大轉(zhuǎn)矩萬向聯(lián)軸器叉頭和十字軸結(jié)構(gòu)強(qiáng)度仿真分析與驗(yàn)證

俞翔棟 何 柳 丁 蓉 孫丹婷

(船舶與海洋工程動力系統(tǒng)國家工程實(shí)驗(yàn)室,上海 201108；中國船舶第七一一所 動力裝置事業(yè)部,上海 201108)

0 前言

萬向聯(lián)軸器利用其機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)，可使得兩軸線存在一定夾角的情況下實(shí)現(xiàn)所連接的兩軸連續(xù)回轉(zhuǎn)，并可靠地傳遞轉(zhuǎn)矩和功率[1-2]。萬向聯(lián)軸器具有較大地角向補(bǔ)償能力，且結(jié)構(gòu)緊湊，傳動效率高，被廣泛應(yīng)用于冶金、電力、礦山、石油化工、工程運(yùn)輸、重型機(jī)械等領(lǐng)域[3]。

在現(xiàn)代船舶領(lǐng)域中，萬向聯(lián)軸器是船舶動力傳動系統(tǒng)的重要組成部分，主要是由于：1)隨著柴油機(jī)和齒輪箱彈性隔振技術(shù)的廣泛應(yīng)用，船舶動力傳動系統(tǒng)的隔聲、減振和抗沖擊位移補(bǔ)償需求以及軸系帶角度傳動需求推動了萬向聯(lián)軸器產(chǎn)品和技術(shù)的發(fā)展；2)減速齒輪箱采用平直彈性安裝方式，可用萬向聯(lián)軸器解決齒輪箱輸出端的位移補(bǔ)償和軸系帶角度傳動的需求[4-6]。綜上所述，萬向聯(lián)軸器正是一種與彈性安裝動力裝置相適應(yīng)，具有角度和軸向位移補(bǔ)償功能的動力傳輸設(shè)備，具有抗沖擊的能力，能補(bǔ)償軸系對中偏移的影響，廣泛應(yīng)用于各類船舶動力傳動系統(tǒng)中。此外，隨著我國新一代中高速柴油機(jī)的研制工作即將完成，船舶動力正向著大功率化快速發(fā)展，與之配套的萬向聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩預(yù)計(jì)是現(xiàn)有產(chǎn)品的數(shù)倍[7]，有必要開展大轉(zhuǎn)矩萬向聯(lián)軸器的相關(guān)設(shè)計(jì)技術(shù)研究，使得萬向聯(lián)軸器在有限的結(jié)構(gòu)空間內(nèi)能夠傳遞大轉(zhuǎn)矩，以滿足新一代大功率柴油機(jī)動力系統(tǒng)的迫切配套要求。

叉頭和十字軸是萬向聯(lián)軸器的關(guān)鍵零部件，其承載能力主要決定了萬向聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)扭能力，其結(jié)構(gòu)尺寸主要決定了萬向聯(lián)軸器的回轉(zhuǎn)直徑[8-9]。因此，迫切需要針對大轉(zhuǎn)矩萬向聯(lián)軸器的叉頭和十字軸結(jié)構(gòu)開展進(jìn)一步的研究工作。

本文主要針對大轉(zhuǎn)矩萬向聯(lián)軸器的叉頭和十字軸開展結(jié)構(gòu)強(qiáng)度仿真分析，探尋一種適用于大轉(zhuǎn)矩萬向聯(lián)軸器叉頭和十字軸的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度仿真分析方法，總結(jié)對叉頭和十字軸強(qiáng)度仿真結(jié)果的影響因素；研制了某型大轉(zhuǎn)矩萬向聯(lián)軸器叉頭關(guān)節(jié)組件并開展了靜扭試驗(yàn)，驗(yàn)證了叉頭和十字軸強(qiáng)度仿真方法的可行性和準(zhǔn)確性，為大轉(zhuǎn)矩萬向聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了參考。

1 模型離散化

1.1 結(jié)構(gòu)形式

叉頭關(guān)節(jié)組件是萬向聯(lián)軸器的重要組成部分，如圖1所示，具有一定的角度補(bǔ)償能力。其中，叉頭主要由叉耳和法蘭兩部分組成，叉耳與十字軸承組件連接并形成角度補(bǔ)償機(jī)構(gòu)，其破壞通常發(fā)生在叉耳的根部。十字軸是十字軸承組件的重要組成部分，主要由軸頸和軸身組成，軸頸與滾子軸承接觸并傳遞轉(zhuǎn)矩，其破壞通常發(fā)生在軸頸的根部。叉頭和十字軸的結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖1 叉頭關(guān)節(jié)組件的結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 The structure diagram of the fork joint assembly

圖2 叉頭和十字軸的結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Structure diagram of fork head and cross shaft

1.2 材料參數(shù)

叉頭材料為ZG35CrMo鑄鋼材料，鑄造后經(jīng)調(diào)質(zhì)熱處理，能夠具有較高的屈服強(qiáng)度和抗拉強(qiáng)度，同時具有一定的塑性和韌性。十字軸采用20Cr2Ni4合金鋼整體鍛造而成，并通過淬火進(jìn)一步提高表面硬度，可增加十字軸軸頸的耐磨性。具體性能如表1所示。

表1 叉頭和十字軸的材料屬性Tab.1 Material properties of fork head and cross shaft

1.3 接觸定義

叉頭與十字軸承組件連接，且具有相對轉(zhuǎn)動，定義叉頭叉耳孔的接觸面為摩擦約束，摩擦系數(shù)為0.15。十字軸在十字軸承組件內(nèi)部，與滾子軸承接觸且具有相對滾動，并通過油脂潤滑，定義十字軸軸頸的接觸面為摩擦約束，摩擦系數(shù)為0.001。

1.4 網(wǎng)格劃分

為保障分析精度且控制計(jì)算成本，細(xì)化在叉頭叉耳和十字軸軸徑等應(yīng)力集中部位及接觸面處的網(wǎng)格尺寸。經(jīng)網(wǎng)格劃分，叉頭關(guān)節(jié)組件的節(jié)點(diǎn)數(shù)為335 480，網(wǎng)格數(shù)為206 896。有限元模型如圖3所示。

圖3 叉頭關(guān)節(jié)組件的有限元模型Fig.3 Finite element model of the fork joint assembly

1.5 載荷約束

模擬大轉(zhuǎn)矩萬向聯(lián)軸器的運(yùn)行狀態(tài)，在任意一個叉頭的法蘭斷面上施加固定約束，在兩個法蘭斷面?zhèn)让媸┘訜o摩擦約束，并在另一個岔頭的法蘭斷面上分別施加額定轉(zhuǎn)矩900 kN·m和最大轉(zhuǎn)矩1 500 kN·m，如圖4所示。

圖4 載荷約束示意圖Fig.4 Load restraint diagram

2 仿真分析

2.1 裝配組件

完成上述前處理后，基于ANSYS對叉頭關(guān)節(jié)組件承載進(jìn)行求解，分別提取叉頭和十字軸的應(yīng)力云圖如圖5和圖6所示。額定轉(zhuǎn)矩工況下，叉頭的最大應(yīng)力為133.49 MPa，發(fā)生在叉耳的根部。十字軸的最大應(yīng)力為253.03 MPa，發(fā)生在軸頸的根部。

(a)叉頭 (b)十字軸圖5 叉頭和十字軸的應(yīng)力云圖(額定轉(zhuǎn)矩)Fig.5 Stress cloud diagram of fork head and cross shaft(rated torque)

最大轉(zhuǎn)矩工況下，叉頭的最大應(yīng)力為222.53 MPa，十字軸的最大應(yīng)力為420.57 MPa，最大應(yīng)力位置均不變。兩者的最大應(yīng)力位置與實(shí)際破壞情況一致，初步驗(yàn)證了仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性。

(a)叉頭 (b)十字軸圖6 叉頭和十字軸的應(yīng)力云圖(最大轉(zhuǎn)矩)Fig.6 Stress cloud diagram of fork head and cross shaft(maximum torque)

2.2 獨(dú)立零件

在上述裝配組件承載分析中可見，不僅有限元模型的節(jié)點(diǎn)數(shù)和網(wǎng)格數(shù)較多，并且還具有非線性的接觸關(guān)系，需要迭代運(yùn)算求解，因此求解的計(jì)算成本較高。對此，本文嘗試針對獨(dú)立零件開展結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析。

針對叉頭獨(dú)立零件，僅需定義材料參數(shù)，固定法蘭端面，并在叉耳孔內(nèi)施加轉(zhuǎn)矩。同理，固定十字軸的任意一對平行的軸頸，并在另一對軸頸上施加轉(zhuǎn)矩，計(jì)算結(jié)果如圖7和圖8所示。額定轉(zhuǎn)矩工況下，叉頭的最大應(yīng)力為229.3 MPa，發(fā)生在叉耳的根部。十字軸的最大應(yīng)力為280.36 MPa，發(fā)生在軸頸的根部。

(a)叉頭 (b)十字軸圖7 叉頭和十字軸的應(yīng)力云圖(額定轉(zhuǎn)矩)Fig.7 Stress cloud diagram of fork head and cross shaft(rated torque)

最大轉(zhuǎn)矩工況下，最大轉(zhuǎn)矩工況下，叉頭的最大應(yīng)力為382.01 MPa，十字軸的最大應(yīng)力為467.31 MPa，最大應(yīng)力位置均不變。

(a)叉頭 (b)十字軸圖8 叉頭和十字軸的應(yīng)力云圖(最大轉(zhuǎn)矩)Fig.5 Stress cloud diagram of fork head and cross shaft(maximum torque)

2.3 分析對比

由上述分析可知，針對裝配組件求解的計(jì)算成本較高，但理論上可以得到更高的求解精度[10]。而針對獨(dú)立零件求解的效率更高，但叉頭和十字軸的最大應(yīng)力分別與裝配組件求解結(jié)果相差約71%和11%。同時注意到兩者結(jié)果中叉頭和十字軸的應(yīng)力分布規(guī)律和最大應(yīng)力位置是基本一致的。由此可見，叉頭對施加載荷的準(zhǔn)確性較敏感，而十字軸的求解結(jié)果偏差較小。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 試驗(yàn)設(shè)備

為進(jìn)一步驗(yàn)證大轉(zhuǎn)矩萬向聯(lián)軸器叉頭和十字軸結(jié)構(gòu)強(qiáng)度仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性，研制了900 kN·m級叉頭關(guān)節(jié)組件1：1試驗(yàn)樣件，采用重載靜扭試驗(yàn)臺開展靜扭試驗(yàn)，如圖9所示。分別在重載靜扭試驗(yàn)臺法蘭軸和叉頭最大應(yīng)力位置附近粘貼應(yīng)變花，用以實(shí)時監(jiān)測施加轉(zhuǎn)矩和叉頭最大應(yīng)力數(shù)值。主要設(shè)備儀器清單如表2所示。

圖9 重載靜扭試驗(yàn)臺Fig.9 Heavy load static torsion test bench

表2 主要設(shè)備儀器清單Tab.2 List of main equipment

3.2 試驗(yàn)步驟

(1)檢查試驗(yàn)臺及儀器、測試件是否正常。

(2)應(yīng)變花貼片及防護(hù)處理、安裝測試件。安裝過程如圖10所示，測點(diǎn)位置如圖11所示；

圖10 叉頭關(guān)節(jié)組件安裝Fig.10 The fork joint assembly installation

圖11 測點(diǎn)位置示意圖Fig.11 Measuring point position

(3)試驗(yàn)臺加載轉(zhuǎn)矩至額定轉(zhuǎn)矩900 kN·m，持續(xù)保持加載5分鐘以上，觀察測試件有無異常現(xiàn)象，并做好相關(guān)記錄；

(4)試驗(yàn)臺繼續(xù)加載轉(zhuǎn)矩至最大轉(zhuǎn)矩1 500 kN·m，持續(xù)保持加載5分鐘以上，觀察測試件有無異常現(xiàn)象，并做好相關(guān)記錄；

(5)試驗(yàn)臺卸載，拆卸測試件；

(6)記錄及整理測試數(shù)據(jù)，如圖12所示。

圖12 施加轉(zhuǎn)矩-時間曲線Fig.12 Applied torque-time curve

(7)試驗(yàn)臺復(fù)位，測試件按要求放置。

3.3 試驗(yàn)結(jié)果

提取叉頭在額定轉(zhuǎn)矩和最大轉(zhuǎn)矩工況下的測點(diǎn)應(yīng)力數(shù)值。試驗(yàn)表明：在額定轉(zhuǎn)矩工況下，測點(diǎn)應(yīng)力為132.64 MPa。在最大轉(zhuǎn)矩工況下，測點(diǎn)應(yīng)力為221.56 MPa。與上述仿真分析結(jié)果對比可見，采用裝配組件求解的精度更高，在額定轉(zhuǎn)矩和最大轉(zhuǎn)矩工況下的誤差分別為0.64%和0.44%。而采用獨(dú)立零件求解的精度稍差，在額定轉(zhuǎn)矩和最大轉(zhuǎn)矩工況下的誤差分別為72.87%和72.42%。同理，十字軸的分析精度可參照叉頭的分析情況。

試驗(yàn)測試應(yīng)力與仿真結(jié)果存在偏差的主要原因在于：1)測點(diǎn)位置與最大應(yīng)力位置存在微小偏差；2)試驗(yàn)測試應(yīng)力為該區(qū)域的平均應(yīng)力。因此，試驗(yàn)測試應(yīng)力會稍小于仿真結(jié)果。

4 結(jié)論

(1)采用裝配組件方法求解精度較高，但計(jì)算成本也相對較高；采用獨(dú)立零件方法求解效率較高，最大應(yīng)力位置基本一致，但求解精度較低，僅用于初步分析。

(2)叉頭對施加載荷的準(zhǔn)確性較敏感，兩種分析方法的結(jié)果偏差較大，達(dá)到71%；而十字軸的分析結(jié)果偏差較小，約為11%。

(3)通過靜扭試驗(yàn)驗(yàn)證了叉頭關(guān)節(jié)組件結(jié)構(gòu)強(qiáng)度仿真分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，為大轉(zhuǎn)矩萬向聯(lián)軸器叉頭和十字軸的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供了參考。