過盈量對(duì)脹緊聯(lián)結(jié)套的應(yīng)力影響分析

◇長江藝術(shù)工程職業(yè)學(xué)院 杜 嬌 胡 強(qiáng) 黃 攀 文梓浩

采用有限元分析方法，利用ansys軟件對(duì)脹緊聯(lián)結(jié)套的結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析。分析結(jié)果顯示：等效應(yīng)力最小的位置位于脹緊聯(lián)結(jié)套的內(nèi)彈性錐環(huán)的開口處，等效應(yīng)力最大的位置位于內(nèi)彈性錐環(huán)的開口處的對(duì)邊。最大接觸應(yīng)力位于中間彈性壓環(huán)上；隨著過盈量的增大，脹緊聯(lián)結(jié)套的等效應(yīng)力和接觸應(yīng)力逐漸增大，接觸應(yīng)力的變化較為平緩，最大等效應(yīng)力在過盈量大于0.4mm后增長幅度較大；當(dāng)過盈量大于0.8mm時(shí)，等效應(yīng)力超過了材料的屈服極限導(dǎo)致材料斷裂失效。所以在選取脹緊聯(lián)結(jié)套的配合上要選擇合適的過盈量來防止工作工程中產(chǎn)生的應(yīng)力集中。

1 引言

隨著時(shí)代的進(jìn)步和科學(xué)技術(shù)的快速發(fā)展，石油行業(yè)的鉆采技術(shù)得到了不斷的優(yōu)化和發(fā)展[1-2]。相對(duì)應(yīng)的鉆采設(shè)備配置絞車也朝著大功率、大載荷的方向邁進(jìn)。就目前的情況而言，絞車的滾筒和旋轉(zhuǎn)主軸之間的連接方式依舊采用的是平鍵連接，雖然這種以平鍵為主導(dǎo)的連接方式應(yīng)用廣泛，但在傳遞扭矩和軸向力方面其大小受到了很大的限制，并且在生產(chǎn)和拆卸也受到了極大的約束。在載荷過大的情況下，平鍵會(huì)被壓潰甚至引起絞車滾筒的毀壞，造成嚴(yán)重的經(jīng)濟(jì)損失和人身事故。針對(duì)這種平鍵連接帶來的隱患，采用脹緊聯(lián)結(jié)套的連接方式會(huì)讓此問題得到有效的解決[3-5]。憑借良好的定心性，并且能夠傳遞較大的軸向力和扭矩，對(duì)被聯(lián)接件在軸向和圓周方向上起到很好的約束作用和固定相對(duì)位置，在加工性能優(yōu)越，拆裝方便，因此適用性好。

本文以脹緊聯(lián)結(jié)套為研究對(duì)象，利用有限單元法分析在工作過程中整個(gè)結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布情況壹基金接觸應(yīng)力的分布情況，并分析在裝配過程中脹緊聯(lián)結(jié)套中各零件之間的配合關(guān)系對(duì)其應(yīng)力的影響。這將對(duì)以后脹緊聯(lián)結(jié)套的裝配選擇提供理論指導(dǎo)和借鑒。

2 脹緊聯(lián)結(jié)套的結(jié)構(gòu)和工作原理

脹緊聯(lián)結(jié)套的結(jié)構(gòu)[6-7]如圖1所示，其結(jié)構(gòu)組成為：一個(gè)開口的雙錐外彈性錐環(huán)、一個(gè)開口的雙錐內(nèi)彈性錐環(huán)，兩個(gè)開口的雙錐的中間彈性壓環(huán)和若干個(gè)起預(yù)緊作用的內(nèi)六角螺釘組。

圖1 脹緊聯(lián)結(jié)套的結(jié)構(gòu)

脹緊聯(lián)結(jié)套的工作原理：通過測力扳手將內(nèi)六角螺釘擰緊，在預(yù)緊力的作用下，內(nèi)外彈性錐環(huán)會(huì)被拉緊，在向中心靠攏的過程中，由于錐度的存在而產(chǎn)生軸向分力，使得內(nèi)彈性錐環(huán)受壓，開口度減小，且其內(nèi)徑減小并且與傳動(dòng)主軸緊密貼合，外彈性錐環(huán)也會(huì)在預(yù)緊力的作用心下承受壓力，開口度增大，外徑增大并且與脹緊外圍輪轂件，這樣在承受載荷時(shí)，依靠各零件之間的相互的緊密貼合和接觸產(chǎn)生摩擦力來很好地起到傳遞扭矩和軸向力的作用。

3 脹緊聯(lián)結(jié)套的接觸有限元分析

3.1 脹緊聯(lián)結(jié)套材料基本屬性

在套筒與主軸之間采用的是Z2性脹緊聯(lián)結(jié)套的連接方式。其實(shí)際尺寸如下：脹緊聯(lián)結(jié)套的外徑D為250mm，內(nèi)徑d為190mm，脹緊連擊套的雙錐的內(nèi)外彈性錐環(huán)的高度l為46mm，中間的彈性壓環(huán)的高度L為52mm，內(nèi)六角螺釘組的高度為68mm，脹緊聯(lián)結(jié)套的錐度為14°，脹緊聯(lián)結(jié)的內(nèi)外彈性錐環(huán)的開口度為2°。各零件在材質(zhì)的選取上，脹緊聯(lián)結(jié)套的外彈性錐環(huán)的材料為G32NiCrMo，主軸和絞車套筒的材料為30CrMo，內(nèi)彈性錐環(huán)和中間彈性壓環(huán)的材料為45鋼，具體的力學(xué)性能如表1所示。

表1 零件的材料力學(xué)性能

3.2 有限元模型簡化及邊界條件設(shè)置

（1）有限元建模簡化和網(wǎng)格劃分。在進(jìn)行有限元建模時(shí)，由于內(nèi)外彈性錐環(huán)有一個(gè)開口度，故不能將其簡化為對(duì)稱模型，對(duì)于邊角處存在的圓角和倒角也可以剔除。在進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，由于主要是研究脹緊聯(lián)結(jié)套的受力及接觸情況，并不是主要的受力部件，因此在對(duì)絞車的套筒和主軸進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，網(wǎng)格質(zhì)量粗糙點(diǎn)對(duì)結(jié)果的分析影響很小，在對(duì)脹緊聯(lián)結(jié)套進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，由于多個(gè)螺紋孔的存在，所以在局部要進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。所以在對(duì)套筒和主軸劃分網(wǎng)格時(shí)采用掃掠方式劃分，在對(duì)脹緊聯(lián)結(jié)套劃分網(wǎng)格時(shí)采用六面體網(wǎng)格為主的劃分方法，網(wǎng)格劃分結(jié)果如右圖2所示，共計(jì)89228個(gè)節(jié)點(diǎn)，42181個(gè)單元，在接觸對(duì)的選擇上，一般是孔為目標(biāo)面，軸為接觸面。

圖2 網(wǎng)格劃分

（2）施加載荷與邊界條件設(shè)置。對(duì)于型號(hào)為Z2-190×250型脹緊聯(lián)結(jié)套[7]，其主要技術(shù)參數(shù)是：額定軸向負(fù)載Ft=490kN，額定扭矩Mt=46.5kN.m，脹緊聯(lián)結(jié)套與主合面的接觸壓力Pt=150 N/mm2，脹緊聯(lián)結(jié)套與輪轂面的接觸壓力Pt=115 N/mm2，螺釘?shù)臄Q緊力矩MA=190N.m。所以通過計(jì)算內(nèi)六角螺釘組對(duì)中間彈性壓環(huán)的預(yù)緊力F為

其中K—系數(shù)。取值為1.2，α—聯(lián)結(jié)套半錐角，取值14°，—摩擦角。代入數(shù)值計(jì)算可得F=747.7kN。

對(duì)內(nèi)六角螺釘組的載荷簡化成表面載荷，在脹緊聯(lián)結(jié)套的一端面上施加全約束，在另一端面上施加表面載荷，其大小為：

其中A—脹緊聯(lián)結(jié)套的外彈性錐環(huán)的斷面面積，計(jì)算可得A=13652mm2，P=54.8MPa。在進(jìn)行分析時(shí)，打開線性選型，在進(jìn)行求解時(shí)，求解器的計(jì)算時(shí)打開大變形模式，這樣跟有利于計(jì)算的收斂。

（3）計(jì)算與求解。通過對(duì)模型的求解，得出整個(gè)脹緊聯(lián)結(jié)套的等效應(yīng)力圖如圖所示。該脹緊聯(lián)結(jié)套的中間彈性壓環(huán)、內(nèi)彈性錐環(huán)、外彈性錐環(huán)的等效應(yīng)力圖如圖所示。

從圖3、圖4、圖5的等效應(yīng)力云圖可以看出，應(yīng)力集中在整個(gè)脹緊連接套的內(nèi)彈性錐環(huán)所處的位置，且在內(nèi)彈性錐環(huán)的內(nèi)圈且與開口處相對(duì)的位置的等效應(yīng)力最大，在開口處的位置的應(yīng)力最小。由此可見內(nèi)、外錐環(huán)的開口位置對(duì)于整個(gè)結(jié)構(gòu)的影響很大。因?yàn)樵陬A(yù)緊力的作用下，脹緊聯(lián)結(jié)套的開頭角度不斷減小才能使內(nèi)彈性錐環(huán)和軸緊密貼合才能傳遞更大的扭矩，開頭度的較小必然影響其他部位的應(yīng)力分布，其對(duì)角處的影響就最為嚴(yán)重。在整個(gè)過程中的各零件之間的接觸應(yīng)力的大小如圖所示。

圖3 脹緊連接套的等效應(yīng)力分布

圖4 內(nèi)、外彈性錐環(huán)的等效應(yīng)力分布

圖5 中間彈性壓環(huán)的等效應(yīng)力分布

從圖6～圖10可以看出對(duì)各零件之間的接觸應(yīng)力來說：接觸應(yīng)力最大發(fā)生在彈性壓環(huán)與內(nèi)錐環(huán)外表面的接觸區(qū)域。最大接觸應(yīng)力達(dá)到了218.54MPa其次是彈性壓環(huán)與外錐環(huán)表面之間的接觸應(yīng)力達(dá)到了192.27MPa。相對(duì)于其他接觸，可以發(fā)現(xiàn)只有外錐環(huán)內(nèi)表面與彈性壓環(huán)間的接觸應(yīng)力和最大應(yīng)力相差21MPa，由此可知，相較于其他的接觸位置，與中間彈性錐環(huán)相接觸的區(qū)域的接觸應(yīng)力比較集中。在預(yù)緊力的作用下，直接作用在中間彈性壓環(huán)，所以與直接作用的內(nèi)、外錐環(huán)的表面接觸，在外界約束下，中間彈性壓環(huán)在接觸面承受最大的正壓力，在摩擦的作用下的接觸應(yīng)力也最大。

圖6 外錐環(huán)外表面與套筒間接觸應(yīng)力

圖7 外錐環(huán)內(nèi)表面與彈性壓環(huán)間接觸應(yīng)力

圖8 彈性壓環(huán)與內(nèi)錐環(huán)外表面間接觸應(yīng)力

圖9 內(nèi)錐環(huán)內(nèi)表面與軸間接觸應(yīng)力

4 過盈量對(duì)脹緊聯(lián)結(jié)套的應(yīng)力影響分析

由于脹緊連接套的配合關(guān)系，在工作過程中通過零件之間的接觸產(chǎn)生摩擦力來傳遞扭矩和軸向力。因?yàn)檫^盈量越大，配合面之間的彈性力就越大，同時(shí)接觸就會(huì)更加密切，所以接觸力的大小對(duì)于工作性能起著直接的影響。所以，接觸力的大小與零件之間的配合關(guān)系有著直接的關(guān)系。

在整個(gè)裝配中，通過改變連接之間的過盈量來研究對(duì)整個(gè)結(jié)構(gòu)的應(yīng)力的影響分析。分別選取主軸與內(nèi)彈性錐環(huán)之間的過盈量為0.1mm-1mm，主軸、內(nèi)、外錐環(huán)以及中間彈性錐環(huán)之間的摩擦系數(shù)、材料的力學(xué)性能都保持不變，利用有限元法計(jì)算脹緊聯(lián)結(jié)套的應(yīng)力分布情況，如圖10所示。

從圖10均可以看出，隨著過盈量的增大，脹緊聯(lián)結(jié)套的等效應(yīng)力和接觸應(yīng)力逐漸增大，從曲線的增長趨勢來看，在過盈量在0.1-0.4mm時(shí)，等效應(yīng)力增長的幅度不是很大，當(dāng)過盈量大于0.4mm時(shí)，等效應(yīng)力和接觸應(yīng)力增長的幅度較大。且當(dāng)過盈量超過0.6mm時(shí)，應(yīng)力值達(dá)到839.09MPa，過盈量在1mm時(shí)甚至達(dá)到了1436MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過了材料的屈服極限，而隨著過盈量的增大，接觸應(yīng)力也會(huì)隨之增長，但增長的幅度不是很大，在過盈量為0.1mm時(shí)的接觸應(yīng)力為202.98MPa，在過盈量為1mm時(shí)的接觸應(yīng)力為300.91MPa，增長了48.3%，等效應(yīng)力過大會(huì)導(dǎo)致材料斷裂失效，對(duì)工作造成很大的阻礙。所以在對(duì)脹緊聯(lián)結(jié)套進(jìn)行設(shè)計(jì)裝配時(shí)，在公差配合關(guān)系的選擇一定要慎重對(duì)待。

圖10 過盈量對(duì)脹緊聯(lián)結(jié)套應(yīng)力的影響

5 結(jié)論

（1）應(yīng)力集中在整個(gè)脹緊連接套的內(nèi)彈性錐環(huán)所處的位置，且在內(nèi)彈性錐環(huán)的內(nèi)圈且與開口處相對(duì)的位置的等效應(yīng)力最大，在開口處的位置的應(yīng)力最小。

（2）接觸應(yīng)力最大發(fā)生在彈性壓環(huán)與內(nèi)錐環(huán)外表面的接觸區(qū)域。相較于其他的接觸位置，與中間彈性錐環(huán)相接觸的區(qū)域的接觸應(yīng)力比較集中。

（3）隨著過盈量的增大，脹緊聯(lián)結(jié)套的等效應(yīng)力和接觸應(yīng)力逐漸增大，接觸應(yīng)力的變化較為平緩，最大等效應(yīng)力在過盈量大于0.4mm后增長幅度較大；當(dāng)過盈量大于0.8mm時(shí)，等效應(yīng)力超過了材料的屈服極限導(dǎo)致材料斷裂失效。

（4）在脹緊聯(lián)結(jié)套的配合選擇上，要選擇合適的過盈量來防止等效應(yīng)力過大。