变频泵控制调速型液力偶合器

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1、摘 要偶合器的主要部件有：泵轮、涡轮、输入轴、输出轴等。泵轮与涡轮称为工作轮,两轮中均有叶片,两轮分别与输入、输出轴相联接,它们之间是有间隙的,泵轮和涡轮均有径向尺寸相同的腔形,所以,合在一起形成工作油腔室,工作油从泵轮内侧入油口引入,并跟随电机一起作旋转运动,油在离心力的作用下,被甩到外侧,构成了一个油的循环。无论何种的液力偶合器主要都是由输入轴、输出轴、泵轮、涡轮、轴承以及一些密封件组成。本设计都会对以上各个偶合器基本的部件进行严谨的科学计算，来完成结构设计和校核，使其实现设计要求中的功能。而液力偶合器的种类有很多种，液力偶合器按其应用特性可分为3个基本类型：普通型，限矩型，调速型。调速型

2、液力偶合器是在输入转速不变的情况下，通过改变工作腔充满度来改变输出转速及力矩，即所谓的容积式调节。与普通型、限矩型液力偶合器可自身冷却散热的特点不同，调速型液力偶合器因自身结构原因和其输出转速调节幅度大、传递功率大的特点，必须有工作液体的外循环和冷却系统，使工作液体不断地进出工作腔，以调节工作腔的充满度和散逸热量。将以上基本的调速型液力偶合器的大部分组件设计完成之后，对传统的调速型液力偶合器通过电动执行器驱动曲柄滑块机构来带动导液管径向伸缩，调节工作腔充满度以改变输出转速及力矩中存在的实现调速过程的时间长不够灵敏等问题，对带动导液管的执行机构进行创新，改用变频电动机控制泵来调节进油管中进油量，

3、从而调节工作腔充满度来改变输出转速及力矩，以实现调速过程快和灵敏度，辅件易于安装，油路简易易安装。通过先前数据完成必要的结构设计和计算，根据设计要求完成泵的计算，选择电动机等从而对偶合器进行精确的参数计算。关键词：轴 叶轮 轴承 涡轮 变频机ABSTRACTA fluid coupling mainly consists of:pump, turbine, shell, input shaft and output shaft etc. Commonly the shell and the pump is connected by a bolt. Both the pump and the t

4、urbine are blade rotors, and there are blades in these two rotors. The pump is connected to the input shaft, and the turbine is connected to the output shaft. There is a gap between the pump and the turbine ,and the sizes inside the two rotors are the same. Thus these two rotors create a working spa

5、ce for rotating the fluid. The hydraulic fluid is directed by the pump whose shape forces the flow in the direction of the output turbine.Any kind of fluid coupling is mainly consists of input shaft, output shaft, pump, turbine, shell and some sealed components. This design will execute a precisely

6、scientific calculation on these components, in order to perfectly accomplish the functions that acquired. And according to its function, the fluid coupling is divided as general fluid coupling ,fix fill fluid coupling and variable fill fluid coupling. Under constant speed,the variation in speed is o

7、btained by change of quantity of oil in the main circuit through scoop tube movement, sliding in & out. Unlike the other two kinds of fluid coupling, variable fill fluid coupling is not able to dispatch the heat by itself. It has to do it will the help of water cooling system.After designing all the

8、 components of fluid coupling mentioned above, there are still some problems we have to deal with. In order to increase the sensibility and shorten the time of change the speed of traditional variable fluid coupling we have to use electronic devices to drive the fluid. Whats more , we can use variab

9、le frequency motor to control the pump so that we can change the speed of fluid driving in. According to the information that we collected to finish the structure design and compute. Then compute the pump and select proper motor. Finally, finish the precise calculation of all the parameters. Key wor

10、ds: shaft , blade rotor , bearing , turbine, variable frequency motor目 录前言1第一章 调速型液力偶合器简介 31.1调速型液力偶合器设计的相关信息31.2调速型液力偶合器的基本原理概述31.2.1调速型液力偶合器的传动原理31.2.2变频泵控制的调速型液力偶合器的调速原理31.3调速型液力偶合器的国内现状及前景41.4使用调速型液力偶合器的优越性41.5变频泵控制的调速型液力偶合器的特点5第二章 变频泵控制的调速型液力偶合器的结构设计62.1选择方案62.2.1 调速方式62.2.2 箱体结构62.2.3 支撑结构62.2

11、.4 供油方式62.2设计原始参数及分析62.3流道选型及设计72.4轴向推力的计算82.4.1 基本参数及几何尺寸的确定82.4.2 其他几何尺寸及轴向推力的计算82.5叶轮断面设计与强度计算92.5.1 受力分析92.5.2 偶合器外缘轴向力PA的确定102.5.3 偶合器外缘螺栓数目的确定102.5.4 叶轮轮壁断面的合理设计和材料的选择112.5.5 叶轮强度分析112.6输入轴的设计校核142.6.1 选择轴的材料142.6.2 按扭转强度初步计算轴径142.6.3 轴的结构设计152.6.4 按弯扭合成强度条件校核轴152.7轴承的选用校核212.7.1 深沟球轴承的校核212.8

12、偶合器发热与散热计算222.8.1 偶合器运转时产生的热量222.9偶合器油箱的设计计算23第三章 变频电机的选择和介绍及出油口的设计计算 243.1变频专用电动机具有如下特点243.2变频电机的构造原理243.3变频电机的应用243.4偶合器喷嘴孔径的设计计算25 第四章 结论 29谢辞30参考文献31大连交通大学2010届本科毕业设计（论文）前 言随着我国经济的不断发展和近期能源节约法的出台。我们应该清楚的了解到，全面推进资源节约，大力发展节约型机电产品已成为众多国内机械工业企业的新宠。因为，在建设节约型社会过程中，相关的机电产品、设备、工艺技术等将唱主角，由此带来的市场价值是不可估量的。

13、具有节能、节水、节材特点的产品、设备和技术成果将会受到整个社会的追捧。机械工业是国民经济的支柱产业之一，是为国民经济各行业提供装备的行业，其本身又是耗能、耗材的大户。机械行业生产用能源和原材料费用占产品成本的70左右。据数据分析，21大类耗能较多的机电产品用能约占全国用能的70，节能、节水、节材潜力巨大。同时，机械行业90以上是中小型企业，其产品的应用遍及生产、建设、流通和消费等各个领域，在资源节约方面起着重要的作用。在节能方面，机械行业要淘汰高能耗机电产品，推广技术先进的高效、环保、节能机电产品。对燃煤工业锅炉、中小电动机、电力变压器、风机、泵类、气体压缩机及汽车等产品要求提高效能，降低能耗

14、。调速型液力偶合器是利用液体动能和势能来传递动力的一种液力传动设备。具有如下的优点。（1） 无级调速：对风机进行工况调速可以节能。加装液力偶合器后，可以方便地通过手动或电动遥控进行速度调节以满足工况的流量需求，从而可大量节约电能。（2） 空载启动：液力偶合器主、被动轴之间没有机械联结，将流道中的油排空，可以接近空载的形式迅速启动电机，然后逐步增加偶合器的充油量，使风机逐步启动进入工况运行，保证了大功率风机的安全启动，还可降低电机启动时的电能消耗。（3） 过载保护：偶合器主、被动轴之间属于有滑差的柔性连接，可以阻断负载扭矩突然增加或衰减负载的扭振对电机的冲击，防止闷车或传动部件损坏等事故发生。（

15、4） 无谐波影响：在与不同等级的高、低电压，中、大容量电机配套使用时，可保证电机始终在额定转速下运行，电机效率高，功率因数高，无谐波污染电网。（5） 寿命周期长：除轴承外无磨损元件，偶合器能长期无检修安全运行，提高了投资使用效益。（6） 有转差损耗：液力偶合器是有附加转差的调速装置，不能使负载达到电机额定转速，调速的转差损耗以发热的形式升高油温，必须予以散发或反馈利用在国内外，液力偶合器传动产品的大市场是工程机械、大惯量机械和离心式风机水泵。种类繁多的工程机械（包括煤矿井下机械及石油机械）几乎全部使用了液力偶合器。几乎所有的大惯量、难启动、经常超载和冲击扭振严重的机械都用了液力偶合器。几乎所有

16、的流量调节和间歇运动的风机水泵都采用液力偶合器。受变频调速的冲击，近些年调速型液力偶合器的用量有所降低，低转速、小功率的调速设备已开始使用变频调速，然后调速型液力偶合器在大功率、高转速的工作机上使用仍占有绝对优势。 液力偶合器以液体为工作介质的一种非刚性联轴器，又称液力连轴器。液力偶合器的泵轮和涡轮组成一个可使液体循环流动的密闭工作腔，泵轮装在输入轴上,涡轮装在输出轴上。动力机（内燃机、电动机等）带动输入轴旋转时，液体被离心式泵轮甩出。这种高速液体进入涡轮后即推动涡轮旋转，将从泵轮获得的能量传递给输出轴。液力偶合器在电机启动过程或在过载时具有转矩限制功能；优异的振动隔离和冲击缓冲特性；转矩传递

17、无磨损；允许内燃发动机带载启动。传统的调速型液力偶合器是通过电动执行器驱动的曲柄滑块机构，带动导液管径向伸缩，从而调节工作腔充满度来改变输出转速及力矩，而充满度的调节是在运行当中进行的，这样就需要曲柄滑块机构以很大的力来驱动勺管，但曲柄滑块机构的主运动是回转运动，这样带动勺管不灵活、速度慢、调速级数不精确。本设计改用变频泵连接油管，控制进入工作腔工作油的油量，可以解决传统的电动执行器的问题。设计的指导思想是研究调速型液力偶合器的基本关系和特性，根据设计要求选择偶合器类型为ZTZ650/1500（有效直径为650mm）,进口调节对开箱体式调速型液力偶合器，其输入转速是1500r/min，传递功率

18、370KW。根据类型对变频泵控制的调速型液力偶合器总体的结构（叶轮、轴、轴承、外形尺寸）进行设计。第一章 调速型液力偶合器简介1.1 调速型液力偶合器设计的相关信息民用调速液力偶台器，并在工业上的风机、水泵调遣节能中取得了巨大的经济效益和社会效益本所已有千余台偶台器产品应用钢铁、有色冶金、火力发电、化工、水泥、石油、矿山等行业。已装我所偶台器的在用设备，每年节电量35亿度累计节电已达25亿度据不完全统计,目前类似于风机、水泵等机械设备在我国大量使用，其用电量约占全国发电量的40%50%。由于历史、设计等原因，风机、水泵在运行中普遍地存在着单机运行效率低等问题,如果能使其利用率提高10%15%

19、,全年就可节电300亿KW以上. 因此,围绕风机、水泵等机械设备有大量的节能潜力可挖。根据离心泵相似定律,泵流量与转速的一次方成正比,扬程与转速二次方成正比,轴功率与转速三次方成正比。可见调节泵、风机转速既能满足流量的工况需求,又能使电机轴功率呈三次方关系下降,因此采用加装液力偶合器改变泵、风机转速来调节泵、风机的流量,节能效果是非常显著。推广应用调速型液力偶合器对于推动我国节能事业的发展意义重大。1.2调速型液力偶合器的基本原理概述1.2.1调速型液力偶合器的传动原理如图电机动力由主动轴输入并带动泵轮旋转，带有许多径向叶片的泵轮将由变频泵从油箱中抽出的工作油进入工作腔中的液体（一般为汽轮机油

20、）离心加速并冲入与泵轮同样带有许多径向叶片的涡轮，带动涡轮及从动轴旋转，将动力传递给与之相连的工作机（风机、水泵、皮带机等等），从而完成了机械能液力能机械能的转化与传递。 1.2.2 变频泵控制的调速型液力偶合器的调速原理第一要介绍液力偶合器的工作油路：液力偶合器设有变频泵和电机，由箱体中吸入工作油并通过油管将其送入工作腔，再通过出喷油嘴的出油控制转速而构成循环工作油路。传动过程中产生的热量由喷油嘴外的冷风或冷却液来冷却。电机一经启动，输入轴即旋转起来，使工作腔及与之联通的油管口（通过泵轮与外壳间的小孔）中的液体形成“油环”，该油环碰到出油口即将多余的循环油经出油口导出并达到冷却的效果，而进油

21、的速度通过变频泵来控制，无级的改变“油环”厚度，从而使带有负荷的输出轴无级地改变转速。 1.3 调速型液力偶合器的国内现状及前景当前中国调速液力偶合器产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。液力传动的基本元件是液力偶合器和液力变矩器。液力偶合器的基本构件是具有若干径向平面叶片的、构成工作腔的泵轮和涡轮。液力传动油在工作腔里高速循环流动传递动力，油液随从泵轮做牵连运动的同时因

22、受离心力作用而做离心运动，从泵轮(及输入轴)吸收机械能并转化为动量矩(mVR)增量，高速液流从泵轮冲入涡轮做向心流动释放动量矩，推动涡轮(及输出轴)旋转，带动工作机(及负载)做功。液力变矩器的基本构件是泵轮、涡轮和导轮，它们均是具有空间(弯曲)叶片的工作轮，按相关顺序排列构成工作腔。液力传动油在工作腔中被泵轮涡轮搅动，使液流获得动量矩增量，经过导轮调转液流方向后冲入涡轮，释放动量矩(动能)推动涡轮带动工作机旋转做功。我国液力元件近年发展较快，2003年液力偶合器的全国年产量约7万台。广泛应用于带式输送机、刮板输送机、球磨机、风机、压缩机、水泵和油泵等设备的传动中，提高传动品质并节约能源。当前我

23、国液力偶合器的最高输出转速为6500r/min，最小功率为0.3kW，最大功率为7100kW。液力偶合器的发展趋势是高转速、大功率。我国液力元件近年发展较快，2003年液力偶合器的全国年产量约7万台。广泛应用于带式输送机、刮板输送机、球磨机、风机、压缩机、水泵和油泵等设备的传动中，提高传动品质并节约能源。当前我国液力偶合器的最高输出转速为6500r/min，最小功率为0.3kW，最大功率为7100kW。液力偶合器的发展趋势是高转速、大功率。国际上液力偶合器产品以德国福依特公司最为著名，据资料称已有转速达20000r/min、功率达55000kW的产品，可见我国与之尚有相当大的差距。当然，功率大

24、的液力元件对液力传动油的要求较高。当今能源供应紧张，人们不得不把注意力放到如何提高能源利用率和节约能源方面来。因此，可以在应用中节约能源的调速型液力偶合器和液力偶合器传动装置得到迅速发展。随着火力发电厂锅炉给水泵向高速、大功率方向发展，促使与其配套的调速型偶合器和液力偶合器传动装置也向高速、大功率方向发展。1.4 装配调速型液力偶合器的优越性以液体油作为介质传递动力给工作机械的联轴器能协调多机驱动的负荷分配与恒定传递电动机联接输出的轴速度可以在一定范围内调节可在电机转速不变的情况下实现输出转速的无级调节，可提高电机的起动能力、减少冲击和振动，协调多机驱动的负荷分配，易于实现遥控和自动控制并可大

25、量节约电能。调速型液力偶合器与其它机械联轴装置相比它能够使电机空载启动，不必选择过大功率余量能力的电动机等原动机，并且可以减少电网负荷的波动，具有过载保护的性能，隔离振动，减缓冲击，它的传动部件间无直接机械接触、使用寿命长，在额定负载下有较高的传动效率。调速型液力偶合器具有结构合理，性能先进，可靠性高，能满足冶金、建材、发电等行业长期连续运转工况要求。1.5 变频泵控制的调速型液力偶合器的特点传统的调速型液力偶合器是通过电动执行器驱动的曲柄滑块机构，带动导液管径向伸缩，从而调节工作腔充满度来改变输出转速及力矩，而充满度的调节是在运行当中进行的，这样就需要曲柄滑块机构以很大的力来驱动勺管，但曲柄

26、滑块机构的主运动是回转运动，这样带动勺管不灵活、速度慢、调速级数不精确。本设计改用变频泵条带动导液管径向伸缩，完全舍弃勺管，并解决传统的电动执行器的问题。第二章 变频泵控制的调速型液力偶合器的结构设计2.1 选择方案由设计要求额定输入转速1500r/min，传递最大功率370KW，选择结构紧凑，辅助设备易安装、轴向尺寸小、节能，造价低，由变频电机带动泵来进行控制调速。以此为基础再对主要部件进行选择。 2.1.1 调速方式进口调节式调速型液力偶合器工作腔进口由与变频泵连接的油管供油，流量不变，出口流由喷油嘴导出，导致工作腔充满度和输出转速的变化。由于调速响应快（十几秒钟），故又称快速调节偶合器。

27、一般认为双支梁结构较为先进，其特点：结构紧凑，质量轻，运动精度高，调速反应快，适用于高转速和要求快速调速的场合，广泛应用于风机等设备上，所以选择出口调节方式。 2.1.2 箱体结构采用对开箱体式，其结构特征为，油管被紧固在对开箱体的大法兰上，输入轴一端支撑在在箱体上，另一端通过泵轮支撑在箱体体上，输出轴一端也支撑在箱体上，另一端通过买入轴承支撑在输入轴。优缺点为，易于安装，支撑稳定可靠，定位和复位精度较高，轴向尺寸短，取消泵壳体，油泵外置，维修方便。 2.1.3 支撑结构采用双简支梁结构（箱体式）。泵轮轴在箱体两侧各有一个支撑点，涡轮轴一个支撑点在泵轮中心轴上，另一个支撑点在箱体上适用于中大功

28、率中高速偶合器。其优点是由坚实的箱体支持轴的支撑点，稳定可靠，运转时不一振动，旋转轴临界转速高。最适合于本设计的设计要求。 2.1.4 供油方式采用20号汽轮机油为工作介质，工作油由变频电机带动的泵通过外置油管引入工作腔能，在有离心力导入油腔。2.2 设计原始参数与计算1) 功率与转速由设计要求：输入转速1500r/min，传递功率370KW。2) 滑差与效率的确定偶合器在额定工况长期运转时的滑差S和对应效率，按调速型液力偶合器功率小于1600KW，可知： 额定工况滑差S=0.03 ， 机械效率m=0.98 ，偶合器效率=（1- S）m=0.9506。3) 启动和过载防护的要求为了有效防护动力

29、传动系统免于过载而破坏，和在工作机启动时充分利用电动机的最大扭矩，偶合器的过载系数满足Tg3.5。4) 调速范围工作机转矩特性为恒转矩，调速范围 i=0.400.97。5) 全程调速视泵轮转速，供油泵排量、有效直径和导管管径大小等不同而有所差异。一般510s。6) 工作油偶合器的工作油也作为润滑油，对油的要求是：粘度较低，润滑性适当，密度较大，无腐蚀性，闪点较高，不易产生泡沫。对于一般采用滚动轴承支撑的偶合器，用20号机械油。 我选择的扁圆形流道，如今的市场正越来越趋向于使用热流道系统，和众多技术一样，热流道系统的出现是为了用较少的成本将事情做得更好、更快。冷流道系统在每次开模时都会造成浪费，

30、在注塑成型零部件时，多型腔冷流道系统会造成大量的原料浪费，这使得制模者的利润空间严重受损。原材料成本的节省是转用热流道系统的主要动力；另一个因素是交货期的缩短。制模者和模具制造商们对工艺及加工技术的要求越来越精密，使得他们对于热流道的兴趣愈发浓厚。尽管热流道系统有着诸多显着的优点，但是为了确保得到合适的并且是最有效益的注塑成型工艺，也需要针对具体的应用情况，考虑其零件大小、美观需求、产量、原材料和添加剂等问题。这种工作腔的特点是将圆形流道的左右两半圆横向拉开，在叶轮进口处加装直段而成。加装直段的目的是增加流道的宽度，使液体与叶片之间相互作用力的面积增大，之间采用最大的圆弧半径加，从而增加传扭能

31、力。同时，在两个直段来过渡以减小转向损失。这一结果也同时能增加循环流量并提高其传扭能力。虽然在这种形状的流道中，液流在叶轮中的扩散和收缩损失较大，但进一步的分析和实验结果表明，这部分损失与流道中液流循环流动所遇到的总阻力损失相比，所占的份量转向损失正比于，达到的减小，转向损失更小；相反，在液流转向处随着了以增加循环流量来增加传扭能力的目的。目前，在无级调速中广为应用时的圆盘摩擦损失增加，流道的横向宽度也大，载系数较大。 有效直径 D：Ne 偶合器所传的额定功率， KW，Ne=370KW。 工作油密度，/m3，采用20号机械油，油温70时的密度=870/ m3。 额定工况转速比i（或S）时的转矩

32、系数min2/m，S=0.03，此时=2.110-6。nDe 原动机或泵轮额定转速，r/min。nDe=1500r/min。有效直径按系列尺寸向上圆整到 由于这一圆整，则在额定工况实际运转时，必将小于0.03。流道其余尺寸为： 叶片数目 取泵轮叶片数片，涡轮叶片数片。叶片沿叶轮周围均匀分布。叶片厚度取3。2.4 轴向推力的计算首先通常规定轴向力方向为：当轴向力使泵轮与涡轮靠拢时为正，相反使两轮分开时为负。偶合器运转时叶轮上的轴向推力由推力轴承承受。设计时必须算出轴向推力的大小及其方向，以确定轴承的承载能力。2 4.1 基本参数及几何尺寸的确定按运转工况选择转速比。一般。泵轮角速度。流道有效半径

33、。最小油平面半径。全充油时常取。泵轮最大浸油半径。取泵轮基本厚度为13，则涡轮基本厚度为12，转动外壳基本厚度为15，涡轮外壁和转动外壳间隙为6。由此， 2.4.2 其他几何尺寸及轴向推理的计算（1） 涡轮内外壁因油压力不等而产生的轴向力F1流道内液流流动中心半径Rm (按匀速流流动模型计算)。中央轴面流线内半径R1 （按匀速流流动模型计算）。中央轴面流线外半径R2 （按匀速流流动模型计算）。偶合器所传转矩M。流道内循环流量Q。（2） 因液流方向变化而产生的推力F2。偶合器外供油压力P0 ，通常，取。（3） 因不平衡面积而产生的推力F3轴向合力： 2.5 叶轮断面设计与强度计算 2.5.1 受

34、力分析涡轮内侧有叶片，起到加强筋的作用，轮壁内外的油压PW可相互抵消，因此它的强度条件好，所以在叶轮着重考虑转动外壳和泵轮的计算。PC 工作轮金属材料在旋转时的离心力。Pw 工作油压力。PA 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。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i1的工况为准。 2.5.2 偶合器外缘轴向力PA的确定力PA是流道内部有压力Pw所产生的，使泵轮和转动外壳分离的力，以此确定外缘螺栓数目与直径。（见零件图）泵轮最大浸油半径。泵轮最小浸油半径。油在j点的圆周速度 m/s。油在R0处的圆周速度 。泵轮最大浸油半径处油压力

35、 =。因油压力而引起的泵轮侧向力 泵轮外缘轴向力 2.5.3 偶合器外缘螺栓数目的确定 偶合器外缘螺栓材料选用6.8级螺栓，35号钢，螺栓直径,抗拉强度，安全系数取2。由应力计算公式。由偶合器外缘每个螺栓的拉力可知螺栓数目个。 2.5.4 叶轮轮壁断面的合理设计和材料的选择1) 轮壁断面的形状是以偶合器设计中所确定的流道尺寸决定的满足条件：l 涡轮断面：在流道内壁尺寸基础上，在外面加上基本厚度13mm，并由此向应力较大的轮毂部分逐渐加厚。l 泵轮轮壁断面：在流道内壁尺寸基础上，在外面加上基本厚度13mm，并由此向应力较大的轮毂部分加厚。l 转动外壳断面：在涡轮外壁的形状和其中间隙6mm基础上，

36、在外面加上基本厚度15mm,并由此向向应力较大的根部（轮毂部分）逐步加厚和向结构需要的加固部分（如法兰等）圆角过度而成。2) 所用材料和制造工艺根据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、叶轮圆周速度和由于不锈钢重度低，为左右有较高的比强度（强度除以重度）和较高的比重比（等面密度下的刚度），作为夜里偶合器叶轮材质，可允许有较高的圆周速度和较好的承载能力。而且由于它低温韧性好，抗腐蚀能力强，可在恶劣环境下工作。因此选用铸造铝合金为叶轮材质。叶轮：选用铸造铝合金。偶合器在最大浸油半径处的圆周速度 所以叶轮强度满足要求。 2.5.5 叶轮强度分析 在泵轮和涡轮共同工作时泵轮负荷始终在红

37、玉涡轮，泵轮转速、功率均大于涡轮，在材质和结构尺寸均相同的情况下，只对泵轮进行强度计算。由上所知，泵轮转速为1500r/min，传递功率为370kw材质为钢，所以许用强度，泊松系数，重度，结构尺寸如右图：在运行中泵轮的受力分析状况随符合而变化的，又因泵轮结构复杂，故应力计算十分困难。我们假定泵轮受力由三部分组成：1) 在高速旋转中泵轮自身重量构成的离心力。2) 循环流动的工作液体作用在泵轮壁壳内壁上的液体压力。3) 循环流动的工作液体作用在叶片上构成力矩的圆周力。把泵轮分解为内轮毂、外轮毂、叶片和壁壳四个部分。理论分析与实践均证明，应力较高的是外轮缘、内轮缘和叶片外缘。故只需对比两者进行分析计

38、算。(一) 外轮缘内缘C点应力（如上图）由外轮缘质量旋转应力与循环流动的工作液体作用在泵轮壁壳（此处即为外轮缘）内壁上的液体压力所构成应力叠加（两者均为向应力）而构成。 式中 u 材料泊松比， ，对铝 ；。 r 材料重度，。 g 重力加速度，。 w 角速度，。 对内部受液体压力的外轮缘来说，符合厚壁筒条件，故按厚壁筒计算：式中 P 循环流动的工作液体施加在外轮缘内壁上的液体压强。 由于和均为径向拉伸应力，故强度条件为。 所以，C点应力满足要求。(二) 泵轮叶片应力有泵轮内、外轮缘应变引起叶片的拉伸应力与泵轮传递力矩在叶片上引起的径向及圆周向应力的合成。由于循环液流在泵轮出口边界最大的速度和压力

39、更兼叶片须有拔模斜度而使该处叶片厚度最小，因而合成应力在叶片d点将有最大值。故需计算d点叶片应力。1) 内外轮缘应力引起的叶片应力-外轮缘应力：。内轮缘应力： 内、外轮缘应力引起的叶片应变如下： 由叶片应变引起的叶片应力：2) 液力力矩在叶片上引起的应力叶片中心部位为无液体空腔，不承受液流作用力，液流作用区域近似于圆环面积。假定在的圆环面积上，叶片承受液流的作用力为垂直叶片的均布载荷，则泵轮叶片可按周边固定的承受均布载荷的圆形平板来计算。均布载荷 式中 。 。 圆形平板承受的应力为径向应力和圆周向应力，计算公式如下： 3) 叶片强度校核由于内、外轮缘应力所引起的叶片应力与液力力矩引起的叶片径向

40、应力在d点方向相同，数值叠加，而叶片圆周向应力与前者相垂直。按第三强度理论所以，叶片符合设计要求。2.6 输入轴的设计校核 2.6.1 选择轴的材料选用45号优质碳素结构钢，调质处理，其机械性能由机械手册查得：，。 2.6.2 按扭转强度初步计算轴径由传递功率为250KW，偶合器总效率为0.9506可知输入轴功率:根据轴径初步计算公式可知：考虑轴端安装联轴器需要键槽，将直径加大并取标准值。所以轴端最小直径取。 2.6.3 轴的结构设计以的等直径轴为基础进行设计。在轴的输入端安装联轴器，用于连接点击和偶合器，联轴器尺寸可从设计手册中查得，先采用型梅花形弹性联轴器，即联轴器孔径为，联轴器长为，手册

41、中给出其孔长尾，故联轴器与轴配合的轴段长度取。1) 联轴器端面与轴承内端面取。2) 根据装拆要求，安装轴承的轴段直降应较最小直径稍大，故初选6318深沟球轴承，按手册查出尺寸：。3) 考虑需要在6318轴承左端面固定住轴承，所以采用轴径，材料为，热处理，经表面氧化处理的B型轴用弹性挡圈。其结构尺寸差的GB/T894.1-1984) 得：，其沟槽。5) 6318轴承右端面与和齿轮泵相啮合的齿轮做端面取。安装齿轮的轴径为，轴段长。6) 输入轴末端用内六角螺栓和圆柱销联接旋转外壳和泵轮。A. 轴上零件的定位和固定1) 与齿轮泵相啮合的齿轮用的轴肩定位，将齿轮焊接固定在轴上。2) 6318轴承右端面通

42、过查手册靠的轴肩定位。3) 联轴器用的轴肩定位。4) 轴承的周向固定用过赢量的配合联接，与齿轮泵啮合的齿轮的周向固定通过焊接，联轴器的周向固定用平键联接，输入轴与旋转外壳用螺栓和圆柱销联接。5) 旋转外壳与输入轴末端面齐平。B. 轴上零件的装拆考虑零件装拆的方便及定位需要，齿轮及其左侧的零件从左边装入。轴伸段的直径最小，从左到右各轴段轴径逐渐加大。 2.6.4 按弯扭合成强度条件校核轴泵轮轴转矩 ： 1. 输入轴及其联接零件的重力计算因为除了电动机所传力之外没有其他外力施加在输入轴上，所以只有轴自身重力，在这里将泵轮近似视为空心圆环的一半。估算输入轴及其联接零件的重力如下：1) 输入轴重力的计

43、算输入轴的材料为45号钢，所以密度，形状为阶梯轴，重力为各段不同轴径的重力和，重心位置如上图，为：转动外壳重力的计算将转动外壳近似看成空心圆柱体，材料为铸造铝合金，密度。根据结构尺寸估算其重心如上图并计算其重力为：2) 泵轮重力的计算泵轮和涡轮的材料均为铝，并且形状外形尺寸非常接近所以将泵轮和涡轮合成一体近似堪称是一个空心的圆环（如下图），计算时将其拉成伸直成一个空心的圆柱体以便于计算，所以两轮的总重为：泵、涡轮重力计算简图由于泵轮和涡轮的形状尺寸非常接近，所以重力相等。2. 计算输出轴 图2-3轴的载荷分布图1. 计算支撑反力，如图3之（c），（d）因水平面不受外力，支撑反力相互抵消，所以不

44、考虑水平面，如图3之（c）。垂直面支撑反力如图3之（d），根据力矩平衡原理：2. 画弯矩图、计算弯矩图垂直面弯矩图见图3之（e）,如图以处为起点，设该轴向的长度为,根据弯矩平衡原理：当时，弯矩。当50时，弯矩。当时，弯矩。当时，弯矩。当时，弯矩。当时，弯矩当时，弯矩。当时，弯矩。因为没有水平弯矩，所以合成弯矩图与垂直弯矩图一致，如图3之（f）。3. 转矩图见图3之（g），4. 计算弯矩图见图3之（h）,转矩按脉动循环变化处理，即。 5. 校核轴强度，由图知剖面的直径最小，而计算弯矩较大，剖面所承受的计算弯矩最大，而轴径却不是最大值，即、剖面教危险，所以校核和剖面。剖面的计算应力为：剖面的计算应

45、力为：并由机械设计手册差的，所以安全。一、 精确校核轴的疲劳强度1. 判断危险剖面图中剖面，均为有应力集中源的剖面，均有可能是危险剖面。其中、均为过度圆角引起的应力集中，它们的D计算弯矩值很接近，所以只验算剖面即可。、剖面相比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数值较大者进行验算即可。剖面相比较，剖面的计算弯矩值较小，且应力集中影响较小，不予考虑。剖面的计算弯矩值最大，但应力集中较小，剖面计算弯矩较大，而且应力集中也加大，所以和剖面较危险，和剖面的距离较接近，承载情况也接近，可取应力集中系数值较大者，进行验算。2. 校核、剖面的疲劳强度剖面因键槽引起的应力集中系数由手册差得：。剖面因为配合

46、引起的应力集中系数由手册查得：。剖面因过度圆角引起的应力集中系数由手册根据插入法查得：；。为求及参数下的值，须先从手册中查出和6以及和0.02下的值，通过内插法求得，的应力集中系数：； ；，时的应力集中系数： ； ；在通过内插法，可求得和时的有效应力集中系数： ； ； 由上所知，应按过度圆角引起的应力集中系数来验算剖面。剖面产生的扭应力，应力幅，平均应力为： 绝对尺寸影响系数由手册查得：，。表面质量系数由手册查得：，。剖面安全系数为：,取许用安全系数,所以剖面安全。3. 校核、剖面的疲劳强度剖面因过度圆角引起的应力集中系数由手册查得：，,。剖面因键槽引起的应力集中系数由手册查得：。故应按过度圆

47、角引起的盈利集中系数来验算剖面，剖面承受的弯矩及转矩为：剖面产生的正应力、应力幅及平均应力为：剖面产生的扭应力及其应力幅、平均应力为： 绝对尺寸影响系数由手册查得：，表面质量系数由手册查得：。剖面的安全系数为： 取，所以剖面安全。2.7 轴承的设计校核 2.7 .1 深沟球轴承的校核 偶合器输入轴，其受力情况如右图所以，传递功率263KW，转速，工作中有轻微冲击，工作温度小于100，轴径为。经过计算，与该轴连接的泵轮所承受的轴向载荷,轴承1和2所承受的径向载荷分别为，要求轴承寿命。1. 轴承类型的选择由于转速高，轴向力较小，故轴承1初步选用6318深沟球轴承，其基本参数查手册为：，, 。2.

48、计算当量动载荷由轴承的固定方式知，轴向外载荷全部由轴承1承受。所以，。查手册，因,，由所以,。由手册查得，。所以，3. 校核轴承寿命因，故按计算故6318轴承满足要求。2.8 偶合器发热与散热计算 2.8.1 偶合器运转时产生的热量偶合器在运转中存在滑差和机械效率，因而有功率损失，并转化为油的热量。根据经验，偶合器因转差产生约16的功率损失，因机械效率产生约4的功率损失，所以偶合器最大发热损失功率为总功率的20。油的热量 式中 偶合器功率损失。 偶合器机械效率。 偶合器所传额定功率。 2.8.2 冷却供油系统与冷却器换热面积和冷却水流量的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

49、器因滑差和其他机械损失而产生的热量；实现偶合器无载或空载启动，接合和脱离，无忌调速以及供油量的自动控制；润滑偶合器各轴承。1) 供油泵的排量与压头 式中 偶合器的散热量，。 工作油比热容，对20号机械油。 工作油密度，对20号机械油在70油温时，。 进出偶合器工作油温差，常取 。共有泵的压力，应在偶合器进口处保证不低于，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。 工作油进、出冷却器温差，。 2.9 偶合器油箱的设计计算油箱外形结构总体采用长方体，其尺寸与偶合器充油量有关。按最大充液量对其进行设计，所以在偶合器全载充油量情况下，根据以往经验，在现在变频泵的流量基础上，保证抽两分

50、钟才将油全部抽空，所以最大油量为： 要求油箱的空间体积必须要大于最大油量，所以可初步定出油箱尺寸为：。第三章 变频电机的选择和介绍及出油口的设计计算3. 1变频专用电动机具有如下特点 B级温升设计，F级绝缘制造。采用高分子绝缘材料及真空压力浸漆制造工艺以及采用特殊的绝缘结构，使电气绕组采用绝缘耐压及机械强度有很大提高，足以胜任马达之高速运转及抵抗变频器高频电流冲击以及电压对绝缘之破坏。平衡质量高，震动等级为R级（降振级）机械零部件加工精度高，并采用专用高精度进口轴承，可以高速运转。强制通风散热系统，全部采用进口轴流风机超静音、高寿命，强劲风力。保障马达在任何转速下，得到有效散热，可实现高速或低

51、速长期运行。经AMCAD软件设计的YP系列电机，与传统变频电机相比较，具备更宽广的调速范围和更高的设计质量，经特殊的磁场设计，进一步抑制高次谐波磁场，以满足宽频、节能和低噪音的设计指标。具有宽范围恒转矩与功率调速特性，调速平稳，无转矩脉动。与各类变频器均具有良好的参数匹配，配合矢量控制，可实现零转速全转矩、低频大力矩与高精度转速控制、位置控制及快速动态响应控制。YP系列变频专用电机可配制刹车器，编码器供货，这样即可获得精准停车，和通过转速闭环控制实现高精度速度控制。采用“微电机+变频专用电机+编码器+变频器”实现超低速无级调速的精准控制。YP系列变频专用电机通用性好，其安装尺寸符合IEC标准，

52、与一般标准型电机具备可互换性。 3.2变频电机的构造原理 电动机的调速与控制，是工农业各类机械及办公、民生电器设备的基础技术之一。随着电力电子技术、微电子技术的惊人发展，采用“专用变频感应电动机+变频器”的交流调速方式，正在以其卓越的性能和经济性，在调速领域，引导了一场取代传统调速方式的更新换代的变革。它给各行各业带来的福音在于：使机械自动化程度和生产效率大为提高、节约能源、提高产品合格率及产品质量、电源系统容量相应提高、设备小型化、增加舒适性，目前正以很快的速度取代传统的机械调速和直流调速方案。3.3变频电机的应用变频调速目前已经成为主流的调速方案，可广泛应用于各行各业无级变速传动。特别是随

53、着变频器在工业控制领域内日益广泛的应用，变频电机的使用也日益广泛起来，可以这样说由于变频电机在变频控制方面较普通电机的优越性，凡是用到变频器的地方我们都不难看到变频电机的身影。与变频泵连接的油路设计有，此油路要避开轴安装，为了方便输出轴连接设备， 3.4偶合器喷嘴孔径的设计计算在设计离合型偶合器时，其采用的是定量泵供油由于工作温升问题，必须使循环圆中的油液不断更新，使油温平衡。所以必须安排排油孔，即通过喷油嘴排油电磁阀控制工作腔内的油量，完成离合功能。3.4.1设计原则必须满足工作过程中冷却循环 油流量的要求。3.4.2 分析与计算1.原则一的分析： 调速型液力偶合器在工作过程中是依靠泵轮和涡

54、轮间的工作腔中的工作液体及其容量的变化来实现动力的传递和变化的，在泵轮传递的能量中，一部分由涡轮输出，另一部分则产生了“转热差”，因此，必须解决由于“转热差”引起的工作油的温度升高的问题，通常，工作油经喷嘴喷出工作腔后，经风冷或水冷后，又由油泵吸到工作腔中，使工作油的平衡温度维持在正常工作油温，应有 （1） P-工作油的冷却循环功率（千瓦） Ns-液力偶合器的转热差功率（千瓦 ）-上述公式即是瞬时时工况下工作油的热功率平衡方程式。在（1）式中 （2） 其中C-工作油比热，千卡/公斤*摄式度 -工作油温升 -工作油循环冷却流量，立方米/秒工作油的循环冷却流量Q是经喷嘴流出的，因此应有（3）式中

55、-喷嘴的流量系数 A-喷嘴孔的截面面积之和，平方米 V-喷嘴孔中液流收缩面上的液流平均流速 由流体力学知道，当喷嘴结构满足1/d=3，孔光洁度相当于光滑钢管时，可使经喷嘴的流股在流出管嘴前已扩展充满端面，有良好的真空旋涡区的抽吸作用且流体流动阻力较小，同时由于工作腔旋转，属于非定常流动，流体将克服惯性力作功，即存在惯性能头hc。 （4） -动量修正系数，查流体力学书取 l-流线的长度， =4.5 a-惯性加速度（5）将（5）带入（4）得（6） （7）式（7）中-喷嘴孔口处工作油的压头，米（水柱） -重力加速度 =0.388m - 处的圆周速度，米/秒 -自由液面处的圆周速度，米/秒（9） -喷

56、油嘴的位置直径 -泵轮转速（10）-自由液面直径将式（9）（10）代入式（8）中得： （11）（12）（13）查流体力学书取=0.82（14）=2-喷嘴个数-喷嘴孔径，毫米 将（13）（14）代入式（3）中得： （15）将式（15）代入式（2）中得：（16）式（1）中 （17） -调速型液力偶合器损失功率与泵轮功率之比 -调速型液力偶合器的泵轮功率，千瓦式（17）中，（18） -液力偶合器泵轮力矩系数 D-液力偶合器有效直径，米 将式（18）代入（17）中得：（19）将（19）和（16）代入（1）中整理得：=30mm式（20）中既是在满足工作油冷却循环流量的条件下求取喷嘴孔径的计算公式，但是，这是对某一瞬时工况而言，即当工况变化时（变化时），亦应随之变化，但实际上由于结构上的原因，一般被做成不可调节的。显然，应取最大发热工况计算。一般可取 -调速型液力偶合器额定泵轮力矩系数 -调速型液力偶合器额定泵轮转速，转/分 -调速型液力偶合器最大损失功率与额定泵轮功率之比 因调速型液力偶合器工作过程中总有，且 时满足 取最大值的条件。由于工作腔中的油液不能完全排空，所以，根据结构尺寸我们近似取：。这样（20）又可变作 （21）式（21）中的可按机械设计手册表4-389（调速型液力偶合器功率损失的确定）。将其整理成我们需要的表如下:负载类型负载实例最大损失功率 离心泵，