一种液压胀紧式联接器的研究

王振乾，卿兆波，杨惠忠

(中国计量学院，浙江杭州 310018)

一种液压胀紧式联接器的研究

王振乾，卿兆波，杨惠忠

(中国计量学院，浙江杭州 310018)

在动力传动装置中，轴毂联接器是比较常用的基础部件，由于液压胀紧式联接器 (又称液压胀套)结构与工作原理的独特性，使其具有快速安装和过载保护的功能。应用薄壁圆筒的无矩理论和有矩理论推导了联接器腔内压强与环形夹层变形量的公式，并借助于实验来验证理论公式的正确性;进一步分析产生相对误差的原因，使其对生产具有一定的指导作用。

液压胀套;薄壁圆筒;有矩理论;无矩理论

图1 液压胀套

在动力传动装置中，轴与轮毂联接是一种比较常见的联接方式。以往的轴与轮毂的联接大多采用键联接、锥套胀紧联接等［1－2］。键联接轴与轮毂间的配合不够紧密，再加上要在轴和轮毂上开键槽，容易产生应力集中，且定心精度不高，受力不够均匀，经多次

拆装后，轴与轮毂之间易发生磨损，配合间隙增大，导致零件报废。锥套胀紧联接的结构已经标准化、系列化［3］，但锥套胀紧联接由于其结构特点而使其拆装非常麻烦，在一些需要快速拆装的场合不能得到很好的利用。

文中介绍了一种液压胀紧式联接器，该联接器不仅能够消除键联接而产生的间隙与应力集中的问题，而且具有便于拆装和维护、过载保护等优点。

1 结构和工作原理

1.1 结构

液压胀套的结构如图1所示，主要由一个淬火钢制弹性环形夹层和法兰组成。弹性环形夹层里充有液压介质，调压螺钉和活塞安装在法兰里，起到改变和保持环形夹层内液体静压的作用。

1.2 工作原理

液压胀套的工作原理是:在密封的弹性环形夹层内注入一定的液压介质，通过拧紧螺钉带动活塞使密封夹层中的液压介质产生均匀的液体静压强。弹性环形夹层在静压强的作用下产生弹性变形使得内层环收缩与外层环膨胀，当内外夹层分别与轴、毂贴合时，将与轮毂和轴产生足够的摩擦力矩从而传递转矩并承受一定的轴向载荷，由于产生的摩擦力矩可由加压螺钉控制，所以该液压胀套具有过载保护功能且对中精度高。反之，拧松螺丝时，液体静压强逐渐减小至消失，胀套的环形夹层快速弹性恢复到初始状态，从而实现轴与毂孔的快速拆卸。图2中示出该液压胀套完成轴毂联接的3个过程。

图2 液压胀套工作状态示意图

1.3 主要特点

液压胀套除了具有传统轴毂联接器的优点［4］以外，还有自身的特点:

(1)快速拆装。将螺丝放松后，夹层内的油压随之下降直至消失，联接器的夹层将弹性恢复到初始的位置从而可将其快速拆卸下来。重新拧紧螺钉又再一次迅速夹紧。

(2)过载保护。通过调压螺钉调整腔内油压的大小，从而调整传递转矩。根据工作情况可设置合适的过载保护转矩值。

(3)对中精度高。该联接器内外径本身的同轴度精度高，弹性环形夹层在静压强的作用下产生弹性变形，使得内层环收缩与外层环膨胀，消除轴和轮毂之间的间隙，保证轴与轮毂有很高的对中精度。且多次拆装不影响其对中精度。

(4)节省轴向空间。该联接器的调压螺钉位于轴的径向，当用它们来进行径向联接时，就不需要在轴向上给联接器预留装/卸操作空间。

2 设计计算

2.1 腔内压强计算

液压胀套腔内压强的计算，是把环形夹层内的液压介质看作是不可压缩流体，通过调压螺钉改变腔内体积，从而改变腔内液压介质对环形夹层的压强值p。根据不可压缩流体理论［5］，腔内体积的改变量ΔV与腔内压强的改变量Δp的关系为:

腔内体积变化可通过调压螺钉推动圆柱活塞形成的空间变化来计算，调压螺钉推动圆柱活塞使液体减小的体积为:

式中:D为圆柱活塞的直径，mm;

t'为调压螺钉的螺距，mm;

n为调压螺钉旋转的圈数。

将以上两式整理即可得出腔内压强的计算方法:

2.2 受力与变形分析

由两个曲面围成的物体，当曲面之间的距离远小于物体的其他尺寸时，称为壳体。两曲面间的垂直距离称为壳体的厚度，用t表示。平分厚度的曲面称为中性面，简称为中曲面或中面。中面的最小曲率半径用R表示。文中研究的液压胀套的双层夹层的壁厚与中面最小曲率半径之比小于1/20，可称为薄壳。所以双层夹层的受力与变形量的关系可按弹性力学中的薄壳问题进行求解［6］。

对于薄壁圆筒的受力与变形分析，一般先用无矩理论计算，之后再用有矩理论对其结果进行修正。薄壁圆筒在无矩理论下的力学模型如图3所示。

图3 无矩理论力学模型

根据薄壁圆筒的无矩理论，任意横截面的直筒形柱壳，圆筒内在受均匀分布的压力作用下挠度变化的无矩解为:

式中:ω为挠度，mm;

E为弹性模量，N/mm2;

L为圆筒长度，mm;

t为壁厚，mm;

p为圆筒所受压强，N/mm2;

x为中面母线始点至变点距离，mm;

α为中面周线始点至变点距离，mm;

R为中面半径，mm。

当R为常数时，式 (4)可化简为:

当薄壁圆筒的两端被固定时，其有矩理论的力学模型如图4所示。

图4 有矩理论力学模型

式中:ω*是方程的任一特解，C1，C2，C3，C4由壳体的边界条件来确定。

壳体中不受弯矩及扭矩作用的状态称为无矩状态，所以壳体的无矩理论是壳体有矩理论的特殊情况，所以可以将无矩理论下的无矩解作为方程 (8)的一个特解ω*，这样可得:

2.3 消除环形夹层与轴毂间隙所需压力Δp1的计算

液压胀套环形夹层与轴毂之间的间隙δ由4个部分组成:(1)配合公差产生的间隙;(2)表面粗糙度造成的间隙;(3)温度差引起的修正量;(4)离心力影响的修正量［7］。因此有:

式中:δ1为配合公差产生的间隙，mm;

δ2为表面粗糙度产生的间隙，mm;

δ3为温度差引起的修正量，mm;

δ4为离心力引起的修正量，mm。

由式 (18)可知，消除间隙δ所需压力Δp1为:

3 实验验证

文中研究的液压胀套如图5所示。

图5 液压胀套受力示意图

式中:T为传递转矩，N·m;

p1为作用于轴上的压力，N·m2;其值为腔内压强p减去消除间隙所需压强Δp1;

d为轴直径，mm;

l1为油腔长度，mm;

f为摩擦因数;

xb为非完全接触长度，mm。

由于联接器与轴的结合面为危险结合面，所以主要对联接器与轴的结合进行研究。文中研究的联接器:油腔长度l1=49 mm;轴直径d=25 mm;壁厚t=0.75 mm;弹性模量E=206 GPa;泊松比μ=0. 3;摩擦因数f=0.11。根据式 (3)可计算出调压螺钉每旋转一圈腔内压强的变化量为16.801 MPa，由此根据式 (19)和式 (20)可计算出调压螺钉旋转不同圈数时，所能传递转矩的理论值。将文中研究的液压联接器在转矩测试台测得的实测值与理论值进行比较，见表1。

表1 扭矩理论计算值与实测值比较

通过上面的比较可知，理论值与实测值的相对误差均小于15%，说明文中的计算模型是合理的。

4 结论

文中的数学模型是在理想的条件下计算得到的，实际情况下影响传递转矩的因素还有很多，从而导致实测值与理论值有一定偏差。所以在生产中必须全面考虑其影响因素。这些因素主要有:

(1)腔内液体介质的物理特性，主要是它们的可压缩性与热膨胀性质。

(2)胀套与被联接零件构成的摩擦副的特性，例如摩擦因数的稳定性等。

(3)两被联接零件在接合部位的刚度。

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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，硕士研究生，主要研究方向是越野装备研发。E－mail:wangzq315@163.com。