作用下，联结套内、外径分别与传动轴和轮毂锁紧，工作时可籍摩擦力传递与腔内油 压成正比的转矩。腔内油压的大小可在安装时由手动高压油泵来控制。油压给定后， 所能传递的转矩的极限值（称滑动转矩）为定值。工作过程中，当工作转矩大于滑动 转矩时，则联结套与传动轴之间产生相对滑动，安全管的顶端就被与轴相联的剪切环4剪断，联结套腔内的压力油迅速泄出，油压消失，联结套与轴之间产生相对滑动， 转矩传递中断起到安全保护功能。更换安全管并重新注入压力油后，便可重新工作。
处需进行淬火处理；安全管材质可选用黄铜，其与联结套之间为90°角锥面密封结 构；液压油可用L-HV15或L-HV22;联结套与传动轴应选用合理的材料匹配，既 要保证传递转矩的可靠性，又要保证脱开后不出现咬死现象，一般轮毂表面采用 渗氮处理，轴表面堆焊铝青铜或等离子镀膜，焊层厚度根据传动轴直径确定，一 般经验值在0.3〜1mm。
iv.当被联结的传动轴上有键槽时须采用键联结型式。根据滑动面负荷可 设计成键联结套或轴套，套的厚度根据轮毂键槽尺寸确定。
液压安全联轴器的核心部件由联结套、剪切环、安全管和压力油组成，图11.4.1
为液压安全联轴器与鼓型齿式联轴器的组合结构，联结套1是一个密封的双层套筒，
其内、外径分别与传动轴和轮毂内孔联接。通过手动高压油泵将压力油由注油口注入 联结套内，然后拧紧装在联结套上安全管2,将高压油3密封在联结套内。在油压的
液压安全联轴器工作时安全元件不受疲劳因素影响，设定传动转矩稳定；超载时 脱开时间短（20ms左右），保护性能安全可靠；通过调整注入油压大小，可设置准确 的过载保护转矩值；更换安全管方便，缩短了辅助工时；结构紧密相连，质量小，便于与 其它传动件组合使用。
v.为了确认和保证过载瞬间联轴器腔内高压油能迅速泄出，当联轴器滑动面轴 径小于220mm时可采用一个安全管；当滑动面轴径大于220mm时需采用2个以上安全管。
联结套是液压安全联轴器核心部件， 其材料应有良好的力学性能及焊接性能， 一般都会采用b》980MPa的合金结构钢，如42CrMo。内外套筒之间一般都会采用H7/h6间隙配合，其配合表面有螺旋式油槽；剪切环材质选用优质碳素结构钢，剪切口
液压安全联轴器可根据其使用场合设计成法兰式和轴套式组合型等各种联接 型式，在这些联接型式中又可分为键联接和无键联接，设计时主要考虑被联结部 件空间结构，载荷大小，转动速度等因素。
i.轴向尺寸限定的情况下， 多设计成轴套式。 它与别的类型联轴器 (如鼓 形齿式联轴器)，齿轮等轮毂类联接组合使用。 轴套式联轴器内径一般小于220mm，如果轴上有键槽则轴径应按键槽上轴套外径计算。
由图11.4.2能够准确的看出，在内腔压力p作用下，联结套的变形受边界力的影响， 轴压P1(x)为非均匀分布。因此，借助于壳体弯曲理论作为计算依据。
通过对联结套内壁在腔内压力P及所受轴压P1(x)共同作用下产生径向位移叠 加，由力与变形的关系可以求出P1(x)与p的关系式为：
ii.在径向尺寸限定的情况下多设计成法兰式结构。 传递大负荷转矩时须采 用中间法兰套结构，法兰套尺寸按照薄壁圆筒理论及最大负载转矩由强度计算确 定。
结构，当滑动面压强P1MPa或者相对滑动速度v 1.5m/s时须选用滚动轴承支撑 结构。为了能够更好的保证摩擦面有效接触长度，多选用轻窄系列深沟球轴承。滑动面压强 和滑动速度可分别按(1)和(2)式计算：
与液压安全联轴器联结的轮毂，其外径da与内径di之比不低于表11.4.1的规
2当采用法兰结构型式时，受压的内联结套设计方法同轴套式结构，受拉的 外轮毂外径尺寸应大于1.5倍压力油腔内径尺寸。
定的间隙，间隙太小易造成咬死和磨损过大，间隙太大将降低传递转矩能力，因 而合理确定轴与套之间的配合公差显得很重要。配合间隙值取决于传动轴径的 大小，一般将轴与套的配合公差设计成间隙配合公差带，中等轴径间隙可在0.03〜
0.1mm之间选取；如有滚动轴承时，间隙设计应确保联轴器脱开后滚动轴承起到 支撑作用，从而减小轴套的磨损。
联轴器设计的关键是传递转矩能力的确定。如图11.4.2为一联结套长度为L， 受内腔压力为p,传动轴直径为d的液压安全联轴器示意图，联结套内壁厚为S，内腔压力为零时联结套与轴之间间隙为 ，联结套内壁的平均半径为Rm，联结套 油腔长度为I。
1当采用轴套式结构，其内径尺寸、长度尺寸应依据联结的传动轴直径及长 度而定，正常的情况下联轴器长度约为联接轴伸的长度。压力腔内径、外径尺寸根 据圆柱薄壳理论，其薄壁套筒外径与内径之比Dw/DnW1.1〜1.2。如果套筒壁厚过 薄造成联结套在变形后没办法恢复，壁厚过厚使传递转矩能力变弱。
