河北雙天機械制造有限公司 趙西哲 張瑞星

引言

皮帶具有良好的彈性，在工作中不僅能緩和沖擊及振動，而且運動起來平穩(wěn)無噪聲。載荷過大時后皮帶會在輪上打滑，因此可以防止其他零部件損壞，起到一個安全保護的作用。皮帶作為中間零件，在一定范圍內(nèi)可以根據(jù)需要來選定長度，以適應中心距要求較大的工作條件，并且結構簡單容易制造，安裝和維修都很方便，成本比較低。因此皮帶傳動在農(nóng)機行業(yè)應用十分廣泛。目前秸稈粉碎還田機、秸稈收集機、打捆機等農(nóng)機具常見的皮帶輪安裝結構多數(shù)由圓柱孔加平鍵組成，此種結構雖然加工方便，但由于配合較緊，加之皮帶輪長時間工作，軸孔配合表面易產(chǎn)生銹蝕等，拆換較困難，需用撥輪器或錘擊拆卸，易損壞帶輪，嚴重時使軸彎曲變形等。

較之于普通直孔式皮帶輪，錐套帶輪有諸多優(yōu)點:結構緊湊，不需要軸定位，安裝方便，只需選配不同孔徑的錐套，同一款帶輪即可應用于不同軸徑，增加產(chǎn)品通用性，允許較大軸徑公差、通過錐面壓緊連接, 其定心精度高等。

目前市場上的錐套主要有TB 錐套、QD 錐套兩種，如圖1 所示，這兩種錐套與皮帶輪相匹配的孔都是半邊的，并且錐套上的兩個光孔與帶輪上的兩個螺紋孔分別組成了一個完整的孔，錐套上的一個螺紋孔又與皮帶輪上的一個光孔組成了一個完整的孔。在裝配時,將兩個螺釘安裝在皮帶輪的兩個螺紋孔中并不斷擰緊，隨著螺紋作用將螺釘推向皮帶輪上錐孔的小端皮帶輪，而錐形套上的兩個光孔并沒有完全透穿，這樣，當螺釘?shù)念^部抵住光孔的底部時，就將力傳遞給了錐套，錐套就向皮帶輪錐孔的小端運動，這時因為錐度的原因，錐套會不斷包緊軸，而軸又反作用于錐套，再作用于皮帶輪。這樣皮帶輪、錐套以及軸就緊密地組裝在一起了。這兩種錐套帶輪加工難度大，加工工序多，成本較高?，F(xiàn)設計一種加工簡單、成本低廉、易于大量在農(nóng)機具上使用的蘭盤式錐套帶輪。

圖1

1 結構與工作原理

如圖2 所示蘭盤式錐套帶輪的錐套設計為開口式，外圓為1:10 的圓錐形，內(nèi)孔為帶鍵槽的圓柱形，斷面蘭盤上有3 個直徑13mm 的均布過孔，3 個M12 的均布螺紋孔；帶輪內(nèi)孔為1:10 的圓錐形，帶輪輪轂上設有3 個M12 的均布螺紋孔。錐套可采用Q235 材質(zhì)，或35 號以上優(yōu)質(zhì)碳素鋼調(diào)質(zhì)后精車加工后留磨量，在磨床上磨到精度尺寸即可；帶輪可采用HT200 材質(zhì)，按尺寸單獨加工成型即可。

圖2

安裝時3 個M12 螺栓穿過錐套蘭盤上3 個φ13 的過孔擰入帶輪上的M12 螺紋孔中，靠螺栓的緊固力使帶輪和錐套沿軸向相對移動，錐套外錐面與帶輪內(nèi)孔錐面互相貼合壓緊，錐套內(nèi)孔向內(nèi)收縮抱緊軸，外錐套向外膨脹撐緊輪轂，并產(chǎn)生徑向壓力，工作中依靠由徑向壓力派生的摩擦力承擔載荷。載荷可以包含純轉矩、純軸向力和轉矩與軸向力的聯(lián)合作用，實現(xiàn)了軸和輪轂的軸向和周向固定。當錐套將皮帶輪與軸連接在一起時，就形成了一個過盈配合的連接體。錐套內(nèi)孔與軸有鍵連接，其是通過鍵來傳遞轉矩和力的。錐套與皮帶輪間雖然沒有鍵連接，但是接合面存在正壓力，產(chǎn)生的摩擦力就可以傳遞轉矩和力了。

2 自鎖分析

錐套與軸之間的軸向固定是通過摩擦力來保證的，為了工作可靠性，無論帶輪受到多大的徑向載荷，錐套與軸都不能發(fā)生軸向相對移動，即錐套與軸產(chǎn)生自鎖。錐套與軸之間的受力分析如圖3 所示，軸對錐套的約束力包含法向約束力FN1和摩擦力FS1,這兩個力的合力FR1為軸的全約束力，它的作用線與接觸面的公法線形成一夾角α，夾角α 與錐套的半錐角相等。當摩擦力FS1達到靜摩擦力最大值時，夾角α 也達到最大αf，即為摩擦角。取接觸面的摩擦系數(shù)μ=0.12，af=arctanμ=6.80。當半錐角小于αf時，錐套與軸之間可產(chǎn)生自鎖。

圖3

3 軸向壓緊力分析

軸向壓緊力由螺栓預緊力產(chǎn)生。錐套受到軸向壓緊力F 后，產(chǎn)生帶輪與軸對其的擠壓力與摩擦力。錐套與帶輪間的動力傳遞由摩擦力提供。所以軸向壓緊力對動力的傳遞有著直接的影響。由于物體平衡時靜摩擦力有一定的范圍，在0 與最大靜摩擦力之間，所以有摩擦時的平衡問題的解亦有一定的范圍，而不是一個確定值，取摩擦力為極值處分析討論。

3.1 當靜摩擦力為最大值時

現(xiàn)取錐套為受力平衡對象，錐套的受力分析如圖4 所示。錐套受到帶輪對它的壓力FN2和摩擦力μ2FN2，合力為N2；錐套受到軸對它的壓力FN1和摩擦力μ1FN1，合力為N1，則N2與FN2的夾角為錐套與帶輪之間的摩擦角ψ2，N1與FN1的夾角為錐套與軸之間的摩擦角ψ1，半錐角為α，壓緊時N1、N2、F 三力處于平衡，可得：

圖4

取α=2.860得出F=0.475FN1；F=0.468FN2

3.2 當摩擦力為0 時

錐套的受力分析如圖5 所示。

圖5

4 螺栓的選用

錐套與帶輪間的動力傳遞由摩擦力提供，配合面的許用擠壓應力根據(jù)機械設計手冊取[p]=125MPa。錐套與帶輪間的接觸面積為S，最大允許接觸力為FN2，最大允許軸向壓緊力按照F=0.05FN2計算，可得出F 的最小值，所施加的軸向力不大于這個最小值時，接觸面不會被壓潰。

選用三根螺栓固定，螺栓強度級別為8.8 級，[σ]=400MPa，每根螺栓承受預緊力F'=30495N，根據(jù)確定螺栓小徑為11mm，如果超出此值，接觸面可能被壓潰。根據(jù)錐套帶輪的結構選用M12 螺栓。三根M12 螺栓產(chǎn)生的預緊力為73918N。這時我們根據(jù)預緊力產(chǎn)生的最小接觸力來計算接觸力，如果最小接觸力能滿足傳遞的扭矩, 就可以確定此結構安全可靠。

錐套與帶輪間的摩擦力μ2FN2=0.3×157944=47383N

摩擦力提供的轉矩為T=μ2FN2d=47383×63/1000=2985Nm

錐套與軸之間的平鍵選用普通型平鍵A 型14x9x70，所傳遞的最大轉矩為500Nm 左右，所以錐套與帶輪摩擦力傳遞的轉矩遠遠大于平鍵連接所傳遞的轉矩，因此可以保證工作可靠。

5 結論

（1）根據(jù)力學分析確定壓緊力F 與接觸力F2的關系。以FN2通過接觸面的最大擠壓應力得出，進而確定了壓緊力F 的值。然后選用合適的螺栓并對其校核，滿足傳遞轉矩的要求。最終得出此結構的各項參數(shù)，為設計可靠的錐套式帶輪提供了理論依據(jù)。

（2）分析過程中由于摩擦力值的不確定性，為了簡化分析，需要在兩個極值處進行計算。當校核接觸面的強度時，根據(jù)摩擦力為0 計算，此時接觸力最大滿足接觸面強度要求，即摩擦力在變動范圍內(nèi)都可以滿足接觸面強度要求；當校核傳遞轉矩時，根據(jù)摩擦力最大值計算，此時接觸力最小滿足傳遞轉矩要求，即摩擦力在變動范圍內(nèi)都可以滿足傳遞轉矩要求。