過盈量對脹緊聯結套的應力影響分析

◇長江藝術工程職業學院 杜 嬌 胡 強 黃 攀 文梓浩

采用有限元分析方法，利用ansys軟件對脹緊聯結套的結構進行有限元分析。分析結果顯示：等效應力最小的位置位于脹緊聯結套的內彈性錐環的開口處，等效應力最大的位置位于內彈性錐環的開口處的對邊。最大接觸應力位于中間彈性壓環上；隨著過盈量的增大，脹緊聯結套的等效應力和接觸應力逐漸增大，接觸應力的變化較為平緩，最大等效應力在過盈量大于0.4mm后增長幅度較大；當過盈量大于0.8mm時，等效應力超過了材料的屈服極限導致材料斷裂失效。所以在選取脹緊聯結套的配合上要選擇合適的過盈量來防止工作工程中產生的應力集中。

1 引言

隨著時代的進步和科學技術的快速發展，石油行業的鉆采技術得到了不斷的優化和發展[1-2]。相對應的鉆采設備配置絞車也朝著大功率、大載荷的方向邁進。就目前的情況而言，絞車的滾筒和旋轉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的連接方式應用廣泛，但在傳遞扭矩和軸向力方面其大小受到了很大的限制，并且在生產和拆卸也受到了極大的約束。在載荷過大的情況下，平鍵會被壓潰甚至引起絞車滾筒的毀壞，造成嚴重的經濟損失和人身事故。針對這種平鍵連接帶來的隱患，采用脹緊聯結套的連接方式會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，對被聯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位置，在加工性能優越，拆裝方便，因此適用性好。

本文以脹緊聯結套為研究對象，利用有限單元法分析在工作過程中整個結構的應力分布情況壹基金接觸應力的分布情況，并分析在裝配過程中脹緊聯結套中各零件之間的配合關系對其應力的影響。這將對以后脹緊聯結套的裝配選擇提供理論指導和借鑒。

2 脹緊聯結套的結構和工作原理

脹緊聯結套的結構[6-7]如圖1所示，其結構組成為：一個開口的雙錐外彈性錐環、一個開口的雙錐內彈性錐環，兩個開口的雙錐的中間彈性壓環和若干個起預緊作用的內六角螺釘組。

圖1 脹緊聯結套的結構

脹緊聯結套的工作原理：通過測力扳手將內六角螺釘擰緊，在預緊力的作用下，內外彈性錐環會被拉緊，在向中心靠攏的過程中，由于錐度的存在而產生軸向分力，使得內彈性錐環受壓，開口度減小，且其內徑減小并且與傳動主軸緊密貼合，外彈性錐環也會在預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，依靠各零件之間的相互的緊密貼合和接觸產生摩擦力來很好地起到傳遞扭矩和軸向力的作用。

3 脹緊聯結套的接觸有限元分析

3.1 脹緊聯結套材料基本屬性

在套筒與主軸之間采用的是Z2性脹緊聯結套的連接方式。其實際尺寸如下：脹緊聯結套的外徑D為250mm，內徑d為190mm，脹緊連擊套的雙錐的內外彈性錐環的高度l為46mm，中間的彈性壓環的高度L為52mm，內六角螺釘組的高度為68mm，脹緊聯結套的錐度為14°，脹緊聯結的內外彈性錐環的開口度為2°。各零件在材質的選取上，脹緊聯結套的外彈性錐環的材料為G32NiCrMo，主軸和絞車套筒的材料為30CrMo，內彈性錐環和中間彈性壓環的材料為45鋼，具體的力學性能如表1所示。

表1 零件的材料力學性能

3.2 有限元模型簡化及邊界條件設置

（1）有限元建模簡化和網格劃分。在進行有限元建模時，由于內外彈性錐環有一個開口度，故不能將其簡化為對稱模型，對于邊角處存在的圓角和倒角也可以剔除。在進行網格劃分時，由于主要是研究脹緊聯結套的受力及接觸情況，并不是主要的受力部件，因此在對絞車的套筒和主軸進行網格劃分時，網格質量粗糙點對結果的分析影響很小，在對脹緊聯結套進行網格劃分時，由于多個螺紋孔的存在，所以在局部要進行網格細化。所以在對套筒和主軸劃分網格時采用掃掠方式劃分，在對脹緊聯結套劃分網格時采用六面體網格為主的劃分方法，網格劃分結果如右圖2所示，共計89228個節點，42181個單元，在接觸對的選擇上，一般是孔為目標面，軸為接觸面。

圖2 網格劃分

（2）施加載荷與邊界條件設置。對于型號為Z2-190×250型脹緊聯結套[7]，其主要技術參數是：額定軸向負載Ft=490kN，額定扭矩Mt=46.5kN.m，脹緊聯結套與主合面的接觸壓力Pt=150 N/mm2，脹緊聯結套與輪轂面的接觸壓力Pt=115 N/mm2，螺釘的擰緊力矩MA=190N.m。所以通過計算內六角螺釘組對中間彈性壓環的預緊力F為

其中K—系數。取值為1.2，α—聯結套半錐角，取值14°，—摩擦角。代入數值計算可得F=747.7kN。

對內六角螺釘組的載荷簡化成表面載荷，在脹緊聯結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—脹緊聯結套的外彈性錐環的斷面面積，計算可得A=13652mm2，P=54.8MPa。在進行分析時，打開線性選型，在進行求解時，求解器的計算時打開大變形模式，這樣跟有利于計算的收斂。

（3）計算與求解。通過對模型的求解，得出整個脹緊聯結套的等效應力圖如圖所示。該脹緊聯結套的中間彈性壓環、內彈性錐環、外彈性錐環的等效應力圖如圖所示。

從圖3、圖4、圖5的等效應力云圖可以看出，應力集中在整個脹緊連接套的內彈性錐環所處的位置，且在內彈性錐環的內圈且與開口處相對的位置的等效應力最大，在開口處的位置的應力最小。由此可見內、外錐環的開口位置對于整個結構的影響很大。因為在預緊力的作用下，脹緊聯結套的開頭角度不斷減小才能使內彈性錐環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力分布，其對角處的影響就最為嚴重。在整個過程中的各零件之間的接觸應力的大小如圖所示。

圖3 脹緊連接套的等效應力分布

圖4 內、外彈性錐環的等效應力分布

圖5 中間彈性壓環的等效應力分布

從圖6～圖10可以看出對各零件之間的接觸應力來說：接觸應力最大發生在彈性壓環與內錐環外表面的接觸區域。最大接觸應力達到了218.54MPa其次是彈性壓環與外錐環表面之間的接觸應力達到了192.27MPa。相對于其他接觸，可以發現只有外錐環內表面與彈性壓環間的接觸應力和最大應力相差21MPa，由此可知，相較于其他的接觸位置，與中間彈性錐環相接觸的區域的接觸應力比較集中。在預緊力的作用下，直接作用在中間彈性壓環，所以與直接作用的內、外錐環的表面接觸，在外界約束下，中間彈性壓環在接觸面承受最大的正壓力，在摩擦的作用下的接觸應力也最大。

圖6 外錐環外表面與套筒間接觸應力

圖7 外錐環內表面與彈性壓環間接觸應力

圖8 彈性壓環與內錐環外表面間接觸應力

圖9 內錐環內表面與軸間接觸應力

4 過盈量對脹緊聯結套的應力影響分析

由于脹緊連接套的配合關系，在工作過程中通過零件之間的接觸產生摩擦力來傳遞扭矩和軸向力。因為過盈量越大，配合面之間的彈性力就越大，同時接觸就會更加密切，所以接觸力的大小對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系有著直接的關系。

在整個裝配中，通過改變連接之間的過盈量來研究對整個結構的應力的影響分析。分別選取主軸與內彈性錐環之間的過盈量為0.1mm-1mm，主軸、內、外錐環以及中間彈性錐環之間的摩擦系數、材料的力學性能都保持不變，利用有限元法計算脹緊聯結套的應力分布情況，如圖10所示。

從圖10均可以看出，隨著過盈量的增大，脹緊聯結套的等效應力和接觸應力逐漸增大，從曲線的增長趨勢來看，在過盈量在0.1-0.4mm時，等效應力增長的幅度不是很大，當過盈量大于0.4mm時，等效應力和接觸應力增長的幅度較大。且當過盈量超過0.6mm時，應力值達到839.09MPa，過盈量在1mm時甚至達到了1436MPa，遠遠超過了材料的屈服極限，而隨著過盈量的增大，接觸應力也會隨之增長，但增長的幅度不是很大，在過盈量為0.1mm時的接觸應力為202.98MPa，在過盈量為1mm時的接觸應力為300.91MPa，增長了48.3%，等效應力過大會導致材料斷裂失效，對工作造成很大的阻礙。所以在對脹緊聯結套進行設計裝配時，在公差配合關系的選擇一定要慎重對待。

圖10 過盈量對脹緊聯結套應力的影響

5 結論

（1）應力集中在整個脹緊連接套的內彈性錐環所處的位置，且在內彈性錐環的內圈且與開口處相對的位置的等效應力最大，在開口處的位置的應力最小。

（2）接觸應力最大發生在彈性壓環與內錐環外表面的接觸區域。相較于其他的接觸位置，與中間彈性錐環相接觸的區域的接觸應力比較集中。

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

（4）在脹緊聯結套的配合選擇上，要選擇合適的過盈量來防止等效應力過大。