一種液壓脹緊式聯接器的研究

王振乾，卿兆波，楊惠忠

(中國計量學院，浙江杭州 310018)

一種液壓脹緊式聯接器的研究

王振乾，卿兆波，楊惠忠

(中國計量學院，浙江杭州 310018)

在動力傳動裝置中，軸轂聯接器是比較常用的基礎部件，由于液壓脹緊式聯接器 (又稱液壓脹套)結構與工作原理的獨特性，使其具有快速安裝和過載保護的功能。應用薄壁圓筒的無矩理論和有矩理論推導了聯接器腔內壓強與環形夾層變形量的公式，并借助于實驗來驗證理論公式的正確性;進一步分析產生相對誤差的原因，使其對生產具有一定的指導作用。

液壓脹套;薄壁圓筒;有矩理論;無矩理論

圖1 液壓脹套

在動力傳動裝置中，軸與輪轂聯接是一種比較常見的聯接方式。以往的軸與輪轂的聯接大多采用鍵聯接、錐套脹緊聯接等［1－2］。鍵聯接軸與輪轂間的配合不夠緊密，再加上要在軸和輪轂上開鍵槽，容易產生應力集中，且定心精度不高，受力不夠均勻，經多次

拆裝后，軸與輪轂之間易發生磨損，配合間隙增大，導致零件報廢。錐套脹緊聯接的結構已經標準化、系列化［3］，但錐套脹緊聯接由于其結構特點而使其拆裝非常麻煩，在一些需要快速拆裝的場合不能得到很好的利用。

文中介紹了一種液壓脹緊式聯接器，該聯接器不僅能夠消除鍵聯接而產生的間隙與應力集中的問題，而且具有便于拆裝和維護、過載保護等優點。

1 結構和工作原理

1.1 結構

液壓脹套的結構如圖1所示，主要由一個淬火鋼制彈性環形夾層和法蘭組成。彈性環形夾層里充有液壓介質，調壓螺釘和活塞安裝在法蘭里，起到改變和保持環形夾層內液體靜壓的作用。

1.2 工作原理

液壓脹套的工作原理是:在密封的彈性環形夾層內注入一定的液壓介質，通過擰緊螺釘帶動活塞使密封夾層中的液壓介質產生均勻的液體靜壓強。彈性環形夾層在靜壓強的作用下產生彈性變形使得內層環收縮與外層環膨脹，當內外夾層分別與軸、轂貼合時，將與輪轂和軸產生足夠的摩擦力矩從而傳遞轉矩并承受一定的軸向載荷，由于產生的摩擦力矩可由加壓螺釘控制，所以該液壓脹套具有過載保護功能且對中精度高。反之，擰松螺絲時，液體靜壓強逐漸減小至消失，脹套的環形夾層快速彈性恢復到初始狀態，從而實現軸與轂孔的快速拆卸。圖2中示出該液壓脹套完成軸轂聯接的3個過程。

圖2 液壓脹套工作狀態示意圖

1.3 主要特點

液壓脹套除了具有傳統軸轂聯接器的優點［4］以外，還有自身的特點:

(1)快速拆裝。將螺絲放松后，夾層內的油壓隨之下降直至消失，聯接器的夾層將彈性恢復到初始的位置從而可將其快速拆卸下來。重新擰緊螺釘又再一次迅速夾緊。

(2)過載保護。通過調壓螺釘調整腔內油壓的大小，從而調整傳遞轉矩。根據工作情況可設置合適的過載保護轉矩值。

(3)對中精度高。該聯接器內外徑本身的同軸度精度高，彈性環形夾層在靜壓強的作用下產生彈性變形，使得內層環收縮與外層環膨脹，消除軸和輪轂之間的間隙，保證軸與輪轂有很高的對中精度。且多次拆裝不影響其對中精度。

(4)節省軸向空間。該聯接器的調壓螺釘位于軸的徑向，當用它們來進行徑向聯接時，就不需要在軸向上給聯接器預留裝/卸操作空間。

2 設計計算

2.1 腔內壓強計算

液壓脹套腔內壓強的計算，是把環形夾層內的液壓介質看作是不可壓縮流體，通過調壓螺釘改變腔內體積，從而改變腔內液壓介質對環形夾層的壓強值p。根據不可壓縮流體理論［5］，腔內體積的改變量ΔV與腔內壓強的改變量Δp的關系為:

腔內體積變化可通過調壓螺釘推動圓柱活塞形成的空間變化來計算，調壓螺釘推動圓柱活塞使液體減小的體積為:

式中:D為圓柱活塞的直徑，mm;

t'為調壓螺釘的螺距，mm;

n為調壓螺釘旋轉的圈數。

將以上兩式整理即可得出腔內壓強的計算方法:

2.2 受力與變形分析

由兩個曲面圍成的物體，當曲面之間的距離遠小于物體的其他尺寸時，稱為殼體。兩曲面間的垂直距離稱為殼體的厚度，用t表示。平分厚度的曲面稱為中性面，簡稱為中曲面或中面。中面的最小曲率半徑用R表示。文中研究的液壓脹套的雙層夾層的壁厚與中面最小曲率半徑之比小于1/20，可稱為薄殼。所以雙層夾層的受力與變形量的關系可按彈性力學中的薄殼問題進行求解［6］。

對于薄壁圓筒的受力與變形分析，一般先用無矩理論計算，之后再用有矩理論對其結果進行修正。薄壁圓筒在無矩理論下的力學模型如圖3所示。

圖3 無矩理論力學模型

根據薄壁圓筒的無矩理論，任意橫截面的直筒形柱殼，圓筒內在受均勻分布的壓力作用下撓度變化的無矩解為:

式中:ω為撓度，mm;

E為彈性模量，N/mm2;

L為圓筒長度，mm;

t為壁厚，mm;

p為圓筒所受壓強，N/mm2;

x為中面母線始點至變點距離，mm;

α為中面周線始點至變點距離，mm;

R為中面半徑，mm。

當R為常數時，式 (4)可化簡為:

當薄壁圓筒的兩端被固定時，其有矩理論的力學模型如圖4所示。

圖4 有矩理論力學模型

式中:ω*是方程的任一特解，C1，C2，C3，C4由殼體的邊界條件來確定。

殼體中不受彎矩及扭矩作用的狀態稱為無矩狀態，所以殼體的無矩理論是殼體有矩理論的特殊情況，所以可以將無矩理論下的無矩解作為方程 (8)的一個特解ω*，這樣可得:

2.3 消除環形夾層與軸轂間隙所需壓力Δp1的計算

液壓脹套環形夾層與軸轂之間的間隙δ由4個部分組成:(1)配合公差產生的間隙;(2)表面粗糙度造成的間隙;(3)溫度差引起的修正量;(4)離心力影響的修正量［7］。因此有:

式中:δ1為配合公差產生的間隙，mm;

δ2為表面粗糙度產生的間隙，mm;

δ3為溫度差引起的修正量，mm;

δ4為離心力引起的修正量，mm。

由式 (18)可知，消除間隙δ所需壓力Δp1為:

3 實驗驗證

文中研究的液壓脹套如圖5所示。

圖5 液壓脹套受力示意圖

式中:T為傳遞轉矩，N·m;

p1為作用于軸上的壓力，N·m2;其值為腔內壓強p減去消除間隙所需壓強Δp1;

d為軸直徑，mm;

l1為油腔長度，mm;

f為摩擦因數;

xb為非完全接觸長度，mm。

由于聯接器與軸的結合面為危險結合面，所以主要對聯接器與軸的結合進行研究。文中研究的聯接器:油腔長度l1=49 mm;軸直徑d=25 mm;壁厚t=0.75 mm;彈性模量E=206 GPa;泊松比μ=0. 3;摩擦因數f=0.11。根據式 (3)可計算出調壓螺釘每旋轉一圈腔內壓強的變化量為16.801 MPa，由此根據式 (19)和式 (20)可計算出調壓螺釘旋轉不同圈數時，所能傳遞轉矩的理論值。將文中研究的液壓聯接器在轉矩測試臺測得的實測值與理論值進行比較，見表1。

表1 扭矩理論計算值與實測值比較

通過上面的比較可知，理論值與實測值的相對誤差均小于15%，說明文中的計算模型是合理的。

4 結論

文中的數學模型是在理想的條件下計算得到的，實際情況下影響傳遞轉矩的因素還有很多，從而導致實測值與理論值有一定偏差。所以在生產中必須全面考慮其影響因素。這些因素主要有:

(1)腔內液體介質的物理特性，主要是它們的可壓縮性與熱膨脹性質。

(2)脹套與被聯接零件構成的摩擦副的特性，例如摩擦因數的穩定性等。

(3)兩被聯接零件在接合部位的剛度。

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Research on the Hydraulic Expansion Tight Coup ling

WANG Zhenqian，QING Zhaobo，YANG Huizhong
(China Jiliang University，Hangzhou Zhejiang 310018，China)

The shaft-hub coupling is a basic component used in power transmission.Due to the unique structure and working principle of the hydraulic expansion tight coupling(also known as hydraulic expansion sets)，it has the functions of fast installation and overload protection.Use of the nomomental theory and themomental theory of thin cylinder，the relationship between coupling cavity pressure and amount of ringmezzanine deformation was deduced.Through experimental tests，the correctness of the theoretical formula was verified，then the causes of relative error were analyzed.

Hydraulic expansion sets;Thin cylinder;Nomomental theory;Momental theory

TH131.9

A

1001－3881(2014)10－118－4

10.3969/j.issn.1001 －3881.2014.10.036

2013－04－22

王振乾 (1986—)，男，碩士研究生，主要研究方向是越野裝備研發。E－mail:wangzq315@163.com。