邵俊鵬 崔仕海 王希貴 李光毅

摘 要：針對某一風力發(fā)電機組六自由度加載實驗平臺的需求，設(shè)計了一種連桿式聯(lián)軸器。該聯(lián)軸器一端與加載平臺嵌接，在補償加載平臺所產(chǎn)生的各向角度及位置偏差的同時并能穩(wěn)定的傳遞扭矩?？紤]到普通膜片式聯(lián)軸器的各向偏差補償能力小，角度補償過程中會產(chǎn)生額外的軸承負荷等問題，該聯(lián)軸器采用連桿代替原有的膜片結(jié)構(gòu);連桿兩端采用關(guān)節(jié)軸承連接，在提升各向偏差補償能力的同時而不產(chǎn)生軸承負荷?；诳臻g幾何知識建立了該聯(lián)軸器連桿的分布與長度關(guān)系的數(shù)學模型。為了進一步對此聯(lián)軸器進行研究，先利用ANSYS workbench對聯(lián)軸器靜載轉(zhuǎn)矩工況進行了應力分析。得出主要部件的應力應變分布云圖，并進行強度校核。

關(guān)鍵詞：連桿;聯(lián)軸器;偏差補償;應力分析

DOI：10.15938/j.jhust.2019.02.001

中圖分類號： TH133.4

文獻標志碼： A

文章編號： 1007-2683（2019）02-0001-05

Abstract：According to the requirements of a six degree of freedom load test platform for a wind turbine， a kind of connecting rod coupling is designed. One end of the coupling is embedded onto a loading platform which can compensate for the angle and position deviation and transfer torque at the same time. Considering that the compensation ability of the diaphragm coupling is small and the additional bearing load will be produced in the process of angle compensation， the coupling adopts the connecting rod to replace the original diaphragm structure. Both ends of the connecting rod are connected by a joint bearing which can improve the ability to compensate for deflection and no bearing load. A mathematical model of relationship between the distribution and length of the coupling rod is established based on spatial geometry knowledge. In order to further study the coupling， in this paper， the stress analysis is carried out by using the ANSYS workbench static load torque. The stress and strain distribution nephogram of the main components is obtained and the strength check is carried out. It provides some guiding significance and reference value for the design and research of the connecting rod coupling on the loading platform.

Keywords：connecting rod;coupling;deviation compensation;stress analysis

收稿日期： 2017-04-01

基金項目：

國家國際科技合作專項項目（2012DFR70840）.

作者簡介：

邵俊鵬（1957—），男，博士，教授，博士研究生導師;

王希貴（1972—），男，博士，副教授.

通信作者：

崔仕海（1990—），男，碩士研究生，Email：742851451@qq.com.

0 引 言

聯(lián)軸器是廣泛應用于兩軸（主動軸和從動軸）之間的連接裝置，其目的就是實現(xiàn)兩軸的共同旋轉(zhuǎn)以傳遞扭矩。同時在傳動過程中要求其應具有緩沖、減振和提高軸系動態(tài)性能的特性，通常使用的柔性聯(lián)軸器有彈性聯(lián)軸器、膜片聯(lián)軸器、萬向聯(lián)軸器等。在所有的柔性聯(lián)軸器中，他們各具特點。但是他們的使用環(huán)境都有一定的局限性，即兩軸的對中度不能偏差太大，而且在運轉(zhuǎn)過程不能出現(xiàn)大的位置偏移，只能在允許的偏差范圍內(nèi)機動。

本文所提出的連桿式聯(lián)軸器主要應用于某一大型風力發(fā)電機加載平臺之上。此加載平臺采用六自由度加載，可以實現(xiàn)空間狀態(tài)下的各種位姿。因此，為了保證聯(lián)軸器能高效穩(wěn)定的傳遞轉(zhuǎn)矩，就要求聯(lián)軸器能夠承受加載平臺作用于其身上的拉、扭、壓等各種隨機載荷，并具有較高的軸向、徑向以及角度上的偏差補償能力。目前，應用在風電領(lǐng)域或者具有良好的多方向補償能力的聯(lián)軸器主要以膜片聯(lián)軸器為主，它是利用自身所帶膜片發(fā)生彈性變形的原理進行偏差補償。膜片發(fā)生彈性變形后產(chǎn)生的恢復力會強加到聯(lián)軸器上，因此膜片聯(lián)軸器的功能更多體現(xiàn)在維持兩軸對中原狀。如果將膜片聯(lián)軸器應用于風力加載平臺上，膜片的彈性恢復力將會阻礙加載平臺的自由運動，造成加載力的失調(diào)，從而會使整個加載系統(tǒng)處于阻尼干涉狀態(tài)[1-2]。

本文在綜合考慮了普通柔性聯(lián)軸器的補償特點及其特殊應用場合下，提出了連桿式聯(lián)軸器。首先通過對連桿式聯(lián)軸器進行結(jié)構(gòu)介紹。根據(jù)加載平臺所需聯(lián)軸器的參數(shù)要求，建立了連桿式聯(lián)軸器三維模型如圖1所示（連桿式聯(lián)軸器處于補償狀態(tài)）。

建立了聯(lián)軸器回轉(zhuǎn)尺寸與連桿長度關(guān)系的數(shù)學模型，通過空間幾何關(guān)系對連桿分布及長度的選取進行了理論論證。對聯(lián)軸器進行模型優(yōu)化，通過ANSYS workbench對其進行應力分析。根據(jù)聯(lián)軸器工作載荷的要求，施加工況中的峰值轉(zhuǎn)矩，得到聯(lián)軸器

關(guān)鍵部件的應力應變分布云圖。通過對應力應變云圖的分析，得到聯(lián)軸器的受力情況及其薄弱環(huán)節(jié)，并對其進一步的改良和優(yōu)化提供了參考依據(jù)。

1 連桿式聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)特點

經(jīng)對普通膜片聯(lián)軸器的研究發(fā)現(xiàn)，普通的膜片聯(lián)軸器雖然在角度偏差和軸向偏差都具有一定的補償能力，但也有著自身的缺陷。首先對膜片的扭轉(zhuǎn)剛度要求比較高，這樣就對材料的要求比較高，從而成本也會增加;另外膜片聯(lián)軸器通過自身彈性形變?nèi)パa償各種偏差，當偏差過大時會造成膜片受到較大的外力而使絞制孔或絞制螺栓磨損，因此膜片聯(lián)軸器也就不適用于長期超載或者頻繁進行大角度偏差補償?shù)膱龊?當膜片聯(lián)軸器進行角度補償時，膜片發(fā)生形變必然會產(chǎn)生彈性力，而這彈性力就會間接的傳遞到與軸相配合的軸承上，產(chǎn)生軸承負荷。鑒于以上缺陷，本文提出了連桿式聯(lián)軸器，結(jié)構(gòu)組成如圖2所示。

1-鍵槽2-半聯(lián)軸器 3-關(guān)節(jié)軸承 4-中間軸 5-連桿 6-緊定螺栓組 7-緊定螺紋孔

連桿式聯(lián)軸器主要由半聯(lián)軸器、緊定螺栓、關(guān)節(jié)軸承、連桿、中間軸組成。關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈與緊定螺栓一端配合安裝，并將緊定螺栓固定到半聯(lián)軸器或中間軸的法蘭上;關(guān)節(jié)軸承外圈與連桿兩端的孔配合安裝，實現(xiàn)半聯(lián)軸器-緊定螺栓-關(guān)節(jié)軸承-連桿-關(guān)節(jié)軸承-緊定螺栓-中間軸的連接。

新型聯(lián)軸器通過關(guān)節(jié)軸承和連桿的搭配，使得角度偏差補償有了很大提升，而且角度補償?shù)臄?shù)值可以通過改變半聯(lián)軸器和中間軸的距離而改變;特定的連桿長度保證了聯(lián)軸器在進行角度偏差補償時無外力作用，從而避免了連接軸上的軸承負荷。根據(jù)加載平臺對聯(lián)軸器的尺寸要求，設(shè)計聯(lián)軸器主要部件的尺寸如表1所示。

回轉(zhuǎn)半徑連桿長度中間軸內(nèi)徑中間軸外徑半聯(lián)軸器法蘭厚度緊定螺栓組頸徑連桿厚度

15002121.320002800400300250

2 聯(lián)軸器連桿分布及長度確定的理論分析

本文所提及的連桿式聯(lián)軸器的關(guān)鍵就是連桿的長度和分布，如圖3所示。聯(lián)軸器上的三根連桿成120°分布，而且連桿兩端孔的中心與回轉(zhuǎn)中心的連線成90°。

根據(jù)聯(lián)軸器實際的運動狀況建立幾何模型，如圖4所示，進一步說明該結(jié)構(gòu)的連桿長度及其分布特點。

在空間坐標系OXYZ中，假定平面XOY為聯(lián)軸器連桿初始所在平面，A、B分別表示連桿的兩端孔中心，r表示聯(lián)軸器緊定螺栓組所在圓周半徑。當聯(lián)軸器進行角度補償時必定引起連桿的位置變化，假定連桿其中一端A固定，那么另一端B就會做弧線運動。

根據(jù)所建幾何模型可知A、B兩點的坐標分別為

通過以上模型的論證可知，當連桿兩端孔的中心與回轉(zhuǎn)中心的連線成90°時，在聯(lián)軸器進行角度補償過程中，連桿長度不會發(fā)生變化，即連桿既不受壓也不收拉，避免了內(nèi)力對傳動系統(tǒng)的影響[3-4]。

3 連桿式聯(lián)軸器的ANSYS應力分析

3.1 建立有限元模型及模型的導入

首先在pro/E中建立新型聯(lián)軸器的三維實體模型，并將模型進行格式轉(zhuǎn)換并導入的ANSYS workbench中，選擇長度單位并重新生成實體。簡化模型，去除半聯(lián)軸器的套筒部分，保留法蘭盤，并將模型中的一些倒角元素進行刪除。模型采用ANSYS自帶材料庫中的結(jié)構(gòu)鋼，其材料屬性如表2所示。在ANSYS 檢測出的所有接觸面中，根據(jù)聯(lián)軸器實際運動狀態(tài)進行接觸類型的重新設(shè)定[5-6]。

3.2 對模型進行網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格的劃分對ANSYS分析起著關(guān)鍵作用，默認的網(wǎng)格劃分方法雖然求解速度快，但是特殊情況下很難保證準確度[7]。為此，本文在默認劃分網(wǎng)格的基礎(chǔ)上設(shè)置單元類型為六面體，并對關(guān)鍵部位進行相應細化[8]，如圖5所示。最終使得單元質(zhì)量均值達到0.79以上，保證了網(wǎng)格質(zhì)量，如圖6所示。

3.3 定義載荷和約束

聯(lián)軸器在工作過程中一直承受扭矩，為了直觀顯示受扭狀態(tài)下的應力分布情況，將模型中間軸的一個端面設(shè)為Fixed，半聯(lián)軸器斷面施加一個Moment，載荷值為工作峰值11000000N.M，設(shè)置界面如圖7所示。

3.4 計算求解與結(jié)果分析

在設(shè)計樹solution中添加應變應力求解項，進行求解[9-14]。得到聯(lián)軸器的變形云圖，如圖8所示;聯(lián)軸器的應力分布云圖，如圖9所示，及連桿和緊定螺栓組的應力云圖，分別如圖10和11所示。

通過對ANSYS的求解結(jié)果可以看出，此連桿式聯(lián)軸器的主要受力部位是在于連桿，和安放軸承的緊定螺栓組上。在聯(lián)軸器受扭的情況下，連桿受到拉應力，由于兩端自潤滑軸承的存在使得連桿成為二力桿，理論上應該僅受拉或壓，其應力云圖分布也應均勻有序。但是通過對連桿應力云圖的觀察，可以看出應力分布云圖稍有偏差。主要原因是考慮到連桿的實際受力情況，在連桿與軸承之間設(shè)置了摩擦接觸。從這一點出發(fā)，正好可以解釋連桿應力分布云圖所出現(xiàn)的偏差情況。同時，通過連桿的應力云圖可以看出，連桿出現(xiàn)應力集中的部位正是與自潤滑軸承相接觸的過渡邊緣處，應力值約5.01×107Pa。

緊定螺栓組是支撐和連接連桿的核心組件并由多個部件組成，在聯(lián)軸器工作過程中主要承受彎矩，為了得到更好的仿真效果故將其整合化。通過對緊定螺栓組應力云圖的分析，可以看出此組件的應力主要集中在脖頸處，應力值約3.5×108Pa，這也是整個聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)當中強度和剛度最薄弱的位置。因此在設(shè)計生產(chǎn)過程中，不管是在材料選擇還是熱處理方面，都要保證此處具有足夠的強度和剛度。

4 結(jié) 論

本文對一種連桿式聯(lián)軸器進行了結(jié)構(gòu)分析，通過幾何模型驗證了聯(lián)軸器連桿與回轉(zhuǎn)半徑之間的空間關(guān)系。利用ANSYS有限元分析軟件，對其進行了受扭工況下的應力分析，并得到了主要零部件的應力應變分布云圖。通過對應力應變分布云圖的觀察，確定了主要零件連桿和緊定螺栓組在工作工程中的載荷性質(zhì)，以及載荷的大小和分布位置，經(jīng)過分析對比，得到零部件的薄弱位置。

因此，為使聯(lián)軸器各個部件滿足足夠的強度和剛度要求，具有更長的使用壽命，對這些關(guān)鍵零部件進行相應的結(jié)構(gòu)優(yōu)化及工藝處理是必不可少的。綜上所述，依據(jù)加載平臺所要求的性能參數(shù)而建立的連桿式聯(lián)軸器，通過ANSYS在轉(zhuǎn)矩作用下的應力分析，能夠保證加載平臺的安全運行。同時，對后期連桿式聯(lián)軸器的制造和改型也有一定的指導意義。

參 考 文 獻：

[1] 申屠流芳，張相炎.關(guān)節(jié)軸承式膜片聯(lián)軸器設(shè)計[J].機械科學與技術(shù)，2004，23（1）：43.

[2] 申清潭. 膜片式聯(lián)軸器失效機理探討[J]. 武漢冶金科技大學學報：自然科學版，1999（4）：364.

[3] 張超. 施密特平行軸聯(lián)軸器彈性動力學建模與分析[J]. 機械傳動，2010（7）：68.

[4] 朱金榴，胡秉臣. 雙萬向聯(lián)軸器靜力分析[J]. 吉林工業(yè)大學學報，1995（4）：72.

[5] 申清潭. 膜片式聯(lián)軸器失效機理探討[J]. 武漢冶金科技大學學報：自然科學版，1999（4）：364.

[6] 王影，郭永存.利用ANSYS workbench 對蛇形彈簧聯(lián)軸器進行應力分析[J].機械設(shè)計與制造，2011（1）：90.

[7] 劉景明，閆兵.膜片式聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)對其扭轉(zhuǎn)剛度的影響分析[J].機械工程與自動化，2016（1）：79.

[8] 秦柏，邵俊鵬，張艷芹，等. 環(huán)形橡膠徑向剛度特性仿真分析[J]. 哈爾濱理工大學學報，2009（3）：51.

[9] 王開奇，孫長江，徐鵬. 膜片聯(lián)軸器膜片結(jié)構(gòu)強度分析研究[J]. 江蘇船舶，2011（2）：12.

[10]周德繁，高炳微，智政. 重型龍門鏜銑床橫梁有限元分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化[J]. 哈爾濱理工大學學報，2013（2）：72.

[11]張德智，劉文斌，汪桂林，等. 粗軋機十字萬向軸中間接軸力學分析[J]. 重型機械，2006（6）：52.

[12]常德功，孟兆明，潘悅飛. 利用ANSYS軟件對三叉桿滑塊式萬向聯(lián)軸器進行應力分析[J]. 機械科學與技術(shù)，2003，（S2）：156.

[13]徐偉，馮桂軍，周開勤. 膜片聯(lián)軸器的強度與剛度分析[J]. 機械設(shè)計，1992（5）：25.

[14]王艷國， 周瑞平，船用膜片聯(lián)軸器的膜片結(jié)構(gòu)強度有限元分析[C]// 第四屆全國船舶與海洋工程學術(shù)會議107-111武漢理工大學，2015.

（編輯：王 萍）