液力偶合器

表1　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　功率损失P_s的确定

偶合器型式

牵引型，限矩型

调  速  型

负荷型式

长期运转于额定工况

负荷功率 P₂ 随转速 n₂ 的变化关系

P₂∝n₂(或P₂∝i)

负荷实例

运输机，破碎机

离心泵、离心鼓风机

往复机、提升机

滑差损失值和计算公式

P_S＝S*P_e

P_S＝(i²-i³)P_e

P_S＝(1-i)P_e

P_S随i的变化规律

最大滑差损失P_Smax

P_Smax＝0.148P_e

P_Smax＝P_e

与P_Smax对应的偶合器转速比

i＝0.666

i＝0

注：P_e——原动机的额定功率，kW。

(2)风冷散热及限制

对于功率损失不大的偶合器，可以通过旋转壳体向大气散热，但发散的功率不应超出下图的限制，否则油的温升将超过65℃

风冷散热片面积，可由下确定：

式中   ξ——油到空气的传热系数，J/(m²·h·℃)，在壳体旋转和通风良好时，ξ可达2.93×10⁵J/(m²·h·℃)，此时油温为90℃；

Q——偶合器的散热量，J/h，由式(1)确定；

t 和t₁——工作油温度和环境温度，℃

油的温升不超过65℃时，风冷偶合器P_S许用值

(3)冷却供油系统与设备计算

中大功率偶合器必须有冷却供油系统，其作用是：带走偶合器因滑差和其他机械损失而产生的热量；实现偶合器的无载或空载启动，接合和脱离，无级调速以及供油量的自动控制；润滑偶合器各轴承和传动齿轮；有时还供应电动机和工作机的润滑系统，等等

1)供油泵的排量q_c与压头

　　　　　　　　　　　　(2)

式中Q——偶合器的散热量，J/h，由式(1)确定；

c_p——工作油比热容，J/(kg·℃)，对20号机械油和22号透平油常数c_p＝1884~2303［J/(kg·℃)］；

Δt——进出偶合器工作油温差，℃，常取Δt＝15~35℃；

ρ——工作油密度，对20号机械油和22号透平油，在油温70℃时，可取ρ＝860~870kg/m³

供油泵的压力，应在偶合器进口处保证不低于(0.4~1)×10⁵Pa，过低进口压力会使偶合器供油不足，滑差大大增加，影响正常运转

2)冷却器传热面积F

式中Q——偶合器运转中最大散热量，J/h，由式(1)确定；

K——油到水之间的传热系数，J/(m²·h·℃)；视冷却器的结构而定，对管式结构

K＝(628~1047)×10³J/(m²·h·℃)，对板式结构K＝(837~2930)×10³J/(m²·h·℃)；

t₁，t₂——工作油进、出冷却器温度，℃；

τ₁，τ₂——冷却水进、出冷却器温度，℃。

偶合器的出口油温，一般不超过70~75℃。对于大功率偶合器，如果工作油和润滑油分别带有冷却器，则对润滑油温限制在70℃以下的同时，工作油温可提高到85~100℃，以提高冷却效果和减小冷却器的传热面积。

3)冷却器所需的水量q_L

式中Q——偶合器运转中最大散热量，J/h，由式(1)确定；

c——水的比热容，J/(kg·℃)，c＝4186.8［J/(kg·℃)］；

Δτ——冷却器进出口水的温差，℃，管式一般3~5℃，板式一般5~10℃；

ρ——水的密度，ρ＝1000kg/m³。

(4)勺管排油系统

偶合器设置勺管的目的是为了实现无级调速，也是偶合器排(或进)油的一种可靠的办法，目前普遍采用。

当偶合器辅油室中旋转油环自由液面与勺管进口截面中心一致时，油的动能转变为位能，在迎流孔口处所产生的压头为

当勺管孔口伸下油环自由液面之下时的压头为

式中u_x——油环在勺管孔口处圆周速度，m/s；

u₀——油环自由液面处的圆周速度，m/s；

H_x，H'_x——距偶合器轴中心线距离为R_x时勺管孔口压头；当u_x＝u₀时，H'_x＝H_x。

在这一压头作用下，工作油经勺管、排油腔体内通道和管路流回油箱(或进入偶合器流道)，并克服在流动过程中所遇到的各种阻力损失。在设计中，应使勺管的排油能力不低于供油泵所能供应的能力(可按表2计算)