本发明专利技术涉及一种校核多载荷作用下内外胀紧联结套设计尺寸的方法。主要解决胀紧联结套的多载荷作用下联结强度和相配零件强度不足的技术问题。本发明专利技术的技术方案是：首先进行多载荷作用下胀紧联结套的联结强度校核，通过螺钉相关参数，在最大转矩、弯矩和轴向力作用下，计算转矩安全系数；其次，进行多载荷作用下胀紧联结套的相配零件强度校核，各部件合成应力与其对应的材料屈服强度比较，计算各部件安全系数；最后，进行多载荷作用下胀紧联结套螺钉组的拧紧力矩校核，计算螺钉安全系数。本发明专利技术能够有效验证胀紧联结套设计尺寸的合理性，避免其在多载荷作用下的联结强度和相配零件强度不足，从而防止受载时产生滑动或联结件损坏等失效问题的发生。等失效问题的发生。等失效问题的发生。
【技术实现步骤摘要】
一种校核多载荷作用下内外胀紧联结套设计尺寸的方法
[0001]本专利技术属于机械传动连接
，具体涉及一种校核多载荷作用下内外胀紧联结套设计尺寸的方法。
技术介绍
[0002]胀紧联结套作为基础零部件中无键联结的一种，广泛应用于风力发电、矿山机械、航空航天以及船舶领域。随着胀紧联结套的应用场景多样化和受载工况复杂化，即在承载转矩和轴向力的同时，还需要承载弯矩。因此，存在内外胀紧的联结套设计考虑不周，导致受载时产生滑动或联结件损坏等问题，为了保证内外胀紧联结套的联结强度和相配零件的强度，考虑胀紧联结套在复杂应用场景和工况下，转矩、轴向力和弯矩三者同时作用下对其承载性能的影响，对内外胀紧联结套进行多载荷作用下设计尺寸的校核。
技术实现思路
[0003]本专利技术目的是提供一种校核多载荷作用下内外胀紧联结套设计尺寸的方法，克服胀紧联结套的多载荷作用下联结强度和相配零件强度不足，避免导致其打滑或联结件损坏等失效问题。
[0004]为解决上述技术问题，本专利技术采用的技术方案是：
[0005]一种校核多载荷作用下内外胀紧联结套设计尺寸的方法，具体步骤如下：
[0006](1)多载荷作用下胀紧联结套的联结强度校核：
[0007]通过给定的胀紧联结套螺钉组参数，计算胀紧联结套最小转矩，校核多载荷作用下胀紧联结套的联结强度，
[0008]1.1)计算螺钉组产生的轴向力F
a
：
[0009][0010]式中：M0为螺钉的拧紧力矩；n为螺钉数；d0为螺钉直径；k为拧紧力矩系数，由机械设计手册查得；
[0011]1.2)根据胀紧联结套的结构尺寸，确定其内环与外环径向压强p
f
：
[0012][0013]式中：L为胀紧联结套轴向长度；d
m
为内外环结合面平均直径；α为内外环锥面倾角；μ为内外环锥面的摩擦系数；
[0014]1.3)在轴与内环设计的最大配合间隙X
max1
的条件下，得到轴与内环接触所需压强，即内环缩小X
max1
所需压强Δp
f1
：
[0015][0016]式中：d为轴外径，E1为内环的弹性模量；
[0017]1.4)求出胀紧联结套轮毂与外环接触所需压力，即胀紧联结套外环扩大间隙X
max2
所需压强Δp
f2
：
[0018][0019]式中：E2为外环的弹性模量，D为胀紧联结套外径；
[0020]1.5)计算轴上承载的压强p1：
[0021]p1＝p
f
‑
Δp
f1
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(5)
[0022]1.6)计算轮毂上承载的压强p2：
[0023]p2＝p
f
‑
Δp
f2
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(6)
[0024]1.7)计算所传递的转矩M
t
：
[0025][0026]式中：μ1为轴与内环接触面摩擦系数，μ2为轮毂与外环接触面的摩擦系数；
[0027]1.8)结合胀紧联结套设计要求的最大转矩M
max
、最大弯矩M
b
和最大轴向力F
ax
，求最大当量转矩M
tT
：
[0028][0029]式中：K为弯矩与转矩的折合系数，取值范围为1～3；
[0030]1.9)计算转矩的安全系数S0：
[0031][0032]当S0＞1时，联结强度校核满足要求；
[0033](2)校核多载荷作用下胀紧联结套的相配零件的强度：
[0034]根据胀紧联结套相配零件的材料参数，校核多载荷作用下的相配零件(轴、轮毂和胀紧联结套)强度；
[0035]2.1)对轴的强度校核：
[0036]①
计算轴上承受的压强p
ft
：
[0037][0038]②
计算轴的合成应力：
[0039][0040]式中：σ
1ρ
为轴所受最大压应力，τ
1N
为轴所受最大切应力，σ
1b
为轴所受最大弯曲应力，σ
1ρ
、τ
1N
和σ
1b
由轴所受压强p
ft
计算得到；
[0041]③
校核轴的安全系数：
[0042][0043]式中：σ1为轴材料的屈服强度；
[0044]当S1＞1时，轴的强度校核满足要求；
[0045]2.2)校核轮毂强度：在轴与内环、轮毂与外环最大配合间隙条件下，计算轮毂的接触压强：
[0046]p
2max
＝p
ft
+Δp
f1
‑
Δp
f2
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(13)
[0047]计算轮毂的合成应力：
[0048][0049]式中：σ
2ρ
为外环接触面所受最大压应力，σ
2b
为外环接触面所受最大弯曲应力，τ
2N
为外环接触面所受最大切应力，σ
2ρ
、σ
2b
和τ
2N
由轮毂的接触压强计算得到；
[0050]校核安全系数：
[0051][0052]式中：σ2为轮毂材料的屈服强度，
[0053]当S2＞1时，轮毂的强度校核满足要求；
[0054]2.3)对内环与外环接触面进行校核：在轴与内环最大配合间隙条件下，计算内环外表面所需接触压力：
[0055]p
3max
＝p
ft
+Δp
f1
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(16)
[0056]计算内环与外环接触面的合成应力：
[0057][0058]式中：σ
3ρ
为内环与外环接触面所受的最大压应力，为内环与外环接触面所受的最大拉应力，σ
3ρ
和由内环外表面所需接触压力计算得到；
[0059]校核安全系数：
[0060][0061]式中：σ3为内、外环材料的屈服强度，
[0062]当S3＞1时，内环与外环接触面强度校核满足要求；
[0063](3)胀紧联结套螺钉组的拧紧力矩校核：
[0064]在轴与内环、轮毂与外环最大配合间隙的条件下，计算轴向力F
v
：
[0065]F
v
＝p
3max
πd
m
L(sinα+μcosα)
×
10
‑3ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(19)
[0066]计算所需的拧紧力矩M
s1
：
[0067][0068]校核螺钉组的安全系数S4：
...
【技术保护点】
【技术特征摘要】
1.一种校核多载荷作用下内外胀紧联结套设计尺寸的方法，其特征在于，具体步骤如下：(1)多载荷作用下胀紧联结套的联结强度校核：通过给定的胀紧联结套螺钉组参数，计算胀紧联结套最小转矩，校核多载荷作用下胀紧联结套的联结强度，1.1)计算螺钉组产生的轴向力F
a
：式中：M0为螺钉的拧紧力矩；n为螺钉数；d0为螺钉直径；k为拧紧力矩系数，由机械设计手册查得；1.2)根据胀紧联结套的结构尺寸，确定其内环与外环径向压强p
f
：式中：L为胀紧联结套轴向长度；d
m
为内外环结合面平均直径；α为内外环锥面倾角；μ为内外环锥面的摩擦系数；1.3)在轴与内环设计的最大配合间隙X
max1
条件下，得到轴与内环接触所需压强，即内环缩小X
max1
所需压强Δp
f1
：式中：d为轴外径，E1为内环的弹性模量；1.4)求出胀紧联结套轮毂与外环接触所需压力，即胀紧联结套外环扩大间隙X
max2
所需压强Δp
f2
：式中：E2为外环的弹性模量，D为胀紧联结套外径；1.5)计算轴上承载的压强p1：p1＝p
f
‑
Δp
f1
ꢀꢀꢀꢀ
(5)1.6)计算轮毂上承载的压强p2：p2＝p
f
‑
Δp
f2
ꢀꢀꢀꢀ
(6)1.7)计算所传递的转矩M
t
：式中：μ1为轴与内环接触面摩擦系数，μ2为轮毂与外环接触面的摩擦系数；1.8)结合胀紧联结套设计要求的最大转矩M
max
、最大弯矩M
b
和最大轴向力F
ax
，求最大当量转矩M
tT
：
式中：K为弯矩与转矩的折合系数，取值范围为1～3；1.9)计算转矩的安全系数S0：当S0＞1时，联结强度校核满足要求；(2)校核多载荷作用下胀紧联结套的相配零件的强度：根据胀紧联结套相配零件的材料参数，校核多载荷作用下的轴、轮毂和胀紧联结套的强度；2.1)对轴的强度校核：
①
计算轴上承受的压强p
ft
：
②
计算轴的合成应力：式中：σ
1ρ
...
【专利技术属性】
技术研发人员：王建梅，欧栋，宁可，陈亮，
申请(专利权)人：太原科技大学，
类型：发明
国别省市：
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