液力-第3章 液力耦合器课件

1、12 液力偶合器液力偶合器是一种结构简单、应用广泛的液力元件，主要由泵轮泵轮、涡轮涡轮和泵轮壳泵轮壳三部分组成（图图3-1）。a）外形图）外形图 b）剖视图）剖视图 图图3-1 液力偶合器液力偶合器 泵轮泵轮轴承轴承涡轮涡轮3c）偶合器的工作轮）偶合器的工作轮 图图3-1 液力偶合器液力偶合器 偶合器能实现主动轴和从动轴间的柔性接合，并且当工作液体与叶轮相互作用时，理论上能将主动轴上的力矩大小不变地传递给从动轴。因此，液力偶合器又称液力联轴器液力偶合器又称液力联轴器。泵轮壳泵轮壳涡轮涡轮泵轮泵轮43.1 3.1 液力偶合器的结构组成液力偶合器的结构组成 液力偶合器液力偶合器按其结构型式不同，可

2、分为有内环偶合器有内环偶合器和无内无内环偶合器环偶合器两类（图图3-2所示所示）。a）有内环偶合器）有内环偶合器 b）无内环偶合器）无内环偶合器 图图3-2 偶合器的结构示意图偶合器的结构示意图 泵轮和涡轮的内、外侧两个环形曲面，分别称为内环内环和外环外环。通常将偶合器的泵轮和涡轮统称为工作轮工作轮或叶轮叶轮。内环内环外环外环外环外环53.2 3.2 液力偶合器的工作原理液力偶合器的工作原理3.2.1 3.2.1 液力偶合器的基本工作过程液力偶合器的基本工作过程 工作过程中，发动机带动与泵轮刚性连接的主动轴主动轴1旋转，位于泵轮内的工作液体由于受到泵轮叶片的作用而获得能量，随泵轮一起旋转。离心

3、力离心力迫使液体沿图图3-2中所示箭头方向向泵轮外缘流动，从而把发动机的机械能机械能转变成泵轮内工作液体的动能动能。图图3-2 偶合器的结构示意图偶合器的结构示意图内环内环外环外环外环外环6图图3-2 偶合器的结构示意图偶合器的结构示意图 由泵轮流出的液流由泵轮外缘处进入涡轮入口，并冲击涡轮叶片，同时液流被迫沿涡轮叶片间流道流动。液流的速度减小，从而液体的能量传递给涡轮，并转变成偶合器从动轴从动轴2（与涡轮刚性连接）上的机械能，使从动轴从动轴2以转速转速 旋转。当液体对涡轮作功降低能量以后，又重新回到泵轮，吸收能量，如此周而复始不断循环，就实现了能量传递。Tn内环内环外环外环外环外环7 一般情

4、况下，偶合器的涡轮转速涡轮转速 总是小于泵轮转速泵轮转速 ，所以泵轮出口处由速度产生的动压力动压力总是大于涡轮进口处的动动压力压力。由于这一压差压差的存在，使得工作液体在泵、涡轮叶片间通道内流动，并总是沿着图图3-2中的箭头所示方向进行。TnBn内环内环外环外环外环外环图图3-2 偶合器的结构示意图偶合器的结构示意图 8 如果 ，即转速比转速比 时，液体在两轮间的离离心压差心压差为零，循环圆内将不产生流动，液力偶合器不传递力矩。但是，当涡轮的转速涡轮的转速 大于泵轮的转速泵轮的转速 时，工作液体将发生与箭头相反方向的流动，涡轮将起到相当于泵轮的作用，进入反传工况反传工况。BTnnTB1innT

5、nBn内环内环外环外环外环外环图图3-2 偶合器的结构示意图偶合器的结构示意图 9 液力偶合器液力偶合器循环圆循环圆表示两个叶轮的形状和相互位置，形象地说明了偶合器的主要特征，因此，任何一种液力偶合器均可用其循环圆来表示。循环圆的最大直径最大直径D称为循环圆的有效有效直径直径，它是液力偶合器的代表尺寸。内环内环外环外环外环外环图图3-2 偶合器的结构示意图偶合器的结构示意图 103.2.2 3.2.2 速度三角形速度三角形 图图3-3为液力偶合器的循环圆和泵轮（右）、涡轮（左）的液力偶合器的循环圆和泵轮（右）、涡轮（左）的速度三角形速度三角形。图图3-3 液力偶合器和速度三角形液力偶合器和速度

6、三角形 11 以泵轮为例，设泵轮内充满工作液体，并以转速转速 顺时针方向旋转，则在泵轮进口半径泵轮进口半径 （即中间流线回转曲面与叶片进口处轮廓线交点处的半径）处产生牵连速度牵连速度为 ，工作液体对叶片流道的相对速度相对速度为 ，则由牵连速度和相对速度矢量合成的绝对速度绝对速度为 。在泵轮出口半径泵轮出口半径 处产生牵牵连速度连速度 ，工作液体对叶片流道的相对速度相对速度为 ，由牵连速度和相对速度矢量合成的绝对速度绝对速度为 。泵轮进口处的绝对速度绝对速度 取决于涡轮出口处的绝对速度绝对速度 ，泵轮进口处的相对速度相对速度 的大小和方向，由泵轮进口处的绝对速度 和牵连速度 的矢量差矢量差决定。

7、当进口处相对速度进口处相对速度 的方向与进口处叶片方向一致时，即为偶合器的无冲击工况偶合器的无冲击工况。对涡轮可进行同样的分析。B1vBnB1rB1uB1wB1vB2rB2uB2wB2vB1vT2vB1wB1uB1w12 泵轮的圆周速度泵轮的圆周速度BB1B130nurBB2B230nur涡轮的圆周速度涡轮的圆周速度 TT1T130nurTT2T230nurB2T1uu 正常工况下转速比转速比 ，故，圆周速度圆周速度 和 。TB1innB1T2uu13 泵轮和涡轮出口处绝对速度的圆周分速度圆周分速度分别为B2uB2vuT2uT2vu泵轮和涡轮出口处轴面分速度轴面分速度分别为 B2mB2vwT2

8、mT2vw 泵轮和涡轮进口处绝对速度等于前一叶轮的出口绝对速 度，即T1B2vvB1T2vv14 泵轮和涡轮进出口速度三角形不是直角三角形，此时液流角和叶片角不相等，出现了冲击损失冲击损失，如图如图3-4所示所示。 为了使工作液体在工作腔内作循环流动时损失尽量小，一般将各叶轮的叶片通道上各过流截面积都做成相等的。不考虑不考虑内部漏损内部漏损，即 时，根据连续性方程，平均流线上各点与截面垂直轴面速度相等，即BTQQB2mB1mT2mT1mmvvvvv图图3-4 液力偶合器叶片进口液流冲击液力偶合器叶片进口液流冲击这种损失只有当 时才会消失，但此时循环流量已为零。 BTnn153.2.3 3.2.

9、3 力矩关系力矩关系 根据动量矩方程动量矩方程，可写出液力偶合器的泵轮叶片作用在液体上的力矩BB2u B2B1u B1()QMvrvrg（3-1） 对直叶片偶合器，有uBBcosvuvBB2 B2B1 B1()QMu ru rg或 BB2 B2B2B1 B1B1(coscos)QMv rv rg式中 Q单位时间内通过泵轮的液体流量； 工作液体的重度， ； 绝对速度与圆周速度的正向夹角g16 同理，可以写出液流作用在涡轮上的力矩为TT2u T2T1u T1()QMvrvrg（3-2） 或 TT2 T2T1 T1()QMu ru rg或 TT2 T2T2T1 T1T1(coscos)QMv rv

10、rg将式（式（3-1）和式（式（3-2）相加得 BTB2 B2B1 B1T2 T2T1 T1()()QMMu ru ru ru rgB2u B2B1u B1T2u T2T1u T1QvrvrvrvrgB2B1T2T12Qg17 在泵轮出口处和涡轮进口处及泵轮进口处和涡轮出口处之间的区域，由于没有叶片对液流的作用， 、 、 和 ，根据环量定理环量定理，有B2T1rrB1T2rrB2uT1uvvB1uT2uvvB2B1 T2T1 代入式中，可得 BT0MMBTMM （3-3） 式（式（3-3）表明在液力偶合器中，泵轮叶片作用于液体的力矩等于工作液体作用于涡轮叶片上的力矩，即液力偶合液力偶合器不能改

11、变所传递的力矩的大小器不能改变所传递的力矩的大小。18 以上所研究的液力偶合器的力矩平衡，是以有内环、径向直内环、径向直叶片、工作轮对称布置叶片、工作轮对称布置的偶合器为例进行的，并且假定工作轮内充满液体，涡轮无外力矩输入。而对无内环、斜叶片、工作轮非对称布置的偶合器来说，在工作腔内部分充液，且涡轮有外力矩输入时，式（式（3-3）也仍然成立。 实际上，泵、涡轮轴上的力矩与上述的 和 之间，还存在着轴承阻力轴承阻力、油封阻力油封阻力、圆盘摩擦阻力圆盘摩擦阻力等所引起的阻力力矩。因此，涡轮轴上的力矩总是略小于泵轮轴上的力矩。BMTM193.2.43.2.4偶合器的流量偶合器的流量 液力偶合器液力偶

12、合器的转速比是指涡轮转速与泵轮转速之比的转速比是指涡轮转速与泵轮转速之比，用i表示，即TBnin 由于在循环圆中某处液体流量流量Q的大小直接由在该处流动液体的绝对速度的轴面分速度绝对速度的轴面分速度 与该处过流面积过流面积 决定，因此，要了解Q随i而变化的规律，即了解 的函数关系，仅需了解 的函数关系即可。而 的函数关系，又可以利用能量平衡方程来确定。mvmF QQ i mmvvimmvv i偶合器中液流由泵轮所建立的能头值为 22222BB2uB2B1uB1B2T2uB1B B2B B1111()()()Hvuvuuvurirggg20令 ，代入上式，得B1B2arr222B B2B(1)r

13、iaHg（3-4） 同理可写出偶合器中液流对涡轮作用的能头值为 222B B2T(1)rHiiag （3-5） 被涡轮所吸收的能头能头 为负值；TH工作轮中液体流动所产生的摩擦损失能头摩擦损失能头 。 mh泵轮和涡轮进口处叶片头部产生的液流冲击损失液流冲击损失Ch 它包括液体的内摩擦，液体与工作轮壁面的摩它包括液体的内摩擦，液体与工作轮壁面的摩擦，流道的扩散、收缩，流通弯曲形成脱流和旋涡擦，流道的扩散、收缩，流通弯曲形成脱流和旋涡等造成的损失；等造成的损失； 液流由泵轮所建立的能头能头 消耗在以下几方面： BH21偶合器中的能量平衡关系，写成能头的表达式即为BTmCHHhh （3-6） 泵轮入

14、口处的冲击损失冲击损失为22CBCBCBB1uT2uB1T2()()22hvvuugg涡轮入口处的冲击损失冲击损失为 22CTCTB2uT1uB2T1()()22CThvvuugg ， 分别表示泵轮与涡轮的冲击损失系数冲击损失系数，若取 ，则有CBCTCBCTC22CCB1T2B2T1()()2huuuug22 通常通常冲击损失系数冲击损失系数值是小于1的，为了定性的分析，可以取 。这样，上式可改写为C1222222B B2CB1T2B2T11()()(1) (1)22rhuuuuiagg（3-7） 摩擦损失摩擦损失为2mm2fvhg（3-8） 式中 f弯曲旋转管道中总的摩擦阻力系数摩擦阻力系

15、数。 将式（式（3-4）、式（式（3-5）、式（式（3-7）、式（式（3-8）代入式（式（3-6）中，并化简得22mB B2(1)(1)iavrf（3-9） 23 由式（式（3-9）可见， 每给出一个工况值，即可得出一个相应的 值。当 时， 取到最大值，且最大值为mv0i mv2mmaxB B21 avrf当 时，即 时， 取到最小值，且最小值为 1i BTmvmmin0v 这样，就可以根据 的函数关系，得到如图如图3-5所示所示的偶合器循环圆中工作液体的流量流量 随工况工况 的变化关系。mm( )vviQi24a) 当当a为常数时为常数时 b）当）当a为变数时为变数时 图图3-5 偶合器循环

16、圆中偶合器循环圆中 随随i变化的曲线变化的曲线m( )vQ253.3 3.3 液力偶合器的特性液力偶合器的特性3.3.1 3.3.1 偶合器的外特性偶合器的外特性 液力偶合器液力偶合器的外特性的外特性是指当工作液体密度和泵轮转速一定时，泵轮轴上的力矩泵轮轴上的力矩 、涡轮轴上的力矩涡轮轴上的力矩 及液力偶合器效液力偶合器效率率 与涡轮转速涡轮转速 之间的关系，即BMTMTnBBT()MMnTTT()MMnT()n26图图3-6 液力偶合器外特性液力偶合器外特性 由于理论推导与实际存在很大误差，液力偶合器的外特性一般由试验测得，如图如图3-6所示所示。偶合器的涡轮力矩涡轮力矩 始终等于泵轮力矩泵

17、轮力矩 ，因此 和 是同一条特性曲线。 TMBMTTT()MMnBBT()MMn 偶合器的效率效率 是涡轮输出功率涡轮输出功率 与泵轮输出功率泵轮输出功率 之比TPBPTTTBBBPM nPM n27 对偶合器 ，因此有 BTMM i（3-10） 上式表示偶合器效率等于转速比，效率曲线是一条通过坐标原点的直线。但当 接近与1.0时，偶合器传递的力矩很小，而机械摩擦力矩所占的比重急剧增大，因此在高转速比时的效率特性明显偏离 直线，并在 时急剧下降至 。ii0.99 0.995i 0 当0i1时，偶合器为牵引工况区。偶合器在牵引工况区有三个特殊工况点： （1）设计工况点设计工况点，一般取 ，其特点

18、是效率最高 。 *0.95 0.98ii （2）零速工况点零速工况点，又称制动工况点制动工况点，是车辆在起步或制动时的工况。 28 （3）零矩工况零矩工况，此时 ， ，循环圆中流量 ，故 ， 。1i BT0MM 0q BT0PP0 除了用转速比转速比 表示液力偶合器工况外，也可用转差率转差率 表示，转差率是泵轮和涡轮的转速差与泵轮转速之比转差率是泵轮和涡轮的转速差与泵轮转速之比，即SiBTB100%1100%nnSin（3-11） 293.3.2 3.3.2 偶合器的原始特性偶合器的原始特性什么是偶合器的原始特性呢？ 偶合器的力矩系数力矩系数 与转速比转速比i以及效率效率 与转速比转速比i之间

19、的关系称为偶合器的原始特性偶合器的原始特性， ， 。( ) i( ) i由动量矩方程，可得偶合器的力矩偶合器的力矩为BB2 B2B1 B1()rQMu rv rg因为BBB BB30nurr30TTT TT30nurr 由 ， ，其中 、 为系数，D为偶合器的有效直径。 B1112ra DB2212ra D1a2a将式（式（3-9）代入循环流量公式，得22mmB B(1)(1)2iiiaQv Frbr令 ， ，其中A、B为系数 irADibBD 将流量流量Q、圆周速度圆周速度 、 以及进出口半径进出口半径 、 代入偶合器的力矩公式并化简为B1uB2uB1r2Br25BBBMn D （3-12）

20、 31其中力矩系数为 322222BT21(1)(1)()30120aiaABaag 由上式可知，力矩系数力矩系数 随转速比转速比i而变化，其变化关系如图如图3-7所示所示。它与 一起称为偶合器的原始特性曲线。 i图图3-7 液力偶合器原始特性液力偶合器原始特性32 原始原始特性特性一般是通过试验方法求得的。试验所得的是偶合器试验所得的是偶合器的外特性的外特性，再根据公式换算出原始特性。BB25BMn D（3-13） 在实际应用原始特性时，应注意所取得的原始特性是在在实际应用原始特性时，应注意所取得的原始特性是在什么样的泵轮转速下和用什么粘度的工作液体试验得到的，什么样的泵轮转速下和用什么粘度

21、的工作液体试验得到的，因为这两个参数对雷诺数影响很大，影响到动力相似。因为这两个参数对雷诺数影响很大，影响到动力相似。 此外，在实际使用原始特性和力矩公式（公式（3-5）时，还要注意所选用的偶合器循环圆有效直径有效直径D值不要与试验求得原始特性的偶合器的循环圆有效直径有效直径D值相差过大。否则，由于制造工艺上的一些因素，难于保证非常严格的几何相似，而带来性能上的差别。333.3.3 3.3.3 偶合器的全特性偶合器的全特性什么是偶合器的全特性？ 液力偶合器的牵引特性牵引特性与反转特性反转特性（第二象限）和反传反传特性特性（第四象限）组成了偶合器的全特性偶合器的全特性。如图如图3-8所示所示。图

22、图3-8 偶合器的全特性偶合器的全特性 34什么是反转特性？它有什么特点？ 反传特性反传特性是涡轮转速大于泵轮转速，即 ，或 时的特性。其特点是工作腔中流体从涡轮最大外径处流向泵轮，与牵引工况的流动方向相反。TBnn1i 涡轮反转工况涡轮反转工况（第二象限）在工程实际中也常出现。此工况的特点是： ， ；且 ， 。泵轮、涡轮都成为泵轮工作，能向工作液传递能量。B0H T0H B0P T0P 35 在工程中，有时泵轮停止转动，即 ，涡轮由工作机带动旋转，这时涡轮起泵轮作用，但由于泵轮不转，没有功率输出，偶合器只起到液力制动器的作用。只要液体的循环冷却得到保证，制动器就可以长时间连续运行。由相似理论

23、相似理论可知力矩与涡轮转速的平方成正比，这一情况可以看成泵轮不转反转工况的极限情况，其特性如图如图3-9所示所示。B0n 图图3-9 液力制动器的特性液力制动器的特性 在重型车辆上装液力制动器，在重型车辆上装液力制动器，只可以在长距离下坡行驶时实现连只可以在长距离下坡行驶时实现连续制动作用。液力制动器是以涡轮续制动作用。液力制动器是以涡轮的旋转为前提的，因此，它不能代的旋转为前提的，因此，它不能代替机械刹车的停车制动功能。替机械刹车的停车制动功能。 363.3.4 3.3.4 偶合器的通用特性偶合器的通用特性什么是偶合器的通用特性？ 偶合器的通用特性偶合器的通用特性是指偶合器循环圆的有效直径有

24、效直径D和工作液体一定时，在不同泵轮转速泵轮转速 下，偶合器轴上的力矩力矩M与涡轮转速涡轮转速 之间的变化关系，即 。BnTnTMM n 通用特性可以由原始特性和力矩公式求得。当偶合器的循环圆的有效直径有效直径D和工作液体重度重度 一定时，先确定泵轮泵轮转速转速 ，然后由给出的不同的涡轮转速涡轮转速 由公式 得出相应的转速比转速比i。这样，由得出的一系列转速比转速比i，在原始特性曲线上找到各种转速比转速比i时的力矩系数力矩系数 的值，再由公式BnTnTBinnM25MBMn D 37 得出不同涡轮转速涡轮转速 时偶合器轴的力矩力矩M。于是得出在一个泵轮转速泵轮转速 时的一条 的曲线。然后，确定

25、第二个泵轮转速泵轮转速 ，按照上述方法可以得到第二条 曲线。同理可以得出在不同泵轮转速泵轮转速 下的一组曲线 ，如图如图3-10所示所示。TnBnTMM nBnTMM nBn TM Mn图图3-10 偶合器的通用特性偶合器的通用特性 38 如前所述，偶合器的效率效率 等于其转速比转速比i。因此，不论泵轮转速泵轮转速 为何值，只要转速比转速比i相同，偶合器的效率也相等。所以，在图图3-10中所示中所示的不同泵轮转速下，每条 曲线上，都能找到转速比转速比i相同的点，即等效率点。把在不同泵轮转速泵轮转速 时每一条 曲线上的等效率点相连，就得到了等效率曲线等效率曲线。Bn TM MnBn TMM n图

26、图3-10 偶合器的通用特性偶合器的通用特性 393.3.5 3.3.5 偶合器的透穿性能偶合器的透穿性能 透穿性透穿性是指涡轮力矩变化对泵轮力矩的影响程度。如果负载变化对原动机力矩不产生影响，称其为不透穿的，反之为可透穿的。由于偶合器的 ，显然是可透穿的。TB=MM3.3.6 3.3.6 特性换算特性换算相似设计原则相似设计原则 同一台偶合器与不同转速的原动机相连或如何根据现有的偶合器及其特性，通过对其有效直径有效直径D作相似放大或缩小，得出一新的性能符合要求的偶合器，这是工程中经常遇到的问题。欲解决上述问题必须根据相似原理，即从式（式（3-12）入手进行计算。 设以角标“S”和“M”分别表

27、示“实型实型”和“模型模型”偶合器，此处“实型实型”和“模型模型”有泛指的含义，并非只代表几何形状。40若仅当泵轮转速泵轮转速变化时，可得 2BSBSTSBMBMnMMMn （3-14） 若需改变有效直径有效直径D，则有 2SBSTSBMMDMMMD （3-15） 需要说明的是，偶合器中充液量对性能影响很大，以上计算都是在其相对充液量相等的情况下得出的，有关充液量问题将在下一节中进行讨论。413.3.7 3.3.7 部分充液特性部分充液特性 实际使用中的液力偶合器一般都取消了阻碍液流的内环，而且都不是完全充满工作液体的，而是部分充液部分充液。 随着充入的工作液体体积占工作腔容积的比例不同，偶合

28、器传递能量的能力也不相同。以液力偶合器的充液率充液率 来表示，即cqc0100%qqV（3-16） 式中 充入偶合器工作腔中工作液体的体积； 工作腔的总容积。q0V42 液力偶合器部分充液时，环流具有自由表面，环流形状和分布情况如图如图3-11所示所示。a） b） c） d） e） 图图3-11 液力偶合器部分充液时的液流循环情况液力偶合器部分充液时的液流循环情况 （1）如图如图3-11a， 、 时，两叶轮工作腔中内液体的离心压力互相平衡而无相对流动，工作液体呈环状，对称地分布于两叶轮的外缘。在靠近旋转轴线内环是一个空气环，液体与空气分界的自由表面是一个以旋转轴线为中心的圆柱面。1i 0S 4

29、3 （2）如图如图3-11b，转速比转速比 降低，转差率转差率 增大，两叶轮中液体在工作腔内产生相对运动，但运动较弱。iS 在涡轮中作向心运动的液体，因涡轮旋转而产生的离心力作用，末到达循环圆的内缘，就从b点开始作离心流动，并在c点重新进入泵轮。如此进行着泵轮与涡轮之间液体的循环流动。这时液体体积较大的一部分是在涡轮内，而在液体中向心与离心两种流动之间有一个分界面。 a） b） c） d） e） 图图3-11 液力偶合器部分充液时的液流循环情况液力偶合器部分充液时的液流循环情况 44 （3）如图如图3-11c，转速比转速比 继续降低，转差率转差率 继续增大。iS 涡轮中液体的向心流动趋势不断增

30、加，离心流动趋势不断减弱，轴面液流形成一个环状流动，且液流环随转速比转速比i的降低而继续向轴心线接近。不过此时液体流动还有一个清晰的自由表面。在这个过程中，由于流量增加，使力矩系数力矩系数增加，力矩力矩M也增加，但泵轮中间流线进口出半径几乎未变。a） b） c） d） e） 图图3-11 液力偶合器部分充液时的液流循环情况液力偶合器部分充液时的液流循环情况 45 图图3-12中在 i0区段就是上述三种情况。ai 图图3-12 充液率充液率 时偶合器的相对特性时偶合器的相对特性 c50%q 转速比 在 1时的环流是涡轮内的向心液流未到内缘即进入泵轮的小循环流动。 iaii46 （4）如图如图3-

31、11d，转速比转速比 下降至临界转速比临界转速比 时，液流开始破坏原来的循环状态，在涡轮中向心液流到达循环圆最内侧，然后进入泵轮。iaia） b） c） d） e） 图图3-11 液力偶合器部分充液时的液流循环情况液力偶合器部分充液时的液流循环情况 由于液流的动能不足以使液流贴紧泵轮外环运动，而是作散乱的离心流动。这时已经没有清晰的自由表面，一直到达转速比转速比为 时，液流才完成由小循环到大循环的过渡，见图图3-12中的转速比转速比在 Btanftan（3-19） 在图图3-35上，a与b点均满足上述条件，故是稳定工作点稳定工作点。 式（式（3-19）也可用来检查任何原动机（如电动机等）与负载

32、部分的稳定工作情况。91 2.共同工作的输入特性共同工作的输入特性 在偶合器与内燃机共同工作时，泵轮的力矩可以看作是内燃机的负载。所以，共同工作的输共同工作的输入特性也称为内燃机的负载特性入特性也称为内燃机的负载特性。 输入特性输入特性与内燃机外特性曲线内燃机外特性曲线的交点分别为a、b、c和d，如图如图3-36所示所示。图图3-36 共同工作的输入特性共同工作的输入特性 对每一个转速比取不同的泵轮转速泵轮转速 、 、 、，再计算出每一个转转速比速比 时的工况常数（ ）和泵轮轴上的力矩力矩 。若把同一转速比转速比 时的泵轮轴上力矩值力矩值 相连，就得到该转速比时的共同工作输入特性。 BnBnB

33、ni5BCgD BMiBM92 偶合器与内燃机共同工作时输入特性应满足如下要求。 （1）起步力矩越大越好起步力矩越大越好。起步工况起步工况即为 ， 的工况。T0n 0i （2）机械或车辆高速行驶时应具有良好的经济性机械或车辆高速行驶时应具有良好的经济性。 内燃机在外特性曲线上工作时，负载抛物线应通过内燃机外特性上最大净功率对应的力矩值。 （3）内燃机在最小稳定转速运转时附加力矩值要小内燃机在最小稳定转速运转时附加力矩值要小。附加力矩的大小决定了内燃机启动容易与否。附加力矩值越小，内燃机的启动越容易。 （4）转差率转差率 的曲线越向下越好的曲线越向下越好。曲线 越向下，说明S越小，效率 值就越大

34、。B()SS nB( )SS n （5）有些增压柴油机有喘振区，在经常共同工作的区有些增压柴油机有喘振区，在经常共同工作的区域应避开喘振区域应避开喘振区。93 3.共同工作的输出特性共同工作的输出特性 偶合器与内燃机共同工作时，输出轴（即涡轮轴）上的力矩力矩与其转速转速之间的关系，称为共同工作的输出特性。 下面介绍通过通用特性绘制共同工作的输出特性输出特性。 首先以内燃机力矩内燃机力矩 为纵坐标，内燃机转速内燃机转速 为横坐标，绘出内燃机的净外特性曲线。然后在内燃机的最小稳定内燃机的最小稳定转速转速 和最大转速最大转速 之间，确定一组内燃机转速 ， ， ，如图如图3-37中的 ， ， ， 和

35、等点。内燃机转速与偶合器泵轮转速偶合器泵轮转速 是相等的，因此图图3-37中横坐标也表示泵轮的转速泵轮的转速 。fMfnf minnf maxnf1nf2nf 3n1bbr2b3b4bBnBn 将 和一系列转速比转速比i时的力矩系数力矩系数 值代入力矩方程BnM25TMBMgn D 94 得到涡轮力矩涡轮力矩 。然后，再由确定的泵轮转速泵轮转速 和给出的从1到0的转速比i，由公式 算出不同转速比时的涡轮转速。于是得到在一个确定的泵轮转速泵轮转速 （即内燃机转速内燃机转速 ）时，转速比i从l到0情况下的一系列 和 的数值。若在图图3-37横坐标轴上标上涡轮转速涡轮转速 ，纵坐标轴上标上涡轮力涡轮

36、力矩矩 ，根据上面得到的在一个确定泵轮转速泵轮转速 时的一系列 和 值，就可以作出在该转速 时的一条 的曲线。对一组泵轮转速点泵轮转速点 ， ， ，就可以得出一组 的曲线，这组曲线就是通用特性曲线通用特性曲线。BnTBninBnfnTMTnTnTMBnTMTnBn TTTMM n1bbr2bTTTMMn 从偶合器与内燃机共同工作的输出特性曲线输出特性曲线（图图3-37）可以看出，装有偶合器的车辆其工作范围要比内燃机的净外特性宽。这种工作范围拓宽是以偶合器泵轮与涡轮之间的转速差换取的，也就是说是以功率损失换取的。因此，采用偶采用偶合器改善输出特性，必然会使传动效率降低合器改善输出特性，必然会使传

37、动效率降低。95图图3-37 偶合器与内燃机共同工作时的输出特性曲线偶合器与内燃机共同工作时的输出特性曲线 96 通过对偶合器与内燃机共同工作的输入特性与输出特性偶合器与内燃机共同工作的输入特性与输出特性的分析，可以得出以下结论结论： （1）在工程机械中，偶合器能防止内燃机的振动传给传动系，也能防止传动系的振动传给内燃机，即偶合器对振偶合器对振动起隔离作用动起隔离作用。 （2）由共同工作的输入特性可知，装有偶合器的工程装有偶合器的工程机械，可以在重载下起动内燃机，并能使车辆以任意小的速机械，可以在重载下起动内燃机，并能使车辆以任意小的速度平稳起步度平稳起步。 （3）可以利用共同工作的输入特性和

38、内燃机净外特性可以利用共同工作的输入特性和内燃机净外特性曲线的相对位置，分析偶合器与内燃机配合的好坏曲线的相对位置，分析偶合器与内燃机配合的好坏。 （4）由共同工作输出特性可以看出，车辆安装了偶合车辆安装了偶合器之后，拓宽了工作范围器之后，拓宽了工作范围。973.5.4 3.5.4 偶合器与异步电动机的共同工作偶合器与异步电动机的共同工作 图图3-38为偶合器与异步电机共同工作的输入和输出特性偶合器与异步电机共同工作的输入和输出特性。a）输入特性）输入特性 b）输出特性）输出特性 图图3-38 偶合器与异步电动机共同工作偶合器与异步电动机共同工作 由图图3-38可见，如果电机与机械传动负载连接

39、，用异步电机直接启动时，启动力矩较小，当转速转速 增加时、力力矩矩 开始上升，然后下降到零。 dndM98 比较偶合器的输出特性偶合器的输出特性（见图见图3-38b）与电机特性电机特性（见图见图3-38a中 曲线）可以看出，异步电机与偶合器共同工作后，有以下特点特点。dM （1）启动力矩增大启动力矩增大。启动力矩可以由原先电动机的启动力矩提高到电机的最大力矩。 （2）启动时间缩短启动时间缩短。电机启动时间与工作机的启动时间都缩短。 （3）保护电机保护电机。当工作机负载力矩超过电机的最大力矩时，电机不会停止运转，这时涡轮与工作机虽然已停止运转，但电机仍然可以在电机最大力矩对应的转速下旋转，此时电

40、机的电流大大小于电机的启动电流，电机不致烧坏。993.6 3.6 液力偶合器的应用、选择与设计液力偶合器的应用、选择与设计3.6.1 3.6.1 液力偶合器的主要优点液力偶合器的主要优点 1.提高了电动机的启动能力，能实现带载启动提高了电动机的启动能力，能实现带载启动 这不仅减少了设备投资和节省电能，而且还可在较低电压下顺利启动。液力偶合器还可减少电动机启动电流和作用时间，从而保护了电动机。 2.降低成本和节省电能降低成本和节省电能 3.在多机驱动系统中，能自动均衡载荷在多机驱动系统中，能自动均衡载荷 在长距离多机驱动传动系统中，如皮带运输机和船舶，采用液力偶合器可以大大改善承载情况。 此外，

41、液力偶合器还有防止过载防止过载、吸振吸振、隔振隔振、提高传提高传动元件寿命动元件寿命和易于实现自动控制易于实现自动控制等优点。1003.6.2 3.6.2 液力偶合器的应用液力偶合器的应用 液力偶合器液力偶合器在矿山矿山、工程工程、建筑建筑和起重运输起重运输等机械中均有广泛的应用。连续式运输机连续式运输机（板式或带式）、斗轮挖掘机斗轮挖掘机、破碎机破碎机、压路机压路机、起重机起重机、卷扬机卷扬机和单斗挖掘机单斗挖掘机等机械中大量采用普通型和限矩型液力偶合器；搅拌机搅拌机、风机风机、水泵水泵等离心机械上多采用调速型液力偶合器。 电动挖掘机电动挖掘机采用限矩型液力偶合器限矩型液力偶合器，可使加速平

42、稳，调节充液量即可改变速度，并可根据需要控制传递力矩并防止过载，从而使电气和机械传动部分寿命长、维护方便。 以内燃机为动力的压路机压路机采用限矩型液力偶合器限矩型液力偶合器后，能从静止状态获得最大的启动力矩。1013.6.3 3.6.3 液力偶合器的选择液力偶合器的选择 1.型式的选择型式的选择 选择液力偶合器的主要依据是机器的力矩特性。 对于带式输送机这类恒力矩载荷的机器带式输送机这类恒力矩载荷的机器，应选用特性平坦的限矩型或启动调速型液力偶合器，以保证满载启动和加速平稳。 对于叶片式机器叶片式机器，可选用峰谷比较大的液力偶合器。 对于自行式建筑机械和建筑卷扬机自行式建筑机械和建筑卷扬机等，

43、则应选用过载系数较大的普通型偶合器。 对于要求调速的机器要求调速的机器，应选用调速型液力偶合器；转速转速在在1500r/min以下的中小型机器以下的中小型机器，可选用入口调节式液力偶合器；转速在转速在1500r/min以上的大型机器以上的大型机器，应该选用出口调节式液力偶合器。102 2.有效直径的选择有效直径的选择 一般情况下，根据选定的液力偶合器型式，按前述匹配原则来确定有效直径按前述匹配原则来确定有效直径；比较成熟的系列产品，则可按选择图确定有效直径按选择图确定有效直径。图图3-39 TV（限矩）型液力偶合器选择图（限矩）型液力偶合器选择图 图图3-39为大连液力机械大连液力机械厂厂引进

44、的TV（限矩）型液力（限矩）型液力偶合器选择图偶合器选择图。在图中，两条相邻斜线的纵坐标截矩为该规格液力偶合器的功率范功率范围围。这种限矩型液力偶合器功率的上下限分别为其最大与最小充液率的额定功率额定功率。相邻规格的偶合器功率相互衔接。103 图图3-40为张家口煤矿机械厂张家口煤矿机械厂生产的YL安全型液力偶合器安全型液力偶合器选择图选择图。所提供的有效直径有效直径范围为 360750mm ， 转速转速为9601500r/min，传递功率传递功率为5.5250kW。图图3-40 YL（安全）型液力偶合器选择图（安全）型液力偶合器选择图 104 图图3-41为大连液力机械厂大连液力机械厂由英国

45、引进的GST和和GWT调速调速型偶合器选择图型偶合器选择图。图图3-41 GST、GWT型液力偶合器选择图型液力偶合器选择图调速型偶合器的功率上下限分别为最大与最小力矩系数时的额定功率。 105 3.充液量的选择充液量的选择。 （1）限矩型液力偶合器限矩型液力偶合器。充液量的选择原则充液量的选择原则是： 如果未给出工作机的特性曲线，则应根据工作机的额定功率和额定转速求出额定力矩 。eM 由工作机特性曲线查出启动时的静阻力矩。 根据启动力矩，即可以在特性曲线上查出相应的充液率。 如果特性曲线是根据工作转速作出的，则可直接在该曲线上选取；否则应根据相似定律，把非工作转速的特性曲线换算成工作转速的特

46、性曲线后再选取；若启动力矩不在特性曲线上，则应当用内插法求出相应的充液率。106 （2）调速型液力偶合器调速型液力偶合器。要把调速型液力偶合器的输出转速调到某一给定值，必须知道与之对应的勺管位置。为此，应对勺管位置进行计算。 计算程序计算程序是： 根据给定的工作机转速工作机转速（涡轮转速涡轮转速）计算出偶合器的转差率转差率； 根据工作机特性计算力矩系数力矩系数； 根据已求得的转差率和力矩系数，在偶合器特性曲线图上找到相应的充液率充液率。 计算与此充液率相对应的勺管位置勺管位置（线位移或角位线位移或角位移移）。107 4.转差率的确定转差率的确定 根据充液率充液率（或勺管位置勺管位置）和工作机的

47、额定力矩额定力矩，在特性曲线图上查出额定转差率额定转差率并圆整为稍大一些的优先数值；也可将额定力矩换算成力矩系数力矩系数，由原始原始特性特性来确定转差率转差率。 5.工作温度的确定工作温度的确定 限矩型偶合器完全靠自然散热，故必须计算其工作温度。已知液力偶合器的散热曲线，温升可根据下式计算eebP STP（） （3-20） 式中， 为工作机的额定功率额定功率； 为液力偶合器额定转额定转差率差率； 为液力偶合器的散热功率散热功率。ePeSbP 求出 后，按照环境温度环境温度 就可以计算出工作温度工作温度TT1T1TTT （3-21） 108 6.易熔塞熔化温度的选择易熔塞熔化温度的选择 根据启动

48、温升选择易熔塞的熔化温度，启动温升启动温升为B30/10054.8310J nTGC（） （3-22） 式中， 为泵轮转速泵轮转速，单位为r/min； 为偶合器工工作液体热熔量总和作液体热熔量总和，单位为kJ/K； J为工作机、偶合器和工作液体转动惯量的总和转动惯量的总和，单位为 。 BnGC2kg m 实际工作时，允许在工作温度下重新启动电动机，故启启动温度动温度 应为启动温升和工作温度之和0T00TTT（3-23） 考虑到密封件的耐热情况，一般易熔塞的熔化温度熔化温度可在110160之间选择，并应使其比启动温度高2030。109 7.启动时间的确定启动时间的确定 启动过程中，旋转运动的力矩

49、平衡方力矩平衡方程式程式为0ddMMJt（3-24） 式中，J为转动惯量转动惯量 ，单位为kgm2； 为泵轮轴上的静阻力矩静阻力矩；R为惯性半径惯性半径，单位为m；G为转动体的重量转动体的重量，单位为N；g为重力加速度重力加速度，单位为m/s2。22/4JmRGDg0M 将式（3-24）中的 、 用 和n代替，则得J2GD20d375dGDnMMt由此可得启动时间启动时间为 2B0B375GD ntM（3-25） 110 8.循环流量的确定循环流量的确定 为保证调速型液力偶合器在各种工况下正常运转，必须提供足够的循环流量。 以叶片式机械叶片式机械为例，介绍循环流量计算方法。当工作液体温差为某一

50、需求值时，所需的循环液量循环液量（m3/h）为e10.236PQq液（3-26） 当冷却水温差为某一需求值时，所需冷却水量冷却水量（m3/h）为e20.236PQq水（3-27） 式中， 为工作机的额定功率额定功率； 、 为当温差为某一需求值时，1m3工作液体或冷却水在一小时内所能带走的热量（以功率的千瓦数表示）。eP1q2q111 9.选型算例选型算例 （1）选限矩型液力偶合器选限矩型液力偶合器（胶带输送机用） 已知：胶带输送机的额定功率额定功率Pn=160kW，拟选电动机电动机功率功率Pe=180kW，电动机的额定转速额定转速ne=1485r/min，胶带传动系统的飞轮矩飞轮矩 GD280

51、00Nm2，启动力矩与额定力矩启动力矩与额定力矩之比之比为2。 选择设计胶带输送机的额定力矩额定力矩 为nMn975 1601051485Mkgfm 启动力矩启动力矩 为0M0n2210MMkgfm 可选TV限矩型限矩型YOX560型液力偶合器型液力偶合器。112图图3-42 YOX560型液力偶合器的特性曲线型液力偶合器的特性曲线 33 45%14.9q 由图图3-42查得，当充液率充液率 时，M0=2320Nm；当充液率充液率 时， M0 =1960Nm。用内插法可确定，当 M0 =2100Nm时， ，YOX560型偶合器型偶合器的总容积为33L，故充液量充液量q为c48.5%q c43%

52、q c45%q L 根据 L和Mn=1050Nm，可由图图3-42查得转差率转差率为3.7，圆整后为4。14.9q YOX560型液力偶合器型液力偶合器的特性曲线是在输入转速输入转速745r/min的条件下测得的。为便于计算，需将该曲线换算成工作转速下的特性特性曲线曲线（可将745r/min条件下的力矩乘以 ） 21485 7454113 （2）选调速型液力偶合器选调速型液力偶合器 已知：胶带输送机所需额定功率额定功率 kW，拟选电动电动机机 kW，电动机额定转速电动机额定转速ne=1485r/min，胶带传动系统的飞轮矩飞轮矩 kgfm2，额定载荷力矩额定载荷力矩 kgfm，启动力矩启动力矩

53、 kgfm。n160P e180P 2800GD n105M 01.4 105147M 为保证胶带输送机平稳启动和无级调速，可按图图3-41选择GST50启动调速型液力偶合器启动调速型液力偶合器。 1）求功率系数求功率系数 P9n2525B1.051.05 1601.9 10860 14850.5PPn Ds2/m 式中，D为GST型偶合器型偶合器有效直径有效直径，D=0.5m； 为22号号汽轮机油的平均重度汽轮机油的平均重度， kg/m3；1.05为考虑各部损各部损失的系数失的系数。860114 图图3-43为这种液力偶合器的特性曲线特性曲线。由图中曲线可查得转差率转差率 。3.5%S 图图

54、3-43 启动调速型液力偶合器的特性曲线启动调速型液力偶合器的特性曲线 115 2）求启动时间求启动时间t2n0800 148521.5375375 147GD ntMs 3）满载启动时的功率系数满载启动时的功率系数 0901.42.66 10Ps2/m 由图图3-43可知，此时导管位置在55处。即要在21.5秒内把导管从55拉到99处。如果导管为恒速调节，则导管从0拉到55处的时间约为221.543s。 4）计算发热、损失和选择冷却器计算发热、损失和选择冷却器 液力偶合器的损失一般由机械损失机械损失和转差率损失转差率损失两部分组成。机械损失包括轴承损失轴承损失、鼓风损失鼓风损失、循环泵功率循环泵功率和导导管损失管损失。116 轴承损失轴承损失一般不超过1马力马力。 鼓风损失鼓风损失一般可按照相似原理计算上述 mm的调速型偶合器鼓风损失，约为10马力马力。故同类型 mm的鼓风损失鼓风损失 为=1041D=500DwS2442Bww5001485100.53104114851