液力偶合器

图(1)　偶合器泵轮、涡轮和转动外壳上所作用的外力

P_c—工作轮金属材料在旋转时的离心力；P_ω—工作油的压力；

P_A—泵轮和转动外壳彼此传给对方的轴向力；

F—轴传给工作轮的轴向推力

图(2)

(1)受力分析

由图(1)可见，涡轮(指不带法兰的叶轮，有时不一定作涡轮)内侧有叶片，起到加强筋的作用，轮壁内外的工作油压力p_ω可相互抵消，因此它的强度条件最好，所以在叶轮，通常着重考虑转动外壳和泵轮的计算。

在转速比 i 接近于1时，流道中的油压力最高，叶轮的应力最大。因此，强度计算以i≈1的工况为准。

(2)偶合器外缘轴向力P_A的确定

力P_A是流道内部油压P_ω所产生的，使泵轮和转动外壳分离的力，可按表1求得(如图2所示)，并由此确定外缘螺栓数目与直径。

表1　　　　　　　　　　　　　　　　　　叶轮断面设计

名    称

公 式 或 参 数 选 择

泵轮最大浸油半径 R_j/m

视所设计结构而定(见图2中j点)

泵轮最小浸油半径 R₀/m

全充油时常取d₀/2　　d₀——流道内径，m

油在j点的圆周速度 u_j/m·s^-1

油在R₀处圆周速度 u₀/m·s^-1

泵轮最大浸油半径处的油压力 P_ωj/Pa

P₀——偶合器供油压力，Pa

ρ——油的密度，kg/m³

因油压力而引起的泵轮侧向推力 F₀/N

偶合器的轴向推力 F/N

由表“轴向推力计算”计算确定(按图示方向为“-”)

泵轮外缘的轴向力 P_A/N

P_A＝F₀+F

偶合器外缘每个螺栓的拉力 P_l /N

z——外缘螺栓数目，为保证在油压作用下不漏油，螺栓应用紧连接

(3)叶轮轮壁断面的合理设计和材料的选择

轮壁断面的形状，是以偶合器设计中所确定的流道尺寸(对转动外壳，则以涡轮外壁的形状和必要的间隙)为基础，在外面加上必要的最小厚度，即基本厚度，由此向应力较大的根部(轮毂部分)逐步加厚，和向结构需要的加厚部分(如法兰等)圆滑过渡而成。叶轮在运转时轮壁断面应力的大小、与偶合器所传功率和转速、叶轮圆周速度、所用材料和制造工艺、轮壁基本厚度和断面形状等有密切关系。

保证偶合器叶轮强度的最简单方法，是限制其圆周速度不超过表2所规定的许用值。一旦超过许用值，则应进行叶轮强度计算，同时在叶轮断面设计时，注意如下几点：

1)轮壁基本厚度应随叶轮圆周速度的增大而加厚。

2)转动外壳的基本厚度大于泵轮；泵轮基本厚度又大于涡轮。或在同样基本厚度下转动外壳采用强度更高的材料和制造工艺。

3)叶轮最大应力一般出现在毂部，因此，轮壁厚度应由外缘逐步向毂部加厚；转动外壳最大应力常发生在外缘或毂部，这两处壁厚应适当增加。

4)断面厚薄过渡处应尽量缓和，防止应力集中。

5)外缘螺栓处法兰承受着很大的螺栓拉力和弯矩，必须适当加厚。外缘螺栓直径不宜过大，但数量宜多。

6)尽可能增大叶轮毂部的孔径，以减小最大应力。对于超高速叶轮，为减小毂部应力，可采用实心叶轮。

表2　　　　　　　　　　　　　　　　偶合器叶轮轮壁基本厚度

偶合器型式

有效直径

/m

许用圆周速度

/m·s^-1

材料和制造工艺

基本厚度/mm

泵  轮

转动外壳

小功率中速牵引型和限矩型

0.25~0.65

≤60

铝合金铸造叶轮

4~10

5~12

中功率中低速调速型

0.8~1.8

≤60

铸钢轮壁，钢板焊接叶片，铸钢转动外壳

10~14

12~16

中大功率中高速调速型

0.4~0.7

≤100

铸钢精密铸造叶轮，锻钢转动外壳，或高强度铝合金铸造

10~15

12~16

(4)叶轮强度计算提要

对圆周速度显著超过许用值的偶合器叶轮(包括转动外壳)，必须进行强度计算以确定最大应力值。常规计算法是将环状的偶合器叶轮作为一种曲率很大的梁来研究，由此推导出一系列计算公式。用这种方法所得的叶轮应力最大值，和实测的最大应力基本一致(计算比实测大27.8%)，可供实用。叶轮强度精确计算可应用有限元方法计算。