双锥锁紧盘传递扭矩分析.pdf

7 6 重 型 机 械 2 0 1 4 NO 2 双锥锁紧盘传递扭矩分析 佟 占胜 ，周景龙 ，袁志刚 ( 1 中国重型机械研究院股份公司，陕西西安7 1 0 0 3 2 ；2 中国重型机械有限公司，北京1 0 0 0 3 6 ； 3 首钢长白结晶器有限责任公司，河北秦皇岛0 6 6 3 1 1 ) 摘要：使用 H y p e r m e s h与 Ms cma r c 联合仿真方法对型号 S P 25 6 0 9 4 0的双锥锁紧盘进行分 析，得到锁紧盘应力和位移云图；并用位移加载方式对锁紧盘进行了有限元接触分析，模拟当轴毂存 在间隙，锁紧盘传递最大扭矩时 ，其径向压力与位移数值解 。计算了不同锥度角与锁紧盘外套轴向位 移的关系，探讨了外圈直径对锁紧盘结构应力的影响。为双锥锁紧盘的设计计算提供了参考。 关键词：锁紧盘；锥度角；减速机；有限元分析 中图分类号 ：T H 1 3 2 文献标识码 ：A 文章编 号 ：1 0 0 11 9 6 X( 2 0 1 4 ) 0 20 0 7 6 0 5 Ana l y s is o f t o r qu e t r a ns mit t ing o f do ub l e - t a p e r l o ck dis c T ONG Z h a n s h e n g ，Z HOU J in g l o n g ，YU AN Z h i g a n g ( 1 C h i n a N a t i o n a l H e a v y M a ch i n e r y R e s e a r ch I n s t i t u t e C o ， L t d ， X i a n 7 1 0 0 3 2 ，C h in a ； 2 C h in a N a t io n a l He a v y Ma ch i n e r y C o r p o r a t i o n ，B e i j i n g 1 0 0 0 3 6 ， C h i n a ； 3 Q i n h u a n g d a o S h o u g a n g C h a n g b a i Mo u l d C o ，L t d ， Q i n h u a n g d a o 0 6 6 3 1 1 ，C h i n a ) Ab s t r a ct ：An aly s is o f S P 2 5 6 09 4 0 d o u b l e t a mp e r l o ck d is c is p e r f o r me d u s in g t h e s imu l a t io n s o f t w a r e Hy p e r me s h a n d Ms c Ma r c ，t o g e t t h e cl o u d d ia g r a m o f s t r e s s a n d d is p l a ce me n t T h e f in it e e l e me n t a n a l y s is o f t h e l o ck d i s c co n t a ct i s p e rf o rm e d u s i n g t h e d i s p l a ce me n t a d d i n g me t h o d，a n d t h e s imu l a t i o n is t h a t t h e l o ck d is c t r a n s mit s t h e ma x imu m t o r q u e w h e n cl e a r a n ce o f s h a f t h u b e x is t s T h e n u me r ica l v a l u e s of r a d ial p r e s s u r e a n d d is p l a ce me n t a r e o b t a in e d a cco r d in g l y Re l a t io n b e t we e n t h e t a p e r a n g l e a n d t h e a x ia l d is p l a ce me n t o f o u t e r s l e e v e o f t h e l o ck d is c is r e v e ale d t h r o u g h calcu l a t io n T h e imp a ct o f t h e d ia me t e r o f o u t e r r in g o n t h e l o ck d i s c s t r u ct u r e is d is cu s s e d，wh ich p r o v id e r e f e r e n ce f o r t h e d e s ig n calcu l a t io n o f t h e l o ck d is c Ke y wo r d s ： l o ck d is c ； t a p e r a n g l e ；r e d u ce r ；f in it e e l e me n t a n a l y s is 0 前言 锁紧盘是一种轴和毂之间广泛采用的无键联 接装置。锁紧盘是由带有锥度角的外套与 内套组 成，通过螺栓从外部对轴套施加预紧力，内套被 压缩，使工作机主轴与减速机输 出轴紧密结合 ， 通过过盈配合达到传递扭矩要求 。锁紧盘广泛应 用于建材、风电及运输等行业。在相同轴径条件 下 ，较之键连接，采用锁紧盘连接方式能传递更 收稿 日期 ：2 0 1 3一l 1 0 8 ；修订 日期 ：2 0 1 4 0 1 0 3 作者简介 ：佟 占胜 ( 1 9 8 1 一 ) ，男 ，天津人 ，中 国重型机械研 究 院股份公司 ，工程师。 大的扭矩 。锁紧盘连接易于检修 ，检修时 只需卸 下螺栓 ，内外套 自然松开，工作机主轴与减速机 输出轴间隙恢复 ，实现轻松分离。 1 锁紧盘设计流程 锁紧盘有两种类型 ，单锥与双锥形式 ，双锥 锁紧盘的结构如图 1所示 。 锁紧盘的选定方法、安装、防护与拆卸，按 照 J B Z Q 4 1 9 4 - 2 0 O 6执行 。值得注意的是锁紧盘 锥度角设计 ，已知锥面传递扭矩计算公式为 p= p 式中，尸为工作压力；T K为传递 的最大扭矩 重 型 机 械 7 7 值 ；d 为接触工作面直径 ；L为工作长度。 冈 l 双锥锁紧盘结构图 F ig 1 S t r u ct u r e o f d o u b l e - t a p e r l o ck d is c 应用式 ( 1 ) 设计锁紧盘应该 注意两个 问题 ， 一 是将 K作为额定负荷最大转矩 ；二是 注意 摩擦系数 与锥度角 的关系。 摩擦系数的选取以及测定十分 重要 ，不但决 定着结合面径向压力大小 ，而且与锥度角关系紧 密相连，如果锥 度角正切 值小于摩擦 系数 ，即 t a n o 。当螺栓拆除，去掉外力后，锁 紧盘会发 生 自锁 ，需要对锁紧盘施加相反 的力才能使内外 套分开 。因此设计锁 紧盘时 ，要根据工作工况 ， 合理计算摩擦 系数以及是否需要 自锁存在。降低 摩擦系数时可 以选择在锥形丁作 面上涂润滑油 ， 增大摩擦系数则可以在锥形工作面上加减摩剂。 减速机输出轴与工作机主轴之间的理论计算 可 以参考文献 5 ，在此不再赘述。 文献 2 目录中所列的额定扭矩值 与额 定轴 向载荷值是按照锁紧盘所能传递的最大值列出的， 不含安全系数 ，校核时，应考虑起动和冲击载荷。 2 锁紧盘有限元分析 有限元分析技术能够模拟真实 的 自然现象 ， 解决从简单到复杂的工程实际问题 ，在越来越多 的行业领域得到广泛应用。本文使用 H y p e r m e s h 与 Ms c m a r c 联 合仿 真方 法对 双 锥锁 紧盘 进 行 分析。 锁紧盘的有限元分析 ，根据其结构可以简化 为轴对称问题，其特点是物体为某一平面绕其中 心轴旋转而形成的回转体。由于锁紧盘涉及到多 个轴对称旋转体以及接触问题，用弹性力学的解 析方法进行应力计算较 复杂，很难得 到精确解 ， 因此采用有限元法进行应力分析，在工程上十分 必要 ，同时用有限元计算得到的数值解，近似程 度也很高。 2 1 网格划分 自由网格划分对于处理结构网格划分是最快 的，但是有其缺点 ，首先可能会 出现单元粘结 ， 无法求解 ；其次由于网格单元长度一样 ，单元数 量较多 ，求解时间长。使用 H y p e r m e s h进行手动 与 自由网格划分结合方法 ，能使接触区域 网格密 集 ，有助于得到精确数值解 ，远离接触区域的部 分 ，经过处理 ，网格单元较大 ，不仅节省计算时 间，节约计算资源，而且能得到同样精确的数值 解。本文采用四节点平面网格 。图 2为划分好的 锁紧盘工作结构网格 图。 图 2锁紧盘网格 图 Fig 2 F in it e e l e men t g r id o f l o ck dis c 2 2 边界条件处理 锁紧盘结构既是 轴对称 旋转体 ，也是沿 中 间截面对称的。因此可 以将 中间截 面做 全约 束 处理 ，假设 载荷均匀分 布 ，不会发生偏移。 由于采用螺栓预紧力加载处理 ，有许多不确 定因素 ，包括螺纹的加工精度，内外环的摩擦系 数等。所以对外套使用位移载荷 ，最终也是通过 确定过盈量计算传递扭矩更为方便。经过有限元 分析后 ，通过外套位移加载值与减速机输 f J 轴与 工作机主轴表面径向压力的关系 ，找到能够传递 扭矩的合适锁紧盘外套轴 向位移量。在此工况下 得到锁紧盘变形值与应力值，以确定锁紧盘材料 是否满足设计要求。这样更符合实际。 2 3 锁紧盘材料与性能 为了确保锁 紧盘性能，锁紧盘外套使用材料 78 - 4 2 C r M o A，锁紧盘 内套 使用 4 0 C r A，调 质处理 。 表 1为材料力学性能参数。采用不 同材料可 以预 防锁紧盘在高压载荷工况下 ，外套与内套发生粘 接 ，同时也满足传递扭矩和实际工况。 表 1 Q 2 3 5 一 A钢材力学性能表 a b 1 M e ch a n ica l p r o p e r t i e s o f Q 2 3 5 一 A s t e e 2 4 锁紧盘有限元分析结果 锁紧盘是 目前 辊压机辊子 主轴 与减速机输 出空心 轴采用 的连接方式 。某 9 0 0 k W 辊压机 配套的减速机传递扭矩 7 5 0 k N m，采用 双锥 锁紧盘型号 S P 2 5 6 0 X 9 4 0 ，此锁紧盘额定转矩 2 1 3 0 k N m，轴向力 9 2 6 1 k N，安全系数达到 2 8。 利用 Ms c m a r c 软件对锁紧盘型号 S P 2 5 6 0 X 9 4 0模型有限元分析计算 ，得到锁 紧盘应 力和位 移云图如图 3 、图4所示 。 3 7 e + l 】 f ) 2 2 79 e + 0 02 2 83 0e 1 0 2 2 3 8 2 e - - o 0 2 I 9 3 4 e l 4 8 6 - On 2 1 03 7 e 4 0 堙 5 93 Hml 图 3 锁紧盘结构应力图 F ig 3 S t r e s s d ia g r a m o f l o ck d is c 图4 锁紧盘结构径向Y位移图 F ig 4 Y r a d ia l d is p l a ce me n t o f l o c k d is c 根据图 3 、4得到 当锁紧盘传递最大扭矩 时 ，最 大应力 为 4 6 2 3 M P a ，最大径 向位移 为 0 4 5 9 1 m m，其中内套最大等效应力如图 5所示 ，最大 应力为 3 8 4 2 M P a 。 网 5 锁紧盘内套应力图 F ig 5 S t r e s s d ia g r a m o f in n e r s l e e v e o f l o ck d is c 锁紧盘在满足传递 2 1 3 0 k N I Y I 扭矩时 ，承 受的应力值较大 ，但 是没有 超过材料 的屈 服极 限。而实际加工的锁紧盘外套是有采取打磨圆角 的办法来降低应力集中的。 z 0帕 g h I O 0 a ) 减速机输出轴 ( b )I ： 作机主轴 图6 减速机输出轴和工作机主轴的 径向应力 分布图 F i g 6 Ra d i ca l s t r e s s d i s t r i b u t i o n o f t h e o u t p u t s h a f t o f r e d u ce r a n d t h e ma i n s h aft o f o p e r a t in g ma ch in e 根据图 6 a与图 6 b ，可以提取出各个节点径 向应力 ，进而求得接触面上径 向应力平均值。 8 0 重 型 机 械 2 0 1 4 N O 2 同锁紧盘外套外圈直径 D条件下 ，产生 的压力 P，以及实现传递最大扭矩时轴向位移值 和锁 紧盘外套等效应力值 o r 。 图9 锥度角与轴向位移关系图 F ig 9 R e l a t io n s h ip b e t we e n t a p e r a n g l e a n d a x ia l d is p l a ce me n t 表 3 T a b 3 锁紧盘外套外圈直径 D对应力的影响 I mp a ct o f d i a me t e r o f o u t e r r i n g o f o u t e r s l e e v e o n s t r e s s 从表3中可知，锁紧盘外圈直径对整体设计 影响较大。而涨套的外圈直径很小 ，是因为涨套 外圈还要与其它零件相连，涨套是用外径扩张来 保证传递扭矩，这是其与锁紧盘的重要区别。 3 结论 ( 1 ) 分析结果说明锁紧盘在传递最大扭矩工 况下，所受到的最大等效应力并没有超过材料的 屈服极限。文献 2 中提到锁紧盘外套与内套材 料可以使用屈服强度大于 3 6 0 M P a的钢或铸钢， 结合其他文献与本文分析，作者认为这一数据不 太合适 ( 2 ) 锁紧盘内套与减速机输 出轴 ，以及减速 机输出轴与工作机主轴之间的径向应力并不是固 定值或是呈线性分布。 ( 3 ) 通过螺栓预紧锁紧盘时，轴向行程 0 4 m m内，是为了消除间隙，减速机输出轴与工作 机主轴并没