萬向聯(lián)軸器的有限元分析

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1、萬向聯(lián)軸器的有限元分析 the Finite Element Analysis of the Universal Coupling 2013年7月 摘要 本文以一種應(yīng)用于風力發(fā)電機上的聯(lián)軸器——十字軸式萬向聯(lián)軸器為研究對象， 以 大型 CAE 軟件—— ANSYS 為工具，研究分析了此種聯(lián)軸器在動力學、 靜力學等方面的 內(nèi)容。 在靜力學分析中，利用 ANSYS 軟件的高級建模功能建立該聯(lián)軸器的三維模型，施 加適當?shù)倪吔鐥l件， 采用 Solid185 單元離散聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)， 建立了聯(lián)軸器的有限元仿真 分析的實體模型。根據(jù)聯(lián)軸器在危險工況下的受載情況對其進行了靜強度分析。最后求 解獲得

2、其應(yīng)力應(yīng)變分布情況，同時對其進行了強度校核，結(jié)果證明十字軸式萬向聯(lián)軸器 的設(shè)計是符合強度要求的。 關(guān)鍵詞：聯(lián)軸器；有限元； ANSYS I 目錄 摘要 I 第 1 章緒論 1 1.1聯(lián)軸器性能與功用 1 1.2 聯(lián)軸器分類 1 1.3 萬向聯(lián)軸器的研究現(xiàn)狀 2 1.4本課題的研究意義 4 第 2 章十字軸聯(lián)軸器傳動特性 6 2.1 十字軸式萬向聯(lián)軸器 6 2.1.1 十字軸式萬向聯(lián)軸器概述 6 2.1.2 十字軸傳動的優(yōu)點 6 2.1.3 十字軸萬向聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)特點 7 2.2 課題研究對象 8 2.2.1 問題

3、的提出與研究方向 8 2.2.2 CENTA—FH 型聯(lián)軸器 8 第 3 章聯(lián)軸器有限元分析 9 3.1 有限元模型的建立 9 3.2 加載與計算 11 3.3后處理 13 第 4 章凸緣叉有限元分析 18 4.1 有限元模型的建立 18 4.2 加載與計算 19 4.3后處理 20 第 5 章結(jié)論 26 參考文獻 27 I 機械強度 第1章緒論 1.1聯(lián)軸器性能與功用 聯(lián)軸器是機械傳動中的一種常用軸系部件，它的基本功用是聯(lián)接兩軸（有 時也聯(lián)接軸和其他回轉(zhuǎn)零件），并傳遞運動和扭矩【 聯(lián)軸器是機械產(chǎn)品軸系傳

4、動中最常用的一種聯(lián)接部件，應(yīng)用范圍涉及國民 經(jīng)濟的各個領(lǐng)域，是品種多，量大面廣的通用基礎(chǔ)部件之一。與齒輪傳動、帶 傳動、鏈傳動等傳動機構(gòu)相比，聯(lián)軸器傳動機構(gòu)有著其獨特的、其它傳動機構(gòu) 不能代替的優(yōu)點。當需要將一根軸上的扭矩或轉(zhuǎn)速以較大的軸間夾角傳到相距 較遠、且其角度可能變化的另一根軸時，往往只能選擇聯(lián)軸器傳動機構(gòu)來實現(xiàn)。 普通聯(lián)軸器是用來聯(lián)接同一軸線的兩軸，而萬向聯(lián)軸器則多是用來聯(lián)接兩 相交軸或平行、交錯的兩軸。萬向聯(lián)軸器不但允許有相當大的軸間夾角，而且 允許軸間夾角在限定的范圍隨工作需要而變動【2】。 就萬向聯(lián)軸器的傳遞扭矩能力來說，最大可達到幾萬 N ? m,最小可達幾 N ? m

5、,甚至更小，并且有多種尺寸和結(jié)構(gòu)，所以對于各種實際情況都有相應(yīng)尺 寸和型式的聯(lián)軸器可供使用或較為方便的研制出來。因為萬向聯(lián)軸器具有很多 優(yōu)點，所以它的使用日益廣泛：從交通運輸用的飛機、汽車、艦船，至V工業(yè)生 產(chǎn)用的軋鋼機、紡織機、輕工生產(chǎn)自動線；從傳遞上萬 N ? m的重型傳動，到 指令控制儀中用來傳遞分秒級的精確傳動，幾乎都離不開萬向聯(lián)軸器。 1. 2聯(lián)軸器分類 聯(lián)軸器類型較多，使用范圍也越來越廣，并不斷地被改進與更新。若按傳 遞扭矩的大小可分為小型聯(lián)軸器和大型聯(lián)軸器；若按轉(zhuǎn)速特征可分為非等速型、 準等速型、等速型；通常根據(jù)其對相對位移有無補償能力（即能否在發(fā)生相對 位移條件下保持聯(lián)接的

6、功能）劃分為剛性聯(lián)軸器和彈性（即撓性）聯(lián)軸器兩大 類【3】。剛性聯(lián)軸器對相對位移沒有補償能力，且全部由剛性零件組成，也沒有 緩沖減振能力，適用于要求被聯(lián)接的兩軸嚴格對中、載荷平穩(wěn)的場合；彈有緩 沖減振能力，適用于要求被聯(lián)接的兩軸嚴格對中、載荷平穩(wěn)的場合；彈性聯(lián)軸 器因具有撓性，不但有補償兩軸相對位移和緩沖減振等功能，還可以兼作防止 傳動軸系過載而導致重要零部件受到破壞的安全裝置。 本文分析的十字軸萬向聯(lián)軸器就屬于彈性聯(lián)軸器，常見彈性聯(lián)軸器有十字 滑塊聯(lián)軸器、萬向聯(lián)軸器、齒式聯(lián)軸器、滾子鏈聯(lián)軸器、彈性套柱銷聯(lián)軸器、 彈性柱銷聯(lián)軸器、星形彈性聯(lián)軸器、剪切銷安全聯(lián)軸器。 1. 3萬向聯(lián)軸器的研究

7、現(xiàn)狀 20世紀初由于汽車工業(yè)的異軍突起， 使人們開始對萬向聯(lián)軸器有了新的認 識，并加以重視。目前世界上對聯(lián)軸器研究水平較高的國家仍然集中在歐美發(fā) 達國家，如德國、俄羅斯、美國、日本、英國、羅馬尼亞等國。十字軸萬向聯(lián) 軸器⑷是最早被應(yīng)用于生產(chǎn)實踐中的一種萬向聯(lián)軸器，也是應(yīng)用最廣的一種， 各國的傳動機構(gòu)學方面的學者都對其特別的重視，但對其進行系統(tǒng)的運動學、 動力學以及振動和彈塑性研究還只是近二十幾年的事。 德國柏林大學的工程博士 Jurge nHabich的研究表明：雙十字軸萬向聯(lián)軸器 在實際應(yīng)用時中間軸長度隨機變化時其扭轉(zhuǎn)剛度也隨之變化，這樣，對于萬向 聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)振動來說將產(chǎn)生影響。他先從理

8、論上分析了雙十字軸萬向聯(lián)軸器的 扭振情況，隨后進行了實驗，并將實驗結(jié)果與理論值進行了比較。 美國哥倫比亞大學機械工程系的 Frendenstein博士及其助手運用二元數(shù)方 法對單十字軸萬向聯(lián)軸器運動精度及其運動副受外載的影響進行了分析。 1984 年，西德工程師協(xié)會對聯(lián)軸器的研究現(xiàn)狀進行了分析后得出：今后聯(lián)軸器的發(fā) 展方向一般為通過研究提高已有的各種聯(lián)軸器的極限轉(zhuǎn)速、提高其最大扭矩， 以此來實現(xiàn)高轉(zhuǎn)速高功率傳遞。 近年來由于經(jīng)濟發(fā)展的需要，我聯(lián)軸器行業(yè)如雨后春筍般蓬勃發(fā)展起來。 新發(fā)明、新改進不斷涌現(xiàn)。青島科技大學的常德功教授發(fā)明的三叉桿式萬 向聯(lián)軸器【6-101就有許多優(yōu)點，如結(jié)構(gòu)簡

9、單，制造、安裝、維修簡便等，具有廣 闊的應(yīng)用前景。常德功教授曾在《三叉桿式萬向聯(lián)軸器采用調(diào)心軸承時的運動 分析》中分析了三叉式萬向聯(lián)軸器采用調(diào)心軸承時輸出軸轉(zhuǎn)角和輸入軸轉(zhuǎn)角之 間的關(guān)系，并得出這種聯(lián)軸器為準等角速傳動萬向聯(lián)軸器的結(jié)論，討論了軸偏 轉(zhuǎn)角大小對輸出、輸入轉(zhuǎn)角差值的影響。分析表明，這種聯(lián)軸器中轉(zhuǎn)角差值的 變化周期是輸入軸自轉(zhuǎn)周期的三倍。 另外四川省成都張博惠發(fā)明的新型萬向聯(lián)軸器、溫州朱啟良發(fā)明的十字軸 式萬向聯(lián)軸器、李君佑發(fā)明的萬向節(jié)等等，都標志著我國的聯(lián)軸器事業(yè)走上了 較為成熟的階段。 由于十字軸聯(lián)軸器的理論比較成熟，各方面的數(shù)據(jù)也比較充分。所以許多 學者希望在運動學方面進行完

10、備的分析，以便為開發(fā)或分析新型的聯(lián)軸器打下 基礎(chǔ)。動力學的發(fā)展，使人們對聯(lián)軸器的研究更加深入。要想實現(xiàn)聯(lián)軸器轉(zhuǎn)軸 轉(zhuǎn)速的提高和質(zhì)量的減輕，不能不考慮聯(lián)軸器的振動和彈性變形等問題。 1991年同濟大學喻懷正教授的學術(shù)會議論文《十字軸萬向聯(lián)軸器的振動研 究》，首次提出以整個十字軸萬向聯(lián)軸器傳動為研究系統(tǒng)， 用適合計算機計算的 傳遞矩陣法進行振動分析研究。研究表明：為減少系統(tǒng)的振動程度，設(shè)計時除 了應(yīng)該盡量減少傳動角和轉(zhuǎn)動慣量外，更應(yīng)盡量使系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動角速度避開各階 固有頻率。隨著機械系統(tǒng)的高速化、精密化，聯(lián)軸器的彈性動力學分析將成為 必然，但這一部分的研究在國內(nèi)尚處于起步階段。 1996年上海

11、工程技術(shù)大學的朱金榴在 《萬向聯(lián)軸器十字軸的運動學和動力 學方程》一文中，對繞定點轉(zhuǎn)動的十字軸進行運動學、動力學分析，引入歐拉 矩陣，解出廣義坐標和歐拉角之間的換算關(guān)系。將傳統(tǒng)的歐拉運動方程、歐拉 動力學方程配以矩陣形式，解出三維的瞬軸方程、繞瞬軸角速度、角加速度和 慣性力矩。 在受力分析方面，武漢大學王惠珍教授在《計入摩擦力和慣性力的三叉式 萬向聯(lián)軸器的受力分析》一文中，針對工程實際，對同時計入摩擦力和慣性力 的三叉式萬向聯(lián)軸器的受力提出了一種分析模型，利用此模型建立了既簡單又 實用的三叉式聯(lián)軸器的力學表達式，并結(jié)合實例對這種聯(lián)軸器的受力進行了數(shù) 值分析。力分析的結(jié)果可為軸承的設(shè)計提供理論

12、依據(jù)和參考，其簡化的計算公 式為工程計算提供了方便。 同濟大學教授毛培芳在《十字軸萬向聯(lián)軸器的失效分析和結(jié)構(gòu)改進》中指 出：1、十字軸萬向聯(lián)軸器是工程機械常用的傳動部件，又是易損件，對十字軸 萬向聯(lián)軸器進行失效分析和結(jié)構(gòu)改造，將有助于延長其使用壽命和產(chǎn)品的更新 換代。2、國內(nèi)外十字軸萬向聯(lián)軸器的生產(chǎn)、使用和維修等方面情況進行理論分 析和實例統(tǒng)計表明，十字軸萬向聯(lián)軸器的主要失效形式有：滾針軸承磨損，十 字軸凹痕、點蝕和剝落、節(jié)叉孔磨損和變形。3、十字軸萬向聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)改進 有多種途徑，如使?jié)L針軸承中的接觸應(yīng)力均勻分布，改善滾針軸承的潤滑與密 封條件，防止十字軸軸向竄動和增加節(jié)叉剛度等。 清華

13、大學楊康樂教授在《大型十字軸萬向聯(lián)軸器的受力分析》一文中，以 上鋼五廠100mm直徑穿孔機組所用大型十字軸萬向聯(lián)軸器為對象， 對聯(lián)軸器的 受力狀況以及附加彎矩的產(chǎn)生原因進行了分析，并用三維有限元法對叉頭工作 時的應(yīng)力和變形進行了計算：所得結(jié)果對大型十字軸萬向聯(lián)軸器的設(shè)計、制造 和系列標準的指定以及推廣應(yīng)用都有實際的參考意義。 在交通運輸行業(yè)中，新型高速的電力機車越來越成為未來發(fā)展的趨勢，這 對聯(lián)軸器有很高的要求，要求使用的聯(lián)軸器能有較大的軸向和角度補償，在機 車運行和轉(zhuǎn)彎時，能減少振動和減輕受力。日本、法國等國家在這方面已經(jīng)取 得了一定的成果，他們在機車車輪軸之間采用大軸向補償?shù)氖州S聯(lián)軸器

14、，軸 向補償量可以達到150mm-300mm,而我國對該項技術(shù)的研究還處于起步階段， 故對十字軸聯(lián)軸器進行深入的分析研究具有廣闊的前景。 1.4本課題的研究意義 在風力發(fā)電傳動系統(tǒng)中，現(xiàn)在大多使用梅花瓣聯(lián)軸器、齒輪聯(lián)軸器和十字 軸萬向聯(lián)軸器等，而其中以十字軸聯(lián)軸器應(yīng)用最為廣泛，因為它制造維修方便、 傳遞扭矩大、效率高、壽命長，可以取得很好的經(jīng)濟效益。 十字軸聯(lián)軸器設(shè)計時采用十字軸作為傳遞扭矩的元件。十字軸聯(lián)軸器具有 軸向、徑向位移補償功能，特別是當主、從動軸徑向誤差比較大時，其優(yōu)勢相 對其它型式的聯(lián)軸器更加明顯。 然而實踐表明，應(yīng)用在風力發(fā)電機上的 CENTA-FH型十字軸聯(lián)軸器在工

15、作過程中多次出現(xiàn)明顯的振動現(xiàn)象，經(jīng)工作人員多次安裝調(diào)試，仍然沒有 解決振動問題，嚴重影響和制約著發(fā)電機組的正常工作。 引起聯(lián)軸器振動的主要原因有兩個：動不平衡和聯(lián)軸器裝配不對中，兩者 通常是同時存在并共同作用的。機械振動理論告訴我們，當回轉(zhuǎn)體在臨界轉(zhuǎn)速 或其附近運轉(zhuǎn)時，會產(chǎn)生共振，回轉(zhuǎn)體本身將出現(xiàn)很大變形并作弓狀回旋，引 起支承及整個傳動系統(tǒng)的劇烈振動，甚至造成回轉(zhuǎn)體的破壞，而當轉(zhuǎn)速在臨界 轉(zhuǎn)速的一定范圍之外時，運轉(zhuǎn)即趨于平穩(wěn)。任何回轉(zhuǎn)體都應(yīng)該避免在臨界轉(zhuǎn)速 下運行，否則將造成很大的撓度，發(fā)生劇烈的振動，甚至造成軸承和回轉(zhuǎn)體的 破壞。 因此，為確保發(fā)電系統(tǒng)安全高效的工作，回轉(zhuǎn)軸系的工作轉(zhuǎn)

16、速 n必須在其 各階臨界轉(zhuǎn)速【111一定范圍以外。一般要求對于工作轉(zhuǎn)速低于其一階臨界轉(zhuǎn)速 的回轉(zhuǎn)軸系，n < 0.75n1;對于工作轉(zhuǎn)速高于其一階臨界轉(zhuǎn)速的回轉(zhuǎn)軸系， 1.4 nk

17、共 振，同時為了提高傳動的平穩(wěn)性并采取有利的改進措施。十字軸式萬向聯(lián)軸器 的輸入軸以等角速轉(zhuǎn)動時，輸出軸的轉(zhuǎn)速和承受的扭矩均作微小的周期性變化， 因此系統(tǒng)將有扭振產(chǎn)生。同時作用于輸入軸的附加彎矩和作用于輸出軸的周期 性軸向力也將分別產(chǎn)生系統(tǒng)的橫向振動和縱向振動。 本文用有限元方法對十字軸聯(lián)軸器進行模態(tài)分析，具有一定的創(chuàng)新意義。 由于十字軸萬向聯(lián)軸器是一種空間機構(gòu)，由于空間機構(gòu)運動的復雜性，從目前 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀來看，對十字軸聯(lián)軸器的研究一般均采用數(shù)值公式計算的方法， 如向量、矩陣、二元數(shù)、四元數(shù)、旋量及張量等。這些方法對求解復雜問題有 些困難，而且精確度差。本課題用有限元分析軟件 ANSYS

18、對其進行力學分析， 避免了數(shù)值公式計算的缺點，有較好的實際應(yīng)用價值。 5 機械強度 第2章十字軸聯(lián)軸器傳動特性 2. 1十字軸式萬向聯(lián)軸器 2. 1. 1十字軸式萬向聯(lián)軸器概述 在形式眾多的萬向聯(lián)軸器中，十字軸萬向聯(lián)軸器是一種應(yīng)用時間最長，使 用范圍最廣的萬向聯(lián)軸器。十字軸萬向聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單，加工方便，低副磨損 小，傳遞功率大，效率高，且裝配精度要求較低、制造成本低，使用方便，因 此被廣泛地應(yīng)用于機械、汽車、紡織、建筑工程等各類行業(yè)中，盡管近幾十年 來，己研制和開發(fā)出來諸如球籠式、球環(huán)式、三銷式等各種新型的萬向聯(lián)軸器， 但十字軸聯(lián)軸器仍活躍在各個工程領(lǐng)域，在目前使用的萬向聯(lián)

19、軸器中，它仍占 很大比例，是一種主要的萬向聯(lián)軸器 【12】0 目前各種類型的萬向聯(lián)軸器，主要是以雙十字軸聯(lián)軸器為基礎(chǔ)，研制開發(fā) 而成的。如凸塊式萬向聯(lián)軸器、三銷式萬向聯(lián)軸器等，其工作原理和雙十字軸 聯(lián)軸器是基本相同的，只是把中間傳動軸和兩端的十字軸演化為凸塊或者三銷。 這些型式的聯(lián)軸器簡單可靠，允許的軸間角比較大，但其傳動效率低，且容易 磨損，因此使用范圍較小。 由于十字軸萬向聯(lián)軸器在輸入軸以恒定的轉(zhuǎn)速輸入運動和扭矩時，輸出軸 輸出的運動和轉(zhuǎn)速呈周期變化【131,因此這是一種非等角速傳動，在工作中容易 產(chǎn)生慣性力和附加彎矩及扭矩，當高速轉(zhuǎn)動時，還會產(chǎn)生橫向振動與扭轉(zhuǎn)振動， 增加了傳動的不穩(wěn)

20、定性，這使其應(yīng)用受到一定的限制，尤其受限于要求傳動平 穩(wěn)的場合。盡管如此，由于兩個單十字軸聯(lián)軸器在一定的條件下組成的雙十字 軸聯(lián)軸器能夠?qū)崿F(xiàn)等速，且由于十字軸聯(lián)軸器發(fā)明得早，制造成本又低，傳動 效率又比較高，其在今后較長的時間里，仍將在聯(lián)軸器的使用領(lǐng)域占有相當大 的比例，是一種主要的聯(lián)軸器，其發(fā)展方向?qū)⑹侵赜谔岣邩O限轉(zhuǎn)速和使用壽 命，SWP型十字軸式萬向聯(lián)軸器和SWZ型十字軸式萬向聯(lián)軸器是兩種常見的 兩種雙十字軸式萬向聯(lián)軸器116-171 0 2.1.2十字軸傳動的優(yōu)點 十字軸萬向聯(lián)軸器是一種理想的傳動聯(lián)軸器，在諸多機械傳動設(shè)備中被廣 泛采用。十字軸傳動具有如下優(yōu)點： (1) 傳動效率

21、高，可降低電力消耗約 5%?15%。 (2) 傳遞扭矩大，在回轉(zhuǎn)直徑相同的情況下，比滑塊式萬向聯(lián)軸器能傳遞更 大的扭矩。 (3) 傳動平穩(wěn)，沖擊約為滑塊式的1/10?1/20。 (4) 潤滑條件好，節(jié)省投入和保養(yǎng)維修費用。 (5) 使用壽命長，一般使用可達1?2年。 (6) 允許傾角大，兩軸夾角可以達到35°?45°。傳動時候噪音低(30 dB? 40dB) (7) 傳動時候噪音低(30 dB?40 dB) 0 十字軸式萬向傳動軸是應(yīng)用于兩相交軸或兩平行軸之間的動力和運動的傳 遞裝置。其傳遞的扭矩小至幾N?m,大到幾百kN?m,它的結(jié)構(gòu)也從單接頭、 雙接頭發(fā)展到多根聯(lián)接的萬向傳動

22、鏈。適用于不同場合的傳動軸，其結(jié)構(gòu)型式 和技術(shù)性能要求也有所不同，準確、合理地選用和維護傳動軸，對保證機械傳 動穩(wěn)定、可靠地運行以及延長其使用壽命十分重要。 2. 1. 3十字軸萬向聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)特點 十字軸式萬向聯(lián)軸器的主要構(gòu)件由主、被動叉形接頭與十字軸、中間軸組 成，傳遞動力的中間受力元件為十字軸。這種聯(lián)軸器的許用軸傾角可達 15°以 上，雙節(jié)使用時，能實現(xiàn)瞬時等角速比的萬向傳動，較好地滿足了主從動軸徑 向位移補償和角位移補償需要【181。 列入國家標準的十字軸式萬向聯(lián)軸器有：JB5513SWC型整體叉頭十字軸式 萬向聯(lián)軸器、JB3241SWP型剖分軸承座十字軸式萬向聯(lián)軸器和 JB3

23、242SWZ型 整體軸承座十字軸式萬向聯(lián)軸器。按其接頭型式又分為單頭萬向聯(lián)軸器和雙頭 萬向聯(lián)軸器。 (1) 單頭十字軸式萬向聯(lián)軸器。在主動軸以等速旋轉(zhuǎn)時，從動軸則時快時慢， 雖然總的轉(zhuǎn)數(shù)是相等的，但產(chǎn)生角加速度，則會由于慣性力而產(chǎn)生附加力矩， 造成沖擊和振動，降低傳動效率和零件的壽命。這是單頭萬向聯(lián)軸器的缺點。 (2) 雙頭十字軸式萬向聯(lián)軸器。由運動學分析得知，為消除從動軸的不等速， 防止產(chǎn)生角加速度，通常采用雙頭十字軸式萬向聯(lián)軸器。 雙頭十字軸萬向聯(lián)軸器允許兩聯(lián)接件間有較大的空間距離和角位移，并且 具有傳遞扭矩大，轉(zhuǎn)動靈活、平穩(wěn)、效率高、壽命長、允許軸折角大、可伸縮、 噪聲低以及潤滑

24、維修方便等優(yōu)點，因此在許多行業(yè)應(yīng)用廣泛。 2. 2課題研究對象 2.2. 1問題的提出與研究方向 本論文分析的是德國CENTA公司生產(chǎn)的CENTA — FH型萬向聯(lián)軸器，它 是一種十字軸式萬向聯(lián)軸器，常適用于柴油機輸出與大角度萬向軸的聯(lián)接，能 消除萬向軸運動反力對柴油機的不良影響，同時提供萬向軸配套，免維護，應(yīng) 用廣泛，這種聯(lián)軸器還常用在風力發(fā)電機上，聯(lián)接增速器與發(fā)電機。 2.2. 2CENT—FH型聯(lián)軸器 以下對CENTA — FH型聯(lián)軸器做一下概述。 德國CENTA公司專門從事萬向聯(lián)軸器、離合器、碳纖維軸系、萬向軸傳 動裝置及減震裝置的生產(chǎn)和開發(fā)。其聯(lián)軸器產(chǎn)品類型有二十多種，扭

25、矩覆蓋范 圍：10?106N?m，廣泛應(yīng)用于船舶、機車、工程機械、建筑機械、風力發(fā)電、 大型船艦及工業(yè)設(shè)備等傳動系統(tǒng)。 CENTA聯(lián)軸器采用由碳纖維管材料的驅(qū)動軸，能夠輕而易舉地達到減輕 傳動部件重量的目的。 碳纖維驅(qū)動軸的主要優(yōu)點如下。 (I)明顯地減輕了驅(qū)動軸的重量。和堅硬的鋼質(zhì)軸相比較，碳纖維軸的重量 明顯地減輕了約70%，這其中包括復合管端部必要的金屬部件，其實僅碳纖維 管本身的重量的確很輕。一般可以規(guī)納為：軸越長，減重的量越大，復合軸減 重的效果越明顯。 (2)臨界速度高。由于轉(zhuǎn)速是設(shè)定的，故使用碳纖維軸的優(yōu)點體現(xiàn)在長的推 進軸系上。換言之，軸承之間的距離會較長。因此，長軸系

26、上通常不需要布置 軸承，至少減少了軸承的數(shù)量，這樣就降低了成本，減輕了軸系，減少了部件, 而且還節(jié)省了軸承支撐件的成本以及減輕了重量。 (3) 長壽命、低噪聲、無腐蝕、無磨擦、免維修、不導電、無磁性。 這種主動鎖緊系統(tǒng)使軸系在額定扭矩下安全系數(shù)提高到 6倍，疲勞強度的 安全系數(shù)提高到3倍。為了避免由于軸的裝配偏差和扭曲所造成的危險應(yīng)力， CENTA公司在軸管的兩端原則上采用柔性聯(lián)接 第3章聯(lián)軸器有限元分析 3.1有限元模型的建立 以CENTA — FH系列CM2600型萬向聯(lián)軸器為研究分析對象。 材料屬性：此系列聯(lián)軸器是碳纖維合金鋼，這種復合材料是一種高彈性、 低密度材質(zhì)，屈服

27、極限為（T s2= 345Mpa。 工況：取發(fā)電機在額定功率 P= 120kW,轉(zhuǎn)速n= 1500r/min時進行分析 首先需要定義工作文件名并設(shè)置分析模塊，然后進行必要的定義，包括定 義單元類型和選項、定義實常數(shù)和材料屬性等。 在ANSYS軟件中定義材料性能參數(shù)如下 楊氏彈性模量 E仁240GPa，泊松比 皿=0.3 接著就可以建立幾何模型，尺寸參數(shù)參照測繪的相關(guān)資料。以聯(lián)軸器的軸 線方向為z軸，生成聯(lián)軸器幾何模型見圖 3-1、圖3-2、圖3-3所示 圖3-1聯(lián)軸器幾何模型 9 機械強度 10 機械強度

28、 # 機械強度 圖3-2中間軸的幾何模型 # 機械強度 # 機械強度 ANSYS F g MAY 19 2QL3 20:24:16 # 機械強度 # 機械強度 圖3-3十字軸的幾何模型 11 機械強度 定義橫截面類型和單元坐標系，對模型進行網(wǎng)格劃分，生成有限元單元、 節(jié)點，得到有限元分析的實體模型，然后施加荷載及約束；這里選取 Solid185 實體單元對模型進行有限元網(wǎng)格劃分。 有限元實體模型見圖3-4所示

29、，一共劃 分了 72543個實體單元，共計17375個節(jié)點。 AN5YS lli.t MAT 19 2013 mo沁 圖3-4網(wǎng)格劃分后的聯(lián)軸器實體模型 3.2加載與計算 ANSYS的求解就是解方程。通過各類求解器，求解由有限元方法建立的 聯(lián)立方程組，其結(jié)果是得到節(jié)點的自由度解，并進一步得到單元解。這里選擇 求解類型并進行求解選項設(shè)定。 Main Menu>Preprocessor>Loads>AnalysisType>New Analysis，在彈出的 New Analysis對話框中選擇 Static靜力學分析。 Mai n Menu >Soluti on >De

30、fi ne Loads>Apply>Structural>Displaceme nt> On Areas選項對聯(lián)軸器施加邊界條件，在聯(lián)軸器的一個十字軸上施加 UX、UY、 UZ方向的約束。 ANSYS R14.5 ElENEdS WY 1? ?013 20:06:41 圖3-5對聯(lián)軸器施加邊界條件和載荷 聯(lián)軸器載荷的確定須根據(jù)其最大受力狀態(tài)下的扭矩。 設(shè)聯(lián)軸器傳遞功率為P,它應(yīng)等于外力偶Me和相應(yīng)角速度之乘積，即 P =Me 3 工程中功率P的常用單位為kW，力偶矩的單位為N?m,轉(zhuǎn)速n的單位 P =MeX 2 m/60 X0 r/min（轉(zhuǎn)/分）。于是得

31、 由此得 3 M e=P00 /03/2 n=9549P/n 由平衡條件知， 故有 在轉(zhuǎn)動軸中，扭矩和力偶矩是相等的，即 T =Me T=PX60 /03/2 n=9549P/n 3 已知應(yīng)用于風力發(fā)電機上的聯(lián)軸器其單臺發(fā)電機額定功率為 120KW。 按照功率一定，最低轉(zhuǎn)速時其扭矩值最大。經(jīng)調(diào)研已知風力發(fā)電機的額定 轉(zhuǎn)速n=1500r/min，最危險工況就按照額定功率下其最小轉(zhuǎn)速 n=1000r/min時 計算 T= 9549P/n=9549 >20/1000=1145.8Nm Mai n Menu >Soluti on >Defi ne Loads>Apply

32、>Structural>Force/Mome nt> On Nodes選項，在另一個十字軸側(cè)面施加扭矩 1145.8N?m。 施加邊界條件和載荷如圖 3-5所示。 然后選擇 Main Menu>Solution>Solve>Current LS 開始計算。 3.3后處理 Main Menu>General Postproc>Plot Results>Contour Plot>Element Solu 觀察 單元應(yīng)力云圖（見圖 3-6、圖3-7）。 ANISYS R143 1ST 13 ECU 2D：lfi!：47 10S.923 -101-991 -55.LZ -3-243

33、1S 3B.€ZL? 85.492€ -31.C94C Lt.lOCS G2-fl47L 圖3-6（ 1）單元沿xy面剪切應(yīng)力  ELLMEKT SOLUTICE： S^"E?=L ANSYS RW>S MAY 19 2313 21；20;1Z SUB =1 T1WE=L ST2 (M^AVC) ~^6.7Z€6 -Z2-773E 1-L73OZ 25-1315 €5-0347 -S4..7Sfl2 -13-797^1 1S.LS54 3". 1002 €l.C€il 圖3-6 (2)單元沿yz面剪切應(yīng)力 ￡L￡M￡?r ￡010! 10H JTEP-1 S

34、UB =1 ANSYS R14..5 ia￥ 19 2C13 20:11:2^ 2XZ iIT0Aa/3) RSYS-0 EHX -+22EE-06 SHi ^59-5124 2MX鼻箋7再 I1ME-1 -as.5^2石 -43.ESE"7 -Lg..4E51 疋印-3ZE-5 旨日.3監(jiān)正 -O.7955 -30.0319 9.S2L72 43 A353 圖3-6 (3)單元沿xz面剪切應(yīng)力 16 機械強度 17 機械強度 ILEMEtn SOLUTIOK 3?tP=l S U3 -1 TIME-1 ANSY5 R

35、14..S MS? 19 2C13 2Q=11:4￡ 乩 (MM呻 RSYS-C -ZlZ-BOi^ -113.533 -14.5562 . S7-31 1B3-C9€ -1M.24C -M-1153 St.CIC*? 154.133 # 機械強度 圖3-6 (4)單元沿x軸方向應(yīng)力 # 機械強度 # 機械強度 ELEEEfT： S5LUTIO1I 9t￡E=l 彳陽=1 TIME-1 ANSYS R14..5 HSY 19 2

36、C13 ZD：12：1S 25L.2=￡ -Q<.2C44 1 ￡.?￡.? 210.7? 18 機械強度 # 機械強度 圖3-6 (5)單元沿y軸方向應(yīng)力 # 機械強度 19 機械強度 EUMENT SOLUTCOM ANSYS # 機械強度 MW IE 2013 20:12:33 SOT暑1 7IHE-1 SZ (NOAVGJ R3T3=D EMJ： =P22SE-C￡ SEN

37、 — 13E.23 5EZ =9~.22JE # 機械強度 # 機械強度 -2337 -15.Z455 2S .■'405 "4.7103 -B￡ .734& -37.744C 7.24￡iEt g2.2?7 # 機械強度 圖3-6 (6)單元沿z軸方向應(yīng)力 # 機械強度 # 機械強度 ￡L￡JO1 SOLDI IOS.. 弍I EM sra si riML-1 sun iio佝 □HX =.225E-0￡ 5MTI =?D SMS -i3￡?3.^￡ ANSYS RUS ￡L

38、LY J9> 2Q13 2km：h # 機械強度 # 機械強度 ?301395 52.5292 105,057 157-565 210.113 7B.7S31 131.J21 ia3.^4J 23^.17^ # 機械強度 圖3-7單元總應(yīng)力強度分布彩云圖 Main Menu>General Postproc>Plot Results>Contour Plot>Nodal Solu 觀察節(jié) 點應(yīng)力云圖（見圖 3-8） SIEL*1 SU3 =1 TIW-1 BIST

39、CO 14 7 4 AN SYS Xii IS 2013 2n±U!D2 .031475 50.B746 101 .■?電目 1^2 ■百2 丄 203 ?09 電 ?5.*3fl 7C.3112 127.101 118.037 228.931 25MX =2^5^3L 圖3-8節(jié)點應(yīng)力分布彩云圖 以上是對聯(lián)軸器靜力學分析的結(jié)果，圖 3-6顯示了聯(lián)軸器受最大扭矩時分 別沿xy面、yz面、zx面的剪切應(yīng)力和沿x軸、y軸、z軸的拉壓應(yīng)力分布。 最大應(yīng)力分布見表3-1，從中可以看出，xy面、yz面、zx面內(nèi)的剪切應(yīng)力相對 較小，而沿x軸、y軸的拉壓應(yīng)力相對較大。單元最大應(yīng)力（T =

40、236.376Mpa,而 已知十字軸的最大屈服極限（T s= 345Mpa, c

41、我們對凸緣叉也進行有限元分析。 在ANSYS軟件中定義材料性能參數(shù)如下 楊氏彈性模量 E仁240GPa，泊松比 皿=0.3 接著就可以建立幾何模型，尺寸參數(shù)參照測繪的相關(guān)資料。以凸緣叉的軸 線方向為z軸，生成聯(lián)軸器幾何模型見圖4-1所示。 圖4-1凸緣叉幾何模型 定義橫截面類型和單元坐標系，對模型進行網(wǎng)格劃分，生成有限元單元、 節(jié)點，得到有限元分析的實體模型，然后施加荷載及約束；這里選取 Solid185 實體單元對模型進行有限元網(wǎng)格劃分。有限元實體模型見圖 4-2所示，一共劃 分了 16360個實體單元，共計5212個節(jié)點。 AN SYS fl 143 MAK 2

42、- AL3 1I1S9±DO 圖4-2網(wǎng)格劃分后的凸緣叉實體模型 4.2加載與計算 ANSYS的求解就是解方程。通過各類求解器，求解由有限元方法建立的 聯(lián)立方程組，其結(jié)果是得到節(jié)點的自由度解，并進一步得到單元解。這里選擇 求解類型并進行求解選項設(shè)定。 Main Menu>Preprocessor>Loads>AnalysisType>New Analysis，在彈出的 New Analysis對話框中選擇 Static靜力學分析。 Mai n Menu >Soluti on >Defi ne Loads>Apply>Structural>Displaceme nt> On Ar

43、eas選項對凸緣叉施加邊界條件，在凸緣叉的一個所有螺栓上施加 UX、UY、 UZ方向的約束。 Main Menu>Solution>Define Loads>Apply>Structural>Pressure>On Areas 選 項，經(jīng)計算，在凸緣叉與十字軸連接處施加壓強 930374Pa 施加邊界條件和載荷如圖4-3所示。 然后選擇 Main Menu>Solution>Solve>Current LS 開始計算。 圖4-3對凸緣叉施加邊界條件和載荷 4.3后處理 Main Menu>General Postproc>Plot Results>Contour Plot

44、>Element Solu 觀察 單元應(yīng)力云圖（見圖4-4、圖4-5）。 23 機械強度 24 機械強度 ELE^n SOL7TEOE STE&-2 SUB -1 SIY lirOAVG) R5T5-D UHX -.319E-LD 3MW =^7\CC357 SJ￡t —心5 ANSYS Rl*.5 May 2? 2313 -3..$239^1 -_734d￡.3 ￡-4^&71 -t.O^SS -2.36<03 ?”沛罷 3.92E7C 7aD

45、“ SU3 =1 TIME-2 S*E (N□AVE) RSYS-C CHK =^19E-LD sjor SMK?三?3C437 ANSYS -^_3lC392 -E.1G0? -1.03140 3 -13174 -7.23S91 -3S1C1O§ 1.C3413 ^.23€￡€ 5.30457 圖4-4 (2)單元沿yz面剪切應(yīng)力 25 機械強度

46、 ANSYS RL^a >&T 29 2013 Ifi;.29:21 E.LEMEOT SOLDIIOJJ STEP-2 5ZZ (WOAW> K3Y3=D DMX -+31S€-10 SMIT —11.5S63 ="??* 26 機械強度 # 機械強度 -LI.59￡3 -5.43Q21 -73EB47 ■5-zl-ClEl 13-DIES -€ _E123< I.34711 s.aiaaB S .9i4?3 Xe.lSL # 機械強度 圖4-4 (3)單元沿xz面剪切應(yīng)力 # 機械強度

47、 # 機械強度 ELEMENT SO1UTISM 5TtF=Z S UB *1 I^lE-2 SX RSYS-3 DMX =,31W-1D SfflT =-27 + 9135 5MX ^30.￡454 I.HOAW) ANSYS R1A5 MAY 29 2C15 LG:27:04 -27,513 9 一 *1心已自喘車 -1,7935^ IJ.ZsS 3LS€ 2L.3351 0.327^7 4-7901S 17_7fi7S 30_e4B4

48、 # 機械強度 圖4-4 (4)單元沿x軸方向應(yīng)力 # 機械強度 27 機械強度 ELEMI&1I SC-LOTIOa S：E?-2 SUB =1 3T 皿 MTS) RSYSO E'MX -+31SE-10 srar =-Z0 ■耳號 §2 SMX =21^E74 ANSY5 R14..5 jav 29 1013 L6：2€：ll -23-4SS2 -11-2133 -L.32735 7-3SBE2 L€.€444 n 臨甜 -C.fi733S 12-091& ￡1.2974 圖4-4 (5)單元沿y軸方向應(yīng)力

49、 ELEmn S3L3TIC-E STEP=2 STS *1 IIMEs； SZ (険呵 R5YS-C owe S . J319EH0 EMI ― 2 0 JE E. SWt =46.0595 ANSYS R14.S MAY 29 J0L5 L6z27：SL -S0-93&—__ -i&msi AH 3943 ' UTTfi& -73.04?? -7.2TOO-4 聒 24 2192 “ 圖4-4 (6)單元沿z軸方向應(yīng)力

50、 28 機械強度 TTK：-? S-ZLUTIOW 3THT (HOAWI mz -,3-lJE-lO 3MI 94OE-Q3 業(yè)iL -63.4J9& ANSYS RIAL JdtY 29 2013 L€：31：34 29 機械強度 # 機械強度 -340Z-D2 11,.* LIB 1 .翦換 21.K73 5G - 37 @1 # 機械強度 ^E?-2 SUB -1 TIMI-J Sim i細刃 DSQL -.319f

51、-lC say =.44.5E-D3 DS =；0.75^1 _<4=-E-33 22-=&g^ 33.22￡2 <=.1171 E . ^4C07 LC.9L93 2S..l$eg 3S.477S 圖4-5單元總應(yīng)力強度分布彩云圖 Main Menu>General Postproc>Plot Results>Contour Plot>Nodal Solu 觀察節(jié) 點應(yīng)力云圖和位移云圖（見圖 4-6、4-7） ANSYS R14l5 沁 29 2013 _-■ = J：zh &0.7&7L 圖4-6節(jié)點應(yīng)力分布彩云圖 恥沁 3cnnr:n SOB

52、-1 □SUM (AV^I □MX =.319E-U 飆=.319E-13 ANSYS MAY 29 2C13 X7：55：^3 0 -11OE-1L .14JE-10 .2131-10 .2043-10 .9&SE-11 .10CZ-10 .L77E-10 山伉尼祖口 圖4-7節(jié)點位移分布彩云圖 3丄9Z-L0 以上是對凸緣叉靜力學分析的結(jié)果，圖 4-4顯示了凸緣叉受最大扭矩時分 別沿xy面、yz面、zx面的剪切應(yīng)力和沿x軸、y軸、z軸的拉壓應(yīng)力分布。 最大應(yīng)力分布見表4-1，從中可以看出，xy面、yz面、zx面內(nèi)的剪切應(yīng)力相對 較小，而沿x軸、z軸的拉壓應(yīng)力相對較大。單

53、元最大應(yīng)力 (T =63.5Mpa，而已 知十字軸的最大屈服極限(T s= 345Mpa，c < c s,滿足應(yīng)力分布。 表4- 1凸緣叉最大應(yīng)力分布情況 應(yīng)力方 向 XY面 YZ面 XZ面 X軸向 丫軸向 Z軸向 單元 應(yīng)力 節(jié)點 應(yīng)力 最大應(yīng) 力 值 (Mpa) 7.1 9.3 16.2 30.8 21.3 40.1 63.5 50.8 最大應(yīng) 力主要 集中部 位 螺栓 孔 螺栓 孔 連接 軸 螺栓 孔 螺栓 孔 連接 軸 連接 軸 連接 軸 第5章結(jié)論 本文首先介紹了聯(lián)軸器性能與功用以及十字軸聯(lián)軸器傳動特

54、性。隨后以一 種應(yīng)用于風力發(fā)電機上的聯(lián)軸器一一十字軸式萬向聯(lián)軸器為研究對象，以大型 CAE軟件一一ANSYS為工具，研究分析了此種聯(lián)軸器在靜力學方面的內(nèi)容。 在靜力學分析中，利用ANSYS軟件的高級建模功能建立該聯(lián)軸器的三維模型， 施加適當?shù)倪吔鐥l件，采用 Solid185單元離散聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)，建立了聯(lián)軸器的 有限元仿真分析的實體模型。根據(jù)聯(lián)軸器在危險工況下的受載情況對其進行了 靜強度分析，得出了關(guān)于聯(lián)軸器以及凸緣叉的應(yīng)力云圖，此聯(lián)軸器在最大扭矩工 況下工作時應(yīng)力主要集中在十字軸上，最大應(yīng)力在十字軸材料的屈服極限范圍 內(nèi)，中間聯(lián)結(jié)軸和凸緣叉應(yīng)力很小。結(jié)果證明十字軸式萬向聯(lián)軸器的設(shè)計是符 合強度

55、要求的。 32 機械強度 參考文獻 [1] 譚慶昌、趙洪志、曾平 機械設(shè)計 吉林科學技術(shù)出版社 2000年5月出版349?358 [2] 孫凌玉十字萬向聯(lián)軸器的有限元分析 華東冶金學院學報 1995第12卷第1期 81 ?85 [3] 李勇萬向聯(lián)軸器的選型設(shè)計 江蘇冶金2000年第2期76?78 [4] Wakamatsu.M,Yoshida.K,Kojime.Y An alysis of Viscous Coupli ng. SAE925056 [5] 龐峰、常德功、鄒玉靜 三叉桿滑移式萬向聯(lián)軸器的運動精度分析青島科技大學機 械2003 年第30 卷第1期22?2

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