膜盤聯(lián)軸器膜盤應(yīng)力與剛度分析

曹安港，常 山，丁春華，劉欣欣

(中國船舶重工集團(tuán)公司第七〇三研究所，黑龍江 哈爾濱 150078)

膜盤聯(lián)軸器膜盤應(yīng)力與剛度分析

曹安港，常 山，丁春華，劉欣欣

(中國船舶重工集團(tuán)公司第七〇三研究所，黑龍江 哈爾濱 150078)

膜盤聯(lián)軸器以其結(jié)構(gòu)簡單、體積小、可靠性高能夠最大限度的通過其彈性變形補(bǔ)償輸入輸出端的位移偏差，而被廣泛應(yīng)用于航空、船舶以及化工等領(lǐng)域。膜盤是聯(lián)軸器關(guān)鍵部件之一，但作為旋轉(zhuǎn)機(jī)械，膜盤屬于易損部件，故本文對膜盤在各載荷作用下應(yīng)力分布情況進(jìn)行仿真分析，同時(shí)對其扭轉(zhuǎn)剛度、軸向剛度、角向剛度做計(jì)算分析，計(jì)算結(jié)果可為膜盤結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及優(yōu)化提供重要參考。

膜盤聯(lián)軸器；膜盤；應(yīng)力；剛度；數(shù)值模擬

1 膜盤有限元模型的建立

本文研究的錐形膜盤外環(huán)上有24個(gè)螺栓孔，內(nèi)環(huán)上有12個(gè)傳扭銷孔，膜盤的內(nèi)徑為92 mm，外徑為300 mm，厚度為8 mm，型面部分厚度按公式t=130/r變化，其中t為型面厚度，r為型面半徑。在Ansys軟件內(nèi)，應(yīng)用APDL進(jìn)行參數(shù)化建模，采用solid185單元對膜盤進(jìn)行六面體單元網(wǎng)格劃分[3]。獲得錐形膜盤有限元模型如圖1所示。

2 膜盤應(yīng)力分析

2.1 扭矩作用下的膜盤應(yīng)力

錐形膜盤在工作過程中，承受的扭矩為7 958 N·m，作用在膜盤內(nèi)側(cè)12個(gè)傳扭銷一側(cè)，根據(jù)扭矩求出作用在每個(gè)傳扭銷孔的圓周力，將圓周力按余弦規(guī)律分布進(jìn)行加載，固定內(nèi)側(cè)孔的徑向及軸向約束，外側(cè)螺栓孔進(jìn)行全部約束，獲得膜盤應(yīng)力云圖以及型面徑向沿y軸分布曲線如圖2所示。

圖1 錐形膜盤有限元模型

圖2 應(yīng)力云圖及分布曲線

由圖2可知，膜盤在承受扭矩載荷作用下，最大應(yīng)力為247 MPa，型面內(nèi)徑處應(yīng)力最大為239 MPa，隨著半徑的增加，型面處應(yīng)力逐漸降低，且變化幅度越來越緩。

2.2 離心力作用下的膜盤應(yīng)力

根據(jù)已知膜盤轉(zhuǎn)速為7 200 r/min，在分析過程中以角速度形式進(jìn)行加載，同時(shí)固定所有孔的軸向及周向自由度。獲得膜盤應(yīng)力云圖以及型面徑向沿y軸分布曲線如圖3所示。

由圖3可知，膜盤在承受離心力載荷作用下，最大應(yīng)力為41.1 MPa，型面外徑處應(yīng)力最大為30.73 MPa，隨著半徑的增加，型面處應(yīng)力呈現(xiàn)先減小后增加的趨勢，相比于扭矩載荷對膜盤應(yīng)力的影響較小。

圖3 應(yīng)力云圖及分布曲線

2.3 軸向偏差作用下的膜盤應(yīng)力

假設(shè)膜盤承受的軸向偏差為3 mm，作用在輸入端傳扭銷處，固定外圈螺栓孔全部自由度，獲得膜盤應(yīng)力云圖以及型面徑向沿y軸分布曲線如圖4所示。

由圖4可知，膜盤在承受軸向偏差載荷作用下，最大應(yīng)力為515 MPa，型面內(nèi)、外徑處應(yīng)力最大約為381 MPa，隨著半徑的增加，型面處應(yīng)力呈現(xiàn)先減小后增加的趨勢，相比于前2種載荷對膜盤應(yīng)力的影響較大。

2.4 角向偏差作用下的膜盤應(yīng)力

假設(shè)膜盤承受的角向偏差為0.3°，將其轉(zhuǎn)化成軸向位移約束進(jìn)行加載，作用在輸入端傳扭銷處，固定外圈螺栓孔全部自由度，獲得膜盤應(yīng)力云圖以及型面徑向沿y軸分布曲線如圖5所示。

由圖5可知，膜盤在承受角向偏差載荷作用下，最大應(yīng)力為82 MPa，型面內(nèi)徑處應(yīng)力最大約為72.23 MPa，隨著半徑的增加，型面處應(yīng)力呈現(xiàn)先減小后增加的趨勢。

2.5 復(fù)合工況作用下的膜盤應(yīng)力

膜盤在上述4種載荷共同作用，對外圈孔進(jìn)行軸向及角向約束，獲得膜盤應(yīng)力云圖以及型面徑向沿y軸應(yīng)力分布曲線如圖6所示。

圖4 應(yīng)力云圖及分布曲線

圖5 應(yīng)力云圖及分布曲線

由圖6可知，膜盤在多種載荷共同作用下，最大應(yīng)力為598 MPa，型面內(nèi)徑處應(yīng)力最大約為510 MPa，隨著半徑的增加，型面處應(yīng)力呈現(xiàn)先減小后增加的趨勢。

圖6 應(yīng)力云圖及分布曲線

3 膜盤剛度分析

膜盤在扭矩載荷作用下產(chǎn)生相應(yīng)的扭轉(zhuǎn)剛度，在軸向偏差載荷作用下會(huì)產(chǎn)生軸向剛度，在角向偏差載荷作用下會(huì)產(chǎn)生角向剛度[4]。本節(jié)對膜盤在不同載荷作用下各剛度變化進(jìn)行研究，獲得3種剛度在各載荷下變化曲線如圖7所示。

圖7 膜盤剛度在各載荷下變化曲線

由圖7可知，膜盤在承受不同扭矩載荷作用下其偏轉(zhuǎn)角呈線性增加趨勢，其斜率為扭轉(zhuǎn)剛度，數(shù)值約為 7.04×107N·m/rad；膜盤在承受軸向位移載荷作用時(shí)，其軸向反力呈線性增加趨勢，其軸向剛度約為1.27×106N/m；膜盤在承受角偏差載荷作用時(shí)，其反作用力矩呈現(xiàn)線性增加趨勢，其角向剛度約為7 435.9 N·m/rad。

4 結(jié) 語

本文對錐形膜盤在各種載荷下應(yīng)力分布以及3種剛度進(jìn)行數(shù)值仿真研究，結(jié)果表明：膜盤應(yīng)力最大值通常出現(xiàn)在型面的內(nèi)側(cè)或外側(cè)過渡區(qū)域，在幾種載荷單獨(dú)作用下時(shí)，其軸向位移相比于其他載荷產(chǎn)生的應(yīng)力最大，但膜盤聯(lián)軸器往往處于上述幾種復(fù)合載荷的工作環(huán)境下，致使膜盤會(huì)產(chǎn)生更大的應(yīng)力。膜盤在結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)不變的情況下，當(dāng)在不同載荷作用下時(shí)其3種剛度基本保持不變。

[1]岳彭,鄧廣琳,邢立峰.膜盤強(qiáng)度計(jì)算方法[J].艦船科學(xué)技術(shù),2013,35(1):81-85.

[2]岳彭,趙宇,劉欣欣.不同型面膜盤特性分析[J].艦船科學(xué)技術(shù),2013,35(2):83-87.

[3]邱兆國,張鳳鵬,白景輝.彈性膜盤聯(lián)軸器盤面曲線的設(shè)計(jì)與有限元分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2010(7):32–33.

[4]陳文聘,馬永明.膜盤聯(lián)軸器軸向剛度性能分析[J].船舶工程,2010,32(1):33–36.

Analysis of stress and stiffness of diaphragm

CAO An-gang,CHANG Shan,DING Chun-hua,LIU Xin-xin
(The 703 Research Institute of CSIC,Harbin 150078,China)

Diaphragm coupling with its simple structure,small size,high reliability and can compensate for its input and output displacement deviation by its maximize elastic deformation is widely used in aerospace,marine,and chemical etc.diaphragmis an important work indiaphragm coupling.But as rotary machinery,it iseasily damaged.Therefore,in this paper,simulation analysis the stress distribution of diaphragm coupling at each load and its torsional stiffness,axial stiffness and angular stiffness are made calculation and analysis.The results can be used as an important reference for design and optimization of diaphragm coupling.

diaphragm coupling；diaphragm；stress；stiffness；numerical simulation

U664

A

1672 – 7649(2017)10 – 0155 – 04

10.3404/j.issn.1672 – 7649.2017.10.031

0 引 言

膜盤聯(lián)軸器屬于金屬膜盤撓性聯(lián)軸器，其工作原理為轉(zhuǎn)矩從主動(dòng)端半聯(lián)軸器輸入，經(jīng)過沿圓周間隔布置的主傳扭高強(qiáng)度螺栓將轉(zhuǎn)矩傳輸至膜盤組，再由膜盤組通過高強(qiáng)度螺栓傳至中間節(jié)，并同樣由另一端的膜盤組、高強(qiáng)度螺栓及從動(dòng)端半聯(lián)軸器輸出[1 – 2]。膜盤作為金屬膜盤撓性聯(lián)軸器的關(guān)鍵部件，工作時(shí)，膜盤聯(lián)軸器的型面不僅在輸入和輸出端之間傳遞轉(zhuǎn)矩，還要通過其彈性變形補(bǔ)償輸入輸出端的位移偏差等。通常受到離心力、扭矩以及軸向變形等載荷的作用，膜盤型面的設(shè)計(jì)是膜盤設(shè)計(jì)的關(guān)鍵，故本文以錐形型面膜盤為研究對象，進(jìn)行應(yīng)力及剛度分析，獲得膜盤在不同載荷作用下應(yīng)力及剛度的變化規(guī)律，為膜盤的設(shè)計(jì)及優(yōu)化提供理論基礎(chǔ)。

2017 – 03 – 21

曹安港(1988 – )，男，博士研究生，研究方向?yàn)槁?lián)軸器。