超高压力液压螺母的设计计算
第29卷第8期
2008年8月
煤矿机械
CoalMineMachine:
V01.29No.8
Aug.2008
嚼设计?计算鄙
超高压力液压螺母的设计计算
赵贯喜,黄玉果
(1.山东煤矿安全监察局,济南250031;2.山东科技大学,山东泰安271021)
摘要:基于大螺栓联接使用中预紧力不足而导致联接失效的问题,提出并设计了一
种超高
液压螺母;对螺母体,活塞体及紧圈等主要组成件进行了结构设计和强度计算,介
绍了色标位置的
确定,并探讨了组合密封问题.
关键词:液压;螺母;联接
中图分类号:TH137.5文献标志码:A文章编号:1003.0794(2008)08—0001—03
Ultra—highPressureHydraulicNutDesignandCalculation ZHAOGuan—xi,HUANGYu—gud
(1.BureauofShandongCoalMineSafe~Supervisory,Jinan25O031,China;
2.ShandongUniversityofScienceandTechnology,Tai'an271021,Chian)
Abstract:BasedontheuseOftheboltconnectioninadequatepreloadlinkfailurecausedthepr
oblem,andto
designasuper—
highhydraulicnut;ofthenut,andthetightcircleofdetroitandothermajorcomponentsof
thestructuraldesignandstrength,acolor—
locationsettingisintroduced,andtoexplorethecombinationof
sealingproblem.
KeyWords:hydmulic;nut;connection
0引言
螺栓联接被认为是机械可拆联接的最主要形 式,而普通螺栓联接特别是大螺栓联接,如采煤机各 部联接螺栓,通风机与机架或基础联接螺栓,起重机 机械底座及各部联接螺栓,金属井架与基础及各部 联接等,螺栓的主要失效原因在于预紧力不足而引 起的.因此如何解决预紧力不足已成为亟待解决的 问题,而液压螺母的出现为解决这些问题提供了很 大的便利与可能.
1设计要求
与原始参数的给定
液压螺母主要应用于大螺栓联接,在采煤机各 部间的连接等处,还受到空间狭小的限制,因此所设 计的螺母体积应尽可能地小,为此应选择超高油压 并选用高强度塑性材料制造.
设计原始参数:油压P=160MPa,螺栓M36×4. 2基本结构与原理
(1)液压螺母结构
液压螺母结构如图1所示.
图1液压螺母装配示意图
1.螺母体2.密封圈3,活塞体4,紧圈
(2)工作原理
如图1所示,被联接螺栓螺纹部分与螺母体联 接,螺栓大头位于紧圈右侧,被连接件位于紧圈与螺 栓大头问.工作时,先人工将螺母旋紧,并使紧圈位 于右侧;然后使液压油从A口进入,通过液压油的 压力对活塞体和螺母体作用,牵动螺母体1向左移
动,将螺栓拉长,当色标露出时(此时标志预紧力已 达到)应迅速旋紧紧圈4,使紧圈端面靠在螺母体 上,泄去油压,螺栓紧固完毕;拆卸时顺序相反. 3主要结构件的设计
3.1螺母体设计
3.1.1螺母体结构及材料选择
选取螺母体材料为:40CrMnMo,曲服强度极限 =785MPa.
3.1.2径向尺寸的选择
(1)活塞体内径尺寸D的确定
初选内侧壁厚t=8一(t螺母体内孔与活塞 体间壁厚),活塞体内径
D1=d+2t=52mm
(2)活塞体外径尺寸D的确定
预紧力
Fo=KAa:319746N
取K=O.6,A=678.8眦Tl2;
由(D;一D2)p>IFo带人数据得
——1——
Vo1.29N..8超高压力液压螺母的设计计算__==二壹!笠一一箜鲞箜塑
D2t>72.41Tlln 取整D2=731Tlln
(3)螺母体外径尺寸D的确定
初选外侧壁厚t:=10mm,则螺母体外径 D3:D2+2t2=931Tlln 3.1.3强度验算'
轴对称应力拉密解
:一
害?三{q一{__;q()r一a—u Q=一
专/_q一qb(2)一a—_==_丽
根据第四强度理论得
=
?1)+(.)+()]< (3)
(1)Pb环的强度验算
外环
口:—
D2
:36.51Tlln口.3
b:D3
:46.5mm
q=160MPa,qb=0MPa 考虑到r=口时取得最大应力,代入式(1),式 (2)得
:一一0:一1600"rqMPa一a一一M =一=一673QqM一a一M
r,Q0
这里
1:0MPa,2=一160MPa,3=一673MPa 带入式(3)得
0"rd4=608<[] 强度满足要求.
(2)内环的强度检算
由内环尺寸得
口=罢=181Tlln口==
b:D1
:261Tlln
q:0MPa,qb=160MPa 考虑到r=口及r=b时,均有可能出现最大应 力值,故应分2种情况进行校验:
?当r=口时,由式(1),式(2)得
=0一qb=0MPa
.=0一专/_g=一614MPa
显然
1=0MPa,2=0MPa,3:一614MPa 代入式(3)得
rd4=614~<lJ
强度能满足要求.
?当r=b时,g=0,gb=160MPa,代入式(1), 式(2)得
=一160MPa
aQ=一454MPa
rQ0
此时
1=0,2=一160MPa,3=一454MPa 由第四强度理论得
0"rd4=400MPa~<lJ 强度满足要求.
3.1.4轴向尺寸及注油孔的确定
(1)注油孔的确定
考虑到流量,加工等因素并参照国家
,选取 油孔直径为61Tlln,油孔与油源用螺纹联接. (2)轴向尺寸的确定
由前述尺寸并考虑加工制造从左侧起确定螺母 体轴向尺寸如下:
?螺母体左端面余量尺寸L.=2mm;
?从注油孔左壁至螺母体左端面的尺寸Li= 10mm;
?油孔尺寸L:=6mm;
?从油孔右壁至活塞腔左端面间尺寸L=6irma; ?活塞体最大行程L=10mm;
?活塞体有效导向长度L=61Tlln. 则螺母体轴向长度
L=L0+1+2+3+4+L5=401Tlln 螺母体结构与总体尺寸如图2所示.
图2螺母体
3.2活塞体设计
3.2.1材料选择
考虑工作条件,活塞体材料选择40CrMnMo. 3.2.2尺寸确定
(1)径向尺寸
一
箜竺鲞箜垒塑塑壶匡速匡堡堡丝篁=壑重塞:笠::垒 由前面计算结果知:活塞体内径为52inin,外径[]——螺纹牙的许用弯应力,取[]一
[1].
为73nlino
(2)轴向尺寸
考虑到紧圈自身及一定旋合长度,取活塞体螺 纹部分的长度L=20inin,则活塞体总体轴向尺寸 L=L1+L6=30rain.
3.2.3色标位置的确定
由文献I-3-1有公式
s=
E0.Lt
+)(4)
:—
生(5)巾一r'\',,
(Kl+KM)tg
代人数值可得色标位置.
计算确定的活塞体结构及主要尺寸如图3所示.
◎
图3活塞体
3.3紧圈的设计
3,3.1材料及螺纹选择
选择40CrMnMo紧圈.考虑到紧圈的锁紧作 用,选择细牙三角螺纹M73×2,外圆周滚花. 3.3.2轴向尺寸的选择
(1)最大旋合长度
根据已知数据,由文献[23得最大旋合长度 =28l'nlll
(2)最小旋合长度的确定
最小旋合长度的依据
r=
1--1
?(6)
:?[Gw](7)k——?lj(7) ,
~dzb2
式中P——最大轴向载荷,N; 6——螺纹牙根的宽度,普通螺纹b=0.87t;
——
螺纹牙的公称工作高度,mm; z——旋合圈数;
——
螺距,mm;
[r]——螺纹牙的许用剪应力,最大应力
[r]==314MPa;
[w]_[0"1]===654MPa 由文献[3]知,k=0.56,h=1.083mill 将数据代人式(6)得zI>0.46 将数据代入式(7)得z?0.4
综合考虑,取z=5
故最小旋合长度
,=zt=10i/lin
确定紧圈的尺寸:紧圈宽b=12rain,紧圈直径 d=85mm;:设计所得紧圈如图4所示.
?图4紧圈
3.4密封圈设计
由文献E31【可选取外径D=73mm;断面直径d =2mm,d=59.9mm;宽度b=6mm的非标准组合 特制密封圈,基本结构如图5所示.
图5密封圈
4结语
超高压力液压螺母充分利用了螺纹的联接与液 压动力能提供大的预紧力的特点,具有体积小,操作 简单,防松性能好,能提供大的预紧力等优点,在煤 矿及建筑等存在大螺栓紧固联接场合,有大的使用 价值和广阔的发展应用前景.
参考文献:
[1]雷天觉.新编液压工程
:
[K].北京:北京理工大学出版
社,1998.
[2]东北工学院.机械零件设计手册[K].北京:冶金工业出版社,
1979,
[3]濮良贵,纪名刚.机械设计[M].北京:高等教育出版社,2OO1. [4]章宏甲,黄谊.液压传动[M].北京:机械工业出版社,1997. 作者简介:赵贯喜(1967一),山东莱芜人,高级工程师,1990年 毕业于原山东矿业学院机械工程系,现在山东煤矿安全监察局鲁中 煤监分局从事煤矿安全监察工作,已发表论文多篇,电子信箱:zhaogx @sdcoa1.gov.cn.
一
3一
收稿日期:2008.01.21