，联结套内壁厚为S，内腔压力为零时联结套与轴之间间隙为，联结套内壁的平均半径为Rm，联结套油腔长度为l。

LlXb 由图11.4.2可以看出，在内腔压力p作用下，联结套的变形受边界力的影响，

轴压p1（x）为非均匀分布。因此，借助于壳体弯曲理论作为计算依据。

根据摩擦学原理并考虑到联结套的对称性，得出传递转矩的表达式为：

Tdp1xdx ………………………………(5)

21l2xb通过对联结套内壁在腔内压力p及所受轴压p1(x)共同作用下产生径向位移叠加，由力与变形的关系可以求出p1(x)与p的关系式为：

xp1(x)p1e（sinxcosx)e(xxb)sin(xxb)cos(xxb)S

………………………………(6)

将（6）式代入（5）式可解出在给定压力p时传递转矩的表达式为：[1]

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11lxb12l111xb2Tdplxbecoslecoslxbecos(xb1)2222 ………………………………(7)

式中：p — 联结套内腔压力，Pa

 — 摩擦副摩擦因数

xb —非完全接触长度（不同压力p下xb不同），mm l — 油腔长度，mm

 — 圆柱壳体结构尺寸，材料性能有关系数

31v2 2RmS24式中：v—泊松比 钢v=0.3

Rm 、S—联结套内壁平均半径和内壁厚，mm 由图11.4.2可知联结套内壁在压力p作用下的位移方程为：

2pRmw1exsinxcosx ………………………………(8)

ES式中：w— 联结套位移 mm （负号表示受压产生的位移） Rm— 联结套内壁平均半径和内壁厚 ，mm E — 弹性模量，钢材E=2.06105 MPa

参数xb是传动轴与联结套非完全接触长度，可通过内腔压力p与初始间隙求出。因为xb随着压力p的变化而变化，即xb =f（p）。在联结套与传动轴之间间隙给定情况下即：-wxxb,通过求解（8）式可求出在不同压力p时的非完全接触长度x=xb值，它随着p的增大而减小。把给定的参数及所求xb代入（7）式，可求出在给定压力时联轴器所能传递的转矩T。

为求得消除间隙所用初始压力值p0可将（8）式对x微分，当值：

2pRmdw2exsinx0 =dxES因e-βx≠0，β≠0，x=n，当x=n/时（n为自然数），w取得极大值。即

1wmax=δ，根据联结套的对称性，在该接触点处还必须满足0xl。

2把xdw0, w有极dx (取n=1)代入(8)式可得：  5

ES ………………………………(9) 2Rm1e1通过（8）式亦可以求出在联结套中点l处消除间隙时所需的压力P0m为：

2ES ………………………………(10) P0m1l1122Rm1esinlcosl22p0通过以上计算可以精确地绘制出如图11.4.3所示p—T理论曲线。液压安全联轴器消除间隙所需压力p0在15~20MPa,实际工作压力p一般在60~120MPa之间。

0 液压安全联轴器的设计由于结构型式、联结方式的多样性，在实际设计时只

要掌握其结构原理，根据应用场合、被联接部件空间尺寸及传递载荷大小即可确定主要尺寸参数。设计成独立结构时应对内联结套焊缝处进行强度校核；对于传递大转矩时尽量采用中间法兰套结构，这时应对内联结套焊缝和中间法兰套进行强度校核。

设计时应考虑联轴器滑动面和轴承的润滑以及密封，一般采用稀油润滑、O形密封圈和旋转轴唇形密封圈密封等。

参考文献：

（1） HANS WINTER，FRANZ HOPPE ．Kupplung mit Druckölverbindung zur

Drehmomentbegrenzung in Schwermaschinenantrieben antriebstechnik 29(1990)Nr.7

（2） 屈薛勇等．液压安全联轴器 《重型机械》1996.2

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