膜片联轴器膜片结构有限元强度分析研究
第28卷 第2期 2011年04月江苏船舶JIANGSUSHIPVo.l28 No.2
Apr.2011
膜片联轴器膜片结构强度分析研究
王开奇,孙长江,徐 鹏
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(1.青岛胶南92771部队监察部,山东青岛266405;2.海军驻大连426厂军事代表室,辽宁大连116005)摘 要:膜片联轴器在船舶推进轴系中应用广泛,特别用于高速船舶的推进轴系,其中膜片是膜片联轴器的关键部件,为研究膜片联轴器在高速轴段中运行的安全可靠性,必须对膜片进行应力分析和强度计算。根据膜片联轴器的结构和工作原理,综合考虑膜片承受的各种载荷及轴线不对中引起的强迫位移,对膜片的受力情况进行了详细分析。结合实例,利用Pro/E绘图软件建立膜片的三维实体模型,导入MSC.Patran有限元分析软件,建立膜片的有限元模型,分别就三种情况施加载荷和边界条件,进行膜片的静强度计算,得出应力分布云纹图。其结果验证了膜片强度的安全性,定性地分析了膜片的最大应力区域,为膜片结构的研发和设计改良提供理论依据。
关键词:膜片联轴器;船舶推进轴系;膜片;强迫偏移;有限元分析中图分类号:U664.22
文献标识码:A
0 引言
联轴器所联接的两轴,由于制造和安装误差、承载变形、热变形以及机座下沉等原因,轴线间会
产生一定的轴向、角向、径向偏移。这将在轴、轴承和联轴器上引起附加载荷,使船舶推进轴系工作条件恶化
[1]
左半联轴器输入,经主动高强度螺栓传输至膜片组,
膜片组再通过从动高强度螺栓将转矩传至中间轴,同样转矩通过另一端的膜片组、高强度螺栓及右半联轴器输出
[2]
。
。而膜片联轴器的使用可以大大减弱附
加载荷所产生的影响,改善船舶推进轴系工作条件。
膜片联轴器在船舶推进轴系中应用广泛,特别用于高速快艇推进轴系,其中膜片是膜片联轴器的关键部件,为了满足船舶高速轴系安全可靠的运行要求,必须对膜片进行应力分析和强度计算。文中根据膜片联轴器的结构和工作特点,针对工程设计中常见的六孔式膜片,对膜片进行受力分析,并用MSC.Patran有限元软件进行了实例计算。
图1 膜片联轴器示意图
膜片联轴器能通过膜片的挠性来吸收或缓解轴线间的三向偏移,改善船舶推进轴系的工作条件。它具有传递扭矩大、结构简单、拆装方便、工作可靠、不需润滑等优点。
1 膜片联轴器的结构
膜片联轴器是一种全金属干式挠性联轴器,主要由左右半联轴器、膜片组和连接螺栓等零部件组
成。其中,膜片组由一定数量的高强度不锈钢涂层膜片叠合而成,并通过螺栓交替固定于主动端与从动端。为了获得更好的补偿性能,常采用中间轴,其两端各有一组膜片组组成双膜片式联轴器,分别与主从动轴联接,如图1所示。其工作原理为:转矩从
收稿日期:2010-03-10
作者简介:王开奇(1966-),男,高级工程师,研究方向为舰艇机电及舰艇训练。
2 膜片的应力分析
膜片组是膜片联轴器的主要弹性元件,如图2所示。膜片组在运转过程中承受拉伸、挤压、剪切等复合力,处于复杂的受力状态,并由此来传递转矩和运动,同时吸收振动和补偿偏差,如图3所示。由于联轴器中其他零件的刚度比膜片大得多,且膜片受力情况最为复杂,故这里只研究膜片的应力分析。为了简化计算,不考虑各膜片间微小的相对运动产生的表面剪力,即将所有膜片视为一个整
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体。膜片承受的载荷有以下几种
:
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F=T/3R
2.2 膜片承受的离心应力
(1)
膜片联轴器通常是安装在高速传动轴上,高转速机械的离心惯性力在结构应力计算中十分重要。由螺栓、垫圈等的质量产生的离心惯性力和由膜片组自身质量产生的离心惯性力方向均沿径向向外,使膜片组受到离心拉应力。膜片承受的离心应力随转速而有较大变化,但运行工况一定时,也可看作不变应力。
2.3膜片组的强迫位移
图2
膜片组示意图
虽然膜片联轴器工作时,膜片组件传递的扭矩很大,但是实践证明:膜片联轴器的主要失效不是由膜片组件的传扭能力不足引起,而是膜片所受交变循环复合应力所致。而这种复合应力多是由膜片联轴器所联接的两轴不对中产生的附加载荷引起的。2.3.1 膜片联轴器的轴向偏移
膜片联轴器的轴向偏移KA受联轴器的规格以及螺栓数量影响,联轴器规格越大,所能承受的轴向偏移越大,如图5所示。轴向偏移会对膜片产生很大的应力,因此,为保证联轴器使用寿命的长久,要求安装时膜片之间尽可能紧密,膜片尽可能平整。同时,由于热胀冷缩而导致的设备轴向偏差必须考
图3 膜片组受力变形示意图
虑进去。对于双膜片式联轴器,联轴器轴向偏移经过中间体两边的膜片组平均后,膜片组的轴向偏移
为膜片联轴器轴向偏移的一半。
2.1 膜片承受的转矩
膜片联轴器传递转矩时,转矩是通过主动螺栓利用膜片元件带动从动螺栓,转矩在膜片中产生的沿螺栓分布圆切线方向的拉压力,如图4所示。图4中,1、3、5代表螺帽端,2、4、6代表螺母端。扭矩使膜片产生的拉伸或压缩应力随工况而变化,但运行工况一定时,
可看作不变应力。
图5 膜片联轴器的轴向偏移
2.3.2 膜片联轴器的角向偏移
轴线角向的安装误差,使膜片沿轴线方向发生周期性弯曲变形,它是决定膜片疲劳寿命的主要因素。膜片联轴器角向偏移KW如图6所示,较大的
角向偏移将使膜片组承受很大的附加弯矩。对于双膜片式联轴器,膜片组的角向偏移是联轴器的角向
偏移的一半。
图4 膜片平面受力图
假定每个螺栓所受的力大小相等,设膜片联轴器的传递转矩为T,螺栓分布圆的半径为R,对于六孔式膜片组,每个螺栓上所受的力为F=T/3R。根据牛顿第三定律,每个螺栓对膜片所施加的力也为:
图6 膜片联轴器的角向偏移
2.3.3 膜片联轴器的径向偏移
仅双膜片式联轴器能够承受径向偏移,如图7
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之间的距离。
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所示,并且其承受径向偏移的能力取决于两组膜片
距离。
进行强度计算时,由于最大位移不能同时发生,故将角度
[4]
较大者为膜片组所能承受的最大角向偏移。
3 有限元方法求解和计算实例
图7 膜片联轴器的径向偏移
从图7可知,对膜片组来说径向位移也可以转为角向位移。根据膜片联轴器径向位移和中间体的长度可以算出由径向位移Kr引起的膜片组的角向偏移
(2)
式中:L为中间轴的长度加上膜片到中间轴端面的
3.1 技术参数
以Lovejoy公司的SX410-6膜片联轴器为研究对象,如图8所示,其主要性能及尺寸参数见表1。其中:S表示中间段的长度;PW表示膜片组厚度;BSE表示2根轴轴头之间的距离;FD表示外法兰直径;HD表示轴毂外端的外径。
许用径向位移
5mmHD255mm
抗拉强度\1274MPa膜片组厚度
11mm
屈服强度\1127MPa单个膜片厚度
0.5mm
表1 SX410-6双膜片联轴器的主要性能及尺寸参数
额定扭矩
性能
57000N#m
尺寸
S254mm
1880r/min
PW33mm
8.2mmBSE320mm
2bFD410mm
最大转速
许用轴向位移
许用角度位移
(1)计算,其中额定扭矩T为51000N#m,则拉压力F为102102N。
(2)膜片自身的离心力可以利用Loads/BCs中的inertialload定义,而由螺栓、垫圈等质量产生的
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离心惯性力使膜片产生径向拉力,可由F=mXr计算得出,其中m为1个螺栓的质量,r为旋转半径,X
图8 LovejoySX410-6双膜片联轴器
3.2 膜片组的模型简化及有限元网格划分
根据膜片组的轴对称性,取一膜片组的1/3作为研究对象,利用Pro/E软件建立三维实体模型,再导入MSC.Patran进行有限元模型建立。在划分网格前,在螺栓孔周围布种,使划分网格时应力梯度较大的螺栓孔区域网格比其他区域更密,有限元计算更精确。对实体模型划分网格,MSC.Patran能够自动生成四面体网格单元,采用十节点四面体单元Tet10划膜片组的网格,节点数为20467,单元数为11797。四面体网格有限元模型如图9所示。
为旋转角速度,计算得1个螺栓对膜片的径向拉力
为2478N。
(3)膜片内外环边自由。
(4)膜片联轴器的轴向偏移8.2mm,由联轴器中间轴两端的膜片共同承担,即在膜片的边缘截面施加轴向偏移4.1mm。
(5)膜片联轴器的角向偏移为2b,膜片联轴器的径向偏移为5mm,由式(2)计算得角度
图9 1/3膜片组有限元网格模型
3.3 施加载荷及边界条件
(1)在膜片的螺栓孔处分别施加联轴器扭矩引起的沿螺栓分布圆切线方向的拉压力,大小由式
图10 1/3局部膜片角向偏移
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王开奇等:膜片联轴器膜片结构强度分析研究 15
第2期
张晓峰:浅析远洋船用拖曳绞车 17
钢丝绳直径时,有些生产厂家考虑到钢丝绳磨损,人为选大一档直径以增加强度裕度,但加大钢丝绳直径会使支持负载增加。卷筒直径加大,从而使绞车尺寸变大,重量增加,造价提高,因而是不可取的。
PH=1111kN,取PH=1200kN。(4)卷筒直径
卷筒直径D\16倍钢丝绳直径,D=640mm。
4 拖曳绞车与系泊绞车的设计区别
(1)拖曳绞车设计所依据标准为5远洋船用拖曳绞车6(GB/T11869-2007),系泊绞车设计所依据标准为5系泊绞车6(GB/T4446-1995)。
(2)系泊绞车的卷筒负载应不大于设计绳索破断负载的33%,而拖曳绞车的卷筒负载最大可为所用钢丝绳破断负载的50%。
(3)拖曳绞车的支持负载应不小于钢丝绳破断负载的110%,而系泊绞车的的支持负载应不小于设计绳索破断负载的80%。
(4)为保护拖船在被拖物发生紧急情况下免受危险,拖曳绞车必须设置应急释放装置,使绞车卷筒刹车装置打开以释放缆绳。而系泊绞车不用设置应急释放装置。
3 设计实例
某沿海拖船最大系柱拖力P=320kN,要求配置一单卷筒拖曳绞车。
(1)卷筒负载
按表1选取绞车卷筒负载为400kN。
(2)钢丝绳选取按表2,钢丝绳最小破断负载=3.0P=940kN。查GB8918-2006重要用途钢丝绳,选6@19类钢芯钢丝绳540mm。
钢丝绳公称抗拉强度为1770MPa时,钢丝绳破断拉力为1010kN。
(3)支持负载
支持负载PH\1.1倍钢丝绳破断负荷
(上接第15页)
为了简化计算,只取模型的1/3进行有限元分析,使局部膜片两处边缘被人为截断,结果出现异常的应力集中现象,故截面边缘附近的应力分布并不能准确说明实际情况,甚至会有较大偏差。但由于膜片的轴对称性,其6个螺孔受力情况完全相同,因模型中顶部的完整螺孔受力符合实际情况,故观察应力情况时只需观察顶部螺孔处局部放大的应力云纹图。
在仅受扭矩和离心力引起的拉力作用下,应力分布见图14,最大应力在螺栓孔上下两处,最大应力为394MPa小于屈服强度1127MPa。当轴向偏移达到最大时,应力分布如图17所示,最大应力转移到螺栓孔左右两侧,最大应力为1080MPa小于屈服强度1127MPa。当角向偏移达到最大时,应力分布如图20所示,最大应力仍在螺栓孔左右两侧,最大应力为1090MPa小于屈服强度1127MPa。结果表明,最大应力均小于材料的屈服强度,所以膜片的强度满足要求。
从图14、图17、图20中可以看出膜片最大应力出现在螺栓孔的边缘,主要是因为螺栓孔处受载大,受力面积小,且在有孔的地方容易引起应力集中。所以为了提高膜片的疲劳强度,应尽可能减少两轴的相对位移量,同时采取能改善应力分布的措施,如在螺栓孔内加橡胶套、提高垫片的粗糙度等。同时
还可知当膜片联轴器所联接的两轴不对中程度较大
时,产生的附加载荷对膜片强度的影响会超过扭矩和离心惯性力对膜片强度的影响。
4 结语
本文对膜片联轴器中膜片组件的受力情况进行了详细的分析,并以Lovejoy公司研制的SX410-6膜片联轴器为分析对象,建立了1/3局部膜片的有限元模型,充分考虑了膜片组所承受各种力,如扭矩、轴向偏移、径向偏移、角向偏移以及膜片和螺栓的离心惯性力,使边界条件及载荷与实际情况比较接近。通过有限元分析计算了膜片组的强度,并以云纹图的形式显示了应力分布情况,具有一定的理论和实际应用价值。可见,基于有限元法对膜片联轴器进行结构强度分析是一种简便且行之有效的方法,可用于指导膜片结构的研发及改型设计。参考文献:
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