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液压安全联轴器的选型计算

文档作者：吴量胡觉凡魏志毅刘勇王晓鹏彭磊孙向阳文档来源： 1．中国重型机械研究院股份公司 2．西安交通大学		点击数：	更新时间： 2021年07月20日
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· 84 · 重型机械 2016 NO．4
液压安全联轴器的选型计算
吴 量 ，胡觉凡 ，魏志毅 ，刘 勇 ，王晓鹏 ，彭 磊 ，孙向阳
(1．中国重型机械研究院股份公司，陕西西安710032；2．西安交通大学，陕西西安710049)
摘要：液压安全联轴器是一种新型的保护传动系统的装置，文章介绍了液压安全联轴器的结构
原理、性能特点及选用方法，提供了校核算法，并针对某钢厂实际工况，在传动系统选用高速式法兰
联结安全联轴器作为过载保护，精选型计算优化设计后，满足设计要求，为液压安全联轴器的选用提
供了参考。
关键词：液压安全联轴器；结构原理；选用方法
中图分类号：TH133．4 文献标识码：A 文章编号：1001—196X(2016)04—0084—06
The introduction and selection calculation of hydraulic safety coupling
WU Liang ， ，HU Jue—fan ，WEI Zhi．yi ，LIU Yong ，WANG Xiao．peng ，PENG Lei ，SUN Xiang．yang
(1．China National Heavy Machinery Research lnstitue Co．，Ltd．，Xi’an 7 10032，China
2．Xi’an Jiaotong University，Xi’an 7 10049，China)
Abstract：Hydraulic safety coupling is a new kind of protection of transmission device，It has many advantages，
such as high eficiency and reliable，easy to install and disassemble，accurate setting torque and adjusta—
ble，widely used in metallurgy，rolling，mining，wind power，building materials and other industries．It has a
variety of connecting ways of hydraulic safety coupling，the connecting way according to the need of the actual
working condition，it can be used as separate connecting part，and can be connected with gear，chain wheel，
shaft and combinations of various coupling，etc． This paper introduces the hydraulic safety coupling structure
principle，performance characteristics ，selection methods，and a checking algorithm ，provides reference for the
selection of hydraulic safety coupling．
Keywords：hydraulic safety coupling；the structural principle；selection method
U 日IJ舌
随着科学技术水平的提高，旋转机械不断向
高速、轻型、高效、智能化发展，对大型旋转机
械的设计、制造、安装、使用、维修和安全可靠
运行提出了更高的要求。因此，对各类机械设备
的传动系统，进行有效的过载保护及快速修复的
功能，显得尤为重要。液压安全联轴器是把固定
联接和转矩限制建立在同一个部件上并具有过载
收稿日期：2016—01—05：修订日期：2016—03—20
作者简介：吴量(1984一)，男，西安交通大学硕士研究生，中
国重型机械研究院股份公司工程师。
保护功能的一种新型联轴器，是各类摩擦联轴器
中的一种型式。它能够准确、有效地防止过载引
起的设备损坏，广泛应用于一切需要过载保护的
机械传动装置中。
1 结构原理
液压安全联轴器的结构如图1中所示，其中
联接套是液压安全联轴器的核心部件，其结构是
一个密封的双层套筒。其工作原理如图2所示，
在联结套内注入液压油，然后拧紧安全管，使液
压油密封在联接套之中，在压力的作用下，联接
套内壁、外壁均产生弹性变形，内套与轴、外壁
重 机械 ·85 ·
与轮毂分别形成过盈联接，在摩擦力的作用下，
即可传递与腔内液压力成正比的转矩 当实际传
递的转矩大于该转矩时，联接套与轴之间会发生
相对运动， 固定在轴上的剪切环立即剪断安全
管，使联接套巾的液压油快速释放，联接套恢复
弹性变形，联接套与轴脱离空转，巾止转矩传
递，从而起到安全保护的作州。恢复T作时，更
换新的安全管．重新注入液压油便可继续工作。
图1 液压安仝联轴器结构图
Fig．1 The stru(’ture diagt’Hin of Hyd v’auli( safety coupling
图2 液压安 联轴器原理
Fig．2 The schematic diagram of Hydraulicsafety coupling
2 性能特点
我同目前大部分机械传动设备上采川安全销
或安全环式安全联轴器 由于销钉类似限转矩的
1 00
E 80
-
三6o
鬈40
20
循环裁荷
a)液压安全联辅器与销钉联轴器在
环载荷作用下的转矩变化『扪线
元件会经常发生金属疲劳，导致了联轴器频繁而
没有必要的松弛，从而造成生产损失。只有当销
钉只受剪力作,qq时，销钉联轴器才能保证精确的
转矩；发生过一些松弛后，销钉支座被磨损，纯
粹受剪的前提就不存在了，这使得联轴器的极限
转矩不可避免地降低，因此，常发生销钉断裂。
而液压安全联轴器是通过摩擦力来控制传动转
矩 此，它不会发生金属疲劳。在图3(a)中
两种联轴器的对比可以看到传递转矩高效可靠。
任图3(1 )I11可以看到，液压安全联轴器传递的
转矩和它腔内油压成正比，不但其传递的转矩可
靠，而且预定转矩可调整且能持续。在图3(c)
中的曲线可以发现，在设备过载时，液压安全联
轴器快速释放腔内油压，因而能够安全可靠的保
护设备
转矩／N。Ill 转矩／N·m
b)液压安全联轴器转矩一压力lflI线幽 (c)液 安全联轴器过载时
转 随时问变化曲线
图3 液压安全联轴器转矩图
Fig．3 The torque diagram of hydraulic sM'ety coupling
问
· 86· 重型机械 2016 No．4
3 联接型式及应用举例 主 的需要进行设 常见的有以下七
安全联轴器型式有多种联接方式，联接方式
表1 液压安全联轴器联接型式
Tab．1 The connection type of hydraulic safety coupling
型式代号 名称 图示 性能特点
低速式轴联 ／，，／／／／，，，／／／／／ 由于没有轴向支撑 ，因此联轴器在压
，／，，，，，，，／／／，，，， 力释放状态不能承受轴向力。DZ 结轴器安 全联 舳 于低速重载的普通弹性联轴器中主要。 用
高速式轴联
J GZ 结安全联 ~fl JTi一一 ，
轴器
一一一一
酮
低速式键联 口 DZ和DJ的主要区别在于摩擦面固定
在联轴器和轮毅之间而不是在联轴器
DJ 结安全联 懒 和轴之间
。轴器 主要用于中速重载有键联
结的传动轴。
高速式键联 嘉 ■'一 ，，
⋯ ， ⋯ ， ， ， —
GJ 结安全联 装置内侧，由于轴和轮毂表面加工精
轴器 度要求较低，因此应用简便。主要用
一 于高速重载，用键联结的传动轴
．L
低速式法兰 没有轴向支撑，因而联轴器在压力释
叩 放状态不能承受轴向力。其法兰可根
轴器 l I 据工况要求订做，主要用于十字轴联
轴器中。
高涑式法兰 由于装有轴承'联轴器在压力释放状
lqJ J4：“1A= 态能承受双向轴向力和弯曲载荷
， GF 联结安全联 其
轴器 法兰可根据工况要求订做。主要用于
一
高速重载的传动轴。
． I
高速式端面 一 由于装有轴承，联轴器在压力释放状
GC 齿联结安全 ￡￡￡， 二t ￡ 髓 态能承受双向轴向力和弯曲载荷，其
联轴器
⋯ ～
联结方式为齿轮联结。
液压安全联轴器不但可以单独起联接作用，
而且可以与诸如齿轮、链轮、轴及各种联轴器组
合使用，广泛应用于冶金、矿山、建材、风电、
高铁等领域。
特别是在冶金行业，传动系统通常具有重
载、大扭矩，工况复杂多变等特点，液压安全联
轴器能够有效的保证设备运转平稳、工作可靠、
极大的提高设备的工作效率。同时液压安全联轴
2016 NO．4 ， 机械 ·87·
器自身结构具有很强的灵活性，可以应川于不同
的场合，与其它传动件可以随意的组合使．}}j，如
图4所示。这样能很好的解决这些问题，提供高
效可靠、维护方便且保养费用低的传动系统，不
但使传动系统的传动效率大为提高、维护成本降
低，而且对成套设备装机水平的提高也产生了积
极的促进作用。
罔4 液J 安全联轴器应用举例
Fig．4 The appli~ ation examples of hydraulic safety coupling
4 液体安全联轴器的选型计算
液压安全联轴器的选型依据与安全滑动转
矩、联接型式、T作环境等因素综合考虑。安全
滑动转矩确定时首先明确液压安全联轴器的保护
对象，然后确定保护对象的负载力矩。安全滑动
转矩
= K · ≤ (1)
式中， 为计算滑动转矩，kN·nl；T 为最大
允许T作转矩，kN·m； 为安全联轴器的滑动
转矩，kN·m；K为系数，取K一1．5～2。
用于齿轮、链轮及皮带轮联结时，由于径向
力的存在，还必须满足
T≤2．9d d ×10 (2)
式中，T为理论转矩，kN·m；T=9．55×一I W；
，
P 为驱动功率，kW；n为-T=作转速，r／rain；d
为轴径，mm；d 为分度圆直径或基准直
径，mill。
与液压安全联轴器联结在一起的轴，其屈服
点 ≥300 N／ram 。选用的安全联轴器须承受轴
向力、径向力、弯矩等技术参数。当滑动速度不
大于1．5 m／s时，应选用低速式液压安全联轴
器，否则应选用高速式液压安全联轴器。
滑动速度
= 5．2dn×10一 ≤1．5 m／s (3)
式巾， 为滑动速度，m／s；d为滑动面直径，
mill；n为工作转速，r／min。
当环境温度在0℃ 以下时，滑动转矩应相应
· 88· 重型机械 2016 No．4
降低，其降低值为：温度值每降低1℃ ，滑动转
矩降低1．5％ 。
5 液压安全联轴器的选型校核
由于低速液压安全联轴器的结构中没有滚动
轴承，轴套与轴在相对滑动时为滑动摩擦。为防
止磨损过度或温度过高，其单位压力、工作时间
应进行校核。若单位压力或工作时间超过要求
时，为了保证使用寿命，应选用大规格或高速式
液压安全联轴器。
滑动面单位压力：
F
Dz型：P= ≤1(N／ram ) (4)
图5 应力分布图
Fig．5 The map of stFess distribution
型：p O
．
9Ld≤ (N／mm2) (5) 6 应用举例
式中，P为单位压力，N／mm ；F 为松脱后径向
力，N；d为滑动面直径，mlTl；L为滑动面接触
长度，mm；
松脱后的最大允许工作时间
t⋯ = — (6o)
式中，￡ 为最大允许工作时间，min；d为滑动
面直径，mm；F 为松脱后径向力，N；n为工作
转速，r／min。
与安全联轴器联结在一起的轮毂，其外径
d 与内径di之比不低于表2的规定，否则应进行
强度校核，其应力分布如图5所示，计算公式为
or 一P ㈩／
1
一
— — — 一 L
(丁 )l2_
¨ 1- ¨
￡ P — ——一 ㈦
( ) 1
=
or
or。 ≤
(9)
(10)
式中， 。，为径向应力，N／mm ； 。 为切向应力，
N／mm ；or。 为有效应力，N／ram ； 5为屈服极
限，N／mm ；P为油腔压力，一般为80—100
MPa；da为轮毂外径，mm；d 为轮毂内径，mm；
K为安全系数，一般为1．5～2。
表2 轮毂内外径比值
Tab．2 The ratio of hub internal and extemal diameter
根据武钢轧钢生产线实际工况和空间大小，
以及设备后续维护的要求，在传动系统选用高速
式法兰联结安全联轴器作为过载保护，结构如图
6所示。同时考虑到两端的同轴度要求，选择鼓
形齿联轴器配套使用。根据液体安全联轴器的选
型计算公式，预压力P。=16．120 MPa时，经优
化设计后，得出压力与扭矩的计算结果如表3
所示。
表3 液压安全联轴器静力计算
Tab．3 The static calculation of hydraulic safety coupling
压力P／MPa 传递转矩T／N·m
74 191．4
70 075．8
65 382．1
6l 415．2
57 049．6
52 536．4
48 323．4
44 321．9
40 175．3
36 083．1
32 186．3
28 147．3
24 339．1
20 567．7
16 813．1
13 364．3
9 940．7
6 950．6
4 179．4
1 820．8
328．1
0
m
20l6 No．4 霞型机械 ·89 ·
为验证计算结果的准确性，在々用的测试平
台进行验证。利 图7所示测试台，将液压安全
联轴器同定在测试台上，其上端法兰与扭力臂『古l
定。预先给液压安全联轴器内注入一定压力的高
压油，然后通过液压缸推动扭力臂直到同定往扭
力臂上的剪刃切断安全管释压为止，
记录此时的压力表读数 通过如下公式汁算
切断力矩。
宴 J =1／4’兀‘d!‘L
式中，d为液压缸无杆腔缸径；￡为扭力臂力臂
长度；P 为测试台测试压力即剪断时压力表
读数。
根据计算所得的 实际与理论扭矩进行对
照(理论扭矩就是预先注入的高／K油对应的扭
矩)并进行归纳校正， 试验数据记录如表4
所示
罔6 液 安全联轴器结构罔
Fig．6 The structural dl awing of stress distribution
7 测试平台
Fig．7 Testing Plattbnn
表4 实际扭矩与理论扭矩对照表
Tab．4 The(·OInparison ta1)le of a【‘tuat torque 《{theoteti(’al hwque
经分析，由于液压简体与轴套之问的间隙值
为一个范围，所以液压安全联轴器预压有所不
同；液压系统rl1的压力表量程过大，读数误差
大；同时测试台强度不够，个别存 测试过程中
出现憋压情况导致读表数值增大 结合理论计算
结果发现扭矩偏差不到5 MPa，而在实际T 作【{J
过载扭矩往往是成倍的增加，所以仍然可以按照
理论计算结果进行注压。
7 结束语
针对销钉类安全联轴器经常发生销钉断裂的
情况，提出用液压安全联轴器来替代销钉类安全
联轴器。对液压安全联轴器的机构原理、性能特
点做了详细的介绍，列举了它的多种型式及与其
他传动部件组合使用的方法，给 r选型计算的
方法及公式，并介绍了为r防止磨损或温度过高
时的选型校核计算。文章对液压安全联轴{群}的选
型、使用、及维护提供了指导，也能促进液压安
全联轴器的进一步推广。
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