带式输送机胀套联接结构的强度分析

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胀套联接是-种无键联接，目前广泛应用于工程机械、锻造机械、冶金机械、矿山机械、各类机床及机械传动中的联接。与其他联接相 比，胀套联接具有以下特点：在轮毂和轴上均不再加工键槽，可相对提高轮毂和轴的强度，减少应力集中源；可承受变载荷和冲击载荷，耐疲劳强度高，且可承受-定的轴向力；对轴和孔的加工和配合精度要求不高，便于加工制造，互换性和可调性好；定心好，易于装拆，使用维护方便；具有过载保护功能等。

目前，带式输送机使用的大、中型传动滚筒较多采用了胀套联接方式。下面以常用的 z9型胀套为例，研究分析它与轮毂和轴联接时的各组成部分结构强度、接触应力及变形情况等，以便更好地设计和选用胀套。

1 Z9型胀套的结构与工作原理z9型胀套的结构与联接原理如图 1所示，它由内、外弹性环以及螺钉等组成。使用时，通过沿圆周布置的螺钉将内、外弹性环拉紧时，在产生的轴向力作用下，两环相互压紧，其锥面迫使带开口的外弹性环胀大、内弹性环缩小，从而使- 30 ～ 其与轮毂和轴紧密贴合，产生足够的摩擦力，以传递转矩、轴向力或两者的组合。

1.轮毂 2.外弹性环 3.内弹性环 4.轴 5.螺钉图1 Z9型胀套联接原理图2 Z9型胀套联接的力学模型及受力分析2.1 胀套力学模型图2为 z9型胀套力学模型，图中F为螺钉拧紧时所产生的轴向预紧力，O/为胀套内外环的锥度，Ⅳ为外弹性环与轮毂或内弹性环与轴间的挤压力， 为上述挤压力产生的摩擦力，F 为内、外弹性环受到的切向摩擦力。

2.2 胀套受力分析取外 弹性环作为隔离体，受力分析如 图 3所示。

《起重运输机械》 2013(6)图2 胀套力学模型图3 外弹性环受力分析设 ： 为胀套内外弹性环之间的静摩擦因数，为内外弹性环摩擦角， arctan/x，f为胀套与轴、轮毂之间的静摩擦因数，F；为内、外弹性环间的摩擦力 ，Ⅳ 为内弹性环给外弹性环的正压力，F：为内外弹性环间的切向摩擦力。对其列平衡方程组N sina-4FcosaFfFN COSO/-F：sintxNF，- ， (1)FffN联立解得Ⅳ( ，)F又因/.ttan ，得Ⅳ( 刁F即FN[tan( ) (2)2.3 鹏力计算在传递-定扭矩的情况下，距离滚筒中心线越近的结合面需要的切向摩擦力就越大，因此轴与内弹性环的结合面处需要的切向摩擦力最大。

为保证扭矩的可靠传递，必须满足≥F 2 T (3)《起重运输机械》 2013 (6)式中：T为滚筒需要传递的扭矩，N·m。

处于临界状态时，由式 (2)、(3)得F [tan( )力 (4)带式输送机用传动滚筒均采用对称布置的 2个胀套传递工作扭矩，考虑额定载荷系数 (单个胀套传递载荷的能力将随胀套数目的增加而降低)和安全系数后，实际压紧力可按下式计算F [tan( )，] (5)式中：K为安全系数，取 1.2-1.5；m为载荷系数，对于 z9型胀套，in的选取暂无 国家标准，可按 Z3型胀套选取，取 m1.8。

设胀套用螺钉的公称直径 为 d ，则鹏力矩为0.2 [tan(Ottm a ) (6) - .厂]3 Z9型胀套联接的强度计算把胀套内外弹性环、轮毂等效为厚壁筒模型，应用拉美方程进行计算。

3.1 胀套外弹性环强度计算图4是将胀套外弹性环等效为厚壁筒模型后的受力图，其中d 。(d i d )/2假设负载转矩为 ，根据式 (3)得Ⅳ≥ (7)Ⅱ 由式 (1)得胀套内外弹性环之间的压力N np Ld (8)C0S - Sln则胀套外弹性环内侧压力为PlN (9)胀套外弹性环外侧压力为(10)图4中d 为胀套外弹性环内侧锥面的小端直径，d 。为胀套外弹性环内侧锥面的平均直径，dmax为胀套外弹性环内侧锥面的大端直径， 为胀套内外环接触面长度，D为胀套外弹性环外侧直- 31 - . 的影响，但这并不影响对胀套联接各部分间应力耋百比 强度分布的准确判断， 所以在实际应用中，可综将上文中的强度计算公式计算出的理论数据 合考虑两种计算方法的结果，从而在带式输送机与 Workbench有限元分析 的结果 比较，如表 1 胀套联接的设计、选用和校核中得出更为准确的所示。 结论表1 数据比较屈服极限 最大等效应力 零件名称 计算方法/MPa /MPa理论计算 759.42胀套外环 930有限元分析 729.18理论计算 437.46胀套内环 785有限元分析 517.13理论计算 315轮毂 420有限元分析 308.4理论计算 82.12轴 355有限元分析 68.74从表 1可以看出，理论计算值与有限元分析值之间存在-定差异，这是由于理论计算时未考虑倒角圆角及连接体接触面间存在着摩擦等因素